挖掘机驱动桥毕业设计

北华大学学士学位论文摘要挖掘机是一种广泛用于公路、铁路、建筑、水电、港口、矿山等建设工程的机械。由于挖掘机具有作业速度快、效率高、机动性好、操作轻便等优点，因此它成为工程建设中土石方施工的主要机种之一。挖掘机的后驱动桥是挖掘机的重要部件，负责向外输出动力。驱动桥作为轮式挖掘机底盘传动系统的主要组成部分，处于传动系统的末端，传递的转矩较大，其工作性能的好坏直接影响到整机的工作性能。驱动桥的功用是通过主传动改变转矩旋转轴线的方向，把纵置发动机的转矩传到横置驱动桥两边的驱动轮上。通过主传动锥齿轮改变传力方向，通过主传动和最终传动将变速箱输出轴的转速降低，转矩增大；通过差速器解决左右差速问题，减小轮胎磨损和转向阻力，从而协助转向。此外驱动桥壳还起承重和传力作用。本文主要是对挖掘机的整个驱动桥内部零部件进行设计计算，包括主减速器部分、差速器、轮边减速器部分以及制动器的选择，由于驱动桥部件的设计技术已有很好的发展，所以这次设计主要借鉴的是詹阳动力JYL80型挖掘机的一些参数展开的。此次设计的意义在于熟悉了机械设计的流程和对矿山机械有了一个整体的了解。关键词驱动桥、主减速器、差速器、轮边减速北华大学学士学位论文ABSTRACTEXCAVATORISAWIDELYUSEDMACHINEINHIGHWAY,RAILWAY,CONSTRUCTION,WATER,ELECTRICITY,PORTS,MINESANDOTHERCONSTRUCTIONPROJECTSASARESULTOFOPERATINGWITHAFASTEXCAVATOR,HIGHEFFICIENCY,GOODMANEUVERABILITY,OPERATIONALADVANTAGESSUCHASLIGHT,SOITBECAMEONEOFTHEMAINMODELSOFTHECONSTRUCTIONOFEARTHANDSTONECONSTRUCTIONTHEDRIVEAXLEOFTHEEXCAVATORISANIMPORTANTCOMPONENTEXCAVATOR,ANDISRESPONSIBLEFOREXPORTINGPOWERWHEELEXCAVATORDRIVEAXLECHASSISISTHEMAINCOMPONENTOFTHETRANSMISSIONSYSTEM,ATTHEENDOFTRANSMISSION,ANDTHETRANSMISSIONOFTORQUELARGEISLARGE,ANDTHEPERFORMANCEOFITSDIRECTIMPACTONTHEPERFORMANCEOFTHEWHOLEWORKDRIVEAXLEISTHEMAINFUNCTIONOFTHECHANGEINTORQUETRANSMISSIONDIRECTIONOFROTATIONAXIS,THELONGITUDINALENGINETORQUESPREADTRANSVERSEWHEELDRIVEONBOTHSIDESOFTHEBRIDGEMAINDRIVETHROUGHBEVELGEARSTOCHANGETHEDIRECTIONOFTRANSMISSIONTHROUGHTHEMAINDRIVEANDFINALDRIVEGEARBOXOUTPUTSHAFTTOREDUCETHESPEED,TORQUEINCREASESTHROUGHDIFFERENTIALSETTLEMENTOFTHEQUESTIONABOUTDIFFERENTIAL,REDUCINGTIREWEARANDSTEERINGRESISTANCE,SOASTOASSISTSHIFTTHEDRIVEAXLEHOUSINGALSOPLAYTHEROLEOFBEARINGANDTRANSMISSIONTHISARTICLEISAREPRINTOFTHEDRIVEAXLEMACHINEDESIGNCALCULATIONOFTHEINTERNALPARTS,INCLUDINGPARTSOFTHEMAINREDUCER,DIFFERENTIAL,WHEELANDBRAKEPARTSREDUCEROFCHOICESINCEDRIVEAXLECOMPONENTSDESIGNHASBEENTHEDEVELOPMENTOFGOODTHEREFORE,THEMAINDRAWOFTHISDESIGNISZHANYANGDRIVEEXCAVATORJYL80TYPECARRIEDOUTANUMBEROFPARAMETERSTHESIGNIFICANCEOFTHEDESIGNISTHATMAKEMEFAMILIARWITHTHEMECHANICALDESIGNPROCESSANDMININGMACHINERYWITHANOVERALLUNDERSTANDINGKEYWORDSDRIVEAXLE、MAINREDUCER、DIFFERENTIAL、WHEELSPEED北华大学学士学位论文I目录第1章绪论111轮式挖掘机的总体概况1111国外轮式挖掘机的发展现状1112国内轮式挖掘机的发展现状312驱动桥的发展现状3121驱动桥的结构组成和功用3122驱动桥的国内外情况及发展趋势4第2章驱动桥总体传动方案的确定和设计621驱动桥内部各部件的功用6211主减速器的类型和功用6212差速器的类型和功用6213轮边减速器的功用722驱动桥传动比的分配723运动参数和动力参数的计算7231主动锥齿轮相关参数的计算7232从动锥齿轮参数的计算8233半轴参数的计算8234轮边减速器中行星轮架的参数计算9第3章关键传动零部件的设计和校核1031主减速器齿轮的设计1032半轴齿轮的设计1433轮边减速器齿轮的设计1734轴的设计计算及校核20341主动锥齿轮轴的设计20342驱动桥半轴的设计2335轴承的选择和校核计算24351计算输入轴轴承24352计算制动器支撑轴承2636花键、普通平键的选择和校核27361主传动轴上花键的选择和校核27362半轴渐开线花键的选择和校核29363行星齿轮轴处普通平键的选择与校核29北华大学学士学位论文II37制动器的选择和计算31371制动器的选择31372制动器的设计计算3138小结32第4章结论3341完成的内容与成果3342该题目设计的意义33致谢34参考文献35北华大学学士学位论文1第1章绪论11轮式挖掘机的总体概况轮式挖掘机是以轮胎作为行走部件的挖掘机械，简称轮挖。轮挖行走速度快，不损坏路面，能远距离自行转场及可快速更换多种作业装置。国外轮挖的最高行走速度大多为2540KMH，国产的大多为2035KMH，贵州詹阳动力生产的高速轮挖JYL200G行走速度甚至达到了51KMH，而履挖的行走速度仅为35KMH。同等级轮挖与履挖对比，虽然轮挖工作效率不如同等级的履挖，但与履挖昂贵的转移费相比，频繁转场时轮挖更具经济优势。正是以其机动、灵活、高效的鲜明特点，轮挖在市政维护工程、公路交通建设及快速抢修等物料挖掘、搬移方面得到了广泛应用。1据统计，在西方发达国家轮挖需求量约占挖掘机需求总量的12，有的甚至达到7080，应用十分广泛。而我国的轮挖仅为3左右，故从世界范围看，轮挖在我国的应用有待挖掘。2可以说，在未来几年继续扩大内需，扩大基础建设发展战略，城市及小城镇建设发展战略的大环境决定了我国轮挖市场的广阔前景。国外轮挖生产企业较多且品种齐全，如日立、小松、利勃海尔、卡特彼勒、沃尔沃、JCB、现代等。这些公司的产品基本体现了当今世界轮式挖掘机技术发展的最高水平，且很多著名公司都拥有其专有关键技术及元器件。国产轮挖在品牌、品种上可选择性都较少，这与国外“百家争鸣”的现象形成鲜明对比。3近年来，虽然国产轮挖在产量、品种和技术水平等方面都有了一定的发展，比如詹阳动力重工开发生产的高速轮挖填补了国产空白、实现了行驶速度的重大突破甚至比国外同类机型还要略高一筹，但发展规模仍然很小，技术性能和工作可靠性还不能满足国内市场的需要，严重缺乏关键技术。总之国产轮挖与国外的相比相差较远，其发展任重而道远。111国外轮式挖掘机机的发展现状国外生产轮挖的企业较多且产品系列齐全。国外轮挖公司的产品基本体现了当今世界轮挖技术发展的最高水平，其中很多公司有其自主知识产权的关键技术和元器件。国外轮挖的技术特点主要有以下几点1）液压系统多采用负荷传感系统或负控制系统。如日本小松带有载荷感应和压力补偿阀的闭心式液压系统CLSS，德国力士乐公司推出的与负荷无关的流量分配系统LUDV，德国林德推出的负荷传感同步控制系统LSC等结构原理与功能基本相同的液压系统，得到较好的应用卡特彼勒、利勃海尔、沃尔沃、斗山、JCB等公司也采用了负荷传感系统。负荷传感系统在液压挖掘机上的优点是显而易见的，能实现对不同负载压力的多个执行元件同时进行快速和精确的控制，各个执行元件互不干涉。而负控制技术具有稳定性好、响应快、可靠性和维修性好等特点，但在起始点为重负荷北华大学学士学位论文2下作业时，因流量与负载有关，所以可控制性较差。由于成熟的制造技术和低廉的价格将会使负控制系统继续发挥作用，尤其在发展中国家还将继续存在。2）国外品牌轮挖多采用自主研发的电子节能及微机控制技术。JCB公司的AMS控制系统兼顾操作简便与实现各种工况下的最高效率，系统设计有几种功率模式，能按操纵手柄的运动和使用要求自动感知液压要求并作出反应，使发动机功率与液压功率匹配，并按需要激活动力提升和发动机自动怠速功能。韩国斗山的独创新一代电子功率优化系统EEPOS，为了操作简便，工作模式仅设计为两档挖掘档和挖沟档；德国利勃海尔轮挖采用全部电子控制，LSC电子极限载荷调节专有技术具有压力补偿、流量补偿功能，增强功率档、高功率档、经济档、精细档、超精密控制开关等多种工作模式选择；LCD显示、声光报警、传感器控制发动机空载怠速。这些控制系统基本具备了多种功率工作模式选择、瞬时增力功能、发动机自动怠速、发动机工作自动预热及过热保护、实时电子监控和自诊断功能，从而提高挖掘机的生产效率，降低油耗，改善司机作业环境，提高机器的自动化程度。3）安全、舒适、可靠的驾驶室。采用带有坠物保护结构FOES和倾翻保护结构ROPS的驾驶室，安装可调节的弹性座椅，用隔音措施降低噪声干扰。如迈克拉克采用了ROES和FOES的驾驶室、沃尔沃采用了独创自带RPOS的CARECAB驾驶室。驾驶室将逐步实施RODS和FOPS设计方法，配装冷暖空调。全密封及降噪处理的“安全环保型”驾驶室，采用人机工程学设计的司机座椅可全方位调节，以及功能集成的操纵手柄、全自动换挡装置及电子监控与故障白诊断系统，以改善司机的工作环境，提高作业效率。4）节能与环保。为提高产品的节能效果和满足日益苛刻的环保要求，国外轮挖企业主要从降低发动机排放、提高液压系统效率和减振、降噪等方面人手。国外工程机械柴油机的发展已经达到全电子控制的程度，采用直喷技术，对柴油的喷射量和喷射时间进行控制，取消了传统的机械式调速器和定时齿轮，简化了柴油机结构。目前世界上卡特和小松等厂家都开发了这种电子控制柴油机，它们的特性曲线可以由软件来决定，对于不同的作业工况采用不同的特性，使柴油机的经济性、排放和动力性都达到最优。日立建机推出的ZXL30W型轮式挖掘机配置了符合欧和TIER11排放标准的发动机，采用超低噪声型消音器并采用其他措施，降低了发动机的噪声。5）多功能化。轮挖愈来愈倾向于多功能化，除了挖掘和起重功能，还有液压锤、钳、剪、夯，钻孔器，铣刨头等，可根据工况更换不同的工作装置。使用这些配套装置可以降低成本，可以减少人工劳动，提高生产率。与此相适应的是挖掘机上配置了快速更换系统，新型的更换系统能够在正常液压系统的压力下自动快速更换各种装置，司机无须离开司机室。如利勃海尔的组合快装系统LIKUFIXSYSTEM，该系统包括一套组合液压快装装置和一个自动转换耦合装置，利用该装置操作员可以在几秒钟北华大学学士学位论文3之内完成工装机械和液压部分的转换；迈克拉克用于远程自动换接的自锁式夹钳侠换装继续发挥作用，尤其在发展中国家还将继续存在。4由以上几点可以看出国外企业在发动机燃料燃烧与电控、液压控制系统、自动操纵、驾驶室条件改善、故障诊断与监控、节能与环保等方面，进行了大量的研究，开发出许多薪结构和新产品，提高了轮挖的高科技含量，促进了轮挖的发展。112国内轮式挖掘机的发展现状国产轮挖主要有两大类一种是360度回转的轮挖，采用专用底盘；另一类是只能有180度转角的经济适用型轮挖，多是在农用小型拖拉机改装而成。这些公司的产品基本体现了国内轮挖技术的最高发展水平，如贵州詹阳动力重工开发出行走系统采用本厂配套件、独特的三节折叠臂工作装置的高速轮挖，山河智能的130W型轮挖等。国产零部件企业在工作油缸、回转支承、驾驶室、座椅、电气仪表等方面已经取得了技术突破。基本可以替代进口产品，但是在工艺性和可靠性上还有待加强。而在发动机、电控系统和液压系统中泵、阀、马达等关键技术。基本掌握在日本、德国等发达国家手中，所以国产轮挖的关键技术及元器件还需要依赖进口。国产柴油机的综合性能指标还无法满足需要，因此国产轮挖多采用康明斯、洋马、道依茨、五十铃、珀金斯等国外品牌；在液压系统及元件方面，由于国内企业基本上还不具备生产各种具有节能效果的多路阀和液压泵的能力，所以液压系统一般来自国外企业，主要有德国REXROTH、德国LINDE、日本NACHI和KYB、意大利COMER等企业，行走马达、泵、回转马达多来自德国、韩国、日本等，驱动桥多数来自德国ZF或意大利DANA桥。例如1山河智能的轮挖130W采用康明斯水冷柴油机，REXROTH的LUDV闭心系统；2徐州徐挖的XCGL40W8采用ISUZU柴油机，BEXROTH的LUDV，采用意大利DANA公司轮挖驱动桥。另一类是只能有180度转角的经济适用型轮挖，是在农用四轮拖拉机的基础上增加挖掘工作装置改制而成，其技术含量低、性能不稳定、可靠性差。512驱动桥的发展现状121驱动桥的结构组成和功用驱动桥如图11所示，它是传动系中最后一个大总成，它是指变速箱或传动轴之后、驱动轮之前所有传力机件与壳体的总称。根据行驶系的不同，驱动桥可以分为轮式驱动桥和履带式驱动桥两种；按其功能可分为刚性桥、转向桥和贯通式驱动桥。驱动桥是车辆的重要组成部分，一般由主减速器、差速器、半轴与最终传动和桥壳等零部件组成。驱动桥的功用是通过主传动改变转矩旋转轴线的方向，把纵置发动机的转矩传到横置驱动桥两边的驱动轮上。通过主传动锥齿轮改变传力方向，通过主传动和最终传北华大学学士学位论文4动将变速箱输出轴的转速降低，转矩增大；通过差速器解决左右差速问题，减小轮胎磨损和转向阻力，从而协助转向。此外驱动桥壳还起承重和传力作用。图11驱动桥组成图122驱动桥的国内外情况及发展趋势90年代前，国内外大多采用普通式驱动桥，轮边减速器和制动器装在轮壳处，轮边减速器大多采用行星齿轮传动。90年以后国内外采用了集中式驱动桥，它的轮边减速器、制动器与主减速器及差速器一起装在桥壳中部。因此，提高了半轴刚度，且结构简单，基本零件数约减少30，制造成本低且主要零件的制造工艺得到改善，但这种结构减小了离地间隙。同时，差速器由以前的齿轮式发展到防滑式等。并且随着材料科学的发展，驱动桥重量、性能也越来越优越。6国外工程机械的驱动桥已普遍采用限滑差速器（NOSPIN牙嵌式或多片摩擦盘式）、湿式行车制动器等先进技术。限滑差速器大大提高了主机的牵引性能，同时减少了轮胎的磨损。而湿式行车制动器则提高了主机的安全性能，简化了维修工作。7国内工程机械仅平地机驱动桥、部分压路机驱动桥使用了NOSPIN牙嵌式差速器。限滑差速器成本高，因而在量大面广的挖掘机、叉车等国产驱动桥上一直没有得到应用。徐州美驰与北京理工大学曾联合研制过行车湿式制动器，在矿用特种车和徐工ZL50型机上使用。徐州良羽传动机械有限公司在停车制动上也做了一些工作，主要用于压路机产品。但国产驱动桥产品的可靠性还有待提高。8而轮式驱动桥的发展趋势也日趋信息化，主要发展在以下几个方面1）发展重型驱动桥；随着大型露天矿、水利工程等建设的需要，轮式工程机械日趋大型化。因此，发北华大学学士学位论文5展重型驱动桥将是今后的发展趋势。2）向计算机设计、制造和试验阶段发展；3）进一步提高部件三化水平，提高驱动桥部件的标准化、通用化、系列化程度。扩大专业化生产能力，提高桥部件与主机配套协作率水平；4）广泛采用自锁式防滑差速器和湿式制动器。9北华大学学士学位论文6第2章驱动桥总体传动方案的确定和设计由于目前国内外驱动桥技术日臻完善，所以根据轮式挖掘机驱动桥的一般设计思路和结构，本次设计方案拟定如下采用单级齿轮主减速器，由一对相交轴双曲面锥齿轮完成减速、增扭、改变方向；差速器采用齿轮式差速器来实现驱动轮的转向，保证车轮的正常运行，它由两个半轴直齿锥齿轮和两个轮边直齿锥齿轮啮合组成；由于设计为大吨位，所以半轴及半轴齿轮采用全浮式半轴，使它在工作时只承受扭矩，而不承受任何弯矩，半轴和桥壳没有直接联系；轮边减速器采用单双级减速配轮边减速器，起到分配传动比，保证驱动桥离地间隙和进一步减速增扭的作用；桥壳采用整体式桥壳，整体式桥壳强度和刚度性能好，便于主减速器的安装、调整和维修。21驱动桥内部各部件的功用211主减速器的类型和功用1）主减速器的类型主减速器按照主传动的类型分为单级减速器和两级减速器。单级减速器由一对圆锥齿轮副组成，由于结构简单，因此一般机械常用这种传动形式。但是它的传动比不能太大，否则从动锥齿轮及其壳体结构尺寸大，离地间隙小，机械通过性能差。14而两级减速器通常由一对圆锥齿轮副和一对圆锥齿轮副组成，它可以获得较大的传动比和离地间隙，但结构复杂，采用较少。但是在贯通式驱动桥上，为解决轴的贯通性问题常采用它。2）主减速器的功用主减速器的功用是把变速箱传来的动力降低转速，增大转矩，并将传动的转矩由纵向改为横向，然后经差速器转向离合器传出。212差速器的类型和功用差速器的结构形式很多，其中常用的有普通锥齿轮差速器、强制锁住式差速器、牙签式自由轮差速器和滑块凸轮式高摩擦差速器。轮式机械在行驶过程中，为了避免两侧驱动轮在滚动方向上产生滑动，经常要求它们能够分别以不同的角速度旋转。比如，转弯时外侧车轮走过的距离比内侧要大；在高低不平的道路上行驶时，左右车轮接触地面所走过的实际路程是不相等的；即使在平直路面上行驶，由于轮胎压力不相等，胎面磨损程度不等，或者左右两侧是在和不等时，则车轮的滚动半径也不相等。16在上述情况下，若左右车轮用同一根轴驱动，则势必使车轮不能做纯滚动，而是边滚动边滑动，即产生了驱动轮的滑磨现象，这是所不容许的。北华大学学士学位论文7213轮边减速器的功用最终传动是传动系中最后一个增扭减速机构，它可以加大传动系总的减速比，满足整机的行驶和作业要求；同时由于可以相应减小主减速器的速比，因此降低了这些零部件传递的转矩，减小了他们的结构尺寸。22驱动桥传动比的分配根据JYL80型挖掘机的传动比分配，选择主减速器的传动比为14I，由已知公式1227III总（21）计算得出，21274675III总23运动参数和动力参数的计算231主动锥齿轮相关参数的计算发动机的功率出来传给液力变矩器，液力变矩器在将动力传给主离合器，之后传给变速箱，最后到达驱动桥的主动锥齿轮轴。22由已知参数，求得发动机转矩95509550231105052100PTNMN发动机已知液力变矩器的变矩比02985K，并查得液力变矩器的效率为086091，此次设计取088，则02985105053135745TKTNM变矩器发动机23108820328PPKW变矩器95509550203286190953135745PNRPM变矩器变矩器变矩器T而变速箱采用单排行星传动方案由机械设计手册查得传动效率为095，又已知变速箱传动比39720608I，则20328095193116PPKW变速箱变矩器MAX313574509539721183242TTINM变速箱MAX变矩器MIN3135745095060818112TTINM变速箱MIN变矩器北华大学学士学位论文8MIN6190951018250608NNRPMI变矩器变速箱MAXMAX619095155863972NNRPMI变矩器变速箱MIN若变速箱输出轴与驱动桥主动锥齿轮间不损耗能量，则主动锥齿轮的转矩、功率等与变速箱一致。232从动锥齿轮参数的计算由手册查得，圆锥滚子轴承效率（每对）1099，太阳轮与行星轮啮合效率2098，行星轮与齿圈啮合效率3098，锥齿轮啮合效率4099，则221411832420990994475313TTINM从动MAX主主动轴MAX221418112099099472757TTINM从动MIN主主动轴MIN22141931160990991874PPKW从动变速箱137654NNRPMI变速箱MIN从动MIN115861245954NNRPMI变速箱MAX从动MAX101825233半轴参数的计算当车轮在不平路面上行驶时，2214475313099099461196TTNM从动MAX半轴MAX22147275709909970596TTNM从动MIN半轴MIN当车轮在平直路面上行驶，且不需要转弯时，半轴的转矩、功率和转速大小与从动锥齿轮的一样。即TT从动半轴（22）PP从动半轴（23）NN从动半轴（24）北华大学学士学位论文9234轮边减速器中行星轮架的参数计算23475313098098652967189TTINM从行星架MAX半轴MAX237275709809865454193TTINM从行星架MIN半轴MIN231874098098180PPNM行星架MAX半轴MAX2459537865NNRPMI半MAX行星架MAX从37655865NNRPMI半MIN行星架MIN从北华大学学士学位论文10第3章关键传动零部件的设计和校核31主减速器齿轮的设计311选用齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）选择双曲面锥齿轮传动2）由于挖掘机为工程机械，速度不高，故选用8级精度（GB/T113651989）3）材料选择，由于是矿山机械，截面尺寸很大，承受载荷大，所以选择35CR（调质表面淬火）4）根据工程机械手册，且要求两齿轮1240ZZ,且1Z、2Z互质。选择主动锥齿齿数17Z，则2114728ZIZ，由以上条件取229Z，则由公式21ZIZ主（31）得出21294147ZIZ主212765414III总312根据驱动桥圆锥齿轮的计算载荷确定齿轮模数根据式32计算MAX/PEMMIZ（32）式中，MAXEM变矩器失速转矩；I传动中最低档传动比；由发动机或变矩器到驱动桥的传动效率；Z驱动桥数。则MAX313574397227084/28248211PEMMIZNM北华大学学士学位论文111）计算模数M由3MPMKM（33）式中MK查表得014018MK，则330162824821104MPMKM查机械手册模数标准系列，取11M以上公式根据工程机械底盘设计教材2）分度圆直径的计算由DMZ（34）得1111777DMZMM221129319DMZMM3）节锥角的计算由1112TAN/ZZ（35）2190（36）得111127TAN/TAN13529ZZ2190901357654）节锥距0A的计算由1012SINDA（37）得101771652SIN2SIN135DAMM5）齿顶高的计算由北华大学学士学位论文12212AAAGAHKMHHH（38）得2027113AAHKMMM（查表得027AK）121215611314AGAAHHHHMHMM（查表得1156H）6）齿根高的计算由2211FAFAHHHHHH（39）得2222173311316FAAHHHHMHMM1121173311143FAAHHHHMHMM7）外圆直径的计算由01111022222COS2COSAADDHDDH（310）得011112COS77214COS135104ADDHMM022222COS31923COS7653204ADDHMM8）齿根角的计算由11101220TAN/TAN/FFHAHA（311）得111105TAN/TAN17165FHA1122016TAN/TAN55165FHA9）圆锥角的计算由北华大学学士学位论文1301120221（312）得0112135551902217651778210）齿面宽的计算由002503FA（313）得0025034125495FACM取45FCM11）螺旋角取35，采用右旋。313主减速器齿轮的校核1齿轮的弯曲强度计算的校核由公式022PSMUVMKKKKFZMJ（314）式中0K超载系数，可取01K；VK动载系数，可取1VK；SK尺寸系数，当16M时，4411081254254SMK；MK载荷分配系数，可取11MK；J计算弯曲强度应力系数，查表得021J。因此012122824821120811162921014571111021PSMUUVMKKKMPAKFZMJ0222228248211208111152210145291111021PSMUUVMKKKMPAKFZMJ北华大学学士学位论文142）齿面接触疲劳强度的校核由公式校核强度0121PPSMFCVCCMKKKKDKFJ（315）式中FK齿轮表面质量系数，取1FK；PC弹性系数，取12272PNCMM；CJ计算接触应力综合系数，取21CJ。因此0121272282482111081111589717507714501PPSMFCCVCCMKKKKMPADKFJ由以上校核结果看出，两齿轮满足设计和使用要求。32半轴齿轮的设计321选用齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）选择“格里森”制直齿锥齿轮传动；2）由于挖掘机为工程机械，速度不高，故选用8级精度（GB/T113651989）；3）材料选择，由于是矿山机械，截面尺寸很大，承受载荷大，所以选择40CR（调质表面淬火）4）根据工程机械手册，且要求半轴齿轮数21415Z,行星齿轮数11012Z，且满足22ZPN，N为行星齿轮数，取2N，P为整数。并且21ZZ在1520范围内。为了使行星齿轮与半轴齿轮相啮合，两半轴的齿数之和必须能被行星齿轮数整除，否则装不上去。因此取110Z215Z322行星齿轮参数的计算1）行星齿轮球面半径BR的计算由3BBPRKM（316）北华大学学士学位论文15得331272824821833BBPRKMMM式中BK球面系数，取127BK；2）节锥距0A的计算由式37得0098099098833816BARMM3）计算锥齿轮大端面模数M由0112SINAMZ（317）得011228162SIN656105AMZ查机械手册模数标准系列，取11M4）分度圆直径的计算由式34可得出1171070DMZMM22715105DMZMM5）节锥角的计算由式35和式36得出111122TAN/TAN3373ZZ2190903375636）齿顶高的计算由式38得出2059742AAHKMMM（查表得059AK）1212167427AGAAHHHHMHMM（查表得116H）7）齿根高的计算由式39得出北华大学学士学位论文1610188005116018870051126HHM22126756FAHHHMM111264284FAHHHMM8）外圆直径的计算由式310得出011112COS7027COS337784ADDHMM022222COS105242COS5631084ADDHMM9）齿根角的计算由式311得出1111056TAN/TAN39816FHA1122084TAN/TAN59816FHA10）圆锥角的计算由式312得出01123375939602215633960211）齿面宽的计算由式313得出0030381625FACM323差速器齿轮的校核1齿轮的弯曲强度计算的校核由式318计算得出022PXSMUVMKKKKFZMJ（318）式中0K超载系数，可取01K；VK动载系数，可取1VK；SK尺寸系数，当16M时，4411081254254SMK；北华大学学士学位论文17MK载荷分配系数，可取11MK；J计算弯曲强度应力系数，查表得021J；060628248218474462PPXMMMPAN因此01212847446120811158712414571111021PXSMUUVMKKKMPAKFZMJ022228474461208111391124145291111021PXSMUUVMKKKMPAKFZMJ2）齿面接触疲劳强度的校核由式校核强度计算0121PPXSMFCVCCMKKKKDKFJ（319）式中FK齿轮表面质量系数，取1FK；PC弹性系数，取12272PNCMM；CJ计算接触应力综合系数，取21CJ。因此，01212728474461108111130217507012501PPXSMFCCVCCMKKKKMPADKFJ由以上校核结果看出，两齿轮满足设计和使用要求。33轮边减速器齿轮的设计331齿轮参数的计算采用单排内外啮合行星轮传动，太阳轮为主动轮（由半轴驱动），齿圈用花键和驱动桥壳体固定连接，行星架和车轮用螺栓连接，这种传动方案的传动比为01I，0I为齿圈和太阳轮的齿数之比。由265I，得出055I。在设计单排齿轮时，必须考虑安装问题，因此，首先考虑行星齿轮机构中各齿轮节圆直径之间的关系，此设计行星齿轮数选为4个。则，3122ZZZ（320）北华大学学士学位论文18同时，为使行星齿轮能够均匀的分布在通过行星齿轮轴中心线的圆周上，还要使13ZZN整数（321）其中，N行星轮的数目。对于工程机械，轮边减速器齿轮模数为456M之间，此处取6M。取119Z，则31019551045ZZI取整得3105Z312105194322ZZZ1）分度圆直径的计算由式34得出11619114DMZMM22643258DMZMM336105630DMZMM2）螺旋角取153）齿顶高的计算由式322计算齿顶高COSAAHKM（322）COS1COS15658AAHKMMM4）齿根高的计算由式323计算齿根高COSFANHHCM（323）COS58COS15672FANHHCMMM5）齿顶圆直径的计算由机械设计教材212P式（106）知1121142581256AADDHMM北华大学学士学位论文192222582582696AADDHMM3326302586184AADDHMM6）齿根圆直径的计算由机械设计教材212P式（106）知112114272996FADDHMM2222582722436FADDHMM3326302726444FADDHMM7）齿宽的计算由式324计算而得1DBD（324）1121141368DBDMM圆整为大齿轮宽度3135BMM。则2140BMM1145BMM332齿轮的校核1齿轮的弯曲强度计算的校核由式325进行校核计算022PSMUVMKKKKFZMJ（325）式中0K超载系数，可取01K；VK动载系数，可取1VK；SK尺寸系数，当16M时，4411081254254SMK；MK载荷分配系数，可取11MK；J计算弯曲强度应力系数，查表得021J。因此，北华大学学士学位论文20012122824821120811124221011451966021PSMUUVMKKKMPAKFZMJ0222228248211208111110721011404366021PSMUUVMKKKMPAKFZMJ032322824821120811147210113510566021PSMUUVMKKKMPAKFZMJ2）齿面接触疲劳强度的校核由式326校核齿面强度0121PPSMFCVCCMKKKKDKFJ（326）式中FK齿轮表面质量系数，取1FK；PC弹性系数，取12272PNCMM；CJ计算接触应力综合系数，取21CJ。因此，0121272282482111081111458210114113501PPSMFCCVCCMKKKKMPADKFJ由以上校核结果看出，两齿轮满足设计和使用要求。34轴的设计计算及校核341主动锥齿轮轴的设计1）按照扭矩初算轴径材料选用40CR调质，硬度在241286HBS。根据教材P370（152）式，并查表153，取097A，则33019311697544101825PDAMMN考虑有键槽，将直径增大5，则5441105884DMM选60DMM2）轴的结构设计北华大学学士学位论文21（1）轴上零件的定位、固定和装配由于主动锥齿轮轴，如图31所示是和齿轮一起制造的，在齿轮右端放一圆柱滚子轴承，并放一个挡圈挡着它轴向向右移动，左端放两个面对面的圆锥滚子轴承，中间放轴套，最左端由输入法兰限制它的向左移动。图31主减速器齿轮轴（2）确定轴各段直径和长度段120DMM长度取120LMM，初选圆柱滚子轴承NU204E，弹性挡圈选挡圈50。II段齿轮左面安轴承，用轴肩来固定轴承，所以取25LMM，268DMM。III段初选用一对圆锥滚子轴承，其内径为60MM，型号为32912，两轴承之间有驱动桥箱体分开，长度为8MM，故III段长335LMM，360DMM。段花键，用以与输入法兰连接，选花键外径为60MM，内径为52MM，长度为433LMM。段是螺纹，用来固定输入法兰用的，所以取轴直径为552DMM，长度550LMM。由上述轴各段长度可算得轴支承跨距76LMM。（3）轴的校核计算按弯矩复合强度计算求分度圆直径已知177DMM。北华大学学士学位论文22求转矩已知11183272TNM，如图32E。求圆周力FT根据教材P198（103）式得3112211832721030734277TTFND求径向力FR根据教材P198（103）式得TAN307342TAN201118634RTFFN求轴承支反力和弯矩因为该轴两轴承对称，所以38ABLLMM则轴承支反力11836455931722RAYBYFFFN30734215367122TAYBYFFFN由两边对称，知截面的弯矩也对称。截面在垂直面弯矩，如图32A所示，115367138291974922AZACFLMNMM截面在水平面上弯矩，如图32B所示，2559312381062692822AYACFLMNMM计算合弯矩，如图32C所示，122919749106269283451095422CCCMMMNMM计算当量弯矩，如图32D所示转矩产生的扭剪力按脉动循环变化，取1，截面处的当量弯矩22211062692811183272140020420322CECMTMNM校核危险截面的强度由式得133114002042030673423470010177ECEMMPAD该轴强度足够。北华大学学士学位论文23图32主传动轴的载荷分析图342驱动桥半轴的设计1）按照扭矩初算轴径材料选用40CR调质，硬度在241286HBS。根据教材P370（152）式，并查表153，取097ACM3301818974536101825PDAMMN考虑有键槽，将直径增大5，则4536110464DMM北华大学学士学位论文24选48DMM2）轴的结构设计（1）轴上零件的定位、固定和装配由于此轴如图33所示，两端都是用花键和齿轮相连，安装时，直接将半轴插入齿轮内部即可。（2）确定轴各段直径和长度此轴就一段，其中左边用一个花键，右端用一个花键根据已有驱动桥的参数，取半轴长度为1295LMM，左右两边花键选外径为48DMM,小径为42DMM，长度分别为157LMM，2155LMM。此轴只承受扭矩，不承受弯矩。图33半轴3）轴的校核计算（1）按扭转强度计算求分度圆直径已知1105DMM求转矩已知2967189TNM由于该轴只受到扭矩，不受到弯矩，或者受到的弯矩很小，所以校核只对扭矩进行。根据教材P370（151）的公式计算395500002967189128135550202105TTPTNMPAWD所以按扭矩强度校核该轴强度足够。35轴承的选择和校核计算根据条件，轴承预计寿命为16365848720H351计算输入轴轴承1）已知101825/NRM。北华大学学士学位论文25两轴承径向反力121118634RRFFN。初选两轴承为角接触球轴承32912型。根据教材P322表137得轴承内部轴向力068SRFF，得1206806811186347606711SSRFFFN2）12SASFFF，0AF故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端117606711ASFFN227606711ASFFN3）求系数X、Y11760671106781118634ARFF22760671106781118634ARFF根据教材P321表118得068E，则11ARFEF22ARFEF，则11X21X10Y20Y4）计算当量载荷P1、P2根据教材P321表136取15PF根据教材P320式138A得1121115111186311016779466PRAPFXFYFN2212215111186311016779466PRAPFXFYFN5）轴承寿命计算P1P2故取16779466PN北华大学学士学位论文26对于圆锥滚子轴承103根据手册得32912型的轴承基本额定动载荷为46000RCN由教材P319式135得10316670166704600010145869101825193116RHCLHNP矿山机械24小时连续作业，取预期计算寿命4000060000HLH由HHLL，得出轴承预期寿命足够。352计算制动器支撑轴承1）已知378/NRM两轴承径向反力3122967189102968766790RRTFFND终出初选两轴承为角接触球轴承33018型根据教材P322表137得轴承内部轴向力068SRFF，得120680682968766720187613SSRFFFN2）12SASFFF0AF故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端1120187667ASFFN2220187613ASFFN3）求系数X、Y1120187613065129687667ARFF2220187613065129687667ARFF根据教材P321表118得068E，则11ARFEF22ARFEF，北华大学学士学位论文27则11X21X10Y20Y4）计算当量载荷P1、P2根据教材P321表136取15PF根据教材P320式138A得1121115129687613044531419PRAPFXFYFN2212215129687613044531419PRAPFXFYFN5）轴承寿命计算P1P2故取44531419PN对于圆锥滚子轴承103根据手册得33218型的轴承基本额定动载荷为330000RCN由教材P319式135得10316670166703300005397486378180RHCLHNP矿山机械24小时连续作业，取预期计算寿命4000060000HLH由HHLL，得出轴承预期寿命足够。36花键、普通平键的选择和校核361主传动轴上花键的选择和校核1）主传动轴上花键选择主传动轴上花键用以与输入法兰连接，根据轴的直径大小，选花键外径为60MM，内径为52MM，键数有8个，长度为33LMM见表31。北华大学学士学位论文28表31矩形花键国家标准2）花键的校核根据机械设计教材P110的花键校核公式3210PPMTZHLD（327）式中载荷分配不均系数，与齿数多少有关，一般取0708，齿数多时取偏小值；Z花键的齿数；L齿的工作长度，MM；H花键齿侧面的工作高度，矩形花键，22DDHC,此处D为外花键的大精，D为内花键的小径，C为倒角尺寸，单位均为MM；MD花键的平均直径，矩形花键，2MDDD；北华大学学士学位论文29P花键连接的许用挤压力，MPA；则33210211832421011459120200078083356PPMTMPAMPAZHLD主所以此花键满足要求。362半轴渐开线花键的选择和校核1）半轴花键的选择根据轴的直径大小，选花键外径为48MM，内径为42MM，齿数有15个，模数为3，长度为57LMM（见表32）。表3230外花键大径基本尺寸2）半轴花键的校核332102461