机械毕业设计（论文）-ZL06型轮式装载机驱动桥的结构设计【全套图纸】 .doc

吉林大学本科毕业论文zl06型装载机驱动桥设计摘要 轮式装载机的驱动桥是变速箱或万向节传动装置之后，驱动轮之前的所有传动机构的总成，它作为底盘传动系的主要组成部分，其功用是将发动机的扭矩进一步增大，以适应车轮为克服阻力所需要的扭矩，同时改变扭矩的方向以便传递给车轮。 本课题是针对zl06型装载机来设计与之相配套的驱动桥，主要设计内容包括主传动器设计，差速器的设计，最终传动（轮边减速装置）的设计以及半轴和驱动桥壳的设计，并成功地将这几部分组成一个整体。关键字：驱动桥，主传动器，差速器，最终传动全套图纸，加153893706zl60型装载机驱动桥设计driving axle design of zl60 model shovel loaderabstract the driving axle of the wheel shovel loader is the assembly of all transmission mechanism after the transmission box or the universal coupling and before the running wheel. as the main components of the chassis transmission, its function is to further increase the torque of the engine, in order to adapt to the wheels needed to overcome the resistance of torque. at the same time, it can change direction of the torque in order to transfer the torque to the wheels. this topic aims at designing the driving axle matching the zl60 model shovel loader. the main design elements including the main transmission design, the differential design, the wheel reduction gear design, the axle design, the axle housing design and form these parts a whole.key words: driving axle, main transmission, differential, wheel reduction gear吉林大学本科毕业论文目录第一章 绪 论 11.1引 言 1 1.2轮式装载机驱动桥得设计要求 1第二章 驱动桥总体方案的确定 2 2.1 非断开式驱动桥 2 2.2 断开式驱动桥 3第三章 主减速器设计 4 3.1 主减速器结构方案分析 4 3.1.1 螺旋锥齿轮传动 4 3.1.2 主减速器结构形式 5 3.2 主减速器主、从动锥齿轮的支撑形式 5 3.2.1 主动锥齿轮的支撑 5 3.2.2 从动锥齿轮的支撑 63.3 主减速器的基本参数选择与设计计算 63.3.1 主减速器锥齿轮的主要参数选择 63.3.2 其他几何参数的确定 83.4 主减速器锥齿轮的材料 93.5 主减速器锥齿轮的强度计算 10 3.5.1 弯曲应力计算 10 3.5.2 接触应力计算 113.6 主传动器锥齿轮轴承的设计计算 123.6.1 确定螺旋锥齿轮上的作用力 123.6.2 主减速器轴承支撑反力的确定 133.6.3 锥齿轮轴承型号的确定和轴承寿命的校核 14第四章 差速器设计 164.1 差速器结构形式的选择 164.2 差速器的基本参数选择与设计计算 17zl06型装载机驱动桥设计4.2.1 差速器球面直径的确定 174.2.2 差速器齿轮参数的选择 174.3 差速器齿轮材料的选择 194.4 差速器直齿锥齿轮强度计算 19第五章 最终传动设计 215.1 轮边减速器的基本参数选择与设计计算 215.1.1 行星传动齿轮齿数的确定 215.1.2 行星传动齿轮模数的确定及角度修正 235.1.3 行星机构齿轮的强度计算 23第六章 半轴的设计与计算 256.1 半轴的型式 256.2 半轴的设计与计算 266.2.1 半轴计算转矩的确定 266.2.2 半轴杆部直径的确定 266.2.3 计算扭转应力 266.2.4 半轴花键部分的应力验算 276.3 半轴的材料选取与热处理 28第七章 驱动桥壳设计 297.1 桥壳的结构形式 297.1.1 可分式桥壳 297.1.2 组合式桥壳 297.1.3 整体式桥壳 297.2 桥壳的受力分析及强度计算 30第八章 结论 33参考文献 34致谢 35吉林大学本科毕业论文第一章 绪论1.1 引言 本课题是对zl06型轮式装载机驱动桥的结构设计。故本论文将对驱动桥及其主要零部件的结构型式与设计计算作一一介绍。 驱动桥是装载机的重大总成，承载着装载机的满载荷重及地面经车轮、车架及承载式车身经悬架给予的铅垂力、纵向力、横向力及其力矩，以及冲击载荷；驱动桥还传递着传动系中的最大转矩，桥壳还承受着反作用力矩。装载机驱动桥结构型式和设计参数除对装载机的可靠性与耐久性有重要影响外，也对装载机的行驶性能如动力性、经济性、平顺性、通过性、机动性和操动稳定性等有直接影响。另外，驱动桥在装载机的各种总成中也是涵盖机械零件、部件、分总成等的品种最多的大总成。例如，驱动桥包含主减速器、差速器、驱动车轮的传动装置（半轴及轮边减速器）、桥壳和各种齿轮。由上述可见，驱动桥设计涉及的机械零部件及元件的品种极为广泛，对这些零部件、元件及总成的制造也几乎要设计到所有的现代机械制造工艺。因此，通过对驱动桥的学习和设计实践，可以更好的学习并掌握现代车辆设计与机械设计的全面知识和技能。1.2 轮式装载机驱动桥的设计要求 驱动桥设计得主要任务，在于正确的确定主传动器、差速器、半轴、最终传动和桥壳等部件得结构形式，并成功地组成一个整体。驱动桥必须满足下列要求： 1）保证装载机具有最好的牵引性能和经济性能，总体设计时应根据装载机得工作条件及发动机、传动系、轮胎等参数，选择合理得传动比来保证这一点。2）驱动桥各部件在工作可靠，并有较长的使用寿命的条件下，应力求做到重量轻、体积小和保证足够的离地间隙。3）结构简单，制造容易，修理、保养等方便。2第二章 驱动桥总体方案的确定第二章 驱动桥总体方案的确定驱动桥处于动力传动系的末端，其基本功能是增大由传动轴或变速器传来的转矩,并将动力合理地分配给左、右驱动轮，另外还承受作用于路面和车架或车身之间的垂直力力和横向力。驱动桥一般由主减速器、差速器、最终传动、半轴和驱动桥壳等组成。驱动桥设计应当满足如下基本要求：a)所选择的主减速比应能保证汽车具有最佳的动力性和燃料经济性。b)外形尺寸要小，保证有必要的离地间隙。c)齿轮及其它传动件工作平稳，噪声小。d)在各种转速和载荷下具有高的传动效率。e)在保证足够的强度、刚度条件下，应力求质量小。 f)结构简单，加工工艺性好，制造容易，拆装，调整方便。驱动桥的结构型式按工作特性分，可以归并为两大类，即非断开式驱动桥和断开式驱动桥。当驱动车轮采用非独立悬架时，应该选用非断开式驱动桥；当驱动车轮采用独立悬架时，则应该选用断开式驱动桥。因此，前者又称为非独立悬架驱动桥；后者称为独立悬架驱动桥。独立悬架驱动桥结构叫复杂，但可以大大提高车辆在不平路面上的行驶平顺性。2.1 非断开式驱动桥普通非断开式驱动桥，由于结构简单、造价低廉、工作可靠，广泛用在各种载货汽车、客车和公共汽车上，在多数的越野汽车和部分轿车上也采用这种结构。他们的具体结构、特别是桥壳结构虽然各不相同，但是有一个共同特点，即桥壳是一根支承在左右驱动车轮上的刚性空心梁，齿轮及半轴等传动部件安装在其中。驱动桥的轮廓尺寸主要取决于主减速器的型式。在装载机轮胎尺寸和驱动桥下的最小离地间隙已经确定的情况下，也就限定了主减速器从动齿轮直径的尺寸。在给定速比的条件下，如果单级主减速器不能满足离地间隙要求，可该用双级结构。在双级主减速器中，通常把两级减速器齿轮放在一个主减速器壳体内，也可以将第二级减速齿轮作为轮边减速器。对于轮边减速器：越野汽车为了提高离地2吉林大学本科毕业论文间隙，可以将一对圆柱齿轮构成的轮边减速器的主动齿轮置于其从动齿轮的垂直上方；公共汽车为了降低汽车的质心高度和车厢地板高度，以提高稳定性和乘客上下车的方便，可将轮边减速器的主动齿轮置于其从动齿轮的垂直下方；有些双层公共汽车为了进一步降低车厢地板高度，在采用圆柱齿轮轮边减速器的同时，将主减速器及差速器总成也移到一个驱动车轮的旁边。在少数具有高速发动机的大型公共汽车、多桥驱动汽车和超重型载货汽车上，有时采用蜗轮式主减速器，它不仅具有在质量小、尺寸紧凑的情况下可以得到大的传动比以及工作平滑无声的优点，而且对车体的总体布置很方便。2.2 断开式驱动桥断开式驱动桥区别于非断开式驱动桥的明显特点在于前者没有一个连接左右驱动车轮的刚性整体外壳或梁。断开式驱动桥的桥壳是分段的，并且彼此之间可以做相对运动，所以这种桥称为断开式的。另外，它又总是与独立悬挂相匹配，故又称为独立悬挂驱动桥。这种桥的中段，主减速器及差速器等是悬置在车架横梁或车厢底板上，或与脊梁式车架相联。主减速器、差速器与传动轴及一部分驱动车轮传动装置的质量均为簧上质量。两侧的驱动车轮由于采用独立悬挂则可以彼此致立地相对于车架或车厢作上下摆动，相应地就要求驱动车轮的传动装置及其外壳或套管作相应摆动。由于断开式驱动桥及与其相配的独立悬挂的结构复杂，故这种结构主要见于对行驶平顺性要求较高的一部分轿车及一些越野汽车上，且后者多属于轻型以下的越野汽车或多桥驱动的重型越野汽车。 由于非断开式驱动桥结构简单、造价低廉、工作可靠，查阅资料，参照国内相关装载机的设计,最后本课题选用非断开式驱动桥。其结构如图2-1所示：1最终传动；2桥壳；3半轴；4主减速器；5差速器3第三章 主减速器设计第三章 主减速器设计主减速器是汽车传动系中减小转速、增大扭矩的主要部件，它是依靠齿数少的锥齿轮带动齿数多的锥齿轮传动。对发动机纵置的装载机，其主减速器还利用锥齿轮传动以改变动力方向。由于装载机在行使时，其驱动轮上要求必须具有一定的驱动力矩和转速，在动力向左右驱动轮分流的差速器之前设置一个主减速器后，便可使主减速器前面的传动部件如变速器、万向传动装置等所传递的扭矩减小，从而可使其尺寸及质量减小、操纵省力。主减速器、差速器设计应满足如下基本要求：a）所选择的主减速比应能保证装载机具有最佳的动力性和燃料经济性。b）外型尺寸要小，保证有必要的离地间隙；齿轮其它传动件工作平稳，噪音小。c）在各种转速和载荷下具有高的传动效率。d）在保证足够的强度、刚度条件下，应力求质量小。e）结构简单，加工工艺性好，制造容易，拆装、调整方便。3.1 主减速器结构方案分析主减速器的结构形式主要是根据齿型和减速形式的不同而不同。3.1.1 螺旋锥齿轮传动主传动锥齿轮按齿型不同，可分为直齿锥齿轮、螺旋锥齿轮和双曲线齿轮。直齿锥齿轮，由于它是直齿，其重合系数小，故运转不平稳，噪音大，容易产生冲击，且小齿轮齿数不能太少，因此它无法适应大负荷大传动比的主传动器的要求，但是它齿型简单，加工容易，仍然被采用在主传动的锥齿轮传动中。螺旋锥齿轮是圆弧锥齿轮的一种，因其螺旋角0，故称为螺旋锥齿轮。它的齿型是圆弧齿，工作时不是在全齿长上突然啮合，而是逐渐地从一端连续平稳地转向另一端，因此运转比较平稳，减少了噪音，并且由于螺旋角的关系，重合系数增大，在传动过程中至少有两对以上的齿同时啮合，相应地增大了齿轮的负载能力，增长了使用寿命。螺旋直齿轮的最小齿数可以减少到6个齿，因此与直齿圆锥齿轮相比可以实现大的传动比。由于上述的优点，在轮式装载机的主传动4吉林大学本科毕业论文器上广泛采用螺旋锥齿轮。在螺旋锥齿轮传动中由于螺旋角的存在而产生轴向力，在结构设计时应选择适当的轴承。在某些产品上，采用了双曲线齿轮传动的主减速器。双曲线齿轮传动中两根轴线并不相交，小齿轮的轴线与大齿轮的轴线偏移一段距离。轴线的偏置可使小齿轮有较大的螺旋角，一般可达50左右,由于小齿轮螺旋角的增加，增大了小齿轮的端面模数，从而也增大了小齿轮的直径，并提高了小齿轮的强度和寿命。双曲线齿轮比螺旋直齿轮的重合系数更大，因此传动更加平稳，齿轮的负载能力更大，但双曲线齿轮在传动中由于延齿长方向和齿高方向都有相对滑动，因此要求专用的双曲线齿轮油加以润滑，另外对加工精度和装配精度要求都比较高，使用上受到一定限制。查阅文献1 、2,主减速器的齿轮传动选用螺旋锥齿轮传动形式。为保证齿轮副的正确啮合，必须将支承轴承预紧，提高支承刚度，增大壳体刚度。3.1.2 主减速器结构形式为了满足不同的使用要求，主减速器的结构形式也是不同的。按参加减速传动的齿轮副数目分，有单级式主减速器和双级式主减速器、单级式主减速器配以轮边减速器等。双级式主减速器应用于大传动比的中、重型汽车上，若其第二级减速器齿轮有两副，并分置于两侧车轮附近，实际上成为独立部件，则称轮边减速器。查阅文献1、2，本设计采用单级式主减速器配以轮边减速器。3.2 主减速器主、从动锥齿轮的支撑形式主减速器必须保证主从动齿轮具有良好的啮合状况，才能使它们很好地工作。齿轮的正确啮合，除了与齿轮的加工质量装配调整及主减速器壳体的刚度有关以外，还与齿轮的支承刚度密切相关。3.2.1 主动锥齿轮的支撑主动锥齿轮的支承形式可分为悬臂式支承和跨置式支承两种。查阅资料、文献，采用跨置式支承结构（如图3-1示）。齿轮前、后两端的轴颈均以轴承支承，故又称两端支承式。跨置式支承使支承刚度大为增加，使齿轮在载荷作用下的变形大为减小，约减小到悬臂式支承的130以下，而主动锥齿轮后轴承的径向负荷比悬臂式的要减小至1/51/7。齿轮承载能力较悬臂式可提高10%左右。5第三章 主减速器设计图3-1 主动锥齿轮跨置式3.2.2 从动锥齿轮的支撑从动锥齿轮采用圆锥滚子轴承悬臂式支承（如图3-2示）。为了增加支承刚度，两轴承的圆锥滚子大端应向内，以减小尺寸c+d。为了使载荷能均匀分配在两轴承上，应是c等于或大于d。当大齿轮的径向尺寸较大时，为了防止在大负荷下的变形，常采用能限制大齿轮因受轴向力而产生偏移的止推装置，对大齿轮的外缘背面加以支撑。本设计为提高支撑刚度，防止负荷过大时从动齿轮变形过大而破坏啮合，采用支撑螺柱，并用调整螺母作为止推装置对从动锥齿轮的外缘背面加以支撑。图3-2 从动锥齿轮支撑形式3.3主减速器的基本参数选择与设计计算总速比21.39，输入转矩1500nm，是主减速器设计的原始数据，应在汽车总体设计时就确定。3.3.1 主减速器锥齿轮的主要参数选择a）从动锥齿轮分度圆直径的选择根据从动锥齿轮上的最大扭矩按经验公式（3-1）选取： （3-1）式中 从动锥齿轮分度圆直径（cm）；6吉林大学本科毕业论文 直径系数，取0.580.66； 按地面附着条件决定的最大扭矩（kg/cm）。 （3-2）式中 装载机满载时的负载，为2700kg； 轮胎滚动半径，为40cm； 轮胎与地面的附着系数，取=0.7； 轮边减速器的传动比，=3.67。代入公式（3-2）算得=25034.09kg/cm再代入公式（3-1），取=0.66，算得19.307cm=193.07mmb）齿数的选择在选择齿数时应尽量使相啮合的齿轮齿数没有公约数，以便使齿轮在使用过程中各齿能互相啮合，起到自动研磨的作用。为了得到理想的齿形重合系数，小齿轮和大齿轮的齿数和不小于40。参考文献1选择小齿轮齿数为z1=6，大齿轮齿数为z2=35，则主传动比i0=35/6=5.83。c）端面模数的选择端面模数按下面公式计算：（3-3）为了验证选用的模数是否合适，用下面公式校队：（3-4）式中 模数系数0.130.19； 端面模数； 从动锥齿轮承受的最大最大扭矩，见式（3-2）。代入数据算得=0.189，所以选用的模数合适。7吉林大学本科毕业论文3.3.2 其他几何参数的确定按照文献1中的设计计算方法进行设计和计算，结果见表3-1。表3-1主、从动锥齿轮参数参 数符 号主动锥齿轮从动锥齿轮齿数z635端面模数5.52分度圆直径 33.12193.07压力角2230齿工作高8.274全齿高9.190齿顶高 7.0881.186齿根高 2.1028.007径向间隙0.166节锥角 94339801621节锥距97.95齿面宽b32.7齿根角 1134544017根锥角 8295475364面锥角盘直径228.6mm8续表3-1螺旋角35周节17.279侧隙0.12mm轮齿的螺旋方向和轴的旋转方向决定了锥齿轮传动的轴向力方向，在工作负荷时，轴向力的方向应力图使大小锥齿轮相互推开，以便在轴承有游隙时，不致使轮齿卡住，加速齿面的磨损，甚至引起轮齿的折断。因此，若单纯从齿轮的寿命考虑，则后驱动桥的一对锥齿轮的螺旋方向应当和前驱动桥的螺旋方向相反，以使前、后驱动桥在带负荷工作时螺旋锥齿轮副所产生的轴向力都使大小锥齿轮互相推开，从而提高齿轮的受用寿命。但在四轮驱动的装载机中，为了提高产品的通用化，减少零部件的品种，采用前后驱动桥通用的部件，这样常常使后驱动桥主传动器在工作时轴向力方向和上述规定的方向相反，而使齿轮的使用寿命有所降低。所以本设计前、后驱动桥主动锥齿轮旋向均为左旋，从动锥齿轮旋向均为右旋。3.4 主减速器锥齿轮的材料驱动桥锥齿轮的工作条件是相当恶劣的，与传动系其它齿轮相比，具有载荷大、作用时间长、变化多、有冲击等特点。因此，传动系中的主减速器齿轮是个薄弱环节。主减速器锥齿轮的材料应满足如下的要求：a）具有高的弯曲疲劳强度和表面接触疲劳强度，齿面高的硬度以保证有高的耐磨性。b）齿轮芯部应有适当的韧性以适应冲击载荷，避免在冲击载荷下齿根折断。c）锻造性能、切削加工性能以及热处理性能良好，热处理后变形小或变形规律易控制。d）选择合金材料时，尽量少用含镍、铬呀的材料，而选用含锰、钒、硼、钛、钼、硅等元素的合金钢。装载机主减速器锥齿轮目前常用渗碳合金钢制造，主要有20crmnti、20mnvb、20mntib、22crnimo和16simn2wmov。渗碳合金钢的优点是表面可得到含碳量较高的硬化层（一般碳的质量分数为0.8%1.2%），具有相当高的耐磨性和抗压性，而芯部较软，具有良好的韧性。因此，这类材料的弯曲强度、表面接触强度和承受冲击的能力均较好。由于钢本身有较低的含碳量，使锻造性能9第三章 主减速器设计和切削加工性能较好。其主要缺点是热处理费用较高，表面硬化层以下的基底较软，在承受很大压力时可能产生塑性变形，如果渗碳层与芯部的含碳量相差过多，便会引起表面硬化层的剥落。为改善新齿轮的磨合，防止其出现早期的磨损、擦伤、胶合或咬死，主减速器锥齿轮在热处理及精加工后均予以厚度为0.0100.020mm的磷化处理或镀铜、镀锡处理。对齿面进行应力喷丸处理，可提高25%的齿轮寿命。本设计采用20crmnti作为主、从动锥齿轮的材料，经渗碳、淬火、回火后，轮齿表面硬度应高达hrc5864，渗碳层深度取1.01.4mm。3.5主减速器锥齿轮的强度计算齿轮使用寿命时由齿轮材料，加工精度，热处理形式及工作条件决定的。驱动桥齿轮承受的是交变载荷，损坏的主要形式是疲劳。交变载荷性质和循环次数是齿轮疲劳损坏的主要因素。圆锥齿轮的强度计算，主要是进行轮齿根部的弯曲应力计算和轮齿表面的接触应力计算。3.5.1 弯曲应力计算轮齿的弯曲应力按以下公式计算：（3-5）上述公式由三部分组成：为有关载荷的参数；为有关轮齿尺寸的参数；为有关应力分布的参数。以上各个参数可按如下方法求得：p 作用在轮齿中点上的圆周力，； 作用在大齿轮上的计算扭矩，=1500nm； 过载系数，与锥齿轮副运转的平稳性有关，对轮式装载机可取=1.251.5； 质量系数；与齿轮精度及节园线速度有关，当轮齿接触良好，节距与10吉林大学本科毕业论文同心度精度高时，可取=1.0； 尺寸系数，反映了材料性质的不均匀性，与轮齿尺寸和热处理等因素有关，端面模数1.6mm时，； 载荷再分布系数，反应在齿宽上载荷分布的不均匀性，与齿轮的支撑刚度有关，对于主动齿轮跨置的结构，取1.001.10； 弯曲计算的综合系数，根据文献1中图选取j=0.165。将各参数代入式（3-5），得：根据文献1，轮齿弯曲应力满足要求。3.5.2 接触应力计算接触应力按以下公式计算： （3-6）上述公式同样由三部分组成：有关载荷的参数；有关齿轮尺寸的参数和有关应力分布的参数。式中各项系数如下： 作用在锥齿轮重点的圆周力，见式（3-5）； 与材料有关的系数，决定于材料的弹性性质，对钢制锥齿轮可取=740； 过载系数=，对轮式装载机可取1.251.50； 质量系数，可取=； 齿面宽，两齿轮齿宽不等时，取其中较小的值； 小齿轮大端分度圆直径； 尺寸系数，当材料选择适宜，渗碳层深度与表面硬度符合要求时，可11第三章 主减速器设计取=1.0； 载荷再分布系数可取=，取1.001.10； 表面质量系数与表面光洁度，表面最后加工性质和表面处理情况有关，对制造精度较高的齿轮，可取=1.0； 表面接触强度的综合系数，根据文献1中图选取j=0.115。将各参数代入式（3-6），得：根据文献1，轮齿接触应力满足要求。3.6 主传动器锥齿轮轴承的设计计算3.6.1 确定螺旋锥齿轮上的作用力作用在锥齿轮轮齿上的法向作用力n可以分解为圆周力p、轴向力q和径向力r。这些力的大小与方向，在螺旋锥齿轮上与该齿轮是主动还是从动以及锥齿轮的螺旋方向和轴的旋转方向有关。本设计的前车桥在装载机工作负荷时，主动锥齿轮轴为逆时针方向转动（面对锥齿轮看），螺旋方向为左旋，受力简图如图3-3。图3-3 螺旋锥齿轮受力简图齿轮传动时，法向力n作用在圆弧齿的法向截面内，并与节锥切面成角（即啮合角）。对于节锥切面法向力n可以分解成圆周力p和在mm平面上的力x、12吉林大学本科毕业论文垂直于mm平面的力r，因为螺旋锥齿轮具有锥顶角为成后1,亦即节锥切平面与水平平面的夹角为1，所以x与r还需要分解在水平面和垂直平面的力。合就是作用在齿上的轴向力和径向力，由图3-3可知，作用在主动锥齿轮上的圆周力、径向力和轴向力分别为： (3-7)作用在从动锥齿轮上的圆周力、径向力和向力分别为：(3-8)式中 从动锥齿轮平均分度圆直径， ； 齿廓压力角； 中点螺旋角； 主动锥齿轮节锥角。将各参数分别代入式（3-7）与（3-8）中，得： 3.6.2 主减速器轴承支撑反力的确定13第三章 主减速器设计 图3-4 跨置式支撑装置锥齿轮作用力见图本设计主动锥齿轮采用跨置式支撑（图3-4），图中a=85mm,b=60mm,c=25mm,a、b、c轴承上的总支反力由下式得： (3-9) (3-10) (3-11)式中 主动锥齿轮平均分度圆半径，即。轴向力q，按图3-4所示方向，应由圆锥轴承b承受。将各参数带入式（3-9）中，得：轴承b：径向力 轴向力 3.6.3 锥齿轮轴承型号的确定和轴承寿命的校核对于轴承b，计算当量动载荷p查阅文献3，锥齿轮圆锥滚子轴承e值为0.4，故e，由此得x=0.4，y=1.5。另查得载荷系数=1.2，则有(3-12)将各参数带入式（3-12）中，得： 14吉林大学本科毕业论文计算轴承应具有的额定动载荷c(3-13)式中 温度系数，查文献3，得=1； 寿命指数，=； n 轴承转速，160r/min； 轴承的预期寿命，5000h；将各参数代入式（3-13）中，得： 查阅文献4，初选的圆锥滚子轴承30305。验算30305圆锥滚子轴承的寿命（3-14）将各参数代入式（3-14）中，得：=33908h5000h所选30305圆锥滚子轴承寿命和负荷满足要求。轴承a、c和从动锥齿轮的支撑轴承都可按此方法得出，其强度和寿命均能满足要求。15第四章 差速器设计第四章 差速器设计轮式装载机在行驶过程中，有很多因素会导致左右车轮的行程产生差别，例如：1） 在高低不平道路上行驶时，左右车轮实际在地面上所走过的行程式不同的。2） 转弯时，内侧车轮得行程总比外侧车轮的行程短。3） 当左右车轮得轮胎气压不等、磨损不均，因此其实际的滚动半径是不相等的。由此可见，在转弯行驶和直线行驶时，左右车轮的行程经常有不相等的机会，如果由一根驱动轴以相等的转速传给两侧车轮，必然会引起车轮在地面上滑移或滑转，增加轮胎的磨损、功率的消耗以及燃料消耗量的增加，同时还使转向困难，使操纵性变坏。因此，在驱动桥结构中都设置有差速器，使左右驱动轮在转弯或不平道路上行驶时，能以不同的角速度旋转。差速器按其结构特征可分为齿轮式、凸轮式、蜗轮式和牙嵌自由轮式等多种形式。4.1 差速器结构形式的选择轮式装载机上广泛采用的差速器为对称锥齿轮式差速器，具有结构简单、质量较小等优点，应用广泛。它可分为普通对称式圆锥行星齿轮差速器、摩擦片式差速器和强制锁止式差速器。强制锁止式差速器就是在对称式锥齿轮差速器上设置差速锁。当一侧驱动轮滑转时，可利用差速锁使差速器不起差速作用。查阅文献1经方案论证，差速器结构形式选择普通对称式圆锥行星齿轮差速器。普通的对称式圆锥行星齿轮差速器由差速器左、右壳，2个半轴齿轮，4个行星齿轮，行星齿轮轴(不少装4个行星齿轮的差速器采用十字轴结构)，半轴齿轮及行星齿轮垫片等组成。由于其结构简单、工作平稳、制造方便等优点，最广泛地用在轿车、客车和各种公路用载货汽车上。有些越野汽车也采用了这种结构，但用到越野汽车上需要采取防滑措施。例如加进摩擦元件以增大其内摩擦，提高16吉林大学本科毕业论文其锁紧系数；或加装可操纵的、能强制锁住差速器的装置差速锁等。4.2 差速器的基本参数选择与设计计算4.2.1差速器球面直径的确定差速器球面直径可以根据经验公式来确定：（4-1）式中 差速器球面直径（mm）； 球面系数，=1.11.3； 差速器承受的最大扭矩（kgmm）,按最大输入扭矩计算。将各参数代入式（4-1）中，得： 取4.2.2 差速器齿轮参数的选择a）行星齿轮数n、行星齿轮和半轴齿轮齿数和为了得到较大模数，以使齿轮有较高强度，行星齿轮的齿数应尽量减少，但一般不少于10。半轴齿轮齿数取1425；半轴齿轮与行星齿轮的齿数比多在1.52范围内；左、右两半轴齿轮的齿数和必须能被行星齿轮的数目所整除，否则将不能安装。根据以上要求，初选半轴齿轮齿数=18，行星齿轮齿数为=10，行星齿轮数目为4。为保证安装，验证如下： 所以所选齿数满足安装要求。b）行星齿轮和半轴齿轮节锥角、及模数m行星齿轮和半轴齿轮节锥角、分别为： （4-2） （4-3）将各参数分别代入式（4-2）与式（4-3）中，得：17第四章 差速器设计 大端模数m及节圆直径d计算式为： （4-4） （4-5）式中 节锥母线长度，。将各参数分别代入式（4-4）与（4-5）中，得： c）行星齿轮和半轴齿轮齿形参数的计算按照文献1中的设计计算方法进行设计和计算，结果见表4-1表4-1差速器齿轮齿形参数计算表参 数符 号行星齿轮半轴齿轮齿数z1018端面模数3.885节圆直径 38.8569.93齿面宽b13.3压力角225齿高系数0.8径向间隙系数0.188齿工作高6.216全齿高6.946轴间夹角90齿顶高 4.6811.535齿根高 2.2655.41218吉林大学本科毕业论文续表4-1径向间隙0.166节锥角 29317605643节锥距40齿根角 3391723044根锥角 2524582559面锥角 313416436周节12.21侧隙b0.15mm4.3 差速器齿轮材料的选择差速器齿轮和主减速器齿轮一样，基本上都是用渗碳合金钢制造，目前用于制造差速器锥齿轮的材料为20crmnti、20crmoti、22crmnmo和20crmo等。由于差速器齿轮轮齿要求的精度较低，所以精锻差速器齿轮工艺已被广泛应用。本设计选用20crmnti作为差速器行星齿轮和半轴齿轮得材料，而十字轴则选用20cr。4.4 差速器直齿锥齿轮强度计算 由于差速器齿轮比主减速器齿轮的工作条件要好些，因而计算就更简单些，只有当车辆转弯或一边打滑、滑转时，差速齿轮才会有相对运动，所以，在这里只进行弯曲强度计算，接触强度就无需计算了。可按下式计算弯曲应力：（4-6）式中 差速器扭矩， ； 主减速器从动齿轮的最大计算扭矩，=1500nm； 差速器行星齿轮数目；19第四章 差速器设计 b 齿宽（cm）； 半轴齿轮齿数； 综合系数，参考文献1得=0.258； m 齿轮的模数； 尺寸系数，当模数m1.6时； 载荷再分配系数，取=1； 过载系数，取=1； 质量系数，取=1。 将各参数代入式（4-6）中，得: 按照文献1，差速器齿轮的3时，1，故，太阳轮为最小齿轮； 当1，故，行星轮为最小齿轮. 本设计=2.6673，所以行星轮为最小齿轮。b）根据装配条件配置行星机构齿轮齿数 由于3，将代入公式，则得行星齿轮齿数的计算公式： （5-2）式中 行星轮数； 表示一个整数。 将各参数代入式（5-2）中，并取=26，得 =17.73 取=18 c）最小齿轮齿数确定之后，根据公式 ； 得=21，=57，=2.714。 d）通过计算初步完成行星排配齿工作，还需再根据同心和装配条件的公式进行进一步的校核验算. 同心条件为 代入数据，经计算满足条件。22吉林大学本科毕业论文 装配条件为代入数据，经计算满足条件。 5.1.2 行星传动齿轮模数的确定及角度修正 由齿轮的强度决定，在行星机构中，由于内齿圈与行星轮啮合时的综合曲率半径较大，齿圈齿根部分的齿厚也较大，内齿圈的强度是较大的，通常只考虑太阳轮与行星轮之间的传动强度，因此行星机构的齿轮模数可根据太阳轮与行星轮啮合传递的负荷大小，由圆柱齿轮的强度公式初选。 本设计根据文献3中直齿圆柱齿轮传动的设计内容，按齿根弯曲疲劳强度设计，算得模数m=2.5mm。 在行星机构中广泛采用角度修正，借以提高太阳轮与行星齿轮传动的承载能力，并使行星传动获得最小尺寸。理论分析表明，对于上述行星传动，采用角度修正使太阳轮与行星轮的啮合角比20大得多，而使行星轮与内齿圈啮合的啮合角接近于20左右时，能显著提高太阳轮与行星轮轮齿抗点蚀的承载能力，并使其承载能力接近于行星轮与内齿圈传动的承载能力。根据文献1，当太阳轮齿数多于行星轮齿数时，无需采用角度修正。 5.1.3 行星机构齿轮的强度计算在行星机构中，通常只计算太阳轮与行星轮的强度，齿轮所受的圆周力应考虑到几个行星轮的影响，此时，一个行星齿轮与太阳轮啮合所受的圆周力为（太阳轮传递的扭矩，太阳轮节圆半径）。在计算时还应考虑到由于几个行星轮同时和太阳轮啮合时载荷分布不均匀的影响，因此在圆周力计算公式中引入修正系数，当采用三个行星轮时=1.15。a）弯曲疲劳强度的计算 对于标准齿轮或修正齿轮采用下列公式计算： （5-3）式中 作用在齿轮上的圆周力，；23第五章 最终传动设计 齿宽； 模数； 修正齿轮的齿形系数，=1。 将各参数代入式（5-3）中，得根据文献1，当齿轮采用20crmnti时，许用弯曲应力=32004500，所以弯曲疲劳强度满足要求。b）接触疲劳强度的计算 对于标准齿轮或修正齿轮，齿面的接触疲劳强度按下式计算：（5-4）式中 作用在齿轮上的圆周力； 齿宽； 模数； 材料的弹性模量，对于刚；将各参数代入式（5-4）中，得根据文献1，当齿轮采用20crmnti时，许用接触应力=12000，所以弯曲疲劳强度满足要求。24吉林大学本科毕业论文第六章 半轴的设计与计算半轴位于汽车传动系的末端，其功用是将转矩由差速器半轴齿轮传给驱动车轮。半轴将差速器半轴齿轮与轮毂连接起来。在装有轮边减速器的驱动桥上，半轴将半轴齿轮与轮边减速器的主动齿轮连接起来。6.1 半轴的型式普通非断开式驱动桥的半轴，根据其外端的支承型式或受力状况的不同而分为半浮式、3/4浮式和全浮式三种。半浮式半轴以靠近外端的轴颈直接支承在置于桥壳外端内孔中的轴承上，而端部则以具有锥面的轴颈及键与车轮轮毂相固定，或以突缘直接与车轮轮盘及制动鼓相联接)。因此，半浮式半轴除传递转矩外，还要承受车轮传来的弯矩。由此可见，半浮式半轴承受的载荷复杂，但它具有结构简单、质量小、尺寸紧凑、造价低廉等优点。用于质量较小、使用条件较好、承载负荷也不大的轿车和轻型载货汽车。3/4浮式半轴的结构特点是半轴外端仅有一个轴承并装在驱动桥壳半轴套管的端部，直接支撑着车轮轮毂，而半轴则以其端部与轮毂相固定。由于一个轴承的支承刚度较差，因此这种半轴除承受全部转矩外，弯矩得由半轴及半轴套管共同承受，即3/4浮式半轴还得承受部分弯矩，后者的比例大小依轴承的结构型式及其支承刚度、半轴的刚度等因素决定。侧向力引起的弯矩使轴承有歪斜的趋势，这将急剧降低轴承的寿命。可用于轿车和轻型载货汽车，但未得到推广。全浮式半轴在结构布置上使它只承受转矩而不承受弯矩。半轴两端加工有花键，一端插入半轴齿轮的花键孔中，两半轴齿轮通过差速器壳支撑在主减速器壳体中，另一端花键插入轮边传动的太阳轮花键孔中，而太阳轮则支撑在轮边传动的行星轮上。由于车轮所承受的垂向力、纵向力和侧向力以及由它们引起的弯矩都经过轮毂、轮毂轴承传给桥壳，故全浮式半轴在理论上只承受转矩而不承受弯矩。但在实际工作中由于加工和装配精度的影响及桥壳与轴承支承刚度的不足等原因，仍可能使全浮式