机械毕业设计（论文）-ZL30轮式装载机传动系统设计（全套图纸） .pdf

i 摘要本次毕业设计题目为zl30装载机传动系统设计， 大致上分为主传动器设计、 差速器设计、十字轴结构设计、半轴设计、和桥壳设计五大部分。本说明书将以“驱动 桥设计”为内容，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。 主传动器采用单级锥齿轮传动式， 锥齿轮采用螺旋锥齿轮并选用悬臂式支承。 将齿 轮的基本参数确定以后，算得齿轮所有的几何尺寸，然后进行齿轮的受力分析和强度校 核。齿轮的基本参数和几何尺寸的计算是此部分设计的重点。在掌握了差速器、半轴、 终传动和桥壳的工作原理以后，结合设计要求，合理选择其类型及结构形式，然后进行 零部件的参数设计与强度校核。差速器设计采用普通对称式圆锥行星齿轮差速器，齿轮 选用直齿锥齿轮。半轴设计采用全浮式支承方式 。 关键词：装载机；驱动桥；主传动系统；差速器。 ii abstract： the content of my graduation design is the design of zl30 loader axles (main transmission), largely at five parts, included of the main transmission design, differential design, the design of the cross shaft structure, half- shaft design and design of axle case .the design specifications will introduce the structure type and design of the drive axle and the main components in the driving axle design one by one. main drive is adopts a single- stage bevel gear and spiral bevel gears use cantilever support. after considered of the basic parameters of gear, calculate all the geometric parameters of the gear, and then analysis gear stress and check its strength. the calculation of gears basic parameters and geometry parameters is the key point of this part. after mastered the working principle of differential, axle, final drive and axle case, have a reasonable choice and the structure of its type by combining with the design requirements, and then design parts and check strength. the differential design adopts ordinary symmetric tapered planetary gear differential, and the gear is straight bevel gears. the half- shaft design uses the full floating axle supporting. keywords： loader, drive axle main transmission system differentials 第 1 页 共 42 页 目 录 1 引言引言 1 1.1 国内轮式装载机发展概况 1 1.2 国外轮式装载机的发展概况 3 1.3 轮式装载机的发展趋势与方向 3 2 总体方案论证总体方案论证 . 5 2.1 整机传动系方案设计 5 2.2 传动比的确定 6 2.3 驱动桥方案设计 7 2.3.1 非断开式驱动桥 8 2.3.2 断开式驱动桥 8 2.3.3 倾斜式驱动桥 9 3 主传动器设计主传动器设计 . 11 3.1 主传动器结构方案分析 . 11 3.2 主传动器主、从动锥齿轮的支承方案 14 3.3 螺旋锥齿轮计算载荷的确定 15 3.4 主传动器锥齿轮的主要参数选择 17 3.5 主传动器锥齿轮材料的选择及热处理 22 3.6 主传动器锥齿轮的强度校核 22 3.6.1 轮齿的弯曲强度校核 . 23 3.6.2 轮齿齿面的接触强度校核 . 24 4 差速器设计差速器设计 25 4.1 差速器原理 . 25 4.2 圆锥直齿轮差速器齿轮参数的选择 27 4.3 差速器直齿锥齿轮强度计算 29 4.4 十字轴结构设计 30 4.4.1 十字轴材料 . 31 4.4.2 行星齿轮轴直径 z d的确定 . 31 5 半轴设计半轴设计 . 32 5.1 半轴的方案设计 . 32 5.1.1 半浮式半轴 . 32 5.1.2 3/4 浮式半轴 32 5.1.3 全浮式半轴 . 32 5.2 半轴的材料及热处理 . 33 5.3 半轴的结构设计 . 33 5.4 半轴的设计与计算 . 34 第 2 页 共 42 页 5.4.1 半轴计算扭矩 j m 的确定 . 34 5.4.2 半轴杆部直径 b d 的确定 34 5.4.3 半轴的强度校核 . 35 6 驱动桥壳设计驱动桥壳设计 . 36 6.1 桥壳的结构型式 . 36 6.1.1 可分式桥壳 . 36 6.1.2 整体式桥壳 . 错误！未定义书签。错误！未定义书签。 6.2 桥壳的结构设计及强度校核 错误！未定义书签。错误！未定义书签。 致致 谢谢 . 错误！未定义书签。 第 1 页 共 42 页 1 引言引言 轮式装载机是一种广泛应用于土石方工程施工的工程机械，其主要完成 50 米运距 内的铲、装、卸、运作业，也可进行轻度铲掘作业。由于轮式装载机具有作业速度快、 效率高、适应性强，操纵轻便等优点，因而在国内外得到迅速发展。 全套图纸，加全套图纸，加 153893706 1.1 国内轮式装载机发展概况国内轮式装载机发展概况 我国装载机行业起步于50年代末。 1958年， 上海港口机械厂首先测绘并试制了67kw （90hp） 、斗容量为 1m 3的装载机。这是我国自己制造的第一台装载机。该机采用单桥驱 动、滑动齿轮变速。1964 年，天津工程机械研究所和厦门工程机械厂测绘并试制了功率 为 100.57kw（135hp）斗容量为 1.7m 3 的 z435 型装载机。1962 年国外出现铰接式装载机 后,天津工程机械化研究所与天津交通局于 1965 年联合设计了 z425 型铰接式装载机。 柳州工程机械厂和天津工程机械研究所合作，在参考国外样机的基础上，于 1970 年设 计试制了功率为 163.9kw(220hp)、斗容量为 3m 3的 zl50 型装载机。zl50 型装载机经过 几年的实践考核，证明性能良好、结构先进，为后来我国 zl 系列装载机的发展奠定了 基础。在 zl50 的基础上，后又设计发展了 zl100、zl40、zl30、zl20 装载机系列产品， 第 2 页 共 42 页 并在这个系列的基础上发展了dzl50和dzl40型供地下矿坑和隧道施工用的地下装载机 变型产品。 通过近 40 年的发展， 我国装载机从无到有， 产品种类及产量均有较大幅度的提高， 已经形成独立的系列产品和行业门类。生产企业由 80 年代的 20 家增至现在的百余家， 初步形成了规格为 0.8-10t 约 19 个型号的系列产品，并已成为工程机械主力机种。主 要生产厂家为：厦工、柳工、龙工、徐工、常林、临工、山工、成工、宜工、郑工、武 林、朝工、山河智能等，这些厂家有长时间的装载机生产经验、较强的实力、较高的市 场占有率和较好的售后服务，在用户心目中一直树立着良好的形象，并保持其已有的地 位和优势。其“八五” 、 “九五”技改的较大投入已逐渐发挥效力和作用，使企业焕发出 生机和活力。 “十五”期间，轮式装载机行业出现了井喷式的发展，2001-2004 年装载机 销量增长率平均为 46.98%，大大超过前 25 年的均值 17.86%；2006 年中国装载机 26 家 主要企业共销售 119895 台， 同比增长 13.3%(不含小装)， 占据世界装载机的大半壁江山。 中国市场大幅增长，已发展为世界上最大的市场。国内各生产厂家所在地更加认识到装 载机这一产品的巨大市场和效益，纷纷将其列为支柱产业加以扶持并在政策上给予优 惠，像福建龙岩、山东蒙岭等一批新成员的加盟，发展势头迅猛，竞争更加激烈。国际 一流公司小松、利渤海尔、沃尔沃、卡特彼勒等在国内成立合资或独资公司后，更加剧 了国内装载机市场的竞争。 我国小型装载机制造业当前正处于发展时期， 有一定的盈利空间， 小装技术水平低、 结构简单、零配件充足齐全，进入门槛低。因此目前仍有大批企业进入小装行业，在这 种情况下，尽管市场“突飞猛进” ，但产能增长更快，因此今后的市场竞争必然残酷而 激烈，低水平的价格战也在所难免。另外，我国小型装载机还有很多需要改进的地方， 如：传动系统技术水平太低，司机劳动强度大，能耗高、作业效率低，与国家提倡的节 能降耗、安全环保等不一致；在传动方面应该向双变(变矩器变速箱)或全液压方向发 展；当前广泛采用的单缸柴油机功率偏小，噪声、振动、能耗都偏大；从发展的角度看， 在成本增加不 大的情况下， 应尽量采用双缸或 4 缸柴油机； 同时在液压转向系统方面最好采用优 先全液压转向系统，变速操纵应由机械换挡变为液压动力换挡等。我想这些都是今后小 装技术发展的方向。目前已经有一些常规装载机大厂开始生产小装，如厦工集团所属的 “厦工新宇” 、徐工集团所属的”徐特“、柳工所属的“江苏柳工”等。我认为大厂进 入小装行业并不会对他们产生威胁，但会有助于行业的发展。 我国国民经济建设的持续高涨，城市化、城镇化进程的不断加速，劳动力的需求越 第 3 页 共 42 页 来越紧缺，劳动力成本也越来越高，装载机作为一种既机动灵活，又价廉物美的机器设 备，将取代高成本、低效率的手工劳动，特别是西部大开发，这类产品将有广阔的潜在 市场。所以，小型装载机将具有良好的开发前景 。 1.2 国外轮式装载机的发展概况国外轮式装载机的发展概况 从国外发展趋势来看，国外轮式装载机技术已达到相当高的水平。信息技术的飞 速发展又给装载机技术的发展插上了飞跃的翅膀, 基于微电子技术和信息技术的计算 机管理系统、司机辅助操作系统、柴油机电脑控制装置、电子计算机监控系统、电子自 动换挡变速控制系统以及网络技术的智能系统已广泛应用于装载机的设计、计算操作控 制、 检测监控、 生产经营和维修服务等各个方面, 使国外装载机在原来的基础上更加 “精 制” ; 其自动化程度也得以提高, 从而进一步提高了生产效率; 改善了司机的作业环境, 提高了作业舒适性; 降低了噪声、振动和排污量, 保护自然环境; 最大限度地简化维 修、降低作业成本, 使其性能、安全性、可靠性、使用寿命和操作性能都更上了一层楼。 然而， 我国装载机行业的主导产品， 基本上都是以柳工 70 年代初开发的 zl50 为基 础发展起来的，属国际 60 年代技术水平。进入 80 年代消化吸收美国 caterpillar、日 本小松等先进技术，逐步开发成功了我国第二代装载机产品。我国的第二代产品与国际 先进产品相比，在机电一体化、操纵舒适度、作业效率等方面有较大差距，差距最大的 是产品可靠性，国产多功能装载机整机可靠性差(平均无故障工作时间不足 400 小时)， 缺乏核心技术、主要关键部件都依赖进口、产品单一，产品档次低。 另一方面，小型轮式装载机以机动灵活、效率高、多功能和价格低廉赢得市场，发 展甚快。这些微型装载机适用于建筑工地和地下矿山挖沟、平地、堆料等。国外小型装 载机及小型多功能装载机，包括挖掘装载机在内，市场份额已相当大，美国的山猫牌小 型多功能装载机车销量在 5 万台左右，还有美国的凯斯、约翰迪尔、卡特彼勒、英国 的 jcb 等公司的挖掘装载机及小型多功能装载机年销量都在万台以上。 1.3 轮式装载机的发展趋势与方向轮式装载机的发展趋势与方向 如今，部分国外装载机上安装有转速变速集成控制系统(stic) , 它取消了传统的 方向盘和变速操作杆, 将转向和变速操纵集成在一个操作手柄上, 并采用简单的触发 第 4 页 共 42 页 方式控制开关和换挡用的分装式加速按钮。利用肘节的自然动作左右搬动操纵手柄来实 现转向, 利用大拇指选择换挡铵钮以实现前进与后退、加速与减速行驶, 极大地简化了 操作。卡特彼勒公司 950g 上配用的转向变速集成系统称为命令控制系统, 由液压回路 与机械反馈系统构成。转向时, 方向盘转动的角度直接与车身铰接角度连接起来, 其特 点是方向盘转动半圈即可转向, 可提供更快和更精确的控制。据称, 该系统在一个台 (8h) 工作时间内可使转向圈数从10000转减少到1000转, 极大地减轻司机的操作疲劳, 增加舒适性。 由国际先进的技术看来， 在整机的设计中， 变速箱占据比较重要的位置也是我国目 前技术领域较为薄弱的还节因此在设计中尽量汲取国外的先进技术，与中国的实际技术 水平相结合，尽量做到融入机电液一体化和微电子控制技术的变速机构。 驱动桥是轮式装载机底盘传动系统的重要组成部分，主要包括主传动器、差速器、 半轴、终传动、桥壳等部件。其功用是增大传动扭矩，降低转速，并将动力合理地分配、 传递至左、右驱动轮。此外，桥壳还具有承重和传力的作用。因此，驱动桥结构型式和 设计参数除对装载机的可靠性有重要影响外， 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。为充分利用其附着重量，获到较 大的牵引力， 轮式装载机普遍采用有脱桥机构的四轮驱动。 在轮式装载机驱动桥设计中， 必须考虑轮式装载机的作业要求和行驶特点，尽可能提高其可靠性。 现有的轮式装载机驱动桥改进表明：对于 zl30 装载机，应尽量将传动比分配给终 传动，以降低终传动前面驱动桥零部件的尺寸；小锥齿轮常用的跨置式支承存在薄弱环 节，改进方案应采用悬臂式支承；将终传动行星结构中的齿圈拆分为齿圈和齿圈架，以 使行星齿轮啮合受力均匀。 第 5 页 共 42 页 2 总体方案论证总体方案论证 2.1 整机传动系方案设计整机传动系方案设计 装载机的动力装置和驱动轮之间的所有传动部件总称为传动系统，其功用是将发动 机的动力按需要传至驱动轮和其他结构。目前，车辆采用的传动系统有 4 种类型： 机械传动 机械传动系统由离合器、变速箱、万向传动装置、驱动桥等机件组成。机械传动具 有结构简单、工作可靠、传动效率高，价格低的优点，但也存在一系列缺点，如：各种 阻力急剧变化的工况下，发动机易过载熄火；换挡时，动力中断时间长；传动系受到的 冲击载荷大等等。 液力机械传动 液力机械传动的特点是传动系统中装有液力元件。液力机械传动能自动根据外界阻 力变化，进行无级变速，提高发动机功率利用率；能减少变速器档位数，简化变速箱的 结构；能减小传动系零件的冲击载荷；车辆起步平稳，可得到任意小的行驶速度。在液 力机械传动中，变速箱常用动力换挡变速箱。但是，由于采用了液力元件，液力机械传 动传动效率较低。 液压传动 液压传动的特点是传动系统中装有液压元件 （液压泵和液压马达） 。 液压传动能实现 大范围内的无级变速，且能保持高效率；便于操纵；简化传动系统。但是，由于液压元 件制造精度高，液力传动存在价格昂贵、可靠性差的缺点。 电传动 电传动系统的基本原理是：发动机带动发电机，然后用发电机输出的电能驱动装在 车轮中的电机。电传动的主要缺点是价格高、自重大。目前仅适用于一些大功率的矿用 车辆。 结论：根据以上 4 种传动系统的优缺点，考虑装载机工作阻力急剧变化、换挡频繁、 第 6 页 共 42 页 速度变化范围大、要求起步平稳、且要求以任意小的速度行驶而获得较大的牵引力的特 点，本设计采用液力机械传动，其传动系统方案如图 2.1 所示： 2.2 传动比的确定传动比的确定 （1）总传动比的确定 可由如下公式计算最低档总传动比: jmax max max t g m rf i= （2-1） 式中 max i最低挡总传动比； max f整机最大牵引力，依据设计任务书 max f=7.510 3 n； maxt m发动机最大扭矩 j 变速器机械效率 g r 滚动半径； () dg rr1 = 式中 滑转率，取=0.25； d r 动力半径，mm； 车轮的动力半径可由下式计算： () +=1 2 4 . 25h d rd （2-2） 图 2.1 zl30 装载机液力机械传动系统简图 第 7 页 共 42 页 式中 d轮辋直径，英寸； h 轮胎断面高度，英寸； 车轮变形系数。 由设计任务书可知轮胎规格为：14.0-24（b-d） 。 目前装载机广泛采用低压宽基轮胎 b h =0.50.7，取 b h =0.6。查相关资料可知 =0.120.16，此处取=0.12。 将各参数代入公式（2-3）可得： d r =523.8mm。 将有关参数代入可得： g r =392.9mm。 将相关参数代入公式（2-2）得： max i= 054.80.21388 393 . 0 10.57 4 =26.356 （2）各部件传动比的确定 确定各部件传动比的原则：为了减小传动系统中各部件的载荷，根据功率传递的方 向， 后面的轮边减速器部件应取尽可能大的传动比。 即： 先选取尽可能大的终传动比 f i ， 然后再选取尽可能大的主传动比 o i ，最后由总传动比确定变速箱传动比 k i 。 但必须考虑以下几点： a) f i 的大小受到轮辋直径的限制； b) k i 的最小值受轴承允许的最高转速及齿轮最大的允许圆周速度的限制。 根据以上原则，最终初步确定最低档的各部件传动比如下： 1k i =2.307， o i =4.78， f i =2.39。 2.3 驱动桥方案设计驱动桥方案设计 驱动桥是轮式装载机底盘传动系统的重要组成部分，处于传动系统的末端，主要包 括主传动器、差速器、半轴、轮边减速器、桥壳等部件。其功用是增大传动扭矩,降低 转速；改变力矩的传动方向；保证左右驱动轮能差速旋转；并将动力合理地分配、传递 至左、右驱动轮；桥壳承受作用于路面和车架之间的垂直力和横向力。 驱动桥设计应当满足如下基本要求： a)保证装载机具有较佳的动力性，通过性和燃料经济性； b)保证一定必要的离地间隙； c)齿轮及其它传动件工作平稳，噪声小，传动效率高； 第 8 页 共 42 页 d)在各种转速和载荷下具有高的传动效率； e)具有足够的强度、刚度，满足可靠性要求； f)结构简单，加工工艺性好，制造容易，拆装，调整方便； g）兼顾整机稳定性和转向性等。 按工作特性可将驱动桥的结构型式分为两大类，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。此外，轮式装载机还可采用倾斜式驱动桥。 2.3.1 非断开式驱动桥非断开式驱动桥 非断开式驱动桥的特点是：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。由于结构简单、造价低廉、工作可靠，其广泛用在各种 车辆上。 普通非断开式驱动桥，由于结构简单、造价低廉、工作可靠，广泛用在各种工程机 械、多数的越野汽车。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；轮式装载机的轮边减速器一般为 行星式，以减小其尺寸，获得大的传动比，且将其安装在轮毂内。 2.3.2 断开式驱动桥断开式驱动桥 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粱或车厢底板上，或与脊 第 9 页 共 42 页 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。 汽车悬挂总成的类型及其弹性元件与减振装置的工作特性是决定汽车行驶平顺性 的主要因素，而汽车簧下部分质量的大小，对其平顺性也有显著的影响。断开式驱动桥 的簧下质量较小，又与独立悬挂相配合，致使驱动车轮与地面的接触情况及对各种地形 的适应性比较好，由此可大大地减小汽车在不平路面上行驶时的振动和车厢倾斜，提高 汽车的行驶平顺性和平均行驶速度，减小车轮和车桥上的动载荷及零件的损坏，提高其 可靠性及使用寿命。但是，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。 2.3.3 倾斜式驱动桥倾斜式驱动桥 倾斜式驱动桥的特点是：主、从动锥齿轮的安装轴线并不垂直，而是相差 5的偏 角，两个主动锥齿轮中的一个与左边的从动锥齿轮啮合，另一个与右边的从动锥齿轮啮 合，从而使动力传给左右两边的从动锥齿轮，实现减速增扭。 由于采用两对锥齿轮构成单级主传动，锥齿轮的负荷就减少一半，锥齿轮、主传动 及桥壳的尺寸就可以大大减小，从而提高整机的离地间隙。这对特别需要提高离地间隙 的车辆很有意义。而且，这种主传动器中差速器动力传递过程的特点是：传动轴传来的 动力线传给差速器，然后传至主传动齿轮。差速器的受力较小，使得差速器的尺寸较小 而便于布置。 由于倾斜式驱动桥多采用了一对锥齿轮及其他零件，结构较复杂，仅见用对离地间 隙有较高要求的车辆。 结论：由于非断开式驱动桥结构简单、工作可靠，且本设计总传动比并不大，主传 动器的传动比可取小值，容易保证其离地间隙，参照国内相关 zl30 装载机的设计,本设 计最终选用非断开式驱动桥，其结构如图 2.2 所示： 第 10 页 共 42 页 图 2.2 非断开式驱动桥 第 11 页 共 42 页 3 主传动器设计主传动器设计 主传动器的功用是改变扭矩传递的方向，并降低变速箱输出轴的转速，增大扭矩。 由于装载机在各种路面上行使和作业时，要求驱动轮必须具有一定的驱动力矩和转速， 设置一个主传动器后，便可使主传动器前面的传动部件如变速箱、万向传动装置等所传 递的扭矩减小，从而可使其结构尺寸及质量减小。 由于差速器的外壳安装在主传动器的从动锥齿轮上，因此确定从动锥齿轮尺寸时要 考虑差速器的安装，反过来，确定差速器外壳尺寸时，也要考虑差速器受主传动器的限 制。 主传动器应满足如下基本要求： a）所选择的主传动比应能保证装载机有较佳的动力性和燃料经济性； b）外型尺寸要小，保证必要的离地间隙； c）齿轮其它传动件工作平稳，噪音小，工作可靠； d）保证足够的强度和刚度； e）结构简单，加工工艺性好，制造容易，拆装、调整方便。 3.1 主传动器结构方案分析主传动器结构方案分析 主传动器的结构形式根据齿轮类型、减速形式的不同而不同。 1） 齿轮类型 按齿轮副结构型式分类，主传动器的齿轮传动主要有螺旋锥齿轮传动、双曲面齿轮 传动、圆柱齿轮传动和蜗杆蜗轮式传动等形式。在发动机纵置的装载机驱动桥上，主传 动器往往采用螺旋锥齿轮传动或双曲面齿轮传动。 （1）螺旋锥齿轮 螺旋锥齿轮传动的齿形是圆弧齿，其示意图如下图 3.1 所示。工作时，不是全齿上 同时啮合，而是逐渐地从一端连续平稳地至另一端，并且，由于螺旋角的关系，在传动 过程中至少有两对以上的轮齿同时啮合，因此传动平稳，承载能力强，制造简单。螺旋 锥齿轮的最小齿数可以减少到 6 个，与直齿锥齿轮相比可以实现较大的传动比。但是， 第 12 页 共 42 页 螺旋锥齿轮传动工作噪音大，对啮合精度很敏感。所以，为了保证齿轮副的正确啮合， 必须提高支撑刚度，另外螺旋锥齿轮的润滑方式以及所需的润滑油都是一般润滑油。 图 3.1 螺旋锥齿轮传动示意图 （2）双曲面锥齿轮 双曲面锥齿轮传动工作示意图如下图 3.2 所示。与螺旋锥齿轮相比，双曲面齿轮传 动不仅工作平稳性更好，弯曲强度和接触强度更高，同时还可使主动齿轮的轴线相对于 从动齿轮轴线偏移，可提高车辆的离地间隙。但，双曲面齿轮传递扭矩时，齿面间有较 大的相对滑动，且齿面间压力很大，齿面油膜很容易被破坏，必须采用含防划伤添加剂 的双曲面齿轮油，绝不允许用普通齿轮油代替，否则将时齿面迅速擦伤和磨损，大大降 低使用寿命。双曲面锥齿轮传动适合于传动比大于 4.5，且轮廓尺寸有限制的场合，另 外，双曲面锥齿轮所需要的润滑油是双曲面锥齿轮润滑专用油，价格较贵，而且消耗较 大，如果不及时更新，还可能会使齿面磨损加剧，寿命降低。 图 3.2 双曲面齿轮示意图 结论：参照现有机型的配置，并考虑主传动器传动比小于 3，经方案论证，本设计 第 13 页 共 42 页 主传动器的齿轮选用 35螺旋锥齿轮传动形式。 2） 结构形式 表 3.1 各类型减速器特点及其应用 按参与传动的齿轮副数目，可将主传动器分为单级式主传动器和双级式主传动器、 双速式主传动器、双级式主传动器配轮边减速器等。双级式主传动器应用于大传动比的 中、重型汽车。单级式主传动器应用于轿车和一般轻、中型载货汽车。单级式主传动器 由一对圆锥齿轮组成，具有结构简单、质量小、成本低、使用简单等优点。 结论：经方案论证，本设计主传动器采用单级式主传动器。 减 速 型 式 特 点 应 用 单级减速 结构简单、重量轻、体积小、 成本低、 传动比一般在 7 以下 中小型底盘， 如 js-1、 js-2 小 反斗车、0.5 3 m 装载机 前置锥齿轮双级减速 可得较大传动比（59，最大 可达 11）和离地间隙，桥的 纵向尺寸大， 传动轴的夹角增 大 较长轴距的中、重型底盘，如 q5、qy8 汽车起重机 上置锥齿轮双极减速 传动装置布置较高， 便于传动 轴通过，车身较高 多桥驱动底盘， 如上安 qy15 （sh-361）py-160 平地机等 单级减速附外啮合轮边减 速 桥的中央部分、差速器、半轴 负荷减小、尺寸小、提高离地 间隙 中、大型底盘，如 z4-2 装载 机 单级减速附行星轮边减速 桥中部差速器，半轴体积小， 缩短桥中心到传动轴凸缘的 距离，行星齿轮结构紧凑，半 轴与输出驱动轴同轴， 传动比 可达 1218 工程机械和重型汽车上广泛 应用， 如zl-50、 zl-40、 zl-30、 sh-380、tl-160、cl-70 双级减速附行星轮边减速 是前两种结构的组合， 减速比 很大，增大扭矩，减低重心 超重型多桥底盘如 qd-100 汽 车起重机 第 14 页 共 42 页 图 3.3 单机主减速器三维结构图 3.2 主传动器主、从动锥齿轮的支承方案主传动器主、从动锥齿轮的支承方案 主传动器必须保证主、从动齿轮具有良好的啮合状况，才能平稳地工作。齿轮的正 确啮合，除了与齿轮的加工质量、装配调整及轴承精度有关外，还与齿轮的支承刚度密 切相关。 1） 主动锥齿轮的支承 主动锥齿轮的支承形式分为悬臂式支承、跨置式支承。 （1）悬臂式支承 悬臂式支承的特点是锥齿轮大端一侧轴颈较长，上面安装两个圆锥滚子轴承。为提 高悬臂式支承的刚度，两圆锥滚子轴承的大端应向内。这种支承结构简单，但相对刚度 较差，主要用于轻型货车和轿车上。 （2）跨置式支承 跨置式支承的特点是锥齿轮两端的轴颈均有轴承支承，又称两端支承式。跨置式支 承使支承刚度大大增加，又使轴承负荷减小，使齿轮啮合条件改善，齿轮的承载能力高 于悬臂式。 结论：由于本设计 zl30 装载机属于重型机，传动轴需要有足够的刚度和稳定性，如 果采用悬臂式支承，机构的稳定性较差，传递的扭矩也会相应的降低，故本设计采用跨 置式支承， 这样的设计能够有效提高支承刚度。 主动锥齿轮跨置式支承支承结构如图 3.4 第 15 页 共 42 页 所示： 图 3.4 主动锥齿轮跨置式支承示意图 2） 从动锥齿轮的支承 从动锥齿轮采用圆锥滚子轴承支承。为了增加支承刚度，两轴承的圆锥滚子大端应 向内，以减小支承跨度尺寸。为了使从动锥齿轮背面的差速器壳体处有设置加强肋的地 方，以增强支承稳定性，支承跨度不应小于从动锥齿轮大端分度圆直径的 70%。为了限 制从动齿轮因受轴向力产生偏移，在从动锥齿轮的背面加设止推螺栓作为辅助支承。 3.3 螺旋锥齿轮计算载荷的确定螺旋锥齿轮计算载荷的确定 主传动比 o i 和计算载荷是主减速器设计的必需数据。 确定从动螺旋锥齿轮所受的扭矩通常有三种方法： 按液力变矩器输出的最大扭矩和传动系最低档传动比确定； 按驱动轮附着力确定； 按平均载荷确定。 前两种方法确定的扭矩为从动锥齿轮的最大扭矩，并不是正常的持续扭矩，只适用 于验算最大应力。但在锥齿轮参数选择时，可将前两种方法确定的最大扭矩的较小值作 为计算扭矩，带入经验公式来选择齿轮参数。第三种方法确定的扭矩为常用扭矩，较好 地代表了实际情况的疲劳强度计算载荷。 1） 按液力变矩器输出的最大扭矩和传动系最低档传动比确定从动锥齿轮的最大扭矩 的计算： n iimk m mokotd ge = 1max 2 （3- 1） 式中 d k 考虑冲击载荷的过载系数， 对于具有液力变矩器的机器， 取 d k =1.0； 2ge m按液力变矩器输出的最大扭矩和传动系最低档传动比确定从动大 第 16 页 共 42 页 锥齿轮的计算扭矩，mn； maxt m 发 动 机 与 液 力 变 矩 器 共 同 工 作 时 输 出 的 最 大 扭 矩 ， maxt m=1388.16mn； o i 驱动桥主传动比，已知 o i =2.54； 1k i 变速箱一档传动比， 1k i =2.31； mo 变矩器到主减速器的传动效率； mo = k o ； 式中 k 变速器的传动效率,取 0.95； o 主传动器的传动效率,取 0.95。 n驱动桥数，n=2。 算得： mo =0.9025； 2ge m=3667.82mn。 2） 按驱动轮附着扭矩来确定从动锥齿轮的最大扭矩计算： ff dd gs i rg m = 2 （3-2） 式中 2gs m按驱动轮附着扭矩来确定的从动大锥齿轮的计算扭矩，mn； d g 满载时驱动桥上的载荷（水平地面） ，n； 附着系数，轮式工程车辆 =0.851.0，取 =0.7； d r 驱动轮动力半径，前面已求出 d r =523.8mm； f i 终传动的传动比，由前面所知得， f i =4.5； f 终传动的效率，行星传动通常取 0.97。 由本次设计任务书可知：装载机工作质量为 12t，额定载重量为 35kn，zl30 装载 机满载时的桥荷分配为前桥 70。所以， d g =（8700+3500）70%10=12.410 4 n 所以,算得： 2gs m=7173.60mn。 取以上两种计算方法中较小值作为从动锥齿轮的最大扭矩，所以,该处的计算扭矩： max2 m= 2ge m=3667.82mn max1 m= 1ge m= oo ge i m 2 =1512.20mn 3） 按平均受载扭矩来确定从动锥齿轮上的载荷： 轮式装载机作业工况非常复杂，要确定各种使用工况下的载荷大小及其循环次数是 困难的，只能用假定的当量载荷或平均载荷作为计算载荷。对轮式装载机驱动桥主传动 器从动齿轮推荐用下式确定计算扭矩： 第 17 页 共 42 页 ()f in rg m ff dd gp + = sin 2 （3-3） 式中 2gp m按平均受载扭矩来确定从动锥齿轮上的载荷，mn； f 道路滚动阻力系数。 f =0.0200.035，取 f =0.03； sin坡道阻力系数，sin=sin20=0.34； 算得： 2gp m=1976.40mn。 得主动小锥齿轮上的常用受载扭矩为： 1gp m= oo gp i m 2 =819.71mn。 3.4 主传动器锥齿轮的主要参数选择主传动器锥齿轮的主要参数选择 1) 主、从动锥齿轮齿数 1 z 和 2 z 选择齿数时需要考虑以下因素： a)应尽量使相啮合齿轮的齿数没有公约数，以便使齿轮各齿能相互交替啮合； b)为得到理想的齿面接触，小齿轮的齿数应尽量选用奇数； c)为了保证必要的重叠系数，大小齿轮的齿数和应不小于 40； d)主传动比较大时， 1 z 应尽量小些，但不能小于 6。 根据以上选择齿数的要求，结合本次设计主传动比 o i =2.54，选取主动小锥齿轮齿数 1 z =13，从动大锥齿轮齿数 2 z =62， o i =4.78。 2) 从动锥齿轮分度圆直径 2 d 的确定 就单级主传动器来说，从动锥齿轮的分度圆直径，对驱动桥的尺寸有直接影响。分 度圆直径小了，影响跨置式主动齿轮和差速器的布置和安装。一般从动锥齿轮的分度圆 直径可以根据从动锥齿轮上的最大扭矩来计算。 根据从动锥齿轮上的最大扭矩，按经验公式粗略计算从动锥齿轮的分度圆直径： 2 d = 3 max2 mkd （3-4） 式中 2 d 从动齿轮分度圆直径，； d k 从动锥齿轮分度圆直径系数， 对于轮式装载机， d k 取 10.3712.92； max2 m从动锥齿轮上的计算扭矩， max2 m=3667.82mn。 得： 2 d =159.99199.20 。 3) 齿轮端面模数m的选择 第 18 页 共 42 页 由 2 2 z d m =，代入数据得，m =6.067.54，取标准模数m =7 。 为了知道所选模数是否合适,需用下式校核： m = 3 max2 mkm （3-5） 式中 m 从动齿轮端面模数m ，； m k 齿轮端面模数系数， m k 取 0.2830.413； max2 m从动锥齿轮上的计算扭矩， max2 m=3667.82mn。 代入数据得m =4.8097.018。 所以，所选齿轮端面模数m =7 合适。 由此可算出大小锥齿轮的分度圆直径： 2 d =185 ， 1 d =38 。 4) 法向压力角的选择 螺旋锥齿轮的压力角是以法向压力角 来表示的，螺旋锥齿轮的标准压力角是 20 o。 增大压力角可以增大齿根厚度，增加螺旋锥齿轮的强度，并且可以减小产生跟切的最小 齿数。但是大的压力角易使小齿轮的齿顶变尖、齿轮的齿型重合系数降低。减小压力角 可以使齿轮运行平稳，产生较低的噪音。 对于大中型工程机械， 常采用较大的压力角 22 30。 本次设计采用 22 30压力 角。 5) 螺旋角 m 的选择 螺旋角 m 指该齿轮节锥齿轮线上某一点的切线与该切点的节锥线之间的夹角。 螺旋 角越大，齿轮重叠系数增大，锥齿轮传动越平稳，噪音越小，但会产生较大的轴向力， 缩短轴承的寿命。 下图 3.5 为螺旋锥齿轮的轴向重叠系数和螺旋角曲线，轴向重叠系数是借用斜齿圆 柱齿轮传动中的术语，在斜齿圆柱齿轮副中标致轴向重叠系数的重叠方向是平行于齿轮 轴线的，在这里则是平行于节锥而言。 第 19 页 共 42 页 图 3.5 螺旋锥齿轮的轴向重叠系数和螺旋角曲线 轮式装载机普遍采用 m =35。本次设计采用 m =35。 6) 齿面宽b的确定 增加齿面宽理论上可以提高齿轮的强度及使用寿命，但实际上，齿面宽过大会使螺 旋锥齿轮小端变长，导致齿面变窄和齿根圆角半径过小，齿轮的负荷易于集中小端，从 而导致轮齿折断。齿面宽过小同样也会降低轮齿的强度和寿命。 通常螺旋锥齿轮传动大齿轮的齿面宽可由下式初算： a rb 3 1 2 （3-6） 式中 2 b 大齿轮齿宽，； a r 锥齿轮传动的节锥距，。 a r = 2 2 2 1 5 . 0zzm+=0.57 22 1362+=221.7 a rb 3 1 2 =73.9 ，同时， 2 b 不应超过端面模数m 的 10 倍,即： 2 b 10m =107=70 ，最终确定 2 b =29 。 通常，小锥齿轮齿面宽 1 b 比大锥齿轮齿面宽 2 b 约大 10%，以使其在大锥齿轮轮齿两 端都超出一些，便于啮合。小锥齿轮齿面宽 1 b = 2 1 . 1 b =1.129=31.9 。 最后取 1 b =32 。 7) 螺旋方向的选择 设计时应针对车辆的行驶情况，使齿轮轴向力方向能将两锥齿轮相互斥离，防止轮 齿卡住。根据上述要求，驱动桥主传动器主动锥齿轮应为左旋，从动锥齿轮应为右旋。 第 20 页 共 42 页 图 3.6 轮齿的螺旋方向 (a)左旋齿 (b)右旋齿 对于四轮驱动的装载机，若单从使两锥齿轮相互斥离的观点来考虑，则前后驱动桥 主动锥齿轮的螺旋方向相反。但为了提高产品的通用性，常使前后驱动桥主动锥齿轮的 螺旋方向相同。这时，齿轮不可避免会互相咬卡。 8) 齿高变位系数的选择 为防止小锥齿轮可能发生的根切，轮式装载机主传动器的螺旋锥齿轮采用短齿和高 度修正。高度修正的实质是小锥齿轮采用正变位（轮齿变胖，齿距不变，即 p=m） 。而 大锥齿轮采用负变位，增大小锥齿轮齿顶高，降低大锥齿轮齿顶高，提高轮齿的强度。 小锥齿轮齿顶高的增大值与大锥齿轮齿顶高的降低值相等。 螺旋锥齿轮的齿顶高系数 a h =0.85，顶隙系数 c =0.188。 对于本设计采用的格里什制等间隙收缩齿，小齿轮高度变位系数 1 =0.39 o i 1 1， 大齿轮高度变位系数 2 =- 1 。 9) 齿侧间隙 n c 的选择 齿侧间隙是指轮齿啮合时，非工作齿面间的最短法向距离。齿侧间隙过小，不能形 成理想的润滑状态，会出现表面加速磨损，甚至卡死现象；齿侧间隙过大，易造成冲击， 增大噪声。选取齿侧间隙 n c =0.20 。 此次设计的 35 螺旋锥齿轮几何尺寸详见表 3.2： 表 3.2 主传动器螺旋锥齿轮几何尺寸 单位：mm 名称 公式代号 数值 齿数 1 z 13 2 z 62 压力角 2230 端面模数 m 7 螺旋角 m 35 第 21 页 共 42 页 齿顶高系数 a h 0.85 径向变位系数 1 0.330 2 -0.330 顶隙系数 c 0.188 名称 公式代号 数值 侧隙系数 n c 0.2 轴交角 90o 齿宽 1 b 32 2 b 29 分度圆直径 zmd= 1 38 zmd= 2 185 齿顶高 ()mhh aa11 += 8.26 ()mhh aa22 += 3.64 齿根高 ()mchh af11 += 4.96 ()mchh af22 += 9.58 分锥角 2 1 1 arctan z z = 1150 12 90= o 7850 外锥距 a r= 2 2 2 1 zz+ 63.348 周节 mt= 21.98 齿根角 a f f r h 1 1 arctan= 217 a f f r h 2 2 arctan= 425 齿顶角 21fa = 425 12fa = 217 顶锥角 11aa = 2555 22aa = 7047 根锥角 11ff = 1913 22ff = 645 螺旋方向 小锥齿轮右旋，大锥齿轮左旋 理论弧齿厚 += 1 1 1 cos tan2 2 t x x ms 16.263 12 sms= 5.727 第 22 页 共 42 页 3.5 主传动器锥齿轮材料的选择及热处理主传动器锥齿轮材料的选择及热处理 zl30 装载机驱动桥的工作条件相当恶劣的， 具有载荷大、 作用时间长、 载荷变化多、 冲击大、要求可靠性高等特点。根据这些特点，主传动器锥齿轮的材料和热处理应满足 如下的要求： a)齿轮具有较高的强度和刚度； b)齿面应具有较高的硬度和较低的粗糙度，以提高耐磨性； c)齿轮芯部应有适当的韧性，以适应冲击载荷； d)材料的加工性能良好，且适合进一步热处理； e)齿轮材料易于获得。 根据以上要求选齿轮材料为渗碳合金钢crmnti20，经渗碳、淬火、回火后，轮齿 表面硬度应达到 5864hrc，芯部硬度较低，约为 2945hrc， b =1100 mpa ， s =850mpa。 为防止齿轮副在运行初期发生胶合、咬死，锥齿轮在热处理以及精加工后，均予厚 度为 0.0050.01 的磷化处理或镀铜、镀锡处理。对齿面进行应力喷丸处理，以提高 齿轮寿命。为了提高耐磨性，可进行渗硫处理。渗硫可显著降低摩擦系数，防止齿轮咬 死。此外，为防止齿轮在淬火时产生较大的变形，可采用压淬法。 （急速冷却过程中， 将工件施压，以防止压力释放而影响工件的外形，并可以实现平面平整、光洁。 3.6 主传动器锥齿轮的强度校核主传动器锥齿轮的强度校核 在完成主传动器锥齿轮的几何计算，选择材料及热处理方式后，应对其强度进行计 算，以保证锥齿轮有足够的强度和寿命，安全可靠地工作。 在进行强度计算之前，应首先了解齿轮的破坏形式，