200轮式推土机终传动器设计课程设计.docx

200轮式推土机终传动器设计目 录一 整机传动方案21.1整机传动系统.21.2传动比的计算及分配31.2.1车轮动力半径的确定3二 驱动桥结构分析5三 半轴设计63.1半轴杆部直径的计算63.2半轴强度验算7四最终传动设计84.1最终传动设计行星传动的配齿计算84.2直齿圆柱齿轮的几何尺寸的计算104.3直齿圆柱齿轮的校核114.4行星齿轮传动的受力分析134.5行星传动的结构设计16致 谢19参考文献20一 整机传动方案1.1整机传动系统.200轮式推土机是一种在履带式拖拉机或轮胎式牵引车的前面安装上推土装置及操纵机构的自行式施工机械，主要用来开挖路堑、构筑路堤、回填基坑、铲除障碍、清除积雪、平整场地等，也可完成短距离的松散物料的铲运和堆集作业。推土机用途十分广泛，是铲土运输机械中最常见的作业机械之一，在土石方施工中占有重要地位，但由于铲刀没有翼板，容量有限，在运土过程中会造成两侧的泄露，故运输距离不宜太长，一般为50100m，否则会降低作业效率。轮式推土机传动系统其动力传递路线为：发动机液力变矩器变速箱传动轴前、后驱动桥轮边减速器车轮。1.1.1液力变矩器推土机采用双涡轮液力变矩器，能随外载荷的变化自动改变其工况，相当于一个自动变速箱，提高了装载机对外载荷的自适应性。变矩器的第一和第二涡轮输出轴及其上的齿轮将动力输入变速箱。在两个输入齿轮之间安装有超越离合器。当二级齿轮从动齿轮的转速高于一级从动齿轮的转速时，超越离合器将自动脱开，此时，动力只经耳机涡轮及二级齿轮传入变速箱。随着外载荷的增加，涡轮的转速降低，当二级齿轮从动齿轮的转速低于一级齿轮传动齿轮的转速时，超越离合器楔紧，则一级涡轮轴及一级齿轮于二级涡轮轴及二级齿轮一起回转传递动力，增大了变矩系数。1.1.2变速箱变速箱是动力换挡变速箱。1.1.3驱动桥采用双桥驱动，主传动采用一级螺旋锥齿轮减速器，左右半轴为全浮式。轮边减速器为行星传动减速。1.2传动比的计算及分配1.2.1车轮动力半径的确定所选用的轮胎规格为：24.0-25 。 rd为车轮的自由半径可由公式： rd=0.0254d2+hb(1-)b (1-1) 式中：rd车轮自由半径，m；d 轮辋直径，英寸；h/b 轮胎断面高宽比；车轮变形系数；b 轮胎断面宽度，英寸。动力半径可按下面公式求得近似值： rk=rd-b (1-2) 式中： rk为车轮动力半径, m；rd为轮胎自由半径, m；b为轮胎断面宽度；系数。对于铲土运输机械用的低压轮胎，在松软土壤上：=0.080.1；在密实土壤上，=0.120.15；对于载重汽车使用的高压轮胎=0.10.12；这里取0.1。代入数据计算得：rd=0.881m。1.2.2低挡传动比计算最低挡位传动比计算公式：ii=0.377rknbvtmin (1-3)式中：ii最低挡位传动比；rk为车轮动力半径,m；最高涡轮转速, r/min；vtmin最低挡位车速,km/h。在液力变矩器和发动机共同工作输出特性曲线中确定高效区的最高涡轮转速,已知=1780r/min, vtmin=10km/h，最低挡位传动比ii=59.12。1.2.3最高挡传动比计算最高挡位传动比计算公式： iii=0.377rknbvtman (1-4)式中： i最高挡位传动比；rk为车轮动力半径，m；最高涡轮转速,r/min; vtman最低挡位车速,km/h。如果在液力变矩器和发动机共同工作输出特性中确定高效区内最高涡轮转速，已知=1780r/min, vtmax=34km/h，最高挡位传动比iii=17.38。1.2.4传动比的分配根据200轮式推土机的工况以及参考同型号的机型，其驱动桥采用单级主传动加轮边减速器。这种传动系统的特点是：主传动，差速器，半轴等所传扭矩小，从而尺寸重量小，缩短桥中心到传动轴凸缘的距离，增大驱动桥的离地间隙。轮边传动多采用行星齿轮传动，此设计采用ngw(2k-h)行。半轴采用浮式，受力平衡，结构紧凑。推土机运行速度低，轮胎尺寸大，要求驱动桥具有大的传动比，这种减速方案传动比可达1238，故广泛用于工程机械上。传动比多分配给后面的传动部件，以减少部分传动件的扭矩。小传动比多分配给前面的传动部件，因为越靠近发动机的部件转速越高，采用小传动比可以减少启动惯性，结构紧凑。工程机械中一般中央传动传动比26；最终传动比320。 中央传动传动比if=3.667，最终传动比iq=3.27。二 驱动桥结构分析驱动桥的类型有断开式驱动桥和非断开式驱动桥两种。驱动桥的结构形式与驱动车轮的悬架形式密切相关。当车轮采用非独立悬架时，驱动桥应为非断开式，即驱动桥壳是一根连接左右驱动车轮的刚性空心梁，而主传动、差速器及车轮传动装置（由左、右半轴组成）都装在里面；当采用独立悬架时，为保证运动协调，驱动桥应为断开式。这种驱动桥无刚性的整体外壳，主传动器及其壳体装在车架或车身上，两侧驱动车轮则与车架或车身作弹性联系，并可彼此独立地分别相对于车架或车身做上下摆动，车轮传动装置采用万向节传动。非断开式驱动桥，其结构简单、造假低廉、工作可靠，被广泛用于各种载货汽车上。由于整个驱动桥都是簧下质量，因此对汽车的行驶平顺性和操作稳定性均不利，并且差速器壳的尺寸较大，使汽车的离地间隙不能很大。断开式驱动桥可以获得较大的离地间隙，并减少了非簧在质量，提高了行驶平顺性。根据以上分析及200轮式推土机的工况，本设计采用断开式驱动桥。三 半轴设计半轴是差速器与最终传动之间传递扭矩的实心轴，本次设计中半轴采用全浮式支承方式。半轴一端用花键与差速器半轴齿轮连接，由差速器壳支承，另一端用花键与最终传动的太阳轮连接，由行星轮起支承的作用，半轴只传递扭矩。3.1半轴杆部直径的计算3.1.1半轴计算扭矩mj的确定半轴计算扭矩在数值上近似等于主减速器从动锥齿轮上的计算扭矩。可用前面按发动机与液力变矩器共同输出扭矩最大，变速箱一档时，从动锥齿轮上的最大扭矩 ； 也可按驱动轮附着极限扭矩来确定从动锥齿轮的最大扭矩 两种计算方法取得的较小值来代替。半轴扭矩计算公式： mj=9550pn(31)式中：mj半轴计算扭矩，nm； p太阳轮功率，kw；n 太阳轮转速 ,rmin。由任务书所给数据p=102kw； n=102.676rmin;计算得：mj=9487 nm。3.1.2半轴杆部直径的计算杆部直径d是半轴的主要参数，可用下式初选： d=39.55106p0.2n(32)式中：mj 半轴计算扭矩，nm；p 太阳轮功率，kw; n 太阳轮转速 ,rmin; 半轴许用扭转屈服应力。半轴计算扭矩mj =9487nm；太阳轮功率p=102kw；太阳轮转速n=102.676rmin；半轴材料选40cr，对于40cr、45钢和40mnb等材料，材料的扭转屈服极限取=50mpa代入上式得：d=106.08 mm；圆整取d=110 mm。半轴的杆部直径应小于或等于半轴花键的底径，以使半轴各部分达到等强度。半轴破坏形式大多是扭转疲劳破坏，因此在结构设计上应尽量增大过渡圆角半径以减小应力集中，提高半轴扭转疲劳强度。3.2半轴强度验算全浮式半轴只传递扭矩，其扭转应力为： =mj16d3 (3-3)式中：mj 半轴计算扭矩，nm；d 杆部直径，mm； 扭转应力，mpa。将半轴计算扭矩mj =9487 nmm ；杆部直径d=110 mm。代入上式得： =0.038mpa，许用扭转切应力=50mpa。所以：。 强度满足，半轴直径确定为110 mm。四最终传动设计最终传动是传动系中最后一级减速增扭机构，在本次设计中，最终传动采用单排内外啮合行星排传动，其中太阳轮由半轴驱动为主动件，行星架和车轮轮毂连接为从动件，齿圈与驱动桥桥壳固定连接。此种传动形式传动比为1+（为齿圈和太阳轮的齿数之比），可以在较小的轮廓尺寸获得较大的传动比，可以布置在车轮轮毂内部，而不增加机械的外形尺寸。为改善太阳轮与行星轮的啮合条件，使载荷分布比较均匀，太阳轮连同半轴端部完全是浮动的，不加任何支承，此时太阳轮连同半轴端部是靠对称布置的几个行星齿轮对太阳轮的相互平衡的径向力处于平衡位置的。4.1最终传动设计行星传动的配齿计算4.1.1行星排行星轮数目和齿轮齿数的确定1.行星轮数目的选择行星轮数目取的多，负荷由更多的行星轮来负担，有可能减小尺寸和齿轮模数，但一般行星轮取3个，因为3点定一个圆位置，实际设计中行星轮数目一般为36个，行星轮数目不能增多往往是由于受行星架的刚度和强度的限制，因为行星轮数目增多使行星架连接部分金属减少，受力后会产生扭曲变形，使齿轮接触大大恶化。本次设计参考同类机型由任务书轮边传动比if=4.04.5选取行星轮数目n=3，三行星轮均匀分布。2.行星排各齿轮齿数的确定齿轮齿数间的关系公式: if=1+=1+zqzt (4-1)式中：if最终传动传动比；zq齿圈齿数；zt太阳轮齿数；zx行星轮齿数。由任务书可得if =3.667；初选行星排各轮齿数为：齿圈齿数zq =96；太阳轮齿数zt =36；行星轮齿数zx =30。验算传动比所以传动比合适。4.1.2同心条件校核为了使太阳轮与齿圈的旋转中心重合，太阳轮与行星轮的中心距应和齿圈与行星轮的中心距相等，即zq、zt、zx应满足下列条件：zq-zt=2zx (42)将zq =96，zt =36，zx=30代入公式得：96-36=230 所以： 满足同心条件。4.1.3装配条件的校核为使行星排各元件上所受径向力平衡，应使各行星轮均匀分布或对称布，即zq、zt、zx、n应满足条件：zt+zqn=n，n为任意整数。把zq =96，zt =36，n=3代入公式得：n=44，所以满足装配条件。4.1.4模数的计算模数的计算公式:m=km3tyfakfkfpkafzx2d (43)式中： kfp载荷分布不均悉数； yfa1齿形系数； d齿宽系数； f齿轮弯曲疲劳极限。载荷分布不均悉数，取1.1， 齿形系数，取2.9， 齿宽系数，取0.6，将小齿轮转矩，行星轮齿数代入上式：m=5.42。取标准值m=5.5。4.1.5相邻条件的校核设计行星传动时，必须保证相邻行星轮之间有一定间隙，对于单行星传动而言，即两相邻行星轮的中心距应大于它们的齿顶圆半径之和。用公式则可以表示为：(44) (45) 在实际设计中相邻条件多控制在： 式中：atx太阳轮与行星轮的中心距因三行星轮均匀分布，所以两行星轮齿顶圆半径之和，即行星轮齿顶圆直径。 atx=m2zx+zt (46) dex=(zx+2ha*)m (47)所以相邻条件满足。4.2直齿圆柱齿轮的几何尺寸的计算分度圆直径： (48) 基圆直径 ： (49)齿根高： hf=ha*+c*m (410)齿顶高： ha=ha*m (411)齿顶圆直径 ： da=d+2ha (412)齿根圆直径： (413)齿宽： b=bd (414) 表4-1 t-x外啮合传动几何尺寸名称太阳轮（t）行星轮（x）齿圈（q） 模数 5.5 齿数363096分度圆直径（mm）198165528基圆直径（mm）186155496齿宽（mm）120135130齿顶高（mm）11齿根高（mm）14齿顶圆直径（mm）209176517齿根圆直径（mm）184151542标准中心距（mm） atx=182 aqx=1824.3直齿圆柱齿轮的校核 行星排结构中齿轮的主要破坏形式是接触疲劳破坏和弯曲疲劳破坏，因此需对齿轮进行接触疲劳计算和弯曲疲劳强度计算。在行星机械中，通常只计算太阳轮与行星轮的强度，齿轮所受圆周力应考虑到几个行星轮的影响，此时一个行星轮与太阳轮所受的圆周力ft=mtnrt（为太阳轮扭矩，rt为太阳轮节圆半径，n行星轮个数），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。4.3.1齿轮材料的选择齿轮材料的种类有很多，通常有45钢、30crmnsi、35simn、40cr、20cr、20crmnti、12cr2ni4、20cr2ni4等。齿轮材料的选择原则：1） 齿轮材料必须满足工作条件的要求。2） 应考虑齿轮尺寸的大小，毛坯成型方法及热处理和制造工艺。3） 正火碳钢不论毛坯的制作方法如何，只能用于制作在载荷平稳或轻度冲击下工作的齿轮，调质碳钢可用于制作在中等冲击载荷下工作的齿轮。4） 合金钢常用于制作高速重载并在冲击载荷下工作的齿轮。5） 金属制的软齿面齿轮，配对两轮齿面的误差应保持为3050hbw或更多。根据轮边减速器行星结构中齿轮的承载能力高，耐磨性好等特点，可选用材料为20crmnti，齿轮需进行表面渗碳淬火，渗碳淬火后表面硬度为58-62hrc，芯部硬度为320hbs。齿轮精度一般为7级，其弯曲疲劳许用应力一般不大于455mpa，接触疲劳许用应力一般不大于14000公斤/厘米（即不大于1372mpa）。4.3.2接触疲劳强度计算齿面接触疲劳强度可按下式进行计算： h= zhzezkhkhkakvftbdti+1i (415)式中：ft作用在轮齿上的圆周力；节点区域系数；材料弹性系数；接触强度计算的重合度与螺旋角系数；b 齿宽；dt太阳轮分度圆直径；i 齿数比； ka使用系数； kv动载系数； kh齿向载荷分布系数； kh齿间载荷分布系数。作用在轮齿上的圆周力ft=mtn；为太阳轮扭矩，可用半轴传递过来的平均受载扭矩来计算,mt=9487nm. n为行星轮个数，n=3；为太阳轮节圆直径；为载荷修正系数取=1.15；把以上各参数代入得：ft=36734.1n；，代入参数计算得；对于钢材取ze=1.065；齿宽圆整取b=120 mm；太阳轮分度圆直径dt =198 mm；齿数比i=0.83；使用系数ka =1.25；动载系数kv=1.0；齿向载荷分布系数kh=1.0；齿间载荷分布系数，kh=1.1；对于直齿圆柱齿轮把以上各参数代入公式得：mpa，mpa；所以 ： 接触疲劳强度满足。4.3.3弯曲疲劳强度校核弯曲疲劳强度可按下式进行计算： (416)式中： yfs复合齿形系数； y弯曲强度计算的重合度与螺旋角系数。ft、b、m、ka、kv、kf、kf与接触疲劳校核计算中相同，分别为ft =36734.1 n ，b=120 mm ，m=5.5 mm ，ka =1.25，kv =1.0，kf=1.0，kf=1.1。复合齿形系数yfs =4.02 。对于直齿圆柱齿轮弯曲强度计算的重合度与螺旋角系数 。把以上各参数代入公式得：；mpampa。所以：。 弯曲疲劳强度满足要求。4.4行星齿轮传动的受力分析在行星齿轮传动中由于其行星轮的数目通常大于1，即1,且均匀对称地分布于中心轮之间；所以在2hk型行星传动中，各基本构件（中心轮a、b和转臂h）对传动主轴上的轴承所作用的总径向力等于零。因此，为了简便起见，本设计在行星齿轮传动的受力分析图中均未绘出各构件的径向力，且用一条垂直线表示一个构件，同时用符号f代表切向力。为了分析各构件所受力的切向力f，提出如下三点：（1）在转矩的作用下，行星齿轮传动中各构件均处于平衡状态，因此，构件间的作用力应等于反作用力。（2）如果在某一构件上作用有三个平行力，则中间的力与两边的力的方向应相反。（3）为了求得构件上两个平行力的比值，则应研究它们对第三个力的作用点的力矩。在2hk型行星齿轮传动中，其受力分析图是由运动的输入件开始，然后依次确定各构件上所受的作用力和转矩。对于直齿圆柱齿轮的啮合齿轮副只需绘出切向力f，如图71所示。由于在输入件中心轮a上受有个行星轮g同时施加的作用力和输入转矩的作用。当行星轮数目2时，各个行星轮上的载荷均匀，（或采用载荷分配不均匀系数进行补偿）因此，只需要分析和计算其中的一套即可。在此首先确定输入件中心轮a在每一套中（即在每个功率分流上）所承受的输入转矩为 ： =/=9549/n (417)式中: 中心轮所传递的转矩，nm；输入件所传递的名义功率，kw。把以上各参数代入公式经计算得：=9487 nm。即中心轮a受到的扭矩为：9487 nm。(a) （b） 7-1传动简图(a)传动简图 (b)构件的受力分析按照上述提示进行受力分析计算，则可得行星轮g作用于中心轮a的切向力为：=2/=36484n中心轮a作用与行星轮g的切向力为：=-=-2/=-36484n 内齿轮作用于行星轮g的切向力为：=-2/=-36484n 转臂h作用于行星轮g的切向力为：=-2=-4/=-72968n 转臂h上所受的作用力为：=-2=-4/=-72968n 在内齿轮b上所受的力矩为：=/=28896nm 式中 ： 中心轮a的节圆直径，；内齿轮b的节圆直径，；转臂h的回转半径，。4.5行星传动的结构设计4.5.1太阳轮的结构设计参数见前面几何尺寸表，技术要求：进行热处理渗碳淬火，使深度达0.81.3 mm，齿面硬度为5862hrc，芯部硬度为320hbs，材料为20crmnti。4.5.2行星轮结构设计参数见前面几何尺寸表，技术要求：进行热处理，表面渗碳淬火，深度为0.81.3 mm，齿面硬度5862hrc，芯部硬度320hbs，规定圆截面与齿轮径向跳动均为0.022 mm。(423)4.5.3行星轮轴的结构设计 选取行星轮轴的材料为40cr，行星轮轴主要受剪切应力，可用下式来计算： db=4mgnatx （4-18） 式中：轮边减速行星轮轴上的扭矩, nm； 许用剪切应力，mpa；n行星齿轮数目；太阳轮与行星轮实际中心距,mm。轮边减速行星轮轴上的扭矩，mg=ijmj=44815.6 nm；许用剪切应力，安全系数取4,40cr的屈服极限mpa所以:=7824=196.25；行星齿轮数目为3；太阳轮与行星轮实际中心距atx=182mm。把以上各参数代入公式得：db=23.08mm。圆整取 db=25mm。4.5.4轴承的选择行星轮与行星轮轴之间装有滚针轴承，该滚针轴承选为没有套保护的滚针。轮毂与半轴外壳间轴承主要以径向负荷为主，因此选用单列圆锥滚子轴承。1）滚针轴承 a)滚针数的确定作为滚针轴承外圈的行星轮内孔，滚针直径一般不小于齿轮内孔的10%，在45mm之间，此设计可取=5 mm。实际行星轮轴计算直径计算公式： (419)式中：实际行星轮轴计算直径；行星轮轴的直径；g 滚针与行星轮轴之间间隙。滚针直径，=5 mm；滚针与行星轮轴之间间隙。一般0.007mm。所以： =25.007。滚针轴承直径计算公式： (420)式中：滚针轴承直径；滚针直径所以。滚针直径：=5 mm；滚针轴承直径。每个行星轮上的滚针数的计算公式 ： d0=kd+f=d+fsin180z （4-21）式中：f 滚针间的间隙，mm；z 滚针数；k 正弦系数。滚针间的间隙；取0.003 mm；则：sin180z