人人文库网 > 图纸下载 > 毕业设计 > 装载机驱动桥设计-ZL40型号【全套6张CAD图纸+毕业论文】【原创资料】

装载机驱动桥设计.doc

装载机驱动桥设计-ZL40型号【全套6张CAD图纸+毕业论文】【原创资料】

资源目录

装载机驱动桥设计【全套CAD图纸+毕业论文】【原创资料】.rar

YC406-装载机驱动桥设计【最终】

装载机驱动桥设计.doc---(点击预览)

图纸-CAD

主减速器大锥齿轮-A2.dwg

主减速器输入齿轮-A3.dwg

半轴-A3.dwg

装载机驱动桥装配图-A0.dwg

轮边减速器行星齿轮-A3.dwg

轮边减速器齿圈-A1.dwg

图纸-CAXA

主减速器大锥齿轮-A2.exb

主减速器输入齿轮-A3.exb

半轴-A3.exb

装载机驱动桥装配图-A0.exb

轮边减速器行星齿轮-A3.exb

轮边减速器齿圈-A1.exb

压缩包内文档预览：(预览前15页/共46页)

编号：463273 类型：共享资源大小：1.09MB 格式：RAR 上传时间：2015-07-30 上传人：好资料QQ****51605 IP属地：江苏

150
积分

版权申诉 word格式文档无特别注明外均可编辑修改；预览文档经过压缩，下载后原文更清晰！ 立即下载

关键词：: 装载驱动设计全套 cad 图纸毕业论文原创资料

资源描述：

【温馨提示】购买原稿文件请充值后自助下载。

以下预览截图到的都有源文件,图纸是CAD，文档是WORD，下载后即可获得。

预览截图请勿抄袭，原稿文件完整清晰，无水印，可编辑。

有疑问可以咨询QQ：414951605或1304139763

摘要

本次设计内容为装载机驱动桥设计，大致分为主传动的设计，差速器的设计，轮边减速器设计，半轴的设计四大部分。其中主传动锥齿轮采用35 º螺旋锥齿轮，这种类型的齿轮的基本参数和几何参数的计算是本次设计的重点所在。将齿轮的几个基本参数，如齿数，模数，从动齿轮的分度圆直径等确定以后，用大量的公式可计算出齿轮的所有几何参数，进而进行齿轮的受力分析和强度校核。了解了差速器，半轴和最终传动的结构和工作原理以后，结合设计要求，合理选择它们的形式及尺寸。本次设计差速器齿轮选用直齿圆锥齿轮，半轴采用全浮式，最终传动采用单行星排减速形式。

关键词装载机，驱动桥，设计

Abstract

The design of the content loader drive axle design, roughly divided into the main drive design, differential design, wheel reducer design, axle design four parts. Where the main drive bevel gears 35º spiral bevel gears, the calculation of this type of gear basic parameters and geometric parameters is the focus of this design. Several basic parameters of gear teeth in the future such as modulus, pitch circle diameter of the driven gear and so determine, with a large number of equations to calculate the geometric parameters of all the gear, and then perform stress analysis and strength check gear . Understand the structure and working principle differential, axle and final drive after combining design requirements, a reasonable choice of their form and size. The design chosen straight bevel gear differential gear, with full-floating axle final drive deceleration in the form of a single planetary line.

Keywords: Shovel loader , Drive bridge , Design

摘要I

1主减速器设计1

1.1 螺旋锥齿轮的设计计算1

1.1.1 齿数的选择1

1.1.2 从动锥齿轮节圆直径d2的选择1

1.2 螺旋锥齿轮的强度校核8

1.2.1 齿轮材料的选择8

1.2.2 锥齿轮的强度校核8

2 差速器设计15

2.1 圆锥直齿轮差速器基本参数的选择15

2.1.1 差速器球面直径的确定15

2.1.2 差速器齿轮系数的选择16

2.2 差速器直齿锥齿轮强度计算18

2.2.1 齿轮材料的选取18

2.2.2 齿轮强度校核计算18

2.3 行星齿轮轴直径的确定19

3 半轴设计20

3.1 半轴计算扭矩的确定20

3.2 半轴杆部直径的选择20

3.3 半轴强度验算20

4 轮边减速器设计21

4.1 行星排行星轮数目和齿轮齿数的确定21

4.1.1 行星轮数目的选择21

4.1.2 行星排各齿轮齿数的确定22

4.1.3 同心条件校核22

4.1.4 装配条件的校核23

4.1.5 相邻条件的校核23

4.2 齿轮变位23

4.2.1 太阳轮行星轮传动变位系数计算（t-x）24

4.2.2 行星轮与齿圈传动变位系数计算（x-q）25

4.3 齿轮的几何尺寸26

4.4 齿轮的校核28

4.4.1 齿轮材料的选择28

4.4.2 接触疲劳强度计算28

4.4.3 弯曲疲劳强度校核29

4.5 行星传动的结构设计30

4.5.1 太阳轮的结构设计30

4.5.2行星轮结构设计30

4.5.3行星轮轴的结构设计30

4.5.4 轴承的选择31

5 花键、螺栓、轴承的选择与校核32

5.1 花键的选择及其强度校核32

5.1.1 主传动中差速器半轴齿轮花键的选择32

5.1.2 轮边减速器半轴与太阳轮处花键的选择34

5.1.3 主传动输入法兰处花键的选择与校核34

5.2.1 验算轮边减速器行星架、轮辋、轮毂联接所用螺栓的强度35

5.2.2 从动锥齿轮与差速器壳联接螺栓校核35

5.3.1 作用在主传动锥齿轮上的力37

5.3.2 轴承的初选及支承反力的确定37

5.3.3 轴承寿命的计算38

总结40

参考文献41

致谢42

1 主减速器设计

主减速器的功用是改变传力方向，并将变速箱输出轴的转矩降低，扭矩增大。本次设计的装载机驱动桥采用单级主传动形式，主传动齿轮采用35º螺旋锥齿轮，这种齿轮的特点是：它的齿形是圆弧齿，工作时不是全齿长突然啮合，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，减小了噪音，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，相应的增大了齿轮的负荷能力，增长了齿轮的使用寿命，螺旋锥齿轮的最小齿数可以减少到6个，因而与直齿锥齿轮相比可以实现较大的传动比。

装载机驱动桥装配图-A0.gif

轮边减速器齿圈-A1.gif

轮边减速器行星齿轮-A3.gif

主减速器大锥齿轮-A2.gif

主减速器输入齿轮-A3.gif

半轴-A3.gif

内容简介：: I 摘要本次设计内容为装载机驱动桥设计，大致分为主传动的设计，差速器的设计，轮边减速器设计，半轴的设计四大部分。其中主传动锥齿轮采用 35 螺旋锥齿轮，这种类型的齿轮的基本参数和几何参数的计算是本次设计的重点所在。将齿轮的几个基本参数，如齿数，模数，从动齿轮的分度圆直径等确定以后，用大量的公式可计算出齿轮的所有几何参数，进而进行齿轮的受力分析和强度校核。了解了差速器，半轴和最终传动的结构和工作原理以后，结合设计要求，合理选择它们的形式及尺寸。本次设计差速器齿轮选用直齿圆锥齿轮，半轴采用全浮式，最终传动采用单行星排减速形式。关键词装载机，驱动桥，设计 nts II Abstract The design of the content loader drive axle design, roughly divided into the main drive design, differential design, wheel reducer design, axle design four parts. Where the main drive bevel gears 35 spiral bevel gears, the calculation of this type of gear basic parameters and geometric parameters is the focus of this design. Several basic parameters of gear teeth in the future such as modulus, pitch circle diameter of the driven gear and so determine, with a large number of equations to calculate the geometric parameters of all the gear, and then perform stress analysis and strength check gear . Understand the structure and working principle differential, axle and final drive after combining design requirements, a reasonable choice of their form and size. The design chosen straight bevel gear differential gear, with full-floating axle final drive deceleration in the form of a single planetary line. Keywords: Shovel loader , Drive bridge , Design nts III 目录摘要 . I 1 主减速器设计 . 1 1.1 螺旋锥齿轮的设计计算 . 1 1.1.1 齿数的选择 . 1 1.1.2 从动锥齿轮节圆直径 d2的选择 . 1 1.2 螺旋锥齿轮的强度校核 . 8 1.2.1 齿轮材料的选择 . 8 1.2.2 锥齿轮的强度校核 . 8 2 差速器设计 . 15 2.1 圆锥直齿轮差速器基本参数的选择 . 15 2.1.1 差速器球面直径的确定 . 15 2.1.2 差速器齿轮系数的选择 . 16 2.2 差速器直齿锥齿轮强度计算 . 18 2.2.1 齿轮材料的选取 . 18 2.2.2 齿轮强度校核计算 . 18 2.3 行星齿轮轴直径 zd 的确定 . 19 3 半轴设计 . 20 3.1 半轴计算扭矩 jM 的确定 . 20 3.2 半轴杆部直径的选择 . 20 3.3 半轴强度验算 . 20 4 轮边减速器设计 . 21 4.1 行星排行星轮数目和齿轮齿数的确定 . 21 4.1.1 行星轮数目的选择 . 21 4.1.2 行星排各齿轮齿数的确定 . 22 4.1.3 同心条件校核 . 22 4.1.4 装配条件的校核 . 23 4.1.5 相邻条件的校核 . 23 4.2 齿轮变位 . 23 4.2.1 太阳轮行星轮传动变位系数计算（ t-x） . 24 4.2.2 行星轮与齿圈传动变位系数计算（ x-q） . 25 4.3 齿轮的几何尺寸 . 26 nts IV 4.4 齿轮的校核 . 28 4.4.1 齿轮材料的选择 . 28 4.4.2 接触疲劳强度计算 . 28 4.4.3 弯曲疲劳强度校核 . 29 4.5 行星传动的结构设计 . 30 4.5.1 太阳轮的结构设计 . 30 4.5.2 行星轮结构设计 . 30 4.5.3 行星轮轴的结构设计 . 30 4.5.4 轴承的选择 . 31 5 花键、螺栓、轴承的选择与校核 . 32 5.1 花键的选择及其强度校核 . 32 5.1.1 主传动中差速器半轴齿轮花键的选择 . 32 5.1.2 轮边减速器半轴与太阳轮处花键的选择 . 34 5.1.3 主传动输入法兰处花键的选择与校核 . 34 5.2.1 验算轮边减速器行星架、轮辋、轮毂联接所用螺栓的强度 . 35 5.2.2 从动锥齿轮与差速器壳联接螺栓校核 . 35 5.3.1 作用在主传动锥齿轮上的力 . 37 5.3.2 轴承的初选及支承反力的确定 . 37 5.3.3 轴承寿命的计算 . 38 总结 . 40 参考文献 . 41 致谢 . 42 nts装载机驱动桥设计 1 1 主减速器设计主减速器的功用是改变传力方向，并将变速箱输出轴的转矩降低，扭矩增大。本次设计的装载机驱动桥采用单级主传动形式，主传动齿轮采用 35螺旋锥齿轮，这种齿轮的特点是：它的齿形是圆弧齿，工作时不是全齿长突然啮合，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，减小了噪音，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，相应的增大了齿轮的负荷能力，增长了齿轮的使用寿命，螺旋锥齿轮的最小齿数可以减少到 6个，因而与直齿锥齿轮相比可以实现较大的传动比。 1.1 螺旋锥齿轮的设计计算 1.1.1 齿数的选择选择齿数时应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相互交替啮合，起到自动研磨作用，为了得到理想的齿面接触，小齿轮的齿数应尽量选用奇数，大小齿轮的齿数和应不小于 40。根据以上选择齿数的要求，参考吉林大学诸文农主编底盘设计第 233 页表 6-4，结合本次设计主减速比0i=6.167，选取主动小锥齿轮齿数 61 z ，所以从动大锥齿轮齿数 37012 izz。 1.1.2 从动锥齿轮节圆直径 d2的选择 (1) 螺旋锥齿轮计算载荷的确定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大锥齿轮上的最大扭矩计算： niiiMM mlkeca 02式中：2caM-从动大锥齿轮计算转矩， N M eM-发动机的额定扭矩， n PM e 95500i-驱动桥主传动比，已知 167.60 i； ki -变矩器系数， 75.3ki； n -驱动桥个数， n=2； li -变速箱的最大传动比， 85.3lints装载机驱动桥设计 2 m-变矩器到主减速器的传动效率。0 kmk为变速箱的效率取 0.96，主减速器效率取 96.00 。计算得 92.0m。 mNM ca 95.2 4 5 7 3292.01 6 7.685.375.36 0 02 此时主动小锥齿轮的转矩可由以下公式计算： mNiMM caca 78.4 1 5 096.01 6 7.6 95.2 4 5 7 30021 按驱动轮附着扭矩来确定从动大锥齿轮的最大扭矩，即： nirGMfdaca 2式中： aG-满载时驱动桥上的载荷（水平地面） -附着系数， 8.0 dr-驱动轮动力半径， 65.0drfi-从动圆锥齿轮到驱动轮的传动比（轮边传动比），667.3f i n-驱动桥数目由本次设计任务书可知：车辆工作质量为 120KN,额定载重量为 40KN 所以 160aGKN 即可求出： mNnirGMfdaca 42.113442667.3 65.08.01600002 计算中取以上两种计算方法中较小值作为从动直齿轮的最大扭矩，此扭矩在实际使用中并不是持续扭矩，仅在强度计算时用它来验算最大应力。所以该处的计算转矩取： mNMca 42.113442 按常用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转矩： nifrGMfdaf s in2 mN 式中： f -道路滚动阻力系数。 f=0.020 0.035，取 f=0.03 fi-最终传动速比， 667.3f i nts装载机驱动桥设计 3 n -驱动桥数目 dr -轮胎滚动半径 sin -轮胎滚动半径 , 30.009.0sin ,取 30.0sin 所以 mNnifrGMfdaf 57.46792667.3 33.065.0160000s i n2 主动小锥齿轮上的常用受载扭矩为： mNiMM ff 43.79096.0167.6 57.46790021 (2) 从动锥齿轮分度圆直径 2d 的确定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： 3 m ax22 MKd d 式中： 2d -从动齿轮分度圆直径， cm dK-系数，取 61.0dKmax2M-按地面附着条件决定的最大扭矩取 11344.42公斤 -厘米所以得： cmMKdd 53.292.1 1 3 4 4 461.0 33 m a x22 考虑到从动锥齿轮的分度圆直径对驱动桥尺寸和差速器的安装有直接的影响，参考国内外现有同类机型相关尺寸，最终确定从动锥齿轮分度圆直径mmd 2962 。 (3) 齿轮端面模数sm的选择由式 83729622 zdm s取标准模数 mmms 8(见现代机械传动手册 GB/T 12368-1990 ) 为了知道所选模数是否合适需用下式校对： 3m ax2MKm ms 式中： mK -系数， 0.061 0.089 即： 084.02.11344 4833 m a x2 MmK sm在 0.061 0.089之间所以所选齿轮端面模数 mmms 8合适。 nts装载机驱动桥设计 4 由此可算出大小齿轮的准确分度圆直径： mmzmds 486811 mmzmds 2 9 637822 (4) 法向压力角的选择螺旋锥齿轮的标准压力角是 2030，选择标准压力角有易于选择制造齿轮的刀具，降低生产成本。 (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母线之间的夹角，螺旋角越大锥齿轮传动越平稳，噪音越小，但轴承寿命缩短，因此在轮式装载机上常用 35m(6) 齿面宽 b的确定增加齿面宽理论上似乎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齿轮小端延长而导致齿面变窄，势必减小切削刀尖的顶面宽及其棱边的圆角半径。这样一方面使齿根圆角半径过小，另一方面也降低了刀具的使用寿命。此外由于安装误差及热处理变形等影响会使齿轮的负荷易于集中小端而导致轮齿折断。齿面过小同样也会降低轮齿的强度和寿命。通常推荐螺旋锥齿轮传动大齿轮的齿面宽为： 02 31Rb 式中：0R-从动锥齿轮传动的节锥距 mmzzmR s 93.14937685.05.0 2222210 所以： mm98.9493.1493131 02 Rb同时 2b 不应超过端面模数 ms的 10倍即： mmmbs 80810102 所以取 mmb 502 取小锥齿轮的齿面宽和大锥齿轮的相同即：小锥齿轮齿面宽 mmbb 5021 (7) 螺旋方向的选择在螺旋齿轮传动中，齿的螺旋方向和轴的旋转方向决定了锥齿轮传动时轴向力方向，由于轴承中存在间隙，故设计时应使齿轮轴向力的方向能将大小锥齿轮相互推开，以保证必要的齿侧间隙，防止轮齿卡住，加速齿面磨损，甚至引起轮齿折断。根据上述要求，选择主动锥齿轮为左旋，从动锥齿轮为右旋。 nts装载机驱动桥设计 5 (8) 齿高参数的选择轮式装载机主传动器的螺旋锥齿轮采用短齿制和高度修正，这样可以消除小锥齿轮可能发生的根切现象，提高轮齿的强度。高度修正的实质是小锥齿轮采用正移距，此时小锥齿轮齿顶高增大，而大锥齿轮采用负移距，并使其齿顶高减低。小锥齿轮齿顶高的增高值与大锥齿轮齿顶高的减低值是相等的。从机械设计手册可查得：螺旋锥齿轮的齿顶高系数 85.0ah顶隙系数 188.0c ；径向变位系数 =0.386（ i=4.56 7.00）所以螺旋锥齿轮齿顶高为： mmmhh saa 712.38386.085.02 mmmhh saa 888.98386.085.02 齿根高： mmmchh saf 392.118386.0188.085.02 mmmchh saf 216.58386.0188.085.02 顶隙： mmmccs 5 0 1.181 8 8.0 齿全高： mmhhhhfa 1 0 4.1521 有效齿高（工作齿高）： he=1.700ms=17 mm (9) 齿侧间隙nc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，会出现表面摩擦，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。参考底盘设计吉林工业大学诸文农编 24P 页表 6-8 选取齿侧间隙为： mmcn 2.0 (10) 理论弧齿厚螺旋锥齿轮除采用高度变位修正来增加小齿轮强度外，还采用切向变位修正使一对相啮合的轮齿强度接近相等。切向变位修正指的是使小齿轮的齿厚增加sms （是切向变位系数，查机械设计手册可知 18.0 ）大小锥齿轮大端面分度圆的理论弧齿厚度 01S 和 02S 可按下式计算： nts装载机驱动桥设计 6 smss mmmS co st an2202smss mmmS co st an2201所以： mmS 376.902 mmS 74.1601 (11) 分锥角（分度圆锥角）小锥齿轮分锥角： 21.9376ar ct anar ct an211 zz大锥齿轮分锥角： 79.8021.99090 12 (12) 节锥距aRmmdR a 93.14979.80s in2 296s in222 (13) 齿根角f小锥齿轮齿根角： 99.193.149216.5a r c t a na r c t a n 11 aff Rh 大锥齿轮齿根角： 35.493.149392.11a r c t a na r c t a n 22 aff Rh (14) 顶锥角和k根锥角 r (15) 小锥齿轮根锥角： 22.799.121.9111 fr 大锥齿轮根锥角： 44.7635.479.80222 fr 小锥齿轮顶锥角： 56.1344.76909021 rk 大锥齿轮顶锥角： 78.8299.179.80122 rk 此次设计的 35 螺旋锥齿轮几何尺寸详见表 1-1：表 1.1 主传动器螺旋锥齿轮几何尺寸序号名称公式代号数值 1 齿数 1z6 1z 37 2 端面模数 sm 8 mm nts装载机驱动桥设计 7 3 分度圆直径 1d48 mm 2d 296mm 4 压力角 20.5 5 有效齿高 eh13.6 mm 6 全齿高 21 hhh 15.104 mm 7 侧隙 nc0.20 mm 8 顶隙 C 1.504 mm 9 齿顶高 1ah9.888 mm 2ah3.712 mm 10 齿根高 1fh5.216 mm 1fh11.392 mm 11 分锥角 19.21 2 80.79 12 节锥距 aR149.93mm 13 齿面宽 1b50 mm 2b 50 mm 14 齿根角 1f1.99 2f4.35 15 顶锥角 1k13.56 2k82.78 16 根锥角 1r7.22 2r 76.44 17 大端齿顶圆直径 1111 co s2 ae hdd 67.52mm 2222 c o s2 ae hdd 297.19mm 18 螺旋角 m35 19 螺旋方向小锥齿轮左旋，大锥齿轮右旋 20 周节 sm 25.12 mm 21 理论弧齿厚 01S16.74 mm 02S 8.736 mm nts装载机驱动桥设计 8 1.2 螺旋锥齿轮的强度校核 1.2.1 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 30 50HBW 或更多。根据以上原则选小 Ni 齿轮材料为 20Cr24（渗碳后淬 Mpab 11001 Mpas 8501 齿面硬度 56 62HRC）选取大齿轮材料为 20MnVB(调质 Mpab 10802 Mpas 8852 齿面硬度 56 62HRC ) 1.2.2 锥齿轮的强度校核（ 1）轮齿的弯曲强度计算其齿根弯曲应力可用以下公式计算： wmssVu JKKbmKPK 10 式中：u-弯曲应力， Mpa P -作用在轮齿中心上的圆周力，12dMP M -作用在大齿轮上的计算扭矩 mNMM f 57.4 6 7 92 *D -大齿轮平均分度圆直径 mmbDD 2 4 7s in 2* 2 -分锥角 nts装载机驱动桥设计 9 0K-过载系数，与锥齿轮副运转的平稳性有关。可取 5.125.10 K对有液力变矩器的轮式装载机取 25.10 K； VK-动载系数，与齿轮精度及节圆线速度有关。当轮齿接触良好节距与同心度精度高时可取 0.1VK； SK-尺寸系数，反映了材料性质的不均匀性与轮齿尺寸热处理等因素有关。因为 mmms 6.18 时，所以 7 50.04.25 ssmK mK-1.10 1.25，取 05.1mKb -齿宽； z -齿数； sm-齿轮大端模数 wJ-弯曲强度几何系数，综合考虑了齿形系数，载荷作用点位置，轮齿间的载荷分配，有效齿宽，应力集中系数及惯性系数等。查工程机械底盘构造与设计30P页图 3-5-18 可得： 235.01 wJ182.02 wJ把以上各参数代入公式可得大小锥齿轮的弯曲许用应力分别为：Mpau 401 ; 弯曲许用应力 Mpa700 . 即： u所以齿轮弯曲强度能满足要求。（ 2）轮齿齿面的接触强度计算轮齿齿面的接触强度可按下式计算： ifmsvepc J KKKdbK KPC 110 1 式中： c -接触应力， Mpa pC-弹性系数， mmNCp /6.232/743 2121 厘米公斤 eP -齿轮大端圆周力 NP 28365 0K-过载系数，取 25.10 KvK -动载系数，取 0.1vKsK -尺寸系数，当材料选择适当，渗碳层深度与硬度符合要求时，可取 0.1sKnts装载机驱动桥设计 10 mK-载荷分配系数，取 1.1mKfK-表面质量系数，与表面光洁度，表面处理等有关，对精度较高的齿轮取 0.1fK1b -小锥齿轮宽度 1d -大锥齿轮大端分度圆直径 iJ-表面接触强度综合系数，考虑到轮齿啮合面的相对曲率半径，载荷作用点位置，轮齿间的载荷分配，有效齿宽及惯性系数等。查工程机械底盘构造与设计319P页图 3-5-23可得： 124.0iJ把以上各参数代入公式得： Mpa04.2306 又因为许用接触应力为： M p a3 4 3 0/3 5 0 0 0 2 厘米公斤（工程机械底盘构造与设计 139P ） cc 所以齿轮的接触强度满足要求。（ 3）锥齿轮传动的当量齿轮参数计算锥齿轮原始几何参数：齿形压力角 3020 ；齿数 81z , 372 z ，齿数比 167.612 zzi；分锥角 21.91 ， 79.802 ；齿宽 mmbb 5021 ；大端分度圆直径 mmd 481 ,2 296d mm；中点分度圆直径 sinbddm ； mmdm 571 ， mmdm 2472 ；中点螺旋角 35m，中点模数 Rsm mm 5.01 齿宽系数 R 为 1/4 到 1/3，常取 0.3，所以mm=6.8mm；中点法向模数 mmmmmmnm 57.535co s5.8co s ；齿顶高 mmha 888.91 ， mmha 712.32 ；表 1.2 锥齿轮的当量圆柱齿轮参数名称代号计算公式结果 nts装载机驱动桥设计 11 中点端面当量圆柱齿轮参数当量齿数 vZcoszzv v1z 8.185 v2z 175.086 齿数比 vi 2iivvi 21.391 分度圆直径 vd v 1 m 12i1ddiv2 v12d i d v1d 5 4 . 2 2 5 v2d 1 1 5 9 . 9 2 7 中心距 vav v 1 v 21a ( d d )2 va 607.076 顶圆直径 vad v a v ad d 2 h va1d 74.001 va 2d 1167.351 当量齿轮端面压力角 vta vt mtana a r c t a ncos ovta 2 3 . 9 5 7 基圆直径 vbd v b v v td d c o s a vb1d 49.553 vb2d 1060 基圆螺旋角 vb v b marcsin(sin cos ) ovb 32.615 端面基圆齿距 Pvb v b m v tP m c o s a vbP 24.403 啮合线长度 gva 2 2 2 2v a v a 1 v b 1 v a 2 v b 2v v t1g ( d d d d )2a s i n a vag 25.47 端面重合度 va v a v a mvav b n m v tg g c o sP m c o s a va 1.305 纵向重合度 v mvnmb s i nm v 1.64 nts装载机驱动桥设计 12 续表 1.2 锥齿轮的当量圆柱齿轮参数总重合度 v 22v v a v v 2.096 齿中部接触线长度 bml 对于 v 1 vabmv v bblcosbml 36.959 齿中部接触线的投影长度 bml b m b m v bl l c o s bml 31.131 中点法面当量直齿圆柱齿轮参数齿数 vnz vn 2v b mzzc o s c o s c o s vn1z 14.083vn 2z 301.26 分度圆直径 vnd 2v n v v b v n n md d / c o s z m vn1d 82.280v n 2d 2 2 9 9 . 0 6 2 中心距 vna v n v n 1 v n 21a ( d d )2 vna 855.653 顶圆直径 vand v a n v n ad d 2 h van1d 96.204v a n 2d 1 6 4 2 . 3 0 2 基圆直径 vbnd v b n v nd d c o s vbn1d 71.819v b n 2d 1 5 3 6 . 2 8 3 啮合线长度 vang 2 2 2 2v a n v a n 1 v b n 1 v a n v b n 2vn1g ( d d d d )2a s i n a vang 2 9 . 6 0 9 法面重合度 van 2v a n v a v b/ c o s van 1.84 （ 4）轮齿齿面接触疲劳强度计算正交（ 90 ）锥齿轮齿面接触疲劳强度校核可按下式计算： KLSEHBMmmtHHVAH ZZZZZZiibdFKKKK 12111 （机械设计手册 18116P）式中： H -轮齿接触疲劳强度， Mpa 1tF -小齿轮大端圆周力，可用下公式计算： nts装载机驱动桥设计 13 mmNdMF ft 625.2 4 6 5 5647 8 8 9 8 022111AK -使用系数，查机械设计193P表 10-2取 25.1AK 。 VK-动载系数取 0.1VKHK-齿向载荷系数。eHH KK 5.1，HK由机械设计手册18116P页表 16.4-28可查得 0.1eHK ，所以 5.1HKHK-端面载荷系数查机械设计手册18216P页表 16.4-29 可得 0.1HKHZ -节点区域系数，可由公式vtvbHZ 2sincos所以： 131.2957.232s in615.32c o s2s inc o s vtvbHZ BMZ -中点区域系数，可用下式计算： 2222211211 11t a nvvbvavvbvavtBMzFddzFddZ 式中 21FF 可由下表求出：表 1.3 纵向重合度v1F 2F 0 2 12 v 10 v vv 22 vvv 212 1v v 由上表可求出： 305.11 F 305.12 F 所以： 1165.1 BMZ EZ -弹性系数，查机械设计手册 4816P 可知 2/8.1 8 9 mmNZ E Z-计算齿面接触强度的螺旋角系数，mZ cosnts装载机驱动桥设计 14 kZ-计算齿面接触强度的锥齿轮系数， 8.0kZLSZ-计算齿面接触强度的载荷分配系数。当 2vr时， 1LSZ当 2vr和 1vr时， 5.025.1 412121 vrvrLSZ 因为 2096.2 vr164.1 v所以 98.0LSZ把以上各参数代入公式可得： MpaH 85.1049 材料的接触疲劳许用应力为： M p aH 1 3 7 2/1 4 0 0 0 2 厘米公斤 (工程机械底盘构造与设计 319P) 所以 HH 齿轮的接触疲劳应力满足要求。（ 5）锥齿轮齿根弯曲疲劳强度校核计算锥齿轮齿根弯曲疲劳强度校核可按下式进行，大小轮分别计算： LSKEFSnm tFFVAF YYYYbmFKKKK 式中： AK 、VK、FK、FK、HK、HK和接触疲劳计算中相同， 25.1AK ， 0.1VK ， 5.1FK ， 0.1FK tF-齿轮大端圆周力， NdMF ft 6 2 5.2 4 6 5 52111 NdMF ft 44.236692222 b -齿面宽， mmbb 5021 FSY-复合齿形系数，根据法面当量直齿圆柱齿轮齿数 vnz 查得 07.41 FSY42.42 FSYEY -齿根抗弯强度的重合度系数，因为 1v，所以 625.0EY KY -齿根抗弯强度的锥齿轮系数，可以用下式计算： nts装载机驱动桥设计 15 057.1131.31 5050 131.3114114122 bmbmK lbblY LSY-齿根抗弯强度的载荷分配系数， 9604.098.0 22 LSLS ZY把以上各参数代入公式得： MpaF 5.2611 MpaF 7.2722 查装载机 P340 页可知，对于主减速锥齿轮其抗弯疲劳许用应力 MpaF 455 所以 FF 1 FF 2 满足设计要求。 2 差速器设计轮式机械的两侧驱动轮不能固定在一根整轴上，因为轮式工程机械在行驶过程中，为了避免车轮在滚动方向产生滑动，经常要求左右两侧的驱动轮以不同的角速度旋转。若左右驱动轮用一根刚性轴驱动，必然会产生边滚动边滑动，即产生了驱动轮的滑磨现象。由于滑磨将增加轮胎的磨损，增加转向阻力，同时也增加功率损耗。为了使车轮相对路面的滑磨尽可能的减小，在同一驱动桥的左右两侧驱动轮由两根半轴分别驱动，因此，在驱动桥中安装了差速器，两根半轴由主传动通过差速器驱动。现在轮式装载机上多采用直齿螺旋锥齿轮差速器，差速器的外壳安装在主传动器的从动锥齿轮上，确定差速器尺寸时应考虑到其与从动锥齿轮尺寸之间的互相影响。本次设计中采用对称式圆锥齿轮差速器的形式，差速器的大小通常以差速器的球面半径来表征，球面半径代表了差速器齿轮的节锥距，因此它表征了差速器的强度。 2.1 圆锥直齿轮差速器基本参数的选择 2.1.1 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： 3 maxMK 式中： -差速器球面直径， mm K-球面系数， 1.1 1.3，取 K=1.15 nts装载机驱动桥设计 16 maxM-差速器承受的最大扭矩（公斤毫米）按从动

温馨提示:
1: 本站所有资源如无特殊说明，都需要本地电脑安装OFFICE2007和PDF阅读器。图纸软件为CAD,CAXA,PROE,UG,SolidWorks等.压缩文件请下载最新的WinRAR软件解压。
2: 本站的文档不包含任何第三方提供的附件图纸等，如果需要附件，请联系上传者。文件的所有权益归上传用户所有。
3.本站RAR压缩包中若带图纸，网页内容里面会有图纸预览，若没有图纸预览就没有图纸。
4. 未经权益所有人同意不得将文件中的内容挪作商业或盈利用途。
5. 人人文库网仅提供信息存储空间，仅对用户上传内容的表现方式做保护处理，对用户上传分享的文档内容本身不做任何修改或编辑，并不能对任何下载内容负责。
6. 下载文件中如有侵权或不适当内容，请与我们联系，我们立即纠正。
7. 本站不保证下载资源的准确性、安全性和完整性, 同时也不承担用户因使用这些下载资源对自己和他人造成任何形式的伤害或损失。

人人文库网所有资源均是用户自行上传分享，仅供网友学习交流，未经上传用户书面授权，请勿作他用。