CLJD01-006@ZL06型轮式装载机驱动桥的结构设计
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CLJD01-006@ZL06型轮式装载机驱动桥的结构设计,机械毕业设计全套
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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 ntsZL60 型装载机驱动桥设计 DRIVING AXLE DESIGN OF ZL60 MODEL SHOVEL LOADER ABSTRACT 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 nts吉林大学本科毕业论文 目录 第一章 绪 论 1 1.1 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 6 3.3 主减速器的基本参数选择与设计计算 6 3.3.1 主减速器锥齿轮的主要参数选择 6 3.3.2 其他几何参数的确定 8 3.4 主减速器锥齿轮的材料 9 3.5 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 11 3.6 主传动器锥齿轮轴承的设计计算 12 3.6.1 确定螺旋锥齿轮上的作用力 12 3.6.2 主减速器轴承支撑反力的确定 13 3.6.3 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 16 4.1 差速器结构形式的选择 16 4.2 差速器的基本参数选择与设计计算 17 ntsZL06 型装载机驱动桥设计 4.2.1 差速器球面直径的确定 17 4.2.2 差速器齿轮参数的选择 17 4.3 差速器齿轮材料的选择 19 4.4 差速器直齿锥齿轮强度计算 19 第五章 最终传动设计 21 5.1 轮边减速器的基本 参数选择与设计计算 21 5.1.1 行星传动齿轮齿数的确定 21 5.1.2 行星传动齿轮模数的确定及角度修正 23 5.1.3 行星机构齿轮的强度计算 23 第六章 半轴的设计与计算 25 6.1 半轴的型式 25 6.2 半轴的设计与计算 26 6.2.1 半轴计算转矩的确定 26 6.2.2 半轴杆部直径的确定 26 6.2.3 计算扭转应力 26 6.2.4 半轴花键部分的应力验算 27 6.3 半轴的材料选取与热处理 28 第七章 驱动桥壳设计 29 7.1 桥壳的结构形式 29 7.1.1 可分式桥壳 29 7.1.2 组合式桥壳 29 7.1.3 整体式桥壳 29 7.2 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 nts吉林大学本科毕业论文 1 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。 nts第二章 驱动桥总体方案的确定 2 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nts吉林大学本科毕业论文 3 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 nts第三章 主减速器设计 4 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nts吉林大学本科毕业论文 5 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 1 30 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 1/5 1/7。齿轮承载能力较悬臂式可提高 10%左右。 nts第三章 主减速器设计 6 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 1500N m，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： 3maxMKD d（ 3-1） 式中 D 从动锥齿轮分度圆直径（ cm）； nts吉林大学本科毕业论文 7 dK 直径系数，取 0.58 0.66； maxM 按地面附着条件决定的最大扭矩（ kg/cm） 。 i rGM kimax（ 3-2） 式中 iG 装载机满载时的负载 ，为 2700kg； kr 轮胎滚动半径 ，为 40cm； 轮胎与地面的附着系数 ，取 =0.7； i 轮边减速器的传动比 ， i =3.67。 代入公式（ 3-2）算得 maxM=25034.09kg/cm 再代入公式（ 3-1），取dK=0.66，算得 D 19.307cm=193.07mm b） 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： mmmmZDm s 52.53507.1932 （ 3-3） 为了验证选用的模数是否合适，用下面公式校队： 3 maxMKm ms （ 3-4） 式中 mK 模数系数 0.13 0.19； sm 端面模数； maxM 从动锥齿轮承受的最大最大扭矩，见式（ 3-2）。 代入数据算得mK=0.189，所以选用的模数合适。 nts吉林大学本科毕业论文 8 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 Z 6 35 端面模数 sm5.52 分度圆直径 1Zmd s2ZmD s33.12 193.07 压力角 22 30 齿工作高 sg mfh 028.274 全齿高 smCfh )2( 00 9.190 齿顶高 sfh m( 01 ）smfh )( 02 7.088 1.186 齿根高 11 hhh 22 hhh 2.102 8.007 径向间隙 mCC00.166 节锥角 2111 tan ZZ12 90 9 43 39 80 16 21 节锥距 1sin2 dLa 97.95 齿面宽 b 32.7 齿根 角 aLh 111 tan aLh 212 tan 1 13 45 4 40 17 根锥角 111 i 222 i 8 29 54 75 36 4 面 锥 角 111 a 122 a 14 23 56 81 30 6 刀盘直径 nd228.6mm nts吉林大学本科毕业论文 9 续表 3-1 螺旋角 35 周节 smt 17.279 侧隙 nC 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nts第三章 主减速器设计 10 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 0.010 0.020mm 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 HRC58 64，渗碳层深度取 1.0 1.4mm。 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n按以下公式计算： JKKbmKPK mssVn 10 （ 3-5） 上述公式由三部分组成：VKPK0 为有关载荷的参数；sbm1 为有关轮齿尺寸 的参数；JKK ms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，平计DMP 2； 计M 作用在大齿轮上的计算扭矩，计M=1500N m； 0K 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0K=1.251.5； VK 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nts吉林大学本科毕业论文 11 同心度精度高时，可取VK=1.0； sK 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，4 4.25 ss mK ； mK 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； J 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： 2/86.6 3 0 5 cmkgn 根据文献 1， 2/7 0 0 0 cmkgnn ，轮齿弯曲应力 满足要求。 3.5.2 接触应力计算 接触应力c按以下公式计算： JcccbdcPccc 943210 1 （ 3-6） 上述公式同样由三部分组成：有关载荷的参数21cPc；有关齿轮尺寸的参数bd1和有关应力分布的参数Jccc 943。式中各项系数如下： P 作用在锥齿轮重点的圆周力，见式（ 3-5）； 0c 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0c=740； 1c 过载系数 1c = 0K ，对轮式装载机可取 1.251.50； 2c 质量系数，可取 2c = VK ； b 齿面宽，两齿轮齿宽不等时，取其中较小的值； d 小齿轮大端分度圆直径； 3c 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nts第三章 主减速器设计 12 取3c=1.0； 4c 载荷再分布系数可取 4c = mK ，取 1.001.10； 9c 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9c=1.0； J 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： 2/46.8 6 9 1 cmkgc 根据文献 1， 2/1 4 0 0 0 cmkgcc ，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、nts吉林大学本科毕业论文 13 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： )c ost a ns inc ost a n()s int a nc osc ost a n(2111111平均计PQPRDMP(3-7) 作用在从动锥齿轮上的圆周力、 径向力和 向力分别为： )c ost a ns inc ost a n()s int a nc osc ost a n(211121112平均计PQRPRQDMP(3-8) 式中 平均D 从动锥齿轮平均分度圆直径，2sin bDD 平均； 齿廓压力角； 中点螺旋角； 1 主动锥齿轮节锥角。 将各参数分别代入式（ 3-7）与（ 3-8）中，得： NP 18068 NR 3.68671 NQ 3.14011 3.6.2 主减速器轴承支撑反力的确定 nts第三章 主减速器设计 14 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： 22 )()(21 平QrRcPcaN A (3-9) 22 )()(21 平QrRcPcaN B (3-10) 22 )()(1 平QrRbPbaN C (3-11) 式中 平r 主动锥齿轮平均分度圆半径，即 )sin(21 1bdr 平。 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 NFr 2660 轴向力 NQFa 14011 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 53.026 6014 01 NNFFra查阅文献 3，锥齿轮圆锥滚子轴承 e 值为 0.4，故ra FFe，由此得 X=0.4， Y=1.5。另查得载荷系数pf=1.2， 则有 )(arp YFXFfP (3-12) 将各参数带入式（ 3-12）中，得： NP 4135 nts吉林大学本科毕业论文 15 计算轴承应具有的额定动载荷 C 6101060 htnLfPC (3-13) 式中 tf 温度系数，查文献 3，得tf=1； 寿命指数， =310； n 轴承转速， 160r/min； 10hL 轴承的预期寿命， 5000h； 将各参数代入式（ 3-13）中，得 ： NC 12955 查阅文献 4，初选 468 00 CC r 的圆锥滚子轴承 30305。 验算 30305圆锥滚子轴承的寿命 PCfnL th 6010 610（ 3-14） 将各参数代入式（ 3-14） 中，得： hL10=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。 nts第四章 差速器设计 16 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nts吉林大学本科毕业论文 17 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： 3maxMK （ 4-1） 式中 差速器球面直径（ mm）； K 球面系数，K=1.1 1.3； maxM 差速器承受的最大扭矩（ kg mm） ,按最大输入扭矩计算。 将各参数代入式（ 4-1）中，得： mm9.81 取 mm80 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 1Z 和 2Z 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 14 25；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 2Z =18，行星齿轮齿数为 1Z =10，行星齿轮数目为 4。为保证安装，验证如下： 942 2 Z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 1 、 2 及模数 m 行星齿轮和半轴齿轮节锥角 1 、 2 分别为： 211 arctan ZZ（ 4-2） 122 arctan ZZ（ 4-3） 将各参数分别代入式（ 4-2）与式（ 4-3）中，得： nts第四章 差速器设计 18 173291 4356602 大端模数 m及节圆直径 d计算式为： 110 sin2 ZLm （ 4-4） mZd （ 4-5） 式中 0L 节锥母线长度，20 L。 将各参数分别代入式（ 4-4）与（ 4-5）中，得： mmm 885.3 mmd 85.38 mmD 93.69 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 Z 10 18 端面模数 m 3.885 节圆直径 1mZd 2mZD 38.85 69.93 齿面宽 b 13.3 压力角 22 5 齿高系数 0f0.8 径向间隙系数 0C0.188 齿工作高 mfh00 26.216 全齿高 mCfh )2(00 6.946 轴间夹角 90 齿顶高 mfh ）01 (mfh )( 02 4.681 1.535 齿根高 mCfh )(001 mCfh )( 002 2.265 5.412 nts吉林大学本科毕业论文 19 续表 4-1 径向间隙 mCC00.166 节锥角 2111 tan ZZ12 90 29 3 17 60 56 43 节锥距 20 sin2 DL 40 齿根角 0111 tan Lh 0212 tan Lh 3 39 17 2 30 44 根锥角 111 i 222 i 25 24 58 25 59 面锥角 111 a 122 a 31 34 1 64 36 周节 mt 12.21 侧隙 B 0.15mm 4.3 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： )/(200 2022 cmkgKKKKmJbZMvmsn 差 （ 4-6） 式中 差M 差速器扭矩，行计差 iMM 6.0； 计M 主 减速器从动齿轮的最大计算扭矩，计M=1500N m； 行i 差速器行星齿轮数目； nts第四章 差速器设计 20 b 齿宽（ cm）； 2Z 半轴齿轮齿数； J 综合系数，参考文献 1得 J =0.258； m 齿轮的模数； sK 尺寸系数，当模数 m1.6时4 4.25mK s ； mK 载荷再分配系数，取mK=1； 0K 过载系数，取0K=1； vK 质量系数，取vK=1。 将各参数代入式（ 4-6）中，得 : 2/3.3 0 8 0 cmkgn 按照文献 1，差速器齿轮的n3 时，211，故 4Z 1Z ，太阳轮为最小齿轮； 当 1，故 4Z 1Z ，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 11 pZ代入公式2114 ZZ，则得行星齿轮齿数的计算公式： )1(2 )1(4 pZ（ 5-2） 式中 p 行星轮数； 表示一个整数。 将各参数代入式（ 5-2）中，并取 =26，得 4Z =17.73 取 4Z =18 c）最小齿轮齿数确定之后，根据公式 2114 ZZ； 12ZZ得 1Z =21， 2Z =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 412 2 ZZZ 代入数据，经计算满足条件。 nts吉林大学本科毕业论文 23 装配条件为 pZZ 21 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aanrMP（aM 太阳轮传递的扭矩，ar 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： usu bmyP （ 5-3） 式中 P 作用在齿轮上的圆周力，aanrMP ； nts第五章 最终传动设计 24 b 齿宽； m 模数； sy 修正齿轮的齿形系数，sy=1。 将各参数代入式（ 5-3）中，得 2/3162 cmkgu 根据文献 1，当齿轮 采用 20CrMnTi 时，许用弯曲应力 u =32004500 2/cmkg ，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： cic ZZZZbmPE 2s in836.0 2 21（ 5-4） 式中 P 作用在齿轮上的圆周力； b 齿宽； m 模数； E 材料的弹性模量，对于刚 26 /10.21 cmkgE ；
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