200马力轮式推土机驱动桥设计说明书毕业设计.doc

1 200200 马力轮式推土机驱动桥设计说明书马力轮式推土机驱动桥设计说明书毕业设计毕业设计 目目 录录 摘要 ABSTRACT 第 1 章 概述 1 第 2 章 整机传动系方案设计 2 第 3 章 驱动桥结构分析 11 第 4 章 主传动器设计 12 4 1 主传动器的结构形式 12 4 2 主传动器的基本参数选择与计算 13 4 3 主传动器的轴承校核 28 第 5 章 差速器设计 29 5 1 差速器的差速原理 29 5 2 锥齿轮差速器的结构 29 5 3 对称式圆锥行星齿轮差速器的设计 31 第 6 章 驱动半轴的设计 38 6 1 半轴的结构形式分析 38 6 2 半轴的结构设计 38 6 3 半轴的材料与热处理 39 6 4 全浮式半轴的强度计算 39 第 7 章 最终传动设计 46 7 1 齿圈式行星机构中齿轮齿数的选择 41 太原科技大学毕业设计 论文 2 7 2 行星齿轮传动的配齿计算 41 7 3 行星齿轮传动的几何尺寸和啮合参数计算 42 7 4 行星齿轮传动强度计算及校核 48 第 8 章 驱动桥壳设计 51 8 1 铸造整体式桥壳的结构 51 8 2 桥壳铸件结构设计时注意事项 52 8 3 润滑 53 第 9 章 各主要花键螺栓的选择与校核 60 9 1 花键螺栓的选择校核 60 9 2 螺栓的选择与校核 52 结论 58 参考文献 致谢 61 附录 外文翻译 62 太原科技大学毕业设计 论文 3 200 马力轮式推土机驱动桥初步设计 摘要 本次设计内容为轮式推土机驱动桥设计 大致分为主传动的设计 差速器的设计 最 终传动设计 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 推土推土机 驱动桥 设计 太原科技大学毕业设计 论文 4 Abstract Design of 200 horsepower Wheel bulldozer drive axle This design was a 200 horsepower wheel bulldozer drive axle design broadly divided into the main drive design the differential design final drive design and the axle design One main drive bevel gear used 35 Spiral bevel gear the basic parameters and the calculation of geometry parameters for this type of gear is the focus of this design When the gears of a few basic parameters such as number of teeth module driven gear such as sub degree diameter were determined all geometric parameters of gears can be calculated using a large number of formulas and then the gear stress analysis and strength check can be operated Understanding the structure and working principles of the differential half shaft and final drive of the future combined with the design requirements their form and size were rightly selected Straight bevel gear was selected for differential gear full floating for axle and a single row of slow form planetary for final drive Keywords 200 horsepower shovel loader drive bridge design 太原科技大学毕业设计 论文 5 第 1 章 概述 驱动桥处于动力传动系的末端 主要有主传动器 差速器 半轴 轮边减速器和驱 动桥壳等部件 其基本功能是 1 将万向传动装置传来的发动机转矩通过主传动器 差速 器 半轴等传到驱动车轮 实现降低转速 增大扭矩 2 通过主传动器圆锥齿轮副改 变转矩的传递方向 3 通过差速器实现两侧车轮差速作用 保证内 外侧车轮以不同 转速转向 将动力合理的分配给左 右驱动车轮 4 承受作用于路面和车架或车身之间 的垂直力 纵向力和横向力 设计驱动桥时应 满足如下基本要求 1 选择适当的主减速比 以保证汽车在给定的条件下具有最佳的动力性和燃油经济性 2 差速器除了保证左 右驱动车轮差速滚动外 还能将转矩连续平稳的传递给驱动轮 3 当左 右驱动轮与路面的附着条件不一致时 能充分的利用汽车的驱动力 4 外廓尺寸小 保证汽车具有足够的离地间隙 以满足通过性的要求 5 齿轮及其他传动件工作平稳 噪声小 6 在各种载荷和转速工况下有较高的传动效率 7 具有足够的强度和刚度 以承受和传递作用于路面和车架或车身间的各种力和力矩 在 此条件下 尽可能降低质量 尤其是簧下质量 减少不平路面的冲击载荷 提高汽车的 平顺性 8 与悬架导向机构运动协调 9 结构简单 加工工艺性好 制造容易 维修 调整方便 参数 参考 机重 17 0 吨 最大爬坡度 30 前进最低车速 0 10 1 vhkm 前进最高车速 0 34 倒档最低车速 0 10 2 vhkm R vhkm 倒档最高车速 0 34 R vhkm 发动机 2200 162 eH nr p m eH Nkw 765N m 1500 变矩器 单涡轮式 eH Mr p m 轮胎 24 0 25 或 22 5 25 太原科技大学毕业设计 论文 6 第 2 章 整机传动系方案设计 此处的 200 马力轮式推土机采用的是液力机械传动 液力机械传动是一种采用变矩 器与动力换挡变速器组合传动装置 以液力为工作介质 利用液体动能来传递能量 可 随外阻力变化自动调整牵引力和速度的一种传动方式 其与机械传动相比有如下优点 1 从使用上看 其换挡 换向操纵比机械传动系统的快速 轻巧 因而其单位循环生 产率比机械传动型的高 2 由于变矩器利用液体作为传递动力的介质 输入轴与输出轴之间无刚性的机械联系 因而减小了传动系及发动机零件的冲击载荷 提高车辆的使用寿命 3 能在规定范围内根据外界阻力的变化 自动进行无级变速 这不仅提高了内燃机 的功率利用率 而且大大减少换档次数 降低驾驶员的劳动强度 4 由于变矩器的自动变速能力 对于同样的变速范围 可减少变速箱的档位数 简化 变速箱的结构 虽然液力机械传动同时存在了诸如成本过高 维修困难等缺点 但是介于如上的优点和 以人为本的原则我们在此处选用液力机械传动 由发动机传来对的动力经液力变矩器增 大扭矩后传至与涡轮轴相连的齿轮 1 Z 当速度操纵杆和换向操纵杆处于中间位置 即空档时齿轮 空转 因此车辆 2 Z 3 Z 不动 当换向操纵阀处于前进位置 速度操纵杆处于低速档位置时 从操纵阀出来的压力 油经管道和前进档端盖及离合器毂体轴向孔油道进入离合器活塞 活塞在压力油作用 F I 两离合器的主从动摩擦片结合 有输入齿轮输入的动力 经齿轮 传给输出轴 1 Z 2 Z 6 Z 7 Z 8 Z 9 Z 10 Z 11 Z 带动前后驱动轮胎转动实现前进 I 档 当换向操纵杆处于前进位置 速度操纵杆处于高速档位置时 与一档相同 压力油 进入离合器活塞 使 F II 两离合器的主从动摩擦片结合 动力经齿轮 1 Z 2 Z 4 Z 传给输出轴 使前后传动轴旋转 通过前后驱动轮胎转动 实 5 Z 8 Z 9 Z 10 Z 11 Z 现前进两档 太原科技大学毕业设计 论文 7 倒退一档 由齿轮输入的动力经齿轮 离合器 R 齿轮离合器 I 齿轮 1 Z 3 Z 5 Z 4 Z 6 Z 传给输出轴并带动前后传动轴转动 通过前后驱动桥驱动轮胎 7 Z 8 Z 9 Z 10 Z 11 Z 转动 实现倒退 I 档 倒退 II 档 由齿轮输入的动力经齿轮 离合器 I 齿轮 离合器 II 1 Z 3 Z 5 Z 4 Z 齿轮 传给输出轴转动 通过前后驱动桥驱动轮胎转动 实现倒退两 8 Z 9 Z 10 Z 11 Z 档 此处设计的 200 马力轮式推土机采用定轴动力换挡 可实现不停车换挡 操纵轻便 简单 换挡快 换挡时切断时间短 太原科技大学毕业设计 论文 8 第 3 章 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 1 非断开式驱动桥 非断开式驱动桥 其结构简单 造假低廉 工作可靠 被广泛用于各种工程机械上 由于整个驱动桥都是簧下质量 因此对车辆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 使车辆的离地间隙不能很大 2 断开式驱动桥 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 由于要求设计的是 ZL10 轮式装载机的驱动桥 要设计这样一个级别的驱动桥 一般 选用非断开式结构以与非独立悬架相适应 因此 在此选用非断开式驱动桥 太原科技大学毕业设计 论文 9 第 4 章 主传动器设计 主传动器的作用是将输入的转矩增大并相应降低转速 增大转矩 并将转矩的旋转 轴线由纵向改变为横向后经差速器或转向离合器传出 4 1 主传动器的结构形式 主传动器的结构形式主要根据齿轮类型 减速形式以及主从动齿轮的安装及支承方 式的不同分类 4 1 1 主传动器的齿轮类型 主减速器的齿轮有螺旋锥齿轮 双曲面齿轮 圆柱齿轮和蜗轮蜗杆等形式 主减速 器的破坏形式主要表现为主 被动锥齿轮齿轮崩坏 轴承损坏 从上述主要的损坏形式 可知 主减速器齿轮由于推土机的工作环境较恶劣 土壤条件不好 使得其主要承受反 复重载 固其主要的破坏形式为齿轮折断 所以主减速器齿轮的齿根处要保证较大的弯 曲应力 从这个角度看选用双曲面齿轮传动较好 但是双曲面齿轮要用自己特种的润滑 油 造价较高不适合与推土机使用且双曲面主动齿轮有较大的轴向力 使其轴承负荷增 大 轴承易破坏 固在此选用螺旋角为 压力角为的螺旋锥齿轮传动 因为螺 35 5 22 旋锥齿轮传动的主 从动齿轮的轴线垂直交于一点 轮齿不是在齿的全长上同时啮合 而是逐渐有齿的一端连续而平稳的地转向另一端 另外 由于轮齿端面重叠的影响 至 少有两个以上的轮齿同时啮合 因此可以承受较大的负荷 所以工作平稳 制造也简单 但是其缺点是齿轮副锥顶稍有不吻合就会使工作急剧变坏 并伴随磨损增大 噪声增大 所以为了保证齿轮副的正确啮合 必须提高刚度 增大壳体刚度 齿轮的传动形式图 4 1 4 太原科技大学毕业设计 论文 10 图 4 1 4 1 2 主传动器的减速形式 驱动桥按其减速形式分主要有三种 中央单级减速驱动桥 中央双级减速驱动桥和 中央单级 轮边减速驱动桥和中央双级驱动桥 轮边减速驱动桥和中央单级 双极轮边 减速驱动桥 在此选用中央单级 轮边减速驱动桥 这是因为在工程机械上 要求有较 大的主传动比和较大的离地间隙 其根据所分配的转动比可知其主传动比较小 同时相 对与中央双级驱动桥 轮边减速驱动桥和中央单级 双极轮边减速驱动桥 其结构更简 单 这时就需要将双级主减速器中的第二级减速齿轮机构制成同样的两套 分别安装在 两侧驱动车轮的近旁 即成为轮边减速器 这样不仅使驱动桥中间部分主传动器轮廓尺 寸减小 增大离地间隙 并可得到大的主减速比 而且半轴 差速器及主传动器从动齿 轮零件的尺寸也可减小 其缺点是轮边减速器在一个桥上就需要两套 使驱动桥的结构 复杂 成本提高 布置轮毂 轴承 车轮和制动器较困难 轮边减速器采用单行星排直齿圆柱齿轮 4 1 3 主传动器主 从动锥齿轮的支承方式 主传动器主从 动齿轮只有正确的啮合 才能很好的工作 要保证正确的啮合 除 与齿轮的加工质量 装配调整及轴承 减速器壳的刚度有关外 还与齿轮的支承刚度密 切相关 一 主动锥齿轮的支承 主动锥齿轮的支承形式可以分为悬臂式支承和跨置式支承两种 在此 选用跨置式支承 跨置式支承结构的特点是锥齿轮两端均有轴承支承 支承刚度大大增 大 又使轴承负荷减小 齿轮啮合条件改善 齿轮承载能力高于悬臂式 另外 因为轮 太原科技大学毕业设计 论文 11 齿大端一侧轴颈支承在两个相对并排安装的圆锥滚子上 可缩短主动齿轮轴的长度 布 置更加紧凑 并可减小传动轴夹角 有利于整车布置 但主传动器壳上必须有支承齿轮 小端一侧的轴承座 使壳体结构复杂 加工成本高 齿轮小端一侧的轴承都采用圆柱滚 子轴承 仅承受径向力 是易损坏的一个轴承 大部分工程车辆都采用这种形式 二 从动齿轮的支承 从动锥齿轮的支承 其支承刚度与轴承的形式 支承间的距离及轴承之间的分布比 例有关 为了增加支承刚度 两端轴承的圆锥滚子大端向内 以尽量减小 c b 的尺寸 为了使从动锥齿轮背面的差速器壳处有足够空间设置加强筋 提高齿轮强度 并且使两 个轴承之间的载荷尽可能均匀分布 尺寸 b 应接近于 c 且距离 c b 应不小于从动齿轮 大端分度圆直径的 70 其支撑形式如图 7 3 所示 图 7 3 在具有大的主传动比和大的从动锥齿轮的主减速器中 有齿面上的轴向力形成的力 矩使从动锥齿轮产生较大的偏移变形 这种变形时危险的 为了减小此变形 可在从动 太原科技大学毕业设计 论文 12 锥齿轮的背面靠近主动齿轮的地方设计一个止推螺栓 当从动锥齿轮受载变形超过允许 值 0 25mm 左右时 止推螺栓开始起作用 阻挡从动齿轮继续变形 4 1 4 主传动器的润滑 驱动桥零件所受的载荷较大 主减速器及其差速器的齿轮和它们的轴承都需要有良好 的润滑 否则极易引起早期磨损 其中尤其注意主减速器主动锥齿轮的前轴承 该轴承 距离油面及齿轮都很远 又有后轴承相隔 润滑条件极差 其润滑是不能靠润滑油的飞 溅来实现 而必须采取加强润滑的专门措施 通常的办法是在从动齿轮的前端近主动锥 齿轮处的主减速器壳处的内壁上设一专门的集油槽 后者将飞溅到壳体内壁上的部分润 滑油收集起来再经过进油孔引至前轴承圆锥滚子的小端处 由于圆锥滚子在旋转时的泵 油作用 使润滑油由圆锥滚子的小端通向大端 所以在主动齿轮的前轴承的前面应有回 油孔 使经过前轴承的润滑油在流回驱动桥壳中间的油盆中 这样 由于润滑轴承的进 出油孔畅通无阻 使润滑油得到循环 不但可使轴承得到良好的润滑 散热和清洗 而 且可以保护前端的油封不被损坏 4 4 2 2 主传动器的基本参数选择与计算主传动器的基本参数选择与计算 4 2 1 主传动器计算载荷的确定 4 螺旋锥齿轮计算载荷的确定 1 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 Tmax0k 1m 2 Mii Mp Z 式中 Mp2 从动大锥齿轮计算转矩 N M MTmax 发动机与液力变矩器共同工作时输出的最大扭矩 i0 驱动桥主传动比 已知 i0 6 17 ik1 变速箱一档传动比 所以该推土机一档总传动比为 dTmax 1 Tmin r n i0 377 V VTmin为一档时推土机的前进速度 由本次设计任务书可知 VTmin 10 km h 太原科技大学毕业设计 论文 13 rd为车轮的动力半径可由式 d dH r0 0254 1 B 2B 计算 rd 车轮动力半径 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 由本次设计任务书可知轮胎规格为 23 5 25 B d 目前推土机广 泛采用低压宽基轮胎 H B 0 5 0 7 取 H B 0 6 查相关资料可得 0 1 0 16 取 0 15 将其代入上式可得 rd 0 68 m 所以可求出 i 1 51 785 又因为 i 1 ik1 i0 if if为最终传动的传动比 由本次设计任务书可知 if 4 0 4 5 初取 if 4 3 可求出 ik1 2 349 m 变矩器到主减速器的传动效率 m k 0 k为变速箱的效率取 0 96 主减速器效率取 0 0 96 计算得 m 0 92 Z 驱动桥数 Z 2 所以可以计算出 Mp2 15200 N M 此时主动小锥齿轮的转矩可由以下公式计算 N M p 2 p1 00 M15200 M2995 33 i5 286 0 96 2 按驱动轮附着扭矩来确定从动大锥齿轮的最大扭矩 即 ad p ff Gr M i 式中 Ga 满载时驱动桥上的载荷 水平地面 附着系数 轮式工程车辆 0 85 1 0 履带式工程车辆 1 0 1 2 所以取 0 9 rd 驱动轮动力半径 前面已求出 rd 0 622 if 从动圆锥齿轮到驱动轮的传动比 轮边传动比 初取 if 4 5 f 轮边减速器的效率 行星传动通常取 0 98 车辆底盘构造与设计 太原科技大学毕业设计 论文 14 林慕义 张福生 P243 表 2 3 1 由本次设计任务书可知 车辆工作质量为 17 0t 所以 Ga 17000 9 8 166600 N 即可求出 N M ad p ff Gr211700 0 9 0 622 M28122 84 i4 3 0 98 因为推土机满载时的桥荷分配为前桥 64 8 故该条件下从动锥齿轮的最大扭矩为 N MppMM64 8 28122 84 64 8 18224 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 M2max Mp2 15200 N M M1max Mp1 2995 33 N M 3 按常用受载扭矩来确定从动锥齿轮上的载荷 轮式推土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 对轮式推土机驱动桥主传动器 从动齿轮推荐用下式确定计算转矩 N M ad f 2 ff Gr fsi n a M Zi 式中 f 道路滚动阻力系数 f 0 020 0 035 取 f 0 03 sina 坡道阻力系数 sina 0 09 0 30 取 sina 0 25 所以 N M ad f 2 ff Gr fsi n a 2117000 622 0 030 25 M4466 Zi24 30 96 主动小锥齿轮上的常用受载扭矩为 N M f 2 f 1 00 M4466 M880 08 i5 2860 96 4 2 2 主传动器锥齿轮主要参数的选择 主传动器锥齿轮的主要参数有主 从动齿轮的齿数和 从动锥齿轮大端分度圆 1 z 2 z 直径 端面模数 主从动锥齿轮齿面宽和 中点螺旋角 法向压力角等 2 D t m1b2b 1 主 从动锥齿轮齿数和 1 z 2 z 选择主 从动锥齿轮齿数时应考虑如下因素 太原科技大学毕业设计 论文 15 1 为了磨合均匀 之间应避免有公约数 1 z 2 z 2 为了得到理想的齿面重合度和高的轮齿弯曲强度 主 从动齿轮齿数和应不小于 40 3 为了啮合平稳 噪声小和具有高的疲劳强度对于商用车一般不小于 6 1 z 4 主传动比较大时 尽量取得小一些 以便得到满意的离地间隙 0 i 1 z 5 对于不同的主传动比 和应有适宜的搭配 1 z 2 z 根据以上要求参考表 2 4 1 取 6 37 43 40 4 1 z 2 z 1 z 2 z 2 从动锥齿轮大端分度圆直径和端面模数的选择 2 d t m 对于单级主减速器 从动锥齿轮的尺寸大小除影响驱动桥壳的离地间隙外 还影响 差速器的安装 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进行初 步选定 可根据经验公式初选 即 2 d 4 4 3 3 max22 MKdD 式中 从动锥齿轮大端分度圆直径 mm 2 d 直径系数 一般取 2 8 3 482DK 从动锥齿轮的计算转矩 max McmN 所以 2 8 3 48 335 419 2 d17318mm 初选 380 则 380 37 10 5 2 dmmm 2 d2z 主动锥齿轮6311 mzdmm 3 主 从动锥齿轮齿面宽和 1 b 2 b 锥齿轮齿面过宽并不能增大齿轮的强度和寿命 反而会导致因锥齿轮轮齿小端齿沟 变窄引起的切削刀头顶面过窄及刀尖圆角过小 这样不但会减小了齿根圆角半径 加大 了集中应力 还降低了刀具的使用寿命 此外 安装时有位置偏差或由于制造 热处理 变形等原因使齿轮工作时载荷集中于轮齿小端 会引起轮齿小端过早损坏和疲劳损伤 另外 齿面过宽也会引起装配空间减小 但齿面过窄 轮齿表面的耐磨性和轮齿的强度 会降低 太原科技大学毕业设计 论文 16 对于从动锥齿轮齿面宽 推荐不大于节锥的倍 即 而且应满足 2 b0A 3 1 02 3 1 Ab 2b mb102 mmZZmA8 1965 0 22 210 自此取 65mmmmmmAb 6 65 8 196 3 1 3 1 02 一般习惯使锥齿轮的小齿轮齿面宽比大齿轮稍大 使其在大齿轮齿面两端都超出一 些 通常小齿轮的齿面加大 10 较为合适 在此取 711bmm 4 中点螺旋角 螺旋角沿齿宽是变化的 轮齿大端的螺旋角最大 轮齿小端螺旋角最小 弧齿锥齿 轮副的中点螺旋角是相等的 选时应考虑它对齿面重合度 轮齿强度和轴向力大小的 影响 越大 则也越大 同时啮合的齿越多 传动越平稳 噪声越低 而且轮齿的 F 强度越高 应不小于 1 25 在 1 5 2 0 时效果最好 但过大 会导致轴向力增大 F 推土机上螺旋锥齿轮的平均螺旋角为 35 40 以采用 35 较为普遍 4 6 m b F 3 tan0171 0 tan3865 0 10 式中 轴向重叠系数 F b 齿宽 mm m 断面模数 mm m b F 3 tan0171 0 tan3865 0 25 176 1 5 10 37 35tan0171 035tan3865 0 3 且在 1 5 2 0 的范围内 传动平稳 5 螺旋方向 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 设计时应这样选择 使得在工作负荷时 轴向力的方向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 在一对螺旋锥齿轮传动中 大小锥齿轮的螺旋方向相反 因此 若单纯从齿轮的寿命考虑 则后驱动桥的一对锥齿 太原科技大学毕业设计 论文 17 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 从而提高齿轮的使用寿命 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与上述方向相反 而使齿轮 的使用寿命有所降低 在此处设计中我们遵循以上原则 定主动锥齿轮为左旋 从锥顶 看主动锥齿轮为逆时针 从动锥齿轮为右旋 从锥顶看从动锥齿轮为顺时针 6 法向压力角 圆弧锥齿轮的压力角是以法向截面的压力角来标志的 加大压力角可以提高齿轮的 强度 减少齿轮不产生根切的最小齿数 但对于尺寸小的齿轮 大压力角易使齿顶变尖 及刀尖宽度过小 并使齿轮的端面重叠系数下降 所以在轻载荷工作的齿轮中一般采用 小压力角 可使齿轮运转平稳 噪音低 螺旋齿轮标准压力角 20 在轮式装载机上 为了提高轮齿的弯曲强度 一般采用 22 5 的压力角 7 齿高参数的选择 1 推土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 螺旋锥齿轮齿顶高为 mmhhh ea 50 13 21 mm 26 2 5 5215 0 2 m khamm 齿全高 mmmh50 17666 1 mm 有效齿高 mmmhe75 15500 1 顶隙 mmmcc97 1 5 10188 0 太原科技大学毕业设计 论文 18 7 7 2 2 3 3 螺旋锥齿轮的几何尺寸的计算 表 7 1 主传动器螺旋锥齿轮的几何尺寸计算表 序号项目计算公式计算结果 1 主动齿轮齿数 1z6 2 从动齿轮齿数 2z37 3 端面模数m 10 5 4 齿面宽b 65 71 1b2b 5 有效齿高 e hmmhe75 15 6 全齿高 s mh666 1 17 50 h 7 法向压力角 22 5 8 轴交角 90 9 节圆直径 dzm 63 1d 388 5 2d 10 节锥角12 2 1 1 tan Z Z 9 2 1 80 8 2 11 节锥距 1 1 0 sin2 d A 2 2 sin2 d A 196 8 0 12 周节t 3 1416 m t 32 97 13 齿顶高 21 hhh ea mkha 2 mm49 13 1 a h mm 26 2 2 a h 14 齿根高 af hhh mm00 4 1 f h mm23 15 2 f h 15 径向间隙c mc c 1 97 太原科技大学毕业设计 论文 19 16 齿根角 0 arctan A hf f 2 1 1 f 4 4 2 f 17 顶锥角 aa 6 13 1 a 0 82 2 a 18 根锥角 ff 0 8 1 f 4 76 2 f 19 齿顶圆直径 cos2aahdd 94 336 1ad 443 033 2ad 20 弧齿厚 21 sts mSs k 2 25 08m 1 s 9 46mm 2 s 21 压力角 5 22 22 螺旋角 35 24 螺旋方向主动锥齿轮左旋 从动锥齿轮右旋 4 2 4 主传动器螺旋锥齿轮的强度计算 在完成主减速器齿轮的几何计算之后 应对其强度进行计算 以保证其有足够的强 度和寿命以及安全可靠性地工作 1 齿轮材料的选择 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 太原科技大学毕业设计 论文 20 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 根据以上原则选主传动器齿轮材料 20CrMnTi 经渗碳 淬火 800轮齿表面硬度达到 C 58 64HRC 心部硬度低 约为 300HBW 其强度极限 屈服极限MPa b 1100 MPa s 850 为了防止齿轮副在运行初期产生胶合咬死 圆锥齿轮的传动副在加工后均予与厚度 0 005 0 010 0 020 的磷化处理或镀铜 镀锡 为了提高其耐磨性 可以进行渗硫处 理 渗硫后摩擦系数可以显著降低 可防止齿轮咬死胶合等现象产生 对齿面进行喷丸 处理 以提高寿命达 25 为了防止齿轮在淬火时产生变形 采用压淬法 齿轮的热处理工艺如下 热前清洗 预氧化 渗碳 淬火 800 环前降温 C 压淬 空冷 齿轮使用寿命是由齿轮材料 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 2 主减速器圆弧齿螺旋锥齿轮的强度计算 10 1 主减速器锥齿轮的齿根弯曲应力为 N JmzbK KKKT v ms 2 0 3 102 2 mm 3 9 式中 该齿轮的计算转矩 N m T 超载系数 在此取 1 00K 尺寸系数 反映材料的不均匀性 与齿轮尺寸和热处理有关 sK 当 时 在此 0 81 6 1 4 4 25 m Ks 4 4 25 5 10 sK 载荷分配系数 当两个齿轮均用骑马式支承型式时 1 00 1 10 式mKmK 支承时取 1 10 1 25 支承刚度大时取最小值 质量系数 对于汽车驱动桥vK 齿轮 当齿轮接触良好 周节及径向 太原科技大学毕业设计 论文 21 跳动精度高时 可取 1 0 计算齿轮的齿面宽 mm b 计算齿轮的齿数 z 端面模数 mm m 计算弯曲应力的综合系数 或几何系数 它综合考虑了齿形系数 J 载荷作用点的位置 载荷在齿间的分布 有效齿面宽 应力集中系数及惯 性系数等对弯曲应力计算的影响 计算弯曲应力时本应采用轮齿中点圆周 力与中点端面模数 今用大端模数 而在综合系数中进行修正 按图 2 1 选取小齿轮的 0 225 大齿轮 0 195 JJ 图 4 5 弯曲计算用综合系数 J 按上式 478 5N 700 N 225 0 5 106711 181 0 17 3121102 2 3 1 2 mm 2 mm 603 5 N 700 N 195 0 5 1037651 181 0 119261102 2 3 2 2 mm 2 mm 所以主减速器齿轮满足弯曲强度要求 2 轮齿的表面接触疲劳强度计算 锥齿轮的齿面接触应力为 太原科技大学毕业设计 论文 22 N 4 8 I cKc bdK PK c m v C 930 0 1 2 mm 式中 作用在轮齿中点上的圆周力 P 平 Di M P zz p 2 材料的弹性系数 对于钢制齿轮副取 234 mm 0 c 2 1 N 见式 7 7 下的说明 0KvKmK 尺寸系数 它考虑了齿轮的尺寸对其淬透性的影响 在缺乏经验的情况下 3 c 可取 1 0 表面质量系数与光洁度 决定于齿面最后加工的性质 如铣齿 磨齿等 9 c 即表面粗糙度及表面覆盖层的性质 如镀铜 磷化处理等 一般情况下 对于制造精确的齿轮可取 1 0 计算接触应力的综合系数 或称几何系数 它综合考虑了啮合齿面的相对I 曲率半径 载荷作用的位置 轮齿间的载荷分配系数 有效尺宽及惯性系 数的因素的影响 对轴交角为 压力角 螺旋角用插 90 5 22 35 入法综合图 7 7 1 图 7 8 1 选取 0 115 I 太原科技大学毕业设计 论文 23 图 7 7 的弧齿锥齿轮的几何系数 90 20 35 图 7 8 的弧齿锥齿轮的几何系数 90 25 35 太原科技大学毕业设计 论文 24 其中 平 Di M P zz p 2 0 20 6 5296 017 6 7 31212 按上式 1459 N 3930 0 10 1 I cKc bdK PK c m v C 115 0 6 53711 1011111 0 20 234 3 2 mm 1750 N 2 mm 故主传动器的接触疲劳强度满足强度要求 4 3 主减速器轴承的计算 1 主传动轴承的计算 作用在主传动锥齿轮上的力 1 切向力 P 从动大锥齿轮上的切向力可按下式计算 f 2 2 j 2M P D 式中 大锥齿轮上常用受载扭矩 由前面计算可知 4169 N mf 2Mf 2M 大锥齿轮平均分度圆直径 mmjD 3 324sin 222 bdDj 所以 mm25710 2 P 主动小锥齿轮上的切向力 1 12 2 cos PP cos o 1235 所以 N25710 21 PP 2 轴向力 Q a 前进时主动锥齿轮螺旋方向向左 轴旋转方向为逆时针 从小端看 N PQ 19848 2 9cos35tan2 9sin 35cos 5 22tan 25710 costansin cos tan 1111 b 前进时从动锥齿轮螺旋向方向为右旋 轴为顺时针方转动 太原科技大学毕业设计 论文 25 N PQ 8 9949 8 80cos35tan 8 80sin 35cos 5 22tan 25710 costansin cos tan 2222 3 径向力 R NQR 8 9949 21 NQR19848 12 规定轴向力离开锥顶方向为正值 反之为负值 径向力压向轴线为正值 反之为负值 轴承的初选及支承反力的确定 推土驱动桥中 小锥齿轮采用三点式支承 即布置形式为跨置式 如图 图 3 4 主减速器轴承的布置尺寸 根据轴的结构尺寸 按所选轴承寿命尽可能相等的原则 初选轴承的型号如下 轴承 A B 为型号相同的圆锥滚子轴承 初选为 31311 轴承 C 为圆柱滚子轴承 初选为 N2036E 图中 a 124 mm b 72 mm c 52 mm 主动锥齿轮采用三点式支承 从受力特点来看是一静不定梁 在计算轴承反力时 假定 轴承 A 和轴承 B 合起来看作是一个点支承 求出总支反力后再分配在轴承 A 和轴承 B 上 轴向力 Q 按图示方向应由轴承 B 承受 轴承 A B C 上的总支反力由下式计算 22 AB111 j 1 NN Pc RcQr 2a 22 C111 j 1 N Pb RbQr a 太原科技大学毕业设计 论文 26 式中 小锥齿轮平均分度圆半径 26 3mm jrjr 把各参数代入公式得 NNN BA 5390 NNC17916 2 轴承寿命的计算 1 轴承 A B 的寿命计算 查成大先 机械设计手册 根据 GB T 297 1994 查得轴承的性能参数为 5 31311 KN Y 0 7 e 0 83130 r C N2036E KN70 r C 派生轴向力 N Y N S A A 3850 7 02 5390 2 NSS AB 3850 轴承轴向力 因为轴承 B 被 压紧 轴承 放松 小锥齿轮所受的轴向力由轴承 承受 轴 承 只受它自身的派生轴向力 所以 A B 轴承的轴向力分别为 NSF AA 3850 NSQF BB 23698 1 因为 A B 为型号相同的轴承 而轴承 B 受力较大 所以只计算轴承 B 的使用寿命 对轴承 B 由于83 0 e R F B B 径向动载系数 轴向动载系数 Y 0 70 4 所以当量动载荷为 NNYFXNP BB 224942 1 主动小锥齿轮转速可用下式进行计算 eH B k1 n n i i 式中 发动机标定转速 由设计任务书可知 r mineHneHn2200 一档时变速箱传动比 k1i63 3 1 k i 额定工况下液力变矩器的传动比 Bi85 0 b i 太原科技大学毕业设计 论文 27 所以主动小锥齿轮的转速为 r min713 1 kB eH ii n n 轴承寿命可用下式进行计算 106 r 3 h 10C L 60nP 把各参数代入公式得 h p Cr n Lh5773 60 10 3 10 6 2 轴承 C 的寿命计算 轴承 C 为圆柱滚子轴承 它只承受径向力 其当量动载荷 P 等于径向力 Nc 即 NNNP c 17916 其寿命为 h2372 60 10 3 10 6 p Cr n Lh 所以符合要求 太原科技大学毕业设计 论文 28 第 5 章 差速器设计 推土机在行驶过程中左 右车轮在同一时间内所滚过的路程往往不等 例如 转弯时 内 外两侧车轮行程显然不同 即外侧车轮滚过的距离大于内侧的车轮 推土机在不平路 面上行驶时 由于路面波形不同也会造成两侧车轮滚过的路程不等 即使在平直路面上行 驶 由于轮胎气压 轮胎负荷 胎面磨损程度不同以及制造误差等因素的影响 也会引起 左 右车轮因滚动半径的不同而使左 右车轮行程不等 如果驱动桥的左 右车轮刚性连 接 则行驶时不可避免地会产生驱动轮在路面上的滑移或滑转 这不仅会加剧轮胎的磨损 与功率和燃料的消耗 而且可能导致转向和操纵性能恶化 为了防止这些现象的发生 推 土机左 右驱动轮间都装有轮间差速器 从而保证了驱动桥两侧车轮在行程不等时具有不 同的旋转角速度 满足了汽车行驶运动学要求 差速器用来在两输出轴间分配转矩 并保证两输出轴有可能以不同的角速度转动 差 速器有多种形式 在此设计普通对称式圆锥行星齿轮差速器 5 1 差速器的差速原理 4 图 5 1 差速器差速原理 如图 5 1 所示 对称式锥齿轮差速器是一种行星齿轮机构 差速器壳 3 与行星齿轮轴 5 连成一体 形成行星架 因为它又与主减速器从动齿轮 6 固连在一起 固为主动件 设 其角速度为 半轴齿轮 1 和 2 为从动件 其角速度为和 A B 两点分别为行星齿 0 1 2 轮 4 与半轴齿轮 1 和 2 的啮合点 行星齿轮的中心点为 C A B C 三点到差速器旋转轴 线的距离均为 r 当行星齿轮只是随同行星架绕差速器旋转轴线公转时 显然 处在同一半径 上的r 太原科技大学毕业设计 论文 29 A B C 三点的圆周速度都相等 图 3 1 其值为 于是 即差速器不起 0 r 1 2 0 差速作用 而半轴角速度等于差速器壳 3 的角速度 当行星齿轮 4 除公转外 还绕本身的轴 5 以角速度自转时 图 啮合点 A 的圆周 4 速度为 啮合点 B 的圆周速度为 于是 1 r 0 r 4 r 2 r 0 r 4 r 1 r 2 r 0 r 4 r 0 r 4 r 即 2 8 1 1 2 0 若角速度以每分钟转数表示 则n 8 2 021 2nnn 式 8 2 为两半轴齿轮直径相等的对称式圆锥齿轮差速器的运动特征方程式 它表明左 右两侧半轴齿轮的转速之和等于差速器壳转速的两倍 而与行星齿轮转速无关 因此在车 辆转弯行驶或其它行驶情况下 都可以借行星齿轮以相应转速自转 使两侧驱动车轮以不 同转速在地面上滚动而无滑动 由式 8 2 还可以得知 当任何一侧半轴齿轮的转速为零时 另一侧半轴齿轮的 转速为差速器壳转速的两倍 当差速器壳的转速为零 例如中央制动器制动传动轴时 若一侧半轴齿轮受其它外来力矩而转动 则另一侧半轴齿轮即以相同的转速反向转动 4 2 锥齿轮差速器的结构 在目前轮式推土机结构上 锥齿轮差速器由于其具有结构简单 工作平稳等优点仍被广 泛采用 锥齿轮差速器由动力学所决定的各种工况下 两驱动轮上的扭矩基本上是平均分 配的 这样的分配比例对于装载机在作业时或转弯时都是满意的 锥齿轮差速器由差速器 左右壳 两个半轴齿轮 四个行星齿轮 行星齿轮轴 半轴齿轮垫片及行星齿轮垫片等组 成 太原科技大学毕业设计 论文 30 图 8 2 普通的对称式圆锥行星齿轮差速器 1 12 轴承 2 螺母 3 14 锁止垫片 4 差速器左壳 5 13 螺栓 6 半轴齿轮垫片 7 半轴 齿轮 8 行星齿轮轴 9 行星齿轮 10 行星齿轮垫片 11 差速器右壳 4 3 对称式圆锥行星齿轮差速器的设计 由于在差速器壳装着主减速器从动齿轮 所以在确定主减速器从动齿轮尺寸时 应考虑差速器的安装 差速器的轮廓尺寸也受到主减速器从动齿轮轴承支承座及主 动齿轮导向轴承座的限制 4 3 1 差速器参数的确定 推土机上大多数采用直齿锥齿轮差速器 差速器的外壳是安装在主传动器的从动齿轮 上 确定从动齿轮尺寸时 要考虑差速器的安装 反过来确定差速器外壳尺寸时 也受到 从动齿轮的限制 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 1 行星齿轮数目的选择 轮式推土机上行星齿轮数目一般为 4 在此采用 4 个行星齿轮 2 行星齿轮球面半径的确定BR 球面半径可按如下的经验公式确定 BR 10 mm 8 3 3 计 MK 式中 球面半径 mm 行星齿轮球面半径系数 1 1 1 3 K 计算转矩 差速器承受的最大扭矩 公斤 毫米 按最大输入扭矩计算 计 M 太原科技大学毕业设计 论文 31 有式 7 1 所得 根据上式 137 1mm 3 计 MK 8 4 2 99 0 98 0 0 A 7 式中 节锥距 mm 0 A mm 2 0 A6 68 2 1 137 3 行星齿轮与半轴齿轮的选择 差速器的行星齿轮球面半径确定后 差速器齿轮的大小也就基本确定下来了 因齿 形参数的选择应使小齿轮齿数尽量小 以得到较大的模数 而使齿轮有较高的强度 但 一般不小于 10 半轴齿轮齿数多采用 16 22 行星齿轮齿数多采用 10 12 半轴齿轮与 行星齿 差速器的各个行星齿轮与两个半轴齿轮是同时啮合的 因此 在确定这两种齿轮齿 数时 应考虑它们之间的装配关系 在任何圆锥行星齿轮式差速器中 左右两半轴齿轮的 齿数 之和必须能被行星齿轮的数目所整除 以便行星齿轮能均匀地分布于半轴齿 L z2 R z2 轮的轴线周围 且为偶数 否则 差速器将无法安装 即应满足的安装条件为 8 5 I n zz RL 22 10 式中 左右半轴齿轮的齿数 对于对称式圆锥齿轮差速器来说 L z2 R z2 L z2 R z2 行星齿轮数目 n 任意整数 I 在此 11 20 满足以上要求 1 z 2 z 4 差速器圆锥齿轮模数及半轴齿轮节圆直径的初步确定 首先初步求出行星齿轮与半轴齿轮的节锥角 1 2 28 8 2 1 1 arctan z z 20 11 arctan 2 6190 12 再按下式初步求出圆锥齿轮的大端端面模数 m m 6 0 取 m 6 51 1 0 sin 2 z A 8 28sin 11 6 682 太原科技大学毕业设计 论文 32 得 71 5mm 115 611 mzd 6 5 20 130mm22mzd 5 压力角 目前 汽车差速器的齿轮大都采用 22 5 的压力角 齿高系数为 0 8 最小齿数可 减少到 10 并且在小齿轮 行星齿轮 齿顶不变尖的条件下 还可以由切向修正加大半 轴齿轮的齿厚 从而使行星齿轮与半轴齿轮趋于等强度 由于这种齿形的最小齿数比压 力角为 20 的少 故可以用较大的模数以提高轮齿的强度 在此选 22 5 的压力角 6 行星齿轮安装孔的直径 19 及其深度 L 19 行星齿轮的安装孔的直径与行星齿轮轴的名义尺寸相同 而行星齿轮的安装孔的 深度就是行星齿轮在其轴上的支承长度 通常取 1 1L nl M L c 3 0 2 10 1 1 8 8 nl M c 1 1 1030 式中 差速器传递的转矩 N m 在此