工程机械课程设计指导书 轮式装载机驱动桥设计.pdf
DF12型手扶拖拉机变速驱动系统设计（含全套CAD图纸）
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工程机械课程设计指导书 轮式装载机驱动桥设计 长沙学院 第 1 页 共 43 页 1.绪论 1.1 装载机概述 装载机（Loader）是一种往车辆或其他设备装载散状物料的自行式装卸机械。装载机也可进行轻度的铲掘工作，通过换装相应的工作装置，还可进行推土、起重、装卸木料及钢管等作业。广泛应用于建筑、铁路、公路、水电、港口、矿山、农田基本建设及国防等工程中。它具有作业速度快、效率高、操作轻便等优点，故其对加快工程建设速度、减轻劳动强度、提高工程质量、降低工程成本有着重要的作用。装载机种类很多，根据发动机功率可分为小型（功率小于 74 千瓦） 、中型（功率在 74147 千瓦间） 、大型（功率在 147515 千瓦间）和特大型（功率大于 515 千瓦）装载机 4 种。根据行走系结构可分为轮胎式和履带式两种。其中轮胎式装载机按其车架结构型式和转向方式又可分为铰接车架折腰转向、整体车架偏转车轮和差速转向装载机 3 种。根据卸载方式可分为前卸式（前端式）装载机和回转式装载机两种。根据作业过程的特点可分为间歇作业式（如单斗装载机）和连续动作式（如螺旋式、圆盘式、转筒式等）装载机。装载机装载物料时，其技术经济指标在很大程度上取决于作业方式。常见的作业方式有 I 形作业法、V 形作业法和 L 形作业法等1。 1.1.1 轮式装载机的总体构造 轮胎式装载机是由动力装置、车架、行走装置、传动系统、转向系统、制动系统、液压系统和工作装置等组成。轮胎式装载机的动力是柴油发动机，大多采用液力变矩器动力、换挡变速箱的液力机械传动形式（小型转载机有的采用液压传动或机械传动） ，液压操纵、铰接式车体转向、双桥驱动、宽基低压轮胎，工作装置多采用反转连杆机构等。 1.1.2 传动系统 装载机的传动有机械传动与液力机械传动两种方式。机械传动结构简单，但传动系统扭振和冲击载荷较大，影响使用寿命。液力机械传动，能吸收冲击载荷，提高使用寿命，自动适应外界阻力的变化，改善装载机的使用性能。因此，大中型轮胎式装载机多采用液力机械传动。传动系统采用双涡轮变矩器、动力换挡行星变速箱，经过前后传动轴传到前后驱动桥，再经半轴和 轮边减速器驱动低压轮胎。 变矩器 （1）变矩器的外特性 第 2 页 共 43 页 随着涡轮转速 N2的提高，涡轮力矩 T2逐渐变小，反之，当 N2下降时，T2增大，这就是变矩器的自动适应外阻力变化的无级变速功能； 当 N20 时，涡轮力矩 T2最大； 该变矩器效率只有一个最大值，此时变矩器损失最小，称为最佳工况，当 N20 时和 N2 N2Tmax 时，效率为 0，即无功率输出。 （2）液力变矩器的类型 液力变矩器的类型较多，由于结构同输出特性差异较大。 按工作轮在循环圆中的排列顺序（泵能 1，涡轮 2，导轮 3）可分为 123 型（正转正矩器）和 132 型（反转正矩器）两种。123 型在正常运转条件下，涡轮旋转方向与泵轮相反。132 型是变矩器由于导轮位于涡轮前，导轮改变了进入涡轮的液流方向，因而有可能改变涡能的旋转方向，由于涡轮位于泵轮前，负荷引起涡轮转速的改变直接影响着泵轮的入口条件，所以 132 型可适性大。此外由于液流方向急剧改变，因此这种变矩器的效率较低。故工程机械中除个别采用 132 型外，多采用 123 型变矩器。 按照插在其它工作轮翼栅间的涡轮翼栅列数，液力变矩器可分为单级、二级和三级，有两翼栅的涡轮称为二级，三列翼栅的涡轮称为三级。单级变矩器结构简单、效率高、工作可靠，但变矩系数 K 比多级变矩器小；多级变矩器虽然变矩系数较大，但结构复杂、效率低，故装载机多采用单级变矩器。 按液力变矩器在工作时可组成几个工况可分为单相，二相，三相和四相等。 由、点综合可将变矩器分为单级单相，单级两相，单级三相，单级四相等机型。 其中， 单级指变矩器只有一个涡轮， 单相指只有一个变矩器。 单级单相变矩器结构简单，效率高，最高效率 m0.8 但其高效率区较窄（0.75 以上相当于 i0.6 至 0.8）使它的工作范围受到限制2。轮式装载机常用的是双涡轮单级两相变矩器。这种结构形式的变矩器在小传动比范围内具有较大的变矩器在小传动比范围内具有较大的变矩系数和较高的效率。 当装载机在轻载高速时， 变矩器只用二级涡轮工作， 而在重载低速时，一、二级涡轮同时工作。这样，变矩器本身在速度转换时，相当于有两挡速度，并随外负荷自动变化，因此，可以减少变速箱的挡数，简化变速箱结构。与其配套的动力换挡行星变速箱又有两个前进挡，一个倒挡。 行星式动力换挡变速箱 行星式动力换挡变速箱由箱体、行星齿轮式变速机构、液压动力换挡系统等组成。第 3 页 共 43 页 其有许多行星排，换挡动作主要靠制动器制动各行星排的齿圈实现的，只要采用少数离合器。同定轴式动力换挡变速箱比较，行星式动力换挡变速箱的优点是： （1）由于同时有几个齿轮传递动力，可以采用小模数齿轮； （2）零件受力平衡，轴承、轴、壳体等受力较小，可以设计得尺寸小，结构紧凑； （3）结构刚度大，齿轮接触良好，使用寿命长； （4）由于换挡主要使用制动器，使用固定油缸和固定密封，避免了大量的旋转油缸和旋转密封，操纵系统的可靠性提高； （5）由于制动器布置于变速箱的外周，尺寸大，容量大，而且控制方便； （6）许多常用的行星传动形式效率较高。 其主要缺点是： （1）结构复杂，零件多； （2）行星架、内齿圈制造工艺难度大，精度要求高； （3）由于行星传动需要满足的条件较多，设计难度大3。 驱动桥 为了充分利用轮胎式装载机的附着重量，以提供较大的牵引力，都采用全桥驱动。前后驱动桥之间一般都不装桥间差速器，多在变速箱后装设脱桥机构，作业时采用全桥驱动，高速行驶时利用操纵杆将一个驱动桥脱开，采用单桥驱动。 由于装载机作业速度低，所以驱动桥的减速比都比汽车、拖拉机大的多。为此，在轮胎式装载机上都采用单级或双级行星轮边减速机构，用较小的结构尺寸得到较大的减速比。行星轮边减速机构装置在驱动桥轮毂内，便于拆装保养。为了保证在铲装作业时的稳定性，装载机因车速低一般不装设弹性悬架，多采用将驱动桥和车架由纵向销轴铰接，使它能绕纵向销轴相对车架上下摆动一定角度，摆角由限位块限制。摆动桥一般布置在轮胎式装载机的后驱动桥上4。 1.1.3 转向系统 大、 中型轮式装载机多采用铰接式转向方式。 这是由于铰接式转向装置的转向径小，机动性好；能使转向机构的布置简化，便于标准化和通用化；车架能摆动，使车轮可适应不平地面，以保证充分利用装载机的附着重量，提高装载机在恶劣地面条件下的通过性；能减小车架的扭转载荷，提高结构的可靠性，车轮相对机体没用相对运动，便于采用大直径宽基低压轮胎，以便于提高装载机在松软地面的通过能力。其主要缺点是装载机的稳定性较差。 第 4 页 共 43 页 1.1.4 制动系统 一个完善的制动系应包括行车制动装置、停车制动装置和紧急制动装置三部分。 行车制动装置广泛采用钳接式制动器（近年来多片湿式制动器发展较快，该制动器完全置于壳内油中， 防泥沙及自动调整性能很好） 及气推油的气液综合式制动驱动机构，并采用双管路系统，前后轮的制动系统独立一般用脚踏板操纵。制动器安装在车轮的轮毂内。 停车制动装置多采用带式或蹄式制动器，一般装在变速器或分动器的前输出轴上，直接制动传动轴。其驱动机构是机械式的，用手操纵。 紧急制动装置是用做紧急制动或当行车制动装置发生故障时使用的。常装在变速器外的另一输出轴上，有独立的驱动机构，一般亦为钳盘式。而在中、小型装载机上常与停车制动器合二为一。 1.1.5 工作装置 工作装置应根据装载机的用途、作业方式及作业条件等进行选择。并应考虑结构简单，便于布置。 反转连杆机构工作装置具有掘起力大，运输状态铲斗后倾角大，不易撒落物料，铲斗能自动放平等优点，因而结构简单的反转连杆机构在轮式装载机上采用得较多。正转连杆机构结构复杂，布置较困难，在装载机上较少使用5。 1.2 国内外轮式装载机的发展概况和发展趋势 1.2.1 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 1m3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 1.7m3 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 3m3的 ZL50 型装载机。该机采用双涡轮变矩器、动力换挡行星变速箱的液力机械传动方式，Z 形连杆机构的工作装置及铰接转抽，并自行设计了“三合一”的机构，以解决液力机械化传动式装载机的拖启动、熄火转向及排气制动问题。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，后又设第 5 页 共 43 页 计发展了 ZL100、ZL40、ZL30、ZL20 装载机系列产品，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6。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 1980 年的 20 家增至现在的 100 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7。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。 近几年，ZL10(1t)型以下的装载机迅速发展起来，主要有 ZL04(0.4t)、ZL05(0.5t)、ZL06(0.6t)、ZL07(0.7t)、ZL08(0.8t)等，其装载容量也非常小，一般为 0.3 m31.0 m3，故称之为小型装载机。由于这类装载机发展时间非常短，人们对其还比较陌生，但市场却已经非常红火。2002-2006 年，不到 5 年时间就发展到了 6 万8 万台。目前我国小型装载机制造企业已发展到约 1000 家，已经形成颇具规模的小型装载机行业。这些制造企业主要集中在山东，特别是青州和莱州。2005 年青州小装的制造企业约有 100 家，产销量在 1 万台以上，其中最大的是青州凯丰，2005 年小装产销 2000 多台。其次是青州威力、信邦、亚东等，2005 年小装产销量均超过 1000 台。莱州比青州的规模更大，目前莱州有小装制造企业约 150 家以上，2005 年产销量达 1.8 万2 万台，过千台的企业已有近 10 家，其中“莱工” 、 “鲁工”2005 年小装的产销量均超 5000 台。除青州、莱州外，还有泰安、聊城、潍坊、临沂、德州、青岛等，几乎遍布山东全省各地。山东临沭的“山东常林” ，2005 年小装产销量约为 3000 台。据不完全统计 2005 年山东全省小装的产销量达到 4 万5 万台。第二个小装制造大省是河南，主要分布在洛阳、巩义、第 6 页 共 43 页 郑州等地，制造企业也有几十家，河南小装产销量最大的洛阳一拖，2005 年一拖的小装产销量达 3000 多台。其它小装产销量比较集中的还有安徽、江苏、福建、河北等省。据小装行业人士的估计，2007 年我国小装行业的形势还要好，预计 2007 年我国小装的产销量可达 12 万台以上8。 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9。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 。 国产轮式装载机现状分析 （1）3t 以下装载机 3t以下产品主要有ZL04、ZL05、ZL06、ZL07、ZL08、ZL10、ZL15、ZL16 等，主要零部件均采用一般性能及质量的发动机、驱动桥、变速箱、液压件。技术较先进的静液压传动产品，液压件国内不易配套，一定程度上制约了该类产品的发展。 （2）ZL30 装载机 ZL30 装载机主要生产厂家有成工、常林、徐工、宜工、山工等。该产品零部件配置较零乱，生产厂家具有自制的桥箱，风格各具特色，质量及性能上相对稳定，技术先进性一般。徐工开发的ZL30F装载机，采用电换挡变速箱，使 3t级装载机技术上有新的突破。 第 7 页 共 43 页 （3）ZL40ZL50 装载机 ZL40ZL50 装载机， 主要装载机生产厂家均拥有该产品。 第一代产品几十年来沿续至今，全国几乎使用同一套图纸，有些技术力量薄弱的厂家，仍把其当作主导产品推向市场。第二、三代产品主要是对工作装置进行优化，改变外观造型。如柳工 ZL40BZL50C、徐工 ZL40EZL50E。第四代产品是在第三代的基础上，进一步优化整机的性能及配置，电控箱、湿式制动器等新技术得到应用，并形成了各企业的专有技术及专利技术，使产品以崭新的面目推向市场。 （4）ZL60 及 6t 以上装载机 6t 以及 6t 以上的装载机，这是国内潜在市场最大的产品，1998 年以前大多数生产厂家均开发了 ZL60 装载机， 但由于受传动件的制约， ZL60 装载机没能成功地推向市场。之后，各厂家陆续推出了新的一代 ZL60 装载机，多数厂家选择柳州 ZF 合资生产的箱或桥，液压元件也有新配置，发动机选用斯太尔或上柴 6121(Cat3306)，整机可靠性上得到很大提高，给国内大吨位装载机带来发展机遇10。 国内轮式装载机发展趋势 国产轮式装载机正在从低水平、低质量、低价位、满足功能型向高水平、高质量、中价位、 经济实用型过渡。 从仿制仿造向自主开发过渡， 各主要厂家不断进行技术投入，采用不同的技术路线，在关键部件及系统上技术创新，摆脱目前产品设计雷同，无自己特色和优势的现状， 从低水平的无序竞争的怪圈中脱颖而出， 成为装载机行业的领先者。 （1）大型和小型轮式装载机，在近几年的发展过程中，受到客观条件及市场总需求量的限制。竞争最为激烈的中型装载机更新速度将越来越快； （2）根据各生产厂家的实际情况，重新进行总体设计，优化各项性能指标，强化结构件的强度及刚度，使整机可靠性得到大步提高； （3）细化系统结构。如动力系统的减振、散热系统的结构优化、工作装置的性能指标优化及各铰点的防尘、工业造型设计等； （4）利用电子技术及负荷传感技术来实现变速箱的自动换挡及液压变量系统的应用，提高效率、节约能源、降低装载机作业成本； （5）提高安全性、舒适性。驾驶室逐步具备FOPS和ROPS功能，驾驶室内环境将向汽车方向靠拢，方向盘、座椅、各操纵手柄都能调节，使操作者处于最佳位置工作； （6）降低噪声和排放，强化环保指标。随着人们环保意识的增强，降低装载机噪声和排放的工作已迫在眉捷，现在许多大城市已经制定机动车的噪声和排放标准，工程第 8 页 共 43 页 建设机械若不符合排放标准，将要限制在该地区的销售； （7）广泛利用新材料、新工艺、新技术，特别是机、电、液一体化技术，提高产品的寿命和可靠性； （8）最大限度地简化维修尽量减少保养次数和维修时间，增大维修空间，普遍采用电子监视及监控技术，进一步改善故障诊断系统，提供给司机排除问题的方法11。 1.2.2 国外轮式装载机的发展概况 国外轮式装载机最早出现在第二次工业革命时期，其发展到今天，无论是技术、设计、制造还是销售、服务等都已经非常成熟。国外轮式装载机著名的生产厂家有卡特彼勒、山猫、凯斯、约翰迪尔、利勃海尔、特雷克斯、沃尔沃、小松、JCB 、现代、日立等。 2000 年在中国市场真正搞活以前，轮式装载机全球需求量约为 74500 台。其中，中国(32%)是最大的地区市场，其后依次是欧洲(30%)、北美洲(20%)和日本(12%)。到 2005年，市场环境急剧变化: 全球需求量几乎增长一倍，达 14.2 万台，中国市场大幅增长为世界上最大的市场。欧洲和北美洲彼此的市场规模非常相近，但其市场构成却存在根本差别: 在欧洲低于 59.7kW(80hp)的小型机械更受偏爱(但仅限于某些国家， 尤其是德国)。这类产品占该地区需求量的 40%，与之相比在北美洲只占 12%。英国工程机械咨询有限公司估计约有 20 家国际(即非中国的)轮式装载机制造商年产量超过 500 台，合计年产约为 6 万台。2005 年卡特彼勒、小松、沃尔沃、CNH 和迪尔的总产量占该年总产量的 75%，而 10 年前 5 大制造商只占 54%，目前这 5 大制造商在国际市场中所占份额的总和仍在增加12。因此，国际市场掌握在少数制造商的手里。 国外轮式装载机一方面往大型化发展，如：卡特彼勒公司 90 年代初推出 Cat966F轮式装载机， 时隔 1 年又推出 Cat980F 轮式装载机， 它增加了斗容和功率， 改善了性能、提高了可靠性。不久又推出更大的 Cat994 轮式装载机，根据物料体积质量不同而选配18-30m3的铲斗、机重 170t；德雷塞（Dresser）公司 90 年代初推出 4000 型轮式装载机，斗容 10-30m、机重 151.8t。目前，全世界约有 400 台（功率大于 750kw）大型轮式装载机应用在露天矿山和建筑工程，与大型自卸汽车配套使用。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。如：日本古河公司生产的FL30-1型轮式装载机斗容0.34m、 机重2.3t； 小松公司的 WA30-l型斗容0.34m、柴油机功率 20kw；丰田织机公司的斗容 0.17m、机重 1t 等。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，包括挖第 9 页 共 43 页 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。 1.2.3 轮式装载机产品的发展趋势 工程机械产品的发展趋势有：广泛应用微电子技术与信息技术，完善计算机辅助驾驶系统、信息管理系统及故障诊断系统；采用单一吸声材料、噪声抑制方法等消除或降低机器噪音；通过不断改进电喷装置，进一步降低柴油发动机的尾气排放量；研制无污染、经济型、环保型的动力装置；提高液压元件、传感元件和控制元件的可靠性与灵敏性，提高整机的机电信一体化水平；在控制系统方面，将广泛采用电子监控和自动报警系统、自动换挡变速装置；用于物料精确挖（铲） 、装、载、运作业的工程机械将安装GPS定位与重量自动称量装置；开发特种用途的“机器人式”工程机械等。轮式装载机产品的发展趋势具体如下： （1）系列化、特大型化 系列化是工程机械发展的重要趋势，系列化是轮式装载机发展的重要趋势。国外著名大公司逐步实现其产品系列化进程，形成了从微型到特大型不同规格的产品。与此同时，产品更新换代的周期明显缩短。所谓特大型，是指其装备的发动机额定功率超过1000HP，主要用于大型露天矿山或大型水电工程工地。产品特点是科技含量高，研制与生产周期较长，投资大市场容量有限，市场竞争主要集中少数几家公司。目前仅有马拉松勒图尔勒、卡特彼勒和小松德雷塞这三家公司能够生产特大型装载机。 （2）多用途、微型化 为了全方位地满足不同用户的需求，国外装载机在朝着系列化、特大型化方向发展的同时，已进入多用途、微型化发展阶段。推动这一发展的因素首先源于液压技术的发展通过对液压系统的合理设计，使得工作装置能够完成多种作业功能；其次，快速可更换联接装置的诞生安装在工作装置上的液压快速可更换联接器，能在作业现场完成各种附属作业装置的快速装卸及液压软管的自动联接，使得更换附属作业装置的工作在司机室通过操纵手柄即可快速完成。一方面，工作机械通用性的提高，可使用户在不增加投资的前提下充分发挥设备本身的效能，能完成更多的工作；另一方面，为了尽可能地用机器作业替代人力劳动， 提高生产效率， 适应城市狭窄施工场所以及在货栈、 码头、仓库、舱位、农舍、建筑物层内和地下工程作业环境的使用要求，小型及微型轮式装载机有了用武之地，并得到了较快的发展。为占领这一市场，各生产厂商都相继推出了多第 10 页 共 43 页 用途、小型和微型轮式装载机。如卡特彼勒公司生产的 IT 系列综合多用机、克拉克公司生产的“山猫”等。 （3）电子化与信息化互动 以微电子、Internet 为重要标志的信息时代，不断研制出集液压、微电子及信息技术于一体的智能系统，并广泛应用于工程机械的产品设计之中，进一步提高了产品的性能及高科技含量。Letourneau 集成网络控制系统便是一例。通过显示在机载计算机屏幕的出错信息，提示司机出错原因，并采用三级报警灯光信号（蓝、淡黄、红）表示发动机、液压系统、电气和电子系统的各种状态。目前，该系统已安装在 L1350 型矿用装载机上。 （4）不断创新的结构设计 如装载机的工作装置已不再采用单一的“Z 型”连杆机构，继出现了八杆平行结构和 TP 连杆机构之后，卡特彼勒公司于 1996 年首次在矿用大型装载机上采用了单动臂铸钢结构的特殊工作装置，即所谓的“VersaLink 机构”。这种机构替代综合多用机上的八杆平行举升机构和传统的“Z 型” 连杆机构，可承受极大的扭矩载荷和具有卓越的可靠性（耐用性） ，驾驶室前端视野开阔。OK 公司研制的创新 LEAR 连杆机构，专为小型装载机而设计。Schaeff 公司于 2000 年 3 月在 Intermat 展览会上展出的高卸位式SKL873 型轮式装载机的可折叠式创新连杆机构工作装置，进一步增加了轮式装载机的工作装置的种类。 （5）安全、舒适、可靠 驾驶室将逐步实施 R O PS 和 FO PS 设计方法，配装冷暖空调。全密封及降噪处理的“安全环保型”驾驶室，采用人机工程学设计的司机座椅可全方位调节，以及功能集成的操纵手柄、 全自动换挡装置及电子监控与故障自诊断系统， 以改善司机的工作环境，提高作业效率。大型装载机安装有闭路监视系统以及超声波后障碍探测系统，为司机安全作业提供音频和视频信号。微机监控和自动报警的集中润滑系统，大大简化了机器的维修程序，缩短了维修时间。如卡特彼勒公司的 F 系列装载机日常维修时间只需 3.45 min。目前，大型装载机的使用寿命达 2.05 万小时，最高可达 2.5 万小时。 （6）节能与环保 为提高产品的节能效果和满足日益苛刻的环保要求，国外装载机公司主要从降低发动机排放、提高液压系统效率和减振、降噪等方面入手。目前，卡特彼勒公司生产功率为 1510150kM 的柴油发动机。其中 6 缸、7.2 升、自重 588kg、功率为 131205KW第 11 页 共 43 页 的 3126B 型环保指标最好，满足 EPATier 和 EUStage 排放标准。卡特彼勒 3516B型发动机装有电子喷射装置及 ADEM 模块，可提高 22的喷射压力，便于燃油完全、高效燃烧，燃烧效率可提高 5，NoX 下降 40，扭矩增加 35。个别厂家生产的装载机产品，机外品噪声已降至 72dB（A）13。 1.3 轮式装载机驱动桥概述 驱动桥是组成装载机的重要部件之一，其设计质量的好坏直接影响到装载机的动力性和燃料经济性等。轮式装载机的驱动桥分为前桥和后桥，前桥刚性固定，后桥采用中心摆动结构，使后桥摆动中心与动力输入中心重合，减少了附加力引起的转矩对传动系统的冲击， 延长了驱动桥的使用寿命， 提高了驾驶员的舒适性， 同时也降低了整机重心，增加了整机的稳定性。前桥的主动螺旋锥齿轮为左旋，后桥则为右旋。驱动桥由壳体、主传动器、半轴、轮边减速器及轮胎、轮辋等组成。壳体安装在车架上，承受车架传来的载荷并将其传递到车轮上，同时又是主传动器、半轴、轮边减速器的安装壳体。 驱动桥的基本功能有三个方面，一是增大由传动轴或变速器传来的转矩，产生牵引力，并将动力合理的分配给左、右驱动轮；二是通过差速器使机械在弯道行驶时左右驱动轮有合理的转速差，使车轮既不产生滑移也不产生滑转，而是在地上保持纯滚动；三是承受作用于路面和车架或车身之间的垂直立、 纵向力和横向力， 并通过悬架将牵引力、制动力传给车架14。 1.3.1 驱动桥的分类 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。 非断开式驱动桥 非断开式驱动桥也称为整体式驱动桥，其半轴套管与主减速器壳均与轴壳刚性地相连一个整体梁，因而两侧的半轴和驱动轮相关地摆动，通过弹性元件与车架相连。它由驱动桥壳 1，主减速器（图中包括 6、7） ，差速器（图中包括 2、3、4）和半轴 5 组成。 第 12 页 共 43 页 1-后桥壳； 2-差速器壳； 3-差速器行星齿轮； 4-差速器半轴齿轮； 5-半轴； 6-主减速器从动齿轮齿圈； 7-主减速器主动小齿轮 图 1.1 整体式驱动桥 断开式驱动桥 驱动桥采用独立悬架，即主减速器壳固定在车架上，两侧的半轴和驱动轮能在横向平面相对于车体有相对运动的则称为断开式驱动桥。 为了与独立悬架相配合，将主减速器壳固定在车架（或车身）上，驱动桥壳分段并通过铰链连接，或除主减速器壳外不再有驱动桥壳的其它部分。为了适应驱动轮独立上下跳动的需要，差速器与车轮之间的半轴各段之间用万向节连接。 1-主减速器；2-半轴；3-弹性元件；4-减振器；5-车轮；6-摆臂；7-摆臂轴 第 13 页 共 43 页 图 1.2 断开式驱动桥 1.3.2 驱动桥的组成 驱动桥一般由主减速器、差速器、半轴和驱动桥壳等组成。 主减速器 主减速器一般用来改变传动方向，降低转速，增大扭矩，保证机械有足够的驱动力和适当的速度。主减速器类型较多，有单级减速、双级减速、双速减速、单级贯通、双级贯通、主减速及轮边减速等。 （1）单级主减速器 由一对减速齿轮实现减速的装置，称为单级减速器。由于单级主减速器具有结构简单、质量小、尺寸紧凑及制造成本低廉的优点，广泛用在主减速比 i07.6 的各种中、小型装载机上。单级主减速器都是采用一对螺旋锥齿轮或双曲面齿轮，也有采用蜗轮传动的。 （2）双级主减速器 对一些载重较大的装载机，要求较大的减速比，用单级主减速器传动，则从动齿轮的直径就必须增大，会影响驱动桥的离地间隙，所以采用两次减速。通常称为双级减速器。双级减速器有两组减速齿轮，实现两次减速增扭。为提高锥形齿轮副的啮合平稳性和强度，第一级减速齿轮副是螺旋锥齿轮。二级齿轮副是斜齿因拄齿轮。主动圆锥齿轮旋转，带动从动圆银齿轮旋转，从而完成一级减速。第二级减速的主动圆柱齿轮与从动圆锥齿轮同轴而一起旋转，并带动从动圆柱齿轮旋转，进行第二级减速。因从动圆柱齿轮安装于差速器外壳上，所以，当从动圆柱齿轮转动时，通过差速器和半轴即驱动车轮转动。 差速器 差速器用以连接左右半轴，可使两侧车轮以不同角速度旋转同时传递扭矩。保证车轮的正常滚动。有的多桥驱动的装载机，在分动器内或在贯通式传动的轴间也装有差速器，称为桥间差速器。其作用是在装载机转弯或在不平坦的路面上行驶时，使前后驱动车轮之间产生差速作用。 第 14 页 共 43 页 1-轴承；2-左外壳；3-垫片；4-半轴齿轮；5-垫圈； 6-行星齿轮； 7-从动齿轮；8-右外壳；9-十字轴；10-螺栓 图 1.3 差速器 目前各类装载机大多都采用了行星齿轮式差速器，普通锥齿轮差速器由两个或四个圆锥行星齿轮、行星齿轮轴、两个圆锥半轴齿轮和左右差速器壳等组成。 半轴 半轴是将差速器传来的扭矩再传给车轮，驱动车轮旋转，推动整机行驶的实心轴。由于轮毂的安装结构不同，而半轴的受力情况也不同。所以，半轴分为全浮式、半浮式、34 浮式三种型式。 （1）全浮式半轴 一般大、中型装载机均采用全浮式结构。 半轴的内端用花键与差速器的半轴齿轮相连接，半轴的外端锻出凸缘，用螺栓和轮毂连接。轮毂通过两个相距较远的圆锥滚子轴承支承在半轴套管上。半轴套管与后桥壳压配成一体，组成驱动桥壳。用这样的支承形式，半轴与桥壳没有直接联系，使半轴只承受驱动扭矩而不承受任何弯矩，这种半轴称为“全浮式”半轴。所谓“浮”意即半轴不受弯曲载荷。全浮式半轴，外端为凸缘盘与轴制成一体。但也有一些载重类把凸缘制成单独零件，并借花键套合在半轴外端。因而，半轴的两端都是花键，可以换头使用。 （2）半浮式半轴 半浮式半轴的内端与全浮式的一样，不承受弯扭。其外端通过一个轴承直接支承在半轴外壳的内侧。 这种支承方式将使半轴外端承受弯矩。 因此， 这种半袖除传递扭矩外，还局部地承受弯矩，故称为半浮式半轴。 图示驱动桥的半轴内端不受弯矩，而外端却要承受全部弯矩，所以称为半浮式支承。 第 15 页 共 43 页 1-止推块；2-半轴；3-圆锥滚子轴承；4-锁紧螺母；5-键；6-轮毂；7-桥壳凸缘 图 1.4 半浮式半轴 （3）34 浮式半轴 34 浮式半轴是受弯短的程度介于半浮式和全浮式之间。 此式半轴目前应用不多。 桥壳 （1）整体式桥壳 整体式桥壳因强度和刚度性能好，便于主减速器的安装、调整和维修，而得到广泛应用。整体式桥壳因制造方法不同，可分为整体铸造式、中段铸造压入钢管式和钢板冲压焊接式等。 （2）分段式驱动桥壳 分段式桥壳一般分为两段，由螺栓 1 将两段连成一体。分段式桥壳比较易于铸造和加工15。 第 16 页 共 43 页 1、4半轴壳 2-左桥壳 3-右桥壳 5-钢板弹簧座 6-突缘 7-半轴套管 8-后桥壳 9-壳盖 图 1.5 分段式驱动桥壳 1.4 课题内容及任务 装载机是最具代表性的工程机械，在交通、能源、水利、电力等各个领域均有广泛的应用。 通过该机的设计，可对本专业所学课程和知识进行一次全面的复习和应用，得到系统全面的锻炼。设计内容涉及发动机的选型、液力机械传动设计、变速箱设计、焊接件、铸造件、锻造件的设计等。 主要内容有：装载机总体方案设计，总体参数计算确定（发动机选型、变速箱传动方案、各挡速度、铲掘力、卸载高度与卸载距离） ，驱动桥总成（主传动、差速器、半轴、桥壳等）及零件设计。 本课题的任务是掌握工程机械产品设计的基本方法、基本技巧和基本过程,熟悉计算机辅助设计和技术文件的写作方法.掌握小型轮式装载机及驱动桥总成设计与计算，以及主要零部件的设计技巧， 并完成 0.5m3小型轮式装载机及驱动桥总成的设计开发和本机的连接关键零、部件设计。 2、装载机总体设计与计算 2.1 总体方案设计 2.1.1 总体设计 机型选择 参照现有机型及型号，定型号为 ZL10 动力选择 选择柴油机作为动力来源 传动系统 发动机液力变矩器变速箱驱动桥轮边减速器车轮 第 17 页 共 43 页 转向系统 采用铰接式转向 制动系统 行车制动装置采用钳盘式制动器，前后轮的制动系统独立，用脚踏板操纵。制动器安装在车轮的轮毂内。驻车制动装置采用蹄式制动器，其驱动机构是机械式的，用手操纵。 液压系统 工作装置 采用反转六连杆机构，该种机构具有掘起力大，运输状态铲斗后倾角大，不易撒落物料，铲斗能自动放平等优点。 2.1.2 主要参数的确定 额定斗容 VH 额定斗容又称堆装斗容。由设计所给定的条件为小型轮式装载机，选择额定斗容为 VH0.5 m3 额定载重量 PQ 额定载重量是指装载机本身具有标准装备重量，在硬而光滑的水平面上，以不超过每小时 6.4 KM 的速度运行，但仍具有必要的稳定性时所能运载的重量。按所取物料密度为 2 t/ m3 来估算，可得 PQ2 t/m30.5m31 t 选取各总体参数 参照中华人民共和国机械行业标准 JB/T3688.1-96 中对轮胎铰接转向式装载机基本参数的相关规定，见表 2-1 表 2-1 轮胎式装载机基本参数（铰接转向式） 表 2-1 轮胎式装载机基本参数（铰接转向式） 第 18 页 共 43 页 同时参照现有机型的相关参数，选取各总体参数如下： 铲斗容量 VH0.5 m3 额定载重量(5)PQ1 t 自重 GM3.2 t 卸载高度 HP2.7 m 发动机标定功率 Ne38 kw 轮胎规格 由载重量，自重，桥荷分配确定尺寸，宽基低压轮胎满载时轮胎承受的最大载荷为 Qmax（GM + PQ）1.5/N （2-1） 式中： GM -自重； PQ -额定载重量； N 轮胎个数。 代入数据得： Qmax（3200+1000）1.5/41575 按国标 QmaxQ，选用青岛双星集团下属企业双星轮胎工业有限公司生产的 7.50-20型轮胎，其具体参数如表 2-2： 第 19 页 共 43 页 表 2-2 轮胎具体参数 表 2-2 轮胎具体参数 规 格 帘布层数 轮胎花纹 最大负荷 相应气压（KPa）7.50-20 12 HP040 1775 740 标准轮辋 允许使用轮辋 充气后胎外直径 D1.2%（mm） 充气后断面高B3.5%（mm） 6.0 6.00T、6.50T935 215 断面形状近似圆形，高度比1 宽度为 215mm 掘起力 掘起力又称铲起力，是指具有标准使用重量的装载机停放在坚硬的水平表面上，铲斗斗刃底部平行于地面，上下的偏差不超过 0.025m 的情况下，当转斗或提臂时，后轮不准离地或即将离地，作用在铲斗斗刃（或斗齿尖）后面 100mm 处的最大垂直向上的力。掘起力可以根据额定载重量近似地用下式确定 Pz 20.37+1.97 PQ +3.03 10-2 PQ2 -1.17 10 -4 PQ3 KN （2-2） PQ 1t1000 Kg 代入得 Pz22.37 KN 动臂提升、下降及铲斗前倾时间 动臂提升时间受到工作装置油泵功率的限制，而动臂下降及铲斗前倾速度太大，会产生较大的冲击，且使油缸上腔产生真空。因此动臂提升时间一般为 5-9.5 秒，动臂下降时间一般为 3-6 秒，铲斗前倾时间一般为 1.2-3.0 秒。参照现有同类机型，选取各值如下： 动臂提升时间：5.5 秒 动臂下降时间：4 秒 铲斗前倾时间：3 秒 铲斗后倾角及卸角 动臂在最低位置时，铲斗后倾角 1为 40至 50,取 45。运输位置时，铲斗的后倾角 2为 45至 50，取 45。动臂最大举升高度时，铲斗的最大后倾角 3为 60至 65，取 60。后倾角过小或过大都会引起物料撒落。铲斗在任何卸载高度时的第 20 页 共 43 页 卸载角 应不小于 45，否则会影响物料卸净。最大卸载高度时的卸载角取 50。 铲斗的最大卸载高度 Hmax与卸载距离 S 铲斗最大卸载高度是动臂在最大举升高度时铲斗的卸载高度，该高度与配合作业的运输车辆有关，可以按下式确定 HmaxH+0.2B m （2-3） 式中：H-运输车辆车箱侧臂离地高度（m） ， B-车箱宽度(m） ， 取 H2.2 m，B2 m，代入公式算得 Hmax2.6 m 通常用最大卸载高度时铲斗斗尖与装载机前外廓的水平距离表示卸载距离参数，该参数可以按下式计算 S0.5B+0.3 m （2-4） 取 B2 m，代入公式算得 S1.3，取 1.3 最小离地间隙 hmin 最小离地间隙表示装载机无碰撞地越过障碍物的能力，通常离地间隙应大于 0.25 m5。 2.2 底盘设计 2.2.1 发动机选型 参照现有机型及已选定的主要参数范围，选择北京北内柴油机有限责任公司（购买了德国道依茨公司 B/FL912/913/C 系列风冷柴油机的生产许可证）生产的 F3L912 型的柴油机，该系列柴油机为直列三缸四冲程风冷柴油机，采用直接喷射的燃烧方式，功率范围 25 KW-35 KW，转速 1800 转/分到 2500 转/分。F3L912 系列发动机具有结构合理， 操作简便， 易于维修和保养的特点， 并且该系列风冷发动机简化了复杂的水冷系统，同时增加了抵御干旱、高温、高寒等多种恶劣环境的能力。其性能参数如表 2-3： 表 2-3 F3L912 型柴油机性能参数 表 2-3 F3L912 型柴油机性能参数 最大功率 38 KW 标准转速 1500-2500 r/min 最大扭矩 170 N.m 第 21 页 共 43 页 最大扭矩转速 16000 r/min 排放 欧 II 型号 F3L912 缸数 3 吸气系统 自然进气 排量 2.828 L 缸径及冲程 100120 mm 点火顺序 1-2-3 冷却剂 空气 喷射方式 直喷 压缩比 17:1 旋向 顺时针(从风扇端看) 长 730 mm 宽 673 mm 高 815 mm 注：最终尺寸取决于完整的发动机规格； 仅为估算、无风扇驱动装置、飞轮、飞轮壳和起动马达的重量。 2.2.2 液力变矩器的选择 为了使发动机容易有载起动和较大的克服外负载能力，希望起动工况（i0）变矩器系数 K0较大。 小吨位的装卸机械适用的变矩器 K03， 考虑到本次设计的装载机吨位较小,成本要求低等特点,故选择 123 型,单级单相液力变矩器.结合分配情况，选用天津鼎盛工程机械厂生产的 YJ26502 型液力变矩器，其参数如表 2-4： i0 时，k3.35,0，MB24.7 i0.99 时，k0.36,0.36，MB8 表 2-4 YJ26502 型液力变矩器参数 表 2-4 YJ26502 型液力变矩器参数 有效直径/mm 公称力矩/N.M 转速 r/min 功率/KW 265 25 2400 48 变矩器工作在 iT1与 iT2之间，经查 iT10.312，iT20.897。 2.2.3 变速箱的设计及传动比的分配 分析轮式转载机的作业循环过程可知，一般以挡速度接近料堆，以一挡作业速度第 22 页 共 43 页 插入料堆（松散物料可以采用挡） ，待铲斗装满后，即以倒挡速度后退，驶离料堆，然后又以前挡驶向卸料地点，卸料后以倒挡后退，再重复上述循环。 轮式装载机在运输转移时应有两个前进挡和一个倒退挡，高速挡用于空载在平地行使，低速挡用于起动、爬坡。运输低速挡也可以与作业挡合并使用。由上述装载机的工作特点可知，轮式装载机要求至少有 3-4 个前进挡位和两个倒退挡位。 前进挡的速度常取 3-4 km/h,超过以上速度则驾驶员来不及操纵。前进挡的速度常取 10-12 km/h，为缩短作业循环时间，一般要求作业时的回程速度比前进速度高25%-40%，故后退挡的最高速度可以取 12-15 km/h。 装载机车架一般为非弹性悬架，车速不宜过高，故运输的最高车速应小于 40 km/h。 传动系统传动比的确定 （1）由已选发动机转速及变矩器的工作区间可求得涡轮的输出速度范围，运用公式 NT1NeH1iT1 （2-5） NT2NeH2iT2 （2-6） 代入数据得： NT115000.312468 NT225000.8972242.5 （2）以高效区的涡轮最高转速 NT2，求得最高挡总传动比 IH（0.377(Rd NT2)）/Vtmax （2-7） 式中：Rd-驱动轮的动力半径，Rd0.935/20.4675 m Vtmax-最高行驶速度 ，一般情况下 Vtmax30-40 km/h 取 30 km/h，代入求得： IH0.377(0.46752242.5)/3013.22 （3）以高效区内的涡轮的最低转速 NT1求得最低挡总传动比 IL0.377(RdNT1)/ Vtmin （2-8） 式中：Vtmin-最低行驶速度，一般情况下 Vtmin3-4 km/h，取 4 km/h， 代入求得 第 23 页 共 43 页 IL20.62 各部件传动比的确定 （1）由公式 iikioif （2-9） 式中：ik-变速箱传动比； io-主减速器传动比； if轮边减速传动比 由此可知，为求得 ik只需确定 io与 if。按一般原则，后面的部件取大的传动比，先取尽可能大的 if，再取 io ，最后由已知的 i 确定 ik （2）根据经验 io3.6-6.87 if3.78-5.6 取 io3 if4 （3）参照现有机型 W90-3 型装载机、变速箱、确定为三个前进挡，三个后退挡，其结构形式如图 2-1 所示 图 2.1 变速箱结构示意图 变速箱齿轮齿数的确定 （1）运用公式： iki/（ioif） （2-10） 将 iH13.22、iL20.62、io3、if 4 代入求得 iKL 1.72、 i KH 1.101 第 24 页 共 43 页 （2）确定齿数 参照现有机型 W90-3 型装载机、变速箱、由其结构图可知： Z3+Z6 Z4+Z7 Z5+Z9 Z2+Z4Z1+Z3 Z9Z8+Z10 另外，结合以上算得的传动比，iK与 i KH值 选定各齿轮齿数如下： Z123 Z220 Z326 Z423 Z521 Z623 Z726 Z825 Z928 Z1027 Z1130 反求传动比 i(Z10 / Z8)(Z9 / Z5)(Z3 / Z1)1.628 i(Z10 / Z8)/(Z7 / Z4)(Z3 / Z1)1.380 i( Z10 / Z8)(Z6 / Z3)(Z3 / Z1)1.08 i倒(Z10 / Z8)(Z9 / Z5)(Z4 / Z11)(Z11 / Z2)1.656 i倒(Z10 / Z8)(Z7/ Z4)(Z4 / Z11)(Z11 / Z2)1.404 i倒(Z10 / Z8)(Z6 / Z3)(Z4 / Z11)(Z11 / Z2)1.097 （3）反求得行驶速度 V前0.377(Rd NT1)/ IL4.222 km/h V前0.377(Rd NT2)/ IH30.497 km/h V倒4.151 km/h V倒30.024 km/h 3 驱动桥总成设计 轮式装载机驱动桥一般由主减速器、差速器、轮边减速器和半轴组成。驱动桥设计应当满足如下基本要求： 1.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； 第 25 页 共 43 页 2.外形尺寸要小，保证有必要的离地间隙； 3.齿轮及其他传动件工作平稳，噪声小； 4.在各种转速和载荷下具有高的传动效率； 5.在保证足够的强度、刚度条件下，应力求质量小，尤其是簧下质量应尽量小，以改善机械平顺性； 6.与悬架导向机构运动协调，对于转向驱动桥，还应与转向机构运动相协调； 7.结构简单，加工工艺性好，制造容易，拆装、调整方便。 3.1 主减速器的设计 3.1.1 主减速器结构形式的选择 主减速器的减速型式 主减速器一般用来改变传动方向，降低转速，增大扭矩，保证机械有足够的驱动力和适当的速度。本次设计采用分开式双级主减速器，它的第一级减速机构设置在驱动桥的中部，称为中央减速器；二级设置在轮边，称为轮边减速器。双级主减速器因采用两级减速，所以在保证合适的离地间隙的同时可以获得大的传动比（达 7-12） 。 主减速器齿轮的类型 在现代驱动桥上，主减速器采用得最广泛的是螺旋锥齿轮和双曲面齿轮。在双级主减速器中，通常还要加一对圆柱齿轮（多采用斜齿圆柱齿轮） ，或一组行星齿轮。在轮边减速器中则常采用普通平行轴式布置的斜齿圆柱齿轮传动或行星齿轮传动。 螺旋锥齿轮其主、从动齿轮轴线相交于一点。交角可以是任意的，但在绝大多数的驱动桥上，主减速齿轮副都是采用 90交角的布置。由于轮齿端面重叠的影响，至少有两对以上的轮齿同时啮合，因此，螺旋锥齿轮能承受大的负荷。加之其轮齿不是在齿的全长上同时啮合，而是逐渐地由齿的一端连续而平稳地转向另端，使得其工作平稳，即使在高速运转时，噪声和振动也是很小的。 本次设计中主减速器采用螺旋锥齿轮传动，主减速齿轮副采用两轴垂直相交布置，轮边减速器中则采用行星齿轮传动。 主减速器主动锥齿轮的支承型式 在壳体结构及轴承型式已定的情况下，主减速器主动齿轮的支承型式及安置方法，对其支承刚度影响很大，这是齿轮能否正确啮合并具有较高使用寿命的重要因素之一。 主减速器主动锥齿轮的支承型式有以下两种： （1）悬臂式：齿轮以其轮齿大端一侧的轴颈悬臂式地支承于一对轴承上。为了增第 26 页 共 43 页 强支承刚度，应使两轴承支承中心间的距离比齿轮齿面宽中点的悬臂长度大两倍以上，同时比齿轮节圆直径的 70%还大，并使齿轮轴径大于等于悬臂长。当采用一对圆锥滚子轴承支承时，为了减小悬臂长度和增大支承间的距离，应使两轴承圆锥滚子的小端相向朝内，而大端朝外，以缩短跨距，从而增强支承刚度。 （2）骑马式：齿轮前、后两端的轴颈均以轴承支承，故又称两端支承式。骑马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 130 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。 装载质量为 2t 以上的汽车主减速器主动齿轮都是采用骑马式支承。但是骑马式支承增加了导向轴承支座，是主减速器结构复杂，成本提高。轿车和装载质量小于 2t 的货车，常采用结构简单、质量较小、成本较低的悬臂式结构。 本次设计中主减速器主动锥齿轮采用悬臂式支承结构。 主减速器从动锥齿轮的支承型式 主减速器从动锥齿轮的支承刚度依轴承的型式、支承间的距离和载荷在支承之间的分布而定。为了增加支承刚度，支承间的距离应尽可能缩小。两端支承多采用圆锥滚子轴承，安装时应使他们的圆锥滚子的大端相向朝内，小端相背朝外。为了防止从动齿轮在轴向载荷作用下的偏移，圆锥滚子轴承也应预紧。由于从动锥齿轮轴承是装在差速器壳上，尺寸较大，足以保证刚度。球面圆锥滚子轴承具有自动调位的性能，对轴的歪斜的敏感性较小，这一点在主减速器从动齿轮轴承的尺寸比较大时极为重要。向心推力轴承不需要调整，但仅见于某些小排量轿车的主减速器中。只有当采用直齿或人字齿圆柱齿轮时，由于无轴向力，双级主减速器的从动齿轮才可以安装在向心球轴承上。 轿车和轻型载货汽车主减速从动锥齿轮采用无辐式结构并用细牙螺钉以精度较高的紧配合固定在差速器壳的突缘上。这种方法对增强刚性效果较好，中型和重型汽车主减速从动锥齿轮多采用有幅式结构并有螺栓或铆钉与差速器壳突缘连结16。 本次设计中主减速器从动锥齿轮的两端支承采用圆锥滚子轴承，安装时使圆锥滚子的大端相向朝内，小端相背朝外。从动锥齿轮采用无辐式结构并用螺钉以精度较高的紧配合固定在差速器壳上。 3.1.2 主减速器的基本参数选择与设计计算 选择精度等级、材料和齿数 （1）该装载机吨位较小、速度不高，故选用 7 级精度。 第 27 页 共 43 页 （2）材料选择：由机械设计表 10-1 选择大小齿轮均为 45 钢，小齿轮调质处理， 齿面硬度为 217-255HBS， 取 240 HBS； 大齿轮正火处理， 齿面硬度为 162-217 HBS，取 200 HBS，两者材料硬度差为 40 HBS，符合要求； （3）取小齿轮齿数为 Z119，大齿轮齿数为 Z2i0Z157； 按齿面接触强度设计 由机械设计中设计计算公式（10-26）进行试算，即 d1t2.92 （ （ （ZE/H）2KT1/ （R （1-0.5R）2U） ）1/3） （3-1） （1）确定公式内的各计算数值 试选载荷系数 Kt1.4； 小齿轮传递的扭矩 T1251.6564.05710 4 N.mm 由表 10-7 选取齿宽系数 R1/3； 由表 10-6 查得弹性影响系数 ZE188.9 Mpa1/2； a、由图 10-21d 按齿面硬度查得大齿轮的的接触疲劳强度极限： Hlim2375 Mpa 由图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限： Hlim1575 Mpa b、由式 10-13 计算应力循环次数 NF160n1jLh 式中：n1n0/iimaxn0/ i倒905.8 r/min j1 代入数据得： NF160905.81(830020)2.609109 NF2NF1/i28.696108 由图 10-19 查得小齿轮接触疲劳寿命系数 KHN10.87； 由图 10-19 查得大齿轮接触疲劳寿命系数 KHN20.89； 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1%，安全系数 SH1SH2 1 将以上数据代入公式，得 第 28 页 共 43 页 H1KHN1Hlim1/ SH1500.25 Mpa H2KHN2Hlim2/ SH2333.75 Mpa 取较小值H1333.75 Mpa （2）计算 试算小齿轮分度圆直径 d1，代入H中较小值 d12.92（188.9/333.75）21.44.0571043/（10.5/3）231/3 86.73 mm 计算圆周速度 V Vd1n/(601000)(87.73905.8)/(601000) 4.1134 m/s 计算大端模数 md1/z186.73/19 4.6 mm 则平均模数 mmtm(10.5R)4.6(10.5/3) 3.83 mm 计算锥距 Rd1(21)1/2/286.73（2.542 1）1/2 /2 118.4 mm 计算平均分度圆直径 dm1d1(10.5R)86.73(10.5/3) 72.3 mm 由 uctg1tg2，则 118.4349 271.5651 计算载荷系数 KKA KB KK a、由图 10-8，按低一级精度查得动载系数 1.1； VKb、Ka1；KH KF1； c、由表 10-2 查得使用系数 1.0 ； AKd、K1.5 KHbe； 第 29 页 共 43 页 由表 10-9 得，KHbe1.25； 所以 K1.51.251.875 所以 K1.01.111.8752.0625 校正分度圆直径 d1d1t(K/Kt)1/3 86.73(2.0625/1.4)1/3 98.7 mm 则模数 m1 d1/ Z198.7/19 5.194 mm 计算齿厚 Sm/28.2 mm 计算锥高 h02.25m11.7 mm 按齿根弯曲疲劳强度设计 由机械设计中设计计算公式（10-24）进行计算，即 m 4kT1 YFaYHa /( R(1 0.5 R)2Z12(u2 1)1/2 E )1/3 （3-2） （1）确定公式内的各计算数值 K2.0625； 由图 10-20b、c 分别查出大小齿轮弯曲疲劳强度极限 FE1300 Mpa FE2250 Mpa 由图 10-18 查得弯曲疲劳寿命系数 KFN1 0.83；KFN2 0.85； 计算弯曲疲劳许用应力 S-疲劳强度安全系数 SSF1.251.5,取 S1.4 F1 KFN1.FE1/S0.83300/1.4177.86 Mpa F2 KFN2.FE2/S0.91250/1.4151.79 Mpa 查取齿形系数 由表 10-5 查得 YFa12.85；YFa22.288 查取应力校正系数 由表 10-5 查得 YSa11.54；YSa21.724 计算当量齿数 Zv1Z1/cos120.028 第 30 页 共 43 页 Zv2Z2/cos2180.25 当量齿轮的齿数比：v u29 计算大、小齿轮的 YFa1 .YSa1/F1并加以比较 YFa1 .YSa1/F12.851.54/177.860.0247 YFa2 .YSa2/F22.2881.724/151.790.026 经比较，大齿轮数值大17，故用大齿轮数值计算。 （2）设计计算 m(42.06254.05710430.026)/(5/6)2192(10)1/2)1/3 3.21 mm 因为 m15.1943.21 所以次设计合理，即取 m13.21 取标准值 m4.0 mm ；d198.7 mm, 计算小齿轮齿数 Z1d1/m24.675 取 Z125 则大齿轮齿数 Z2uZ275，取 Z275 计算大小齿轮的几何尺寸 (1) 计算分锥角 118.4349 271.5651 (2) 计算齿顶高 haha*mm4 (3) 计算齿根高 hf( ha* + c*)m1.2m4.8 (4) 计算分度圆直径 d1mZ14.024100 mm d2mZ24.072300 mm (5) 计算齿顶圆直径 da1d1+2hacos1107.6 mm da2d2+2hacos2302.5 mm (6) 计算齿根圆直径 df1d1-2hfcos190.9 mm df2d2-2hfcos2297 mm 第 31 页 共 43 页 (7) 计算锥距 Rm（Z12+ Z22）1/2/2158.11 (8) 计算齿根角 tanfhf/R0.03036 得 f1.74 (9) 计算顶锥角 a11+f20.1749 a22+f73.3051 （10） 计算根锥角 f11-f16.6949 f22-f69.8251 （11） 计算顶隙 CC *m0.8 （12） 计算分度圆齿厚 Sm/26.28 （13） 计算当量齿数 ZV1Z1/cos126.35 ZV2Z2/cos2237.17 （14） 计算齿宽18 取 e18，则齿宽 B1.751831.5 mm，取 B32 mm 3.2 差速器的设计 根据汽车行驶运动学的要求和实际的车轮、道路以及它们之间的相互关系表明：汽车在行驶过程中左右车轮在同一时间内所滚过的行程往往是有差别的。例如，转弯时外侧车轮的行程总要比内侧的长。另外，即使汽车作直线行驶，也会由于左右车轮在同一时间内所滚过的路面垂向波形的不同，或由于左右车轮轮胎气压、轮胎负荷、胎面磨损程度的不同以及制造误差等因素引起左右车轮外径不同或滚动半径不相等而要求车轮行程不等。在左右车轮行程不等的情况下，如果采用一根整体的驱动车轮轴将动力传给左右车轮，则会由于左右驱动车轮的转速虽相等而行程却又不同的这一运动学上的矛盾，引起某一驱动车轮产生滑转或滑移。这不仅会使轮胎过早磨损、无益地消耗功率和燃料及使驱动车轮轴超载等，还会因为不能按所要求的瞬时中心转向而使操纵性变坏。第 32 页 共 43 页 此外，由于车轮与路面间尤其在转弯时有大的滑转或滑移，易使机械在转向时失去抗侧滑能力而使稳定性变坏。为了消除由于左右车轮在运动学上的不协调而产生的这些弊病，机械左右驱动轮间都装有差速器，后者保证了机械驱动桥两侧车轮在行程不等时具有以不同速度旋转的特性，从而满足了机械行驶运动学要求。 3.2.1 差速器结构型式的选择 差速器的结构型式有多种。对于一般的工程机械来说，如果行使的路面较好，各驱动车轮与路面的附着系数变化很小，故只须采用结构简单、工作平稳、制造方便、行使可靠的普通对称式圆锥行星齿轮差速器，作为安装在左、右驱动轮间的所谓轮间差速器使用；对于经常行驶在泥泞、松软土路或无路地区的越野型的机械来说，为了防止因某一侧驱动车轮滑转而陷车， 则可采用防滑差速器。 后者又分为强制锁止式和自锁式两类。自锁式差速器又有多种结构型式，包括摩擦式、自由轮式以及变传动比式。 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(少数汽车采用 3 个行星齿轮， 小型、 微型汽车多采用 2 个行星齿轮)， 行星齿轮轴(不少装 4 个行星齿轮的差逮器采用十字轴结构)，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、行使可靠等优点，较广泛地用在中、小型工程机械上21。有些越野型工程机械也采用了这种结构，但用到越野工程机械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。 由于差速器壳是装在主减速器从动齿轮上，故在确定主减速的从动齿轮尺寸时，应考虑差速器的安装。差速器壳的轮廓尺寸也受到从动齿轮及主动齿轮导向轴承支座的限制。 强制锁止式防滑差速器 充分利用牵引力的最简单的一种方法是在普通的圆锥齿轮差速器上加装差速锁， 必要时将差速器锁住。此时左、右驱动车轮可以传递由附着力决定的全部转矩。 当工程机械驶入较好的路面时，差速器的锁止机构应即时松开，否则将产生与无差速器时一样的问题，例如使转弯困难、轮胎加速磨损、使传动系零件过载和消耗过多的功率等。由于上述种种原因，强制锁住差速器未得到广泛应用。 自锁式差速器 为了充分利用汽车的牵引力，保证转矩在驱动车轮间的不等分配以提高抗滑能力，第 33 页 共 43 页 并避免上述强制锁止式差速器的缺点，人们创造了各种类型的自锁式差速器。 用以评价自锁式差速器性能的主要参数， 是它的锁紧系数。 为了提高汽车的通过性，似乎是锁紧系数愈大愈好，但是过大的锁紧系数如前所述，不但对机械的转向操纵轻便灵活性、 行驶的稳定性、 传动系的载荷、 轮胎磨损和燃料消耗等有不同程度的不良影响，而且无助于进一步提高驱动车轮抗滑能力。因此设计高通过性汽车差速器时，应正确选择锁紧系数值。 一般越野工程机械的低压轮胎与地面的附着系数的最大值为 0.7-0.8(在干燥的柏油或混凝工路面上)， 而最小值为 0.1-0.2(在开始溶化的冰上)。 可见相差悬殊的附着系数的最大比值为 8。因此，为了充分利用汽车牵引力，差速器的锁紧系数 K 实际上选定为 8 就已足够。而工程机械在不好的道路和无路地区行驶的实践表明，各驱动车轮与地面附着系数不同数值之比，一般不超过 3-4。因此选取 K3-4 是合适的，在这种情况下工程机械的通过性可以得到显著的提高，而其转向操纵等使用性能实际上并不变坏。 自锁式差速器有滑块-凸轮式、蜗轮式、自由轮式等多种形式19。 考虑到本次设计的装载机的吨位、功率都较小，机械平常的工作环境也较好，行使路面较平整，采用普通的对称式圆锥行星齿轮差速器。 3.3.2 普通对称式圆锥行星齿轮差速器的设计计算 差速器齿轮的基本参数选择 （1）行星齿轮数目的选择 本轮式装载机的锥齿轮差速器采用四个行星齿轮。 （2）行星齿轮球面半径 Rb (mm)的确定 球面半径的大小决定差速器的大小，代表差速器齿轮的节距，因此可以反映差速器的承载能力。球面半径 Rb可以根据经验公式确定 RbKb(Td)1/3 （3-3） 式中：Kb-行星齿轮球面半径系数，Kb2.5-2.97，工程机械和工程运输车辆所用的四个行星齿轮的差速器取大值，公路行驶货车所用四个行星齿轮的差速器取小值； Rb球面半径，mm Td-差速器计算转矩，由公式 TdKdTemaxKi1ifio/n 第 34 页 共 43 页 （3-4） 式中：Temax发动机最大使用转矩，N.m； n 计算驱动桥数； i1变速器一挡传动比； if分动器传动比。 对于 44 的工程机械， 当分动器高挡传动比 ifg与低挡传动比 ifd间有 ifgifd/2 时，取 ififg 、n1；当 ifgifd/2 时，取 ififd 、n2。对于 66 的工程机械，当 ifg/2ifd/2 时，取 ififg 、n2；当 ifg/2ifd/2 时，取 ififd 、n3； io主减速器传动比； K液力变矩器变矩系数，K（ （K0-1）/2）+1，K0为最大变矩系数； 从发动机到主减速器从动齿轮之间的传动效率，取 0.85-0.92； Kd因迅猛结合离合器而产生的动载系数，对于液力自动变速器，Kd1；对于性能系数 fi0 的工程运输车辆，Kd1；fi0 的工程机械，Kd2 或由经验选定。 取 Temax170 N.m； n1； i11.628； if2； io3； 0.92； Kd2； K(3.35-1)/2+12.175； 代入求得 Td6645.56 N.m 取 Kb2.97，故而求得 Rb55.84 mm 取 Rb80 mm （3）锥齿轮的节锥距 Ao 的确定 由公式： Ao(0.98-0.99)Rb （3-5） 取 0.98，可得 Ao0.988078.4 mm （4）行星齿轮的齿数和模数的确定 在 Rb 和 Ao 确定之后，行星齿轮的大小也基本确定。为使齿轮有较高的强度，应取较大的模数，因此行星齿轮的齿数应取少些，但一般不少于 10，多采用 10-12 齿。半轴齿轮采用 16-22 齿。为使四个行星齿轮能同时与两个半轴齿轮啮合，左、右两半轴齿轮齿数之和必须能被行星齿轮的数量整除，否则差速器齿轮不能装配。取 Z112，Z2第 35 页 共 43 页 22。 （5）行星齿轮、半轴齿轮的节锥角 1、2 行星齿轮与半轴齿轮的齿数 Z1、Z2确定后，行星齿轮、半轴齿轮的节锥角 1、2 和大锥齿轮大端端面模数 m 可由以下公式计算 1 arccot(Z1/Z2), 2 arccot(Z2/Z1) （3-6） m (2 Ao/Z1)sin1(2 Ao/Z2)sin2 （3-7） 代入数据得 128.6，261.4 m 80/126.67 取标准模数 7。 （6）压力角 本设计采用压力角为 2230、齿高系数为 0.8 的齿形20。 计算大小齿轮的几何尺寸 (1) 计算齿顶高 haha*mm7 (2) 计算齿根高 hf( ha* + c*)m1.2m8.4 (3) 计算分度圆直径 d1mZ171284 mm d2mZ2722154 mm (4) 计算齿顶圆直径 da1d1+2hacos196.3 mm da2d2+2hacos2160.7 mm (5) 计算齿根圆直径 df1d1-2hfcos169.2 mm df2d2-2hfcos2146 mm (6) 计算锥距 Rm（Z12+ Z22）1/2/287.7 第 36 页 共 43 页 (7) 计算齿根角 tanfhf/R0.03036 得 f5.47 (8) 计算顶锥角 a11+f34.07 a22+f66.87 （9） 计算根锥角 f11-f23.13 f22-f55.93 （10） 计算齿宽 BR/387.7/329.23 mm 取 18 mm 差速器齿轮强度计算 差速器齿轮不像主减速器齿轮那样一直处于啮合传动状态，一般不发生齿面的接触疲劳破坏，因此只需进行轮齿弯曲强度计算。直齿锥齿轮的弯曲疲劳强度可近似地按分度圆处的当量圆柱齿轮进行计算。另外可直接沿用下式计算： FKFtYFaYSa/(bmm)F （3-8） 计算载荷系数 K： 由表 10-2 查得使用系数 Ka1.5； 由图 10-8 按低一级精度线查得，动载系数 Kv1.12； 齿间载荷分配系数 KHa及 Kfa取 1； 齿向载荷分配系数 KFKH1.5KHbe1.51.251.875 所以 KKAKVKaK1.51.1211.8753.15 按当量齿数 ZV查表 10-5 可得齿形系数 YFa3.33, YSa1.46； 又 bRRd1R(u2+1)/2mZ1R(u2+1)/2 mmm(1-0.5R) Ft2T1/dm12T1/mmZ12T1/m(1-0.5R)Z1 将以上三式代入得： F4T1KFtYFaY/(m3Z12R（u2+1）1/2(1-0.5R)2) 46645.563.153.331.46/( 5.43122(1/3)101/2(1-1/6)2) 第 37 页 共 43 页 291890 N/m2 291.89 MPa 由图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 FE1525 MPa； 由图 10-18 查得弯曲疲劳寿命系数 KFN10.85； 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 S1.4；则 FKFN1FE1/S0.85525/1.4318.75 MPa 所以有 FF 即齿轮弯曲疲劳强度计算符合要求，设计合理。 3.3 驱动车轮的传动装置设计 驱动车轮的传动装置位于汽车传动系的末端，其功用是将差速器传来的扭矩再传给车轮，驱动车轮旋转，推动汽车行驶。在断开式驱动桥和转向驱动桥中，驱动车轮的传动装置包括半轴和万向节传动装置且多采用等速万向节。在一般非断开式驱动桥上，驱动车轮的传动装置就是半轴，这时半轴将差速器半轴齿轮与轮毂连接起来。在装有轮边减速器的驱动桥上，半轴将半轴齿轮与轮边减速器的主动齿轮连接起来。由于轮毂的安装结构不同，而半轴的受力情况也不同。 3.3.1 半轴型式的选择 普通非断开式驱动桥的半轴，根据其外端的支承型式或受力状况的不同而分为半浮式、3/4 浮式和全浮式三种。 本次设计采用全浮式半轴。半轴的内端用花键与差速器的半轴齿轮相连接。轮毂通过两个相距较远的圆锥滚子轴承文承在半轴套管上。半轴套管与后桥壳压配成一体，组成驱动桥壳。用这样的支承形式，半轴与桥壳没有直接联系，使半轴只
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