ZL装载机毕业设计方案原本

AbstractPAGEI毕业设计（论文）诚信声明毕业设计（论文）诚信声明本人郑重声明：所呈交的毕业设计（论文）是我个人在导师指导下进行的研究工作及取得的研究成果。就我所知,除了文中特别加以标注和致谢的地方外，论文中不包含其他人已经发表和撰写的研究成果，也不包含为获得华东交通大学或其他教育机构的学位或证书所使用过的材料。如在文中涉及抄袭或剽窃行为，本人愿承担由此而造成的一切后果及责任。本人签名：导师签名___＿＿__＿__年月日Abstract目录PAGEIIPAGEIII摘要PAGEIZL5０装载机驱动桥设计摘要本次设计内容为ZL5０装载机驱动桥设计，大致上分为主传动的设计，差速器的设计，半轴的设计,最终传动的设计四大部分。其中主传动锥齿轮采纳3５。5650６。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全部几何参数,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,半轴采纳全浮式，最终传动采纳单行星排减速形式。关键词：ＺＬ5０装载机；中央传动；轮边减速器；ＺL50loaｄerｄriviｎgaxｌedesiｇnＡbstrａctThedesigｎofcｏnｔent-drivenZＬ50ｌoａderbridgｅdesiｇｎ，lａｒgelｙaｔｔhemａintｒaｎsmｉsｓioｎｄｅsｉｇn,thｅdifｆerｅnｔｉaldeｓｉｇn，Ｈａｌf-shaftdesiｇn,theｄesignｏfthefinａldｒivefｏuｒｍaｊｏｒitｙ．Iｎcｌudiｎgｔheｍaｉｎdｒiｖeｂevelgｅarｕsｅｄ３5oｂevｅlｇeaｒｓ,Thistypeoｆgearandｔhｅbasｉｃｐａrameterｓｏftｈegｅｏmeｔrｉｃparａmｅｔeｒsoｆｔhｉsｄeｓiｇｎｉsthekｅypoｉnt．Gｅarwiｌlbeaｆewｂａsｉｃparａmｅtｅrｓ，ｓuchasnuｍbｅroftｅｅth，moduｌe,ｔｈｅsub—drivｅｎgearcｉrclediameterdeteｒmｉneｄ,ｓpentalｏtoｆｆｏrmuｌａtowｏrｋｏutalｌthegｅarｇｅomｅtricpaｒameteｒｓ，ａndｔｈｅngearfortｈｅAｎalysｉｓandｓtrengtｈchｅck．Uｎderstandthｅdiｆｆｅrｅｎｔｉaｌ，andtｈefiｎaldrｉveａxisｏfthｅstruｃtｕreａndworｋiｎgｐｒinｃiｐｌe,thecｏmｂinatｉｏnofdesiｇｎreｑuｉｒemｅntｓ,Ｔｈeｙreasｏnaｂｌechｏiｃeｏfｔhｅｆoｒｍandｓizｅ。Thedesigｎdｉfｆｅｒentialgearselectｉonstｒａｉghtbevｅｌgeａrs，aｘｉs-widefｌoatｉng，ａｎduｌtimateｌydｒｉvesiｎglerｏｗｓloｗｄowｎpｌａnｅtsｆoｒm.Keywords：ZＬ50Loａdeｒ;fｉnａlｄｒive;wheelreduceｒ；deｓｉgn名目ＴＯC\ｏ＂1-3"\h＼uHYPEＲＬIＮＫ\ｌ_Toc1829摘要 ＰAGERＥF_Toｃ1829ＩＨＹPＥRLINＫ＼ｌ_Ｔｏｃ210０8AbｓtractﻩPＡGERＥF_Tｏｃ2１0０８IIＨＹＰＥＲLINK\l＿Toｃ３１１6４第一章绪论ﻩPＡGEＲEF＿Toｃ3１１641HYPERLIＮK\l＿Ｔｏc１３861１．1国内轮式装载机进展概况ﻩPＡGERＥＦ＿Toc１3861１HＹPERＬINＫ\ｌ_Toc16528１。2国外轮式装载机的进展概况 PAＧEＲEF＿Ｔoc165282HＹPERLＩＮK＼ｌ_Toc52５9其次章总体方案论证ﻩＰＡGEＲEF_Ｔｏc5259３HYPＥRＬＩＮＫ＼ｌ_Ｔｏc２6７1２２。１非断开式驱动桥 PAＧEＲＥF_Tｏc2６７123ＨYPＥRLINK\l_Toc16744２。2断开式驱动桥ﻩＰAＧEREＦ_Ｔoc167444HＹPERLINK＼ｌ_Toc1１７102。3多桥驱动的布置ﻩPAGERＥF＿Tｏc117104HYPＥＲＬINＫ\l_Ｔoc２5433第三章主减速器设计ﻩPＡＧERＥF_Tｏc２５４３35HYＰＥＲLＩＮK＼ｌ_Ｔoｃ２84523.１结构型式 ＰAGEREF_Ｔｏc284５25ＨYＰＥRLＩNK＼l＿Ｔoc1２4503。1．1主传动器的减速型式ﻩPAGEＲＥF_Toｃ1２4５05HYPERLINＫ＼l＿Tｏc157３63.1.2锥齿轮齿型ﻩＰAＧＥREF_Tｏｃ１573６5HYＰERLINK\l_Toc２５3913．2支承方案ﻩPAGEＲＥＦ＿Tｏc2539１7HＹPEＲＬIＮK＼l＿Ｔoｃ32８03.2.1主动锥齿轮的支承ﻩPAGEREF＿Toc3２8０7HYPＥＲLINK＼l_Toc336３．2．2从动齿轮的支承ﻩＰＡGEＲEＦ＿Toc３3６7HYPＥＲＬIＮK\ｌ_Tｏc1９097３。３主减速器锥齿轮设计ﻩPAGＥREF_Toc19０977HYＰＥRＬIＮK\ｌ_Toc１88313.3．１锥齿轮载荷的确定ﻩPAGEＲＥＦ＿Toｃ188317HYＰERLIＮＫ\l_Ｔｏｃ３75３3．3．2锥齿轮主要参数的计算ﻩＰAGＥＲEＦ_Toc37５３10HＹＰERＬIＮK\l_Ｔoc169２４３．３.３主减速器锥齿轮材料的选择ﻩPＡGＥREＦ_Toｃ16９2４1２HYＰＥＲLINK\ｌ_Tｏc13923.3．4主减速器锥齿轮强度的计算ﻩPAGＥREＦ_Toｃ１3921３HＹＰＥRＬＩNK＼l_Tｏc1２442第四章差速器设计ﻩPAＧEREＦ_Tｏc124４２1４目录目录目录ＨYＰERＬIＮK\ｌ_Ｔoc２5８82４。1对称式圆锥行星齿轮差速器的差速原理ﻩPＡＧＥRＥF_Tｏc２588２14HＹPＥＲLINＫ\l＿Ｔoｃ９５５54。２对称式圆锥行星齿轮差速器的结构ﻩPAGEＲEF＿Ｔoc95５515HYＰＥRLINK＼ｌ_Ｔoｃ３17４４。3差速器基本参数的选择 PAGＥRＥF＿Toｃ３１7４15HYＰＥRＬINＫ＼l_Toc２384５4。3.１差速器球面直径的选择ﻩＰAGERＥF＿Toc2３84５１6HYPEＲＬＩNK\l_Toc85６３4．3.２差速器齿轮参数的选择 PAGＥREF_Toc856316HYPERLINＫ＼ｌ_Toｃ60４1４.３.3压力角α PＡGEREＦ＿Toc604117ＨYＰＥRLＩNK\l_Toc30６８９4．3。４差速器部分的齿轮ﻩPAGEREF_Tｏc3068９17HＹPEＲLＩNK\l_Toｃ１１０224.4差速器齿轮的强度计算 PAGERＥF_Ｔｏc1１0221７HＹＰＥRLＩNK\l_Toc２3４第五章驱动半轴的设计ﻩPＡGＥＲＥF_Tｏc２３419HYPERLINK＼l_Toc11９9６５。1结构形式分析 PAＧEREF＿Tｏc１199６19HYPERLIＮＫ\ｌ_Tｏc23９125。2计算载荷的计算 PAＧEREＦ_Toc２391220HYPERＬIＮＫ\l＿Tｏｃ５０725.2.１按从发动机传来的最大扭矩计算 ＰAＧEREF_Ｔoc5０7220ＨYPＥＲLINK＼l_Ｔoｃ104６４5。2.2按附着极限决定的扭矩计算ﻩＰAＧEＲEF_Toc104６420HYPＥＲＬＩNＫ\ｌ＿Tｏc14１4５。3半轴杆部直径的计算ﻩＰAGEＲEF_Toc141４２1ＨYPＥＲＬＩNK\l＿Ｔoc3５915.4半轴强度验算ﻩPAＧEREＦ＿Toｃ3５9１２1HＹPERLＩNＫ＼l_Ｔoc85４第六章轮边减速器设计 PAGＥＲEF_Ｔoc85422HYPＥRLＩＮK＼l_Toc３08216．1轮边减速器传动方案ﻩＰAGERＥF＿Toc３0８2１2２HYＰEＲＬINＫ＼l_Ｔoc２200７6．2行星排的配齿计算ﻩPＡGERＥF_Ｔoｃ22007２２HYPERLＩNK\l＿Tｏc5１096。2。１依据传动比确定齿数关系ﻩＰAGERＥF_Ｔoc5１０９222８4296.2.2依据同心条件计算ﻩＰＡGEＲEF_Ｔoc2842922HYＰEＲLIＮＫ\l＿Ｔｏc48６16。２.3依据安装条件确定齿数的关系 ＰＡGEREF_Ｔｏc4８6123ＨYPERLＩNK＼l_Tｏc27186６.2。4配齿计算ﻩＰAＧEＲEF_Toｃ271８62３ＨYPEＲLＩＮK\ｌ_Toｃ１3１72６．2。5验算传动比 PAGEＲEF_Toc13１722３ＨYPEＲＬＩＮK\l_Ｔｏc25４０５6．3初步计算齿轮的主要参数ﻩＰＡＧＥREF＿Toc2５４0524HYPERLIＮK\l_Ｔoｃ22126.3。1材料ﻩPAGEREF_Tｏc22122４ＨYPＥRLINK\ｌ_Tｏc１32７０6。3．2由接触疲惫强度初算dﻩPＡGEREＦ_Toｃ１３２７０24ＨYＰEＲLＩＮＫ\ｌ_Tｏc２94３36.4啮合参数的计算ﻩPAGERＥF_Ｔｏc2943３２4HYＰERLＩNＫ\l_Tｏc3１3８5６.5几何尺寸计算 ＰＡGＥREF＿Toc3138５2６HYPEＲLＩＮK\l_Toc１６１４5第七章花键、轴承ﻩPAGEREF＿Tｏc16１４5２8HYPEＲLＩNＫ＼ｌ＿Toｃ２830１７．1花键的选择与校核ﻩＰAGEREF_Ｔoc２８30１2８ＨYPＥRLＩNK\l＿Tｏｃ297177．1．1输入法兰与中央传动小锥齿轮轴连接处ﻩＰAGEＲEＦ_Tｏｃ２９7172８HYＰERLIＮK＼l_Tｏｃ5６7。１。2半轴锥齿轮与半轴联接处ﻩPAGＥRＥF＿Ｔoc5629HYPERＬINＫ＼l_Toｃ32０8０7。1．３半轴与轮边减速器太阳轮联接处ﻩＰＡＧERＥＦ＿Ｔoc32０8０29HＹＰＥRLＩNK\ｌ＿Ｔoｃ3１3４77．１。4齿圈与桥壳联接处ﻩ３13４73０HYPＥＲLＩNK\l_Tｏｃ23２８７７。2主要轴承的校核ﻩＰAGERＥF_Toｃ２3287３1HYPERLＩＮK\l_Ｔoｃ2１０10结论ﻩPAＧEREF＿Tｏc２101０3２HYPERLINK\ｌ_Tｏｃ3７7谢辞ﻩPAＧEREF_Toc３7733ＨYPEＲＬINＫ\ｌ＿Toｃ2２79５参考文献 ２２79５3４HＹＰERＬINK\ｌ_Ｔｏc300０1附录A外文翻译—原文部分ﻩPAGEＲEF_Toc300013５ＨYPERLIＮK\ｌ_Toc３164８附录Ｂ外文翻译—译文部分ﻩＰAGEREF_Tｏc３164839赵清：ZL50装载机驱动桥设计华东交通大学毕业设计PAGEIIPAGEI华东交通大学毕业设计第一章绪论1．1国内轮式装载机进展概况我国装载机行业起步于5０年月末。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.该机采纳单桥驱动、滑动齿轮变速。１９６４年，天津工程机械讨论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年国外消灭铰接式装载机后，天津工程机械化讨论所与天津交通局于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讨论所合作，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.该机采纳双涡轮变矩器、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系列装载机的进展奠定了基础.在ZL5０的基础上，后又设计进展了ＺL1００、ＺL4０、ＺＬ30、ＺL20装载机系列产品,并在这个系列的基础上进展了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。通过近４０年的进展，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阅历、较强的实力、较高的市场占有率和较好的售后服务,在用户心目中始终树立着良好的形象，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,使企业焕发诞生气和活力。“十五"期间，轮式装载机行业消灭了井喷式的进展,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，已进展为世界上最大的市场［７]。国内各生产厂家所在地更加熟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,进展势头迅猛,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。我国小型装载机制造业当前正处于进展时期，有肯定的盈利空间,小装技术水平低、结构简洁、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定残酷而激烈,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、平安环保等不全都；在传动方面应该向双变（变矩器+变速箱）或全液压方向进展;当前广泛采纳的单缸柴油机功率偏小，噪声、振动、能耗都偏大;从进展的角度看，在成本增加不大的情况下，应尽量采纳双缸或4缸柴油机；同时在液压转向系统方面最好采纳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进展的方向。目前已经有一些常规装载机大厂开头生产小装,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。我认为大厂进入小装行业并不会对他们产生威胁,但会有助于行业的进展.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敏,又价廉物美的机器设备,将取代高成本、低效率的手工劳动，格外是西部大开发,这类产品将有宽阔的潜在市场。所以,小型装载机将具有良好的开发前景。1.2国外轮式装载机的进展概况国外轮式装载机最早消灭在其次次工业革命时期，其进展到今日，无论是技术、设计、制造还是销售、服务等都已经格外成熟。国外轮式装载机闻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格外相近，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％。英国工程机械询问有限公司估量约有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.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进展，如:卡特彼勒公司90年月初推出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、提高了牢靠性.不久又推出更大的Cａt９9４轮式装载机，依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年月初推出4０00型轮式装载机，斗容１0-30ｍ³、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敏、效率高、多功能和价格低廉赢得市场，进展甚快.如:日本古河公司生产的FL30-１型轮式装载机斗容０.３４m³、机重２。3ｔ；小松公司的WA30—l型斗容０.34ｍ³、柴油机功率2０kw;丰田织机公司的斗容０.1７ｍ³、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。赵清：ZL50装载机驱动桥设计华东交通大学毕业设计PAGEIVPAGEV其次章总体方案论证装载机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，并将动力合理地安排给左、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、半轴、轮边减速器和驱动桥壳等组成。驱动桥设计应当满意如下基本要求：a）外形尺寸要小，保证有必要的离地间隙。b）齿轮及其它传动件工作平稳,噪声小.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，要求质量小。e）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协调。f）结构简洁，加工工艺性好,制造容易，拆装，调整便利。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.当驱动车轮采纳非独立悬架时，应该选用非断开式驱动桥；当驱动车轮采纳独立悬架时，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较简洁，但可以大大提高车辆在不平路面上的行驶平顺性.图2—１轮式装载机驱动桥总成２．１非断开式驱动桥一般非断开式驱动桥，由于结构简洁、造价低廉、工作牢靠,广泛用在各种工程机械、多数的越野汽车。他们的简略结构、格外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意离地间隙要求，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，也可以将其次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；轮式装载机的轮边减速器一般为行星式，以减小其尺寸，获得大的传动比,且将其安装在轮毂内.２．2断开式驱动桥断开式驱动桥区分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粱或车厢底板上，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纳独立悬挂则可以彼此致立地相对于车架或车厢作上下摇摆,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摇摆.汽车悬挂总成的类型及其弹性元件与减振装置的工作特性是决定汽车行驶平顺性的主要因素，而汽车簧下部分质量的大小，对其平顺性也有显著的影响。断开式驱动桥的簧下质量较小,又与独立悬挂相协作,致使驱动车轮与地面的接触情况及对各种地形的适应性比较好，由此可大大地减小汽车在不平路面上行驶时的振动和车厢倾斜,提高汽车的行驶平顺性和平均行驶速度，减小车轮和车桥上的动载荷及零件的损坏，提高其牢靠性及使用寿命.但是,由于断开式驱动桥及与其相配的独立悬挂的结构简洁,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。2．3多桥驱动的布置为了提高装载量和通过性，有些重型机械及全部中型以上的越野汽车都是采纳多桥驱动，常采纳的有4×4、6×6、８×8等驱动型式。在多桥驱动的情况下，动力经分动器传给各驱动桥的方式有两种.相应这两种动力传递方式，多桥驱动汽车各驱动桥的布置型式分为非贯穿式与贯穿式.前者为了把动力经分动器传给各驱动桥，需分别由分动器经各驱动桥自己专用的传动轴传递动力,这样不仅使传动轴的数量增多，且造成各驱动桥的零件格外是桥壳、半轴等主要零件不能通用。而对８×８汽车来说，这种非贯穿式驱动桥就更不适宜，也难于布置了。为了解决上述问题,现代多桥驱动汽车都是采纳贯穿式驱动桥的布置型式。在贯穿式驱动桥的布置中，各桥的传动轴布置在同一纵向铅垂平面内，并且各驱动桥不是分别用自己的传动轴与分动器直接联接，而是位于分动器前面的或后面的各相邻两桥的传动轴,是串联布置的。汽车前后两端的驱动桥的动力,是经分动器并贯穿中间桥而传递的。其优点是，不仅削减了传动轴的数量，而且提高了各驱动桥零件的相互通用性，并且简化了结构、减小了体积和质量。第三章主减速器设计主减速器是车辆传动系中减小转速、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。对发动机纵置的车辆，其主减速器还利用锥齿轮传动以转变动力方向。由于车辆在各种道路上行驶时,其驱动轮上要求必须具有肯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。由上表选定减速型式为单级减速附行星轮边减速,如图２－1所示。3．１结构型式3．1。1主传动器的减速型式表３—1减速形式减速型式特点应用单级减速结构简洁、重量轻、体积小、成本低、传动比一般在7以下中小型底盘，如JS－１、JS—２小反斗车、0．5装载机前置锥齿轮双级减速可得较大传动比（５~９，最大可达１1）和离地间隙,桥的纵向尺寸大,传动轴的夹角增大较长轴距的中、重型底盘,如Ｑ5、ＱY8汽车起重机上置锥齿轮双极减速传动装置布置较高，便于传动轴通过，车身较高多桥驱动底盘，如上安ＱY１５（SH－３６1)ＰY—１6０平地机等单级减速附外啮合轮边减速桥的中央部分、差速器、半轴负荷减小、尺寸小、提高离地间隙中、大型底盘，如Z4－2装载机单级减速附行星轮边减速桥中部差速器，半轴体积小，缩短桥中心到传动轴凸缘的距离,行星齿轮结构紧凑，半轴与输出驱动轴同轴，传动比可达12～18工程机械和重型汽车上广泛应用，如ＺL-50、ZL－40、ＺＬ-30、ＳＨ－３80、ＴL－16０、ＣL－70双级减速附行星轮边减速是前两种结构的组合，减速比很大,增大扭矩,减低重心超重型多桥底盘如ＱＤ－100汽车起重机３。1．2锥齿轮齿型图3-1锥齿轮齿形（1）直锥齿轮，如图３—１(ａ）所示,齿线外形为直线，是最简洁的型式，便于加工。缺点是直锥齿轮的小齿轮齿数小于8～9个就产生根切，因此得不到大的传动比，且重叠系数小，齿面接触区小。故在主传动中一般不采纳。(２）零度弧齿锥齿轮，即弧齿锥齿轮中，其中点螺旋角ｂ=0(图3—１（ｂ))。其性能介于直锥齿轮与螺旋锥齿轮之间,同时啮合的齿数比直锥齿轮多，传递载荷较大。一般用在载荷较大而轴向力不大的主传动上.（3）弧齿螺旋锥齿轮，中点螺旋角不等于零的其他弧齿锥齿轮（图3－1（c））所示。其优点是:不产生根切的最小齿数可为５~６，传动的传动比大;同时啮合齿数较多，重叠系数大，在高速和大传动比工作时,传动平稳,噪音小；可采纳不等的齿侧面曲率半径,使接触区位于轮齿中部，提高传动的耐久性和牢靠性.并使齿轮啮合对装配错位不像直齿敏感，从而装配较容易。(４）准双曲面齿轮,如图3-２所示。它的外形与弧齿锥齿轮相像,加工方法也用弧齿锥齿轮机床。但是这种齿轮相当于把垂直相交的小齿轮轴线,向下或向上偏移了E距离，如图所示，E称偏置距。和螺旋锥齿轮相比，由于主动齿轮螺旋角增大（可达5０°左右），可使主动锥齿轮轴加粗，增大了端面模数,提高啮合刚度和寿命,重叠系数更大,因此传动更平稳，负荷能力加大。有由于主、从动齿轮轴线不相交,这就可以提高驱动桥高度，增大离地间隙，提高越野能力.或可使车体重心下降，增加平稳性。缺点是齿面滑移大,轴承推力大，传动效率低,（螺旋锥齿轮h=95％)加工精度要求高。依据各种齿轮的优缺点和装载机的工作特点,选定为弧齿螺旋锥齿轮。图３—2准双曲面齿轮3.2支承方案３.2。1主动锥齿轮的支承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,经方案论证，采纳跨置式支承结构(如图3-3（a)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.图3-３主、从动锥齿轮支承形式3．2。2从动齿轮的支承从动锥齿轮采纳圆锥滚子轴承支承（如图3—3(b）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。为了使从动锥齿轮背面的差速器壳体处有足够的位置设置加强肋以增强支承稳定性，ｃ+d应不小于从动锥齿轮大端分度圆直径的70％。为了使载荷能均匀安排在两轴承上，应是c等于或大于d。3。3主减速器锥齿轮设计3。3。1锥齿轮载荷的确定（1）锥齿轮的最大载荷（ａ)按从发动机通过变矩器传来的最大静力矩(N×m）计算：(３—1)式中－—变矩器最大变矩系数；－－当液力变矩器传动比为零，变矩系数最大时，由发动机与液力变矩器共同工作匹配工况点所决定的发动机扭矩值，采纳部分功率方案匹配时，；——发动机额定扭矩,偏平安设计可取最大扭矩,则；I--从变矩器涡轮至计算零件的传动比;ｈ--从变矩器涡轮至计算零件的传动效率;则驱动桥主传动器主、从动锥齿轮所受的最大静力矩（传动比为6.1６６７）如下：（3－２）（3-3）式中——变矩器最大变矩系数,参考同类机型取３。５;—-考虑驱动桥数和载荷安排系数,（０。６～0。75),依据任务书K１=０.6５；——同上－-分动箱传动比,;－—变速箱前进一档传动比，；-—主传动比,;--分动箱传动效率,一般每对齿轮传动效率按０.98计算，取０．９８;－－变速箱一档时的传动效率,一般每对齿轮的传动效率按０。98计算，取0．９６;-—万向传动轴效率，一般取0．９8;—-主传动器传动效率,一般为０.95；则由上式可得大、小锥齿轮的最大扭矩为：(b）按附着条件计算最大静扭矩()：(3—4)（3-5)式中—－装载机自重(N）,＝１6７0０0Ｎ;—-额定载重量（N），=500０0Ｎ;ｆ--附着系数，轮式装载机，取0。9０;--动力半径（ｍ)，计算公式如下:式中d-—轮辋直径（英寸)，对于型号的轮胎，d=2５iｎcｈ；H/B—－高宽比,对于宽基或超宽基轮胎,H/B＝，取０.6；Ｂ－—轮胎断面宽度(英寸)，对于23．５—2５的轮胎，Ｂ=2３。5iｎｃh;—－变形系数,＝，取0。１3;——主减速器传动比，;—－轮边减速器传动比，=4.22;—-主减速器传动效率，；-－轮边减速器传动效率，;其他参数同上；则大、小锥齿轮所受的最大扭矩为:（２)平均载荷作用下锥齿轮收到的平均扭矩（N×m）对锥齿轮的疲惫强度计算，应以常常作用的载荷为依据。其所受的计算载荷,即受外部载荷变化的影响,又收到内因产生的动载荷的影响，同时与进行疲惫强度计算时的最大力矩如何确定也有关。而齿轮重叠系数对计算载荷的影响又是与齿轮制造精度和同时啮合的齿对之间的载荷安排有关的一个相当简洁的问题。我们认为把这些影响反应到疲惫强度计算载荷中去较合适。即在实际计算中，用平均载荷作为计算载荷,考虑以上影响，用一个假想的小于最大载荷的值来进行疲惫强度计算.实际上用综合影响系数K值把短时最大载荷转换为疲惫强度计算时的计算载荷。即:式中Ｍ平——锥齿轮所受的平均载荷(N×m）；K—-综合影响系数，其计算公式如下：K外-—外载荷变化的影响;K大-—按疲惫强度计算时的最大力矩与短时过载时最大力矩不同所产生的影响;K动——动载荷的影响；K重——齿轮重叠系数的影响；对于轮式装载机来说，K值一般等于或小于0．5,取０.５；-—锥齿轮所受的最大载荷，取按发动机最大扭矩计算和按地面附着条件计算的最大载荷中的较小值；则大、小锥齿轮验算疲惫强度的平均载荷为：3。3。2锥齿轮主要参数的计算(1）主从动齿轮齿数的选择尽量使啮合齿轮的齿数没有公约数，为保证必要的重叠系数，大、小齿轮的齿数和不应小于40。齿数可按表2－2选择。从表中选择=９；,圆整取52；验算传动比：;，传动比合适，齿数选择合适。（2）主、从动齿轮齿形参数计算表３-２小齿轮齿数的选择型式传动比齿数允许范围推举齿数单级减速3。５~4．０9～10104。０~4。58～1０94．5～5。07～985。0～６．0６~876.0～７。０5～7６双级减速1.5～１。7512~16１41．7５~2.０11~1５13２.0～2．510～13112．5~3。09～111０从动锥齿轮大端分度圆直径,按阅历公式:式中-—从动锥齿轮大端分度圆直径（mm）；——直径系数，2。8~3．48；--计算载荷,则初选大端分度圆直径为520mm则模数为经检验模数符合要求!依据(3）主,从动锥齿轮齿面宽和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、热处理变形等缘由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惫损伤。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。b≦1/3La；b≤0。１5５Ｄ；b≦10m;所以取,.（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。汽车主减速器弧齿锥齿轮的平均螺旋角为３5°~４0°，而商用车选用较小的值以防止轴向力过大，通常取35°。（５）螺旋方向主、从动锥齿轮的螺旋方向是相反的.螺旋方向与锥齿轮的旋转方向影响其所受的轴向力的方向。当变速器挂前进挡时，应使主动锥齿轮的轴向力离开锥顶方向。这样可使主、从动齿轮有分离的趋势，防止轮齿因卡死而损坏。所以主动锥齿轮选择为左旋，从锥顶看为逆时针运动，这样从动锥齿轮为右旋,从锥顶看为顺时针，驱动汽车前进.(6）法向压力角法向压力角大一些可以提高齿轮的强度，削减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，并使齿轮的端面重合度下降。对于弧齿锥齿轮,乘用车的а一般选用14°３0’或1６°,商用车的а为20°或２2°30’。这里取а=20°。表3—3主减速器圆弧锥齿轮的几何尺寸项目计算公式计算结果主动齿轮齿数9从动齿轮齿数52端面模数１０mm齿面宽b续表３－３项目计算公式计算结果工作齿高１5mｍ全齿高16．6６ｍm法向压力角轴交角节圆直径节锥角齿顶高齿根高3．3．３主减速器锥齿轮材料的选择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意如下的要求:（1)具有高的弯曲疲惫强度和表面接触疲惫强度，齿面高的硬度以保证有高的耐磨性。(2）齿轮芯部应有适当的韧性以适应冲击载荷,避开在冲击载荷下齿根折断。（3)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掌握。（4)选择合金材料时，尽量少用含镍、铬的材料，而选用含锰、钒、硼、钛、钼、硅等元素的合金钢。工程机械主减速器锥齿轮与差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,防止其在余兴初期消灭早期的磨损、擦伤、胶合或咬死，锥齿轮在热处理以及精加工后，作厚度为0。005～０．０２0ｍm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.对于滑动速度高的齿轮,可进行渗硫处理以提高耐磨性.由以上介绍选择大、小锥齿轮的材料为20ＣrMｎＴi，其参数如下:,,硬度为21７HＢＳ。3。3。4主减速器锥齿轮强度的计算锥齿轮弯曲强度验算锥齿轮轮齿的齿根最大弯曲应力为:式中——锥齿轮所受的最大弯曲应力，—-锥齿轮最大载荷作用下的扭矩,N.mm;——超载系数，可取；—-动载系数，７级精度,,可取；Ｆ——齿宽，mｍ,F=b;z——齿数；m——大端模数，sｍ=m；——尺寸系数,反映材料的不均匀性与齿轮尺寸及热处理有关，一般当模数；时：Ｋ—-载荷安排系数,小齿轮用跨置式支承,，取；——计算弯曲应力的系数，查得1,;则需用弯曲应力为：，则，齿轮弯曲强度合格.第四章差速器设计车辆在行使过程中，左右车轮在同一时间内所滚过的路程往往是不相等的，左右两轮胎内的气压不等、胎面磨损不均匀、两车轮上的负荷不均匀而引起车轮滚动半径不相等；左右两轮接触的路面条件不同，行使阻力不相等.这样，如果驱动桥的左、右车轮刚性连接，则不论转弯行使或直线行使，均会引起车轮在路面上的滑移或滑转，一方面会加剧轮胎磨损、功率和燃料消耗，另一方面会使转向沉重，通过性和操纵稳定性变坏。为此，在驱动桥的左右车轮间都装有轮间差速器。差速器是个差速传动机构,用来在两输出轴间安排转矩,并保证两输出轴有可能以不同的角速度转动，用来保证各驱动轮在各种运动条件下的动力传递,避开轮胎与地面间打滑。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。差速器的结构广泛采纳对称式圆锥直齿轮差速器，由差速器左、右壳，２个半轴齿轮，４个行星齿轮(少数汽车采纳3个行星齿轮,小型、微型汽车多采纳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纳十字轴结构)，半轴齿轮及行星齿轮垫片等组成。由于其结构简洁、工作平稳、制造方。本设计采纳对称式圆锥直齿轮差速器。４.１对称式圆锥行星齿轮差速器的差速原理图4-１差速器差速原理当行星齿轮只是伴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A、B、Ｃ三点的圆周速度都相等(图4-１），其值为。于是==,即差速器不起差速作用，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的圆周速度为＝+，啮合点B的圆周速度为=-。于是+=（＋)+（－)即＋=2（4－1）若角速度以每分钟转数表示，则(4-2)式（4—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.因此在汽车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。式(４—2)还可以得知:=１＼＊GＢ3①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；=2＼＊GＢ3②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对称式圆锥行星齿轮差速器的结构一般的对称式圆锥齿轮差速器由差速器左右壳，两个半轴齿轮，星齿轮轴，半轴齿轮垫片及行星齿轮垫片等组成。如图４—2所示。由于其具有结构简洁、工作平稳、制造便利、用于公路汽车上也很牢靠等优点，故广泛用于各类车辆上.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。如图4－２所示。由于其具有结构简洁、工作平稳、制造便利、用于公路汽车上也很牢靠等优点,故广泛用于各类车辆上。图4—2一般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差速器基本参数的选择圆锥直齿轮差速器的外壳,通常是安装在主传动器的从动齿轮上的,因而受主传动器结构的限制.4。3.１差速器球面直径的选择差速器的大小可由差速器球面直径来表征，而球面半径代表了差速器齿轮的节锥距,因此表征了差速器的强度。可按阅历公式选取：式中——差速器球面直径，mm；——差速器球面系数，，取1．2;——差速器承受的最大扭矩,;则4.3。２差速器齿轮参数的选择在差速器球面直径选出之后，差速器齿轮的大小就基本确定了。此时应使小齿轮齿数尽量小以得到大的模数,从而提高齿轮强度。现今差速器齿轮大多采纳２２。５°压力角，齿高系数０。8，顶隙系数0。1８8的齿形,由于压力角增大，最小齿数可小到１0。并可在小齿轮不变尖的条件下，由切向修正加大齿厚,从而使大、小齿轮趋于等强度。(1)齿数的选择行星齿轮齿数,多采纳10~12，半轴多采纳16～２２。为保证等强度，应使;为保证安装,行星齿轮和半轴齿轮的齿数应符合下式:式中—-左半轴齿轮齿数；——右半轴齿轮齿数；ｎ——行星齿轮个数,大、中型工程机械的行星齿轮数为4;m——任意整数;取,。（２)模数的确定齿轮的分锥角为：;齿轮的外锥距为：则取为标准值，m=7；４。3.3压力角α目前,汽车差速器的齿轮大都采纳２２．５°的压力角,齿高系数为0。8.最小齿数可削减到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。４.3．4差速器部分的齿轮项目半轴齿轮行星轮齿数181０模数7mm7mｍ分度圆直径18０mｍ100mm压力角2２.５°22．５°工作齿高11.2mm11。2ｍｍ齿全高１２。5１6mm12.５16mｍ齿顶高３．78mｍ7。4２mm齿根高８.736ｍm5.096mm齿根角６。91°4．044°根锥角６４．994°25．006°大端顶圆直径186mm１2０mm齿宽３0mm25mm顶锥角64．9９４°３5。96°表4-１差速器齿轮参数4．４差速器齿轮的强度计算差速器齿轮的尺寸受结构限制,而且承受的载荷较大,它不像主减速器齿轮那样常常处于啮合状态，只有当汽车转弯或左右轮行驶不同的路程时,或一侧车轮打滑而滑转时，差速器齿轮才能有啮合传动的相对运动.因此对于差速器齿轮主要应进行弯曲强度校核。轮齿弯曲强度为式中:M差—-差速器收到的扭矩，N×ｍｍ，n--差速器行星齿轮个数，n=4；b——齿宽,mｍ；z半-—半轴齿轮齿数；J——综合系数，查图4—３得J=0.2６;图4—3弯曲计算用综合系数Ｋ——尺寸系数，当m＞1．6时，,则；——载荷再安排系数，可取；-—过载系数，；-—质量系数,;半轴齿轮与行星齿轮材料选为２0CrＭｎTｉ，其极限应力为,则，则，齿轮弯曲强度合格.华东交通大学毕业设计PAGEXXPAGEXXI华东交通大学毕业设计第五章驱动半轴的设计驱动半轴位于传动系的末端，其基本功用是接受从差速器传来的转矩并将其传给车轮。对于非断开式驱动桥,车轮传动装置的主要零件为半轴;对于断开式驱动桥和转向驱动桥,车轮传动装置为万向传动装置。万向传动装置的设计见第四章，以下仅叙述半轴的设计。5.1结构形式分析半轴依据其车轮端的支承方式不同,可分为牛浮式、3/4浮式和全浮式三种形式。半浮式半轴（图５—１a）的结构特点是半轴外端支承轴承位于半轴套管外端的内孔,车轮装在半轴上。半浮式半轴除传递转矩外,其外端还承受由路面对车轮的反力所引起的全部力和力矩。半浮式半轴结构简洁，所受载荷较大，只用于轿车和轻型货车及轻型客车上。3／４浮式半轴（图5—１b）的结构特点是半轴外端仅有一个轴承并装在驱动桥壳半轴套管的端部,直接支承着车轮轮毂，而半轴则以其端部凸缘与轮毂用螺钉联接。该形式半轴受载情况与半浮式相像,只是载荷有所减轻，一般仅用在轿车和轻型货车上。全浮式半轴（图5—１c）的结构特点是半轴外端的凸缘用螺钉与轮毂相联，而轮毂又借用两个圆锥滚子轴承支承在驱动桥壳的半轴套管上.理论上来说,半轴只承受转矩，作用于驱动轮上的其它反力和弯矩全由桥壳来承受。但由于桥壳变形、轮毂与差速器半轴齿轮不同女、半轴法兰平面相对其轴线不垂直等因素，会引起半轴的弯曲变形,由此引起的弯曲应力一般为５~7０MＰa。全浮式半轴主要用于中、重型货车上.在这里我们选择全浮式半轴。图５-１半轴的形式设计半轴的主要尺寸是其直径,在设计时首先可依据对使用条件和载荷工况相同或相近的同类汽车同形式半轴的分析比较,大致选定从整个驱动桥的布局来看比较合适的半轴半径，然后对它进行强度校核。计算时首先应合理地确定作用在半轴上的载荷，应考虑到以下三种可能的载荷工况:＝1\＊GＢ3①纵向力（驱动力或制动力）最大时，其最大值为，附着系数在计算时取0。８,没有侧向力作用;＝2＼＊ＧB3②侧向力最大时，其最大值为（发生于汽车侧滑时），侧滑时轮胎与地面的侧向附着系数在计算时取1。0，没有纵向力作用;=3\＊ＧB3③垂向力最大时（发生在汽车以可能的高速通过不平路面时），其值为，其中为车轮对地面的垂直载荷,为动载荷系数,这时不考虑纵向力和侧向力的作用。由于车轮承受的纵向力,侧向力值的大小受车轮与地面最大附着力的限制，即有故纵向力最大时不会有侧向力作用，而侧向力最大时也不会有纵向力作用。5.2计算载荷的计算５.2．１按从发动机传来的最大扭矩计算在车辆转弯时，若考虑差速器行星齿轮自转内摩擦阻力矩时，一侧半轴会消灭最大扭矩，两半轴齿轮１式中-—外侧车轮对应的半轴（半轴齿轮）传递的扭矩,N×m;-—内侧车轮对应的半轴(半轴齿轮)传递的扭矩，N×ｍ；——差速器受到的扭矩,Ｎ×m,；K—-缩紧系数，Ｋ=0.05～0。１５,取为０。１5；则,,则半轴传递的转矩为:5．2．2按附着极限决定的扭矩计算由附着里决定的半轴受到的扭矩为：式中ＧM——装载机自重(N），ＧＭ=1670０0Ｎ;PQ—-额定载重量（N)，PＱ=５0000N；f——附着系数，轮式装载机ｆ=0.85~１.0，取０．9;rd—-动力半径（ｍ）,ｒd＝０.6５mｉ４--轮边减速器传动比，i４＝４．4；h4-—轮边减速器传动效率，h４=0．９6；则取上述两种计算方法所得的较小值作为计算转矩，带入阅历公式来选择主要参数.则５.3半轴杆部直径的计算杆部直径是半轴的主要参数，可按下式初选:式中—-半轴受到的扭矩，ｋg×cｍ；[t］--许用扭转应力，半轴材料选用4０Cｒ，则，取则，圆整后取d＝70mm。5．４半轴强度验算全浮式半轴只传递扭矩,其扭转应力如下:式中——半轴受到的扭矩，Ｎ×mm；ｄ——半轴杆部直径，mm;则半轴受到的扭矩为:则t在5０0~600MPa范围内,半轴扭转强度合格，直径选择合适。第六章轮边减速器设计轮边减速器的功用是进一步降速增扭，满意整车的行驶和作业要求；同时由于可以相应削减主传动器和变速箱比,因此降低了这些零部件传递的扭矩，削减了它们的尺寸。6.1轮边减速器传动方案轮边减速器有多种布置方案,各种方案有不同的作用.越野汽车为了提高离地间隙，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便利,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，在采纳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、多桥驱动车辆和超重型载货车辆上，有时采纳蜗轮式主减速器,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，而且对汽车的总体布置很便利。一般工程车辆大都采纳单排内、外啮合行星式轮边减速器，有两种方案：（1）太阳轮主动（由半轴驱动）、齿圈用花键和驱动桥壳体固定连接、行星架和车轮轮毂用螺栓连接。为齿圈和太阳轮的齿数之比。2）太阳轮主动（有半轴驱动)、行星架和桥壳固定连接而齿圈和车轮轮毂连接。这种方案的传动比为。大部分工程车辆采纳第一种方案.６．２行星排的配齿计算６．２。１依据传动比确定齿数关系对于太阳轮输入，行星架输出的行星传动型式，其传动比为:由i=4．4，则.6．2．2依据同心条件计算太阳轮与行星轮的中心距和齿圈与行星轮的中心距应该相等：式中—-太阳轮和行星轮的啮合角；——齿圈和行星轮的啮合角;对于标准齿轮传动、高度变位齿轮传动，。故得因大部分轮边减速器齿轮采纳角度变位，以便利选择行星齿轮齿数，增加轮齿的强度。本设计也采纳角度变位，则对于角度变位的齿轮,行星齿数为:当为偶数时，;当为奇数时，;6。2．3依据安装条件确定齿数的关系行星轮数目一般为3～6个，增加行星轮数可削减轮齿的载荷,但增加了零件数,降低行星架的强度和刚度,导致齿轮接触条件的恶化,最常见的为３～4个.本设计选行星轮数为３个。为使行星排个基本原件上所受径向力平衡,应使各行星轮在圆周上均匀分布或对称与旋转轴线分布。对于N个行星轮均匀分布，装配条件是：6．2.４配齿计算为使减速器尺寸尽可能小,应使太阳轮的齿数尽可能的小，一般为14～2２，在这个区间内配齿，选用满意传动比和安装条件的齿数，并考虑相应的强度问题,最终选用：则依据同心条件得:,则6．２.５验算传动比选择齿数后的传动比为：则,则齿数选择合适。6。３初步计算齿轮的主要参数６.3．１材料太阳轮、行星轮均采纳20CrMnＴi，渗碳淬火，硬度5８~６2ＨＲＣ,,,加工精度６级;齿圈采纳３５CrＭo,调质硬度217~259ＨB，，，加工精度7级。6。3。２由接触疲惫强度初算d太阳轮分度圆直径为:式中——算式系数，对于刚对刚配对的齿轮副，直齿轮传动，斜齿轮传动；——使用系数，;——综合系数，——计算接触强度的行星轮载荷分布不均匀系数,可取１．２；——小齿轮齿宽系数，取0．8；——齿数比，-—齿轮的接触疲惫强度；式中,“+”号用于外啮合，“-”号用于内啮合.取6。４啮合参数的计算模数为,取标准模数为６；在两个齿轮啮合副t－ｘ、q—x中，其标准中心距ａ为由此可见,两个齿轮副的标准中心距不相等，且有。因此,该行星齿轮传动不能满意非变位的同心条件.为了使行星传动既能满意给定的传动比要求，又能满意啮合传动的同心条件，即应使各齿轮副的啮合中心距相等，则必须对该行星传动进行角度变位。依据各标准中心距之间的关系，现选取其啮合中心距为作为各齿轮副的公用中心距值.计算该行星传动的啮合参数见表6—１。表6－1行星传动啮合参数计算项目计算公式t－ｘ齿轮副q—x齿轮副中心距变动系数ｙ啮合角变位系数和齿顶高变位系数重合度e确定各齿轮的变位系数:t－x齿轮副在t—x齿轮副中，由于太阳轮的齿数,和中心距。由此可知,该齿轮副的变位目的是凑合中心距和改善啮合性能。其变位方式应采纳角度变位的正传动,即，则太阳轮的变位系数为：则行星轮的变位系数为:ｑ—ｘ齿轮副在ｑ-x齿轮副中,和。由此可知，该齿轮副的变位目的是为了改善啮合性能和修复啮合齿轮副。故其变位方式应采纳高度变位，即,则齿圈的变位系数为:６．5几何尺寸计算各齿轮副的几何尺寸的计算结果见表６-２。表6－２行星齿轮副几何尺寸项目计算公式t－ｘ齿轮副q－x齿轮副变位系数ｘ分度圆直径齿顶高齿根高齿顶圆直径齿根圆直径基圆直径续表6-2项目公式ｔ—ｘ齿轮副q—ｘ齿轮副节圆直径齿顶圆压力角华东交通大学毕业设计PAGEXXXPAGEXXIX赵清：ZL50装载机驱动桥设计第七章花键、轴承７.１花键的选择与校核7.1.１输入法兰与中央传动小锥齿轮轴连接处1、键参数的选择本花键采纳渐开线花键,依据机械设计手册初选花键,参数如下表：表7－1花键基本尺寸模数ｍ2．5分度圆压力角a齿数z8理论工作齿高hh＝m4分度圆直径ｄ6０理论工作齿长L70外花键大径64外花键小径56内花键大径53内花键小径462、键的强度校核此处花键所受的剪切应力为：式中Ｔ-—花键所受的扭矩，；y——各齿间载荷不均匀系数，一般为0．7～０。８，取y＝0.75;z—-齿数;h——工作齿高;L-—工作齿长;d——分度圆直径；则由机械设计手册查得花键的许用剪切应力为。则,选用的花键合适。７.1。2半轴锥齿轮与半轴联接处1、键参数的选择此处花键承受很大扭矩，联接比较重要,选用渐开线花键。此处花键要求半轴杆部直径应小于等于半轴花键小径,以使半轴各部分达到等强度。依据机械设计手册初选花键，参数如下表：表７-2花键基本尺寸模数m2。5分度圆压力角a齿数z21理论工作齿高hｈ=ｍ2.5分度圆直径d５２．5理论工作齿长L7０外花键大径55外花键小径４8.７5内花键大径５6.25内花键小径492、键的强度校核此处花键所受的剪切应力为:式中T—-花键所受的扭矩，；y——各齿间载荷不均匀系数，一般为０。７~0。8，取ｙ=0．75;z-—齿数；h—-工作齿高；L——工作齿长；ｄ-—分度圆直径；则则,且外花键小径大于半轴杆部直径,则选用的花键合适。７。1．３半轴与轮边减速器太阳轮联接处1、键参数的选择此处花键承受很大扭矩,联接比较重要，选用渐开线花键。此处花键要求半轴杆部直径应小于等于半轴花键小径，以使半轴各部分达到等强度。依据机械设计手册初选花键，参数如下表：表7—３花键基本尺寸模数m2．５分度圆压力角a齿数z２１理论工作齿高hｈ＝m2。5分度圆直径d５2。5理论工作齿长Ｌ8０外花键大径55外花键小径48。75内花键大径５６.２5内花键小径492、键的强度校核此处花键所受的剪切应力为:式中各符号的意义同前，则则，且外花键小径大于半轴杆部直径,则选用的花键合适。７。1．４齿圈与桥壳联接处1、花键的选择此处花键主要手剪切应力,静联接可用矩形型花键。为了便于轴承安装花键外径应小于最小轴承内径1０5mm，故选用规格为１０´92´102´11的矩形花键。参数为键数10，小径９2ｍｍ,大径102mｍ,键宽11ｍｍ。２、花键的强度校核此处花键所受的剪切应力为:式中T——花键所受的扭矩,；y——各齿间载荷不均匀系数,一般为０。7～0。8,取y=0.75；h——工作齿高，；L-—工作齿长，依据结构L＝55mm；ｄ—-平均直径,；则则，则选用的花键合适。７.２主要轴承的校核１、作用在主、从动锥齿轮上的力主动锥齿轮为左旋,从动锥齿轮为右旋，计算前进时的受力，这时从小锥齿轮的小端看,其旋转方向为逆时针。式中-—大锥齿轮的计算扭矩,d平——大锥齿轮平均分度圆直径，，则，2、主动锥齿轮的轴承支承反力轮式装载机驱动桥中,小锥齿轮采纳三点支承，即分布形式为跨置式，简图如下：图7－1主动锥齿轮受力示意图图中a=12０mｍ，ｂ=78。5mm,c=４7。3ｍm主动锥齿轮采纳三点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承，求出总支反力后再平均安排在轴承Ａ和轴承B上,轴向力Q按图所示方向因由圆锥轴承Ｂ承受.则A、Ｂ、C轴承上的总支反力为：，，则,,.华东交通大学毕业设计ZL50装载机驱动桥设计结论本次毕业设计题目为ＺＬ５0轮式装载机驱动桥设计，其目的在于综合运用四年来所学的知识，娴熟和巩固所学内容，熬炼自己的实际动手能力，提高独立分析、解决问题的能力,为以后的工作做好充分的筹备。本次设计共分为两大部分:理论计算和绘图。理论计算部分的计算过程依据自己所学的专业基础课和专业课的知识，大量参考教材外的资料和ZL５0装载机的相关产品资料，计算中所用标准、规范、数据均为查阅已有国家标准和规范,并与实际产品资料相比较,其余有关公式和符号也参考工程机械设计中的已有阅历、惯例进行,并在说明书中作了相应的含义说明，整个计算方法采纳以参考已有标准和阅历为主，自己个人意见思路为辅进行，因而一些数据和方法还不能与实际使用情况相吻合。绘图部分采纳CAＤ绘图软件进行，在绘图过程中加深了之前所学计算机绘图方法,提高了娴熟程度，对绘图中消灭的问题通过请教老师和同学得到了解决，使自己的绘图能力到了很大的提高，为以后的工作打下坚实的基础。谢辞作为一名即将毕业的大四的同学，虽然繁多的课程有时让我倍感学习生活的紧张艰苦,但同时也让我体验到四年高校生活的充实与快乐。在四年的高校学习即将结束的时候，我觉得我应该感谢每一位教授我知识的老师，是他们带着我带我走上了车辆工程的探究之路。尤其要感谢我的论文指导老师吴国栋，他在指导过程中认真、急躁、仔细,在我对这篇论文毫无头绪无从开头的时候，他帮助我细心地讲解、分析,让我突然拨开云雾见晴天。老师不仅是我学习的楷模，更是指引我前进的方向。无论是日常的学习、商量和调研，还是毕业论文的选题、构思和写作，吴国栋老师都给予我悉心的指导和热忱的鼓励.时间匆忙，华东交通高校必定会是我人生中最难忘也最美妙的回忆。即将结束四年的高校生活,也即将离开校内走入社会，我信任有这四年的学习、历练，肯定可以闯出一片属于自己的天空！参考文献［1］何正忠．装载机［M］．北京:冶金工业出版社,1９98。1０．［2]诸文农.工程机械底盘构造与设计［M］.北京：机械工业出版社，1９８6．5.[3]诸文农。底盘设计［M].北京：机械工业出版社，１９８１．[4]林慕义.张福生。车辆底盘构造与设计［Ｍ］．北京：冶金工业出版社，2０0７.1。[５]陆凤仪.钟守炎。机械设计[Ｍ]。北京：机械工业出版社，200７。７．［６］成大先.机械设计手册［M］。5版．北京：化学工业出版社，200４．[7]同济高校.轮式装载机设计[M］.北京：建筑工业出版社，1９92。6.［8]饶振纲.行星齿轮传动设计［M］．北京：化学工业出版社，20０3。７．[9]殷玉枫。机械设计课程设计［M]。北京：机械工业出版社,2006．6.［1０]大连理工高校工程图教研室．机械制图［Ｍ］．北京：高等教育出版社。200３．［１1］王伯平.互换性与测量技术基础［M]。北京：机械工业出版社,20０4．[１2］王明珠。工程制图学及计算机绘图.北京:国防工业出版社，1９９８．［１3］邱宣怀．机械设计（第四版）。北京:高等教育出版社，1９97.［１４］廖念钊主编。互换性与技术测量(第四版)．北京：中国计量出版社，200０．［15］成大先主编．机械设计手册(第五版).北京：化学工业出版社，２008。［16]王胜春主编.工程机械构造与设计。北京:化学工业出版社，２009。［１7]吉林工业高校工程机械教研室主编．轮式装载机设计.北京:中国建筑工业出版社,198２。[18］清华高校汽车系教授竺延年主编．最新车桥设计制造质量检测及国内外标准有用手册．北京：中国知识出版社，20０5。［19]何正忠。装载机．北京：冶金工业出版社，199８.[2０］刘惟信。汽车设计丛书.北京：人民交通出版社出版，1９87.［21]林慕义。张福生.车辆底盘构造与设计.北京:冶金工业出版社,200７。［２２]吴文琳.图解汽车底盘构造。北京:化学工业出版社,２0０7。［2３]徐灏。机械设计手册（第三版）.北京:机械工业出版社，1９９3。附录A外文翻译-原文部分ＬoａderAloａdｅrisaｔypeoｆconstrucｔｉｏｎｅｑuiｐｍｅnｔ(eｎｇineeriｎｇｖehicle)maｃhinerｙthａtｉsｐriｍarilyuｓｅdtｏ"ｌｏad"ｍａｔｅriａlｉnｔoａｎoｔhertypeofmaｃhiｎｅry(dumｐtｒucｋ，cｏｎveyorbｅlt,rａｉl—car,etc。）．Loaｄｅrsaｒｅuseｄmａinlｙforuploaｄｉngmaterｉalsintｏｔrucｋs，layinｇpｉpe，ｃlｅarｉnｇrubble,aｎｄｄｉｇｇiｎg．Aloaderiｓnoｔｔhemｏsｔｅfｆicienｔmａｃhiｎefｏｒdｉｇｇingasiｔｃannotｄigveｒydｅｅpbeｌｏwtｈeleveloｆiｔswｈeeｌｓ,liｋeａbacｋｈoeｃan.Ｔheｉrdeepbucｋeｔcanusuａllystoreabouｔ３－6ｃuｂicmeteｒｓoｆeaｒｔｈ．Ｔhｅｆｒoｎtloａdeｒ'sbuｃｋetcａpacityismuchｂｉggertｈａnaｂuckeｔcapａcityoｆabaｃｋｈoeloadｅr．Lｏaｄｅｒｓareｎｏtｃｌａssifiｅdaseartｈｍｏviｎｇmachiｎery，aｓtheirpｒiｍａｒypurposｅｉｓｏtheｒｔhanｅarｔｈｍｏｖiｎg.Unlikｅmoｓｔbulｌｄozｅrs，moｓtｌoaｄｅｒsａrｅｗhｅｅｌeｄandｎottrａcｋed，aｌthoughtrａckloaｄeｒsarｅcｏmmon。Ｔhｅｙａｒesuｃcesｓfulwhereｓhａｒpeｄgedｍateriａlｓinconstruｃｔionｄebriswouｌdｄaｍage2rｕbｂerwhｅels，orｗheｒetｈｅgｒｏｕnｄｉｓsoftaｎdmuddy。Ｗheelsprovidebｅｔterｍoｂilityａnｄｓpｅeｄanddｏnotdaｍageｐavedｒoaｄｓａsmuchastraｃks,butｐroｖｉdelｅｓｓtraｃtion．Unｌikesｔandａrdtｒacｔoｒsfｉtｔｅdwiｔｈaｆｒｏnｔbucket,manｙlａrgｅｌoadersdoｎｏtｕsｅautｏｍｏtｉｖeｓteerinｇｍecｈaniｓmｓ．Iｎstead，tｈeｙstｅerｂyahydrａulicallｙaｃtｕatedpivｏtｐoinｔsetｅｘａcｔlybetｗeｅntｈｅｆrｏｎｔａnｄrearaxles．Thｉsisrｅｆerｒedtoaｓ＂ａrtｉcｕlaｔedsｔeeｒiｎｇ”ａnｄａlｌowｓthｅfrｏnｔaxlｅtobesoｌｉd，allｏwｉｎgittoｃａrrｙgｒｅａtｅr