ZL10装载机终传动及制动器初步设计.doc

太原科技大学毕业设计（论文） 目录 摘要 .III ABSTRACT .IV 第 1 章 概述 .1 第 2 章 整机传动系方案设计 .2 第 3 章 动力机与液力变矩器匹配 .5 第 4 章 传动比计算及其分配 .7 第 5 章 驱动桥简介.10 第 6 章 驱动桥结构分析 .11 第 7 章 主传动器设计 .12 71 主传动器的结构形式 .12 72 主传动器的基本参数选择与计算 .12 73 主传动器的轴承校核 .28 第 8 章 差速器设计 .34 81 差速器的差速原理 .34 82 锥齿轮差速器的结构 .35 83 对称式圆锥行星齿轮差速器的设计 .36 第 9 章 驱动半轴的设计 .44 91 半轴的结构形式分析 .44 92 半轴的结构设计 .44 93 半轴的材料与热处理 .45 94 全浮式半轴的强度计算 .45 太原科技大学毕业设计（论文） I 第 10 章 最终传动设计 .46 101 齿圈式行星机构中齿轮齿数的选择 .47 102 行星齿轮传动的配齿计算 .47 103 行星齿轮传动的几何尺寸和啮合参数计算 .48 104 行星齿轮传动强度计算及校核 .54 第 11 章 驱动桥壳设计 .57 111 铸造整体式桥壳的结构 .57 112 桥壳铸件结构设计时注意事项 .58 113 润滑 .59 第 12 章 各主要花键螺栓的选择与校核.60 12.1 花键螺栓的选择校核 .60 12.2 螺栓的选择与校核 .52 结论 .65 参考文献 .66 致谢 .67 附录 .68 太原科技大学毕业设计（论文） II ZL10 装载机终传动及制动器初步设计 摘要 本次设计内容为 ZL10 装载机终传动及制动器设计，大致分为终传动设计，制动器设 计， ，二大部分。其中最终传动是传动系中最后一级减速增扭机构，在本次设计中，最终 传动采用单排内外啮合行星排传动，其中太阳轮由半轴驱动为主动件，行星架和车轮轮 毂连接为从动件，齿圈与驱动桥桥壳固定连接。此种传动形式传动比为 1+（ 为齿圈 和太阳轮的齿数之比） ，可以在较小的轮廓尺寸获得较大的传动比，可以布置在车轮轮毂 内部，而不增加机械的外形尺寸。 为改善太阳轮与行星轮的啮合条件，使载荷分布比较均匀，太阳轮连同半轴端部完 全是浮动的，不加任何支承，此时太阳轮连同半轴端部是靠对称布置的几个行星齿轮对 太阳轮的相互平衡的径向力处于平衡位置的。 制动器采用钳盘式制动器，通过本次设计了解了半轴，制动器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。本次设计最终传动齿轮选用 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，最终传动，制动器，设计 太原科技大学毕业设计（论文） III ZL10 Loader Drive Bridge Preliminary Design Abstract This design was a ZL10 loader 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: shovel loader , drive bridge , design 太原科技大学毕业设计（论文） 0 第 1 章 概述 装载机是一种广泛用于公路、铁路、矿山、建筑、水电、港口等工程的土石方工程 施工机械，它的作业对象是各种土壤，砂石料、灰料及其他建筑路用散装物料等。主要 完成铲、装、卸、运等作业，也可对岩石、硬土进行轻度铲掘作业。它具有作业速度快， 效率高，操作轻便等优点。 此处设计的 Zl10 装载机与对与其他中大装载，即属工程型装、运机具，不仅需要铲 装块度较大的松散物料，还需要挖掘 I、II 级土壤的能力，ZL10 装载机属工程辅助型和 生产生活服务型的装、运料机具，它的作业对象是粒度不大的松散物料。 太原科技大学毕业设计（论文） 1 第 2 章 整机传动系方案设计 此处的 ZL10 装载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.从设计上看，液力传动系统比机械传动系统先进，其柔性传动连接更适合装载机的 铲装工况。 2.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。 3.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 4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。 5.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，此处设计的 zl10 传动系简图如图 2-1 所示 太原科技大学毕业设计（论文） 2 图 2.1 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） 3 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 ZL10 装载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） 4 第 3 章 动力机与液力变矩器匹配 根据查表 24.3-1与原始数据相比较可知 495K1 发动机数据较吻合，查表可知 zl10 1 装载机，及此次选用的发动机选单涡轮液力变矩器 YJ265，有效直径为 265mm。与其匹 配较为合适。 YJ265 原始数据如图 3-1和表 3-2所示. 11 图 3.1 表 3.1 液力变矩器原始数据 iK 1000B MmN. 03.35024.7 0.12.920.29225.5 0.22.500.50026.2 0.32.170.65026.5 0.41.8380.73526.8 0.51.590.79526.3 0.61.3830.83025.7 太原科技大学毕业设计（论文） 5 0.651.2880.83725.2 0.71.1860.83024.4 0.791.000.79022.0 0.810.9750.78021.6 0.90.7060.63515.7 对于 ZL10 小型装载机，为满足对插入力（牵引力）的要求，用以全功率匹配为主。 发动机与液力变矩器匹配时，为保证涡轮具有最大输出功率，以液力变矩器的最高效率 工况来传递柴油机的最大功率，即液力变矩器对应的（即）的负荷抛物线通过柴油 * * i 机标定工况点扭转。同时也能获得较高的作业生产率。 eH M 将原始发动机曲线扣除发动机辅助装置，扣除工作装置油泵和转向油泵空转是消耗 的的扭矩，变速操纵泵消耗的扭矩，得全功率匹配时的发动机扭矩 由可知对于每一个 i 值，从液力变矩器的公称特性曲线上查相应的和 6624 P 1 )1000(B M ；用一系列泵轮转速，根据式=,=,= i K 1 B n 2 B n 3 B n B M )1000(B M 2 1000 B n i n b in T M 计算得响应的一系列,，,值将发动机 B MK. 1 B M 2 B M 3 B M 1 T n 2 T n 3 T n 1 T M 2 T M 3 T M 全功率匹配的特性曲线与变矩器 i=0 时的变矩器输入特性曲线画在一起，可得发动机全 功率匹配时与液力变矩器，共同工作点（,） ，此点为（2007.13，165）此点在额定 b nBM 点附件负荷匹配条件，故所选液力变矩器合理。该液力变矩器与发动机全功率曲线相 0 i 交于=187。BMmN. 太原科技大学毕业设计（论文） 6 第 4 章 传动比计算及其分配 因其传动平稳，冲击小，适合于高速重载的环境，固在此处 ZL10 变速箱采用的是斜 齿轮。 在此处我们选用的轮边减速器的设计太阳轮主动（由半轴驱动） 、齿圈用花键和驱动 壳体固定连接、行星架和车轮轮毂用螺栓连接。这种方案的传动比为。为齿圈和1 太阳轮的齿数比。传动简图如图 4-1 所示 传动系机械效率 4 （4-1） lc n m n m n mm 3 3 2 2 1 1 1 n直齿轮啮合对数，=1； 1 n 2 n-斜齿轮啮合对数，=4； 2 n 3 n-锥齿轮啮合对数，=1； 3 n c -差速器效率，=0.9； c l -轮边减速器效率，=0.98。 l 图 4.1 太原科技大学毕业设计（论文） 7 lc n m n m n mm 3 3 2 2 1 1 =。75 . 0 9 . 098 . 0 96 . 0 97 . 0 1 4 动力半径： 11 ,m （4-2） B B Hd rd)1 ( 2 0254 . 0 式中：d-轮缘高度；in B-轮辋宽度；in H-轮胎断面高度；in，此初所给出的轮胎通过查资料可知此类轮胎为标准 胎，=1.0； B H -轮胎径向变形系数，对标准胎或款断面胎=0.12-0.16；对超低压拱形轮 胎，=0.2-0.3，此处取 0.12。 B B Hd rd)1 ( 2 0254 . 0 =m4465 . 0 88 . 0 75 . 9 2 18 0254 . 0 dg rr)1 ( （4-3） - 4 -滑转率，此处的去在额定工况（对装载机来说通常以最大生产率工况为额定 工 况）下的生产率较高且经济性较好，对于轮式装载机来说此处的=30%-35%。在此处 H =30%。 H dg rr)1 (=mrd3126 . 0 4465 . 0 %70%70 对于装载机来说一档为其工作时的档位，这个档位为其主要的受力档位，固在此我 们只验算一档（工作档）的情况。一档总传动比： 1 m db B g n MK rF i 2 )1000(0 max 3 1 ) 1000 ( 10 0 （4-5） 式中： 1 i-一档总传动比； max F-最大牵引力；kN g r-滚动半径；m 0 K-变矩器 i=0 工况时的变矩系数； 太原科技大学毕业设计（论文） 8 db n-相应动力机的标定功率的转速；minr m db B g n MK rF i 2 )1000(0 max 3 1 ) 1000 ( 10 0 =06.38 75 . 0 2 7 . 24325 . 3 3126 . 0 3010 2 3 根据传动部分各部件传动比的分配原则，尽量讲减速比多分配给后面，少分配给前 面，以减少传动系大多数传动元件的计算力矩，使转动系结构紧凑。对与轮式装载机来 说其减速比大部分在 12-35 之间。固此处分配轮边减速比=5.5，主减速比 =2.5，一 f i z i 档变速比 =2.768。 1 i 太原科技大学毕业设计（论文） 9 第 5 章 驱动桥简介 L10 的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。 太原科技大学毕业设计（论文） 10 第 6 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） 11 第 7 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。 71 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。 711 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，主减速器齿轮由于装载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 ZL10 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。因为螺旋锥 355 .22 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 7-1 4 太原科技大学毕业设计（论文） 12 图 7.1 712 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。 713 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。在此选用悬臂式支 承。悬臂式支承结构的特点是只在锥齿轮大端的一侧轴颈较长，上面有两个圆锥滚子轴 承支承，如图 7-2 所示.为了改善轴承刚度，就应减小悬臂长度 b 和增加两轴承的距离 太原科技大学毕业设计（论文） 13 a（a2.5b 且比齿轮节圆直径的 70%还大） ，应使两轴承圆锥滚子的大端朝外，使离锥顶 的轴向力向靠近齿轮的轴承承受，反向轴向力由另一轴承承受。为了方便安装，应使靠 近的轴承的轴颈比另一轴承的轴颈大些，其支承刚度相对跨置式较差，但其结构简单， 布置容易。在此处选用此种形式还有个原因是由与空间有限，在后续设计中，笔者曾经 假设采用跨置式，以能利用的极限空间考虑，在锥齿轮小端处如跨置式那样加上圆柱滚 子轴承，验算其寿命得出其寿命不足 1000h 显然轴承刚度不够。证明了在此处设计中不 适应采用跨置式的结构。同时若采用跨置式的齿轮支撑，主动锥齿轮有 3 个轴承定位， 由于机加工误差的存在，导致主动锥齿轮安装轴承时或多或少有些固过定位，加速了小 端滚柱轴承的磨损与破坏，一旦该轴承早起损坏，锥齿轮传动产生的轴向力冲击比将导 致主传动的失效。此外，由于该滚动轴承的存在，反过来又影响差速器壳体的尺寸，限 制了差速器机械强度的提高。同时笔者在翻查相关资料15的时候，发现厦工的 zl50 装 载机驱动桥改进方案采用了悬臂式的结构。证明并非装载机中并非都采用的是跨置式的 结构。 图 7.2 (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 太原科技大学毕业设计（论文） 14 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 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。 714 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。 7 72 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 721 主传动器计算载荷的确定 4 （1）最大牵引力是指牵引元件在克服自身行驶阻力之后输出的平行于路面并沿着行 f P 太原科技大学毕业设计（论文） 15 驶方向的推力，它受发动机发出的动力，附着力，及路面条件的影响。故可以理解为即 是路面给驱动桥的最大负载即是最大牵引力，而它也就是发动机与附着力施加给驱动桥 的负载的中的较小值。故此处以最大牵引力来设计进行驱动桥的尺寸的设计。由于装载 机前桥为其工作时的主要载重桥，根据查相关的资料前桥占了装载机满载时载重量的 70%，固在此仅仅验算前桥。而装载机为全桥驱动，固最大牵引力因为前后桥产生的牵引 力之和。 主减速器最大载荷计算： （7-1） ff d i rF M 3 max max 10%70 式中： max F-最大牵引力，；kN -轮边减速比； f i -动力半径，； d rmm -轮边减速效率。 f = ff d i rF M 3 max max 10%70 5 . 1739 98 . 0 5 . 5 4465 . 0 30000%70 mN. （2）平均载荷 对锥齿轮的疲劳强度计算，应以经常作用的载荷为依据。但工程车辆种类多，工况 复杂，不同的车辆在不同的工况下载荷的变化很大，而且带有随机性质，要确定一个能 代表实际情况的疲劳强度计算载荷还有一定困难。 在此处我们以下式来确定其的平均载荷： （7-2） sin 103 f Zi rG M ff da P 式中：满载时的总重量，在此取 60；aGkN -动力半径； d r -轮边减速效率； f -轮边减速比； f i f-滚动阻力系数，f=0.0200.035,在此处根据装载机的常用工作环境 太原科技大学毕业设计（论文） 16 此处去 f=0.03； -坡道阻力系数，=0.090.30，在此处去=0.21。sinsinsin Z计算驱动桥数，在此取 2。 所以 = sin 103 f Zi rG M ff da P 437.59621 . 0 03 . 0 25 . 598 . 0 4465, 060000 mN. 驱动桥锥齿轮的最大载荷在强度计算中用于验算最大应力，不能作为验算疲劳强度的 依据，但是在选择锥齿轮的主要参数时，为了便于同类车辆进行比较，可按最大载荷作 为计算扭矩代入经验公式来选择主要参数。 722 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： 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=13,=33，+=4640 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 （7-3） 3 max22 MKdD 太原科技大学毕业设计（论文） 17 式中，从动锥齿轮大端分度圆直径，mm 2 d 直径系数，一般取 2.83.482DK 从动锥齿轮的计算转矩， max McmN 所以 =（2.83.48）=（156194.26） 2 d 3 173950mm 初选=181.5 则=/=181.5/33=5.5 2 dmm t m 2 d2zmm 主动锥齿轮 5 . 71135 . 5 11 zmd t mm 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。 对于从动锥齿轮齿面宽，推荐为节锥距的倍，算出的与比较取较 1 b1A 3 1 5 . 3 1 1b t m10 小者： （7- 121 , cos sin tan 5 4） 式中：、-分锥角； 1 2 -传动比； -轴交角，此处去；90 =，= 1 8 . 21 90cos5 . 2 90sin arctan 1 2 2 . 68 8 . 2190 （7- 1 1 1 sin2 d A 5 5） 太原科技大学毕业设计（论文） 18 = 1 1 1 sin2 d A 265.96 8 . 21sin2 5 . 71 =（）x= 1 b 3 1 5 . 3 1 1A3227mm 取 32 1 bmm 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=292bmm 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 1.52.0 时效果最好，但过大，会导致轴向力增大。 F 轮式装载机上螺旋锥齿轮的平均螺旋角为 3540以采用 35较为普遍。 （7-6） 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 . 1 50 . 1 5 . 5 29 35tan0171 . 0 35tan3865 . 0 3 且在 1.52.0 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 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 太原科技大学毕业设计（论文） 19 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 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 =0.85，顶隙系数 =0.188 ；径 1 a h * c 向变位系数=0.33（i=2.382.58） 21 xx 所以螺旋锥齿轮齿顶高为： 49 . 6 5 . 5)33 . 0 85 . 0 ( 11 mxhh aa mm 86 . 2 5 . 5)33 . 0 85 . 0 ()( 22 mxhh aa mm 齿全高： 34.105 . 5)188 . 0 85 . 0 2()2( * mchh a mm 齿根高 ：85 . 3 49 . 6 34.10 11 af hhhmm 48 . 7 86 . 2 34.10 22 af hhhmm 顶隙： 03 . 1 5 . 5188 . 0 m ccmm 8、齿厚参数的选择 1 除了采用高度变位增加小齿轮的强度以外，还采用切向变位修正，使小齿轮的齿厚增 加，而相应地减少大齿轮的齿厚，大齿轮的齿厚减少量与小齿轮齿厚增加量相等，这样 修正以后可以使一对相啮合的齿轮轮齿强度接近相等，切向变位系数查图 7-41得 48 . 0 21 tt xx 太原科技大学毕业设计（论文） 20 图 7.4 弧齿厚 115.1348 . 0 35cos 5 . 22tan33 . 0 2 2 5 . 5 cos tan2 2 1 1 1 t x x mSmm 163 . 4 115.135 . 5 12 SmSmm 9、齿根角 f 1 小锥齿轮齿根角： 29 . 2 tan 1 1 1 A h acr f f 大锥齿轮齿根角： 44 . 4 tan 2 1 2 A h acr f f 太原科技大学毕业设计（论文） 21 10、齿顶角 1 ， 44 . 4 21 fa 29 . 2 12 fa 11、顶锥角和根锥角 a f 1 主动锥齿轮顶锥角： 04.26 111 aa 从动锥齿轮顶锥角： 69.70 212 aa 主动锥齿轮根锥角： 51.19 111 ff 从动锥齿轮根锥角： 76.63 222 ff 此次设计的 35 螺旋锥齿轮几何尺寸详见表 7-1： 7 72 23 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 1z13 2 从动齿轮齿数 2z33 3 端面模数m 5.5 4 齿面宽b=33 =29 1b2b 5 工作齿高mhh a g * 2 7.2gh 6 全齿高mchha * 2 =10.34h 7 法向压力角=22.5 8 轴交角=90 9 节圆直径=dzm 71.51d =181.52d 10 节锥角 121 , cos sin tan =21.8 1 =68.22 11 节锥距 = 1 1 0 sin2 d A 2 2 sin2 d A =96.2650 太原科技大学毕业设计（论文） 22 12 周节t=3.1416 m t=17.28 13 齿顶高m xhh aa mm49. 6 1 a h mm 86 . 2 2 a h 14 齿根高 af hhh mm85 . 3 1 f h mm48 . 7 2 f h 15 径向间隙c=mc* c=1.03 16 齿根角 0 arctan A hf f 29 . 2 1 f 44 . 4 2 f 17 顶锥角 aa 04.26 1 a 69.70 2 a 18 根锥角 ff 51.19 1 f 76.63 2 f 19 齿顶圆直径cos2aahdd =83.551ad =183.6242ad 20 弧齿厚 1 1 1 cos tan2 2 t x x mS 12 SmS =13.115m 1 s =4.163mm 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 724 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 太原科技大学毕业设计（论文） 23 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 3050HBW 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 5864HRC,心部硬度低