毕业设计--装载机驱动桥设计说明书.doc

主动 从动锥齿轮图及减速器装配图请联系 QQ122635055 I 目录 摘要 III ABSTRACT IV 第 1 章 概述 1 第 2 章 驱动桥结构分析 2 第 3 章 主传动器设计 3 3 1 主传动器的结构形式 3 3 2 主传动器的基本参数选择与计算 4 第 4 章 差速器设计 21 4 1 差速器的差速原理 21 4 2 锥齿轮差速器的结构 22 4 3 对称式圆锥行星齿轮差速器的设计 23 第 5 章 最终传动设计 28 5 1 齿圈式行星机构中齿轮齿数的选择 28 5 2 行星齿轮传动的配齿计算 28 5 3 行星齿轮传动的几何尺寸和啮合参数计算 29 5 4 行星齿轮传动强度计算及校核 32 5 5 行星齿轮传动的受力分析 35 5 6 行星齿轮传动的均载机构及浮动量 37 5 7 轮间载荷分布均匀的措施 38 5 8 行星传动的结构设计 39 第 6 章 驱动半轴的设计 41 6 1 半轴的结构形式分析 41 6 2 半轴的总体设计 41 6 3 全浮式半轴计算载荷的确定 42 6 4 全浮式半轴的杆部直径的初选 42 6 5 全浮式半轴的强度计算 43 6 6 半轴花键的强度计算 43 6 7 半轴结构设计时的注意事项 44 主动 从动锥齿轮图及减速器装配图请联系 QQ122635055 太原科技大学毕业设计 论文 II 第 7 章 驱动桥壳设计 45 7 1 铸造整体式桥壳的结构 45 7 2 桥壳的受力分析与强度计算 46 结论 50 参考文献 51 致谢 52 附录 53 英文翻译 54 主动 从动锥齿轮图及减速器装配图请联系 QQ122635055 太原科技大学毕业设计 论文 III ZL50 装载机驱动桥初步设计 摘要 本次设计内容为 ZL50 装载机驱动桥设计 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 ZL50 装载机 驱动桥 设计 主动 从动锥齿轮图及减速器装配图请联系 QQ122635055 太原科技大学毕业设计 论文 IV ZL50 Loader Drive Bridge Preliminary Design Abstract This design was a ZL50 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 ZL50 shovel loader drive bridge design 主动 从动锥齿轮图及减速器装配图请联系 QQ122635055 1 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 主动 从动锥齿轮图及减速器装配图请联系 QQ122635055 太原科技大学毕业设计 论文 2 第 2 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 被广泛用于各种载货汽车上 由于整个驱动桥都是簧下质量 因此对汽车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 使汽车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 ZL50 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 主动 从动锥齿轮图及减速器装配图请联系 QQ122635055 太原科技大学毕业设计 论文 3 第 3 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 以及当发动机纵置时还具有 改变转矩旋转方向的作用 3 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 3 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 在此选 用螺旋锥齿轮传动 因为螺旋锥齿轮传动的主 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 3 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 在此选用中央单级 轮边减速驱动桥 这是因为在重型汽 车 越野汽车和大型客车上 要求有较大的主传动比和较大的离地间隙 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 3 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 从动锥齿轮图及减速器装配图请联系 QQ122635055 太原科技大学毕业设计 论文 4 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 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 d 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 c 应接近于 d 且距离 c d 应不小于从动齿轮 大端分度圆直径的 70 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辅助支承销 当从动锥齿轮受载变形超过允 许值 0 25mm 左右时 支承销开始起作用 阻挡从动齿轮继续变形 3 2 主传动器的基本参数选择与计算 3 2 1 主传动器计算载荷的确定 1 按发动机最大转矩和最低档传动比确定从动锥齿轮的计算转矩 Tce 3 niiiTKT f e d ce 01 max mN 1 式中 发动机至所计算的主减速器从动锥齿轮之间的传动系的最低挡传动比 在此 f i 取 9 01 发动机的输出的最大转矩 在此取 400 maxeTmN 传动系上传动部分的传动效率 在此取 0 9 驱动桥数目在此取 2 n 取 1 0 当性能系数 0 时可取 2 0 dKoKpfoK 主动 从动锥齿轮图及减速器装配图请联系 QQ122635055 太原科技大学毕业设计 论文 5 3 16 T gm 0 195 0 16 T gm 0 195 T gm 0 195 16 100 1 emax a emax a emax a 当 当 pf 2 满载时的总质量在此取 9290 amgK 所以 0 195 48 75 16 400 101000 0 即 1 0 pfoK 由以上各参数可求Tce 26986 752Tce 2 9 02 501 9 2 34400 1 mN 2 按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩csT 3 irGT k ics mN 3 式中 满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷 预设后桥所承载 200000N 的负iG 荷 轮胎对地面的附着系数 轮式工程车辆 0 85 1 0 履带式工程车辆 1 0 1 2 在此取 0 90 车轮的滚动半径 滚动半径为 0 65m r r i 分别为所计算的主减速器从动锥齿轮到驱动车轮之间的传动效率和传动比 取 0 9 由于没有轮边减速器取 1 0 LB LB i 所以 34411 764irGT k ics 4 3 65 09 0200000 mN 3 按日常行驶平均转矩确定从动锥齿轮的计算转矩cfT 对于公路车辆来说 使用条件较非公路车辆稳定 其正常持续的转矩根据所谓的平 均牵引力的值来确定 3 mN PHR LBLB rTa cffff ni rGG T 4 主动 从动锥齿轮图及减速器装配图请联系 QQ122635055 太原科技大学毕业设计 论文 6 式中 满载时的总重量 在此取 1000000N aG 所牵引的挂车满载时总重量 N 但仅用于牵引车的计算 TG 道路滚动阻力系数 在此取 0 02Rf 正常行驶时的平均爬坡能力系数 在此取 0 08Hf 在此取 0 pf 主传动器从动锥齿轮到驱动车轮之间的传动效率 在此取 0 9 LB 主传动器从动锥齿轮到驱动车轮之间的传动比 在此取 3 4 LB i n 计算驱动桥数 在此取 2 所以 PHR LBLB rTa cffff ni rGG T 1062 1 008 0 02 0 29 04 3 65 0 1000000 mN 式 2 1 式 2 4 参考 汽车车桥设计 式 3 10 式 3 12 按上述第一种 第二种方法确定的计算转矩 Tce Tcs 不是汽车日常行驶 的平均转矩 仅为锥齿轮的最大转矩 因而不能用来进行疲劳寿命的计算 而只能用作 计算锥齿轮的最大应力 然而这两种载荷确定方法仍很重要 按这两种方法计算的最大 应力可以与同类汽车进行比较 也可以作为选择锥齿轮主要参数的依据 对于一个具体 车辆的主传动器锥齿轮 可以取这两种方法计算结果的较小值作为算转矩 按第三种方 法 日常行驶平均转矩 确定的计算载荷 可以用来进行锥齿轮的寿命计算 3 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 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 主动 从动锥齿轮图及减速器装配图请联系 QQ122635055 太原科技大学毕业设计 论文 7 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 轮式装载机设计 中表 6 1 取 7 40 47 40 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 跨置式主动齿轮前支撑架的位置和差速器的安装等 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 3 3 22 cDTKD 5 式中 从动锥齿轮大端分度圆直径 mm 2 D 直径系数 一般取 13 0 15 32DK 从动锥齿轮的计算转矩 为 Tce 和 Tcs 中的较小者TcmN 所以 13 0 15 3 389 87 458 85 2 D 3 226986 752mm 初选 425 则 425 40 10 625 2 Dmm t m 2 D2zmm 有参考 机械设计手册 2 表 23 4 3 中选取 11 所以 440 t m 2 Dmm 根据 来校核 11 选取的是否合适 其中 0 3 0 4 t m 3 cmTKsmmK 此处 0 3 0 4 8 997 11 996 因此满足校核 t m 3 26986 752 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 主动 从动锥齿轮图及减速器装配图请联系 QQ122635055 太原科技大学毕业设计 论文 8 会降低 对于从动锥齿轮齿面宽 推荐不大于节锥的 0 3 倍 即 而且应满 2 b2A223 0Ab 2b 足 对于汽车主减速器圆弧齿轮推荐采用 t mb102 0 155 440 68 2 在此取 7022155 0 Db mmmm 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 751bmm 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 轮式装载机上螺旋锥齿轮的平均螺旋角为 35 40 以采用 35 较为普遍 5 螺旋方向 从锥齿轮顶看 齿形从中心线上半部向左倾斜为左旋 向右倾斜为右旋 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 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 3 2 3 螺旋锥齿轮的几何尺寸的计算 表 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 1z 7 主动 从动锥齿轮图及减速器装配图请联系 QQ122635055 太原科技大学毕业设计 论文 9 2 从动齿轮齿数 2z 40 3 端面模数m 11 4 齿面宽b 75 70 1b2b 5 工作齿高mhh a g 2 17 16 gh 6 全齿高 mchha 2 19 06 h 7 法向压力角 22 5 8 轴交角 90 9 节圆直径 dmz 77 1d 440 2d 10 节锥角 arctan 1 2 1 z z 90 2 1 9 926 1 80 074 2 11 节锥距 A 1 1 sin2 d 0 2 2 sin2 d A 223 34 0 12 周节t 3 1416 m t 34 54 13 齿顶高mhh a a 8 8 ah 14 齿根高 fh mcha 10 073 fh 15 径向间隙 c mc c 1 903 16 齿根角 0 arctan A hf f f 2 743 17 面锥角 211fa 122fa 12 669 1a 82 817 2a 18 根锥角 1f 11f 2f 22f 7 718 1f 77 331 2f 19 齿顶圆直径 1111cos2 aahdd 94 336 1ad 主动 从动锥齿轮图及减速器装配图请联系 QQ122635055 太原科技大学毕业设计 论文 10 2ad221cos2 ahd 443 033 2ad 20 节锥顶点止齿轮外缘 距离 11 2 1sin 2 akh d A 2 1 2 d Ak 22sin ah 218 483 1kA 29 831 2kA 21 理论弧齿厚 21 sts mSs k 2 25 08m 1 s 9 46mm 2 s 22 齿侧间隙B 0 305 0 406 0 4mm 23 螺旋角 35 3 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 在进行强度计算之前应首先了解齿轮的破坏形式及其 影响因素 1 齿轮的损坏形式及寿命 齿轮的损坏形式常见的有轮齿折断 齿面点蚀及剥落 齿面胶合 齿面磨损等 它 们的主要特点及影响因素分述如下 1 轮齿折断 主要分为疲劳折断及由于弯曲强度不足而引起的过载折断 折断多数从齿根开始 因为齿根处齿轮的弯曲应力最大 疲劳折断 在长时间较大的交变载荷作用下 齿轮根部经受交变的弯曲应力 如 果最高应力点的应力超过材料的耐久极限 则首先在齿根处产生初始的裂纹 随着载荷 循环次数的增加 裂纹不断扩大 最后导致轮齿部分地或整个地断掉 在开始出现裂纹 处和突然断掉前存在裂纹处 在载荷作用下由于裂纹断面间的相互摩擦 形成了一个光 亮的端面区域 这是疲劳折断的特征 其余断面由于是突然形成的故为粗糙的新断面 过载折断 由于设计不当或齿轮的材料及热处理不符合要求 或由于偶然性的峰 值载荷的冲击 使载荷超过了齿轮弯曲强度所允许的范围 而引起轮齿的一次性突然折 断 此外 由于装配的齿侧间隙调节不当 安装刚度不足 安装位置不对等原因 使轮 齿表面接触区位置偏向一端 轮齿受到局部集中载荷时 往往会使一端 经常是大端 沿斜向产生齿端折断 各种形式的过载折断的断面均为粗糙的新断面 主动 从动锥齿轮图及减速器装配图请联系 QQ122635055 太原科技大学毕业设计 论文 11 为了防止轮齿折断 应使其具有足够的弯曲强度 并选择适当的模数 压力角 齿 高及切向修正量 良好的齿轮材料及保证热处理质量等 齿根圆角尽可能加大 根部及 齿面要光洁 2 齿面的点蚀及剥落 齿面的疲劳点蚀及剥落是齿轮的主要破坏形式之一 约占损坏报废齿轮的 70 以上 它主要由于表面接触强度不足而引起的 点蚀 是轮齿表面多次高压接触而引起的表面疲劳的结果 由于接触区产生很大 的表面接触应力 常常在节点附近 特别在小齿轮节圆以下的齿根区域内开始 形成极 小的齿面裂纹进而发展成浅凹坑 形成这种凹坑或麻点的现象就称为点蚀 一般首先产 生在几个齿上 在齿轮继续工作时 则扩大凹坑的尺寸及数目 甚至会逐渐使齿面成块 剥落 引起噪音和较大的动载荷 在最后阶段轮齿迅速损坏或折断 减小齿面压力和提 高润滑效果是提高抗点蚀的有效方法 为此可增大节圆直径及增大螺旋角 使齿面的曲 率半径增大 减小其接触应力 在允许的范围内适当加大齿面宽也是一种办法 齿面剥落 发生在渗碳等表面淬硬的齿面上 形成沿齿面宽方向分布的较点蚀更 深的凹坑 凹坑壁从齿表面陡直地陷下 造成齿面剥落的主要原因是表面层强度不够 例如渗碳齿轮表面层太薄 心部硬度不够等都会引起齿面剥落 当渗碳齿轮热处理不当 使渗碳层中含碳浓度的梯度太陡时 则一部分渗碳层齿面形成的硬皮也将从齿轮心部剥 落下来 3 齿面胶合 在高压和高速滑摩引起的局部高温的共同作用下 或润滑冷却不良 油膜破坏形成 金属表面的直接摩擦时 因高温 高压而将金属粘结在一起后又撕下来所造成的表面损 坏现象和擦伤现象称为胶合 它多出现在齿顶附近 在与节锥齿线的垂直方向产生撕裂 或擦伤痕迹 轮齿的胶合强度是按齿面接触点的临界温度而定 减小胶合现象的方法是 改善润滑条件等 4 齿面磨损 这是轮齿齿面间相互滑动 研磨或划痕所造成的损坏现象 规定范围内的正常磨损 是允许的 研磨磨损是由于齿轮传动中的剥落颗粒 装配中带入的杂物 如未清除的型 砂 氧化皮等以及油中不洁物所造成的不正常磨损 应予避免 汽车主减速器及差速器 齿轮在新车跑合期及长期使用中按规定里程更换规定的润滑油并进行清洗是防止不正常 磨损的有效方法 主动 从动锥齿轮图及减速器装配图请联系 QQ122635055 太原科技大学毕业设计 论文 12 驱动桥的齿轮 承受的是交变负荷 其主要损坏形式是疲劳 其表现是齿根疲劳折 断和由表面点蚀引起的剥落 在要求使用寿命为 20 万千米或以上时 其循环次数均以超 过材料的耐久疲劳次数 因此 驱动桥齿轮的许用弯曲应力不超过 210 9N mm 表 3 2 2 给出了汽车驱动桥齿轮的许用应力数值 表 3 2 驱动桥齿轮的许用应力 N mm 2 计算载荷计算载荷 主减速器齿主减速器齿 轮的许用弯轮的许用弯 曲应力曲应力 主减速器齿轮的主减速器齿轮的 许用接触应力许用接触应力 差速器齿轮的许用差速器齿轮的许用 弯曲应力弯曲应力 按式 按式 2 12 1 式 式 2 32 3 计算出的最大 计算出的最大 计算转矩计算转矩 TecTec TcsTcs 中的较小者中的较小者 7002800980980 按式 按式 2 42 4 计算出的平均计算转矩 计算出的平均计算转矩 TcfTcf 210 9210 917501750210 9210 9 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 1 单位齿长上的圆周力 在主减速器齿轮的表面耐磨性 常常用其在轮齿上的假定单位压力即单位齿长圆周 力来估算 即 N mm 3 6 b P p 式中 P 作用在齿轮上的圆周力 按发动机最大转矩 Temax 和最大附着力矩 两rrG 2 种载荷工况进行计算 N 从动齿轮的齿面宽 在此取 75mm b 按发动机最大转矩计算时 N mm 3 2 1 3 max 2 10 b d iT p ge 7 主动 从动锥齿轮图及减速器装配图请联系 QQ122635055 太原科技大学毕业设计 论文 13 式中 发动机输出的最大转矩 在此取 400 maxeTmN 变速器的传动比 在此取 3 200 gi 主动齿轮节圆直径 在此取 77mm 1d 按上式 N mm 3 443 75 2 77 102 3400 3 p 按最大附着力矩计算时 N mm 3 2 2 3 2 2 10 b d rG p r 8 式中 满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷 对于后驱动桥还应考虑汽车最2G 大加速时的负荷增加量 在此取 100000N 轮胎与地面的附着系数 在此取 0 9 轮胎的滚动半径 在此取 0 65mrr 按上式 354 5 N mm 754405 0 1065 0 9 0100000 3 p 在现代设计中 由于材质及加工工艺等制造质量的提高 单位齿长上的圆周力有时 提高许用数据的 20 25 经验算以上两数据都在许用范围内 2 轮齿的弯曲强度计 算 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 0 811 6 1 4 4 25 m Ks 4 4 25 11 sK 主动 从动锥齿轮图及减速器装配图请联系 QQ122635055 太原科技大学毕业设计 论文 14 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 对于汽车驱动桥齿轮 当齿轮接触良好 周节及径向vK 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 按上式 689 N 700 N 225 0 444 4 7775111 1811 0126986102 3 1 2 mm 2 mm 597 N 700 N 195 0 44080111 1811 0 126986102 3 2 2 mm 2 mm 所以主减速器齿轮满足弯曲强度要求 图 3 1 弯曲计算用综合系数 J 2 轮齿的表面接触强度计算 锥齿轮的齿面接触应力为 N 3 10 bJK KKKTK d C v fmsp j 3 0 1 102 2 mm 式中 主动齿轮的计算转矩 T 主动 从动锥齿轮图及减速器装配图请联系 QQ122635055 太原科技大学毕业设计 论文 15 材料的弹性系数 对于钢制齿轮副取 232 6 mm pC 2 1 N 见式 2 9 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 sK 可取 1 0 表面质量系数 决定于齿面最后加工的性质 如铣齿 磨齿等 即表面粗fK 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J 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 按图 3 2 选取 0 115J 按上式 666 1750 N 444 4 115 0 701 101101 1 811 0 1 10622 77 6 232 3 j 2 mm 主 从动齿轮的齿面接触应力相等 所以均满足要求 以上公式 3 6 3 10 以及图 3 1 图 3 2 均参考 汽车车桥设计 图 3 2 接触计算用综合系数 3 2 5 主减速器齿轮的材料及热处理 驱动桥锥齿轮的工作条件是相当恶劣的 与传动系的其它齿轮相比 具有载荷大 作用时间长 载荷变化多 带冲击等特点 其损坏形式主要有齿轮根部弯曲折断 齿面 疲劳点蚀 剥落 磨损和擦伤等 根据这些情况 对于驱动桥齿轮的材料及热处理应有 以下要求 具有较高的疲劳弯曲强度和表面接触疲劳强度 以及较好的齿面耐磨性 故齿表 面应有高的硬度 主动 从动锥齿轮图及减速器装配图请联系 QQ122635055 太原科技大学毕业设计 论文 16 轮齿心部应有适当的韧性以适应冲击载荷 避免在冲击载荷下轮齿根部折断 钢材的锻造 切削与热处理等加工性能良好 热处理变形小或变形规律易于控制 以提高产品的质量 缩短制造时间 减少生产成本并将低废品率 选择齿轮材料的合金元素时要适合我国的情况 汽车主减速器用的螺旋锥齿轮以及差速器用的直齿锥齿轮 目前都是用渗碳合金钢制造 在此 齿轮所采用的钢为 20CrMnTi 用渗碳合金钢制造的齿轮 经过渗碳 淬火 回火后 轮齿表面硬度应达到 58 64HRC 而心部硬度较低 当端面模数 8 时为 29 45HRC m 由于新齿轮接触和润滑不良 为了防止在运行初期产生胶合 咬死或擦伤 防止早 期的磨损 圆锥齿轮的传动副 或仅仅大齿轮 在热处理及经加工 如磨齿或配对研磨 后均予与厚度 0 005 0 010 0 020mm 的磷化处理或镀铜 镀锡 这种表面不应用于补 偿零件的公差尺寸 也不能代替润滑 对齿面进行喷丸处理有可能提高寿命达 25 对于滑动速度高的齿轮 为了提高其耐磨 性 可以进行渗硫处理 渗硫处理时温度低 故不引起齿轮变形 渗硫后摩擦系数可以 显著降低 故即使润滑条件较差 也会防止齿轮咬死 胶合和擦伤等现象产生 3 2 6 主减速器轴承的计算 1 锥齿轮齿面上的作用力 锥齿轮在工作过程中 相互啮合的齿面上作用有一法向力 该法向力可分解为沿齿 轮切向方向的圆周力 沿齿轮轴线方向的轴向力及垂直于齿轮轴线的径向力 1 齿宽中点处的圆周力 F 齿宽中点处的圆周力 F 为 m D T2 式中 T 作用在从动齿轮上的转矩 经计算 T 2558N m 该齿轮齿宽中点处的分度圆直径 sinr2 m D 2m D 2m D 2 b 式中 从动齿轮大端分度圆直径 2 D b2 从动齿轮齿面宽 从动齿轮节锥角 2 按上式 440 70sin80 074 371 04mm 2m D 主动 从动锥齿轮图及减速器装配图请联系 QQ122635055 太原科技大学毕业设计 论文 17 Dm1 64 932mm 2m D 2 1 z z 从而由 F1 F2 cos可知螺旋锥齿轮副作用在主从动齿轮 2 2558 78 79 64 932 FKN 21 cos 上的圆周力是相等的 2 锥齿轮的轴向力和径向力 图 3 3 主动锥齿轮齿面的受力图 如图 3 3 主动锥齿轮螺旋方向为左旋 从锥顶看旋转方向为逆时针 F 为作用在T 节锥面上的齿面宽中点 A 处的法向力 在 A 点处的螺旋方向的法平面内 F 分解成两个T 相互垂直的力 F和 F垂直于 OA 且位于 OO A 所在的平面 位于以 OA 为切线NfFNfF 的节锥切平面内 在此平面内又可分为沿切线方向的圆周力 F 和沿节圆母线方向的力fF F 与之间的夹角为螺旋角 F 与之间的夹角为法向压力角 F 与之间FsfF TfF TfF 的夹角为法向压力角 这样就有 3 coscosTFF 13 3 cos tansinFFFTN 14 3 tansincosFFFTS 15 于是 作用在主动锥齿轮齿面上的轴向力 A 和径向力 R 分别为 cossinsintan cos cossin F FFFSNaz 主动 从动锥齿轮图及减速器装配图请联系 QQ122635055 太原科技大学毕业设计 论文 18 3 16 3 sinsincostan cos sincos F FFFSNRz 17 由式 3 16 可计算 3 78 79 10 tan22 5 sin9 926sin35 cos9 92661184 cos35 azFN 由式 3 17 RzF 3 78 79 10 tan22 5 cos9 926sin35 sin9 92629755 cos35 N 式 3 12 式 3 17 参考 汽车设计 2 主减速器轴承载荷的计算 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 4466 N mf 2Mf 2M 大锥齿轮平均分度圆直径 mmjDj222Ddb si n309 08 所以 mm 3 2 2446610 P28898 67 309 08 主动小锥齿轮上的切向力 1 12 2 cos PP cos o 1235 所以 N12PP28898 67 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 1111 o ooo o t an QP si nt ancos cos t an 20 28898 67 si n10 713t an 35 cos10 713 cos35 22269 3 b 前进时从动锥齿轮螺旋方向为右旋 轴为顺时针方向转动 2222 t an QP si nt ancos 8855 13 cos N 主动 从动锥齿轮图及减速器装配图请联系 QQ122635055 太原科技大学毕业设计 论文 19 3 径向力 R N N12RQ8855 13 21RQ22269 3 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 轮式装载机驱动桥中 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 30310 轴承 C 为圆柱滚子轴承 初选为 N407 图中 a 114 mm b 68 mm c 46 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 式中 小锥齿轮平均分度圆半径 可用下式进行计算 jr mm o j111 11 r db si n 7068si n10 713 28 68 22 把各参数代入公式得 N NABNN8927 76 CN20386 6 主动 从动锥齿轮图及减速器装配图请联系 QQ122635055 太原科技大学毕业设计 论文 20 轴承寿命的计算 1 轴承 A B 的寿命计算 根据 GB T 297 1994 和 GB T 283 1994 查得轴承的性能参数为 30310 KN rC130 e0 35 Y1 7 o 23 N407 KNrC70 8 派生轴向力 N A A N8927 76 S2625 8 2Y21 7 NBASS2625 8 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 NAAFS2625 8 NB1BFQS24895 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 因为 B B F24895 1 2 79e0 35 N8927 76 径向动载系数 轴向动载系数0 4 Y0 40cot0 942 所以当量动载荷为 NBBPNYF27022 3 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 k1ik1i2 239 额定工况下液力变矩器的传动比 BiBi1 25 所以主动小锥齿轮的转速为 r min eH B k1 n2200 n786 1 i i1 252 239 主动 从动锥齿轮图及减速器装配图请联系 QQ122635055 太原科技大学毕业设计 论文 21 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 101066 r 33 h 10C10130000 L 3985 25 60nP60786 127022 3 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 NcPN20386 6 其寿命为 h 101066 r 33 h 10C1070800 L 1344 8 60nP60786 120386 6 所以符合要求 主动 从动锥齿轮图及减速器装配图请联系 QQ122635055 太原科技大学毕业设计 论文 22 第 4 章 差速器设计 装载机在行驶过程中左 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 装载机在不平路 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 装 载机左 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 4 1 差速器的差速原理 图 4 1 差速器差速原理 如图 3 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 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 主动 从动锥齿轮图及减速器装配图请联系 QQ122635055 太原科技大学毕业设计 论文 23 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 4 1 2 0 1 若角速度以每分钟转数表示 则n 4 021 2nnn 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 由式 4 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 在目前轮式装载机结构上 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