毕业论文—ZL50装载机驱动桥设计

1、中国地质大学江城学院毕业论文（设计） 分类号 密级 U D C 中国地质大学江城学院 毕业论文（设计） ZL50ZL50 装载机驱动桥的设计装载机驱动桥的设计 姓 名： 洪娟娟 专 业： 机械设计制造及其自动化 班 级： 25000902 学 号： 2500090222 指导教师： 赵丽娟 中国地质大学江城学院毕业论文（设计） 论文外文题目： Design of ZL50 loader drive axle 论文主题词： ZL50 装载机 驱动桥 设计 外文主题词： ZL50 loader drive axle design 论文答辩日期： 答辩委员会主席： 评阅教师： 中国地质大学江城学院毕

2、业论文（设计） I 原创性声明原创性声明 本人呈交的学位论文，是在导师的指导下，独立进行研究工作所取得的成果，所有 数据、图片资料真实可靠。尽我所知，除文中已经注明引用的内容外，本学位论文的研 究成果不包含他人享有著作权的内容。对本论文所涉及的研究工作做出贡献的其他个人 和集体，均已在文中以明确的方式标明。本学位论文的知识产权归属于培养单位。 本人签名： 日期： 中国地质大学江城学院毕业论文（设计） II 摘摘 要要 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， 轮边减速器设计，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

3、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。 关键词关键词: 装载机 驱动桥 设计 中国地质大学江城学院毕业论文（设计） III ABSTRACT The design of ZL50 loader drive axle design is roughly divided i

4、nto the main drive design, the differential design, wheel reductor and the axle design. The 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, su

5、ch 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

6、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 loade

7、r drive bridge design 中国地质大学江城学院毕业论文（设计） IV 目目 录录 1 概述概述.1 2 动力机与液力变矩器匹配动力机与液力变矩器匹配.2 3 传动比计算及其分配传动比计算及其分配.3 4 主传动器设计主传动器设计.5 41 主传动器的结构形式.5 411 主传动器的齿轮类型.5 412 主传动器的减速形式.6 413 主传动器主从动锥齿轮的支承方式.6 414 主传动器的润滑.8 42 主传动器的基本参数选择与计算.8 421 主传动器计算载荷的确定.8 422 主传动器锥齿轮主要参数的选择.10 424 主传动器螺旋锥齿轮的强度计算.16 5 差速器设计差速

8、器设计.21 51 差速器的差速原理.21 52 差速器齿轮的材料.22 53 锥齿轮差速器的结构.22 54 对称式圆锥行星齿轮差速器的设计.23 541 差速器参数的确定.23 542 差速器齿轮的润滑.26 543 差速器齿轮的几何计算.26 544 差速器齿轮的强度计算.27 6 驱动半轴的设计驱动半轴的设计.28 61 半轴的结构形式分析.28 62 半轴的结构设计.29 63 半轴的材料与热处理.29 64 全浮式半轴的强度计算.30 7 轮边减速器设计轮边减速器设计.31 71 齿圈式行星机构中齿轮齿数的选择.32 72 行星齿轮传动的配齿计算.32 721 保证行星齿轮正常传动

9、时传动比的要求.32 722 保证行星齿轮正常传动的条件.32 73 行星齿轮传动的几何尺寸和啮合参数计算.33 731 行星齿轮参数的确定.33 732 行星齿轮几何参数的确定.35 74 行星齿轮传动强度计算及校核.38 741 行星齿轮弯曲疲劳强度计算及校核.38 中国地质大学江城学院毕业论文（设计） V 742 接触疲劳应力校核.39 8 驱动桥壳设计驱动桥壳设计.40 81 铸造整体式桥壳的结构.40 82 桥壳铸件结构设计时注意事项.41 结结 论论.42 致致 谢谢.43 参考文献参考文献.44 附录附录 中国地质大学江城学院毕业论文（设计） 1 1 1 概述概述 装载机是一种广

10、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 ZL50 装载机相对与其他中大装载，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，ZL50 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。 此处的 ZL50 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

11、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

12、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。 ZL50 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

13、身 之间的垂直力、纵向力和横向力。 中国地质大学江城学院毕业论文（设计） 2 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，

14、减少不平路面的冲击载荷，提高汽车的平顺性。 8)结构简单，加工工艺性好，制造容易，维修、调整方便。 中国地质大学江城学院毕业论文（设计） 3 2 2 动力机与液力变矩器匹配动力机与液力变矩器匹配 查相关资料并与原始数据相比较可知 495K1 发动机数据较吻合，由此可知 ZL50 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 原始数据如下表所示. 表 2.1 液力变矩器原始数据 对于 ZL50 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

15、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时消耗 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 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；用一系列 )1000(B M i K 泵轮转速，根据、=、计算 1 B n 2 B n 3 B n 2 1000 1000 B BB n MM T M B MK. Bi inn 得响应的一系列,，,值将发动机全功率匹配 1 B M 2 B M 3 B

16、M 1 T n 2 T n 3 T n 1 T M 2 T M 3 T M 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（,） ，此点在额定点附件负荷匹配条件，故所选液力变矩 b nBM 器合理。 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 0.651.2880.83725.2 0.71.1860.83024.4 0.7

17、91.000.79022.0 0.810.9750.78021.6 0.90.7060.63515.7 中国地质大学江城学院毕业论文（设计） 4 3 3 传动比计算及其分配传动比计算及其分配 由于装载机要求传动平稳，冲击小，且适合于高速重载的环境，故此处 ZL50 变速箱 采用的是斜齿轮。这里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。1 为齿圈和太阳轮的齿数比。传动简图如图 3-1 所示 图 3.1 ZL50 轮边减速器传动简图 其传动系机械效率 （3-1） lc n m n m n mm 3 3 2

18、2 1 1 式中 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 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 , （3-2） B B Hd rd)1 ( 2 0254 . 0 式中： d-轮缘高度； B-轮辋宽度； H-轮胎断面高度，此处所给出的轮胎通过查资料可知此类轮胎为标准胎，因 而=1.0； B H 中国地质大学江城学院毕业论文（设计） 5 -

19、轮胎径向变形系数，对标准胎=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 滚动半径： dg rr)1 ( （3-3） 式中：-滑转率， 此处的在额定工况（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，故此处的=30%-35%。此处取=30%。 H 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

20、一档（工作档）的情况。一档总传动比： m db B g n MK rF i 2 )1000(0 max 3 1 ) 1000 ( 10 0 （3- 4） 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； 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，尽量使减速比多分配给后面，少分配给前

21、 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。故此处分配轮边减速比=5.5，主减速比 =2.5，一档 f i z i 变速比 =2.768。 1 i 中国地质大学江城学院毕业论文（设计） 6 4 4 主传动器设计主传动器设计 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 41 1 主传动器的结构形式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 41 11 1 主传动器的齿轮类

22、型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，故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 ZL50 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 35 5 . 22 齿轮传动的主、

23、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 图 4.1 齿轮传动形式 中国地质大学江城学院毕业论文（设计） 7 4 41 12 2 主传动器的减速形式主传动器的减速形式 驱动桥按其减速形式分主要有五种：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

24、动桥、中央双极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，其根据所分配的传动比可知其主传动比较小，同时相对于中央双级 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。而轮边减速器则采用单行星排直齿圆柱齿轮。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

25、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。 4 41 13 3 主传动器主从动锥齿轮的支承方式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 4.2 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 a（a2.5

26、b 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

27、轴承时或多或少有些过定位，加速了小端 滚柱轴承的磨损与破坏，一旦该轴承损坏，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 中国地质大学江城学院毕业论文（设计） 8 速器机械强度的提高。同时笔者在翻查相关资料的时候，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 4.2 ZL50 跨置式结构 (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

28、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 4.3 所示 图 4.3 从动锥齿轮支撑形式 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，这种变形是危险的。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。 4 41 14 4 主传动器的润滑

29、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 中国地质大学江城学院毕业论文（设计） 9 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

30、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 42 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 42 21 1 主传动器计算载荷的确定主传动器计算载荷的确定 （1）最大牵引力 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驶 f P 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。

31、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，故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： （4- ff d i rF M 3 max max 10%70 1） 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 中国地质大学江城学院毕业论文（设计） 10 = ff d i rF M 3 max max 10%70 5 . 1739 98 . 0 5 . 5 4465 . 0

32、 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平均载荷： （4-2） 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此处 取 f=0.03； -坡道阻力系数，=0.090.30，在此处取

33、=0.21。sinsinsin Z计算驱动桥数，在此取 2 = 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，为了便于与同类车辆进行比较，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。 4 42 22 2 主传动器锥齿轮主要参数的选择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

34、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 中国地质大学江城学院毕业论文（设计） 11 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 根据以上要求取=13,=33，+=4640 1

35、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，故可根据经验公式初选，即 2 d （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 2.83.482DK 从动锥齿轮的计算转矩， max MmN. 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

36、 2 d2zmm 故主动锥齿轮 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。 中国地质大学江城学院毕业论文（设计） 12 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

37、的倍，算出的与比较取较 1 b1A 3 1 5 . 3 1 1b t m10 小者： （4-4） 121 , cos sin tan 式中：、-分锥角； 1 2 -传动比； -轴交角，此处取；90 =，= 1 8 . 21 90cos5 . 2 90sin arctan 1 2 2 . 68 8 . 2190 节锥距 （4-5）1A 1 1 1 sin2 d A = 1 1 1 sin2 d A 265.96 8 . 21sin2 5 . 71 故=（）x= 因而取 32 1 b 3 1 5 . 3 1 1A3227mm 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

38、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。 （4-6） m b F 3 tan0171 . 0 tan3865 . 0 式中：-轴向重叠系数： F b-齿宽，m

39、m； 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 中国地质大学江城学院毕业论文（设计） 13 在 1.52.0 的范围内，故传动平稳。 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

40、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 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

41、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 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

42、.85，顶隙系数 =0.188 ；径向变位系数=0.33（i=2.382.58） a h * c 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 中国地质大学江城学院毕业论文（设计） 14 齿根高 ：85 . 3 49 . 6 34.10 11 af hhhmm 48 . 7 86 . 2 34.10 22 af hhhmm 顶 隙：

43、03 . 1 5 . 5188 . 0 m ccmm 8、齿厚参数的选择 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，切向变位系数由此查表 4.4 得 48 . 0 21 tt xx 故弧齿厚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 小锥齿轮齿根角： 29 . 2

44、 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 10、齿顶角 ， 44 . 4 21 fa 29 . 2 12 fa 11、顶锥角和根锥角 a f 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 中国地质大学江城学院毕业论文（设计） 15 图 4.4 齿轮切向变位系数 中国地质大学江城学院毕业论文（设计） 16 综上所述此次设计的 35 螺旋锥齿轮几何尺寸详见表 4.1： 表 4.1 主

45、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m5.5 4齿面宽b =33 mm =29 mm1b2b 5 工作齿高mhh a g * 27.2 mmgh 6 全齿高mchha * 2=10.34 mmh 7法向压力角=22.5 8 轴交角=90 9 节圆直径=dzm 71.5 mm1d =181.5 mm2d 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 =96.265 mm0 12周节t=3.1416mt=1

46、7.28 mm 13齿顶高mxhh aa mm49 . 6 1 a h mm86 . 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 mm 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 =83.55 mm1ad =183.624 mm2ad 20弧齿厚 1 1 1 cos tan2 2 t x x mS 12 S

47、mS =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 中国地质大学江城学院毕业论文（设计） 17 4 42 24 4 主传动器螺旋锥齿轮的强度计算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 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

48、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。 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，约为 300HBW,其强度极限，屈服极限MPa b 1100 。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MPa s 850 均予与厚度 0.0050.0100.020 的磷化处理或镀铜，镀锡，为了提高其

49、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。因 而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 主减速器锥齿轮的齿根最大弯曲应力为 N/ （4-7） bmJK KKPK v mso n 3 10 2 mm 中国地质大学江城学院毕业论文

50、（设计） 18 式中：作用在轮齿中点上的圆周力，;P 平 D M P mac 2 作用在从动锥齿轮上的计算扭矩，； max MmN. 锥齿轮平均分度圆直径， 平 D 其中主动锥齿轮平均分度圆直径 1111 sinbdD 平 从动锥齿轮平均分度圆直径； 2222 sinbdD 平 b锥齿轮齿面宽，mm 其中主动锥齿轮齿面宽，mm;从动锥齿齿面宽，mm; 1 b 2 b 超载系数；与锥齿轮副运转的平稳有关，对轮式装载机可取=1.25-1.5，0K0K 结合 ZL50 的实际情况，此处取=1.25；0K 尺寸系数，反映材料的不均匀性，与齿轮尺寸和热处理有关，当 m时，sK6 . 1 ，在此0.682

51、； 4 4 . 25 m Ks 4 4 . 25 5 . 5 sK 载荷分配系数，当两个齿轮均用跨置式支承型式时，1.001.10，mKmK 当两个齿轮用悬臂式支承时取 1.101.25。此出取 1.10。mK 质量系数，与齿轮精度（齿距和齿形误差等）及节圆线速度用关，当轮齿vK 接触良好，节距与同心度精度高时，可取=1.0;vK 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、载荷作J 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。对轴交角为、

52、压力角、螺旋角用插入法 90 5 . 22 35 综合图 4.5、图 4.6 选取主动锥齿轮齿轮的0.23，从动锥齿轮=0.25。JJ 中国地质大学江城学院毕业论文（设计） 19 图 4.6 ，的弧齿锥齿轮的弯曲应力综合系数 90 20 35 按上式验算主动锥齿轮的最大弯曲应力 =59.6 mm 1111 sinbdD 平 8 . 21sin32 5 . 71 322.24 96 . 0 6 . 595 . 2 5 . 173922 zz mac Di M P 平 N/ 700 N/21.589 23 . 0 5 . 5 6 . 590 . 1 101 . 1682 . 0 25 . 1 32

53、2.2410 33 1 bmJK KKPK v mso n 2 mm 2 mm 图 4.5 ，的弧齿锥齿轮的弯曲应力综合系数 90 25 35 中国地质大学江城学院毕业论文（设计） 20 同理从动锥齿轮的最大弯曲应力 = mm 2222 sinbdD 平 5 . 154 2 . 68sin29 5 . 181 507.22 5 . 154 5 . 173922 平 D M P mac N/700 N/ 42.529 25 . 0 5 . 5 5 . 1540 . 1 101 . 1682 . 0 25 . 1 507.2210 33 2 bmJK KKPK v mso n 2 mm 2 mm

54、所以主减速器齿轮满足弯曲强度要求。 3、轮齿的表面接触疲劳强度计算 锥齿轮的齿面接触应力 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 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

55、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、螺旋角用插入法并综合图 4.7、 90 5 . 22 35 图 4.8 选取=0.104.I 中国地质大学江城学院毕业论文（设计） 21 图 4.7 ，的弧齿锥齿轮的几何系数 90 20 35 图 4.8 ，的弧齿锥齿轮的几何系数 90 25 35 = 平 Di M P zz p 2 339 . 8 6 . 5996 . 0 5 . 2 437.5962 按上式=1700 N/ 1750 3930 0 10 1 I cKc bdK P

56、K c m v C 105 . 0 6 . 59291 1011 . 11125 . 1 339 . 8 234 3 2 mm N/ 故主传动器的接触疲劳强度满足强度要求。 2 mm 中国地质大学江城学院毕业论文（设计） 22 5 5 差速器设计差速器设计 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

57、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。 5 51 1 差速器的差速原理差速器的差速原理 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

58、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 0 1 2 齿轮 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其值为。于是=，即差速器不起差速作用， 0 r 1 2 0 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

59、啮合点 A 的圆周速度为 4 中国地质大学江城学院毕业论文（设计） 23 =+，啮合点 B 的圆周速度为=-。 1 r 0 r 4 r 2 r 0 r 4 r 于是 +=（+）+(-) 1 r 2 r 0 r 4 r 0 r 4 r 即 + =2 （5-1） 1 2 0 若角速度以每分钟转数表示，则n （5- 021 2nnn 2） 式（5-2）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

60、滑动。 由式（5.2）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。 5 52 2 差速器齿轮的材料差速器齿轮的材料 差速器齿轮与主传动器齿轮一样，基本上都是用渗碳合金钢制造。目前用于制造差 速器锥齿轮的材料为 20CrMnTi、20CrMoTi、20CrMnMo 和 20CrMo 等，由于差速器齿轮 轮齿要求的精度较低，所以精锻差速器齿轮工艺被广泛应用。 5 53 3 锥齿轮差速器的结构锥齿轮差速器的结构 在目前轮式装载