ZL30装载机驱动桥及主传动器设计

ZL30 装载机驱动桥及主传动器设计 目 录 摘要 Abstract 1 引言 1 2 总体方案论证 2 2 1 整机传动系方案设计 2 2 2 发动机与液力变矩器的匹配及传动比的确定 3 2 3 驱动桥方案设计 5 3 主传动器设计 7 3 1 主传动器结构方案分析 8 3 2 主传动器主 从动锥齿轮的支承方案 9 3 3 螺旋锥齿轮计算载荷的确定 10 3 4 主传动器锥齿轮的主要参数选择 11 3 5 齿轮材料及热处理的选择 14 3 6 主传动器锥齿轮的强度校核 15 4 差速器设计 18 4 1 圆锥直齿轮差速器基本参数的选择 18 4 2 差速器直齿锥齿轮强度计算 21 4 3 十字轴结构设计 22 5 半轴设计 23 5 1 半轴的方案设计 23 5 2 半轴的材料及热处理 24 5 3 半轴的结构设计 24 5 4 半轴的设计与计算 24 6 终传动设计 26 6 1 终传动方案选择 26 6 2 行星传动参数的选择 26 6 3 齿轮材料的选择 31 6 4 终传动齿轮强度的计算 31 6 5 行星传动的结构设计 33 7 驱动桥壳设计 35 7 1 桥壳的结构型式选择 35 7 2 桥壳的结构设计及强度校核 36 8 主传动器和差速器花键 螺栓 轴承的选择与校核 37 8 1 花键的选择及其强度校核 37 8 2 从动锥齿轮与差速器壳联接螺栓的选择及其强度校核 39 ZL30 装载机驱动桥及主传动器设计 II 8 3 主要轴承的校核 41 9 结论 47 参考文献 48 致谢 49 附录 外文翻译 50 ZL30 装载机驱动桥及主传动器设计 III 摘 要 本次毕业设计题目为 ZL30 装载机驱动桥及主传动器设计 大致上分为主传动器设计 差速器设计 半轴设计 终传动设计和桥壳设计五大部分 本说明书将以 驱动桥设计 为内容 对驱动桥及其主要零部件的结构型式与设计计算作一一介绍 本次设计中 ZL30 装载机传动采用液力机械传动方案 选用双涡轮液力变矩器和行 星动力换挡变速箱 并按以下原则分配传动比 在终传动能安装的前提下 将传动比尽 可能地分配给终传动 使整机结构尺寸减小 结构紧凑 主传动器采用单级锥齿轮传动式 锥齿轮采用 35 螺旋锥齿轮并选用悬臂式支承 将齿轮的基本参数确定以后 算得齿轮所有的几何尺寸 然后进行齿轮的受力分析和强 度校核 齿轮的基本参数和几何尺寸的计算是此部分设计的重点 在掌握了差速器 半 轴 终传动和桥壳的工作原理以后 结合设计要求 合理选择其类型及结构形式 然后 进行零部件的参数设计与强度校核 差速器设计采用普通对称式圆锥行星齿轮差速器 齿轮选用直齿锥齿轮 半轴设计采用全浮式支承方式 终传动设计采用单行星排减速形 式 关键词 装载机 驱动桥 主传动器 ZL30 装载机驱动桥及主传动器设计 IV Abstract The content of my graduation design is The Design of ZL30 Loader Axles Main Transmission largely at five parts included of the main transmission design differential design half shaft design the design of the final drive and design of axle case The design specifications will introduce the structure type and design of the drive axle and the main components in the driving axle design one by one In this design ZL30 loader is adopts hydromechanical transmission select and uses double turbine hydraulic torque converter and planetary power shift transmission and distribution of the transmission ratio according to the following principles in the premise of final drive can be installed in the hub assign the transmission ratio to final drive as much as possible to makes the whole structure size decreases and structure terse Main drive is adopts a single stage bevel gear with 35o and spiral bevel gears use cantilever support After considered of the basic parameters of gear calculate all the geometric parameters of the gear and then analysis gear stress and check its strength The calculation of gear s basic parameters and geometry parameters is the key point of this part After mastered the working principle of differential axle final drive and axle case have a reasonable choice and the structure of its type by combining with the design requirements and then design parts and check strength The differential design adopts ordinary symmetric tapered planetary gear differential and the gear is straight bevel gears The half shaft design uses the full floating axle supporting The final drive design uses a single planetary row Keywords loader drive axle main transmission ZL30 装载机驱动桥及主传动器设计 1 引言 轮式装载机是一种广泛应用于土石方工程施工的工程机械 其主要完成 50 米运距 内的铲 装 卸 运作业 也可进行轻度铲掘作业 由于轮式装载机具有作业速度快 效率高 适应性强 操纵轻便等优点 因而在国内外得到迅速发展 驱动桥是轮式装载机底盘传动系统的重要组成部分 主要包括主传动器 差速器 半轴 终传动 桥壳等部件 其功用是增大传动扭矩 降低转速 并将动力合理地分 配 传递至左 右驱动轮 此外 桥壳还具有承重和传力的作用 因此 驱动桥结构 型式和设计参数除对装载机的可靠性有重要影响外 也对装载机的行驶性能如动力性 经济性 平顺性 通过性 机动性和操动稳定性等有直接影响 为充分利用其附着重 量 获到较大的牵引力 轮式装载机普遍采用有脱桥机构的四轮驱动 在轮式装载机 驱动桥设计中 必须考虑轮式装载机的作业要求和行驶特点 尽可能提高其可靠性 现有的轮式装载机驱动桥改进表明 5 对于 ZL30 装载机 应尽量将传动比分配给 终传动 以降低终传动前面驱动桥零部件的尺寸 小锥齿轮常用的跨置式支承存在薄 弱环节 改进方案应采用悬臂式支承 将终传动行星结构中的齿圈拆分为齿圈和齿圈 架 以使行星齿轮啮合受力均匀 毕业设计是大学四年学习的最后一门功课 其目的是综合应用学生所学专业的基础 知识及专业知识 巩固所学内容 提高分析问题 解决问题的能力 为进一步的学习 和工作打好基础 学生应对毕业设计高度重视 认真对待 ZL30 装载机驱动桥及主传动器设计 2 2 总体方案论证 2 1 整机传动系方案设计 装载机的动力装置和驱动轮之间的所有传动部件总称为传动系统 简称传动系 其 功用是将发动机的动力按需要传至驱动轮和其他结构 目前 车辆采用的传动系统有 4 种类型 机械传动 液力机械传动 液压传动 电传动 2 1 1 机械传动 机械传动系统由离合器 变速箱 万向传动装置 驱动桥等机件组成 机械传动具 有结构简单 工作可靠 传动效率高 价格低的优点 但也存在一系列缺点 如 各 种阻力急剧变化的工况下 发动机易过载熄火 换挡时 动力中断时间长 传动系受 到的冲击载荷大 等等 2 1 2 液力机械传动 液力机械传动的特点是传动系统中装有液力元件 液力变矩器或液力耦合器 液 力机械传动能自动根据外界阻力变化 进行无级变速 提高发动机功率利用率 能减 少变速器档位数 简化变速箱的结构 能减小传动系零件的冲击载荷 车辆起步平稳 可得到任意小的行驶速度 在液力机械传动中 变速箱常用动力换挡变速箱 但是 由于采用了液力元件 液力机械传动传动效率较低 2 1 3 液压传动 液压传动的特点是传动系统中装有液压元件 液压泵和液压马达 液压传动能实 现大范围内的无级变速 且能保持高效率 便于操纵 简化传动系统 但是 由于液 压元件制造精度高 液力传动存在价格昂贵 可靠性差的缺点 2 1 4 电传动 电传动系统的基本原理是 发动机带动发电机 然后用发电机输出的电能驱动装在 车轮中的电机 电传动的主要缺点是价格高 自重大 目前仅适用于一些大功率的矿 用车辆 结论 根据以上 4 种传动系统的优缺点 考虑装载机工作阻力急剧变化 换挡频繁 速度变化范围大 要求起步平稳 且要求以任意小的速度行驶而获得较大的牵引力的 特点 本设计采用液力机械传动 其传动系统方案如图 2 1 所示 ZL30 装载机驱动桥及主传动器设计 3 2 2 发动机与液力变矩器的匹配及传动比的确定 根据现有液力变矩器产品的技术参数 并考虑发动机的额定功率以及本设计中装载 机的速度要求 选用鼎盛天工公司生产的 F30B 型双涡轮液力变矩器 2 2 1 发动机与液力变矩器的匹配 发动机与液力变矩器的全功率匹配可按下式 1 计算 2 1 eHNfgN 式中 发动机传至液力变矩器的功率 eHNkw 发动机的额定功率 k 各工作液压泵所消耗的功率 f 发动机辅助装置消耗的功率 g 以发动机转速为横坐标 发动机传至液力变矩器的转矩为纵坐标 绘制发动机全功 率匹配特性曲线 然后将发动机全功率匹配特性曲线和变矩器 时的变矩器输入特0 i 性曲线画在一起 可得 全功率匹配时 发动机与变矩器共同工作的匹配点 bn M 2012 304 42 min r N 从而得 2 4 56 304 42 1388 16axTMoK b mN 2 2 2 传动比的确定 图 2 1 ZL30 装载机液力机械传动系统简图 ZL30 装载机驱动桥及主传动器设计 4 1 总传动比的确定 可由如下公式 3 计算最低档总传动比 2 2 jmaxax TgMrFi 式中 最低挡总传动比 maxi 整机最大牵引力 依据设计任务书 7 5 103 FmaxN 的意义如前所述 axTMj 滚动半径 gr dr 1 式中 滑转率 取 0 25 动力半径 mm d 车轮的动力半径可由下式 4 计算 2 3 124 5Hdrd 式中 轮辋直径 英寸 轮胎断面高度 英寸 H 车轮变形系数 由设计任务书可知轮胎规格 15 为 14 0 24 B d 目前装载机广泛采用低压宽 基轮胎 0 5 0 7 取 0 6 查相关资料可知 0 12 0 16 此处取 0 12 BB 将各参数代入公式 2 3 可得 523 8mm dr 将有关参数代入可得 392 9mm gr 将相关参数代入公式 2 2 得 26 356 maxi054 821393 7 2 各部件传动比的确定 确定各部件传动比的原则 为了减小传动系统中各部件的载荷 根据功率传递的方 向 后面的部件应取尽可能大的传动比 即 先选取尽可能大的终传动比 然后再fi 选取尽可能大的主传动比 最后由总传动比确定变速箱传动比 oi ki 但必须考虑以下几点 a 的大小受到轮辋直径的限制 fi b 受到离地间隙的限制 不能过大 o ZL30 装载机驱动桥及主传动器设计 5 c 的最小值受轴承允许的最高转速及齿轮最大的允许圆周速度的限制 ki 根据以上原则 最终初步确定最低档的各部件传动比如下 2 307 2 54 4 5 1kioifi 2 3 驱动桥方案设计 驱动桥是轮式装载机底盘传动系统的重要组成部分 处于传动系统的末端 主要包 括主传动器 差速器 半轴 终传动 桥壳等部件 其功用是增大传动扭矩 降低转速 改变力矩的传动方向 保证左右驱动轮能差速旋转 并将动力合理地分配 传递至左 右驱动轮 桥壳承受作用于路面和车架之间的垂直力和横向力 驱动桥设计应当满足如下基本要求 a 保证装载机具有较佳的动力性 通过性和燃料经济性 b 保证一定必要的离地间隙 c 齿轮及其它传动件工作平稳 噪声小 传动效率高 d 在各种转速和载荷下具有高的传动效率 e 具有足够的强度 刚度 满足可靠性要求 f 结构简单 加工工艺性好 制造容易 拆装 调整方便 g 兼顾整机稳定性和转向性等 按工作特性可将驱动桥的结构型式分为两大类 即 非断开式驱动桥和断开式驱动 桥 当驱动车轮采用非独立悬架时 应该选用非断开式驱动桥 当驱动车轮采用独立 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 此外 轮式装载机还可采用倾斜式驱动桥 2 3 1 非断开式驱动桥 非断开式驱动桥的特点是 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 由于结构简单 造价低廉 工作可靠 其广泛用在各 种车辆上 非断开式驱动桥的轮廓尺寸主要取决于主传动器的型式 在轮胎尺寸和驱动桥下的 最小离地间隙已经确定的情况下 也就限定了主传动器从动齿轮直径的尺寸 2 3 2 断开式驱动桥 断开式驱动桥区别于非断开式驱动桥的明显特点是 断开式驱动桥的桥壳是分段的 彼此之间可以做相对运动 没有一个连接左右驱动车轮的刚性整体外壳或梁 它总是 与独立悬挂相匹配 两侧的驱动车轮由于采用独立悬挂则可以彼此致立地相对于车架 作上下摆动 由于断开式驱动桥及与其相配的独立悬挂结构复杂 故主要见于对行驶平顺性要求 ZL30 装载机驱动桥及主传动器设计 6 较高的一部分轿车及一些越野汽车上 2 3 3 倾斜式驱动桥 倾斜式驱动桥的特点是 主 从动锥齿轮的安装轴线并不垂直 而是相差 5 的偏 角 两个主动锥齿轮中的一个与左边的从动锥齿轮啮合 另一个与右边的从动锥齿轮 啮合 从而使动力传给左右两边的从动锥齿轮 实现减速增扭 由于采用两对锥齿轮构成单级主传动 锥齿轮的负荷就减少一半 锥齿轮 主传动 及桥壳的尺寸就可以大大减小 从而提高整机的离地间隙 这对特别需要提高离地间 隙的车辆很有意义 而且 这种主传动器中差速器动力传递过程的特点是 传动轴传 来的动力线传给差速器 然后传至主传动齿轮 差速器的受力较小 使得差速器的尺 寸较小而便于布置 由于倾斜式驱动桥多采用了一对锥齿轮及其他零件 结构较复杂 仅见用对离地间 隙有较高要求的车辆 结论 由于非断开式驱动桥结构简单 工作可靠 且本设计总传动比并不大 主传 动器的传动比可取小值 容易保证其离地间隙 参照国内相关 ZL30 装载机的设计 本 设计最终选用非断开式驱动桥 其结构如图 2 2 所示 图 2 2 非断开式驱动桥示意图 ZL30 装载机驱动桥及主传动器设计 7 3 主传动器设计 主传动器的功用是改变扭矩传递的方向 并降低变速箱输出轴的转速 增大扭矩 由于装载机在各种路面上行使和作业时 要求驱动轮必须具有一定的驱动力矩和转速 设置一个主传动器后 便可使主传动器前面的传动部件如变速箱 万向传动装置等所 传递的扭矩减小 从而可使其结构尺寸及质量减小 由于差速器的外壳安装在主传动器的从动锥齿轮上 因此确定从动锥齿轮尺寸时要 考虑差速器的安装 反过来 确定差速器外壳尺寸时 也要考虑差速器受主传动器的 限制 主传动器应满足如下基本要求 a 所选择的主传动比应能保证装载机有较佳的动力性和燃料经济性 b 外型尺寸要小 保证必要的离地间隙 c 齿轮其它传动件工作平稳 噪音小 工作可靠 d 保证足够的强度和刚度 e 结构简单 加工工艺性好 制造容易 拆装 调整方便 3 1 主传动器结构方案分析 主传动器的结构形式根据齿轮类型 减速形式的不同而不同 3 1 1 齿轮类型 按齿轮副结构型式分类 主传动器的齿轮传动主要有螺旋锥齿轮传动 双曲面齿轮 传动 圆柱齿轮传动和蜗杆蜗轮式传动等形式 在发动机纵置的装载机驱动桥上 主 传动器往往采用螺旋锥齿轮传动或双曲面齿轮传动 1 螺旋锥齿轮 螺旋锥齿轮传动的齿形是圆弧齿 工作时 不是全齿上同时啮合 而是逐渐地从一 端连续平稳地至另一端 并且 由于螺旋角的关系 在传动过程中至少有两对以上的 轮齿同时啮合 因此传动平稳 承载能力强 制造简单 螺旋锥齿轮的最小齿数可以 减少到 6 个 与直齿锥齿轮相比可以实现较大的传动比 但是 螺旋锥齿轮传动工作 噪音大 对啮合精度很敏感 所以 为了保证齿轮副的正确啮合 必须提高支撑刚度 2 双曲面锥齿轮 双曲面锥齿轮传动与螺旋锥齿轮相比 双曲面齿轮传动不仅工作平稳性更好 弯曲 强度和接触强度更高 同时还可使主动齿轮的轴线相对于从动齿轮轴线偏移 可提高 车辆的离地间隙 但 双曲面齿轮传递扭矩时 齿面间有较大的相对滑动 且齿面间 压力很大 齿面油膜很容易被破坏 必须采用含防划伤添加剂的双曲面齿轮油 绝不 ZL30 装载机驱动桥及主传动器设计 8 允许用普通齿轮油代替 否则将时齿面迅速擦伤和磨损 大大降低使用寿命 双曲面 锥齿轮传动适合于传动比大于 4 5 且轮廓尺寸有限制的场合 结论 参照现有机型的配置 并考虑主传动器传动比小于 3 经方案论证 本设计 主传动器的齿轮选用 35 螺旋锥齿轮传动形式 其结构如图 3 1 所示 3 1 2 结构形式 按参与传动的齿轮副数目 可将主传动器分为单级式主传动器和双级式主传动器 双速式主传动器 双级式主传动器配轮边减速器等 双级式主传动器应用于大传动比 的中 重型汽车 单级式主传动器应用于轿车和一般轻 中型载货汽车 单级式主传 动器由一对圆锥齿轮组成 具有结构简单 质量小 成本低 使用简单等优点 结论 经方案论证 本设计主传动器采用单级式主传动器 3 2 主传动器主 从动锥齿轮的支承方案 主传动器必须保证主 从动齿轮具有良好的啮合状况 才能平稳地工作 齿轮的正 确啮合 除了与齿轮的加工质量 装配调整及轴承精度有关外 还与齿轮的支承刚度 密切相关 3 2 1 主动锥齿轮的支承 主动锥齿轮的支承形式分为悬臂式支承 跨置式支承 1 悬臂式支承 悬臂式支承的特点是锥齿轮大端一侧轴颈较长 上面安装两个圆锥滚子轴承 为提 高悬臂式支承的刚度 两圆锥滚子轴承的大端应向内 这种支承结构简单 但相对刚 度较差 主要用于轻型工程车辆 轻型货车和轿车上 2 跨置式支承 跨置式支承的特点是锥齿轮两端的轴颈均有轴承支承 又称两端支承式 跨置式支 承使支承刚度大大增加 又使轴承负荷减小 使齿轮啮合条件改善 齿轮的承载能力 图 3 1 螺旋锥齿轮传动 ZL30 装载机驱动桥及主传动器设计 9 高于悬臂式 但 跨置式支承使壳体结构复杂 加工成本高 而且由于 3 个轴承受装 配影响 存在过定位现象 易使齿轮小端的圆柱滚子轴承过早磨损和破坏 结论 由于本设计 ZL30 装载机并不属于必须用跨置式支承的重型机 而且装载机 驱动桥改进设计研究 5 表明 通过拉大悬臂式支承两个轴承间的距离 增大主动螺旋 锥齿轮的安装直径和刚度 改进锁紧螺母和预紧力矩 采用合适的装配工艺 可以满 足支承刚度的要求 并避免跨置式支承时齿轮小端轴承的过早破坏 故本设计采用悬 臂式支承 在设计中采取措施提高支承刚度 主动锥齿轮悬臂式支承支承结构如图 3 2 所示 3 2 2 从动锥齿轮的支承 从动锥齿轮采用圆锥滚子轴承支承 为了增加支承刚度 两轴承的圆锥滚子大端应 向内 以减小支承跨度尺寸 为了使从动锥齿轮背面的差速器壳体处有设置加强肋的 地方 以增强支承稳定性 支承跨度不应小于从动锥齿轮大端分度圆直径的 70 为了 限制从动齿轮因受轴向力产生偏移 在从动锥齿轮的背面加设止推螺栓作为辅助支承 3 3 螺旋锥齿轮计算载荷的确定 主传动比 和计算载荷是主减速器设计的必需数据 oi 确定从动螺旋锥齿轮所受的扭矩通常有三种方法 按液力变矩器输出的最大扭矩 和传动系最低档传动比确定 按驱动轮附着力确定 按平均载荷确定 前两种方 法确定的扭矩为从动锥齿轮的最大扭矩 并不是正常的持续扭矩 只适用于验算最大 应力 但在锥齿轮参数选择时 可将前两种方法确定的最大扭矩的较小值作为计算扭 矩 带入经验公式来选择齿轮参数 第三种方法确定的扭矩为常用扭矩 较好地代表 了实际情况的疲劳强度计算载荷 3 3 1 按液力变矩器输出的最大扭矩和传动系最低档传动比确定从动锥齿轮的最大扭矩 的计算 6 图 3 2 主动锥齿轮悬臂式支承 ZL30 装载机驱动桥及主传动器设计 10 3 1 NiMKmokoTDGe 1max2 式中 考虑冲击载荷的过载系数 对于具有液力变矩器的机器 取D 1 0 DK 按液力变矩器输出的最大扭矩和传动系最低档传动比确定从动大2GeM 锥齿轮的计算扭矩 mN 发动机与液力变矩器共同工作时输出的最大扭矩 axT 1388 16 maxT 驱动桥主传动比 已知 2 54 oi oi 变速箱一档传动比 2 31 1k 1k 变矩器到主减速器的传动效率 mo k o 式中 变速器的传动效率 取 0 95 主传动器的传动效率 取 0 95 o 算得 0 9025 m 驱动桥数 2 NN 算得 3667 82 2GeM 3 3 2 按驱动轮附着扭矩来确定从动锥齿轮的最大扭矩计算 6 3 2 fdDGSir 2 式中 按驱动轮附着扭矩来确定的从动大锥齿轮的计算扭矩 2GS mN 满载时驱动桥上的载荷 水平地面 D N 附着系数 轮式工程车辆 0 85 1 0 取 0 7 驱动轮动力半径 前面已求出 523 8mm dr dr 终传动的传动比 由前面所知得 4 5 fi fi 终传动的效率 行星传动通常取 0 97 f 由本次设计任务书可知 装载机工作质量为 9 2 额定载重量为 30 ZL30 装tKN 载机满载时的桥荷分配为前桥 70 所以 9200 3000 70 10 12 4 10 4DGN ZL30 装载机驱动桥及主传动器设计 11 所以 算得 7173 60 2GSMmN 取以上两种计算方法中较小值作为从动锥齿轮的最大扭矩 所以 该处的计算扭矩 3667 82max22Ge 1512 2011oi N 3 3 3 按平均受载扭矩来确定从动锥齿轮上的载荷 轮式装载机作业工况非常复杂 要确定各种使用工况下的载荷大小及其循环次数是 困难的 只能用假定的当量载荷或平均载荷作为计算载荷 对轮式装载机驱动桥主传 动器从动齿轮推荐用下式 6 确定计算扭矩 3 3 fiNrGMfdDP sin2 式中 按平均受载扭矩来确定从动锥齿轮上的载荷 2GP mN 道路滚动阻力系数 0 020 0 035 取 0 03 f f f 坡道阻力系数 0 09 0 30 取 0 24 sinsin sin 算得 1976 40 2GPmN 得主动小锥齿轮上的常用受载扭矩为 819 71 1PMoi 2 3 4 主传动器锥齿轮的主要参数选择 6 3 4 1 主 从动锥齿轮齿数 和1Z2 选择齿数时需要考虑以下因素 a 应尽量使相啮合齿轮的齿数没有公约数 以便使齿轮各齿能相互交替啮合 b 为得到理想的齿面接触 小齿轮的齿数应尽量选用奇数 c 为了保证必要的重叠系数 大小齿轮的齿数和应不小于 40 d 主传动比较大时 应尽量小些 但不能小于 6 1Z 根据以上选择齿数的要求 结合本次设计主传动比 2 54 选取主动小锥齿轮齿oi 数 13 从动大锥齿轮齿数 33 2 538 1Z1oi 3 4 2 从动锥齿轮分度圆直径 的确定2d 根据从动锥齿轮上的最大扭矩 按经验公式 6 粗略计算从动锥齿轮的分度圆直径 ZL30 装载机驱动桥及主传动器设计 12 3 4 2d3max2MK 式中 从动齿轮分度圆直径 2d 从动锥齿轮分度圆直径系数 对于轮式装载机 取K dK 12 97 16 15 从动锥齿轮上的计算扭矩 3667 82 max2Mmax2N 得 199 99 249 0 d 3 4 3 齿轮端面模数 的选择 由 代入数据得 6 06 7 54 取标准模数 7 2Z 为了知道所选模数是否合适 需用下式 6 校核 3 5 m3max2MK 式中 从动齿轮端面模数 m 齿轮端面模数系数 取 0 283 0 413 K 从动锥齿轮上的计算扭矩 3667 82 ax2Mmax2N 代入数据得 4 809 7 018 所以 所选齿轮端面模数 7 合适 m 由此可算出大小锥齿轮的分度圆直径 231 91 2d1 3 4 4 法向压力角 的选择 螺旋锥齿轮的标准压力角是 20o 增大压力角可以增大齿根厚度 增加螺旋锥齿轮 的强度 减小压力角可以使齿轮运行平稳 产生较低的噪音 对于大中型工程机械 常采用较大的压力角 22 30 本次设计采用 22 30 压 力角 6 3 4 5 螺旋角 的选择m 螺旋角 指该齿轮节锥齿轮线上某一点的切线与该切点的节锥线之间的夹角 螺 旋角越大 齿轮重叠系数增大 锥齿轮传动越平稳 噪音越小 但会产生较大的轴向 力 缩短轴承的寿命 8 轮式装载机普遍采用 35 6 本次设计采用 35 m m 3 4 6 齿面宽 的确定b 增加齿面宽理论上可以提高齿轮的强度及使用寿命 但实际上 齿面宽过大会使螺 旋锥齿轮小端变长 导致齿面变窄和齿根圆角半径过小 齿轮的负荷易于集中小端 ZL30 装载机驱动桥及主传动器设计 13 从而导致轮齿折断 齿面宽过小同样也会降低轮齿的强度和寿命 通常螺旋锥齿轮传动大齿轮的齿面宽可由下式 6 初算 3 6 aRb312 式中 大齿轮齿宽 2b 锥齿轮传动的节锥距 aR 124 1 215 0Zm 23175 0 41 2 同时 不应超过端面模数 的 10 倍 即 ab312 2bm 10 10 7 70 最终确定 36 通常 小锥齿轮齿面宽 比大锥齿轮齿面宽 约大 10 以使其在大锥齿轮轮齿两12b 端都超出一些 便于啮合 小锥齿轮齿面宽 1 1 36 39 6 1 最后取 40 1b 3 4 7 螺旋方向的选择 设计时应针对车辆的行驶情况 使齿轮轴向力方向能将两锥齿轮相互斥离 防止轮 齿卡住 根据上述要求 驱动桥主传动器主动锥齿轮应为左旋 从动锥齿轮应为右旋 对于四轮驱动的装载机 若单从使两锥齿轮相互斥离的观点来考虑 则前后驱动桥 主动锥齿轮的螺旋方向相反 但为了提高产品的通用性 常使前后驱动桥主动锥齿轮 的螺旋方向相同 这时 齿轮不可避免会互相咬卡 3 4 8 齿高变位系数的选择 为防止小锥齿轮可能发生的根切 轮式装载机主传动器的螺旋锥齿轮采用短齿和高 度修正 高度修正的实质是小锥齿轮采用正变位 而大锥齿轮采用负变位 增大小锥 齿轮齿顶高 降低大锥齿轮齿顶高 提高轮齿的强度 小锥齿轮齿顶高的增大值与大 锥齿轮齿顶高的降低值相等 螺旋锥齿轮的齿顶高系数 0 85 顶隙系数 0 188 ah c 对于本设计采用的格里什制等间隙收缩齿 小齿轮高度变位系数 0 39 1 oi 大齿轮高度变位系数 2 1 3 4 9 齿侧间隙 的选择nc 齿侧间隙是指轮齿啮合时 非工作齿面间的最短法向距离 齿侧间隙过小 不能形 ZL30 装载机驱动桥及主传动器设计 14 成理想的润滑状态 会出现表面加速磨损 甚至卡死现象 齿侧间隙过大 易造成冲 击 增大噪声 选取齿侧间隙 0 20 nc 此次设计的 35 螺旋锥齿轮几何尺寸详见表 3 1 表 3 1 主传动器螺旋锥齿轮几何尺寸 单位 mm 名称 公式代号 数值1Z 13齿数 2 33 压力角 22 30 端面模数 m7 螺旋角 35 齿顶高系数 ah0 851 0 330径向变位系数 2 0 330 顶隙系数 c0 188 续表 3 1 名称 公式代号 数值 侧隙系数 n 0 2 轴交角 90o1b 40齿宽 2 36Zmd 91分度圆直径 231 ha11 8 26齿顶高 22 3 64cf 4 96齿根高 a 9 58211rtnZ 21 30 分锥角 290o 68 30 外锥距 aR21 124 139 周节 mt 21 99affh11rctn 2 17 齿根角 ffR22 4 25 齿顶角 1fa 4 25 ZL30 装载机驱动桥及主传动器设计 15 12fa 2 17 a 25 55 顶锥角 22a 70 47 11ff 19 13 根锥角 22 64 5 螺旋方向 小锥齿轮右旋 大锥齿轮左旋 111costantxmS 16 263理论弧齿厚 2 5 727 3 5 齿轮材料的选择及热处理 ZL30 装载机驱动桥的工作条件相当恶劣的 具有载荷大 作用时间长 载荷变化 多 冲击大 要求可靠性高等特点 根据这些特点 主传动器锥齿轮的材料和热处理 应满足如下的要求 a 齿轮具有较高的强度和刚度 b 齿面应具有较高的硬度和较低的粗糙度 以提高耐磨性 c 齿轮芯部应有适当的韧性 以适应冲击载荷 d 材料的加工性能良好 且适合进一步热处理 e 齿轮材料易于获得 根据以上要求选齿轮材料为渗碳合金钢 经渗碳 淬火 回火后 轮齿CrMnTi20 表面硬度应达到 58 64HRC 芯部硬度较低 约为 29 45HRC 1100 850b Mpas Mpa 为防止齿轮副在运行初期发生胶合 咬死 锥齿轮在热处理以及精加工后 均予厚 度为 0 005 0 01 的磷化处理或镀铜 镀锡处理 对齿面进行应力喷丸处理 以提高 齿轮寿命 为了提高耐磨性 可进行渗硫处理 渗硫可显著降低摩擦系数 防止齿轮 咬死 此外 为防止齿轮在淬火时产生较大的变形 可采用压淬法 7 3 6 主传动器锥齿轮的强度校核 在完成主传动器锥齿轮的几何计算 选择材料及热处理方式后 应对其强度进行计 算 以保证锥齿轮有足够的强度和寿命 安全可靠地工作 在进行强度计算之前 应首先了解齿轮的破坏形式 以及其影响因素 齿轮的破坏 形式有轮齿折断 齿面点蚀 齿面磨损 齿面胶合等 驱动桥齿轮承受的是交变载荷 但由于装载机作业中制动频繁 制动冲击大 主传动器锥齿轮主要的破坏形式是轮齿 ZL30 装载机驱动桥及主传动器设计 16 崩断 而且轮齿崩断对驱动桥的影响是致命的 故本处只以轮齿承受的最大扭矩进行 强度计算 而不再进行疲劳强度计算 3 6 1 轮齿的弯曲强度校核 锥齿轮齿根弯曲应力可用以下公式 6 计算 3 7 JKmbPSVD 1 上述公式由三部分组成 为载荷有关的系数 为轮齿尺寸有关的系数 K b 1 为应力分布有关的系数 JKmS 式中 弯曲应力 Mpa 齿轮齿宽中点圆周力 PNdP3102 式中 大锥齿轮计算扭矩 m 锥齿轮的节圆直径 mm 3 8 sin bde 式中 齿轮分度圆直径 e 齿轮齿面宽 b 分锥角 过载系数 与锥齿轮副运转的平稳性有关 综合考虑发动机工作性DK 质和载荷性质 对有液力变矩器的轮式装载机 取 1 1 DK 质量系数 与齿轮精度及节圆线速度有关 当轮齿啮合良好时 取V 1 0 V 载荷分配系数 反映在齿宽上载荷分配的不均匀性 与齿轮的的支mK 承刚度有关 当主动锥齿轮采用悬臂式支承时 1 10 1 25 取 1 15 mKmK 齿宽 b 齿轮大端模数 7 尺寸系数 反映了材料性质的不均匀性 与轮齿尺寸热处理等因素SK 有关 因 10 1 6 mm 时 m725 04 254 KS ZL30 装载机驱动桥及主传动器设计 17 弯曲强度几何系数 综合考虑了齿形系数 载荷作用点位置 轮齿间J 的载荷分配 有效齿宽 应力集中系数及惯性系数对弯曲应力的影响 查参考文献 2 可得 0 235 0 240 12 把以上各参数代入公式 3 7 可得 Mpa03 561 pa98 52 齿轮材料为渗碳合金钢 经渗碳 淬火 回火后 1100 锥齿CrMnTi0 bM 轮的许用弯曲应力为 p b7 因 1 pa72 pa0 所以 齿轮弯曲强度满足要求 3 6 2 轮齿齿面的接触强度校核 轮齿齿面的接触应力可按下式 6 计算 3 9 式中 接触应力 c Mpa 弹性系数 取 234 PCPC 齿轮齿宽中点圆周力 计算过程与 3 6 1 节轮齿的弯曲强度校核N 相同 过载系数 与锥齿轮副运转的平稳性有关 综合考虑发动机工作性D 质和载荷性质 对有液力变矩器的轮式装载机 取 1 1 DC 质量系数 与齿轮精度及节圆线速度有关 当轮齿啮合良好时 取VC 1 0 V 尺寸系数 反映了材料性质的不均匀性 与轮齿尺寸热处理等因素S 有关 因 7 1 6 mm 时 m725 04 254 mCS 载荷分配系数 反映在齿宽上载荷分配的不均匀性 与齿轮的的支C 承刚度有关 当主动锥齿轮采用悬臂式支承时 1 10 1 25 取 1 15 mCmK 齿宽 b 接触强度几何系数 综合考虑了齿形系数 载荷作用点位置 轮齿CJ 间的载荷分配 有效齿宽 应力集中系数及惯性系数对弯曲应力的影响 查参考文献 2 可得 0 11 0 11 12CJ CfmSVDPc Jdb ZL30 装载机驱动桥及主传动器设计 18 把以上各参数代入公式 3 9 可得 Mpac50 2781 Mpac72 6982 大小锥齿轮的许用接触应力均为 C 因 1c CMpa280 2 所以 齿轮接触强度满足要求 4 差速器设计 车辆在行驶过程中 由于左右两轮胎滚动半径不相等 左右两轮接触的路面条件不 同 行使阻力不相等因素 左右车轮在同一时间内滚过的路程往往是不相等的 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 将增加轮胎的磨损 增加转向阻力 同时也增加功率损耗 为了防止上述现象的发生 允许左右车轮以不同的转速旋转 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 其功用是能使左右车轮差速滚动 并将主传动器传来的 动力分配给两侧车轮 为提高装载机在恶劣路面的通过性和充分发挥发动机的动力 装载机需要对差速器采取防滑措施 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 差速器有多种形式 本次设计只设计车辆上广泛采用的对称式圆锥齿轮差速器 其 结构如下图 4 1 所示 图 4 1 普通对称式圆锥齿轮差速器 ZL30 装载机驱动桥及主传动器设计 19 4 1 圆锥直齿轮差速器基本参数的选择 由于差速器的外壳是安装在主传动器的从动锥齿轮上的 确定差速器外壳尺寸时要 考虑差速器受主传动器的限制 4 1 1 差速器球面直径的确定 差速器球面直径表征了差速器的大小和强度 可以根据经验公式 6 来确定 4 1 3maxMK 式中 差速器球面直径 mm 球面系数 5 10 6 04 K 差速器承受的最大扭矩 按从动锥齿轮上的最大扭矩计算 maxMN 得 3667 82 ax2N 代入相关参数 算得 78 64 93 14mm 对于采用四行星轮型差速器的车 辆 取较小值 取 90mm 4 1 2 差速器齿轮参数的选择 差速器的球面半径确定后 差速器齿轮的大小就基本确定下来了 因此 齿形参数 的选择可使齿轮有较高的强度 目前 差速器大都采用压力角 22 30 齿顶高系数 0 8 顶隙系数 0 188 的齿形 与标准齿形相比 这种齿形可以使齿轮采用较大 ah c 的模数 在几何尺寸一样的情况下 可充分发挥齿轮的强度 1 齿数的选取 行星齿轮齿数多数采用 10 12 半轴齿轮齿数多采用 16 22 且半轴齿轮1Z2Z 齿数 与行星齿轮齿数 之比在 1 6 2 之间 1Z2 为了保证安装 行星齿轮与半轴齿轮的个数应符合如下公式 6 ZL30 装载机驱动桥及主传动器设计 20 4 2 CNZX 右 半左 半 式中 左右半轴齿轮的齿数 右 半左 半 Z 差速器行星齿轮个数 大中型工程机械的行星齿轮数为 4 小型工CXN 程机械为 2 在此取 4 X 任意整数 根据以上要求 取 10 18 1Z2 2 齿轮模数 的确定m 可由下式 6 计算节锥距 4 3 29 0 8 sin21 dAo 式中 为行星轮的分锥角 29 3 1 21arctZ rta 所以 45 2 sin29o3 43 700 11sin2 d370 4 1Zm 圆整 取标准模数 5 m 3 齿面宽 可由下式 6 计算半轴齿轮齿宽 4 4 2 b 式中 为齿宽系数 取 0 30 b b 得 0 3 45 13 5 取 13 5 2 2 行星轮齿宽 比行星轮齿宽 宽约 10 1 则 1 1 1 1 13 5 14 85 取 15 1b2 1b 4 变位系数 为提高齿轮的强度 采用高度变位 经查表得 变位系数 26 0 差速器齿轮几何尺寸见表 4 1 表 4 1 差速器齿轮几何尺寸 单位 mm 名称 公式代号 行星齿轮 1Z半轴齿轮 2Z 齿数 Z 101 182 ZL30 装载机驱动桥及主传动器设计 21 模数 m4 5 齿面宽 B 151b 13 52b 压力角 22 30 变位系数 0 26 齿顶高系数 ah0 8 顶隙系数 c0 188 侧向间隙 n0 20 齿全高 ma 28 05 轴间夹角 90 分度圆直径 Zd 451d 812d 分锥角 211arctn 290 o 29 3 60 57 齿顶角 11 fafa 6 55 4 3 节锥距 2ZAo 46 32 齿顶高 mha 4 771ah 2 432ah 齿根高 cf 3 28f 5 62f 齿根角 offrtn 4 3 6 55 齿顶角 121 fafa 6 55 4 3 根锥角 ff 25 54 2 顶锥角 aa 35 58 65 4 2 差速器直齿锥齿轮强度计算 4 2 1 齿轮材料的选取 根据差速器齿轮工作环境和受载性质 差速器中行星齿轮和半轴齿轮的材料选为渗 碳合金钢 经渗碳 淬火 回火后 轮齿表面硬度应达到 58 64HRC 芯部CrMnTi20 硬度较低 约为 29 45HRC 1100 850 b Mpas pa 4 2 2 齿轮强度校核计算 由于差速器齿轮的工作条件比主传动器齿轮的工作环境要好的多 而且只有当车辆 转弯 或路面不平时 或一侧车轮打滑而滑转时 差速器齿轮才会有啮合传动 因此 一般只对差速器齿轮应进行弯曲强度计算 而不计算接触强度 可按下式 6 对差速器齿轮强度进行校核 vOmSCKJZbM 2 3210 4 5 ZL30 装载机驱动桥及主传动器设计 22 式中 差速器扭矩 CM n计6 0 式中 算出的主传动从动锥齿轮的最大扭矩 计 计Mmax2 行星轮数 为 4 代入各参数得 550 17 CMmN 半轴齿轮齿数 18 2Z2Z 齿面宽 b5 13 b 弯曲强度几何系数 综合考虑了齿形系数 载荷作用点位置 轮齿间J 的载荷分配 有效齿宽 应力集中系数及惯性系数对弯曲应力的影响 查参考文献 1 可得 0 258 1 齿轮大端模数 4 5 m 尺寸系数 反映了材料性质的不均匀性 与轮齿尺寸热处理等因素SK 有关 因 4 5 1 6 mm 时 648 0254 mKS 载荷分配系数 反映在齿宽上载荷分配的不均匀性 与齿轮的的支m 承刚度有关 1 10 1 25 取 1 1 Km 过载系数 与锥齿轮副运转的平稳性有关 取 1 0 D DK 质量系数 与齿轮精度及节圆线速度有关 当轮齿啮合良好时 取V 1 0 V 把以上各参数代入公式可得 Mpa63 51 齿轮材料为渗碳合金钢 经渗碳 淬火 回火后 1100 在安CrnTi20 b Mpa 全系数为 1 4 1 6 最后取锥齿轮的许用弯曲应力 pau70 因 5 8 exjtxdA 2sin 210sin o 所以 满足相邻条件 6 2 4 齿宽系数 b 由齿轮传动的强度计算公式可知 在同等载荷下 齿宽系数增大时 可减小齿轮的 直径和传动中心距 对于齿轮布置 齿轮强度带来好处 但 齿宽系数过大 易引起 较大的变形和齿向误差 致使载荷分布不均匀的现象变得严重 反而降低载荷承载能 力 对于 硬齿面 齿轮相对轴承的位置对称时 10 取 0 4 0 9 之间 由于行星b 轮支承刚性大 取齿宽系数 为 0 8 b 太阳轮齿宽 0 8 95 76 为便于啮合和装配 行星轮和齿圈的齿宽和tbtd 太阳轮一致 均为 76 6 2 5 齿轮变位 ZL30 装载机驱动桥及主传动器设计 29 标准齿轮传动的性能通常都能得到保证 但随着齿轮传动更高的要求 标准齿轮暴 露出一些缺点 如小齿轮 短命 结构不紧凑 传动不稳定等等 于是就需要采用渐 开线非标准齿轮传动 即 变位齿轮传动 齿轮变位有高度变位和角度变位 高度变 位是基于削弱大齿轮的强度 增强小齿轮的强度 来平衡齿轮的强度 但使总寿命降 低 而角度变位则不同 能同时增强两齿轮强度 提高承载能力及改善啮合特性 理论分析 10 表明 行星传动采用角度变位 使太阳轮和行星轮的啮合角比 20o大 很多 而使行星轮与内齿圈的啮合角接近 20o时 能显著提高太阳轮和行星轮轮齿抗轮 齿点蚀的能力 并使其承载能力接近行星轮与内齿圈传动的承载能力 故本次设计采 用角度变位 6 2 6 确定行星排齿轮齿数 由前面计算已知 齿圈齿数 65 太阳轮齿数 19 行星轮齿数 23 qZtZxZ 为采用角变位传动 将行星轮齿数减少 1 齿 即 22 x 6 2 7 齿轮变位计算 可根据下式 1 计算啮合角 6 2 xtqZj 算得 048 1321965 j 根据文献 2 选取适合的齿轮啮合角组合为 1 026 otx 0319 oxq 1 太阳轮与行星轮传动变位系数计算 t x 2 a 未变位时 行星轮与太阳轮中心距为 xttxZma 2 5 10295 b 初算中心距变动系数 txy 0 9328 costxxttxy 126cos c 变位后中心距为 txttxyZma2 07938 15 圆整取 mm 107tx d 实际中心距变动系数为 ZL30 装载机驱动桥及主传动器设计 30 90 51207 maytxttx e 计算啮合角 coscstxta ocs17 所以 9425 t f 计算总变位系数 1 0306 taniviZxxttx oinvi20ta945219 g 校核 t 介于曲线 P8 附近 有利于提高齿面接触强度及齿根抗弯强度 1 tx h 分配变位系数 分配变位系数得 0 500 0 5306 1 t x i 齿顶高降低系数 1 0306 0 900 0 1306txttxy 2 行星轮与齿圈传动变位系数计算 x q 2 a 未变位时 行星轮与太阳轮中心距为 xqxqZma 5 107265 b 实际中心距变动系数为 5107 yxqttx c 计算啮合角 cosstxqa o20cs17 所以 59 q d 计算总变位系数 0 0980 tan2iviZxqqx oinvi20ta519265 e 齿圈变位系数 0 0980 0 5000 0 4020 xqq f 齿顶高降低系数 ZL30 装载机驱动桥及主传动器设计 31 0 0980 0 100 0 0020 xqxqy 本设计的太阳轮 行星轮 齿圈均采用直齿圆柱齿轮并进行角度变位 行星排各齿轮的几何尺寸如表 6 1 表 6 2 所示 表 6 1 太阳轮行星轮外啮合传动几何尺寸 单位 mm 名称 公式代号 太阳轮 t 行星轮 x 齿数 Z 19tZ 22Z 模数 m 5m 5m 变位系数 0 5000t 0 5306x 齿顶高降低系数 0 1306x 分度圆直径 Zd 9 td10 xd 基圆直径 cosb 89 271b 367 b 齿顶高 mhtxa 6 874ath 7axh 齿根高 f 3 750ft 3 597f 齿顶圆直径 aad2 108 694atd 124 000axd 齿根圆直径 ffh 87 500ft 102 806f 分度圆周节 t 15 708 标准中心距 xttxZm 2102 5 实际中心距 ta107 节圆直径 cosd 99 171td 114 829xd 啮合角 tx 9425o 中心距变动系数 y 0 9000 齿顶圆压力角 abadrs at73 ax 23 o 注 齿顶高系数 1 顶隙系数 0 25 h c 表 6 2 行星轮与齿圈啮合传动几何尺寸 长度 mm 名称 公式代号 行星轮 x 齿圈 q 齿数 Z 22Z 65Z 模数 m 5m 5 变位系数 0 5306x 0 4020q 续表 6 2 名称 公式代号 行星轮 x 齿圈 q 齿顶高降低系数 0 0020q ZL30 装载机驱动桥及主传动器设计 32 分度圆直径 Zmd 10 xd325 qd 基圆直径 cosb 367 b 40 b 齿顶高 htxa 7axh 7aqh 齿根高 f 3 597f 4 240f 齿顶圆直径 aad2 124 000axd 339 000aqd 齿根圆直径 ff 102 806f 316 520f 分度圆周节 mt 15 708 标准中心距 xttxZ 2107 5 实际中心距 ta107 节圆直径 cosd 109 488xd 323 488qd 啮合角 tx 519o 中心距变动系数 y 0 1000 齿顶圆压力角 abadrs ax23 aq 3425 o 6 3 齿轮材料的选择 根据装载机终传动齿轮要求承载能力高 耐磨性好等特点 选齿轮材料为渗碳合金 钢 经渗碳 高频淬火 低温回火后 轮齿表面硬度应达到 58 64HRC 芯CrMnTi20 部硬度较低 约为 29 45HRC 1100 850 齿轮精度一般为 7 级 b Mpas pa 渗碳深度为 0 8 1 3mm 其弯曲疲劳许用应力 一般不大于 455 取取 FM 400 接触疲劳许用应力 一般不大于 14000 取 1300 F pa H H pa 为防止齿轮副在运行初期发生胶合 咬死 齿轮在热处理以及精加工后 均予厚度 为 0 005 0 015mm 的磷化处理 对齿面进行应力喷丸处理 以提高齿轮寿命 6 4 终传动齿轮强度的计算 终传动行星机构齿轮的主要破坏形式是接触疲劳破坏和弯曲疲劳破坏 因此 需要 对齿轮进行接触疲劳强度和弯曲疲劳强度计算 而且 通常只计算曲率半径较小 强 度较弱的太阳轮与行星轮啮合的强度 并考虑多个行星轮同时啮合时载荷分布不均匀 的影响 终传动齿轮均为直齿圆柱齿轮 故可用圆柱齿轮的强度计算公式 6 4 1 接触疲劳强度计算 齿面接触疲劳应力可按下式 10 进行计算 ZL30 装载机驱动桥及主传动器设计 33 6 3 idb FKZtEH1 式中 齿面接触疲劳应力 u Mpa 作用在轮齿上的圆周力 N tF 可由下式 10 计算 tF 6 4 ttdn2 式中 太阳轮扭矩 可用半轴传递过来的平均受载扭矩来计算 tM 1976 40 t2GPmN 行星轮个数 3 nn 太阳轮节圆直径 95mm td td 载荷修正系数 取 1 15 把以上各参数代入得 5 13869 tFN 节点区域系数 代入参数 算得 HZ txH