ZL50 裝載機驅動橋設計與優(yōu)化含5張CAD圖
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ZL50 裝載機驅動橋設計與優(yōu)化
The ZL50 loader drives the bridge design and optimization
摘 要
隨著現實工程的設計越來越趨向于整體化，細節(jié)化和系列化。對工程機械的要求也越來越高。在這樣的應用背景下，現階段普遍使用的ZL50裝載機的驅動設備和傳動系統就顯得較為單一，陳舊。此次畢業(yè)設計的內容為裝載機驅動橋設計，包括零件的選型，零件的確定，參數計算，尺寸確定，材料選擇，材料后續(xù)熱處理的選擇。具體設計主要包括主傳動的設計、主減速器的設計、差速器設計計算、傳動類型的選擇、半軸的設計、驅動橋殼的鑄造與計算。對各個零件進行相關的強度和剛度的校核以及各部分的受力分析。對各個部件的工作原理和具體結構作一定的了解。根據任務書的具體要求，合理選擇計算相關參數。
關鍵詞: ZL50 裝載機 驅動橋 優(yōu)化設計
I
ABSTRACT
With the design of real engineering more and more tend to be integrated, detailed and serialized. The demand for construction machinery is also getting higher and higher. In this application background, the driving equipment and transmission system of the ZL50 loader, which is widely used at this stage, appear to be relatively single and old. The content of this graduation design is loader drive bridge design, including part selection, part determination, parameter calculation, size determination, material selection, material follow-up heat treatment selection. The specific design mainly includes the design of the main drive, the design of the main gearbox, the design calculation of the differential, the choice of the type of transmission, the design of the half shaft, the casting and calculation of the drive bridge shell. The core of the relevant strength and stiffness and the force analysis of each part are carried out. To understand the working principle and specific structure of each component. According to the specific requirements of the task letter, reasonable choice to calculate the relevant parameters.
Key words: ZL50 loader drive axle optimization design
目 錄
摘 要 I
ABSTRACT II
1.概述 1
2.驅動橋類型選擇 4
3.傳動系總傳動比的分配 6
3.1裝載機各檔傳動比的確定 6
3.1.1變速箱 6
3.1.2各檔位傳動比確定 7
3.1.3各檔傳動比的分配 7
4.主減速器設計 9
4.1主傳動系的傳動形式 9
4.1.1齒輪類型 10
4.1.2支承方案 10
4.2主減速器錐齒輪尺寸確定[1] 12
4.2.1最大載荷確定 12
4.2.2計算載荷確定 13
4.3錐齒輪選擇及計算[1] 14
4.3.1齒數選擇 14
4.3.2 主動齒輪和從動齒輪參數計算 15
4.3.3 計算齒寬 16
4.3.4 錐齒輪的中點螺旋角β的確定 16
4.3.5 螺旋方向的選擇 16
4.3.6 法向壓力角的選擇 17
4.3.7 齒高參數的選擇 17
4.3.8圓弧錐齒輪尺寸計算 17
表4-2 主減速器基本參數計算 17
4.4 錐齒輪材料選定[1] 18
4.5 主傳動器螺旋錐齒輪的強度計算 18
4.5.1錐齒輪彎曲強度驗算[1] 18
4.5.2錐齒輪表面接觸強度校核計算[4] 20
5.差速器 22
5.1差速器的差速原理 22
5.2差速器齒輪的材料 23
5.3錐齒輪差速器的結構 23
5.4 差速器齒輪的材料選擇 24
5.5差速器參數選擇[1] 24
5.5.1齒數確定 24
5.5.2 節(jié)圓直徑確定 25
5.5.3 壓力角α的確定 25
5.5.4行星齒輪安裝孔徑和孔深 25
5.5.5 差速器齒輪的幾何計算 26
5.6 差速器齒輪的強度計算[1] 27
6.最終傳動設計 29
6.1 行星齒輪的結構和參數選則[5] 29
6.2輪邊減速器中的行星齒輪傳動匹配計算 29
6.2.1 傳動比計算 29
6.2.2鄰接條件驗證 29
6.2.3同軸條件驗證 30
6.2.4裝配條件驗證 30
6.3行星齒輪尺寸選擇 31
6.4齒輪材料及其制造工藝選擇[1] 34
6.5行星齒輪傳動疲勞強度校核[5] 34
6.5.1行星齒輪彎曲疲勞強度計算及校核 34
6.5.2行星齒輪接觸疲勞強度計算及校核 38
7.驅動半軸的設計 43
7.1半軸的分析及選型 43
7.2半軸的結構設計[1] 43
7.3半軸的材料與熱處理 43
7.4半軸的總體設計尺寸設計和計算 44
7.5計算半軸載荷[1] 45
7.6直徑初選 46
7.7半軸的強度校核 46
7.8半軸花鍵的強度計算[4] 46
7.9半軸結構設計時的注意事項 47
8.驅動橋殼的設計 48
8.1鑄造整體式橋殼的結構[1] 48
8.2驅動橋殼的受力分析[1] 49
8.3驅動橋殼的有限元分析 52
8.3.1三維模型建立 53
8.3.2定義材料屬性 53
8.3.3驅動橋殼應力有限元分析 53
9.花鍵、軸承、螺栓 58
9.1 花鍵的選擇與校核[4] 58
9.1.1輸入法蘭與中央傳動小錐齒輪軸連接處 58
9.1.2半軸錐齒輪與半軸連接處 59
9.1.3半軸與輪邊減速器太陽輪聯接處[4] 60
9.1.4齒圈與橋殼聯接處[4] 61
9.2主要軸承的選擇 61
9.3 主要螺栓的選擇 62
結論 63
參考文獻 64
致謝 65
82
1.概述
在當下的工程機械應用中，裝載機已經在其中扮演了舉足輕重的角色，在中短途運輸過程中，它可以發(fā)揮巨大的作用，方便快捷。而且它的施工類目也十分廣泛，大到國家級工程建設，小到公路修繕，房屋建設都有它參與。它的工作場所幾乎包括了生活中的各個方面，公路鐵路修護，房屋筑造，礦石運輸，物料移送，推送土壤，鏟平地面等多個方面。它的優(yōu)勢在于，速度快且效率高，運行也相對靈活，操作也簡單。諸多的優(yōu)點也讓它在工程建設中備受青睞。
裝載機按照大致外形區(qū)分可分為兩類，一類是履帶式裝載機，一類是輪式裝載機。這兩種的區(qū)別在于，履帶式裝載機的行進受路況影響小，越野能力優(yōu)越，面對復雜路況時有極大的便利；輪式裝載機的越野能力相對較差，但其行動方便快捷，，體積也較小，適應能力也更強，路況好的前提下，可以保持不錯的運行速度。但其所能提供的牽引力相對較小。
裝載機上的很多工作裝置都是可更換式的，例如鏟斗，常?？梢杂闷渌难b置設備更換，比如安裝叉車作運輸機械或者提升機械；安裝別的鏟斗類型作鏟運機械或推送機械；
裝載機的最主要作用就是“搬運”。運輸物料、雜物、原料等。有時也可以作為挖掘機械來使用。需要的時候，也可以當作高效率的鏟雪工具。雪災時經常被用來清理積雪。還可以用裝載機將積雪裝載到大型汽車上進行運輸。
近幾十年來，裝載機行業(yè)蓬勃發(fā)展，很多品牌快速成為這個行業(yè)里的領軍人物，一些知名的國際品牌比如：約翰迪爾、卡特彼勒、凱斯、沃爾沃、小松和利勃海爾等都裝載機制造研發(fā)都是非常先進的。
輪式裝載機最早出現于二次工業(yè)革命期間，經過幾十年的發(fā)展走到今天，在各個方面的優(yōu)化、發(fā)展都非常先進，甚至銷售、售后、維修、保養(yǎng)各個方面的保障服務都是非常完善的。
方法及預期目的：
查閱相關的書籍、資料，按照任務書的相關要求確定相關尺寸，經過具體的計算設計各個部件的明細尺寸，具體設計出驅動橋的各個部件。總體要求產品的使用便捷，節(jié)約為主，經濟性能較好。
裝載機分類主要根據發(fā)動機額定功率的大小，這次設計的ZL50裝載機屬于大型裝載機（發(fā)動機額定功率162kw，屬于147~515kw之內）（74kw，147kw,515kw）。根據發(fā)動機型號和功率確定，主傳動系的傳動形式為液力——機械傳動，這種傳動方式可以根據外在阻力的變化調整牽引力的大小，對車速的控制也更加便捷，在對精準控制的要求不大的場合是十分實用的，它主要通過液體的動能來傳遞能量。該傳動形式的特點是運轉平穩(wěn)，運轉壽命長，操控方便，可以根據不同的負載自行調節(jié)車速，在重要的裝載機械中廣泛被使用，而且相比機械傳動，液力——機械傳動有更多的優(yōu)點：
1.液力傳動系統是在機械傳動的基礎上研究出的新型傳動系統，比機械傳動系統先進。傳動過程中沒有過多的機械構件接觸。
2.液力機械傳動的換擋操作要比純機械傳動更加便捷，所以機械效率也比機械傳動型更高。
3.由于使用液力變矩器，傳遞動力主要通過液體，中間沒有具體的剛性軸連接，可以一定程度上增加零件的使用壽命。
4.液力—機械傳動可以在調節(jié)一定范圍內的車速，減少內燃機的額外功率，提高內燃機的機械效率,顯著降低換擋次數。
5.采用這種傳動形式可以分擔一部分車輛的減速，也可以進一步簡化車輛額外的減速機構。
液力—機械傳動相比機械傳動不僅有這么多的優(yōu)勢，劣勢也是比較明顯的，傳動剛度低，成本相對高，維修比較困難，傳動效率低。但是本著以人為本的原則，還是選擇液力——機械傳動。
驅動橋是傳動系統的最后一個部分，作用是增扭減速，用來給車輪提供克服前進阻力的扭矩。
ZL50的驅動橋是整個驅動系統的最后一個環(huán)節(jié)，其基本功能有：（1）一開始的減速為一對正交錐齒輪減速，因為兩個錐齒輪是正交，所以會改變扭矩的傳遞。（2）當左右驅動輪需要以不同的轉速旋轉時，相關機構可以通過自身的作用將不同的扭矩轉速傳遞給相應的驅動軸和驅動輪。（3）克服和路面之間的作用力。（4）降低轉速，增大扭矩。
此次設計的ZL50裝載機驅動橋為了得到較大的牽引力，需要采用全橋驅動橋。其減速比一般為12～35，速比分配時，應該盡可能多的將速比分配給最終傳動階段，這樣的分配原則可以顯著降低半軸傳遞的驅動扭矩，可以有效減小整體結構尺寸，結構緊湊。
2.驅動橋類型選擇
驅動橋按照工作特性分類可分為非斷開式驅動橋和斷開式驅動橋。由于此次設計的輪式裝載機要求有足夠的平穩(wěn)性和行駛平順性。所以選用非斷開式驅動橋，并且增加獨立懸架，使兩個驅動輪在遇到障礙的時候可以單獨產生跳動，這樣使得整個裝載機的穩(wěn)定性大大提高。
1.非斷開式驅動橋[1]
這種驅動橋的特點是結構簡單，造價經濟，可靠性高。
主減速器的大小決定了驅動輪的尺寸大小。由于輪胎類型和最小離地間隙已經確定，所以主減速器的大小也就唯一確定，進而從動錐齒輪的直徑也選定了。由于單級減速滿足不了整體的減速要求，所以需要添加第二級減速機構。但是通常第二級減速機構是安裝在驅動輪附近，構成輪邊減速器。輪邊減速器采用行星輪系的結構，容易得到較大的傳動比，而且整體尺寸較小。輪邊減速器安裝在輪轂內。
2.變矩器[2]
變矩器采用雙渦輪變矩器，兩級渦輪分別傳出動力，配合超越離合器自動調節(jié)車速，當傳動比小時，可以得到較大的變矩系數，K=4.75，因此它彌補了變速箱檔數少的不足，也就使變速箱的二進一退滿足了使用要求。
3.傳動系總傳動比的分配
3.1裝載機各檔傳動比的確定
3.1.1變速箱
這次設計，變速箱選用斜齒輪傳動。原因在于斜齒輪傳動，輪齒重合度高，傳動平穩(wěn)。輪邊減速器采用行星輪傳動，行星架輸出扭矩。[3]行星傳動的傳動比為（1+α），α為齒圈和太陽輪的齒數比。如圖3.1所示[5]
傳動比i可由相對速度法求得：
nt—太陽輪轉速
nq —齒圈轉速
nj—行星架轉速
低檔速時，將nq=0代入，得傳動比：
i0=ntnj=K+1=4.75+1=5.75
前進高速檔時，如3-1（c），得直接檔，i=1
后退檔，如3-1（d）,后行星排不起作用，前行星排傳動，傳動比為-K=-4.75
3.1.2各檔位傳動比確定
輪式裝載機各檔傳動比的計算公式：
i∑i=0.377nehrdVTi (3.1)
式中：neh—發(fā)動機的額定轉速 r/min
rd—驅動輪半徑 762mm（m）（根據同類型機器，選擇的輪胎類型為23.5-25輪胎，半徑為762mm）
VTi—某一檔的速度（km/h）
根據畢設任務書可得各檔位的傳動比如下：
i∑Ⅰ=0.377×2200×0.76210=3.79
i∑Ⅱ=0.377×2200×0.76234=1.12
i∑R=0.377×2200×0.76213=2.92
3.1.3各檔傳動比的分配
變速箱各檔的傳動比iki通過總傳動比分配給各個變速檔位,主傳動或中央傳動比i0,輪邊減速比ikⅡ=1
先分配出中央傳動比i0和輪邊減速比iB:
i∑i=ikii0iB (3.2)
對于有直接檔的變速箱結構中，高檔傳動比iki取值為1。此次設計中選取前進二檔為直接擋，則選取ikⅡ=1
則 i0iB=i∑ⅡikⅡ=1.12
由此可得各檔變速箱傳動比：
ikⅠ=i∑Ⅰi0iB=3.38
ikⅡ=1
iKR=i∑Ri0iB=2.61
分配i0iB時，力求iB>i0,用來減輕輪邊減速器和最終傳動之前相關零件的受力大小。進而可以適當減小差速器或轉向離合器的大小。
4.主減速器設計
主減速器的作用是增大扭矩，相應的，經過主減速器傳出的轉速會減少，另外還有傳遞動力的作用[1]。
4.1主傳動系的傳動形式
大型機械上，常常要求有較大的主傳動比和較大的離地間隙，本次設計的ZL50裝載機的設計要求也要求有較大的離地間隙（＞485mm），這就需要在驅動車輪有第二套減速系統，這樣可以簡化主減速器的結構，減小驅動橋中部的尺寸。缺點也是很明顯的，輪邊減速器需要在兩個驅動輪處安裝，對于驅動橋整體的結構，其實是變得復雜了許多，成本也增加，還有就是布置輪轂、軸承、車輪和制動器比較困難。
根據任務書要求以及所設計的工程機械確定減速形式為單級減速附行星輪邊減速，如下圖所示。
4.1.1齒輪類型
主減速器齒輪工作環(huán)境相對惡劣，承受載荷也多為重載。經常發(fā)生的破壞為輪齒折斷。所以主減速器齒輪的齒根處要保證有較大的彎曲應力。
弧齒錐齒輪的中心角不為0，它的優(yōu)點是避免齒輪根切的齒數少且容易獲得較大的傳動比；同時嚙合的齒數多，所以在高速運轉的過程中，有著不錯的穩(wěn)定性，裝配也相對簡單。而且接觸區(qū)位于整個齒面的中部，不容易產生滑脫和相對偏移?？梢詽M足主減速器齒輪的有關要求。
4.1.2支承方案
主傳動器主、從動齒輪正確的嚙合，想要保證工作效率，與齒輪的支撐剛度關系也非常大。
（一） 主動錐齒輪的支承
主動錐齒輪的支承選擇跨置式支承。
跨置式支承指的是在齒輪的兩端都用軸承支承，前端是一對小端向內，對稱安裝的兩個圓錐滾子軸承，后端是一個圓柱滾子軸承。這種支承形式支撐強度很高，但需要空間大，所以一般用于單級主減速器中。
跨置式支承
（二）從動齒輪的支承
從動齒輪的支承按照上圖的形式，原因在于這樣的支承形式可以使軸承的支承剛度增加，而且可以減小c+d。尺寸c應接近于d。
主減速器結構中，從動錐齒輪容易因為半徑太大或者錐齒輪傳動的傳動比過大產生變形。安裝在從動錐齒輪背面的止推螺栓就是為了減小這種變形，從動錐齒輪變形超過0.25mm左右時，止推螺栓開始起作用，阻擋從動齒輪繼續(xù)變形。
4.2主減速器錐齒輪尺寸確定[1]
主傳器的計算載荷，首先需要計算其受到的最大載荷和在工作時長時間內受到多大的載荷就是正常持續(xù)轉矩。
4.2.1最大載荷確定
（1）最大牽引力
最大牽引力是指牽引元件在克服自身行駛阻力Pf之后輸出的平行于路面并沿著行駛方向的推力，它受發(fā)動機發(fā)出的動力、附著力及路面條件的影響。這里主要驗算前橋，因為前橋載重之后為裝載機主要的承重部分。但裝載機為全橋驅動，所以牽引力是前后兩個橋的和。
假設發(fā)動機輸出扭矩最大，傳動比最小，且在良好路面上沒有滑轉產生，此時主減速器承受的扭矩最大，該最大扭矩：
Tje=TemaxiTLK0K1ηTn (4.1)
式中：
Temax—ZL50裝載機的發(fā)動機的最大轉矩，且轉矩的傳動效率為100%，全部用來驅動行駛，900N·M
iTL—此時由發(fā)動機到主減速器的傳動比，由提供參數計算約為5.75。
K0—猛結合超載系數，由性能系數fp確定，根據下式計算取該值為1.0。
裝載機行駛中的性能系數：
fp=16-0.195magTemax100 當0.195magTemax>16
fp=0 當0.195magTemax<16
ma——裝載機滿斗時的額定總重量21500Kg
所以：0.195×21500×9.8900=45.7>16
所以：fp=0,即K0取1.0
K1—驅動橋力分配偏差系數，裝載機的兩驅動橋由于裝載機重心位置不一定在中心而導致前后驅動力不等。該偏差系數取1.2。
ηT—從發(fā)動機到主減速器的傳遞效率，為變速箱*液力變矩器*萬向節(jié)傳遞效率，定為80%。
n—裝載機驅動橋的數目，2。
則Tje=900×5.75×1×1.2×0.82=2484 N·m
假設在發(fā)動機扭矩沒有達到最大，或檔位沒有達到最小減速比時，行駛在良好路面上ZL50已經有滑轉產生，這種情況下驅動橋受的力已經為最大，最大扭矩為：
Tjφ=G2φrrηLBiLB (4.2)
式中：
G2—ZL50在滿斗且鏟斗中貨物密度很大時，承受重力最大的驅動橋（前橋）給水平地面的最大負荷，該負荷=（裝載機重+貨重）2×驅動橋力分配偏差系數。計算得87791.7N
φ—附著系數，即輪胎和地面的摩擦系數，以為是在良好路面上行駛，故取1.0
rr—ZL的滾動半徑（m），計算公式如下：
rr=0.0254×［d2+HB×（1-λ）×B］
式中d—輪轂直徑(英寸)，對于型號23.5—25的輪胎，d=25英尺，HB—高寬比，對于寬基或超寬基輪胎，HB=0.5~0.7，取0.6；B—輪胎斷面寬度（英寸），對于23.5—25的輪胎，B=23.5英尺；λ—變形系數，λ=0.1~0.16，取0.13
則rr=0.0254×［252+0.6×（1-0.13）×23.5］=0.65m
ηLBiLB —從主減速器到車輪的總傳動效率和其對應的傳動比。由于該傳遞過程中只有齒輪傳動，效率較高取為95%，傳動比為主傳動比*輪邊減速比=5.75×3.7=21.3
則： Tjφ=87791.7×1×0.650.95×21.3=2821N·m
根據以上兩式可以看出該種裝載機的最大扭矩由發(fā)動機提供，所以，驅動橋收到的最大扭矩約為：
Tje=2484N·m
4.2.2計算載荷確定
上述最大力矩并非長期在使用條件下出現，所以不能用來計算疲勞破壞。裝載機長期行駛在土路面上進行裝載工作，應該以其平均轉矩最為疲勞破壞的依據。其平均轉矩的公式為：
Tjm=K1GrriLBηLBnfR+fH+fP （4.3）
式中：G—ZL50滿斗總重量，為21500×9.8=210700N
fR—裝載機工作的路面所對應的道路滾動阻力系數，0.02
fH—ZL50正常爬坡時的爬坡阻力系數，0.08
fP—ZL50的行駛性能系數：
fP=［16-0.195GTemax］100<0
所以取fP=0
故
Tcf=1.2×210700×0.65×（0.02+0.08+0）21.3×0.95×2=407N·m
應該把這個當成主減速器經常受到的扭矩，作為疲勞強度計算的依據。
4.3錐齒輪選擇及計算[1]
4.3.1齒數選擇
選擇錐齒輪時，z1,，z2沒有公約數可以使兩齒輪磨合均勻。主、從齒輪齒數和要大于40才能使齒面具有理想的重合度以及保證必要的重疊系數，同時提高了齒輪的彎曲強度。其中，小齒輪齒數最好大于6，可保證齒輪嚙合平穩(wěn)，同時可減小其疲勞強度和噪聲，但當許要大的主傳動比時，小齒輪齒數少才能得到較高的離地間隙。所以，兩齒輪齒數要合理搭配。
為滿足基本設計要求，可根據下表選擇齒數，在選擇主動輪齒數時考慮不讓小齒輪根切，且保證小齒輪有足夠的疲勞強度因該使小齒輪有較多的齒數，但為了使主減速器的傳動比足夠大，應該選擇較少的齒數，根據下表，綜合上述信息，選取Z1=7。
表4-1 主減速器小齒輪齒數選擇
Z2=Z1×i
Z2=Z1×i=7×5.75=40.25
圓整取41；
i=Z2Z1=5.857
滿足傳動比驗算。
4.3.2 主動齒輪和從動齒輪參數計算
根據經驗公式可粗選從動齒輪分度圓直徑：
（4-4）
KD2—從動輪的直徑系數，可取范圍為2.8～3.48；
Tc—從動輪得計算轉矩即式1和式 2中的較小者，即從動輪要承受的最大轉矩，248400 N·cm。
即D2=（2.8～3.48）3248400=（176.01～218.76）mm
初選D2=205mm 則模數mt=D2z2=20541=5mm
參考《機械原理》表10-1中的標準模數表選取5。
則計算模數為：
由d=m×z,可得模數符合要求
d1=5×7=35 d2=5×41=205
4.3.3 計算齒寬
錐齒輪齒面的寬度和其強度可壽命密切相關，寬度過窄則會導致強度壽命縮短。但，當齒面過寬時會導致小端齒溝太窄刀具加工，也會嚴重縮短刀具壽命，還可能在使用時應力集中，安裝時裝配空間過小，不利于安裝。一般從動錐齒輪齒寬不大于節(jié)圓的0.3倍，即b2≤0.3A2,而且b2≤10mt。
b2=0.155D2=0.155×205=31.775mm 在此取32mm
為了使齒輪嚙合良好、不浪費大齒輪齒寬，且方便安裝，小齒輪齒寬要比大齒輪大10%，取為b1=36mm
4.3.4 錐齒輪的中點螺旋角β的確定
選β時應考慮它對齒面重合度ε，輪齒強度和軸向力大小的影響，β越大，ε也越大，同時嚙合齒數也越多，傳動越平穩(wěn)，噪音越低，而且輪齒強度越高， ε應不小于1.25，在1.5～2.0時效果最好。但是當β過大時，會導致軸向力增大。
相關工程機械上螺旋錐齒輪的平均螺旋角為35°～40°，以采用35°較為普遍。本次選擇螺旋角也是35°。當中點螺旋角選定時，其他地方的螺旋角也隨之確定。
4.3.5 螺旋方向的選擇
此處設計中我們定主動錐齒輪為左旋，從錐頂看主動錐齒輪為逆時針，從動錐齒輪相反。主要是為了防止產生齒輪卡死。當ZL50前進時軸線力離開錐頂方向，兩輪有分開趨勢。
4.3.6 法向壓力角的選擇
在輪式裝載機上，為了提高輪齒的彎曲強度，一般采用22.5°的壓力角。
4.3.7 齒高參數的選擇
從相關資料可查得:螺旋錐齒輪的齒頂高系數ha*=0.85，頂隙系數C*=0.188 ﹔
4.3.8圓弧錐齒輪尺寸計算
確定基本參數后，可根據下表計算出齒輪的其它有關參數
表4-2 主減速器基本參數計算
序號
項目
計算公式
計算結果
1
主動齒輪齒數
7
2
從動齒輪齒數
41
3
端面模數
m
5
4
齒面寬
=36㎜ =32㎜
5
工作齒高
8.5㎜
6
全齒高
9.44㎜
7
法向壓力角
=22.5°
8
軸交角
=90°
9
節(jié)圓直徑
=
35㎜
=205㎜
10
節(jié)錐角
arctan
=90°-
=9.6888°
=80.3112°
11
節(jié)錐距
A==
A=104㎜
12
周節(jié)
t=π
t=15.708㎜
13
齒頂高
=4.25㎜
14
齒根高
=
=5.19 ㎜
15
徑向間隙
c=
c=0.94㎜
16
齒根角
=2.8569°
17
面錐角
=12.5457°
=83.1681°
18
根錐角
=
=
=6.8319°
=77.4543°
19
齒頂圓直徑
=
=43.38㎜
=206.43㎜
4.4 錐齒輪材料選定[1]
不同于別的地方的齒輪，傳動系中的主減速器齒輪容易發(fā)生損壞。材料選用有一定的要求：
a)良好的抗彎曲性能和很高的表面接觸強度，硬度高，從而使得齒輪表面耐磨性增強。
b)齒輪內部應該有一定的韌性，避免因為單一要求高強度而使齒輪整體過脆。
c)材料的可塑性要好，用來保證后續(xù)的加工以及改良處理步驟的進行。
d）選擇合金材料時，盡量避免選用沒有特殊金屬的合金鋼。
本次設計中用到的錐齒輪均用滲碳合金鋼制造。滲碳合金鋼的優(yōu)點是可以滿足錐齒輪的材料的一切要求，后續(xù)的物理加工也相對方便。缺點是熱處理費用較高，下層硬度較低，壓力過大時易變形。如果表層的含碳量過高，會導致硬化層脫落。
為改善新齒輪的磨合以及進一步加強其硬度應該在該種合金鋼中滲碳。這樣可以在蘸火時得到較厚的淬硬層。同時還可以保持齒輪中心的韌性。為了不使硬化層過早脫落，碳含量要控制在0.8%～1.2%。同時為提高其硬度還可以進行磷化處理或鍍銅、鍍錫處理厚度在0.005～0.020mm。對齒面進行應力噴丸處理，噴丸處理可以提前打磨掉齒輪的上的尖角、縮短其磨合磨損期、減少磨合磨損期產生的金屬小顆粒，可提高齒輪壽命。
20CrMnTi材質的錐齒輪相關參數如下[9]：
σb =1080MPa σs=850MPa 硬度217HBS
4.5 主傳動器螺旋錐齒輪的強度計算
齒輪的強度計算主要是計算齒輪的疲勞強度和彎曲強度。
4.5.1錐齒輪彎曲強度驗算[1]
錐齒輪的最大齒根彎曲應力為：
σu=MmaxKcKv×2Fzm2×KsKmJw （4-5）
式中：σu—錐齒輪所受的最大彎曲應力，MPa
Mmax—錐齒輪最大載荷作用下的扭矩N·mm
Kc—超載系數，與錐齒輪副運轉的平穩(wěn)有關，對輪式裝載機可取K0=1.25～1.5，結合ZL50的實際情況，取K0=1.25；
Kv—質量系數，根據機械設計課程設計書中的齒輪精度表選擇7級精度，
v=1000πd1n160≈4m/s，由下圖可取Kv=1.36；
F—齒寬，mm，F=b；
z—齒數；
m—大端模數，m=ms
Ks —尺寸系數，可以根據以下方式確定：
當m<1.6mm時，取Ks=0.5；m≥1.6時：Ks=4m25.4,則Ks=4525.4=0.641
Km—載荷分配系數，小齒輪用跨置式支承，Km=1.00～1.10，取中間值Km=1.05
Jw—計算彎曲應力的系數，由圖2-3得J1=0.225 J 2=0.20
則σu1=2821000×1.251.36×236×7×52×0.641×1.050.225=247.0MPa
而σu2=2484000×1.251.36×232×41×52×0.641×1.050.20=468.5MPa
則許用彎曲應力為：［σu］=0.75σb=810 MPa
則σu1<［σu］, σu2<［σu］,齒輪彎曲強度合格。
圖4-3 彎曲計算用綜合系數J
4.5.2錐齒輪表面接觸強度校核計算[4]
錐齒輪輪齒的齒面接觸應力為：
σc=CpPeC0Cv×1bde×CsCmCfIx
σc—錐齒輪輪齒齒面接觸應力，MPa
Cp—有關材料彈性性質的系數，鋼制錐齒輪副Cp=234N1/2/mm
Pe—齒輪大端圓周力（kg），Pe=2Mmax1de
C0—過載系數，C0=KC=1.0
Cv—動載系數，Cv=Kv=1.36
b—有效工作齒寬，b=3.2cm
de—小齒輪大端分度圓直徑，de=3.5cm
Cs—尺寸系數，Cs=Ks=0.641
Cm—載荷分布系數，Cm =Km=1.05
Cf—表面質量系數，此次設計中可取Cf=1.0
Ii—表面接觸強度綜合系數，對此次選用的弧齒錐齒輪用插入法并綜合下圖4-4選取I=0.14
圖4-4
· 圖4-5
σc=743×2×4070×1.03.5×1.36×13.2×3.5×0.641×1.05×1.00.14=20131kg/cm2
即σc= 1972.8MPa
σc<［σc］=3500MPa,錐齒輪輪齒的齒面接觸強度合格。
5.差速器
車輛在行使過程中，當行駛的形式不是在平整路面上直行時，左右輪的速度需要不相等，否則容易引起輪胎打滑，加重輪胎的磨損。為了解決這個問題，輪間差速器就應運而生。它主要的作用就是讓兩個驅動輪可以以不同的轉速轉動[7]。
由于對稱式錐齒輪結構簡單，傳動平穩(wěn)。故這次差速器齒輪設計，齒輪選擇圓錐直齒輪，按對稱分布。
5.1差速器的差速原理
圖5-1 差速器差速原理
當兩軸的轉速ω1、ω2值相同時，行星齒輪只是隨著兩軸上的錐齒輪公轉，角速度也相同，值為ω0。于是ω1=ω2=ω0，即差速器只傳遞轉速，不需要差速。
當行星輪有兩種運動形式的時候，既隨著半軸公轉，還繞自身的軸5以ω4自轉時，嚙合點A的圓周速度為 ω1r=ω0r+ω4r，嚙合點B的圓周速度為ω2r=ω0r-ω4r。
于是
ω1r+ω2r=(ω0r+ω4r)+(ω0r-ω4r)
ω1+ω2=2ω0 (5-1)
若角速度以每分鐘轉速n表示，則
n1+n2=2n0 (5-2)
上式表明差速器殼兩端的半軸齒輪的轉速和等于差速器殼的轉速的兩倍，當車輛需要兩個驅動輪以不同的速度轉動時，行星輪的轉動就起抵消兩輪轉速差的作用，消除車輪的打滑。
5.2差速器齒輪的材料
差速器中的齒輪與主傳動齒輪一樣，材料都是滲碳合金鋼[9]。常用的材料是20CrMnTi，差速器齒輪常用精鍛工藝，這種工藝的缺點在于成品精度較低[10]。
5.3錐齒輪差速器的結構
輪式裝載機的錐齒輪差速器，主要特點是工作平穩(wěn)，構造簡單。面對多樣的工況，驅動輪上的扭矩分配應該基本平均，這樣的扭矩分配對于裝載機的工作和轉彎非常適合。組成如下圖：
5.4 差速器齒輪的材料選擇
差速器與主減速器相連接，工作環(huán)境類似，所以選擇材料和熱處理方法同主減速器齒輪相同。
5.5差速器參數選擇[1]
從動錐齒輪的大小基本決定了差速器外殼的尺寸，差速器的安裝也對外殼的尺寸有相關的要求。差速器殼的大小要方便差速器的安裝。減速器對其的影響，不能發(fā)生干涉。
5.5.1齒數確定
差速器的強度和其球面半徑密切相關，球面半徑大差速器強度高，節(jié)錐距大。為在有限的空間內提高行星齒輪的強度，行星齒輪的數目4
行星齒輪的球面半徑確定：
RB=KB3Tmm (5-3)
式中：
RB—行星齒輪的球面半徑，mm
KB —球面半徑系數，在2.5～3.0之間，與行星齒輪的個數有關，裝載機盡量取最大值，取3
T—轉矩，即行星齒輪所受的最大轉矩，也就是主減速器的最大轉矩，故為3.7×2484=9190.8N·M
根據（5-3）式得RB=339190.8=62.841 初選RB=63mm 同時預選節(jié)錐距A0=63mm
差速器的齒輪大小基本由其球面半徑決定。為提高其強度在選擇齒形系數時應使其模數盡量大，使齒輪有較高的強度，但不能使其齒數過少，這樣不利于加工和嚙合。盡量將齒數比z2z1控制在1.5～2.0范圍內。
在確定這兩種齒輪時要考慮彼此間的裝配關系，半軸齒輪數要為雙數。這樣可以保證行星齒輪的分布均勻，滿足安裝條件。公式如下：
z2L+z2Rn=I （5-4）
其中：
z2L, z2R—差速器兩半軸齒輪的齒數，一般來說，兩齒數相等
n—行星齒輪數
此處取z1=10，z2=18
5.5.2 節(jié)圓直徑確定
（1）首先求出兩種齒輪的節(jié)錐角：
γ1=arctanz1z2=arctan1220=29.05°
γ2=arctanz2z1=arctan2012=60.95°
（2）模數的確定
齒輪的外錐距為：Re=d12sinγ1≈RB2=31.5mm
則：d1=RB*sinγ1=30.6mm
則：m=d1z1=30.6÷10=3.06mm,取為標準值，m=4
由此可得：
行星齒輪分度圓直徑：d1=mz1=4×10=40mm
半軸齒輪分度圓直徑：d2=mz2=4×18=72mm
5.5.3 壓力角α的確定
最小齒數為10。在此選擇22.5°的壓力角，齒高系數定為0.8。
5.5.4行星齒輪安裝孔徑和孔深
行星齒輪是安裝在行星齒輪軸上的，行星齒輪軸的名義尺寸和安裝孔的直徑大小相同，軸穿過安裝孔支承起行星齒輪，二者的支承長度通常?。?
L=1.1φ
Lφ=1.1φ2=T0×103［σc］*nl
φ=T0×1031.1［σc］*nl
式中：
T0—差速器要承受的最大的扭矩， N·M；在此取9190.8N·M
n—行星齒輪的數目；4
l—行星齒輪支承面重點支錐頂的距離，mm，l≈0.5d2’, d2’為半軸齒輪齒面中點處的直徑，而d2’ ≈0.8 d2；
［σc］—支承面的許用擠壓應力，在此取98 MPa
根據上式d2’=0.8×72=57.6mm l=0.5×57.6=28.8mm
φ=91908001.1×98×4×28.8≈28mm L=1.1×28≈30.8mm
5.5.5 差速器齒輪的幾何計算
表3-1差速器直齒錐齒輪的幾何尺寸計算用表
序號
項目
計算公式
計算結果
1
行星齒輪齒數
≥10，應盡量取最小值
=10
2
半軸齒輪齒數
=14～25，且需滿足式（5-4）
=18
3
模數
=4mm
4
齒面寬
b=(0.25～0.30)A0;b≤10m
18mm
5
工作齒高
=6.4mm
6
全齒高
h0=（1.6+0.188）m
7.152
7
壓力角
22.5°
8
軸交角
90°
9
節(jié)圓直徑
；
d1=40
d2=72
10
節(jié)錐角
，
=29.05°
11
節(jié)錐距
Re=d12sinγ1= d22sinγ2
=63mm
12
周節(jié)
=3.1416
=12.6mm
13
齒頂高
;
=0.8mm
=5.6mm
14
齒根高
=1.788-;=1.788-
=6.352mm;
=1.552mm
15
徑向間隙
=-=0.188+0.051
=0.803mm
16
齒根角
=;
=5.758°
=1.411°
17
面錐角
；
=34.81°
=62.36°
18
根錐角
；
=23.29°
=59.54°
19
外圓直徑
d01=41.40mm
d02=77.44mm
20
齒側間隙
=0.245～0.330 mm
=0.250mm
5.6 差速器齒輪的強度計算[1]
差速器中的齒輪由于只在非平整路面直線行駛的時候才發(fā)揮差速的作用，所以只需要進行彎曲強度校核：
σw=K0KsKm200Mcbz2JKvm2 MPa (5-5)
式中：
MC—差速器受到的轉矩，Mc =0.6Mmaxn, Mc=919080×0.64=137862N·mm
—行星齒輪數, 4
b—齒寬，18mm
—差速器半軸齒輪齒數， 18；
—差速器質量系數，當制造誤差小，裝配精度高時，周節(jié)徑向跳動小。取 1。
—差速器尺寸系數，當m>1.6時，Ks=4m25.4, Ks=0.631
Km—差速器載荷分配系數，由于差速器支撐條件好，剛度好所以取1。
—差速器齒輪彎曲應力綜合系數，由圖4-3 J=0.254
m—模數,4
K0 —過載系數，1
圖3-1 彎曲計算用綜合系數
則：
σw=13786218×18×0.254×200×0.631×116×11=132.1MPa
半軸齒輪與行星齒輪材料選為20CrMnTi,其極限應力為σb=1080MPa
則σw=0.75σb=810 MPa
則σw<［σw］,齒輪彎曲強度合格。
6.最終傳動設計
最終傳動是傳動系中最后一級減速增扭機構，即輪邊減速機構。最終傳動要在不發(fā)生干涉、滿足強度要求的情況下盡量使傳動比大，所以ZL50一般選用行星齒輪減速器。單排內嚙合行星傳動容易得到大傳動比，而且可以讓整個輪邊減速器的尺寸盡可能小。
輪邊減速器的傳動形式選擇為行星輪系傳動，這種傳動形式：主動件為太陽輪，從動件為行星架，傳動比為1+α(α為齒圈和太陽輪的齒數之比)。
6.1 行星齒輪的結構和參數選則[5]
2Z-A(X)型行星齒輪為單層，結構簡單，總直徑相對別的種類的齒輪直徑小，齒輪外輪廓為圓，與車輪外型可以很好的匹配。
分配減速傳動比為4.875，在此行星輪系選用一定規(guī)格的行星輪系，太陽輪齒數Za=16,行星輪齒數Zg=23，齒圈齒數Zb=62，行星輪數目 nw=3。
6.2輪邊減速器中的行星齒輪傳動匹配計算
6.2.1 傳動比計算
根據傳動比計算 iaHb=1+ZbZa
則1+ZbZa=1+6216=4.875= iaHb
6.2.2鄰接條件驗證
鄰接條件：相鄰的兩個行星輪的齒頂圓半徑應小于兩個行星輪的中心距
可得 L=2awsin180°nw>（da）g
即 L=2×m×Za+Zg2sin60°=3932 m
（da）g=d+2h=18m
則 2awsin180°nw>（da）g
鄰接條件滿足，在布置3個行星輪時無干涉產生。
6.2.3同軸條件驗證
同軸條件是指外嚙合齒輪的中心距等于內嚙合齒輪的中心距
則有Zb=Za+2Zg
因為Zb=62 Za=16 Zg=23 所以滿足條件。
6.2.4裝配條件驗證
相鄰兩個行星輪所夾中心角φ1=2πnw
中心輪a相應轉過φ1角，φ1角必須等于中心輪a轉過γ（整數）個齒所對的中心角，φ1=γ×2πZa
式中2πza 為中心輪a轉過一個齒（周節(jié)）所對的中心角。
ip=nnH=φ1φH=1+ ZbZa
將φ1、φH代入上式，有γ×2πza×nw2π=1+ ZbZa
整理得γ=Zb+Za3=26
滿足兩中心輪的齒數和應為行星輪數目的整數倍的裝配條件。
6.3行星齒輪尺寸選擇
根據彎曲強度初選模數m
m=Km3T1KAKF∑KFPYFa1φdz1σFlim (6-1)
式中 Km —算數系數，直齒輪傳動一般取Km=12.1
T1—半軸傳來的最大轉矩，137.862N·m；
T1=Tanp=9549P1npn1
KA—使用系數，取1
KF∑—綜合系數，由下表得，取2
KFP—載荷分布不均勻系數，KFP=1+1.5（KHP-1），（粗略計算時KHP=1.5）代入得KFP=1.75
YFa1—小齒輪齒形系數，由下表YFa1=3.15
φd—齒寬系數，φd=1.2
z1—齒輪副中小太陽輪齒數，16；
σFlim—齒輪彎曲疲勞極限，由《行星齒輪傳動設計》圖7-26～7-30,取240N*mm2,
則m=Km3T1KAKF∑KFPYFa1φdz1σFlim=12.13137.862×1×2×1.75×3.151.2×162×240≈3.4，取m=4
表6-1
表6-2
1） 分度圓直徑d
d(a)=m×Za=4×16=64mm
d(g)=m×Zg=4×23=92mm
d(b)=m×Zb=4×62=248mm
2） 齒頂圓直徑da
齒頂高ha:外嚙合ha1=ha×m=m=4mm
內嚙合ha2= （ha*-△h*）×m=（1-7.55Zg）×m=3.515
da(a)= d(a)+2ha=64+16=80mm
da(g)= d(g)+2ha=92+16=108mm
da(b)= d(b)-2ha=248-14.06=233.96mm
3） 齒根圓直徑df
齒根高hf=（ha*+c*）×m=1.25m=5
df(a)=d(a)-2hf=64-20=84mm
df(g)=d(g)-2hf=92-20=72mm
df(b)=d(b)-2hf=248+20=268mm
4） 齒寬b
b(a)=φd*d(a)=1×64=64mm
b(g)=φd* d(a)+5=64+5=69mm
b(b)=φd× d(a)-5=64-5=59mm
5） 中心距a
此處嚙合齒輪副的節(jié)圓與分度圓重合，則嚙合齒輪副的中心距為：
1、a-g為外嚙合齒輪副
aag=m（za+zg）2=4×（16+23）2=78mm
2、b-g
abg=4（za-zb）2=4×（62-23）2=78mm
經過計算可得基本參數如下表：
表6-3 差速器行星齒輪基本參數計算
中心輪a
行星輪g
內齒圈b
模數m
4
4
4
齒數z
16
23
62
分度圓直徑d
64
92
248
齒頂圓直徑
80
108
233.96
齒根圓直徑
84
72
268
齒寬b
64
69
59
中心距a
=78mm =78mm
6.4齒輪材料及其制造工藝選擇[1]
中心輪的選材為45鋼[9]，正火處理以后硬度可以達到要求[8]，在162~217HBS之間，表面加工精度應達到8級精度，齒面粗糙度Ra≤1.6行星輪g、內齒圈b選用聚甲醛，選8級精度，要求齒面粗糙度Ra≤3.2。
6.5行星齒輪傳動疲勞強度校核[5]
齒輪的破壞形式多種多樣，行星齒輪的主要破壞形式，分為兩種，接觸疲勞破壞和彎曲疲勞破壞，因此應對這兩個方面的強度進行校核及驗算。
行星齒輪傳動中，強度校核主要針對太陽輪和行星輪，由于圓周力的影響，行星輪和太陽輪會相互之間有圓周力的影響，同時因為行星齒輪與太陽齒輪嚙合會有一定的載荷不均勻的問題，計算過程中要代入修正系數。
6.5.1行星齒輪彎曲疲勞強度計算及校核
（1）轉矩T1
T1=Tanp=9549P1npn1=137862 N·mm
行星齒輪彎曲疲勞強度σF可按下式計算，即
σF=σF0KAKVKFβKFαKFρ (6-2)
其中：
σF0—齒根應力基本值，其公式為：
σF0=Ft（bmn）YFaYSaYεYβ （6-3）
其許用齒根應力為：
σFp=σFlimSFlimYSTYNTYδrelTYRrelTYX （6-4）
Ft—名義切向力，
Ft=2000T1npd1=2000×137.8623×80=1148.85N·mm
KA—使用系數，根據表6-1取1.5
KV—動載系數，和齒輪的精度的線速度有關，計算得1.06
KFβ—齒向載荷分布系數，計算得：1.3
KFα—齒間載荷分配系數，由圖6-3得KFα=1.2
KFρ—行星輪間載荷分配系數，計算得 1.3
KFρ=1+1.5×（1.2-1）=1.3
YFa—齒形系數，由下圖6-1得 2.58
YSa—應力修正系數，由下圖6-2得 1.63
Yε—重合度系數，計算得：0.78
Yβ—螺旋角系數，由下圖6-2得：1
σF=1148.854×64×2.58×1.63×0.78×1×1.5×1.06×1.3×1.2×1.3=47.47 N/mm2
σFlim—齒根彎曲疲勞極限，340 N/mm2
SFlim—最小安全系數，由表6-4得:1.6
YST—應力系數，與齒根彎曲疲勞極限有關，得：2
YNT—使用壽命系數，為0.89
YδrelT—查相關資料得，1
YRrelT—相對齒根表面狀況系數，與齒根表面狀況系數有關0.98：
YX—尺寸系數，按相關公式計算得：1.02
σFp=3401.6×2×0.89×1×0.98×1.02=378 N/mm2
則可得，σF<σFp,則該齒輪滿足齒根彎曲
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