ZL40輪式裝載機驅動橋設計（太原）

ZL40輪式裝載機驅動橋設計（太原）,zl40,輪式,裝載,驅動,設計,太原 畢 業(yè) 設 計 ZL40 輪式裝載機驅動橋設計 學生姓名 李佳琦 學號 125011226 系 部 機械工程系 專 業(yè) 機械設計制造及其自動化 指導教師 劉申全 二零一四 年 六 月 誠信聲明 本人鄭重聲明 本論文及其研究工作是本人在指導 教師的指導下獨立完成的 在完成論文時所利用的一切 資料均已在參考文獻中列出 本人簽名 年 月 日 畢業(yè)設計任務書 設計題目 ZL40 輪式裝載機驅動橋設計 系部 機械工程系 專業(yè) 機械設計制造及其自動化 學號 125011226 學生 李佳琦 指導教師 含職稱 劉申全 副教授 專業(yè)負責人 張煥 梅 1 設計的主要任務及目標 針對工程機械的作業(yè)特點 設計用于輪式裝載機的驅動橋總成 包括半軸和輪 邊減速裝置等 要求系統(tǒng)傳動平穩(wěn) 安全可靠 體積小 承載能力強 具體內容有 中央傳動的機構設計與計算 差速器的結構設計與計算 半軸的 結構設計與計算 輪邊減速器的結構設計與計算 各輔助零件與連接件的選型與校 核計算 原始參數如下 額 定 斗 容 2 m3 額 定 載 重 量 40 KN 整 機 質 量 120 KN 橋 荷 分 配 前橋 65 后橋 35HH 代 入上式 得 0 547 m dr 分別為所計算的主減速器從動錐齒輪到驅動車輪之間的傳動效率和fi 傳 比 3 667 fi 輪邊減速器效率 0 96 f 所以 15351 996 07 354 412 CSTmN 確定小錐齒輪的最大轉矩 按上述兩者較小值 來計算 ceT 2490 5 0iMce 3 按正常行駛平均轉矩確定從動錐齒輪的計算轉矩 1 車輛使用條件較穩(wěn)定時 其正常持續(xù)的轉矩根據平均牽引力來確定 1 3 PHRfdTacf fnirG mN 式中 滿載時的總重量 在此取 120 40 KN 所牽引的掛車滿載時總重量 KN 但僅用于牽引車的計算 T 道路滾動阻力系數 在此取 0 03Rf 正常行駛時的平均爬坡能力系數 在此取 0 2H 在此取 0 pf 太原工業(yè)學院畢業(yè)設計 3 主傳動器從動錐齒輪到驅動車輪之間的傳動效率 在此取 0 96f 主傳動器從動錐齒輪到驅動車輪之間的傳動比 在此取 3 667 fi 計算驅動橋數 在此取 2 n 所以 3310 4cfT 03 96 017 354 2 mN 按上述第一種 第二種方法確定的計算轉矩 Tce T cs 僅為錐齒輪的最大轉矩 只能用作計算錐齒輪的最大應力 對于一個具體車輛的主傳動器錐齒輪 可以取這 兩種方法計算結果的較小值作為算轉矩 按第三種方法 正常行駛平均轉矩 確定的計算載荷 可以用來進行錐齒輪的 壽命計算 1 2 2 主減速器錐齒輪主要參數 主傳動器錐齒輪的主要參數有主 從動齒輪的齒數 和 從動錐齒輪大1z2 端分度圓直徑 端面模數 主從動錐齒輪齒面寬 和 中點螺旋角 法向2Dtm1b2 壓力角 等 1 主 從動錐齒輪齒數 和1z2 選擇主 從動錐齒輪齒數時應考慮如下因素 為了磨合均勻 之間應避免有公約數 12 為得到理想的齒面重合度和高的輪齒彎曲強度 主 從動齒輪齒數和應不小 于 40 為了嚙合平穩(wěn) 噪聲小和具有高的疲勞強度對于商用車 一般不小于 6 1z 主傳動比 較大時 盡量取得小一些 以便得到滿意的離地間隙 0i1z 對于不同的主傳動比 和 應有適宜的搭配 2 根據以上要求選取 7 44 51 4011z 2 從動錐齒輪大端分度圓直徑 和端面模數 的選擇2Dtm 對于單級主減速器 從動錐齒輪的尺寸大小除影響驅動橋殼的離地間隙外 還 影響跨置式主動齒輪前支撐架的位置和差速器的安裝等 一般從動錐齒輪的分度圓 直徑可以根據從動錐齒輪上的最大扭矩進行初步選定 可根據經驗公式 2 初選 2D 1 4 3cTK 太原工業(yè)學院畢業(yè)設計 4 式中 從動錐齒輪大端分度圓直徑 2Dm 直徑系數 一般取 0 23 0 31K 從動錐齒輪的計算轉矩 為 Tce 和 Tcs 中的較小者 14744 4 Tc cTmN 所以 0 23 0 31 261 0 352 9 234 17 初選 319 則 319 44 7 25Dmt2Dzm 參考 2 表 23 4 3 中 選取 8 所以 352t 根據式 2 1 5 t3cmTK 來校核 8 選取的是否合適 其中 0 061 0 089 s mK 此處 0 061 0 089 6 942 10 129 因此滿足校核 t 34 17 3 主 從動錐齒輪齒面寬 和b2 錐齒輪齒面過寬并不能增大齒輪的強度和壽命 反而會導致因錐齒輪輪齒小端 齒溝變窄引起的切削刀頭頂面過窄及刀尖圓角過小 這樣不但會減小了齒根圓角半 徑 加大了集中應力 還降低了刀具的使用壽命 但齒面過窄 輪齒表面的耐磨性 和輪齒的強度會降低 對于從動錐齒輪齒面寬 推薦不大于節(jié)錐 的 0 33 倍 即 而且2b2A2231Ab 應滿足 2btm102 177 63 所以 60 21 在此取 605 20zsA 0231b mm 一般習慣使錐齒輪的小齒輪齒面寬比大齒輪稍大 使其在大齒輪齒面兩端都超 出一些 通常小齒輪的齒面寬比大齒輪約大 10 在此取 1 1 661b2 4 中點螺旋角 螺旋角沿齒寬是變化的 輪齒大端的螺旋角最大 輪齒小端螺旋角最小 弧齒 錐齒輪副的中點螺旋角是相等的 選 時應考慮它對齒面重合度 輪齒強度和軸向 力大小的影響 越大 則 也越大 同時嚙合的齒越多 傳動越平穩(wěn) 噪聲越低 而且輪齒的強度越高 應不小于 1 25 在 1 5 2 0 時效果最好 但 過大 會導致 軸向力增大 輪式裝載機上螺旋錐齒輪的平均螺旋角為 35 40 以采用 35 較為普遍 5 螺旋方向 從錐齒輪頂端看 齒形從中心線上半部向左傾斜為左旋 向右傾斜為右旋 主 太原工業(yè)學院畢業(yè)設計 5 從動錐齒輪的螺旋方向是相反的 螺旋方向與錐齒輪的旋轉方向影響其所受的軸向 力的方向 當變速器掛前進擋時 應使主動錐齒輪的軸向力離開錐頂方向 這樣可 使主 從動齒輪有分離的趨勢 防止輪齒因卡死而損壞 所以主動錐齒輪選擇為左 旋 從錐頂看為逆時針運動 這樣從動錐齒輪為右旋 從錐頂看為順時針 驅動車 輛前進 6 法向壓力角 圓弧錐齒輪的壓力角是以法向截面的壓力角來標志的 加大壓力角可以提高齒 輪的強度 減少齒輪不產生根切的最小齒數 但對于尺寸小的齒輪 大壓力角易使 齒頂變尖及刀尖寬度過小 并使齒輪的端面重疊系數下降 所以在輕載荷工作的齒 輪中一般采用小壓力角 可使齒輪運轉平穩(wěn) 噪音低 螺旋齒輪標準壓力角 20 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 太原工業(yè)學院畢業(yè)設計 6 1 2 3 螺旋錐齒輪的幾何尺寸 表 1 1 主傳動器螺旋錐齒輪的幾何尺寸計算表 序號 項目 計算公式 計算結果 1 主動齒輪齒數 1z7 2 從動齒輪齒數 2 44 3 端面模數 m8 4 齒面寬 b 60 66 1b2 5 工作齒高 hag 13 6 gh 6 全齒高 c2 15 06 7 法向壓力角 22 5 8 軸交角 90 9 節(jié)圓直徑 dmz56 1d 352 2 10 節(jié)錐角 arctan 90 1 21 1 9 04 80 561 11 節(jié)錐距 A 1sind 02iA 178 42 0 12 周節(jié) t 3 14 mt 25 12 13 齒頂高 xha 9 84 3 761ah2a 14 齒根高 cf 5 22 11 21ff 15 徑向間隙 c c 1 456 16 齒根角 0artnAhff 1 68 3 62 1f 2f 17 面錐角 21fa 2f 13 06 82 24 aa 太原工業(yè)學院畢業(yè)設計 7 18 根錐角 1f 1f 2 2f 7 36 76 94 1f 2f 19 齒頂圓直徑 1cosaahd 221 75 44 353 23 ada 20 節(jié)錐頂點止齒輪外緣距離 1in akA21d 2sh 174 45 1kA 24 29 2 21 理論弧齒厚 1tsmSk 17 57mm 7 55m1s2s m 22 齒側間隙 B 0 305 0 406 0 35mm 23 螺旋角 35 1 2 4 主傳動器螺旋錐齒輪的強度計算 在完成主減速器齒輪的幾何計算之后 應對其強度進行計算 以保證其有足夠 的強度和壽命以及安全可靠性地工作 驅動橋的齒輪 承受的是交變負荷 其主要 損壞形式是疲勞 其表現是齒根疲勞折斷和由表面點蝕引起的剝落 在要求使用壽 命為 20 萬千米或以上時 其循環(huán)次數均以超過材料的耐久疲勞次數 因此 驅動橋 齒輪的許用彎曲應力不超過 210 9N mm 表 1 2 給出了車輛驅動橋齒輪的許用應力2 數值 表 1 2 驅動橋齒輪的許用應力 N mm 2 計算載荷 主減速 器齒輪的許 用彎曲應力 主減速器齒 輪的許用接觸應 力 差速器齒輪的許 用彎曲應力 按式 1 1 式 1 2 計算出的最大 計算轉矩 Tec Tcs 中的較小者 700 2800 980 齒輪使用壽命是由齒輪材料 加工精度 熱處理形式及工作條件決定的 交變 載荷性質和循環(huán)次數是齒輪損壞的主要因素 1 齒輪彎曲強度按下式 3 計算 太原工業(yè)學院畢業(yè)設計 8 N 1 6 JmzbKTvs 20312 2m 式中 該齒輪的計算轉矩 N 超載系數 在此取 1 00 尺寸系數 反映材料的不均勻性 與齒輪尺寸和熱處理有關 s 當 時 在此 0 749 6 1 4 25Ks 4 258 sK 載荷分配系數 當兩個齒輪均用跨置式支承型式時 1 00 1 10 式mK m 支承時取 1 10 1 25 支承剛度大時取最小值 質量系數 對于汽車驅動橋齒輪 當齒輪接觸良好 周節(jié)及徑向v 跳動精度高時 可取 1 0 計算齒輪的齒面寬 mm b 計算齒輪的齒數 z 端面模數 mm m 計算彎曲應力的綜合系數 或幾何系數 它綜合考慮了齒形系數 J 載荷作用點的位置 載荷在齒間的分布 有效齒面寬 應力集中系數及慣 性系數等對 彎曲應力計算的影響 計算彎曲應力時本應采用輪齒中點圓周力與中點端面模 數 今用大 端模數 而在綜合系數中進行修正 按圖 1 1 選取小齒輪的 0 225 大齒輪J 0 195 J 按上式 357 25 N 700 N 1023 87601492 3 2m2 54 01 N 700 N 7 所以主減速器齒輪滿足彎曲強度要求 太原工業(yè)學院畢業(yè)設計 9 圖 1 1 彎曲計算用綜合系數 J 2 輪齒的表面接觸強度按下式 3 計算 N 1 7 bJKTdCvfmspj 30112 2 式中 主動齒輪的計算轉矩 材料的彈性系數 對于鋼制齒輪副取 27 3 p 2 1Nm 見式 1 6 下的說明 0vm 尺寸系數 它考慮了齒輪的尺寸對其淬透性的影響 在缺乏經驗的情s 況 下 可取 1 0 表面質量系數 決定于齒面最后加工的性質 如銑齒 磨齒等 即表fK 面粗糙度及表面覆蓋層的性質 如鍍銅 磷化處理等 一般情況下 對于制造 精確的齒輪可取 1 0 計算接觸應力的綜合系數 或稱幾何系數 它綜合考慮了嚙合齒面的J 相 對曲率半徑 載荷作用的位置 輪齒間的載荷分配系數 有效尺寬及慣性系數 的因素的影響 按圖 3 2 選取 0 135J 按上式 767 5N 1100 N 135 0674912563 7 3 j 2m2 主 從動齒輪的齒面接觸應力相等 所以均滿足要求 圖 1 1 圖 1 2 參考 1 太原工業(yè)學院畢業(yè)設計 10 圖 1 2 接觸計算用綜合系數 1 2 5 主減速器齒輪的熱處理要求及材料 驅動橋錐齒輪的工作條件是相當惡劣的 與傳動系的其它齒輪相比 具有載荷 大 作用時間長 載荷變化多 帶沖擊等特點 其損壞形式主要有齒輪根部彎曲折 斷 齒面疲勞點蝕 剝落 磨損和擦傷等 根據這些情況 對于驅動橋齒輪的材料 及熱處理應有以下要求 具有較高的疲勞彎曲強度和表面接觸疲勞強度 以及較好的齒面耐磨性 故 齒表面應有高的硬度 輪齒心部應有適當的韌性以適應沖擊載荷 避免在沖擊載荷下輪齒根部折斷 鋼材的鍛造 切削與熱處理等加工性能良好 熱處理變形小或變形規(guī)律易于 控制 以提高產品的質量 縮短制造時間 減少生產成本并將低廢品率 選擇齒輪材料的合金元素時要適合我國的情況 車輛主減速器用的螺旋錐齒輪以及差速器用的直齒錐齒輪 目前都是用滲碳合 金鋼制造 在此 齒輪所采用的鋼為 20CrMnTi 用滲碳合金鋼制造的齒輪 經過滲碳 淬火 回火后 輪齒表面硬度應達到 58 64HRC 而心部硬度較低 當端面模數 8 時為 29 45HRC m 由于新齒輪接觸和潤滑不良 為了防止在運行初期產生膠合 咬死或擦傷 防 止早期的磨損 圓錐齒輪的傳動副 或僅僅大齒輪 在熱處理及經加工 如磨齒或 配對研磨 后均予與厚度 0 005 0 010 0 020mm 的磷化處理或鍍銅 鍍錫 這種表 太原工業(yè)學院畢業(yè)設計 11 面不應用于補償零件的公差尺寸 也不能代替潤滑 對齒面進行噴丸處理有可能提高壽命達 25 對于滑動速度高的齒輪 為了提 高其耐磨性 可以進行滲硫處理 滲硫處理時溫度低 故不引起齒輪變形 滲硫后 摩擦系數可以顯著降低 故即使?jié)櫥瑮l件較差 也會防止齒輪咬死 膠合和擦傷等 現象產生 1 2 6 主減速器軸承的計算 主減速器軸承載荷的計算 1 作用在主傳動錐齒輪上的力 切向力 P 從動大錐齒輪上的切向力可按下式 4 計算 1 8 jfDM22 式中 大錐齒輪上常用受載扭矩 由前面計算可知 3310 4 f 2fMmN 大錐齒輪平均分度圓直徑 292 81j 22sin bdDj m 所以 22611 2 81 29043 32PN 主動小錐齒輪上的切向力 12coP o35 所以 P1 P2 22611 2 軸向力 Q a 前進時主動錐齒輪螺旋方向向左 軸旋轉方向為逆時針 從小端看 111costansicotan 22611 2 0 0794 0 6915 17430 98 N b 前進時從動錐齒輪螺旋方向為右旋 軸為順時針方向轉動 222costansicotan PQ 22611 2 0 4994 0 1100 13779 27 N 徑向力 R R1 Q2 13779 27 R2 Q1 17430 98 N 規(guī)定軸向力離開錐頂方向為正值 反之為負值 徑向力壓向軸線為正值 反之 太原工業(yè)學院畢業(yè)設計 12 為負值 2 軸承的初選及支承反力的確定 輪式裝載機驅動橋中 小錐齒輪采用三點式支承 即布置形式為跨置式 如 圖 圖 1 3 主減速器軸承的布置尺寸 根據軸的結構尺寸 按所選軸承壽命盡可能相等的原則 初選軸承的型號如下 軸承 A B 為型號相同的圓錐滾子軸承 初選為 32308 軸承 C 為圓柱滾子軸承 初選為 N305E 圖中 a 141 b 98 c 43mm 主動錐齒輪采用三點式支承 從受力特點來看是一靜不定梁 在計算軸承反力 時 假定軸承 A 和軸承 B 合起來看作是一個點支承 求出總支反力后再分配在軸承 A 和軸承 B 上 軸向力 Q 按圖示方向應由軸承 B 承受 軸承 A B C 上的總支反力由下式計算 21121rcRPaN b 式中 小錐齒輪平均分度圓半徑 可用下式進行計算 1r 22 81 04 9sin652sin21 d m 把各參數代入公式得 3516 42 20016 17 BANCN 3 軸承壽命的計算 軸承 A B 的壽命計算 根據 GB T 297 1994 和 GB T 283 1994 查得軸承的性能參數為 太原工業(yè)學院畢業(yè)設計 13 32308 99 0 0 31 1 9 rCKNe Y 5 20 N406 38 5 派生軸向力 925 37 9 143562SABA N 軸承軸向力 因為軸承 B 被 壓緊 軸承 放松 小錐齒輪所受的軸向力由軸承 承受 軸承 只受它自身的派生軸向力 所以 A B 軸承的軸向力分別為 925 37 SFNNQBB 35 1867 9258 174301 因為 A B 為型號相同的軸承 而軸承 B 受力較大 所以只計算軸承 B 的使用壽 命 因為 35 02 5 eNFB 徑向動載系數 軸向動載系數 1 074 cot4 0Y 所以當量動載荷為 21047 87 BFNPN 主動小錐齒輪轉速可用下式進行計算 1inBeH 式中 發(fā)動機標定轉速 由設計任務書可知eHn min20rade 一檔時變速箱傳動比 3 85 1i 1i 額定工況下液力變矩器的傳動比 1 25B Bi 所以主動小錐齒輪的轉速為 415 58 85 320ninrad 軸承壽命可用下式 4 進行計算 1 9 3 106 PCnLrh 把各參數代入公式得 6992 25 hL 軸承 C 的壽命計算 軸承 C 為圓柱滾子軸承 它只承受徑向力 其當量動載荷 等于徑向力 即PCN 20016 17 其壽命為 1354 92 所以符合要求 NP 3 106PCnLrh h 太原工業(yè)學院畢業(yè)設計 14 2 差速器設計 差速器用來在兩輸出軸間分配轉矩 并保證兩輸出軸有可能以不同角速度轉動 差速器按其結構特征可分為齒輪式 凸輪式 蝸輪式和牙嵌自由輪式等多種形式 裝載機在行駛過程中左 右車輪在同一時間內所滾過的路程往往不等 如果驅 動橋的左 右車輪剛性連接 則行駛時不可避免地會產生驅動輪在路面上的滑移或 滑轉 為防止和改善這些現象 裝載機左 右驅動輪間都裝有輪間差速器 保證驅 動橋兩側車輪在行程不等時具有不同的旋轉角速度 滿足了汽車行駛運動學要求 在此次設計中選用普通對稱式圓錐行星齒輪差速器 2 1 差速器的結構 在目前輪式裝載機結構上 錐齒輪差速器由于其具有結構簡單 工作平穩(wěn)等優(yōu) 點仍被廣泛采用 錐齒輪差速器由動力學所決定的各種工況下 兩驅動輪上的扭矩 基本上是平均分配的 這樣的分配比例對于裝載機在作業(yè)時或轉彎時都是滿意的 錐齒輪差速器由差速器左右殼 兩個半軸齒輪 四個行星齒輪 行星齒輪軸 半軸 齒輪墊片及行星齒輪墊片等組成 圖 2 2 普通的對稱式圓錐行星齒輪差速器 1 軸承 2 左外殼 3 墊片 4 半軸齒輪 5 墊圈 6 行星齒輪 7 從動齒輪 8 右外殼 9 十字軸 10 螺栓 2 2 差速器的設計 太原工業(yè)學院畢業(yè)設計 15 由于在差速器殼裝著主減速器從動齒輪 所以在確定主減速器從動齒輪尺寸時 應考慮差速器的安裝 差速器的輪廓尺寸也受到主減速器從動齒輪軸承支承座及主 動齒輪導向軸承座的限制 2 2 1 差速器參數的確定 輪式裝載機上大多數采用直齒錐齒輪差速器 差速器的外殼是安裝在主傳動器 的從動齒輪上 確定從動齒輪尺寸時 要考慮差速器的安裝 反過來確定差速器外 殼尺寸時 也受到從動齒輪以及主動小齒輪前支承的限制 差速器的大小通常以差 速器的球面半徑來表征 球面半徑代表了差速器齒輪的節(jié)錐距 因此它表征了差速 器的強度 1 行星齒輪數目的選擇 行星齒輪數 n 需根據承載情況來選擇 通常情況下 轎車 n 2 貨車或越野車 n 4 輪式裝載機上行星齒輪數目一般為 4 在此采用 4 個行星齒輪 2 行星齒輪球面直徑 的確定 球面直徑 可按如下的經驗公式 3 確定 3330 104 5 1 MK 2 1 式中 球面直徑 mm 行星齒輪球面半徑系數 可取 1 1 1 3 對于有 4 個行星齒輪的乘用車 和商用車取小值 對于有 2 個行星齒輪的乘用車及 4 個行星齒輪的越野車和礦用車 取大值 計算出球面直徑為 150mm 3 行星齒輪與半軸齒輪的選擇 為了使齒輪有較高的強度 希望取較大的模數 但尺寸會增大 于是又要求行 星齒輪的齒數 Z1 應取少些 但 Z1 一般不少于 10 半軸齒輪齒數 Z2 在 14 25 選 用 大多數汽車的半軸齒輪與行星齒輪的齒數比 Z2 Z1 在 1 5 2 0 的范圍內 差速器的各個行星齒輪與兩個半軸齒輪是同時嚙合的 在確定這兩種齒輪齒數 時 應考慮它們之間的裝配關系 應滿足的安裝條件 3 為 太原工業(yè)學院畢業(yè)設計 16 2 2 InzRL 2 式中 左右半軸齒輪的齒數 對于對稱式圓錐齒輪差速器來說 2 Lz2R 行星齒輪數目 n 任意整數 I 在此 10 18 滿足以上要求 1z2 4 差速器圓錐齒輪模數及半軸齒輪節(jié)圓直徑的初步確定 首先初步求出行星齒輪與半軸齒輪的節(jié)錐角 1 2 29 05 60 95 211arctnz 80rta1arctnz 8rta0 再按下式初步求出圓錐齒輪的大端端面模數 m mdA37 82sin210 01 zdm 81 由于強度的要求在此取 m8 得 m01 d482 5 壓力角 目前 汽車差速齒輪大都采用壓力角為 22 30 齒高系數為 0 8 的齒形 某 些重型貨車和礦用車采用 25 壓力角 以提高齒輪強度 在此選 22 5 的壓力角 6 齒面寬的確定 82 5 23 0 A 24 75 582bm 取 25 取 2821 b 2 2 2 差速器齒輪的幾何尺寸 太原工業(yè)學院畢業(yè)設計 17 表 2 1 差速器直齒錐齒輪的幾何尺寸表 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1z 101z 2 半軸齒 輪齒數 14 25 且需滿足式 2 2 2 182 3 模數 m 8mmm 4 齒面寬 b 28mm 25mm1b2 5 工作齒 高 hag 2 13 6mmgh 6 全齒高 c 15 08mm 7 壓力角 22 5 8 軸交角 90 9 節(jié)圓直徑 1mzd 2 80mm 144mm1d2 10 節(jié)錐角 21arctn 190 29 05 60 95 11 節(jié)錐距 10si A 82 37mm0A 12 周節(jié) 3 14tm 25 12mmt 13 齒頂高 xha 9 70mm 3 90m1ah2a m 14 齒根高 cf 5 38mm 11 1f1f 8mm 15 徑向間 隙 0 188 0 051chg 1 931mmc 16 齒根角 01artnAf 022arctnAhf 1 3 74 1 7 73 2 17 頂錐角 o 1 o 32 79 68 61o 2o 8 18 根錐角 11 R22 R 25 31 53 21R2R 2 19 外圓直 徑 11cos aohd 220 96 91mm 14701d02 79mm 20 理論弧 齒厚 1ts 17 37 mms 14 05 mm2 太原工業(yè)學院畢業(yè)設計 18 mhts tan2 2 1 22 齒側間 隙 0 245 0 330 mmB 0 250mmB 23 弦齒厚 2613BdsSiii 17 13mm 13 1 S2 88mm 24 弦齒高 iiih4co 11 22mm 5 51h2 8mm 2 2 3 差速器齒輪的強度計算 差速器齒輪的尺寸受結構限制 而且承受的載荷較大 它不像主減速器齒輪那 樣經常處于嚙合狀態(tài) 只有當轉彎或左右輪行駛不同的路程時 或一側車輪打滑而 滑轉時 差速器齒輪才能有嚙合傳動的相對運動 因此對于差速器齒輪主要應進行 彎曲強度校核 輪齒彎曲強度 3 為w MPa 2 3 w 3210smCvTKbdJn 式中 c 差速器一個行星齒輪傳給一個半軸齒輪的轉矩 c 0 6 T T0 差速器的行星齒輪數 在此取 4 n 半軸齒輪齒數 2z 質量系數 對于裝載機驅動橋齒輪 當齒輪接觸良好 周節(jié)及徑向vK 跳動精度高時 可取 1 0 尺寸系數 反映材料的不均勻性 與齒輪尺寸和熱處理有關 s 當 時 在此 0 749 6 1 4 25mKs 4 258 sK 載荷分配系數 當兩個齒輪均用騎馬式支承型式時 1 00 1 10mK mK 支承剛度大時取最小值 計算裝載機差速器齒輪彎曲應力用的綜合系數 由圖 2 2 可查得J 0 256J 太原工業(yè)學院畢業(yè)設計 19 圖 2 2 彎曲計算用綜合系數 J 根據上式 445 9 MPa 825 MPa4256 8010 17942 3 w 所以 差速器齒輪滿足彎曲強度要求 2 2 4 差速器十字軸直徑的確定 差速器十字行星齒輪軸選用 40Cr 制成 行星齒輪通過滑動軸承即襯套安裝在十 字軸上 十字軸主要受主減速器從動錐齒輪傳來的扭矩而產生的剪切應力 十字軸直徑 d 可按下式 5 計算 2 4 dGnrM 4 式中 差速器總扭矩 14744 4 14744400 GMmax2N mN 許用剪切應力 安全系數取 3 5 40Cr 的屈服極限 5 3 S 785 Mpa 淬火回火 所以 224 29 Mpa S 行星齒輪數目 為 4n 行星齒輪支承面中點到錐頂的距離 是半軸dr mpdr21 齒輪齒寬中點處的直徑 可按下式計算 144 122 4 Rp 5 012 3 051 把以上各參數代入公式得 18 49 圓整取 d 20d 2 2 5 差速器齒輪的材料 太原工業(yè)學院畢業(yè)設計 20 差速器齒輪與主傳動器齒輪一樣 基本上都是用滲碳合金鋼制造 目前用于制 造差速器錐齒輪的材料為 20CrMnTi 20CrMoTi 20CrMnMo 和 20CrMo 等 由于差 速器齒輪輪齒要求的精度較低 所以精鍛差速器齒輪工藝被廣泛應用 3 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 在本次設計中 最終傳動采用單 排內外嚙合行星排傳動 其中太陽輪由半軸驅動為主動件 行星架和車輪輪轂連接 為從動件 齒圈與驅動橋橋殼固定連接 此種傳動形式傳動比為 1 為齒圈和 太陽輪的齒數之比 可以在較小的輪廓尺寸獲得較大的傳動比 可以布置在車輪輪 轂內部 而不增加機械的外形尺寸 為改善太陽輪與行星輪的嚙合條件 使載荷分布比較均勻 太陽輪連同半軸端 部完全是浮動的 不加任何支承 此時太陽輪連同半軸端部是靠對稱布置的幾個行 星齒輪對太陽輪的相互平衡的徑向力處于平衡位置的 3 1 半軸設計 半軸是差速器與最終傳動之間傳遞扭矩的實心軸 本次設計中半軸采用全浮式 支承方式 半軸一端用花鍵與差速器半軸齒輪連接 由差速器殼支承 另一端用花 鍵與最終傳動的太陽輪連接 由行星輪起支承的作用 半軸只傳遞扭矩 3 1 1 半軸直徑的確定 太原工業(yè)學院畢業(yè)設計 21 1 半軸計算扭矩 的確定按式 5 jM 3 1 fdjjirG2 滾動阻力系數 0 003 附著系數 0 9f 驅動橋負荷 120 40 輪邊減速傳動比 3 667jGKNfi 動力半徑 0 547drmNMj 8 76 2 半軸桿部直徑的選擇 桿部直徑 d 是半軸的主要參數 可用下式 5 初選 3 2 3196 0 jMd cm 式中 半軸計算扭矩 公斤 厘米 7768 8 jMjmN 半軸許用扭轉屈服應力 半軸材料選 40Cr 對于 40Cr 45 鋼和 40MnB 等材料 材料的扭轉屈服極限都可達 8000 公斤 厘米 在保證靜安全系數在 1 3 1 6 范圍時 許用應力可取 5000 6200 公斤 厘米 取 418 MPa 代入上 式得 4 56 45 6dcm 圓整取 48 半軸的桿部直徑應小于或等于半軸花鍵的底徑 以使半軸各部 分達到等強度 半軸破壞形式大多是扭轉疲勞破壞 因此在結構設計上應盡量增大 過渡圓角半徑以減小應力集中 提高半軸扭轉疲勞強度 半軸強度驗算 全浮式半軸只傳遞扭矩 其扭轉應力 為 316dMj 將 7768 8 48 代入上式得 jMmN d 357 9 Mpa 許用扭轉切應力 500 600 Mpa 所以 強度滿足 半軸直徑確定為 48 m 3 2 行星排行星輪數目和齒輪齒數及參數的確定 太原工業(yè)學院畢業(yè)設計 22 3 2 1 行星輪數目的選擇 行星輪數目取的多 負荷由更多的行星輪來負擔 有可能減小尺寸和齒輪模數 但一般行星輪取 3 個 因為 3 點定一個圓位置 實際設計中行星輪數目一般為 3 6 個 行星輪數目不能增多往往是由于受行星架的剛度和強度的限制 因為行星輪數 目增多使行星架連接部分金屬減少 受力后會產生扭曲變形 使齒輪接觸大大惡化 本次設計參考同類機型及 2 由任務書輪邊傳動比 if 3 667 選取行星輪數目 n 3 三行星輪均勻分布 3 2 2 行星排各齒輪參數的確定及校核 1 行星排各齒輪齒數的確定 齒輪齒數間的關系公式 2 3 3 tqf zi 1 式中 最終傳動傳動比 任務書上為 3 667 fi 齒圈齒數 太陽輪齒數 行星輪齒數qztzx367 21 i 所以行星輪小于太陽輪齒數 行星輪為最小齒輪 將 代入裝配條件公式中 tqz Pzqt 1 ttP 初選 24 得出 等于 16 368 初選為 16 xz 由公式 2 3 4 21 txztqz 計算出 tz 20 52q 2 模數的選擇 初選模數為 6mm 3 同心條件校核 為了使太陽輪與齒圈的旋轉中心重合 太陽輪與行星輪的中心距應和齒圈與行 太原工業(yè)學院畢業(yè)設計 23 星輪的中心距相等 即 zq zt zx 應滿足下列條件 xtqzz2 將 52 20 16 代入公式得 tx 52 20 2 16 滿足同心條件 4 裝配條件的校核 為使行星排各元件上所受徑向力平衡 應使各行星輪均勻分布或對稱分布 即 應滿足條件 為任意整數 Nnztq 把各數據代入公式得 243205 所以滿足裝配條件 5 相鄰條件的校核 設計行星傳動時 必須保證相鄰行星輪之間有一定間隙 對于單行星傳動而言 即兩相鄰行星輪的中心距應大于它們的齒頂圓半徑之和 用公式 4 則可以表示為 5 8 3 5 exjtxdA2sin m 式中 太陽輪與行星輪的中心距txA 因三行星輪均勻分布 所以 120 j j 兩行星輪齒頂圓半徑之和 即行星輪齒頂圓直徑 exd mzmttx 108622 mmhae 4 3 所以 5 8 mdAexjtx 6 2 2sinsin 所以相鄰條件滿足 3 2 3 齒輪變位系數及中心距的確定 標準齒輪傳動的性能通常都能得到保證 但隨著齒輪傳動高速 重載 小型 輕量化等更高的要求 標準齒輪暴露出一些缺點 如小齒輪 短命 傳動不緊湊 傳動不穩(wěn)定等等 于是就需要采用漸開線非標準齒輪傳動 稱為變位齒輪傳動 齒 輪變位能避免根切 提高齒面的接觸強度 提高齒根的彎曲強度 提高齒面的抗膠 合和耐磨損能力 配湊中心距 修復舊齒輪等 因此本次設計需進行齒輪變位 太原工業(yè)學院畢業(yè)設計 24 確定各輪齒數 由前面計算已知 52 20 16qztxz 1 太陽輪行星輪傳動變位系數計算 t x 修正齒數 為提高接觸強度 應按最大嚙合角選擇變位 取嚙合角 20 20 16 36xtz 由 2 圖 14 13 可查得 1 2 修正行星輪齒數 xz 而 2 0 x 1 1 0 2 1 3 所以 16 1 28 14 7 取整 15 xzxz 總變位系數 按 20 15 35 在查圖 14 13 有 1 08xt 齒數比 由圖 14 13 按曲線 查得有3 1520 tz 4 0 53 x 5 0 8 xt 嚙合角 wtx tan2 ziinvtv oo0t358 10 vi 由 2 圖 14 5 可查得 0 014904 2vin 帶入上式求得 0 037366wtx 再由圖 14 5 查得 26 8 t 太陽輪行星輪中心距 未變位中心距 mzmaxt 1052620 中心距變動系數 0 923 1costxtxy 所以實際中心距 at538 00 2 行星輪與齒圈傳動變位系數計算 x q 太原工業(yè)學院畢業(yè)設計 25 嚙合角 wqx cos2costxqazm 0538 16 0 93869 o 9 arcos wqx 行星輪與齒圈傳中心距 未變位中心距 mzmxq15262 0 中心距變位系數 07 693 0 txy 所以實際中心距 aqx8 0 總變位系數 qxvxvxq zini t2 o3 19ta5048 0 0 078 68 7 57 xq 3 齒頂高降低系數 15 0923 1 txttxy 1 061qq 3 3 行星排各齒輪的幾何尺寸 本次設計的太陽輪 行星輪 齒圈均采用直齒圓柱齒輪并進行角度變位 表 3 1 表 3 2 為行星排各齒輪幾何尺寸 表中部分公式參照 4 表 12 5 和表 12 6 表 3 1 t x 外嚙合傳動幾何尺寸 長度 mm 名稱 公式代號 太陽輪 t 行星輪 x 變位系數 x0 55 0 53 太原工業(yè)學院畢業(yè)設計 26 齒頂高降低系 數 txttxy 0 157 分度圓直徑 zmd 120 90 基圓直徑 cosb 112 76 84 57 齒頂高 xha 8 36 8 24 齒根高 f 4 2 4 32 齒頂圓直徑 aad2136 71 106 47 齒根圓直徑 ffh 111 60 81 36 分度圓齒厚 tn2xmPS 11 82 11 73 分度圓周節(jié) 18 84 標準中心距 xtza 20 105 實際中心距 txmy 110 538 節(jié)圓直徑 wtxtd cos94 75 126 33 嚙合角 t 26 8 中心距變動系 數 1cos2txtxzy 0 923 齒頂圓壓力角 abadr 34 43 37 48 重疊系數 wtxaxxtttxz n21 1 18 表 3 2 x q 嚙合傳動幾何尺寸 長度 mm 名稱 公式代號 行星輪 x 齒圈 q 變位系數 x0 53 0 608 太原工業(yè)學院畢業(yè)設計 27 齒頂高降低系 數 qxqxy 1 061 分度圓直徑 zmd 90 312 基圓直徑 cosb 84 57 292 18 齒頂高 xha 8 24 3 86 齒根高 f 4 32 8 70 齒頂圓直徑 aad2106 47 304 29 齒根圓直徑 ffh 81 36 329 4 分度圓周節(jié) mP 18 84 分度圓齒厚 tan2xS 11 73 12 08 標準中心距 xqz 0 111 實際中心距 mya 110 538 嚙合角 wqx 19 3 節(jié)圓直徑 qxtdcos 126 33 310 64 中心距變動系 數 txqzy 0 077 齒頂圓壓力角 abadrcos 37 48 15 53 重疊系數 wqxaqxxqxz tnt21 1 24 注 ah c0 5 3 4 齒輪的校核 行星排結構中齒輪的主要破壞形式是接觸疲勞破壞和彎曲疲勞破壞 因此需對 齒輪進行接觸疲勞計算和彎曲疲勞強度計算 太原工業(yè)學院畢業(yè)設計 28 在行星機械中 通常只計算太陽輪與行星輪的強度 齒輪所受圓周力應考慮到 幾個行星輪的影響 此時一個行星輪與太陽輪所受的圓周力 為太陽輪ttnrMF t 扭矩 為太陽輪節(jié)圓半徑 行星輪個數 在計算時還應考慮到由于幾個行星輪trn 同時和太陽輪嚙合時載荷分布不均勻的影響 因此在圓周力計算公式中引入修正系 數 3 4 1 齒輪材料的選擇 根據裝載機輪邊減速器行星結構中齒輪的承載能力高 耐磨性好等特點 可選 用材料為 20CrMnTi 齒輪需進行表面滲碳淬火 滲碳淬火后表面硬度為 58 62HRC 芯部硬度為 320HBS 齒輪精度一般為 7 級 其彎曲疲勞許用應力 一般 F 不大于 455Mpa 接觸疲勞許用應力 一般不大于 14000 公斤 厘米 即不大于 H 1372Mpa 3 4 2 齒輪接觸疲勞強度計算 齒面接觸疲勞強度可按下式 3 進行計算 3 6 HVAtEHKibdFZ1 式中 作用在輪齒上的圓周力 為太陽輪扭矩 tF 2ttndMt 可用半軸傳遞過來的平均受載扭矩來計算 為行星mNft 4 310n 輪個數 3 為太陽輪節(jié)圓直徑 為載荷修正系數取 1 15 把以上各 td 參數代入得 20090tFN 節(jié)點區(qū)域系數 代入參數計算得 2 188HZ txHZ ancos2 HZ 材料彈性系數 對于鋼材取 189 8E E2mN 接觸強度計算的重合度與螺旋角系數 對于直齒圓柱齒輪 0 969534 Z 太陽輪齒寬 行星輪齒寬bdbtt 961208 mbx90 太陽輪分度圓直徑 tdmt 太原工業(yè)學院畢業(yè)設計 29 齒數比 1 33i 1520txzi 使用系數 取 1 25AKAK 動載系數 取 1 0VV 齒向載荷分布系數 1 0 H H 齒間載荷分布系數 1 1 把以上各參數代入公式得 803 0 Mpa 1372 Mpa H 所以 接觸疲勞強度滿足 H 3 4 3 齒輪彎曲疲勞強度校核 彎曲疲勞強度可按下式 3 進行計算 3 7 YKbmFFSVAt 式中 與接觸疲勞校核計算中相同 分別tFbAKH 為 20090 1 25 1 0 1 0 1 1 tNx90 6AV H HK 復合齒形系數 由 機械零件設計手冊 P816 頁圖 12 18 查得 FSY 4 02 彎曲強度計算的重合度與螺旋角系數 對于直齒圓柱齒輪 0 886 18 7502 75 02 S 把以上各參數代入公式得 182 2 Mpa 455 MpaF F 所以 彎曲疲勞強度滿足要求 F 3 5 行星傳動的結構設計 1 太陽輪的結構設計 參數見前面幾何尺寸表 技術要求 進行熱處理滲碳淬火 使深度達 0 8 1 3 mm 齒面硬度為 58 62HRC 芯部硬度為 320HBS 材料為 20CrMnTi 2 行星輪結構設計 參數見前面幾何尺寸表 技術要求 進行熱處理 表面滲碳淬火 深度為 太原工業(yè)學院畢業(yè)設計 30 0 8 1 3 mm 齒面硬度 58 62HRC 芯部硬度 320HBS 規(guī)定圓截面與齒輪徑向跳 動均為 0 022 mm 3 行星輪軸的結構設計 選取行星輪軸的材料為 40Cr 行星輪軸主要受剪切應力 可用下式 7 來計算 txGbnaMd 4 3 8 式中 輪邊減速行星輪軸上的總扭矩 G mNNifj 2840 284 76 3 許用剪切應力 安全系數取 4 40Cr 的屈服極限 5 3 s Mpa 所以 Mpas785 19485 n 行星齒輪數目 為 3 太陽輪與行星輪實際中心距 txa matx538 10 把以上各參數代入公式得 圓整取 mdb71 26 db 3 6 軸承的選擇 行星輪與行星輪軸之間裝有滾針軸承 該滾針軸承選為沒有套保護的滾針 輪 轂與半軸外殼間軸承主要以徑向負荷為主 因此選用單列圓錐滾子軸承 3 6 1 滾針軸承的選擇 1 滾針數的確定 作為滾針軸承外圈的行星輪內孔 滾針直徑一般不小于齒輪內孔的 10 在 4 5 毫米之間 此設計可取 則 md5 gdb 式中 實際行星輪軸計算直徑 bd 行星輪軸的直徑 g 滾針與行星輪軸之間間隙 一般取 0 007 m 所以 gdb 07 35 0 D 0 式中 滾針軸承直徑 滾針直徑d 太原工業(yè)學院畢業(yè)設計 31 所以 取為 35 007 m 又因為 7 zfdfkDo0180sin 式中 滾針間的間隙取 0 003 mmf 滾針數 正弦系數zk 則 1429 07 35180sin0o Dfd 26 z o 所以 97 1 取每個行星輪上的滾針數 2 z 2 滾針的長度 若取滾針過長 則易磨損 若過短則易使行星輪軸受力不均勻且易損傷輪軸表 面 故取等于行星輪齒寬的 3 4 3 2 所以 此處取 ml60 3 6 2 橋殼上軸承的選取 橋殼軸承的選取應盡量考慮到橋殼的結構尺寸 以及軸承的壽命應盡量接近 此處選用 30319 圓錐滾子軸承 4 各主要花鍵的選擇與校核 4 1 花鍵的選擇及其強度校核 花鍵聯(lián)接是由鍵與軸做成一體的外花鍵和具有相應凹槽的內花鍵組成 多個鍵 太原工業(yè)學院畢業(yè)設計 32 齒在軸和輪轂孔的周向均布 由于結構形式和制造工藝的不同 與平鍵聯(lián)接比較 花鍵聯(lián)接在強度 工藝和使用方面有下述一些優(yōu)點 a 齒數較多 總接觸面積較大 因而可承受較大的載荷 b 因槽較淺 齒根處應力集中較小 軸與轂的強度削弱較小 c 軸上零件與軸的對中性和導向性較好 d 可用磨削的方法提高加工精度及聯(lián)接質量 4 2 主傳動中差速器半軸齒輪花鍵的選擇 4 2 1 鍵參數的選擇 此處是動力傳遞的重要位置 所以此處花鍵采用漸開線花鍵 平齒根 由 機 械零件設計手冊 查取計算出花鍵各參數見下表 4 1 表 4 1 主傳動中差速器半軸齒輪花鍵參數 長度 mm 名稱 公式代號 數值 模數 m2 5 分度圓壓力角 30 齒數 z 24 理論工作齒高 hg 2 5 分度圓直徑 mzd 60 基圓直徑 cosb 51 96 外花鍵大徑尺寸 1 zDe 62 5 外花鍵小徑尺寸 5 mie 56 25 內花鍵大徑尺寸 1 zei 太原工業(yè)學院畢業(yè)設計 33 63 75 內花鍵小徑尺寸 FFei CD2max 57 65 表中 為齒形裕度 FCCF5 01 為外花鍵漸開線起始圓直徑最大值 可用下式 3 計算 maxeD 4 1 2 22max sinta5 0si5 0 evhdbFe 為外花鍵作用齒厚上偏差 由 3 表 7 28 查得 hs5 16 0esv esv 把兩參數代入公式計算得 mDFe15 7ax 4 2 2 鍵的強度校核 對于漸開線花鍵的強度可用下式 3 進行計算 4 2 PmgPDlzhT 20 式中 轉矩 7768 8TN jMN 各齒間載荷不均勻系數 通常取 0 7 0 8 取 0 75 齒數 24z 齒的工作高度 2 5ghgh 齒的工作長度 l ml70 平均直徑 60mDdD 許用擠壓應力查 3 可知 使用和制造情況良好的齒面經熱處理許 P 用應力可達到 120 200 Mpa 把以上各參數代入公式得 Mpa21 8 P P 此漸開線花鍵強度滿足 4 3 輪邊減速器半軸與太陽輪處花鍵的選擇 此處花鍵所受扭矩與差速器半軸齒輪花鍵所受扭矩近似相等 花鍵各參數可 太原工業(yè)學院畢業(yè)設計 34 取相同的值 校核時花鍵齒輪的工作長度 lg 等于太陽輪齒寬 b 96 mm 尺寸與前面 差速器半軸齒輪相同 所以強度同樣滿足 4 4 主傳動輸入法蘭處花鍵的選擇與校核 4 4 1 最小軸徑估算 主傳動小錐齒輪是齒輪軸的形式 此處花鍵的齒根圓直徑應大于軸徑受扭處的 最小允許直徑 軸徑受扭處的最小允許直徑可用下式 3 計算 3min16 Md 式中 小錐齒輪上所受的最大扭矩 2490 5 N m 小錐齒輪上的許用切應力 小錐齒輪材料用 20Cr2Ni4 制成 其屈 服極限 1100 Mpa 314 2 Mpa s 把各參數代入公式得 d 32 25 m 4 4 2 花鍵的選擇與主要參數的計算 此處是動力輸入的重要位置 所以仍采用漸開線花鍵 平齒根 其參數見下 表 表 4 2 主傳動輸入法蘭處花鍵參數 長度 mm 名稱 公式代號 數值 模數 m2 分度圓壓力角 30 齒數 z 18 太原工業(yè)學院畢業(yè)設計 35 理論工作齒高 mhg 2 分度圓直徑 zd36 基圓直徑 cosb 31 18 外花鍵大徑 1 zDe 38 外花鍵小徑 5 mie 33 內花鍵大徑 1 zei 39 內花鍵小徑 FFei CD2max 34 4 4 3 花鍵的校核 該漸開線花鍵可用如下公式校核 PmgPDlzhT 20 式中 主動小錐齒輪上的計算轉矩 2490 5mN MTmN 各齒間載荷不均勻系數 通常取 0 7 0 8 取 0 75 齒數 18z 齒的工作高度 2ghgh 齒的工作長度 55l m l 平均直徑 36mDdD 許用擠壓應力查 3 可知 使用和制造情況良好的齒面經熱處理許 P 用應力可達到 120 200 Mpa 把以上各參數代入公式得 93 17 Mpa P P 所以此漸開線花鍵強度滿足 太原工業(yè)學院畢業(yè)設計 36 5 螺栓的選擇及強度校核 驗算輪邊減速器行星架 輪輞 輪轂聯(lián)接所用螺栓的強度 此處是傳遞動力和 制動的關鍵位置 故其強度必須滿足 5 1 螺栓所受剪切力計算 太原工業(yè)學院畢業(yè)設計 37 取機械滿載時所受重力與行走時所受扭矩作用力之和作為螺栓強度校核力 即 NFG 輪轂上所受扭矩 14744 4 3 667 54067 7 fiM mN 5 2 從動錐齒輪與差速器殼聯(lián)接螺栓校核 1 螺栓所受剪切力的計算 從動錐齒輪最大扭矩為 14744 4 N 由最大扭矩產生的力 3 為 5 1 rMFmax2 式中 螺栓中線到到從動大錐齒輪旋轉中心的距離 由結構取 102 r rm 所以 144549 MFNmax2N 螺栓個數為 12 每個螺栓受力均等 所以單個螺栓受的力為 120465912 Nh 2 選擇螺栓材料 確定許用應力 因差速器結構要求緊湊 容不下太大螺栓 故選用材質較好的 40Cr 調質處理 500 Mpa 125 Mpa s 450 3 確定螺栓直徑 由公式 11 08 125 36dm 取螺栓規(guī)格為 M12 4 確定螺孔軸向長度 螺栓與被聯(lián)接接件孔壁接觸面的擠壓強度可用下式 3 進行計算 5 2 PhPdlF min 式中 螺栓桿受剪面的直徑 d 螺孔軸向長度 minl 許用擠壓應力 和大錐齒輪聯(lián)接的差速器殼選用材料為 45 鋼 其 P 太原工業(yè)學院畢業(yè)設計 38 屈服極限為 360 Mpa 所以許用擠壓應力為 180 Mpa s 2360 1sP 取 12lm 結 論 本課題設計的是 ZL40 裝載機驅動橋 采用非斷開式驅動橋 由于結構簡單 主 減速器造價低廉 工作可靠 可以被廣泛用在各種裝載機上 設計介紹了后橋驅動 太原工業(yè)學院畢業(yè)設計 39 的結構形式和工作原理 計算了差速器 主減速器 終傳動以及半軸的結構尺寸 進行了強度校核 并繪制了有關零件圖和裝配圖 本驅動橋設計結構合理 符合實 際應用 具有很好的動力性和經濟性 驅動橋總成及零部件的設計能盡量滿足零件 的標準化 部件的通用化和產品的系列化及車輛變型的要求 修理 保養(yǎng)方便 機 件工藝性好 制造容易等 但此設計過程仍有許多不足 在設計結構尺寸時 有些 設計參數是按照以往經驗值得出 這樣就帶來了一定的誤差 另外 在一些小的方 面 由于時間問題做得還不夠仔細 懇請劉申全老師給予批評指正 參考文獻 1 諸文農 工程機械底盤構造與設計 北京 機械工業(yè)出版社 1986 5 太原工業(yè)學院畢業(yè)設計 40 2 同濟大學 輪式裝載機設計 M 北京 建筑工業(yè)出版社 1992 6 3 成大先 機械設計手冊 M 北京 化學工業(yè)出版社 2004 5 4 劉惟信 汽車車橋設計 M 北京 清華大學出版社 2004 5 聞邦椿 孫致禮 張義民 機械設計手冊 M 北京 機械工業(yè)出版社 2010 6 林幕義 張福生 車輛底盤構造與設計 M 北京 冶金工業(yè)出版社 2007 7 葛志祺 機械零件設計手冊 M 北京 冶金工業(yè)出版社 1985 8 諸文農 底盤設計 M 北京 冶金工業(yè)出版社 2004 9 陳立德 機械設計基礎 M 高等教育出版社 2004 10 饒振綱 行星齒輪傳動設計 M 北京 化學工業(yè)出版社 2003 11 王治平 機械基礎 M 杭州 浙江大學出版社 2000 12 吉林工業(yè)大學機械教研室 輪式裝載機設計 M 北京 中國建筑工業(yè)出版社 1982 太原工業(yè)學院畢業(yè)設計 41 致 謝 幾個月的忙碌和學習 這次畢業(yè)設計已悄然接近尾聲 作為一個學生 在這幾 個月的設計過程中 遇到了很多棘手的問題 讓我深深的感受到自己設計經驗的缺 乏 專業(yè)知識薄弱 難以避免的會有很多考慮不到位的問題 若沒有指導教師的指 導和監(jiān)督 想要完成這個設計我想是很困難的 甚至是難以想象的 在這里我首先 要感謝我的指導教師劉申全老師 劉老師平時公務繁忙 但在我做畢業(yè)設計的每個階 段 從選題查資料 到計算制圖寫論文 以及后期論文的調整修改 每個階段劉老 師都給予了極大的幫助和悉心的指導 使我的設計得以順利完成 除了敬佩劉申全 老師的專業(yè)水平外 他的治學嚴謹和科學研究的精神也是我永遠學習的榜樣 并將 積極影響我今后的學習和工作 最后還要感謝大學四年來所有指導過我的老師 是 在他們的教誨下 我掌握了堅實的專業(yè)知識基礎 為我以后的工作和學習注入了動 力 再次感謝我的母校 我的老師