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I 摘要 本次畢業(yè)設計題目為 ZL30 裝載機傳動系統(tǒng)設計 大致上分為主傳動器 設計 差速器設計 十字軸結構設計 半軸設計 和橋殼設計五大部分 本說明書將 以 驅動橋設計 為內容 對驅動橋及其主要零部件的結構型式與設計計算作一一介 紹 主傳動器采用單級錐齒輪傳動式 錐齒輪采用螺旋錐齒輪并選用懸臂式支承 將 齒輪的基本參數確定以后 算得齒輪所有的幾何尺寸 然后進行齒輪的受力分析和強 度校核 齒輪的基本參數和幾何尺寸的計算是此部分設計的重點 在掌握了差速器 半軸 終傳動和橋殼的工作原理以后 結合設計要求 合理選擇其類型及結構形式 然后進行零部件的參數設計與強度校核 差速器設計采用普通對稱式圓錐行星齒輪差 速器 齒輪選用直齒錐齒輪 半軸設計采用全浮式支承方式 關鍵詞 裝載機 驅動橋 主傳動系統(tǒng) 差速器 II 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 the design of the Cross shaft structure half shaft design 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 Main drive is adopts a single stage bevel gear 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 Keywords loader drive axle main transmission system Differentials 第 1 頁 共 42 頁 目 錄 1引言 1 1 1 國內輪式裝載機發(fā)展概況 1 1 2 國外輪式裝載機的發(fā)展概況 2 1 3 輪式裝載機的發(fā)展趨勢與方向 3 2 總體方案論證 5 2 1 整機傳動系方案設計 5 2 2 傳動比的確定 6 2 3 驅動橋方案設計 7 2 3 1 非斷開式驅動橋 8 2 3 2 斷開式驅動橋 8 2 3 3 傾斜式驅動橋 9 3 主傳動器設計 11 3 1 主傳動器結構方案分析 11 3 2 主傳動器主 從動錐齒輪的支承方案 14 3 3 螺旋錐齒輪計算載荷的確定 15 3 4 主傳動器錐齒輪的主要參數選擇 17 3 5 主傳動器錐齒輪材料的選擇及熱處理 22 3 6 主傳動器錐齒輪的強度校核 22 3 6 1 輪齒的彎曲強度校核 22 3 6 2 輪齒齒面的接觸強度校核 24 4差速器設計 25 4 1 差速器原理 25 4 2 圓錐直齒輪差速器齒輪參數的選擇 27 4 3 差速器直齒錐齒輪強度計算 29 4 4 十字軸結構設計 30 4 4 1 十字軸材料 31 4 4 2 行星齒輪軸直徑 的確定 31zd 5 半軸設計 32 5 1 半軸的方案設計 32 5 1 1 半浮式半軸 32 5 1 2 3 4 浮式半軸 32 5 1 3 全浮式半軸 32 5 2 半軸的材料及熱處理 33 5 3 半軸的結構設計 33 5 4 半軸的設計與計算 34 第 2 頁 共 42 頁 5 4 1 半軸計算扭矩 的確定 34jM 5 4 2半軸桿部直徑 的確定 34bd 5 4 3 半軸的強度校核 35 6 驅動橋殼設計 36 6 1 橋殼的結構型式 36 6 1 1 可分式橋殼 36 6 1 2 整體式橋殼 37 6 2 橋殼的結構設計及強度校核 38 致 謝 40 第 1 頁 共 42 頁 1引言 輪式裝載機是一種廣泛應用于土石方工程施工的工程機械 其主要完成 50 米運距 內的鏟 裝 卸 運作業(yè) 也可進行輕度鏟掘作業(yè) 由于輪式裝載機具有作業(yè)速度快 效率高 適應性強 操縱輕便等優(yōu)點 因而在國內外得到迅速發(fā)展 1 1 國內輪式裝載機發(fā)展概況 我國裝載機行業(yè)起步于 50 年代末 1958 年 上海港口機械廠首先測繪并試制了 67KW 90hp 斗容量為 1m3的裝載機 這是我國自己制造的第一臺裝載機 該機采用 單橋驅動 滑動齒輪變速 1964 年 天津工程機械研究所和廈門工程機械廠測繪并試 制了功率為 100 57KW 135hp 斗容量為 1 7m3 的 Z435 型裝載機 1962 年國外出現鉸 接式裝載機后 天津工程機械化研究所與天津交通局于 1965 年聯(lián)合設計了 Z425 型鉸接 式裝載機 柳州工程機械廠和天津工程機械研究所合作 在參考國外樣機的基礎上 于 1970 年設計試制了功率為 163 9KW 220hp 斗容量為 3m3的 ZL50 型裝載機 ZL50 型裝載機經過幾年的實踐考核 證明性能良好 結構先進 為后來我國 ZL 系列裝載機 的發(fā)展奠定了基礎 在 ZL50 的基礎上 后又設計發(fā)展了 ZL100 ZL40 ZL30 ZL20 裝 載機系列產品 并在這個系列的基礎上發(fā)展了 DZL50 和 DZL40 型供地下礦坑和隧道施 工用的地下裝載機變型產品 通過近 40 年的發(fā)展 我國裝載機從無到有 產品種類及產量均有較大幅度的提高 已經形成獨立的系列產品和行業(yè)門類 生產企業(yè)由 80 年代的 20 家增至現在的百余家 初步形成了規(guī)格為 0 8 10t 約 19 個型號的系列產品 并已成為工程機械主力機種 主 要生產廠家為 廈工 柳工 龍工 徐工 常林 臨工 山工 成工 宜工 鄭工 武林 朝工 山河智能等 這些廠家有長時間的裝載機生產經驗 較強的實力 較高 的市場占有率和較好的售后服務 在用戶心目中一直樹立著良好的形象 并保持其已 有的地位和優(yōu)勢 其 八五 九五 技改的較大投入已逐漸發(fā)揮效力和作用 使企 業(yè)煥發(fā)出生機和活力 十五 期間 輪式裝載機行業(yè)出現了井噴式的發(fā)展 2001 第 2 頁 共 42 頁 2004 年裝載機銷量增長率平均為 46 98 大大超過前 25 年的均值 17 86 2006 年中 國裝載機 26 家主要企業(yè)共銷售 119895 臺 同比增長 13 3 不含小裝 占據世界裝載 機的大半壁江山 中國市場大幅增長 已發(fā)展為世界上最大的市場 國內各生產廠家 所在地更加認識到裝載機這一產品的巨大市場和效益 紛紛將其列為支柱產業(yè)加以扶 持并在政策上給予優(yōu)惠 像福建龍巖 山東蒙嶺等一批新成員的加盟 發(fā)展勢頭迅猛 競爭更加激烈 國際一流公司小松 利渤海爾 沃爾沃 卡特彼勒等在國內成立合資 或獨資公司后 更加劇了國內裝載機市場的競爭 我國小型裝載機制造業(yè)當前正處于發(fā)展時期 有一定的盈利空間 小裝技術水平 低 結構簡單 零配件充足齊全 進入門檻低 因此目前仍有大批企業(yè)進入小裝行業(yè) 在這種情況下 盡管市場 突飛猛進 但產能增長更快 因此今后的市場競爭必然殘 酷而激烈 低水平的價格戰(zhàn)也在所難免 另外 我國小型裝載機還有很多需要改進的 地方 如 傳動系統(tǒng)技術水平太低 司機勞動強度大 能耗高 作業(yè)效率低 與國家 提倡的節(jié)能降耗 安全環(huán)保等不一致 在傳動方面應該向雙變 變矩器 變速箱 或全 液壓方向發(fā)展 當前廣泛采用的單缸柴油機功率偏小 噪聲 振動 能耗都偏大 從 發(fā)展的角度看 在成本增加不 大的情況下 應盡量采用雙缸或 4 缸柴油機 同時在液壓轉向系統(tǒng)方面最好采用 優(yōu)先全液壓轉向系統(tǒng) 變速操縱應由機械換擋變?yōu)橐簤簞恿Q擋等 我想這些都是今 后小裝技術發(fā)展的方向 目前已經有一些常規(guī)裝載機大廠開始生產小裝 如廈工集團 所屬的 廈工新宇 徐工集團所屬的 徐特 柳工所屬的 江蘇柳工 等 我認為 大廠進入小裝行業(yè)并不會對他們產生威脅 但會有助于行業(yè)的發(fā)展 我國國民經濟建設的持續(xù)高漲 城市化 城鎮(zhèn)化進程的不斷加速 勞動力的需求 越來越緊缺 勞動力成本也越來越高 裝載機作為一種既機動靈活 又價廉物美的機 器設備 將取代高成本 低效率的手工勞動 特別是西部大開發(fā) 這類產品將有廣闊 的潛在市場 所以 小型裝載機將具有良好的開發(fā)前景 1 2 國外輪式裝載機的發(fā)展概況 從國外發(fā)展趨勢來看 國外輪式裝載機技術已達到相當高的水平 信息技術的飛 速發(fā)展又給裝載機技術的發(fā)展插上了飛躍的翅膀 基于微電子技術和信息技術的計算 機管理系統(tǒng) 司機輔助操作系統(tǒng) 柴油機電腦控制裝置 電子計算機監(jiān)控系統(tǒng) 電子 自動換擋變速控制系統(tǒng)以及網絡技術的智能系統(tǒng)已廣泛應用于裝載機的設計 計算操 第 3 頁 共 42 頁 作控制 檢測監(jiān)控 生產經營和維修服務等各個方面 使國外裝載機在原來的基礎上 更加 精制 其自動化程度也得以提高 從而進一步提高了生產效率 改善了司機 的作業(yè)環(huán)境 提高了作業(yè)舒適性 降低了噪聲 振動和排污量 保護自然環(huán)境 最大 限度地簡化維修 降低作業(yè)成本 使其性能 安全性 可靠性 使用壽命和操作性能 都更上了一層樓 然而 我國裝載機行業(yè)的主導產品 基本上都是以柳工 70 年代初開發(fā)的 ZL50 為 基礎發(fā)展起來的 屬國際 60 年代技術水平 進入 80 年代消化吸收美國 Caterpillar 日本小松等先進技術 逐步開發(fā)成功了我國第二代裝載機產品 我國的第二代產品與 國際先進產品相比 在機電一體化 操縱舒適度 作業(yè)效率等方面有較大差距 差距 最大的是產品可靠性 國產多功能裝載機整機可靠性差 平均無故障工作時間不足 400 小時 缺乏核心技術 主要關鍵部件都依賴進口 產品單一 產品檔次低 另一方面 小型輪式裝載機以機動靈活 效率高 多功能和價格低廉贏得市場 發(fā)展甚快 這些微型裝載機適用于建筑工地和地下礦山挖溝 平地 堆料等 國外小 型裝載機及小型多功能裝載機 包括挖掘裝載機在內 市場份額已相當大 美國的山 貓牌小型多功能裝載機車銷量在 5 萬臺左右 還有美國的凱斯 約翰 迪爾 卡特彼 勒 英國的 JCB 等公司的挖掘裝載機及小型多功能裝載機年銷量都在萬臺以上 1 3 輪式裝載機的發(fā)展趨勢與方向 如今 部分國外裝載機上安裝有轉速變速集成控制系統(tǒng) STIC 它取消了傳統(tǒng)的 方向盤和變速操作桿 將轉向和變速操縱集成在一個操作手柄上 并采用簡單的觸發(fā) 方式控制開關和換擋用的分裝式加速按鈕 利用肘節(jié)的自然動作左右搬動操縱手柄來 實現轉向 利用大拇指選擇換擋銨鈕以實現前進與后退 加速與減速行駛 極大地簡 化了操作 卡特彼勒公司 950G 上配用的轉向變速集成系統(tǒng)稱為命令控制系統(tǒng) 由液壓 回路與機械反饋系統(tǒng)構成 轉向時 方向盤轉動的角度直接與車身鉸接角度連接起來 其特點是方向盤轉動半圈即可轉向 可提供更快和更精確的控制 據稱 該系統(tǒng)在一 個臺 8h 工作時間內可使轉向圈數從 10000 轉減少到 1000 轉 極大地減輕司機的操 作疲勞 增加舒適性 由國際先進的技術看來 在整機的設計中 變速箱占據比較重要的位置也是我國 目前技術領域較為薄弱的還節(jié)因此在設計中盡量汲取國外的先進技術 與中國的實際 技術水平相結合 盡量做到融入機電液一體化和微電子控制技術的變速機構 第 4 頁 共 42 頁 驅動橋是輪式裝載機底盤傳動系統(tǒng)的重要組成部分 主要包括主傳動器 差速器 半軸 終傳動 橋殼等部件 其功用是增大傳動扭矩 降低轉速 并將動力合理地分 配 傳遞至左 右驅動輪 此外 橋殼還具有承重和傳力的作用 因此 驅動橋結構 型式和設計參數除對裝載機的可靠性有重要影響外 也對裝載機的行駛性能如動力性 經濟性 平順性 通過性 機動性和操動穩(wěn)定性等有直接影響 為充分利用其附著重 量 獲到較大的牽引力 輪式裝載機普遍采用有脫橋機構的四輪驅動 在輪式裝載機 驅動橋設計中 必須考慮輪式裝載機的作業(yè)要求和行駛特點 盡可能提高其可靠性 現有的輪式裝載機驅動橋改進表明 對于 ZL30 裝載機 應盡量將傳動比分配給終 傳動 以降低終傳動前面驅動橋零部件的尺寸 小錐齒輪常用的跨置式支承存在薄弱 環(huán)節(jié) 改進方案應采用懸臂式支承 將終傳動行星結構中的齒圈拆分為齒圈和齒圈架 以使行星齒輪嚙合受力均勻 第 5 頁 共 42 頁 2 總體方案論證 2 1 整機傳動系方案設計 裝載機的動力裝置和驅動輪之間的所有傳動部件總稱為傳動系統(tǒng) 其功用是將發(fā)動 機的動力按需要傳至驅動輪和其他結構 目前 車輛采用的傳動系統(tǒng)有 4 種類型 機械傳動 機械傳動系統(tǒng)由離合器 變速箱 萬向傳動裝置 驅動橋等機件組成 機械傳動具 有結構簡單 工作可靠 傳動效率高 價格低的優(yōu)點 但也存在一系列缺點 如 各 種阻力急劇變化的工況下 發(fā)動機易過載熄火 換擋時 動力中斷時間長 傳動系受 到的沖擊載荷大等等 液力機械傳動 液力機械傳動的特點是傳動系統(tǒng)中裝有液力元件 液力機械傳動能自動根據外界阻 力變化 進行無級變速 提高發(fā)動機功率利用率 能減少變速器檔位數 簡化變速箱 的結構 能減小傳動系零件的沖擊載荷 車輛起步平穩(wěn) 可得到任意小的行駛速度 在液力機械傳動中 變速箱常用動力換擋變速箱 但是 由于采用了液力元件 液力 機械傳動傳動效率較低 液壓傳動 液壓傳動的特點是傳動系統(tǒng)中裝有液壓元件 液壓泵和液壓馬達 液壓傳動能實 現大范圍內的無級變速 且能保持高效率 便于操縱 簡化傳動系統(tǒng) 但是 由于液 壓元件制造精度高 液力傳動存在價格昂貴 可靠性差的缺點 電傳動 電傳動系統(tǒng)的基本原理是 發(fā)動機帶動發(fā)電機 然后用發(fā)電機輸出的電能驅動裝在 車輪中的電機 電傳動的主要缺點是價格高 自重大 目前僅適用于一些大功率的礦 用車輛 結論 根據以上 4 種傳動系統(tǒng)的優(yōu)缺點 考慮裝載機工作阻力急劇變化 換擋頻繁 第 6 頁 共 42 頁 速度變化范圍大 要求起步平穩(wěn) 且要求以任意小的速度行駛而獲得較大的牽引力的 特點 本設計采用液力機械傳動 其傳動系統(tǒng)方案如圖 2 1 所示 2 2 傳動比的確定 1 總傳動比的確定 可由如下公式計算最低檔總傳動比 2 1 jmaxax TgMrFi 式中 最低擋總傳動比 maxi 整機最大牽引力 依據設計任務書 7 5 103 FmaxN 發(fā)動機最大扭矩axTM 變速器機械效率j 滾動半徑 gr dr 1 式中 滑轉率 取 0 25 動力半徑 mm dr 車輪的動力半徑可由下式計算 2 2 124 5Hdd 圖 2 1 ZL30 裝載機液力機械傳動系統(tǒng)簡圖 第 7 頁 共 42 頁 式中 輪輞直徑 英寸 d 輪胎斷面高度 英寸 H 車輪變形系數 由設計任務書可知輪胎規(guī)格為 14 0 24 B d 目前裝載機廣泛采用低壓寬基輪胎 0 5 0 7 取 0 6 查相關資料可知BBH 0 12 0 16 此處取 0 12 將各參數代入公式 2 3 可得 523 8mm dr 將有關參數代入可得 392 9mm gr 將相關參數代入公式 2 2 得 26 356 maxi054 821393 7 2 各部件傳動比的確定 確定各部件傳動比的原則 為了減小傳動系統(tǒng)中各部件的載荷 根據功率傳遞的方 向 后面的輪邊減速器部件應取盡可能大的傳動比 即 先選取盡可能大的終傳動比 然后再選取盡可能大的主傳動比 最后由總傳動比確定變速箱傳動比 fi oi ki 但必須考慮以下幾點 a 的大小受到輪輞直徑的限制 fi b 的最小值受軸承允許的最高轉速及齒輪最大的允許圓周速度的限制 k 根據以上原則 最終初步確定最低檔的各部件傳動比如下 2 307 4 78 2 39 1kioifi 2 3 驅動橋方案設計 驅動橋是輪式裝載機底盤傳動系統(tǒng)的重要組成部分 處于傳動系統(tǒng)的末端 主要包 括主傳動器 差速器 半軸 輪邊減速器 橋殼等部件 其功用是增大傳動扭矩 降低 轉速 改變力矩的傳動方向 保證左右驅動輪能差速旋轉 并將動力合理地分配 傳 遞至左 右驅動輪 橋殼承受作用于路面和車架之間的垂直力和橫向力 驅動橋設計應當滿足如下基本要求 a 保證裝載機具有較佳的動力性 通過性和燃料經濟性 b 保證一定必要的離地間隙 c 齒輪及其它傳動件工作平穩(wěn) 噪聲小 傳動效率高 第 8 頁 共 42 頁 d 在各種轉速和載荷下具有高的傳動效率 e 具有足夠的強度 剛度 滿足可靠性要求 f 結構簡單 加工工藝性好 制造容易 拆裝 調整方便 g 兼顧整機穩(wěn)定性和轉向性等 按工作特性可將驅動橋的結構型式分為兩大類 即 非斷開式驅動橋和斷開式驅動 橋 當驅動車輪采用非獨立懸架時 應該選用非斷開式驅動橋 當驅動車輪采用獨立 懸架時 則應該選用斷開式驅動橋 因此 前者又稱為非獨立懸架驅動橋 后者稱為 獨立懸架驅動橋 此外 輪式裝載機還可采用傾斜式驅動橋 2 3 1 非斷開式驅動橋 非斷開式驅動橋的特點是 橋殼是一根支承在左右驅動車輪上的剛性空心梁 齒輪 及半軸等傳動部件安裝在其中 由于結構簡單 造價低廉 工作可靠 其廣泛用在各 種車輛上 普通非斷開式驅動橋 由于結構簡單 造價低廉 工作可靠 廣泛用在各種工程機 械 多數的越野汽車 他們的具體結構 特別是橋殼結構雖然各不相同 但是有一個 共同特點 即橋殼是一根支承在左右驅動車輪上的剛性空心梁 齒輪及半軸等傳動部 件安裝在其中 驅動橋的輪廓尺寸主要取決于主減速器的型式 在裝載機輪胎尺寸和驅動橋下的最 小離地間隙已經確定的情況下 也就限定了主減速器從動齒輪直徑的尺寸 在給定速 比的條件下 如果單級主減速器不能滿足離地間隙要求 可該用雙級結構 在雙級主 減速器中 通常把兩級減速器齒輪放在一個主減速器殼體內 也可以將第二級減速齒 輪作為輪邊減速器 對于輪邊減速器 越野汽車為了提高離地間隙 可以將一對圓柱 齒輪構成的輪邊減速器的主動齒輪置于其從動齒輪的垂直上方 輪式裝載機的輪邊減 速器一般為行星式 以減小其尺寸 獲得大的傳動比 且將其安裝在輪轂內 2 3 2 斷開式驅動橋 斷開式驅動橋區(qū)別于非斷開式驅動橋的明顯特點在于前者沒有一個連接左右驅動 車輪的剛性整體外殼或梁 斷開式驅動橋的橋殼是分段的 并且彼此之間可以做相對 運動 所以這種橋稱為斷開式的 另外 它又總是與獨立懸掛相匹配 故又稱為獨立 懸掛驅動橋 這種橋的中段 主減速器及差速器等是懸置在車架橫粱或車廂底板上 第 9 頁 共 42 頁 或與脊梁式車架相聯(lián) 主減速器 差速器與傳動軸及一部分驅動車輪傳動裝置的質量 均為簧上質量 兩側的驅動車輪由于采用獨立懸掛則可以彼此致立地相對于車架或車 廂作上下擺動 相應地就要求驅動車輪的傳動裝置及其外殼或套管作相應擺動 汽車懸掛總成的類型及其彈性元件與減振裝置的工作特性是決定汽車行駛平順性 的主要因素 而汽車簧下部分質量的大小 對其平順性也有顯著的影響 斷開式驅動 橋的簧下質量較小 又與獨立懸掛相配合 致使驅動車輪與地面的接觸情況及對各種 地形的適應性比較好 由此可大大地減小汽車在不平路面上行駛時的振動和車廂傾斜 提高汽車的行駛平順性和平均行駛速度 減小車輪和車橋上的動載荷及零件的損壞 提高其可靠性及使用壽命 但是 由于斷開式驅動橋及與其相配的獨立懸掛的結構復 雜 故這種結構主要見于對行駛平順性要求較高的一部分轎車及一些越野汽車上 且 后者多屬于輕型以下的越野汽車或多橋驅動的重型越野汽車 2 3 3 傾斜式驅動橋 傾斜式驅動橋的特點是 主 從動錐齒輪的安裝軸線并不垂直 而是相差 5 的偏 角 兩個主動錐齒輪中的一個與左邊的從動錐齒輪嚙合 另一個與右邊的從動錐齒輪 嚙合 從而使動力傳給左右兩邊的從動錐齒輪 實現減速增扭 由于采用兩對錐齒輪構成單級主傳動 錐齒輪的負荷就減少一半 錐齒輪 主傳動 及橋殼的尺寸就可以大大減小 從而提高整機的離地間隙 這對特別需要提高離地間 隙的車輛很有意義 而且 這種主傳動器中差速器動力傳遞過程的特點是 傳動軸傳 來的動力線傳給差速器 然后傳至主傳動齒輪 差速器的受力較小 使得差速器的尺 寸較小而便于布置 由于傾斜式驅動橋多采用了一對錐齒輪及其他零件 結構較復雜 僅見用對離地間 隙有較高要求的車輛 結論 由于非斷開式驅動橋結構簡單 工作可靠 且本設計總傳動比并不大 主傳 動器的傳動比可取小值 容易保證其離地間隙 參照國內相關 ZL30 裝載機的設計 本 設計最終選用非斷開式驅動橋 其結構如圖 2 2 所示 第 10 頁 共 42 頁 圖 2 2 非斷開式驅動橋 第 11 頁 共 42 頁 3 主傳動器設計 主傳動器的功用是改變扭矩傳遞的方向 并降低變速箱輸出軸的轉速 增大扭矩 由于裝載機在各種路面上行使和作業(yè)時 要求驅動輪必須具有一定的驅動力矩和轉速 設置一個主傳動器后 便可使主傳動器前面的傳動部件如變速箱 萬向傳動裝置等所 傳遞的扭矩減小 從而可使其結構尺寸及質量減小 由于差速器的外殼安裝在主傳動器的從動錐齒輪上 因此確定從動錐齒輪尺寸時要 考慮差速器的安裝 反過來 確定差速器外殼尺寸時 也要考慮差速器受主傳動器的 限制 主傳動器應滿足如下基本要求 a 所選擇的主傳動比應能保證裝載機有較佳的動力性和燃料經濟性 b 外型尺寸要小 保證必要的離地間隙 c 齒輪其它傳動件工作平穩(wěn) 噪音小 工作可靠 d 保證足夠的強度和剛度 e 結構簡單 加工工藝性好 制造容易 拆裝 調整方便 3 1 主傳動器結構方案分析 主傳動器的結構形式根據齒輪類型 減速形式的不同而不同 1 齒輪類型 按齒輪副結構型式分類 主傳動器的齒輪傳動主要有螺旋錐齒輪傳動 雙曲面齒輪 傳動 圓柱齒輪傳動和蝸桿蝸輪式傳動等形式 在發(fā)動機縱置的裝載機驅動橋上 主 傳動器往往采用螺旋錐齒輪傳動或雙曲面齒輪傳動 1 螺旋錐齒輪 螺旋錐齒輪傳動的齒形是圓弧齒 其示意圖如下圖 3 1 所示 工作時 不是全齒上 同時嚙合 而是逐漸地從一端連續(xù)平穩(wěn)地至另一端 并且 由于螺旋角的關系 在傳 動過程中至少有兩對以上的輪齒同時嚙合 因此傳動平穩(wěn) 承載能力強 制造簡單 螺旋錐齒輪的最小齒數可以減少到 6 個 與直齒錐齒輪相比可以實現較大的傳動比 第 12 頁 共 42 頁 但是 螺旋錐齒輪傳動工作噪音大 對嚙合精度很敏感 所以 為了保證齒輪副的正 確嚙合 必須提高支撐剛度 另外螺旋錐齒輪的潤滑方式以及所需的潤滑油都是一般 潤滑油 圖 3 1 螺旋錐齒輪傳動示意圖 2 雙曲面錐齒輪 雙曲面錐齒輪傳動工作示意圖如下圖 3 2 所示 與螺旋錐齒輪相比 雙曲面齒輪傳 動不僅工作平穩(wěn)性更好 彎曲強度和接觸強度更高 同時還可使主動齒輪的軸線相對 于從動齒輪軸線偏移 可提高車輛的離地間隙 但 雙曲面齒輪傳遞扭矩時 齒面間 有較大的相對滑動 且齒面間壓力很大 齒面油膜很容易被破壞 必須采用含防劃傷 添加劑的雙曲面齒輪油 絕不允許用普通齒輪油代替 否則將時齒面迅速擦傷和磨損 大大降低使用壽命 雙曲面錐齒輪傳動適合于傳動比大于 4 5 且輪廓尺寸有限制的場 合 另外 雙曲面錐齒輪所需要的潤滑油是雙曲面錐齒輪潤滑專用油 價格較貴 而 且消耗較大 如果不及時更新 還可能會使齒面磨損加劇 壽命降低 圖 3 2 雙曲面齒輪示意圖 第 13 頁 共 42 頁 結論 參照現有機型的配置 并考慮主傳動器傳動比小于 3 經方案論證 本設計 主傳動器的齒輪選用 35 螺旋錐齒輪傳動形式 2 結構形式 表 3 1 各類型減速器特點及其應用 按 參 與 傳動的齒輪副數目 可將主傳動器分為單級式主傳動器和雙級式主傳動器 雙速式主 傳動器 雙級式主傳動器配輪邊減速器等 雙級式主傳動器應用于大傳動比的中 重 型汽車 單級式主傳動器應用于轎車和一般輕 中型載貨汽車 單級式主傳動器由一 對圓錐齒輪組成 具有結構簡單 質量小 成本低 使用簡單等優(yōu)點 減 速 型 式 特 點 應 用 單級減速 結構簡單 重量輕 體積小 成本低 傳動比一般在 7 以 下 中小型底盤 如 JS 1 JS 2 小反斗車 0 5 3m 裝載機 前置錐齒輪雙級減速 可得較大傳動比 5 9 最 大可達 11 和離地間隙 橋 的縱向尺寸大 傳動軸的夾 角增大 較長軸距的中 重型底盤 如 Q5 QY8 汽車起重機 上置錐齒輪雙極減速 傳動裝置布置較高 便于傳 動軸通過 車身較高 多橋驅動底盤 如上安 QY15 SH 361 PY 160 平地 機等 單級減速附外嚙合輪邊減 速 橋的中央部分 差速器 半 軸負荷減小 尺寸小 提高 離地間隙 中 大型底盤 如 Z4 2 裝 載機 單級減速附行星輪邊減速 橋中部差速器 半軸體積小 縮短橋中心到傳動軸凸緣的 距離 行星齒輪結構緊湊 半軸與輸出驅動軸同軸 傳 動比可達 12 18 工程機械和重型汽車上廣泛 應用 如 ZL 50 ZL 40 ZL 30 SH 380 TL 160 CL 70 雙級減速附行星輪邊減速 是前兩種結構的組合 減速 比很大 增大扭矩 減低重 心 超重型多橋底盤如 QD 100 汽車起重機 第 14 頁 共 42 頁 結論 經方案論證 本設計主傳動器采用單級式主傳動器 圖 3 3 單機主減速器三維結構圖 3 2 主傳動器主 從動錐齒輪的支承方案 主傳動器必須保證主 從動齒輪具有良好的嚙合狀況 才能平穩(wěn)地工作 齒輪的正 確嚙合 除了與齒輪的加工質量 裝配調整及軸承精度有關外 還與齒輪的支承剛度 密切相關 1 主動錐齒輪的支承 主動錐齒輪的支承形式分為懸臂式支承 跨置式支承 1 懸臂式支承 懸臂式支承的特點是錐齒輪大端一側軸頸較長 上面安裝兩個圓錐滾子軸承 為提 高懸臂式支承的剛度 兩圓錐滾子軸承的大端應向內 這種支承結構簡單 但相對剛 度較差 主要用于輕型貨車和轎車上 2 跨置式支承 跨置式支承的特點是錐齒輪兩端的軸頸均有軸承支承 又稱兩端支承式 跨置式支 承使支承剛度大大增加 又使軸承負荷減小 使齒輪嚙合條件改善 齒輪的承載能力 第 15 頁 共 42 頁 高于懸臂式 結論 由于本設計 ZL30 裝載機屬于重型機 傳動軸需要有足夠的剛度和穩(wěn)定性 如果采用懸臂式支承 機構的穩(wěn)定性較差 傳遞的扭矩也會相應的降低 故本設計采 用跨置式支承 這樣的設計能夠有效提高支承剛度 主動錐齒輪跨置式支承支承結構 如圖 3 4 所示 圖 3 4 主動錐齒輪跨置式支承示意圖 2 從動錐齒輪的支承 從動錐齒輪采用圓錐滾子軸承支承 為了增加支承剛度 兩軸承的圓錐滾子大端應 向內 以減小支承跨度尺寸 為了使從動錐齒輪背面的差速器殼體處有設置加強肋的 地方 以增強支承穩(wěn)定性 支承跨度不應小于從動錐齒輪大端分度圓直徑的 70 為了 限制從動齒輪因受軸向力產生偏移 在從動錐齒輪的背面加設止推螺栓作為輔助支承 3 3 螺旋錐齒輪計算載荷的確定 主傳動比 和計算載荷是主減速器設計的必需數據 oi 確定從動螺旋錐齒輪所受的扭矩通常有三種方法 按液力變矩器輸出的最大扭矩和傳動系最低檔傳動比確定 按驅動輪附著力確定 按平均載荷確定 前兩種方法確定的扭矩為從動錐齒輪的最大扭矩 并不是正常的持續(xù)扭矩 只適用 于驗算最大應力 但在錐齒輪參數選擇時 可將前兩種方法確定的最大扭矩的較小值 作為計算扭矩 帶入經驗公式來選擇齒輪參數 第三種方法確定的扭矩為常用扭矩 較好地代表了實際情況的疲勞強度計算載荷 1 按液力變矩器輸出的最大扭矩和傳動系最低檔傳動比確定從動錐齒輪的最大扭 第 16 頁 共 42 頁 矩的計算 3 1 N iMKmokoTDGe 1ax2 式中 考慮沖擊載荷的過載系數 對于具有液力變矩器的機器 取 1 0 DK 按液力變矩器輸出的最大扭矩和傳動系最低檔傳動比確定從動大2Ge 錐齒輪的計算扭矩 mN 發(fā)動機與液力變矩器共同工作時輸出的最大扭矩 axTM 1388 16 axTN 驅動橋主傳動比 已知 2 54 oi oi 變速箱一檔傳動比 2 31 1k 1k 變矩器到主減速器的傳動效率 mo k o 式中 變速器的傳動效率 取 0 95 主傳動器的傳動效率 取 0 95 o 驅動橋數 2 NN 算得 0 9025 3667 82 mo 2GeMm 2 按驅動輪附著扭矩來確定從動錐齒輪的最大扭矩計算 3 2 fdDSir 2 式中 按驅動輪附著扭矩來確定的從動大錐齒輪的計算扭矩 2GSM mN 滿載時驅動橋上的載荷 水平地面 D N 附著系數 輪式工程車輛 0 85 1 0 取 0 7 驅動輪動力半徑 前面已求出 523 8mm dr dr 終傳動的傳動比 由前面所知得 4 5 fi fi 終傳動的效率 行星傳動通常取 0 97 f 由本次設計任務書可知 裝載機工作質量為 12 額定載重量為 35 ZL30 裝tKN 載機滿載時的橋荷分配為前橋 70 所以 8700 3500 70 10 12 4 10 4DGN 所以 算得 7173 60 2GSMmN 取以上兩種計算方法中較小值作為從動錐齒輪的最大扭矩 所以 該處的計算扭矩 第 17 頁 共 42 頁 3667 82max2M2GemN 1512 2011oi 3 按平均受載扭矩來確定從動錐齒輪上的載荷 輪式裝載機作業(yè)工況非常復雜 要確定各種使用工況下的載荷大小及其循環(huán)次數是 困難的 只能用假定的當量載荷或平均載荷作為計算載荷 對輪式裝載機驅動橋主傳 動器從動齒輪推薦用下式確定計算扭矩 3 3 fiNrGMfdDP sin2 式中 按平均受載扭矩來確定從動錐齒輪上的載荷 2GP mN 道路滾動阻力系數 0 020 0 035 取 0 03 f f f 坡道阻力系數 sin20 0 34 sin sin 算得 1976 40 2GPmN 得主動小錐齒輪上的常用受載扭矩為 819 71 1Moi 2 3 4 主傳動器錐齒輪的主要參數選擇 1 主 從動錐齒輪齒數 和1Z2 選擇齒數時需要考慮以下因素 a 應盡量使相嚙合齒輪的齒數沒有公約數 以便使齒輪各齒能相互交替嚙合 b 為得到理想的齒面接觸 小齒輪的齒數應盡量選用奇數 c 為了保證必要的重疊系數 大小齒輪的齒數和應不小于 40 d 主傳動比較大時 應盡量小些 但不能小于 6 1Z 根據以上選擇齒數的要求 結合本次設計主傳動比 2 54 選取主動小錐齒輪齒oi 數 13 從動大錐齒輪齒數 62 4 78 1Z2oi 2 從動錐齒輪分度圓直徑 的確定d 就單級主傳動器來說 從動錐齒輪的分度圓直徑 對驅動橋的尺寸有直接影響 分 度圓直徑小了 影響跨置式主動齒輪和差速器的布置和安裝 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來計算 第 18 頁 共 42 頁 根據從動錐齒輪上的最大扭矩 按經驗公式粗略計算從動錐齒輪的分度圓直徑 3 4 2d3max2MK 式中 從動齒輪分度圓直徑 2d 從動錐齒輪分度圓直徑系數 對于輪式裝載機 取K dK 10 37 12 92 從動錐齒輪上的計算扭矩 3667 82 max2Mmax2N 得 159 99 199 20 d 3 齒輪端面模數 的選擇 由 代入數據得 6 06 7 54 取標準模數 7 2Z 為了知道所選模數是否合適 需用下式校核 3 5 m3max2MK 式中 從動齒輪端面模數 m 齒輪端面模數系數 取 0 283 0 413 K 從動錐齒輪上的計算扭矩 3667 82 ax2Mmax2N 代入數據得 4 809 7 018 所以 所選齒輪端面模數 7 合適 m 由此可算出大小錐齒輪的分度圓直徑 185 38 2d1 4 法向壓力角 的選擇 螺旋錐齒輪的壓力角是以法向壓力角 來表示的 螺旋錐齒輪的標準壓力角是 20o 增大壓力角可以增大齒根厚度 增加螺旋錐齒輪的強度 并且可以減小產生跟切 的最小齒數 但是大的壓力角易使小齒輪的齒頂變尖 齒輪的齒型重合系數降低 減 小壓力角可以使齒輪運行平穩(wěn) 產生較低的噪音 對于大中型工程機械 常采用較大的壓力角 22 30 本次設計采用 22 30 壓 力角 5 螺旋角 的選擇m 螺旋角 指該齒輪節(jié)錐齒輪線上某一點的切線與該切點的節(jié)錐線之間的夾角 螺 旋角越大 齒輪重疊系數增大 錐齒輪傳動越平穩(wěn) 噪音越小 但會產生較大的軸向 力 縮短軸承的壽命 下圖 3 5 為螺旋錐齒輪的軸向重疊系數和螺旋角曲線 軸向重疊系數是借用斜齒圓 柱齒輪傳動中的術語 在斜齒圓柱齒輪副中標致軸向重疊系數的重疊方向是平行于齒 第 19 頁 共 42 頁 輪軸線的 在這里則是平行于節(jié)錐而言 圖 3 5 螺旋錐齒輪的軸向重疊系數和螺旋角曲線 輪式裝載機普遍采用 35 本次設計采用 35 m m 6 齒面寬 的確定b 增加齒面寬理論上可以提高齒輪的強度及使用壽命 但實際上 齒面寬過大會使螺 旋錐齒輪小端變長 導致齒面變窄和齒根圓角半徑過小 齒輪的負荷易于集中小端 從而導致輪齒折斷 齒面寬過小同樣也會降低輪齒的強度和壽命 通常螺旋錐齒輪傳動大齒輪的齒面寬可由下式初算 3 6 aRb312 式中 大齒輪齒寬 2b 錐齒輪傳動的節(jié)錐距 aR 0 5 7 221 7 215 0Zm 2136 73 9 同時 不應超過端面模數 的 10 倍 即 ab312 2bm 10 10 7 70 最終確定 29 通常 小錐齒輪齒面寬 比大錐齒輪齒面寬 約大 10 以使其在大錐齒輪輪齒兩12b 端都超出一些 便于嚙合 小錐齒輪齒面寬 1 1 29 31 9 1 最后取 32 1b 7 螺旋方向的選擇 設計時應針對車輛的行駛情況 使齒輪軸向力方向能將兩錐齒輪相互斥離 防止輪 第 20 頁 共 42 頁 齒卡住 根據上述要求 驅動橋主傳動器主動錐齒輪應為左旋 從動錐齒輪應為右旋 圖 3 6 輪齒的螺旋方向 a 左旋齒 b 右旋齒 對于四輪驅動的裝載機 若單從使兩錐齒輪相互斥離的觀點來考慮 則前后驅動橋 主動錐齒輪的螺旋方向相反 但為了提高產品的通用性 常使前后驅動橋主動錐齒輪 的螺旋方向相同 這時 齒輪不可避免會互相咬卡 8 齒高變位系數的選擇 為防止小錐齒輪可能發(fā)生的根切 輪式裝載機主傳動器的螺旋錐齒輪采用短齒和高 度修正 高度修正的實質是小錐齒輪采用正變位 輪齒變胖 齒距不變 即 P m 而大錐齒輪采用負變位 增大小錐齒輪齒頂高 降低大錐齒輪齒頂高 提高輪齒的強 度 小錐齒輪齒頂高的增大值與大錐齒輪齒頂高的降低值相等 螺旋錐齒輪的齒頂高系數 0 85 頂隙系數 0 188 ah c 對于本設計采用的格里什制等間隙收縮齒 小齒輪高度變位系數 0 39 1 oi 大齒輪高度變位系數 2 1 9 齒側間隙 的選擇nc 齒側間隙是指輪齒嚙合時 非工作齒面間的最短法向距離 齒側間隙過小 不能形 成理想的潤滑狀態(tài) 會出現表面加速磨損 甚至卡死現象 齒側間隙過大 易造成沖 擊 增大噪聲 選取齒側間隙 0 20 nc 此次設計的 35 螺旋錐齒輪幾何尺寸詳見表 3 2 表 3 2 主傳動器螺旋錐齒輪幾何尺寸 單位 mm 名稱 公式代號 數值1Z 13齒數 2 62 壓力角 22 30 第 21 頁 共 42 頁 端面模數 m7 螺旋角 35 齒頂高系數 ah0 851 0 330徑向變位系數 2 0 330 頂隙系數 c0 188 名稱 公式代號 數值 側隙系數 n 0 2 軸交角 90o1b 32齒寬 2 29Zmd 38分度圓直徑 185 ha11 8 26齒頂高 22 3 64cf 4 96齒根高 a 9 58211rtnZ 11 50 分錐角 290o 78 50 外錐距 aR21 63 348 周節(jié) mt 21 98affh11rcn 2 17 齒根角 ffR22t 4 25 1fa 4 25 齒頂角 2 2 17 11aa 25 55 頂錐角 22 70 47 ff 19 13 根錐角 22 64 5 螺旋方向 小錐齒輪右旋 大錐齒輪左旋 111costantxmS 16 263 理論弧齒厚 12S 5 727 第 22 頁 共 42 頁 3 5 主傳動器錐齒輪材料的選擇及熱處理 ZL30 裝載機驅動橋的工作條件相當惡劣的 具有載荷大 作用時間長 載荷變化 多 沖擊大 要求可靠性高等特點 根據這些特點 主傳動器錐齒輪的材料和熱處理 應滿足如下的要求 a 齒輪具有較高的強度和剛度 b 齒面應具有較高的硬度和較低的粗糙度 以提高耐磨性 c 齒輪芯部應有適當的韌性 以適應沖擊載荷 d 材料的加工性能良好 且適合進一步熱處理 e 齒輪材料易于獲得 根據以上要求選齒輪材料為滲碳合金鋼 經滲碳 淬火 回火后 輪齒CrMnTi20 表面硬度應達到 58 64HRC 芯部硬度較低 約為 29 45HRC 1100 850b Mpas Mpa 為防止齒輪副在運行初期發(fā)生膠合 咬死 錐齒輪在熱處理以及精加工后 均予厚 度為 0 005 0 01 的磷化處理或鍍銅 鍍錫處理 對齒面進行應力噴丸處理 以提高 齒輪壽命 為了提高耐磨性 可進行滲硫處理 滲硫可顯著降低摩擦系數 防止齒輪 咬死 此外 為防止齒輪在淬火時產生較大的變形 可采用壓淬法 急速冷卻過程中 將工件施壓 以防止壓力釋放而影響工件的外形 并可以實現平面平整 光潔 3 6 主傳動器錐齒輪的強度校核 在完成主傳動器錐齒輪的幾何計算 選擇材料及熱處理方式后 應對其強度進行計 算 以保證錐齒輪有足夠的強度和壽命 安全可靠地工作 在進行強度計算之前 應首先了解齒輪的破壞形式 以及其影響因素 齒輪的破壞 形式有輪齒折斷 齒面點蝕 齒面磨損 齒面膠合等 驅動橋齒輪承受的是交變載荷 但由于裝載機作業(yè)中制動頻繁 制動沖擊大 主傳動器錐齒輪主要的破壞形式是輪齒 崩斷 而且輪齒崩斷對驅動橋的影響是致命的 故本處只以輪齒承受的最大扭矩進行 第 23 頁 共 42 頁 強度計算 而不再進行疲勞強度計算 3 6 1 輪齒的彎曲強度校核 錐齒輪齒根彎曲應力可用以下公式計算 3 7 JKmbPSVD 1 上述公式由三部分組成 為載荷有關的系數 為輪齒尺寸有關的系數 K b 1 為應力分布有關的系數 JKmS 式中 彎曲應力 Mpa 齒輪齒寬中點圓周力 PNdP3102 式中 大錐齒輪計算扭矩 m 錐齒輪的節(jié)圓直徑 mm 3 8 sin bde 式中 齒輪分度圓直徑 e 齒輪齒面寬 b 分錐角 過載系數 與錐齒輪副運轉的平穩(wěn)性有關 綜合考慮發(fā)動機工作性DK 質和載荷性質 對有液力變矩器的輪式裝載機 取 1 1 DK 質量系數 與齒輪精度及節(jié)圓線速度有關 當輪齒嚙合良好時 取V 1 0 V 載荷分配系數 反映在齒寬上載荷分配的不均勻性 與齒輪的的支mK 承剛度有關 當主動錐齒輪采用懸臂式支承時 1 10 1 25 取 1 15 mKmK 齒寬 b 齒輪大端模數 7 尺寸系數 反映了材料性質的不均勻性 與輪齒尺寸熱處理等因素S 有關 因 10 1 6 mm 時 m725 04 254 KS 彎曲強度幾何系數 綜合考慮了齒形系數 載荷作用點位置 輪齒間J 第 24 頁 共 42 頁 的載荷分配 有效齒寬 應力集中系數及慣性系數對彎曲應力的影響 查參考文獻 2 可得 0 235 0 240 1J2J 把以上各參數代入公式 3 7 可得 Mpa03 561 pa98 52 齒輪材料為滲碳合金鋼 經滲碳 淬火 回火后 1100 錐齒CrMnTi0 bM 輪的許用彎曲應力為 p b7 因 1 pa72 pa0 所以 齒輪彎曲強度滿足要求 3 6 2 輪齒齒面的接觸強度校核 輪齒齒面的接觸應力可按下式計算 3 9 式中 接觸應力 c Mpa 彈性系數 取 234 PCPC 齒輪齒寬中點圓周力 計算過程與上章中輪齒的彎曲強度校核相N 同 過載系數 與錐齒輪副運轉的平穩(wěn)性有關 綜合考慮發(fā)動機工作性D 質和載荷性質 對有液力變矩器的輪式裝載機 取 1 1 DC 質量系數 與齒輪精度及節(jié)圓線速度有關 當輪齒嚙合良好時 取VC 1 0 V 尺寸系數 反映了材料性質的不均勻性 與輪齒尺寸熱處理等因素S 有關 因 7 1 6 mm 時 m725 04 254 mCS 載荷分配系數 反映在齒寬上載荷分配的不均勻性 與齒輪的的支C 承剛度有關 當主動錐齒輪采用懸臂式支承時 1 10 1 25 取 1 15 mCmK 齒寬 b 接觸強度幾何系數 綜合考慮了齒形系數 載荷作用點位置 輪齒CJ 間的載荷分配 有效齒寬 應力集中系數及慣性系數對彎曲應力的影響 查參考文獻 2 可得 0 11 0 11 12CJ 把以上各參數代入公式 3 9 可得 Mpac50 2781 Mpac72 6982 CfmSVDPc Jdb 第 25 頁 共 42 頁 大小錐齒輪的許用接觸應力均為 C Mpa280 因 所以 齒輪接觸強度滿足要求 1c CMpa280 2 第 26 頁 共 42 頁 4差速器設計 4 1 差速器原理 車輛在行駛過程中 由于左右兩輪胎滾動半徑不相等 左右兩輪接觸的路面條件 不同 行使阻力不相等因素 左右車輪在同一時間內滾過的路程往往是不相等的 如 果驅動橋的左右車輪剛性連接 則不論轉彎行使或直線行使 均會引起車輪在路面上 的滑移或滑轉 將增加輪胎的磨損 增加轉向阻力 同時也增加功率損耗 為了防止上述現象的發(fā)生 允許左右車輪以不同的轉速旋轉 驅動橋的左右車輪 間都裝有輪間差速器 圖 4 1 圖 4 1 差速器三維結構 差速器是個差速傳動機構 其功用是能使左右車輪差速滾動 并將主傳動器傳來 的動力分配給兩側車輪 為提高裝載機在惡劣路面的通過性和充分發(fā)揮發(fā)動機的動力 裝載機需要對差速器采取防滑措施 例如加進摩擦元件以增大其內摩擦 提高其鎖緊 系數 或加裝可操縱的 能強制鎖住差速器的裝置 差速鎖等 第 27 頁 共 42 頁 圖 4 2 差速器原理圖 當兩側車輪以相同的轉速轉動時 行星齒輪繞半軸軸線轉動 公轉 若兩側車輪阻力不同 則行星齒輪在作上述公轉運動的同時 還繞自身軸線轉 動 自轉 因而 兩半軸齒輪帶動兩側車輪以不同轉速轉動 差速器殼 3 作為差速器中的主動件 設其角速度為 0 與主減速器的從動齒輪 6 和行星齒輪軸 5 連成一體 半軸齒輪 1 和 2 為差速器中的從動件 其角速度為 1和 2 當行星齒輪只是隨同行星架繞差速器旋轉軸線公轉 直線行駛 時 處在同一半 徑 r 上的 A B C 三點的圓周速度都相等 圖 b 其值為 0r 于是 1 2 0 即差速器不起差速作用 而半軸角速度等于差速器殼 3 的角速度 當行星齒輪 4 除公轉外 還繞本身的軸 5 以角速度 4自轉時 圖 c 嚙合點 A 的 圓周速度為 1r 0r 4r4 嚙合點 B 的圓周速度為 2r 0 r 4r4 即 1 2 2 0 若角速度以每分鐘轉數 n 表示 則 n1 n2 2n0 公式 4 1 式 公式 1 兩半軸齒輪直徑相等的對稱式錐齒輪差速器的運動特性方程式 它表明左右兩側半軸齒輪的轉速之和等于差速器殼轉速的兩倍 而與行星齒輪轉 速無關 本次設計只設計車輛上廣泛采用的對稱式圓錐齒輪差速器 其結構如下圖所示 第 28 頁 共 42 頁 圖 4 3 普通對稱式圓錐齒輪差速器的構成 4 2 圓錐直齒輪差速器齒輪參數的選擇 由于差速器的外殼是安裝在主傳動器的從動錐齒輪上的 確定差速器外殼尺寸時要 考慮差速器受主傳動器的限制 差速器的球面半徑確定后 差速器齒輪的大小就基本確定下來了 因此 齒形參數 的選擇可使齒輪有較高的強度 目前 差速器大都采用壓力角 22 30 齒頂高系數 0 8 頂隙系數 0 188 的齒形 與標準齒形相比 這種齒形可以使齒輪采用較大 ah c 的模數 在幾何尺寸一樣的情況下 可充分發(fā)揮齒輪的強度 1 齒數的選取 行星齒輪齒數多數采用 10 12 半軸齒輪齒數多采用 16 22 且半軸齒輪1Z2Z 齒數 與行星齒輪齒數 之比在 1 6 2 之間 1Z2 為了保證安裝 行星齒輪與半軸齒輪的個數應符合如下公式 4 2 CNX 右 半左 半 式中 左右半軸齒輪的齒數 右 半左 半 Z 差速器行星齒輪個數 大中型工程機械的行星齒輪數為 4 小型工CXN 程機械為 2 在此取 4 X 任意整數 根據以上要求 取 12 16 1Z2 2 齒輪模數 的確定m 第 29 頁 共 42 頁 可由下式計算錐距 4 3 29 0 8 sin21 dAo 式中 為行星輪的分錐角 36 8 1 21arctZ 6rta 所以 45 2 sin36 8o 53 900 11sin2 d49 0 531zm 圓整 取標準模數 4 5 m 3 齒面寬 可由下式計算半軸齒輪齒寬 4 4 2 b 式中 為齒寬系數 取 0 25 b b 得 0 25 45 11 25 取 11 2 2 行星輪齒寬 比行星輪齒寬 寬約 10 1 則 1 1 1 1 11 12 1 取 12 12 1 4 變位系數 為提高齒輪的強度 采用高度變位 經查表得 變位系數 26 0 差速器齒輪幾何尺寸見表 4 1 表 4 1 差速器齒輪幾何尺寸 單位 mm 名稱 公式代號 行星齒輪 1Z半軸齒輪 2Z 齒數 Z 10 18 模數 m4 5 齒面寬 B 151b 13 52b 壓力角 22 30 變位系數 0 26 齒頂高系數 ah0 8 頂隙系數 c0 188 側向間隙 n 0 20 齒全高 ma 28 05 軸間夾角 90 分度圓直徑 Zd 451d 812d 第 30 頁 共 42 頁 分錐角 2 11arctnZ 290 o 29 3 1 60 57 2 齒頂角 11 fafa 6 55 4 3 齒頂高 mh 4 771ah 2 432ah 齒根高 caf 3 28f 5 62f 齒根角 offArtn4 3 6 55 齒頂角 121 fafa 6 55 4 3 根錐角 ff 25 54 2 頂錐角 aa 35 58 65 4 3 差速器直齒錐齒輪強度計算 根據差速器齒輪工作環(huán)境和受載性質 差速器中行星齒輪和半軸齒輪的材料選為滲 碳合金鋼 經滲碳 淬火 回火后 輪齒表面硬度應達到 58 64HRC 芯部CrMnTi20 硬度較低 約為 29 45HRC 1100 850 b Mpas pa 由于差速器齒輪的工作條件比主傳動器齒輪的工作環(huán)境要好的多 而且只有當車輛 轉彎 或路面不平時 或一側車輪打滑而滑轉時 差速器齒輪才會有嚙合傳動 因此 一般只對差速器齒輪應進行彎曲強度計算 而不計算接觸強度 可按下式對差速器齒輪強度進行校核 4 5 vOmSCKJZbM 2 3210 式中 差速器扭矩 nC計6 0 式中 算出的主傳動從動錐齒輪的最大扭矩 3667 82N m計 計Mmax2 行星輪數 為 4 n 代入各參數得 550 17 CMmN 半軸齒輪齒數 18 2Z2Z 齒面寬 b1 b 彎曲強度幾何系數 綜合考慮了齒形系數 載荷作