装载机主传动器设计.doc

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1、 前言 装载机是当今工程建设中应用最为广泛的一种工程机械，其在300米运距内铲运卸无聊非常方便和经济，大至三峡，青藏铁路等国家重大工程建设，小至普通家庭房屋建设都要起忙碌的身影。 驱动桥是轮式装载机底盘的重要组成部分，其功用是将发动机的扭矩增大，转速降低，实现转速方向的转变。 驱动桥包括主传动器，差速器，半轴，轮边减速器，制动器，桥壳等部件，装载机为充分利用其附着重量，达到较大的牵引力，采用全桥驱动，其减速比一般为，并按以下原则进行速比分配：在最终传动能安装的前提下，为了减小主传动以及半轴所传递的扭矩，将速比尽可能得分配给最终传动，以减小构件尺寸，结构紧凑。毕业设计是大学四年学习的一门重要课程

2、，其目的是检验四年学习的成果，巩固所学内容，提高学生的动手融汇贯通能力，和自我查取表格和图表的能力，所以我们要努力将这次设计做好。为进一步学习，工作大好基础。 主传动器设计 主传动器的功用是改变传力方向，并将变速箱输出轴的转速降低，扭矩增大。 本次设计的装载机驱动桥主传动器传动比是，轮边减速器的传动比是，主传动器锥齿轮采用螺旋锥齿轮，这种锥齿轮的特点是：齿形是圆弧齿，工作时不是全齿长突然啮合，而是逐渐地由一端过渡到另一端，因此运转比较平稳，减小了噪音，并且由于螺旋角关系，其重合系数比较大，曾家了运转的连续性，在传动过程中至少有两对以上的齿进行啮合，相应的增加了啮合的负荷能力，增大了齿轮的使用寿

3、命，螺旋锥齿轮的最少根切齿数可以减少到个，因而与直齿锥齿轮相比可以实现更大的传动比。（）螺旋锥齿轮的设计计算螺旋锥齿轮主要尺寸参数的选取（）齿数的选择选择齿数使相应的齿轮齿数没有公约数，以使齿轮在啮合过程中交替啮合，起到自动研磨作用，为了得到理想的齿面接触，小齿轮的齿数营选择奇数，且大小齿轮的齿数之和不得小于，根据以上选择齿数的要求，参考吉林工业大学诸文农主编底盘设计第页表，结合本次设计主传动比为.，选取主传动锥齿轮齿数为，大锥齿轮齿数为，采用螺旋锥齿轮。 2.从动锥齿轮节圆直径d的选择（1）当发动机扭矩为最大扭矩时（或额定扭矩），液力变矩器在最大变矩比时，一档，从动锥齿轮的最大扭矩为 式中：

4、M发动机额定扭矩，M=765； 变矩器最大变矩比，.；i 变速箱一档传动比，由课程设计可得.； 驱动桥主传动比，为.； 发动机至主传动器的机械效率，可取.； n 驱动桥数目，已知n=2;计算可得 (2)按驱动轮附着扭矩来计算从动锥齿轮的最大扭矩 式中：G 驱动桥满载复合重量，取为21800 kg; 轮胎与地面之间的附着系数，取为0.75 ； r 驱动轮的动力半径 取为0.636； 轮边减速器的效率，行星传动通常取0.96.由此可得M= 24125 NM因ZL装载机满载时的桥荷为M=241250.648=15633 NM计算中取以上两式中的较小值作为从动锥齿轮的最大扭矩，此扭矩在实际实用中并不是

5、持续扭矩，而是作为强度计算式用来作为验算最大应力。（3）按常用载荷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锥齿轮推荐下式确定计算扭矩： 式中f 道路滚动阻力系数， f=; 由此得=5790.132 NM 2.从动锥齿轮节圆直径d的确定根据从动锥齿轮上最大计算扭矩，用下式计算从动锥齿轮的节圆直径： 式中： 从动轮节圆直径，cm; K 系数，轮式取0.230.31，取为0.3； M 从动锥齿轮上的计算扭矩，NM； 由此得 =34.8cm考虑到从动锥齿轮的

6、节圆直径对驱动轮尺寸和差速器的安装有直接的影响，参考现有机型的相关尺寸，最终确定从动锥齿轮节圆直径=38cm。 （3）齿轮端面模数m的选择 由式m=，计算得m= 10.27 为了知道所选模数是否合适，需要用下式来校对； 式中k系数，轮式取0.060.09，取为0.07； 计算得 m=11，模数确定为10。 （4）法向压力角 螺旋锥齿轮的标准压力，对于中型以上的工程机械，考虑到噪声的影响，故选取法向压力角。 （5）螺旋角的选择 螺旋角指该齿轮节锥齿线上某一点的切线与该切线的节锥母线之间的夹角，螺旋角越大，锥齿轮传动越平稳，噪音越小，但轴向力越大，轴承寿命缩短，因此在轮式装载机中常用35。（6）齿

7、面宽b的确定 通常推荐螺旋锥齿轮传动大齿轮的齿面宽为： b 式中：R=0.5m =0.5=187.4mm b 同时，b不应超过模数的10倍 b 由此可见b 通常所讲的齿面宽往往是指大锥齿轮的齿宽而言，小锥齿轮的齿宽应比大锥齿轮的齿宽稍大，小锥齿轮齿宽应比大锥齿轮稍大0.1， （7）螺旋方向的选择 在螺旋齿轮传动中，齿的螺旋方向和轴的旋转方向决定了锥齿轮的轴向力的方向，由于轴承中存在间隙，因此设计时应使齿轮轴向力的方向能将大小锥齿轮相互推开，在一般情况下，驱动桥主传动的小锥齿轮应为左旋而大锥齿轮应为右旋，轴向力的方向可以用于手势法则来判断，左旋小锥齿轮用左手法则。 （8）齿高参数的选择 轮式装载

8、机主传动器的螺旋锥齿轮采用短齿制和高度修正，从而消除根切现象，大小齿轮滑功比接近相等，提高的强度。 查机械设计手册得装载机的齿高系数h顶隙系数c小齿轮的高度变位系数x齿顶高：小锥齿轮h 大锥齿轮=(-)=(0.85-0.38) 10=4.7齿根高：小锥齿轮=（+-）=（0.85+0.188-0.38）10=6.58 大锥齿轮=（+ ）=（0.85+0.188+0.38）10=18.8顶隙c=0.18810=1.88 (9)齿侧间隙的选择 齿侧间隙是指齿轮啮合时，非工作齿面间的最短法向距离，齿侧间隙过小。不能形成理想的润滑状态，会出现表面摩擦，加速磨损，甚至卡死现象，齿侧间隙过大，易造成冲击，增

9、大噪声，由格里森制推荐齿侧间隙底盘构造表6-8螺旋锥齿轮的模数选择齿侧间隙为0.3.（10）刀盘直径的选择 螺旋锥齿轮加工的铣刀直径已标准化，常用的是6，9，12，18四种，单位都是英寸，即125.4，226.8，304.8几类，刀盘名义直径的选择，既要满足设计及使用中所提出的适合曲率的要求，又要兼顾到零件加工的经济性，从理论上讲，似乎对应于每一节锥距应有一个单独的刀盘。但为了减小刀盘的规格，把刀盘名义直径标准化了，规定每一种刀盘可以加工一定范围的螺旋锥齿轮。由底盘设计（诸文农编写）表6-6查取刀盘直径为12.（11）理论弧齿厚，。 出了采用高度变位修正来调节齿轮的强度外，还可以用理论弧齿厚的

10、方法来调节一对向啮合齿轮的强度。由机械设计手册查取切向变位系数=0.265=9.672=21.73（12）节锥角小锥齿轮大锥齿轮（13）齿根角小锥齿轮大锥齿轮 （14）面锥角 (15)节锥距 = 此次设计35螺旋锥齿轮各个几何尺寸参数详见表1表1 ：序号名称公式代号数1齿数6372端面模数10mm3分度圆直径60mmd370mm4压力角225工作齿高h17mm6全齿高h18.88mm7侧隙0.3mm8齿顶高h12.3mmh4.7mm9齿根高h6.6mmh14.2mm10节锥角11节锥距187.4mm12齿面宽68.462.413齿根角14根锥角15面锥角16大端齿顶圆直径d84.28d371.

11、517螺旋角18螺旋线方向小锥齿轮左旋，大锥齿轮右旋19周节t31.4mm20理论弧齿厚21.72mm9.673mm 小锥齿轮材料为其啮合齿轮材料为3.螺旋锥齿轮的强度计算 （1）弯曲应力 轮齿的弯曲应力可按下式计算=： 为小齿轮上的计算扭矩() 过载系数。一般液力机械可取. 质量系数一般取为. 尺寸系数取为. 为载荷再分布系数，主从动锥齿轮采用跨置式取为1.05 综合影响系数，综合考虑了齿形系数，载荷作用点的位置，轮齿间载荷分布，有效齿面宽，齿向载荷分布系数等对弯曲应力的综合影响。 代入公式得=627M小锥齿轮的计算扭矩为15633NM，计算可得其接触应力为624M。大小锥齿轮的许用弯曲应力

12、为强度合适 （2）轮齿的齿面接触疲劳螺旋锥齿轮的齿面接触应力为 圆周力， -过载系数可取 1.0质量系数，可取 1.0b齿宽，取齿轮副中较小的一个（一般去较小的一个值）取为6.24mm小锥齿轮大端圆直径为84.28mm载荷分布系数，选取法同，=1.05表面质量系数为1综合影响系数，综合考虑了啮合齿面间的影响，相对曲率半径，载荷作用位置，轮齿间的载荷分布，有效齿面宽，等的影响。将数据代入计算式： =232.6=3116MP其许用接触应力=3500kg 满足强度要求第二章 差速器设计 轮式装载机在形式过程中，有很多因素会导致左右车轮行程产生差别，例如：1. 在高低不平车道行驶时，左右车轮在实际地面

13、上走过的路程实际上是不相等的，2. 在转弯时内测车轮的行程总是比外侧车轮的行程小3. 在左右车轮的轮胎气压不等时磨损不均时，其左右车轮的行程也是不等的。 由此可见，在转弯行驶时和直线行驶时，左右车轮行程是不等的。这个时候如果仅有一根驱动车轮轴驱动两个轮胎进行行驶，就会加速车轮的磨损，造成滑移或滑转，功率的损耗及燃料的小号就会增加，同时还会转向困难，是操作性变坏，因此在驱动桥结构中，都会使设置差速器，是左右车轮在转弯行驶时或不平车道行驶时，能以不同的速度行驶。在目前的差速器，锥齿轮差速器由于结构简单，工作平稳等优点仍被使用，锥齿轮差速器有力学性能决定的工况下，两驱动轮上的扭矩基本上是平均分配的，

14、这样的分配比例对装载机作业和转弯时都是有利的，现在轮式装载机上的差速器都是直齿锥齿轮差速器的外壳是安装在主传动器上的从动齿轮上，确定从动轮齿数时，也受到从动齿轮以及主动小齿轮支撑的限制，从差速器的载荷情况看，从主传动传来的扭矩，要通过差速器配给车轮，所以在差速器，行星齿轮上承受的较大，为此行星齿轮也要需要根据载荷来确定行星齿轮数 第二节 差速器参数的确定 （1） 行星齿轮数的选择重型作业机械的差速器选择均采用四个行星齿轮，如果大于四个行星齿轮了，每个行星齿轮所受的力就会减少，轻型作业机械一般会用2个行星齿轮，轮式装载机采用4个行星齿轮。（2） 齿数的选择根据差速器的装配条件当行星齿轮为4个时，

15、半轴齿轮的齿数必须是偶数，否则差速器无法安装，又考虑是齿轮的尺寸尽可能的小，已获得较大的模数；从而提高齿轮的强度，其速比大概在1.62.0. 初选：行星齿轮齿数 =11 （1112） 半轴齿轮齿数 =22 (1622)为了保证安装，行星齿轮与半轴齿轮的齿数应符合 左右半轴齿轮齿数 i行星齿轮个数 n任意整数代入，满足（3） 差速器球面直径的确定 差速器的大小可由差速器球面直径确定，而球面直径代表了差速器齿轮的节锥距，因此表征了差速器的强度。可按经验公式获取式中差速器球面系数（1.11.3）差速器承受的最大扭矩（kgmm）=140.2mm 取=145mm（4） 差速器齿轮参数的选择 齿轮参数的选

16、择以使齿轮有较高的强度，为此多采用22.5压力角齿轮；齿高系数等于0.8的齿形。半轴齿轮大端端面模数为，圆整为7；因此行星齿轮大端分度圆直径为；行星齿轮节锥角为 ；节锥母线长度 ；齿面宽：mm 取为25mm 第三节 差速器锥齿轮强度计算 由于差速器齿轮比主传动锥齿轮工作条件要好，因而计算就更简单。只有当车辆转弯或者一边打滑时，差速器齿轮才会有相对打滑现象。所以在这儿只进行弯曲强度计算，其计算方法按下式： 差速器扭矩（ 主传动从动齿轮的最大扭矩）i差速器行星齿轮数；尺寸系数 ；意义同前 ；综合影响系数由工程机械底盘构造与设计查取=0.225上式计算的弯曲应力不应超过许用弯曲应力，要求与螺旋锥齿轮

17、相同，最大应力不超过0.75的材料强度极限。（齿轮材料20）因为 序号参数行星齿轮半轴齿轮1齿数z11222模数m7mm3齿面宽b25mm4压力角5齿高系数0.8mm6径向间隙系数0.195mm7工作齿高8齿全高h12.565mm9分锥角10分度圆直径77mm154mm11锥距d86.3mm12齿宽系数0.3313齿宽b25mm14齿顶高8.116mm3.088mm15齿根高4.45mm9.47mm16齿定圆直径91.5mm156.8mm17齿根角18齿顶角19顶锥角20根锥角23.5557.2321分度圆齿厚S16.43mm5.55mm22周节PP=21.98mm23外锥高73.33mm35

18、.7mm 第三节 半轴设计1.差速器上的扭矩，通过左右两根半轴传递到最终传动上，在这种结构中半轴只传递扭矩，对这种液力机械传动的轮式装载机往往用附着极限所决定的扭矩作为计算扭矩，即 驱动桥的负荷； 轮胎的动力半径； 附着系数；最终传动比 =8104NM2.半轴杆部直径 半轴计算扭矩；半轴杆部的许用弯曲应力 取为50mm半轴杆部直径应小于半轴花键的底径，应使半轴各部分强度一致，这样会增大其使用寿命，半轴在杆部设计上应尽量增大其圆角过渡直径，以减少应力集中，提高半轴扭矩疲劳强度。4. 半轴强度验算全浮式半轴只传递扭矩，其扭转应力为 代入得=330 半轴的扭转应力，应小于或等于扭转应力，本次半轴设计

19、材料为，其扭转屈服极限可达到800 ，在保证静强度安全系数在范围内时，许用应力可取可见设计半轴扭转强度达到了设计要求，半轴杆部直径确定为d=50mm. 第四章 终传动设计 最终传动是传动系中最后一级减速增扭机构，在本次设计上，最终传动采用单排内外啮合行星齿轮传动，其中太阳轮由半轴驱动，行星架和车轮连接，此种传动中传动比为。可以在较小的齿廓尺寸获得较大的传动比，可以布置在轮毂内部，而不增加机械的外形尺寸，为改善太阳轮与行星轮的啮合条件，使载荷分布均匀，太阳轮连同半轴端部完全是浮动式的，不加任何支承，此时太阳轮是靠在半轴端部，环绕太阳轮的几个行星齿轮布置对称以使机械受力平衡。1.行星排数目和齿轮齿

20、数的确定（1）行星轮参数的确定行星轮数目取得多，负荷由更多的行星轮来负担，有可能减小尺寸和齿轮模数。但一般行星齿轮取3个，因为三点确定一个圆，实际设计中行星轮数目一般为36个，行星数目增多，使行星架连接金属部分减少，受力以后会产生扭曲变形，使齿轮接触大大恶化。本次设计参考机械设计手册表1455，由传动比i=4.4选取行星轮数目为2个（2）行星排个齿轮齿数的确定由轮齿数间的关系公式最终传动传动比； 齿圈齿数；太阳轮齿数； 3.4=查机械设计手册表1457可得当=3时， 齿圈齿数=65；行星轮齿数=23；太阳轮齿数=19；（3）同心条件校核 为了使太阳轮与齿圈的旋转中心重合，太阳轮与行星轮的中心距

21、应和齿圈与行星轮的中心距相等即 代入数据，得知合适，可以这样配齿（4）装配条件的校核 为使行星轮齿数为使行星排上个各元件所受径向力相互平衡，应使行星轮在绕太阳轮均匀分布或者堆成分布。应满足条件（C为整数） 代入数据合适（5）相邻条件校核要使行星排中相邻两齿轮齿顶不干涉，两齿顶之间应留有一定的间隙（58mm）要求满足下式式中A=126mm D=212mm所以 所以选择的行星轮数目和输入输出元件轮齿数目满足条件。（6）行星排个齿轮的几何尺寸序号名称代号与公式太阳轮行星轮齿圈1分度圆直径114mm138mm390mm2齿顶高6mm6mm6mm3齿根高7.5mm4齿高13.5mm5齿顶圆直径126mm

22、150mm402mm6基圆直径107.1mm130mm366.4mm7齿顶圆压力角31.829.924.48齿宽系数0.89齿宽91.2mm86.2mm91.2mm10中心距a=126mma=126mm11重合度=1.56=1.72.齿轮强度校核 参考机械设计手册，计算太阳轮和行星齿轮传动的弯曲疲劳强度和轮齿表面接触强度校核，齿轮材料为合金钢。（1）弯曲疲劳强度 齿轮应力按下式计算小轮分度圆直径；齿宽（mm），当大小齿轮的齿宽不相等时，取其较小值；u齿数比；使用系数；动载系数；接触强度计算的齿间载荷分配系数；节点区域系数；弹性系数;接触强度计算的重合度系数；=1275 （2）齿轮许用应力接触应

23、力计算 接触强度计算的最小安全系数；润滑系数；速度系数；粗糙系数；齿面工作硬化系数；实验齿轮的接触强度极限（MP） 则齿轮的许用接触应力：=1425 MP 材料满足强度要求。2.齿根弯曲强度计算(1)齿根受弯曲应力按下式计算 齿轮分度圆圆周力； 使用系数； 动载系数； 弯曲强度计算的齿间载荷分配系数； 弯曲强度计算的齿向载荷分配系数 齿形系数; 弯曲强度计算的重合度系数；弯曲强度计算的螺旋角系数；代入数据得=383（2）齿轮需用弯曲应力计算 许用弯曲应力按下式计算 实验齿轮的弯曲疲劳极限； ； 弯曲强度计算的寿命系数； 弯曲强度计算的安全系数; 相对齿根表面状态系数； Y相对齿根表面敏感系数；

24、Y弯曲强度计算的安全系数； =832 强度满足3.行星齿轮传动的结构设计（1）太阳轮的结构设计 参数参照前面几何标准 技术要求：进行热处理，渗碳淬火，使深度达到0.81.3mm,齿面硬度达到HRC5062，芯部硬度达到HBS320，材料为20CrMnTi.（2）行星轮结构设计 参照前面几何尺寸 技术要求 进行热处理，表面渗碳淬火，深度为0.81.3mm，齿面硬度为HRC5862，芯部硬度HBS320，规定圆截面与齿轮径向跳动均为0.022mm.(3)行星齿轮轴的结构设计 五 驱动桥壳设计驱动桥壳是一根空心架，其功用是保护主传动器，差速器，半轴等部件，通过与机架固定连接，以支持机身重量，在行驶过

25、程中承受有车轮传来的路面反作用力和力矩，并传到给机架，本次设计的ZL50铰接式装载机的驱动桥分布在左中右三段制造，在三段中段安装主传动器 ，差速器等零件，并与机架相连，主传动器和差速器预先安装在托架内，然后经过将托架用螺钉固定在桥壳中部，桥壳两端用以安装最终传动和轮毂部件。这种桥壳便于制造，检修时不需将整个驱动桥拆下，维修方便，装载机在作业过程中，桥壳受力是比较复杂的，车轮与地面间的冲击载荷和工作载荷，将使整个驱动桥变形甚至折断，因此在驱动桥壳设计中必须考虑驱动桥壳具有一定得刚度和强度。对于可锻铸铁桥壳，其所受应力不应超过300。六驱动桥壳标准间选择 在装载机驱动桥总成中，除了之前设计中的主传动器，差速器，半轴，最终传动等零件外，还有许多用于连接的标准间，它们将各个零件连接起来，共同组成驱动桥总成，下面就机械设计手册对所需标准间进行选择。（一）主传动器上轴承的选择与校核