zl50裝載機驅動橋設計說明書畢業論文(存儲版)

　　

【正文】 合參數計算 ................................295．4 行星齒輪傳動強度計算及校核 ..........................................325．5 行星齒輪傳動的受力分析 ..............................................355．6 行星齒輪傳動的均載機構及浮動量 ......................................375．7 輪間載荷分布均勻的措施 ..............................................385．8 行星傳動的結構設計 ..................................................39第 6 章 驅動半軸的設計 .....................................................416．1 半軸的結構形式分析 ..................................................416．2 半軸的總體設計 ......................................................416．3 全浮式半軸計算載荷的確定 ............................................426．4 全浮式半軸的桿部直徑的初選 ..........................................426．5 全浮式半軸的強度計算 ................................................436．6 半軸花鍵的強度計算 ..................................................436．7 半軸結構設計時的注意事項 ............................................44第 7 章 驅動橋殼設計 .......................................................457．1 鑄造整體式橋殼的結構 ................................................457．2 橋殼的受力分析與強度計算 ............................................46結論 .......................................................................50參考文獻 ...................................................................51致謝 .......................................................................52附錄 .......................................................................53英文翻譯 ...................................................................54ZL50裝載機驅動橋初步設計摘要 本次設計內容為 ZL50 裝載機驅動橋設計，大致分為主傳動的設計，差速器的設計，最終傳動設計，半軸的設計四大部分。 其基本功能是（1）將萬向傳動裝置傳來的發動機轉矩通過主傳動器、差速器、半軸等傳到驅動車輪，實現降低轉速、增大扭矩。8)與懸架導向機構運動協調。斷開式驅動橋可以獲得較大的離地間隙，并減少了非簧在質量，提高了行駛平順性。3．1．2 主傳動器的減速形式驅動橋按其減速形式分主要有三種：中央單級減速驅動橋，中央雙級減速驅動橋和中央單級、輪邊減速驅動橋。跨置式支承結構的特點是錐齒輪兩端均有軸承支承，支承剛度大大增大，又使軸承負荷減小，齒輪嚙合條件改善，齒輪承載能力高于懸臂式。在具有大的主傳動比和大的從動錐齒輪的主減速器中，有齒面上的軸向力形成的力矩使從動錐齒輪產生較大的偏移變形，這種變形時危險的。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。2根據以上要求參考《輪式裝載機設計》中表 6—1，取 =7, =40， + =47〉40z21z2 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。?輪式裝載機上螺旋錐齒輪的平均螺旋角為 35176。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。1?=176。在進行強度計算之前應首先了解齒輪的破壞形式及其影響因素。 ②過載折斷：由于設計不當或齒輪的材料及熱處理不符合要求，或由于偶然性的峰值載荷的沖擊，使載荷超過了齒輪彎曲強度所允許的范圍，而引起輪齒的一次性突然折斷。由于接觸區產生很大的表面接觸應力，常常在節點附近，特別在小齒輪節圓以下的齒根區域內開始，形成極小的齒面裂紋進而發展成淺凹坑，形成這種凹坑或麻點的現象就稱為點蝕。造成齒面剝落的主要原因是表面層強度不夠。研磨磨損是由于齒輪傳動中的剝落顆粒、裝配中帶入的雜物，如未清除的型砂、氧化皮等以及油中不潔物所造成的不正常磨損，應予避免。交變載荷性質和循環次數是齒輪疲勞損壞的主要因素。　 ——計算齒輪的齒面寬，mm。一般情況下，對于制造精確的齒輪可取 ——計算接觸應力的綜合系數（或稱幾何系數） 。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 ～～ 的磷化處理或鍍銅、鍍錫。(1)齒寬中點處的圓周力 F= 齒寬中點處的圓周力 F 為mDT2 式中，T——作用在從動齒輪上的轉矩，經計算 T=2558N ；m? ——該齒輪齒寬中點處的分度圓直徑， = sinr2m 2Db式中： ——從動齒輪大端分度圓直徑；2D b2——從動齒輪齒面寬； ——從動齒輪節錐角。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 34 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 30310軸承 C 為圓柱滾子軸承，初選為 N407圖中 a=114 mm，b=68 mm，c=46 mm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。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的角速度轉動。于是 = = ，即差速器不起0?r120?差速作用，而半軸角速度等于差速器殼 3 的角速度。 圖 42 普通的對稱式圓錐行星齒輪差速器1，12軸承；2螺母；3，14鎖止墊片；4差速器左殼；5，13螺栓；6半軸齒輪墊片；7半軸齒輪；8行星齒輪軸；9行星齒輪；10行星齒輪墊片；11差速器右殼4．3 對稱式圓錐行星齒輪差速器的設計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。因齒形參數的選擇應使小齒輪齒數盡量小，以得到較大的模數，而使齒輪有較高的強度，但一般不小于 10，半軸齒輪齒數多采用 16～22，行星齒輪齒數多采用 10～12 半軸齒輪與行星齒輪的齒數 z2/z1 在 ～ 的范圍內。由于這種齒形的最小齒數比壓力角為 20176。中點處的直徑，而 d ≈ ；39。 = 1fm1af 2ah=。19 外圓直徑 ；11cos?aohd?220??d20 節圓頂點至齒輪外緣距離139。 T ——差速器的行星齒輪數,在此取 4； ——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，周節及徑向vK　　　　　　　跳動精度高時，可取 。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。a?（2）轉矩 1T = / =9549 / n=9549155/31600=*m=308400N*mm；1awn1Pw（3）按齒根彎曲疲勞強度校核由《參考文獻三》式 8—24 得出 如 【 】則校核合格。 （2）如果在某一構件上作用有三個平行力，則中間的力與兩邊的力的方向應相反。d而行星輪 g 上所受的三個切向力為中心輪 a 作用與行星輪 g 的切向力為= =2022 / = gaTwn39。b39。在選用行星齒輪傳動均載機構時，根據該機構的功用和工作情況，應對其提出如下幾點要求：（１）載機構在結構上應組成靜定系統，能較好地補償制造和轉配誤差及零件的變形，且使載荷分布不均勻系數 值最小。對于主要靠機械的方法來實現均載的系統，其結構類型可分為兩種：靜定系統該系統的均載原理是通過系統中附加的自由度來實現均載的。（５）均載機構應具有一定的緩沖和減振性能；至少不應增加行星齒輪傳動的振動和噪聲。后來通過實踐采取了對行星齒輪傳動的基本構件徑向不加限制的專門措施和其他可進行自動調位的方法，即采用各種機械式的均載機構，以達到各行星輪間載荷分布均勻的目的。在內齒輪 b 上所受的力矩為= /2022= / =924184/128= N*m bTwng39。在此首先確定輸入件中心輪 apk在每一套中（即在每個功率分流上）所承受的輸入轉矩為 = / =9549 / n=9549155/31600=308N*m1Tawn1Pw可得 = * =924 N*maTn式中 —中心輪所傳遞的轉矩，N*m； —輸入件所傳遞的名義功率，kw；1P 圖 52傳動簡圖（a）傳動簡圖 (b)構件的受力分析 輸 出輸 入(a) (b)按照上述提示進行受力分析計算，則可得行星輪 g 作用于中心輪 a 的切向力為=2022 / =2022 / =2022308/128=39。因此，為了簡便起見，本設計在行星齒輪傳動的受力分析圖中均未繪出各構件的徑向力 ，且用一條垂直線表示一個構件，同時用符號rFF 代表切向力 。5．2．4 保證相鄰兩行星輪的齒頂不相碰——鄰接條件在行星傳動中，為保證兩相鄰行星輪的齒頂不致相碰，相鄰兩行星輪的中心距應大于兩輪齒頂圓半徑之和，如圖 5—1 所示 Re 圖 51 行星齒輪可得 L=2 * ＞wasin(180/)ow(agd 即 L=2*2/m*( + )*sin = m39 /2azg6o3 =d+2 =18m()agdh 故 2 * ＞wsin(180/)ow(agd所以滿足鄰接條件。第 5章 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。因此對于差速器齒輪主要應進行彎曲強度校核。18 根錐角 ；11????R22????R=176。??11 節錐距 210sini2?dA=103mm0A12 周節 ==13 齒頂高。m0T ——行星齒輪的數目；在此為 4n ——行星齒輪支承面中點至錐頂的距離，mm， ≈ ， d 為半軸齒輪齒面寬l l39。的壓力角，齒高系數為 。——行星齒輪球面半徑系數，可取 ～，對于有 4 個行星齒輪的乘用車和商B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，在此取 ； T——計算轉矩，取 Tce 和 Tcs 的較小值，N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時或轉彎時都是滿意的。行星齒輪的中心點為 C，A、B、C 三點到差速器旋轉軸線的距離均為 。這不僅會加劇輪胎的磨損與功率和燃料的消耗，而且可能導致轉向和操縱性能惡化。主傳動軸承的計算①作用在主傳動錐齒輪上的力1)切向力 P從動大錐齒輪上的切向力可按下式計算： f22jMD? 式中： 大錐齒輪上常用受載扭矩，由前面計算可知 =4466 N3．2．6 主減速器軸承的計算1．錐齒輪齒面上的作用力錐齒輪在工作過程中，相互嚙合的齒面上作用有一法向力。汽車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。圖 31 彎曲計算用綜合系數 J(2) 輪齒的表面接觸強度計算　　 錐齒輪的