ZL30裝載機驅動橋及主傳動器設計

ZL30 裝載機驅動橋及主傳動器設計 目 錄 摘要 Abstract 1 引言 1 2 總體方案論證 2 2 1 整機傳動系方案設計 2 2 2 發(fā)動機與液力變矩器的匹配及傳動比的確定 3 2 3 驅動橋方案設計 5 3 主傳動器設計 7 3 1 主傳動器結構方案分析 8 3 2 主傳動器主 從動錐齒輪的支承方案 9 3 3 螺旋錐齒輪計算載荷的確定 10 3 4 主傳動器錐齒輪的主要參數(shù)選擇 11 3 5 齒輪材料及熱處理的選擇 14 3 6 主傳動器錐齒輪的強度校核 15 4 差速器設計 18 4 1 圓錐直齒輪差速器基本參數(shù)的選擇 18 4 2 差速器直齒錐齒輪強度計算 21 4 3 十字軸結構設計 22 5 半軸設計 23 5 1 半軸的方案設計 23 5 2 半軸的材料及熱處理 24 5 3 半軸的結構設計 24 5 4 半軸的設計與計算 24 6 終傳動設計 26 6 1 終傳動方案選擇 26 6 2 行星傳動參數(shù)的選擇 26 6 3 齒輪材料的選擇 31 6 4 終傳動齒輪強度的計算 31 6 5 行星傳動的結構設計 33 7 驅動橋殼設計 35 7 1 橋殼的結構型式選擇 35 7 2 橋殼的結構設計及強度校核 36 8 主傳動器和差速器花鍵 螺栓 軸承的選擇與校核 37 8 1 花鍵的選擇及其強度校核 37 8 2 從動錐齒輪與差速器殼聯(lián)接螺栓的選擇及其強度校核 39 ZL30 裝載機驅動橋及主傳動器設計 II 8 3 主要軸承的校核 41 9 結論 47 參考文獻 48 致謝 49 附錄 外文翻譯 50 ZL30 裝載機驅動橋及主傳動器設計 III 摘 要 本次畢業(yè)設計題目為 ZL30 裝載機驅動橋及主傳動器設計 大致上分為主傳動器設計 差速器設計 半軸設計 終傳動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 本次設計中 ZL30 裝載機傳動采用液力機械傳動方案 選用雙渦輪液力變矩器和行 星動力換擋變速箱 并按以下原則分配傳動比 在終傳動能安裝的前提下 將傳動比盡 可能地分配給終傳動 使整機結構尺寸減小 結構緊湊 主傳動器采用單級錐齒輪傳動式 錐齒輪采用 35 螺旋錐齒輪并選用懸臂式支承 將齒輪的基本參數(shù)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(shù)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(shù)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 終傳動設計采用單行星排減速形 式 關鍵詞 裝載機 驅動橋 主傳動器 ZL30 裝載機驅動橋及主傳動器設計 IV 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 half shaft design the design of the final drive 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 In this design ZL30 loader is adopts hydromechanical transmission select and uses double turbine hydraulic torque converter and planetary power shift transmission and distribution of the transmission ratio according to the following principles in the premise of final drive can be installed in the hub assign the transmission ratio to final drive as much as possible to makes the whole structure size decreases and structure terse Main drive is adopts a single stage bevel gear with 35o 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 The final drive design uses a single planetary row Keywords loader drive axle main transmission ZL30 裝載機驅動橋及主傳動器設計 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 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(shù)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(jīng)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(xiàn)有的輪式裝載機驅動橋改進表明 5 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 畢業(yè)設計是大學四年學習的最后一門功課 其目的是綜合應用學生所學專業(yè)的基礎 知識及專業(yè)知識 鞏固所學內容 提高分析問題 解決問題的能力 為進一步的學習 和工作打好基礎 學生應對畢業(yè)設計高度重視 認真對待 ZL30 裝載機驅動橋及主傳動器設計 2 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) 簡稱傳動系 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 液力機械傳動 液壓傳動 電傳動 2 1 1 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 2 1 2 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 液力變矩器或液力耦合器 液 力機械傳動能自動根據(jù)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(shù) 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 2 1 3 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(xiàn)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 2 1 4 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(jù)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 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 ZL30 裝載機驅動橋及主傳動器設計 3 2 2 發(fā)動機與液力變矩器的匹配及傳動比的確定 根據(jù)現(xiàn)有液力變矩器產(chǎn)品的技術參數(shù) 并考慮發(fā)動機的額定功率以及本設計中裝載 機的速度要求 選用鼎盛天工公司生產(chǎn)的 F30B 型雙渦輪液力變矩器 2 2 1 發(fā)動機與液力變矩器的匹配 發(fā)動機與液力變矩器的全功率匹配可按下式 1 計算 2 1 eHNfgN 式中 發(fā)動機傳至液力變矩器的功率 eHNkw 發(fā)動機的額定功率 k 各工作液壓泵所消耗的功率 f 發(fā)動機輔助裝置消耗的功率 g 以發(fā)動機轉速為橫坐標 發(fā)動機傳至液力變矩器的轉矩為縱坐標 繪制發(fā)動機全功 率匹配特性曲線 然后將發(fā)動機全功率匹配特性曲線和變矩器 時的變矩器輸入特0 i 性曲線畫在一起 可得 全功率匹配時 發(fā)動機與變矩器共同工作的匹配點 bn M 2012 304 42 min r N 從而得 2 4 56 304 42 1388 16axTMoK b mN 2 2 2 傳動比的確定 圖 2 1 ZL30 裝載機液力機械傳動系統(tǒng)簡圖 ZL30 裝載機驅動橋及主傳動器設計 4 1 總傳動比的確定 可由如下公式 3 計算最低檔總傳動比 2 2 jmaxax TgMrFi 式中 最低擋總傳動比 maxi 整機最大牽引力 依據(jù)設計任務書 7 5 103 FmaxN 的意義如前所述 axTMj 滾動半徑 gr dr 1 式中 滑轉率 取 0 25 動力半徑 mm d 車輪的動力半徑可由下式 4 計算 2 3 124 5Hdrd 式中 輪輞直徑 英寸 輪胎斷面高度 英寸 H 車輪變形系數(shù) 由設計任務書可知輪胎規(guī)格 15 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 0 12 0 16 此處取 0 12 BB 將各參數(shù)代入公式 2 3 可得 523 8mm dr 將有關參數(shù)代入可得 392 9mm gr 將相關參數(shù)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(jù)功率傳遞的方 向 后面的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fi 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 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 受到離地間隙的限制 不能過大 o ZL30 裝載機驅動橋及主傳動器設計 5 c 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 ki 根據(jù)以上原則 最終初步確定最低檔的各部件傳動比如下 2 307 2 54 4 5 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 終傳動 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(jīng)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 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 非斷開式驅動橋的輪廓尺寸主要取決于主傳動器的型式 在輪胎尺寸和驅動橋下的 最小離地間隙已經(jīng)確定的情況下 也就限定了主傳動器從動齒輪直徑的尺寸 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是 斷開式驅動橋的橋殼是分段的 彼此之間可以做相對運動 沒有一個連接左右驅動車輪的剛性整體外殼或梁 它總是 與獨立懸掛相匹配 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 作上下擺動 由于斷開式驅動橋及與其相配的獨立懸掛結構復雜 故主要見于對行駛平順性要求 ZL30 裝載機驅動橋及主傳動器設計 6 較高的一部分轎車及一些越野汽車上 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(xiàn)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 圖 2 2 非斷開式驅動橋示意圖 ZL30 裝載機驅動橋及主傳動器設計 7 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(jīng)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(jù)齒輪類型 減速形式的不同而不同 3 1 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 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(shù)可以 減少到 6 個 與直齒錐齒輪相比可以實現(xiàn)較大的傳動比 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 2 雙曲面錐齒輪 雙曲面錐齒輪傳動與螺旋錐齒輪相比 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 ZL30 裝載機驅動橋及主傳動器設計 8 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 結論 參照現(xiàn)有機型的配置 并考慮主傳動器傳動比小于 3 經(jīng)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 其結構如圖 3 1 所示 3 1 2 結構形式 按參與傳動的齒輪副數(shù)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 結論 經(jīng)方案論證 本設計主傳動器采用單級式主傳動器 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 3 2 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 主要用于輕型工程車輛 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 圖 3 1 螺旋錐齒輪傳動 ZL30 裝載機驅動橋及主傳動器設計 9 高于懸臂式 但 跨置式支承使殼體結構復雜 加工成本高 而且由于 3 個軸承受裝 配影響 存在過定位現(xiàn)象 易使齒輪小端的圓柱滾子軸承過早磨損和破壞 結論 由于本設計 ZL30 裝載機并不屬于必須用跨置式支承的重型機 而且裝載機 驅動橋改進設計研究 5 表明 通過拉大懸臂式支承兩個軸承間的距離 增大主動螺旋 錐齒輪的安裝直徑和剛度 改進鎖緊螺母和預緊力矩 采用合適的裝配工藝 可以滿 足支承剛度的要求 并避免跨置式支承時齒輪小端軸承的過早破壞 故本設計采用懸 臂式支承 在設計中采取措施提高支承剛度 主動錐齒輪懸臂式支承支承結構如圖 3 2 所示 3 2 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(chǎn)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(shù)據(jù) 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(shù)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(jīng)驗公式來選擇齒輪參數(shù) 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 3 3 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矩 的計算 6 圖 3 2 主動錐齒輪懸臂式支承 ZL30 裝載機驅動橋及主傳動器設計 10 3 1 NiMKmokoTDGe 1max2 式中 考慮沖擊載荷的過載系數(shù) 對于具有液力變矩器的機器 取D 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2GeM 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 axT 1388 16 maxT 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 算得 0 9025 m 驅動橋數(shù) 2 NN 算得 3667 82 2GeM 3 3 2 按驅動輪附著扭矩來確定從動錐齒輪的最大扭矩計算 6 3 2 fdDGSir 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 2GS mN 滿載時驅動橋上的載荷 水平地面 D N 附著系數(shù) 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 9 2 額定載重量為 30 ZL30 裝tKN 載機滿載時的橋荷分配為前橋 70 所以 9200 3000 70 10 12 4 10 4DGN ZL30 裝載機驅動橋及主傳動器設計 11 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 3667 82max22Ge 1512 2011oi N 3 3 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(shù)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 6 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(shù) 0 020 0 035 取 0 03 f f f 坡道阻力系數(shù) 0 09 0 30 取 0 24 sinsin sin 算得 1976 40 2GPmN 得主動小錐齒輪上的常用受載扭矩為 819 71 1PMoi 2 3 4 主傳動器錐齒輪的主要參數(shù)選擇 6 3 4 1 主 從動錐齒輪齒數(shù) 和1Z2 選擇齒數(shù)時需要考慮以下因素 a 應盡量使相嚙合齒輪的齒數(shù)沒有公約數(shù) 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(shù)應盡量選用奇數(shù) c 為了保證必要的重疊系數(shù) 大小齒輪的齒數(shù)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(jù)以上選擇齒數(shù)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(shù) 13 從動大錐齒輪齒數(shù) 33 2 538 1Z1oi 3 4 2 從動錐齒輪分度圓直徑 的確定2d 根據(jù)從動錐齒輪上的最大扭矩 按經(jīng)驗公式 6 粗略計算從動錐齒輪的分度圓直徑 ZL30 裝載機驅動橋及主傳動器設計 12 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(shù) 對于輪式裝載機 取K dK 12 97 16 15 從動錐齒輪上的計算扭矩 3667 82 max2Mmax2N 得 199 99 249 0 d 3 4 3 齒輪端面模數(shù) 的選擇 由 代入數(shù)據(jù)得 6 06 7 54 取標準模數(shù) 7 2Z 為了知道所選模數(shù)是否合適 需用下式 6 校核 3 5 m3max2MK 式中 從動齒輪端面模數(shù) m 齒輪端面模數(shù)系數(shù) 取 0 283 0 413 K 從動錐齒輪上的計算扭矩 3667 82 ax2Mmax2N 代入數(shù)據(jù)得 4 809 7 018 所以 所選齒輪端面模數(shù) 7 合適 m 由此可算出大小錐齒輪的分度圓直徑 231 91 2d1 3 4 4 法向壓力角 的選擇 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 減小壓力角可以使齒輪運行平穩(wěn) 產(chǎn)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 6 3 4 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(shù)增大 錐齒輪傳動越平穩(wěn) 噪音越小 但會產(chǎn)生較大的軸向 力 縮短軸承的壽命 8 輪式裝載機普遍采用 35 6 本次設計采用 35 m m 3 4 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 ZL30 裝載機驅動橋及主傳動器設計 13 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 6 初算 3 6 aRb312 式中 大齒輪齒寬 2b 錐齒輪傳動的節(jié)錐距 aR 124 1 215 0Zm 23175 0 41 2 同時 不應超過端面模數(shù) 的 10 倍 即 ab312 2bm 10 10 7 70 最終確定 36 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 36 39 6 1 最后取 40 1b 3 4 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 齒卡住 根據(jù)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 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(chǎn)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 3 4 8 齒高變位系數(shù)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 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(shù) 0 85 頂隙系數(shù) 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(shù) 0 39 1 oi 大齒輪高度變位系數(shù) 2 1 3 4 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 ZL30 裝載機驅動橋及主傳動器設計 14 成理想的潤滑狀態(tài) 會出現(xiàn)表面加速磨損 甚至卡死現(xiàn)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 1 表 3 1 主傳動器螺旋錐齒輪幾何尺寸 單位 mm 名稱 公式代號 數(shù)值1Z 13齒數(shù) 2 33 壓力角 22 30 端面模數(shù) m7 螺旋角 35 齒頂高系數(shù) ah0 851 0 330徑向變位系數(shù) 2 0 330 頂隙系數(shù) c0 188 續(xù)表 3 1 名稱 公式代號 數(shù)值 側隙系數(shù) n 0 2 軸交角 90o1b 40齒寬 2 36Zmd 91分度圓直徑 231 ha11 8 26齒頂高 22 3 64cf 4 96齒根高 a 9 58211rtnZ 21 30 分錐角 290o 68 30 外錐距 aR21 124 139 周節(jié) mt 21 99affh11rctn 2 17 齒根角 ffR22 4 25 齒頂角 1fa 4 25 ZL30 裝載機驅動橋及主傳動器設計 15 12fa 2 17 a 25 55 頂錐角 22a 70 47 11ff 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 2 5 727 3 5 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(jù)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?shù)捻g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(jù)以上要求選齒輪材料為滲碳合金鋼 經(jīng)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(shù) 防止齒輪 咬死 此外 為防止齒輪在淬火時產(chǎn)生較大的變形 可采用壓淬法 7 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 ZL30 裝載機驅動橋及主傳動器設計 16 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 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 6 計算 3 7 JKmbPSVD 1 上述公式由三部分組成 為載荷有關的系數(shù) 為輪齒尺寸有關的系數(shù) K b 1 為應力分布有關的系數(shù) 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(shù) 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(shù) 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(shù) 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(shù) 7 尺寸系數(shù) 反映了材料性質的不均勻性 與輪齒尺寸熱處理等因素SK 有關 因 10 1 6 mm 時 m725 04 254 KS ZL30 裝載機驅動橋及主傳動器設計 17 彎曲強度幾何系數(shù) 綜合考慮了齒形系數(shù) 載荷作用點位置 輪齒間J 的載荷分配 有效齒寬 應力集中系數(shù)及慣性系數(shù)對彎曲應力的影響 查參考文獻 2 可得 0 235 0 240 12 把以上各參數(shù)代入公式 3 7 可得 Mpa03 561 pa98 52 齒輪材料為滲碳合金鋼 經(jīng)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 6 計算 3 9 式中 接觸應力 c Mpa 彈性系數(shù) 取 234 PCPC 齒輪齒寬中點圓周力 計算過程與 3 6 1 節(jié)輪齒的彎曲強度校核N 相同 過載系數(shù) 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(shù) 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(shù) 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(shù) 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(shù) 綜合考慮了齒形系數(shù) 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(shù)及慣性系數(shù)對彎曲應力的影響 查參考文獻 2 可得 0 11 0 11 12CJ CfmSVDPc Jdb ZL30 裝載機驅動橋及主傳動器設計 18 把以上各參數(shù)代入公式 3 9 可得 Mpac50 2781 Mpac72 6982 大小錐齒輪的許用接觸應力均為 C 因 1c CMpa280 2 所以 齒輪接觸強度滿足要求 4 差速器設計 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(xiàn)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 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(shù) 或加裝可操縱的 能強制鎖住差速器的裝置 差速鎖等 差速器有多種形式 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 4 1 所示 圖 4 1 普通對稱式圓錐齒輪差速器 ZL30 裝載機驅動橋及主傳動器設計 19 4 1 圓錐直齒輪差速器基本參數(shù)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 4 1 1 差速器球面直徑的確定 差速器球面直徑表征了差速器的大小和強度 可以根據(jù)經(jīng)驗公式 6 來確定 4 1 3maxMK 式中 差速器球面直徑 mm 球面系數(shù) 5 10 6 04 K 差速器承受的最大扭矩 按從動錐齒輪上的最大扭矩計算 maxMN 得 3667 82 ax2N 代入相關參數(shù) 算得 78 64 93 14mm 對于采用四行星輪型差速器的車 輛 取較小值 取 90mm 4 1 2 差速器齒輪參數(shù)的選擇 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(shù) 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(shù) 0 8 頂隙系數(shù) 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(shù) 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(shù)的選取 行星齒輪齒數(shù)多數(shù)采用 10 12 半軸齒輪齒數(shù)多采用 16 22 且半軸齒輪1Z2Z 齒數(shù) 與行星齒輪齒數(shù) 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(shù)應符合如下公式 6 ZL30 裝載機驅動橋及主傳動器設計 20 4 2 CNZX 右 半左 半 式中 左右半軸齒輪的齒數(shù) 右 半左 半 Z 差速器行星齒輪個數(shù) 大中型工程機械的行星齒輪數(shù)為 4 小型工CXN 程機械為 2 在此取 4 X 任意整數(shù) 根據(jù)以上要求 取 10 18 1Z2 2 齒輪模數(shù) 的確定m 可由下式 6 計算節(jié)錐距 4 3 29 0 8 sin21 dAo 式中 為行星輪的分錐角 29 3 1 21arctZ rta 所以 45 2 sin29o3 43 700 11sin2 d370 4 1Zm 圓整 取標準模數(shù) 5 m 3 齒面寬 可由下式 6 計算半軸齒輪齒寬 4 4 2 b 式中 為齒寬系數(shù) 取 0 30 b b 得 0 3 45 13 5 取 13 5 2 2 行星輪齒寬 比行星輪齒寬 寬約 10 1 則 1 1 1 1 13 5 14 85 取 15 1b2 1b 4 變位系數(shù) 為提高齒輪的強度 采用高度變位 經(jīng)查表得 變位系數(shù) 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(shù) Z 101 182 ZL30 裝載機驅動橋及主傳動器設計 21 模數(shù) m4 5 齒面寬 B 151b 13 52b 壓力角 22 30 變位系數(shù) 0 26 齒頂高系數(shù) ah0 8 頂隙系數(shù) c0 188 側向間隙 n0 20 齒全高 ma 28 05 軸間夾角 90 分度圓直徑 Zd 451d 812d 分錐角 211arctn 290 o 29 3 60 57 齒頂角 11 fafa 6 55 4 3 節(jié)錐距 2ZAo 46 32 齒頂高 mha 4 771ah 2 432ah 齒根高 cf 3 28f 5 62f 齒根角 offrtn 4 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 2 差速器直齒錐齒輪強度計算 4 2 1 齒輪材料的選取 根據(jù)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(jīng)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 4 2 2 齒輪強度校核計算 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 6 對差速器齒輪強度進行校核 vOmSCKJZbM 2 3210 4 5 ZL30 裝載機驅動橋及主傳動器設計 22 式中 差速器扭矩 CM n計6 0 式中 算出的主傳動從動錐齒輪的最大扭矩 計 計Mmax2 行星輪數(shù) 為 4 代入各參數(shù)得 550 17 CMmN 半軸齒輪齒數(shù) 18 2Z2Z 齒面寬 b5 13 b 彎曲強度幾何系數(shù) 綜合考慮了齒形系數(shù) 載荷作用點位置 輪齒間J 的載荷分配 有效齒寬 應力集中系數(shù)及慣性系數(shù)對彎曲應力的影響 查參考文獻 1 可得 0 258 1 齒輪大端模數(shù) 4 5 m 尺寸系數(shù) 反映了材料性質的不均勻性 與輪齒尺寸熱處理等因素SK 有關 因 4 5 1 6 mm 時 648 0254 mKS 載荷分配系數(shù) 反映在齒寬上載荷分配的不均勻性 與齒輪的的支m 承剛度有關 1 10 1 25 取 1 1 Km 過載系數(shù) 與錐齒輪副運轉的平穩(wěn)性有關 取 1 0 D DK 質量系數(shù) 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 把以上各參數(shù)代入公式可得 Mpa63 51 齒輪材料為滲碳合金鋼 經(jīng)滲碳 淬火 回火后 1100 在安CrnTi20 b Mpa 全系數(shù)為 1 4 1 6 最后取錐齒輪的許用彎曲應力 pau70 因 5 8 exjtxdA 2sin 210sin o 所以 滿足相鄰條件 6 2 4 齒寬系數(shù) b 由齒輪傳動的強度計算公式可知 在同等載荷下 齒寬系數(shù)增大時 可減小齒輪的 直徑和傳動中心距 對于齒輪布置 齒輪強度帶來好處 但 齒寬系數(shù)過大 易引起 較大的變形和齒向誤差 致使載荷分布不均勻的現(xiàn)象變得嚴重 反而降低載荷承載能 力 對于 硬齒面 齒輪相對軸承的位置對稱時 10 取 0 4 0 9 之間 由于行星b 輪支承剛性大 取齒寬系數(shù) 為 0 8 b 太陽輪齒寬 0 8 95 76 為便于嚙合和裝配 行星輪和齒圈的齒寬和tbtd 太陽輪一致 均為 76 6 2 5 齒輪變位 ZL30 裝載機驅動橋及主傳動器設計 29 標準齒輪傳動的性能通常都能得到保證 但隨著齒輪傳動更高的要求 標準齒輪暴 露出一些缺點 如小齒輪 短命 結構不緊湊 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 即 變位齒輪傳動 齒輪變位有高度變位和角度變位 高度變 位是基于削弱大齒輪的強度 增強小齒輪的強度 來平衡齒輪的強度 但使總壽命降 低 而角度變位則不同 能同時增強兩齒輪強度 提高承載能力及改善嚙合特性 理論分析 10 表明 行星傳動采用角度變位 使太陽輪和行星輪的嚙合角比 20o大 很多 而使行星輪與內齒圈的嚙合角接近 20o時 能顯著提高太陽輪和行星輪輪齒抗輪 齒點蝕的能力 并使其承載能力接近行星輪與內齒圈傳動的承載能力 故本次設計采 用角度變位 6 2 6 確定行星排齒輪齒數(shù) 由前面計算已知 齒圈齒數(shù) 65 太陽輪齒數(shù) 19 行星輪齒數(shù) 23 qZtZxZ 為采用角變位傳動 將行星輪齒數(shù)減少 1 齒 即 22 x 6 2 7 齒輪變位計算 可根據(jù)下式 1 計算嚙合角 6 2 xtqZj 算得 048 1321965 j 根據(jù)文獻 2 選取適合的齒輪嚙合角組合為 1 026 otx 0319 oxq 1 太陽輪與行星輪傳動變位系數(shù)計算 t x 2 a 未變位時 行星輪與太陽輪中心距為 xttxZma 2 5 10295 b 初算中心距變動系數(shù) txy 0 9328 costxxttxy 126cos c 變位后中心距為 txttxyZma2 07938 15 圓整取 mm 107tx d 實際中心距變動系數(shù)為 ZL30 裝載機驅動橋及主傳動器設計 30 90 51207 maytxttx e 計算嚙合角 coscstxta ocs17 所以 9425 t f 計算總變位系數(shù) 1 0306 taniviZxxttx oinvi20ta945219 g 校核 t 介于曲線 P8 附近 有利于提高齒面接觸強度及齒根抗彎強度 1 tx h 分配變位系數(shù) 分配變位系數(shù)得 0 500 0 5306 1 t x i 齒頂高降低系數(shù) 1 0306 0 900 0 1306txttxy 2 行星輪與齒圈傳動變位系數(shù)計算 x q 2 a 未變位時 行星輪與太陽輪中心距為 xqxqZma 5 107265 b 實際中心距變動系數(shù)為 5107 yxqttx c 計算嚙合角 cosstxqa o20cs17 所以 59 q d 計算總變位系數(shù) 0 0980 tan2iviZxqqx oinvi20ta519265 e 齒圈變位系數(shù) 0 0980 0 5000 0 4020 xqq f 齒頂高降低系數(shù) ZL30 裝載機驅動橋及主傳動器設計 31 0 0980 0 100 0 0020 xqxqy 本設計的太陽輪 行星輪 齒圈均采用直齒圓柱齒輪并進行角度變位 行星排各齒輪的幾何尺寸如表 6 1 表 6 2 所示 表 6 1 太陽輪行星輪外嚙合傳動幾何尺寸 單位 mm 名稱 公式代號 太陽輪 t 行星輪 x 齒數(shù) Z 19tZ 22Z 模數(shù) m 5m 5m 變位系數(shù) 0 5000t 0 5306x 齒頂高降低系數(shù) 0 1306x 分度圓直徑 Zd 9 td10 xd 基圓直徑 cosb 89 271b 367 b 齒頂高 mhtxa 6 874ath 7axh 齒根高 f 3 750ft 3 597f 齒頂圓直徑 aad2 108 694atd 124 000axd 齒根圓直徑 ffh 87 500ft 102 806f 分度圓周節(jié) t 15 708 標準中心距 xttxZm 2102 5 實際中心距 ta107 節(jié)圓直徑 cosd 99 171td 114 829xd 嚙合角 tx 9425o 中心距變動系數(shù) y 0 9000 齒頂圓壓力角 abadrs at73 ax 23 o 注 齒頂高系數(shù) 1 頂隙系數(shù) 0 25 h c 表 6 2 行星輪與齒圈嚙合傳動幾何尺寸 長度 mm 名稱 公式代號 行星輪 x 齒圈 q 齒數(shù) Z 22Z 65Z 模數(shù) m 5m 5 變位系數(shù) 0 5306x 0 4020q 續(xù)表 6 2 名稱 公式代號 行星輪 x 齒圈 q 齒頂高降低系數(shù) 0 0020q ZL30 裝載機驅動橋及主傳動器設計 32 分度圓直徑 Zmd 10 xd325 qd 基圓直徑 cosb 367 b 40 b 齒頂高 htxa 7axh 7aqh 齒根高 f 3 597f 4 240f 齒頂圓直徑 aad2 124 000axd 339 000aqd 齒根圓直徑 ff 102 806f 316 520f 分度圓周節(jié) mt 15 708 標準中心距 xttxZ 2107 5 實際中心距 ta107 節(jié)圓直徑 cosd 109 488xd 323 488qd 嚙合角 tx 519o 中心距變動系數(shù) y 0 1000 齒頂圓壓力角 abadrs ax23 aq 3425 o 6 3 齒輪材料的選擇 根據(jù)裝載機終傳動齒輪要求承載能力高 耐磨性好等特點 選齒輪材料為滲碳合金 鋼 經(jīng)滲碳 高頻淬火 低溫回火后 輪齒表面硬度應達到 58 64HRC 芯CrMnTi20 部硬度較低 約為 29 45HRC 1100 850 齒輪精度一般為 7 級 b Mpas pa 滲碳深度為 0 8 1 3mm 其彎曲疲勞許用應力 一般不大于 455 取取 FM 400 接觸疲勞許用應力 一般不大于 14000 取 1300 F pa H H pa 為防止齒輪副在運行初期發(fā)生膠合 咬死 齒輪在熱處理以及精加工后 均予厚度 為 0 005 0 015mm 的磷化處理 對齒面進行應力噴丸處理 以提高齒輪壽命 6 4 終傳動齒輪強度的計算 終傳動行星機構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 需要 對齒輪進行接觸疲勞強度和彎曲疲勞強度計算 而且 通常只計算曲率半徑較小 強 度較弱的太陽輪與行星輪嚙合的強度 并考慮多個行星輪同時嚙合時載荷分布不均勻 的影響 終傳動齒輪均為直齒圓柱齒輪 故可用圓柱齒輪的強度計算公式 6 4 1 接觸疲勞強度計算 齒面接觸疲勞應力可按下式 10 進行計算 ZL30 裝載機驅動橋及主傳動器設計 33 6 3 idb FKZtEH1 式中 齒面接觸疲勞應力 u Mpa 作用在輪齒上的圓周力 N tF 可由下式 10 計算 tF 6 4 ttdn2 式中 太陽輪扭矩 可用半軸傳遞過來的平均受載扭矩來計算 tM 1976 40 t2GPmN 行星輪個數(shù) 3 nn 太陽輪節(jié)圓直徑 95mm td td 載荷修正系數(shù) 取 1 15 把以上各參數(shù)代入得 5 13869 tFN 節(jié)點區(qū)域系數(shù) 代入?yún)?shù) 算得 HZ txH