【正文】 院畢業(yè)論文（設(shè)計）1設(shè)計驅(qū)動橋時應(yīng)滿足如下基本要求：1)選擇適當(dāng)?shù)闹鳒p速比，以保證汽車在給定的條件下具有最佳的動力性和燃油經(jīng)濟(jì)性。2)差速器除了保證左、右驅(qū)動車輪差速滾動外，還能將轉(zhuǎn)矩連續(xù)平穩(wěn)的傳遞給驅(qū)動輪3)當(dāng)左、右驅(qū)動輪與路面的附著條件不一致時，能充分的利用汽車的驅(qū)動力4)外廓尺寸小，保證汽車具有足夠的離地間隙，以滿足通過性的要求。5)齒輪及其他傳動件工作平穩(wěn)，噪聲小。6)在各種載荷和轉(zhuǎn)速工況下有較高的傳動效率。7)具有足夠的強(qiáng)度和剛度，以承受和傳遞作用于路面和車架或車身間的各種力和力矩；在此條件下，盡可能降低質(zhì)量，減少不平路面的沖擊載荷，提高汽車的平順性。8)結(jié)構(gòu)簡單，加工工藝性好，制造容易，維修、調(diào)整方便。 中國地質(zhì)大學(xué)江城學(xué)院畢業(yè)論文（設(shè)計）22 動力機(jī)與液力變矩器匹配查相關(guān)資料并與原始數(shù)據(jù)相比較可知 495K1 發(fā)動機(jī)數(shù)據(jù)較吻合，由此可知 ZL50 裝載機(jī)，及此次選用的發(fā)動機(jī)選單渦輪液力變矩器 YJ265，有效直徑為 265mm。與其匹配較為合適。YJ265 原始數(shù)據(jù)如下表所示.表 液力變矩器原始數(shù)據(jù)對于 ZL50 小型裝載機(jī)，為滿足對插入力（牽引力）的要求，用以全功率匹配為主。發(fā)動機(jī)與液力變矩器匹配時，為保證渦輪具有最大輸出功率，以液力變矩器的最高效率工況來傳遞柴油機(jī)的最大功率，即液力變矩器對應(yīng)的 （即 ）的負(fù)荷拋物線通過柴油*?i機(jī)標(biāo)定工況點扭轉(zhuǎn) 。同時也能獲得較高的作業(yè)生產(chǎn)率。eHM將原始發(fā)動機(jī)曲線扣除發(fā)動機(jī)輔助裝置，扣除工作裝置油泵和轉(zhuǎn)向油泵空轉(zhuǎn)時消耗的扭矩，變速操縱泵消耗的扭矩，得全功率匹配時的發(fā)動機(jī)扭矩對于每一個 i 值，從液力變矩器的公稱特性曲線上查相應(yīng)的 和 ；用一系列)10(BMiK泵輪轉(zhuǎn)速 ， ， ……根據(jù) 、 = 、 計算1Bn23B??210????????得響應(yīng)的一系列 , , …… ， ， …… , , 值將發(fā)動機(jī)全功率匹配1M231Tn23T1T23的特性曲線與變矩器 i=0 時的變矩器輸入特性曲線畫在一起，可得發(fā)動機(jī)全功率匹配時與液力變矩器，共同工作點（ , ） ，此點在額定點附件負(fù)荷匹配條件，故所選液力變矩bB器合理。i K???10BMmN.0 0 中國地質(zhì)大學(xué)江城學(xué)院畢業(yè)論文（設(shè)計）33 傳動比計算及其分配 由于裝載機(jī)要求傳動平穩(wěn)，沖擊小，且適合于高速重載的環(huán)境，故此處 ZL50 變速箱采用的是斜齒輪。這里我們選用的輪邊減速器的設(shè)計太陽輪主動（由半軸驅(qū)動） 、齒圈用花鍵和驅(qū)動殼體固定連接、行星架和車輪輪轂用螺栓連接。這種方案的傳動比為 。????1為齒圈和太陽輪的齒數(shù)比。傳動簡圖如圖 31 所示? 圖 ZL50 輪邊減速器傳動簡圖其傳動系機(jī)械效率 （31）lmnm?????321式中 1n直齒輪嚙合對數(shù)， =1；12斜齒輪嚙合對數(shù)， =4；2n3錐齒輪嚙合對數(shù)， =1；3c?差速器效率， =；c?l輪邊減速器效率， =。llmnm????321= 。???動力半徑 , （32）?????????BHdrd )(250?式中： d輪緣高度；B輪輞寬度；H輪胎斷面高度，此處所給出的輪胎通過查資料可知此類輪胎為標(biāo)準(zhǔn)胎，因而 =；BH 中國地質(zhì)大學(xué)江城學(xué)院畢業(yè)論文（設(shè)計）4?輪胎徑向變形系數(shù)，對標(biāo)準(zhǔn)胎 =；對超低壓拱形輪胎， =??，此處 取 。 ??????????BHdrd )1(2054.?= . ?????????滾動半徑： dgrr???)(? （33）式中： ?滑轉(zhuǎn)率，此處的 在額定工況（對裝載機(jī)來說通常以最大生產(chǎn)率工況為額定工況）下的生產(chǎn)率較高且經(jīng)濟(jì)性較好，故此處的 =30%35%。此處取 =30%。H?H?dgrr????)1(?= .%70??? 對于裝載機(jī)來說一檔為其工作時的檔位，這個檔位為其主要的受力檔位，固在此我們只驗算一檔（工作檔）的情況。一檔總傳動比： mdbBgnMKrFi ?2)10(max31 )0?? （34）式中： 1?i一檔總傳動比；maxF最大牽引力； kNgr滾動半徑；m0K變矩器 i=0 工況時的變矩系數(shù)；dbn相應(yīng)動力機(jī)的標(biāo)定功率的轉(zhuǎn)速； minrdbBgnMrFi ?2)10(max31 )???= ?? 根據(jù)傳動部分各部件傳動比的分配原則，盡量使減速比多分配給后面，少分配給前面，以減少傳動系大多數(shù)傳動元件的計算力矩，使轉(zhuǎn)動系結(jié)構(gòu)緊湊。對與輪式裝載機(jī)來說其減速比大部分在 1235 之間。故此處分配輪邊減速比 =，主減速比 =，一檔fizi變速比 =。1i 中國地質(zhì)大學(xué)江城學(xué)院畢業(yè)論文（設(shè)計）54 主傳動器設(shè)計主傳動器的作用是將輸入的轉(zhuǎn)矩增大并相應(yīng)降低轉(zhuǎn)速，增大轉(zhuǎn)矩，并將轉(zhuǎn)矩的旋轉(zhuǎn)軸線由縱向改變?yōu)闄M向后經(jīng)差速器或轉(zhuǎn)向離合器傳出。4．1 主傳動器的結(jié)構(gòu)形式 主傳動器的結(jié)構(gòu)形式主要根據(jù)齒輪類型、減速形式以及主從動齒輪的安裝及支承方式的不同分類。4．1．1 主傳動器的齒輪類型主減速器的齒輪有螺旋錐齒輪，雙曲面齒輪，圓柱齒輪和蝸輪蝸桿等形式。主減速器的破壞形式主要表現(xiàn)為主、被動錐齒輪齒輪崩壞，軸承損壞。從上述主要的損壞形式可知，主減速器齒輪由于裝載機(jī)的工作環(huán)境較惡劣，土壤條件不好，使得其主要承受反復(fù)重載，故其主要的破壞形式為齒輪折斷。所以主減速器齒輪的齒根處要保證較大的彎曲應(yīng)力。從這個角度看選用雙曲面齒輪傳動較好，但是雙曲面齒輪要用自己特種的潤滑油，造價較高不適合與 ZL50 使用且雙曲面主動齒輪有較大的軸向力，使其軸承負(fù)荷增大。軸承易破壞。固在此選用螺旋角為 ，壓力角為 的螺旋錐齒輪傳動。因為螺旋錐?35?齒輪傳動的主、從動齒輪的軸線垂直交于一點，輪齒不是在齒的全長上同時嚙合，而是逐漸有齒的一端連續(xù)而平穩(wěn)的地轉(zhuǎn)向另一端；另外，由于輪齒端面重疊的影響，至少有兩個以上的輪齒同時嚙合，因此可以承受較大的負(fù)荷，所以工作平穩(wěn)，制造也簡單。但是其缺點是齒輪副錐頂稍有不吻合就會使工作急劇變壞，并伴隨磨損增大，噪聲增大，所以為了保證齒輪副的正確嚙合，必須提高剛度，增大殼體剛度。齒輪的傳動形式圖 圖 齒輪傳動形式 中國地質(zhì)大學(xué)江城學(xué)院畢業(yè)論文（設(shè)計）64．1．2 主傳動器的減速形式驅(qū)動橋按其減速形式分主要有五種：中央單級減速驅(qū)動橋，中央雙級減速驅(qū)動橋和中央單級輪邊減速驅(qū)動橋、中央雙極輪邊減速驅(qū)動橋和中央單級雙極輪邊減速驅(qū)動橋。在此選用中央單級、輪邊減速驅(qū)動橋，這是因為在工程機(jī)械上，要求有較大的主傳動比和較大的離地間隙，其根據(jù)所分配的傳動比可知其主傳動比較小，同時相對于中央雙級輪邊減速驅(qū)動橋和中央單級雙極輪邊減速驅(qū)動橋，其結(jié)構(gòu)更簡單。這時就需要將雙級主減速器中的第二級減速齒輪機(jī)構(gòu)制成同樣的兩套，分別安裝在兩側(cè)驅(qū)動車輪的近旁，即成為輪邊減速器。而輪邊減速器則采用單行星排直齒圓柱齒輪。這樣不僅使驅(qū)動橋中間部分主傳動器輪廓尺寸減小，增大離地間隙，并可得到大的主減速比，而且半軸、差速器及主傳動器從動齒輪零件的尺寸也可減小。其缺點是輪邊減速器在一個橋上就需要兩套，使驅(qū)動橋的結(jié)構(gòu)復(fù)雜，成本提高，布置輪轂、軸承、車輪和制動器較困難。4．1．3 主傳動器主從動錐齒輪的支承方式主傳動器主從、動齒輪只有正確的嚙合，才能很好的工作，要保證正確的嚙合，除與齒輪的加工質(zhì)量、裝配調(diào)整及軸承、減速器殼的剛度有關(guān)外，還與齒輪的支承剛度密切相關(guān)。(一) 主動錐齒輪的支承主動錐齒輪的支承形式可以分為懸臂式支承和跨置式支承兩種。在此選用懸臂式支承。懸臂式支承結(jié)構(gòu)的特點是只在錐齒輪大端的一側(cè)軸頸較長，上面有兩個圓錐滾子軸承支承，如圖 ，就應(yīng)減小懸臂長度 b 和增加兩軸承的距離a（a 且比齒輪節(jié)圓直徑的 70%還大） ，應(yīng)使兩軸承圓錐滾子的大端朝外，使離錐頂?shù)妮S向力向靠近齒輪的軸承承受，反向軸向力由另一軸承承受。為了方便安裝，應(yīng)使靠近的軸承的軸頸比另一軸承的軸頸大些，其支承剛度相對跨置式較差，但其結(jié)構(gòu)簡單，布置容易。在此處選用此種形式還有個原因是由與空間有限，在后續(xù)設(shè)計中，筆者曾經(jīng)假設(shè)采用跨置式，以能利用的極限空間考慮，在錐齒輪小端處如跨置式那樣加上圓柱滾子軸承，驗算其壽命得出其壽命不足 1000h 顯然軸承剛度不夠。證明了在此處設(shè)計中不適應(yīng)采用跨置式的結(jié)構(gòu)。同時若采用跨置式的齒輪支撐，主動錐齒輪有 3 個軸承定位，由于機(jī)加工誤差的存在，導(dǎo)致主動錐齒輪安裝軸承時或多或少有些過定位，加速了小端滾柱軸承的磨損與破壞，一旦該軸承損壞，錐齒輪傳動產(chǎn)生的軸向力沖擊比將導(dǎo)致主傳動的失效。此外，由于該滾動軸承的存在，反過來又影響差速器殼體的尺寸，限制了差 中國地質(zhì)大學(xué)江城學(xué)院畢業(yè)論文（設(shè)計）7速器機(jī)械強(qiáng)度的提高。同時筆者在翻查相關(guān)資料的時候，發(fā)現(xiàn)廈工的 ZL50 裝載機(jī)驅(qū)動橋改進(jìn)方案采用了懸臂式的結(jié)構(gòu)。證明并非裝載機(jī)中并非都采用的是跨置式的結(jié)構(gòu)。 圖 ZL50 跨置式結(jié)構(gòu) (二)從動齒輪的支承從動錐齒輪的支承，其支承剛度與軸承的形式、支承間的距離及軸承之間的分布比例有關(guān)。為了增加支承剛度，兩端軸承的圓錐滾子大端向內(nèi)，以盡量減小 c+b 的尺寸。為了使從動錐齒輪背面的差速器殼處有足夠空間設(shè)置加強(qiáng)筋，提高齒輪強(qiáng)度，并且使兩個軸承之間的載荷盡可能均勻分布，尺寸 b 應(yīng)接近于 c，且距離 c+b 應(yīng)不小于從動齒輪大端分度圓直徑的 70%。其支撐形式如圖 所示 圖 從動錐齒輪支撐形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(chǎn)生較大的偏移變形，這種變形是危險的。為了減小此變形，可在從動錐齒輪的背面靠近主動齒輪的地方設(shè)計一個止推螺栓。當(dāng)從動錐齒輪受載變形超過允許值 左右時，止推螺栓開始起作用，阻擋從動齒輪繼續(xù)變形。4．1．4 主傳動器的潤滑驅(qū)動橋零件所受的載荷較大，主減速器及其差速器的齒輪和它們的軸承都需要有良好的潤滑，否則極易引起早期磨損。其中尤其注意主減速器主動錐齒輪的前軸承，該軸 中國地質(zhì)大學(xué)江城學(xué)院畢業(yè)論文（設(shè)計）8承距離油面及齒輪都很遠(yuǎn)，又有后軸承相隔。潤滑條件極差，其潤滑是不能靠潤滑油的飛濺來實現(xiàn)，而必須采取加強(qiáng)潤滑的專門措施。通常的辦法是在從動齒輪的前端近主動錐齒輪處的主減速器殼處的內(nèi)壁上設(shè)一專門的集油槽，后者將飛濺到殼體內(nèi)壁上的部分潤滑油收集起來再經(jīng)過進(jìn)油孔引至前軸承圓錐滾子的小端處。由于圓錐滾子在旋轉(zhuǎn)時的泵油作用，使?jié)櫥陀蓤A錐滾子的小端通向大端，所以在主動齒輪的前軸承的前面應(yīng)有回油孔，使經(jīng)過前軸承的潤滑油在流回驅(qū)動橋殼中間的油盆中。這樣，由于潤滑軸承的進(jìn)、出油孔暢通無阻，使?jié)櫥偷玫窖h(huán)，不但可使軸承得到良好的潤滑、散熱和清洗，而且可以保護(hù)前端的油封不被損壞。4．2 主傳動器的基本參數(shù)選擇與計算4．2．1 主傳動器計算載荷的確定（1）最大牽引力最大牽引力是指牽引元件在克服自身行駛阻力 之后輸出的平行于路面并沿著行駛fP方向的推力，它受發(fā)動機(jī)發(fā)出的動力、附著力及路面條件的影響。故可以理解為即是路面給驅(qū)動橋的最大負(fù)載即是最大牽引力，而它也就是發(fā)動機(jī)與附著力施加給驅(qū)動橋的負(fù)載的中的較小值。故此處以最大牽引力來設(shè)計進(jìn)行驅(qū)動橋的尺寸的設(shè)計。由于裝載機(jī)前橋為其工作時的主要載重橋，根據(jù)查相關(guān)的資料前橋占了裝載機(jī)滿載時載重量的 70%，固在此僅僅驗算前橋。而裝載機(jī)為全橋驅(qū)動，故最大牽引力因為前后橋產(chǎn)生的牽引力之和。主減速器最大載荷計算： （4fdirFM?3maxax10%7??1） 式中： maxF最大牽引力， ；kN 輪邊減速比；fi 動力半徑， ；drm 輪邊減速效率。f? 中國地質(zhì)大學(xué)江城學(xué)院畢業(yè)論文（設(shè)計）9= fdirFM?3maxax10%7?????mN（2）平均載荷對錐齒輪的疲勞強(qiáng)度計算，應(yīng)以經(jīng)常作用的載荷為依據(jù)。但工程車輛種類多，工況復(fù)雜，不同的車輛在不同的工況下載荷的變化很大，而且?guī)в须S機(jī)性質(zhì)，要確定一個能代表實際情況的疲勞強(qiáng)度計算載荷還有一定困難。在此處我們以下式來確定其平均載荷： （42）????sin103???fZirGMfdaP 式中： ——滿載時的總重量，在此取 60 ；aGkN動力半徑 ；dr輪邊減速效率；f?輪邊減速比；fif滾動阻力系數(shù)，f= —,在此處根據(jù)裝載機(jī)的常用工作環(huán)境此處取f=；坡道阻力系數(shù)， =—，在此處取 =。?sin?sin?sinZ——計算驅(qū)動橋數(shù)，在此取 2=???sin103????fZirGMfdaP ??,???mN.驅(qū)動橋錐齒輪的最大載荷在強(qiáng)度計算中用于驗算最大應(yīng)力，不能作為驗算疲勞強(qiáng)度的依據(jù)，但是在選擇錐齒輪的主要參數(shù)時，為了便于與同類車輛進(jìn)行比較，可按最大載荷作為計算扭矩代入經(jīng)驗公式來選擇主要參數(shù)。4．2．2 主傳動器錐齒輪主要參數(shù)的選擇 主傳動器錐齒輪的主要參數(shù)有主、從動齒輪的齒數(shù) 和 ，從動錐齒輪大端分度圓1z2直徑 、端面模數(shù) 、主從動錐齒輪齒面寬 和 、中點螺旋角 、法向壓力角 等