车辆工程毕业设计论文-单斗轮式挖掘机驱动桥设计(编辑修改稿)

车辆工程毕业设计论文-单斗轮式挖掘机驱动桥设计(编辑修改稿)内容摘要：

jeT 作用下： 从动齿轮上的应力 2w =700MPa； jmT 作用下： 从动齿轮上的应力 39。 2w = ； 当计算主动齿轮时， jT /Z与从动相当，而 12 JJ  ，故 1w 2w ，39。 1w 39。 2w 综上所述，故所计算的齿轮满足弯曲强度的要求。 汽车主减速器齿轮的损坏形式主要时疲劳损坏，而疲劳寿命主要与日常行驶转矩即平均计算转矩 jmT 有关， jmje TT或 只能用来检验最大应力，不能作为疲劳寿命的计算依据。 轮齿接触强度 螺旋锥齿轮齿面的计算接触应力 j （ MPa）为 ：JFK KKKKTdC v fmsjpj  3011102 （ ） 式中： pC ——材料的弹性系数，对于钢制齿轮副取 mmN /21 ； 0K =1 ， sK =1 ， mK =1 ， vK =1 ； 相 啮 合 齿 轮 的 齿 数 哈尔滨工业大学 华德应用技术学院 毕业设计（论文） 19 图 弯曲计算用综合系数 J[1] fK ——表面质量系数，对于制造精确的齿轮可取 1 ； J—— 计算应力的综合系数，见图 所示。 jm =1750Mpa= jm][ =1750MPa je = je][ =2800MPa ，故符合要求、校核合理。 求综合系数J的齿轮齿数 哈尔滨工业大学 华德应用技术学院 毕业设计（论文） 20 图 接触 强度计算综合系数 J[1] 主减速器锥齿轮轴承的设计计算 锥齿轮齿面上的作用力 锥齿轮在工作过程中，相互啮合的齿面上作用有一法向力。 该法向力可分解为沿齿轮切线方向的圆周力、沿齿轮轴线方向的轴向力以及垂直于齿轮轴线的径向力。 a) 齿宽中点处的圆周力 F F=m22TD (37) 式中： T— 作用在从动齿轮上的转矩； Dm2 — 从动齿轮齿宽中点处的分度圆 直径，由式（ 38 ）确定，即 Dm2=D2b2sin γ 2 (38) 式中： D2— 从动齿轮大端分度圆直径； D2=304mm b2— 从动齿轮齿面宽； b2=47mm γ 2 — 从动齿轮节锥角；γ 2=76176。 小齿轮齿数 哈尔滨工业大学 华德应用技术学院 毕业设计（论文） 21 将各参数代入式 (38) ，有： Dm2=258mm 将各参数代入式 (37) ，有： F=3000N 对于弧齿锥齿轮副，作用在主、从动齿轮上的圆周力是相等的。 b) 锥齿轮的轴向力 Faz 和径向力 Frz （主动锥齿 轮） 作用在主动锥齿轮齿面上的轴向力 Faz 和径向力分别为 Faz= F tan α s in γ+ F tan β cos γcos β (39) Frz= F ta nα c os γF ta nβ si nγc os β (310) 将各参数分别代入式 (39) 与式 (310)中，有： Faz= 2752N ， Frz=142N 锥齿轮轴承的载荷 轴承的轴向载荷，就是上述的齿轮轴向力。 而轴承的径向载荷则是上述齿轮径向力、圆周力及轴向力这三者所引起的轴承径向 支承反力的向量和。 当主减速器的齿轮尺寸、支承型试和轴承位置已确定，并算出齿轮的径向力、轴向力及圆周力以后，则可计算出轴承的径向载荷。 ① 骑马 式支承主动锥齿轮的轴承径向载荷 如图 （ a ）所示轴承A 、 B的径向载荷为 212 )()(1 mA dAbRbPaR  =10957（ N ） （ ） 212 )()(1 mB dAcRcPaR  = （ N） （ ） 哈尔滨工业大学 华德应用技术学院 毕业设计（论文） 22 （ a ） (b) 图 主减速器轴承的布置尺寸 [1] 其尺寸为： 悬臂式支撑的主动齿轮 a= ， b=51， c=。 式中： P ——齿面宽中点处的圆周力； A——主动齿轮的轴向力； R ——主动齿轮的径向力； md1 ——主动齿轮齿面宽中点的分度圆直径。 锥齿轮轴承型号的确定 轴承 A 计算当量动载荷 P arF 2752=F 3997 = 查阅文献 [2] ， 锥齿轮圆锥滚子轴承 e值为 ，故 arFF e，由此得X=,Y=。 另外查得载荷系数 fp=。 P=fp （ XFr+YFa ） （ 321） 将各参数代入式（ 321）中，有： P=7533N 轴承应有的基本额定动负荷 C ′ r 哈尔滨工业大学 华德应用技术学院 毕业设计（论文） 23 C ′ r= 10 h36t 60nLPf 10 （ 322） 式中： ft— 温度系数，查文献 [4] ，得 ft=1； ε — 滚子轴承的寿命系数，查文献 [4] ，得ε =10/3 ； n— 轴承转速， r/min ； L ′ h — 轴承的预期寿命， 5000h ； 将各参数代入式（ 322）中，有； C ′ r=24061N 初选轴承型号 查文献 [3] ，初步选择 Cr =24330N C ′ r 的圆锥滚子轴承 7206E。 验算 7206E 圆锥滚子轴承的寿命 Lh = εtrrfC16667nP （ 323） 将各参数代入式（ 321）中，有： Lh =4151h5000h 所选择 7206E 圆锥滚子轴承的寿命低于预期寿命，故选 7207E 轴承 ,经检验能满足 , 轴承 B,轴承 C,轴承 D,轴承 E 强度都可按此方法得出 ,其强度均能够满足要 哈尔滨工业大学 华德应用技术学院 毕业设计（论文） 24 第 4 章 差速器设计 汽车在行使过程中，左右车轮在同一时间内所滚过的路程往往是不相等的，左右两轮胎内的气压不等、胎面磨损不均匀、两车轮上的负荷不均匀而引起车轮 滚动半径不相等；左右两轮接触的路面条件不同，行使阻力不等等。 这样，如果驱动桥的左、右车轮刚性连接，则不论转弯行使或直线行使，均会引起车轮在路面上的滑移或滑转，一方面会加剧轮胎磨损、功率和燃料消耗，另一方面会使转向沉重，通过性和操纵稳定性变坏。 为此，在驱动桥的左右车轮间都装有轮间差速器。 差速器是个差速传动机构，用来在两输出轴间分配转矩，并保证两输出轴有可能以不同的角速度转动，用来保证各驱动轮在各种运动条件下的动力传递，避免轮胎与地面间打滑。 差速器按其结构特征可分为齿轮式、凸轮式、蜗轮式和牙嵌自由轮式等多种形 式。 差速器结构形式选择 汽车上广泛采用的差速器为对称锥齿轮式差速器，具有结构简单、质量较小等优点，应用广泛。 它可分为普通锥齿轮式差速器、摩擦片式差速器和强制锁止式差速器。 普通齿轮式差速器的传动机构为齿轮式。 齿轮差速器有圆锥齿轮式和圆柱齿轮式两种。 强制锁止式差速器就是在对称式锥齿轮差速器上设置差速锁。 当一侧驱动轮滑转时，可利用差速锁使差速器不起差速作用。 差速锁在军用汽车上应用较广。 查阅文献 [5] 经方案论证，差速器结构形式选择对称式圆锥行星齿轮差速器。 普通的对称式圆锥行星齿轮差速器由差速器 左、右壳， 2 个半轴齿轮，4 个行星齿轮 ( 少数汽车采用 3 个行星齿轮，小型、微型汽车多采用 2 个行星齿轮 ) ，行星齿轮轴 (不少装 4 个行星齿轮的差逮器采用十字轴结构 )，半轴齿轮及行星齿轮垫片等组成。 由于其结构简单、工作平稳、制造方便、用在公路汽车上也很可靠等优点，最广泛地用在轿车、客车和各种公路用载货汽车上．有些越野汽车也采用了这种结构，但用到越野汽车上需要采取防滑措施。 例如加进摩擦元件以增大其内摩擦，提高其锁紧系数；或加装可操哈尔滨工业大学 华德应用技术学院 毕业设计（论文） 25 纵的、能强制锁住差速器的装置 —— 差速锁等。 对称式圆锥行星齿轮差速器 设计中采用的 普通对称式圆锥行星齿轮差速器（ 如图 ）由差速器左壳为整体式， 2 个半轴齿轮， 4 个行星齿轮，行星齿轮轴，半轴齿轮以及行星齿轮垫片等组成。 由于其结构简单、工作平稳、制造方便、用在公路汽车上也很可靠等优点，所以本设计采用该结构。 图 中央为 普通对称式圆锥行星齿轮差速器 [3] 由于差速器壳是装在主减速器从动齿轮上，故在确定主减速器从动齿轮尺寸时，应考虑差速器的安装。 差速器的轮廓尺寸也受到从动齿及主动齿轮导向轴承支座的限制。 普通圆锥齿轮差速器的工作原理图，如图 所示。 哈尔滨工业大学 华德应用技术学院 毕业设计（论文） 26 图 普通圆锥齿轮差速器的工作原理图 [1] （ 1 ） 行星齿轮数目的选择 越野 车多用 4个行星齿轮。 （ 2 ）行星齿轮球面半径 BR （ mm）的确定 圆锥行星齿轮差速器的尺寸通常决定于行星齿轮背面的球面半径 BR ，它就是行星齿轮的安装尺寸，实际上代表了差速器圆锥齿轮的节锥距，在一定程度上表征了差速器的强度。 球面半径可根据经验公式来确定： 3 jBB TKR  = ～ （ mm） 圆整取 BR =38mm 式中 ： BK —— 行星齿轮球面半径系数， ～，对于有 4 个行 星轮的 越野车 取 ； BR 确定后，即根据下式预选其节锥距： 0A = （ ～ ） BR =～ 取 （ 3 ） 行星齿轮 与半轴齿轮齿数的选择 为了得到较大的模数从而使齿哈尔滨工业大学 华德应用技术学院 毕业设计（论文） 27 轮有较高的强度，应使行星齿轮的齿数尽量少，但一般不应少于 10。 半轴齿轮的齿数采用 14～ 25。 半轴齿轮与行星齿轮的齿数比多在 ～ 2范围内。 取 1z =16 ， 2z =24。 在任何圆锥行星齿轮式差速器中，左、右两半轴齿轮的齿数 RL zz 22 , 之和，必须能被行星齿轮的数目 n 所整除，否则将不能安装，即应满足： nzz rL 22  = 42424 =12 （ 4 ）差速器圆锥齿轮模数及半轴齿轮节圆直径的初步确定 先初步求出行星齿轮和半轴齿轮的节锥角 21, ：。 r c t a n。 r c t a n1221 21   zzzz  式中 ： 21,zz —— 行星齿轮和半轴齿轮齿数。 再根据下式初步求出圆锥齿轮的大端模数： 22 011 0 s in2s in2  zAzAm = 取标准模数 3 ； 式中 ： 210 , zzA 在前面已初步确定。 算出模数后，节圆直径 d 即可由下式求得： mmmzdmmmzd 54。 36 21 21  （ 5 ）压力角  目前汽车差速器齿轮大都选用 39。 3022 的压力角，齿高系数为 ，最少齿数可减至 10，并且再小齿轮（行星齿轮）齿顶不变尖的情况下还可由切相修正加大半轴齿轮齿厚，从而使行星齿轮 与半轴齿轮趋于等强度。 （ 6 ）行星齿轮安装孔直径  及其深度 L 的确定 行星齿轮安装孔  与行星齿轮名义直径相同，而行星齿轮安装孔的深度 L 就是行星齿轮在其轴上的支承 长度。 哈尔滨工业大学 华德应用技术学院 毕业设计（论文） 28 L =（ mm） mmnlTLc ][ 302   nlT C ][ 1030 = mm 式中 ： 0T 差速器传递的转矩 mN ； n—— 行星齿轮数 4 ； l —— 行星齿轮支承面中点到锥顶的距离， mm. 39。 dl ， 39。 2d是半轴齿轮齿面宽中点处的直 径 239。 2 dd  ， 2d =54mm。 [ c ]—— 支承面的许用挤压应。