压路机驱动桥设计机械设计论文

课程名称：机械设计

设计题目：YZ16 压路机驱动桥设计院系：机械工程系

专业：工程机械

年级：2010级

姓名：刘龙江

指导教师：冯鉴

西南交通大学峨眉校区

2013 年 6 月16 日

课程设计任务书

专业姓名学号

开题日期：年月日完成日期：年月日

题目YZ16 压路机驱动桥设计

一、设计的目的

通过运用已学的知识，充分利用网上的资源信息以及查阅图书馆的书籍，搜集数据设计出一种压路机，并能满足相应的工况要求，结构强度满足设计要求。并通过这次课程设计对这门可有更好的理解和运用，为毕业设计打基础。

二、设计的内容及要求

本次设计的内容包括后驱动桥的建模，其中包括了差速器、轮边减速器、桥壳及半轴的建模。建模完成后对一些关键部位进行强度的校核，以及材料的选择、加工工艺的选择，对于复杂的零部件进行solidworks静态强度分析，如果未能满足设计要求，在对结构进行优化，知道最终满足设计要求。

三、指导教师评语

四、成绩

指导教师(签章)

年月日

摘要

振动压路机是一种高效的压实机械，广泛应用于道路建设施工中。对国内外压实机械发展史的研究，把握压实技术和压实机械的发展趋势及最新动态。我国压路机，整体技术水平与国外相比仍有差距，主要表现在：产品型号不全、重型和超重型压路机生产数量和品种仍然较少、专用压实设备缺乏、综合技术经济指标和自动控制方面仍低于国外先进水平。

本文在理论分析和计算的基础上，完成了YZ16振动压路机驱动后桥设计，在外观上实行了一定的创新，为朋友们视觉提供了一定的放松，更主要的是对一些零部件进行了受力分析，通过solidworks软件对其进行的应力分析，看其是否能够满足其工作需要，也对其稳定性有一定的阐述。

关键词压路机，驱动桥，solidworks

目录

摘要 (3)

1．概述 (3)

2.差速器设计 (3)

2．1锥齿轮差速器的结构 (3)

2．2对称式圆锥行星齿轮差速器的设计 (5)

2．2．1差速器参数的确定 (5)

2．2．2 差速器齿轮的强度计算 (7)

2．2．3差速器齿轮的材料 (7)

3 .驱动半轴的设计 (8)

3．1半轴的结构形式分析 (8)

3．2半轴的结构设计 (9)

3．3半轴的材料与热处理 (9)

3．4全浮式半轴的强度计算 (9)

4.轮边减速器 (20)

4．1齿圈式行星机构中齿轮齿数的选择 (10)

4．2行星齿轮传动的配齿计算 (21)

4．2．1传动比的要求——传动比条件 (21)

4．2．2保证中心轮、内齿轮和行星架轴线重合——同心条件 (22)

4．2．3 保证多个行星轮均布装入两个中心轮的齿间——装配条件 (12)

4．2．4保证相邻两行星轮的齿顶不相碰——邻接条件 (22)

4．3行星齿轮传动的几何尺寸和啮合参数计算 (13)

4．3．1行星齿轮参数的确定 (15)

4．4行星齿轮传动强度计算及校核 (17)

4．4．1行星齿轮弯曲疲劳强度计算及校核 (18)

4．4．2接触疲劳应力校核 (18)

5.驱动桥壳设计 (19)

5．1铸造整体式桥壳的结构 (19)

5．2桥壳铸件结构设计原则 (20)

5．3桥壳的SOLIDWORKS分析 (20)

5. 3. 1 创建桥壳有限元模型 (21)

5. 3. 2驱动桥垂直载荷模拟 (23)

7.主要螺栓的选择与校核 (30)

7.1主传动中螺栓的选择及强度校核 (24)

结论 (25)

参考文献 (26)

1．概述

振动压路机的出现，改写了压实机械的历史：不仅替代了过去靠单一增加主机的重量，来增加压实力的做法。而且在压实理论上也有新发展，目前被人们接受有四大理论：1.内摩擦减少学说；2.共振学说；3.反复载荷学说；4.交变剪应变学说。新理论的产生必然带来产品的革命。因此，引起了各国制造商的关注，对振动压路机进行了广泛的研究。最初，振动压路机只用于压实非粘性材料，随着技术性能的改进和提高，振动压路机已广泛地用于粘性材料、沥青路面和混凝土的压实工作。60年代后，随着振动压实理论的深入研究和完善，涌现了各种形式的振动压实机械，液压技术的广泛应用，使振动压实机械得到了迅速发展，目前已形成了品种繁多的压实机械家族。根据压实机械的工作原理、结构特点、传动形式、操作方法和用途的不同，有不同的分类方法，习惯上把压实机械分为压路机和夯实机两大类。

1、压路机：按压实原理，压路机可分为静作用压路机、振动压路机和组合式压路机。静作用压路机又可分为光轮压路机和轮胎压路机。振动压路机可分为手扶式振动压路机、自行式振动压路机、两钢轮串联式振动压路机和拖式振动压路机。振动压路机按振动机构分又可分为：圆周振动；扭转振动即振荡；智能振动，其中包括：垂直振动、斜向振动和水平振动；复式振动即扭转振动和轴向振动的叠加：混沌振动压路机即主频附近的宽频激振。

2、夯实机：夯实机有蛙式打夯机、振动平板夯、振动冲击夯和爆炸夯四种。振动平板夯又可分前行和可逆行振动平板夯两种。振动冲击夯又分为电动和内燃振动冲击夯两种。

2.差速器设计

差速器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。差速器有多种形式，在此设计普通对称式圆锥行星齿轮差速器。

2．1 锥齿轮差速器的结构

在目前轮式装载机结构上，锥齿轮差速器由于其具有结构简单、工作平稳等优点仍被广泛采用。锥齿轮差速器由差速器左右壳，两个半轴齿轮，四个行星齿轮，行星齿轮轴，半轴齿轮垫片及行星齿轮垫片等组成。

图3.1 差速器的建模

图3.2 普通的对称式圆锥行星齿轮差速器

1，12-轴承；2-螺母；3，14-锁止垫片；4-差速器左壳；5，13-螺栓；6-半轴齿轮垫片；7-半轴齿轮；8-行星齿轮轴；9-行星齿轮；10-行星齿轮垫片；11-差速器右壳

2．2 对称式圆锥行星齿轮差速器的设计

由于在差速器壳装着主减速器从动齿轮，所以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主减速器从动齿轮轴承支承座及主动齿轮导向轴承座的限制。

2．2．1差速器参数的确定

1.行星齿轮数目的选择 本次设计采用4个行星齿轮。

2.行星齿轮球面半径B R 的确定 球面半径B R 可按如下的经验公式确定：

3计

M K φφ=mm(3-1)

式中：φ——球面半径，mm;

φK ——行星齿轮球面半径系数，1.1-1.3；

计M ——计算转矩，差速器承受的最大扭矩（公斤.毫米），按最大输入扭矩计算 根据上式

3计

M K φφ==61.40-72.57 mm 初选67=φ mm

()299.0~98.00φ

?

=A （3-2）

式中：0A ——节锥距，mm.

()299.0~98.00φ

?

=A =

()185

.33~85.322

04.6799.0~98.0=? mm 初选0A =33mm

3.行星齿轮与半轴齿轮的选择

差速器的行星齿轮球面半径确定后，差速器齿轮的大小也就基本确定下来了。因齿形参数的选择应使小齿轮齿数尽量小，以得到较大的模数，而使齿轮有较高的强度，但一般不小于10，半轴齿轮齿数多采用16～22，行星齿轮齿数多采用10～12半轴齿轮与行星齿。左右两半轴齿轮的齿数L z 2，R z 2之和必须能被行星齿轮的数目所整除，以便行星齿轮能均匀地分布于半轴齿轮的轴线周围，且为偶数，否则，差速器将无法安装，即

应满足的安装条件为：

I n z z R

L =+22 （3-3）

式中：L z 2，R z 2——左右半轴齿轮的齿数，对于对称式圆锥齿轮差速器来说，L z 2=R z 2

n ——行星齿轮数目；

I ——任意整数。

在此1z =10，2z =16 满足以上要求。

4.差速器圆锥齿轮模数及半轴齿轮节圆直径的初步确定 首先初步求出行星齿轮与半轴齿轮的节锥角

1

δ，2δ

122arctan

z z =δ=1610

arctan = 58 ，2190δδ-=

按下式（3-6）对半轴齿轮节圆半径进行初步确定

32计

M K d d ?=（3-4）

式中：2d ——半轴节圆半径，mm ；

d K ——半轴齿轮直径系数，对于4差速器有4个行星齿轮的车辆，05.1~9.0=d K ；

计M ——计算转矩，差速器承受的最大扭矩，按最大输入扭矩计算

()61

.58~24.5017395005.19.0332=?=?=计M K d d mm

在此初选6.572=d mm

初步确定差速器模数

6.32

2

==

z d m ，将模数标准化后得5.3=m

按下式修正圆锥齿轮的大端端面模数m ，节锥距和球面半径。

m=1

sin 210

δz A =220sin 2δz A (3-5) 式中：1δ——行星齿轮分锥角；

2δ——半轴齿轮分锥角；

1z ——行星齿轮齿数；

2z ——半轴齿轮齿数。

修正后017.330=A mm,5.3=m ，04.67=φ mm 。 行星齿轮分度圆直径：35105.311=?==mz d mm 半轴齿轮分度圆直径：56165.322=?==mz d mm 5.压力角α

目前，装载机差速器的齿轮大都采用22.5°的压力角，齿高系数为0.8。最小齿数可减少到10，并且在行星齿轮齿顶不变尖的条件下，还可以由切向修正加大半轴齿轮的齿厚，从而使行星齿轮与半轴齿轮趋于等强度。

2．2．2 差速器齿轮的强度计算

差速器齿轮的尺寸受结构限制，而且承受的载荷较大，由于行星齿轮在差速器的工作中经常只起等臂推力杆的作用，只有当转弯或左右轮行驶不同的路程时，或一侧车轮打滑而滑转时，差速器齿轮才能有啮合传动的相对运动。因此对于差速器齿轮主要应进行弯曲强度校核，而对于疲劳寿命则不予考虑。

轮齿弯曲强度w σ为

J

m bz K K K K M v s w 2m

03102半差?=

σMPa(3-6)

式中：差M ——差速器一个行星齿轮传给一个半轴齿轮的转矩（N.m ）

行

计差i M M 6.0?=

式中：计M ——计算扭矩；

行

i ——差速器行星齿轮数目，

行

i =4；

半z ——半轴齿轮齿数；

m ——齿轮模数；

v K ——质量系数，对于装载机驱动桥齿轮，当齿轮接触良好，周节及径向

跳动精度高时，可取1.0;

s K ——尺寸系数，当6.1≥m 时，

609.04.254

==m

K s

m K ——载荷分配系数，m K 取1.0；

J ——计算装载机差速器齿轮弯曲应力用的综合系数，由图3.3可查得J =0.215

根据上式

J

m bz K K K K M v s w 2m

03102半差?=

σ=515.685215.05.316006.111609

.011925.2601022

3=?????????MPa 〈980 MPa

所以，差速器齿轮满足弯曲强度要求。

2．2．3差速器齿轮的材料

差速器齿轮与主传动器齿轮一样，基本上都是用渗碳合金钢制造。目前用于制造差速器锥齿轮的材料为20CrMnTi 、20CrMoTi 、20CrMnMo 和20CrMo 等，由于差速器齿轮轮齿要求的精度较低，所以精锻差速器齿轮工艺被广泛应用。

3 .驱动半轴的设计

驱动车轮的传动装置位于传动系的末端，其功用是将转矩由差速器的半轴齿轮传给驱动车轮。对于非断开式驱动桥，车轮传动装置的主要零件为半轴，对于断开式驱动桥和转向驱动桥，车轮传动装置为万向传动装置。由于轮式装载机采用非断开式驱动桥，所以采用半轴传动。

3．1半轴的结构形式分析

全浮式半轴的安装结构特点是半轴外端的凸缘用螺栓与轮毂相连接，而轮毂又有两个圆锥滚子轴承支承在半轴套管上。理论上，此时半轴不承受由路面反力引起的径向力和轴向力，而仅承受转矩，外端承受全部弯矩。但驱动桥壳的变形、轮毂与差速器半轴齿轮的不同心以及半轴波兰平面相对于其轴线不垂直等原因均可能引起半轴的弯曲变形，这类弯曲应力一般为5～70N/mm2。全浮式半轴广泛用在中、重型货车上及工程车辆上。在此处设计中采用的是全浮式的半轴。

3．2半轴的结构设计

在半轴的结构设计中，半轴的杆部直径应小于或等于半轴花键的底径，以便在半轴各部分达到基本等强度。为了使花键内径不小于半轴的杆部直径，常常将半轴加工花键的端部作得粗些，并且适当地减小花键槽的深度，因此花键的齿数必须相应地增加。

3．3半轴的材料与热处理

关于半轴的材料，过去大都采用含铬的中碳合金，如40Cr、40CrMnMo、35CrMnTi、38CrMnSi、35CrMnSi、42CrMo等，近年来推广我国研制出的新钢种如40MnB等作为半轴材料，效果很好。此设计中，采用的是40MnB。

半轴的热处理:过去都采用调质处理的方法，调质后要求杆部硬度为HB388-444。近年来采用高频、中频等感应淬火日益增多。这种处理方法能保证半轴表面有适当的硬化层。

3．4 全浮式半轴的强度计算

验算其扭转应力τ：初选半轴杆部直径d=26 mm

3

16

d

T

π

τ=

（4-1）式中：T——半轴的计

算转矩，N·m在此取1739500N·mm；d——半轴杆部d——半轴杆部的直径，mm。

根据上式τ＝

3

3

26

16

10

5.

1739

?

?

π

＝504 MPa<

[]τ

=(490～588) MPa。所以满足强度要求。

4.轮边减速器设计

在本次设计中，最终传动采用单排内外啮合行星排传动，其中太阳轮由半轴驱动为主动件，行星架和车轮轮毂连接为从动件，齿圈与驱动桥桥壳固定连接。此种传动形式传动比为1+k（k为齿圈和太阳轮的齿数之比），可以在较小的轮廓尺寸获得较大的传动比，可以布置在车轮轮毂内部，而不增加机械的外形尺寸。

图4.1 轮边减速装置

图4.1所示为装载机的最终传动，动力通过半轴传递给太阳轮1，内齿圈5有花键固定在半轴套管6上，它是固定不动的，太阳轮就通过行星轮带动行星架4旋转，驱动轮毂通过螺栓与行星轮架相连，这样半轴上的扭矩通过行星减速器传递到驱动轮上。

4．1齿圈式行星机构中齿轮齿数的选择

根据前述分配传动比

5

.5=f i

定义太阳轮为t Z ，行星轮为x Z ，齿圈为

q

Z ，行星轮数目w n 。

13=t Z ，23=x Z ，59=q Z ，w n =3。

4．2行星齿轮传动的配齿计算

4．2．1传动比的要求——传动比条件

即

t q f Z Z i +

=1

可得

t q

f Z Z i +

=1=1+59/13=5.538

所以中心轮t 和内齿轮q 的齿数满足给分配传动比的要求。

4．2．2保证中心轮、内齿轮和行星架轴线重合——同心条件

太阳轮与行星轮的中心距tx A 和齿圈与行星轮的中心距qx

A 应相等，称为同轴条件。

则有

x

t q Z Z Z 2=-

因为13=t Z ，23=x Z ，59

=q Z 所以满足条件。

4．2．3 保证多个行星轮均布装入两个中心轮的齿间——装配条件

⑴行星轮数目一般为3-6个，增加行星轮数可减少轮齿的载荷，但增加了零件数，降低了行星架的强度和刚度，导致齿轮接触条件的恶化，最常见的为3-4个。故此次设计行星轮数目w n =3

⑵保证个行星轮能均布地安装与两中心齿轮之间，为此，各齿轮齿数与行星轮数目

w n ，必须满足装配条件。对于三个行星轮均匀分布的单行星排，行星轮的夹角为32π，

装配条件为

C

n Z Z w

t

q 整数=+

经计算后

w

t

q n Z Z +=（59+13）/4=18

满足两中心轮的齿数和应为行星轮数目的整数倍的装配条件。

4．2．4保证相邻两行星轮的齿顶不相碰——邻接条件

在行星传动中，为保证两相邻行星轮的齿顶不致相碰，并减少搅油损失，相邻两行星轮的中心距应大于两轮齿顶圆半径之和。用公式可表示为

ac

w

d n a >??

180sin 2'

（5-1）

式中'

a ——太阳轮与行星轮的中心距，mm ；

ac d ——行星轮齿顶圆直径，mm 。

齿轮模数有齿轮的强度决定，在行星齿轮的机构中，由于内齿圈与行星轮啮合时的

综合曲率半径较大，齿圈齿根部分的齿厚也较大，内齿圈的强度是较大的，通常只考虑太阳轮与行星轮之间的传动强度，因此模数可根据太阳轮与行星轮啮合传递的负荷大小。由圆柱齿轮强度公式初选5.3=m

()63)1323(25.32'=+=+=

t x Z Z m

a mm

()

()5.875.312232=??+=+=*

m h Z d a x ac mm

5

.8712.10960sin 632180sin 2'

=>=??=??ac w

d n a mm

所以满足设计要求。

4．3行星齿轮传动的几何尺寸和啮合参数计算

4．3．1行星齿轮参数的确定

1.齿轮材料的选择

根据装载机轮边减速器行星结构中齿轮的承载能力高，耐磨性好等特点，可选用材料为20CrMnTi ，齿轮需进行表面渗碳淬火，渗碳淬火后表面硬度为58-62HRC ，芯部硬度

为320HBS 。齿轮精度一般为7级。此处我们选择的是压力角为

20，齿顶高系数*

a h =1，

顶隙系数*

c =0.25的直齿齿轮。 2.齿轮的几何尺寸

本次设计的太阳轮、行星轮、齿圈均采用直齿圆柱齿轮，表6.1，表6.2为行星排各齿轮几何尺寸，

表6.1 太阳轮-行星轮传动几何尺寸 （长度：mm ）

表6.2 行星轮-齿圈传动几何尺寸（长度： mm)

4．4行星齿轮传动强度计算及校核

行星排结构中齿轮的主要破坏形式是接触疲劳破坏和弯曲疲劳破坏，因此需对齿轮进行接触疲劳计算和弯曲疲劳强度计算。在行星机械中，通常只计算太阳轮与行星轮的强度，并考虑多个行星轮同时和太阳轮啮合时，载荷分布不均匀的影响。

4．4．1行星齿轮弯曲疲劳强度计算及校核

B Sa Fa t

F Y Y Y Y bm KF εσ=

（5-2）

式中：K ——载荷系数，

β

αK K K K K V A =；

A K ——使用系数，A K 取1.25； v K ——动载系数，v K 取1.0；

αK ——齿间载荷分配系数，αK 取1.2； β

K ——齿间载荷分布系数，

β

K 取1.5；

t F ——作用在齿轮上的圆周力，t p t nr M F Ω

=；

p

M ——平均载荷，由前面的计算取596437N.mm ；

Ω——圆周力修正系数Ω，当采用三个行星轮时15.1=Ω；

n ——行星轮数目，此处取n =3；

t r ——太阳轮节圆直径，t r =21.38 mm ；

b ——齿宽，mm ；

m ——模数，mm ；

Fa Y ——外齿轮齿形系数，

ξ

Y ——计算弯曲强度重合系数，

ξ

Y =0.25+ξ75

.0=0.52

B Y ——计算弯曲强度螺旋角系数，B Y =1.0

943.13952.010261.435.38.41596437

15.15.12.1125.1=??????????==

B Sa Fa t F Y Y Y Y bm KF εσMPa <400MPa

4．4．2接触疲劳应力校核

许用接触应力可按下式计算，即

Hp

σ=

μ

μξ1

±t t B H E bd KF Z Z Z Z （5-3)

式中：E Z ——弹性影响系数，对于钢材去189.8MPa ；

H Z ——节点区域系数，158.2tan cos 2

2

=?=

tx

H Z αα ； ξ

Z ——重合系数，对于直齿轮

959.034=-=

tx

Z ξξ；

B Z ——螺旋角系数，对于直齿轮取1；

μ——传动比，

t x

Z Z =

μ；

Hp

σ=

?

?

?

???????=±623.16923.2528.41197.96165.18.1891959.0158.21μμξt t B

H E bd KF Z Z Z Z =

MPa 85.1171

弯曲应力及接触应力均满足条件。

5.驱动桥壳设计

驱动桥壳的主要功用是支承车辆质量，并承受有车轮传来的路面反力和反力矩，并经悬架传给车身，它同时又是主减速器，差速器和半轴的装配体。

驱动桥壳应满足如下设计要求：

①应具有足够的强度和刚度，并不使半轴产生附加弯曲应力；

②在保证强度和刚度的情况下，尽量减小质量以提高行驶的平顺性；

③保证足够的离地间隙；

根据装载机的共况条件，驱动桥壳的结构形式采用铸造整体式桥壳。

5．1 铸造整体式桥壳的结构

通常可采用球墨铸铁、可锻铸铁或铸钢铸造。在球铁中加入1.7%的镍，解决了球铁低温（-41°C）冲击值急剧降低的问题，得到了与常温相同的冲击值。

另外，由于车辆的轮毂轴承是装在半轴套管上，其中轮毂内轴承与桥壳铸件的外端面相靠，而外轴承则与拧在半轴套管外端的螺母相抵，故半轴套管有被拉出的倾向，所以必须将桥壳与半轴套管用销钉固定在一起。

铸造整体式桥壳的主要优点在于可制成复杂而理想的形状，壁厚能够变化，可得到理想的应力分布，其强度及刚度均较好，工作可靠，故要求桥壳承载负荷较大的中、重型工程机械，适于采用这种结构。尤其是装载机，其驱动桥壳承载很重，在此采用球铁