机械毕业论文

西 南 交 通 大 学

本科毕业设计(论文)

ZL50装载机主传动器结构建模与分析

年 级: 2009级

学 号: 20097616

姓 名: 唐超

专 业:机械设计制造及其自动化(工程机械)

指导老师: 陶林/漆俐

2013年 6 月

院 系 机械工程系 专 业 机械制造及其自动化(工程机械) 年 级 2009级 姓 名 唐超

题 目 zl50装载机主传动器结构建模与分析

指导教师

评 语

指导教师 (签章)

评 阅 人

评 语

评 阅 人 (签章)

成 绩

答辩委员会主任 (签章)

年 月 日

毕业设计(论文)任务书

班 级 09工机三班 学生姓名 唐超 学 号 20097616

发题日期:2013年2月25日 完成日期:2013年6月 14 日

题 目 Zl50装载机主传动器结构建模与分析

1、本论文的目的、意义

机在不同工况条件下工作,主传动承受的载荷较性质比较复杂,在使用中可能会出现各种故障。作为驱动桥的重要一部分,它设计水平受力的合理性直接影响到作业性能的好坏,进而影响整机性能如工作效率、作业质量、设备寿命和其他经济指标,因此

驱动桥是轮式装载机的关键部件。

2、学生应完成的任务

3、论文各部分内容及时间分配:(共 16 周)

第一部分 开题报告资料收集及阅读 ( 2周)

第二部分 主传动器零部件参数计算并且建模三维建模 ( 5周) 第三部分 对不同工况的确定以及计算 ( 2周)

第四部分 对主要零件在不同工况下的分析 (4 周) 第五部分 论文的编写及整理 (2 周)

评阅及答辩 ( 1周) 备 注 主要参考的书本为《汽车设计丛书——驱动桥》《机械设计手册》《Soildworks2010产品设计与工程范例》《工程机械底盘学》

第III页

指导教师:

审 批 人: 年 月 日 年 月 日

摘 要

本设计对工程机械行业中的Zl50装载机分析介绍,主要分析它的主传动部分,通过软件建模,并且进行有限元分析确定主传动器受力,节省在实际实验生产中的成本,以及减去了在传统受力实验中繁复的过程,分析不受零件的误差以及操作误差的影响,减少了实验的误差,本文对零件建模、装配以及采用的分析方法都做了相应的图文介绍,对ZL50装载机的主传动器结构做了优缺点比较,确定了不同工况下主传动器的不同的力矩情况并加以分析,采用了静态分析和扭转分析两种方法,采用的建模软件主要是SoildWorks,有限元分析则采用的是SoildWorks Simulation。主要分析的零件为主传动器中受力复杂的主传动锥齿轮和从动锥齿轮,得出零件的应力图和变形位移图从而得到了分析的结果,再对分析结果进行简单的说明。建模之前对零件的参数都现行计算,对主传动器的结构都做了选择,有限元分析之前对工况下受力也做相应计算,然后对分析的结果给出合理的解释,相关情况出现的原因。

关键词:主传动器;装载机;有限元;建模

Abstract

This paper introduced ZL50 loaders in construction machinery industry and mainly analyzed its main drive part. By software modeling and finite element analysis to determine the main driver force, save the cost and complex process as well in experiment production. Reduce experimental deviation by analyzing the error from the part and operation. Part modeling, assemblies and analysis method was introduced by corresponding graphic description in this paper. Determine and analyze the actual torque situation for main driver in different work condition by comparing the advantages and disadvantages of the structure for ZL50 loader and using static analysis method and reverse analysis method. Solid Works is mainly used for software modeling and SoildWorks Simulation used for finite element analysis. Obtain the stress diagram and deformation displacement map from analyzing the drive bevel gear, which get the complex force in main driver, and the driven gear part, and then give a brief description about analysis result. Before modeling are current calculation for the parameters of the parts. The structure of main transmission device made a choice. Finite element analysis of stress under the working condition before corresponding calculation is made, then the reasonable explanation is given, the results of analysis related to the cause of the problem.

Key words: main driver; loader; finite element; modeling

目 录

第1章 绪 论 ............................................................................................................... 1

1.1 装载机简介 .................................................................................................. 1

1.1.1国外装载机发展的趋势 ...................................................................... 1

1.1.2 装载机目前的市场需求 ..................................................................... 2

第2章 主传动器建模 ............................................................................................... 3

2.1软件的介绍 ..................................................................................................... 3

2.2 主减速器简介 .............................................................................................. 3

2.2.1 主传动器的作用 ............................................................................... 3

2.2.2 主传动器齿轮类型 ........................................................................... 3

2.2.3 主传动器的减速型式 ....................................................................... 4

2.2.4 主传动器中主、从动锥齿轮的支承型式 ....................................... 4

2.2.4 主传动器中主、从动锥齿轮的支承型式 ....................................... 5

2.2.5 ZL50装载机主减速器传动类型的选择 ............................................. 6

2.3主传动器锥齿轮主要参数的选择 ................................................................. 6

2.3.1主、从动锥齿轮齿数 .......................................................................... 6

2.3.2.从动锥齿轮大端分度圆直径和端面模数的选择 .............................. 7

2.3.3主、从动锥齿轮齿面宽 ...................................................................... 7

2.3.4中点螺旋角 .......................................................................................... 8

2.3.5 螺旋方向 ............................................................................................. 8

2.3.6法向压力角 .......................................................................................... 8

2.3.7螺旋锥齿轮的几何尺寸的计算 .......................................................... 8

2.4模型的建立 ..................................................................................................... 9

2.4.1主传动器外壳的建模 .......................................................................... 9

2.4.2差速器外壳与从动锥齿轮的装配 .................................................... 11

2.4.3其他零件的建立及装配 .................................................................... 14

2.5标准件的插入 ............................................................................................... 16

2.5.1轴承的插入 ........................................................................................ 16

2.5.2连接件的插入 .................................................................................... 19

2.5.3零件表 ................................................................................................ 21

2.6装配体的干涉检查 ....................................................................................... 23

第3章 典型工况的载荷计算 ................................................................................. 25

3.1正常行驶时平均转矩工况 ........................................................................... 25

3.2驱动轮打滑时的工况 ................................................................................... 25

3.3发动机最大转矩和最低传动比时的工况 ................................................... 26

第4章 不同工况下有限元分析 ............................................................................. 27

4.1所用软件介绍 ............................................................................................... 27

4.2 零件的基本信息 ........................................................................................ 27

4.3 发动机最大转矩与最低传动比时的静态分析 ........................................ 28

4.3.1主动锥齿轮分析 ................................................................................ 28

4.3.2从锥齿轮分析 .................................................................................... 35

4.4 正常行驶状况下的扭曲分析 .................................................................... 39

4.4.1 主动锥齿轮扭转分析 ..................................................................... 39

4.4.2 从锥齿轮分析 ................................................................................. 41

4.5 典型工况分析的结果总结 ........................................................................ 43

结 论 ..................................................................................................................... 44

致 谢 ..................................................................................................................... 45

参考文献 ..................................................................................................................... 46

第1章 绪 论

1.1 装载机简介

装载机是一种广泛用于公路、铁路、建筑、水电、港口、矿山等建设工程的土石方施工机械,它主要用于铲装土壤、砂石、石灰、煤炭等散状物料,也可对矿石、硬土等作轻度铲挖作业换装不同的辅助工作装置还可进行推土、起重和其他物料如木材的装卸作业。在道路施工中,装载机用于路基工程的填挖、沥青混合料和水泥混凝土料场的集料与装料等作业。此外还可进行推运土壤、刮平地面和牵引其他机械等作业。由于装载机具有作业速度快、效率高、机动性好、操作轻便等优点,因此它成为工程建设中土石方施工的主要机种之一。

1.1.1国外装载机发展的趋势

装载机发展的总体趋势:以人为本的设计思想贯穿设计始终,普遍采用易于操作的电液比例控制技术、集中润滑技术等。在大吨位的装载机上还安装了电视监控系统。司机室设计更加人性化及豪华轿车化,空调及音响设备一应俱全,悬浮式座椅上下前后左右随意调节,以满足操作者小同体态的要求。

行业发展趋势

(1)系列化、特大型化

系列化是工程机械发展的重要趋势。国外著名大公司逐步实现其产品系列化进程,形成了从微型到特大型不同规格的产品。与此同时,产品更新换代的周期明显缩短。特大型工程机械,是指其装备的发动机额定功率超过1000H P,主要用于人型露天矿山或人型水电工程工地。产品特点是科技含量高,研制与生产周期较长,投资人市场容量有限,市场竞争主要集中少数儿家公司。以装载机为例.目前仅有马拉松勒图尔勒、卡特彼勒和小松一德雷塞这二三家公司能够生产特人型装载机。

(2)多用途、微型化

为了全方位地满足小同用广的需求,国外工程机械在朝着系列化、特大型化方向发展的同时,也进入多用途、微型化方向发展阶段。推动这了发展的因素首先源于液压技术的发展,使得工作装置能够完成多种作业功能;第二,快速可更换联接装置的诞生使得更换附属作业装置的工作在司机室通过操纵手柄即可快速完成。第三,工作

机械通用性的提高,可使用广在不增加投资的前提下充分发挥设备本身的效能,能完成更多的工作。为了尽可能地用机器作业替代人力劳动,提高生产效率,适应城市狭窄工工场所以及在货栈、码头、仓库、舱位、农舍、建筑物层内和地下工程作业环境的使用要求,工程机械开始小型化,并得到了较快的发展。设备生产厂商都相继推出了多用途、小型和微型工程机械。如卡特彼勒公司生产的IT系列综合多用机、克拉克公司生产的“山猫”等。

(3)不断创新的结构设计

装载机的工作装置也不再采用单一的“Z型”连杆机构,相继出现了八杆平行结构和TP连杆机构之后,卡特彼勒公司于1996年首次在矿用人型装载机上采用了单功臂铸钢结构的特殊工作装置,即所谓的“Ye rsal ink机构”。这种机构替代综合多用机上的八杆平行举升机构和传统的“Z型”连杆机构,可承受极大的扭矩载荷和具有卓越的可靠性(耐用性),驾驶室前端视野开阔。还有些公司研制出LEAR连杆机构,专为小型装载机而设计。Sch ae ff公司于2000年3月在In te m a t展览会上展山的高卸位式 SKL873型轮式装载机的可折叠式创新连杆机构工作装置,进一步增加了轮式装载机的工作装置的种类。

1.1.2 装载机目前的市场需求

我国基础建设众多,国内对装载机的需求量较大,而且随着我国装载机技术的发展,我国装载机出口越来越多。据《2013.2017年中国装载机行业产销需求与投资预测分析报告》数据显示我国的装载的销售增幅较大并预计到2015年,我国装载机行业销售量将达到30万台,其中出口将达到4万台,我国装载机行业前景看好。“十二五”期间我国社会固定资产投资仍将保持较高的增长速度,增长率将在20%左右,国家将进一步加大保障性住房建设、水利工程建设、海洋建设工程、铁路、公路、城镇公共交通和基础设施、电力、输气工程、输电工程建设。这些都是装载机市场看好的重要因素。

第2章 主传动器建模

2.1软件的介绍

三维建模主要采用的软件为SoildWorks 2009

Solidworks软件功能强大,组件繁多。 Solidworks 功能强大、易学易用和技术创新是SolidWorks 的三大特点,使得SolidWorks 成为领先的、主流的三维CAD解决方案。SolidWorks 能够提供不同的设计方案、减少设计过程中的错误以及提高产品质量。SolidWorks 不仅提供如此强大的功能,同时对每个工程师和设计者来说,操作简单方便、易学易用。SolidWorks在用户界面做了很大的改进配置管理是SolidWorks软件体系结构中非常独特的一部分,通过对不同参数的变换和组合,派生出不同的零件或装配体。SolidWorks 在协同工作方面比较突出。

2.2 主减速器简介

2.2.1 主传动器的作用

主传动器的个存在有两个作用,第一是改变动力传输的方向,第二是作为变速器的延伸为各个档位提供一个共同的传动比。 变速器的输出是一个绕纵轴转动的力矩,而车轮必须绕车辆的横轴转动,这就需要有一个装置来改变动力的传输方向。也叫主减速器,不管变速器在什么档位上,这个装置的传动比都是总传动比的一个因子。有了这个传动比,可以有效的降低对变速器的减速能力的要求,这样设计的好处是可以有效减小变速器的尺寸,使车辆的总布置更加合理。

2.2.2 主传动器齿轮类型

主减速器的齿轮有螺旋锥齿轮,双曲面齿轮,圆柱齿轮和蜗轮蜗杆等形式。

1、螺旋锥齿轮传动

螺旋锥齿轮传动的主、从动齿轮的轴线垂直交于一点,轮齿不是在齿的全长上同时啮合,而是逐渐有齿的一端连续而平稳的地转向另一端;另外,由于轮齿端面重叠的影响,至少有两个以上的轮齿同时啮合,因此可以承受较大的负荷,所以工作平稳,

制造也简单。但是其缺点是齿轮副锥顶稍有不吻合就会使工作急剧变坏,并伴随磨损增大,噪声增大,所以为了保证齿轮副的正确啮合,必须提高刚度,增大壳体刚度。

2、双曲面齿轮传动

其特点是主、从传动的轴线不相交而成空间交叉。其空间交叉角(即将一轴线平移,使与另一轴线相交的交角)也都是采用90度夹角。主动齿轮轴相对于从动齿轮轴有向上或者向下的偏移,称为上偏置或下偏置。这个偏移量称为双曲面齿轮的偏移距。当偏移距达到一定程度时,可以使一个齿轮轴从另一个齿轮轴的上面通过。这样就能在每个齿轮两边布置尺寸紧凑的支承。这对于增强支承刚度,保证齿轮正确啮合从而提高齿轮寿命大有好处。

3、蜗杆—蜗轮传动简称蜗轮传动

在汽车的驱动桥上也得到了一定的应用。蜗轮相对于螺旋锥齿轮及双曲面齿轮传动有一系列的优点。首先在结构重量上较小的情况下,采用涡轮传动时单级减速即可到较大的速度比,因此,在超重型汽车上当高速发动机与较低车速和较大轮胎之间的配合要求有较大的主减速比(通常i=8~14)时主要采用一级蜗轮传动最为方便。

2.2.3 主传动器的减速型式

驱动桥按其减速型式分主要有三种:中央单级减速驱动桥,中央双级减速驱动桥和中央单级、轮边减速驱动桥,具体如:表1-1。

2.2.4 主传动器中主、从动锥齿轮的支承型式

主传动器主从、动齿轮只有正确的啮合,才能很好的工作,要保证正确的啮合,除与齿轮的加工质量、装配调整及轴承、减速器壳的刚度有关外,还与齿轮的支承刚度密切相关。

表1-1 主减速器类型

2.2.4 主传动器中主、从动锥齿轮的支承型式

主传动器主从、动齿轮只有正确的啮合,才能很好的工作,要保证正确的啮合,除与齿轮的加工质量、装配调整及轴承、减速器壳的刚度有关外,还与齿轮的支承刚度密切相关。

1、主动锥齿轮的支承

主动锥齿轮的支承形式可以分为悬臂式支承和跨置式支承两种。Zl50选用跨置式支承。跨置式支承结构的特点是锥齿轮两端均有轴承支承,支承刚度大大增大,又使轴承负荷减小,齿轮啮合条件改善,齿轮承载能力高于悬臂式。另外,因为轮齿大端一侧轴颈支承在两个相对并排安装的圆锥滚子上,可缩短主动齿轮轴的长度,布置更加紧凑,并可减小传动轴夹角,有利于整车布置。但主传动器壳上必须有支承齿轮小端一侧的轴承座,使壳体结构复杂,加工成本高。齿轮小端一侧的轴承都采用圆柱滚子轴承,仅承受径向力,是易损坏的一个轴承。大部分工程车辆都采用这种形式。

2、从动齿轮的支承

从动锥齿轮的支承,其支承刚度与轴承的形式、支承间的距离及轴承之间的分布比例有关。为了增加支承刚度,两端轴承的圆锥滚子大端向内,以尽量减小支承间距。

为了使从动锥齿轮背面的差速器壳处有足够空间设置加强筋,提高齿轮强度,并且使两个轴承之间的载荷尽可能均匀分布,应该从动齿轮齿面到两端支承尺寸相当,且距离支承间距应不小于从动齿轮大端分度圆直径的70%。

在具有大的主传动比和大的从动锥齿轮的主减速器中,有齿面上的轴向力形成的力矩使从动锥齿轮产生较大的偏移变形,这种变形时危险的。为了减小此变形,可在从动锥齿轮的背面靠近主动齿轮的地方设计一个辅助支承销。阻挡从动齿轮继续变形。

2.2.5 ZL50装载机主减速器传动类型的选择

ZL50装载机主传动器齿轮类型选择螺旋锥齿的形式,这样能承受交大的载荷,传动也比较平稳,制造简单。减速型式为单级减速附行星轮边减速,这样做的好处为:

桥中部差速器,半轴体积小,缩短桥中心到传动轴凸缘的距离,行星齿轮结构紧凑,半轴与输出驱动轴同轴,传动比可达12~18。而ZL50选用的主传动锥齿轮采用了跨置式支承。

有助于其受力的均匀,是其轴偏移较小。

2.3主传动器锥齿轮主要参数的选择

主传锥齿轮主要的参数有主、从动齿轮的齿数z1和z2,从动锥齿轮的大端分度圆直径D2、端面模数mt、主从动锥齿的轮齿面宽b1和b2、中点螺旋角、法向压力角

等。

2.3.1主、从动锥齿轮齿数

选择主、从动锥齿轮齿数时应考虑如下因素: (1)为了磨合均匀,z1,z2之间应避免有公约数。

(2)为了得到理想的齿面重合度和高的轮齿弯曲强度,主、从动齿轮齿数和应不小于40。

(3)为了啮合平稳,噪声小和具有高的疲劳强度对于商用车z1一般不小于6。 (4)主传动比i0较大时,z1尽量取得小一些,以便得到满意的离地间隙。 (5)对于不同的主传动比,z1和z2应有适宜的搭配。

根据以上要求参考《轮式装载机设计》[4]中表6-1,取z1=8,z2=37,z1+z2=45〉40

2.3.2.从动锥齿轮大端分度圆直径和端面模数的选择

对于单级主减速器,从动锥齿轮的尺寸大小除影响驱动桥壳的离地间隙外,还影响跨置式主动齿轮前支撑架的位置和差速器的安装等。一般从动锥齿轮的分度圆直径可以根据从动锥齿轮上的最大扭矩进行初步选定。

D2可根据经验公式初选,即式2.1

D2KD2c (2.1)

式中,D2——从动锥齿轮大端分度圆直径

KD2——直径系数,一般取13.0~15.3

Tc ——从动锥齿轮的计算转矩为Tce和Tcs中的较小者

所以 D2=(13.0~15.3

(390.194~450.22)mm 初选D2=425mm 则mt=D2/Z2=425/37=10.625mm

参考《机械设计手册》[21]表23.4.3中mt选取11所以D2=407mm 根据mt=Kmc来校核ms=11选取的是否合适,其中Km=(0.3~0.4) 此处,mt=(0.3~0.4

(9.004~12.005),因此满足校核。

2.3.3主、从动锥齿轮齿面宽

锥齿轮齿面过宽并不能增大齿轮的强度和寿命,反而会导致因锥齿轮轮齿小端齿沟变窄引起的切削刀头顶面过窄及刀尖圆角过小,这样不但会减小了齿根圆角半径,加大了集中应力,还降低了刀具的使用寿命。此外,安装时有位置偏差或由于制造、热处理变形等原因使齿轮工作时载荷集中于轮齿小端,会引起轮齿小端过早损坏和疲劳损伤。另外,齿面过宽也会引起装配空间减小。但齿面过窄,轮齿表面的耐磨性和轮齿的强度会降低。

对于从动锥齿轮齿面宽b2,推荐不大于节锥A2的0.3倍,即b20.3A2,而且b2

应满足b210mt,对于汽车主减速器圆弧齿轮推荐采用:

b20.155D2=0.155407=63.085mm 在此取70mm

一般习惯使锥齿轮的小齿轮齿面宽比大齿轮稍大,使其在大齿轮齿面两端都超出

一些,通常小齿轮的齿面加大10%较为合适,在此取b1=75mm

2.3.4中点螺旋角

螺旋角沿齿宽是变化的,轮齿大端的螺旋角最大,轮齿小端螺旋角最小,弧齿锥齿轮副的中点螺旋角是相等的,选时应考虑它对齿面重合度,轮齿强度和轴向力大小的影响,越大,则也越大,同时啮合的齿越多,传动越平稳,噪声越低,而且轮齿的强度越高,应不小于1.25,在1.5~2.0时效果最好,但过大,会导致轴向力增大。

轮式装载机上螺旋锥齿轮的平均螺旋角为35°~40°以采用35°较为普遍。

2.3.5 螺旋方向

从锥齿轮顶看,齿形从中心线上半部向左倾斜为左旋,向右倾斜为右旋。主、从动锥齿轮的螺旋方向是相反的。螺旋方向与锥齿轮的旋转方向影响其所受的轴向力的方向,当变速器挂前进挡时,应使主动锥齿轮的轴向力离开锥顶方向,这样可使主、从动齿轮有分离的趋势,防止轮齿因卡死而损坏。所以主动锥齿轮选择为左旋,从锥顶看为逆时针运动,这样从动锥齿轮为右旋,从锥顶看为顺时针,驱动汽车前进。

2.3.6法向压力角

圆弧锥齿轮的压力角是以法向截面的压力角来标志的。加大压力角可以提高齿轮的强度,减少齿轮不产生根切的最小齿数,但对于尺寸小的齿轮,大压力角易使齿顶变尖及刀尖宽度过小,并使齿轮的端面重叠系数下降,所以在轻载荷工作的齿轮中一般采用小压力角,可使齿轮运转平稳,噪音低,螺旋齿轮标准压力角20°,在轮式装载机上,为了提高轮齿的弯曲强度,一般采用22.5°的压力角。

2.3.7螺旋锥齿轮的几何尺寸的计算

表2.1主传动器螺旋锥齿轮的几何尺寸计算表

2.4模型的建立

2.4.1主传动器外壳的建模

由于zl50装载机主动锥齿轮采用的是跨置式,所以主传动器的外壳比较复杂,实物如图2.1所示,对零件上的某些部分采取了简化处理

图2.1主减速器外壳实物图

建模第一步:先通过绕轴线转草图画出驱动桥外壳球形部分,如图2.2。

切除圆球中间部分然后通过拉伸命令

绘制两边

建模第二步:通过拉伸切除肋板,如图2.3。

图2.2绘制球面部分 图2.3两边肋板绘制

建模第三步:通过拉伸命令将上部的直角部分外壳,再通过拉伸切除绘制圆孔然后拉伸圆凸台后通过拉伸命令绘制圆基座如图2.4。

图2.4绘制直角外壳 图2.5两边加强筋绘制

建模第四步:通过筋命令建模第五步:通过孔命令

绘制两边加强筋之后如图2.5

绘制主减速器外壳上面的孔然后圆周阵列孔

。结果如图2.6。

,对边角部分进行倒圆角命令

图2.6孔的绘制 图2.7底端支承部位的绘制

建模第六步:通过拉伸、旋转切除、孔等命令绘制底部支承部位,然后通过拉伸命令绘制底部的支承板。如图2.7。

2.4.2差速器外壳与从动锥齿轮的装配

装配第一步单击新建按钮

新建装配体如图2.8。

图2.8新建装配体

单击插入零件按钮如图2.9,选择差速器外壳端盖放入视图框,如图2.10。

图2.9插入零部件菜单栏 2.10 差速器外壳放入

再次点击插入零部件选择从动锥齿轮插入鼠标中间旋转视图如图2.11。

图2. 11从动锥齿轮的插入

单击配合按钮选择差速器外壳的轴面与从动锥齿轮的内圆柱面两者默认为

,右键确定,如图2.12。

图2.12同轴心配合

分别在两个零件上选取接触地面默认为重合,右键确定如图

2.13

图2.13面的重合

选择差速器外壳上的螺栓孔与从动锥齿轮上的螺栓孔两者默认为同轴心右键确定,如图2.14。

图2.14孔的配合

差速器外壳与从动锥齿轮装配完成。

2.4.3其他零件的建立及装配

对主传动器其它零件的绘制然后装配,完成后装配体如图2.22。

图2.14支承端 图2.15主动锥齿轮前轴承座

图2.16油封座垫圈 图2.17小外壳

图2.18主动锥齿轮 图2.19从动锥齿轮

图2.20槽型扁螺母 图2.21差速器右壳

图2.22装配体

2.5标准件的插入

2.5.1轴承的插入

1、点击设计库选项中Toolbox插件工具,如图2.23。

图2.23设计库 图2.24中国国标子菜单

2、单击中国国标子项目下的轴承选项如图2.24,在下面面窗口选择圆锥滚子轴承,右键选择插入放到装配体如图2.25。

图2.25轴承菜单 图2.26轴承参数选择

输入参数,选用轴承33215 GB297-94如图2.26、2.27。

图2.27轴承33215 GB297-94

通过同心重合等命令,插入装配体同样方法插入另外一个轴承如图2.28。

图2.27轴承33215 GB297-94装配

继续调用轴承32011 GB297-94图2.28两个相背插入装配体,如图

2.29

图2.28轴承32011 GB297-94 图2.29轴承32011 GB297-94装配

最后调用轴承NU307E GB283-94图2.28插入装配体,最终轴承调用如图2.29。

图2.28轴承3 NU307E GB283-94 图2.29轴承 NU307E GB283-94装配

2.5.2连接件的插入

连接件主要是螺栓,主要部位有顶端外部法兰盘与主传动器外壳的螺钉连接、从动锥齿轮与差速器外壳连接、转轴端与主传动器外壳的连接这三部分。

如前面插入轴承选用中国国标下子菜单下的六角螺栓,如图2.30。

图2.30螺栓国标子菜单 图2.31六角螺栓子菜单

选用六角头螺栓C级图2.31,相关参数图2.32,右键插入到装配体如图2.33。

图2.32螺栓参数 图2.33插入装配体

通过同心配合与重合配合固定螺栓,再圆周阵列

螺栓

M14*65.N

后如图2.34.

图2.34圆周阵列螺栓 图2.35从动锥齿轮与差速器外壳的连接

同样的方法在从动锥齿轮与差速器外壳之间插入螺栓M14*50.N及螺母M14-N,如图2.35。

最后在底端轴支承插入螺栓M14*110-N,如图2.36、2.37

图2.36M14*110.N 图2.37支承块与主传动器外壳的连接

2.5.3零件表

所建模的零件数量所用方法

表2-2 零件的明细表

2.6装配体的干涉检查

装配体完成后对其进行干涉检查,在评估选项卡中选择干涉检查选项单击计算

图2.38干涉菜单图 图2.39干涉结果

计算结果一共有44处,一一检查发现这些干涉分别为螺栓与螺母的干涉、螺钉与主传动器外壳的干涉、主动锥齿轮与法兰盘连接的干涉以及主动锥齿轮与六角螺母的干涉,如以下图

图2.40法兰盘与主动锥齿轮的干涉 图2.41六角螺母与主动锥齿轮的干涉

图2.42螺栓与主传动器外壳的干涉图 图2.43螺栓与螺母之间的干涉

图4.44螺钉与主传动器外壳底端支承部分干涉

我们可以发现以上干涉都属于连接件之间的螺纹干涉,由于这类干涉对分析及装配体影响不大,且不易消除都可以忽略计,所以可以直接进行下面的分析工作

第3章 典型工况的载荷计算

3.1正常行驶时平均转矩工况

按日常行驶平均转矩确定从动锥齿轮的计算转矩Tcf

对于公路车辆来说,使用条件较非公路车辆稳定,其正常持续的转矩根据所谓的平均牵引力的值来确定:

Tcf

(GaGT)rr

fRfHfP ( Nm) (3-1)

iLBLBn

式中:Ga——满载时的总重量,在此取200000N;

GT——所牵引的挂车满载时总重量,但仅用于牵引车的计算; fR——道路滚动阻力系数,在此取0.02

fH——正常行驶时的平均爬坡能力系数,在此取0.08

LB——主传动器从动锥齿轮到驱动车轮之间的传动效率,在此取0.9

iLB——主传动器从动锥齿轮到驱动车轮之间的传动比,在此取3.6; n——计算驱动桥数,在此取1。

1magmag

16-0.195 当0.19516100TemaxTemaxfp (3-2) 0 当0.195mag16Temax

ma——满载时的总质量在此取20000Kg ;

所以 0.195

 fp=0

200009.8

=84.934>16

450

所以 Tcf =

(GaGT)rr

fRfHfP

iLBLBn

2000000.65

0.020.080=4012.345 ( Nm)

3.60.91

3.2驱动轮打滑时的工况

按驱动轮打滑转矩确定从动锥齿轮的计算转矩Tcs

TcsGirr/i ( Nm) (3-3)

式中 Gi——满载时一个驱动桥给水平地面的最大负荷,预设后桥所承载200000N

的负荷;

——轮胎对地面的附着系数,轮式工程车辆0.85~1.0,履带式工程车辆取

1.0~1.2,在此取0.90;

rr——车轮的滚动半径,滚动半径为0.65m;

i —— 分别为所计算的主减速器从动锥齿轮到驱动车轮之间的传动效率和传

动比,LB取0.9,轮边减速器iLB取3.6

所以TcsGirk/i =

2000000.90.65

=32500 ( Nm)

3.6

3.3发动机最大转矩和最低传动比时的工况

按发动机最大转矩和最低档传动比确定从动锥齿轮的计算转矩Tce

TceK0Temaxi1ifi0/n ( Nm) (3-4) 式中if——发动机至所计算的主减速器从动锥齿轮之间的传动系的最低挡传动比,在

此取5.01;

i1——主减速器的传动比在此为4.625; i0——轮边减速器,在此为3.6

Temax——发动机的输出的最大转矩,在此取450 ( Nm);

——传动系上传动部分的传动效率,在此取0.9; n——驱动桥数目在此取1;

Ko——超载系数,对于一般载重汽车、矿用汽车和越野汽车以及液力传动的

各类汽车系数一般取1.0,zl50取1.0 由以上各参数可求Tce

Tce=

1.04504.6254.013.60.9

=27040.432 ( Nm)

1

结论:正常行驶时转矩较小,而在车轮打滑和发动机最大转矩与最低传动比两者之间去较小的转矩静力分析。

第4章 不同工况下有限元分析

4.1所用软件介绍

由于对SolidWorks 运用比较熟练,所用有限元分析软件为与SolidWorks 一体的软件:SolidWorks Simulation。主要分析功能:a)系统及部件级分析。我们主要是对零件分析。b)多领域的全面分析。任何一个产品决计不能仅考虑静强度,必须考虑多领域的问题,比如静强度、动强度、模态、疲劳、参数优化等。在此主要采用静强度分析和扭转分析,在统一界面下产品可以多领域分析。c)面向设计者的多场耦合热.结构、流体.结构、多体动力学.结构等多场分析是目前分析中的一个重要发展方向,他可以解决非常复杂的工程问题。但在此我们先不用,主减速器的工况比较复杂,在实际运用过程中环境比较恶劣,必须考虑复合材料、材料非线性、高级机械振动、非线性动力学等高级分析的需求。SolidWorks Simulation 是一个与 SolidWorks 完全集成的设计分析系统。SolidWorks Simulation 提供了单一屏幕解决方案来进行应力分析、频率分析、扭曲分析、热分析和优化分析。SolidWorks Simulation 凭借着快速解算器的强有力支持,使得我能够使用个人计算机快速解决大型问题。SolidWorks SimulationXpress 为提供了一个容易使用的初步应力分析工具,节约了分析改正的时间。

4.2 零件的基本信息

主减速器重主要工作零件为主传动齿轮和从动锥齿轮,两零件要求质量高,因此主要分析这两个零件。

表 4-1齿轮信息

主传动齿轮和从动锥齿轮材料都采用的是20CrMnTi,经过渗碳、淬火、回火后,轮齿表面硬度应达到58~64HRC,而心部硬度较低,当端面模数m〉 8时为29~45HRC,

其材料20CrMnTi的相关参数如表4.1

表4-2 材料属性

4.3 发动机最大转矩与最低传动比时的静态分析

工况发动机最大转矩最低传动比时转矩为27040.432( Nm),根据这一数值进行分析。

4.3.1主动锥齿轮分析

打开零件在simulation菜单卡中单击算例子菜单下的新算例如图4.1,选择静态如图4.2。

图4.1新建算例 图4.2算例类型

主动锥齿轮与其它部件的连接主要有两处轴承支承和一处花键连接,因此夹具选用的是轴承支撑,和固定几何体右键夹具显示子菜单图4.3,选择轴承支撑,选择主传动齿轮上的一轴承支撑面,如图4.4。

图4.3夹具子菜单

图4.4轴承支撑面的添加

同样的方法选择主动锥齿轮的另外一轴承支撑处,再在夹具处单击右键选择固定几何体图,选择主动锥齿轮与其它零件接触的部分,主要是花键部分,选择结果如图

4.5

图4.5固定几何体

添加载荷:在载荷菜单单击右键显示载荷子菜单,选择力矩如图4.6。

图4.6 载荷子菜单

选择主动锥齿轮上的一齿轮面作为力矩施加面再选一轴面一确定力矩的施加方向,根据前面计算得出的在正常行驶情况下应该的力矩值为:27040.432( Nm)如图4.7。

图4.7力矩的添加

再在载荷菜单中添加温度载荷,温度设为45摄氏度后如图4.8。

图4.8温度载荷的添加

右击网格菜单选择生成网格图4.9,网格化参数如图

4.10

图4.9网格子菜单图 图4.10主动锥齿轮网格化参数

表4-3 网格信息

主传动齿轮网格化结果如图4.11。

图4.11主动锥齿轮网格化结果

选择单击运行按钮图4.12计算结果。

图4.12运行计算

在发动机最大扭矩和最低传动比工况下下运算结果:应力图图4.13、位移图图

4.14、应变图图4.15。

图4.13主动锥齿轮的应力图

分析结果:在最大扭矩最低传动比的工况下主传动锥齿轮的最大应力约为390MPa,小于材料的许用应力620MPa,最小应力几乎为0MP,应力最大主要在齿根部位,与实际受力一致,应力主要分布在中间部分,在轴端比较细的部分,应力比较大,但是都还是满足要求。

图4.14主动锥齿轮的位移图

分析结果:在最大扭矩最低传动比的工况下主传动锥齿轮的最大位移为0.09mm位于主动锥齿轮的齿顶,位移最大为接触的那些齿轮,与实际也相符合。最小位移忽略不计,但它的轴线最大偏移量大约是0.05mm小于允许的极限值0.075mm,顶端部分位移较小,说明了采用跨置式的主传动齿轮布置凡是起到了良好的作用,满足要求。

图4.15主动锥齿轮的应变图

4.3.2从锥齿轮分析

运用同样的方法对从动锥齿轮分析。

设置夹具,从动锥齿轮与其它连接部分为螺栓连接,因此固定螺栓孔和与差速器外壳接触面如图4.16所示。

图4.16从动锥齿轮夹具固定

添加力矩载荷如图4.17。

图4.17载荷的添加

从动锥齿轮的网格化。

图4.18网格化参数 图4.19网格化结果

计算结果

图4.20从动锥齿轮在最大扭矩时应力图

分析结果:从动锥齿轮在最大扭矩最低传动比的工况下最大应力约为523MPa

于材料的许用应力620MPa,其应力较大部分处于齿轮啮合时啮合齿轮的齿根部分,没有应力突变现象,比较合理,而从整个从动锥齿轮看来。从动锥齿轮在离接触齿轮较远的部分应力比较小。

图4.21从动锥齿轮在最大扭矩时的位移图、

分析结果:从动锥齿轮在最大扭矩最低传动比的工况下最大位移为0.085mm在啮合齿外端齿顶处,但它的轴向偏移大约为0.05~0.06mm小于0.075mm满足要求。它位移的主要部位也为齿轮啮合处。其它大部分的位移小于0.007mm。

图4.21从动锥齿轮在最大扭矩时的应变图

4.4 正常行驶状况下的扭曲分析

正常行驶状态时装载机最常见的工况,扭曲是螺旋锥齿轮传动时主要所处状态,因此分析此工况分析更好了解零件的状态。

4.4.1 主动锥齿轮扭转分析

新建算例选择扭曲子选项,夹具的选择与上一小节一样,力矩载荷施加的作用面也与之前分析一致只是大小改为正常行驶状态下的扭矩为4012.345Nm如图4.22

图4.22主动锥齿轮的扭曲分析

将零件网格化,其网格化参数如图:4.23、4.24。

图4.23主动锥齿轮网格化参数

图4.24网格化结果

对其运行求解:

图4.25求解器运行求解

运行结果。

图4.26从动锥齿轮的扭曲分析

分析结果:扭曲分析结果最大扭曲值为0.14mm,扭曲结果比较大,主要处于齿顶部位的扭曲位移,建议对齿轮采取一定的热处理,增加其刚度,减小扭曲变形。而相对花键部分我们可以看到由于接触面广,受力比较均匀,所以在此部分几乎没有什么扭曲。

4.4.2 从锥齿轮分析

设置夹具,从动锥齿轮与其它连接部分为螺栓连接,因此固定螺栓孔和与差速器外壳接触面如图4.16所示

将其网格化设置以及网格化参数

图4.27网格化及网格化参数

图4.28从动锥齿轮的扭曲位移

分析结果:分析从动锥齿轮得出结论,扭曲最大为0. 50mm,二从整个图来看,整个从动锥齿轮的扭曲位移都比较小,几乎都小于0.05mm,材料基本满足扭曲要求,而我们可以知道从动锥齿轮不仅有垂直于轴面上的扭转位移还包括沿着轴向的扭曲位移。


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