ZL裝載機畢業(yè)設計方案原本

AbstractPAGEI畢業(yè)設計（論文）誠信聲明畢業(yè)設計（論文）誠信聲明本人鄭重聲明：所呈交的畢業(yè)設計（論文）是我個人在導師指導下進行的研究工作及取得的研究成果。就我所知,除了文中特別加以標注和致謝的地方外，論文中不包含其他人已經(jīng)發(fā)表和撰寫的研究成果，也不包含為獲得華東交通大學或其他教育機構的學位或證書所使用過的材料。如在文中涉及抄襲或剽竊行為，本人愿承擔由此而造成的一切后果及責任。本人簽名：導師簽名___＿＿__＿__年月日Abstract目錄PAGEIIPAGEIII摘要PAGEIZL5０裝載機驅(qū)動橋設計摘要本次設計內(nèi)容為ZL5０裝載機驅(qū)動橋設計，大致上分為主傳動的設計，差速器的設計，半軸的設計,最終傳動的設計四大部分。其中主傳動錐齒輪采納3５。5650６。螺旋錐齒輪，這種類型的齒輪的基本參數(shù)和幾何參數(shù)的計算是本次設計的重點所在。將齒輪的幾個基本參數(shù)，如齒數(shù),模數(shù),從動齒輪的分度圓直徑等確定以后，用大量的公式可計算出齒輪的全部幾何參數(shù),進而進行齒輪的受力分析和強度校核。了解了差速器，半軸和最終傳動的結構和工作原理以后,結合設計要求,合理選擇它們的形式及尺寸。本次設計差速器齒輪選用直齒圓錐齒輪,半軸采納全浮式，最終傳動采納單行星排減速形式。關鍵詞：ＺＬ5０裝載機；中央傳動；輪邊減速器；ＺL50loaｄerｄriviｎgaxｌedesiｇnＡbstrａctThedesigｎofcｏnｔent-drivenZＬ50ｌoａderbridgｅdesiｇｎ，lａｒgelｙaｔｔhemａintｒaｎsmｉsｓioｎｄｅsｉｇn,thｅdifｆerｅnｔｉaldeｓｉｇn，Ｈａｌf-shaftdesiｇn,theｄesignｏfthefinａldｒivefｏuｒｍaｊｏｒitｙ．Iｎcｌudiｎgｔheｍaｉｎdｒiｖeｂevelgｅarｕsｅｄ３5oｂevｅlｇeaｒｓ,Thistypeoｆgearandｔhｅbasｉｃｐａrameterｓｏftｈegｅｏmeｔrｉｃparａmｅｔeｒsoｆｔhｉsｄeｓiｇｎｉsthekｅypoｉnt．Gｅarwiｌlbeaｆewｂａsｉｃparａmｅtｅrｓ，ｓuchasnuｍbｅroftｅｅth，moduｌe,ｔｈｅsub—drivｅｎgearcｉrclediameterdeteｒmｉneｄ,ｓpentalｏtoｆｆｏrmuｌａt(yī)owｏrｋｏutalｌthegｅarｇｅomｅtricpaｒameteｒｓ，ａndｔｈｅngearfortｈｅAｎalysｉｓandｓtrengtｈchｅck．Uｎderstandthｅdiｆｆｅrｅｎｔｉaｌ，andtｈefiｎaldrｉveａxisｏfthｅstruｃtｕreａndworｋiｎgｐｒinｃiｐｌe,thecｏmｂinatｉｏnofdesiｇｎreｑuｉｒemｅntｓ,Ｔｈeｙreasｏnaｂｌechｏiｃeｏfｔhｅｆoｒｍandｓizｅ。Thedesigｎdｉfｆｅｒentialgearselectｉonstｒａｉghtbevｅｌgeａrs，aｘｉs-widefｌoatｉng，ａｎduｌtimateｌydｒｉvesiｎglerｏｗｓloｗｄowｎpｌａnｅtsｆoｒm.Keywords：ZＬ50Loａdeｒ;fｉnａlｄｒive;wheelreduceｒ；deｓｉgn名目ＴＯC\ｏ＂1-3"\h＼uHYPEＲＬIＮＫ\ｌ_Toc1829摘要 ＰAGERＥF_Toｃ1829ＩＨＹPＥRLINＫ＼ｌ_Ｔｏｃ210０8Abｓtract?PＡGERＥF_Tｏｃ2１0０８IIＨＹＰＥＲLINK\l＿Toｃ３１１6４第一章緒論?PＡGEＲEF＿Toｃ3１１641HYPERLIＮK\l＿Ｔｏc１３861１．1國內(nèi)輪式裝載機進展概況?PＡGERＥＦ＿Toc１3861１HＹPERＬINＫ\ｌ_Toc16528１。2國外輪式裝載機的進展概況 PAＧEＲEF＿Ｔoc165282HＹPERLＩＮK＼ｌ_Toc52５9其次章總體方案論證?ＰＡGEＲEF_Ｔｏc5259３HYPＥRＬＩＮＫ＼ｌ_Ｔｏc２6７1２２。１非斷開式驅(qū)動橋 PAＧEＲＥF_Tｏc2６７123ＨYPＥRLINK\l_Toc16744２。2斷開式驅(qū)動橋?ＰAＧEREＦ_Ｔoc167444HＹPERLINK＼ｌ_Toc1１７102。3多橋驅(qū)動的布置?PAGERＥF＿Tｏc117104HYPＥＲＬINＫ\l_Ｔoc２5433第三章主減速器設計?PＡＧERＥF_Tｏc２５４３35HYＰＥＲLＩＮK＼ｌ_Ｔoｃ２84523.１結構型式 ＰAGEREF_Ｔｏc284５25ＨYＰＥRLＩNK＼l＿Ｔoc1２4503。1．1主傳動器的減速型式?PAGEＲＥF_Toｃ1２4５05HYPERLINＫ＼l＿Tｏc157３63.1.2錐齒輪齒型?ＰAＧＥREF_Tｏｃ１573６5HYＰERLINK\l_Toc２５3913．2支承方案?PAGEＲＥＦ＿Tｏc2539１7HＹPEＲＬIＮK＼l＿Ｔoｃ32８03.2.1主動錐齒輪的支承?PAGEREF＿Toc3２8０7HYPＥＲLINK＼l_Toc336３．2．2從動齒輪的支承?ＰＡGEＲEＦ＿Toc３3６7HYPＥＲＬIＮK\ｌ_Tｏc1９097３。３主減速器錐齒輪設計?PAGＥREF_Toc19０977HYＰＥRＬIＮK\ｌ_Toc１88313.3．１錐齒輪載荷的確定?PAGEＲＥＦ＿Toｃ188317HYＰERLIＮＫ\l_Ｔｏｃ３75３3．3．2錐齒輪主要參數(shù)的計算?ＰAGＥＲEＦ_Toc37５３10HＹＰERＬIＮK\l_Ｔoc169２４３．３.３主減速器錐齒輪材料的選擇?PＡGＥREＦ_Toｃ16９2４1２HYＰＥＲLINK\ｌ_Tｏc13923.3．4主減速器錐齒輪強度的計算?PAGＥREＦ_Toｃ１3921３HＹＰＥRＬＩNK＼l_Tｏc1２442第四章差速器設計?PAＧEREＦ_Tｏc124４２1４目錄目錄目錄ＨYＰERＬIＮK\ｌ_Ｔoc２5８82４。1對稱式圓錐行星齒輪差速器的差速原理?PＡＧＥRＥF_Tｏc２588２14HＹPＥＲLINＫ\l＿Ｔoｃ９５５54。２對稱式圓錐行星齒輪差速器的結構?PAGEＲEF＿Ｔoc95５515HYＰＥRLINK＼ｌ_Ｔoｃ３17４４。3差速器基本參數(shù)的選擇 PAGＥRＥF＿Toｃ３１7４15HYＰＥRＬINＫ＼l_Toc２384５4。3.１差速器球面直徑的選擇?ＰAGERＥF＿Toc2３84５１6HYPEＲＬＩNK\l_Toc85６３4．3.２差速器齒輪參數(shù)的選擇 PAGＥREF_Toc856316HYPERLINＫ＼ｌ_Toｃ60４1４.３.3壓力角α PＡGEREＦ＿Toc604117ＨYＰＥRLＩNK\l_Toc30６８９4．3。４差速器部分的齒輪?PAGEREF_Tｏc3068９17HＹPEＲLＩNK\l_Toｃ１１０224.4差速器齒輪的強度計算 PAGERＥF_Ｔｏc1１0221７HＹＰＥRLＩNK\l_Toc２3４第五章驅(qū)動半軸的設計?PＡGＥＲＥF_Tｏc２３419HYPERLINK＼l_Toc11９9６５。1結構形式分析 PAＧEREF＿Tｏc１199６19HYPERLIＮＫ\ｌ_Tｏc23９125。2計算載荷的計算 PAＧEREＦ_Toc２391220HYPERＬIＮＫ\l＿Tｏｃ５０725.2.１按從發(fā)動機傳來的最大扭矩計算 ＰAＧEREF_Ｔoc5０7220ＨYPＥＲLINK＼l_Ｔoｃ104６４5。2.2按附著極限決定的扭矩計算?ＰAＧEＲEF_Toc104６420HYPＥＲＬＩNＫ\ｌ＿Tｏc14１4５。3半軸桿部直徑的計算?ＰAGEＲEF_Toc141４２1ＨYPＥＲＬＩNK\l＿Ｔoc3５915.4半軸強度驗算?PAＧEREＦ＿Toｃ3５9１２1HＹPERLＩNＫ＼l_Ｔoc85４第六章輪邊減速器設計 PAGＥＲEF_Ｔoc85422HYPＥRLＩＮK＼l_Toc３08216．1輪邊減速器傳動方案?ＰAGERＥF＿Toc３0８2１2２HYＰEＲＬINＫ＼l_Ｔoc２200７6．2行星排的配齒計算?PＡGERＥF_Ｔoｃ22007２２HYPERLＩNK\l＿Tｏc5１096。2。１依據(jù)傳動比確定齒數(shù)關系?ＰAGERＥF_Ｔoc5１０９222８4296.2.2依據(jù)同心條件計算?ＰＡGEＲEF_Ｔoc2842922HYＰEＲLIＮＫ\l＿Ｔｏc48６16。２.3依據(jù)安裝條件確定齒數(shù)的關系 ＰＡGEREF_Ｔｏc4８6123ＨYPERLＩNK＼l_Tｏc27186６.2。4配齒計算?ＰAＧEＲEF_Toｃ271８62３ＨYPEＲLＩＮK\ｌ_Toｃ１3１72６．2。5驗算傳動比 PAGEＲEF_Toc13１722３ＨYPEＲＬＩＮK\l_Ｔｏc25４０５6．3初步計算齒輪的主要參數(shù)?ＰＡＧＥREF＿Toc2５４0524HYPERLIＮK\l_Ｔoｃ22126.3。1材料?PAGEREF_Tｏc22122４ＨYPＥRLINK\ｌ_Tｏc１32７０6。3．2由接觸疲憊強度初算d?PＡGEREＦ_Toｃ１３２７０24ＨYＰEＲLＩＮＫ\ｌ_Tｏc２94３36.4嚙合參數(shù)的計算?PAGERＥF_Ｔｏc2943３２4HYＰERLＩNＫ\l_Tｏc3１3８5６.5幾何尺寸計算 ＰＡGＥREF＿Toc3138５2６HYPEＲLＩＮK\l_Toc１６１４5第七章花鍵、軸承?PAGEREF＿Tｏc16１４5２8HYPEＲLＩNＫ＼ｌ＿Toｃ２830１７．1花鍵的選擇與校核?ＰAGEREF_Ｔoc２８30１2８ＨYPＥRLＩNK\l＿Tｏｃ297177．1．1輸入法蘭與中央傳動小錐齒輪軸連接處?ＰAGEＲEＦ_Tｏｃ２９7172８HYＰERLIＮK＼l_Tｏｃ5６7。１。2半軸錐齒輪與半軸聯(lián)接處?PAGＥRＥF＿Ｔoc5629HYPERＬINＫ＼l_Toｃ32０8０7。1．３半軸與輪邊減速器太陽輪聯(lián)接處?ＰＡＧERＥＦ＿Ｔoc32０8０29HＹＰＥRLＩNK\ｌ＿Ｔoｃ3１3４77．１。4齒圈與橋殼聯(lián)接處?３13４73０HYPＥＲLＩNK\l_Tｏｃ23２８７７。2主要軸承的校核?ＰAGERＥF_Toｃ２3287３1HYPERLＩＮK\l_Ｔoｃ2１０10結論?PAＧEREF＿Tｏc２101０3２HYPERLINK\ｌ_Tｏｃ3７7謝辭?PAＧEREF_Toc３7733ＨYPEＲＬINＫ\ｌ＿Toｃ2２79５參考文獻 ２２79５3４HＹＰERＬINK\ｌ_Ｔｏc300０1附錄A外文翻譯—原文部分?PAGEＲEF_Toc300013５ＨYPERLIＮK\ｌ_Toc３164８附錄Ｂ外文翻譯—譯文部分?ＰAGEREF_Tｏc３164839趙清：ZL50裝載機驅(qū)動橋設計華東交通大學畢業(yè)設計PAGEIIPAGEI華東交通大學畢業(yè)設計第一章緒論1．1國內(nèi)輪式裝載機進展概況我國裝載機行業(yè)起步于5０年月末。１９58年，上海港口機械廠首先測繪并試制了67KW（90ｈp）、斗容量為１m3的裝載機。這是我國自己制造的第一臺裝載機.該機采納單橋驅(qū)動、滑動齒輪變速。１９６４年，天津工程機械討論所和廈門工程機械廠測繪并試制了功率為100。5７ＫW（135ｈｐ）斗容量為1。7m3的Z4３5型裝載機。１962年國外消滅鉸接式裝載機后，天津工程機械化討論所與天津交通局于1965年聯(lián)合設計了Z425型鉸接式裝載機。柳州工程機械廠和天津工程機械討論所合作，在參考國外樣機的基礎上，于1970年設計試制了功率為１63。9ＫＷ（2２０ｈp)、斗容量為3m３的ＺＬ5０型裝載機.該機采納雙渦輪變矩器、動力換擋行星變速箱的液力機械傳動方式,Z形連桿機構的工作裝置及鉸接轉(zhuǎn)抽，并自行設計了“三合一”的機構,以解決液力機械化傳動式裝載機的拖啟動、熄火轉(zhuǎn)向及排氣制動問題.ＺL５0型裝載機經(jīng)過幾年的實踐考核，證明性能良好、結構先進，為后來我國ZL系列裝載機的進展奠定了基礎.在ZL5０的基礎上，后又設計進展了ＺL1００、ＺL4０、ＺＬ30、ＺL20裝載機系列產(chǎn)品,并在這個系列的基礎上進展了DZＬ５0和DZL4０型供地下礦坑和隧道施工用的地下裝載機變型產(chǎn)品。通過近４０年的進展，我國裝載機從無到有，產(chǎn)品種類及產(chǎn)量均有較大幅度的提高,已經(jīng)形成獨立的系列產(chǎn)品和行業(yè)門類.生產(chǎn)企業(yè)由1980年的２０家增至現(xiàn)在的１00余家，初步形成了規(guī)格為0.8—10t約19個型號的系列產(chǎn)品，并已成為工程機械主力機種.主要生產(chǎn)廠家為:廈工、柳工、龍工、徐工、常林、臨工、山工、成工、宜工、鄭工、武林、朝工、山河智能等，這些廠家有長時間的裝載機生產(chǎn)閱歷、較強的實力、較高的市場占有率和較好的售后服務,在用戶心目中始終樹立著良好的形象，并保持其已有的地位和優(yōu)勢。其“八五”、“九五”技改的較大投入已逐漸發(fā)揮效力和作用,使企業(yè)煥發(fā)誕生氣和活力?！笆?期間，輪式裝載機行業(yè)消滅了井噴式的進展,２001—2０04年裝載機銷量增長率平均為４６.98%，大大超過前25年的均值17．86%；２006年中國裝載機26家主要企業(yè)共銷售1１98９5臺,同比增長１３.３％（不含小裝）,占據(jù)世界裝載機的大半壁江山。中國市場大幅增長，已進展為世界上最大的市場［７]。國內(nèi)各生產(chǎn)廠家所在地更加熟識到裝載機這一產(chǎn)品的巨大市場和效益，紛紛將其列為支柱產(chǎn)業(yè)加以扶持并在政策上給予優(yōu)惠,像福建龍巖、山東蒙嶺等一批新成員的加盟,進展勢頭迅猛,競爭更加激烈。國際一流公司小松、利渤海爾、沃爾沃、卡特彼勒等在國內(nèi)成立合資或獨資公司后,更加劇了國內(nèi)裝載機市場的競爭。我國小型裝載機制造業(yè)當前正處于進展時期，有肯定的盈利空間,小裝技術水平低、結構簡潔、零配件充足齊全，進入門檻低。因此目前仍有大批企業(yè)進入小裝行業(yè)，在這種情況下,盡管市場“突飛猛進”,但產(chǎn)能增長更快，因此今后的市場競爭必定殘酷而激烈,低水平的價格戰(zhàn)也在所難免。另外,我國小型裝載機還有很多需要改進的地方,如:傳動系統(tǒng)技術水平太低,司機勞動強度大,能耗高、作業(yè)效率低,與國家提倡的節(jié)能降耗、平安環(huán)保等不全都；在傳動方面應該向雙變（變矩器+變速箱）或全液壓方向進展;當前廣泛采納的單缸柴油機功率偏小，噪聲、振動、能耗都偏大;從進展的角度看，在成本增加不大的情況下，應盡量采納雙缸或4缸柴油機；同時在液壓轉(zhuǎn)向系統(tǒng)方面最好采納優(yōu)先全液壓轉(zhuǎn)向系統(tǒng),變速操縱應由機械換擋變?yōu)橐簤簞恿Q擋等。我想這些都是今后小裝技術進展的方向。目前已經(jīng)有一些常規(guī)裝載機大廠開頭生產(chǎn)小裝,如廈工集團所屬的“廈工新宇”、徐工集團所屬的”徐特“、柳工所屬的“江蘇柳工"等。我認為大廠進入小裝行業(yè)并不會對他們產(chǎn)生威脅,但會有助于行業(yè)的進展.我國國民經(jīng)濟建設的持續(xù)高漲，城市化、城鎮(zhèn)化進程的不斷加速，勞動力的需求越來越緊缺,勞動力成本也越來越高,裝載機作為一種既機動靈敏,又價廉物美的機器設備,將取代高成本、低效率的手工勞動，格外是西部大開發(fā),這類產(chǎn)品將有寬闊的潛在市場。所以,小型裝載機將具有良好的開發(fā)前景。1.2國外輪式裝載機的進展概況國外輪式裝載機最早消滅在其次次工業(yè)革命時期，其進展到今日，無論是技術、設計、制造還是銷售、服務等都已經(jīng)格外成熟。國外輪式裝載機聞名的生產(chǎn)廠家有卡特彼勒、山貓、凱斯、約翰·迪爾、利勃海爾、特雷克斯、沃爾沃、小松、JCB、現(xiàn)代、日立等.2０0０年在中國市場真正搞活以前,輪式裝載機全球需求量約為74５0０臺。其中，中國(32%)是最大的地區(qū)市場,其后依次是歐洲（3０％）、北美洲（２０%)和日本（1２％）。到２00５年,市場環(huán)境急劇變化：

全球需求量幾乎增長一倍，達1４.2萬臺，中國市場大幅增長為世界上最大的市場。歐洲和北美洲彼此的市場規(guī)模格外相近，但其市場構成卻存在根本差別:

在歐洲低于５９。7ｋW（80ｈｐ）的小型機械更受偏愛（但僅限于某些國家,尤其是德國）。這類產(chǎn)品占該地區(qū)需求量的4０％,與之相比在北美洲只占12％。英國工程機械詢問有限公司估量約有20家國際（即非中國的）輪式裝載機制造商年產(chǎn)量超過500臺，合計年產(chǎn)約為6萬臺。２００5年卡特彼勒、小松、沃爾沃、CＮＨ和迪爾的總產(chǎn)量占該年總產(chǎn)量的75％，而1０年前5大制造商只占54％，目前這5大制造商在國際市場中所占份額的總和仍在增加.因此，國際市場掌握在少數(shù)制造商的手里.

國外輪式裝載機一方面往大型化進展，如:卡特彼勒公司90年月初推出Cat9６6Ｆ輪式裝載機,時隔1年又推出Ｃat９８０F輪式裝載機,它增加了斗容和功率，改善了性能、提高了牢靠性.不久又推出更大的Cａt(yī)９9４輪式裝載機，依據(jù)物料體積質(zhì)量不同而選配１8－３0m3的鏟斗、機重170t；德雷塞(Dresｓer）公司9０年月初推出4０00型輪式裝載機，斗容１0-30ｍ3、機重151．8t.目前，全世界約有4０0臺(功率大于7５0ｋw）大型輪式裝載機應用在露天礦山和建筑工程，與大型自卸汽車配套使用。另一方面，小型輪式裝載機以機動靈敏、效率高、多功能和價格低廉贏得市場，進展甚快.如:日本古河公司生產(chǎn)的FL30-１型輪式裝載機斗容０.３４m3、機重２。3ｔ；小松公司的WA30—l型斗容０.34ｍ3、柴油機功率2０kw;豐田織機公司的斗容０.1７ｍ3、機重１t等。這些微型裝載機適用于建筑工地和地下礦山挖溝、平地、堆料等。國外小型裝載機及小型多功能裝載機,包括挖掘裝載機在內(nèi),市場份額已相當大,美國的山貓牌小型多功能裝載機車銷量在5萬臺左右，還有美國的凱斯、約翰·迪爾、卡特彼勒、英國的JCＢ等公司的挖掘裝載機及小型多功能裝載機年銷量都在萬臺以上。趙清：ZL50裝載機驅(qū)動橋設計華東交通大學畢業(yè)設計PAGEIVPAGEV其次章總體方案論證裝載機驅(qū)動橋處于動力傳動系的末端,其基本功能是增大由傳動軸或變速器傳來的轉(zhuǎn)矩，并將動力合理地安排給左、右驅(qū)動輪，另外還承受作用于路面和車架或車身之間的垂直力力和橫向力.驅(qū)動橋一般由主減速器、差速器、半軸、輪邊減速器和驅(qū)動橋殼等組成。驅(qū)動橋設計應當滿意如下基本要求：a）外形尺寸要小，保證有必要的離地間隙。b）齒輪及其它傳動件工作平穩(wěn),噪聲小.c)在各種轉(zhuǎn)速和載荷下具有高的傳動效率.d)在保證足夠的強度、剛度條件下，要求質(zhì)量小。e）與懸架導向機構運動協(xié)調(diào)，對于轉(zhuǎn)向驅(qū)動橋，還應與轉(zhuǎn)向機構運動協(xié)調(diào)。f）結構簡潔，加工工藝性好,制造容易，拆裝，調(diào)整便利。驅(qū)動橋的結構型式按工作特性分,可以歸并為兩大類，即非斷開式驅(qū)動橋和斷開式驅(qū)動橋.當驅(qū)動車輪采納非獨立懸架時，應該選用非斷開式驅(qū)動橋；當驅(qū)動車輪采納獨立懸架時，則應該選用斷開式驅(qū)動橋。因此，前者又稱為非獨立懸架驅(qū)動橋；后者稱為獨立懸架驅(qū)動橋。獨立懸架驅(qū)動橋結構較簡潔，但可以大大提高車輛在不平路面上的行駛平順性.圖2—１輪式裝載機驅(qū)動橋總成２．１非斷開式驅(qū)動橋一般非斷開式驅(qū)動橋，由于結構簡潔、造價低廉、工作牢靠,廣泛用在各種工程機械、多數(shù)的越野汽車。他們的簡略結構、格外是橋殼結構雖然各不相同，但是有一個共同特點,即橋殼是一根支承在左右驅(qū)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。驅(qū)動橋的輪廓尺寸主要取決于主減速器的型式。在裝載機輪胎尺寸和驅(qū)動橋下的最小離地間隙已經(jīng)確定的情況下,也就限定了主減速器從動齒輪直徑的尺寸。在給定速比的條件下,如果單級主減速器不能滿意離地間隙要求，可該用雙級結構.在雙級主減速器中,通常把兩級減速器齒輪放在一個主減速器殼體內(nèi)，也可以將其次級減速齒輪作為輪邊減速器.對于輪邊減速器：越野汽車為了提高離地間隙,可以將一對圓柱齒輪構成的輪邊減速器的主動齒輪置于其從動齒輪的垂直上方；輪式裝載機的輪邊減速器一般為行星式，以減小其尺寸，獲得大的傳動比,且將其安裝在輪轂內(nèi).２．2斷開式驅(qū)動橋斷開式驅(qū)動橋區(qū)分于非斷開式驅(qū)動橋的明顯特點在于前者沒有一個連接左右驅(qū)動車輪的剛性整體外殼或梁。斷開式驅(qū)動橋的橋殼是分段的，并且彼此之間可以做相對運動,所以這種橋稱為斷開式的。另外,它又總是與獨立懸掛相匹配,故又稱為獨立懸掛驅(qū)動橋。這種橋的中段，主減速器及差速器等是懸置在車架橫粱或車廂底板上，或與脊梁式車架相聯(lián)。主減速器、差速器與傳動軸及一部分驅(qū)動車輪傳動裝置的質(zhì)量均為簧上質(zhì)量.兩側的驅(qū)動車輪由于采納獨立懸掛則可以彼此致立地相對于車架或車廂作上下?lián)u擺,相應地就要求驅(qū)動車輪的傳動裝置及其外殼或套管作相應搖擺.汽車懸掛總成的類型及其彈性元件與減振裝置的工作特性是決定汽車行駛平順性的主要因素，而汽車簧下部分質(zhì)量的大小，對其平順性也有顯著的影響。斷開式驅(qū)動橋的簧下質(zhì)量較小,又與獨立懸掛相協(xié)作,致使驅(qū)動車輪與地面的接觸情況及對各種地形的適應性比較好，由此可大大地減小汽車在不平路面上行駛時的振動和車廂傾斜,提高汽車的行駛平順性和平均行駛速度，減小車輪和車橋上的動載荷及零件的損壞，提高其牢靠性及使用壽命.但是,由于斷開式驅(qū)動橋及與其相配的獨立懸掛的結構簡潔,故這種結構主要見于對行駛平順性要求較高的一部分轎車及一些越野汽車上，且后者多屬于輕型以下的越野汽車或多橋驅(qū)動的重型越野汽車。2．3多橋驅(qū)動的布置為了提高裝載量和通過性，有些重型機械及全部中型以上的越野汽車都是采納多橋驅(qū)動，常采納的有4×4、6×6、８×8等驅(qū)動型式。在多橋驅(qū)動的情況下，動力經(jīng)分動器傳給各驅(qū)動橋的方式有兩種.相應這兩種動力傳遞方式，多橋驅(qū)動汽車各驅(qū)動橋的布置型式分為非貫穿式與貫穿式.前者為了把動力經(jīng)分動器傳給各驅(qū)動橋，需分別由分動器經(jīng)各驅(qū)動橋自己專用的傳動軸傳遞動力,這樣不僅使傳動軸的數(shù)量增多，且造成各驅(qū)動橋的零件格外是橋殼、半軸等主要零件不能通用。而對８×８汽車來說，這種非貫穿式驅(qū)動橋就更不適宜，也難于布置了。為了解決上述問題,現(xiàn)代多橋驅(qū)動汽車都是采納貫穿式驅(qū)動橋的布置型式。在貫穿式驅(qū)動橋的布置中，各橋的傳動軸布置在同一縱向鉛垂平面內(nèi)，并且各驅(qū)動橋不是分別用自己的傳動軸與分動器直接聯(lián)接，而是位于分動器前面的或后面的各相鄰兩橋的傳動軸,是串聯(lián)布置的。汽車前后兩端的驅(qū)動橋的動力,是經(jīng)分動器并貫穿中間橋而傳遞的。其優(yōu)點是，不僅削減了傳動軸的數(shù)量，而且提高了各驅(qū)動橋零件的相互通用性，并且簡化了結構、減小了體積和質(zhì)量。第三章主減速器設計主減速器是車輛傳動系中減小轉(zhuǎn)速、增大扭矩的主要部件，它是依靠齒數(shù)少的錐齒輪帶動齒數(shù)多的錐齒輪。對發(fā)動機縱置的車輛，其主減速器還利用錐齒輪傳動以轉(zhuǎn)變動力方向。由于車輛在各種道路上行駛時,其驅(qū)動輪上要求必須具有肯定的驅(qū)動力矩和轉(zhuǎn)速，在動力向左右驅(qū)動輪分流的差速器之前設置一個主減速器后，便可使主減速器前面的傳動部件如變速器、萬向傳動裝置等所傳遞的扭矩減小,從而可使其尺寸及質(zhì)量減小、操縱省力。由上表選定減速型式為單級減速附行星輪邊減速,如圖２－1所示。3．１結構型式3．1。1主傳動器的減速型式表３—1減速形式減速型式特點應用單級減速結構簡潔、重量輕、體積小、成本低、傳動比一般在7以下中小型底盤，如JS－１、JS—２小反斗車、0．5裝載機前置錐齒輪雙級減速可得較大傳動比（５~９，最大可達１1）和離地間隙,橋的縱向尺寸大,傳動軸的夾角增大較長軸距的中、重型底盤,如Ｑ5、ＱY8汽車起重機上置錐齒輪雙極減速傳動裝置布置較高，便于傳動軸通過，車身較高多橋驅(qū)動底盤，如上安ＱY１５（SH－３６1)ＰY—１6０平地機等單級減速附外嚙合輪邊減速橋的中央部分、差速器、半軸負荷減小、尺寸小、提高離地間隙中、大型底盤，如Z4－2裝載機單級減速附行星輪邊減速橋中部差速器，半軸體積小，縮短橋中心到傳動軸凸緣的距離,行星齒輪結構緊湊，半軸與輸出驅(qū)動軸同軸，傳動比可達12～18工程機械和重型汽車上廣泛應用，如ＺL-50、ZL－40、ＺＬ-30、ＳＨ－３80、ＴL－16０、ＣL－70雙級減速附行星輪邊減速是前兩種結構的組合，減速比很大,增大扭矩,減低重心超重型多橋底盤如ＱＤ－100汽車起重機３。1．2錐齒輪齒型圖3-1錐齒輪齒形（1）直錐齒輪，如圖３—１(ａ）所示,齒線外形為直線，是最簡潔的型式，便于加工。缺點是直錐齒輪的小齒輪齒數(shù)小于8～9個就產(chǎn)生根切，因此得不到大的傳動比，且重疊系數(shù)小，齒面接觸區(qū)小。故在主傳動中一般不采納。(２）零度弧齒錐齒輪，即弧齒錐齒輪中，其中點螺旋角ｂ=0(圖3—１（ｂ))。其性能介于直錐齒輪與螺旋錐齒輪之間,同時嚙合的齒數(shù)比直錐齒輪多，傳遞載荷較大。一般用在載荷較大而軸向力不大的主傳動上.（3）弧齒螺旋錐齒輪，中點螺旋角不等于零的其他弧齒錐齒輪（圖3－1（c））所示。其優(yōu)點是:不產(chǎn)生根切的最小齒數(shù)可為５~６，傳動的傳動比大;同時嚙合齒數(shù)較多，重疊系數(shù)大，在高速和大傳動比工作時,傳動平穩(wěn),噪音??；可采納不等的齒側面曲率半徑,使接觸區(qū)位于輪齒中部，提高傳動的耐久性和牢靠性.并使齒輪嚙合對裝配錯位不像直齒敏感，從而裝配較容易。(４）準雙曲面齒輪,如圖3-２所示。它的外形與弧齒錐齒輪相像,加工方法也用弧齒錐齒輪機床。但是這種齒輪相當于把垂直相交的小齒輪軸線,向下或向上偏移了E距離，如圖所示，E稱偏置距。和螺旋錐齒輪相比，由于主動齒輪螺旋角增大（可達5０°左右），可使主動錐齒輪軸加粗，增大了端面模數(shù),提高嚙合剛度和壽命,重疊系數(shù)更大,因此傳動更平穩(wěn)，負荷能力加大。有由于主、從動齒輪軸線不相交,這就可以提高驅(qū)動橋高度，增大離地間隙，提高越野能力.或可使車體重心下降，增加平穩(wěn)性。缺點是齒面滑移大,軸承推力大，傳動效率低,（螺旋錐齒輪h=95％)加工精度要求高。依據(jù)各種齒輪的優(yōu)缺點和裝載機的工作特點,選定為弧齒螺旋錐齒輪。圖３—2準雙曲面齒輪3.2支承方案３.2。1主動錐齒輪的支承主動錐齒輪的支承形式可分為懸臂式支承和跨置式支承兩種.查閱資料、文獻,經(jīng)方案論證，采納跨置式支承結構(如圖3-3（a)示）.齒輪前、后兩端的軸頸均以軸承支承，故又稱兩端支承式?？缰檬街С惺怪С袆偠却鬄樵黾?，使齒輪在載荷作用下的變形大為減小，約減小到懸臂式支承的1／30以下。而主動錐齒輪后軸承的徑向負荷比懸臂式的要減小至１/５~1/7。齒輪承載能力較懸臂式可提高１０％左右.圖3-３主、從動錐齒輪支承形式3．2。2從動齒輪的支承從動錐齒輪采納圓錐滾子軸承支承（如圖3—3(b）示)。為了增加支承剛度，兩軸承的圓錐滾子大端應向內(nèi)，以減小尺寸c+d。為了使從動錐齒輪背面的差速器殼體處有足夠的位置設置加強肋以增強支承穩(wěn)定性，ｃ+d應不小于從動錐齒輪大端分度圓直徑的70％。為了使載荷能均勻安排在兩軸承上，應是c等于或大于d。3。3主減速器錐齒輪設計3。3。1錐齒輪載荷的確定（1）錐齒輪的最大載荷（ａ)按從發(fā)動機通過變矩器傳來的最大靜力矩(N×m）計算：(３—1)式中－—變矩器最大變矩系數(shù)；－－當液力變矩器傳動比為零，變矩系數(shù)最大時，由發(fā)動機與液力變矩器共同工作匹配工況點所決定的發(fā)動機扭矩值，采納部分功率方案匹配時，；——發(fā)動機額定扭矩,偏平安設計可取最大扭矩,則；I--從變矩器渦輪至計算零件的傳動比;ｈ--從變矩器渦輪至計算零件的傳動效率;則驅(qū)動橋主傳動器主、從動錐齒輪所受的最大靜力矩（傳動比為6.1６６７）如下：（3－２）（3-3）式中——變矩器最大變矩系數(shù),參考同類機型?。?。５;—-考慮驅(qū)動橋數(shù)和載荷安排系數(shù),（０。６～0。75),依據(jù)任務書K１=０.6５；——同上－-分動箱傳動比,;－—變速箱前進一檔傳動比，；-—主傳動比,;--分動箱傳動效率,一般每對齒輪傳動效率按０.98計算，?。埃梗?－－變速箱一檔時的傳動效率,一般每對齒輪的傳動效率按０。98計算，取0．９６;-—萬向傳動軸效率，一般取0．９8;—-主傳動器傳動效率,一般為０.95；則由上式可得大、小錐齒輪的最大扭矩為：(b）按附著條件計算最大靜扭矩()：(3—4)（3-5)式中—－裝載機自重(N）,＝１6７0０0Ｎ;—-額定載重量（N），=500０0Ｎ;ｆ--附著系數(shù)，輪式裝載機，取0。9０;--動力半徑（ｍ)，計算公式如下:式中d-—輪輞直徑（英寸)，對于型號的輪胎，d=2５iｎcｈ；H/B—－高寬比,對于寬基或超寬基輪胎,H/B＝，?。?6；Ｂ－—輪胎斷面寬度(英寸)，對于23．５—2５的輪胎，Ｂ=2３。5iｎｃh;—－變形系數(shù),＝，取0。１3;——主減速器傳動比，;—－輪邊減速器傳動比，=4.22;—-主減速器傳動效率，；-－輪邊減速器傳動效率，;其他參數(shù)同上；則大、小錐齒輪所受的最大扭矩為:（２)平均載荷作用下錐齒輪收到的平均扭矩（N×m）對錐齒輪的疲憊強度計算，應以常常作用的載荷為依據(jù)。其所受的計算載荷,即受外部載荷變化的影響,又收到內(nèi)因產(chǎn)生的動載荷的影響，同時與進行疲憊強度計算時的最大力矩如何確定也有關。而齒輪重疊系數(shù)對計算載荷的影響又是與齒輪制造精度和同時嚙合的齒對之間的載荷安排有關的一個相當簡潔的問題。我們認為把這些影響反應到疲憊強度計算載荷中去較合適。即在實際計算中，用平均載荷作為計算載荷,考慮以上影響，用一個假想的小于最大載荷的值來進行疲憊強度計算.實際上用綜合影響系數(shù)K值把短時最大載荷轉(zhuǎn)換為疲憊強度計算時的計算載荷。即:式中Ｍ平——錐齒輪所受的平均載荷(N×m）；K—-綜合影響系數(shù)，其計算公式如下：K外-—外載荷變化的影響;K大-—按疲憊強度計算時的最大力矩與短時過載時最大力矩不同所產(chǎn)生的影響;K動——動載荷的影響；K重——齒輪重疊系數(shù)的影響；對于輪式裝載機來說，K值一般等于或小于0．5,?。?５；-—錐齒輪所受的最大載荷，取按發(fā)動機最大扭矩計算和按地面附著條件計算的最大載荷中的較小值；則大、小錐齒輪驗算疲憊強度的平均載荷為：3。3。2錐齒輪主要參數(shù)的計算(1）主從動齒輪齒數(shù)的選擇盡量使嚙合齒輪的齒數(shù)沒有公約數(shù)，為保證必要的重疊系數(shù)，大、小齒輪的齒數(shù)和不應小于40。齒數(shù)可按表2－2選擇。從表中選擇=９；,圓整取52；驗算傳動比：;，傳動比合適，齒數(shù)選擇合適。（2）主、從動齒輪齒形參數(shù)計算表３-２小齒輪齒數(shù)的選擇型式傳動比齒數(shù)允許范圍推舉齒數(shù)單級減速3。５~4．０9～10104。０~4。58～1０94．5～5。07～985。0～６．0６~876.0～７。０5～7６雙級減速1.5～１。7512~16１41．7５~2.０11~1５13２.0～2．510～13112．5~3。09～111０從動錐齒輪大端分度圓直徑,按閱歷公式:式中-—從動錐齒輪大端分度圓直徑（mm）；——直徑系數(shù)，2。8~3．48；--計算載荷,則初選大端分度圓直徑為520mm則模數(shù)為經(jīng)檢驗模數(shù)符合要求!依據(jù)(3）主,從動錐齒輪齒面寬和錐齒輪齒面過寬并不能增大齒輪的強度和壽命，反而會導致因錐齒輪輪齒小端齒溝變窄引起的切削刀頭頂面過窄及刀尖圓角過小,這樣不但會減小了齒根圓角半徑,加大了集中應力，還降低了刀具的使用壽命.此外,安裝時有位置偏差或由于制造、熱處理變形等緣由使齒輪工作時載荷集中于輪齒小端,會引起輪齒小端過早損壞和疲憊損傷。另外,齒面過寬也會引起裝配空間減小。但齒面過窄，輪齒表面的耐磨性和輪齒的強度會降低。b≦1/3La；b≤0。１5５Ｄ；b≦10m;所以取,.（4)中點螺旋角螺旋角沿齒寬是變化的,輪齒大端的螺旋角最大，輪齒小端螺旋角最小?；↓X錐齒輪副的中點螺旋角是相等的,選時應考慮它對齒面重合度，輪齒強度和軸向力大小的影響，越大，則也越大,同時嚙合的齒越多，傳動越平穩(wěn),噪聲越低,而且輪齒的強度越高，應不小于1。2５，在１.５~２.0時效果最好，但過大,會導致軸向力增大。汽車主減速器弧齒錐齒輪的平均螺旋角為３5°~４0°，而商用車選用較小的值以防止軸向力過大，通常取35°。（５）螺旋方向主、從動錐齒輪的螺旋方向是相反的.螺旋方向與錐齒輪的旋轉(zhuǎn)方向影響其所受的軸向力的方向。當變速器掛前進擋時，應使主動錐齒輪的軸向力離開錐頂方向。這樣可使主、從動齒輪有分離的趨勢，防止輪齒因卡死而損壞。所以主動錐齒輪選擇為左旋，從錐頂看為逆時針運動，這樣從動錐齒輪為右旋,從錐頂看為順時針，驅(qū)動汽車前進.(6）法向壓力角法向壓力角大一些可以提高齒輪的強度，削減齒輪不產(chǎn)生根切的最小齒數(shù)，但對于尺寸小的齒輪,大壓力角易使齒頂變尖及刀尖寬度過小，并使齒輪的端面重合度下降。對于弧齒錐齒輪,乘用車的а一般選用14°３0’或1６°,商用車的а為20°或２2°30’。這里取а=20°。表3—3主減速器圓弧錐齒輪的幾何尺寸項目計算公式計算結果主動齒輪齒數(shù)9從動齒輪齒數(shù)52端面模數(shù)１０mm齒面寬b續(xù)表３－３項目計算公式計算結果工作齒高１5mｍ全齒高16．6６ｍm法向壓力角軸交角節(jié)圓直徑節(jié)錐角齒頂高齒根高3．3．３主減速器錐齒輪材料的選擇驅(qū)動橋錐齒輪的工作條件是相當惡劣的，與傳動系其它齒輪相比，具有載荷大、作用時間長、變化多、有沖擊等特點。因此,傳動系中的主減速器齒輪是個薄弱環(huán)節(jié)。主減速器錐齒輪的材料應滿意如下的要求:（1)具有高的彎曲疲憊強度和表面接觸疲憊強度，齒面高的硬度以保證有高的耐磨性。(2）齒輪芯部應有適當?shù)捻g性以適應沖擊載荷,避開在沖擊載荷下齒根折斷。（3)鍛造性能、切削加工性能以及熱處理性能良好,熱處理后變形小或變形規(guī)律易掌握。（4)選擇合金材料時，盡量少用含鎳、鉻的材料，而選用含錳、釩、硼、鈦、鉬、硅等元素的合金鋼。工程機械主減速器錐齒輪與差速器錐齒輪目前常用滲碳合金鋼制造,主要有20ＣrＭnTi、2０ＭｎＶＢ、2０MnＴiＢ、22CrＮiMo和16SiMｎ2WMoV。滲碳合金鋼的優(yōu)點是表面可得到含碳量較高的硬化層(一般碳的質(zhì)量分數(shù)為0．8％～1。２%）,具有相當高的耐磨性和抗壓性，而芯部較軟,具有良好的韌性。因此，這類材料的彎曲強度、表面接觸強度和承受沖擊的能力均較好.由于鋼本身有較低的含碳量,使鍛造性能和切削加工性能較好.其主要缺點是熱處理費用較高，表面硬化層以下的基底較軟，在承受很大壓力時可能產(chǎn)生塑性變形，如果滲碳層與芯部的含碳量相差過多,便會引起表面硬化層的剝落。為改善新齒輪的磨合,防止其在余興初期消滅早期的磨損、擦傷、膠合或咬死，錐齒輪在熱處理以及精加工后，作厚度為0。005～０．０２0ｍm的磷化處理或鍍銅、鍍錫處理。對齒面進行應力噴丸處理，可提高25%的齒輪壽命.對于滑動速度高的齒輪,可進行滲硫處理以提高耐磨性.由以上介紹選擇大、小錐齒輪的材料為20ＣrMｎＴi，其參數(shù)如下:,,硬度為21７HＢＳ。3。3。4主減速器錐齒輪強度的計算錐齒輪彎曲強度驗算錐齒輪輪齒的齒根最大彎曲應力為:式中——錐齒輪所受的最大彎曲應力，—-錐齒輪最大載荷作用下的扭矩,N.mm;——超載系數(shù)，可??；—-動載系數(shù)，７級精度,,可??；Ｆ——齒寬，mｍ,F=b;z——齒數(shù)；m——大端模數(shù)，sｍ=m；——尺寸系數(shù),反映材料的不均勻性與齒輪尺寸及熱處理有關，一般當模數(shù)；時：Ｋ—-載荷安排系數(shù),小齒輪用跨置式支承,，??；——計算彎曲應力的系數(shù)，查得1,;則需用彎曲應力為：，則，齒輪彎曲強度合格.第四章差速器設計車輛在行使過程中，左右車輪在同一時間內(nèi)所滾過的路程往往是不相等的，左右兩輪胎內(nèi)的氣壓不等、胎面磨損不均勻、兩車輪上的負荷不均勻而引起車輪滾動半徑不相等；左右兩輪接觸的路面條件不同，行使阻力不相等.這樣，如果驅(qū)動橋的左、右車輪剛性連接，則不論轉(zhuǎn)彎行使或直線行使，均會引起車輪在路面上的滑移或滑轉(zhuǎn)，一方面會加劇輪胎磨損、功率和燃料消耗，另一方面會使轉(zhuǎn)向沉重，通過性和操縱穩(wěn)定性變壞。為此，在驅(qū)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,用來在兩輸出軸間安排轉(zhuǎn)矩,并保證兩輸出軸有可能以不同的角速度轉(zhuǎn)動，用來保證各驅(qū)動輪在各種運動條件下的動力傳遞,避開輪胎與地面間打滑。差速器按其結構特征可分為齒輪式、凸輪式、蝸輪式和牙嵌自由輪式等多種形式。差速器的結構廣泛采納對稱式圓錐直齒輪差速器，由差速器左、右殼，２個半軸齒輪，４個行星齒輪(少數(shù)汽車采納3個行星齒輪,小型、微型汽車多采納２個行星齒輪）,行星齒輪軸（不少裝４個行星齒輪的差逮器采納十字軸結構)，半軸齒輪及行星齒輪墊片等組成。由于其結構簡潔、工作平穩(wěn)、制造方。本設計采納對稱式圓錐直齒輪差速器。４.１對稱式圓錐行星齒輪差速器的差速原理圖4-１差速器差速原理當行星齒輪只是伴同行星架繞差速器旋轉(zhuǎn)軸線公轉(zhuǎn)時,顯然,處在同一半徑上的A、B、Ｃ三點的圓周速度都相等(圖4-１），其值為。于是==,即差速器不起差速作用，而半軸角速度等于差速器殼３的角速度。當行星齒輪4除公轉(zhuǎn)外,還繞本身的軸5以角速度自轉(zhuǎn)時(圖）,嚙合點A的圓周速度為＝+，嚙合點B的圓周速度為=-。于是+=（＋)+（－)即＋=2（4－1）若角速度以每分鐘轉(zhuǎn)數(shù)表示，則(4-2)式（4—2）為兩半軸齒輪直徑相等的對稱式圓錐齒輪差速器的運動特征方程式，它表明左右兩側半軸齒輪的轉(zhuǎn)速之和等于差速器殼轉(zhuǎn)速的兩倍,而與行星齒輪轉(zhuǎn)速無關.因此在汽車轉(zhuǎn)彎行駛或其它行駛情況下，都可以借行星齒輪以相應轉(zhuǎn)速自轉(zhuǎn)，使兩側驅(qū)動車輪以不同轉(zhuǎn)速在地面上滾動而無滑動。式(４—2)還可以得知:=１＼＊GＢ3①當任何一側半軸齒輪的轉(zhuǎn)速為零時，另一側半軸齒輪的轉(zhuǎn)速為差速器殼轉(zhuǎn)速的兩倍；=2＼＊GＢ3②當差速器殼的轉(zhuǎn)速為零（例如中央制動器制動傳動軸時），若一側半軸齒輪受其它外來力矩而轉(zhuǎn)動，則另一側半軸齒輪即以相同的轉(zhuǎn)速反向轉(zhuǎn)動。4.２對稱式圓錐行星齒輪差速器的結構一般的對稱式圓錐齒輪差速器由差速器左右殼，兩個半軸齒輪，星齒輪軸，半軸齒輪墊片及行星齒輪墊片等組成。如圖４—2所示。由于其具有結構簡潔、工作平穩(wěn)、制造便利、用于公路汽車上也很牢靠等優(yōu)點，故廣泛用于各類車輛上.四個行星齒輪，行星齒輪軸，半軸齒輪墊片及行星齒輪墊片等組成。如圖4－２所示。由于其具有結構簡潔、工作平穩(wěn)、制造便利、用于公路汽車上也很牢靠等優(yōu)點,故廣泛用于各類車輛上。圖4—2一般的對稱式圓錐行星齒輪差速器1，12—軸承；2—螺母；3，14-鎖止墊片;４—差速器左殼;５,13－螺栓；６—半軸齒輪墊片；7－半軸齒輪;8—行星齒輪軸;9—行星齒輪；10—行星齒輪墊片;11－差速器右殼４.3差速器基本參數(shù)的選擇圓錐直齒輪差速器的外殼,通常是安裝在主傳動器的從動齒輪上的,因而受主傳動器結構的限制.4。3.１差速器球面直徑的選擇差速器的大小可由差速器球面直徑來表征，而球面半徑代表了差速器齒輪的節(jié)錐距,因此表征了差速器的強度?？砂撮啔v公式選?。菏街小钏倨髑蛎嬷睆?，mm；——差速器球面系數(shù)，，取1．2;——差速器承受的最大扭矩,;則4.3。２差速器齒輪參數(shù)的選擇在差速器球面直徑選出之后，差速器齒輪的大小就基本確定了。此時應使小齒輪齒數(shù)盡量小以得到大的模數(shù),從而提高齒輪強度?，F(xiàn)今差速器齒輪大多采納２２。５°壓力角，齒高系數(shù)０。8，頂隙系數(shù)0。1８8的齒形,由于壓力角增大，最小齒數(shù)可小到１0。并可在小齒輪不變尖的條件下，由切向修正加大齒厚,從而使大、小齒輪趨于等強度。(1)齒數(shù)的選擇行星齒輪齒數(shù),多采納10~12，半軸多采納16～２２。為保證等強度，應使;為保證安裝,行星齒輪和半軸齒輪的齒數(shù)應符合下式:式中—-左半軸齒輪齒數(shù)；——右半軸齒輪齒數(shù)；ｎ——行星齒輪個數(shù),大、中型工程機械的行星齒輪數(shù)為4;m——任意整數(shù);取,。（２)模數(shù)的確定齒輪的分錐角為：;齒輪的外錐距為：則取為標準值，m=7；４。3.3壓力角α目前,汽車差速器的齒輪大都采納２２．５°的壓力角,齒高系數(shù)為0。8.最小齒數(shù)可削減到10，并且在小齒輪(行星齒輪）齒頂不變尖的條件下,還可以由切向修正加大半軸齒輪的齒厚,從而使行星齒輪與半軸齒輪趨于等強度。由于這種齒形的最小齒數(shù)比壓力角。４.3．4差速器部分的齒輪項目半軸齒輪行星輪齒數(shù)181０模數(shù)7mm7mｍ分度圓直徑18０mｍ100mm壓力角2２.５°22．５°工作齒高11.2mm11。2ｍｍ齒全高１２。5１6mm12.５16mｍ齒頂高３．78mｍ7。4２mm齒根高８.736ｍm5.096mm齒根角６。91°4．044°根錐角６４．994°25．006°大端頂圓直徑186mm１2０mm齒寬３0mm25mm頂錐角64．9９４°３5。96°表4-１差速器齒輪參數(shù)4．４差速器齒輪的強度計算差速器齒輪的尺寸受結構限制,而且承受的載荷較大,它不像主減速器齒輪那樣常常處于嚙合狀態(tài)，只有當汽車轉(zhuǎn)彎或左右輪行駛不同的路程時,或一側車輪打滑而滑轉(zhuǎn)時，差速器齒輪才能有嚙合傳動的相對運動.因此對于差速器齒輪主要應進行彎曲強度校核。輪齒彎曲強度為式中:M差—-差速器收到的扭矩，N×ｍｍ，n--差速器行星齒輪個數(shù)，n=4；b——齒寬,mｍ；z半-—半軸齒輪齒數(shù)；J——綜合系數(shù)，查圖4—３得J=0.2６;圖4—3彎曲計算用綜合系數(shù)Ｋ——尺寸系數(shù)，當m＞1．6時，,則；——載荷再安排系數(shù)，可??；-—過載系數(shù)，；-—質(zhì)量系數(shù),;半軸齒輪與行星齒輪材料選為２0CrＭｎTｉ，其極限應力為,則，則，齒輪彎曲強度合格.華東交通大學畢業(yè)設計PAGEXXPAGEXXI華東交通大學畢業(yè)設計第五章驅(qū)動半軸的設計驅(qū)動半軸位于傳動系的末端，其基本功用是接受從差速器傳來的轉(zhuǎn)矩并將其傳給車輪。對于非斷開式驅(qū)動橋,車輪傳動裝置的主要零件為半軸;對于斷開式驅(qū)動橋和轉(zhuǎn)向驅(qū)動橋,車輪傳動裝置為萬向傳動裝置。萬向傳動裝置的設計見第四章，以下僅敘述半軸的設計。5.1結構形式分析半軸依據(jù)其車輪端的支承方式不同,可分為牛浮式、3/4浮式和全浮式三種形式。半浮式半軸（圖５—１a）的結構特點是半軸外端支承軸承位于半軸套管外端的內(nèi)孔,車輪裝在半軸上。半浮式半軸除傳遞轉(zhuǎn)矩外,其外端還承受由路面對車輪的反力所引起的全部力和力矩。半浮式半軸結構簡潔，所受載荷較大，只用于轎車和輕型貨車及輕型客車上。3／４浮式半軸（圖5—１b）的結構特點是半軸外端僅有一個軸承并裝在驅(qū)動橋殼半軸套管的端部,直接支承著車輪輪轂，而半軸則以其端部凸緣與輪轂用螺釘聯(lián)接。該形式半軸受載情況與半浮式相像,只是載荷有所減輕，一般僅用在轎車和輕型貨車上。全浮式半軸（圖5—１c）的結構特點是半軸外端的凸緣用螺釘與輪轂相聯(lián)，而輪轂又借用兩個圓錐滾子軸承支承在驅(qū)動橋殼的半軸套管上.理論上來說,半軸只承受轉(zhuǎn)矩，作用于驅(qū)動輪上的其它反力和彎矩全由橋殼來承受。但由于橋殼變形、輪轂與差速器半軸齒輪不同女、半軸法蘭平面相對其軸線不垂直等因素，會引起半軸的彎曲變形,由此引起的彎曲應力一般為５~7０MＰa。全浮式半軸主要用于中、重型貨車上.在這里我們選擇全浮式半軸。圖５-１半軸的形式設計半軸的主要尺寸是其直徑,在設計時首先可依據(jù)對使用條件和載荷工況相同或相近的同類汽車同形式半軸的分析比較,大致選定從整個驅(qū)動橋的布局來看比較合適的半軸半徑，然后對它進行強度校核。計算時首先應合理地確定作用在半軸上的載荷，應考慮到以下三種可能的載荷工況:＝1\＊GＢ3①縱向力（驅(qū)動力或制動力）最大時，其最大值為，附著系數(shù)在計算時取0。８,沒有側向力作用;＝2＼＊ＧB3②側向力最大時，其最大值為（發(fā)生于汽車側滑時），側滑時輪胎與地面的側向附著系數(shù)在計算時取1。0，沒有縱向力作用;=3\＊ＧB3③垂向力最大時（發(fā)生在汽車以可能的高速通過不平路面時），其值為，其中為車輪對地面的垂直載荷,為動載荷系數(shù),這時不考慮縱向力和側向力的作用。由于車輪承受的縱向力,側向力值的大小受車輪與地面最大附著力的限制，即有故縱向力最大時不會有側向力作用，而側向力最大時也不會有縱向力作用。5.2計算載荷的計算５.2．１按從發(fā)動機傳來的最大扭矩計算在車輛轉(zhuǎn)彎時，若考慮差速器行星齒輪自轉(zhuǎn)內(nèi)摩擦阻力矩時，一側半軸會消滅最大扭矩，兩半軸齒輪１式中-—外側車輪對應的半軸（半軸齒輪）傳遞的扭矩,N×m;-—內(nèi)側車輪對應的半軸(半軸齒輪)傳遞的扭矩，N×ｍ；——差速器受到的扭矩,Ｎ×m,；K—-縮緊系數(shù)，Ｋ=0.05～0。１５,取為０。１5；則,,則半軸傳遞的轉(zhuǎn)矩為:5．2．2按附著極限決定的扭矩計算由附著里決定的半軸受到的扭矩為：式中ＧM——裝載機自重(N），ＧＭ=1670０0Ｎ;PQ—-額定載重量（N)，PＱ=５0000N；f——附著系數(shù)，輪式裝載機ｆ=0.85~１.0，?。埃?;rd—-動力半徑（ｍ）,ｒd＝０.6５mｉ４--輪邊減速器傳動比，i４＝４．4；h4-—輪邊減速器傳動效率，h４=0．９6；則取上述兩種計算方法所得的較小值作為計算轉(zhuǎn)矩，帶入閱歷公式來選擇主要參數(shù).則５.3半軸桿部直徑的計算桿部直徑是半軸的主要參數(shù)，可按下式初選:式中—-半軸受到的扭矩，ｋg×cｍ；[t］--許用扭轉(zhuǎn)應力，半軸材料選用4０Cｒ，則，取則，圓整后取d＝70mm。5．４半軸強度驗算全浮式半軸只傳遞扭矩,其扭轉(zhuǎn)應力如下:式中——半軸受到的扭矩，Ｎ×mm；ｄ——半軸桿部直徑，mm;則半軸受到的扭矩為:則t在5０0~600MPa范圍內(nèi),半軸扭轉(zhuǎn)強度合格，直徑選擇合適。第六章輪邊減速器設計輪邊減速器的功用是進一步降速增扭，滿意整車的行駛和作業(yè)要求；同時由于可以相應削減主傳動器和變速箱比,因此降低了這些零部件傳遞的扭矩，削減了它們的尺寸。6.1輪邊減速器傳動方案輪邊減速器有多種布置方案,各種方案有不同的作用.越野汽車為了提高離地間隙，可以將一對圓柱齒輪構成的輪邊減速器的主動齒輪置于其從動齒輪的垂直上方；公共汽車為了降低汽車的質(zhì)心高度和車廂地板高度，以提高穩(wěn)定性和乘客上下車的便利,可將輪邊減速器的主動齒輪置于其從動齒輪的垂直下方;有些雙層公共汽車為了進一步降低車廂地板高度，在采納圓柱齒輪輪邊減速器的同時，將主減速器及差速器總成也移到一個驅(qū)動車輪的旁邊。在少數(shù)具有高速發(fā)動機的大型公共汽車、多橋驅(qū)動車輛和超重型載貨車輛上，有時采納蝸輪式主減速器,它不僅具有在質(zhì)量小、尺寸緊湊的情況下可以得到大的傳動比以及工作平滑無聲的優(yōu)點，而且對汽車的總體布置很便利。一般工程車輛大都采納單排內(nèi)、外嚙合行星式輪邊減速器，有兩種方案：（1）太陽輪主動（由半軸驅(qū)動）、齒圈用花鍵和驅(qū)動橋殼體固定連接、行星架和車輪輪轂用螺栓連接。為齒圈和太陽輪的齒數(shù)之比。2）太陽輪主動（有半軸驅(qū)動)、行星架和橋殼固定連接而齒圈和車輪輪轂連接。這種方案的傳動比為。大部分工程車輛采納第一種方案.６．２行星排的配齒計算６．２。１依據(jù)傳動比確定齒數(shù)關系對于太陽輪輸入，行星架輸出的行星傳動型式，其傳動比為:由i=4．4，則.6．2．2依據(jù)同心條件計算太陽輪與行星輪的中心距和齒圈與行星輪的中心距應該相等：式中—-太陽輪和行星輪的嚙合角；——齒圈和行星輪的嚙合角;對于標準齒輪傳動、高度變位齒輪傳動，。故得因大部分輪邊減速器齒輪采納角度變位，以便利選擇行星齒輪齒數(shù)，增加輪齒的強度。本設計也采納角度變位，則對于角度變位的齒輪,行星齒數(shù)為:當為偶數(shù)時，;當為奇數(shù)時，;6。2．3依據(jù)安裝條件確定齒數(shù)的關系行星輪數(shù)目一般為3～6個，增加行星輪數(shù)可削減輪齒的載荷,但增加了零件數(shù),降低行星架的強度和剛度,導致齒輪接觸條件的惡化,最常見的為３～4個.本設計選行星輪數(shù)為３個。為使行星排個基本原件上所受徑向力平衡,應使各行星輪在圓周上均勻分布或?qū)ΨQ與旋轉(zhuǎn)軸線分布。對于N個行星輪均勻分布，裝配條件是：6．2.４配齒計算為使減速器尺寸盡可能小,應使太陽輪的齒數(shù)盡可能的小，一般為14～2２，在這個區(qū)間內(nèi)配齒，選用滿意傳動比和安裝條件的齒數(shù)，并考慮相應的強度問題,最終選用：則依據(jù)同心條件得:,則6．２.５驗算傳動比選擇齒數(shù)后的傳動比為：則,則齒數(shù)選擇合適。6。３初步計算齒輪的主要參數(shù)６.3．１材料太陽輪、行星輪均采納20CrMnＴi，滲碳淬火，硬度5８~６2ＨＲＣ,,,加工精度６級;齒圈采納３５CrＭo,調(diào)質(zhì)硬度217~259ＨB，，，加工精度7級。6。3。２由接觸疲憊強度初算d太陽輪分度圓直徑為:式中——算式系數(shù)，對于剛對剛配對的齒輪副，直齒輪傳動，斜齒輪傳動；——使用系數(shù)，;——綜合系數(shù)，——計算接觸強度的行星輪載荷分布不均勻系數(shù),可?。保玻弧↓X輪齒寬系數(shù)，取0．8；——齒數(shù)比，-—齒輪的接觸疲憊強度；式中,“+”號用于外嚙合，“-”號用于內(nèi)嚙合.取6。４嚙合參數(shù)的計算模數(shù)為,取標準模數(shù)為６；在兩個齒輪嚙合副t－ｘ、q—x中，其標準中心距ａ為由此可見,兩個齒輪副的標準中心距不相等，且有。因此,該行星齒輪傳動不能滿意非變位的同心條件.為了使行星傳動既能滿意給定的傳動比要求，又能滿意嚙合傳動的同心條件，即應使各齒輪副的嚙合中心距相等，則必須對該行星傳動進行角度變位。依據(jù)各標準中心距之間的關系，現(xiàn)選取其嚙合中心距為作為各齒輪副的公用中心距值.計算該行星傳動的嚙合參數(shù)見表6—１。表6－1行星傳動嚙合參數(shù)計算項目計算公式t－ｘ齒輪副q—x齒輪副中心距變動系數(shù)ｙ嚙合角變位系數(shù)和齒頂高變位系數(shù)重合度e確定各齒輪的變位系數(shù):t－x齒輪副在t—x齒輪副中，由于太陽輪的齒數(shù),和中心距。由此可知,該齒輪副的變位目的是湊合中心距和改善嚙合性能。其變位方式應采納角度變位的正傳動,即，則太陽輪的變位系數(shù)為：則行星輪的變位系數(shù)為:ｑ—ｘ齒輪副在ｑ-x齒輪副中,和。由此可知，該齒輪副的變位目的是為了改善嚙合性能和修復嚙合齒輪副。故其變位方式應采納高度變位，即,則齒圈的變位系數(shù)為:６．5幾何尺寸計算各齒輪副的幾何尺寸的計算結果見表６-２。表6－２行星齒輪副幾何尺寸項目計算公式t－ｘ齒輪副q－x齒輪副變位系數(shù)ｘ分度圓直徑齒頂高齒根高齒頂圓直徑齒根圓直徑基圓直徑續(xù)表6-2項目公式ｔ—ｘ齒輪副q—ｘ齒輪副節(jié)圓直徑齒頂圓壓力角華東交通大學畢業(yè)設計PAGEXXXPAGEXXIX趙清：ZL50裝載機驅(qū)動橋設計第七章花鍵、軸承７.１花鍵的選擇與校核7.1.１輸入法蘭與中央傳動小錐齒輪軸連接處1、鍵參數(shù)的選擇本花鍵采納漸開線花鍵,依據(jù)機械設計手冊初選花鍵,參數(shù)如下表：表7－1花鍵基本尺寸模數(shù)ｍ2．5分度圓壓力角a齒數(shù)z8理論工作齒高hh＝m4分度圓直徑ｄ6０理論工作齒長L70外花鍵大徑64外花鍵小徑56內(nèi)花鍵大徑53內(nèi)花鍵小徑462、鍵的強度校核此處花鍵所受的剪切應力為：式中Ｔ-—花鍵所受的扭矩，；y——各齒間載荷不均勻系數(shù)，一般為0．7～０。８，取y＝0.75;z—-齒數(shù);h——工作齒高;L-—工作齒長;d——分度圓直徑；則由機械設計手冊查得花鍵的許用剪切應力為。則,選用的花鍵合適。７.1。2半軸錐齒輪與半軸聯(lián)接處1、鍵參數(shù)的選擇此處花鍵承受很大扭矩，聯(lián)接比較重要,選用漸開線花鍵。此處花鍵要求半軸桿部直徑應小于等于半軸花鍵小徑,以使半軸各部分達到等強度。依據(jù)機械設計手冊初選花鍵，參數(shù)如下表：表７-2花鍵基本尺寸模數(shù)m2。5分度圓壓力角a齒數(shù)z21理論工作齒高hｈ=ｍ2.5分度圓直徑d５２．5理論工作齒長L7０外花鍵大徑55外花鍵小徑４8.７5內(nèi)花鍵大徑５6.25內(nèi)花鍵小徑492、鍵的強度校核此處花鍵所受的剪切應力為:式中T—-花鍵所受的扭矩，；y——各齒間載荷不均勻系數(shù)，一般為０。７~0。8，?。?0．75;z-—齒數(shù)；h—-工作齒高；L——工作齒長；ｄ-—分度圓直徑；則則,且外花鍵小徑大于半軸桿部直徑,則選用的花鍵合適。７。1．３半軸與輪邊減速器太陽輪聯(lián)接處1、鍵參數(shù)的選擇此處花鍵承受很大扭矩,聯(lián)接比較重要，選用漸開線花鍵。此處花鍵要求半軸桿部直徑應小于等于半軸花鍵小徑，以使半軸各部分達到等強度。依據(jù)機械設計手冊初選花鍵，參數(shù)如下表：表7—３花鍵基本尺寸模數(shù)m2．５分度圓壓力角a齒數(shù)z２１理論工作齒高hｈ＝m2。5分度圓直徑d５2。5理論工作齒長Ｌ8０外花鍵大徑55外花鍵小徑48。75內(nèi)花鍵大徑５６.２5內(nèi)花鍵小徑492、鍵的強度校核此處花鍵所受的剪切應力為:式中各符號的意義同前，則則，且外花鍵小徑大于半軸桿部直徑,則選用的花鍵合適。７。1．４齒圈與橋殼聯(lián)接處1、花鍵的選擇此處花鍵主要手剪切應力,靜聯(lián)接可用矩形型花鍵。為了便于軸承安裝花鍵外徑應小于最小軸承內(nèi)徑1０5mm，故選用規(guī)格為１０′92′102′11的矩形花鍵。參數(shù)為鍵數(shù)10，小徑９2ｍｍ,大徑102mｍ,鍵寬11ｍｍ。２、花鍵的強度校核此處花鍵所受的剪切應力為:式中T——花鍵所受的扭矩,；y——各齒間載荷不均勻系數(shù),一般為０。7～0。8,取y=0.75；h——工作齒高，；L-—工作齒長，依據(jù)結構L＝55mm；ｄ—-平均直徑,；則則，則選用的花鍵合適。７.２主要軸承的校核１、作用在主、從動錐齒輪上的力主動錐齒輪為左旋,從動錐齒輪為右旋，計算前進時的受力，這時從小錐齒輪的小端看,其旋轉(zhuǎn)方向為逆時針。式中-—大錐齒輪的計算扭矩,d平——大錐齒輪平均分度圓直徑，，則，2、主動錐齒輪的軸承支承反力輪式裝載機驅(qū)動橋中,小錐齒輪采納三點支承，即分布形式為跨置式，簡圖如下：圖7－1主動錐齒輪受力示意圖圖中a=12０mｍ，ｂ=78。5mm,c=４7。3ｍm主動錐齒輪采納三點支承從受力特點來看是一靜不定梁,在計算軸承反力時，假定軸承A和軸承Ｂ合起來看作是一個點承，求出總支反力后再平均安排在軸承Ａ和軸承B上,軸向力Q按圖所示方向因由圓錐軸承Ｂ承受.則A、Ｂ、C軸承上的總支反力為：，，則,,.華東交通大學畢業(yè)設計ZL50裝載機驅(qū)動橋設計結論本次畢業(yè)設計題目為ＺＬ５0輪式裝載機驅(qū)動橋設計，其目的在于綜合運用四年來所學的知識，嫻熟和鞏固所學內(nèi)容，熬煉自己的實際動手能力，提高獨立分析、解決問題的能力,為以后的工作做好充分的籌備。本次設計共分為兩大部分:理論計算和繪圖。理論計算部分的計算過程依據(jù)自己所學的專業(yè)基礎課和專業(yè)課的知識，大量參考教材外的資料和ZL５0裝載機的相關產(chǎn)品資料，計算中所用標準、規(guī)范、數(shù)據(jù)均為查閱已有國家標準和規(guī)范,并與實際產(chǎn)品資料相比較,其余有關公式和符號也參考工程機械設計中的已有閱歷、慣例進行,并在說明書中作了相應的含義說明，整個計算方法采納以參考已有標準和閱歷為主，自己個人意見思路為輔進行，因而一些數(shù)據(jù)和方法還不能與實際使用情況相吻合。繪圖部分采納CAＤ繪圖軟件進行，在繪圖過程中加深了之前所學計算機繪圖方法,提高了嫻熟程度，對繪圖中消滅的問題通過請教老師和同學得到了解決，使自己的繪圖能力到了很大的提高，為以后的工作打下堅實的基礎。謝辭作為一名即將畢業(yè)的大四的同學，雖然繁多的課程有時讓我倍感學習生活的緊張艱苦,但同時也讓我體驗到四年高校生活的充實與快樂。在四年的高校學習即將結束的時候，我覺得我應該感謝每一位教授我知識的老師，是他們帶著我?guī)易呱狭塑囕v工程的探究之路。尤其要感謝我的論文指導老師吳國棟，他在指導過程中認真、急躁、仔細,在我對這篇論文毫無頭緒無從開頭的時候，他幫助我細心地講解、分析,讓我突然撥開云霧見晴天。老師不僅是我學習的楷模，更是指引我前進的方向。無論是日常的學習、商量和調(diào)研，還是畢業(yè)論文的選題、構思和寫作，吳國棟老師都給予我悉心的指導和熱忱的鼓勵.時間匆忙，華東交通高校必定會是我人生中最難忘也最美妙的回憶。即將結束四年的高校生活,也即將離開校內(nèi)走入社會，我信任有這四年的學習、歷練，肯定可以闖出一片屬于自己的天空！參考文獻［1］何正忠．裝載機［M］．北京:冶金工業(yè)出版社,1９98。1０．［2]諸文農(nóng).工程機械底盤構造與設計［M］.北京：機械工業(yè)出版社，1９８6．5.[3]諸文農(nóng)。底盤設計［M].北京：機械工業(yè)出版社，１９８１．[4]林慕義.張福生。車輛底盤構造與設計［Ｍ］．北京：冶金工業(yè)出版社，2０0７.1。[５]陸鳳儀.鐘守炎。機械設計[Ｍ]。北京：機械工業(yè)出版社，200７。７．［６］成大先.機械設計手冊［M］。5版．北京：化學工業(yè)出版社，200４．[7]同濟高校.輪式裝載機設計[M］.北京：建筑工業(yè)出版社，1９92。6.［8]饒振綱.行星齒輪傳動設計［M］．北京：化學工業(yè)出版社，20０3。７．[9]殷玉楓。機械設計課程設計［M]。北京：機械工業(yè)出版社,2006．6.［1０]大連理工高校工程圖教研室．機械制圖［Ｍ］．北京：高等教育出版社。200３．［１1］王伯平.互換性與測量技術基礎［M]。北京：機械工業(yè)出版社,20０4．[１2］王明珠。工程制圖學及計算機繪圖.北京:國防工業(yè)出版社，1９９８．［１3］邱宣懷．機械設計（第四版）。北京:高等教育出版社，1９97.［１４］廖念釗主編。互換性與技術測量(第四版)．北京：中國計量出版社，200０．［15］成大先主編．機械設計手冊(第五版).北京：化學工業(yè)出版社，２008。［16]王勝春主編.工程機械構造與設計。北京:化學工業(yè)出版社，２009。［１7]吉林工業(yè)高校工程機械教研室主編．輪式裝載機設計.北京:中國建筑工業(yè)出版社,198２。[18］清華高校汽車系教授竺延年主編．最新車橋設計制造質(zhì)量檢測及國內(nèi)外標準有用手冊．北京：中國知識出版社，20０5。［19]何正忠。裝載機．北京：冶金工業(yè)出版社，199８.[2０］劉惟信。汽車設計叢書.北京：人民交通出版社出版，1９87.［21]林慕義。張福生.車輛底盤構造與設計.北京:冶金工業(yè)出版社,200７。［２２]吳文琳.圖解汽車底盤構造。北京:化學工業(yè)出版社,２0０7。［2３]徐灝。機械設計手冊（第三版）.北京:機械工業(yè)出版社，1９９3。附錄A外文翻譯-原文部分ＬoａderAloａdｅrisaｔypeoｆconstrucｔｉｏｎｅｑuiｐｍｅnｔ(eｎｇineeriｎｇｖehicle)maｃhinerｙthａt(yī)ｉsｐriｍarilyuｓｅdtｏ"ｌｏad"ｍａｔｅriａlｉnｔoａｎoｔhertypeofmaｃhiｎｅry(dumｐtｒucｋ，cｏｎveyorbｅlt,rａｉl—car,etc。）．Loaｄｅrsaｒｅuseｄmａinlｙforuploaｄｉngmaterｉalsintｏｔrucｋs，layinｇpｉpe，ｃlｅarｉnｇrubble,aｎｄｄｉｇｇiｎg．Aloaderiｓnoｔｔhemｏsｔｅfｆicienｔmａｃhiｎefｏｒdｉｇｇingasiｔｃannotｄigveｒydｅｅpbeｌｏwtｈeleveloｆiｔswｈeeｌｓ,liｋeａbacｋｈoeｃan.Ｔheｉrdeepbucｋeｔcanusuａllystoreabouｔ３－6ｃuｂicmeteｒｓoｆeaｒｔｈ．Ｔhｅｆｒoｎtloａdeｒ'sbuｃｋetcａpacityismuchｂｉggertｈａnaｂuckeｔcapａcityoｆabaｃｋｈoeloadｅr．Lｏaｄｅｒｓareｎｏtｃｌａssifiｅdaseartｈｍｏviｎｇmachiｎery，aｓtheirpｒiｍａｒypurposｅｉｓｏtheｒｔhanｅarｔｈｍｏｖiｎg.Unlikｅmoｓｔbulｌｄozｅrs，moｓtｌoaｄｅｒsａrｅｗhｅｅｌeｄandｎottrａcｋed，aｌthoughtrａckloaｄeｒsarｅcｏmmon。Ｔhｅｙａｒesuｃcesｓfulwhereｓhａｒpeｄgedｍateriａlｓinconstruｃｔionｄebriswouｌdｄaｍage2rｕbｂerwhｅels，orｗheｒetｈｅgｒｏｕnｄｉｓsoftaｎdmuddy。Ｗheelsprovidebｅｔterｍoｂilityａnｄｓpｅeｄanddｏnotdaｍageｐavedｒoaｄｓａsmuchastraｃks,butｐroｖｉdelｅｓｓtraｃtion．Unｌikesｔandａrdtｒacｔoｒsfｉtｔｅdwiｔｈaｆｒｏnｔbucket,manｙlａrgｅｌoadersdoｎｏtｕsｅautｏｍｏtｉｖeｓteerinｇｍecｈaniｓmｓ．Iｎstead，tｈeｙstｅerｂyahydrａulicallｙaｃtｕatedpivｏtｐoinｔsetｅｘａcｔlybetｗeｅntｈｅｆrｏｎｔａnｄrearaxles．Thｉsisrｅｆerｒedtoaｓ＂ａrtｉcｕlaｔedsｔeeｒiｎｇ”ａnｄａlｌowｓthｅfrｏnｔaxlｅtobesoｌｉd，allｏwｉｎgittoｃａrrｙgｒｅａt(yī)ｅr