ZL50装载机定轴式动力换挡变速箱设计

喜欢这套资料就充值下载吧。资源目录里展示的都可在线预览哦。下载后都有，请放心下载，文件全都包含在内，有疑问咨询QQ:414951605 或 1304139763 太原科技大学华科学院毕业设计说明书- 1 -毕业设计说明书毕业设计说明书ZL50ZL50 装载机定轴式动力换挡变速箱设计装载机定轴式动力换挡变速箱设计学生姓名学生姓名 : :学学 号号 : :院院 系系 : :专专 业业 : :机械设计制造及其自动化机械设计制造及其自动化指导教师指导教师 : : 填写日期填写日期 : :目录目录太原科技大学华科学院毕业设计说明书- 2 -摘要摘要 .- - 4 4 - -ABSTRACT .- 5 -第第 1 1 章章 轮式装载机底盘构造简述轮式装载机底盘构造简述 .- - 6 6 - -1.1 装载机的总体构造 .- 6 -1.2 传动系统 .- 6 -第第 2 2 章章 发动机发动机变矩器匹配计算变矩器匹配计算 .- - 8 8 - -2.1 参考课程设计任务书得到相关数据 .- 8 -2.2 发动机原始特性.- 9 -2.3 发动机与液力变矩器的匹配计算.- 13 -2.4 装载机各挡总传动比的确定.- 17 -2.5 装载机整机性能分析.- 18 -第三章定轴式动力换挡变速箱的设计第三章定轴式动力换挡变速箱的设计 .- - 2222 - -3.1 变速箱传动设计及结构分析.- 22 -3.2 确定变速箱的主要参数和配齿计算.- 23 -太原科技大学华科学院毕业设计说明书- 3 -3.3 轴的设计.- 30 -3.4 换挡离合器的设计.- 31 -第四章第四章 变速箱主要零件的校核和轴承寿命计算变速箱主要零件的校核和轴承寿命计算 .- - 3333 - -4.1 齿轮强度和计算.- 33 -4.2 轴的强度校核 .- 35 -4.3 输出轴轴承的校核.- 43 -4.4 轴承寿命计算.- 46 -参考文献参考文献 .- - 4949 - -致致 谢谢 .- - 5050 - -附附 录录.- - 5 54 4 - -太原科技大学华科学院毕业设计说明书- 4 -ZL50 装载机定轴式动力换挡变速箱设计摘要ZL50 装载机的传动系中采用双涡轮液力变矩器，这种结构型式的变矩器在小传动比范围内具有较大的变矩系数和较高的效率。因此，能够改善装载机的作业效率。另外，装载机在轻载高速时，变矩器只有二级涡轮工作；在低速重载时，变矩器的一、二级涡轮同时工作，这样，变矩器在自身速度转换时，相当于两挡速度，并随外界负荷的变化自动变化，因此，可以减少变速箱的挡位数，简化变速箱的结构。基于这个原因，定轴式动力换挡变速箱只有三个前进挡，三个倒退挡。该变速箱具有结构简单，紧凑，刚性大，传动效率高，操纵轻便可靠，齿轮及摩擦片离合器寿命长等优点。关键字： 双涡轮变矩器，动力换挡，定轴变速机构。太原科技大学华科学院毕业设计说明书- 5 -ZL50 loader fixed shaft power shift transmission designAbstractAbstractZL50loader power transmission system used in the double turbine torque converter, this structure type of converter in small drive is larger than the scope of the change pitch coefficient and high efficiency, which can improve the loaders efficiency of operations. Moreover, when the loader in high-speed, torque converter has the second-level turbine wheel work; in heavy, the first-level and the second-level turbine wheel also works, like this, when torque converter changes own speeds, it is equal to have two speeds, and along with outside load change it automatic change its speed. Therefore, it may reduce the gear boxs speeds and simplifies gear boxs structure. For this reason, the power shifts planetary gears the gearbox has only two forward and a setback stalls, which has the simple structure, compact, high transmission efficiency , simple to operation, gear and friction disk clutch life long ,and so on.Keyword ：Power shift, Planetary Line, Planetary transmission 第第 1 1 章章 轮式装载机底盘构造简述轮式装载机底盘构造简述1.11.1 装载机的总体构造装载机的总体构造装载机是一种广泛用于公路、铁路、矿山、建筑、水电、港口等工程的土石方工程施工太原科技大学华科学院毕业设计说明书- 6 -机械，其外形如图 1.1 所示。它的作业对象主要是各种土壤、砂石料、灰料及其它筑路用散状物料等，主要完成铲、装、卸、运等作业，也可对岩石、硬土进行轻度铲掘作业。由于它具有作业速度快、效率高、操作轻便等优点，因而装载机在国内外得到迅速发展，成为土、石方工程施工的主要机种之一。装载机以柴油发动机或电动机为动力装置，行走装置为轮胎或履带，由工作装置来完成土石方工程的铲挖、装载、卸载及运输作业。如图 1.1 所示，轮胎式装载机是由动力装置、车架、行走装置、传动系统、转向系统、制动系统、液压系统和工作装置等组成。1.21.2 传动系统传动系统轮胎式装载机传动系统如图 1.2 所示，其动力传递路线为：发动机液力变矩器变速箱传动轴前、后驱动桥轮边减速器车轮。(1) 液力变矩器装载机采用双涡轮液力变矩器，能随外载荷的变化自动改变其工况，相当于一个自动变速箱，提高了装载机对外载荷的自适应性。变矩器的第一和第二涡轮输出轴及其上的齿轮将动力输入变速箱。在两个输入齿轮之间安装有超越离合器。图 1.1 轮胎式装载机结构简图1-柴油机；2-传动系统：3-防滚翻与落物保护装置；4-驾驶室；5-空调系统；6-转向系统；7-液压系统；8-前车架；9-工作装置；10-后车架；11-制动系统；12-电器仪表系统；13-覆盖件太原科技大学华科学院毕业设计说明书- 7 -当二级齿轮从动齿轮的转速高于一级齿轮从动齿轮的转速时，超越离合器将自动脱开，此时，动力只经二级涡轮及二级齿轮传入变速箱。随着外载荷的增加，涡轮的转速降低，当二级齿轮从动齿轮的转速低于一级齿轮从动齿轮的转速时，超越离合器楔紧，则一级涡轮轴及一级齿轮与二级涡轮轴与二级齿轮一起回转传递动力，增大了变矩系数。(2) 变速箱变速箱为定轴式动力换档变速箱，由两个制动器和一个闭锁离合器实现三个挡位。前进挡和倒挡分别由各自的制动器实现换档；前进挡（直接挡）通过结合闭锁离合器实现。(3) 驱动桥 采用双桥驱动，主传动采用一级螺旋锥齿轮减速器，左右半轴为全浮式。轮边减速器为行星传动减速。定轴式动力换挡变速箱太原科技大学华科学院毕业设计说明书- 8 -第第 2 2 章章 发动机发动机变矩器匹配计算变矩器匹配计算2.12.1 参考课程设计任务书得到相关数据参考课程设计任务书得到相关数据2.1.1 液力变矩器所选用的液力变矩器均为单级四元件双涡轮液力变矩器其结构型式参考有关资料。表 2.1 变矩器主要参数i0.00.10.20.30.4250.50.550.610.730.7650.85k4.133.452.952.51.9181.581.3641.1151.0271.00.9350.00.3450.590.750.8150.790.750.680.750.7650.79510B433.433.634.435.634.835.235.736.433.632.8230.40.9501.0001.0820.8560.8050.693太原科技大学华科学院毕业设计说明书- 9 -0.8130.8050.7527.425.414.42.1.2 整机参数表 2.2 机重及桥荷分配整机重 桥荷分配（）空载（吨） 满 载（吨）空载满载前桥后桥前桥后桥182335.164.964.835.2 表 2.3 油泵工作参数变 速 泵转 向 泵工 作 泵压 力（MPa）流量（l/min）压 力（MPa）流 量（1/min）压 力（MPa）流 量 （l/min）1.2120127610325表 2.5 传动比分配主 传 动 比轮 边 减 速 比6.1674.4发动机额定功率/转速-162/2200 kW/r/min最大扭矩/转速-800/1300Nm/r/min传动系的机械效率（变矩器除外）均取 n=0.88太原科技大学华科学院毕业设计说明书- 10 -2.22.2 发动机原始特性发动机原始特性根据毕业设计任务书已知：发动机（6135k） =2200 转/分，=162KW，HneHNe95499549*162/ 2200703.154.ehehehNMN mn最大扭矩及相应转速 800N m /1300 转/分。由于工程机械发动机的标定功率均为 1 小时功率 ，但未扣除发动机附件所消耗的功率。发动机附件所消耗的可按照发动机额定功率的 10%计算，所以发动机传递给变矩器的有效功率有额定功率的 90%。发动机的原始特性曲线可根据下面的经验公式计算出不同转速所对应的发动机扭矩，然后选择合适的比例在坐标纸上描点连线。（2.1）22maxem)()(xAAeHeHeaxXnnnnMMMM式中：发动机最大扭矩（N m） ； 发动机额定扭矩（N m） ；maxeMHMe 对应转速的扭矩（N m） ； 发动机额定转速(r/min)；xMxnHne最大扭矩对应转速(r/min)； 对应扭矩的转速(r/min)；AnxnxM不同转速对应的发动机扭矩列于下表： 表 2.6 发动机原始特性数据 Memax( ( N m) )MeH( ( N m) )neH（rpmrpm）nA（rpmrpm）nx（rpmrpm）Me( ( N m) )800703.15422001300800770.1092800703.154220013001000789.2393800703.154220013001200798.8043800703.154220013001400798.8043800703.154220013001600789.2393太原科技大学华科学院毕业设计说明书- 11 -800703.154220013001800770.1092800703.154220013002000741.4141800703.154220013002200703.154800703.154220013002400655.3288 发动机用在装载机上时，除其附件外，还要带整机的辅助装置，如工作装置油泵、转向油泵、变速操纵及变矩器补偿冷却油泵和气泵等。在绘制发动机和变矩器共同工作输入特性曲线时，必须根据装载机的具体工作情况，扣除带动这些辅助装置所消耗的发动机扭矩。这些油泵在装载机作业过程中，并不是同时满载工作的。计算时通常取油泵的空载压力为0.30.5 兆帕，这里取为 0.5 兆帕。发动机与变矩器的匹配，一般分为两种方案，即全功率匹配和部分功率匹配。全功率匹配：以满足装载机在作业时对插入力的要求为主，就是说此时变速操纵泵与变矩器共同工作，而转向泵和工作装置油泵空转，变矩器与发动机输出的全部功率进行匹配。此时发动机传给变矩器的力矩为：ezM ( N m) （2.2）czgeezMMMMM式中： 发动机的输出扭矩（N m） ；eM、分别为工作装置油泵和转向油泵空转时消耗的扭矩（N m） ，gMzM变速操纵泵消耗的扭矩；cM部分功率匹配：考虑工作装置油泵所需的功率，预先留出一定的功率，就是说这时工作装置油泵、变速操纵泵与变矩器共同工作，而转向泵空转，变矩器不是与发动机输出的全部功率进行匹配，而是与部分功率进行匹配，此时发动机传给变矩器的力矩为：ezM (N m） （2.3）czgeezMMMMM式中： 工作装置油泵工作时消耗的扭矩，一般约占发动机功率的 4060%；gM为转向油泵空转时消耗的扭矩（N m） ；zM变速操纵泵消耗的扭矩；cM调查相关资料可知，变速泵的工作压力为 1.2 Mpa，工作流量为 120l/min；转向泵的变太原科技大学华科学院毕业设计说明书- 12 -速泵的工作压力为 12 Mpa，工作流量为 76l/min；工作装置油泵的工作压力为 10Mpa，工作流量为 325l/min。各油泵在不同工作状态消耗的扭矩按下式进行计算： （2.4）AbMibbTiinnnQpM2103式中： 为油泵的工作压力（MPa） ，油泵空转时压力取为 0.5 MPa；ip 油泵的理论流量（l/min） ；TiQ油泵的在不同转速时对应的流量；AbTinnQ油泵的机械效率，一般取 0.750.85，这里取 0.85；bMi油泵的转速(rpm)；bn发动机的额定转速（rpm） ；An计算结果如下：)(109. 585. 0220021205 . 0103mNMZ)(837.1385. 0220023255 . 0103mNMg )(7465.27685. 02200232510103mNMg)(262.1285. 0220021202 . 1103mNMc然后根据式（2.3）和式（2.4）计算出发动机与变矩器的不同匹配时，发动机向变矩器传递的有效扭矩，所得数据列于下表：表 2.7 发动机传递的扭矩数据 单位(Nm)n n（r/mr/minin）MgMgMcMeMzMezMez太原科技大学华科学院毕业设计说明书- 13 -800276.746513.83712.262770.1095.109475.9915738.9011000276.746513.83712.262789.2395.109495.1215758.0311200276.746513.83712.262798.8045.109504.6865767.5961400276.746513.83712.262798.8045.109504.6865767.5961600276.746513.83712.262789.2395.109495.1215758.0311800276.746513.83712.262770.1095.109475.9915738.9012000276.746513.83712.262741.4145.109447.2965710.2062200276.746513.83712.262703.1545.109409.0365671.9462400276.746513.83712.262655.3295.109361.2115624.121根据表（2.7）选择合适的比例在坐标纸上描点连线，作出发动机的外特性曲线。(见图2.1)2.32.3 发动机与液力变矩器的匹配计算发动机与液力变矩器的匹配计算 2.3.1 初步选择液力变矩器的有效直径 D全功率匹配时变矩器有效直径按下式确定1D （m） （2.5）521HBezrnMD式中： 该状态时发动机传给变矩器的最大有效力矩（N m）;ezM太原科技大学华科学院毕业设计说明书- 14 - 所选变矩器最高效率时泵轮力矩系数；B r 工作液压的重度（N/）;3m 发动机额定转速（rpm） ；Hn524122008 .3410767.596D（m）539. 0部分功率匹配时变矩器有效直径按下式确定2D （m） （2.6）522HBezrnMD式中： 该状态时发动机传给变矩器的最大有效力矩（N m）;ezM 所选变矩器最高效率时泵轮力矩系数；B R 工作液压的重度（N/）;3m 发动机额定转速（rpm） ；Hn524222008 .3410504.6865D(m)4958. 0装载机在作业过程中，工作装置油泵不是经常满负荷工作，因而，为了兼顾两种工况的要求，使所选变矩器的有效直径应该是;并使变矩器在工况之负荷抛物线3D132DDDmaxi与（全功率匹配）相交于接近额定扭矩点的调速特性区段，与（部分功率匹配）相ezMezM交于额定扭矩点的外特性区段。因此初步确定变矩器有效直径=0.540m。3D2.3.2 做出发动机与液力变矩器的共同工作的输入特性曲线。 变矩器的输入特性是分析研究变矩器在不同工况 i 时，变矩器与柴油机共同工作的转矩和转速变化的特征。不同转速比时，泵轮转据随泵轮转速的变化而变化。BM已知泵轮转矩为： ( N m) （2.7）BM52DgnMBBB对于透穿性液力变矩器，变矩器直径 D 一定，用给定的工作液体（ 一定） ，但是泵轮太原科技大学华科学院毕业设计说明书- 15 -力矩系数随不同工况 i 而变化，故变矩器的输入特性曲线是过坐标原点的一束抛物线。根B据式（2.7）计算出发动机与变矩器的不同匹配时，发动机和变矩器共同工作的泵轮转矩，BM并合适的比例在坐标纸上描点连线，作出发动机的外特性曲线。(见图 2.1)。对液力变矩器与发动机共同工作时输入特性图分析。（1）高效工况：最大效率=0.815 时，传动比 i*=0.425，接近最大功率，允许最低max效率 t=0.75 时，传动比 i=0.3 和 i=0.73 两条负载抛物线包括了最大功率范围。（2）所得的负载抛物线绝大部分兼顾了作业工况和运输工况的要求，即在稳定工作区段内。（3）起动工况 i=0 其负载抛物线与发动机扭矩曲线的交点在稳定工作区内。液力变矩器直径 D=540mm 合适。图 2.1 发动机与变矩器共同输入特性曲线2.3.3、作出发动机与液力变矩器的共同工作的输出特性曲线从共同工作输入特性曲线上，找出各速比 i=0、0.1、1.2 时的共同工作的转矩 MB和转速nB。再根据各速比 i,由原始特性曲线查出对应的变矩系数 k 和效率 ，按公式，,)(innBiTi，可得到发动机与液力变矩器共同工作输出iBiTiKMM)101047. 0(3TiTiTinMN太原科技大学华科学院毕业设计说明书- 16 -时的转矩、转速和功率值，将计算数值，按一定比例，以为横坐标，其他参数TMTnTNTn为坐标进行绘图，即得到发动机和液力变矩器共同工作时的输出特性曲线。图 2.2 全功率匹配发动机与液力变矩器的共同工作输出特性 EXCEL 数据表截图 图 2.3 全功率匹配发动机与液力变矩器的共同工作输出特性曲线太原科技大学华科学院毕业设计说明书- 17 -2.42.4 装载机各挡总传动比的确定装载机各挡总传动比的确定2.4.1 车轮动力半径的确定所选用的轮胎规格为：21-24从铲土运输机械设计P202 表 6-1 查得：轮胎自由半径 r=0.885m，轮胎断面宽度 b=0.590m；动力半径可按下面公式求得近似值： (m) (2.8)brrk. 0式中：rk为车轮动力半径；为轮胎自由半径；0rb为轮胎断面宽度； 系数，对于铲土运输机械用的低压轮胎，在松软土壤上：=0.080.1；在密实土壤上，=0.120.15；对于载重汽车使用的高压轮胎=0.10.12；这里取 0.1。（m）826. 0590. 01 . 0885. 0. 0brrk2.4.2 低挡传动比计算在液力变矩器和发动机共同工作输出特性曲线中确定高效区的最高涡轮转速,已知Bn=2228.475r/min, =7km/h，求得最低挡位传动比：BnminTV （2.9）min377. 0TBKIVnri136.997475.2228826. 0377. 02.4.3 最高挡传动比计算如果在液力变矩器和发动机共同工作输出特性中确定高效区内最高涡轮转速，已知Bn=2228.475r/min, VTmax=36km/h，求得最高挡位传动比：Bn （2.10）max377. 0TBKIVnri太原科技大学华科学院毕业设计说明书- 18 -915.2824475.2228826. 0377. 02.4.4 倒档传动比计算在液力变矩器和发动机共同工作输出特性曲线中确定高效区的最高涡轮转速,已知Bn=2228.475r/min, =8.5km/h，求得最低挡位传动比：BnminTV （2.11）TxBKIVnri377. 0641.815 . 8475.2228826. 0377. 02.4.5 中间挡位数确定若规定在各中间挡工作时柴油机的转速范围,则可用下式计算必须的挡位数 M。当AnBn然，这时得到的 M 不一定为整数，应加以圆整。 +1 (2.12)ABmInniiMlglglglg26974.117125.2480.3461.199623.11796.515lg475.2228lg915.28lg136.99lg通过上式可确定，该动力换挡变速箱有 3 个前进挡，3 个倒退挡。2.52.5 装载机整机性能分析装载机整机性能分析2.5.1 作牵引工况的理论牵引特性分析要求在同一坐标纸上绘出滑转率，及各挡实际速度、牵引效率、牵引功率变矩器涡轮转速、变矩器涡轮功率随牵引力变化的关系曲线。(1) 实际牵引力的计算： （2.13）NfGPf1577807. 08 . 923000式中：车辆的滚动阻力(kN)；fP太原科技大学华科学院毕业设计说明书- 19 - 整机使用重量(kg)；sG f滚动阻力系数，从车辆地盘设计P170 表 2-1-1 取得，松散土路上的 f=0.07； （2.14）fkkpPPP式中：整机实际牵引力（KN） ；kpP 整机理论牵引力，从表 2-10 中查取（KN） ；kP车辆的滚动阻力，根据式 2.13 计算得到(kN)；fP(2) 滑转率的计算： （2.15）nBA式中：, 整机使用重量（KN） ；SkpGPSG A、B、n由轮胎充气压力及土壤性质决定的系数，这里取A=0.11,B=12.31,n=6(3) 实际速度的计算：iV （2.16）irnVkT377. 0式中： 整机理论速度（m/s） ；TV n涡轮转速（rpm） ； 各挡对应总传动比；i （2.17）)1 (iTVV式中： 整机实际速度（m/s） ；iV 整机理论速度（m/s） ；TV 各挡对应滑转率，由公式（2.15）计算得到；(4) 牵引功率及牵引效率的计算：太原科技大学华科学院毕业设计说明书- 20 - （2.18）iKPKPVPN式中： 整机实际牵引功率 （kw） ；KPN 整机实际牵引力（KN） ；kpP 整机实际速度（m/s） ；iV （2.19）%100TKPNN式中： 整机实际牵引效率； 整机实际牵引功率，由（式 2-24）计算得到（kw） ； KPN 整机理论牵引功率, 由表 2-10 取得（kw） ；TN按公式（2.132.19） ，可得到装载机各挡位对应的实际牵引力、滑转率、整机kpPiV实际速度、整机实际牵引功率和整机理论牵引功率和整机实际牵引效率值，所得iVKPNTN数据列于下表： 表 2.10 一挡二档及倒挡理论牵引特性数据太原科技大学华科学院毕业设计说明书- 21 -2.5.2 运输工况动力特性分析装载机的动力特性反映的是工程车辆在不同坡度的路面上行驶时的加速度性能和所能达到的最大车速及爬坡性能。动力性能影响到作业生产率，尤其是对运输为主的工程车辆。用动力性能图来分析装载机的动力性能。根据公式，进行分析计算，其中为车轮上的驱jiwfKPPPPPgdtduGPPwkkP动力，为滚动阻力，为空气阻力，为坡道阻力，为加速阻力。令为车辆的fPwPiPjPGPPwk动力因数并用符号 D 表示，工程车辆在各挡位时的动力因数与对应车速的关系曲线称为动力特性曲线。空气阻力按下面公式计算 (KN) (2.20)2TwKSVP 式中： K空气阻力系数，与车辆外形有关，由试验确定，这里取 0.0006 N/(cm2km2h-2)；S车辆迎风面积，S=2.75。3.44=9.46()；bh2m 整机理论速度（m/s） ；TV SWGPPDk太原科技大学华科学院毕业设计说明书- 22 -（2.21）式中： D动力特性因数；为空气阻力（KN） ；wP整机使用重量（KN） ；SG 整机理论牵引力，从表 2-10 中查取（KN） ；kP太原科技大学华科学院毕业设计说明书- 23 -第三章定轴式动力换挡变速箱的设计第三章定轴式动力换挡变速箱的设计3.13.1 变速箱传动设计及结构分析变速箱传动设计及结构分析图图 3.13.1 前三后三变速箱简图前三后三变速箱简图档位档位接合的离合器接合的离合器传动比传动比前进前进F F8521276ZZZZZZiFl太原科技大学华科学院毕业设计说明书- 24 -F F94212106ZZZZZZiFlF F96212116ZZZZZZiFlR R8511274ZZZZZZiFlR R911210ZZZZiFl后退后退R R96112114ZZZZZZiFl3.1. 1 结构设计-变速箱传动设计及结构分析定轴式动力换挡变速箱的优点是结构简单，加工与装配精度容易保证，造价低。缺点是尺寸大，全部采用摩擦离合器换挡，比行星变速器采用制动器换挡的工作条件要恶劣，因而影响变速器的使用寿命。定轴式动力换挡变速器按自由度F 可分为二，三和四自由度三种，要获得一个档位需要结合（ F-1） 个离合器。本设计采用三自由度变速箱，需结合两个离合器获得一个档位。在结构上，离合器装在箱体内部，较离合器在箱体外受力情况较好，但维修不如后者方便，变速箱内有五个离合器，分为倒，顺，一二三四档离合器。离合器装在轴中间，改善了支撑和轴的受了条件减少了轴的变形，提高了离合器的使用寿命。3.23.2 确定变速箱的主要参数和配齿计算确定变速箱的主要参数和配齿计算变速箱主要参数包括中心距 A，齿轮模数 m，齿宽 b，螺旋 角及选配齿轮齿数 z。太原科技大学华科学院毕业设计说明书- 25 -设计时，一般采用统计和类比的方法初步确定变速器的主要参数。首先，找现有的同类机型，同一等级,结构类型相似的变速器作为参考,分析，对比新的变速器与参考变速器,在结构和工况上上的差异正确选择参数。3.2.1 中心距 A中心距 A 的大小直接影响到变速箱的紧凑性。因此在保证传递最大扭拒，齿轮足够接触强度的前提下，尽可能采収较小的中心距.另外还要考虑轴承能否布置得下，应保证变速箱壳体上必要的壁厚。可按下面经验公式初选变速箱中心距（头档传动齿轮的中心距）)(3mmMKAIA式中：发动机头档被动齿轮所传递的扭矩（，为发动机额定扭矩，IMIehIiMM ehMi：I 档输出齿轮的传动比。）AK：中心距参数，参考相似机型选取。由上计算的头档传动齿轮的中心距A=153824. 143.1590=213.930mm取 A46=214mm3.2.2 齿轮模数 m m 是直接决定齿轮大小与几何参数的主要因素，直接决定着齿轮弯曲强度，模数的大小与下列因素有关。齿轮上所受力的大小。作用力大，模数也要大。 1材料、加工质量、热处理的好坏。材料好、齿轮制造精度和热处理质量高，有可能采 2用小一些的模数，使齿轮的齿数相对多些，可增大齿轮的重叠系数，改善齿轮传动的平稳性。按下面经验公式初选模数。31MKmm太原科技大学华科学院毕业设计说明书- 26 -初选 m=0.333824. 143.1590= 4.7 取 m=5（注:所取模数均匀且在推荐范围内。）3.2.3 齿宽 b齿宽 b 的大小直接影响齿轮强度。在一定范围内，齿宽大强度就高，但变速箱的轴向尺寸和重量亦大，齿面的载荷步均匀性也会增大，反而使齿轮的承载能力降低。所以，保证必要的强度条件下齿宽不宜过大。 对于斜齿轮齿宽系数为（78.6）中心距和模数一定时，齿宽 b 可用来调节齿所受应力，根据各对齿轮上受力不同选取不同齿宽，以减少变速箱的轴向尺寸和重量。齿宽系数应选大些，使接触线的长度增加，接触应力降低，一提高传动平稳性和齿轮寿命。初选 b=85=40mm3.2.4 齿轮压力角我国标准压力角为 20。因此变速箱普遍采用 20压力角。3.2.5 斜齿轮螺旋角确定斜齿轮螺旋角0时，主要是从它对齿轮的啮合性能、强度影响，以及轴向力平衡等方面综合考虑。0增大，齿轮啮合的重叠系数增大，运转平稳，噪声下降。但0过大时，不仅使轴向力增大，且导致传动效率降低，使轴承工作条件恶化。试验证明，随0的增大，齿轮的强度也相应提高，但是与之相应的直齿轮比较，当螺旋角大于 30时，其弯曲强度骤然下降，而接触强度继续上升。因此，从提高低档的齿轮弯曲强度出发，不希望0过大。当一根轴上有两个啮合齿轮工作时，选择轴上斜齿轮的螺旋角时，应使同时工作的两组斜齿轮布置恰当，所产生的轴向力相互抵消或者抵消一部分。为达到轴向力的相互抵消或者抵消一部分，应使同一轴上的同时工作的两斜齿轮螺旋方向应是相同的，因为要同时工作，一个是从动齿轮，一个是主动齿轮，因此，轴向力要相反。螺旋角按同类机型选取0163.2.6 选配齿轮由总体计算公式确定所需各档传动比如下：1fi40.1290.377 0.598 178010太原科技大学华科学院毕业设计说明书- 27 -2fi28.6640.377 0.598 1780143fi11.8030.377 0.598 1780341ri40.1290.377 0.598 1780102ri28.6640.377 0.598 1780143ri11.8030.377 0.598 178034初步确定了传动系统各档的总传动比，但其数值很大，在传动系统中要经过多级减速才能实现式中为总传动比，Ki为变速箱的传动比，0i主传动器的传动比，fi最终传动的fokiiii i传动比。最终求的变速箱的各档传动比：1fi1.84240.129222fi1.30328.664223fi0.53611.803221ri1.84240.12922 2ri1.30328.664223ri0.53611.80322同时由分析已知各档位传动比:太原科技大学华科学院毕业设计说明书- 28 -1fi= 2fi= 3fi=Z6Z7Z12Z2Z5Z8Z6Z7Z12Z2Z5Z8Z6Z7Z12Z2Z5Z81ri= 2ri= 3ri=Z6Z7Z12Z2Z5Z8Z6Z7Z12Z2Z5Z8Z6Z7Z12Z2Z5Z8由前面计算已知 A46= 214mm，斜齿轮的螺旋角一般为0=8o20o，这里取016，当中心距，模数和螺旋角已知时，则总齿数为Z= =2Acosmn2Acosmn2 214cos165 83即 Z1+Z6=83 又取= 1.12 从而算的2Z=40,6Z=43;从而 A46=16cos262ZZmn=96625. 02835217 Z6Z2圆整为 217mm修正=arccosAZZmn262=17.04cos22nmZd =mm3.521001.17cos540；mmmZdn2.322601.17cos540cos66；有上面所有已知条件和分析结果，从而以确定各配对齿轮齿数为：1Z=19；2Z=40；3Z=20；4Z=23；5Z=44；6Z=437Z=51；8Z=38；9Z=67；10Z=31；11Z=27；12Z=53；齿顶高：mmxhmhnanna5015齿根高：mmxChmhnnannf25. 60125. 05从而确定各个中心距，取020 45A20cos243ZZmn=20cos223205=114.361mm修正：=947.1961.31142232052arccos43AZZmn太原科技大学华科学院毕业设计说明书- 29 -cos33nmZdmm.383106947.19cos520mmhddaa383.11652383.106233mmhddff883.9325. 62383.106233cos44nmZdmm.340112947.19cos523mmhddaa340.13252340.112244mmhddff840.10925. 62340.122244取02056AmmZZmn23.710320cos21920520cos213修正：=952.19.7231032192052arccos13AZZmncos11nmZdmm.064101952.19cos519mmhddaa063.11152064.101211mmhddff564.8825. 62383.106211取01634AmmZZmn.56919516cos26529416cos275修正：=922.15.5691952652942arccos75AZZmncos55nmZdmm.708120922.15cos429cos75nmZdmm.550270922.15cos465mmhddaa708.12842708.120255太原科技大学华科学院毕业设计说明书- 30 -mmhddff708.11052708.120255mmhddaa550.2784255.270277mmhddff550.2605255.270277取01012AmmZZmn.99830410cos25367510cos2129修正:=390.10304.9982536752arccos129AZZmncos99nmZdmm447.340390.10cos567cos1212nmZdmm310.269390.10cos553mmhddaa447.35052447.340299mmhddff947.32725. 62447.340299mmhddaa310.27952310.26921212mmhddff810.25625. 62447.34021212最终确定变速箱各档传动比1fi=2.598;2fi=1.146;3fi=0.540Z6Z7Z12Z2Z5Z8Z6Z7Z12Z2Z5Z8Z6Z7Z12Z2Z5Z81ri=2.598;2ri=1.146;3ri=0.540Z6Z7Z12Z2Z5Z8Z6Z7Z12Z2Z5Z8Z6Z7Z12Z2Z5Z8齿轮材料选用 20crMnTi，渗碳淬火后，表面硬度 58-62HRC，芯部硬度 300HB5，齿轮精度为8-8-7，表面粗糙度 Ra 值不大于 2.5 微米。太原科技大学华科学院毕业设计说明书- 31 -3.33.3 轴的设计轴的设计初步计算轴的直径轴的直径可以按扭距强度法进行估算，即 d35tT轴的材料选用 40Cr，【iT】/MPa35-55，0A为 112-97.1d315tT=mm875.3945660000531;mKNT 6601;取1d=40mm;2d325tT;2TmKNZZT737.6942312d;=42.579mm;取2d=45mm;3d335tT;3T=mKNZZT500.709262;3d=42.878mm;取3d=45mm;4d345tT;4T=mKNZZT375.822573;4d=45.041mm;取4d=45mm;5d355tT;5T=mKNZZT238.9564104;5d=47.364mm;取5d=50mm;6d365tT;6T=mKNZZT462.7569125;6d43.804mm;取6d=45mm;以上确定的轴颈为轴的最小轴颈，根据轴上零件的受力，安装，固定及加工要求再确定轴的各段径向尺寸。轴上零件用轴间定位的相邻轴颈一般相差 5-10mm。当滚动轴承用轴向定位是、时，其轴间直径由滚动轴承标准中查取。为了轴上零件装拆方便或加工要求，相邻轴段直径之差应取 1-3mm。轴上装滚动轴承，传动件和密封件等处的轴段直径应取相应的标准值。轴上安装个零件的各段长度，根据相应零件的轮廓宽度和其他结构的需要来确定，不安装零件的各段轴长度可以根据轴上零件相对位置来确定。用套筒固定轴上零件时，轴端面与套筒端面或轮毂断面之间应留有 2-3mm 间隙，以防止加工误差是零件在轴向固定不牢靠。轴段在轴承孔内的结构与轴承的润滑方式有关，轴承采用油润滑，轴承的端面距箱体内壁的距离为 3-5mm。太原科技大学华科学院毕业设计说明书- 32 -3.43.4 换挡离合器的设计换挡离合器的设计 本设计变速箱内有五个离合器3.4.1 离合器的结构1.连接方式 齿轮和离合器的内鼓相连，外雇宇宙，液压缸布置在轴上，液压缸的压力油从轴上孔道中来。2.压紧方式 液压缸轴向固定不动，通过活塞轴向移动来压紧。3.分离弹簧形式一个大的螺旋弹簧布置在中央，利用离合器内鼓的径向空间来布置此螺旋弹簧，这样布置增加离合器的轴向尺寸。4.采用自动到控球阀消除离心压力。3.4.1 离合器片数的确定由离合器摩擦转矩的计算公式：mModmzkPRMM式中:储备系数M:传递转矩：摩擦系数P：压紧力dR：摩擦力作用等效半径z：摩擦副数量ok：压紧力损失系数 其值可以由下列公式计算：11121okZ(对于干式摩擦离合器一般可取：0.30.13。对于湿式摩擦离合器一般可取0.080.06)太原科技大学华科学院毕业设计说明书- 33 -以 222112124,4dpDDqDDDRcD代入上式得 3221116moMMDccqzk式中 q：许用比压2D：摩擦片外径1D：摩擦片内径：摩擦片面积利用系数（螺旋槽为 0.6-0.65 径向油槽为 0.8-0.9）经计算得离合器外径 93mm，离合器内径 83mm;依次求得 I 档，II 档，III 档的离合器片数。I 档时，主动片数 9，从动片数 8。II 档时，主动片数 11，从动片数 10。III 档位时，主动片数 9，从动片数 8注明：离合器的外径与内径根据装配大小进行确定，各离合器片数为初选。3.4.3 换档离合器的结构设计1.传动部分外鼓为整体结构，外鼓和外片一般采取渐开式花键或矩形槽相连，本设计采用矩形花键连接。内鼓和内片也采用矩形花键，外鼓和轴花键连接。内鼓和齿轮制成一体。为了让冷却油更好的流过摩擦片，内外孔上都开有几排孔，每排孔都应错开，使每对摩擦面都均匀流畅有通过润滑油。摩擦衬面采用铜基粉末冶金，烧结在钢的底板上，且在摩擦衬面上开有沟槽，底板采用65 锰钢，摩擦片总厚为 2mm,光片材料也选取 65 锰钢，百度为 3mm,片上花键采用 30 度压力角渐开红，花键齿的配合应有足够的侧隙，心避免摩擦片卡死，摩擦片两段部压板应有足够的风度，否则变形后将使摩擦片各处不能均匀压紧，导致摩擦片打滑。2压紧分离部分太原科技大学华科学院毕业设计说明书- 34 - 液压缸由钢或可锻铸铁制成，活塞由中碳钢制成，配合面表面粗糙度值不大于 0.8 微米，液压缸壁应有一定厚度，否则会因刚度不足而变形，影响活塞移动和引起漏油。活塞在液压缸中移动应有足够的导向长度（一般为 20mm）,活塞与液压缸有两个配合面，宜采用活塞内孔处配合为 2-3 级滑动配合，其中心定位作用。活塞外径处配合宜较松些，具有 0.25-0.50mm 的间隙，心便装配方便。活塞的行程由离合器摩擦面的分离间隙来决定，摩擦现分离间隙过小，则相对空转时摩擦阻力矩过大，功率损失过大，但摩擦片分离间隙过大，则活塞行程大。离合器结合时，消除片间间隙所需的时间长，同时也使离合器的轴向尺寸加长。3润滑和密封（1）：离合器的摩擦片应得到可靠地冷却润滑，冷却油不足往往引起摩擦片烧结和摩擦片翘曲变形，但冷却油过多将使离合器空转损失增加，功率损失过多，且使摩擦片摩擦系数有所降低，一般每对摩擦面冷却有最小流量为4327810mm s,最好为43211 1310mm s ，不要大于43230 10mm s。（2）换档离合器的故障往往是由于漏油引起的，故密封装置很重要，换档离合器有两处需要密封，进入离合器轴处，需采用旋转密封，油缸活塞处，需采用滑动密封，油缸密封的要求是，密封性好，移动的摩擦阻力小，较常用的密封形式，一是合金铸铁活塞环，二是唇口式密封环。太原科技大学华科学院毕业设计说明书- 35 -第四章第四章 变速箱主要零件的校核和轴承寿命计算变速箱主要零件的校核和轴承寿命计算4.14.1 齿轮强度和计算齿轮强度和计算 变速箱齿轮主要破坏形式是疲劳接触破坏和疲劳弯曲破坏，因此一般变速箱齿轮进行疲劳弯曲强度计算和疲劳接触强度计算。4.1.1 弯曲疲劳强度计算验算齿根危险断面处的弯曲应力，可按照下式进行：310FIFMk krbm y式中：M-计算扭矩（主动齿轮所处的扭矩） （公斤*米） r-主动齿轮节圆半径（厘米）m-模数【对直齿轮为断面模数（毫米） ，对斜齿轮为法面模数（毫米） 】b-齿轮齿宽（厘米） ，大小齿轮齿宽不同时取较小者y-齿形系数（查表 3-3-3，对短齿，将表中查得的y乘以 h/2.25m,式中 h为全齿高）k-螺旋角系数，对斜齿取 0.881Ik-工作状况系数，对于轮胎式液力机械取 1F-许用弯曲应力（当齿轮材料为 20CrMnTi,20CrMnMo 时，许用弯曲应力F=2500-3200 公斤/厘米 2）对于输入齿轮2Z 5nm,b=40, 2Z=40, =17.04mmdr265.1052858. 012004.1711201k对于轮式推土机液力传动类型Ik=1y查设计手册取为 0.475太原科技大学华科学院毕业设计说明书- 36 -代入以上数据，计算输入齿轮弯曲疲劳强度为：ayiHMPrbmKMK012.14475. 0540265.1051881. 043.1590101022 250FaKP3204.1.2 接触疲劳强度计算验算节点处的接触应力，对刚齿轮，可按照下式进行；31IHHiMK KKAbi式中：K-系数（对直齿轮取 1070，对斜齿轮取 925，这是由于斜齿轮倾斜，接触线长增加，重合度增大，因此承载能力有所提高）A-中心距（厘米）i-传动比，211ZiZM-小齿轮上的扭矩（公斤厘米）b-齿轮齿宽（厘米） ，大小齿轮齿宽不同时取较小者K-角变位修正对接触强度影响系数，sin401sin2KIK-工作状况系数，对于轮胎式液力机械取 1H-许用接触应力（当齿轮材料为 20CrMnTi, 20CrMnMo 时，许用接触应力H=10000-14000 公斤/厘米 2）71. 11012ZZ,A=244mm,b=40mm小齿轮上的扭矩：mNM7 .92798. 087.3240. 111941. 01 .86924对于液力机械1, 1aiKKMPaMPaH1400471.9681008 . 17 . 158. 111007 .92917 . 14 .245 .292满足使用要求。太原科技大学华科学院毕业设计说明书- 37 -4.24.2 轴的强度校核轴的强度校核4.2.1 输入轴花键设计及校核通过13表 11-29 和10，查得花键型号为：10 x102H7X112H10/f11X16H11/d10此处引用（式 5-3）和（式 5-4）进行校核。选输入轴材料为 40Cr，渗碳后表面淬火。这种材料的接触极限应力950HGMMPa，弯曲疲劳极限应力330FGMMPa.初取花键长度为 40mm。1. 弯曲疲劳强度计算根据（式 5-3）带入相关数据，得：310FIMk krbm y 经计算 FF4 .1921所以满足弯曲疲劳要求。2. 接触疲劳强度计算根据（式 5-4）带入相关数据，得：31IHiMK KKAbi经计算HH4 .11473所以满足要求。为了更好的减少安装难度，因此对花键的长度适当增大，最终取为 52mm。4.2.2 中间轴的校核1 根据装载机装配图，作出中间轴的计算简图（即力学模型）Fr3Ft3Fr2Ft2BA 图 4.1 中间轴力学模型太原科技大学华科学院毕业设计说明书- 38 -选取中间轴的材料为 40CrNi,调质处理。根据机械设计P355 表 15-1 查得： 弯曲疲劳极限1=430（MPa）,剪切疲劳极限1=210（MPa） ，许用弯曲应力1=75（MPa） 。2 对轴进行受力分析，并作出弯矩图根据以前的计算可知，当闭锁离合器结合时，中间轴受载最大，此时传递给中间轴的扭矩为1TM=197.9（Nm）圆周力：4 .929 .1972222dTFt=4.28（KN） （8.1）径向力：020tan28. 4tantrFF=1.558（KN） （8.2）根据以前的计算可知，摩擦片传递给中间轴的的扭矩为3TM=-197.9（Nm）圆周力：6279 .1972233dTFt=0.912（KN） （8.3）径向力：020tan912. 0tantrFF=0.332（KN） （8.4）根据上述简图及受力分析，分别按水平面和垂直面计算各力产生的弯矩，并按计算结果分别作出水平面上的弯矩HM图和垂直面上的弯矩VM图；然后按下式计算总弯矩并作出 M 图。 太原科技大学华科学院毕业设计说明书- 39 -图 4.2 中间轴的载荷分析图从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面 B 是轴上较为危险的截面。现将计算出的截面 B 处的HM、VM和 M 的值列于下表：表 4.1 截面 B 所受载荷水平面 H垂直面 V太原科技大学华科学院毕业设计说明书- 40 -载荷 支反力 FKNFKNFHH94. 1,305. 521KNFKNFVV214. 0,68. 121弯矩 Mm675.185NMHm65.58NMV总弯矩m72.19465.58675.185221NM02MmN扭矩 Tm9 .197NT3 按弯扭合成应力校核轴的强度校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和 扭矩的危险截面。根据机械设计P336，按第三强度理论，计算应力 22ca4 （8.5）通常 由弯矩所产生的弯曲应力是对称循环变应力，而 由扭矩所产生的扭转切应力则常常不是 对称循环应力。为了 考虑两者循环特性不同的影响，引入折合系数 ，则计算应力为 22ca4）（ （8.6）式中的弯曲应力为对称循环变应力，扭转切应力为脉动循环变应力，取6 . 0。对于直径 为 d 的圆轴，弯曲应力WM，扭转切应力WMWMT,将和代入上式，则轴的弯扭合成强度为22222ca)(24)(WTMWTWM）（ （8.7）式中：ca轴的计算应力，单位 Mpa； M轴所受的弯矩，单位为 Nm；太原科技大学华科学院毕业设计说明书- 41 - T轴所受的扭矩，单位为 Nm； W轴的抗弯截面系数，单位为3mm，计算公式由机械设计P365 表 15-1 查得，圆截面的计算公式31 . 0 dW =0.1350=12500 3mm,花键截面的计算公式DzbdDdDdW32/)(24, Z-花键齿数；W4032/ 4 . 116)3440(64024=6854.98 3mm 截面 B 处的计算应力： 12500/)9 .1976 . 0(72.19422ca =19.83 Mpa根据机械设计P255 表 15-1 查得，对称循环变应力时，轴的许用弯曲应力1为75Mpa。 ca1 (8.8)因此，轴的强度满足要求。4.2.3 输出轴与轴上相关零件设计1.根据装载机装配图，作出输出轴的计算简图（即力学模型）Fr4Ft4AC1C2 图 4.3 输出轴力学模型简图选取中间输入轴的材料为 40CrNi,调质处理。根据机械设计P355 表 15-1 查得：弯曲太原科技大学华科学院毕业设计说明书- 42 -疲劳极限1=430（MPa）,剪切疲劳极限1=210（MPa） ，许用弯曲应力1=75（MPa） 。2. 对轴进行受力分析，并作出弯矩图 根据以前的计算可知，变矩器传递给中间输入轴的扭矩为3TM=1171（Nm）圆周力： 35011712211dTFt =6.69（KN） （8.9）径向力：020tan69. 6tantrFF=2.435（KN） （8.10）根据以前的计算可知，中间轴传递给输出轴的扭矩为 1TM=1171（Nm）根据上述简图及受力分析，分别按水平面和垂直面计算各力产生的弯矩，并按计算结果分别作出水平面上的弯