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1、畢業(yè)設(shè)計說明書 ZL20裝載機定軸式動力換擋變速箱設(shè)計 學(xué)生姓名 : 學(xué) 號 : 院 系 : 專 業(yè) : 指導(dǎo)教師 : 填寫日期 : 目錄 ABSTRACT- 4 - 第1章 輪式裝載機底盤構(gòu)造簡述- 6 - 1.1 裝載機的總體構(gòu)造- 6 - 1.2 傳動系統(tǒng)- 6 - 第2章 發(fā)動機——變矩器匹配計算- 8 - 2.1 參考課程設(shè)計任務(wù)書得到相關(guān)數(shù)據(jù)- 8 - 2.2發(fā)動機原始特性- 9 - 2.3發(fā)動機與液力變矩器的匹配計算- 12 - 2.4裝載機各擋總傳動比的確定- 16 - 2.5裝載機整機性能分析-

2、 18 - 第三章定軸式動力換擋變速箱的設(shè)計- 22 - 3.1變速箱傳動設(shè)計及結(jié)構(gòu)分析- 22 - 3..2確定變速箱的主要參數(shù)和配齒計算- 24 - 3.3軸的設(shè)計- 29 - 3.4換擋離合器的設(shè)計- 30 - 第四章 變速箱主要零件的校核和軸承壽命計算- 33 - 4.1齒輪強度和計算- 33 - 4.2 軸的強度校核- 35 - 4.3輸出軸軸承的校核- 43 - 4.4軸承壽命計算- 46 - 參考文獻- 48 - 致 謝- 49 - 附 錄......................................................- 50

3、 - 摘要 ZL20裝載機的傳動系中采用雙渦輪液力變矩器，這種結(jié)構(gòu)型式的變矩器在小傳動比范圍內(nèi)具有較大的變矩系數(shù)和較高的效率。因此，能夠改善裝載機的作業(yè)效率。另外，裝載機在輕載高速時，變矩器只有二級渦輪工作；在低速重載時，變矩器的一、二級渦輪同時工作，這樣，變矩器在自身速度轉(zhuǎn)換時，相當于兩擋速度，并隨外界負荷的變化自動變化，因此，可以減少變速箱的擋位數(shù)，簡化變速箱的結(jié)構(gòu)。基于這個原因，定軸式動力換擋變速箱只有三個前進擋，三個倒退擋。該變速箱具有結(jié)構(gòu)簡單，緊湊，剛性大，傳動效率高，操縱輕便可靠，齒輪及摩擦片離合器壽命長等優(yōu)點。 關(guān)鍵字：雙渦輪變矩器，動力換擋，定軸變速機構(gòu)。 Abstra

4、ct ZL20loader 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 loader’s efficiency of operations. Moreover, when the loader in hi

5、gh-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. Therefor

6、e, it may reduce the gear box’s speeds and simplifies gear box's 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 cl

7、utch life long ,and so on. Keyword ：Power shift, Planetary Line, Planetary transmission 第1章 輪式裝載機底盤構(gòu)造簡述 1.1 裝載機的總體構(gòu)造 裝載機是一種廣泛用于公路、鐵路、礦山、建筑、水電、港口等工程的土石方工程施工機械，其外形如圖1.1所示。它的作業(yè)對象主要是各種土壤、砂石料、灰料及其它筑路用散狀物料等，主要完成鏟、裝、卸、運等作業(yè)，也可對巖石、硬土進行輕度鏟掘作業(yè)。由于它具有作業(yè)速度快、效率高、操作輕便等優(yōu)點，因而裝載機在國內(nèi)外得到迅速發(fā)展，成為土、石方工程施工的主要機種之一。 裝載

8、機以柴油發(fā)動機或電動機為動力裝置，行走裝置為輪胎或履帶，由工作裝置來完成土石方工程的鏟挖、裝載、卸載及運輸作業(yè)。如圖1.1所示，輪胎式裝載機是由動力裝置、車架、行走裝置、傳動系統(tǒng)、轉(zhuǎn)向系統(tǒng)、制動系統(tǒng)、液壓系統(tǒng)和工作裝置等組成。 圖1.1 輪胎式裝載機結(jié)構(gòu)簡圖 1-柴油機；2-傳動系統(tǒng)：3-防滾翻與落物保護裝置；4-駕駛室；5-空調(diào)系統(tǒng)；6-轉(zhuǎn)向系統(tǒng)；7-液壓系統(tǒng)；8-前車架；9-工作裝置；10-后車架；11-制動系統(tǒng)；12-電器儀表系統(tǒng)；13-覆蓋件 1.2 傳動系統(tǒng) 輪胎式裝載機傳動系統(tǒng)如圖1.2所示，其動力傳遞路線為：發(fā)動機→液力變矩器→變速箱→傳動軸→前、后驅(qū)動橋→輪邊減速器→

9、車輪。 (1) 液力變矩器 裝載機采用雙渦輪液力變矩器，能隨外載荷的變化自動改變其工況，相當于一個自動變速箱，提高了裝載機對外載荷的自適應(yīng)性。變矩器的第一和第二渦輪輸出軸及其上的齒輪將動力輸入變速箱。在兩個輸入齒輪之間安裝有超越離合器。 當二級齒輪從動齒輪的轉(zhuǎn)速高于一級齒輪從動齒輪的轉(zhuǎn)速時，超越離合器將自動脫開，此時，動力只經(jīng)二級渦輪及二級齒輪傳入變速箱。隨著外載荷的增加，渦輪的轉(zhuǎn)速降低，當二級齒輪從動齒輪的轉(zhuǎn)速低于一級齒輪從動齒輪的轉(zhuǎn)速時，超越離合器楔緊，則一級渦輪軸及一級齒輪與二級渦輪軸與二級齒輪一起回轉(zhuǎn)傳遞動力，增大了變矩系數(shù)。 (2) 變速箱 變速箱為定軸式動力換檔變速箱，由

10、兩個制動器和一個閉鎖離合器實現(xiàn)三個擋位。前進Ⅰ擋和倒擋分別由各自的制動器實現(xiàn)換檔；前進Ⅱ擋（直接擋）通過結(jié)合閉鎖離合器實現(xiàn)。 (3) 驅(qū)動橋 定軸式動力換擋變速箱 采用雙橋驅(qū)動，主傳動采用一級螺旋錐齒輪減速器，左右半軸為全浮式。輪邊減速器為行星傳動減速。 第2章 發(fā)動機——變矩器匹配計算 2.1 參考課程設(shè)計任務(wù)書得到相關(guān)數(shù)據(jù) 2.1.1 液力變矩器 所選用的液力變矩器均為單級四元件雙渦輪液力變矩器其結(jié)構(gòu)型式參考有關(guān)資料。 表2.1 變矩器主要參數(shù) 傳動比i 0 0.1 0.2 0.3 0.36 0.4 0.48 原始特性 33.5 35 35

11、.5 36 36.8 37.5 40.5 η% 0 39 62.6 72.6 75.6 70.8 64.8 k 4.75 3.92 3.13 2.42 2.1 1.77 1.35 傳動比i 0.5 0.6 0.7 0.78 0.8 0.9 1 原始特性 39.5 34.8 31 27.7 26.6 18.4 4.3 η% 66 71.2 75.5 76.6 76 72 38 k 1.32 1.19 1.08 0.995 0.95 0.8 0.38 2.1.2 整機參數(shù)

12、 表2.2 機重及橋荷分配 空載 滿載 車重（t） 5.28 7.28 前橋（%） 47.5 69.5 后橋（%） 52.5 30.5 表2.3 油泵工作參數(shù) 壓力（Mpa） 流量（L/min) 變速泵 1.1 90 轉(zhuǎn)向泵 10 65 工作泵 6 200 表2.5 傳動比分配 主 傳 動 比 輪 邊 減 速 比 1.923 6.84 發(fā)動機額定功率/轉(zhuǎn)速--55/2000 kW/r/min 最大扭矩/轉(zhuǎn)速--300/1600N·m/r/min 傳動系的機械效率（

13、變矩器除外）均取 n=0.9 2.2發(fā)動機原始特性 根據(jù)畢業(yè)設(shè)計任務(wù)書已知：發(fā)動機（4102） =2000轉(zhuǎn)/分，=55KW， 最大扭矩及相應(yīng)轉(zhuǎn)速 300Nm /1600轉(zhuǎn)/分。 由于工程機械發(fā)動機的標定功率均為1小時功率 ，但未扣除發(fā)動機附件所消耗的功率。發(fā)動機附件所消耗的可按照發(fā)動機額定功率的10%計算，所以發(fā)動機傳遞給變矩器的有效功率有額定功率的90%。 發(fā)動機的原始特性曲線可根據(jù)下面的經(jīng)驗公式計算出不同轉(zhuǎn)速所對應(yīng)的發(fā)動機扭矩，然后選擇合適的比例在坐標紙上描點連線。 （2.1） 式中：——發(fā)動機最大扭矩（Nm）； ——發(fā)動機額定扭矩（Nm）；

14、——對應(yīng)轉(zhuǎn)速的扭矩（Nm）； ——發(fā)動機額定轉(zhuǎn)速(r/min)； ——最大扭矩對應(yīng)轉(zhuǎn)速(r/min)； ——對應(yīng)扭矩的轉(zhuǎn)速(r/min)； 不同轉(zhuǎn)速對應(yīng)的發(fā)動機扭矩列于下表： 表2.6 發(fā)動機原始特性數(shù)據(jù) ( Nm) ( Nm) （rpm） （rpm） （rpm） ( Nm) 300 262.625 2000 1600 1500 297.664 300 262.625 2000 1600 1600 300 300 262.625 2000 1600 1700 297.664 300 262.625

15、 2000 1600 1800 290.656 300 262.625 2000 1600 1900 278.977 300 262.625 2000 1600 2000 262.625 300 262.625 2000 1600 2100 241.602 發(fā)動機用在裝載機上時，除其附件外，還要帶整機的輔助裝置，如工作裝置油泵、轉(zhuǎn)向油泵、變速操縱及變矩器補償冷卻油泵和氣泵等。在繪制發(fā)動機和變矩器共同工作輸入特性曲線時，必須根據(jù)裝載機的具體工作情況，扣除帶動這些輔助裝置所消耗的發(fā)動機扭矩。這些油泵在裝載機作業(yè)過程中，并不是同時滿載工作的。計算時通常取

16、油泵的空載壓力為0.3～0.5兆帕，這里取為0.5兆帕。 發(fā)動機與變矩器的匹配，一般分為兩種方案，即全功率匹配和部分功率匹配。 全功率匹配：以滿足裝載機在作業(yè)時對插入力的要求為主，就是說此時變速操縱泵與變矩器共同工作，而轉(zhuǎn)向泵和工作裝置油泵空轉(zhuǎn)，變矩器與發(fā)動機輸出的全部功率進行匹配。此時發(fā)動機傳給變矩器的力矩為： ( Nm) （2.2） 式中： ——發(fā)動機的輸出扭矩（Nm）； 、——分別為工作裝置油泵和轉(zhuǎn)向油泵空轉(zhuǎn)時消耗的扭矩（Nm）， ——變速操縱泵消耗的扭矩； 部分功率匹配：考慮工作裝置油泵所需的功率，預(yù)先留出一定的功

17、率，就是說這時工作裝置油泵、變速操縱泵與變矩器共同工作，而轉(zhuǎn)向泵空轉(zhuǎn)，變矩器不是與發(fā)動機輸出的全部功率進行匹配，而是與部分功率進行匹配，此時發(fā)動機傳給變矩器的力矩為： (Nm） （2.3） 式中： ——工作裝置油泵工作時消耗的扭矩，一般約占發(fā)動機功率的40～60%； ——為轉(zhuǎn)向油泵空轉(zhuǎn)時消耗的扭矩（Nm）； ——變速操縱泵消耗的扭矩； 調(diào)查相關(guān)資料可知，變速泵的工作壓力為1.2 Mpa，工作流量為120l/min；轉(zhuǎn)向泵的變速泵的工作壓力為12 Mpa，工作流量為76l/min；工作裝置油泵的工作壓力為10Mpa，工作流量為325l

18、/min。 各油泵在不同工作狀態(tài)消耗的扭矩按下式進行計算： （2.4） 式中： ——為油泵的工作壓力（MPa），油泵空轉(zhuǎn)時壓力取為0.5 MPa； ——油泵的理論流量（l/min）； ——油泵的在不同轉(zhuǎn)速時對應(yīng)的流量； ——油泵的機械效率，一般取0.75～0.85，這里取0.85； ——油泵的轉(zhuǎn)速(rpm)； ——發(fā)動機的額定轉(zhuǎn)速（rpm）； 計算結(jié)果如下： 然后根據(jù)式（2.3）和式（2.4）計算出發(fā)動機與變矩器的不同匹配時，發(fā)動機向變矩器傳遞的有效扭矩，所得數(shù)據(jù)列于下表： 表 2.7 發(fā)動機傳遞的扭矩數(shù)據(jù)

19、 單位(Nm) n （r/min） 1500 112.402 9.367 9.273 297.664 4.215 171.774 274.809 1500 112.402 9.367 9.273 300 4.215 174.110 277.145 1500 112.402 9.367 9.273 297.664 4.215 171.774 274.809 1500 112.402 9.367 9.273 290.650 4.215 164.766 267.801 1500 112.402 9

20、.367 9.273 278.977 4.215 153.087 256.122 1500 112.402 9.367 9.273 262.625 4.215 136.735 239.770 1500 112.402 9.367 9.273 241.602 4.215 115.712 218.747 根據(jù)表（2.7）選擇合適的比例在坐標紙上描點連線，作出發(fā)動機的外特性曲線。(見圖2.1) 2.3發(fā)動機與液力變矩器的匹配計算 2.3.1 初步選擇液力變矩器的有效直徑D 全功率匹配時變矩器有效直徑按下式確定

21、 （m） （2.5） 式中： ——該狀態(tài)時發(fā)動機傳給變矩器的最大有效力矩（Nm）; ——所選變矩器最高效率時泵輪力矩系數(shù)； r ——工作液壓的重度（N/）; ——發(fā)動機額定轉(zhuǎn)速（rpm）； =0.478(m) 部分功率匹配時變矩器有效直徑按下式確定 （m） （2.6） 式中： ——該狀態(tài)時發(fā)動機傳給變矩器的最大有效力矩（Nm）; ——所選變矩器最高效率時泵輪力矩系數(shù)；

22、 R ——工作液壓的重度（N/）; ——發(fā)動機額定轉(zhuǎn)速（rpm）； =0.435(m) 裝載機在作業(yè)過程中，工作裝置油泵不是經(jīng)常滿負荷工作，因而，為了兼顧兩種工況的要求，使所選變矩器的有效直徑應(yīng)該是;并使變矩器在工況之負荷拋物線與（全功率匹配）相交于接近額定扭矩點的調(diào)速特性區(qū)段，與（部分功率匹配）相交于額定扭矩點的外特性區(qū)段。因此初步確定變矩器有效直徑=0.470m。 2.3.2 做出發(fā)動機與液力變矩器的共同工作的輸入特性曲線。 變矩器的輸入特性是分析研究變矩器在不同工況i時，變矩器與柴油機共同工作的轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速變化的特征。不同轉(zhuǎn)速比時，泵輪轉(zhuǎn)據(jù)隨泵輪轉(zhuǎn)速的變化

23、而變化。 已知泵輪轉(zhuǎn)矩為： ( Nm) （2.7） 對于透穿性液力變矩器，變矩器直徑D一定，用給定的工作液體（ρ一定），但是泵輪力矩系數(shù)隨不同工況i而變化，故變矩器的輸入特性曲線是過坐標原點的一束拋物線。根據(jù)式（2.7）計算出發(fā)動機與變矩器的不同匹配時，發(fā)動機和變矩器共同工作的泵輪轉(zhuǎn)矩，并合適的比例在坐標紙上描點連線，作出發(fā)動機的外特性曲線。(見圖2.1)。 對液力變矩器與發(fā)動機共同工作時輸入特性圖分析。 （1）高效工況：最大效率=0.815時，傳動比i*=0.425，接近最大功率，允許最低效率t=0.75時，傳動比i=0.3和i=0.73兩

24、條負載拋物線包括了最大功率范圍。 （2）所得的負載拋物線絕大部分兼顧了作業(yè)工況和運輸工況的要求，即在穩(wěn)定工作區(qū)段內(nèi)。 （3）起動工況i=0其負載拋物線與發(fā)動機扭矩曲線的交點在穩(wěn)定工作區(qū)內(nèi)。液力變矩器直徑D=540mm合適。 圖2.1 發(fā)動機與變矩器共同輸入特性曲線 2.3.3、作出發(fā)動機與液力變矩器的共同工作的輸出特性曲線 從共同工作輸入特性曲線上，找出各速比i=0、0.1、…、1.2時的共同工作的轉(zhuǎn)矩MB和轉(zhuǎn)速nB。再根據(jù)各速比i,由原始特性曲線查出對應(yīng)的變矩系數(shù)k和效率η，按公式，，，可得到發(fā)動機與液力變矩器共同工作輸出時的轉(zhuǎn)矩、轉(zhuǎn)速和功率值，將計算數(shù)值，按一定比例，以為橫坐標

25、，其他參數(shù)為坐 標進行繪圖，即得到發(fā)動機和液力變矩器共同工作時的輸出特性曲線。 表2.8全功率匹配發(fā)動機與液力變矩器的共同工作輸出特性EXCEL數(shù)據(jù) i k η 0 4.75 0 33.5 1842.973 260.941 0.2 3.13 0.626 35.5 1804.244 265.038 0.36 2.1 0.756 36.8 1779.585 267.285 0.4 1.77 0.708 37.5 1766.455 268.365 0.48 1.35 0.648 40.5 1711.311 27

26、2.021 0.6 1.19 0.712 34.8 1817.675 263.695 0.78 0.995 0.766 27.7 1960.523 244.182 1 1.38 0.38 40.5 2547.010 63.976 50.349 0 1239.469 0 50.349 50.067 360.849 829.569 31.342 18.725 49.801 640.651 561.299 37.649 12.152 49.634 706.582 475.006 35.141

27、 14.493 48.739 821.429 367.228 31.583 18.601 50.184 1090.605 313.797 35.731 14.391 50.122 1529.208 242.961 38.393 11.729 17.061 2547.010 24.311 6.48 10.581 圖2.2全功率匹配發(fā)動機與液力變矩器的共同工作輸出特性曲線 2.4裝載機各擋總傳動比的確定 2.4.1車輪動力半徑的確定 所選用的輪胎規(guī)格為：21-24 從《鏟土運輸機械設(shè)計》P202 表6-1查得： 動力半徑rd

28、=0.0254[d/2+b(1-λ)] 式中：d—輪輞直徑，in,1in=0.0254m; b—輪胎斷面寬度，in; λ=0.12～0.16取λ=0.12， 由本次設(shè)計任務(wù)書知輪胎選用12.5-20，求得rk=0.530m 2.4.2低擋傳動比計算 在液力變矩器和發(fā)動機共同工作輸出特性曲線中確定高效區(qū)的最高渦輪轉(zhuǎn)速,已知=2547.010r/min, =10km/h，求得最低擋位傳動比： （2.9） =3.054 2.4.3最高擋傳動比計算 如果在液力變矩器和發(fā)動機共同工作輸出特性中確定高效區(qū)內(nèi)最高渦輪轉(zhuǎn)速，已知=25

29、47.010r/min, VTmax=35km/h，求得最高擋位傳動比： （2.10） =0.872 2.4.4倒檔傳動比計算 在液力變矩器和發(fā)動機共同工作輸出特性曲線中確定高效區(qū)的最高渦輪轉(zhuǎn)速,已知=2547.010r/min, =24km/h，求得最低擋位傳動比： （2.11） =1.272 2.4.5中間擋位數(shù)確定 若規(guī)定在各中間擋工作時柴油機的轉(zhuǎn)速范圍～,則可用下式計算必須的擋位數(shù)M。當然，這時得到的M不一定為整數(shù)，應(yīng)加以

30、圓整。 +1 (2.12) 通過上式可確定，該動力換擋變速箱有3個前進擋，3個倒退擋。 2.5裝載機整機性能分析 2.5.1 作牽引工況的理論牽引特性分析 要求在同一坐標紙上繪出滑轉(zhuǎn)率，及各擋實際速度、牽引效率、牽引功率變矩器渦輪轉(zhuǎn)速、變矩器渦輪功率隨牽引力變化的關(guān)系曲線。 (1) 實際牽引力的計算： （2.13） 式中：——車輛的滾動阻力(kN)； ——整機使用重量(kg)； f——滾動阻力系數(shù)，從《車輛地盤

31、設(shè)計》P170 表2-1-1取得，松散土路上的f=0.07； （2.14） 式中：——整機實際牽引力（KN）； ——整機理論牽引力，從表2-10中查?。↘N）； ——車輛的滾動阻力，根據(jù)式2.13計算得到(kN)； (2) 滑轉(zhuǎn)率的計算： （2.15） 式中：, ——整機使用重量（KN）； A、B、n——由輪胎充氣壓力及土壤性質(zhì)決定的系數(shù)，這里取A=0.11,B=12.31,n=6 (3) 實際速度的計算：

32、 （2.16） 式中： ——整機理論速度（m/s）； n——渦輪轉(zhuǎn)速（rpm）； ——各擋對應(yīng)總傳動比； （2.17） 式中： ——整機實際速度（m/s）； ——整機理論速度（m/s）； ——各擋對應(yīng)滑轉(zhuǎn)率，由公式（2.15）計算得到； (4) 牽引功率及牽引效率的計算：

33、 （2.18） 式中： ——整機實際牽引功率 （kw）； ——整機實際牽引力（KN）； ——整機實際速度（m/s）； （2.19） 式中： ——整機實際牽引效率； ——整機實際牽引功率，由（式2-24）計算得到（kw）； ——整機理論牽引功率, 由表2-10取得（kw）； 按公式（2.13～2.19），可得到裝載機各擋位對應(yīng)的實際牽引力、滑轉(zhuǎn)率、整機實際速度、整機實際牽引功率和整機理論牽引功率和整機實際牽引效率值，所得數(shù)據(jù)列于下表： 表 2.9

34、 一擋二檔及倒擋理論牽引特性數(shù)據(jù) 　　　 　低檔 （１檔） 　　 （１檔） 0 1239.461 0 23755.347 1552.32 22212.103 360.849 829.569 1.774 15905.326 1552.32 14353.177 640.651 561.299 3.149 10761.786 1552.32 9209.695 706.582 475.006 3.473 9107.290 1552.32 7555.889 821.429 367.228 4.038 7040.862 1552.

35、32 5488.149 1090.605 313.797 5.361 6016.430 1552.32 5464.332 1529.208 242.961 7.517 4659.291 1552.32 3106.780 2547.010 24.311 9.521 466.115 1552.32 -1086.546 高檔（３檔） 　　倒檔 高檔（３檔） 高檔（３檔） 倒檔（１檔） 倒檔（２檔） 0 0 6785.275 5232.975 9897.742 8345.442 6.213 4.259 4541.329 2989.0

36、29 6624.532 5072.232 11.029 7.561 3072.760 1520.460 4482.387 2929.987 12.165 8.339 2600.391 1048.091 3793.209 2240.809 14.142 9.695 2010.352 458.052 2932.537 1380.237 18.777 12.870 1717.815 165.515 2505.861 953.561 26.328 18.049 1330.160 -222.360 1940.178 387.878 0

37、23.061 133.179 -1419.221 194.178 －1.358 2.5.2運輸工況動力特性分析 裝載機的動力特性反映的是工程車輛在不同坡度的路面上行駛時的加速度性能和所能達到的最大車速及爬坡性能。動力性能影響到作業(yè)生產(chǎn)率，尤其是對運輸為主的工程車輛。用動力性能圖來分析裝載機的動力性能。 根據(jù)公式，進行分析計算，其中為車輪上的驅(qū)動力，為滾動阻力，為空氣阻力，為坡道阻力，為加速阻力。令為車輛的動力因數(shù)并用符號D表示，工程車輛在各擋位時的動力因數(shù)與對應(yīng)車速的關(guān)系曲線稱為動力特性曲線。 空氣阻力按下面公式計算 (KN)

38、 (2.20) 式中： K——空氣阻力系數(shù)，與車輛外形有關(guān)，由試驗確定，這里取0.0006 N/(cm2km2h-2)； S——車輛迎風面積，S==2.75。3.44=9.46()； ——整機理論速度（m/s）； （2.21） 式中： D——動力特性因數(shù)； ——為空氣阻力（KN）； ——整機使用重量（KN）； ——整機理論牽引力，從表2-10中查?。↘N）； 第三章定軸式動力換擋變速箱的設(shè)計 3.1變速箱傳動設(shè)計及結(jié)構(gòu)分析 圖3.1 前三后三變速箱簡圖 表3.1 前三后三變速箱傳動比 檔位 接合的離合器 傳動比 前進

39、 Ⅰ FⅠ Ⅱ FⅡ Ⅲ FⅢ 后退 Ⅰ RⅡ Ⅱ RⅢ Ⅲ RⅢ 3.1. 1結(jié)構(gòu)設(shè)計-變速箱傳動設(shè)計及結(jié)構(gòu)分析 定軸式動力換擋變速箱的優(yōu)點是結(jié)構(gòu)簡單，加工與裝配精度容易保證，造價低。缺點是尺寸大，全部采用摩擦離合器換擋，比行星變速器采用制動器換擋的 工作條件要惡劣，因而影響變速器的使用壽命。 定軸式動力換擋變速器按自由度F可分為二，三和四自由度三種，要獲得一個檔位需要結(jié)合（ F-1）個離合器。本設(shè)計采用三自由度變速箱，需結(jié)合兩個離合器獲得一個檔位。 在結(jié)構(gòu)上，離合器裝在箱體內(nèi)部，較離合器在箱體外受力情況較好，但維修不如后者方便

40、，變速箱內(nèi)有五個離合器，分為倒，順，一二三四檔離合器。離合器裝在軸中間，改善了支撐和軸的受了條件減少了軸的變形，提高了離合器的使用壽命。 3..2確定變速箱的主要參數(shù)和配齒計算 變速箱主要參數(shù)包括中心距A，齒輪模數(shù)m，齒寬b，螺旋β角及選配齒 輪齒數(shù)z。 設(shè)計時，一般采用統(tǒng)計和類比的方法初步確定變速器的主要參數(shù)。首先，找現(xiàn)有的同類機型，同一等級,結(jié)構(gòu)類型相似的變速器作為參考,分析，對比新 的變速器與參考變速器,在結(jié)構(gòu)和工況上的差異正確選擇參數(shù)。 中心距A 中心距A的大小直接影響到變速箱的緊湊性。因此在保證傳遞最大扭拒，齒輪足夠接觸強度的前提下，盡可能采収較小的中心距.另外還要考慮

41、軸承能否布置得下，應(yīng)保證變速箱殼體上必要的壁厚。 可按下面經(jīng)驗公式初選變速箱中心距（頭檔傳動齒輪的中心距） 式中：：發(fā)動機頭檔被動齒輪所傳遞的扭矩（，為發(fā)動機額定扭矩，：I檔輸出齒輪的傳動比。） ：中心距參數(shù)，參考相似機型選取。 由上計算的頭檔傳動齒輪的中心距 A==293.363mm（3.1） 取A46=294mm 3.2..2齒輪模數(shù)m m是直接決定齒輪大小與幾何參數(shù)的主要因素，直接決定著齒輪彎曲強度，模數(shù)的大小與下列因素有關(guān)。 齒輪上所受力的大小。作用力大，模數(shù)也要大。 材料、加工質(zhì)量、熱處理的好壞。材料好、齒輪制造精度和熱處理質(zhì)量高，有可能采用小一些的模數(shù)，使

42、齒輪的齒數(shù)相對多些，可增大齒輪的重疊系數(shù)，改善齒輪傳動的平穩(wěn)性。 按下面經(jīng)驗公式初選模數(shù)。 （3.2） 初選 m=0.33= 6.454 取m=7(注:所取模數(shù)均勻且在推薦范圍內(nèi)。） 3.2.3 齒寬b 齒寬b的大小直接影響齒輪強度。在一定范圍內(nèi)，齒寬大強度就高，但變速箱的軸向尺寸和重量亦大，齒面的載荷步均勻性也會增大，反而使齒輪的承載能力降低。所以，保證必要的強度條件下齒寬不宜過大。 對于斜齒輪齒寬系數(shù)為（7～8.6） 中心距和模數(shù)一定時，齒寬b可用來調(diào)節(jié)齒所受應(yīng)力，根據(jù)各對齒輪上受力不同選取不同齒寬，

43、以減少變速箱的軸向尺寸和重量。齒寬系數(shù)應(yīng)選大些，使接觸線的長度增加，接觸應(yīng)力降低，一提高傳動平穩(wěn)性和齒輪壽命。 初選b=8×7=56mm 3.2.4 齒輪壓力角 我國標準壓力角為20°。因此變速箱普遍采用20°壓力角。 3.2.5 斜齒輪螺旋角 確定斜齒輪螺旋角時，主要是從它對齒輪的嚙合性能、強度影響，以及軸向力平衡等方面綜合考慮。增大，齒輪嚙合的重疊系數(shù)增大，運轉(zhuǎn)平穩(wěn)，噪聲下降。但過大時，不僅使軸向力增大，且導(dǎo)致傳動效率降低，使軸承工作條件惡化。試驗證明，隨的增大，齒輪的強度也相應(yīng)提高，但是與之相應(yīng)的直齒輪比較，當螺旋角大于30°時，其彎曲強度驟然下降，而接觸強度繼續(xù)上升。因此，從

44、提高低檔的齒輪彎曲強度出發(fā)，不希望過大。 當一根軸上有兩個嚙合齒輪工作時，選擇軸上斜齒輪的螺旋角時，應(yīng)使同時工作的兩組斜齒輪布置恰當，所產(chǎn)生的軸向力相互抵消或者抵消一部分。為達到軸向力的相互抵消或者抵消一部分，應(yīng)使同一軸上的同時工作的兩斜齒輪螺旋方向應(yīng)是相同的，因為要同時工作，一個是從動齒輪，一個是主動齒輪，因此，軸向力要相反。螺旋角按同類機型選取° 3.2.6 選配齒輪由總體計算公式確定所需各檔傳動比如下： 初步確定了傳動系統(tǒng)各檔的總傳動比，但其數(shù)值很大，在傳動系統(tǒng)中要經(jīng)過多級減速才能實現(xiàn) 式中為總傳動比，為變速箱的傳動比，主傳動器的傳動比，最終傳動的傳動比。 同時由分析已知各檔

45、位傳動比: = = = = = 由前面計算已知A46= 294 mm，斜齒輪的螺旋角一般為=23o—27o，這里取=25°，當中心距，模數(shù)和螺旋角已知時，則總齒數(shù)為 ΣZ= == 即Z1+Z6= 76又取= 1.12 從而算的=36,=40;從而A46==≈293mm 圓整為293mm 修正==24.794° =； 有上面所有已知條件和分析結(jié)果，從而以確定各配對齒輪齒數(shù)為： =17；=36；=18；=21；=41；=40 =46；=34；=60；=28；=25；=49； 齒頂高：==7mm 齒根高：==8.75mm 從而確定

46、各個中心距，取20° ==145.260mm 修正：=== =148.044mm =116.541mm =170.385mm =138.885mm 取20° 修正：== =140.731mm =109.231mm 取16° =211.808mm 修正：== =313.583mm =282.083mm =138.217mm =106.717mm 取10° 修正:== =440.395mm =408.895mm =357.046mm =325.546mm 最終確定變速箱各檔傳動比 =;;=1.524==0.872 =;=5.089 =;

47、=2.181 ==1.272 齒輪材料選用20crMnTi，滲碳淬火后，表面硬度58-62HRC，芯部硬度300HB5，齒輪精度為8-8-7，表面粗糙度Ra值不大于2.5微米。 3.3軸的設(shè)計 初步計算軸的直徑 軸的直徑可以按扭距強度法進行估算，即d≥ 軸的材料選用40Cr，【iT】/MPa35-55，為112-97. ≥=;取==30.787mm;取 ≥;==24.435mm;取 ≥;=;=25.309mm;取=25mm; ≥;=;=26.298mm;取=26mm; ≥;;=28.945mm;取=29mm; ≥;=;取=27mm; 以上確定的軸頸為軸的最小軸頸，

48、根據(jù)軸上零件的受力，安裝，固定及加工要求再確定軸的各段徑向尺寸。軸上零件用軸間定位的相鄰軸頸一般相差5-10mm。當滾動軸承用軸向定位是、時，其軸間直徑由滾動軸承標準中查取。為了軸上零件裝拆方便或加工要求，相鄰軸段直徑之差應(yīng)取1-3mm。軸上裝滾動軸承，傳動件和密封件等處的軸段直徑應(yīng)取相應(yīng)的標準值。 軸上安裝個零件的各段長度，根據(jù)相應(yīng)零件的輪廓寬度和其他結(jié)構(gòu)的需要來確定，不安裝零件的各段軸長度可以根據(jù)軸上零件相對位置來確定。用套筒固定軸上零件時，軸端面與套筒端面或輪轂斷面之間應(yīng)留有2-3mm間隙，以防止加工誤差是零件在軸向固定不牢靠。軸段在軸承孔內(nèi)的結(jié)構(gòu)與軸承的潤滑方式有關(guān)，軸承采用油潤滑，

49、軸承的端面距箱體內(nèi)壁的距離為3-5mm。 3.4換擋離合器的設(shè)計 本設(shè)計變速箱內(nèi)有五個離合器 3.4.1離合器的結(jié)構(gòu) 1.連接方式 齒輪和離合器的內(nèi)鼓相連，外雇宇宙，液壓缸布置在軸上，液壓缸的壓力油從軸上孔道中來。 2.壓緊方式 液壓缸軸向固定不動，通過活塞軸向移動來壓緊。 3.分離彈簧形式 一個大的螺旋彈簧布置在中央，利用離合器內(nèi)鼓的徑向空間來布置此螺旋彈簧，這樣布置增加離合器的軸向尺寸。 4. 采用自動到控球閥消除離心壓力。 3.4.1離合器片數(shù)的確定 由離合器摩擦轉(zhuǎn)矩的計算公式： 式中:儲備系數(shù) :傳遞轉(zhuǎn)矩 ：摩擦系數(shù) ：壓緊力 ：摩擦力作

50、用等效半徑 ：摩擦副數(shù)量 ：壓緊力損失系數(shù) 其值可以由下列公式計算： (對于干式摩擦離合器一般可?。?。對于濕式摩擦離合器一般可取) 以 代入上式得 式中：許用比壓 ：摩擦片外徑 ：摩擦片內(nèi)徑 ：摩擦片面積利用系數(shù)（螺旋槽為0.6-0.65 徑向油槽為0.8-0.9） 經(jīng)計算得 離合器外徑93mm，離合器內(nèi)徑83mm; 依次求得I檔，II檔，III檔的離合器片數(shù)。 I檔時，主動片數(shù)9，從動片數(shù)8。 II檔時，主動片數(shù)11，從動片數(shù)10。 III檔位時，主動片數(shù)9，從動片數(shù)8 注明：離合器的外徑與內(nèi)徑根據(jù)裝配大小進行確定，各離合器片數(shù)為初選。 3.4.3換檔離合

51、器的結(jié)構(gòu)設(shè)計 1.傳動部分 外鼓為整體結(jié)構(gòu)，外鼓和外片一般采取漸開式花鍵或矩形槽相連，本設(shè)計采用矩形花鍵連接。 內(nèi)鼓和內(nèi)片也采用矩形花鍵，外鼓和軸花鍵連接。內(nèi)鼓和齒輪制成一體。為了讓冷卻油更好的流過摩擦片，內(nèi)外孔上都開有幾排孔，每排孔都應(yīng)錯開，使每對摩擦面都均勻流暢有通過潤滑油。 摩擦襯面采用銅基粉末冶金，燒結(jié)在鋼的底板上，且在摩擦襯面上開有溝槽，底板采用65錳鋼，摩擦片總厚為2mm,光片材料也選取65錳鋼，百度為3mm,片上花鍵采用30度壓力角漸開紅，花鍵齒的配合應(yīng)有足夠的側(cè)隙，心避免摩擦片卡死，摩擦片兩段部壓板應(yīng)有足夠的風度，否則變形后將使摩擦片各處不能均勻壓緊，導(dǎo)致摩擦片打滑。

52、 2．壓緊分離部分 液壓缸由鋼或可鍛鑄鐵制成，活塞由中碳鋼制成，配合面表面粗糙度值不大于0.8微米，液壓缸壁應(yīng)有一定厚度，否則會因剛度不足而變形，影響活塞移動和引起漏油?；钊谝簤焊字幸苿討?yīng)有足夠的導(dǎo)向長度（一般為20mm）,活塞與液壓缸有兩個配合面，宜采用活塞內(nèi)孔處配合為2-3級滑動配合，其中心定位作用?；钊鈴教幣浜弦溯^松些，具有0.25-0.50mm的間隙，心便裝配方便。 活塞的行程由離合器摩擦面的分離間隙來決定，摩擦現(xiàn)分離間隙過小，則相對空轉(zhuǎn)時摩擦阻力矩過大，功率損失過大，但摩擦片分離間隙過大，則活塞行程大。離合器結(jié)合時，消除片間間隙所需的時間長，同時也使離合器的軸向尺寸加長。

53、 3．潤滑和密封 （1）：離合器的摩擦片應(yīng)得到可靠地冷卻潤滑，冷卻油不足往往引起摩擦片燒結(jié)和摩擦片翹曲變形，但冷卻油過多將使離合器空轉(zhuǎn)損失增加，功率損失過多，且使摩擦片摩擦系數(shù)有所降低，一般每對摩擦面冷卻有最小流量為,最好為 ，不要大于。 （2）換檔離合器的故障往往是由于漏油引起的，故密封裝置很重要，換檔離合器有兩處需要密封，進入離合器軸處，需采用旋轉(zhuǎn)密封，油缸活塞處，需采用滑動密封，油缸密封的要求是，密封性好，移動的摩擦阻力小，較常用的密封形式，一是合金鑄鐵活塞環(huán)，二是唇口式密封環(huán)。 第四章 變速箱主要零件的校核和軸承壽命計算 4.1齒輪強度和計算 變速箱齒輪主要破壞形式是疲勞接觸

54、破壞和疲勞彎曲破壞，因此一般變速箱齒輪進行疲勞彎曲強度計算和疲勞接觸強度計算。 4.1.1彎曲疲勞強度計算 驗算齒根危險斷面處的彎曲應(yīng)力，可按照下式進行： 式中：M----計算扭矩（主動齒輪所處的扭矩）（公斤*米） r------主動齒輪節(jié)圓半徑（厘米） m------模數(shù)【對直齒輪為斷面模數(shù)（毫米），對斜齒輪為法面模數(shù)（毫米）】 b-------齒輪齒寬（厘米），大小齒輪齒寬不同時取較小者 ------齒形系數(shù)（查表3-3-3，對短齒，將表中查得的乘以h/2.25m,式中h為全齒高） ------螺旋角系數(shù)，對斜齒取0.881 ------工作狀況系數(shù)，對于輪胎

55、式液力機械取1 ------許用彎曲應(yīng)力（當齒輪材料為20CrMnTi,20CrMnMo時，許用彎曲應(yīng)力=2500-3200公斤/厘米2） 對于輸入齒輪 ,b=56, =36, =24.79° 對于液力傳動類型=1 查設(shè)計手冊取為0.475 代入以上數(shù)據(jù)，計算輸入齒輪彎曲疲勞強度為： ～ 4.1.2接觸疲勞強度計算 驗算節(jié)點處的接觸應(yīng)力，對剛齒輪，可按照下式進行； 式中：K------系數(shù)（對直齒輪取1070，對斜齒輪取925，這是由于斜齒輪傾斜，接觸線長增加，重合度增大，因此承載能力有所提高） A------中心距（厘米） i-------傳動比， M-----小齒輪

56、上的扭矩（公斤·厘米） b------齒輪齒寬（厘米），大小齒輪齒寬不同時取較小者 ----角變位修正對接觸強度影響系數(shù)， -----工作狀況系數(shù)，對于輪胎式液力機械取1 -----許用接觸應(yīng)力（當齒輪材料為20CrMnTi, 20CrMnMo時，許用接觸應(yīng)力=10000-14000公斤/厘米2） ,A=387.385mm,b=56mm 小齒輪上的扭矩： 對于液力機械 =884.568MPa<1400MPa 滿足使用要求。 4.2 軸的強度校核 4.2.1輸入軸花鍵設(shè)計及校核 通過[13]表11-29和[10]，查得花鍵型號為：10x102H7X112H10/f11X1

57、6H11/d10 此處引用（式5-3）和（式5-4）進行校核。 選輸入軸材料為40Cr，滲碳后表面淬火。這種材料的接觸極限應(yīng)力 ，彎曲疲勞極限應(yīng)力.初取花鍵長度為40mm。 1. 彎曲疲勞強度計算 根據(jù)（式5-3）帶入相關(guān)數(shù)據(jù)，得： 經(jīng)計算 所以滿足彎曲疲勞要求。 2. 接觸疲勞強度計算 根據(jù)（式5-4）帶入相關(guān)數(shù)據(jù)，得： 經(jīng)計算 所以滿足要求。 為了更好的減少安裝難度，因此對花鍵的長度適當增大，最終取為52mm。 4.2.2 中間軸的校核 1根據(jù)裝載機裝配圖，作出中間軸的計算簡圖（即力學(xué)模型） 圖4.1 中間軸力學(xué)模型 選取中間軸的材料為40CrN

58、i,調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)《機械設(shè)計》P355表15-1查得： 彎曲疲勞極限=430（MPa）,剪切疲勞極限=210（MPa），許用彎曲應(yīng)力=75（MPa）。 2 對軸進行受力分析，并作出彎矩圖 根據(jù)以前的計算可知，當閉鎖離合器結(jié)合時，中間軸受載最大，此時傳遞給中間軸的扭矩為=197.9（N?m） 圓周力：=4.28（KN） （8.1） 徑向力：=1.558（KN） （8.2） 根據(jù)以前的計算可知，摩擦片傳遞給中間軸的的扭矩為=-197.9（N?m） 圓周力：=0.912（KN） （8.

59、3） 徑向力：=0.332（KN） （8.4） 根據(jù)上述簡圖及受力分析，分別按水平面和垂直面計算各力產(chǎn)生的彎矩，并按計算結(jié)果分別作出水平面上的彎矩圖和垂直面上的彎矩圖；然后按下式計算總彎矩并作出M圖。 圖 4.2 中間軸的載荷分析圖 從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面B是軸上較為危險的截面?，F(xiàn)將計算出的截面B處的、和M的值列于下表： 表4.1 截面B所受載荷 載荷 水平面H 垂直面V 支反力F 彎矩M 總彎矩 扭矩T 3 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度 校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和

60、 扭矩的危險截面。根據(jù)《機械設(shè)計》P336，按第三強度理論，計算應(yīng)力 （8.5） 通常 由彎矩所產(chǎn)生的彎曲應(yīng)力是對稱循環(huán)變應(yīng)力，而 由扭矩所產(chǎn)生的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力則常常不是 對稱循環(huán)應(yīng)力。為了 考慮兩者循環(huán)特性不同的影響，引入折合系數(shù)α，則計算應(yīng)力為 （8.6） 式中的彎曲應(yīng)力為對稱循環(huán)變應(yīng)力，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取。 對于直徑 為d的圓軸，彎曲應(yīng)力，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力,將和代入上式，則軸的彎

61、扭合成強度為 （8.7） 式中：——軸的計算應(yīng)力，單位Mpa； M——軸所受的彎矩，單位為 N?m； T——軸所受的扭矩，單位為N?m； W——軸的抗彎截面系數(shù)，單位為，計算公式由《機械設(shè)計》P365 表15-1查得，圓截面的計算公式=0.1=12500 ,花鍵截面的計算公式, Z-花鍵齒數(shù)； W =6854.98 截面B處的計算應(yīng)力： =19.83 Mpa 根據(jù)《機械設(shè)計》P255 表15-1查得，對稱循環(huán)變

62、應(yīng)力時，軸的許用彎曲應(yīng)力為75Mpa。 < (8.8) 因此，軸的強度滿足要求。 4.2.3輸出軸與軸上相關(guān)零件設(shè)計 1.根據(jù)裝載機裝配圖，作出輸出軸的計算簡圖（即力學(xué)模型） 圖4.3 輸出軸力學(xué)模型簡圖 選取中間輸入軸的材料為40CrNi,調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)《機械設(shè)計》P355表15-1查得：彎曲疲勞極限=430（MPa）,剪切疲勞極限=210（MPa），許用彎曲應(yīng)力=75（MPa）。 2. 對軸進行受力分析，并作出彎矩圖 根據(jù)以前的計算可知，變矩器傳遞給中間輸入軸的扭矩為=1

63、171（N?m） 圓周力： =6.69（KN） （8.9） 徑向力：=2.435（KN） （8.10） 根據(jù)以前的計算可知，中間軸傳遞給輸出軸的扭矩為 =1171（N?m） 根據(jù)上述簡圖及受力分析，分別按水平面和垂直面計算各力產(chǎn)生的彎矩，并按計算結(jié)果分別作出水平面上的彎矩圖和垂直面上的彎矩圖；然后按下式計算總彎矩并作出M圖。 (8.11) 圖4.4 輸出軸的載荷分析圖 從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩

64、和扭矩圖中可以看出截面A是軸上較為危險的截面?，F(xiàn)將計算出的截面A處的、和M的值列于下表： 載荷 水平面H 垂直面V 支反力F 彎矩M 總彎矩 扭矩T 表4.3 截面A所受載荷 表4.4 截面和所受載荷 載荷 水平面H 垂直面V 支反力F 彎矩M 總彎矩 扭矩T 3 .按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度 校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和 扭矩的危險截面。根據(jù)《機械設(shè)計》P336，按第三強度理論，計算應(yīng)力

65、（8.12） 通常由彎矩所產(chǎn)生的彎曲應(yīng)力是對稱循環(huán)變應(yīng)力，而 由扭矩所產(chǎn)生的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力則常常不是 對稱循環(huán)應(yīng)力。為了 考慮兩者循環(huán)特性不同的影響，引入折合系數(shù)α，則計算應(yīng)力為： （8.13） 式中的彎曲應(yīng)力為對稱循環(huán)變應(yīng)力，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取。 對于直徑 為d的圓軸，彎曲應(yīng)力，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力,將和代入上式，則軸的彎扭合成強度為 （8.14） 式中：——軸的計算應(yīng)力，單位Mpa； M——軸所受的彎矩，單位為 N?m；

66、 T——軸所受的扭矩，單位為N?m； W——軸的抗彎截面系數(shù)，單位為，計算公式由《機械設(shè)計》P365 表15-1查得，圓截面的計算公式，花鍵截面的計算公式, Z-花鍵齒數(shù)； W=6854.98 所以帶入數(shù)據(jù)得： 根據(jù)《機械設(shè)計》P255 表15-1查得，對稱循環(huán)變應(yīng)力時，軸的許用彎曲應(yīng)力為75Mpa。 < (8.15) 因此，軸的強度滿足要求。 4.3輸出軸軸承的校核 1)確定危險截面 這種校核計算的實質(zhì)在于確定變應(yīng)力情況下軸的安全程度。截面由于過盈配合引起應(yīng)力集中將削弱軸的疲勞強度，但受載情況完全相同，故只需截面精確校核。 2)截面左側(cè) 抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面左側(cè)的彎矩為 截面左側(cè)的扭矩為 截面上的彎曲應(yīng)力為 截面上的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力為 截面上由于花鍵而形成的有效應(yīng)力幾周系數(shù)，根據(jù)[4]附表3—5查得，由[4]附圖3—2得尺寸系數(shù)；由附圖3—3得扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)軸按磨削加工，由[4]附圖3—4得表面質(zhì)量系數(shù)軸未經(jīng)表面強化處理，即，得