《ZL20裝載機(jī)定軸式動(dòng)力換擋變速箱設(shè)計(jì)說明書》由會(huì)員分享，可在線閱讀，更多相關(guān)《ZL20裝載機(jī)定軸式動(dòng)力換擋變速箱設(shè)計(jì)說明書（55頁珍藏版）》請(qǐng)?jiān)谘b配圖網(wǎng)上搜索。

1、畢業(yè)設(shè)計(jì)說明書 ZL20裝載機(jī)定軸式動(dòng)力換擋變速箱設(shè)計(jì) 學(xué)生姓名 學(xué)號(hào) 院系專業(yè) 指導(dǎo)教師 填寫日期 目錄 ABSTRAC.T 第1章輪式裝載機(jī)底盤構(gòu)造簡(jiǎn)述-6- 1.1 裝載機(jī)的總體構(gòu)造-6 1.2 傳動(dòng)系統(tǒng) 第2章發(fā)動(dòng)機(jī)——變矩器匹配計(jì)算-8- 2.1 參考課程設(shè)計(jì)任務(wù)書得到相關(guān)數(shù)據(jù)-8- 2.2 發(fā)動(dòng)機(jī)原始特性-9 2.3 發(fā)動(dòng)機(jī)與液力變矩器的匹配計(jì)算-..1..2...- 2.4 裝載機(jī)各擋總傳動(dòng)比的確定-..1..6...- 2.5 裝載機(jī)整機(jī)性能分析-...1..8...- 第三章定軸式動(dòng)力換擋變速箱的設(shè)計(jì)-...2..2...-... 3.1

2、變速箱傳動(dòng)設(shè)計(jì)及結(jié)構(gòu)分析-..2..2...-. 3.1. 確定變速箱的主要參數(shù)和配齒計(jì)算-...2..4...-.. 3.3 軸的設(shè)計(jì)-..2..9...- 3.4 換擋離合器的設(shè)計(jì)-...3..0...- 第四章變速箱主要零件的校核和軸承壽命計(jì)算-..3..3...-. 4.1 齒輪強(qiáng)度和計(jì)算-...3..3...- 4.2 軸的強(qiáng)度校核-..3..5...-. 4.3 輸出軸軸承的校核-...4..3...-. 4.4 軸承壽命計(jì)算-..4..6...-. 參考文獻(xiàn)-..4..8...- 致 謝 .. 附錄 -...4..9...- 錯(cuò)誤! 未定義書簽。 摘

3、要 ZL20裝載機(jī)的傳動(dòng)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(dòng)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(jī)的作業(yè)效率。另外，裝載機(jī)在輕 載高速時(shí)，變矩器只有二級(jí)渦輪工作；在低速重載時(shí)，變矩器的一、二級(jí)渦輪同時(shí)工作，這樣， 變矩器在自身速度轉(zhuǎn)換時(shí)，相當(dāng)于兩擋速度，并隨外界負(fù)荷的變化自動(dòng)變化，因此，可以減少 變速箱的擋位數(shù)，簡(jiǎn)化變速箱的結(jié)構(gòu)。基于這個(gè)原因，定軸式動(dòng)力換擋變速箱只有三個(gè)前進(jìn)擋， 三個(gè)倒退擋。該變速箱具有結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，緊湊，剛性大，傳動(dòng)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(diǎn)。 關(guān)鍵字：雙渦輪變矩器，動(dòng)力換擋，定軸變速機(jī)構(gòu)。

4、 Abstract ZL20loaderpowertransmissionsystemusedinthedoubleturbinetorqueconverter,thisstructuretypeofconverterinsmalldriveislargerthanthescopeofthechangepitchcoefficientandhighefficiency,whichcanimprovetheloader’sefficiencyofoperations.Moreover,whentheloaderinhigh-speed,torqueconverterhasthesecond-l

5、evelturbinewheelwork;inheavy,thefirst-levelandthesecond-levelturbinewheelalsoworks,likethis,whentorqueconverterchangesownspeeds,itisequaltohavetwospeeds,andalongwithoutsideloadchangeitautomaticchangeitsspeed.Therefore,itmayreducethegearbox’sspeedsandsimplifiesgearbox'sstructure.Forthisrea thepowers

6、hiftsplanetarygearsthegearboxhasonlytwoforwardandasetbackstalls,whichhasthesimplestructure,compact,hightransmissionefficiency,simpletooperation,gearandfrictiondiskclutchlifelong,andsoon. Keyword：Powershift,PlanetaryLine,Planetarytransmission 第1章輪式裝載機(jī)底盤構(gòu)造簡(jiǎn)述 1.1 裝載機(jī)的總體構(gòu)造 裝載機(jī)是一種廣泛用于公路、鐵路、礦山、建筑、水電、港

7、口等工程的土石方工程施工機(jī)械，其外形如圖1.1所示。它的作業(yè)對(duì)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(yùn)等作業(yè)，也可對(duì)巖石、硬土進(jìn)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(diǎn)，因而裝載機(jī)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(jī)種之一。 裝載機(jī)以柴油發(fā)動(dòng)機(jī)或電動(dòng)機(jī)為動(dòng)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(yùn)輸作業(yè)。如圖1.1所示，輪胎式裝載機(jī)是由動(dòng)力裝置、車架、行走裝置、傳動(dòng)系統(tǒng)、轉(zhuǎn)向系統(tǒng)、制動(dòng)系統(tǒng)、液壓系統(tǒng)和工作裝置等組成。 1.2 傳動(dòng)系統(tǒng) 圖1.1輪胎式裝載機(jī)結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖 1-柴油

8、機(jī)；2-傳動(dòng)系統(tǒng)：3-防滾翻與落物保護(hù)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(dòng)系統(tǒng)；12-電器 儀表系統(tǒng)；13-覆蓋件 輪胎式裝載機(jī)傳動(dòng)系統(tǒng)如圖1.2所示，其動(dòng)力傳遞路線為：發(fā)動(dòng)機(jī)一液力變矩器一變速 箱一傳動(dòng)軸一前、后驅(qū)動(dòng)橋一輪邊減速器一車輪。 (1)液力變矩器 裝載機(jī)采用雙渦輪液力變矩器，能隨外載荷的變化自動(dòng)改變其工況，相當(dāng)于一個(gè)自動(dòng)變速箱，提高了裝載機(jī)對(duì)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(dòng)力輸入變速箱。在兩個(gè)輸入齒輪之間安裝有超越離合器。 當(dāng)二級(jí)齒輪從動(dòng)齒輪的轉(zhuǎn)速高于一級(jí)齒輪從

9、動(dòng)齒輪的轉(zhuǎn)速時(shí)，超越離合器將自動(dòng)脫開，此 時(shí)，動(dòng)力只經(jīng)二級(jí)渦輪及二級(jí)齒輪傳入變速箱。隨著外載荷的增加，渦輪的轉(zhuǎn)速降低，當(dāng)二級(jí)齒輪從動(dòng)齒輪的轉(zhuǎn)速低于一級(jí)齒輪從動(dòng)齒輪的轉(zhuǎn)速時(shí)，超越離合器楔緊，則一級(jí)渦輪軸及一級(jí) 齒輪與二級(jí)渦輪軸與二級(jí)齒輪一起回轉(zhuǎn)傳遞動(dòng)力，增大了變矩系數(shù)。 (2)變速箱 變速箱為定軸式動(dòng)力換檔變速箱，由兩個(gè)制動(dòng)器和一個(gè)閉鎖離合器實(shí)現(xiàn)三個(gè)擋位。前進(jìn)I擋和倒擋分別由各自的制動(dòng)器實(shí)現(xiàn)換檔；前進(jìn)R擋(直接擋)通過結(jié)合閉鎖離合器實(shí)現(xiàn)。 (3)驅(qū)動(dòng)橋 3 4 5 J 1-發(fā)動(dòng)機(jī) ”變矩器 3-變矩器回油泵 4-工作油泵 5-轉(zhuǎn)向油泵 6-腳制動(dòng) 7-手制動(dòng) 8-脫橋機(jī)構(gòu) 9-輪

10、邊港速器 驅(qū)動(dòng)橋 圖L2裝載機(jī)傳動(dòng)方案設(shè)計(jì) 采用雙橋驅(qū)動(dòng)，主傳動(dòng)采用一級(jí)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(dòng)減速。 第2章發(fā)動(dòng)機(jī)一一變矩器匹配計(jì)算 2.1 參考課程設(shè)計(jì)任務(wù)書得到相關(guān)數(shù)據(jù) 所選用的液力變矩器均為單級(jí)四元件雙渦輪液力變矩器具結(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(dòng)比i 0 0.1 0.2 0.3 0.36 0.4 0.48 原始特性 104 33.5 35 35.5 36 36.8 37.5 40.5 Y]% 0 39 62.6 72.6 75.6 70.8

11、 64.8 k 4.75 3.92 3.13 2.42 2.1 1.77 1.35 傳動(dòng)比i 0.5 0.6 0.7 0.78 0.8 0.9 1 原始特性 104 39.5 34.8 31 27.7 26.6 18.4 4.3 Y]% 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 表2.2機(jī)重及橋荷分配 空載 港減 車重（t） 5.28 7.28 前橋（。% 47.5 69.5 后橋（為 52.5

12、30.5 表2.3油泵工作參數(shù) 壓力（Mp3 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(dòng)比分配 主傳動(dòng)比 輪邊減速比 1.923 6.84 發(fā)動(dòng)機(jī)額定功率/轉(zhuǎn)速--55/2000kW/r/min 最大扭矩/轉(zhuǎn)速--300/1600N-m/r/min 傳動(dòng)系的機(jī)械效率（變矩器除外）均取n=0.9 2.2 發(fā)動(dòng)機(jī)原始特性 根據(jù)畢業(yè)設(shè)計(jì)任務(wù)書已知：發(fā)動(dòng)機(jī)（4102）neH=2000轉(zhuǎn)/分，NeH=55KW Neh Meh9550eh262.625Nmneh 最大扭矩及相應(yīng)轉(zhuǎn)速

13、300N?m/1600轉(zhuǎn)/分。 由于工程機(jī)械發(fā)動(dòng)機(jī)的標(biāo)定功率均為1小時(shí)功率，但未扣除發(fā)動(dòng)機(jī)附件所消耗的功率。 發(fā)動(dòng)機(jī)附件所消耗的可按照發(fā)動(dòng)機(jī)額定功率的10刈算，所以發(fā)動(dòng)機(jī)傳遞給變矩器的有效功率 有額定功率的90% 發(fā)動(dòng)機(jī)的原始特性曲線可根據(jù)下面的經(jīng)驗(yàn)公式計(jì)算出不同轉(zhuǎn)速所對(duì)應(yīng)的發(fā)動(dòng)機(jī)扭矩，然后 選擇合適的比例在坐標(biāo)紙上描點(diǎn)連線。 MxMemax"emaxM[gn）（2.1） （neHnA） 式中：Memax——發(fā)動(dòng)機(jī)最大扭矩（N?m?；MeH——發(fā)動(dòng)機(jī)額定扭矩（N?mj）； Mx對(duì)應(yīng)轉(zhuǎn)速nx的扭矩（N?n）;neH發(fā)動(dòng)機(jī)額定轉(zhuǎn)速（r/min）; nA——最大扭夕!對(duì)應(yīng)轉(zhuǎn)速(r

14、/min)；山一一對(duì)應(yīng)扭矩Mx的轉(zhuǎn)速(r/min)； 不同轉(zhuǎn)速對(duì)應(yīng)的發(fā)動(dòng)機(jī)扭矩列于下表： 表2.6發(fā)動(dòng)機(jī)原始特性數(shù)據(jù) |Memax (N?m) MeH (N?m neH (rpm) nA (rpm ) nx (rpm ) Me (N?m) 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 2000 1600 1800 290.656 300

15、 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(dòng)機(jī)用在裝載機(jī)上時(shí)，除其附件外，還要帶整機(jī)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(bǔ)償冷卻油泵和氣泵等。在繪制發(fā)動(dòng)機(jī)和變矩器共同工作輸入特性曲線時(shí)，必須根據(jù)裝載機(jī)的具體工作情況，扣除帶動(dòng)這些輔助裝置所消耗的發(fā)動(dòng)機(jī)扭矩。這些油泵在裝載機(jī)作業(yè)過程中，并不是同時(shí)滿載工作的。計(jì)算時(shí)通常取油泵的空載壓力為0.3?0.5 兆帕，這里取為0.5兆帕。

16、 發(fā)動(dòng)機(jī)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(jī)在作業(yè)時(shí)對(duì)插入力的要求為主，就是說此時(shí)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(dòng)機(jī)輸出的全部功率進(jìn)行匹配。此時(shí) 發(fā)動(dòng)機(jī)傳給變矩器的力矩Mez為： MezMeMgMzMc(N?m)(2.2) 式中：Me——發(fā)動(dòng)機(jī)的輸出扭矩(N?m)； Mg、Mz——分別為工作裝置油泵和轉(zhuǎn)向油泵空轉(zhuǎn)時(shí)消耗的扭矩(N?m), 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)先留出一定的功率，就是說這時(shí)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)，

17、變矩器不是與發(fā)動(dòng)機(jī)輸出的全部功 率進(jìn)行匹配，而是與部分功率進(jìn)行匹配，此時(shí)發(fā)動(dòng)機(jī)傳給變矩器的力矩Mez為： MezMeMgMZMc（N?mj）（2.3） 式中：Mg——工作裝置油泵工作時(shí)消耗的扭矩，一般約占發(fā)動(dòng)機(jī)功率的40?60% MZ——為轉(zhuǎn)向油泵空車$時(shí)消耗的扭矩（N?mj）; Mc——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1.2Mpq工作流量為120l/min;轉(zhuǎn)向泵的變速泵的工作壓力為12Mpa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/min。 各油泵在不同工作狀態(tài)消耗的扭矩按下式進(jìn)行計(jì)算： 3 M—PiQTi

18、nb（2.4） 2nbbMinA 式中：pi——為油泵的工作壓力（MPa,油泵空轉(zhuǎn)時(shí)壓力取為0.5MPa； Qf——油泵的理論流量（l/min）；生^——油泵的在不同轉(zhuǎn)速時(shí)對(duì)應(yīng)的流量; nA bMi 油泵的機(jī)械效率，一般取0.75?0.85,這里取0.85; nb油泵的轉(zhuǎn)速（rpm）; nA發(fā)動(dòng)機(jī)的額定轉(zhuǎn)速（rpm）; 計(jì)算結(jié)果如下: 1030.590 Mz'-4.215 220000.85 Mg' 103 0.5 200 2 2000 0.85 9.367 Mg 103 6 200 2 2000 0.85 112.402 Mc c _ 3 1

19、03 1.1 200 2 2000 0.85 9.273 然后根據(jù)式（2.3）和式（2.4）計(jì)算出發(fā)動(dòng)機(jī)與變矩器的不同匹配時(shí)，發(fā)動(dòng)機(jī)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(dòng)機(jī)傳遞的扭矩?cái)?shù)據(jù)單位（N?m） n (r/min) Mg ' Mg Mc Me ' Mz 'Mez Mez 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.

20、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 9.367 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.

21、747 根據(jù)表（2.7）選擇合適的比例在坐標(biāo)紙上描點(diǎn)連線，作出發(fā)動(dòng)機(jī)的外特性曲線。（見圖 2.1 ） 2.3 發(fā)動(dòng)機(jī)與液力變矩器的匹配計(jì)算 全功率匹配時(shí)變矩器有效直徑D1按下式確定 Di5 上（項(xiàng) bEh (2.5) N? m); 式中：Mez—―該狀態(tài)時(shí)發(fā)動(dòng)機(jī)傳給變矩器的最大有效力矩（ B——所選變矩器最高效率時(shí)泵輪力矩系數(shù); 工作液壓的重度（N/m3）; 發(fā)動(dòng)機(jī)額定轉(zhuǎn)速（rpm）； 5277.145104 .27.720002 =0.478(m) 部分功率匹配時(shí)變矩器有效直徑 D2按下式確定 CMez/、 D2：i——

22、 bEh (2.6) 式中：Mez——該狀態(tài)時(shí)發(fā)動(dòng)機(jī)傳給變矩器的最大有效力矩（ n?m； B——所選變矩器最高效率時(shí)泵輪力矩系數(shù); 工作液壓的重度（N/m3）; 0h發(fā)動(dòng)機(jī)額定轉(zhuǎn)速（rpm）； c.174.11104 D52 .27.720002 =0.435（m） 裝載機(jī)在作業(yè)過程中，工作裝置油泵不是經(jīng)常滿負(fù)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D3應(yīng)該是D2D3Di；并使變矩器在i max工況之負(fù)荷拋物線與 Mez（全功率匹配）相交于接近額定扭矩點(diǎn)的調(diào)速特性區(qū)段，與M'ez（部分功率匹配）相交于 額定扭矩點(diǎn)的外特性區(qū)段。因此初步確

23、定變矩器有效直徑D3=0.470mo 變矩器的輸入特性是分析研究變矩器在不同工況i時(shí)，變矩器與柴油機(jī)共同工作的轉(zhuǎn)矩 .61 =0. 850 =0.950 =0.73 =0-765 和轉(zhuǎn)速變化的特征。不同轉(zhuǎn)速比時(shí)，泵輪轉(zhuǎn)據(jù)MB隨泵輪轉(zhuǎn)速的變化而變化 已知泵輪轉(zhuǎn)矩Mb為：Mbbgn2BD5(N?m)(2.7) 對(duì)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(p一定)，但是泵輪力 矩系數(shù)B隨不同工況i而變化，故變矩器

24、的輸入特性曲線是過坐標(biāo)原點(diǎn)的一束拋物線。根據(jù) 式(2.7)計(jì)算出發(fā)動(dòng)機(jī)與變矩器的不同匹配時(shí)，發(fā)動(dòng)機(jī)和變矩器共同工作的泵輪轉(zhuǎn)矩Mb 并合適的比例在坐標(biāo)紙上描點(diǎn)連線，作出發(fā)動(dòng)機(jī)的外特性曲線。(見圖2.1) 對(duì)液力變矩器與發(fā)動(dòng)機(jī)共同工作時(shí)輸入特性圖分析。 (1)高效工況：最大效率max=0.815時(shí)，傳動(dòng)比i*=0.425,接近最大功率，允許最低效率t=0.75時(shí)，傳動(dòng)比i=0.3和i=0.73兩條負(fù)載拋物線包括了最大功率范圍。 (2)所得的負(fù)載拋物線絕大部分兼顧了作業(yè)工況和運(yùn)輸工況的要求，即在穩(wěn)定工作區(qū)段內(nèi)。 (3)起動(dòng)工況i=0其負(fù)載拋物線與發(fā)動(dòng)機(jī)扭矩曲線的交點(diǎn)在穩(wěn)定工作區(qū)內(nèi)。液力變

25、矩器直徑D=540mrm^適。 80010001200140016001800200022002407.330口上用加 圖2.1發(fā)動(dòng)機(jī)與變矩器共同輸入特性曲線 從共同工作輸入特性曲線上，找出各速比i=0、0.1、…、1.2時(shí)的共同工作的轉(zhuǎn)矩MB和轉(zhuǎn)速山。再根據(jù)各速比i,由原始特性曲線查出對(duì)應(yīng)的變矩系數(shù)k和效率”，按公式1i(nBii),, MTiMBi?Ki,NTi(0.1047103?MTi?nTi),可得到發(fā)動(dòng)機(jī)與液力變矩器共同工作輸出時(shí)的轉(zhuǎn)矩Mt、轉(zhuǎn)速nT和功率Nt值，將計(jì)算數(shù)值，按一定比例，以5為橫坐標(biāo)，其他參數(shù)為坐標(biāo)進(jìn)行繪圖，即得到發(fā)動(dòng)機(jī)和液力變矩器共同工作時(shí)的輸出特性曲線。

26、 表2.8全功率匹配發(fā)動(dòng)機(jī)與液力變矩器的共同工作輸出特性EXCE嗷據(jù) i k 刀 104 nb Mb 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 1711.311 272.021 0.6 1.19 0.712 34.8 1817.67

27、5 263.695 0.78 0.995 0.766 27.7 1960.523 244.182 1 1.38 0.38 40.5 2547.010 63.976 Ni(kw) ni?n M2k?Mb N2Ni? NsNiN2 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 14.493

28、 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  門 2/rpm 圖2.2全功率匹配發(fā)動(dòng)機(jī)與液力變矩器的共同工作輸出特性曲線 2.4 裝載機(jī)各擋總傳動(dòng)比的確定 所選用的輪胎規(guī)格為：21-24 從《鏟土運(yùn)輸機(jī)械設(shè)計(jì)》P202表6-1查得: 動(dòng)力半徑rd=0.0254[d/2+b

29、（1-入）] 式中：d一輪物直徑，in,1in=0.0254m; b一輪胎斷面寬度，in; 入=0.12?0.16取入=0.12, 由本次設(shè)計(jì)任務(wù)書知輪胎選用12.5-20,求得rk=0.530m 在液力變矩器和發(fā)動(dòng)機(jī)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nB,已知 nB=2547.010r/min,VTmin=10km/h,求得最低擋位傳動(dòng)比： r,,？n「 i.0.377rK—B(2.9) IVTmin =3.054 如果在液力變矩器和發(fā)動(dòng)機(jī)共同工作輸出特性中確定高效區(qū)內(nèi)最高渦輪轉(zhuǎn)速nB,已知 nB=2547.010r/min,VTma=35km/h,求得最

30、高擋位傳動(dòng)比： iI0.377rK?nB(2.10) VTmax =0.872 在液力變矩器和發(fā)動(dòng)機(jī)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nB,已知 nB=2547.010r/min,VTmin=24km/h,求得最低擋位傳動(dòng)比： iI0.377rK?nB(2.11) Vtx =1.272 若規(guī)定在各中間擋工作時(shí)柴油機(jī)的轉(zhuǎn)速范圍nA?nB,則可用下式計(jì)算必須的擋位數(shù)研當(dāng) 然，這時(shí)得到的M不一定為整數(shù)，應(yīng)加以圓整。 lgiIlgim M+1(2.12) lgnBlgnA lg3.054lg0.8721 lg2547.010lg821.429 0.4850.

31、059, 1 3.4062.915 1.80 2 通過上式可確定，該動(dòng)力換擋變速箱有3個(gè)前進(jìn)擋，3個(gè)倒退擋。 2.5 裝載機(jī)整機(jī)性能分析 分析 要求在同一坐標(biāo)紙上繪出滑轉(zhuǎn)率，及各擋實(shí)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(shí)際牽引力的計(jì)算： PfG?f52809.80.071552.320N(2.13) 式中：Pf——車輛的滾動(dòng)阻力(kN)； Gs——整機(jī)使用重量(kg); f——滾動(dòng)阻力系數(shù)，從《車輛地盤設(shè)計(jì)》P170表2-1-1取得，松散土路上的 f=0.07; PkpPkPf(2.14) 式中：Pkp——整機(jī)

32、實(shí)際牽引力(KN； Pk——整機(jī)理論牽引力，從表2-10中查取(KN； Pf——車輛的滾動(dòng)阻力，根據(jù)式2.13計(jì)算得到(kN); (2)滑轉(zhuǎn)率的計(jì)算： ABn(2.15) .R. 式中：」，Gs——整機(jī)使用重量(KN)； Gs 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(shí)際速度Vi的計(jì)算： n仁 VT0.377--(2.16) i 式中：Vt——整機(jī)理論速度（m/s）; n渦輪轉(zhuǎn)速（rpm）; i——各擋對(duì)應(yīng)總傳動(dòng)比； ViVt（1）（2.17） 式中：V——整機(jī)實(shí)際速度（m/s）； Vt——整機(jī)

33、理論速度（m/s）; ——各擋對(duì)應(yīng)滑車專率,由公式（2.15）計(jì)算得到； （4）牽引功率及牽引效率的計(jì)算： NkpPkpVi（2.18） 式中：Nkp——整機(jī)實(shí)際牽引功率（kw）； Pkp——整機(jī)實(shí)際牽引力（KN）； Vi——整機(jī)實(shí)際速度（m/s）; 世100%（2.19） Nt 式中：——整機(jī)實(shí)際牽引效率； Nkp——整機(jī)實(shí)際牽引功率，由（式2-24）計(jì)算得到（kw/）； Nt——整機(jī)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(jī)各擋位對(duì)應(yīng)的實(shí)際牽引力Pkp、滑轉(zhuǎn)率、Vi整機(jī)實(shí)際速度Vi、整機(jī)實(shí)際牽引功率Nkp和整機(jī)理論牽引功率

34、Nt和整機(jī)實(shí)際牽引效率值，所得數(shù) 據(jù)列于下表: 表2.9一擋二檔及倒擋理論牽引特性數(shù)據(jù) % Mt 低檔 R（1檔） Pf Pkp（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

35、367.228 4.038 7040.862 1552.32 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 V高檔（3檔） V倒檔 Pk高檔（3檔） Rp高檔（3檔） Pk倒檔（1檔） Pkp倒檔（2檔） 0 0 6785.275 5232.975 9897.742

36、8345.442 6.213 4.259 4541.329 2989.029 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 13

37、30.160 -222.360 1940.178 387.878 0 23.061 133.179 -1419.221 194.178 —1.358 分析 裝載機(jī)的動(dòng)力特性反映的是工程車輛在不同坡度的路面上行駛時(shí)的加速度性能和所能達(dá)到的最大車速及爬坡性能。動(dòng)力性能影響到作業(yè)生產(chǎn)率，尤其是對(duì)運(yùn)輸為主的工程車輛。用動(dòng)力性能圖來分析裝載機(jī)的動(dòng)力性能。 根據(jù)公式PkPfPwPPj,PkPw_du進(jìn)行分析計(jì)算，其中Pk為車輪上的驅(qū) jGgdt 動(dòng)力，Pf為滾動(dòng)阻力，Pw為空氣阻力，Pi為坡道阻力，Pj為加速阻力。令P」為車輛的動(dòng)G 力因數(shù)并用符號(hào)D表示，工程車輛在各擋位

38、時(shí)的動(dòng)力因數(shù)與對(duì)應(yīng)車速的關(guān)系曲線稱為動(dòng)力特性曲線。 空氣阻力按下面公式計(jì)算 PwKSV；(KN)(2.20) 式中：K——空氣阻力系數(shù)，與車輛外形有關(guān)，由試驗(yàn)確定，這里取0.0006 N/(cm2kn2h-2)； S——車輛迎風(fēng)面積，S=hb=2.75。3.44=9.46(m2)； Vt——整機(jī)理論速度(m/s); _PkPw D(2.21) 式中：D——?jiǎng)恿μ匦砸驍?shù)； Pw——為空氣阻力(KN); Gs——整機(jī)使用重量(KN; Pk——整機(jī)理論牽引力，從表2-10中查取(KN； 第三章定軸式動(dòng)力換擋變速箱的設(shè)計(jì) 3.1變速箱傳動(dòng)設(shè)計(jì)及結(jié)構(gòu)分析 圖3.1前三后三變

39、速箱簡(jiǎn)圖 表3.1前三后三變速箱傳動(dòng)比 檔位 接合的離合器 傳動(dòng)比 、、之，刖 進(jìn) I FI Z6Z7Z12iFl_-一 Z2Z5Z8 R FH Z6Z10Z12iFl Z2Z4Z9 m Fm Z6Z11Z12iFl Z2Z6Z9 后 退 I RH Z4Z7Z12iFl 乙Z5Z8 R Rm Z10Z12 lF

40、lZ1Z9 m Rm Z4Z11Z12iFl-- 乙Z6Z9 3.1.1結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)-變速箱傳動(dòng)設(shè)計(jì)及結(jié)構(gòu)分析 定軸式動(dòng)力換擋變速箱的優(yōu)點(diǎn)是結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，加工與裝配精度容易保證，造價(jià)低。缺點(diǎn)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(dòng)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(dòng)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(gè)檔位 需要結(jié)合（F-1）個(gè)離合器。本設(shè)計(jì)采用三自由度變速箱，需結(jié)合兩個(gè)離合器獲得一個(gè)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，變速箱內(nèi)有五個(gè)離合器，分為倒，順，一二三四

41、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(jì)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B角及選配齒 輪齒數(shù)z。 設(shè)計(jì)時(shí)，一般采用統(tǒng)計(jì)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(jī)型，同一等級(jí)，結(jié)構(gòu)類型相似的變速器作為參考，分析，對(duì)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(qiáng)度的前提下，盡可能采U又較小的中心距.另外還要考慮軸承能否布置得下，應(yīng)保證變速箱殼體上必要的

42、壁厚。 可按下面經(jīng)驗(yàn)公式初選變速箱中心距(頭檔傳動(dòng)齒輪的中心距) AKA3MI(mm) 式中：MI：發(fā)動(dòng)機(jī)頭檔被動(dòng)齒輪所傳遞的扭矩(MIMehiI,Meh為發(fā)動(dòng)機(jī)額定扭矩， i：I檔輸出齒輪的傳動(dòng)比。) Ka：中心距參數(shù)，參考相似機(jī)型選取。 由上計(jì)算的頭檔傳動(dòng)齒輪的中心距 A=15l'262.6253.054=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(qiáng)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 ②材料、加工質(zhì)量、熱處理的好壞。材料好、齒輪制

43、造精度和熱處理質(zhì)量高，有可能采用小一些的模數(shù)，使齒輪的齒數(shù)相對(duì)多些，可增大齒輪的重疊系數(shù)，改善齒輪傳動(dòng)的平穩(wěn)性。 按下面經(jīng)驗(yàn)公式初選模數(shù)。 mKm河（3.2） 初選m=0.33.590431.824=6.454取m=7娃:所取模數(shù)均勻且在推薦范圍內(nèi)。） 齒寬b的大小直接影響齒輪強(qiáng)度。在一定范圍內(nèi)，齒寬大強(qiáng)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(huì)增大，反而使齒輪的承載能力降低。所以，保證必要的強(qiáng)度條件下齒寬不宜過大。 對(duì)于斜齒輪齒寬系數(shù)為（7?8.6） 中心距和模數(shù)一定時(shí)，齒寬b可用來調(diào)節(jié)齒所受應(yīng)力，根據(jù)各對(duì)齒輪上受力不同選取不同齒寬，以減少變速箱的軸向尺寸和重量

44、。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(dòng)平穩(wěn)性和齒輪壽命。 初選b=8X7=56mm 我國標(biāo)準(zhǔn)壓力角為20。。因此變速箱普遍采用20。壓力角。 確定斜齒輪螺旋角°時(shí)，主要是從它對(duì)齒輪的嚙合性能、強(qiáng)度影響，以及軸向力平衡等方 面綜合考慮?！阍龃螅X輪嚙合的重疊系數(shù)增大，運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)，噪聲下降。但°過大時(shí)，不僅 使軸向力增大，且導(dǎo)致傳動(dòng)效率降低，使軸承工作條件惡化。試驗(yàn)證明，隨。的增大，齒輪 的強(qiáng)度也相應(yīng)提高，但是與之相應(yīng)的直齒輪比較，當(dāng)螺旋角大于3°。時(shí)，其彎曲強(qiáng)度驟然下 降，而接觸強(qiáng)度繼續(xù)上升。因此，從提高低檔的齒輪彎曲強(qiáng)度出發(fā)，不希望。過大。 當(dāng)一根軸上有

45、兩個(gè)嚙合齒輪工作時(shí)，選擇軸上斜齒輪的螺旋角時(shí)，應(yīng)使同時(shí)工作的兩組斜 為達(dá)到軸向力的相互抵消或者抵消 齒輪布置恰當(dāng)，所產(chǎn)生的軸向力相互抵消或者抵消一部分 一部分，應(yīng)使同一軸上的同時(shí)工作的兩斜齒輪螺旋方向應(yīng)是相同的，因?yàn)橐瑫r(shí)工作，一個(gè)是 從動(dòng)齒輪，一個(gè)是主動(dòng)齒輪，因此，軸向力要相反。螺旋角按同類機(jī)型選取0160 if13.054if30.872if2,3.0540.8721.524 iri5.089ir22.181J1.272 初步確定了傳動(dòng)系統(tǒng)各檔的總傳動(dòng)比，但其數(shù)值很大,實(shí)現(xiàn) i式中i為總傳動(dòng)比，心為變速箱的傳動(dòng)比,k1o1fK 傳動(dòng)比。 同時(shí)由分析已知各檔位傳動(dòng)比：

46、Z6Z7Z12.Z6Z10Z12 if1=if2 Z2Z5Z5Z2Z4Z9 ._Z4Z7Z12._Z10Z12 ir1=ir2= Z7Z5Z8Z1Z9 由前面計(jì)算已知A46=294mm,斜齒輪的螺旋角一般為 距，模數(shù)和螺旋角已知時(shí)，則總齒數(shù)為 2AcosB2AcosB2294cos25” 2Z===76 mnm7 在傳動(dòng)系統(tǒng)中要經(jīng)過多級(jí)減速才能 主傳動(dòng)器的傳動(dòng)比，if最終傳動(dòng)的 Z6Z11Z12 if3- =Z2Z6Z9 ._Z4Z11Z12 ir3一 Z1Z6Z9 0=23°—27°,這里取o=25,當(dāng)中心 即Zi+Z6=76又取Z6=1.12從而算的

47、Z2=36,Z6=40;從而A46=mn（Z24）=2294cos25 Z2Acos257 293mm圓整為293mm 修正=arccosmnZ2-Z-=24.794 2A d23^6^ coscos24.797 277.594; d62407308.438mm coscos24.797 有上面所有已知條件和分析結(jié)果，從而以確定各配對(duì)

48、齒輪齒數(shù)為: Zi=17;Z2=36;Z3=18;Z4=21;Z§=41;Z6=40 Z7=46;Z8=34;Z9=60;乙0=28;Zu=25;乙2=49; 齒頂高：hamn(hanXn)=7(10)=7mm 齒根高：hfmn(hancnxn)=7(0.2510)=8.75mm 從而確定各個(gè)中心距，取020° mnZ3Z47(1821) A45n-3-=—()=145.260mm 2cos202cos20 修正：=arccosmn(z3-z4)=7(18-21)=19.950 2A2145.26 d3Z3mn—187—134.011mm coscos19.950 d

49、a3d32ha=148.044mm df3d32hf=116.541mm d4Z4mn—21—7—156.385mm coscos19.950 da4d42ha=170.385mm df4d42hf=138.885mm 取020° A56mn(Z3Zi)130.362mm 2cos20 修正：=arccosmn(z3~~z)=20.101 2A d1Zmn126.731mmcos da1d12ha=140.731mm df1d12hf=109.231mm 取016° mmn(Z5Z7) A342cos16=211.808mm 修正：=arccosmn(Z5z7

50、)=16,665 2A d5Z5mn299.583mmcos d7-z7mn-124.217mmcos da5d52ha=313.583mm df5d52ha=282.083mm da7d72ha=138.217mm df7d72ha=106.717mm 取010° A12mn(z9z12)387.385mm 2cos10 修正：=arccosmn(z9―紐=9.9362A d9Z1mL426.395mm cos Z12mn d12,-343.046mm cos da9d92ha=440.395mm df9d92ha=408.895mm da12d122h

51、a=357.046mmdf12d122ha=325.546mm 最終確定變速箱各檔傳動(dòng)比 iZ6Z7Z12... if1-；；if2 =Z2Z5Z8 "042=1.524if3=當(dāng)空=0.872 Z2Z4Z9 Z2"9 _Z4Z7Zi2 iri Z7Z5Z8 尸5.089 ir2=Zi^尸2.181 Z1Z9 ._Z4ZnZ12 ir3 Z1Z6Z9 =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

52、的設(shè)計(jì) 初步計(jì)算軸的直徑 軸的直徑可以按扭距強(qiáng)度法進(jìn)行估算，即d》31工,t 30.787mm;1 軸的材料選用40Cr,【iT】/MPa35-55,4為112-97. 262.625KN?m取d1==30.787mm取d131mm d2>3I5T2-；T2T1包131.312KN?md2==24.435mm取d224mm d3>3'―-；T3=T2M145.902KN?m；d3=25.309mm取d3=25mm;；tZ2 立163.695KN?m.d4=26.298mm取d4=26mm; Z10 Z4 丁6二丁5 迎 Z9 Z5; 218.260KN?m；d5=2

53、8.945mm取d5=29mm; 178.245KN?m;d627.065mm取d6=27mm; 以上確定的軸頸為軸的最小軸頸，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(dāng)滾動(dòng)軸承用軸向定位 是、時(shí)，其軸間直徑由滾動(dòng)軸承標(biāo)準(zhǔn)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(dòng)軸承，傳動(dòng)件和密封件等處的軸段直徑應(yīng)取相應(yīng)的標(biāo)準(zhǔn)值。 軸上安裝個(gè)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(duì)位置來確定。用套筒固定軸上零件時(shí)，軸端面與

54、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，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(jì) 本設(shè)計(jì)變速箱內(nèi)有五個(gè)離合器 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(dòng)，通過活塞軸向移動(dòng)來壓緊。 3. 分離彈簧形式 一個(gè)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(dòng)到控球閥消除離心壓力。 由離合

55、器摩擦轉(zhuǎn)矩Mm的計(jì)算公式：MmMPRdzko 式中:儲(chǔ)備系數(shù) M:傳遞轉(zhuǎn)矩 ：摩擦系數(shù) P：壓緊力 Rd：摩擦力作用等效半徑 z：摩擦副數(shù)量 ko:壓緊力損失系數(shù)其值可以由下列公式計(jì)算： 11 ko11 1 （對(duì)于干式摩擦 0.08 0.06) 離合器一般可取：0.30.130對(duì)于濕式摩擦離合器一般可取 pD22D2q 4 D1D2°D1 R,c一 以4D2 Mm 3,2,. M—D21c1cqzko 代入上式得16 式中q:許用比壓 D2：摩擦片外徑 D1：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

56、） 經(jīng)計(jì)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(shí)，主動(dòng)片數(shù)9,從動(dòng)片數(shù)8。 II檔時(shí)，主動(dòng)片數(shù)11,從動(dòng)片數(shù)10。 III檔位時(shí)，主動(dòng)片數(shù)9,從動(dòng)片數(shù)8 注明：離合器的外徑與內(nèi)徑根據(jù)裝配大小進(jìn)行確定，各離合器片數(shù)為初選。 1 .傳動(dòng)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(jì)采用矩形花鍵連 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(cuò)開，使每對(duì)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

57、鋼的底板上，且在摩擦襯面上開有溝槽，底板采用65鉆鋼，摩擦片總厚為2mm光片材料也選取65鉆鋼，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(fēng)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。 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(huì)因剛度不足而變形，影響活塞移動(dòng)和引起漏油。活塞在液壓缸中移動(dòng)應(yīng)有足夠的導(dǎo)向長度(一般為20mm，活塞與液壓缸有兩個(gè)配合面，宜采用活塞內(nèi)孔處配合為2-3級(jí)滑動(dòng)配合，具中心定位作用?；钊鈴教幣?/p>

58、合宜較松些，具有0.25-0.50mm的問隙，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(duì)空轉(zhuǎn)時(shí)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(shí)，消除片問間隙所需的時(shí)間長，同時(shí)也使離合器的軸向尺寸加長。 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 43243:2 降低，一般每對(duì)摩擦面冷卻有最小流量為7810m/ms,最好為111310m/ms, 不要大于30104m7m2s

59、。 (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(jìn)入離合器軸處，需采用旋轉(zhuǎn)密封，油缸活塞處，需采用滑動(dòng)密封，油缸密封的要求是，密封性好，移動(dòng)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(jì)算 4.1齒輪強(qiáng)度和計(jì)算 變速箱齒輪主要破壞形式是疲勞接觸破壞和疲勞彎曲破壞，因此一般變速箱齒輪進(jìn)行疲勞 彎曲強(qiáng)度計(jì)算和疲勞接觸強(qiáng)度計(jì)算。 驗(yàn)算齒根危險(xiǎn)斷面處的彎曲應(yīng)力，可按照下式進(jìn)行： 103?M,, FTkkIF rbmy 式中：M----計(jì)算扭矩（主動(dòng)齒輪所處的扭矩）（公斤*米）

60、 r------主動(dòng)齒輪節(jié)圓半徑（厘米） m------模數(shù)【對(duì)直齒輪為斷面模數(shù)（毫米），對(duì)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(shí)取較小者 y——齒形系數(shù)（查表3-3-3,對(duì)短齒，將表中查得的y乘以h/2.25m,式中h 為全齒高） k------螺旋角系數(shù)，對(duì)斜齒取0.881 kI------工作狀況系數(shù)，對(duì)于輪胎式液力機(jī)械取1 F——許用彎曲應(yīng)力（當(dāng)齒輪材料為20CrMnTi,20CrMnMO寸，許用彎曲應(yīng)力 F=2500-3200公斤/厘米2) 對(duì)于輸入齒輪Z2mn7,b=56,Z2=36,=24.79° d r138.797mm

61、 2 k1-0.858 120 對(duì)于液力傳動(dòng)類型kI=1 y查設(shè)計(jì)手冊(cè)取為0.475 代入以上數(shù)據(jù)，計(jì)算輸入齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度為: 10MKKi103895.9300.8811 F-30.5MPaF250?320KPa rbmy138.7975670.475 驗(yàn)算節(jié)點(diǎn)處的接觸應(yīng)力，對(duì)剛齒輪，可按照下式進(jìn)行; i 1 MKIK bi K H A 式中：K 系數(shù)（對(duì)直齒輪取1070,對(duì)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） 中心距（厘米） i 2 1 傳動(dòng)比， 乙 小齒輪上的扭矩（公斤?厘米） 齒輪齒寬（

62、厘米），大小齒輪齒寬不同時(shí)取較小者 Ki K 角變位修正對(duì)接觸強(qiáng)度影響系數(shù)， 工作狀況系數(shù)，對(duì)于輪胎式液力機(jī)械取 sin 40 , 1 sin 2 許用接觸應(yīng)力（當(dāng)齒輪材料為20CrMnTi,20CrMnMo時(shí)，許用接觸應(yīng)力 H=10000-14000公斤/厘米2) z21.75,A=387.385mm,b=56mmz10 小齒輪上的扭矩：M869.10,941111.3240.8740.982927.7Nm 對(duì)于液力機(jī)械 Ki1,Ka1 925,(1.71)929.710011.58 38.7385 1.7 1.8 100 ()=884.5

63、68MPa<1400MPa 滿足使用要求。 4.2軸的強(qiáng)度校核 通過［13］表11-29和［10］,查得花鍵型號(hào)為：10x102H7X112H10/f11X16H11/d10此處引用（式5-3）和（式5-4）進(jìn)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 hgm950MPa,彎曲疲勞極限應(yīng)力FGM330MPa.初取花鍵長度為40mm 1 .彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算 根據(jù)（式5-3）帶入相關(guān)數(shù)據(jù)，得: 103?M一 FkkI經(jīng)計(jì)算F30.5MPaF rbmy 所以滿足彎曲疲勞要求。 2 .接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算 根據(jù)（式5-4）帶入相關(guān)數(shù)據(jù)，得: h

64、KA ■卜1 MKIK經(jīng)計(jì)算 bi H 884.568MPa H 52mm 圖4.1 所以滿足要求。 為了更好的減少安裝難度，因此對(duì)花鍵的長度適當(dāng)增大，最終取為 1根據(jù)裝載機(jī)裝配圖，作出中間軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖（即力學(xué)模型） 中間軸力學(xué)模型 選取中間軸的材料為40CrNi,調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)《機(jī)械設(shè)計(jì)》P355表15-1查得：彎曲疲勞極限1=430(MPa，剪切疲勞極限1=210(MPa,許用彎曲應(yīng)力[1]=75(MP3。 2對(duì)軸進(jìn)行受力分析，并作出彎矩圖 根據(jù)以前的計(jì)算可知，當(dāng)閉鎖離合器結(jié)合時(shí)，中間軸受載最大，此時(shí)傳遞給中間軸的扭矩為“「=197.9(N?m^

65、2T22197.9 Ft-——— 圓周力：d292.4=4.28(KN)(8.1) 0 徑向力：FrFttan4.28tan20=1.558(KN(8.2) 根據(jù)以前的計(jì)算可知，摩擦片傳遞給中間軸的的扭矩為MT3=-197.9(N?m) 匚2T32197.9Ft 圓周力：d3762=0.912(KN(8.3) 0 徑向力：FrFttan0.912tan20=0.332(KN(8.4) 根據(jù)上述簡(jiǎn)圖及受力分析，分別按水平面和垂直面計(jì)算各力產(chǎn)生的彎矩，并按計(jì)算結(jié)果分 別作出水平面上的彎矩Mh圖和垂直面上的彎矩MV圖；然后按下式計(jì)算總彎矩并作出M圖 185. 675 

66、 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(xiǎn)的截面。現(xiàn)將計(jì)算出的 截面B處的MH、MV和M的值列于下表： 表4.1截面B所受載荷 水平面H垂直面V 載荷 支反力F FH15.305KN,FH21.94KN FV11.68KN,FV20.214KN 彎矩M MH185.675N?m MV58.65N?m 總彎矩 M14185.675258.652194.72N?m M20N?m 扭矩T T197.9N?m 3按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 校核時(shí)，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的危險(xiǎn)截面。根據(jù)《機(jī)械設(shè)計(jì)》P336,按第三強(qiáng)度理論，計(jì)算應(yīng)力 ca (8.5) 通常由彎矩所產(chǎn)生的彎曲應(yīng)力是對(duì)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(duì)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)a,則計(jì)算應(yīng)力為 ca 「4( )2 (8.6) 式中的彎曲應(yīng)力為對(duì)稱循環(huán)變應(yīng)力，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，取0.6 對(duì)于直徑為d的圓軸，彎曲應(yīng)力M,扭