《ZL20裝載機定軸式動力換擋變速箱設計說明書》由會員分享，可在線閱讀，更多相關《ZL20裝載機定軸式動力換擋變速箱設計說明書（55頁珍藏版）》請在裝配圖網上搜索。

1、畢業(yè)設計說明書 ZL20裝載機定軸式動力換擋變速箱設計 學生姓名 學號 院系專業(yè) 指導教師 填寫日期 目錄 ABSTRAC.T 第1章輪式裝載機底盤構造簡述-6- 1.1 裝載機的總體構造-6 1.2 傳動系統(tǒng) 第2章發(fā)動機——變矩器匹配計算-8- 2.1 參考課程設計任務書得到相關數據-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-..1..2...- 2.4 裝載機各擋總傳動比的確定-..1..6...- 2.5 裝載機整機性能分析-...1..8...- 第三章定軸式動力換擋變速箱的設計-...2..2...-... 3.1

2、變速箱傳動設計及結構分析-..2..2...-. 3.1. 確定變速箱的主要參數和配齒計算-...2..4...-.. 3.3 軸的設計-..2..9...- 3.4 換擋離合器的設計-...3..0...- 第四章變速箱主要零件的校核和軸承壽命計算-..3..3...-. 4.1 齒輪強度和計算-...3..3...- 4.2 軸的強度校核-..3..5...-. 4.3 輸出軸軸承的校核-...4..3...-. 4.4 軸承壽命計算-..4..6...-. 參考文獻-..4..8...- 致 謝 .. 附錄 -...4..9...- 錯誤! 未定義書簽。 摘

3、要 ZL20裝載機的傳動系中采用雙渦輪液力變矩器，這種結構型式的變矩器在小傳動比范圍 內具有較大的變矩系數和較高的效率。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，簡化變速箱的結構?；谶@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。該變速箱具有結構簡單，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。 關鍵字：雙渦輪變矩器，動力換擋，定軸變速機構。

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章輪式裝載機底盤構造簡述 1.1 裝載機的總體構造 裝載機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)、轉向系統(tǒng)、制動系統(tǒng)、液壓系統(tǒng)和工作裝置等組成。 1.2 傳動系統(tǒng) 圖1.1輪胎式裝載機結構簡圖 1-柴油

8、機；2-傳動系統(tǒng)：3-防滾翻與落物保護裝置；4-駕駛室；5-空調系統(tǒng)；6- 轉向系統(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 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)動機一液力變矩器一變速 箱一傳動軸一前、后驅動橋一輪邊減速器一車輪。 (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速高于一級齒輪從

9、動齒輪的轉速時，超越離合器將自動脫開，此 時，動力只經二級渦輪及二級齒輪傳入變速箱。隨著外載荷的增加，渦輪的轉速降低，當二級齒輪從動齒輪的轉速低于一級齒輪從動齒輪的轉速時，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傳遞動力，增大了變矩系數。 (2)變速箱 變速箱為定軸式動力換檔變速箱，由兩個制動器和一個閉鎖離合器實現三個擋位。前進I擋和倒擋分別由各自的制動器實現換檔；前進R擋(直接擋)通過結合閉鎖離合器實現。 (3)驅動橋 3 4 5 J 1-發(fā)動機 ”變矩器 3-變矩器回油泵 4-工作油泵 5-轉向油泵 6-腳制動 7-手制動 8-脫橋機構 9-輪

10、邊港速器 驅動橋 圖L2裝載機傳動方案設計 采用雙橋驅動，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)動機一一變矩器匹配計算 2.1 參考課程設計任務書得到相關數據 所選用的液力變矩器均為單級四元件雙渦輪液力變矩器具結構型式參考有關資料 表2.1變矩器主要參數 傳動比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 壓力（Mp3 流量（L/min） 變速泵 1.1 90 轉向泵 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/轉速--55/2000kW/r/min 最大扭矩/轉速--300/1600N-m/r/min 傳動系的機械效率（變矩器除外）均取n=0.9 2.2 發(fā)動機原始特性 根據畢業(yè)設計任務書已知：發(fā)動機（4102）neH=2000轉/分，NeH=55KW Neh Meh9550eh262.625Nmneh 最大扭矩及相應轉速

13、300N?m/1600轉/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刈算，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下面的經驗公式計算出不同轉速所對應的發(fā)動機扭矩，然后 選擇合適的比例在坐標紙上描點連線。 MxMemax"emaxM[gn）（2.1） （neHnA） 式中：Memax——發(fā)動機最大扭矩（N?m?；MeH——發(fā)動機額定扭矩（N?mj）； Mx對應轉速nx的扭矩（N?n）;neH發(fā)動機額定轉速（r/min）; nA——最大扭夕!對應轉速(r

14、/min)；山一一對應扭矩Mx的轉速(r/min)； 不同轉速對應的發(fā)動機扭矩列于下表： 表2.6發(fā)動機原始特性數據 |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，而轉向泵和工作裝置油泵空轉，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Mez為： MezMeMgMzMc(N?m)(2.2) 式中：Me——發(fā)動機的輸出扭矩(N?m)； Mg、Mz——分別為工作裝置油泵和轉向油泵空轉時消耗的扭矩(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，預先留出一定的功率，就是說這時工作裝置油泵、變速操縱泵與變矩器共同工作，而轉向泵空轉，

17、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Mez為： MezMeMgMZMc（N?mj）（2.3） 式中：Mg——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% MZ——為轉向油泵空車$時消耗的扭矩（N?mj）; Mc——變速操縱泵消耗的扭矩； 調查相關資料可知，變速泵的工作壓力為1.2Mpq工作流量為120l/min;轉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行計算： 3 M—PiQTi

18、nb（2.4） 2nbbMinA 式中：pi——為油泵的工作壓力（MPa,油泵空轉時壓力取為0.5MPa； Qf——油泵的理論流量（l/min）；生^——油泵的在不同轉速時對應的流量; nA bMi 油泵的機械效率，一般取0.75?0.85,這里取0.85; nb油泵的轉速（rpm）; nA發(fā)動機的額定轉速（rpm）; 計算結果如下: 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，所得數據列于下表: 表2.7發(fā)動機傳遞的扭矩數據單位（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 全功率匹配時變矩器有效直徑D1按下式確定 Di5 上（項 bEh (2.5) N? m); 式中：Mez—―該狀態(tài)時發(fā)動機傳給變矩器的最大有效力矩（ B——所選變矩器最高效率時泵輪力矩系數; 工作液壓的重度（N/m3）; 發(fā)動機額定轉速（rpm）； 5277.145104 .27.720002 =0.478(m) 部分功率匹配時變矩器有效直徑 D2按下式確定 CMez/、 D2：i——

22、 bEh (2.6) 式中：Mez——該狀態(tài)時發(fā)動機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泵輪力矩系數; 工作液壓的重度（N/m3）; 0h發(fā)動機額定轉速（rpm）； c.174.11104 D52 .27.720002 =0.435（m） 裝載機在作業(yè)過程中，工作裝置油泵不是經常滿負荷工作，因而, 為了兼顧兩種工況的要 求，使所選變矩器的有效直徑D3應該是D2D3Di；并使變矩器在i max工況之負荷拋物線與 Mez（全功率匹配）相交于接近額定扭矩點的調速特性區(qū)段，與M'ez（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

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，變矩器與柴油機共同工作的轉矩 .61 =0. 850 =0.950 =0.73 =0-765 和轉速變化的特征。不同轉速比時，泵輪轉據MB隨泵輪轉速的變化而變化 已知泵輪轉矩Mb為：Mbbgn2BD5(N?m)(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(p一定)，但是泵輪力 矩系數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原點的一束拋物線。根據 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矩Mb 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max=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。 (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。液力變

25、矩器直徑D=540mrm^適。 80010001200140016001800200022002407.330口上用加 圖2.1發(fā)動機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時的共同工作的轉矩MB和轉速山。再根據各速比i,由原始特性曲線查出對應的變矩系數k和效率”，按公式1i(nBii),, MTiMBi?Ki,NTi(0.1047103?MTi?nTi),可得到發(fā)動機與液力變矩器共同工作輸出時的轉矩Mt、轉速nT和功率Nt值，將計算數值，按一定比例，以5為橫坐標，其他參數為坐標進行繪圖，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。

26、 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EXCE嗷據 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 所選用的輪胎規(guī)格為：21-24 從《鏟土運輸機械設計》P202表6-1查得: 動力半徑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, 由本次設計任務書知輪胎選用12.5-20,求得rk=0.530m 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)的最高渦輪轉速nB,已知 nB=2547.010r/min,VTmin=10km/h,求得最低擋位傳動比： r,,？n「 i.0.377rK—B(2.9) IVTmin =3.054 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)內最高渦輪轉速nB,已知 nB=2547.010r/min,VTma=35km/h,求得最

30、高擋位傳動比： iI0.377rK?nB(2.10) VTmax =0.872 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)的最高渦輪轉速nB,已知 nB=2547.010r/min,VTmin=24km/h,求得最低擋位傳動比： iI0.377rK?nB(2.11) Vtx =1.272 若規(guī)定在各中間擋工作時柴油機的轉速范圍nA?nB,則可用下式計算必須的擋位數研當 然，這時得到的M不一定為整數，應加以圓整。 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 分析 要求在同一坐標紙上繪出滑轉率，及各擋實際速度、牽引效率、牽引功率變矩器渦輪轉速、變矩器渦輪功率隨牽引力變化的關系曲線。 (1)實際牽引力的計算： PfG?f52809.80.071552.320N(2.13) 式中：Pf——車輛的滾動阻力(kN)； Gs——整機使用重量(kg); f——滾動阻力系數，從《車輛地盤設計》P170表2-1-1取得，松散土路上的 f=0.07; PkpPkPf(2.14) 式中：Pkp——整機

32、實際牽引力(KN； Pk——整機理論牽引力，從表2-10中查取(KN； Pf——車輛的滾動阻力，根據式2.13計算得到(kN); (2)滑轉率的計算： ABn(2.15) .R. 式中：」，Gs——整機使用重量(KN)； Gs A、B、n——由輪胎充氣壓力及土壤性質決定的系數，這里取 A=0.11,B=12.31,n=6 (3)實際速度Vi的計算： n仁 VT0.377--(2.16) i 式中：Vt——整機理論速度（m/s）; n渦輪轉速（rpm）; i——各擋對應總傳動比； ViVt（1）（2.17） 式中：V——整機實際速度（m/s）； Vt——整機

33、理論速度（m/s）; ——各擋對應滑車專率,由公式（2.15）計算得到； （4）牽引功率及牽引效率的計算： NkpPkpVi（2.18） 式中：Nkp——整機實際牽引功率（kw）； Pkp——整機實際牽引力（KN）； Vi——整機實際速度（m/s）; 世100%（2.19） Nt 式中：——整機實際牽引效率； Nkp——整機實際牽引功率，由（式2-24）計算得到（kw/）； Nt——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的實際牽引力Pkp、滑轉率、Vi整機實際速度Vi、整機實際牽引功率Nkp和整機理論牽引功率

34、Nt和整機實際牽引效率值，所得數 據列于下表: 表2.9一擋二檔及倒擋理論牽引特性數據 % 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。 根據公式PkPfPwPPj,PkPw_du進行分析計算，其中Pk為車輪上的驅 jGgdt 動力，Pf為滾動阻力，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G 力因數并用符號D表示，工程車輛在各擋位

38、時的動力因數與對應車速的關系曲線稱為動力特性曲線。 空氣阻力按下面公式計算 PwKSV；(KN)(2.20) 式中：K——空氣阻力系數，與車輛外形有關，由試驗確定，這里取0.0006 N/(cm2kn2h-2)； S——車輛迎風面積，S=hb=2.75。3.44=9.46(m2)； Vt——整機理論速度(m/s); _PkPw D(2.21) 式中：D——動力特性因數； Pw——為空氣阻力(KN); Gs——整機使用重量(KN; Pk——整機理論牽引力，從表2-10中查取(KN； 第三章定軸式動力換擋變速箱的設計 3.1變速箱傳動設計及結構分析 圖3.1前三后三變

39、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 、、之，刖 進 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結構設計-變速箱傳動設計及結構分析 定軸式動力換擋變速箱的優(yōu)點是結構簡單，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 需要結合（F-1）個離合器。本設計采用三自由度變速箱，需結合兩個離合器獲得一個檔位。 在結構上，離合器裝在箱體內部，較離合器在箱體外受力情況較好，但維修不如后者方便，變速箱內有五個離合器，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和配齒計算 變速箱主要參數包括中心距A,齒輪模數m,齒寬b,螺旋B角及選配齒 輪齒數z。 設計時，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。首先，找現有的同類機型，同一等級，結構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，在結構和工況上的差異正確選擇參數。 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U又較小的中心距.另外還要考慮軸承能否布置得下，應保證變速箱殼體上必要的

42、壁厚。 可按下面經驗公式初選變速箱中心距(頭檔傳動齒輪的中心距) AKA3MI(mm) 式中：MI：發(fā)動機頭檔被動齒輪所傳遞的扭矩(MIMehiI,Meh為發(fā)動機額定扭矩， i：I檔輸出齒輪的傳動比。) Ka：中心距參數，參考相似機型選取。 由上計算的頭檔傳動齒輪的中心距 A=15l'262.6253.054=293.363mm(3.1) 取A46=294mm 3.2..2齒輪模數m m是直接決定齒輪大小與幾何參數的主要因素，直接決定著齒輪彎曲強度，模數的大小與 下列因素有關。 ?齒輪上所受力的大小。作用力大，模數也要大 ②材料、加工質量、熱處理的好壞。材料好、齒輪制

43、造精度和熱處理質量高，有可能采用小一些的模數，使齒輪的齒數相對多些，可增大齒輪的重疊系數，改善齒輪傳動的平穩(wěn)性。 按下面經驗公式初選模數。 mKm河（3.2） 初選m=0.33.590431.824=6.454取m=7娃:所取模數均勻且在推薦范圍內。） 齒寬b的大小直接影響齒輪強度。在一定范圍內，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為（7?8.6） 中心距和模數一定時，齒寬b可用來調節(jié)齒所受應力，根據各對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、。齒寬系數應選大些，使接觸線的長度增加，接觸應力降低，一提高傳動平穩(wěn)性和齒輪壽命。 初選b=8X7=56mm 我國標準壓力角為20。。因此變速箱普遍采用20。壓力角。 確定斜齒輪螺旋角°時，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?！阍龃?，齒輪嚙合的重疊系數增大，運轉平穩(wěn)，噪聲下降。但°過大時，不僅 使軸向力增大，且導致傳動效率降低，使軸承工作條件惡化。試驗證明，隨。的增大，齒輪 的強度也相應提高，但是與之相應的直齒輪比較，當螺旋角大于3°。時，其彎曲強度驟然下 降，而接觸強度繼續(xù)上升。因此，從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

45、兩個嚙合齒輪工作時，選擇軸上斜齒輪的螺旋角時，應使同時工作的兩組斜 為達到軸向力的相互抵消或者抵消 齒輪布置恰當，所產生的軸向力相互抵消或者抵消一部分 一部分，應使同一軸上的同時工作的兩斜齒輪螺旋方向應是相同的，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0160 if13.054if30.872if2,3.0540.8721.524 iri5.089ir22.181J1.272 初步確定了傳動系統(tǒng)各檔的總傳動比，但其數值很大,實現 i式中i為總傳動比，心為變速箱的傳動比,k1o1fK 傳動比。 同時由分析已知各檔位傳動比：

46、Z6Z7Z12.Z6Z10Z12 if1=if2 Z2Z5Z5Z2Z4Z9 ._Z4Z7Z12._Z10Z12 ir1=ir2= Z7Z5Z8Z1Z9 由前面計算已知A46=294mm,斜齒輪的螺旋角一般為 距，模數和螺旋角已知時，則總齒數為 2AcosB2AcosB2294cos25” 2Z===76 mnm7 在傳動系統(tǒng)中要經過多級減速才能 主傳動器的傳動比，if最終傳動的 Z6Z11Z12 if3- =Z2Z6Z9 ._Z4Z11Z12 ir3一 Z1Z6Z9 0=23°—27°,這里取o=25,當中心 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果，從而以確定各配對

48、齒輪齒數為: 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比 iZ6Z7Z12... if1-；；if2 =Z2Z5Z8 "042=1.524if3=當空=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》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取相應的標準值。 軸上安裝個零件的各段長度，根據相應零件的輪廓寬度和其他結構的需要來確定，不安裝 零件的各段軸長度可以根據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

54、套筒 端面或輪轂斷面之間應留有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 承孔內的結構與軸承的潤滑方式有關，軸承采用油潤滑，軸承的端面距箱體內壁的距離為 3-5mm。 3.4 換擋離合器的設計 本設計變速箱內有五個離合器 1. 連接方式 齒輪和離合器的內鼓相連，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。 由離合

55、器摩擦轉矩Mm的計算公式：MmMPRdzko 式中:儲備系數 M:傳遞轉矩 ：摩擦系數 P：壓緊力 Rd：摩擦力作用等效半徑 z：摩擦副數量 ko:壓緊力損失系數其值可以由下列公式計算： 11 ko11 1 （對于干式摩擦 0.08 0.06) 離合器一般可?。?.30.130對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：摩擦片內徑 :摩擦片面積利用系數（螺旋槽為0.6-0.65徑向油槽為0.8-0.9

56、） 經計算得 離合器外徑93mm離合器內徑83mm; 依次求得I檔，II檔，III檔的離合器片數。 I檔時，主動片數9,從動片數8。 II檔時，主動片數11,從動片數10。 III檔位時，主動片數9,從動片數8 注明：離合器的外徑與內徑根據裝配大小進行確定，各離合器片數為初選。 1 .傳動部分 外鼓為整體結構，外鼓和外片一般采取漸開式花鍵或矩形槽相連，本設計采用矩形花鍵連 內鼓和內片也采用矩形花鍵，外鼓和軸花鍵連接。內鼓和齒輪制成一體。為了讓冷卻油更好的流過摩擦片，內外孔上都開有幾排孔，每排孔都應錯開，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，花鍵齒的配合應有足夠的側隙，心避免摩擦片卡死，摩擦片兩段部壓板應有足夠的風度，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凶銐虻膶蜷L度(一般為20mm，活塞與液壓缸有兩個配合面，宜采用活塞內孔處配合為2-3級滑動配合，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，摩擦現分離間隙過小，則相對空轉時摩擦阻力矩過大，功率損失過大，但摩擦片分離間隙過大，則活塞行程大。離合器結合時，消除片問間隙所需的時間長，同時也使離合器的軸向尺寸加長。 3 .潤滑和密封 (1):離合器的摩擦片應得到可靠地冷卻潤滑，冷卻油不足往往引起摩擦片燒結和摩擦片 翹曲變形，但冷卻油過多將使離合器空轉損失增加，功率損失過多，且使摩擦片摩擦系數有所 43243:2 降低，一般每對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，進入離合器軸處，需采用旋轉密封，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。 驗算齒根危險斷面處的彎曲應力，可按照下式進行： 103?M,, FTkkIF rbmy 式中：M----計算扭矩（主動齒輪所處的扭矩）（公斤*米）

60、 r------主動齒輪節(jié)圓半徑（厘米） m------模數【對直齒輪為斷面模數（毫米），對斜齒輪為法面模數（毫米）】 b——齒輪齒寬（厘米），大小齒輪齒寬不同時取較小者 y——齒形系數（查表3-3-3,對短齒，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，對斜齒取0.881 kI------工作狀況系數，對于輪胎式液力機械取1 F——許用彎曲應力（當齒輪材料為20CrMnTi,20CrMnMO寸，許用彎曲應力 F=2500-3200公斤/厘米2) 對于輸入齒輪Z2mn7,b=56,Z2=36,=24.79° d r138.797mm

61、 2 k1-0.858 120 對于液力傳動類型kI=1 y查設計手冊取為0.475 代入以上數據，計算輸入齒輪彎曲疲勞強度為: 10MKKi103895.9300.8811 F-30.5MPaF250?320KPa rbmy138.7975670.475 驗算節(jié)點處的接觸應力，對剛齒輪，可按照下式進行; i 1 MKIK bi K H A 式中：K 系數（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） 中心距（厘米） i 2 1 傳動比， 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取較小者 Ki K 角變位修正對接觸強度影響系數， 工作狀況系數，對于輪胎式液力機械取 sin 40 , 1 sin 2 許用接觸應力（當齒輪材料為20CrMnTi,20CrMnMo時，許用接觸應力 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 對于液力機械 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軸的強度校核 通過［13］表11-29和［10］,查得花鍵型號為：10x102H7X112H10/f11X16H11/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力 hgm950MPa,彎曲疲勞極限應力FGM330MPa.初取花鍵長度為40mm 1 .彎曲疲勞強度計算 根據（式5-3）帶入相關數據，得: 103?M一 FkkI經計算F30.5MPaF rbmy 所以滿足彎曲疲勞要求。 2 .接觸疲勞強度計算 根據（式5-4）帶入相關數據，得: h

64、KA ■卜1 MKIK經計算 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，因此對花鍵的長度適當增大，最終取為 1根據裝載機裝配圖，作出中間軸的計算簡圖（即力學模型） 中間軸力學模型 選取中間軸的材料為40CrNi,調質處理。根據《機械設計》P355表15-1查得：彎曲疲勞極限1=430(MPa，剪切疲勞極限1=210(MPa,許用彎曲應力[1]=75(MP3。 2對軸進行受力分析，并作出彎矩圖 根據以前的計算可知，當閉鎖離合器結合時，中間軸受載最大，此時傳遞給中間軸的扭矩為“「=197.9(N?m^

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) 根據以前的計算可知，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) 根據上述簡圖及受力分析，分別按水平面和垂直面計算各力產生的彎矩，并按計算結果分 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 從軸的結構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將計算出的 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《機械設計》P336,按第三強度理論，計算應力 ca (8.5) 通常由彎矩所產生的彎曲應力是對稱循環(huán)變應力，而由扭矩所產生的扭轉切應力則常常不是對稱循環(huán)應力。為了考慮兩者循環(huán)特性不同的影響，引入折合系數a,則計算應力為 ca 「4( )2 (8.6) 式中的彎曲應力為對稱循環(huán)變應力，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取0.6 對于直徑為d的圓軸，彎曲應力M,扭