畢業(yè)設計論文YL25型輪胎壓路機傳動系統(tǒng)設計

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1、徐州師范大學本科生畢業(yè)設計 YL25型輪胎壓路機傳動系統(tǒng)設計 目 錄 1.前言 …………………………………………………………………………………………1 1.1 我輪胎壓路機的現(xiàn)狀及發(fā)展趨勢 ………………

2、…………………………………1 1.2 課題簡介 ……………………………………………………………………………2 1.3 小結 …………………………………………………………………………………4 2.傳動方案設計 ………………………………………………………………………………5 2.1 傳動方案設計原則 …………………………………………………………………5 2.2 三種傳動方案設計 …………………………………………………………………5 2.3 新技術應用 …………………………………………………………………………6 2.4 小結 ………………………………………………………………………………

3、…6 3.傳動系統(tǒng)設計 ………………………………………………………………………………7 3.1 基本參數(shù)的確定 ……………………………………………………………………7 3.2 傳動系統(tǒng)的速比分配 ………………………………………………………………7 3.3 傳動系統(tǒng)的組成 ……………………………………………………………………9 3.4 小結…………………………………………………………………………………23 4.傳動系統(tǒng)的常見故障及排除方法…………………………………………………………33 4.1 主離合器的故障及排除方法………………………………………………………33 4.2 變速箱

4、的常見故障及排除方法……………………………………………………34 4.3 驅動橋的常見故障及排除方法……………………………………………………35 4.4 小結…………………………………………………………………………………36 結 論…………………………………………………………………………………………37 后 記…………………………………………………………………………………………38 參 考 文 獻 …………………………………………………………………………………49 1 前言 1.1 我國輪胎壓路機的現(xiàn)狀及發(fā)展前景 輪胎壓路機具有良好的柔性壓實性能，

5、在使壓實對象獲得較高表面質量的同時，并不破壞被壓實的骨料。輪胎壓路機除了運用于瀝青混凝土路面的平整作業(yè)外，也是修筑高等級公路和飛機跑道所必備的配套設備。隨著國家對基礎設施建設投資力度的不斷加大和施工工藝規(guī)范的日益嚴格，輪胎壓路機市場形勢正日益看好，越來越受到施工單位的青睞，尤其是大噸位輪胎壓路機更是市場上的寵兒。 從國內外輪胎壓路機的發(fā)展過程來看，輪胎壓路機不論是從規(guī)格品種上，還是產銷數(shù)量上都遠遠落后于振動壓路機的增長速度，但輪胎壓路機卻因其特有的壓實性能而成為壓路機系列上不可缺少的重要分支。國際上著名的壓實機械制造商都具有較強的輪胎壓路機生產制造能力，如德國BOMAG公司在美國的一家工廠年

6、產量就達到了500臺左右，瑞典的DYNAPAC 公司在瑞典的產量為300臺左右，而美國的INGERSOLL-RAND公司和CATERPILLAR公司在北美的年產量也分別達到了600臺和300臺。 在國內，輪胎壓路機的發(fā)展起始于20世紀80年代初，當時能夠生產輪胎壓路機的只有徐州工程機械制造廠等少數(shù)幾家，產品的噸位也很單一，以16t產品為主，產量也只有幾十臺。到了90年代初期，山東德州公路機械廠開始生產輪胎壓路機，也以16t 產品為主，但產量只有幾臺。90年代末，洛陽建筑機械廠等企業(yè)開始進行輪胎壓路機的生產和銷售。表1所示為國內外輪胎壓路機主要廠商及主要產品型號。 表1 國內外輪胎壓路機主

7、要廠商及主要產品型號 國內外生產廠商 主要產品型號 BOMAG BW11RH、BW24R DYNAPAC CP132、CP221、CP271 INGERSOLL-RAND PT125R CATERPILLR PS-105B、PS-200B、PS-300B、PF-300B、PF-360B 徐州工程機械制造廠 YL16C、YL20C、XP160、XP200、 XP260（YL25）、XP300 一拖洛陽建筑機械有限公司 YL16G、YL25 山東德州公路機械廠 YL16/20C 廈工集團三明重型機器有限公司 YL20、YL26 就我國的輪胎壓路機技術水平而言

8、，還處在僅能滿足基本功能的低水平上，傳動形式為機械式，無自動集中充氣系統(tǒng)，懸掛形式為機械搖擺；目前國際上著名的工程機械生產廠家除日本酒井還有機械傳動形式外，其它產品已全部為液壓或液力傳動。由于我國整體工業(yè)水平較低，地區(qū)發(fā)展也不平衡，機械傳動式輪胎壓路機以其價格低、便于維修等優(yōu)點，在我國現(xiàn)階段還有很大的市場。表2所示為國內外大噸位輪胎壓路機產品的性能參數(shù)和部分結構形式對比。 表2 國內外同類產品技術參數(shù)對比 主要技術參數(shù) 生產廠家及產品型號 PROTEC PR24 BOMAG BW24R DYNAPC CP271 徐工 XP260 洛建 YL25 最小工作質量（kg）

9、 12500 13500 12400 14500 1600 最大工作質量（kg） 24000 24000 27000 26000 24000 軸距（mm） 3870 3465 -- 3840 3630 輪距（mm） -- -- -- 490 3630 理論爬坡能力（%） 40 39 -- 20 20 自動集中充氣 有 有 有 無 無 搖擺形式 機械 液壓懸浮 機械 機械 機械 傳動形式 液壓 液壓 液力 機械 機械 最小轉彎半徑（mm） 4270（內） -- -- 9000（外） 9000

10、（外） 工作速度（km/h） 0-8 0-20 0-5.8 0-12.8 0-25 0-23 前進：6、9.8、16 后退：6 前進：7.8、3.5、13.2、23 后退：3.5 前后輪重疊量（mm） 67 50 42 50 50 最小離地間隙（mm） 270 -- -- 290 -- 壓實寬度（mm） 1923 1986 2350 2750 2790 接地比壓（kPa） -- -- 301-67 250-40 200-40 發(fā)動機功率（kW） 90 82 74 115 100 這幾年輪胎壓路機也和其它壓路機產

11、品一樣，制造技術有了長足的進步，設計造型、整機動態(tài)結構分析技術、虛擬裝配及制造技術也在產品開發(fā)過程中得到了應用，從而提高了輪胎壓路機在各種條件下的適應性能，推動了整個輪胎壓路機的技術發(fā)展。 隨著工程機械的發(fā)展和用戶要求的不斷提高，除了具有高技術含量和穩(wěn)定的可靠性外，其在外觀造型、操作安全舒適、自動化等方面要求也越來越高。國內廠家對產品外觀和操作系統(tǒng)人性化設計方面做了大量工作，流線形玻璃鋼罩殼的應用，整體機架造型趨于美觀，操作系統(tǒng)根據(jù)人機工程原理學進行設計并在駕駛室內配上空調，這些方面取得了明顯進步，與國外差距逐步縮小。 縱觀國內國際市場，目前輪胎壓路機市場正呈現(xiàn)出穩(wěn)步增長的態(tài)勢，尤其是大噸

12、位輪胎壓路機更成為用戶的首選，輪胎壓路機必將有著更加廣闊的市場前景。但同時隨著入世后關稅的進一步下調，國外著名公司對國內市場的沖擊也不可忽視，國內輪胎壓路機制造廠家要想在未來的競爭中處于不敗之地，必須進一步加大對輪胎壓路機的研制力度，提高產品的可靠性和外觀質量，以良好的價格性能比滿足市場的需求，同時還應利用入世給我們帶來的機遇積極擴大出口，從而增強我們的國際競爭力，為企業(yè)的進一步發(fā)展作出更大貢獻。 1.2 課題簡介 1.2.1設計目的和意義 輪胎壓路機是一種靜作用壓路機，它是由特制的充氣輪胎對地面施以搓揉壓實作用，能獲得平整、致密的道路表面，致密的路面；上水的滲入，在多雨的南方和

13、多雪的北方不會因水而引起路面的損壞。這種獨特的壓實作用是其他壓實機械無法代替的。 隨著國民經(jīng)濟的飛速發(fā)展，使公路建設不斷發(fā)展，特別是高等級公路的高速發(fā)展，不僅對道路交通提出了更高的要求，道路重載、高速車流量大，對道路的質量尤其是路面質量提出了更高的要求，從而對壓路機的需求量不斷增加，尤其是大噸位壓路機，而目前徐工集團僅有16t、20t和30t三種機型，滿足不了市場需求。為使徐工集團輪胎壓路機系列化，從而設計開發(fā)YL25型輪胎壓路機，以滿足市場需求，加快國民經(jīng)濟的發(fā)展，為我國的“四化”建設做出貢獻。YL25型輪胎壓路機屬超重型自行式靜作用壓路機，具有強大的靜壓力和優(yōu)越的壓實性能，適用于壓實瀝青

14、路面、基礎層、次基礎層及填方工程，廣泛用于各種交通道路、機場港口、大壩等大型工程的壓實作業(yè)。該機是一種動力換檔自行式重型靜作用壓路機，它以獨特的充氣輪船對輔層材料施以壓實作用。不但靜作用時間長，而且有揉壓作用。 1.2.2設計依據(jù) （1）設計依據(jù)：JG /T5023—1992《輪胎壓路機技術條件》、JG/T74—1999《輪胎壓路機型式、基本參數(shù)與尺寸》。 （2）基本參數(shù)及主要技術性能指標 最小工作質量（kg） 14500 最大工作質量（kg） 26000 軸距（mm）

15、 3840 輪距（mm） 490 前后輪重疊量（mm） ≥45 爬坡能力 20% 接地比壓（kpa） 200-420 最小轉彎半徑（前輪外側）（mm） ≤9000 工作速度（km/h） 前進Ⅰ檔

16、 6.5 前進Ⅱ檔 11 前進Ⅲ檔 19 后退 5 發(fā)動機型號 D6114ZG39A 功率（KW） 115 轉速（r/min） 2000

17、 （3）成本預算及市場分析 YL25型輪胎壓路機結構重量14t，成本4.2萬元，加工及管理費用約5萬元，外配套件成本8萬元，7t鐵配重1.3萬元，銷售費用2萬元，估計生產成本20萬元，銷售價格32萬元。 1.2.3傳動系統(tǒng)設計的主要內容及步驟 （1）傳動方案設計 （2）傳動系統(tǒng)設計 1）基本參數(shù)確定 2）傳動系統(tǒng)的速比分配 3）傳動系統(tǒng)的組成 （3）傳動系統(tǒng)的故障及排除方法 1.3 小結 本節(jié)中，我們簡述了YL25輪胎壓路機的現(xiàn)狀及發(fā)展趨勢，課題來源，技術任務書以及課題研究的主要內容及方法，其中包括方案設計和零部件結構設計，零部件結構設計是本課題中的重點，設計一定的參數(shù)計算

18、，性能設計，在以下章節(jié)中會逐一討論。 2 傳動方案設計 2.1 傳動方案設計原則 傳動系布置的實質是確定傳動系仲各部件的相互位置、相關尺寸和連接方式。工程機械種類繁多，其傳動系的結構和復雜程度都各不相同。即使同一傳動方案，也可以因傳動結構和零部件的布置形式不同，使傳動系的工作性能、零部件的尺寸、形狀、加工工藝性和連接方式，甚至機械效率及整機性能等，都有差異。因此，為保證整機和傳動系具有優(yōu)良的技術性能、經(jīng)濟性能、工藝性能、進行傳動系布

19、置時，應遵循以下原則： （1）為提高大功率或長期連續(xù)運轉的工程機械的機械傳動效率，應將消耗功率較大的傳動機構布置在傳動的前部（即靠近發(fā)動機），消耗功率較小的傳動機構布置在傳動系的后部， （2）為簡化結構、減小傳動件尺寸，使傳動系結構緊湊，并簡化傳動件的加工工藝，在滿足傳動要求的前提下，應盡可能減少傳動軸和傳動副的數(shù)量；將傳動能力小或摩擦傳動結構布置在傳動系的前方；將大多數(shù)傳動副和制造精度高的高速級傳動副布置在傳動系的前部，即傳動副“前多后少”。將制造精度低的低速級傳動副布置在傳動系的末端，以減小振動和噪聲；將變速傳動機構布置在傳動系前部，將改變運動形式的機構布置在傳動系的末端與工作裝置相連

20、接，以使前面的大部分傳動件為旋轉運動。 （3）為使機器運轉平穩(wěn)，減少振動和噪聲，應將具有減振作用或柔性傳動的機構以及運動平穩(wěn)性較好、動載荷小的傳動件，布置在傳動系的前部；而將沖擊振動較大的機構布置在傳動的后部。 2.2 三種傳動方案設計 為了確保技術任務書提出的各項技術性能指標的實施，參考了德國寶泰克公司的PR系列輪胎壓路機、德國寶馬公司的BW系列輪胎壓路機及瑞典DYNAPAC公司的CP系列輪胎壓路機的結構特點和技術性能，并結合我國現(xiàn)有的輪胎壓路機的結構特點和技術性能制定了傳動方案設計。 借鑒前有傳動系統(tǒng)設計的經(jīng)驗，設計了三種傳動方案： 方案1：采用機械傳動，這種壓路機傳動系統(tǒng)屬于

21、較典型的老式配置，傳動方式是:發(fā)動機+主離合器+變速箱+側傳動,這里的變速箱是壓路機行駛傳動系統(tǒng)的主要部件,它具備四項功能,通過變速機構實現(xiàn)變速,通過大、小傘齒輪實現(xiàn)換向,通過差速齒輪實現(xiàn)差速和通過制動器實現(xiàn)制動.其優(yōu)點是：體積小、體積小、效率高，制造成本低、結構成熟。其缺點是：操作笨重，變速箱不但集各種功能于一體,而且結構復雜,其結構包括:變速機構、變速操縱機構、換向機構(倒順離合器)、換向操縱機構、制動器。變速箱上的制動器包括行車制動與停車制動兩項功能,制動不獨立且操縱繁鎖。此外,該變速箱后傳動還須配有龐大的側傳動系統(tǒng)實現(xiàn)減速,不但給整機的設計配置帶來很大的困難,而且側傳動的兩對圓柱齒輪外

22、露,轉速低、負荷大。 方案2：采用液力變矩器，動力換檔變速箱、帶自動差速裝置的驅動橋等。該傳動系統(tǒng)有以下優(yōu)點：（1）液力變矩器傳遞動力的介質是液體，它能吸收外力造成的振動和沖擊，即當外載荷突然增大時，傳動系統(tǒng)能自動減速增大牽引力來克服外載荷的變化；當外載荷減小時，傳動系統(tǒng)又能自動減小牽引力，從而避免了發(fā)動機和傳動系統(tǒng)受到?jīng)_擊。（2）液力變矩器使啟動和變速平穩(wěn)，無沖擊，減少對壓實路面的剪切沖擊，提高路面的壓實質量。其缺點是：（1）成本略高于機械傳動，機械效率偏低。（2）系統(tǒng)不成熟、維修困難。 方案3：采用機械傳動，增加換檔同步器，將變速箱和驅動橋一體的結構分開，形成各自獨立的部件。該技術的

23、變速箱是一個三速變速箱,選擇箱體內不同齒輪嚙合,可以得到三種不同速比,從而使壓路機獲得三檔不同的行駛速度;倒順減速箱具有換向、減速和手制動三項功能;驅動橋實現(xiàn)差速、減速及行車制動;這種傳動方式把減速、換向、差速、制動等幾種功能分散在三大主要件上,從而實現(xiàn)整機在獲得前進倒退各三種不同的行駛速度的同時,具有制動平穩(wěn),安全可靠,結構簡單,通用性強的特點。其優(yōu)點主要是：（1）將變速箱和驅動橋分開，使布局空間靈活，便于調節(jié)和維修。（2）增加同步換檔器，使換檔輕松柔和，手感好。(3)簡化了操縱，變速、倒順手柄合二為一，自動差速。其缺點：外載變化對傳動系統(tǒng)有沖擊現(xiàn)象。 通過對以上三種方案對比分析認為：YL

24、25輪胎壓路機的主要作業(yè)對象是瀝青路面的光整作業(yè)，外載荷變化較小。（1）方案1采用液力變矩器、動力換檔變速箱造價高。(2)方案2已不能滿足用戶對操作舒適性的要求。 鑒于以上分析，確定采用方案3。 2.3新技術應用 （1）采用增壓發(fā)動機，可在海拔2000m高度正常工作。 （2）排放達歐I標準，符合國際環(huán)保要求。 （3）采用同步換檔變速箱，減輕司機勞動強度，提高操作舒適性。 （4）前輪機械搖擺，使路面壓實均勻，延長道路使用壽命。 （5）氣頂油增壓蹄式制動，制動力矩大，確保人機安全。 （6）雙向駕駛雙向操縱，提高壓路機的壓邊性能，改善駕駛員的視野。 （7）鏈輪張緊同步機構，使調節(jié)得

25、心應手。 （8）膜片式彈簧制動器，使停車制動安全可靠。 （9）氣路安全互鎖功能，確保整機安全運行。 （10）電動水泵向輪胎表面噴灑潤滑劑，使被壓實的材料不粘附在輪胎表面上，提高路面平整度，提高壓實質量。 （11）接地比壓調節(jié)范圍大，滿足不同工況壓實要求。 2.4 小結 本節(jié)討論的是YL25輪胎壓路機的方案設計，其中包括傳動方案設計以及新技術應用。傳動方案中提出了三種方案，并進行了比較，最終確定了采用機械傳動，增加換檔同步器，將變速箱和驅動橋一體的結構分開，形成各自獨立的部件的方案。新技術的應用，使本設計更適合現(xiàn)代化要求。 6 徐州師范大學本科生

26、畢業(yè)設計 YL25型輪胎壓路機傳動系統(tǒng)設計 3 傳動系統(tǒng)設計 3.1 基本參數(shù)的確定 基本參數(shù)的確定應符合設計任務書的要求，并能滿足輪胎壓路機的性能要求和使用要求，也應滿足有關標準的要求。表3所示為YL25型輪胎壓路機傳動系統(tǒng)的基本參數(shù)。 表3 基本參數(shù) 項目 單位 基本參數(shù) 備注 重量 結構重量 kg 14200 加鐵（配重） 7000 一般情況不拆卸 加水（配重） 45

27、00 最大工作重量 26000 包括司機、隨機備件等 外形尺寸（lXbXh） mm 4910X2845X3380 帶駕駛室 軸距 3840 輪距 490 前后輪重疊量 45 碾壓寬度 2740 最小離地間隙 290 加配重鐵時 最小轉彎半徑 ≤9000 爬坡能力 ％ 20 重量分布 輪壓均勻 速度 前進Ⅰ速 km/h 6.5 前進Ⅱ速 11 前進Ⅲ速 19 后退 5 輪胎 型號 11.00-20-16PR 氣壓 kPa 400～800 外徑（自由直徑）

28、 mm 1070 內徑 508（20″） 寬度 290 輪胎布置 個 前5后6 3.2 傳動系統(tǒng)的速比分配 （1）將總傳動比分配給傳動系的各傳動裝置 總傳動比等于傳動系中各機構和部件總成的各分傳動比之積。一般工程機械的作業(yè)速度較低，傳動系多數(shù)是降速傳動。分配總傳動比時，應遵循各分傳動比“前小后大”、降速要慢和傳動副“前多后少”的原則，以使傳動系前部多數(shù)傳動副的尺寸較小，結構緊湊。 （2）分配各檔傳動比 總傳動比分配后，應根據(jù)傳動系方案中各變速裝置的形式和分得的傳動比，確定各變速裝置的速度擋數(shù)、傳動軸和傳動副的數(shù)量及布置方式，并分配各擋和各傳動副的傳動

29、比。確定變速裝置的擋數(shù)及各擋傳動比時，一般應遵循以下原則： 1)使機器在各種工況和載荷下都有所需的工作速度和作用力，并有盡可能高的生產率。 2）充分利用發(fā)動機的功率，最好實現(xiàn)恒功率輸出，以便充分利用發(fā)動機的功率。 3)使發(fā)動機盡可能在高效率低油耗區(qū)工作，以便作業(yè)機械有較好的經(jīng)濟性。 4)合理確定速度擋數(shù)。一般情況下，擋數(shù)越多，作業(yè)機械對工況和載荷的適應性越強，其生產率和發(fā)動機的功率利用率也越高。但擋數(shù)過多，會使變速裝置的結構復雜，體積大，制造難度和成本也相應提高，有時甚至會降低結構的合理性和先進性。機械式工程機械的正擋速度一般不大于8擋，其中變速器的擋數(shù)大多數(shù)為4擋，并采用分動器兼作副

30、變速器，以擴大變速范圍。載荷變化大、要求調速范圍更寬的大功率工程機械，通常采用液力機械傳動，以擴大速度變化范圍，簡化變速器和傳動系的結構。 5)工程機械的轉速排列方式有等比級數(shù)排列、雙重等比級數(shù)排列、等差級數(shù)排列以及根據(jù)經(jīng)驗和工藝要求，確定各擋速度的所謂無規(guī)則排列。分配各擋傳動比時，應盡可能使各擋速度成等比級數(shù)排列。等比排列的轉速，對機器生產率的影響在轉速范圍內都相同，尤其是在結構設計上容易實現(xiàn)。但等比排列用于擋數(shù)過多的變速器，會使高速擋速度梯度過大，或低速擋速度梯度過小，不易滿足某些工程機械的工況需要，此時，可以采用雙重等比排列。 6)分配各擋傳動比時，應盡量避免先升速、后降速、然后再升

31、速的方案。先升后降再升會使升速小齒輪的線速度過高、噪聲增大，從而要求更高的制造精度。而降速傳動的大齒輪則因外徑大而加大變速器的尺寸，同時使傳動系結構復雜。 7)齒輪副的降速傳動比應小于4，升速傳動比大于0.5。過大的降速比會使從動大齒輪齒數(shù)過多，尺寸過大；過小的升速比則使從動小齒輪齒數(shù)過少，轉速高，齒面容易，磨損和疲勞破損。 8)在條件許可的情況下，應盡可能采用較多的公用齒輪，以減少齒輪數(shù)量。 根據(jù)表1知道行駛速度分三檔，即： 前進Ⅰ速： 6.5 km/h 前進Ⅱ速： 11 km/h 前進Ⅲ速： 19 km/h

32、 后退： 5 km/h 3.2.1 總速比計算 iⅠ=ne×60×2 raπ/（Ⅰ速×103） =2000×60×2×0.0515×3.14/（6.5×103）=59.708 iⅡ=ne×60×2 raπ/（Ⅱ速×103）=35.28 iⅢ=ne×60×2 raπ/（Ⅲ速×103）=20.43 i退= ne×60×2 raπ/（v退×103）=77.62 式中：ne—柴油機轉速，選用2000r Pm ra—輪胎滾動半徑，取0.515m 3.2.2 速比分配 傳動系統(tǒng)主要由變速箱、倒順減速箱、驅動橋三部分組成，各部分速比分配如下： （1）末

33、級傳動采用驅動橋，其速比： i橋=37/6=6.1667 （2）減速箱 i=7.41 （3）變速箱 前進速度： i1=4.594 i2=2.638 i3=1.554 后退速度： i退=5.968 校核總速比： iⅠ= i末i橋i1=7.41×6.1667×4.594=60.427 iⅡ= i末i橋i2=7.41×6.1667×2.638=34.699 iⅢ= i末i橋i3=7.41×6.1667×1.554=20.440 i退= i末i橋i退=7.41×6.1667×5.968=

34、78.50 校核行駛速度： VⅠ= ne×60×2 raπ/（iⅠ×103） =2000×60×2×0.515×3.14/（60.427×1000） =6.42 km/h VⅡ= ne×60×2 raπ/（iⅡ×103） =2000×60×2×0.515×3.14/（34.699×1000） =6.42 km/h VⅢ= ne×60×2 raπ/（iⅢ×103） =2000×60×2×0.515×3.14/（20.440×1000） =18.98 km/h V退= ne×60×2 raπ/（i退×103） =2000×60×2×

35、0.515×3.14/（78.50×1000） =4.94 km/h 表5所示為各速比分配。 表5 速比分配 速比 變速箱 減速器傳動 驅動橋傳動 總速比 一速 i1 4.594 7.41 6．167 60.427 二速 i2 2.638 34.699 三速 i3 1.554 20.440 后退速度i退 5.968 78.50 3.3傳動系統(tǒng)的組成 根據(jù)上述的傳動系統(tǒng)設計原則以及傳動方案，確定了以下的傳動方式，該傳動系統(tǒng)的傳動方式為：發(fā)動機+變速箱+倒順減速箱+驅動橋。該技術的變速箱是一個三速變速箱,選擇箱體內不

36、同齒輪嚙合,可以得到三種不同速比,從而使壓路機獲得三檔不同的行駛速度;倒順減速箱具有換向、減速和手制動三項功能;驅動橋實現(xiàn)差速、減速及行車制動;這種傳動方式把減速、換向、差速、制動等幾種功能分散在三大主要件上,從而實現(xiàn)整機在獲得前進倒退各三種不同的行駛速度的同時具有制動平穩(wěn),安全可靠,結構簡單,通用性強的特點。以下是對四大件的設計及配置進行闡述。傳動系統(tǒng)圖見圖1: 圖1 傳動系統(tǒng)原理圖 3.3.1柴油機 發(fā)動機是輪胎壓路機的動力源，是輪胎壓路機的關鍵總成。在發(fā)動機基本形式中首先應確定的是采用汽油機還是柴油機，其次是氣缸的排列形式和柴油機的冷卻方式。 （1）工程機械

37、選用柴油機 工程機械最常用的動力裝置是柴油機，與汽油機相比，柴油機具有如下優(yōu)點： 1) 柴油機熱效率高、油耗低、燃料經(jīng)濟性好。柴油機價格便宜，成本較低。 2) 柴油機工作可靠，耐久性好，無需點火系統(tǒng)，故障少，使用壽命長。 3) 排氣污染較低。 4) 防火安全性好。 （2）氣缸排列形式的選擇 按氣缸排列形式，發(fā)動機又有直列、V型布置之分。 直列式發(fā)動機結構簡單，工作可靠，成本低，實驗維修方便，發(fā)動機的寬度小，布置起來較靈活，因而在中、小型工程機械上得到廣泛的應用。但是，當發(fā)動機排量較大時，直列式發(fā)動機的缺點就比較突出：不是缸徑過大影響工作性能，就是缸數(shù)過多，使發(fā)動機過長和過高，質

38、量也大。 V型發(fā)動機與直列式相比有不少優(yōu)點：①長度顯著縮短（25%～30%），高度較低，重量可減輕20%～30%；②曲軸箱和曲軸的剛度增加，扭振特性有所改善；③容易設計出尺寸緊湊的高轉速和大功率發(fā)動機；④通過缸數(shù)變化容易形成功率范圍很大的發(fā)動機系列。對于空間受到限制的工程機械，由于V型發(fā)動機的長度短，有利于總體布置。 （3）發(fā)動機冷卻方式的選擇 按冷卻方式，發(fā)動機又有水冷式和風冷式之分。 水冷發(fā)動機冷卻性能均勻可靠，散熱好，氣缸變形小，缸蓋、活塞等主要零件的熱負荷較低，可靠性好；能很好的適應大功率發(fā)動機的要求；發(fā)動機增壓后也易于采取措施（如加大水箱、增加泵量）加強散熱；噪聲??；駕駛內供

39、暖易解決。但其冷卻性能受氣溫影響顯著，應考慮避免高溫天氣出現(xiàn)發(fā)動機過熱的問題。 風冷發(fā)動機的冷卻系統(tǒng)簡單，維修方便；對于在沙漠和缺水地區(qū)及炎熱、酷寒地區(qū)使用的適應性好，不會發(fā)生發(fā)動機過冷和凍結等故障；還可以省去消耗銅材的水箱。但大缸徑的風冷發(fā)動機的冷卻不夠均勻；缸蓋等有關零件的熱負荷高，可靠性不及水冷式的；噪聲大，油耗較高。 發(fā)動機的功率越大，其壓路機的動力性能越好。但若功率過大，發(fā)動機的功率利用率就降低，燃料經(jīng)濟性下降。 壓路機的發(fā)動機功率應保證壓路機在最困難條件下能正常工作。這種最困難條件是：在最大上坡的路基上滾壓松散的碎石物料。 所需發(fā)動機的功率為： 式中：P—各種工況下的

40、阻力，N； η—傳動系統(tǒng)的效率0.743； V—相應各工況的壓路機速度，m/s。 壓路機驅動輪上的圓周力即牽引力必須大于或等于工作時的總阻力，即。 壓路機在最困難條件下工作時產生以下阻力：運行阻力；上坡阻力； 壓路機在上坡壓實工作中的阻力： 壓路機運行阻力： 式中： f—壓路機滾動阻力系數(shù)，取f=0.1； G—壓路機質量，G=26000kg； —道路坡度，根據(jù)交通部《公路工程技術標準》，各種公路的坡度最大值為11%，即=arctan0.11=6.28°；本壓路機設計的理論爬坡度為20%，即=arctan0.2=11.3°； 上坡阻力：

41、壓路機在上坡壓實工作中的阻力： 壓路機在上坡壓實工況時的功率： 式中: V—壓路機工作速度，V=6.5km/h； —傳動系統(tǒng)總效率。 （效率由設計手冊查找確定） η直—圓柱齒輪的傳動效率，取8級精度； n1—圓柱齒輪的嚙合對數(shù)； η錐—圓錐齒輪的傳動效率，取8級精度； n2—圓錐齒輪的嚙合對數(shù)； η滾—滾動軸承效率； n3—滾動軸承數(shù)量； η鏈—鏈條傳動效率； n4—鏈條傳動對數(shù)。 轉向阻力（彎道阻力）： 根據(jù)王戈等編著的《壓實機械》一書公式: 式中：—轉向輪上分配載荷； K—附加阻力系數(shù)，K取0.18。 其中:

42、 所以: 阻力矩： 式中：為輪胎滾動半徑0.515mm。 轉向功率N2： 式中： M —原地轉向阻力矩（N·m）； —壓路機轉向角，； A— 倍數(shù)，偏轉輪轉向A=2； t—完成一次全程轉向的時間，一般4～5s，取t=4s。 壓路機在上坡壓實工況時消耗的功率最大，為: 綜上所述，選用性能優(yōu)良的東風C系列D6114ZG增壓發(fā)動機，該機油耗222g/kW·h。具有良好的使用經(jīng)濟性；采用J83渦輪增壓器，能在海拔2000m高度正常工作，能滿足不同地區(qū)、不同工況的使用要求，有較強的適應性。該機既具有輕型機簡潔、緊湊的

43、特點又具有重型機承受高負荷、堅固耐用的特點，且排放低，噪聲小，燃油排放達到世界最嚴格的歐1標準。柴油機功率115kW，功率后備系數(shù)高達1．51，功率儲備大。其體積小、質量輕、動力足、功率大、油耗小，操作輕便可靠。其額定功率105kW、轉速2000r/min。該發(fā)動機適用性強，耐熱耐寒，可在-12℃以下輕易起動；增壓器裝置使它在海拔3000m左右的高原地帶運行功率不降低。表4所示為柴油機的主要參數(shù)。 表4 D6114ZG39A柴油機技術性能 1 氣缸數(shù) （個） 6 2 氣缸直徑 （mm） 114 3 活塞行程

44、 （mm） 135 4 標定總功率 （Ps） 115 5 轉速 （rPm） 2000 6 燃油消耗率 （g/psh） ≤222 7 機油消耗率 （g/psh） ≤2 8 扭矩（不帶附件） （kgf.m） 61.2 9 最大扭矩時轉速 （rPm） 1400—1600 10 曲軸轉向（面對飛輪端） 逆時針 11 啟動方式 24V電啟動 12 冷卻方式 水冷 13 最高空轉速 （rP

45、m） 2200 14 外形尺寸（長×寬×高） （mm） 15 凈質量 （kg） 640 3.3.2變速箱的理論設計 傳統(tǒng)的設計方法是從給定的條件出發(fā),根據(jù)經(jīng)驗和理論計算,用試湊的方法確定主要參數(shù),然后進行強度、剛度等方面的校核,如不合格,則對某些參數(shù)進行修改后,再重復上述過程,直至滿足各項要求為止,顯然,這種方法不能保證得到最優(yōu)的設計方案。設計時,我們采用了優(yōu)化設計方案,以滿足大機型(22噸)壓路機的發(fā)動機功率(P=115kW)輸入為準,計算強度,在滿足強度條件下,使其體積最小,以達到結構緊湊、質量最小的目的。根據(jù)壓路機行駛的特殊性及擋位的要

46、求,借鑒全液壓振動壓路機變速箱結構緊湊、操縱方便的成功經(jīng)驗。選用機械換擋變速箱傳動，具有前3后1共4個擋位，采用接合套換擋和鎖環(huán)式同步器換擋，具有換擋柔和平穩(wěn)、噪聲低、可靠性高、結構緊湊、維修方便的特點。我們采用如圖1所示的變速箱傳動簡圖: 圖 2 變速箱傳動簡圖 設計步驟如下： 主傳動比和變速器一檔速比確定以后，變速器除一檔和直接檔之外的各檔速比即為優(yōu)化的設計變量，可表示為: X= [x1 x2 …xm]T= [ig2 ig3 …ign-1]T (最高檔為直接檔時) X= [x1 x2 …xm]T= [ig2 ig3 …ign-2 ign]T (次高檔為直接檔

47、時) 式中: n為變速器的檔位數(shù); m為傳動比優(yōu)化的設計變量個數(shù)，m=n- 2 目標函數(shù): 變速器速比優(yōu)化的目標函數(shù)采用驅動功率極限發(fā)揮率，它反映了發(fā)動機輸出的最大功率Pemax在驅動輪上得到發(fā)揮的極限程度，其定義如式(3)所示。優(yōu)化時取的最大值。與汽車驅動力損失率相比，驅動功率極限發(fā)揮率,考慮了各檔使用率的不同，從而能夠反映不同實際使用條件對速比的要求。 對上式中各變量作如下說明: (1)上式右邊分母所代表的面積表示各種車速下發(fā)動機的最大功率Pemax;全部傳到了驅動輪上的理想狀況，而分子則代表驅動功率實際的可能極限。 (2)用v。表示車速，vmin為一檔時，發(fā)動機最大扭矩點

48、所對應發(fā)動機轉速下的車速km/h; vmax為汽車的最高車速km/h。 式中:i0為主傳動比;ηTi為第i檔工作時傳動系的傳動效率;vi1,vi2為第i檔對應的車速積分上、下限，為圖I中該檔驅動輪最大功率一車速曲線與相鄰檔曲線的交點(沒有交點時取相鄰兩個檔位中較低一檔的最高車速)對應的車速(例外的是第一檔的積分下限和最高檔的積分上限分別為Vmin和Vmax); rr為驅動輪的滾動半徑。 (3) wi是第i檔的利用率系數(shù)?？紤]了汽車各檔利用率ui的不同，并在對大量變速器的速比進行分析的基礎上，發(fā)現(xiàn)采用式(6)反映wi和ui的關系時可得到較好的速比優(yōu)化結果: 式中：為中的最小值。

49、 （4）為所有的均值，即： 約束條件： （1）反映相鄰檔位間速比大小關系的約束條件: （2）防止動力傳遞中斷的約束條件: 式中: nT為發(fā)動機最大扭矩點所對應的轉速(r/min); nemax為發(fā)動機最高轉速(r/min) 齒輪參數(shù)的優(yōu)化: 從圖2中可看出,它可輸出三檔速度,直接輸出為III檔,速比為,當與嚙合時輸出II檔速度,速比為 ,當與相掛時輸出Ⅰ檔速度,速比;在這里模數(shù) 、 、 ,齒數(shù) 、、 、 、 、及齒寬b 等都是設計變量,可由于總傳動比 、 給定, 、 屬于公共齒輪;我們可以先定 、 、 、為設計變量,表示為: x =[ 、 、

50、 、 ] =〔、 、 、〕這里 =。 上面提到,設計時要使該變速箱的體積最小,這就是本優(yōu)化設計問題追求的目標函數(shù),它可歸結為使變速箱的中心距最小,又因中心距a寫成： a= 即： min 小齒輪不發(fā)生根切的最小齒數(shù)不超過17： 動力傳動的齒輪模數(shù)應大于2mm 齒寬系數(shù)應滿足 齒面的接觸強度和齒根的彎曲強度必須滿足: 即： 其中,輸入功率P= 140kW,輸入轉速n= 2200r/min , 根據(jù)變速的需要,齒輪為漸開線直齒圓柱齒輪,材料為20CrMnTi,淬硬

51、、精制 齒輪的許用接觸應力 齒輪的許用彎曲應力 齒寬系數(shù)ψ= 動力載荷系數(shù) 用懲罰函數(shù)法求得中心距最小值: 綜合各已知條件求得如表5中的各參數(shù): 表5 各齒輪基本參數(shù) 第一對齒輪 第二對齒輪 第三對齒輪 模數(shù)（m） 齒數(shù)（z） 變位系數(shù)（x） 模數(shù)（m） 齒數(shù)（z） 變位系數(shù)（x） 模數(shù)（m） 齒數(shù)（z） 變位系數(shù)（x） 4 27 0 5 28 ＋0.06 5 19 ＋0.15 47 31 ＋0.04 40 －0.05 變速箱設計過程中的注意點: （1）由圖1可知, 為變位齒輪,當變速齒

52、輪與相掛時,必須空轉,才能從輸出軸3 輸出3 檔速度;當變速齒輪在中位時與嚙合,同樣, 也須空轉,輸出軸3 能輸出2 檔速度;當變速齒輪與相掛時, 相當于介輪, 上的動力通過傳遞給與之相連的變速齒輪, 再通過與之嚙合的花鍵從軸3上把1 檔速度輸出;由于與輸出軸3 要相對轉動,所以在它們之間安裝耐熱、耐磨的銅合金材料的銅套最為合適,而此處的位置相對較緊湊,考慮此銅套加工時不但內、外圈直徑要分別選用間隙、過盈配合及同軸度要求,而且還須開導油槽,使箱體內的油能通過此導油槽潤滑銅套而避免由于磨擦使此溫度太高而燒壞銅套。 （2）軸承的配置 由于結構的特殊性,輸出軸一端徑向安裝受限制,故輸出軸一端支撐選

53、用滾針軸承,其余采用一般滾動軸承。 （3）箱體及排檔箱的設計 在箱體上,同一軸上的孔及安裝輸入、輸出軸的孔加工時必須要有同軸度要求,箱體上端面與排檔箱的蓋子要有銷軸定位,以便調整檔位。 （4）防止漏油措施進、出口采用進口迷宮式油封,箱體和軸端端蓋上開回油槽,形成順暢油路。 綜合上述,設計出的變速箱的輸入端與主離合器相連,輸出端通過萬向節(jié)與倒順減速箱相連,通過撥叉,實現(xiàn)換檔。 3.3.2減速箱 減速箱是壓路機行駛傳動系統(tǒng)的主要部件, 同樣,應用優(yōu)化設計理論,在滿足強度要求條件下,使其結構達到最緊湊,設計步驟如下。其前進時的速比為3.24,后退時的速比為2.29,因此它除了具有換向作用外

54、,也具有減速的功能,它的輸入端通過萬向節(jié)與變速箱連接,輸出的一端通過萬向節(jié)與驅動橋連接,另一端裝有制動器。該制動器采用雙蹄內漲式,制動平穩(wěn)可靠。 設計步驟如下： 由上述速比分配可知，減速器傳動比為：＝7.41。 根據(jù)展開式布置，考慮潤滑條件，為使兩級大齒輪直徑相近，查圖得高速級傳動比為＝3.24，則＝2.29。 一、計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)： （1）各軸轉速 ? ＝＝1440/2.3＝626.09r/min ??＝＝626.09/3.24＝193.24r/min ??＝?/?＝193.24/2.29=84.38 r/min ==84.38 r/min （2）各軸輸入功

55、率 ＝×＝3.40×0.96＝3.26kW ? ?＝×η2×＝3.26×0.98×0.95＝3.04kW ?? ＝×η2×＝3.04×0.98×0.95＝2.83kW ＝×η2×η4=2.83×0.98×0.99＝2.75kW 則各軸的輸出功率：?? ＝×0.98=3.26×0.98=3.19 kW ＝×0.98=3.04×0.98=2.98 kW ＝×0.98=2.83×0.98=2.77kW ＝×0.98=2.75×0.98=2.70 kW （3）各軸輸入轉矩 =×× N·m 電動機軸的輸出轉矩=9550 =9550×3.40/1440=22.55 N·m 所以

56、: ＝×× =22.55×2.3×0.96=49.79 N·m ＝×××=49.79×3.24×0.96×0.98=151.77 N·m ＝×××=151.77×2.29×0.98×0.95=326.98N·m =××=326.98×0.95×0.99=307.52 N·m 輸出轉矩：＝×0.98=49.79×0.98=48.79 N·m ＝×0.98=151.77×0.98=148.73 N·m ＝×0.98=326.98×0.98=320.44N·m ＝×0.98=307.52×0.98=301.37 N·m 二、齒輪的設計： （一）高速級齒輪傳動的設計計算 1.齒輪材

57、料，熱處理及精度 考慮此減速器的功率及現(xiàn)場安裝的限制，故大小齒輪都選用硬齒面漸開線斜齒輪。 ?① 材料：高速級小齒輪選用45#鋼調質，齒面硬度為小齒輪 280HBS 取小齒齒數(shù)=24. 高速級大齒輪選用45#鋼正火，齒面硬度為大齒輪 240HBS。 Z=×Z=3.24×24=77.76，取Z=78. ② 齒輪精度 按GB/T10095－1998，選擇7級，齒根噴丸強化。 ２.初步設計齒輪傳動的主要尺寸 按齒面接觸強度設計 確定各參數(shù)的值: ①試選=1.6 查機械設計手冊可知，選取區(qū)域系數(shù) Z=2.433 則 ②由機械設計手冊查得，計算應力值

58、環(huán)數(shù) N=60nj =60×626.09×1×（2×8×300×8） =1.4425×10h N= =4.45×10h #(3.25為齒數(shù)比,即3.25=) ③查設計手冊可得：K=0.93 K=0.96 ④齒輪的疲勞強度極限 取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,應用公式10-12得: []==0.93×550=511.5 []==0.96×450=432 許用接觸應力 ⑤查設計手冊查得： =189.8MP =1 T=95.5×10×=95.5×10×3.19/626.09 =4.86×10N.m 3.設計計算 ①小齒輪的分度圓直徑d = ②

59、計算圓周速度 ③計算齒寬b和模數(shù) 計算齒寬b b==49.53mm 計算摸數(shù)m 初選螺旋角=14 = ④計算齒寬與高之比 齒高 h=2.25 =2.25×2.00=4.50 = =11.01 ⑤計算縱向重合度 =0.318=1.903 ⑥計算載荷系數(shù)K 使用系數(shù)=1 根據(jù),7級精度, 查設計手冊得 動載系數(shù)K=1.07, 由設計手冊得K的計算公式: K= +0.23×10×b =1.12+0.18(1+0.61) ×1+0.23×10×49.53=1.42 K=1.35 K==1.2 故載荷系數(shù):

60、 K＝K K K K =1×1.07×1.2×1.42=1.82 ⑦按實際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑 d=d=49.53×=51.73 ⑧計算模數(shù) = 4.齒根彎曲疲勞強度設計 由彎曲強度的設計公式得： ≥ ⑴確定公式內各計算數(shù)值 ①小齒輪傳遞的轉矩＝48.6kN·m 確定齒數(shù)z 因為是硬齒面，故取z＝24，z＝i z＝3.24×24＝77.76 傳動比誤差? i＝u＝z/ z＝78/24＝3.25 Δi＝0.032％5％，允許。 ②計算當量齒數(shù) z＝z/cos＝24/ cos14＝26.27 z＝z/cos＝78/ cos14＝85.43 ③初選齒寬系數(shù)

61、 按對稱布置，由表查得＝1 ④初選螺旋角 ?初定螺旋角 ＝14 ⑤載荷系數(shù)K K＝K K K K=1×1.07×1.2×1.35＝1.73 ⑥查取齒形系數(shù)Y和應力校正系數(shù)Y 查設計手冊得: 齒形系數(shù) Y＝2.592 Y＝2.211 ?應力校正系數(shù) Y＝1.596? Y＝1.774 ⑦重合度系數(shù)Y 端面重合度近似為＝[1.88-3.2×（）]＝[1.88－3.2×（1/24＋1/78）]×cos14＝1.655 ＝arctg（tg/cos）＝arctg（tg20/cos14）＝20.64690 ＝14.0

62、7609 因為＝/cos，則重合度系數(shù)為Y＝0.25+0.75 cos/＝0.673 ⑧螺旋角系數(shù)Y 軸向重合度 ＝＝1.825, Y＝1－＝0.78 ⑨計算大小齒輪的 安全系數(shù)由手冊查得S＝1.25 工作壽命兩班制，8年，每年工作300天 小齒輪應力循環(huán)次數(shù)N1＝60nkt＝60×271.47×1×8×300×2×8＝6.255×10 大齒輪應力循環(huán)次數(shù)N2＝N1/u＝6.255×10/3.24＝1.9305×10 查設計手冊得到彎曲疲勞強度極限??：???????????????? 小齒輪 大齒輪 查手冊得彎曲疲勞壽命系數(shù): K=

63、0.86 K=0.93 取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.4 []= []= ⑵設計計算 ①計算模數(shù) 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，按GB/T1357-1987圓整為標準模數(shù),取m=2mm但為了同時滿足接觸疲勞強度，需要按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d=51.73來計算應有的齒數(shù).于是由: z==25.097 取z=25 那么z=3.24×25=81 ?②幾何尺寸計算 計算中心距： a===109.25 將中心距圓整為110 按圓整后的中心距修正螺旋角 =arcc

64、os 因值改變不多,故參數(shù),,等不必修正. 計算大.小齒輪的分度圓直徑： d==51.53 d==166.97 計算齒輪寬度： B= 圓整的 （二）低速級齒輪傳動的設計計算 ⑴材料：低速級小齒輪選用45鋼調質，齒面硬度為小齒輪 280HBS 取小齒齒數(shù)=30 速級大齒輪選用45鋼正火，齒面硬度為大齒輪 240HBS z=2.33×30=69.9 圓整取z=70. ⑵齒輪精度 按GB/T10095－1998，選擇7級，齒根噴丸強化。 ⑶按齒面接觸強度設計 1.確定公式內的各計算數(shù)值 ①試選K=1.6 ②查手冊，選取區(qū)域系數(shù)Z=2.45 ③試

65、選,由手冊查得 =0.83 =0.88 =0.83+0.88=1.71 應力循環(huán)次數(shù) N=60×n×j×L=60×193.24×1×(2×8×300×8) =4.45×10 N=1.91×10 由設計手冊查得接觸疲勞壽命系數(shù) K=0.94 K= 0.97 查手冊可得： 按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限, 大齒輪的接觸疲勞強度極限 取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,則接觸疲勞許用應力 []== []==0.98×550/1=517 [540.5 由手冊查得材料的彈性影響系數(shù)Z=189.8MP 選取齒寬系數(shù)

66、 T=95.5×10×=95.5×10×2.90/193.24 =14.33×10N.m =65.71 2.計算圓周速度 0.665 3.計算齒寬 b=d=1×65.71=65.71 4.計算齒寬與齒高之比 模數(shù) m= 齒高 h=2.25×m=2.25×2.142=5.4621 =65.71/5.4621=12.03 5.計算縱向重合度 6.計算載荷系數(shù)K K=1.12+0.18(1+0.6+0.23×10×b =1.12+0.18(1+0.6)+ 0.23×10×65.71=1.4231 使用系數(shù)K=1 同高速齒輪的設計,查表選取各數(shù)值 =1.04 K=1.35 K=K=1.2 故載荷系數(shù) K＝=1×1.04×1.2×1.4231=1.776 7.按實際載荷系數(shù)校正所算的分度圓直徑 d=d=65.71× 計算模數(shù) 8.按齒根彎曲強度設計 m≥ ㈠確定公式內各計算數(shù)值 （1）計算小齒輪傳遞的轉矩＝143.3kN·m （2）確定齒數(shù)