ZL20裝載機定軸式動力換擋變速箱設計說明書綜述

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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 ABSTRACT - 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)動機一一變矩器匹配計算 -8 - 2.1參考課程設計任務書得到相關數(shù)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 -.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 -.18.-..... 第三章定軸式動力換擋變速箱的

2、設計 -.22.-... 3.1變速箱傳動設計及結構分析 -.22...... 3..2確定變速箱的主要參數(shù)和配齒計算 -.24.-.. 3.3 軸的設計 -..29.-....... 3.4換擋離合器的設計 -.30.-...... 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 -.33.-...... 4.2軸的強度校核 -.35.-...... -.43-. 4.3輸出軸軸承的校核 4.4軸承壽命計算 -..4.6.-…… 參考文獻 -.48.- 致謝 -.49.- 附錄 錯誤！ 未定義書簽。 摘要

3、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(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 ZL20loader power transmission system used in the double turbine torque converter, this structure type of con verter in small drive is larger tha n the scope of the cha nge pitch coefficie nt and in high-speed, torque conv erter has the sec on d-level turb ine wheel work; in heavy, the fir

5、st-level and the sec on d-level turb ine wheel also works, like this, whe n torque conv erter cha nges own speeds, it is high efficie ncy, which can improve the loader of ⑥ pefraiiency. Moreover, whe n the loader equal to have two speeds, and along with outside load change it automatic change i

6、ts speed. Therefore, it may reduce the gear box ' s speeds and simplifies gear box's structure. For this rea the power shifts pla netary gears the gearbox has on ly two forward and a setback stalls, which has the simple structure, compact, high transmission efficiency , simple to operation, gear an

7、d friction disk clutch life long ,and so on. Keyword : Power shift, Planetary Line, Planetary transmission 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，

8、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

9、：發(fā)動機一液力變矩器一變速 箱f傳動軸f前、后驅動橋f輪邊減速器f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

10、一起回轉傳遞動力，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U擋(直接擋)通過結合閉鎖離合器實現(xiàn)。 (3) 驅動橋 1-發(fā)動機 2欣矩器 A變柜器回油泵 4-工作油泵 5-轉向油泵 卜腳制動 卜手制動 4脫橋機構 9-輪邊減速莽 10-驅動橋 圖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(shù)據 2.1.1液力變矩器 所

11、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構型式參考有關資料 表2.1 變矩器主要參數(shù) 比 動 傳 O 1 a 2 a 3 a 6 3 a 4 a 4 a 原始特性 4 O ^1 5 3 3 5 3 5 3 36 8 3 5 3 5 % O 9 3 6 2 6 6 6 8 a 7 64. k 4 2 9 3 3 1 3 4 2 22 7 7 1 5 1 比 動 傳 5 a 6 a 7 a 7 a 8 a 9 a 1 原始特性 O ^1 5 9 3

12、 8 33. 33 7 2 6 2 18.4 4 % 66 1 7 5 7 6 8 3 k 2 1 9 1 1 8 1 5 9 a 8 a 8 3 a 2.1.2整機參數(shù) 表2.2 機重及橋荷分配 空載 、卄 +［、， 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 轉向泵 10 65 工作泵 6 200 表2.5 傳動

13、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--55/2000 kW/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，“^=55X0 Neh Meh =9550 空=262.625N m neh 最大扭矩及相應轉速 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

14、 10燦算，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。 Mx二門人一門乂）2 （ 2.1 ） （neH - nA） 式中：M emax 發(fā)動機最大扭矩（； M eH 發(fā)動機額定扭矩（； Mx 對應轉速nx的扭矩（N?m； neH 發(fā)動機額定轉速（r/min）; nA 最大扭矩對應轉速(r/min) ； nx 對應扭矩 M x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(shù)據 emax (N?m M eH

15、 (N ?n) 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 290.656 300 262.625 2000 1600 1900 278.977 300 262.625 2000 1600 2000 262.625 3

16、00 262.625 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。 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

17、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 M ez為： Mez = Me -M 'g -M； -Mc( 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， Mc ――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，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

18、力矩 M'ez為： Mez 二 Me-Mg-M；-Mc （N ?m （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% m；——為轉向油泵空轉時消耗的扭矩（N?m； 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 1.2 Mpa工作流量為1201/min ;轉向泵的變速 泵的工作壓力為12 Mpa工作流量為761/min ;工作裝置油泵的工作壓力為10Mpa工作流量 為 3251/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 (2.4 ) 10 PiQTi nb 2心nb bMi nA

19、式中： Pi ――為油泵的工作壓力（MPa,油泵空轉時壓力取為0.5 MPa; QTi 油泵的理論流量（l/mi n ）； 9^匹一一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: M；'= 103 °5 90 =4.215 2 二 2000 0.85 103 疋 0.5 疋 200 Mg' 9.367 g 2 二 2000 0.85 103x6x200 Mg 112.402 g 2 二 2000 0.85 一

20、103x 1.1x200 cc” M c 9.273 2- 2000 0.85 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(shù)據列于下表: 表2.7 發(fā)動機傳遞的扭矩數(shù)據 單位（N?m） n （r/m in） Mg Mg Mc Me M； 1 M ez M e； 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 2

21、77.145 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 9.367 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.

22、215 115.712 218.747 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 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D1按下式確定 (m) (2.5 ) 式中：Mez——該狀態(tài)時發(fā)動機傳給變矩器的最大有效力矩（ ez Nm); 'B ――所選變矩器最高效率時泵輪力矩系數(shù); 工作液壓的重度（N/m3）; nH 發(fā)動機額定轉速（rpm ）； D 5 277.145X104 -27.7 20002 =0.478(m) 部分功率匹配時

23、變矩器有效直徑D2按下式確定 (2.6) 式中：M ez 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(shù); 工作液壓的重度（N/m3）; nH 發(fā)動機額定轉速（rpm）； D =5 17411 10： \ 27.7 漢 20002 =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D2 ::: D3 < Di ；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

24、率匹配）相交于 D3 =0.470mo 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 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矩 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： Mb二，B g n2BD5( 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—定)，但是泵輪力 矩系數(shù)b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 Mb， 式(2.7 )計算出發(fā)動

25、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 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。液力變矩器 直徑D=540mr合適。 800 1000 12

26、00 1400 1600 1800 2000 2200 2407,330 n/r/sin M/N. m .55 =0, 850 .950 =a°i=0. 425 二①73 二0. 765 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時的共同工作的轉矩MB和轉速 血。再根據各速比i,由原始特性曲線查出對應的變矩系數(shù) k和效率n，按公式n“ =(門時i),, MTi =MBi ,Ki , NTi =(0.1047 10；?MTi "Ti)，可得到發(fā)動機與

27、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(shù)值，按一定比例，以rr為橫坐標，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 i k n M10* 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

28、.455 268.365 0.48 1.35 0.648 40.5 1711.311 272.021 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 N1(kw) 5 =i譏 M2 = k b N2 = N1 50.349 0 1239.469 0 50.349 50.067 360.849 829.569 31.342 18.725

29、 49.801 640.651 561.299 37.649 12.152 49.634 706.582 475.006 35.141 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  n w 2500 2000 0. 25 M2/mm

30、 \ — \ — 、 X2 \ .M2 、 二二 n 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 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《鏟土運輸機械設計》P202表6-1查得： 動力半徑 rd=0.0254[d/2+b（1-入）] 式中：d—輪輞直徑，in,1in=0.0254m; b—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

31、-20，求得rk=0.530m 242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)的最高渦輪轉速 nB,已知 rK ?nB nB=2547.010r/min, V^in =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)內最高渦輪轉速 nB，已知 nB =2547.010r/min, V Tma=35km/h,求得最高擋位傳動比: -0.377 rK *nB VT max (2.10) =0.872 2.4.4倒檔傳動比計算 在液力變

32、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, V^in =24km/h，求得最低擋位傳動比: k'I (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速范圍 nA?nB,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)，應加以圓整。 lg i送 | Tg ￡m M +1 (2.12) lgnB - lg nA lg 3.054 - lg 0.872 lg 2547 .010 - lg 821 .429 0.485 - 0.059 , 1 3.406

33、-2.915 = 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 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： Pf = G * f =5280 9.8 0.07 = 1552.320 N (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(shù)，從《車輛地盤設計》 P170表2-1-1取得，松散土路上的 f=0.07 ；

34、Pkp 二 Pk - Pf (2.14) 式中：Pkp ――整機實際牽引力(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： 、? = A _ B . n (2.15) P 式中： 也，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(shù)，這里取 A=0.11,B=12.31, n=6 (3) 實際速度V的計算： n r % =0.377 L (2.16) 'Z 式中： Vt ――整機理論速度（m/s）; n 渦輪轉速（r

35、pm）； iy ――各擋對應總傳動比； Vi =Vt（1 -、） （2.17 ） 式中： Vi 整機實際速度（m/s）; VT ――整機理論速度（m/s）; :――各擋對應滑轉率，由公式（2.15 ）計算得到； （4）牽引功率及牽引效率的計算： Nkp 二 Pkp Vi （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）; =仏 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

36、,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Nt和整機實際牽引效率 值，所得數(shù) 據列于下表： 表2.9 一擋二檔及倒擋理論牽引特性數(shù)據 M T 低檔 Pk （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

37、 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 1552.32 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 -1086.5

38、46 v高檔（3檔） v倒檔 Pk高檔（3檔） Pkp高檔（3檔） Pk倒檔（1檔） Rp倒檔（2檔） 0 0 6785.275 5232.975 9897.742 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 2010.352 458.05

39、2 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 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

40、據公式Pk = Pf Pw Pi Pj , Pk _ Pw -一 空進行分析計算，其中Pk為車輪上的驅 G gdt 動力，Pf為滾動阻力，F(xiàn)W為空氣阻力, R為坡道阻力, Pj為加速阻力。令 寧為車輛的動 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 Pw = KSV2(KN) (2.20) 式中：K ――空氣阻力系數(shù)，與車輛外形有關，由試驗確定，這里取 0.0006 N/(cm2kmh-2)； S——車輛迎風面積，S=h b=2.75。3.44=9.46( m2)； Vt ――整機理論速度(m/s

41、); (2.21) P< - Pw Gs 式中： D 動力特性因數(shù)； 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 6 Z1T 口 口 5 _ 4 3 [ z3 - 匚 z4- R E _ z5 」m 3 r z8 Lq 1孕 2 z9 L z7 — 1 _ 匚J匕 ^zW H JK zll z

42、l2 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 、八 刖 進 I F I Z6Z7Z12 舊 Z2 Z5Z8 n Fn Z6Z10Z12 舊 Z2 Z4Z9 川 Fm Z6Z11Z12 iFl — Z2 Z6Z9 后 退 I Rn Z4Z7Z12 iFl — 乙 Z5Z8 n Rm Z10Z12 i fi — Z1Z9 Rm Z4Z11Z12 iFl — 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

43、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

44、輪模數(shù)m齒寬b,螺旋B角及選配齒 輪齒數(shù)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(shù)。首先，找現(xiàn)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(shù)。 3.2.1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?另外還要考慮軸承能否布置得下，應保證變速箱殼 體上必要的壁厚。 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) A =Ka3 M i (mm) 式中：Mi :發(fā)動機頭檔被動齒輪所傳遞的扭矩(M I

45、二Mehh，M eh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(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=153 262.625 3.054 =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度，模數(shù)的大小與 下列因素有關。 ①齒輪上所受力的大小。作用力大，模數(shù)也要大。 ②材料、加工質量、熱處理的好壞。材料好、齒輪制造精度和熱處理質量高，有可能采 用小一些的模數(shù)，使齒輪的齒數(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。

46、按下面經驗公式初選模數(shù)。 m = Km3 Mi （3.2） 初選 m=0.33 3 1590.43 1.824 = 6.454 取m=7注:所取模數(shù)均勻且在推薦范圍內。） 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，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。齒寬系數(shù)應選大些，使接觸線的長度增加，接觸應 力降低，一

47、提高傳動平穩(wěn)性和齒輪壽命。 初選 b=8X 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。：0增大，齒輪嚙合的重疊系數(shù)增大，運轉平穩(wěn)，噪聲下降。但 ：0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 d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 30°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

48、軸上有兩個嚙合齒輪工作時，選擇軸上斜齒輪的螺旋角時，應使同時工作的兩組斜 齒輪布置恰當，所產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 一：。=16 ° 326 選配齒輪由總體計算公式確定所需各檔傳動比如下： if1 =3.054 if3 =0.8 7 2 if2 = . 3.054 0.872 = 1.524 ir1 =5.089 心=2.1 81 — 1.272 i0主傳動器

49、的傳動比，i f最終傳動的 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)中要經過多級減速才能 實現(xiàn) 送i=iki°if式中無i為總傳動比，iK為變速箱的傳動比, 傳動比。 同時由分析已知各檔位傳動比 Z3Z7Z12 if1= - Z2Z5Z8 Z6Z10Z12 i f2 : Z2Z4Z9 Z3Z11Z12 i f 3 = Z2Z3Z9 乙石乙2 i r1 = Z7Z5Z8 i r2 = 乙0乙2 Z|Z - _ Z4Z11Z12 i r3 = 乙Z6Z9 由前面計算已知Aj6= 294 mm,斜齒輪的螺旋角一般為 ,=23°—27

50、°，這里取-0 =25°，當中心 距，模數(shù)和螺旋角已知時，貝U總齒數(shù)為 2Acos B 2Acos B 2 江 294 c°s25 ' ” 藝 Z= = = 76 mm 7 即 Z1+Z6= 76 又取* = 1.12 從而算的 Z2=36, Z6 =40;從而 磚巴^ 蜀=2 294cos25 Z 2Acos25 7 293mm圓整為 293mm 修正 1 "rec。# ?a 乙=24.794 d2 =277.594; 乙mn = 36漢7 cos ： cos24.797 込 40 7 = 308.438mm cos P cos24.797 有上面所有已知條件和

51、分析結果，從而以確定各配對齒輪齒數(shù)為: 乙=17; Z2 =36； Z3 =18； Z4 =21 ； Z5 =41 ； Z6=40 Z7 =46； Z8 =34； Z9 =60；乙0=28;乙 1=25;乙2=49; 齒頂高：ha = mn(han Xn) = 7 (1 0) =7mm 齒根高：hf 二 mn(han cn -人)=7 (0.25 ^0) =8.75mm 從而確定各個中心距，取 訂=20° 45 =145.260mm mn(Z3 +Z4 )=7x(18+21) 2cos20 2cos20 修正：-arccosmn(Z3 Z4) = 7 (18 21) = 1

52、9.950 2A 2"45.26 d3 18 7 cos19.950 =134.011mm da3二 d3 2ha=148.044mm df3 =d3 -2hf =116.541mm d4 乙mn cos : 21 7 cos19.950 =156.385mm da4=d4 2ha=170.385mm df4 =d4 -2hf =138.885mm 取 =20° A56 二 mn( Z‘ Z1) = 130.362mm 2cos20 修正：:=arccosmn(Z3 Z1) =20.101 2A d^Z^m^ = 126.7

53、31mm cosP da^d1 2ha =140.731mm df1 =d! _2hf=109.231mm 取'-0 =16 mn(Z5 Z7) 2cos16 =211.808mm 修正： ：= mn(Z5 Z7)= -=arccos =16.665 2A d5 = Z5mn = 299.583mm cosP A 34 d?二石口“ = 124.217mm cos P da^d5 2ha=313.583mm df5 = d5 2ha =282.083mm da7 = d7 2ha =138.217mm

54、 df7二d7 20=106.717mm 取'-0 =10° A12 ^凹^9 竝=387.385mm 2 cos10 修正：：=arccosmn(Z9 啞=9.936 2A Z9mn d9 9 n = 426.395mm cosP d12 = ^2^ = 343.046mm cosP da9二 d9 2ha=440.395mm d f9= d9 2ha=408.895mm da12=d12 2ha =357.046mm df12=d12 2d =325.546mm 最終確定變速箱各檔傳動比 ： z6 27212 ；； i fl ;; =

55、 If 2 二 4亦2 =仁524 | f3 = 4乙憶2 =0.872 Z2Z4Z9 Z2Z6Z9 -_ Z4Z7Z12 1 r1 Z7Z5Z8 ;=5.089 jr2=z^；=2.i8i 4 ；_ Z4Z11Z12 jr3 乙ZeZ =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> 35：］ 軸的材料選用40Cr,【IT】/MPa35-55, A0為112-97

56、. 5T1 a 5 262625 》忡=廠45 — = 30.787mm T =262.625KN *m取 d1 ==30.787mm取 d1 =31mm di T2 =T Z =131.312KN *md2==24.435mm取d2 =24mm Z2 d4 T3=T2 -Z6 =145.902KN ?m; d3=25.309mm取 d3 =25mm; Z2 -163.695KN *m ； d4 =26.298mm取 d4=26mm; d5》35Ti；T ■5 二T4 業(yè)=218.260KN *m； d5=28.945mm取d5=29mm; Z4 T6=Ts 全=1

57、78.245KN *m Z9 d6 =27.065mm 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

58、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 3.4.1離合器的結構 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。

59、 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。 3.4.1離合器片數(shù)的確定 由離合器摩擦轉矩Mm的計算公式：Mm 丄PRdZko 式中：：儲備系數(shù) M:傳遞轉矩 J :摩擦系數(shù) P:壓緊力 R: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算: ko 1 （對于干式摩擦離合器一般 可?。?0.3J= 0.13。對于濕 式摩擦離合 器一般可取 」-0

60、.08」-0.。6 p=— D^-D： lq ；'-■ 4 尺=蟲衛(wèi) 以 4 D2 Mm =0M 代入上式得 云 D；1* 1 C "嘆 式中l(wèi)q L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(shù)（螺旋槽為 0.6-0.65徑向油槽為0.8-0.9） 經計算得 離合器外徑93mn，離合器內徑83mm; 依次求得I檔，II檔，山 檔的離合器片數(shù)。 I檔時，主動片數(shù)9，從動片數(shù)& 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：離合器的外徑與內徑根據裝配大小進行確定，各離合器片數(shù)為初選 3.4.

61、3換檔離合器的結構設計 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 接。 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，

62、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?中移動應有足夠的導向長度(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 間間隙所需的時間

63、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(shù)有所 降低，一般每對摩擦面冷卻有最小流量為(7-8產伏沽仁，最好為⑴-13鬥0?3/是， 不要大于30 。 (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

64、 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。 4.1.1彎曲疲勞強度計算 驗算齒根危險斷面處的彎曲應力，可按照下式進行： 103 rbm 二 y 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 二y—— 齒形系數(shù)（查表3-3-3，對短齒，將表中查得的二y乘以h/2.2

65、5m,式中h 為全齒高） kk lcF 1 k ■------螺旋角系數(shù)，對斜齒取0.881 工作狀況系數(shù)，對于輪胎式液力機械取 1 許用彎曲應力（當齒輪材料為 20CrM nTi,20CrM nMo時，許用彎曲應力 ■' F =2500-3200 公斤/ 厘米 2) 對于輸入齒輪 Z2 mn =7,b=56, Z2 =36, =24.79 pl r 二—=138.797mm 2 P k“1 0.858 120 對于液力傳動類型kl =1 7：y查設計手冊取為0.475 代入以上數(shù)據，計算輸入齒輪彎曲疲勞強度為: 103MK ■Ki rbm 二 y 1

66、03 895.930 0.881 1 138.797 56 7 0.475 = 30.5MPa L- J - 250 ?320KPa 4.1.2接觸疲勞強度計算 驗算節(jié)點處的接觸應力，對剛齒輪，可按照下式進行; bi 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） _1 i 傳動比, M 小齒輪上的扭矩（公斤?厘米） b------齒輪齒寬（厘米），大小齒輪齒寬不同時取較小者 K：----角變位修正對接觸強度影響系數(shù), sin 40； sin2： =1 Ki 工作狀況系數(shù)，對于輪胎式液力機械取 1 許用接觸應力（當齒輪材料為 20CrM nTi, 20Cr MnMo時，許用接觸應力 '