毕业设计（论文）-ZL50装载机定轴式动力换挡变速箱设计【全套图纸】.doc

太原科技大学华科学院毕业设计说明书 - 1 - 毕业设计说明书毕业设计说明书 ZL50ZL50 装载机定轴式动力换挡变速箱设计装载机定轴式动力换挡变速箱设计 全套全套图纸图纸，加，加 153893706 学生姓名学生姓名 : 学学 号号 : 院院 系系 : 专专 业业 :机械机械设计设计制造及其自制造及其自动动化化 指指导导教教师师 : 填写日期填写日期 : 太原科技大学华科学院毕业设计说明书 - 2 - 目录目录 摘要摘要 .- - 4 4 - - ABSTRACT .- 5 - 第第 1 1 章章 轮式装载机底盘构造简述轮式装载机底盘构造简述 .- - 6 6 - - 1.1 装载机的总体构造 .- 6 - 1.2 传动系统 .- 6 - 第第 2 2 章章 发动机发动机变矩器匹配计算变矩器匹配计算 .- - 8 8 - - 2.1 参考课程设计任务书得到相关数据 .- 8 - 2.2 发动机原始特性.- 9 - 2.3 发动机与液力变矩器的匹配计算.- 13 - 2.4 装载机各挡总传动比的确定.- 17 - 2.5 装载机整机性能分析.- 18 - 太原科技大学华科学院毕业设计说明书 - 3 - 第三章定轴式动力换挡变速箱的设计第三章定轴式动力换挡变速箱的设计 .- - 2222 - - 3.1 变速箱传动设计及结构分析.- 22 - 3.2 确定变速箱的主要参数和配齿计算.- 23 - 3.3 轴的设计.- 30 - 3.4 换挡离合器的设计.- 31 - 第四章第四章 变速箱主要零件的校核和轴承寿命计算变速箱主要零件的校核和轴承寿命计算 .- - 3333 - - 4.1 齿轮强度和计算.- 33 - 4.2 轴的强度校核 .- 35 - 4.3 输出轴轴承的校核.- 43 - 4.4 轴承寿命计算.- 46 - 参考文献参考文献 .- - 4949 - - 致致 谢谢 .- - 5050 - - 附附 录录.- - 5 54 4 - - 太原科技大学华科学院毕业设计说明书 - 4 - ZL50 装载机定轴式动力换挡变速箱设计 摘要 ZL50 装载机的传动系中采用双涡轮液力变矩器，这种结构型式的变矩器在小传动比范 围内具有较大的变矩系数和较高的效率。因此，能够改善装载机的作业效率。另外，装载机 在轻载高速时，变矩器只有二级涡轮工作；在低速重载时，变矩器的一、二级涡轮同时工作， 这样，变矩器在自身速度转换时，相当于两挡速度，并随外界负荷的变化自动变化，因此， 可以减少变速箱的挡位数，简化变速箱的结构。基于这个原因，定轴式动力换挡变速箱只有 三个前进挡，三个倒退挡。该变速箱具有结构简单，紧凑，刚性大，传动效率高，操纵轻便 可靠，齿轮及摩擦片离合器寿命长等优点。 关键字： 双涡轮变矩器，动力换挡，定轴变速机构。 太原科技大学华科学院毕业设计说明书 - 5 - ZL50 loader fixed shaft power shift transmission design AbstractAbstract ZL50loader 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 loaders efficiency of operations. Moreover, when the loader in high-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. Therefore, it may reduce the gear boxs speeds and simplifies gear boxs 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 clutch life long ,and so on. Keyword ：Power shift, Planetary Line, Planetary transmission 太原科技大学华科学院毕业设计说明书 - 6 - 第第 1 1 章章 轮式装载机底盘构造简述轮式装载机底盘构造简述 1.11.1 装载机的总体构造装载机的总体构造 装载机是一种广泛用于公路、铁路、矿山、建筑、水电、港口等工程的土石方工程施工 机械，其外形如图 1.1 所示。它的作业对象主要是各种土壤、砂石料、灰料及其它筑路用散 状物料等，主要完成铲、装、卸、运等作业，也可对岩石、硬土进行轻度铲掘作业。由于它 具有作业速度快、效率高、操作轻便等优点，因而装载机在国内外得到迅速发展，成为土、 石方工程施工的主要机种之一。 装载机以柴油发动机或电动机为动力装置，行走装置为轮胎或履带，由工作装置来完成 土石方工程的铲挖、装载、卸载及运输作业。如图 1.1 所示，轮胎式装载机是由动力装置、 车架、行走装置、传动系统、转向系统、制动系统、液压系统和工作装置等组成。 图 1.1 轮胎式装载机结构简图 1-柴油机；2-传动系统：3-防滚翻与落物保护装置；4-驾驶室；5-空调系统；6- 转向系统；7-液压系统；8-前车架；9-工作装置；10-后车架；11-制动系统；12-电 器仪表系统；13-覆盖件 太原科技大学华科学院毕业设计说明书 - 7 - 1.21.2 传动系统传动系统 轮胎式装载机传动系统如图 1.2 所示，其动力传递路线为：发动机液力变矩器变速 箱传动轴前、后驱动桥轮边减速器车轮。 (1) 液力变矩器 装载机采用双涡轮液力变矩器，能随外载荷的变化自动改变其工况，相当于一个自动变 速箱，提高了装载机对外载荷的自适应性。变矩器的第一和第二涡轮输出轴及其上的齿轮将 动力输入变速箱。在两个输入齿轮之间安装有超越离合器。 当二级齿轮从动齿轮的转速高于一级齿轮从动齿轮的转速时，超越离合器将自动脱开， 此时，动力只经二级涡轮及二级齿轮传入变速箱。随着外载荷的增加，涡轮的转速降低，当 二级齿轮从动齿轮的转速低于一级齿轮从动齿轮的转速时，超越离合器楔紧，则一级涡轮轴 及一级齿轮与二级涡轮轴与二级齿轮一起回转传递动力，增大了变矩系数。 (2) 变速箱 变速箱为定轴式动力换档变速箱，由两个制动器和一个闭锁离合器实现三个挡位。前进 挡和倒挡分别由各自的制动器实现换档；前进挡（直接挡）通过结合闭锁离合器实现。 (3) 驱动桥 太原科技大学华科学院毕业设计说明书 - 8 - 采用双桥驱动，主传动采用一级螺旋锥齿轮减速器，左右半轴为全浮式。轮边减速器为 行星传动减速。 定轴式 动力换 挡变速 箱 太原科技大学华科学院毕业设计说明书 - 9 - 第第 2 2 章章 发动机发动机变矩器匹配计算变矩器匹配计算 2.12.1 参考课程设计任务书得到相关数据参考课程设计任务书得到相关数据 2.1.1 液力变矩器 所选用的液力变矩器均为单级四元件双涡轮液力变矩器其结构型式参考有关资料。 表 2.1 变矩器主要参数 i0.00.10.20.3 0.42 5 0.50.550.610.73 0.76 5 0.85 k 4.1 3 3.45 2.9 5 2.5 1.91 8 1.5 8 1.36 4 1.11 5 1.02 7 1.0 0.93 5 0.0 0.34 5 0.5 9 0.7 5 0.81 5 0.7 9 0.750.680.75 0.76 5 0.79 5 10 B 4 33. 4 33.6 34. 4 35. 6 34.8 35. 2 35.736.433.632.8 230. 4 0.95 0 1.00 0 1.08 2 0.85 6 0.80 5 0.69 3 0.81 3 0.80 5 0.75 27.425.414.4 2.1.2 整机参数 太原科技大学华科学院毕业设计说明书 - 10 - 表 2.2 机重及桥荷分配 整机重 桥荷分配（） 空载（吨） 满 载（吨）空载满载 前桥后桥前桥后桥 182335.164.964.835.2 表 2.3 油泵工作参数 变 速 泵转 向 泵工 作 泵 压 力 （MPa） 流量 （l/min） 压 力 （MPa） 流 量 （1/min） 压 力 （MPa） 流 量 （l/min） 1.2120127610325 表 2.5 传动比分配 主 传 动 比轮 边 减 速 比 6.1674.4 发动机额定功率/转速-162/2200 kW/r/min 最大扭矩/转速-800/1300Nm/r/min 传动系的机械效率（变矩器除外）均取 n=0.88 2.22.2 发动机原始特性发动机原始特性 根据毕业设计任务书已知：发动机（6135k） =2200 转/分，=162KW， H ne H Ne 95499549*162/ 2200703.154. eh eh eh N MN m n 最大扭矩及相应转速 800N m /1300 转/分。 由于工程机械发动机的标定功率均为 1 小时功率 ，但未扣除发动机附件所消耗的功率。 发动机附件所消耗的可按照发动机额定功率的 10%计算，所以发动机传递给变矩器的有效功 率有额定功率的 90%。 太原科技大学华科学院毕业设计说明书 - 11 - 发动机的原始特性曲线可根据下面的经验公式计算出不同转速所对应的发动机扭矩，然 后选择合适的比例在坐标纸上描点连线。 （2.1） 2 2 max em )( )( xA AeH eHe axX nn nn MM MM 式中：发动机最大扭矩（N m） ； 发动机额定扭矩（N m） ； maxe M H Me 对应转速的扭矩（N m） ； 发动机额定转速(r/min)； x M x n H ne 最大扭矩对应转速(r/min)； 对应扭矩的转速(r/min)； A n x n x M 不同转速对应的发动机扭矩列于下表： 表 2.6 发动机原始特性数据 Memax ( ( N m) ) MeH ( ( N m) ) neH （rpmrpm ） nA （rpmrpm ） nx （rpmrpm ） Me ( ( N m) ) 800703.15422001300800770.1092 800703.154220013001000789.2393 800703.154220013001200798.8043 800703.154220013001400798.8043 800703.154220013001600789.2393 800703.154220013001800770.1092 800703.154220013002000741.4141 800703.154220013002200703.154 800703.154220013002400655.3288 发动机用在装载机上时，除其附件外，还要带整机的辅助装置，如工作装置油泵、转向 油泵、变速操纵及变矩器补偿冷却油泵和气泵等。在绘制发动机和变矩器共同工作输入特性 曲线时，必须根据装载机的具体工作情况，扣除带动这些辅助装置所消耗的发动机扭矩。这 些油泵在装载机作业过程中，并不是同时满载工作的。计算时通常取油泵的空载压力为 0.30.5 兆帕，这里取为 0.5 兆帕。 太原科技大学华科学院毕业设计说明书 - 12 - 发动机与变矩器的匹配，一般分为两种方案，即全功率匹配和部分功率匹配。 全功率匹配：以满足装载机在作业时对插入力的要求为主，就是说此时变速操纵泵与变 矩器共同工作，而转向泵和工作装置油泵空转，变矩器与发动机输出的全部功率进行匹配。 此时发动机传给变矩器的力矩为： ez M ( N m) （2.2） cz g eez MMMMM 式中： 发动机的输出扭矩（N m） ； e M 、分别为工作装置油泵和转向油泵空转时消耗的扭矩（N m） ， g M z M 变速操纵泵消耗的扭矩； c M 部分功率匹配：考虑工作装置油泵所需的功率，预先留出一定的功率，就是说这时工作 装置油泵、变速操纵泵与变矩器共同工作，而转向泵空转，变矩器不是与发动机输出的全部 功率进行匹配，而是与部分功率进行匹配，此时发动机传给变矩器的力矩为：ezM (N m） （2.3） czgeez MMMMM 式中： 工作装置油泵工作时消耗的扭矩，一般约占发动机功率的 4060%； g M 为转向油泵空转时消耗的扭矩（N m） ； z M 变速操纵泵消耗的扭矩； c M 调查相关资料可知，变速泵的工作压力为 1.2 Mpa，工作流量为 120l/min；转向泵的变 速泵的工作压力为 12 Mpa，工作流量为 76l/min；工作装置油泵的工作压力为 10Mpa，工作 流量为 325l/min。 各油泵在不同工作状态消耗的扭矩按下式进行计算： （2.4） AbMib bTii nn nQp M 2 103 式中： 为油泵的工作压力（MPa） ，油泵空转时压力取为 0.5 MPa； i p 油泵的理论流量（l/min） ； Ti Q 油泵的在不同转速时对应的流量； A bTi n nQ 太原科技大学华科学院毕业设计说明书 - 13 - 油泵的机械效率，一般取 0.750.85，这里取 0.85； bMi 油泵的转速(rpm)； b n 发动机的额定转速（rpm） ； A n 计算结果如下： )(109 . 5 85. 022002 1205 . 0103 mNMZ )(837.13 85 . 0 22002 3255 . 0103 mNMg )(7465.276 85 . 0 22002 32510103 mNMg )(262.12 85 . 0 22002 1202 . 1103 mNMc 然后根据式（2.3）和式（2.4）计算出发动机与变矩器的不同匹配时，发动机向变矩器 传递的有效扭矩，所得数据列于下表： 表 2.7 发动机传递的扭矩数据 单位(Nm) n n （r/mr/m inin） MgM g McMeM z Mez Mez 800 276.746 5 13.83 7 12.26 2 770.10 9 5.10 9 475.991 5 738.90 1 1000 276.746 5 13.83 7 12.26 2 789.23 9 5.10 9 495.121 5 758.03 1 1200 276.746 5 13.83 7 12.26 2 798.80 4 5.10 9 504.686 5 767.59 6 1400 276.746 5 13.83 7 12.26 2 798.80 4 5.10 9 504.686 5 767.59 6 1600276.74613.8312.26789.235.10495.121758.03 太原科技大学华科学院毕业设计说明书 - 14 - 5729951 1800 276.746 5 13.83 7 12.26 2 770.10 9 5.10 9 475.991 5 738.90 1 2000 276.746 5 13.83 7 12.26 2 741.41 4 5.10 9 447.296 5 710.20 6 2200 276.746 5 13.83 7 12.26 2 703.15 4 5.10 9 409.036 5 671.94 6 2400 276.746 5 13.83 7 12.26 2 655.32 9 5.10 9 361.211 5 624.12 1 根据表（2.7）选择合适的比例在坐标纸上描点连线，作出发动机的外特性曲线。(见图 2.1) 2.32.3 发动机与液力变矩器的匹配计算发动机与液力变矩器的匹配计算 2.3.1 初步选择液力变矩器的有效直径 D 全功率匹配时变矩器有效直径按下式确定 1 D （m） （2.5）5 2 1 HB ez rn M D 式中： 该状态时发动机传给变矩器的最大有效力矩（N m）; ez M 所选变矩器最高效率时泵轮力矩系数； B r 工作液压的重度（N/）; 3 m 发动机额定转速（rpm） ； H n 5 2 4 1 2200 8 . 34 10767.596 D （m）539 . 0 部分功率匹配时变矩器有效直径按下式确定 2 D 太原科技大学华科学院毕业设计说明书 - 15 - （m） （2.6） 5 2 2 HB ez rn M D 式中： 该状态时发动机传给变矩器的最大有效力矩（N m）;ezM 所选变矩器最高效率时泵轮力矩系数； B R 工作液压的重度（N/）; 3 m 发动机额定转速（rpm） ； H n 5 2 4 2 22008 .34 10504.6865 D (m)4958 . 0 装载机在作业过程中，工作装置油泵不是经常满负荷工作，因而，为了兼顾两种工况的 要求，使所选变矩器的有效直径应该是;并使变矩器在工况之负荷抛物线 3 D 132 DDD max i 与（全功率匹配）相交于接近额定扭矩点的调速特性区段，与（部分功率匹配）相 ez MezM 交于额定扭矩点的外特性区段。因此初步确定变矩器有效直径=0.540m。 3 D 2.3.2 做出发动机与液力变矩器的共同工作的输入特性曲线。 变矩器的输入特性是分析研究变矩器在不同工况 i 时，变矩器与柴油机共同工作的转矩 和转速变化的特征。不同转速比时，泵轮转据随泵轮转速的变化而变化。 B M 已知泵轮转矩为： ( N m) （2.7） B M 52 DgnMB BB 对于透穿性液力变矩器，变矩器直径 D 一定，用给定的工作液体（ 一定） ，但是泵轮 力矩系数随不同工况 i 而变化，故变矩器的输入特性曲线是过坐标原点的一束抛物线。根 B 据式（2.7）计算出发动机与变矩器的不同匹配时，发动机和变矩器共同工作的泵轮转矩， B M 并合适的比例在坐标纸上描点连线，作出发动机的外特性曲线。(见图 2.1)。 对液力变矩器与发动机共同工作时输入特性图分析。 （1）高效工况：最大效率=0.815 时，传动比 i*=0.425，接近最大功率，允许最低 max 效率 t=0.75 时，传动比 i=0.3 和 i=0.73 两条负载抛物线包括了最大功率范围。 （2）所得的负载抛物线绝大部分兼顾了作业工况和运输工况的要求，即在稳定工作区段 太原科技大学华科学院毕业设计说明书 - 16 - 内。 （3）起动工况 i=0 其负载抛物线与发动机扭矩曲线的交点在稳定工作区内。液力变矩器 直径 D=540mm 合适。 图 2.1 发动机与变矩器共同输入特性曲线 2.3.3、作出发动机与液力变矩器的共同工作的输出特性曲线 从共同工作输入特性曲线上，找出各速比 i=0、0.1、1.2 时的共同工作的转矩 MB和转速 nB。再根据各速比 i,由原始特性曲线查出对应的变矩系数 k 和效率 ，按公式， , )(inn BiTi ，可得到发动机与液力变矩器共同工作输出 iBiTi KMM)101047. 0( 3 TiTiTi nMN 时的转矩、转速和功率值，将计算数值，按一定比例，以为横坐标，其他参数 T M T n T N T n 为坐 标进行绘图，即得到发动机和液力变矩器共同工作时的输出特性曲线。 太原科技大学华科学院毕业设计说明书 - 17 - 图 2.2 全功率匹配发动机与液力变矩器的共同工作输出特性 EXCEL 数据表截图 图 2.3 全功率匹配发动机与液力变矩器的共同工作输出特性曲线 2.42.4 装载机各挡总传动比的确定装载机各挡总传动比的确定 2.4.1 车轮动力半径的确定 太原科技大学华科学院毕业设计说明书 - 18 - 所选用的轮胎规格为：21-24 从铲土运输机械设计P202 表 6-1 查得： 轮胎自由半径 r=0.885m，轮胎断面宽度 b=0.590m； 动力半径可按下面公式求得近似值： (m) (2.8)brrk . 0 式中：rk为车轮动力半径； 为轮胎自由半径； 0 r b为轮胎断面宽度； 系数，对于铲土运输机械用的低压轮胎，在松软土壤上： =0.080.1；在密实土壤上，=0.120.15；对于载重汽车使用的 高压轮胎=0.10.12；这里取 0.1。 （m）826 . 0 590. 01 . 0885 . 0 . 0 brrk 2.4.2 低挡传动比计算 在液力变矩器和发动机共同工作输出特性曲线中确定高效区的最高涡轮转速,已知 B n =2228.475r/min, =7km/h，求得最低挡位传动比： B n minT V （2.9） min 377 . 0 T BK I V nr i 136.99 7 475.2228826 . 0 377 . 0 2.4.3 最高挡传动比计算 如果在液力变矩器和发动机共同工作输出特性中确定高效区内最高涡轮转速，已知 B n =2228.475r/min, VTmax=36km/h，求得最高挡位传动比： B n （2.10） max 377 . 0 T BK I V nr i 915.28 24 475.2228826 . 0 377 . 0 2.4.4 倒档传动比计算 太原科技大学华科学院毕业设计说明书 - 19 - 在液力变矩器和发动机共同工作输出特性曲线中确定高效区的最高涡轮转速,已知 B n =2228.475r/min, =8.5km/h，求得最低挡位传动比： B n minT V （2.11） Tx BK I V nr i 377. 0 641.81 5 . 8 475.2228826 . 0 377 . 0 2.4.5 中间挡位数确定 若规定在各中间挡工作时柴油机的转速范围,则可用下式计算必须的挡位数 M。当 A n B n 然，这时得到的 M 不一定为整数，应加以圆整。 +1 (2.12) AB mI nn ii M lglg lglg 2 6974.1 1 7125.2480.3 461.199623.1 1 796.515lg475.2228lg 915.28lg136.99lg 通过上式可确定，该动力换挡变速箱有 3 个前进挡，3 个倒退挡。 2.52.5 装载机整机性能分析装载机整机性能分析 2.5.1 作牵引工况的理论牵引特性分析 要求在同一坐标纸上绘出滑转率，及各挡实际速度、牵引效率、牵引功率变矩器涡轮转 速、变矩器涡轮功率随牵引力变化的关系曲线。 (1) 实际牵引力的计算： （2.13）NfGPf1577807. 08 . 923000 式中：车辆的滚动阻力(kN)； f P 整机使用重量(kg)； s G f滚动阻力系数，从车辆地盘设计P170 表 2-1-1 取得，松散土路上 太原科技大学华科学院毕业设计说明书 - 20 - 的 f=0.07； （2.14） fkkp PPP 式中：整机实际牵引力（KN） ； kp P 整机理论牵引力，从表 2-10 中查取（KN） ； k P 车辆的滚动阻力，根据式 2.13 计算得到(kN)； f P (2) 滑转率的计算： （2.15） n BA 式中：, 整机使用重量（KN） ； S kp G P S G A、B、n由轮胎充气压力及土壤性质决定的系数，这里取 A=0.11,B=12.31,n=6 (3) 实际速度的计算： i V （2.16） i rn V k T 377 . 0 式中： 整机理论速度（m/s） ； T V n涡轮转速（rpm） ； 各挡对应总传动比； i （2.17）)1 ( i T VV 式中： 整机实际速度（m/s） ； i V 整机理论速度（m/s） ； T V 各挡对应滑转率，由公式（2.15）计算得到； (4) 牵引功率及牵引效率的计算： （2.18） iKPKP VPN 式中： 整机实际牵引功率 （kw） ； KP N 太原科技大学华科学院毕业设计说明书 - 21 - 整机实际牵引力（KN） ； kp P 整机实际速度（m/s） ； i V （2.19）%100 T KP N N 式中： 整机实际牵引效率； 整机实际牵引功率，由（式 2-24）计算得到（kw） ； KP N 整机理论牵引功率, 由表 2-10 取得（kw） ； T N 按公式（2.132.19） ，可得到装载机各挡位对应的实际牵引力、滑转率、整机 kp P i V 实际速度、整机实际牵引功率和整机理论牵引功率和整机实际牵引效率值，所得 i V KP N T N 数据列于下表： 表 2.10 一挡二档及倒挡理论牵引特性数据 太原科技大学华科学院毕业设计说明书 - 22 - 2.5.2 运输工况动力特性分析 装载机的动力特性反映的是工程车辆在不同坡度的路面上行驶时的加速度性能和所能达 到的最大车速及爬坡性能。动力性能影响到作业生产率，尤其是对运输为主的工程车辆。用 动力性能图来分析装载机的动力性能。 根据公式，进行分析计算，其中为车轮上的驱 jiwfK PPPPP gdt du G PP wk k P 动力，为滚动阻力，为空气阻力，为坡道阻力，为加速阻力。令为车辆的 f P w P i P j P G PP wk 动力因数并用符号 D 表示，工程车辆在各挡位时的动力因数与对应车速的关系曲线称为动力 特性曲线。 空气阻力按下面公式计算 (KN) (2.20) 2 Tw KSVP 式中： K空气阻力系数，与车辆外形有关，由试验确定，这里取 0.0006 N/(cm2km2h-2)； S车辆迎风面积，S=2.75。3.44=9.46()；bh 2 m 整机理论速度（m/s） ； T V S W G PP D k 太原科技大学华科学院毕业设计说明书 - 23 - （2.21） 式中： D动力特性因数； 为空气阻力（KN） ； w P 整机使用重量（KN） ； S G 整机理论牵引力，从表 2-10 中查取（KN） ； k P 太原科技大学华科学院毕业设计说明书 - 24 - 第三章定轴式动力换挡变速箱的设计第三章定轴式动力换挡变速箱的设计 3.13.1 变速箱传动设计及结构分析变速箱传动设计及结构分析 图图 3.13.1 前三后三变速箱简图前三后三变速箱简图 档位档位接合的离合器接合的离合器传动比传动比 前进前进 F F 852 1276 ZZZ ZZZ iFl 太原科技大学华科学院毕业设计说明书 - 25 - F F 942 12106 ZZZ ZZZ iFl F F 962 12116 ZZZ ZZZ iFl R R 851 1274 ZZZ ZZZ iFl R R 91 1210 ZZ ZZ iFl 后退后退 R R 961 12114 ZZZ ZZZ iFl 3.1. 1 结构设计-变速箱传动设计及结构分析 定轴式动力换挡变速箱的优点是结构简单，加工与装配精度容易保证，造价低。缺点是尺 寸大，全部采用摩擦离合器换挡，比行星变速器采用制动器换挡的 工作条件要恶劣，因而影响变速器的使用寿命。 定轴式动力换挡变速器按自由度F 可分为二，三和四自由度三种，要获得一个档 位需要结合（ F-1） 个离合器。本设计采用三自由度变速箱，需结合两个离合器获得一个档位。 在结构上，离合器装在箱体内部，较离合器在箱体外受力情况较好，但维修不如后者方便， 变速箱内有五个离合器，分为倒，顺，一二三四档离合器。离合器装在轴中间，改善了支撑 和轴的受了条件减少了轴的变形，提高了离合器的使用寿命。 3.23.2 确定变速箱的主要参数和配齿计算确定变速箱的主要参数和配齿计算 变速箱主要参数包括中心距 A，齿轮模数 m，齿宽 b，螺旋 角及选配齿 轮齿数 z。 太原科技大学华科学院毕业设计说明书 - 26 - 设计时，一般采用统计和类比的方法初步确定变速器的主要参数。首先，找现有的同 类机型，同一等级,结构类型相似的变速器作为参考,分析，对比新 的变速器与参考变速器,在结构和工况上上的差异正确选择参数。 3.2.1 中心距 A 中心距 A 的大小直接影响到变速箱的紧凑性。因此在保证传递最大扭拒，齿轮足够接 触强度的前提下，尽可能采収较小的中心距.另外还要考虑轴承能否布置得下，应保证变速 箱壳体上必要的壁厚。 可按下面经验公式初选变速箱中心距（头档传动齿轮的中心距） )( 3 mmMKA IA 式中：发动机头档被动齿轮所传递的扭矩（，为发动机额定扭矩， I M IehI iMM eh M i：I 档输出齿轮的传动比。） A K：中心距参数，参考相似机型选取。 由上计算的头档传动齿轮的中心距 A=15 3 824 . 1 43.1590=213.930mm 取 A46=214mm 3.2.2 齿轮模数 m m 是直接决定齿轮大小与几何参数的主要因素，直接决定着齿轮弯曲强度，模数的大小 与下列因素有关。 齿轮上所受力的大小。作用力大，模数也要大。 1 材料、加工质量、热处理的好坏。材料好、齿轮制造精度和热处理质量高，有可能采 2 用小一些的模数，使齿轮的齿数相对多些，可增大齿轮的重叠系数，改善齿轮传动的平稳性。 按下面经验公式初选模数。 3 1 MKm m 太原科技大学华科学院毕业设计说明书 - 27 - 初选 m=0.33 3 824. 143.1590= 4.7 取 m=5（注:所取模数均匀且在推荐范围内。） 3.2.3 齿宽 b 齿宽 b 的大小直接影响齿轮强度。在一定范围内，齿宽大强度就高，但变速箱的轴向尺 寸和重量亦大，齿面的载荷步均匀性也会增大，反而使齿轮的承载能力降低。所以，保证必 要的强度条件下齿宽不宜过大。 对于斜齿轮齿宽系数为（78.6） 中心距和模数一定时，齿宽 b 可用来调节齿所受应力，根据各对齿轮上受力不同选取不 同齿宽，以减少变速箱的轴向尺寸和重量。齿宽系数应选大些，使接触线的长度增加，接触 应力降低，一提高传动平稳性和齿轮寿命。 初选 b=85=40mm 3.2.4 齿轮压力角 我国标准压力角为 20。因此变速箱普遍采用 20压力角。 3.2.5 斜齿轮螺旋角 确定斜齿轮螺旋角 0 时，主要是从它对齿轮的啮合性能、强度影响，以及轴向力平衡等 方面综合考虑。 0 增大，齿轮啮合的重叠系数增大，运转平稳，噪声下降。但 0 过大时，不 仅使轴向力增大，且导致传动效率降低，使轴承工作条件恶化。试验证明，随 0 的增大，齿 轮的强度也相应提高，但是与之相应的直齿轮比较，当螺旋角大于 30时，其弯曲强度骤然 下降，而接触强度继续上升。因此，从提高低档的齿轮弯曲强度出发，不希望 0 过大。 当一根轴上有两个啮合齿轮工作时，选择轴上斜齿轮的螺旋角时，应使同时工作的两组斜 齿轮布置恰当，所产生的轴向力相互抵消或者抵消一部分。为达到轴向力的相互抵消或者抵 消一部分，应使同一轴上的同时工作的两斜齿轮螺旋方向应是相同的，因为要同时工作，一 个是从动齿轮，一个是主动齿轮，因此，轴向力要相反。螺旋角按同类机型选取 0 16 3.2.6 选配齿轮由总体计算公式确定所需各档传动比如下： 1f i40.129 0.377 0.598 1780 10 太原科技大学华科学院毕业设计说明书 - 28 - 2f i28.664 0.377 0.598 1780 14 3f i11.803 0.377 0.598 1780 34 1r i40.129 0.377 0.598 1780 10 2r i28.664 0.377 0.598 1780 14 3r i11.803 0.377 0.598 1780 34 初步确定了传动系统各档的总传动比，但其数值很大，在传动系统中要经过多级减速才能 实现 式中为总传动比， K i 为变速箱的传动比， 0 i 主传动器的传动比， f i 最终传动的 fok iiii i 传动比。 最终求的变速箱的各档传动比： 1f i1.842 40.129 22 2f i1.303 28.664 22 3f i0.536 11.803 22 1r i1.842 40.129 22 2r i1.303 28.664 22 3r i0.536 11.803 22 同时由分析已知各档位传动比: 太原科技大学华科学院毕业设计说明书 - 29 - 1f i= 2f i= 3f i= Z6Z7Z12 Z2Z5Z8 Z6Z7Z12 Z2Z5Z8 Z6Z7Z12 Z2Z5Z8 1r i= 2r i= 3r i= Z6Z7Z12 Z2Z5Z8 Z6Z7Z12 Z2Z5Z8 Z6Z7Z12 Z2Z5Z8 由前面计算已知 A46= 214mm，斜齿轮的螺旋角一般为 0 =8o20o，这里取 0 16，当中心 距，模数和螺旋角已知时，则总齿数为 Z= = 2Acos mn 2Acos mn 2 214cos16 5 83 即 Z1+Z6=83 又取= 1.12 从而算的 2 Z=40, 6 Z=43;从而 A46= 16cos2 62 ZZmn = 96625. 02 835 217 Z6 Z2 圆整为 217mm 修正=arccos A ZZmn 2 62 =17.04 cos 2 2 n mZ d =mm3.5210 01.17cos 540 ； mm mZ d n 2.3226 01.17cos 540 cos 6 6 ； 有上面所有已知条件和分析结果，从而以确定各配对齿轮齿数为： 1 Z=19； 2 Z=40； 3 Z=20； 4 Z=23； 5 Z=44； 6 Z=43 7 Z=51； 8 Z=38； 9 Z=67； 10 Z=31； 11 Z=27； 12 Z=53； 齿顶高：mmxhmh nanna 5015 齿根高：mmxChmh nnannf 25. 60125 . 0 5 从而确定各个中心距，取 0 20 45 A 20cos2 43 ZZmn = 20cos2 23205 =114.361mm 修正：= 947.19 61.31142 23205 2 arccos 43 A ZZmn 太原科技大学华科学院毕业设计说明书 - 30 - cos 3 3 n mZ dmm.383106 947.19cos 520 mmhdd aa 383.11652383.1062 33 mmhdd ff 883.9325 . 6 2383.1062 33 cos 4 4 n mZ dmm.340112 947.19cos 523 mmhdd aa 340.13252340.1122 44 mmhdd ff 840.10925 . 6 2340.1222 44 取 0 20 56 A mm ZZmn 23.7103 20cos2 19205 20cos2 13 修正：= 952.19 .7231032 19205 2 arccos 13 A ZZmn cos 1 1 n mZ dmm.064101 952.19cos 519 mmhdd aa 063.11152064.1012 11 mmhdd ff 564.8825. 62383.1062 11 取 0 16 34 A mm ZZmn .569195 16cos2 65294 16cos2 75 修正：= 922.15 .5691952 65294 2 arccos 75 A ZZmn cos 5 5 n mZ dmm.708120 922.15cos 429 cos 7 5 n mZ dmm.550270 922.15cos 465 mmhdd aa 708.12842708.1202 55 太原科技大学华科学院毕业设计说明