ZL15輪式裝載機變速器的設(shè)計【說明書+CAD】

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本科學生畢業(yè)設(shè)計 ZL15輪式裝載機變速器設(shè)計 院系名稱： 汽車與交通工程學院 專業(yè)班級： 車輛工程07-9班 學生姓名： 宇信潼 指導(dǎo)教師： 王永梅 職 稱： 講師 黑 龍 江 工 程 學 院 二〇一一年六月 The Graduation Design for Bachelor's Degree Design Of ZL15 Wheel Loader Transmission Candidate:Yu Xintong Specialty: Vehicle Engineering Class: 07-9 Supervisor: Lecturer. Wang Yongmei Heilongjiang Institute of Technology 2011-06·Harbin 黑龍江工程學院本科生畢業(yè)設(shè)計 摘 要 輪式裝載機屬于鏟土運輸機械類，是一種廣泛用于公路、鐵路、建筑、水電、港口和礦山等建設(shè)工程的土石方施工機械。具有作業(yè)速度快、效率高、機動性好、操作輕便等優(yōu)點，對于加快工程建設(shè)速度，減輕勞動強度，提高工程質(zhì)量，降低工程成本都發(fā)揮著重要的作用，是現(xiàn)代機械化施工中不可或缺的設(shè)備之一。變速器是傳動系統(tǒng)中重要的“三大件”之一，它的結(jié)構(gòu)復(fù)雜，材質(zhì)要求高，加工難度大。其功能是改變來自發(fā)動機的轉(zhuǎn)矩與轉(zhuǎn)速，使其配合工作人員和工作環(huán)境發(fā)揮其應(yīng)有的作用。 本文首先確定變速器主要部件的結(jié)構(gòu)型式和主要設(shè)計參數(shù)，在分析變速器各部分結(jié)構(gòu)形式、發(fā)展過程及其以往形式的優(yōu)缺點的基礎(chǔ)上，確定了總體設(shè)計方案，采用傳統(tǒng)設(shè)計方法對變速器各部件齒輪、軸和同步器進行設(shè)計計算并完成校核。最后運用AUTOCAD完成裝配圖和主要零件圖的繪制。 關(guān)鍵詞：輪式裝載機；變速器；齒輪；軸；同步器 ABSTRACT Wheel loader shovel soil transportation machinery belongs to, is a widely used in road, railway, construction, water and electricity, ports and mining and other construction engineering conditions construction machinery. With homework speed, high efficiency and convenient operation flexibility good, etc, and to speed up eng-ineering construction speed, reduce labor intensity, improving engineering quality, reduce project costs play an important role in modern mechanical construction, is one of the indispensable equipment.Transmission is transmission system important "3 big", it is one of the complicated structure, and the material of the demand is high, processing is difficult. Its function is to change from engine torque and speed, and make it work environment with staff and play their due role. This paper first determine the transmission of the main parts of structure and main design parameters, and on the analysis of various parts structure, transmission is developing process and the advantages and disadvantages of past form, on the basis of overall design scheme determined, the traditional design method of the transmission parts gear, axis and synchronizer for design calculation and complete checking.Finally using AUTOCAD complete assembly drawings and main component drawing. Key words: Wheel Loaders; Transmission; Gear; Axis; Synchronizer II 目 錄 摘要 I Abstract II 第1章 緒論 1 1.1 選題的背景 1 1.2 國內(nèi)外研究現(xiàn)狀 1 1.2.1 國外輪式裝載機發(fā)展現(xiàn)狀 1 1.2.2 國內(nèi)輪式裝載機發(fā)展現(xiàn)狀 3 1.2.3 國內(nèi)輪式裝載機發(fā)展趨勢 4 1.3 目的、依據(jù)和意義 5 1.4 變速器的特點和設(shè)計要求及內(nèi)容 5 第2章 裝載機基本參數(shù)的選定 6 2.1 裝載機 6 2.1.1 裝載機概述 6 2.1.2 裝載機型號選定 6 2.2 裝載機發(fā)動機 7 2.2.1 裝載機發(fā)動機概述 7 2.2.2 裝載機發(fā)動機型號選定 8 2.3 裝載機變矩器 9 2.3.1 變矩器概述 9 2.3.2 變矩器特性參數(shù) 9 2.3.3 變矩器特性參數(shù)選定 10 2.4 本章小結(jié) 10 第3章 變速器總體布置設(shè)計 11 3.1 設(shè)計方案確定 11 3.2 變速器傳動比確定 11 3.2.1 最大傳動比確定 11 3.2.2 最小傳動比確定 12 3.2.3 變速器傳動比分配 12 3.3 傳動路線確定 13 3.3.1齒輪的傳動路線 13 3.3.2傳動比的傳動路線 13 3.4 本章小結(jié) 13 第4章 齒輪的設(shè)計及校核 14 4.1配齒及齒輪基本參數(shù)的確定 14 4.1.1配齒 14 4.1.2齒輪的基本參數(shù)選定 14 4.2齒輪主要參數(shù)的確定 15 4.3齒輪校核 19 4.3.1齒輪材料的選擇 19 4.3.2計算各軸轉(zhuǎn)矩 20 4.3.3齒輪強度計算 20 4.4本章小結(jié) 25 第5章 變速器軸和軸承的設(shè)計與選擇 26 5.1變速器軸的設(shè)計 26 5.2軸的強度計算 26 5.2.1齒輪和軸上的受力計算 27 5.2.2軸的強度計算 28 5.2.3軸的剛度計算 31 5.3軸承的選擇與校核 34 5.3.1Ⅰ軸的軸承選擇與校核 34 5.3.2Ⅱ軸的軸承選擇與校核 35 5.3.3Ⅲ軸的軸承選擇與校核 36 5.3.4Ⅳ軸的軸承選擇與校核 36 5.3.5Ⅴ軸的軸承選擇與校核 36 5.4 本章小結(jié) 37 第6章 換擋同步機構(gòu)的選擇與設(shè)計 38 6.1換擋同步機構(gòu)的選擇與工作原理 38 6.2換擋同步機構(gòu)的設(shè)計 38 6.2.1摩擦片材料 38 6.2.2摩擦偶件數(shù)量P 39 6.2.3摩擦副Z 39 6.2.4摩擦片表面溝槽 40 6.2.5摩擦片內(nèi)外徑 40 6.2.6花鍵的設(shè)計 40 6.2.7摩擦片的厚度 40 6.3變速器箱體設(shè)計 41 6.4本章小結(jié) 41 結(jié)論 42 致謝 43 參考文獻 44 附錄 45 第1章 緒 論 1.1 選題的背景 裝載機屬于鏟土運輸機械類，是一種通過安裝在前端一個完整的鏟斗支承結(jié)構(gòu)和連桿，隨機器向前運動進行裝載或挖掘，以及提升、運輸和卸載的自行式履帶或輪胎機械。它廣泛用于公路、鐵路、建筑、水電、港口、和礦山等工程建設(shè)。裝載機具有作業(yè)速度快、效率高、機動性好、操作輕便等優(yōu)點，因此成為工程建設(shè)中土石方施工的主要機種之一，對于加快工程建設(shè)速度，減輕勞動強度，提高工程質(zhì)量，降低工程成本都發(fā)揮著重要的作用，是現(xiàn)代機械化施工中不可或缺的裝備之一[8]。 裝載機可以用以下的方法來分類：（1）按用途分。分為露天裝載機，用于露天作業(yè)；地下裝載機，用于地下作業(yè)。（2）按發(fā)動機功率分。分為小型的，功率小于73.55kw；中型的，功率為73.55~147.10kw；大型的，功率為147.10~514.85kw；特大型的，功率大于514.85kw。（3）按行走機構(gòu)類型分。分為輪胎行走機構(gòu)（又分帶鉸接式車架和帶有后輪轉(zhuǎn)向的剛性車架兩種）；履帶行走機構(gòu)。（4）按鏟斗卸載方式分。分為前端式（又分為僅可前卸和既可前卸、又可一側(cè)或兩側(cè)卸載兩種）；后卸式；既可前卸、又可后卸。（5）按傳動形式分。分為機械傳動；全液壓驅(qū)動；液壓機械傳動；電傳動。（6）按發(fā)動機類型分。分為柴油機式（內(nèi)燃式）；汽油機式；電動輪機式。（7）按動臂在卸載時是否回轉(zhuǎn)動分。分為不回轉(zhuǎn)的；半回轉(zhuǎn)的（回轉(zhuǎn)90°）；全回轉(zhuǎn)的（賺棟360°）。目前應(yīng)用最廣泛的是液力機械傳動、帶有鉸接式車架、大型輪胎行走的前卸式裝載機。 裝載機變速器是裝載機的重要部件之一，主要實現(xiàn)裝載機在行進過程中變速及倒車功能。它由幾十個零件組成，零件之間的裝配關(guān)系相當復(fù)雜。因此變速箱的設(shè)計需要較長的時間和反復(fù)的實驗。 1.2 國內(nèi)外研究現(xiàn)狀 1.2.1 國外輪式裝載機發(fā)展現(xiàn)狀 在經(jīng)歷了50～60年的發(fā)展后，到20世紀90年代中末期國外輪式裝載機技術(shù)已到達相當高的水平?；谝簤杭夹g(shù)、微電子技術(shù)和信息技術(shù)的各種智能系統(tǒng)已廣泛應(yīng)用于裝載機的設(shè)計、計算操作控制、檢測監(jiān)控、生產(chǎn)經(jīng)營和維修服務(wù)等各個方面，是國外輪式裝載機在原來的基礎(chǔ)上更加“精制”，其自動化程度得以提高，從而進一步提高生產(chǎn)效率，改善了司機的作業(yè)環(huán)境，提高了作業(yè)舒適性，降低了噪聲、振動和排污量，保護了自然環(huán)境，最大限度地簡化維修、降低作業(yè)成本，使其性能、安全性、可靠性、使用壽命和操作性能都能達到了很高水平。 （1） 產(chǎn)品形成系列，更新速度加快并朝大型化和小型化發(fā)展 產(chǎn)品的系列化、成品化、多品種化成為主流。為了適應(yīng)市場需求，各廠商加快了產(chǎn)品的更新?lián)Q代，如以卡特彼勒為代表的美國，以小松公司為代表的日本和裝載機生產(chǎn)第三大集團西歐各廠家都加快推出多功能，全面兼顧動力性、機動性與靈活性的新產(chǎn)品，以滿足不同用途用戶的需要。此外，裝載機的大小規(guī)格向兩頭延伸，以適應(yīng)大型露天煤礦或金屬礦和狹窄施工場所，如倉庫、貨棧、農(nóng)舍、低下等場所的裝載作業(yè)。這些產(chǎn)品如美國克拉克公司生產(chǎn)的675型，功率1000W，而日本東陽遠搬株式會社生產(chǎn)的310型，斗容量僅0.11功率9.8W。此外，裝載機還向高卸位、遠距離作業(yè)方向發(fā)展。如JCB公司開發(fā)了伸縮臂式轉(zhuǎn)載機，小松公司也開發(fā)了能擴大作業(yè)范圍帶伸出機構(gòu)的裝載機。 （2） 采用新結(jié)構(gòu)、新技術(shù)，產(chǎn)品性能日趨完善 近年開發(fā)的產(chǎn)品普遍采用了高性能發(fā)動機和自動換擋變速器、大流量負荷傳感液壓系統(tǒng)、前后防滑差速器多片濕式盤式制動器、行走顛簸減震等先進技術(shù)，并綜合液壓、微電子和信息技術(shù)制造，并應(yīng)用了很多只能系統(tǒng)。工作裝置連桿機構(gòu)推陳出新，各種自動功能更趨成熟、完善。 1、 發(fā)動機 為了解決高作業(yè)效率與低燃料消耗的矛盾，近年來開始采用發(fā)動機管理系統(tǒng)。發(fā)動機管理系統(tǒng)亦稱自動控制系統(tǒng)、電腦控制系統(tǒng)等，是電子計算機在工程機械中的應(yīng)用之一。它能及時地根據(jù)裝載機的工作負荷要求調(diào)節(jié)發(fā)動機的輸出功率，使裝載機更有效地利用發(fā)動機的動力，減少動力損失，節(jié)約燃料，減少廢氣排量和噪聲，同時可使發(fā)動機長期在額定點工作，增加發(fā)動機的使用壽命。 2、 傳動機構(gòu) 以卡特彼勒公司為代表的輪式裝載機采用液力機械傳動系統(tǒng)，其G系列裝載機采用電子自動換擋系統(tǒng)可自動選擇檔位傳動比，使換檔在變速箱最佳效率點進行。換擋離合器采用電子壓力控制，行駛和換擋過程平穩(wěn)，提高了生產(chǎn)率，延長了元件的使用壽命。 3、 液壓系統(tǒng) 為了滿足鏟掘力和快速裝卸兩方面的要求，裝載機工作裝置采用多級液壓系統(tǒng)。例如小松公司的WA450型裝載機設(shè)有一只轉(zhuǎn)換泵，切入料堆裝載時切斷閥自動使該泵卸載，通過向工作裝置的也流量減少，使發(fā)動機功率更多地通過變矩器傳給車輪，增加牽引力。當動臂舉升時，轉(zhuǎn)換閥接入，以提高舉升速度。 4、 工作裝置 20世紀90年代中末期以來裝載機的工作裝置已不再采用單一的Z型連桿結(jié)構(gòu)，卡特彼勒公司在繼IT綜合多用機上開發(fā)八桿平行舉升機構(gòu)之后，又在其992G、924G等輪式裝載機上采用了單鑄鋼動臂的所謂Versa連桿機構(gòu)，可承受極大的扭矩載荷，具有卓越的可靠性、耐用性及和平行舉升機構(gòu)相類似的作業(yè)性能。 （3） 發(fā)展多種工作裝置，不斷滿足市場需求 所有廠家的產(chǎn)品都強調(diào)一機多用，配有快換裝置及多種附件，可以換裝幾種到幾十種甚至上百種不同的作業(yè)裝置。 （4） 易于維修、保養(yǎng)，注重環(huán)保 所有產(chǎn)品都充分考慮可維護、維修性，各關(guān)鍵零部件和維護點都預(yù)留了足夠的通路，保養(yǎng)點集中并可在地面上進行，普遍采用自動集中潤滑。大量機罩都采用可展開結(jié)構(gòu)，可整體翻轉(zhuǎn)，有些機型的駕駛室還可整體傾翻。許多產(chǎn)品發(fā)動機風扇采用液壓驅(qū)動。大部分產(chǎn)品設(shè)有微機操作信息中心供維修查詢。各廠家也都十分注重產(chǎn)品的環(huán)保，主要從降低污噪節(jié)約能源入手[8]。 1.2.2 國內(nèi)輪式裝載機發(fā)展現(xiàn)狀 我國輪式裝載機行業(yè)起步較晚，其制造技術(shù)是陸續(xù)從美國、德國和日本等國家引進的。目前，我國輪式裝載機生產(chǎn)技術(shù)水平只相當與發(fā)達國家20世紀90年代的生產(chǎn)制造水平。雖然目前國內(nèi)輪式裝載機生產(chǎn)廠家群雄并立，并且有增無減，但國內(nèi)企業(yè)自主開發(fā)創(chuàng)新能力較弱，產(chǎn)品更新?lián)Q代以適應(yīng)市場需求的能力較差，不能及時適應(yīng)市場需求。在生產(chǎn)制造上，工藝裝備水平和生產(chǎn)能力低，造成關(guān)鍵零部件技術(shù)不過關(guān)，整機的可靠性，故障率，使用壽命，機、電、液一體化水平，外觀質(zhì)量，操作的靈活性和舒適性方面與先進國家產(chǎn)品相比差距較大。目前我國輪式裝載機的發(fā)展有如下一些特點。 （1） 缺乏高科技含量，產(chǎn)品質(zhì)量不穩(wěn)定，檔次低 我國生產(chǎn)的輪式裝載機的技術(shù)水平普遍較低，高科技附加值少，產(chǎn)品檔次低，屬中等偏下水平。產(chǎn)品質(zhì)量不穩(wěn)定，國產(chǎn)裝載機大故障的部位主要集中在傳動系統(tǒng)，小毛病經(jīng)常出現(xiàn)在液壓系統(tǒng)。 （2） 設(shè)備的靈活性、舒適性較差 靈活性是反映裝載機工作效率的重要指標。由于設(shè)計和制造等原因，各個部件不能自如運作，工作起來笨拙不堪，現(xiàn)場講是出工不出力、出力不出活?，F(xiàn)場作業(yè)，其環(huán)境千差萬別，特別是洞室、狹窄惡劣地段工作更需要靈活性，在這方面國外的大噸位設(shè)備也遠比國內(nèi)小噸位靈活得多。 （3） 用途單一，產(chǎn)品規(guī)格中間大兩頭小 我國生產(chǎn)的輪式裝載機所配備的附屬作業(yè)裝置有限，造成裝載機功能少、用途單一。盡管已能生產(chǎn)出0.4～10t的裝載機產(chǎn)品，但產(chǎn)量主要集中在1～5t范圍內(nèi)，無力生產(chǎn)微型級、大型級產(chǎn)品，造成產(chǎn)品機構(gòu)中間大兩頭小的格局。[8] 1.2.3 國內(nèi)輪式裝載機發(fā)展趨勢 盡管國產(chǎn)輪式裝載機的技術(shù)發(fā)展水平與西方發(fā)達國家存在著很大的差距，但也應(yīng)該考慮到歷史和國情的原因。目前國產(chǎn)輪式裝載機亦正從低水平、低質(zhì)量、滿足功能型向高水平、高質(zhì)量、中價位、經(jīng)濟實用型過渡。從仿制仿造向自主開發(fā)過渡，各主要廠家也不斷進行技術(shù)投入，采用不同的技術(shù)路線，在關(guān)鍵部件及系統(tǒng)上技術(shù)創(chuàng)新，擺脫目前產(chǎn)品設(shè)計雷同，無自己特色和優(yōu)勢的現(xiàn)狀，正從低水平的無序競爭的怪圈中脫穎而出，成為裝載機行業(yè)中的領(lǐng)先者。其體現(xiàn)一下一些趨勢： （1）大型和小型輪式裝載機，在近幾年的發(fā)展過程中，收到客觀條件及市場總需求量的限制。競爭最為激烈的中型裝載機更新速度將越來越快。 （2）各生產(chǎn)廠家根據(jù)實際情況，重新進行總體設(shè)計，優(yōu)化各項性能指標，強化結(jié)構(gòu)件的強度及剛度，以使整機可靠性得到提高。 （3）優(yōu)化系統(tǒng)結(jié)構(gòu)，提高系統(tǒng)性能。如動力系統(tǒng)的減振、散熱系統(tǒng)的結(jié)構(gòu)優(yōu)化、工作裝置的性能指標優(yōu)化及各鉸點的防塵、工業(yè)造型設(shè)計，逐步引進最新的傳動系統(tǒng)和液壓系統(tǒng)技術(shù)，予以國產(chǎn)化、商業(yè)化，降低能耗，提高性能。 （4）利用電子技術(shù)及負荷傳感技術(shù)來實現(xiàn)變速箱的自動換擋級液壓變量系統(tǒng)的應(yīng)用，提高效率、節(jié)約能源、降低裝載機作業(yè)成本。 （5）提高安全性、舒適性。駕駛室逐步具備FOPS和ROPS功能，通過國際安全要求的認證，達到國際市場的基本要求，獲得進入國際市場的許可證。駕駛室內(nèi)環(huán)境將向汽車方向靠攏，轉(zhuǎn)向盤、座椅、各操縱手柄都能調(diào)節(jié)，使操作者處于最佳位置工作。 （6）降低噪聲和排放，強化環(huán)保指標。隨著人們環(huán)保意識的增強，許多大城市已經(jīng)制定機動車的噪聲和排放標準，工程建設(shè)機械若不符合排放標準，將要限制在該地區(qū)銷售。 （7）廣泛利用新材料、新工藝、新技術(shù)，特別是機、電、液一體化技術(shù)，提高產(chǎn)品的壽命和可靠性。 （8）最大限度的簡化維修，盡量減少保養(yǎng)次數(shù)和維修時間，增大維修空間，普遍采用電子監(jiān)視及監(jiān)控技術(shù)，進一步改善故障診斷系統(tǒng)，提供排除問題的方法。[8] 1.3 目的、依據(jù)和意義 變速箱又是裝載機傳動系組成的重要部分，起的是改變來自發(fā)動機的轉(zhuǎn)矩與轉(zhuǎn)速，使其配合工作人員和工作環(huán)境發(fā)揮其應(yīng)有的作用。中國民族工程機械正在鞏固國內(nèi)市場和擴大國外市場，內(nèi)要配合新國四標準實施，外要與（主要歐洲的排放標準）國際標準接軌，變速箱作為傳動系的一大部分，它的改動有益于裝載機的動力性與環(huán)保性，在它的作用下使裝載機既能符合排放標準又能完成各個工況的要求。 1.4 變速器的特點和設(shè)計要求及內(nèi)容 本次設(shè)計主要是依據(jù)給定的ZL15輪式裝載機有關(guān)參數(shù)，通過對變速器各部分參數(shù)的選擇和計算，設(shè)計出一種基本符合要求的前2擋后2擋定軸式變速器。本文主要完成下面一些主要工作： （1）參數(shù)計算。包括變速器傳動比計算、中心距計算、齒輪參數(shù)計算、各檔齒輪齒數(shù)的分配； （2）變速器齒輪設(shè)計計算。變速器齒輪幾何尺寸計算；變速器齒輪的強度計算及材料選擇；計算各軸的扭矩和轉(zhuǎn)速；齒輪強度計算及檢驗； （3）變速器軸設(shè)計計算。包括各軸直徑及長度計算、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計、軸的強度計算； （4）變速器軸承的選擇及校核； （5）同步器的設(shè)計選用和參數(shù)選擇； （6）變速器箱體的結(jié)構(gòu)設(shè)計設(shè)計。 第2章 裝載機基本參數(shù)的選定 2.1 裝載機 2.1.1 裝載機概述 裝載機是一種用途十分廣泛的工程機械，可以用來鏟裝、搬運、卸載、平整散裝物料，也可以對巖石、硬土等進行輕度的鏟掘工作。此外，還可以刮平地面和牽引其他工程機械等作業(yè)。換裝相應(yīng)的工作裝置，裝載機還可以進行推土、起重、裝卸木料或鋼管等作業(yè)，其部分可換工作裝置如下圖2-1[8]。 圖2.1 裝載機工作裝載種類 2.1.2 裝載機型號選定 本文設(shè)計所選定的車型為柳工ZL15?；緟?shù)如表2.2. 圖 2.2 裝載機ZL15 表 2.1 裝載機基本參數(shù) 基本參數(shù) 斗容 0.78-1.0m 額定載重量 1600kg 額定功率 47kw 工作質(zhì)量 5300300kg 最大崛起力 625kn 最大牽引力 425kn 鏟斗外側(cè) 469550mm 車輪外側(cè) 437050mm 卸高 240450mm 卸距 86530mm 速度（I II） 前進 0~9.9、0~26km/h 后退 0~9.7、0~25.5km/h 輪胎 規(guī)格 16/70-20 層級 10 2.2 裝載機發(fā)動機3 2.2.1 裝載機發(fā)動機概述 發(fā)動機為裝載機的行走、作業(yè)等提供動力，保證其正常行駛和工作。裝載機廣泛采用柴油機作為動力。柴油機是內(nèi)燃機的一種，是把燃料燃燒后所產(chǎn)生的熱能轉(zhuǎn)變機械能的動力裝置[12]。 發(fā)動機根據(jù)其活塞運動方式的不同，可分為往復(fù)活塞式和旋轉(zhuǎn)活塞式兩類。裝載機多采用往復(fù)活塞式發(fā)動機。往復(fù)活塞式發(fā)動機的分累如下。 按沖程數(shù)：四沖程發(fā)動機、二沖程發(fā)動機。 按氣缸數(shù)：單缸發(fā)動機、多缸發(fā)動機。 按所用燃料:柴油機、汽油機、煤油機、特種燃料發(fā)動機、多種燃料發(fā)動機。 按著火方式：點燃式、壓燃式。 按氣缸排列形式：單列式、雙列式。 按冷卻方式：水冷式發(fā)動機、風冷式發(fā)動機。 按用途：車用發(fā)動機、工程機械用發(fā)動機、船用發(fā)動機、牽引用發(fā)動機、發(fā)電機用發(fā)動機。 按進氣方式：增壓發(fā)動機、非增壓發(fā)動機。 按輸出額定轉(zhuǎn)速：分為高速、中速和低速等。 裝載機應(yīng)用的柴油機多為往復(fù)式四行程多缸高速柴油發(fā)動機。柴油機經(jīng)濟性好，它的熱效率一般為30﹪～40﹪，最高可達40﹪，在熱機中它的熱效率是較高的。柴油機的適應(yīng)范圍較廣，能滿足多種不同用途的需要。柴油機結(jié)構(gòu)緊湊，質(zhì)量輕，體積小，一般平均單位質(zhì)量為（0.39～0.52）kg/W，因而特別適用于要求局有良好機動性的裝載機。柴油機操作簡便，啟動迅速，工作可靠，不受使用場合的限制。 裝載機用柴油機除了具有一般車用柴油機的普遍要求之外，由于其工作條件的差別，還有一些新要求。 通常裝載機工作沖擊振動大，要求柴油機具有更高的剛度和強度；工作負荷大，常出現(xiàn)短期超載，要求柴油機有足夠的轉(zhuǎn)矩儲備系數(shù)；施工現(xiàn)場塵土大，要求柴油機空氣、柴油機油、機油 ；裝載機柴油機經(jīng)常在變速下工作，因而要求他有良好的調(diào)速性能；柴油機應(yīng)能在30°～35°的斜坡上可靠工作；此外，在嚴寒、高原、沙漠、炎熱地帶，地下工程、水下工程等特殊條件下工作的工程機械以及軍用工程機械的保暖、防塵、降溫、排氣污染等方面的特殊要求柴油機都應(yīng)能夠滿足[8]。 2.2.2 裝載機發(fā)動機型號選定 裝載機發(fā)動機型號選用的是一拖（洛陽）東方紅YTR4105G69柴油機。其基本參數(shù)如下表2-2。 圖 2.3 柴油機YTR4105G69 表 2.2 柴油機基本參數(shù) 基本參數(shù) 氣缸數(shù)目排列方式 4缸直列 冷卻方式 水冷 工作循環(huán) 4沖程 噴射方式 直噴式 額定功率 47kw 額定轉(zhuǎn)速 2400r/min 缸徑X行程 4φ105X120mm 最大扭矩 220.75%Nm 2.3 裝載機變矩器 2.3.1 變矩器概述 液力傳動裝置利用液體作為工作介質(zhì)來傳遞動力，屬于動液傳動即通過液體再循環(huán)流動過程中液體動能的變化來傳遞動力，所以通常稱為液力傳動。 液力傳動在近代車輛和工程機械中得到廣泛的應(yīng)用。采用液力傳動的車輛具有如下有特點。 （1）能自動適應(yīng)外阻力的變化，使裝載機能在一定范圍內(nèi)無極地變更其輸出軸轉(zhuǎn)矩與轉(zhuǎn)速；當阻力增加時，則自動降低轉(zhuǎn)速，增加轉(zhuǎn)矩，從而提高了裝載機的平均速度與生產(chǎn)率。 （2）提高裝載機使用壽命，液力變矩器是油液傳遞動力，泵輪與渦輪之間不是剛性連接，能較好地緩和沖擊，有利于提高裝載機上各零件的使用壽命。能使其低速行駛和平穩(wěn)起步，并能避免超載時發(fā)動機熄火。 （3）簡化了裝載機的操縱，變矩器本身就相當于一個無極變速箱，可減少變速箱檔位和換擋次數(shù)，加上一般采用動力換擋，從而可簡化變速箱結(jié)構(gòu)并減輕司機的勞動強度。 液力變矩器的缺點是效率低，結(jié)構(gòu)復(fù)雜，經(jīng)濟型降低[12]。 2.3.2 變矩器特性參數(shù) （1）變矩比 變矩比是渦輪力矩與泵輪力矩之比，即 （2.1） 當渦輪轉(zhuǎn)速時的變矩比成為啟動變矩比（或失速變矩比），越大說明車輛的啟動性能越好。 （2）傳動比是渦輪轉(zhuǎn)速與泵輪轉(zhuǎn)速之比，即 （2.2） （4） 傳動效率 傳動效率是渦輪軸上輸出功率與泵輪軸上輸入功率之比，即 （2.3）可見，傳動效率又是變矩比與傳動比的乘積。 2.3.3 變矩器特性參數(shù)選定 裝載機變矩器選定的類型是單導(dǎo)輪綜合式變矩器。其基本參數(shù)如下表。 表2.3 變矩器基本參數(shù) 基本參數(shù) 2.4 本章小結(jié) 本章主要介紹了裝載機發(fā)動機和變矩器基本參數(shù)，這是設(shè)計本課題的前提，為以后的設(shè)計確定了方向。 第3章 變速器總體布置設(shè)計 3.1 設(shè)計方案確定 在裝載機的關(guān)鍵部件中，最重要的是傳動系統(tǒng)中的變速器、變矩器和差速器，一般稱之為“三大件”。三大件中的變速器和變矩器兩種關(guān)鍵部件結(jié)構(gòu)復(fù)雜，材質(zhì)要求高，加工難度大。輪式裝載機一般選用機械式變速器，它采用齒輪傳動，具有若干個定值傳動比。有軸線固定式變速器（定軸式變速器）和軸線旋轉(zhuǎn)式變速器（行星齒輪式變速器）兩種。裝載機的變速器通常有2～4個前進檔和2～4個倒檔。 動力換擋定軸變速器由于采用液壓操縱的多片摩擦離合器換擋，而摩擦離合器的軸向尺寸比較大，這樣就不可能在兩軸之間實現(xiàn)多檔變速。一般在兩軸之間，只能實現(xiàn)兩檔變速。所以這種變速器和普通人力換擋變速器不同之處在于它是一個多軸式串聯(lián)變速器，以適應(yīng)目前輪式裝載機、推土機等工程機械提出的多檔前進和多擋后退的要求。 本文設(shè)計的是前二擋后二擋的定軸式變速器，換擋部件為濕式摩擦換擋離合器。 3.2 變速器傳動比確定 3.2.1 最大傳動比確定 選擇最低檔傳動比時，應(yīng)根據(jù)裝載機的最低穩(wěn)定車速以及主減速比和驅(qū)動車輪的滾動半徑等來綜合考慮、確定。 （3.1） 式中：-從變矩器到車輪的最大傳動比 -輪胎滾動半徑 -變矩器渦輪允許的最低轉(zhuǎn)速 （1）裝載機滾動半徑 由輪胎型號16/70-20知，輪胎橫截面寬為160mm，扁平率為70﹪，輪輞為20in。 （3.2） （2）變矩器渦輪允許的最低轉(zhuǎn)速 （3.3） -泵輪轉(zhuǎn)速（發(fā)動機輸出轉(zhuǎn)速2400r/min） -變矩器最小傳動比 （3）最低穩(wěn)定車速 最后得 3.2.2 最小傳動比確定 （3.4） 式中：-從變矩器到車輪最小傳動比 -變矩器允許的最高轉(zhuǎn)速 -裝載機空載行駛最高速度（）[8]。 （1）變矩器渦輪允許的最高轉(zhuǎn)速 -變矩器最大傳動比 最后得 3.2.3 變速器傳動比分配 本文設(shè)計變速器是前二擋后二擋，所以變速器的最大傳動比為一檔傳動比，最小傳動比為而當傳動比。 （3.5） -主減速器傳動比（ ） -變速器一檔傳動比 -最終傳動比（ ） 同理 3.3 傳動路線確定 3.3.1齒輪的傳動路線 前進I擋路線：Z1-Z3-Z4-Z6-Z7-Z9 前進Ⅱ擋路線：Z1-Z3-Z5-Z8-Z7-Z9 前進I擋路線：Z2-Z11-Z10-Z3-Z4-Z6-Z7-Z9 前進Ⅱ擋路線：Z2-Z11-Z10-Z3-Z5-Z8-Z7-Z9 3.3.2傳動比的傳動路線 各對嚙合齒輪的傳動比、、、、、。 前進I擋路線： 前進Ⅱ擋路線： 前進I擋路線： 前進Ⅱ擋路線： Ⅰ軸、Ⅱ軸和Ⅴ軸轉(zhuǎn)矩相同，使用同一種型號濕式摩擦換擋離合器，Ⅲ軸轉(zhuǎn)矩不同是用另一濕式摩擦換擋離合器。 3.4 本章小結(jié) 本章首先根據(jù)所學汽車理論的知識計算出主減速器的傳動比，然后計算出變速器的各擋傳動；設(shè)定格擋的傳動路線和多摩擦片離合器的放置位置。 第4章 齒輪的設(shè)計及校核 4.1配齒及齒輪基本參數(shù)的確定 4.1.1配齒 在確定布置形式和傳動路線后，要考慮配齒的問題，配齒大致要遵守一下原則： （1）一對齒輪的傳動比不要太大，一般不大于3，否則齒輪大小懸殊，結(jié)構(gòu)不 緊湊。 （2）低速擋齒輪副盡量靠近端部支撐，以減少軸的繞度。 （3）最小齒輪齒數(shù)除了要考慮根切以外，還要考慮結(jié)構(gòu)因素，如安放軸承的可能性。公用齒輪因兩面受力，工作條件較差，所以尺寸要大些。 根據(jù)以上條件配齒計算得： 保證同軸條件： （4.1） 保證不接觸條件： （4.2） 各對齒輪傳動比初確定： 、、、、、 最小齒輪齒數(shù)初確定： 所有齒輪齒數(shù)得： 、、、、、、、、、、 傳動比修正：、 4.1.2齒輪的基本參數(shù)選定 （1）齒輪模數(shù)m及傳動中心距A，齒輪模數(shù)m是決定齒輪大小和幾何參數(shù)的重要參數(shù)，直接影響齒輪抗彎疲勞強度。齒輪模數(shù)m一般根據(jù)變速器輸出軸最大扭矩按下式進行估算： （4.3） 式中：-變速器I擋最大輸出扭矩（公斤·米），（為變速器輸入軸最大扭矩額，為I擋傳動比）。 （4.4） （2）齒輪螺旋角選用20°，壓力角選用20°。 （3）中心距A （4.5） I軸與II軸之間 II軸與III軸之間 III軸與IV軸之間 I軸與V軸之間 （4）輪齒寬度B，齒寬B的大小直接影響齒輪的強度。一般以中心距A或模數(shù)m的比例系數(shù)來確定齒寬B。齒寬系數(shù)取為。直齒、短軸取較小值，斜齒、長軸取較大值。本文設(shè)計斜齒、短軸取。 （5）齒輪變位，齒輪變位的原因有避免根切、增強小齒輪強度和配湊中心距。由于Z1與Z3、Z7與Z9、Z2與Z11大小相等，中心距不變，不進行變位。Z4與Z6、Z5與Z8大小相差懸殊，進行變位，變位系數(shù)。 4.2齒輪主要參數(shù)的確定 圓柱斜齒輪基本參數(shù)： 分度圓直徑： (4.6) 齒頂高： （4.7） 齒根高： （4.8） 全齒高： （4.9） 齒頂圓直徑： （4.10） 齒根圓直徑： （4.11） 上式中：-齒頂高系數(shù)，取1。 -頂隙系數(shù)，取0.25。 -變?yōu)橄禂?shù)。 -齒高變動系數(shù)[5]。 齒輪Z1 分度圓直徑： 齒頂高： 齒根高： 全齒高： 齒頂圓直徑： 齒根圓直徑： 齒輪Z3 分度圓直徑： 齒頂高： 齒根高： 全齒高： 齒頂圓直徑： 齒根圓直徑： 中心距： 齒輪Z4 分度圓直徑： 齒頂高： 齒根高： 全齒高： 齒頂圓直徑： 齒根圓直徑： 齒輪Z6 分度圓直徑： 齒頂高： 齒根高： 全齒高： 齒頂圓直徑： 齒根圓直徑： 中心距： 齒輪Z5 分度圓直徑： 齒頂高： 齒根高： 全齒高： 齒頂圓直徑： 齒根圓直徑： 齒輪Z8 分度圓直徑： 齒頂高： 齒根高： 全齒高： 齒頂圓直徑： 齒根圓直徑： 中心距： 齒輪Z7 分度圓直徑： 齒頂高： 齒根高： 全齒高： 齒頂圓直徑： 齒根圓直徑： 齒輪Z9 分度圓直徑： 齒頂高： 齒根高： 全齒高： 齒頂圓直徑： 齒根圓直徑： 中心距： 齒輪Z7 分度圓直徑： 齒頂高： 齒根高： 全齒高： 齒頂圓直徑： 齒根圓直徑： 齒輪Z2 分度圓直徑： 齒頂高： 齒根高： 全齒高： 齒頂圓直徑： 齒根圓直徑： 中心距： 齒輪Z10 分度圓直徑： 齒頂高： 齒根高： 全齒高： 齒頂圓直徑： 齒根圓直徑： 中心距： 4.3齒輪校核 4.3.1齒輪材料的選擇 1、滿足工作條件的要求 不同的工作條件，對齒輪傳動有不同的要求，故對齒輪材料亦有不同的要求。但是對于一般動力傳輸齒輪，要求其材料具有足夠的強度和耐磨性，而且齒面硬，齒芯軟。 2、合理選擇材料配對 如對硬度≤350HBS的軟齒面齒輪，為使兩輪壽命接近，小齒輪材料硬度應(yīng)略高于大齒輪，且使兩輪硬度差在30～50HBS左右。為提高抗膠合性能，大、小輪應(yīng)采用不同鋼號材料。 3、考慮加工工藝及熱處理工藝 變速器齒輪滲碳層深度推薦采用下列值： 時滲碳層深度0.8～1.2 時滲碳層深度0.9～1.3 時滲碳層深度1.0～1.3 表面硬度HRC58～63；心部硬度HRC33～48 對于氰化齒輪，氰化層深度不應(yīng)小于0.2；表面硬度HRC48～53[12]。 對于大模數(shù)的重型汽車變速器齒輪，可采用25CrMnMO，20CrNiMO，12Cr3A等鋼材，這些低碳合金鋼都需隨后的滲碳、淬火處理，以提高表面硬度，細化材料晶面粒[3]。 本文齒輪與軸采用相同材料20CrMnTi滲碳合金鋼。 4.3.2計算各軸轉(zhuǎn)矩 發(fā)動機最大扭矩為220.7N.m，變矩器變矩比3，各軸均取最大載荷。 I軸： ==220.7×3=662.1N.m （4.12） II軸： ==220.7×3×1=662.1N.m （4.13） III軸： ==220.7×3×2.21=1463.241N.m （4.14） IV軸： ==220.7×3×2.21=1463.241N.m （4.15） V軸： ==220.7×3=662.1N.m （4.16） 4.3.3齒輪強度計算 （1）輪齒彎曲強度計算 齒輪彎曲應(yīng)力 （4.17） 式中：—彎曲應(yīng)力（MPa）； 圖4.1 齒形系數(shù)圖 —計算載荷（N.mm）； —應(yīng)力集中系數(shù)，可近似取=1.65； —摩擦力影響系數(shù)，主、從動齒輪在嚙合點上的摩擦力方向不同，對彎曲應(yīng)力的影響也不同；主動齒輪=1.1，從動齒輪=0.9； —齒寬（mm）； —模數(shù)； —齒形系數(shù)，如上圖4.1 對于裝載機齒輪，許用應(yīng)力在320～450MPa范圍。 =170.65MPa<320～450MPa =152.54MPa<320～450MPa =170.65MPa<320～450MPa =86.73MPa<320～450MPa =212.79MPa<320～450MPa =419.18MPa<320～450MPa =352.11MPa<320～450MPa =181.37MPa<320～450MPa =352.11MPa<320～450MPa =170.65MPa<320～450MPa =152.54MPa<320～450MPa 所有齒輪彎曲應(yīng)力皆滿足要求。 （2）齒輪接觸應(yīng)力計算 （4.18） 式中：—輪齒的接觸應(yīng)力（MPa）； —計算載荷（N.mm）； —節(jié)圓直徑(mm)； —節(jié)點處壓力角（°），—齒輪螺旋角（°）； —齒輪材料的彈性模量（MPa）； —齒輪接觸的實際寬度(mm)； 、—主、從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑(mm)，直齒輪、，斜齒輪、； 、—主、從動齒輪節(jié)圓半徑(mm)。 將作用在變速器第一軸上的載荷作為計算載荷時，變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力見表4.1。 彈性模量=20.6×104 N·mm，齒寬 表4.1　變速器齒輪的許用接觸應(yīng)力 齒輪 滲碳齒輪 液體碳氮共滲齒輪 一擋和倒擋 1900～2000 950～1000 常嚙合齒輪和高擋 1300～1400 650～700 （1）計算齒輪Z1，Z3和Z10的接觸應(yīng)力 =662.1N.m，=662.1N.m，=662.1N.m， ，， =52.14mm =52.14mm =52.14mm =638.14MPa<1900～2000MPa =1148.07MPa<1900～2000MPa =1148.07MPa<1900～2000MPa （2）計算齒輪Z2，Z11的接觸應(yīng)力 =662.1N.m，=662.1N.m， ，， =25.02mm =25.02mm =624.81MPa<1900～2000MPa =624.81MPa<1900～2000MPa （3）計算齒輪Z4，Z6的接觸應(yīng)力 =662.1N.m，=1463.241N.m， ，， =45.34mm =23.80mm =442.23MPa<1900～2000MPa =624.81MPa<1900～2000MPa （4）計算齒輪Z5，Z8的接觸應(yīng)力 =662.1N.m，=1463.241N.m， ，， =21.54mm =47.60mm =658.26MPa<1900～2000MPa =658.18MPa<1900～2000MPa （5）計算齒輪Z7，Z9的接觸應(yīng)力 =1463.241N.m，=1463.241N.m， ，， =25.02mm =25.02mm =909.21MPa<1900～2000MPa =909.21MPa<1900～2000MPa 所有齒輪接觸應(yīng)力皆滿足要求。 4.4本章小結(jié) 本章首先簡要介紹了齒輪材料的選擇原則，即滿足工作條件的要求、合理選擇材料配對、考慮加工工藝及熱處理，然后計算出各擋齒輪的轉(zhuǎn)矩。根據(jù)齒形系數(shù)圖查出各齒輪的齒形系數(shù)，計算輪齒的彎曲應(yīng)力和接觸應(yīng)力。最后計算出各擋齒輪所受的力，為下章對軸及軸承進行校核做準備。 第5章 變速器軸和軸承的設(shè)計與選擇 5.1變速器軸的設(shè)計 變速器在工作時承受著轉(zhuǎn)矩及來自齒輪嚙合的圓周力、徑向力和斜齒輪的軸向力引起的彎矩。剛度不足會引起彎曲變形，破壞齒輪的正確嚙合，產(chǎn)生過大的噪聲，降低齒輪的強度、耐磨性及壽命。設(shè)計變速器軸時，其剛度大小應(yīng)以能保證齒輪能有正確的嚙合為前提條件。軸的徑向及軸向尺寸對其剛度影響很大，且軸長與軸徑應(yīng)協(xié)調(diào)。 變速器I軸、II軸、III軸、IV軸與V軸的最大直徑d可根據(jù)中心距按以下公式初選 （5.1） I軸： =60.579～80.772mm II軸： =80.334～107.112mm III軸： =80.334～107.112mm IV軸： =65.84～87.798mm V軸： =65.84～87.798mm 軸徑的選擇還需根據(jù)變速器的結(jié)構(gòu)布置和軸承與花鍵、彈性擋圈等標準以及軸的剛度和強度驗算結(jié)果進行修正。 5.2軸的強度計算 如下圖，根據(jù)軸的受力，取I軸、II軸和V軸裝軸承處的直徑為25mm，III軸和IV軸裝軸承處的直徑為30mm；mm，mm，mm，mm，mm，mm，mm，mm，mm，mm。 圖 5-1 齒輪和軸上的受力簡圖 5.2.1齒輪和軸上的受力計算 根據(jù)受力簡圖5.1，可計算出變速器的齒輪和軸上的作用力。 I軸： II軸： III軸： IV軸： V軸： 5.2.2軸的強度計算 在進行軸的強度和剛度驗算時，可將軸看作是鉸接支承的梁。由于轉(zhuǎn)矩相同，所以Ⅰ軸、Ⅱ軸和Ⅴ軸支反力相同，Ⅲ軸與Ⅳ軸相同。 I軸支反力 （1）在垂直平面內(nèi)的支反力 由得 （5.2） =4679.9N 由得 =7856.977N （5.3） （2）在水平面內(nèi)的支反力 由得 （5.4） =-77609.06N =78348.091N （5.