2021年ZL装载机定轴式动力换挡变速箱设计项目说明指导书

毕业设计说明书ZL20装载机定轴式动力换挡变速箱设计学生姓名:学号:院系:专业:指导老师:填写日期:目录TOC\o"1-2"\h\z\uAbstract-4-第1章轮式装载机底盘结构简述-6-1.1装载机总体结构-6-1.2传动系统-6-第2章发动机——变矩器匹配计算-8-2.1参考课程设计任务书得到相关数据-8-2.2发动机原始特征-9-2.3发动机和液力变矩器匹配计算-12-2.4装载机各挡总传动比确实定-16-2.5装载机整机性能分析-18-第三章定轴式动力换挡变速箱设计-22-3.1变速箱传动设计及结构分析-22-3..2确定变速箱关键参数和配齿计算-24-3.3轴设计-29-3.4换挡离合器设计-30-第四章变速箱关键零件校核和轴承寿命计算-33-4.1齿轮强度和计算-33-4.2轴强度校核-35-4.3输出轴轴承校核-43-4.4轴承寿命计算-46-参考文件-48-致谢-49-附录......................................................-50-摘要ZL20装载机传动系中采取双涡轮液力变矩器，这种结构型式变矩器在小传动比范围内含有较大变矩系数和较高效率。所以，能够改善装载机作业效率。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，变矩器一、二级涡轮同时工作，这么，变矩器在本身速度转换时，相当于两挡速度，并随外界负荷改变自动改变，所以，能够降低变速箱挡位数，简化变速箱结构。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。该变速箱含有结构简单，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。AbstractZL20loaderpowertransmissionsystemusedinthedoubleturbinetorqueconverter,thisstructuretypeofconverterinsmalldriveislargerthanthescopeofthechangepitchcoefficientandhighefficiency,whichcanimprovetheloader’sefficiencyofoperations.Moreover,whentheloaderinhigh-speed,torqueconverterhasthesecond-levelturbinewheelwork;inheavy,thefirst-levelandthesecond-levelturbinewheelalsoworks,likethis,whentorqueconverterchangesownspeeds,itisequaltohavetwospeeds,andalongwithoutsideloadchangeitautomaticchangeitsspeed.Therefore,itmayreducethegearbox’sspeedsandsimplifiesgearbox'sstructure.Forthisreason,thepowershiftsplanetarygearsthegearboxhasonlytwoforwardandasetbackstalls,whichhasthesimplestructure,compact,hightransmissionefficiency,simpletooperation,gearandfrictiondiskclutchlifelong,andsoon.Keyword：Powershift,PlanetaryLine,Planetarytransmission第1章轮式装载机底盘结构简述1.1装载机总体结构装载机是一个广泛用于公路、铁路、矿山、建筑、水电、港口等工程土石方工程施工机械，其外形图1.1所 表 关于同志近三年现实表现材料材料类招标技术评分表图表与交易pdf视力表打印pdf用图表说话 pdf 示。它作业对象关键是多种土壤、砂石料、灰料及其它筑路用散状物料等，关键完成铲、装、卸、运等作业，也可对岩石、硬土进行轻度铲掘作业。因为它含有作业速度快、效率高、操作轻便等优点，所以装载机在中国外得到快速发展，成为土、石方工程施工关键机种之一。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铲挖、装载、卸载及运输作业。图1.1所表示，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-防滚翻和落物保护装置；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1.2传动系统轮胎式装载机传动系统图1.2所表示，其动力传输路线为：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取双涡轮液力变矩器，能随外载荷改变自动改变其工况，相当于一个自动变速箱，提升了装载机对外载荷自适应性。变矩器第一和第二涡轮输出轴及其上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转速高于一级齿轮从动齿轮转速时，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。伴随外载荷增加，涡轮转速降低，当二级齿轮从动齿轮转速低于一级齿轮从动齿轮转速时，超越离合器楔紧，则一级涡轮轴及一级齿轮和二级涡轮轴和二级齿轮一起回转传输动力，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Ⅰ挡和倒挡分别由各自制动器实现换档；前进Ⅱ挡（直接挡）经过结合闭锁离合器实现。(3)驱动桥采取双桥驱动，主传动采取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。第2章发动机——变矩器匹配计算2.1参考课程设计任务书得到相关数据2.1.1液力变矩器所选择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相关资料。表2.1变矩器关键参数传动比i00.10.20.30.360.40.48原始特征33.53535.53636.837.540.5η%03962.672.675.670.864.8k4.753.923.132.422.11.771.35传动比i0.50.60.70.780.80.91原始特征39.534.83127.726.618.44.3η%6671.275.576.6767238k1.321.191.080.9950.950.80.382.1.2整机参数表2.2机重及桥荷分配空载满载车重（t）5.287.28前桥（%）47.569.5后桥（%）52.530.5表2.3油泵工作参数压力（Mpa）流量（L/min)变速泵1.190转向泵1065工作泵6200表2.5传动比分配主传动比轮边减速比1.9236.84发动机额定功率/转速--55/kW/r/min最大扭矩/转速--300/1600N·m/r/min传动系机械效率（变矩器除外）均取n=0.92.2发动机原始特征依据毕业设计任务书已知：发动机（4102）=转/分，=55KW，最大扭矩及对应转速300Nm/1600转/分。因为工程机械发动机标定功率均为1小时功率，但未扣除发动机附件所消耗功率。发动机附件所消耗可根据发动机额定功率10%计算，所以发动机传输给变矩器有效功率有额定功率90%。发动机原始特征曲线可依据下面经验公式计算出不一样转速所对应发动机扭矩，然后选择适宜百分比在坐标纸上描点连线。（2.1）式中：——发动机最大扭矩（Nm）；——发动机额定扭矩（Nm）；——对应转速扭矩（Nm）；——发动机额定转速(r/min)；——最大扭矩对应转速(r/min)；——对应扭矩转速(r/min)；不一样转速对应发动机扭矩列于下表：表2.6发动机原始特征数据(Nm)(Nm)（rpm）（rpm）（rpm）(Nm)300262.62516001500297.664300262.62516001600300300262.62516001700297.664300262.62516001800290.656300262.62516001900278.977300262.6251600262.625300262.62516002100241.602发动机用在装载机上时，除其附件外，还要带整机辅助装置，如工作装置油泵、转向油泵、变速操纵及变矩器赔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征曲线时，必需依据装载机具体工作情况，扣除带动这些辅助装置所消耗发动机扭矩。这些油泵在装载机作业过程中，并不是同时满载工作。计算时通常取油泵空载压力为0.3～0.5兆帕，这里取为0.5兆帕。发动机和变矩器匹配，通常分为两种方案，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要求为主，就是说此时变速操纵泵和变矩器共同工作，而转向泵和工作装置油泵空转，变矩器和发动机输出全部功率进行匹配。此时发动机传给变矩器力矩为：(Nm)（2.2）式中：——发动机输出扭矩（Nm）；、——分别为工作装置油泵和转向油泵空转时消耗扭矩（Nm），——变速操纵泵消耗扭矩；部分功率匹配：考虑工作装置油泵所需功率，预先留出一定功率，就是说这时工作装置油泵、变速操纵泵和变矩器共同工作，而转向泵空转，变矩器不是和发动机输出全部功率进行匹配，而是和部分功率进行匹配，此时发动机传给变矩器力矩为：(Nm）（2.3）式中：——工作装置油泵工作时消耗扭矩，通常约占发动机功率40～60%；——为转向油泵空转时消耗扭矩（Nm）；——变速操纵泵消耗扭矩；调查相关资料可知，变速泵工作压力为1.2Mpa，工作流量为120l/min；转向泵变速泵工作压力为12Mpa，工作流量为76l/min；工作装置油泵工作压力为10Mpa，工作流量为325l/min。各油泵在不一样工作状态消耗扭矩按下式进行计算：（2.4）式中：——为油泵工作压力（MPa），油泵空转时压力取为0.5MPa；——油泵理论流量（l/min）；——油泵在不一样转速时对应流量；——油泵机械效率，通常取0.75～0.85，这里取0.85；——油泵转速(rpm)；——发动机额定转速（rpm）；计算结果以下：然后依据式（2.3）和式（2.4）计算出发动机和变矩器不一样匹配时，发动机向变矩器传输有效扭矩，所得数据列于下表：表2.7发动机传输扭矩数据单位(Nm)n（r/min）1500112.4029.3679.273297.6644.215171.774274.8091500112.4029.3679.2733004.215174.110277.1451500112.4029.3679.273297.6644.215171.774274.8091500112.4029.3679.273290.6504.215164.766267.8011500112.4029.3679.273278.9774.215153.087256.1221500112.4029.3679.273262.6254.215136.735239.7701500112.4029.3679.273241.6024.215115.712218.747依据表（2.7）选择适宜百分比在坐标纸上描点连线，作出发动机外特征曲线。(见图2.1)2.3发动机和液力变矩器匹配计算2.3.1初步选择液力变矩器有效直径D全功率匹配时变矩器有效直径按下式确定（m）（2.5）式中：——该状态时发动机传给变矩器最大有效力矩（Nm）;——所选变矩器最高效率时泵轮力矩系数；r——工作液压重度（N/）;——发动机额定转速（rpm）；=0.478(m)部分功率匹配时变矩器有效直径按下式确定（m）（2.6）式中：——该状态时发动机传给变矩器最大有效力矩（Nm）;——所选变矩器最高效率时泵轮力矩系数；R——工作液压重度（N/）;——发动机额定转速（rpm）；=0.435(m)装载机在作业过程中，工作装置油泵不是常常满负荷工作，所以，为了兼顾两种工况要求，使所选变矩器有效直径应该是;并使变矩器在工况之负荷抛物线和（全功率匹配）相交于靠近额定扭矩点调速特征区段，和（部分功率匹配）相交于额定扭矩点外特征区段。所以初步确定变矩器有效直径=0.470m。2.3.2做出发动机和液力变矩器共同工作输入特征曲线。变矩器输入特征是分析研究变矩器在不一样工况i时，变矩器和柴油机共同工作转矩和转速改变特征。不一样转速比时，泵轮转据随泵轮转速改变而改变。已知泵轮转矩为：(Nm)（2.7）对于透穿性液力变矩器，变矩器直径D一定，用给定工作液体（ρ一定），不过泵轮力矩系数随不一样工况i而改变，故变矩器输入特征曲线是过坐标原点一束抛物线。依据式（2.7）计算出发动机和变矩器不一样匹配时，发动机和变矩器共同工作泵轮转矩，并适宜百分比在坐标纸上描点连线，作出发动机外特征曲线。(见图2.1)。对液力变矩器和发动机共同工作时输入特征图分析。（1）高效工况：最大效率=0.815时，传动比i*=0.425，靠近最大功率，许可最低效率t=0.75时，传动比i=0.3和i=0.73两条负载抛物线包含了最大功率范围。（2）所得负载抛物线绝大部分兼顾了作业工况和运输工况要求，即在稳定工作区段内。（3）起动工况i=0其负载抛物线和发动机扭矩曲线交点在稳定工作区内。液力变矩器直径D=540mm适宜。图2.1发动机和变矩器共同输入特征曲线2.3.3、作出发动机和液力变矩器共同工作输出特征曲线从共同工作输入特征曲线上，找出各速比i=0、0.1、…、1.2时共同工作转矩MB和转速nB。再依据各速比i,由原始特征曲线查出对应变矩系数k和效率η，按公式，，，可得到发动机和液力变矩器共同工作输出时转矩、转速和功率值，将计算数值，按一定百分比，认为横坐标，其它参数为坐标进行绘图，即得到发动机和液力变矩器共同工作时输出特征曲线。表2.8全功率匹配发动机和液力变矩器共同工作输出特征EXCEL数据ikη04.75033.51842.973260.9410.23.130.62635.51804.244265.0380.362.10.75636.81779.585267.2850.41.770.70837.51766.455268.3650.481.350.64840.51711.311272.0210.61.190.71234.81817.675263.6950.780.9950.76627.71960.523244.18211.380.3840.52547.01063.97650.34901239.469050.34950.067360.849829.56931.34218.72549.801640.651561.29937.64912.15249.634706.582475.00635.14114.49348.739821.429367.22831.58318.60150.1841090.605313.79735.73114.39150.1221529.208242.96138.39311.72917.0612547.01024.3116.4810.581图2.2全功率匹配发动机和液力变矩器共同工作输出特征曲线2.4装载机各挡总传动比确实定2.4.1车轮动力半径确实定所选择轮胎规格为：21-24从《铲土运输机械设计》P202表6-1查得：动力半径rd=0.0254[d/2+b(1-λ)]式中：d—轮辋直径，in,1in=0.0254m;b—轮胎断面宽度，in;λ=0.12～0.16取λ=0.12，由此次设计任务书知轮胎选择12.5-20，求得rk=0.530m2.4.2低挡传动比计算在液力变矩器和发动机共同工作输出特征曲线中确定高效区最高涡轮转速,已知=2547.010r/min,=10km/h，求得最低挡位传动比：（2.9）=3.0542.4.3最高挡传动比计算假如在液力变矩器和发动机共同工作输出特征中确定高效区内最高涡轮转速，已知=2547.010r/min,VTmax=35km/h，求得最高挡位传动比：（2.10）=0.8722.4.4倒档传动比计算在液力变矩器和发动机共同工作输出特征曲线中确定高效区最高涡轮转速,已知=2547.010r/min,=24km/h，求得最低挡位传动比：（2.11）=1.2722.4.5中间挡位数确定若要求在各中间挡工作时柴油机转速范围～,则可用下式计算必需挡位数M。当然，这时得到M不一定为整数，应加以圆整。+1(2.12)经过上式可确定，该动力换挡变速箱有3个前进挡，3个倒退挡。2.5装载机整机性能分析2.5.1作牵引工况理论牵引特征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改变关系曲线。(1)实际牵引力计算：（2.13）式中：——车辆滚动阻力(kN)；——整机使用重量(kg)；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f=0.07；（2.14）式中：——整机实际牵引力（KN）；——整机理论牵引力，从表2-10中查取（KN）；——车辆滚动阻力，依据式2.13计算得到(kN)；(2)滑转率计算：（2.15）式中：,——整机使用重量（KN）；A、B、n——由轮胎充气压力及土壤性质决定系数，这里取A=0.11,B=12.31,n=6(3)实际速度计算：（2.16）式中：——整机理论速度（m/s）；n——涡轮转速（rpm）；——各挡对应总传动比；（2.17）式中：——整机实际速度（m/s）；——整机理论速度（m/s）；——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计算：（2.18）式中：——整机实际牵引功率（kw）；——整机实际牵引力（KN）；——整机实际速度（m/s）；（2.19）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）；——整机理论牵引功率,由表2-10取得（kw）；按公式（2.13～2.19），可得到装载机各挡位对应实际牵引力、滑转率、整机实际速度、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，所得数据列于下表：表2.9一挡二档及倒挡理论牵引特征数据　　　　低级（１档）　　（１档）01239.461023755.3471552.3222212.103360.849829.5691.77415905.3261552.3214353.177640.651561.2993.14910761.7861552.329209.695706.582475.0063.4739107.2901552.327555.889821.429367.2284.0387040.8621552.325488.1491090.605313.7975.3616016.4301552.325464.3321529.208242.9617.5174659.2911552.323106.7802547.01024.3119.521466.1151552.32-1086.546高级（３档）　　倒档高级（３档）高级（３档）倒档（１档）倒档（２档）006785.2755232.9759897.7428345.4426.2134.2594541.3292989.0296624.5325072.23211.0297.5613072.7601520.4604482.3872929.98712.1658.3392600.3911048.0913793.2092240.80914.1429.695.352458.0522932.5371380.23718.77712.8701717.815165.5152505.861953.56126.32818.0491330.160-222.3601940.178387.878023.061133.179-1419.221194.178－1.3582.5.2运输工况动力特征分析装载机动力特征反应是工程车辆在不一样坡度路面上行驶时加速度性能和所能达成最大车速及爬坡性能。动力性能影响到作业生产率，尤其是对运输为主工程车辆。用动力性能图来分析装载机动力性能。依据公式，进行分析计算，其中为车轮上驱动力，为滚动阻力，为空气阻力，为坡道阻力，为加速阻力。令为车辆动力因数并用符号D表示，工程车辆在各挡位时动力因数和对应车速关系曲线称为动力特征曲线。空气阻力按下面公式计算(KN)(2.20)式中：K——空气阻力系数，和车辆外形相关，由试验确定，这里取0.0006N/(cm2km2h-2)；S——车辆迎风面积，S==2.75。3.44=9.46()；——整机理论速度（m/s）；（2.21）式中：D——动力特征因数；——为空气阻力（KN）；——整机使用重量（KN）；——整机理论牵引力，从表2-10中查取（KN）；第三章定轴式动力换挡变速箱设计3.1变速箱传动设计及结构分析图3.1前三后三变速箱简图表3.1前三后三变速箱传动比档位接合离合器传动比前进ⅠFⅠⅡFⅡⅢFⅢ后退ⅠRⅡⅡRⅢⅢRⅢ3.1.1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优点是结构简单，加工和装配精度轻易确保，造价低。缺点是尺寸大，全部采取摩擦离合器换挡，比行星变速器采取制动器换挡工作条件要恶劣，所以影响变速器使用寿命。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，要取得一个档位需要结合（F-1）个离合器。本设计采取三自由度变速箱，需结合两个离合器取得一个档位。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很好，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，改善了支撑和轴受了条件降低了轴变形，提升了离合器使用寿命。3..2确定变速箱关键参数和配齿计算变速箱关键参数包含中心距A，齿轮模数m，齿宽b，螺旋β角及选配齿轮齿数z。设计时，通常采取统计和类比 方法 快递客服问题件处理详细方法山木方法pdf计算方法pdf华与华方法下载八字理论方法下载 初步确定变速器关键参数。首先，找现有同类机型，同一等级,结构类型相同变速器作为参考,分析，对比新变速器和参考变速器,在结构和工况上差异正确选择参数。3.2.1中心距A中心距A大小直接影响到变速箱紧凑性。所以在确保传输最大扭拒，齿轮足够接触强度前提下，尽可能采収较小中心距.另外还要考虑轴承能否部署得下，应确保变速箱壳体上必需壁厚。可按下面经验公式初选变速箱中心距（头档传动齿轮中心距）式中：：发动机头档被动齿轮所传输扭矩（，为发动机额定扭矩，：I档输出齿轮传动比。）：中心距参数，参考相同机型选择。由上计算头档传动齿轮中心距A==293.363mm（3.1）取A46=294mm3.2..2齿轮模数mm是直接决定齿轮大小和几何参数关键原因，直接决定着齿轮弯曲强度，模数大小和下列原因相关。齿轮上所受力大小。作用力大，模数也要大。 材料 关于××同志的政审材料调查表环保先进个人材料国家普通话测试材料农民专业合作社注销四查四问剖析材料 、加工质量、热处理好坏。材料好、齿轮制造精度和热处理质量高，有可能采取小部分模数，使齿轮齿数相对多些，可增大齿轮重合系数，改善齿轮传动平稳性。按下面经验公式初选模数。（3.2）初选m=0.33=6.454取m=7(注:所取模数均匀且在推荐范围内。）3.2.3齿宽b齿宽b大小直接影响齿轮强度。在一定范围内，齿宽大强度就高，但变速箱轴向尺寸和重量亦大，齿面载荷步均匀性也会增大，反而使齿轮承载能力降低。所以，确保必需强度条件下齿宽不宜过大。对于斜齿轮齿宽系数为（7～8.6）中心距和模数一定时，齿宽b可用来调整齿所受应力，依据各对齿轮上受力不一样选择不一样齿宽，以降低变速箱轴向尺寸和重量。齿宽系数应选大些，使接触线长度增加，接触应力降低，一提升传动平稳性和齿轮寿命。初选b=8×7=56mm3.2.4齿轮压力角中国家 标准 excel标准偏差excel标准偏差函数exl标准差函数国标检验抽样标准表免费下载红头文件格式标准下载 准压力角为20°。所以变速箱普遍采取20°压力角。3.2.5斜齿轮螺旋角确定斜齿轮螺旋角时，关键是从它对齿轮啮合性能、强度影响，和轴向力平衡等方面综合考虑。增大，齿轮啮合重合系数增大，运转平稳，噪声下降。但过大时，不仅使轴向力增大，且造成传动效率降低，使轴承工作条件恶化。试验证实，随增大，齿轮强度也对应提升，不过和之对应直齿轮比较，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。所以，从提升低级齿轮弯曲强度出发，不期望过大。当一根轴上有两个啮合齿轮工作时，选择轴上斜齿轮螺旋角时，应使同时工作两组斜齿轮部署合适，所产生轴向力相互抵消或抵消一部分。为达成轴向力相互抵消或抵消一部分，应使同一轴上同时工作两斜齿轮螺旋方向应是相同，因为要同时工作，一个是从动齿轮，一个是主动齿轮，所以，轴向力要相反。螺旋角按同类机型选择°3.2.6选配齿轮由总体计算公式确定所需各档传动比以下：初步确定了传动系统各档总传动比，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，为变速箱传动比，主传动器传动比，最终传动传动比。同时由分析已知各档位传动比:=====由前面计算已知A46=294mm，斜齿轮螺旋角通常为=23o—27o，这里取=25°，当中心距，模数和螺旋角已知时，则总齿数为ΣZ===即Z1+Z6=76又取=1.12从而算=36,=40;从而A46==≈293mm圆整为293mm修正==24.794°=；有上面全部已知条件和分析结果，从而以确定各配对齿轮齿数为：=17；=36；=18；=21；=41；=40=46；=34；=60；=28；=25；=49；齿顶高：==7mm齿根高：==8.75mm从而确定各个中心距，取20°==145.260mm修正：====148.044mm=116.541mm=170.385mm=138.885mm取20°修正：===140.731mm=109.231mm取16°=211.808mm修正：===313.583mm=282.083mm=138.217mm=106.717mm取10°修正:===440.395mm=408.895mm=357.046mm=325.546mm最终确定变速箱各档传动比=;;=1.524==0.872=;=5.089=;=2.181==1.272齿轮材料选择20crMnTi，渗碳淬火后，表面硬度58-62HRC，芯部硬度300HB5，齿轮精度为8-8-7，表面粗糙度Ra值小于2.5微米。3.3轴设计初步计算轴直径轴直径能够按扭距强度法进行估算，即d≥轴材料选择40Cr，【iT】/MPa35-55，为112-97.≥=;取==30.787mm;取≥;==24.435mm;取≥;=;=25.309mm;取=25mm;≥;=;=26.298mm;取=26mm;≥;;=28.945mm;取=29mm;≥;=;取=27mm;以上确定轴颈为轴最小轴颈，依据轴上零件受力，安装，固定及加工要求再确定轴各段径向尺寸。轴上零件用轴间定位相邻轴颈通常相差5-10mm。当滚动轴承用轴向定位是、时，其轴间直径由滚动轴承标准中查取。为了轴上零件装拆方便或加工要求，相邻轴段直径之差应取1-3mm。轴上装滚动轴承，传动件和密封件等处轴段直径应取对应标准值。轴上安装个零件各段长度，依据对应零件轮廓宽度和其它结构需要来确定，不安装零件各段轴长度能够依据轴上零件相对位置来确定。用套筒固定轴上零件时，轴端面和套筒端面或轮毂断面之间应留有2-3mm间隙，以预防加工误差是零件在轴向固定不牢靠。轴段在轴承孔内结构和轴承润滑方法相关，轴承采取油润滑，轴承端面距箱体内壁距离为3-5mm。3.4换挡离合器设计本设计变速箱内有五个离合器3.4.1离合器结构1.连接方法齿轮和离合器内鼓相连，外雇宇宙，液压缸部署在轴上，液压缸压力油从轴上孔道中来。2.压紧方法液压缸轴向固定不动，经过活塞轴向移动来压紧。3.分离弹簧形式一个大螺旋弹簧部署在中央，利用离合器内鼓径向空间来部署此螺旋弹簧，这么部署增加离合器轴向尺寸。4.采取自动到控球阀消除离心压力。3.4.1离合器片数确实定由离合器摩擦转矩计算公式：式中:贮备系数:传输转矩：摩擦系数：压紧力：摩擦力作用等效半径：摩擦副数量：压紧力损失系数其值能够由下列公式计算：(对于干式摩擦离合器通常可取：。对于湿式摩擦离合器通常可取)以代入上式得式中：许用比压：摩擦片外径：摩擦片内径：摩擦片面积利用系数（螺旋槽为0.6-0.65径向油槽为0.8-0.9）经计算得离合器外径93mm，离合器内径83mm;依次求得I档，II档，III档离合器片数。I档时，主动片数9，从动片数8。II档时，主动片数11，从动片数10。III档位时，主动片数9，从动片数8注明：离合器外径和内径依据装配大小进行确定，各离合器片数为初选。3.4.3换档离合器结构设计1.传动部分外鼓为整体结构，外鼓和外片通常采取渐开式花键或矩形槽相连，本设计采取矩形花键连接。内鼓和内片也采取矩形花键，外鼓和轴花键连接。内鼓和齿轮制成一体。为了让冷却油愈加好流过摩擦片，内外孔上全部开有几排孔，每排孔全部应错开，使每对摩擦面全部均匀流畅有经过润滑油。摩擦衬面采取铜基粉末冶金，烧结在钢底板上，且在摩擦衬面上开有沟槽，底板采取65锰钢，摩擦片总厚为2mm,光片材料也选择65锰钢，baidu为3mm,片上花键采取30度压力角渐开红，花键齿配合应有足够侧隙，心避免摩擦片卡死，摩擦片两段部压板应有足够风度，不然变形后将使摩擦片各处不能均匀压紧，造成摩擦片打滑。2．压紧分离部分液压缸由钢或可锻铸铁制成，活塞由中碳钢制成，配合面表面粗糙度值小于0.8微米，液压缸壁应有一定厚度，不然会因刚度不足而变形，影响活塞移动和引发漏油。活塞在液压缸中移动应有足够导向长度（通常为20mm）,活塞和液压缸有两个配合面，宜采取活塞内孔处配合为2-3级滑动配合，其中心定位作用。活塞外径处配合宜较松些，含有0.25-0.50mm间隙，心便装配方便。活塞行程由离合器摩擦面分离间隙来决定，摩擦现分离间隙过小，则相对空转时摩擦阻力矩过大，功率损失过大，但摩擦片分离间隙过大，则活塞行程大。离合器结合时，消除片间间隙所需时间长，同时也使离合器轴向尺寸加长。3．润滑和密封（1）：离合器摩擦片应得到可靠地冷却润滑，冷却油不足往往引发摩擦片烧结和摩擦片翘曲变形，但冷却油过多将使离合器空转损失增加，功率损失过多，且使摩擦片摩擦系数有所降低，通常每对摩擦面冷却有最小流量为,最好为，不要大于。（2）换档离合器故障往往是因为漏油引发，故密封装置很关键，换档离合器有两处需要密封，进入离合器轴处，需采取旋转密封，油缸活塞处，需采取滑动密封，油缸密封要求是，密封性好，移动摩擦阻力小，较常见密封形式，一是合金铸铁活塞环，二是唇口式密封环。第四章变速箱关键零件校核和轴承寿命计算4.1齿轮强度和计算变速箱齿轮关键破坏形式是疲惫接触破坏和疲惫弯曲破坏，所以通常变速箱齿轮进行疲惫弯曲强度计算和疲惫接触强度计算。4.1.1弯曲疲惫强度计算验算齿根危险断面处弯曲应力，可根据下式进行：式中：M----计算扭矩（主动齿轮所处扭矩）（千克*米）r------主动齿轮节圆半径（厘米）m------模数【对直齿轮为断面模数（毫米），对斜齿轮为法面模数（毫米）】b-------齿轮齿宽（厘米），大小齿轮齿宽不一样时取较小者------齿形系数（查表3-3-3，对短齿，将表中查得乘以h/2.25m,式中h为全齿高）------螺旋角系数，对斜齿取0.881------工作情况系数，对于轮胎式液力机械取1------许用弯曲应力（当齿轮材料为20CrMnTi,20CrMnMo时，许用弯曲应力=2500-3200千克/厘米2）对于输入齿轮,b=56,=36,=24.79°对于液力传动类型=1查设计手册取为0.475代入以上数据，计算输入齿轮弯曲疲惫强度为：～4.1.2接触疲惫强度计算验算节点处接触应力，对刚齿轮，可根据下式进行；式中：K------系数（对直齿轮取1070，对斜齿轮取925，这是因为斜齿轮倾斜，接触线长增加，重合度增大，所以承载能力有所提升）A------中心距（厘米）i-------传动比，M-----小齿轮上扭矩（千克·厘米）b------齿轮齿宽（厘米），大小齿轮齿宽不一样时取较小者----角变位修正对接触强度影响系数，-----工作情况系数，对于轮胎式液力机械取1-----许用接触应力（当齿轮材料为20CrMnTi,20CrMnMo时，许用接触应力=10000-14000千克/厘米2）,A=387.385mm,b=56mm小齿轮上扭矩：对于液力机械=884.568MPa<1400MPa满足使用要求。4.2轴强度校核4.2.1输入轴花键设计及校核经过[13]表11-29和[10]，查得花键型号为：10x102H7X112H10/f11X16H11/d10此处引用（式5-3）和（式5-4）进行校核。选输入轴材料为40Cr，渗碳后表面淬火。这种材料接触极限应力，弯曲疲惫极限应力.初取花键长度为40mm。1.弯曲疲惫强度计算依据（式5-3）带入相关数据，得：经计算所以满足弯曲疲惫要求。1.接触疲惫强度计算依据（式5-4）带入相关数据，得：经计算所以满足要求。为了愈加好降低安装难度，所以对花键长度合适增大，最终取为52mm。4.2.2中间轴校核1依据装载机装配图，作出中间轴计算简图（即力学模型）图4.1中间轴力学模型选择中间轴材料为40CrNi,调质处理。依据《机械设计》P355表15-1查得：弯曲疲惫极限=430（MPa）,剪切疲惫极限=210（MPa），许用弯曲应力=75（MPa）。2对轴进行受力分析，并作出弯矩图依据以前计算可知，当闭锁离合器结合时，中间轴受载最大，此时传输给中间轴扭矩为=197.9（N•m）圆周力：=4.28（KN）（8.1）径向力：=1.558（KN）（8.2）依据以前计算可知，摩擦片传输给中间轴扭矩为=-197.9（N•m）圆周力：=0.912（KN）（8.3）径向力：=0.332（KN）（8.4）依据上述简图及受力分析，分别按水平面和垂直面计算各力产生弯矩，并按计算结果分别作出水平面上弯矩图和垂直面上弯矩图；然后按下式计算总弯矩并作出M图。图4.2中间轴载荷分析图从轴结构图和弯矩和扭矩图中能够看出截面B是轴上较为危险截面。现将计算出截面B处、和M值列于下表：表4.1截面B所受载荷载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M总弯矩扭矩T3按弯扭合成应力校核轴强度校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩危险截面。依据《机械设计》P336，按第三强度理论，计算应力（8.5）通常由弯矩所产生弯曲应力是对称循环变应力，而由扭矩所产生扭转切应力则常常不是对称循环应力。为了考虑二者循环特征不一样影响，引入折合系数α，则计算应力为（8.6）式中弯曲应力为对称循环变应力，扭转切应力为脉动循环变应力，取。对于直径为d圆轴，弯曲应力，扭转切应力,将和代入上式，则轴弯扭合成强度为（8.7）式中：——轴计算应力，单位Mpa；M——轴所受弯矩，单位为N•m；T——轴所受扭矩，单位为N•m；W——轴抗弯截面系数，单位为，计算公式由《机械设计》P365表15-1查得，圆截面计算公式=0.1=12500,花键截面计算公式,Z-花键齿数；W=6854.98截面B处计算应力：=19.83Mpa依据《机械设计》P255表15-1查得，对称循环变应力时，轴许用弯曲应力为75Mpa。<(8.8)所以，轴强度满足要求。4.2.3输出轴和轴上相关零件设计1.依据装载机装配图，作出输出轴计算简图（即力学模型）图4.3输出轴力学模型简图选择中间输入轴材料为40CrNi,调质处理。依据《机械设计》P355表15-1查得：弯曲疲惫极限=430（MPa）,剪切疲惫极限=210（MPa），许用弯曲应力=75（MPa）。2.对轴进行受力分析，并作出弯矩图依据以前计算可知，变矩器传输给中间输入轴扭矩为=1171（N•m）圆周力：=6.69（KN）（8.9）径向力：=2.435（KN）（8.10）依据以前计算可知，中间轴传输给输出轴扭矩为=1171（N•m）依据上述简图及受力分析，分别按水平面和垂直面计算各力产生弯矩，并按计算结果分别作出水平面上弯矩图和垂直面上弯矩图；然后按下式计算总弯矩并作出M图。(8.11)图4.4输出轴载荷分析图从轴结构图和弯矩和扭矩图中能够看出截面A是轴上较为危险截面。现将计算出截面A处、和M值列于下表：载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M总弯矩扭矩T表4.3截面A所受载荷表4.4截面和所受载荷载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M总弯矩扭矩T3.按弯扭合成应力校核轴强度校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩危险截面。依据《机械设计》P336，按第三强度理论，计算应力（8.12）通常由弯矩所产生弯曲应力是对称循环变应力，而由扭矩所产生扭转切应力则常常不是对称循环应力。为了考虑二者循环特征不一样影响，引入折合系数α，则计算应力为：（8.13）式中弯曲应力为对称循环变应力，扭转切应力为脉动循环变应力，取。对于直径为d圆轴，弯曲应力，扭转切应力,将和代入上式，则轴弯扭合成强度为（8.14）式中：——轴计算应力，单位Mpa；M——轴所受弯矩，单位为N•m；T——轴所受扭矩，单位为N•m；W——轴抗弯截面系数，单位为，计算公式由《机械设计》P365表15-1查得，圆截面计算公式，花键截面计算公式,Z-花键齿数；W=6854.98所以带入数据得：依据《机械设计》P255表15-1查得，对称循环变应力时，轴许用弯曲应力为75Mpa。<(8.15)所以，轴强度满足要求。4.3输出轴轴承校核1)确定危险截面这种校核计算实质在于确定变应力情况下轴安全程度。截面因为过盈配合引发应力集中将减弱轴疲惫强度，但受载情况完全相同，故只需截面正确校核。2)截面左侧抗弯截面系数抗扭截面系数截面左侧弯矩为截面左侧扭矩为截面上弯曲应力为截面上扭转应力为截面上因为花键而形成有效应力几周系数，依据[4]附表3—5查得，由[4]附图3—2得尺寸系数；由附图3—3得扭转尺寸系数轴按磨削加工，由[4]附图3—4得表面质量系数轴未经表面强化处理，即，得综合系数值：所以带入数据计算得：依据[4]P2和P25合金钢特征系数：于是计算安全系数值：所以带入数据计算得：依据[4]查得，轴材料均匀，再喝和应力计算正确，选安全系数S=1.3—1.5，这里去S=1.5，故可知该轴疲惫强度满足安全。2）截面右侧：抗弯截面系数：抗扭截面系数：截面左侧弯矩为：截面左侧扭矩为：截面上弯曲应力为：截面上扭转应力为：截面上因为花键而形成有效应力几周系数，依据[4]附表3—2查得，由附图3—1得敏性系数为：，；故有效应力集中系数按：所以带入数据计算得：依据附图3—2得尺寸系数，由附图3—3得扭转尺寸系数轴按磨削加工，由[4]附图3—4得表面质量系数轴未经表面强化处理，即，得综合系数值：依据[4]P2和P25合金钢特征系数：于是计算安全系数值：依据[4]查得，轴材料均匀，再喝和应力计算正确，选安全系数S=1.3—1.5，这里去S=1.5，故可知该轴疲惫强度满足安全。该轴因无大瞬时过载及应力训话不对称性，故可略去静强度校核。4.4轴承寿命计算4.3.1作出输出轴计算简图（即力学模型）经过前面计算已知输出轴齿轮载荷为：圆周力：径向力：=2.435（KN）两轴承相对输出轴齿轮对称部署，所以两轴承受载情况完全相同。图4.5输出轴计算简图4.3.2求两轴承所受载荷(9.1)轴承当量载荷为：(9.2)式中：P——轴承当量动载荷，单位为KN；——载荷系数，从《机械设计》P315表13-6查得，=1.2～1.8这里取=1.6；初选6312轴承，查《机械设计手册》可知轴承C=81.8KN，验算轴承寿命公式为：（9.3）式中：——轴承寿命，单位h；n——轴承转速，单位rpm,662rpm；C——轴承基础额定动载荷，单位KN；P——轴承当量动载荷，单位为KN；——指数，对于滚动轴承，；通常工程机械使用滚动轴承基础额定寿命在5000h左右，两轴承寿命均大于5000h,满足使用要求，故所选轴承适宜。参考文件[1]吉林工业大学工程机械教研室.轮式装载机设计[M].北京：中国建筑工业出版社.1982.11：63－85[2]濮良贵，纪名刚.机械设计［M］.7版.北京：高等教育出版社，：184-207[3]张光裕.工程机械底盘结构和设计[M].北京：中国建筑工业出版社.1988.6：99－143[4]诸文农.底盘设计[M].北京：吉林工大.1981：162－170[5]林慕义，张福生.车辆底盘结构和设计[M].北京：冶金工业出版社..1：215－265[6]孙桓，陈作模.机械原理[M].北京：高等教育出版社..51：296－329[7]成大先.机械设计手册（单行本）[M].北京：化学工业出版社，.5[8]杨占敏王智明张春秋等.轮式装载机.北京：化学工业出版社，.8[9]刘学厚.行星传动设计[M].北京：北京工业学院出版社。[10]杨晋生.铲土运输机械设计［M］.7版.北京：高等教育出版社，：184-207[11]机械设计手册软件版R2.0.北京：机械工业出版社.[12]杨秀山.机械设计[M].山西高校出版社.1992.5[13]杨廷栋，周寿华等.渐开线齿轮行星传动[M].成全部：成全部科技大学出版社.1986.7[14]大连理工大学工程画图教研室.机械制图[M].5版.北京：高等教育出版社..8[15]其它网络检索到相关资料致谢在整个设计过程中，从初步设计，传动简图初步绘制，到以后正确设计计算，和整个过程中各零部件选择，全部在老师精心指导下，经过查阅大量资料，经过了数次修改和优化设计而完成。即使和专业设计还有很大差距，经过此次毕业设计，培养了我独立思索习惯，培养了自己理论联络实际，用所学知识综合处理问题能力。这次设计让我对大学所学知识，从基础学科到专业基础课，再到专业课知识进行了一次比较系统回想和总结。细节决定成败，我们做毕业设计也需要这种精神，面对一堆堆参数，我们需要逐一去查找、查对、算公式，不知道多少次因为一个数据犯错了，而全盘皆输又要重新做过，一点粗心全部会造成前功尽弃。在感受自己辛勤付出同时，更多是收获喜悦。经过这次毕业设计我深刻体会到：自己所学知识是远远不够，找到了自己很多不足之处，以后还要提升，对我未来人生有着关键意义。在设计过程中碰到很多难题全部在反复推敲和查阅资料下得以处理，让自己愈加务实，一丝不苟，培养了自己从提出设想到分析问题、再四处理问题一个思维能力。和此同时，我对团体精神了解在这次设计过程中愈加深刻了，其中碰到很多困难全部是在和同学讨论中处理，集体力量是强大。毕业设计即使做完了，但漫漫人生路还需继续努力。面对充满挑战社会，我相信只要学好技术知识，以一个刻苦勤劳精神对待工作，我们定会活出不平凡人生。老师给了我大力支持和帮助，在这份设计中包含了她们很多智慧和汗水，在此致上我最真诚谢意，同时，我也感谢在设计中给我支持和帮助全部老师和同学，谢谢你们!定轴式动力换挡变速箱