压路机动力换挡变速装置设计(二维+论文).doc

【JX18-78】压路机动力换挡变速装置设计(二维+论文)

收藏

资源目录
跳过导航链接。
【JX18-78】压路机动力换挡变速装置设计二维论文.rar
【JX18-78】压路机动力换挡变速装置设计(二维+论文)
压路机动力换挡变速装置设计(二维+论文).doc---(点击预览)
动力换挡液压系统图.dwg
装配图.dwg
输入轴.dwg
输出轴.dwg
齿轮.dwg
压缩包内文档预览:(预览前20页/共43页)
预览图 预览图 预览图 预览图 预览图 预览图 预览图 预览图 预览图 预览图 预览图 预览图 预览图 预览图 预览图 预览图 预览图 预览图 预览图 预览图
编号:20257686    类型:共享资源    大小:817.89KB    格式:RAR    上传时间:2019-06-25 上传人:caiq****857 IP属地:浙江
400
积分
关 键 词:
JX18-78 【JX18-78】压路机动力换挡变速装置设计二维+论文
资源描述:
【JX18-78】压路机动力换挡变速装置设计(二维+论文),JX18-78,【JX18-78】压路机动力换挡变速装置设计二维+论文
内容简介:
- 1 - 目录目录 ABSTRACT- 1 - 第 1 章 压路机传动方案设计1 1.1 压路机传动方案1 1.2 变速箱的设计方案1 第 2 章 发动机变矩器匹配计算.- 3 - 2.1 参考课程设计任务书得到相关数据- 3 - 2.2 发动机原始特性.- 4 - 2.3 发动机与液力变矩器的匹配计算.- 6 - 2.4 压路机各挡总传动比的确定.- 8 - 2.5 压路机整机性能分析.- 10 - 第三章定轴式动力换挡变速箱的设计.- 13 - 3.1 变速箱传动设计及结构分析.- 13 - 32 确定变速箱的主要参数和配齿计算- 14 - 3.3 轴的设计.- 20 - 3.4 换挡离合器的设计.- 21 - 第四章 变速箱主要零件的校核和轴承寿命计算.- 24 - 4.1 齿轮强度和计算.- 24 - 4.2 轴的强度校核- 26 - 4.3 输出轴轴承的校核.- 33 - 4.4 轴承寿命计算.- 36 - 参考文献.- 39 - 致 谢.- 40 - - 1 - 摘要 双涡轮液力变矩器用于滚子传动系统。这种结构的变矩器转矩传递系数大,传动比小, 效率高。因此,可以提高辊子的操作效率。此外,当滚子高速时,液力变矩器仅与两级涡轮 工作。在低速重载时,液力变矩器的一级或两级涡轮同时工作。这样,液力变矩器就相当于 两个齿轮转速在自身速度上的转换,并随着外部载荷的变化而自动变化。通过这种方式,可 以减少变速箱。简化齿轮箱的结构。因此,固定轴动力换档变速箱只有三个前进挡和三个后 挡。该齿轮箱具有结构简单、结构紧凑、刚性大、传动效率高、操作轻可靠、齿轮使用寿命 长、摩擦片离合器等优点。 关键字: 双涡轮变矩器,动力换挡,定轴变速机构。 - 1 - Abstract loader 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 1 第第 1 章章 压路机传动方案设计压路机传动方案设计 1.1 压路机传动方案压路机传动方案 整个机组的动力单元与驱动轮之间的传动单元通常称为传动系统。传动系 统的基本功能是根据需要将发电厂的动力传递给驱动轮和其他机构。 机械传动系统配备有内燃机或马达驱动装置。对于内燃机驱动的车辆,其 传动系统具有以下功能: (1)降低转速,增加扭矩。 (2)实现传输。 (3)由于内燃机不能反转,传动系统中的传动系统可以向后(向后)驱动。 (4)必要时切断电源。 (5)实现了左右车轮之间的差动速度。 为了实现上述功能,由内燃机驱动的机械传动系统由离合器、变速箱、万 向传动装置和驱动轴组成。 机械传动具有结构简单、工作可靠、价格低廉、质量低等优点,具有较高 的传动效率,并能利用电机部件的惯性。因此,它被广泛应用于中小型车辆。 然而,机械传动也存在以下主要缺点:当工作阻力快速变化时,内燃机容 易熄火;当使用换档时,换档功率的中断时间长,传动系统的冲击载荷。由于 外部负载的急剧变化,驱动系统对功率器件的影响很大。降低了动力传动系和 传动系统各部件的使用寿命。 1.2 变速箱的设计方案变速箱的设计方案 根据规定的齿数和传动比设计变速箱传动方案。根据重量轻、体积小、传 动效率高、噪声低、操作方便等特点,制定了传动方案。工程车辆的机械变速 箱在平面三轴和空间三轴两种类型的大范围内使用。 该设计的齿轮箱有三个前进挡和三个倒挡。它使用滑动齿轮换档。图 1-2 所示为压路机变速箱的传动简图 2 图 1-2-1 压路机变速箱的传动简图 1 输入轴;2输出轴;3中间轴;4惰轮轴; 当动力由输入轴经惰轮轴传到中间轴上时为前进档,当动力直接由输入轴 传到中间轴上时为倒退档。 - 3 - 第第 2 章章 发动机发动机变矩器匹配计算变矩器匹配计算 2.1 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 k4.133.452.952.5 1.91 8 1.58 1.36 4 1.11 5 1.02 7 1.0 0.93 5 0.0 0.34 5 0.590.75 0.81 5 0.790.750.680.75 0.76 5 0.79 5 10 B 4 33.433.634.435.634.835.235.736.433.632.8 230. 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 表 2.2 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 - 4 - 表 2.3 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-130/2000 kW/r/min 最大扭矩/转速-700/1300Nm/r/min 传动系的机械效率(变矩器除外)均取 n=0.88 2.2 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) =2000 转/分,=130KW, H ne H Ne 130 95509550620.75 2000 eh eh eh N MNm n 最大扭矩及相应转速 700N m /1300 转/分。 由于工程机械发动机的标定功率为 1 小时功率,因此不扣除发动机附件所消耗的功率。 发动机附件可以消耗在发动机额定功率的 10%,因此从发动机传递到液力变矩器的有效功率 是额定功率的 90%。 发动机的原始特性曲线可以根据以下经验公式计算出不同转速的发动机扭矩。 (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: 当发动机在压路机使用时,除了其附件外,整个机器的辅助设备,如工作装置的油泵、 转向油泵、变速控制和液力变矩器补偿冷却油泵和气泵等。发动机和液力变矩器的共同输入 特性曲线,根据滚轮的具体工作条件,需要扣除发动机扭矩来驱动辅助装置。这些泵在压路 - 5 - 机的运行期间并没有完全加载。计算时,油泵的空载压力通常为 0.30.5 MPa,为 0.5 MPa。 发动机与液力变矩器的匹配一般分为全功率匹配和部分功率匹配两种方案。 全功率匹配:满足操作过程中滚子插入力的要求,也就是说,变速控制泵与液力变矩器 一起工作,转向泵和工作装置油泵旋转,液力变矩器匹配所有输出。发动机的动力。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:考虑到工作装置的油泵所需的功率,预先预留一定的功率,也就是说, 工作装置油泵、变速控制泵与液力变矩器一起工作,转向泵旋转。液力变矩器与发动机的所 有输出功率不匹配,但与动力部分匹配。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 - 6 - 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: 3 100.5 120 5.62 22000 0.85 z MNm 3 100.5 325 15.22 22000 0.85 g MNm 3 1010 325 304 22000 0.85 g MNm 3 101.2 120 13.5 22000 0.85 c MNm 全功率匹配时,此时发动机传给变矩器的力矩为: ez M 620.75 15.225.62 13.5586.4 ezegzc MMMMMNm 部分功率匹配时,此时发动机传给变矩器的力矩为: ez M 620.753045.62 13.5298 ezegzc MMMMMNm 2.3 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 - 7 - 发动机额定转速(rpm) ; H n 4 5 1 2 586.4 10 0.53 34.8 2000 Dm 部分功率匹配时变矩器有效直径按下式确定 2 D (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 4 5 2 2 298 10 0.46 34.8 2000 Dm 压路机在作业过程中,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 3 D 132 DDD max i 线与(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) ez MezM 相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 对于可渗透液力变矩器,液力变矩器的直径是一定的,给定的工作液,但泵轮的转矩系 数随工作条件的不同而变化,因此液力变矩器的输入特性曲线是输入特性曲线。坐标的杜松 子酒。根据上面的公式,当起动电机和液力变矩器的匹配不同时,计算发动机和液力变矩器 共同工作的泵轮的扭矩。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。 - 8 - (1)高效工况:最大效率=0.815 时,传动比 i*=0.425,接近最大功率,允许最低效 max 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 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 2.4 压路机各挡总传动比的确定压路机各挡总传动比的确定 2.4.1 车轮动力半径的确定 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 - 9 - b为轮胎断面宽度; 系数,对于工程机械用的低压轮胎,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 =2000r/min,=4.48km/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 0.826 2000 0.377 4.48 139 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 =2000r/min,VTmax=6.6km/h,求得最高挡位传动比: B n (2.10) max 377 . 0 T BK I V nr i 0.826 2000 0.377 6.6 94.36 2.4.4 倒档传动比计算 在液力变矩器和发动机共同工作输出特性曲线中确定高效区的最高涡轮转速,已知 B n =2000r/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 0.826 2000 0.377 8.5 73.3 2.4.5 中间挡位数确定 - 10 - 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。 A n B n 当然,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 lg139lg94.36 1 lg2000lg515.796 2.141.975 1 3.32.7125 1.4766 2 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。 2.5 压路机整机性能分析压路机整机性能分析 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 - 11 - (2) 滑转率的计算: (2.15) n AB 式中:,整机使用重量(KN) ; kp S P G 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 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 - 12 - 整机理论牵引功率, 由表 2-10 取得(kw) ; T N 按公式(2.132.19) ,可得到压路机各挡位对应的实际牵引力、滑转率、整机实 kp P i V 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。 i V KP N T N 2.5.2 运输工况动力特性分析 压路机的动态特性反映了工程车辆在不同坡度下的加速性能和最大速度和坡度性能。动 态性能影响运营效率,特别是面向运输的工程车辆。采用动态性能图对滚子的动态性能进行 了分析。 根据公式,进行分析计算,其中为车轮上的驱 jiwfK PPPPP kw PPdu Ggdt 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=2.753.44=9.46();h b 2 m 整机理论速度(m/s) ; T V (2.21) S W G PP D k 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 - 13 - 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 3.1 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 3.1 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 F 852 1276 ZZZ ZZZ iFl 前进前进 F 942 12106 ZZZ ZZZ iFl - 14 - F 962 12116 ZZZ ZZZ iFl R 851 1274 ZZZ ZZZ iFl R 91 1210 ZZ ZZ iFl 后退后退 R 961 12114 ZZZ ZZZ iFl 32 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。 在设计中,通过统计和类比的方法,初步确定了变速器的主要参数。首先,寻找现有同 类机型,相同等级,结构类型相似的传动系作为参考,分析比较新的传动与基准传动,在结 构和工作条件上的差异,正确选择参数。 3.2.1 中心距 A 中心距直接影响齿轮箱的紧凑性。因此,在保证齿轮最大转矩抑制和足够的接触强度的 前提下,应尽可能地采用最小中心距。还考虑轴承是否可以放下,并确保必要的壁厚在变速 箱壳上。 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 3 5620.75 139220.9Amm 取 A46=220mm - 15 - 3.22 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。 1、齿轮上所受力的大小。作用力大,模数也要大。 2、材料的质量、加工质量和热处理。材料优良,齿轮制造精度高,热处理质量好。采 用较少的模数可以使齿轮的齿数相对较多,增加了齿轮的重叠系数,提高了齿轮传动的平稳 性。按下面经验公式初选模数。 3 1 MKm m 初选 m=0.33= 14.6 取 m=15(注:所取模数均匀且在推荐范围内。) 3 620.75 139 3.2.3 齿宽 b 齿宽的大小直接影响齿轮的强度。在一定范围内,齿的强度较高,但齿轮箱的轴向尺寸 和重量较大,齿面载荷均匀性增加,但齿轮的承载能力降低。因此,在必要的强度条件下, 齿宽不应过大。 对于斜齿轮齿宽系数为(78.6) 当中心距和模量固定时,齿宽 B 可以用来调节齿的应力。根据齿轮上的不同作用力,选 择不同的齿宽来减小齿轮箱的轴向尺寸和重量。齿宽系数应较大,以增加接触线的长度,减 少接触应力,从而提高传动稳定性和齿轮使用寿命。 初选 b=815=120mm 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 斜齿轮的螺旋角的确定主要是基于其啮合性能、强度和轴向力平衡的考虑。随着螺旋角 的增大,齿轮啮合的重叠系数增大,运行平稳,噪声下降。但当螺旋角过大时,不仅轴向力 增大,传动效率降低,轴承工作状态也会恶化。试验结果表明,齿轮的强度随着螺旋角的增 大而增大,但与相应的直齿圆柱齿轮相比,当螺旋角大于 30 度时,齿轮的抗弯强度急剧下降, 接触强度继续上升。因此,从改善低速齿轮的弯曲强度开始,螺旋角不会太大。 当两个啮合齿轮工作在一个轴上时,当选择斜齿轮的螺旋角时,两组斜齿轮应适当布置, 产生的轴向力相互抵消或偏移。为了抵消或消除轴向力的一部分,两个斜齿轮在同一轴线上 - 16 - 的螺旋方向应该是相同的,因为同时工作时,一个是从动齿轮,另一个是主动齿轮,因此轴 向力是相反的。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 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 fok iiii i 动的传动比。 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 - 17 - 3r i0.536 11.803 22 同时由分析已知各档位传动比: 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 =8o-20o,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 Z6 Z2 A46= 16cos2 62 ZZmn = 96625 . 0 2 835 217 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 - 18 - 45 A 20cos2 43 ZZmn = 20cos2 23205 =114.361mm 修正:= 947.19 61.31142 23205 2 arccos 43 A ZZmn 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 - 19 - 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 mmhdd ff 708.11052708.1202 55 mmhdd aa 550.2784255.2702 77 mmhdd ff 550.2605255.2702 77 取 0 10 12 A mm ZZmn .998304 10cos2 53675 10cos2 129 修正:= 390.10 304.9982 53675 2 arccos 129 A ZZmn cos 9 9 n mZ dmm447.340 390.10cos 567 cos 12 12 n mZ dmm310.269 390.10cos 553 mmhdd aa 447.35052447.3402 99 mmhdd ff 947.32725 . 6 2447.3402 99 mmhdd aa 310.27952310.2692 1212 mmhdd ff 810.25625 . 6 2447.3402 1212 最终确定变速箱各档传动比 1f i=2.598; 2f i=1.146; 3f i=0.540 Z6Z7Z12 Z2Z5Z8 Z6Z7Z12 Z2Z5Z8 Z6Z7Z12 Z2Z5Z8 1r i=2.598; 2r i=1.146; 3r i=0.540 Z6Z7Z12 Z2Z5Z8 Z6Z7Z12 Z2Z5Z8 Z6Z7Z12 Z2Z5Z8 齿轮材料选用 20crMnTi,渗碳淬火后,表面硬度 58-62HRC,芯部硬度 300HB5,齿轮精 - 20 - 度为 8-8-7,表面粗糙度 Ra 值不大于 2.5 微米。 3.3 轴的设计轴的设计 初步计算轴的直径 轴的直径可以按扭距强度法进行估算,即 d 3 5 t T 轴的材料选用 40Cr,【iT】/MPa35-55, 0 A为 112-97. 1 d 3 1 5 t T =mm875.39 45 6600005 3 1 ;mKNT 660 1 ;取 1 d=40mm; 2 d 3 2 5 t T ; 2 TmKN Z Z T737.694 2 3 12 d;=42.579mm;取 2 d=45mm; 3 d 3 3 5 t T ; 3 T=mKN Z Z T500.709 2 6 2 ; 3 d=42.878mm;取 3 d=45mm; 4 d 3 4 5 t T ; 4 T=mKN Z Z T375.822 5 7 3 ; 4 d=45.041mm;取 4 d=45mm; 5 d 3 5 5 t T ; 5 T=mKN Z Z T238.956 4 10 4 ; 5 d=47.364mm;取 5 d=50mm; 6 d 3 6 5 t T ; 6 T=mKN Z Z T462.756 9 12 5 ; 6 d43.804mm;取 6 d=45mm; 轴的最小轴颈是轴,轴的径向尺寸是根据轴上零件的受力、安装、固定和加工要求来确 定的。轴颈位于轴类零件上,通常为 510mm 不等。当滚子轴承轴向定位时,轴的直径由滚 动轴承标准来检查。为了方便轴装配和拆卸或加工要求,相邻轴段直径的差异应为 1-3mm。 传动轴、密封件等轴类零件的轴承直径应作为相应的标准值。 轴上各部分的长度根据相应零件的轮廓宽度和其它结构的需要来确定。零件的各部分的 长度不需要安装零件,可以根据轴上零件的相对位置来确定。当使用套筒将零件固定在轴上 时,轴端与套筒表面或轮毂之间应有 2-3mm 间隙,以防止加工误差沿轴向固定零件。轴承孔 轴段的结构与轴承的润滑方式有关。轴承用油润滑,轴承端面与箱体内壁之间的距离为 35mm。 - 21 - 3.4 换挡离合器的设计换挡离合器的设计 本设计变速箱内有五个离合器 3.4.1 离合器的结构 1.连接方式 齿轮与离合器的内筒连接,外部空间被租用,液压缸布置在轴上,液压缸的压力油来自 轴孔。 2.压缩方法 液压缸是轴向固定的,通过活塞的轴向运动来压紧。 3.分离弹簧形式 在中心设置有大螺旋弹簧,螺旋弹簧布置在离合器内筒的径向空间中,从而增加离合器 的轴向尺寸。 4.采用自动控制球阀消除离心压力。 3.4.1 离合器片数的确定 由离合器摩擦转矩的计算公式: m M odm zkPRMM 式中:储备系数 M:传递转矩 :摩擦系数 P:压紧力 d R :摩擦力作用等效半径 z:摩擦副数量 o k :压紧力损失系数 其值可以由下列公式计算: 11 1 21 o k Z (对于干式摩擦离合器一般可取:。对于湿式摩擦离合器一般可取0.3,0.13 )以0.08,0.06 - 22 - 22 21 121 2 4 , 4 d pDDq DDD Rc D 代入上式得 32 2 11 16 mo MMDccqzk 式中 q :许用比压 2 D :摩擦片外径 1 D :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 档的离合器片数。 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:离合器的外径与内径根据装配大小进行确定,各离合器片数为初选。 3.4.3 换档离合器的结构设计 1.传动部分 外鼓是整体结构,外鼓和外筒通常与渐开线花键或矩形槽连接。设计采用矩形花键连接。 内鼓和内筒也是矩形,外鼓与轴花键连接。内鼓和齿轮被制成一个。为了使冷却油更好 地流过摩擦板,在内外孔上有若干排孔,每排孔应错开,使每对摩擦表面光滑光滑。 摩擦衬里由铜基粉末冶金制成。在钢板上烧结,在摩擦衬片的表面上有凹槽。底板为 65 锰钢,摩擦片总厚度为 2mm,片材为 65 锰钢,百度为 3mm,板材上的花键采用 30 度压力 角逐渐打开红色,花键齿的匹配应具有足够的侧隙。避免摩擦板。摩擦片的两段应具有足够 的风力。否则,摩擦片在变形后不会被均匀地压在一起,从而导致摩擦片的滑动。 2压紧分离部分 液压缸是由钢或可锻铸铁制成的。活塞是用中碳钢制成的。匹配表面的表面粗糙度不大 - 23 - 于 0.8 微米。液压缸壁应具有一定的厚度,否则会因刚性不足而变形。它会影响活塞的运动, 并导致漏油。活塞在液压缸中运动,具有足够的导向长度(一般为 20mm) ,活塞和液压缸具 有两个匹配表面。它适合于活塞内孔配合 2-3 级滑动配合及其中心位置。活塞外径应宽松匹 配,间隙 0.25-0.50mm,装配方便。 活塞的行程由离合器摩擦面的分离间隙决定。摩擦力矩分离间隙过小,摩擦阻力矩过大, 与空转相比,功率损失过大,但间隙过大,活塞行程大。当离合器连接时,消除芯片间间隙 所需的时间较长,离合器的轴向尺寸变长。 3润滑和密封 (1):离合器的摩擦片应得到可靠地冷却润滑,冷却油不足往往引起摩擦片烧结和摩擦 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,一般每对摩擦面冷却有最小流量为 432 7810mm s ,最好为 432 11 1310mm s ,不要大于 432 30 10mm s 。 (2)换档离合器的故障往往是由油的泄漏引起的,因此密封装置是非常重要的。换档离 合器有两个密封位置,并进入离合器轴。必须采用旋转密封、油缸活塞、油缸密封、油缸密 封,密封性好,运动阻力小,常用密闭。密封形式为合金铸铁活塞环和两唇式密封环。 - 24 - 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 4.1 齿轮强度和计算齿轮强度和计算 齿轮箱的主要失效形式是疲劳接触破坏和疲劳弯曲破坏。因此,计算齿轮箱齿轮的疲劳 弯曲强度和疲劳接触强度。 4.1.1 弯曲疲劳强度计算 验算齿根危险断面处的弯曲应力,可按照下式进行: 3 10 FIF M k k rbm y 式中:M-计算扭矩(主动齿轮所处的扭矩) (公斤*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) ,大小齿轮齿宽不同时取较小者 y -齿形系数(查表 3-3-3,对短齿,将表中查得的 y 乘以 h/2.25m,式中 h 为 全齿高) k -螺旋角系数,对斜齿取 0.881 I k -工作状况系数,对于轮胎式液力机械取 1 F -许用弯曲应力(当齿轮材料为 20CrMnTi,20CrMnMo 时,许用弯曲应力 F =2500-3200 公斤/厘米 2) 对于输入齿轮 2 Z 5 n m,b=40, 2 Z=40, =17.04 mm d r265.105 2 858 . 0 120 04.17 1 120 1 k 对于轮式压路机液力传动类型 I k =1 y 查设计手册取为 0.475 代入以上数据,计算输入齿轮弯曲疲劳强度为: - 25 - a y i H MP rbm KMK 012.14 475 . 0 540265.105 1881. 043.159010 10 2 2 250 F a KP320 4.1.2 接触疲劳强度计算 验算节点处的接触应力,对刚齿轮,可按照下式进行; 3 1 I HH iMK KK Abi 式中:K-系数(对直齿轮取 1070,对斜齿轮取 925,这是由于斜齿轮倾斜,接触线长 增加,重合度增大,因此承载能力有所提高) A-中心距(厘米) i-传动比, 2 1 1 z i z M-小齿轮上的扭矩(公斤厘米) b-齿轮齿宽(厘米) ,大小齿轮齿宽不同时取较小者 K -角变位修正对接触强度影响系数, sin40 1 sin2 K I K -工作状况系数,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 H 力=10000-14000 公斤/厘米 2) H 71 . 1 10 12 Z Z ,A=244mm,b=40mm 小齿轮上的扭矩:mNM 7 . 92798. 087.3240 . 1 11941 . 0 1 . 869 24 对于液力机械 1, 1 ai KK MPaMPa H 1400471.968 1008 . 17 . 1 58. 11100 7 . 92917 . 1 4 .24 5 . 292 满足使用要求。 - 26 - 4.2 轴的强度校核轴的强度校核 4.2.1 输入轴花键设计及校核 通过13表 11-29 和10,查得花键型号为:10102H7112H10/f1116H11/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。这种材料的接触极限应力 950 HGM MPa,弯曲疲劳极限应力330 FGM MPa。初取花键长度为 40mm。 1. 弯曲疲劳强度计算 根据(式 5-3)带入相关数据,得: 3 10 FI M k k rbm y
温馨提示:
1: 本站所有资源如无特殊说明,都需要本地电脑安装OFFICE2007和PDF阅读器。图纸软件为CAD,CAXA,PROE,UG,SolidWorks等.压缩文件请下载最新的WinRAR软件解压。
2: 本站的文档不包含任何第三方提供的附件图纸等,如果需要附件,请联系上传者。文件的所有权益归上传用户所有。
3.本站RAR压缩包中若带图纸,网页内容里面会有图纸预览,若没有图纸预览就没有图纸。
4. 未经权益所有人同意不得将文件中的内容挪作商业或盈利用途。
5. 人人文库网仅提供信息存储空间,仅对用户上传内容的表现方式做保护处理,对用户上传分享的文档内容本身不做任何修改或编辑,并不能对任何下载内容负责。
6. 下载文件中如有侵权或不适当内容,请与我们联系,我们立即纠正。
7. 本站不保证下载资源的准确性、安全性和完整性, 同时也不承担用户因使用这些下载资源对自己和他人造成任何形式的伤害或损失。
提示  人人文库网所有资源均是用户自行上传分享,仅供网友学习交流,未经上传用户书面授权,请勿作他用。
关于本文
本文标题:【JX18-78】压路机动力换挡变速装置设计(二维+论文)
链接地址:https://www.renrendoc.com/p-20257686.html

官方联系方式

2:不支持迅雷下载,请使用浏览器下载   
3:不支持QQ浏览器下载,请用其他浏览器   
4:下载后的文档和图纸-无水印   
5:文档经过压缩,下载后原文更清晰   
关于我们 - 网站声明 - 网站地图 - 资源地图 - 友情链接 - 网站客服 - 联系我们

网站客服QQ:2881952447     

copyright@ 2020-2024  renrendoc.com 人人文库版权所有   联系电话:400-852-1180

备案号:蜀ICP备2022000484号-2       经营许可证: 川B2-20220663       公网安备川公网安备: 51019002004831号

本站为文档C2C交易模式,即用户上传的文档直接被用户下载,本站只是中间服务平台,本站所有文档下载所得的收益归上传人(含作者)所有。人人文库网仅提供信息存储空间,仅对用户上传内容的表现方式做保护处理,对上载内容本身不做任何修改或编辑。若文档所含内容侵犯了您的版权或隐私,请立即通知人人文库网,我们立即给予删除!