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毕 业 设 计（ 论 文 ）任 务 书（指导教师填表） 填表时间年3月16日学生姓名指导教师课题类型工程设计设计（论文）题目履带拖拉机无级变速器设计（总体设计）主要研究内容设计履带拖拉机无级变速器，作业速度范围为：前进挡320km/h，倒车挡26km/h。变速方式：液压机械双功率流传动发动机额定功率：Ne106kW，发动机额定转速：ne=2300r/min。 对履带拖拉机无级变速器进行总体方案设计。主要技术指标(或研究目标)在对无级变速器设计原理、类型分析的基础上，进行总体方案设计；对无级变速器的无级调速特性进行分析和计算；绘制变速箱装配图；绘制总量不低于AO号的图纸3张，其中计算机图纸2张；不低于12000字的论文说明书，10000外文字符资料翻译。 进行步骤：课题调研，查阅文献资料，明确任务；方案设计；总图设计；撰写论文：毕业论文答辩。进度计划调查研究，熟悉设计内容，收集文献资料，时间占2025（约2.03周）；设计任务分析与实施方案的确定，写出开题报告；时间占35（约1周）；实施设计、计算、绘图，论文起草时间占4550（约6周）；整理论文，时间占58（约1.5周）；毕业论文答辩，时间占35（约1.5周）。主要参考文献拖拉机底盘结构设计图册；机械设计手册；拖拉机设计；拖拉机理论；拖拉机设计手册。东方红1302R1302RA拖拉机设计、使用说明书工程机械底盘设计,车辆传动系统分析。研究所（教研室）主任签字： 2007年3月16日 毕 业 设 计（论 文） 题目：履带拖拉机无级变速器设计（总体设计）姓 名 院 系 专 业 指导教师 毕业设计（论文）开题报告（学生填表）院系： 车辆与动力工程学院 年 4 月 15 日课题名称履带拖拉机无机变速器设计（总体设计）学生姓名专业班级课题类型工程设计指导教师职称讲师课题来源科研项目1. 设计（或研究）的依据与意义农业拖拉机是量大面广的机械产品，对变速器有着特殊的要求，开发适合农业拖拉机的液压机械无级变速器，除了解决像应用于汽车的自动变速器的合适的传动方案、换挡规律、控制方法等问题外，还要研究农业拖拉机所具有的特殊的问题，如工作环境恶劣多变、工况复杂、作业种类繁多、多变的工作载荷、驾驶员劳动强度大，带负荷起步等。为了解决上述问题，实现自动换挡和无级变速传动，提高拖拉机的动力性和经济性，液压机械无级传动比较理想。这样不仅解决上述问题，而且对能源短缺，日益加剧的环境污染问题也有重大的意义。液压机械无级变速器刚应用到各种车辆上（尤其工程机械），其换挡规律应根据车辆的行使状况适时地实现。2. 国内外同类设计（或同类研究）的概况综述液压机械无级变速器在拖拉机上的实际开发应用主要从二十世纪九十年代开始，发达国家主要的拖拉机和工程机械制造公司普遍在大、中型拖拉机上开发安装液压机械式无级自动变速器，如德国芬德公司的vario系列，favorit系列，德国专业生产变速器的ZF公司的S-Matic系列，ZF系列，Eccom系列，已在道依兹法尔和斯特尔等公司的拖拉机上应用。此外德国约翰迪尔公司，英国工程机械制造公司，美国卡特比勒公司，日本小松公司，前苏联T-130拖拉机等在其产品中应用了液压机械无级变速器。在理论研究方面。德国波洪大学对液压机械无级变速传动的理论有较深的研究，1981年由AliH.shaker完成了题目为“载重汽车无级液压耦合变速器”的博士论文，论文对液压机械无级传动的机构，性能，控制规律进行教系统的研究。国内对液压机械无级传动的研究始于上世纪70年代末。以北京理工大学对军事车辆研究为主，对液压机械无级传动的原理，理论特性，设计分析方法，动态特性等进行了较深入的研究。吉林工业大学，石家庄铁道学院，葛洲坝水电工程学院等对液压机械无级传动理论和试验分析进行了研究。3. 课题设计（或研究）的内容 1、拖拉机液压机械无级变速器传动的设计与分析 设计拖拉机液压机械无级变速器的传动方案，并且对其速度特性，功率分流特性进行分析，使设计的无级变速器高效地满足调速特性。 2、拖拉机液压机械无级变速器动力学特性分析4. 设计（或研究）方法 拟采取理论分析，计算及可行性分析 收集液压机械传动系统，无级变速器现状和发展方向，对技术资料进行综合分析，总结拖拉机无级变速器研究的现状和发展方向，确定无级变速器开发目标及研究的关键技术问题。设计液压机械无级变速器的传动方案，进行速度特性分析，功率特性分析。根据拖拉机的工作要求，确定设计参数。5. 实施计划1、调查研究、熟悉内容、收集文献资料，约2-3周；2、设计任务分析与实施方案的确定，写出开题报告，约1周；3、实施设计，计算，绘图，论文起草，约6周；4、整理论文.约1,5周；5、毕业论文答辩约1.5周。指导教师意见指导教师签字： 年 月 日研究所（教研室）意见研究所所长（教研室主任）签字： 年 月 日外文资料译文多段液压机械无级变速器的效率 摘要 为了得到液压机械无极变速器的效率。方法 建立了一个简单液压机械无极传动模型。结果 在同一段输出时，液压机械无级变速器的效率是连续变化的；并且还高于液压传动的最高效率。容积效率潜在地影响速度变化，它可以通过适当控制液压单元的容积比率或通过改变段的变化点减小或消除。当变速器在不同段的情况下工作时，不可变液压单元的机械液压效率导致在同一输出扭矩的情况 下液压油的压力不同；或者在相同的压力下输出不同的扭矩。结论 多段液压机械无级传动是一种高效率的无极传动。关键词 液压机械传动；无极传动；传动效率多段液压机械传动是车辆上一种常用的无极传动。它胜过液压传动和机械传动。它的效率比较高，速度变化范围比较大。实验表明两段液压机械无极传动的效率最大可以达到94%，速度范围足够满足车辆上传动。许多人已经做了很多有用的和先进的工作了，如：Shaker, Ali H, Berger, Guenter, Martin Stenfan,Eli Orshansky (Orshansky Transmission Corp. ) ,William E.Weseloh(Rohr.industries)和吴秀基（北京理工大学教授）。1、 功率传递路线和效率多段液压机械无极传动的原理如图1所描述。第1部分和第4部分分别把动力分开和合成。在第1部分前面和第4部分的后面功率传递只有一条路线。但是在第1部分和第4部分之间有两条功率传递路线，一条是液压传递路线，另一条是机械传递路线。通常，液压传递路线，也叫液压传动系统，它由排量可变单元（ 变量泵）和排量不可变单元（定量马达）组成。机械传递路线，也叫机械传动系统，它由齿轮或行星轮系组成。在液压传递路线中，通过可变排量单元功率传递可以连续变化。在机械传递路线中，功率传递时有级的，挡数和段数是相同的。也就是说，在同一段内，机械传递功率时相等的。多段液压机械无极传动的效率应该在液压传动和机械传动效率之间。多段液压机械无极变速器由两种工作状态，纯液压传动和液压机械混合传动。在纯液压传动模式下工作，通常作为第一段，所有功率均从液压传动系统传递，没有功率从机械传动路线上传递。在液压和机械混合状态下工作，功率通过液压和机械共同来传递。在这种模式下工作，同一段的前半段，液压传递的功率从第4部分传给第1部分，但在后半段，它就从第1部分传给第4部分。机械传动的功率总是从第1部分传给第4部分。液压传递的功率，机械传递的功率以及总功率三者之间的关系如图2所示。当所有功率从液压路上传递时（第一段），总效率为第1部分效率，液压传动效率和第4部分的效率的乘积。我们得到： （1）这里表示总效率；表示第1部分的效率；表示排量不变液压单元的机械效率；表示排量可变单元的机械效率；表示排量不变液压单元的容积效率；表示不变液压单元的容积效率；表示第4部分的效率。当变速器在液压机械混合传动状态下工作时，在第段工作，液压传递功率与机械传递功率的比例关系可表达为： （2）这里表示排量可变液压单元的排量与排量不变液压单元的排量比；表示液压系统传递的功率；表示机械系统传递的效率；表示第几段（=2、3、4）。在前半段，液压传递的功率损失为 (3)机械传递的功率损失为 (4)表示机械传动效率；所以总效率为 (5)后半段，液压传递的功率损失为 (6)机械传递的功率损失与前半段的功率相同，所以传动的总效率为 (7)液压机械无极变速器的效率决定于液压系统的效率，机械传动系统的效率和液压传递与机械传动的功率比。有公式（1）（3）（5），多段液压机械无极变速器的效率很容易估算出来。图3是三段式液压机械无极变速器的效率图。从图中可以看出总效率随输出转速改变而改变，液压机械混合工作状态下的效率明显比纯液压状态下工作的效率高。液压机械混合状态下工作，前半段的效率由于循环功率的存在明显低于没有循环功率的后半段的效率。总的来说，多段液压机械无极变速器时一种高效率的无极变速器。图4是实验得出的两段式液压机械无极变速器的效率图。它和理论的很相似。2 液压系统的效率产生的一些影响为了扩大端的范围，排量可以在正负两方向发生变化的可变排量液压单元常被用到多段液压机械无级变速器的设计中。所以液压系统在段的改变点传递的功率最大。意思是不变排量液压单元在段的变化点由最高的速度和最大的扭矩。由于容积损失，当液压功率流从不可变排量液压单元向可变排量液压单元传递时，不可变排量液压单元的转速比可变排量的液压单元的转速低；而当液压功率流从不可变排量液压单元向可变排量液压单元传递时，不可变排量液压单元的转速比可变排量液压单元的转速高，甚至他们的排量比是1。速度变化将导致整个程序的改变。它能导致齿轮、轴和输出转速的变化。但是这种由容积效率产生的影响可以通过在段的变化点改变或者降低不可变排量的速度来减少或消除。液压系统的泄露也影响功率的传递。在液压功率流从可变排量液压单元向不可变排量单元传递时段将变窄，在液压功率流从哦昂可变排量液压单元向不可变排量传递时段将变宽，如图5所示。原因时不可变排量液压单元的零点向右移动了。一般，第4部分（图1所示）是使扭矩转化为不可变排量液压单元的平均载荷和段改变的前后相反的作用。这将引起液压压力油的变化应归于不可变排量液压单元的机械效率。在液压功率流从可变排量液压单元向可变排量液压单元传递时，机械效率使压力油的压力升高，但在液压功率流从不可变排量液压单元向可变排量液压单元传递时，液压系统的机械效率使压力下降。在两段液压机械无极变速器中，压力改变量如下：在30%的载荷时，阀的压力改变为-20.4%；在50%的载荷时，阀的压力改变量为-18.0%；在58%的载荷时，改变量为-16.7%。3 结论通过理论分析和实验得到一些结论。第一点，在同一段输出时，这种变速器的效率时连续变化的。所有段平均效率比纯液压传动的效率高。第二点，液压系统的泄露将导致齿轮和轴的转速变化。不过，这可以通过控制两个液压单元的排量比或通过在段的改变点降低不变排量的液压单元的转速来减少或消除。第三点，在同一种载荷同一段不同部分下，不变排量液压单元的机械效率导致不同的压力。在同一段，压力在由循环功率时比没有循环功率时低。4翻译原文多段液压机械无级变速器的效率苑士华 胡纪滨（北京理工大学机械与车辆工程学院）摘要 为了得到液压机械无极变速器的效率。方法 建立了一个简单液压机械无极传动模型。结果 在同一段输出时，液压机械无级变速器的效率是连续变化的；并且还高于液压传动的最高效率。容积效率潜在地影响速度变化，它可以通过适当控制液压单元的容积比率或通过改变段的变化点减小或消除。当变速器在不同段的情况下工作时，不可变液压单元的机械液压效率导致在同一输出扭矩的情况 下液压油的压力不同；或者在相同的压力下输出不同的扭矩。结论 多段液压机械无级传动是一种高效率的无极传动。关键词 液压机械传动；无极传动；传动效率多段液压机械传动是车辆上一种常用的无极传动。它胜过液压传动和机械传动。它的效率比较高，速度变化范围比较大。实验表明两段液压机械无极传动的效率最大可以达到94%，速度范围足够满足车辆上传动。许多人已经做了很多有用的和先进的工作了，如：Shaker, Ali H, Berger, Guenter, Martin Stenfan,Eli Orshansky (Orshansky Transmission Corp. ) ,William E.Weseloh(Rohr.industries)和吴秀基（北京理工大学教授）。1、 功率传递路线和效率多段液压机械无极传动的原理如图1所描述。第1部分和第4部分分别把动力分开和合成。在第1部分前面和第4部分的后面功率传递只有一条路线。但是在第1部分和第4部分之间有两条功率传递路线，一条是液压传递路线，另一条是机械传递路线。通常，液压传递路线，也叫液压传动系统，它由排量可变单元（ 变量泵）和排量不可变单元（定量马达）组成。机械传递路线，也叫机械传动系统，它由齿轮或行星轮系组成。在液压传递路线中，通过可变排量单元功率传递可以连续变化。在机械传递路线中，功率传递时有级的，挡数和段数是相同的。也就是说，在同一段内，机械传递功率时相等的。多段液压机械无极传动的效率应该在液压传动和机械传动效率之间。多段液压机械无极变速器由两种工作状态，纯液压传动和液压机械混合传动。在纯液压传动模式下工作，通常作为第一段，所有功率均从液压传动系统传递，没有功率从机械传动路线上传递。在液压和机械混合状态下工作，功率通过液压和机械共同来传递。在这种模式下工作，同一段的前半段，液压传递的功率从第4部分传给第1部分，但在后半段，它就从第1部分传给第4部分。机械传动的功率总是从第1部分传给第4部分。液压传递的功率，机械传递的功率以及总功率三者之间的关系如图2所示。当所有功率从液压路上传递时（第一段），总效率为第1部分效率，液压传动效率和第4部分的效率的乘积。我们得到： （1）这里表示总效率；表示第1部分的效率；表示排量不变液压单元的机械效率；表示排量可变单元的机械效率；表示排量不变液压单元的容积效率；表示不变液压单元的容积效率；表示第4部分的效率。当变速器在液压机械混合传动状态下工作时，在第段工作，液压传递功率与机械传递功率的比例关系可表达为： （2）这里表示排量可变液压单元的排量与排量不变液压单元的排量比；表示液压系统传递的功率；表示机械系统传递的效率；表示第几段（=2、3、4）。在前半段，液压传递的功率损失为 (3)机械传递的功率损失为 (4)表示机械传动效率；所以总效率为 (5)后半段，液压传递的功率损失为 (6) 机械传递的功率损失与前半段的功率相同，所以传动的总效率为(7)液压机械无极变速器的效率决定于液压系统的效率，机械传动系统的效率和液压传递与机械传动的功率比。有公式（1）（3）（5），多段液压机械无极变速器的效率很容易估算出来。图3是三段式液压机械无极变速器的效率图。从图中可以看出总效率随输出转速改变而改变，液压机械混合工作状态下的效率明显比纯液压状态下工作的效率高。液压机械混合状态下工作，前半段的效率由于循环功率的存在明显低于没有循环功率的后半段的效率。总的来说，多段液压机械无极变速器时一种高效率的无极变速器。图4是实验得出的两段式液压机械无极变速器的效率图。它和理论的很相似。2 液压系统的效率产生的一些影响为了扩大端的范围，排量可以在正负两方向发生变化的可变排量液压单元常被用到多段液压机械无级变速器的设计中。所以液压系统在段的改变点传递的功率最大。意思是不变排量液压单元在段的变化点由最高的速度和最大的扭矩。由于容积损失，当液压功率流从不可变排量液压单元向可变排量液压单元传递时，不可变排量液压单元的转速比可变排量的液压单元的转速低；而当液压功率流从不可变排量液压单元向可变排量液压单元传递时，不可变排量液压单元的转速比可变排量液压单元的转速高，甚至他们的排量比是1。速度变化将导致整个程序的改变。它能导致齿轮、轴和输出转速的变化。但是这种由容积效率产生的影响可以通过在段的变化点改变或者降低不可变排量的速度来减少或消除。液压系统的泄露也影响功率的传递。在液压功率流从可变排量液压单元向不可变排量单元传递时段将变窄，在液压功率流从哦昂可变排量液压单元向不可变排量传递时段将变宽，如图5所示。原因时不可变排量液压单元的零点向右移动了。一般，第4部分（图1所示）是使扭矩转化为不可变排量液压单元的平均载荷和段改变的前后相反的作用。这将引起液压压力油的变化应归于不可变排量液压单元的机械效率。在液压功率流从可变排量液压单元向可变排量液压单元传递时，机械效率使压力油的压力升高，但在液压功率流从不可变排量液压单元向可变排量液压单元传递时，液压系统的机械效率使压力下降。在两段液压机械无极变速器中，压力改变量如下：在30%的载荷时，阀的压力改变为-20.4%；在50%的载荷时，阀的压力改变量为-18.0%；在58%的载荷时，改变量时-16.7%。3 结论通过理论分析和实验得到一些结论。第一点，在同一段输出时，这种变速器的效率时连续变化的。所有段平均效率比纯液压传动的效率高。第二点，液压系统的泄露将导致齿轮和轴的转速变化。不过，这可以通过控制两个液压单元的排量比或通过在段的改变点降低不变排量的液压单元的转速来减少或消除。第三点，在同一种载荷同一段不同部分下，不变排量液压单元的机械效率导致不同的压力。在同一段，压力在由循环功率时比没有循环功率时低。3履带拖拉机无级变速器设计(总体设计)摘 要液压传动可以保证车辆具有稳定最佳的速度，并可准确控制和随意地无级变化，包括零速和倒挡。以较小体积和重量保证大范围无级变速的条件下，其最大功率可以达纯液压功率的好几倍等比连续式初始段的输出转速线相对平缓，也有较大的输出转矩。单行星排式是由单个行星排和一个机械自动变速器组成。本次设计采用单行星排形式的液压机械无级传动方案。液压机械无级变速器通过调节液压元件的相对排量来实现无级变速的。液压功率分流比定义为液压机械变速器中的液压路的输出功率（即经由液压路传递倒行星排的输入功率）与变速器总输出功率的比值（不计功率损失）。液压机械无级变速器在最小传动比和最大传动比范围内，传动是无级的。液压功率分流比反映了传动系统中的各种工作状态，合理设计机械传动参数和适当匹配变量泵和定量马达，可避免出现功率循环，从而提高传动效率。液压功率分流比越大，那么整个系统的效率越低。关键词:拖拉机，液压机械传动，无级变速器，传动方案DESIGN OF CONTINUOUSLY VARIABLE TRANSMISSION OF TRACKED TRACTOR（SYSTEM DESIGN）ABSTRACTHydraulic drive vehicles can guarantee stability with the best speed and can accurately control and no arbitrary level changes including zero-rate and reverse gear. To the smaller size and weight to ensure that the large scope of the CVT conditions, the maximum power can achieve pure hydraulic power several times. The maiden geometric continuous line of the output is relative moderate, but its also a larger output torque. Single planetary-row is composed of row single planet and a mechanical automatic transmission. The single-row form of planetary hydraulic machinery stepless transmission program is used in this design. Hydraulic machinery CVT can achieve the CVT by adjusting the hydraulic components of the relative displacement. Hydraulic power split ratio is defined as hydraulic mechanical transmission of hydraulic road output power (that is, by reversing hydraulic transmission path planetary row the input power) and the total output power transmission ratio (excluding power losses). Within the transmission ratio of hydraulic machinery CVT transmission ratio in the smallest and the largest, transmission is no rank. Hydraulic power split ratio reflects the transmission of the working state, Rational design mechanical transmission parameters and appropriate matching and quantitative variables pump motors, avoiding any power cycle thereby enhancing the efficiency of transmission. Hydraulic power is greater than segregation, then the whole system less efficient. Key words: tractor，hydro-mechanical transmission，stepless transmission，transmission scheme 目 录第一章 前言.1第二章 液压机械传动. .22.1 液压无级传动在小型拖拉机上的应用.22.2 重型车辆发展液压无级传动的问题.32.3 液压机械连续无级变速传动的种类.42.4 液压机械无级传动系统的组成环节.52.5 液压机械无级传动的类型.6第三章 传动方案与传动参数的确定.83.1 几种液压机械无级传动形式.83.2 传动参数的确定.93.2.1 中心矩和各对齿轮传动比的确定.93.2.2 离合器的状态. . . . . . . .103.2.3 液压泵及液压马达的选择.11第四章 齿轮的校核.134.1 传动比为的齿轮校核. .134.2 倒挡第一级齿轮传动的校核.164.3 倒挡第二级齿轮传动的校核.17第五章 液压机械无级变速器的特性分析.205.1 无级调速特性.205.2 液压功率分流比.21第六章 结论.24参考文献.25致谢.27 第一章 前 言目前国际上大功率履带拖拉机以及部分工程车辆的传动系广泛采用液力变矩器与动力换档变速箱组合形式，即我们常标的动力机械传动。还有部分先进机型采用了全液压传动技术，其操纵已由手动电液控制向微电脑控制技术方面发展，并取得非常好的效果，大大提高了整机行驶平顺和作业性能，虽然他们都具有无级变速的功能，操纵轻便，整机动力性好，可靠性高，但由于传动系的传动效率较低，直接影响了整机生产率和经济性。为此，开发设计既具有良好的动力性，又有较高传动效率的传动系统一直是国内外广大工程技术人员长期潜心研究攻关的重点项目。拖拉机及车辆的无级传动被认为是理想的传动形式。无级传动系可以根据面状况和发动机工作状态使拖拉机获得最佳的形式性能，使拖拉机动力装置的动力性通过无级变速器后与拖拉机所需的动力特性达到最佳匹配，进而改善拖拉机换档过程中的冲击，改善拖拉机的燃油经济性，在这能源短缺，环境污染日益加剧的21世纪有着重要意义。 液压机械无级变速器是综合了机械传动高效率和液压传动无级变速两方面优点的新型传动机构。液压机械无级传动是一种多流传动系统，它将功率分为液压和机械两路传递，分流机构分流后液压马达在正向和反向最大速度之间来回无级变速。其每一个行程和行星齿轮机构的一种工况相配合，最后两路汇合成由若干无级调速段相衔接并逐段升高的全程无级输出速度。液压元件只负担最大功率的一部分，其他功率都由机械路传递。这相当于将液压无级变速功率扩大，传动总效率相对于液压传动也显著提高，和液力机传动相比，装载量最大可提高30%，燃油经济性最大可提高25%。第二章 液压机械传动液压容积调速系统是较好的无级传动，在各种机械领域已得到广泛的应用。在地面车辆传动装置中，除已经较多地应用履带车辆传动的转向机构之外，也较早地应用履带和轮式车辆的变速驱动。近年来又有行星机构相匹配，取得不少的良好的进步。当车辆行使或工作负荷不稳定时，液压传动可以保证车辆具有稳定最佳的速度，并可准确控制和随意地无级变化，包括零速和倒挡。它能传递较大的功率和结构较轻小，适用于轻、中型车辆并逐步发展用于重型车辆。对于除行使外还要液压作业的车辆，则更加适用。2.1液压无级传动在小型拖拉机上的应用较早期发展的液压驱动车辆，如英国国家农业工程研究所（NIA）研制的液压传动拖拉机等。1960年美国Inter公司发展与NIA类似的轮式拖拉机。1963年英国Goes Batson公司试制了59KW的履带拖拉机。1964年德国Elhear公司试制一种液压履带拖拉机并在1966年投放市场。1967年美国Inter公司和Sandstrand公司共同研制了一种45KW的656型液压拖拉机。首先大批量生产的美国小型（3.7-11KW）液压传动拖拉机，在70年代后已达年产几十万台。同时，美国的其它农业和土建工程用液压拖拉机、履带液压拖拉机、液压驱动的自行联合收割机和搬运车等，年产量也达到以万计。80年代后许多国家的车辆品种和产量在继续发展增多。这些不完全统计标志着新一代的先进车辆的发展趋势。车辆传动的基本油路可以有多种，主要的如图2-1所示。图2-1（a）最简单，用于园艺拖拉机，仅具有齿轮机械驱动的类似性能；图2-1（b）本身具有正反向无级变速的性能，代表较合理的基本油路，可用与轮式车辆的差速器之前代替变速箱；图2-1（c）和（d）有单泵或双泵驱动两侧的驱动轮，轮式和履带拖拉机都可能应用。若用于履带车辆，图2-1（c）可用阀门控制两侧的油路分配，形式成差速输出。图2-1（d）可分别控制两侧的输出速度独立变化。它们的两侧马达同步变速时为直使，异速转动可使车辆转向，无论履带车辆的变速或转向半径都可以达到无级变化的目的。图2-1（e）代表一泵多马达的轮边驱动，其轮数和马达数还可以更多。多驱动轮的轮式车辆可以像轮式那样转向，也可以像履带车辆那样滑动转向，但二者的液压油路不同。图21 车辆传动的基本油路2.2 重型车辆发展液压无级传动的问题在车辆液压传动发展中存在的一个重要问题，是传动的效率较低。按当代技术水平，一般液压泵和马达在转速和油路都不低也不高的70%-80%左右功率时，液压系最高总效率约可达75%-85%。其他功率是往往只能达到50%-70%，而起步或小功率时的效率甚至还更低。车辆并非固定设备，必须要求液压泵和马达不过大和不过重。这种超高油压和高转速的变量泵和马达的排量愈大，即功率愈大时，效率和寿命愈难保证，生产愈困难，在市场上较难的到。因此车辆液压传动的另一重大问题，是缺少超高压、高速的优良大功率泵和马达来发展重型高速车辆的传动装置。轮式车辆受到地面比压限制，一般不会太重，其转向方式决定车轮只输出功率，因此有可能多个液压元件进行多轮驱动来解决。重型履带车辆不能用多轮驱动，其转向再生功率要切每侧液压元件的最大功率都比发动机功率大两倍以上。十多吨的履带车辆要求二三百千瓦的液压元件尚较易购得，但在30-60吨的高速履带车辆就难于有选购的机会。此外，即使取得所需要的大功率液压元件，经常用较小的部分功率直线行使和做大半径转向时，其效率却较低。若经常损失将近一半的功率，其发热量也带来一系列较大的问题。欧洲一些国家较早地曾在坦克上试验过液压传动，但未能成功地使用。50-60年代国内也曾有在军用车辆上尝试研究而未成功的事例。对于较重的车辆的液压传动，为了克服液压元件功率不够大，效率不够高这两个主要问题，近30年来进行过许多的探索和研究工作，取得了巨大的进展。尽管对这些工作进程和背景情况了解不多，根据有限的资料和零星信息进行分析研究和验算，并推倒出和建立理论规律、数学模型、参数选择和设计方法，逐渐将有关大功率液压传动的主要发展方向液压机械传动技术，大体融会贯通和连成一片，并经过试验研究以及成功的设计研制，初步较全面地掌握了这项高新科技。近30年来，液压机械传动有不少的发展。从以上的液压传动开始，车辆液压无级传动技术的发展，大体有四个层次：（1）液压传动；（2）液压机械分流传动：（3）液压机械连续无级传动；（4）履带车辆的液压机械连续无级综合传动。它们是基于几方面学科综合发展的。首先主要是行星齿轮和液压无级传动的深入和灵活运用。其次是履带车辆行使和转向理论等。此综合理论应用于车辆，构成专门的系统，也可以应用其他各工程领域，特别是需要大功率无级变速的地方。它们的特殊优点是，以较小体积和重量保证大范围无级变速的条件下，其最大功率可以达纯液压功率的好几倍，例如达到1000KW以上，并提高传动效率到接近机械传动的高效率，比纯液压传动功率损失减少一倍以上。2.3 液压机械连续无级变速传动的种类液压机械连续传动的基本特征，是液压马达往返连续无极变速的每一行程，各与机械分路逐行程减少的适当传动比值匹配，由正行程和反行程的两种行星排汇流输出，得到逐段连续提高的扩大范围的无级变速。所谓连续，不但指逐段输出转速之间基本连续，并且段转换不切断动力，和摩擦元件基本无滑摩地结合和分离。通常，有零速开始向正负两方向无级变速的第一段，可以是纯液压单流工况。然后，从相连续的第二段开始，才进行液压机械分流工况。按此基本工作特征，液压机械连续无级传动可以从多方面分类，可能的变化较多。此外，同一类利用不同的机构，例如不同的行星排及其操纵件，可以构成许多不同的方案。1、二段、三段和四段式2、单向连续式和双向连续式3、等差连续式和等比连续式4、正比式和反比式5、但速率连续式和双速率连续式6、行星齿轮式和固定轴齿轮式7、单行星排汇流或复合排汇流8、采用不同的液压元件构成2.4 液压机械无级传动系统的组成环节等差连续式和等比连续式系统的一般代表性组成环节（及其代表符号）可以用图2-2来表示。图中不同功率流路线，可以构成不同工况，标示于图的右端。总共有三中工况：（1）纯液压的单流工况H由图2-2(a)的中路单独工作实现，可能单独为液压输出设置传动比；（2）马达正向增速的液压机械分流工况由图(a)或(b)的中、上路共同工作实现，汇流排对正向机械流和液压流提供的传动比为 和；（3）马达反向增速的液压机械分流工况由图(a)或(b)的中、下路共同工作实现，汇流排对反向机械流和液压流提供的传动比和。连续无级传动的全过程，可能有三种工况构成，但二段式和等比式也可以有其中两种工况构成。H工况常常只在初始阶段应用，或完全不用。HM和HM有可能一次或几次轮流连续，以至于达到所需输出高速为止。等比连续式一般不能把H工况的段包括成等比级的一级，而常用HM和HM工况组成。此处的代表符号中，正向和反向的符号相同，但反向HM工况所有参数符号都带有“撇”。应指出，同一汇流排组合结构中，与机械流、环节和液压流环节相连接的行星排的结构元件不同，所以不同的功率流回提供不同的汇流传动比、和或等。其中或可以兼代，即不用专门的纯液压工况单独设置机构。在这些组成环节中，是唯一的无级变速的核心环节。由组合汇流排实现的汇流传动比、和，是为了满足三种工况而设置的。和是随不同段的而变换的机械传动比。对一定的段，需要一定的值配合，才能构成所需要段的连续关系。它们可以由行星轮或固定轴齿轮实现。这些都是基本环节。至于油泵的传动比和机械流传动比等，则仅为匹配可能不同的输入转速而设置，对一定的传动系为一定的不变值。这些环节也可能合并或有所节省。例如，可能与或之一合并，不单为实现而设置专门机构。任意传动比值（除外）都有可能安排为等于，即简化省去该环节的机构。一般来说，简化或节省的环节愈多，方案愈简单。2.5液压机械无级传动的类型若以相同的为条件来比较，等比连续式初始段的输出线相对平缓，也有较大的输出转矩。这较有利于车辆的起步。等比连续式比较有利于车辆传动的变速机构的采用。等差连续式的输出功率随与之积呈逐渐加大的规律，其突出问题是初始H段的功率最小。因此，它较适于用于履带车辆的转向机构。但很小即转向半径很大时，例如直驶中微调车辆方向时所需要的功率也小。随增大即转向半径减小，所需输出的转向功率也增大。供应和需求的规律大体相符合的。若车辆传动的变速机构和转向机构不遵循此规律选用，为满足低速大坡度或起步的需要，以及满足小半径和原为转向的需要，都不得不用显著较大的液压元件，引起尺寸、重量和成本上升等一系列问题。由此可见，早期研制的例如XHM-1500-2传动变速器机构和DMT-25变速箱等，可能都存在这类问题。而Audi100变速箱等的选择是较适当的，可能与等必连续式较晚近才得到发展有关。关于初始段的选用是可研究的一个问题。等差连续式一般用纯液压H工况，机械流不提供输出转速。当=0时即=或时，输出。当向变化时，按比例关系得到初始的正、负输出速度。等比连续方案的初始段用液压机械工况，时难于实现。在情况下有得到的可能，但起步不方便。为在而的情况下起步，需要在发动机和传动装置之间设置主离合器。因此，应根据所需要的最大力矩来决定适当的起步阶段和值，这类似有级变速箱的最低挡传动比的决定，机器起步挡和其速度的选择问题。第三章 传动方案与传动参数的确定3.1几种液压机械无级传动形式液压机械无级变速器有多行星排式和单行星排。多行星排式结构如图（31）所示。单行星排式是由单个行星排和一个机械自动变速器组成。其传动方案如图32所示。图31 多行星排液压机械无级传动方案 以上两种方案的无级变速的基本原理是行星轮三自由度中的两个输入中的一个发生变化，那么输出的那个就发生变化。从两图中可以看出多行星排形式的比较结构比较复杂。它的离合器和制动器等较少，但是机构比较难以实现。单行星排形式的结构比较简单，而且也能满足设计任务书中的要求。所以本设计采用单行星排形式的液压机械无级传递方案。下面我们将进行参数的选择。图32 单个行星排液压机械无级传动原理图3.2 传动参数的选择3.2.1中心矩和各对齿轮传动比的选择为了尽可能地采用原来的生产线和原来的部件总成，并且根据拖拉机变速器中心距设计经验公式 （3-1）输入轴和输出轴的中心距继续采用原来的中心距（A=157.5mm）。为了使得本变速器的轴向距离尽可能的减少，我们把低速段（挡）离合器与高速段（挡）离合器布置在同一径向位置，所以去其他两忠心局距为=185mm,=210mm （A表示多挡自动变速部分的输入轴与输出轴的中心距；表示多挡自动变速部分的输入轴与中间轴的中心距；表示多挡自动变速部分的中间轴与输出轴的中心距）。根据拖拉机变速器中的齿轮模数设计经验公式 （3-2）T表示变速器的输入转矩。代入数据得出齿轮的最大模数m为5。为了设计方便以及尽量降低变速器的轴向尺寸，选所有齿轮的模数都为5。 根据机械设计手册常用行星轮系的各齿轮的齿数关系以及行星轮的个数，我们选取k为2.9。根据所查阅的有关材料，把选在0.35左右，根据液压泵以及参数把、的齿数取得如下：， ，。我们就可以知道。根据中心距以及保证不发生运动干涉，得到剩下齿轮的齿数以及传动比如表3-1所示。表3-1 4-8对齿轮齿数45678主动齿数3042262239从动齿数544237545传动比1.811.4232.21741.13.2.2 离合器的状态根据要求前进分为四段，倒车分为两段。假设、分别为变速器的出入轴、输出轴、太阳轮、齿圈、行星架、多挡变速器输出轴的转M速，k为行星排特性参数。 （为齿圈的齿数，为太阳轮的齿数。）表3-2 离合器结合状态表段（挡）位前进+倒车+由行星齿轮各构件的运动关系（），推导出各段的速度特性。1）段 （3-3）2）段 （3-3） 3) 其他各段的计算由图1-1及表1-1可以看出，段与段传动形式相同，计算其速度时将式1-1中的用代换就可以了。同理式1-2中的用代换即可。3.2.3 液压泵及液压马达的选择1、液压马达的选择1) 发动机的参数 KW , r /min，N.m2) 行星机构各个构建的扭矩比 =1:2.9:3.9由以上知道当行星架输出是太阳轮上的扭矩较大。有结构知道当变速器为纯机械传动时，太阳轮上的扭矩最大。其最大值为：N.m此时马达所需要的转矩为：254.21N.m根据如果取，则ml。根据现有的产品选用90系列型号为042的柱塞马达。此种马达的参数见表（33）：2、液压泵的选择由于上面所计算液压泵排量时，是把液压泵的额定排量和液压马达的额定排量当着一样来计算的，所以现在我们选择的液压泵与液压马达对应。即选择90系列型号为042的柱塞泵。此种变量泵的参数见下表3-4。表3-3 定量马达的参数参数排量额定压力最高压力最低转数额定转数最高转数定量马达424248042004600表3-4变量泵的参数参数排量额定压力最高压力最低转数额定转数最高转数变量泵-4242424850042004600第四章 齿轮的校核齿轮是变速器的极其重要的零件，没有齿轮变速器就不能实现变速（针对本变速器而言）。齿轮的寿命直接关系的变速器的寿命，所以齿轮的寿命和强度是至关重要的。拖拉机的工作环境恶劣，对变速器的要求更高。所以变速器设计的合理与否对拖拉机影响很大。齿轮的校核是对齿轮的强度和寿命进行理论的计算，这些计算都是根据经验公式进行的，它和实际很接近。在下面的计算中所有齿轮的热处理都是表面渗碳、表面淬火。所有齿轮的材料都是20CrMnMo。4.1 传动比为的齿轮校核1、齿轮的参数模数：=5 ， 小齿轮和大齿轮的齿数分别为：=26，=42，齿宽为：B =20mm。2传递的扭矩和力根据功率分流比 =38.957%，我们假定传动的效率是100%。发动机的额定转矩=106KW，所以此对齿轮传递的扭矩为：=173.4。=1559N.m。3、接触强度的校核在下面的计算过程中：我们假定拖拉机的工作年限为15年，每年工作100天，每天工作5小时。所以齿轮的应力循环次数为：次齿轮分度圆的速度：，其中表示转速，；表示主动齿轮的分度圆半径，。代入参数齿轮重合度的计算：=29.24，所以根据接触应力的基本值计算公式 （4-1）其中节点区域系数；弹性系数；重合度系数；螺旋角系数；齿数比，分别表示大齿轮小齿轮的齿数；表示小齿轮的分度圆直径；b表示工作齿宽。以上参数从机械设计手册中查的如下：=2.5；=189.8；=0.877；=1.0；=1.6923 其中。把上面这些参数代入上式子得到：。根据接触强度齿向载荷分布系数公式：由齿轮的计算接触应力公式 （4-2） （4-3）其中表示使用系数；，分别表示小齿轮，大齿轮单对啮合系数；动载荷系数；接触强度计算的齿向载荷分配系数；接触强度计算的齿间载荷分配系数。知道要求出必须知道以下参：，等。其中对称支承不检查为：-34代入参数的=1.18。其它各参数从机械设计手册中查的如下：=1.5，=1.0，=1.1，=1.2，=1.0。把上述参数代入式32和33得到=773.67，=773.67。由公式 （4-5）其中式中表示表示齿轮的许用接触应力，；表示试验齿轮的接触疲劳极限；表示接触强度计算寿命极限；表示润滑系数；表示速度系数；表示粗糙度系数；表示齿面工作硬化系数；表示表示接触强度计算尺寸系数，。从机械设计手册中查得数据如下：，分别为1500，0.98，0.92，0.97，0.95，1.433，1.2。把上面各个参数代入式34得由接触强度安全系数公式。4、弯曲疲劳强度校核根据许用接触应力公式 （4-6）其中表示齿根应力的基本值，；表示齿轮受到的切向力，N；表示齿轮的啮合宽度，mm；表示齿轮的模数；表示载荷作用于单对齿啮合区外界点时的齿形系数；表示载荷作用于齿顶时的修正系数；表示螺旋叫系数；表示弯曲强度计算的重合度系数。从机械设计手册查得：根据齿轮数查的为2.63，为2.52；根据齿轮的齿数查得为1.63，为1.68；根据查得为1.0；根据公式得到。现在令，则可以得出，。有式36知道计算和时只要计算和中小的那个就可以。从上面知道只要计算出就可以了。根据公式 （4-7）其中表示齿轮的计算齿根应力，；表示使用系数；表示动载荷系数；表示弯曲强度计算的齿向载荷分布系数；表示弯曲强度计算的齿间载荷分配系数。根据许用齿根应力公式 （4 -8）式中表示齿轮的许用齿根应力，；表示计算齿轮的弯曲极限应力，；表示试验齿根弯曲疲劳极限，；表示试验齿轮的应力修正系数；表示弯曲强度计算寿命系数；表示相对齿根圆角敏感系数；表示相对齿根表面状况系数；表示弯曲强度计算的尺寸系数；表示弯曲强度最小安全系数。从机械设计手册查的以上数据如下：为920，为2.2，为0.92，为1.05，为1.03，为0.85。代入许用齿根公式得到=1069。根据弯曲强度安全系数计算公式：其中表示把参数代入上面公式得到=11.88。通过上面的计算说明这对齿轮合格。4.2 倒挡第一级齿轮传动的校核1、相关参数传动比=3.3529； 小齿轮和大齿轮的齿数分别为：=17，=57，齿轮为：B=30mm；转速转/min；扭矩：N.m；应力循环系数：其中分别表示变速器的工作年数，每年工作天数，每天工作的时间，小时，代入参数得到应力循环次数为；齿轮节圆的线速度：m/s;重合度： ，所以，。2、接触强度计算根据前面齿轮接触校核知道要查的参数如下：=2.5；=189.8；=0.8862；=1.0； =3.3529；=1；=1500 ；=0.90；=0.93；=0.96；=1.03；=0.95；=0.95；=1.0根据上面的公式得到：=700.4;=1059.5；=1087.8；=1.033、弯曲强度计算根据前面齿轮弯曲强度校核知道要查参数如下：=1.6；=1.15；=1.1；=1.0；=2.95；=2.30；=1.53；=1.73；=0.706；=920；=2.0；=0.90；=0.20+0.6=1.1；=1.03；=0.90。把上面参数代入公式得到：=115.73；=102.03；=229.6；=1055.4；=4.5966由上面的计算知道这对齿轮合格。4.3 倒挡第二级齿轮传动的校核1、相关参数传动比=1.54545； 小齿轮和大齿轮的齿数分别为：=33，=51，齿轮为：b =30mm；转速转/min；扭矩：N.m；应力循环系数：其中分别表示变速器的工作年数，每年工作天数，每天工作的时间，小时，代入参数得到应力循环次数为；齿轮节圆的线速度：m/s;重合度：，所以，。2、接触强度计算根据前面齿轮接触校核知道要查的参数如下：=2.5；=189.8；=0.85186；=1.0； =1.54545；=1；=1500 ；=0.90；=0.98；=0.95；=1.03；=1.05；=0.95；=1.0根据上面的公式得到：=715.3;=1017；=1295；=1.274。3、弯曲强度计算根据前面齿轮弯曲强度校核知道要查参数如下：=1.6；=1.15；=1.1；=1.0；=2.52；=2.34；=1.63；=1.72；=0.6614；=920；=2.0；=0.90；=0.20+0.6=1.05；=1.03；=1.0。把上面参数代入公式得到：=170；=167.6；=332.25；=1119.3；=43.3688。由上面的计算知道这对齿轮合格。注：以上齿轮计算过程中机械设计手册指成大先主编的机械设计手册第四版。以上参数查的表和图如下：动载荷系数从图14-1-14查；单对齿轮啮合的从表14-1-95查；齿间载荷分配系数从表14-1-102查；大小齿轮单对啮合系数从表14-1-104查；节点区域系数从图14-1-16查；弹性系数从表14-1-105查；螺旋角系数从图14-1-20查；试验齿轮接触强度从图14-1-24(a)查；接触强度计算寿命系数从图4-1-26查；润滑系数从图14-1-27查；速度系数从图14-1-28查；粗糙度系数从图14-1-29查；工作硬化系数从图14-1-30查；接触强度计算系数从表14-1-31查；接触强度的最小安全系数从表14-1-110查；载荷作用于齿顶系数从图14-1-38查；载荷作用于齿顶时应力修正系数从图14-1-43查；螺旋角系数从图14-1-49查；弯曲强度计算的重合度系数用公式计算；弯曲强度齿向载荷分布系数从图14-1-32查；弯曲强度计算的齿间载荷分配系数从表14-1-102查；试验齿轮的齿根弯曲疲劳极限从图14-1-53查；弯曲强度计算的寿命系数从图14-1-53查；相对齿根圆角敏感系数从图14-1-57查；相对齿根表面状况系数从图14-1-58查；弯曲强度计算的尺寸系数从图14-1-56查；弯曲强度最小安全系数从表14-1-110查。第五章 液压机械无极变速器的特性分析液压机械无极变速器的特性主要特性有无级调速特性、液压功率分流比、功率流及循环功率、效率特性等。现在主要对变速器的无极调速特性和液压功率分流比进行分析。5.1 无极调速特性液压机械无级变速器通过调节液压元件的相对排量来实现无级变速的。无级调速特性是指构建的输入与输出转速比随变排量液压元件和定排量的液压元件的排量比变化的特性。假设、分别为变速器的出入轴、输出轴、太阳轮、齿圈、行星架、多挡变速器输出轴的转M速，k为行星排特性参数。 （为齿圈的齿数，为太阳轮的齿数。）由行星齿轮各构件的运动关系（），推导出各段的速度特性。由图3-2和表3-2可知，倒车方向和前进方向具有相同的传动型式。所以本文只对前进方向各段的特性进行分析。经推导可得到各段的速度特性。1）段 （5-1）2）段 (5-2) 3) 其他各段的计算由图2-2及表2-2可以看出，段与段传动形式相同，计算其速度时将式4-1中的用代换就可以了。同理式4-2中的用代换即可。式子4-1、4-2反映了液压机械无极变速器的无级调速特性。把第2章的各齿轮副的传动比和行星特性参数代入，就可以得到液压机械无级变速器各段（挡）速比随变量泵和定量马达排量比变化特性曲线。计算的输出转速与见下表5-1。表5-1 输出转速与e排量比-0.3528360.3528360.0027550.352836-0.692794输出转速437.44897.8971205.11616.33268并且画出他们的关系图（如图5-1）。图5-1 输出转速与e的关系由图可知，当变量泵和定量马达排量比在-1倒+1范围内变化时，变速器的速度是连续无级变化。图中水平线表示速比不随变化的两个纯机械挡。5.2 液压功率分流比液压功率分流比定义为液压机械变速器中的液压路的输出功率（即经由液压路传递倒行星排的输入功率）与变速器总输出功率的比值（不计功率损失），即 (5-3)式中表示液压功率分流比；表示太阳轮输出功率；表示变速器的输出功率；表示多挡变速器的输入功率；表示太阳轮的输入转矩；表示多挡变速器的输入转矩；其他参数的意义同前。本设计过程中采用的差动轮系，行星排三者之间的转矩关系为：通过对图3-1和表3-1的分析可知，和具有相同的液压功率分流比表达式，和具有相同的液压功率分流比表达式。各段液压功率分流比的公式如下：1）和 （5-4）2）和 （5-5）式5-1、5-2、5-3、5-4、5-5说明了液压机械无级变速器的液压功率分流比、行星排参数特征、齿轮副传动比、变量泵和定量马达排量比及系统速比之间存在一定的关系，液压功率分流比与传动比的关系曲线如图5-2。图中的星点表示3个纯机械挡的液压功率分流比，其值为0，功率全部由机械路传递。每段均有一个的工况点，相当于纯机械挡的工况。把上面的参数代入液压机械无极变速器的液压功率分流比公式，计算出各个段变点的分功率比见表5-2。表5-2 段变化点的分功率比段第一段第二段第三段第四段分功率比-0.5260.256-0.345-