ZF型动力换挡变速箱设计【含CAD图纸、说明书】
收藏
资源目录
压缩包内文档预览：
编号：19554791
类型：共享资源
大小：14.78MB
格式：ZIP
上传时间：2019-05-28
上传人：机****料
认证信息
个人认证
高**（实名认证）
河南
IP属地：河南
560
积分
- 关 键 词：
-
含CAD图纸、说明书
动力换挡变速箱设计
含CAD图纸
CAD图纸
动力换挡变速箱
动力换挡变速箱
- 资源描述：
-
- 内容简介：
-
ZF型动力换挡变速箱设计摘 要在我国，装载机是七十年代才发展起来的工程机械，它主要分为轮式装载机和履带式装载机。装载机是一种广泛用于公路、铁路、建筑、水电、港口、矿山等建设工程的土石方施工机械，它主要用于铲装土壤、砂石、石灰、煤炭等散状物料，也可对矿石、硬土等作轻度铲挖作业，换装不同的辅助工作装置还可进行推土、起重和其他物料如木材的装卸作业。随着科学技术的发展和提高，装载机的性能也越来越完善，应用也越来越广泛。由于装载机具有作业速度快、效率高、机动性好、操作轻便等优点，因此它成为工程建设中土石方施工的主要机种之一。此次设计的ZF液力机械传动自动的变速器为ZL30的变速器，其优点有：效率高，自动换挡等。本设计参照ZF资料确定了变速箱的整体方案，本文详细的分析了变速箱的性能和强度校核，并对此进行了必要的图解。本文还对发动机与液力变矩器共同工作的牵引性能作了概括的计算。本文对以上内容进行了详细的介绍。关键词：发动机，变速器，变矩器 AbstractIn our country, the loader is seventy years of development of the construction machinery, it is mainly divided into wheel loader and crawler loader. Loader is a widely used in highway, railway, construction, utilities, ports, mines and other construction of earthwork construction machinery. It is mainly used to shovel is filled with soil, sandstone, limestone, coal and other bulk materials, but also of ore, hard soil, such as mild spade for digging and dress up with auxiliary equipment can bulldoze, lifting and other materials such as wood of loading and unloading. With the development and improvement of science and technology, the performance of the loader is also more and more perfect, and the application is more and more widely. The wheel loader has the advantages of fast operation speed, high efficiency, good flexibility, convenient operation, etc., so it has become one of the main models of the construction of earth and stone in the construction.The design of the ZF hydraulic mechanical transmission automatic transmission for the ZL30 transmission, the advantages are: high efficiency, automatic shift, etc. This design with reference to the ZF data to determine the gearbox of the overall program, this paper detailed analysis of the transmission performance and strength of the check, and this has been a necessary diagram. In this paper, the traction performance of engine and torque converter is summarized. This article has carried on the detailed introduction to the above content.Keywords: Engine Tansmission Converter目 录1.引言11.1 变速箱概述11.2 本次设计的内用与意义11.3设计题目及要求22 方案确定22.1 档位数确定22.2 自由度确定32.3 离合器布置43 匹配与牵引计算63.1 匹配计算63.1.1 发动机6102B型柴油机的外特性曲线如下（图3.1.1）63.1.2 液力变矩器的选型及原始特性曲线73.2 变矩器与发动机的匹配计算83.2.1 根据YJ27502型变矩器原始特性曲线，利用公式：83.2.2 液力变矩器与发动机共同工作输出特性103.2.3 匹配问题113.3 牵引问题123.3.1 轮胎动力半径的确定123.3.2 机械效率123.3.3 特别说明133.3.4 牵引特性134 换挡离合器设计（参照底盘设计）144.1 离合器摩擦片的设计24.2 离合器校核44.3 离合器布置的位置54.4 空转离合器片间相对转速及离合器的工作转矩54.5 离合器的操纵机构工作油路65 齿轮的强度校核75.1 校核齿轮特点：75.2 强度计算85.2.1 受力分析25.3 校核齿轮弯曲疲劳强度25.4 校核齿面接触疲劳强度36 轴的设计计算与校核46.1 各轴最小轴径的确定46.1.1 输入轴46.1.2 倒档轴56.1.3 、档轴56.1.4 档轴56.1.5 输出轴66.2 轴的强度计算与校核66.2.1 轴的结构设计66.2.2 轴上受力分析（不计效率）76.2.3 求支反力及弯矩，扭矩图86.2.4 轴承的强度校核107 轴承的寿命计算118 自动换挡148.1 自动换挡的原理与组成148.1.1 液压自动换挡系统原理如图8-1158.1.2 系统组成（见图8.1.2）158.1.3 自动变速箱的基本要求168.2 换挡规律与类型分析178.3换挡重迭（换挡延迟）与循环换挡问题18总 结19参考文献19谢 辞21附 录441.引言1.1 变速箱概述变速箱是行走机械中传动系统的一个重要组成部分,主要用来进行换挡工作,以便机械能够适应各种的情况。变速箱分为机械式和动力式，机械式主要靠人力来实现换挡，主要应用于叉车，推土机等工程机械上。动力式变速箱又分为定轴式和行星式。动力换挡变速箱与液力变速器配合使用，可以在不切断动力的情况下进行换挡，从而保护发动机和传动系统，提高生产效率。定轴式动力换挡变速箱采用液压操控，离合器换挡，定轴式动力换挡变速箱正处于广泛使用时期。1.2 本次设计的内用与意义 自1982年起ZF公司已建立在微处理器上的自动变速器电控单元标准化。通过诸如点火延迟，智能化换挡程序和Tiptronic系统在减少内燃机负荷等方面的改进对自动变速器的普及己取得重大成果。在燃油经济性，操作性和换挡质量等方面的进一步改进对提高欧洲自动变速器的应用有着重要意义。在电子方面为获得所需要的功能应使用32位高性能微处理器。软件由ANSI C.A编写，使用（AE）实时操作系统随着ZF与2001年首先在后轮驱动轿车中引入6档自动变速器后，在自动变速器的燃油经济性和环保方面迈出了一大步，与5档自动变速器相比，新的6档自动变速器至少能节约5%的燃油，另外新的齿轮组件，低粘度润滑油和滑差控制锁止离合器等新技术也随之被开发，新6档自动变速器比5档自动变速器更小，长度10-15%,变速器的零部件数减少了30%，由于将TCU集成在机电一体化模块中，将线束减至最少，采用新的负载控制策略后减少了内部元件的尺寸，由于局哟这些优点，6档自动变速器正成为中级和豪华轿车的现代化配置。ZF正在用全新的3款变速器替代5档变速器。在2005年ZF6档变速器的产量最佳90%以上，改善燃油经济性和CO2排放水平是新型轿车开发工作中优先考虑的问题，新开发的6档自动变速器CVT将用在车辆上，这些变速器可完全满足降低燃油消耗和排放的要求，并在任何情况下都能提高驾驶舒适性，将它档后轮驱动和4档前轮驱动自动变速器相比，即可发现新变速器系统的优越性。在NEDC（新欧洲循环驾驶）试验中可节约6-8%的燃油，而0-60Km的加速性提高了4-10% ZF最新开发AS Tronic 系列自动变速器是一款能够全面满足客户需求的变速器，该系列产品覆盖了货车的从低转矩直到2600N.m的转矩范围，有6 10 12和16档变速器可供选择。AS Tronic系列在减低油耗，减低噪声，提高驾驶舒适性和安全性等方面均有建树。1.3设计题目及要求题目：ZF型机械自动变速箱设计1.柴油机：6012B2.变矩器：YJ系列3.装载机额定载质量：3吨4.整机重量10.5吨5.最高车速：35Km/h6.主传动比：=7.637.轮动减速比：=3.6要求：1. 方案选择2. 匹配与牵引计算3. 总图、部件图、零件图设计4. 齿轮、轴、轴承的刚度、强度及寿命计算5. 换挡规律分析6. 验算及计算机绘图7. 译文8. 设计计算等说明书2 方案确定2.1 档位数确定 本次设计的液力机械传动自动变速器应用于额定载重量为30吨的轮式装载机属中小型工程机械。 由图2.1.1可见，档位数越多，柴油机功率利用越好，但增加档位数使变速箱结构复杂，在使用中难于实现正确选择档位。 图2.1.1 柴油机输出功率和理论行驶速度的关系曲线 档位数可参照同类机械确定，例如： 采用液力机械传动的轮式装载机：一般前进，后退均为3-4个档位，其中两个档位用于装载机作业工况，另12个较高档位用于运行作业工况。小型装载机的档位数可以少些，以简化变速箱的结构及便于操纵，所以我将采用前进、后退各三档的变速箱。2.2 自由度确定 对于定轴式动力换挡变速箱，为得到一个确定的传动比，需接合的离合器个数b=Y=1，Y为变速箱的自由度数。因而采用多自由度传动方案可以减少变速箱内离合器个数，但采用多自由度传动方案在换挡时所要接合与分离的离合器较多，使变速箱的操纵复杂。我采用的是三自由度传动方案。既可减少离合器数目，又可实现多档位传动。2.3 离合器布置 离合器在轴上的布置常见的有两种：一根轴上装一个离合器和一根轴上装两个离合器，后者虽然轴的轴向尺寸较大，结构复杂，但可以减少轴的数目和变速箱的径向尺寸。以降低整机的重心及高度尺寸。我所采用的方案是两种布置相结合的变速箱，经上述分析，确定变速箱传动简图图2.3.1 传动简图其传动路线为（表2.3.1）： 档位 传动路线 接合的离合器 前 进 1-7-4-10-11-12 F-1 1-7-5-9-11-12 F-2 1-7-6-8-11-12 F-3 后 退 2-13-3-4-10-11-12 R-1 2-13-3-5-9-11-12 R-2 2-13-3-6-8-11-12 R-3 表2.3.1 传动路线3 匹配与牵引计算3.1 匹配计算3.1.1 发动机6102B型柴油机的外特性曲线如下（图3.1.1） 图3.1.1 6102B型柴油机的外特性曲线采用全功率匹配，其自由扭矩=15%=85%（表3.1.1）n（100rpm）12141618202224262830.8（kg.m）27.43031.432.1232.1632.1231.430.2280（p s）4560728090971031081100（N.m）233255267273273.4273267256.72380（Kw）27.837.545.0450.756.360.764.467.6668.50 表3.1.1 变矩器与发动机共同工作参数3.1.2 液力变矩器的选型及原始特性曲线 发动机选定后应根据其变矩器的型号及直径选02系列变矩器，其原始特性曲线如下图（图3.1.2）：（已知k=，=，=,其中=为计算后所得） 图3.1.2 液力变矩器公称特性其中 为泵轮转速为1000rpm时的泵轮扭矩：= =1000rpm = 得出如下数值（表3.1.2）： I00.10.20.30.40.5 K2.922.722.472.161.881.63 027.249.364.875.381.7（N.M）62.562.863.062.762.161.1 0.020150.020250.020310.020220.020020.0197 I0.60.70.80.8090.90.951.0 K1.431.231.021.000.800.670.46 87.585.881.680.971.863.245.0（N.M）59.656.851.350.538.229.316.80.019220.018310.016540.016280.012320.009450.00542 表3.1.2 原始特性值根据变矩器原始特性和所选发动机型号反算液力变矩器的有效直径： D=276取D=275mm则确定所选变矩器为YJ27502型3.2 变矩器与发动机的匹配计算3.2.1 根据YJ27502型变矩器原始特性曲线，利用公式： =得变矩器在不同的速比下，不同输入转速下所对应的变矩器输入扭矩如下表（表3.2.1）ni 0 0.1 0.2 0.3 0.4 0.5 0.6 1200 4.564.584.594.564.524.454.35 14006.196.236.256.216.156.065.92 16008.098.148.178.118.047.917.73 180010.2410.3010.3410.2710.1710.019.78 200012.6412.7212.7612.6812.5612.3612.08 220015.2915.3915.4415.3415.2014.9614.62 240018.2018.3218.3718.2618.0917.8017.40 260021.3621.5021.5621.4321.2320.8920.42 280024.7724.9325.0124.8524.6224.2323.68 300028.4428.6228.7128.5328.2627.8127.18ni 0.7 0.8 0.809 0.9 0.95 1.0 12004.133.743.692.782.131.22 14005.635.105.023.782.901.67 16007.356.666.554.943.792.18 18009.3080428.296.254.802.75 200011.4810.4010.247.725.923.40 220013.8912.5812.399.347.164.11 240016.5314.9814.7511.128.524.90 260019.4017.5817.3113.0510.005.75 280022.5020.3820.0715.1311.606.66 300025.8323.4023.0417.3713.327.56 表3.2.1变矩器与发动机共同工作输入特性值 根据上述数据，把液力变矩器的负载抛物线画在6102B柴油机自由扭矩曲线图上，得液力变矩器与发动机共同工作输入特性曲线如下（图3.2.1）： 图3.2.1 液力变矩器与发动机共同工作输入特性曲线3.2.2 液力变矩器与发动机共同工作输出特性 根据发动机与变矩器的共同工作输出特性曲线，取出不同值下两曲线的交点，即共同工作输出特点，量得其工作转速与扭矩，并有变矩器原始特性曲线、K求出共同工作时的输出特性值（表3.2.2）。 =0，0.1，1.0 =0，0.1，1.0 = =0，0.1，1.0i02.92027602400700.800.41.8830.75327802361112444.451.70.641.3740.86828002301792309.8158.10.71.2260.85828202251974275.85570.81.020.8162825206226021049.70.870.8590.74728501722480147.736.60.90.7980.7182826158257412533.71.00.450.45294074294033.310.25 表3.2.2 液力变矩器与发动机共同工作输出特性3.2.3 匹配问题 从发动机与变矩器共同输出特性看，当i=0.64附近的最高变矩器效率点，与发动机自由扭矩的交点，位于发动机最大扭矩点与额定扭矩点之间，且偏于额定点一侧，这是匹配出来的输出特性功率在发动机输出功率最大值区域，且与高效区相匹配，这样可使输出特性曲线上功率曲线加宽，有利于机械在各种复杂工况工作时都能有较大的功率输出。从这个方面看，这种匹配有利于装载机在各种复杂工况下进行工作。因而对于3吨装载机，选择YJ27502型液力变矩器与6102B型柴油机进行匹配是合理的，能够满足要求的。3.3 牵引问题3.3.1 轮胎动力半径的确定 根据给轮胎型号17.5-25，确定为低压胎，据经验公式 =0.66m其中为常数，通常取=0.233.3.2 机械效率 =0.91 式中 变速箱一档齿轮所传转矩（） K轴距系数，通常为13.416 输出轴与中间轴的中心距 =171.42mm根据传动简图知：由于档车速最高原则：值为最大。取（任意）但不能太小，以防根切。又根据各档车速及初定传动比及初定中心距可得： 又根据实际情况取至此，变速箱的各档齿轮齿数与模数已定，计算各档实际传动比：前进： : :后退： ： ：3.3.3 特别说明 档时 由前面计算得：因为,因而发动机有一定的储备，在作业中，如遇有突然超载等以外情况，不可能熄火。3.3.4 牵引特性 据发电机与变矩器共同输入特性得,可求出（表3.3.4）01112179219742260248025742940700.8444.4309.81275.85210147.712533.368.3268.4168.56560504720 表3.3.4 牵引特性值由下列公式： 其中 考虑其他损失的效率 4 换挡离合器设计（参照底盘设计） 本次设计的变速箱采用一根轴上装一个离合器和一根轴上装两个离合器相结合，离合器缸体连成一体，采用若干个布置在摩擦片外围的螺旋泛黄使离合器分离时复位。 定轴式动力换挡变速箱中所有离合器的液压缸在工作中都是旋转的，液压缸中的油随之旋转而产生离心压力，使离合器分离困难，为了消除他的影响，可采取如下方案： 1.增大分离弹簧的压力。采用这种方案时需要求增大系统的压力，从而增大了对油路的要求，不容易达到。 2.液压缸或活塞上开泄油小孔。 3.采用液压缸移动双离合器、采用这种结构不宜适用于本方案，它只适用于如下方案：采用自动排油阀 球阀装在靠近活塞外径的液压缸器中，其原理如图4.1所示 图4.1 自动排油球阀工作原理对自动排油阀的要求是：在接离合器时能自动关闭；在分离离合器时能自动打开。球阀正常工作的条件： 球阀打开或关闭，可看作球心绕支点O的转动。F力所产生的力矩要使球阀打开而作用在球上总的油压力P所产生的力矩则要求使球阀关闭。 当，即P时，球阀打开 当，即P时，球阀关闭采用自动排油阀能随时消除离心压力的有害影响，所以我采用自动排油球阀4.1 离合器摩擦片的设计 为了保证离合器在结合过程中能可靠的传递最大扭矩，必须使用其扭矩容量大于工作过程中可能传递的最大扭矩，即： 离合器传递的工作扭矩，其值根据变矩器失速扭矩和离合器布置确定（） 离合器的容量储备系数， 摩擦副的静摩擦系数 摩擦副数量，其中为主动片数量，为从动片数量 摩擦力作用等效半径（m），用与分别表示摩擦片的内外半径， 则 ，其中外半径可根据离合器的结构而定，而内半径可以取比较适宜，于此范围内选择的尺寸，可使离合器接合时，摩擦副内、外半径相对线速度相差不大，摩擦比较均匀，且各部分温升相近，热应力分布合理，从而保证不致发生挠曲变形。 压紧力损失系数，考虑压紧力在逐片顺次传递过程中因要克服花键等联接中滑动摩擦力而渐次减小所造成的损失系数 P压在摩擦表面上的压紧力（N）（）前进、后退档离合器 根据工程机械底盘设计 对于铜基粉末冶金对钢的摩擦副，初步设计时取： 及，式中为变矩器失速转矩（由发动机和变矩器共同输出确定），为变速箱输入轴至离合器的传动比。 （4.1.1） （4.1.2） （4.1.3）代入4.1.1得： （4.1.4） 许用压力（见底盘设计） 摩擦片外径 摩擦片内径 摩擦片面积利用系数由式4.1.4可得： 其中参数=1.2，c=0.7， 取D=160mm 一般为了便于制造、维修，变速箱中所有离合器采用相同尺寸，仅摩擦片数目不等，所以把摩擦片统一为内径112mm，外径160mm，摩擦片数目（）、档离合器 由输入轴到、档轴传动比： 取（）档离合器 取4.2 离合器校核 以F、R离合器为例进行校验1. 通过活塞尺寸：D=150mm，d=57mm 摩擦片上的压力 粉末冶金对钢的摩擦片副，取，因而摩擦片上的压力满足要求。2. 速度校核 考虑最大转速时，即档工作时，传动比 输入转矩当发动机达到最大转速2300rpm，变矩器传动比=1.05时，这样考虑偏于安全。 考虑油槽对摩擦副面积的影响 摩擦副的面积 摩擦表面的单位面积压力（）4.3 离合器布置的位置 定轴式动力换挡变速箱是多片摩擦离合器换挡，而每个离合器所传递的扭矩及其空转摩擦副相对转速的大小，皆同其在变速箱的位置有关。 根据公式其中为从变速箱输入轴至离合器轴之间的传动比。为变速箱输入轴上的扭矩。当确定后，离合器传递扭矩与成正比，可见要较少，离合器应尽可能布置在变速箱的高速轴上，因而将离合器布置在输入轴上，以减少它所传递的扭矩，可以减少变速箱的轴向尺寸。 根据公式，接合离合器X，空转时，离合器布置在低档轴时，大减小，所以把变速箱的离合器置于低速轴上，如多档离合器的布置。 离合器的轴向布置，由支撑条件和使用性能来综合考虑，布置在轴端虽然便于维修，但从支撑来分析，它却成了悬臂结构，使轴的刚度不够高，且不利于离合器的工作。由于该设计对离合器的可靠性要求高，且箱体采用揭盖式，拆装、维修、及调整较方便，因而将离合器置于轴的中部，这样，轴的受力，轴承条件都得到了很大的改善。4.4 空转离合器片间相对转速及离合器的工作转矩1. 换向离合器 此离合器为一二自由度离合器，接合F时，传动比接合R时，传动比所以接合R时，F的摩擦片相对空转速度大,故设计合理。 2. 变速离合器 、档和档离合器为合二自由度组合，显然接合档离合器时，档离合器的摩擦片间相对速度最大。 满足条件，故而设计合理4.5 离合器的操纵机构工作油路1. 供油系统 油泵分两路供油，一路供换挡和润滑，另一路供变矩器。供油系统包括齿轮油泵，粗滤器，单向阀，定向阀，缓冲阀等。2. 操纵机构 有五个离合器（实现三个前进档和三个倒退档用），三个两位四通电磁换向阀和一个三位四通电磁阀。3. 离合器的润滑油路 油通过粗滤器，经齿轮泵，单向阀，定压阀通向变压器，动力油以工作介质的身份通过变矩器，将涡轮与泵轮之间进行柔性连接，以便发动机动力输出给涡轮。带走因摩擦而产生的多余热量。通过背压阀将涡轮出来的油建立起一定的鸭梨，以便对离合器的摩擦片进行润滑。在齿轮泵出来处加一安全阀是为了保证整个液压系统不在超负载下工作，以免产生泄漏等问题，可以保证整个系统更好地工作，在输入泵轮前装一溢流阀，是为了精确保证变矩器油流的压力，使变矩器能够正常工作。 通过细滤器与单向阀的开联，即可保证油经过细滤油器，又可以打开单向阀通油以保护细滤器，因而油是部分通过滤清，接入温度调节器，可以保证对摩擦片的润滑过程中不至于加热摩擦片。油直接通过离合器壳体摩擦片之间后回油箱，这样保证离合器中的摩擦片始终处于油中，可以带走摩擦热又可润滑。4. 离合器操纵系统油路 油从齿轮泵建立起一定油压后，由单向阀走另一条油路通向缓冲阀，使齿轮泵出来的脉动压力更为稳定，通过缓冲阀后分为两路进入操纵系统，一路经一单向阀通过一个三位四通电磁阀，这一路控制变速箱的前进与倒退离合器的接合，上位与下位分别使油流通向前进与倒退档，离合器的活塞腔。压力油压紧活塞便达到了接合离合器的目的。仅仅接合了一个前进或倒退离合器还不能达到将动力输出的目的。另一支路通过气动切断阀，以保证在紧急情况下切断动力输出。此阀为二位三通阀。然后再经过一个单向阀，通向三个二位四通电磁换向阀。因为这三个阀所控制的三个离合器自称的是一个二自由度变速箱，因而这三个电磁阀只能至多有一个电磁阀接合，才能保证动力正常输出。5 齿轮的强度校核5.1 校核齿轮特点： 选用与啮合齿轮校核 其中， 选用材料20CrMnTi,有机械设计查得： （强度极限） （屈服极限） 硬度HRS（齿面）60 齿轮精度等级8-7-75.2 强度计算（1） 采用静强度法，并基于经验的许用应力值来计算传动系中各传动零件的强度，计算转矩取以下公式中的小值（1.1）根据柴油机或液力变矩器的最大输出转矩确定 式中 计算转矩 柴油机或液力变矩器至计算零件的传动比 柴油机或液力变矩器至计算零件的传动效率 属于第一对啮合齿轮 =700.8（由共同输出特性定）（1.2）根据附着力确定 式中 附着重量 附着系数 驱动轮动力半径 计算零件至驱动轮的传动比 计算零件至驱动轮的传动效率 经比较得：即传至齿轮的计算转矩5.2.1 受力分析 式中 齿轮7所受圆周力 小齿轮传递的扭矩 小齿轮分度圆直径 此时转速则齿轮转速 齿轮的转速（圆周速度）为 5.3 校核齿轮弯曲疲劳强度由公式： 校核其中： 使用系数 选 动载系数 齿向载荷分布系数 齿间载荷分布系数 齿形系数 齿根应力分布系数 重合度系数 齿轮的许用应力按下式计算： 式中 试验齿轮的疲劳强度极限 弯曲疲劳强度计算的寿命系数 弯曲疲劳强度计算的最小安全系数，一般取由此得， 两齿轮弯曲疲劳强度合格5.4 校核齿面接触疲劳强度由公式： 式中 弹性系数 解除疲劳重合度系数 节点区域系数 而齿面接触疲劳强度查得 齿轮的齿面接触疲劳强度足够6 轴的设计计算与校核6.1 各轴最小轴径的确定 选轴的材料为40Cr，其 据式（6.4.1） （6.4.1）其中 P轴传递的功率 KW n轴的转速 r/min 为变矩器转速为1800rpm时，共同输出的功率最大为58.1KW，因而在这种情况下对各轴进行设计。6.1.1 输入轴 不计联轴器等零部件的传动效率， 因为输入轴最小径处，将采用花键联接，考虑到花键的大径处强度相对较高，因而选 6.1.2 倒档轴 考虑其中只是传递扭矩而已，而轴的转速为0，6.1.3 、档轴 在挂抵档时，轴所受的扭矩与弯矩大，因而选用挂档时传动比来设计轴的最小轴径 此轴因结构需要加工两个矩形花键于两侧，取最小轴径 6.1.4 档轴 但由于其传递扭矩较大，且两端有花键，所以应适当加粗 取6.1.5 输出轴 在挂低档时，轴所受的扭矩和弯矩大，因而选用挂档时传动比来设计，该轴的最小轴径 因其传递扭矩最大，且外接驱动桥和制动器，由于结构需要取6.2 轴的强度计算与校核 从档轴为例，因为挂档时齿轮受力及轴受力最严重，所以对挂档时轴的受力进行校核。6.2.1 轴的结构设计 根据齿轮宽度设计经验公式 （对于直径）取b=7因此对于 据受力情况，适当加宽取对于其余各齿轮模数m=4mm，根据结构及受力情况取 ，、 由于，因而在该轴的轴端装轴承处选直径，选用圆柱滚子轴承32211E，是为了可以移动。另一端为固定端。轴承选212型深沟球轴承，与相配合处为花键连接，选用矩形花键，因而，为了加工方便，使其与空套的轴径相同，长度。与离合器相连接处，齿轮焊在轴上，形成齿轮轴，与轴配合处为花键。对于档轴在挂档时，尺寸及各力作用点如图6.2.1所示。（其中、空转,省略图不画） 图6.2.1 档轴挂档时，采用变矩器失速情况下的力矩进行校核轴的材料选用40Cr，其机械性能参数为： 6.2.2 轴上受力分析（不计效率） 轴传递扭矩： 齿轮圆周力： 6.2.3 求支反力及弯矩，扭矩图图6.2.3 受力分析图通过对轴上受力分析：分解水平与竖直两个平面内求轴承支反力，齿轮11与齿轮10的啮合不平面，考虑较大的安全系数，假定与作用方向一致，与作用方向相同，求得、与、分别如下： 在H面内： 求各段弯矩 在V平面内： 在H平面内： 两面合成得： 计算扭矩、弯矩合成计算弯矩 考虑扭矩和弯矩的作用性质差异的系数，对弯矩产生应力均为脉动循环应力时，取0.59 对于轴的弯矩求解中，不计轴承、摩擦片、齿轮啮合等传动中的损失，这样会使结果偏大，而且，对于齿轮的受力点的确定，也是选用最危险的布置考虑，对于齿轮，它过分的靠近一端，因而也用简便计算直接将其作用力集中于一点，以上各种因素是使得弯矩的计算结果偏大，属于一种安全、方便式考虑 轴上力的作用点与弯矩、扭矩图如6.2.3：图6.2.3 作用点与扭矩图6.2.4 轴承的强度校核最大弯矩及扭矩的剖面直径为68mm由前面的计算得，计算扭矩最大值为 W抗弯剖面模量 由机械设计手册查得40Cr材料 安全 由于最大弯矩的右侧加工的矩形花键，这样对轴的抗弯模量有削弱作用，由机械设计手册查得内径定心时花键处，在花键处也按最大弯矩计算 同样安全7 轴承的寿命计算 以档轴为例，此轴属于支点距离较长、拉伸长、变形较大轴，采用了一端固定，一端游动的支撑结构，固定端采用深沟球轴承，用来实现轴的双向固定。游动端采用外端无档边的圆柱滚子轴承，轴承内圈相对机座孔、内圈相对轴均做双方向轴向固定，轴受热伸长时轴承内圈连同滚动体随轴一起沿外圈内表面做轴向游动。 进 退 进 退 进 退 30 10 20 10 20 10 根据各档工况，选定各档工作时间百分比如表7.1： 表7.1 工作时间百分比 轴承各种选用型号的额定动负荷C与额定静负荷如表7.2：类型2208E2082211E2127213E33.215.857.227.886.257.322.879.536.8112 表7.2 额定负荷与额定静负荷参数选择高效区内,为工作点，工况对各轴承进行校核；以、档为例，求各档支反力（只前进）档（，） 档 档 据 平均车速（rpm） 各档时轴的转速 变速箱在各档工作时的时间百分比得： 其中： 轴承承受的当量载荷KN 轴承在各档时承受的载荷KN得： 选用的为2208E轴承 满足寿命要求 在轴承的设计计算中，虽然有些轴承的寿命远大于寿命要求，但为了保证变速箱中相似位置上尽量选用同一类型轴承，减少轴承种类使安装工人方便，这种设计也是必要的，这样也可时变速箱的结构上呈现简单化与统一化。8 自动换挡 为了提高车辆的性能，改善换挡操纵是一个很重要的东西，自动换档是电子控制与液压动力操作相结合。由于液压系统能很好的兼顾操纵、传动、润滑及冷却等功能，即使是电控液压操纵，仍不能完全取代液压系统，我所采用的自动换挡则是以全液压控制为主，辅以讲解电子控制。8.1 自动换挡的原理与组成图8-1 液压自动操纵系统简图1-加速踏板 2-液压泵 3-压力调节阀 4-强制低档阀 5-速度阀 6-换挡阀 7-手动阀8-离合器 9-换挡控制器 10-节气门 11-凸轮 12-节气门阀8.1.1 液压自动换挡系统原理如图8-1 图8-1表示了一种液压自动换挡的工作简图，为便于理解，图上表示了两个档的换挡作用原理。液压系统的压力由液压泵2产生，经调压阀调压后送至控制换挡的两个参数信号发生器。速度阀5与节气门阀12，再将反映控制参数变化的输出油压汇集作用于换挡阀6的两端。高档的换挡离合器8与低档的换挡控制器9的液压缸都与手动阀7相连。图上手动阀已置于前进档位置，有油道与换阀相连，根据行驶工况可自动由低档换入高档，或从高档换回低档。靠油压作用进行自动换挡，何时换挡处决于换挡规律。本例属于由车速和油门两参数控制的换挡规律。换档控制器8.1.2 系统组成（见图8.1.2）自动换挡操纵系统的能源换挡执行机构换挡范围与换挡规律选择机构 控制参数信号发生器换挡品质控制机构 图8.1.2 系统组成图1. 换挡系统的能源 它是整个控制系统各个机构的动力能源。包括液压泵、调压阀、直流电源2. 控制参数信号变换器 我所采用的是两参数车速和油门开度 车速v，油门信号：传感器 测量车速通常用光电式，测速电机，磁电式，半导体，霍尔效应。我采用磁电式。油门开度用油门电位器测。3. 换挡控制器 它是电控单元，也是自动换挡系统的核心部分，它接受来自车速、油门及选择机构所传出来的信号进行比较和处理，并按预定的规律选择档位和换挡时刻。同时发出相应的换挡指令至换挡动作，控制机构以进行换挡。4. 换挡执行机构 它的功能是接受控制指令去具体完成变速器中档位的变换，有定轴式变速器中为离合器，通过液压缸的充、卸压力油实现换挡5. 换挡品质控制机构 保证换挡平稳、无冲击。一般是在通向液压缸的油路上增加储能器、缓冲阀、定时阀、执行力调节阀等。8.1.3 自动变速箱的基本要求 （1）保证最佳换挡规律，以便获得良好的燃料经济性和满意的动力性，同时要兼顾低的污染 （2）换挡过程平稳，无冲击和震动，换挡品质良好，行驶舒服，使用寿命长 （3）换挡动作准确、及时，不得有错误的操纵发生 （4）驾驶员可以干预自动换挡，以适应负责的交通情况和地理条件 （5）操纵系统应工作稳定，可靠，能在低温，强磁场等干涉下工作。当系统发生故障时，应有应急措施在保险档行驶8.2 换挡规律与类型分析 它是指两排档间自动换挡时刻随控制参数变化的规律。换挡规律应该是单值，即对输入变量的每一组合，仅存在唯一的输出状态。其类型如下所述：（1）单参数等速差换挡规律 只有达到规定车速才能升（降）档，不论2如何，换挡速差不变，每个档的车速范围不变。其结构简单，但不能实现干预换挡。（2） 两参数换挡规律 这是当前采用最多的形式，控制参数多为车速与油门；泵轮转速与涡轮转速，车速与发动机转矩等。我采用的两参数为车速与油门。 （a）发散型换挡规律降档速差值增大而增大，呈发散型规律分布。（）可实现干预换挡 （）大时升档的车速高，动力性好 （）大油门时降档速差大，有利于减少换挡次数缺点：降档速差大，功率利用差，适于功率储备很大的轿车用 （b）收敛性换挡规（）油门在最大开度时，降档督察最小，故此时升降挡能保证较好的功率利用，动力性好生产率高（）油门在最小开度时降档速差大，可减少换挡次数，发动机以较低转速运转，燃料经济性好，噪声低，平稳舒适，该规律适合于重型工程车辆用 （c）组合型换挡规律 组合型是两段或多段不同变化规律组成的换挡规律。它更便于在不同油门下获得不同的车辆性能。通常小油门开度以舒适、稳定、少污染为主。中油门开度以经济为主兼顾动力性，大油门开度则以获得最佳动力性为佳。 （d）多规律换挡控制 8.3换挡重迭（换挡延迟）与循环换挡问题 如图（8.4.1）所示，当达到时升入2档，反之，当降至时换回1档，之间是两档都可能的工作区，称为换挡重迭。 换挡重迭其作用是： （a）保证了换挡过程的稳定性，不致因油门振动成车速稍有降低而重新换回原来档位。 （b）有利于减少换挡循环，防止控制系统原件的加速磨损与降低乘坐舒适性。 图8.4-1 换挡重叠图总 结 本设计中，对自动换挡变速箱的整个设计过程进行了较为详细的论述，是参照国外先进的自动变速箱ZF公司生产的HP500系列及国内同类机械设计而成，通过论证及校核可得本设计的各项参数都能满足需要。 经本次毕业设计，使我对自动换挡变速箱有了一个全面、详尽的了解认识到了自动变速箱的功能及其
- 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。
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。
川公网安备: 51019002004831号