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轮式挖掘机离合器及变速箱设计说明书.rtf

ZL50装载机总体及变速箱设计（第二行星排）【全套CAD图纸+WORD毕业论文】【工程机械】

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关键词：: zl50 装载总体整体变速箱设计第二行星全套 cad 图纸 word 毕业论文工程机械

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摘要
Zl50装载机是我国轮式装载机系列中的中型产品，该机是一种较大型的以装卸散状物料为主的工程机械，广泛应用于矿山、基建、道路修筑、港口、货场、煤场等地进行装载、推土、铲挖、起重、牵引等作业。
本设计的步骤简单如下：1.对装载机的总体进行分析，确定总体参数；2.牵引计算，确定出各档及各档传动比；3.对装载机进行整体布置，并绘出总体布置图；4.变速箱的设计，这是本设计中最主要的部分，确定传动比，设计传动简图，配齿计算，得出齿圈、行星轮、太阳轮的齿数，并验算其合理性。然后进行齿轮设计；5.对离合器，轴、轴承的设计及选择。
此设计中，主要任务是设计变速箱及第二行星排，设计中采用了行星式动力换挡变速箱，它具有3个离合器和3根轴，且轴安装在壳体内，使变速箱结构简单、便于维修。变速箱具有两个前进挡和一个后退档，可以产生三个速度。

关键词：装载机液力机械传动系统行星式动力换挡变速箱

ABSTRACT
The loader ZL50 iswheel type and it is more bigger among the series made in our country.It is suitable for loading discharging materials and it applies for mine、capital contuction、road builing 、port、field、coalfield and carries loading 、pushing dust 、diging rising weight
The design of the simple steps are as follows: 1.the overall loader analysis , to determine the overall parameters; 2. traction calculation, determine the gear and the gear ratio; 3 .to loader for the overall layout, and draw the overall layout; 4.design of gearbox ,and it is the design of the main parts determination of design, transmission ratio, transmission diagram, gear tooth number calculation, the ring gear, a planet wheel, sun wheel, and check the rationality. Then the design of the clutch gear; 5. design and selection of shaft, bearing.
In my design, I adopt counter shaft power shift transmission’s construction is simple and maincenance is easy .the transmission has two forward and one reverse gear ,it can provide three speeds

KEY WORDS: lorder liquid engine driving system
Hydraulic torque conventer power shift gearbox

目录
第1章前言········································································· 1
第2章总体设计·································································· 2
2.1 概述··········································································· 2
2.2 选择确定总体参数··························································· 2
2.3 装载机底盘部件型式设计·················································· 11
第3章牵引计算································································ 22
3.1 柴油机与变矩器联合工作的输入与输出特性曲线······················· 22
3.2 确定档位及各档传动比···················································· 28
3.3 运输工况牵引特性曲线···················································· 31
3.4 求出各档最高车速并分析牵引特性······································· 33
第4章总体布置································································ 35
4.1 总体布置草图的基准······················································· 35
4.2 各组成部件的位置························································· 35
4.3 计算平衡重·································································· 39
4.4 桥荷的分配································································· 40
4.5 验算轮胎载荷······························································· 42
4.6 总体布置图·································································· 43
第5章行星式动力换挡变速箱设计········································ 43
5.1 传动比的确定 ······························································ 44
5.2 传动简图设计 ······························································ 45
5.3 配齿计算 ··································································· 47
5.4 离合器设计·································································· 53
5.5 齿轮设计····································································· 56
5.6 轴的设计····································································· 59
5.7 轴承的选择计算····························································· 64
第6章毕业设计小节··························································· 66
参考文献············································································68
毕业实习报告····································································· 69
附：英文翻译
英文原文

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内容简介：: 第 I 页目录摘要.V关键词.V前言. 第一章变速箱的功用、要求和类型. 11.1 变速箱的功用. 11.2 对变速箱的要求. 11.3 变速箱的类型. 1 第二章变速箱的传动方案. 22.1 变速箱类型选择及传动方案设计. 32.1.1 类型选择. 32.1.2 倒档的形式及布置方案. 32.2 传动简图方案设计的一般原则. 52.3 变速箱操纵机构方案分析. 52.3.1 变速箱操纵机构的功用. 52.3.2 变速箱操纵机构应该满足如下要求. 62.3.3 操纵机构组成. 62.4 变速箱传动方案的设计. 62.4.1 整体总布置. 62.4.2 驾驶员的使用习惯. 62.4.3 提高平均传动效率. 72.4.4 改善齿轮受载状况. 72.4.5 传动方案. 7 第三章变速箱设计计算. 103.1 变速箱主要参数的选择. 10 第 II 页3.1.1 发动机参数选择. 103.1.2 档位数的确定. 103.1.3 各档位传动比的确定. 103.1.4 轴的直径. 113.1.5 中心矩A. 123.1.6 齿轮参数选择. 123.1.7 齿轮的强度校核. 193.2变速箱轴的设计计算. 243.2.1 轴的功用及设计要求. 243.2.2 轴尺寸初选. 243.2.3 轴的结构形状. 253.2.4 轴的受力分析. 263.2.5 轴的校核. 263.2.6 第一轴的强度与刚度校核. 273.2.7 第二轴的强度与刚度校核. 283.2.8 轴上花键的设计计算. 303.3变速箱轴承的选择. 313.3.1 几种轴承的特点. 313.3.2 类型的选择. 323.4啮合套的设计. 33 第四章变速箱的拆装顺序. 354.1 变速箱的装配顺序.354.2 变速箱的拆卸. 364.3 变速箱总成装配应注意的问题. 36 第五章离合器分析. 375.1 离合器的基本组成和分类. 37 第 III 页5.2离合器的功用. 375.3汽车离合器设计的基本要求. 37 第六章摩擦离合器基本结构尺寸、参数的选择. 386.1摩擦片外径及其它尺寸的确定. 386.1.1摩擦片外径 D .386.1.2摩擦片内径 d . 396.1.3摩擦片厚度 h .406.1.4校核离合器所选尺寸. 40 第七章离合器零件的结构选型及设计计算. 417.1 从动盘总成. 417.1.1 从动片. 427.1.2 从动盘毂. 427.2 压盘和离合器盖. 447.2.1压盘设计. 447.2.2离合器盖设计. 467.3 离合器分离装置的设计. 477.3.1分离杆. 477.3.2分离轴承及分离套筒. 497.4 圆柱螺旋弹簧设计. 507.4.1结构设计要点. 507.4.2弹簧的材料及许用应力. 507.4.3弹簧的计算. 517.4.4离合器的操纵机构. 54结论. 56参考文献. 56 第 IV 页致谢. 57 第 V 页轮式挖掘机离合器及变速箱设计摘要：本次设计是在对轮式挖掘机的离合器及变速箱进行分析与研究的基础上，通过对离合器及变速箱的工作原理、性能参数、构造及制造工艺进行分析与对比，设计出更好更能满足现今工程生产需要的轮式挖掘机的离合器及变速箱。根据轮式挖掘机的使用特点及要求本次设计采用了和普通汽车类似的离合器及变速箱，目的是借用标准汽车的零部件，降低制造成本，维修也更方便。然后在设计的过程中对变速箱的档位数与传动比、档位的布置、换档方式以及离合器的从动盘、压盘、分离装置等进行了结构的优化设计，在满足使用要求的前提下尽量地简化了机械结构，从而在降低了成本的同时，降低了挖掘机操纵员的工作强度，还满足了对轮式挖掘机工作效率、安全性、稳定性及成本等的要求。关键词：轮式挖掘机变速箱离合器从动盘。Abstract: This design is on the clutch and gearbox wheeled excavator research and analysis on the basis of clutch, through the working principle, and the gearbox performance parameters, structure and the manufacturing process analysis and comparison, more can satisfy the design better production need now engineering wheeled excavator clutch and transmission. According to the use of wheeled excavator characteristics and requirements of this design USES a and ordinary cars similar clutch and transmission, the purpose is to borrow standard components, reduce automobile manufacturing costs, repair more convenient also. Then in design process on the number and transmission ratio of gear transmission, gear arrangement, shift way and clutch platen, pressure plate, separation device etc optimization design of the structure in the precondition of contented use simplified mechanical structure as possible, in order to reduce the costs at the same time, reduced the excavator working strength, manipulating member of still satisfied wheeled excavator working efficiency, safety, stability and cost requirements. Keywords: wheeled excavator Gearbox clutch platen. 前言轮式挖掘机是以轮胎作为行走部件的挖掘机械，简称轮挖。轮挖行走速度快，第 VI 页不损坏路面，能远距离自行转场及可快速更换多种作业装置。国外轮挖的最高行走速度大多为2540km/h ，国产的大多为2540km/h，贵州詹阳动力生产的高速轮挖JYL200C 行走速度甚至达到了51km/h ，而履带式的行走速度仅为35km/h。虽然轮挖工作效率不如同等级的履挖，但与履挖昂贵的转移费相比，频繁转场时轮挖更具经济优势。正是以其机动、灵活、高效的鲜明特点，轮挖在市政维护工程、公路交通建设及快速抢修等物料挖掘、搬运等方面得到了广泛运用。据统计，在西方发达国家轮挖需求量约占挖掘机需求总量的12强，有的甚至达到7080 ，应用十分广泛。而我国的轮挖仅为3左右，故从世界范围看，轮挖在我国的应用有待挖掘。可以说，在未来几年继续扩大内需，扩大基础建设发展战略，城市及小城镇建设发展战略的大环境决定了我国轮挖市场的广阔前景。国外轮挖生产企业较多且品种齐全，如日立、小松、利勃海尔、卡特彼勒、沃尔沃、JCB、现代等。这些公司的产品基本体现了当今世界轮式挖掘机技术发展的最高水平，且很多著名公司都拥有其专有关键技术及元器件，国产轮挖在品“牌、品种上可选择性都较少，这与国外百” 家争鸣的现象形成鲜明对比。近年来，虽然国产轮挖在产量、品种和技术水平等方面都有了一定的发展，比如詹阳动力重工开发生产的高速轮挖填补了国产空白、实现了行驶速度的重大突破甚至比国外同类机型还要略高一筹，但发展规模仍然很小，技术性能和工作可靠性还不能满足国内市场的需要，严重缺乏关键技术。总之国产轮挖与国外的相比相差较远，其发展任重而道远。正是因为如此，对轮式挖掘机的离合器及变速箱等关键部件的研究与分析对提高我国轮挖整体水平是有很大意义的。第 1 页第一章变速箱的功用、要求和类型现代轮式挖掘机采用的动力装置主要是活塞式内燃机，其转矩和转速变化范围较小，不能适应挖掘机在各种条件下阻力变化的要求，因此在传动系中，采用了可以改变转速比和传动转矩比的装置，即变速箱1。变速箱不但可以扩大发动机传到驱动车轮上的转矩和转速的变化范围，以适应挖掘机在各种条件下行走的需要，而且能在保持发动机转动方向不变的情况下，实现倒退，还能利用空挡暂时地切断发动机与传动系统的动力传递，使发动机处于怠速运转状态。1.1 变速箱的功用（1）改变传动比，扩大驱动轮转矩和转速的变化范围，以适应经常变化的行驶条件，如起步、加速、上坡等，同时使发动机在有利的工况下工作；（2 ）在发动机旋转方向不变的前提下，使挖掘机能倒退行驶；（3 ）可切断传给行走装置的动力（即所谓挂空档），能使发动机动力不传给行走装置，在发动机运转的情况下，机械能长期停车、便于发动机起动好有利于停车的安全。1.2 对变速箱的要求（1）具有足够的档位和合适的传动比，以满足使用要求，使机械能在合适的牵引力和速度下工作，具有良好的牵引性和燃油经济性以及高的生产率。（2）变速箱应工作可靠、使用寿命长、传动效率高、结构和制造简单、拆修方便。（3 ）换档应轻便，不许出现同时挂两个档，自动脱档和跳档等现象。1.3 变速箱的类型：（1 ）按操纵方式分1. 人力换档第 2 页2. 动力换档(2) 按轮系型式来分1. 定轴式变速箱变速箱中所有齿轮都有固定的回转轴线。定轴式变速箱换档方式可能有两种型式：人力换档和动力换档。2. 行星式变速箱变速箱中有些齿轮的轴线在空间旋转。有旋转轴线的齿轮叫做行星轮，它在空间有两个运动：自转和公转。因此我们叫这类变速箱为行星齿轮变速箱。行星变速箱只有动力换档一种方式。第二章变速箱的传动方案设计一个新的变速箱，大致要经历下述程序。1.明确设计要求。由机械类型，使用要求以及制造厂的情况，确定所设计变速箱的结构型式。由机械的使用要求，经总体计算后确定其档位数和各档传动比。由机械总体布置的要求，确定所设计变速箱的外形尺寸允许范围，其输入轴和输出轴的相对位置和两轴之间的距离。2. 草拟变速箱传动简图方案。3.确定变速箱的主要参数和配齿计算。参考同类型变速箱和经验统计资料，确定变速箱主要参数，包括中心距 A，齿轮模数 M，齿宽 b 和斜齿轮的螺旋角；根据变速箱的传动比选配齿轮，确定各档齿轮的齿数。4.主要零部件强度和寿命计算，确定其参数和尺寸大小。包括传动零件齿轮、轴和轴承的计算；操纵元件内核桃、换档离合器和制动器的计算。5. 进行整体机构设计，绘总装配图。6. 进行各零件结构设计，绘零件图。第 3 页2.1 变速箱类型选择及传动方案设计2.1.1 类型选择（1 ）换档方式换档方式可分为，滑动齿轮换档和啮合套换档。1）滑动齿轮换档，优点是结构简单，零件少、制造方便、传动效率高。缺点是不能采用斜齿、换档困难、拨动齿轮换档所需操纵力大，且移动距离较长（齿宽），进入啮合只是一、两个齿，换档时冲击只是一、两个齿来承受，齿轮既是传动齿轮又是接合齿，齿轮易损坏，不能采用斜齿。2）啮合套换档，优点是拨动啮合套省力且移动距离小，换档操作轻便；接合时整圈齿进入啮合，且接合齿在直径小、圆周速度低处结合，可减少冲击；可采用斜齿，以提高变速箱工作的平稳性和使其结构紧凑。确定是结构复杂些；齿轮常啮合，未挂上档的齿轮有相对空转损失，故传动效率稍低。由于轮式挖掘机只是在行走时用到变速箱，对传动效率没有要求，所以选用啮合套换档。（2 ）按传动简图方案分1）非组成式变速箱（或称单级变速箱），这种变速箱为两个自由度，只要结合一个接合元件（啮合套），就能得到一个档位。2）组成式变速箱（或称串联变速箱）。需要结合两个（或两个以上）接合元件，才能得到一个档位。按组成方法又可以分：1 ）轴向串联。2 ）横向串联。2.1.2 倒档的形式及布置方案倒档使用率不高，常采用直齿滑动齿轮方案换入倒档。为实现传动有些利用在前进档的传动路线中，加入一个中间传动齿轮的方案，也有利用两个联体齿轮的方案。第 4 页图2.1 常见的倒档结构方案有以下几种2 ：方案 1（如图 2.1a ）所示）在前进档的传动路线中，加入一个传动，使结构简单，但齿轮处于正负交替对称变化的弯曲应力状态下工作。此方案广泛用于轿车和轻型货车的四档全同步器式变速箱中。方案 2（如图 2.1b ）所示）此方案的优点是可以利用中间轴上一档齿轮，因而缩短了中间轴的长度，但换档时两对齿轮必须同时啮合，致使换档困难。某些轻型货车四档变速箱采用此方案。方案 3（如图 2.1c ）所示）此方案能获得较大的倒档传动比，突出的缺点是换档程序不合理。方案 4（如图 2.1d ）所示）此方案针对前者的缺点作了修改，因而经常在货车变速箱中使用。方案 5（如图 2.1e ）所示）第 5 页此方案中，将中间轴上一档和倒档齿轮做成一体其齿体、宽加大，因而缩短了一些长度。方案 6（如图 2.1f ）所示）此方案中，采用了全部齿轮副均为常啮合齿轮，换档方便。方案 7（如图 2.1g ）所示）为了充分利用空间，缩短变速箱轴向长度，有些货车采用此方案，其缺点是一档和倒档得各用一根变速箱拨叉轴，使变速箱上盖中的操纵机构复杂一些，一般 3、4、5、6、7 五种方案用于五档变速箱。考虑到设计的是轮式挖掘机的变速箱的设计，变速箱的换档并不像货车或轿车那样频繁对换档接合元件的要求也就不会太高，本次设计采用啮合套换入倒档换档方式。其优点是：结构简单，直齿轮加工要求不太高，无轴向力，成本低。但换档时容易发生冲击，产生噪声大寿命短。2.2 传动简图方案设计的一般原则1.尽量缩短传动路线，即减少从输入轴至输出轴传动齿轮啮合对数，提高传动效率。2. 采用公用轴减少轴数。3.采用公用齿轮，减少齿轮数目，使齿轮即作为前进档传动齿轮，又作为后退档传动齿轮。4. 轴的位置，输入轴和输出轴的位置往往有总体布置确定。5.齿轮在轴上的布置，为减少州的变形，用应将受力大的齿轮布置在靠近轴承处。6.重复利用结构空间，为了减少变速箱的轴向长度，常常采用重叠轴向空间的方法。2.3 变速箱操纵机构方案分析2.3.1 变速箱操纵机构的功用根据使用条件的需要，驾驶员利用变速箱的操纵机构完成选档和实现换档或第 6 页退到空档的工作。2.3.2 变速箱操纵机构应该满足如下要求：（1 ）换档时只能挂入一个档位；（2）换档后应使齿轮在全齿长上啮合；（3）防止自动脱档或自动挂档；（4 ）防止误挂倒档；（5 ）换档轻便。2.3.3 操纵机构组成机械式变速箱的操纵机构一般是由变速杆、拨快、拨叉、变速轴及互锁、自锁和倒档锁装置等主要件组成。依靠驾驶员手力完成选档、换档或退档到空档工作，称为手动换档变速箱。本次设计采用的是直接操纵手动换档变速箱。2.4 变速箱传动方案的设计各齿轮副的相对安排位置，对于整个变速箱的结构布置有很大的影响。各档位置的安排，应考虑以下四个方面的要求：2.4.1 整体总布置根据整机的总布置，对变速箱输入轴与输出轴的相对位置和变速箱的轮廓形状以及换档机构提出要求。2.4.2 驾驶员的使用习惯人们习惯于按档的高低顺序，由左到右或由右到左排列来换档，如下图a 和 c。值得注意的是倒档，虽然它是平常换档序列之外的一个特殊档位，然而却是决定序列组合方案的重要环节。例如在四档变速箱中采用的基本序列组合方案有三种，见图 2.2 。其中 b 和 c 是倒档与序列不结合的方案，即挂档时，需先换第 7 页位再挂倒档。倒档与序列结合与不结合两者比较，前者在结构上可省去一个拨叉和一根变速滑杆，后者如布置适当，则可使变速箱的轴向长度缩短。图2.2 根据以上的要求，本次设计的档位布置方案采用方案C 。2.4.3 提高平均传动效率为提高平均传动效率，在三轴式变速箱中，普遍采用具有直接档的传动方案，并尽可能地将使用时间最多的档位实际成直接档。2.4.4 改善齿轮受载状况各档齿轮在变速箱中的位置安排，应考虑齿轮的受载状况。承受载荷大的低档齿轮，一般安置在离轴承较近的地方，以减小轴的变形，使齿轮的重叠系数不致下降过多。变速箱齿轮主要是因接触应力过高而造成表面点蚀损坏，因此将高档齿轮安排在离两支承较远处较好。该处因轴的变形而引起齿轮的偏转角较小，故齿轮的偏载也小。2.4.5 传动方案方案一：第 8 页方案二：第 9 页方案三：方案一：该方案为两轴式变速箱，输入轴和输出轴在同一直线，两轴式变速器有结构简单、轮廓尺寸小、布置方便、中间挡位传动效率高和噪声低等优点。两轴式变速器不能设置直接挡，一挡速比不可能设计得很大。此方案适用于发动机前置的轿车，虽然径向尺寸会比较大但是能很大程度地缩小轴向尺寸，所以适合轿车这样底盘比较低的车型。方案二：该方案是中间轴式变速箱发动机动力经中间轴传递到输出轴，且倒档轴和前进档轴共轴，所以适用于倒档档位数和前进档档位数相近的机械。但是由于采用了啮合套换档，如果档位数过多的时候会使得轴向尺寸较大。方案三：此方案也属于中间轴式变速箱，与方案二不同的是前进档直接经一对齿轮传动输出，倒档齿轮和前进档的齿轮可以共用所以可以省掉很多成本。综合以上分析，本次设计采用方案三的设计方式，因为轮式挖掘机的档位数不多，传动比也较小，并采用的是啮合套换档，所以方案三的方案是最优的既可以减小第 10 页整体尺寸而且还减少了制造成本。其传动路线：1 档：输入轴啮合套910输出2 档：输入轴啮合套78输出3 档：输入轴啮合套56输出4 档：输入轴啮合套34输出倒档：输入轴1211啮合套128 输出第三章变速箱设计计算3.1 变速箱主要参数的选择3.1.1 发动机参数选择考虑到设计的需要，由于设计的轮式挖掘机参考其他挖掘机公司产品，挖掘机的吨位数为 6 吨，所以发动机功率选择 60kW、转速为2200r/min 、最大扭矩为214N.m 。3.1.2 档位数的确定根据请进档数的不同，变速箱有三、四、五档几种，就动力而言档位数多，增加了发动机发挥最大功率的机会，档位数多少还影响到档与档之间的传动比比值，比值过大会造成换档困难。一般认为比值不宜大于 1.71.8 ，因此如最大传动比与最小传动比之比值愈大档位数也应愈多。本次设计的是轮式挖掘机对档位的要求并不高，且行驶速度不高，参考市面上轮式挖掘机，决定采用四个前进档和一个倒档的设计。 3.1.3 各档位传动比的确定（1 ）首先确定轮式挖掘机的最高行走速度和最低行走速度，轮式挖掘机的行/ min 第 11 页走速度一般都不高，大多在 2040kW/h 之间，有些可以达到 60kW/h。鉴于本次设计的需要选择轮式挖掘机的最高行走速度为 32kW/h，最低行走速度为6kW/h 。既满足了公路档时的较高行走速度又能保证在路面情况不好时行走的稳定性。（2）轮胎直径的选择，直径大时能使挖掘机的地盘增高且行走速度增加，但是由于地盘增高后挖掘机的行走及工作时的稳定性必然会降低。轮胎直径小时又恰恰相反，此时通过性有不会太好。综合这些因素以及国家标准轮胎的规格决定选择轮胎的半径为0.42m 。（3 ）各档传动比的确定i= 0 377r n/v（31）maxminr 轮胎半径=0.42mn 发动机转速2200r/minv 挖掘机行走速度imax= 0 3770 422200 6 =58058i= 0 377r n/vminmaximin= 0 3770 422200 32 =108858传动比比值=imaxi=58 05810 8858 =533 传动比比值在56 之间，设计值合理。41=q=53362q =1747q 值在1.71.8 之间满足要求。根据设计经验选择轮边减速速比为20，因此各档传动比为:i1i=i/ 20 = 58 058 20 = 2 9029max= i/ 20 =10 8858 20 = 0 544 4mini =i /q = 2 9029 1 747 =1 661621i =i /q =1 6616 1 747 =0 9511323.1.4 轴的直径第一轴花键部分直径d(mm) 初选1 3 第 12 页d = K 3Temax（32）式中：K 经验系数， K 4.04.6，取 K 4.6 ；T max e 发动机最大转矩（Nm ）；3 d = 4 6214 = 27 5mmd=27.5mm ，取 d30mm 。3.1.5 中心矩 A 对于中间轴式变速器，是将中间轴与第二轴之间的距离称为变速器中心距A 初选中心矩A 时，可根据经验公式计算A =K 3Ti (33)aKae max1 中心距系数：gK=8.69.6, 取9.6；ai1g 变速器一档传动比；变速器传动效率：取 96；g Temax 发动机的最大输出转矩，单位为（Nm）；3 A= 9 6214 2 90 96 = 80 78mm3.1.6 齿轮参数选择（1 ）模数的选择影响齿轮模数选取的因素很多，如齿轮强度、质量、噪声、工艺要求等。选取齿轮模数时一般遵循的原则是：合理减少模数，增加齿宽会使噪声降低；为了减轻变速器的质量，应增加模数，同时减小齿宽；从工艺方面考虑，各档齿轮应选用同一种模数，而从齿轮强度方面考虑，各档齿轮应该有不同的模数3 。对轮式挖掘机，减轻质量比减小噪声更重要，故齿轮应选用大些的模数。初选模数时，可参考同类型汽车的齿轮模数确定；也可以根据经验公式确定，即：m= K3 T/ 10= 214/ 10 = 2 78 高档齿轮K=1（34 ）nemax 第 13 页m = 0 7 3 Ti / 10= 0 7 3214 2 9 0 96 / 10 = 2 73 一档齿轮（35 ）emax1g式中：mn为斜齿轮法向模数；m 为直齿轮模数；T发动机最大扭矩；T=214 N me maxe maxi 1变速器一档传动比；变速器传动效率：取gg96 ；用同一模行，故斜法向模取该设计选数进齿轮数mn=3；直齿轮模数取 m =3（2）压力角的选择压力角较小时，重合度较大，传动平稳，噪声较低；压力角较大时，可提高轮齿的抗弯强度和表面接触强度。对于轿车，为提高重合度以降低噪声，应采用14.5,15，16，16.5等小些的压力角；对轮式挖掘机（与货车相同），为提高齿轮的承载能力，应选用22.5 或25等大些的压力。实际上，因国家规定的标准压力角为20 ，所以变速器齿轮普遍采用的压力角为20。（3）螺旋角选取斜齿轮的螺旋角，应注意到它对齿轮工作噪声，轮齿的强度和轴向力有影响。在齿轮选取大的螺旋角时，齿轮啮合重合度增加，工作平稳，噪声降低。随着增大，齿的强度也相应提高，不过，当螺旋角大于30 时，抗弯强度急剧下降，会使轴向力及轴承载荷过大。轮式挖掘机的与货车变速箱斜齿螺旋角的选择范围相同：1826。初选 = = =0 = = 20 。1,23,45,67,89,10（4 ）齿宽b的，注意到速器的向尺寸、工作平行、齿宽选择应齿宽对变轴齿轮稳齿强度和工作受力的均程度齿轮时匀4。通常根据模数m （直齿：b = K m ,Km n ）来选择齿宽：为齿宽系数，取4.58.0c斜齿：b = Km ，cK 取为6.08.5 ；cnc 小齿轮的齿宽在计算上认为加宽约510 ，所以有第 14 页1 、直齿b =(4.47.0)3=13.221.0(mm)2、斜齿b =(6.09.5)3=18.028.5(mm) 本次设计采用直齿和斜齿均为20mm。（5 ）各档齿数Z齿数确定原则：各档齿轮齿数比应尽可能不是整数, 且各档齿数无公约数。1、一档齿轮齿数（取斜齿Z=2 A cos 9,10 20）m（36）hn 选取 9 ,10 20，Z h=280.78cos20/3=50.6取 Zh 由Zk = Z + Z=51= 51 进行大小齿轮齿数分配，为使Z / Z = 2 9 的传动比更大些，910109取Z=13,Z=38；910 A =m(Z+Z)/(2cos)（37）n910=3(1338)/(2 cos20)=81.41mm 取 A 82mm ；修正i1 i 1=Z10/ Z9=38/13 =2.92 i %=|2.92-2.90|/2.90=0.69%5% (合格)；修正由 A m(Z+Z)/（2cos）n12 得 arccos m( Z + Z9, 10)/（2A）= 21.19, 10n2、确定二档齿轮齿数（取15,26 20 ）第 15 页Z/Z=i=1.66872Z+Z=2 A cos/m787,8n=282cos20/3 = 51.36取Z=19,Z=33(圆整)；78修正i2i2Z8/ Z733/191.73i2|1.73-1.66|/1.66100%4.2%5%(合格)；修正5.6 arccos m (Z+ Z)/（2A）=18 （38 ）7,8n783、确定三档齿轮齿数（5,620）Z/Zi=0.95653由 A m(Z+Z)/2cosn565,6取5,620,得ZZ2 A cos/m565,6n=282cos20/3=51.36取Z27，Z25（圆整）；56修正i 3i=Z/Z365=25/27=0.93i3%=|0.93-0.95|/0.95100%=2.1%5%(合格)修正 5,6 arccos m (Z+ Z)/（2A ）5,6n56=18;4、确定四（档齿轮齿数3,420）Z/Zi=0.54433 第 16 页由 A m(Z+Z)/2cosn343,4取3,420,得Z+Z2 A cos/m343,4n=282cos20/3=51.36取Z34，Z18（圆整）；34修正i 4i=Z/Z343=18/34=0.53i3%=|0.53-0.54|/0.54100%=1.9%5%(合格)修正 5, 6 3, 4 arccos m n ( Z5 +=18;4 、确定倒档传动比倒档的传动路线为：Z Z 6 )/（2A）Z Z Z Z1Z 211128Z Z 所以可以选择1211为直接传动也即他们的传动比都为1提高传动效率。且他不合因此可以用直柱行。们并长啮齿圆齿轮进传动A= m(Z +Z)/212（38）Z /Z =11282 =3(Z +Z )/212Z = 27,Z = 28;12修正ii=Z / Z21=28/27=1.04i3%=|1.04-1|/1100%=4%0.75；第 31 页Z 花键齿数。用许挤压应力花键配合选择jy jy =0.16MPa按机械设计手册推荐，当，挤压强度符合要求。jyjy 第一轴上与离合器从动盘毂相配之花键，采用渐开线花键者，齿侧面定心，滑动配合。第二轴上装啮合套齿毂的花键，配合较紧，装配时常用木榔头轻压，为保证装配精度，多采用大外径定心，轴上花键大径磨削，齿毂一般采用中碳钢或中碳合金钢，内孔不必热处理，因而内花键大径精度能够保证。第二轴输出轴花键用矩形花键者外径配合，用渐开线花键者齿侧面定心。当采用滑动齿轮挂档时，花键配合应保证滑动自如。3.3 变速箱轴承的选择3.3.1 几种轴承的特点：(1 ）、圆锥滚子轴承：可以同时承受径向载荷及单向的轴向载荷（30000 型以径向为主，30000B 型以轴向载荷为主）。内外圈可以分离，安装时可以调整轴承的游隙。一般成对使用，对称安装7 。(2 ）、深沟球轴承：主要承受径向载荷，也同时承受少量双向轴向载荷。在高速时，可以用来承受纯轴向载荷。工作中允许内外圈轴线偏斜量8 1 6 。摩擦阻力小，极限转速高，结构简单，价格便宜，应用最广泛。但承受冲击载荷能力较差，适用于高速场合。(3 ）、角接触球轴承：可以同时承受径向载荷及单向的轴向载荷，公称接触角有15、25 、40三种，越大，轴向承载能力也越大。由于一个轴承只能承受单向的轴向力，因而，一般成对使用，对称安装。适用于转速较高，同时承受径向和轴向载荷场合。（4 ）、滚针轴承第 32 页径向尺寸紧凑切承载能力很大，价格低廉。但不能承受轴向载荷，摩擦系数较大，不允许有偏斜。常用于径向尺寸受限制而径向载荷又较大的装置中。3.2.2 类型的选择选用轴承选择时，首先是轴承的类型，我国常用的标准轴承共分九种类型，下面是正确选择轴承类型时应考虑的几大因数：（1 ）轴承的载荷轴承所受载荷的大小，方向和性质是选择轴承的主要依据。根据载荷的大小选择轴承类型时，由于滚子轴承中主要元件是线接触，适宜用于承受较大的载荷，承载后的变形也较小。而球轴承中主要为点接触，适宜用于承受较轻的或中等的载荷。故在载荷较小时，应优先选用球轴承。根据载荷的方向选择轴承类型时，对于纯轴向载荷，一般选用推力滚子轴承。对于纯径向载荷，一般选用深沟球轴承、圆柱滚子轴承或滚针轴承。在轴承在承受径向载荷的同时，还有不大的轴向载荷时，可选用深沟球轴承或接触角不大的角接触球轴承或圆锥滚子轴承，当轴向载荷较大时，可选用接触角较大角接触球轴承或圆锥滚子轴承，或者选用向心轴承和推力轴承组合在一起的结构，分别承担径向载荷和轴向载荷。（2 ）轴承的转速在一般转速下，转速的高低对类型的选择不发生什么影响，只有在转速较高时，才会有比较显著的影响。从工作转速对轴承的要求看，可以确定以下几点：1、球轴承与滚子轴承比较，有较高的极限转速，故在高速时应优先选用球轴承。2、在内径相同的条件下，外径越小，则滚动体就越轻小，运转时滚动体在外圈滚道上的离心惯性力也就越小，因而也就更加适合于在更高的转速下工作，故在高速时，宜选用超轻、特轻及轻系列的轴承。重及特重系列的轴承，只用于低速重载的场合。如用一个轻系列轴承而承载能力达不到要求时，可考虑采用宽系列的轴承，或者把两个轻系列的轴承并装在一起使用。3 、保持架的材料与结构对轴承的转速影响极大。实体保持架比冲压保持架第 33 页允许更高一些的转速。4、推力轴承的极限转速均很低。当工作转速高时，若轴向载荷不十分大时，可以采用角接触球轴承承受纯轴向力。5、若工作转速略超过样本中规定的极限转速，可以用提高轴承的公差等级，或者适当的加大轴承的径向游隙，选用循球润滑或油雾润滑，加强对循环油的冷却等措施来改善轴承的高速性能。若工作转速超过极限转速较多，应选用特制的高速转动轴承。（3 ）轴承的调心性能轴承的中心线与轴承座中心线不重合而有角度误差时，或因轴受力而弯曲或倾斜时，会造成轴承的内外轴线发生倾斜。这时，应采用一定调心性的调心球轴承或调心滚子轴承。（4 ）轴承的安装和拆卸便于拆装也是选择轴承类型时应考虑的一个因素。此外，轴承类型的选择还应考虑轴承装置整体设计的要求。如轴承的配置使用要求、游动要求等。综合考虑以上因素，本次设计三根轴都是前端用双列球面滚柱轴承支承，后端用滚柱轴承支承。前端支承作轴向定位防止轴向移动，后端支承可以轴向移动，以防止受热膨胀卡死。采用双列球面滚柱轴承可以自动调心，允许内外圈轴线有较大的相对偏斜（2）对轴线偏差能起到补偿作用。列球面柱承初代：双滚轴选号为GB/T 288-1994柱承初代：滚轴选号为GB/T 283-943.4 啮合套的设计22206C 第一、二轴22205C 中间轴N204E 第一轴N208E第二轴N205E 中间轴常用的合套有，外合，如所示左啮内啮两种图边 a 的是外啮合、右边 b 的是合。合，比外合少内啮内啮结构简单紧凑它啮一零件；但向尺寸小而个当齿轮径不允制成，采用许内齿时则外合啮8 。第 34 页进行啮合套结构设计时，应考虑易于接合和防止自动脱离接合。为便于进入接合，啮合齿的端面应倒圆。啮合套的齿因经常换档，受到冲击后表面易磨损，磨损再加上受力后，轴的弯曲变形就会产生轴向力，而产生自动脱档现象。因此需要采取一定的结构措施，来防止自动脱档。常用的措施，有将啮合齿移动进行结合后，其端部越过被接合齿23mm ，这样啮合齿常接触部分，受挤压磨损后形成凸肩，可防止磨损后自动脱档。工程机械广泛采用的是，将与轴固定连接的接合齿环切成三段，中间齿环的齿厚比两边齿环的齿厚减薄0.40.5mm，挂档后，有一边齿环位于啮合套的环槽中，传力后相互叉开，形成档肩，可有效地防止啮合套的自动脱档。啮合套一般均采用渐开线齿形，他与渐开线花键的齿形相同。为制造方便，变速箱所有啮合套都采用同一模数。啮合套齿的模数可根据如下近似公式选定：m =( 0 3 0 45 )ZM（334 ）式中 Z合套；啮齿数M合套所需的矩。啮传递扭可由上式（根据力要求）初步确定传mZ(即合套圈的分啮齿度直圆径)，校核圈的尺寸在上是否允，如不行分齿结构许则度直适放大些。圆径当也可考同型速箱，先定合套的模，然后根据参类变选啮数结上允的尺寸构许，算出齿数。第 35 页齿面工作宽度可以初选为 24 倍模数值。啮合套齿的其他参数，按渐开线花键标准计算。本次设计选用模数和齿轮的一样m=3 、分度圆直径d 取64mm。根据d = mZ ，得出Z =32。齿面承载能力按挤压应力进行验算，许用应力取 M=300500公斤/厘米（如40C r、2 0CrMnTi 等合金钢许用挤压应力课提高）。第四章变速箱的拆装顺序4.1 变速箱的装配顺序9 （1）取件(包括自制件、外购件和标准件) ；（2 ）零件清洗；（3 ）部件装配；1 ）、将箱体内腔朝上放好，将中间轴总成从箱体上装入箱体内；2）、一手持安装有限位卡片的倒档轴对准相应孔从箱体外插入箱体，同时另一手将倒档齿轮从箱体内套在轴上，并将轴固定在箱体相应孔中；3）、将第二轴总成从箱体上方插入箱体，同时另一只手将一、二、三、四挡齿轮在箱体内套在第二轴上；4 ）、将第一轴总成装入箱体内；5）、用压力机将中间轴两端轴承及第一、第二轴后端轴承压入轴承孔中，并安好止动卡环；6）、确定箱体前端盖调整垫片厚度，并将其同变速器前端盖(装有油封)一起，用螺栓固定在箱体上，注意在安装前在箱体结合面上涂上密封胶；7）、整片厚度，并将其同变速箱后端盖(包括油封)一起，用螺栓固定在箱体上，注意在安装前在箱体上结合面涂上密封胶，然后将手制动背板总成用螺栓固定在后盖上，然后将输出轴凸缘套在二轴上，且用锁紧螺母锁紧；8）、安装上其它零部件，如：防油塞、通气塞、离合器分离轴承等；第 36 页9 ）、变速器检验、气离性检验、清洁度检验；10）、变速箱总成箱体外表面涂漆，加工面上外露部分涂防锈漆；11 ）、钉铭牌；12 ）、挂出厂合格证，出厂。4.2 变速箱的拆卸1）、把变速箱挂入空档位置，拧去放油塞，将油放干净；2 ）、拆下变速箱前盖；3 ）、拆下变速箱上盖；4）、拧去变速箱后端的锁止螺母，拆下输出轴突缘；5 ）、拆下变速箱后盖；6 ）、拆下第一轴总成；7 ）、拆下第二轴总成；8 ）、拆下倒档轴总成；9）、将接合套打下，把第二轴连同它上面的零件依次拆下，首先应拆下后端轴承；10 ）、拆下中间轴总成；11 ）、拆卸其它部件。4.3 变速箱总成装配应注意的问题1）、注意装配顺序，不可颠倒，否则装配困难，或不符合装配要求；2）、各档齿轮、轴承在装配时应涂润滑油油，以防卡死；3 ）、装配过程中检验步骤要及时准确，以保证精确要求。第 37 页第五章离合器分析5.1 离合器的基本组成和分类离合器位于发动机和变速箱之间的飞轮壳内，用螺钉将离合器总成固定在飞轮的后平面上，它的输出轴就是变速箱的输入轴。在挖掘机行走过程中，操作员可根据需要踩下离合器或松开离合器踏板，使发动机与变速箱暂时分离或逐渐接合，以切断或传递发动机向变速器输入的动力10。其构造一般由主动部分（飞轮、离合器盖、压盘）、从动部分（从动盘）、压紧机构（压紧弹簧）、分离机构（分离拉杆、分离叉、分离套筒、分离轴承、分离杠杆等）和操纵机构（离合器踏板）五大部分组成。摩擦离合器按从动盘的数目分为：单片离合器和双片离合器；按压紧弹簧的结构形式分为：螺旋弹簧离合器和膜片弹簧离合器。5.2离合器的功用离合器的主要功能是切断和实现对传动系的动力传递。其主要作用：(1) 汽车起步时将发动机与传动系平顺地接合，确保汽车平稳起步；(2) 在换挡时将发动机与传动系分离，减少变速器中换挡齿轮之间的冲击；(3) 限制传动系所承受的最大转矩，防止传动系各零件因过载而损坏；(4) 有效地降低传动系中的振动和噪声。5.3 汽车离合器设计的基本要求“在设计离合器时，应根据车型的类别，使用要求制造条件以及三” 化（系列化，通用化，标准化）要求等，合理选择离合器的结构11 。在离合器的结构设计时必须综合考虑以下几点：（1）在任何行驶条件下，既能可靠地传递发动机的最大转矩，并有适当的转矩储备，又能防止过载。（2 ）接合时要完全、平顺、柔和，保证起初起步时没有抖动和冲击。第 38 页（3 ）分离时要迅速、彻底。（4）从动部分转动惯量要小，以减轻换档时变速器齿轮间的冲击，便于换档和减小啮合套的磨损。（5）应有足够的吸热能力和良好的通风效果，以保证工作温度不致过高，延长寿命。（6）避免传动系产生扭转共振，具有吸收振动、缓和冲击的能力。（7 ）操纵方便、准确，以减少操作员的疲劳。（8）作用在从动盘上的压力和摩擦材料的摩擦因数在使用过程中变化要尽可能小，保证有稳定的工作性能。（9）具有足够的强度和良好的动平衡，一保证其工作可靠、使用寿命长。（10）结构应简单、紧凑，制造工艺性好，维修、调整方便等。第六章摩擦离合器基本结构尺寸、参数的选择6.1摩擦片外径及其它尺寸的确定6.1.1摩擦片外径 D摩擦片外径是离合器的基本尺寸，它关系到离合器的结构重量和使用寿命。它和离合器所需传递的转矩大小有一定的关系。显然，传递大的转矩，就需要大的尺寸。机矩是重要的，按发动转参数当发机最大矩动转，可根据公式时12Te maxT max （N m）来选定 DD = 100式中 D 摩擦片外径，mmT max 发动机最大转矩，N mA(6-1) A和型及使用情有的系，小车况关数轿车A47；一般载汽货车A36 （片）或单A50（片），取双A50. 所目中的最大矩给题转为 214 N m ，则摩擦片外径为第 39 页D = 10021436= 243 8 按照我国摩擦片尺寸标准，由表 21 最终选定摩擦片的尺寸为 D250 mm 。6.1.2 摩擦片内径 d 摩擦片的内径 d 不作为一个独立的参数，它和外径 D 有一定的关系，用比值C 来反映，定义为C =dD(6-2) 比值C 关系到从动片总成的结构设计和使用性能。增加C 有利于离合器的散热和减少摩擦片内外缘滑磨速度差。但是，过分增加C 会使得摩擦片面积减小，影响其传递转矩的能力。按照目前的设计经验，C = 0 53 07一般说来，发动机转速越高，C 取值越大。由离合器摩擦片的尺寸系列和参数表21 取得C =0620，内径 d 155 mm。表61 离合器尺寸系列和参数内外径之比单位面积外径 D / mm内径 d / mm厚度 h / mmCA/mm21601103.20.687106001801253.50.694132002001403.50.700160002251503.50.667221002501553.50.620302002801653.50.589402003001753.50.583466003251903.50.58554600 第 40 页35019540.5576780038020540.540729006.1.3摩擦片厚度 h对摩擦片的厚度 h ，我国已规定了3 种规格：3.2 mm，3.5 mm 和4 mm 。根据离合器摩擦片的尺寸系列和参数表21，取厚度 h 3.5 mm 。综上所述，选取摩擦片外径 D 250 mm，内径 d 155 mm，厚度 h 3.5 mm， C 0.620. 6.1.4校核离合器所选尺寸离合器尺寸的校核可用如下公式T = T= 333 ZpD ( 1 dD )（63）Ce max12 式中 D 摩擦片外径，mm ；d 摩擦片内径，mm ；p 单位压力，MPa ；Z 摩擦片工作面数，单片为2 ，双片为3 ；T max e 发动机最大转矩，N m ；离合器后备系数；T C 离合器的转矩容量，N m 。后备系数是离合器一个重要的设计参数，它反映了离合器传递发动机最大转矩的可靠程度。在选择时，应保证离合器应能可靠地传递发动机最大转矩、要防止离合器滑磨过大、要能防止传动系过载。因此，在选择时应考虑以下几点：1) 为可靠传递发动机最大转矩，不宜选取太小；2) 为减少传动系过载，保证操纵轻便，又不宜选取太大；第 41 页3) 当发动机后备功率较大、使用条件较好时，可选取小些；4) 当使用条件恶劣，为提高起步能力、减少离合器滑磨，应选取大些；5) 汽车总质量越大，也应选得越大；6) 发动机缸数越多，转矩波动越小，可选取小些；7) 螺旋弹簧离合器选取值可比膜片弹簧离合器大些；8) 双片离合器的应大于单片离合器；9) 不同车型的值应在一定范围内，最大范围为1.24.0. 综上所述，由于采用的是螺旋弹簧，基本上在公路上行使，取 3，摩擦系数 0.3 ，T e max得：214N.m，外径 D 250mm，内径 d 155mm，代入（63） 315533 214 =可得 p 0.634MPa12 0 3 3 p 0 25 1 () 250 单位压力 p 在容许的范围内，因此所选择的离合器尺寸。参数合理。第七章离合器零件的结构选型及设计计算7.1 从动盘总成从动盘有两种结构形式：带扭转减振器的和不带扭转减震器的，本次设计中选取的是不带扭转减振器的从动盘，其结构简单、重量较轻，从动盘中的从动片直接铆在从动盘毂上。按从动盘数可分为单片离合器、双片离合器和多片离合器，单片离合器结构简单，尺寸紧凑，散热良好，维修调整方便，从动部分转动惯量小，在使用时能保证分离彻底、接合平顺。双片离合器传递转矩能力较大，径向尺寸较小，接合平顺。但中间压盘通风散热不良，分离不够彻底。多片离合器主要用于行星齿轮第 42 页变速器换档机构中，它具有接合平顺柔和、摩擦表明温度较低、磨损较小，使用寿命长的优点，主要应用于重型牵引车和自卸车上。根据课题及参照同类产品，本次设计选取双片离合器。从动盘由从动片、摩擦片和从动盘毂等3 个基本部分组成。7.1.1 从动片设计从动片时应满足以下要求13：1、设计时要尽量减少其重量，并使其质量的分布尽可能地靠近旋转中心，以获得最小的转动惯量；2、为了使离合器接合平顺，保证汽车平稳起步，单片离合器的从动片一般都做成具有轴向弹性的结构。采用具有轴向弹性的从动片结构比较复杂，此外由于轴向弹性需要增加分离行程才能保证离合器的彻底分离。因此在一些情况下，从动片采用刚性的更有利。根据题目要求，本次设计选取的从动片不做成具有轴向弹性的。这首先是因为单片摩擦离合器的接合过程本身就比较平顺；其次，若单片离合器从动片做成弹性的，其结果是要大大增加踏板的工作行程（或是要缩小离合器传动装置的传动比而使踏板操纵力增大），才能保证离合器的分离彻底。显然，这些都不利于离合器的操纵。无论何种从动片都要保证其结构形状的热稳定性，防止翘曲变形，以免摩擦面片压力不均。根据经验，参照同类产品，选取从动片的材料为 50 热处理 HRC4050 ，外径为 280mm 。7.1.2 从动盘毂发动机转矩是从动盘毂的花键孔输出，变速器第一轴花键轴就插在该花键孔内。从动盘毂和变速器第一轴的花键结合方式，目前都采用齿侧定心的渐开线花键。花键之间为动配合，这样，在离合器分离和结合过程中，从动盘毂能在花键轴上自由滑动。第 43 页为了保证从动盘毂在变速器第一轴上滑动不产生歪斜，影响离合器的彻底分离，从动盘毂的轴向长度不宜过小，一般取其尺寸与花键外径大小相同，对在艰难情况下工作的离合器，其盘毂的长度更大，可达花键外径的1.4 倍。1. 从动盘毂花键尺寸选择根据GB11441974 选定从动盘毂花键尺寸系列表71 选取其尺寸入下：从动盘外径 D 250mm，发动机转矩TC214N m，花键齿数 n 10，花键外径 D35mm，花键内径 d 28mm，齿厚b 4mm，有效长度 l 35mm，挤压应力=10.4MPa。表71 从动盘毂花键尺寸系列外从动盘径D/mm发动机转矩 / N花键齿数花键外径花键内径键齿宽有效齿长挤压应力e maxmnD/mmd/mmb/mml/mm /MPa 16050102318320101807010262132011.820011010292342511.322515010322643011.525020010352843510.428028010353244012.730031010403254010.732538010403254511.635048010403255013.238060010403255515.241072010453656013.143080010453656513.545095010524166512.5摩擦片片之有固方法：接法和粘接法，本与从动间两种紧铆次中取设计选铆接法，其点是可靠及磨后装摩擦片方优损换便。 2.花的强度校核从动盘毂键第 44 页1）花键齿的侧面压力P =4 T e max( D + d ) Z（71 ）式中 Z 从动盘毂的数目。因此 P =2）挤压应力(35 +4 214328) 10 2P= 6793 6 N（72）挤=nhl(73 ）式中 h花的工作高度，键齿m，h= (D d)2。6793 6 因此所以符合要求。挤=10 (35 282= 5 54 20 MPa33) 10 35 10 根据经验、参照同类产品，选取从动盘摩擦材料为石棉基摩擦材料。采用它的原因是，一方面石棉有良好的耐热性能，而另一方面它又得到铜丝或锌丝的加强，可以说是一种性能比较良好的摩擦材料. 7.2 压盘和离合器盖7.2.1 压盘设计压盘的设计包括传力方式的选择及其几何尺寸的确定两个方面。1. 压盘传力方式的选择压盘是离合器的主动部分，在传递发动机转矩时，它和飞轮一起带动从动盘转动，所以它必须和飞轮有一定的联系，但这种联系又应允许压盘在离合器分离过程中能自由地做轴向移动，使压盘和从动盘脱离接触。压盘和飞轮间常用的连接方式有：凸台式、键式、销式。根据经验、参照其它产品参数，采用 5 凸台将飞轮与中间压盘、压盘连接在一起。2. 压盘与传动片第 45 页压盘形状较复杂，要求传热性好、具有较高的摩擦系数及耐磨。故通常由灰铸铁HT200铸成，金相组织呈珠光体结构，硬度HB170227。另外可添加少量金属元素（如镍、铁、锰合金等）以增强其机械强度。压盘的厚度初步确定后，应校核离合器一次接合的温升不应超过810度。压盘与飞轮通过弹性传动片连接时，则传动片应进行拉伸应力的强度校核；若通过凸块一窗孔、传力销或键连接时，则应进行挤压应力的强度校核：j=Temax/RzF（74）式中考虑发动机转矩Temax分配到压盘上的比例系数，单片离合器取 0.5 ；R力的作用半径，m ；Z工作元件（例凸块一窗孔、传动销、键）的数目；F接触面积，mm2 。j= 0 35MPa3. 压盘几何尺寸的确定在摩擦片的尺寸确定后与它摩擦相接触的压盘内、外径尺寸也就基本确定下来了。这样，压盘几何尺寸归结为如何去确定它的厚度。压盘厚度的确定主要依据以下两点：1 ）压盘应具有足够的质量；2 ）压盘应具有较大的刚度。因此，压盘一般都做得比较厚（一般不小于 10mm），而且在内缘做成一定锥度以弥补压盘因受热变形后内缘的凸起。此外，压盘的结构设计还应注意加强通风冷却，如双片离合器的中间压盘体内开有许多径向通风孔。根据经验、参照同类产品，本次设计选取的压盘外径为 250mm，内径为117mm ，厚度为13mm ，材料为3 号灰铸铁。4. 滑磨功的计算离合器滑磨的严重程度常用滑磨功的大小来衡量。它指的是离合器在接合过程中有多少机械能变成热能。离合器的滑磨功越大，意味着变成热能的数量越多，那么零件的发热和磨损也就越严重。计算公式如下：第 46 页L = 0.5 J a022 (7-5)2 2 J= mr/ii(7-6)aa k0k式中Ja挖掘机整车质量转化相当的转动惯量， 2离合器开始滑磨时的发动机角速度，= 2n/ 60 ( rad)；00ma挖掘机总质量，Kg；r k车轮滚动半径；i 0主传动比；i k变速器传动比。根据、照同品，经验参类产i0 =20，ik=2.9，r=420mm，m=6000kg。ka 因此Ja6000 =26420 10222= 0 315 kg mL7.2.2 离合器盖设计2 9 20 2 = 0 5 0 315 2200 602 32 = 8 35 10 kg m 离合器盖与飞轮用螺栓固定在一起，通过它传递发动机的一部分转矩给压盘。此外它还是离合器压紧弹簧和分离杆的支承壳体。在设计时应特别注意以下几个问题：1 ）刚度问题离合器分离杆支承在离合器盖上，如果盖的风度不够，则当离合器分离时，可能会使盖产生较大的变形，这样就会降低离合器操纵部分的传动效率，严重时可能导致分离不彻底，引起摩擦片的早期磨损，还会造成变速箱换档困难。2 ）通风散热为了加强离合器的冷却，离合器盖上必须开许多通风窗口。3 ）对中问题第 47 页离合器盖内装有压盘、分离杆、压紧弹簧等零件，因此它相对发动机飞轮曲轴中心线必须要有良好的定心对中，否则会破坏系统整体的平衡，严重影响离合器的正常工作。对中方式常用的有以下两种：一是用止口对中，铸造的离合器盖以外圆与飞轮上的内圆止口对中。二是用定位销或定位螺栓对中。7.3 离合器分离装置的设计7.3.1分离杆1 ）分离杆结构型式的选择在离合器分离和接合的过程中，踏板与压盘之间的运动联系最后的环节为分离杆。周布螺旋弹簧离合器的分离杆数目一般采用 36 个。分离杆的结构型式与压紧弹簧的类型有着密切的关系。本次设计选用的是周布弹簧离合器，采用5 个分离杆。在沿圆周分布的圆柱螺旋弹簧离合器中常见的分离杆结构有以下几种类型，如下图所示。图71 分离杆结构图 7-1（a）是锻造后经加工制成的。与图中其他三种结构相比，它的加工量最大，结构也比较复杂。第 48 页图 7-1（b）所示是一些重型汽车上采用的结构。分离杆也是锻制的。由于铰链处全部采用了滚针轴承，因此具有摩擦损失小、传动效率高的优点。另外它的调整螺母在离合器上，所以调整也比较方便。图 7-1（c）中，分离杆由钢板冲压而成，加工比较简单，而且调整螺钉在分离杆外端，调整也比较方便。图 7-1（d）所示的是中小型汽车上采用的结构。这种被称为摆动块式的分离杆也是由钢板冲压而成的，结构简单。分离杆在压盘上的支承方式也很简单。此外它还具有磨损小、调整方便等优点。综上所述，根据经验、参照同类产品，选择图 7-1（d）所示的分离杆结构。2 ）分离杆设计分离杆设计时应注意如下几个问题：分离杆要有足够的刚度在分离离合器时，分离杆要承受很大的力，如果刚度不够，会引起较大的变形，这不仅要降低离合器操纵机构的传动效率，甚至还可能出现离合器分离不彻底。因此在结构设计时，一定要设法增加分离杆的刚度，提高其抗弯曲的能力，以减少在受力时的变形。分离杆的铰接处应避免运动上的干涉分离离合器时，压盘沿其轴线做平行移动，分离杆与压盘的铰接点也跟着压盘一起平移。与此同时，这个铰接点还必须绕分离杆的中间支点作圆弧运动。显然，同一个点同时做两种运动是不可能的，这就是所说的运动干涉现象。为了避免这种运动干涉，保证离合器能顺利分离，在分离杆铰接处的结构上必须采取相应的措施。在图 7-1（d）结构中，分离杆的支撑叉与离合器的连接处采用了带球面的调整螺母，而且支撑叉与离合器盖的孔之间还留有间隙。与图 7-1（b ）相比，其活动支点不在中间而是在分离杆外端与压盘的铰接处。这样，在离合器分离时，支撑叉可在离合器盖的孔中摆动，以避免分离杆的运动干涉。分离杆内端的高度可以调整为了保证在离合器分离时分离轴承能同时压紧所有的分离杆，使每个分离杆的受力均衡，并使压盘不致产生歪斜，造成离合器分离不彻底和结合过程中离合第 49 页器的抖动现象，要求各分离杆的内端必须在平行于压盘的同一平面上（其高度差一般不超过0.2mm ）。为了达到这个要求，分离杆在结构上都有相应的调整环节，我们是通过调整分离杆外端的高度来实现的。分离杆的铰接处应采用滚针轴承或刀口支撑7.3.2 分离轴承及分离套筒分离轴承在工作中主要承受轴向力。在分离离合器时，由于分离轴承的旋转，在离心力的作用下，它同时还承受径向力。所以在离合器中采用的分离轴承主要有径向推力轴承和推力轴承两种。径向推力类适用于高速、低轴向负荷的情况，而推力类则适用低速、高轴向负荷的情况。除此之外，在某些轻型汽车上还采用由浸油的碳和石墨混合压制而成的滑动止推轴承。在以往的设计中，分离轴承在内圈通常压配在铸造的分离套筒上，而分离套筒则装在变速器第一轴轴承盖套管外轴颈上，可以自由移动，分离离合器时轴承内座圈不动，外座圈旋转。在离合器处于结合状态时，分离轴承的端面与分离杆的内端之间应留有间隙 24mm ，以备在摩擦片磨损的情况下，分离杆内端后退而不致妨碍压盘继续压紧摩擦片，以保证可靠地传递发动机转矩。这个间隙反映在踏板上为一段自由行程。因此，根据经验、参照同类产品，选取角接触球轴承，它能同时承受径向、轴向联合载荷，公称接触角越大，轴向载荷能力也越大。离合器分离轴承型号为：51208，外形尺寸为：内径 d =40mm，外径 D =68mm，宽度 B =19mm 。轴承套筒座是用尼龙和玻璃纤维材料模压成形，为例减轻摩擦磨损，制作时在套筒座中加有 1%的二硫化钼，起着自润滑作用。套筒座的内孔开有矩形键槽，目的是减少滑动阻力，减缓来自变速箱轴承盖套筒的振动，同时也起到通风散热和导屑的作用。第 50 页7.4 圆柱螺旋弹簧设计7.4.1 结构设计要点压紧弹簧沿着离合器压盘圆周布置时，通常都用圆柱螺旋弹簧。螺旋弹簧的两端拼紧并磨平，这样就可使弹簧的两端支撑面较大，各圈受力均匀，且弹簧的垂直度偏差较小。为了保证离合器摩擦片上有均匀的压紧力，螺旋弹簧的数目一般不得少于 6 个，而且应该随摩擦片外径的增大而增加弹簧的数目。此外，在布置圆柱弹簧时，要注意分离杆的数目，使弹簧均匀布于分离杆之间。因此，弹簧的数目 Z 应该是分离杆 n 的倍数，即Z = mn(7-6) 式中m为任意正整数。在设计圆柱螺旋弹簧时，应根据摩擦片 D ，选定弹簧的数目 Z ，并根据离合器工作总压力，确定每个弹簧的工作压力 P ：P = 式中P 工作总压力，N；PZ(7-7) Z 离合器压簧的数目。摩擦片外径为 200280mm 时，周布圆柱螺旋弹簧的数目一般为 912 个，故取 Z =10. 设计上，每一个周布圆柱螺旋弹簧的工作压力P 应不超过1000N 。周布压紧弹簧的外径通常限制在 2730mm 之间。这样，便于把同样的压簧装在不同尺寸的离合器上。有的离合器厂，有时还把用得较多的一些弹簧的工作高度做成相同的尺寸，而用改变钢丝直径和工作圈数的办法，以获得弹簧不同压紧力，有利于压簧在不同的离合器上通用 7.4.2 弹簧的材料及许用应力离合器周布螺旋弹簧的钢丝直径一般在 4mm 左右，由于其直径不大，周围环境的工作温度特也在正常范围之内，所以弹簧的材料大都选用 65Mn 钢或碳素弹第 51 页簧钢。碳素弹簧钢的特点是：价格低廉，原材料来源方便，钢中杂质较少，在相同表面状态及热处理条件下，它的疲劳性能他也不低于合金钢弹簧。锰弹簧钢与碳素弹簧钢比较，优点是：淬性好和强度高，脱碳倾向小，虽然它有过热敏感性和回火脆性的缺点，但锰弹簧钢价格便宜，原材料易得，故很适合于做离合器弹簧。弹簧材料的许用应力t必须按照弹簧的工作特点来确定。一般弹簧按工作特点及所受负荷的类型可分为3 类 : 1 类：受动载荷的弹簧；2 类：受静负荷或负荷均匀增加的弹簧；3 类：不重要的弹簧。由于弹簧的许用应力受材料、负荷特点、制造工艺等因素的影响，因此要根据具体情况规定许用应力值。对于汽车离合器的压簧来说其符合状况介于1 类和2 类之间，按照目前我国的工艺条件，一般推荐其许用应力为 800Mpa 左右。离合器的压簧由于其簧丝直径较小，可用冷卷法制成，卷成后一般不再淬火处理，只需要低温回火以消除内应力。7.4.3弹簧的计算已知摩擦片外径 D =280mm，压紧弹簧的数目 Z =12，离合器的总压紧P =9420N。弹簧的相关计算如下：1）每一个弹簧的工作压力226P0 25qP =P ZP =0=Z25 ( D d) =102 0 15 3 14 (35 1010(7-8)2628 ) 10= 453 N 材料选用65Mn 钢2）簧直弹丝径d 1 = 1 75PK C (7-9) 第 52 页式中， P =453N，初选弹簧指数（旋绕比）C =6，曲度系数 K =1.24，选 =750Mpa，代入上式得d 1 = 1 75取钢丝标准直径d 13）由结构上确定弹簧的外径453 1 24 6750=3.75mm= 3 71 mmD 1 =27mm4）弹簧中径D= D d(7-10)0111 因此D 01 = 27 3 75 =5）弹簧指数（旋绕比）DC =23 25 mm01(7-11)因此 C = 根据标准圆整为6.6）实际的工作应力23 253 75d1= 6 2 =8 PCK 2(7-12)因此8 453= d1 6 1 2426= 610 62 MPa3 14 3 75初选弹簧刚度 K =40N/mm7）弹簧的工作圈数Gdi = 3 1041(7-13) 8D01K式中，G 材料的剪切弹性模数，对于碳钢：G = 8.0431 10 8.3 10 MPa 。第 53 页取i =6.5 圈。8）弹簧的实际刚度K =4Gd13=P Pmax(7-14) 8D01if 对于离合器压簧来说，希望K 尽量小，一般 K = 20 45 N/mm 。44 因此K =9）弹簧的总圈数8 38 10 3 75323 25 6 5n = i + 1= 25 11 N/mm5(7-15)汽离合器上一般采用车n = i + 1 直径1/4.因此10）弹簧的工作变形因此5 ,

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