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履带拖拉机无级变速器总体设计【优秀无级变速器全套课程毕业设计含3张CAD图纸】

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关键词：: 履带拖拉机无级变速器变速器设计课程毕业设计履带拖拉机无级变速器总体设计【优秀无级变速器全套课程毕业设计含3张CAD图纸】

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履带拖拉机无级变速器设计(总体设计)

履带拖拉机无级变速器总体设计【优秀无级变速器全套课程毕业设计含3张CAD图纸】

【带任务书+开题报告+外文翻译】【30页@正文12400字】【详情如下】【需要咨询购买全套设计请加QQ1459919609】

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任务书

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3～20km/h，倒车挡2～6km/h。

变速方式：液压机械双功率流传动

发动机额定功率：Ne＝106kW，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：①课题调研，查阅文献资料，明确任务；②方案设计；③总图设计；④

撰写论文：③毕业论文答辩。

进度计划①调查研究，熟悉设计内容，收集文献资料，时间占20％～25％（约2.0～3周）；

②设计任务分析与实施方案的确定，写出开题报告；时间占3％～5％（约1周）；

③实施设计、计算、绘图，论文起草时间占45％～50％（约6周）；

④整理论文，时间占5％～8％（约1.5周）；

⑤毕业论文答辩，时间占3％～5％（约1.5周）。

主要参

考文献①拖拉机底盘结构设计图册；②机械设计手册；③拖拉机设计；④拖拉机理论；⑤拖拉机设计手册。⑥东方红1302R／1302RA拖拉机设计、使用说明书⑦工程机械底盘设

计,⑧车辆传动系统分析。

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）

ABSTRACT

Hydraulic 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 it’s 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

第一章前言.............................................1

第二章液压机械传动................... .................2

§2.1 液压无级传动在小型拖拉机上的应用................2

§2.2 重型车辆发展液压无级传动的问题..................3

§2.3 液压机械连续无级变速传动的种类..................4

§2.4 液压机械无级传动系统的组成环节..................5

§2.5 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.........................8

§3.1 几种液压机械无级传动形式........................8

§3.2 传动参数的确定.................................9

§3.2.1 中心矩和各对齿轮传动比的确定................9

§3.2.2 离合器的状态. .. .. .. .. .. .. ..............10

§3.2.3 液压泵及液压马达的选择.....................11

第四章齿轮的校核......................................13

§4.1 传动比为的齿轮校核.... .......................13

§4.2 倒挡第一级齿轮传动的校核.......................16

§4.3 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....................20

§5.1 无级调速特性...................................20

§5.2 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%。

参考文献

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内容简介：: 河南科技大学毕业设计（论文）题目：履带拖拉机无级变速器设计（总体设计）姓名占国敏院系车辆与动力工程学院专业车辆工程指导教师徐立友 2007年 6月 15 日 nts 1 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bn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 nts 2 DESIGN OF CONTINUOUSLY VARIABLE TRANSMISSION OF TRACKED TRACTOR（ SYSTEM DESIGN） ABSTRACT Hydraulic 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 nts 3 目录第一章前言 .1 第二章液压机械传动 . .2 2.1 液压无级传动在小型拖拉机上的应用 .2 2.2 重型车辆发展液压无级传动的问题 .3 2.3 液压机械连续无级变速传动的种类 .4 2.4 液压机械无级传动系统的组成环节 .5 2.5 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 .8 3.1 几种液压机械无级传动形式 .8 3.2 传动参数的确定 .9 3.2.1 中心矩和各对齿轮传动比的确定 .9 3.2.2 离合器的状态 . . . . . . . .10 3.2.3 液压泵及液压马达的选择 .11 第四章齿轮的校核 .13 4.1 传动比为 i1的齿轮校核 . .13 4.2 倒挡第一级齿轮传动的校核 .16 4.3 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 .20 5.1 无级调速特性 .20 5.2 液压功率分流比 .21 第六章结论 .24 参考文献 .25 致谢 .27 nts 4 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%。 nts 5 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nts 6 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 2 1 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nts 7 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nts 8 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di；（ 2）马达正向增速的液压机械分流工况 HM 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hi和gi；（ 3）马达反向增速的液压机械分流工况 HM 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 hi和gi。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。 nts 9 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ji、 ji环节和液压流yi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hi、 hi和gi或gi等。其中gi或gi可以兼代di，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，yi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di、hi和 hi，是为了满足三种工况而设置的。ji和 ji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pi和机械流传动比0i等，则仅为匹配可能不同的输入转速0n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，di可能与gi或gi之一合并，不单为实现di而设置专门机构。任意传动比值（除yi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maxbn为条件来比较，等比连续式初始段的输出bn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bM与bn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bn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bn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nts 10 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yi=或 0Mn时，输出 0bn。当向 1 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， 0Mn时难于实现 0bn。在0Mn 情况下有得到 0bn 的可能，但起步不方便。为在 0Mn 而 0bn 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ji和 ji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。 nts 11 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（ 3 1）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 3 2 所示。图 3 1 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。 nts 12 图 3 2 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 ja TKA （ 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1A =185mm, 2A =210mm （ A 表示多挡自动变速部分的输入轴与输出轴的中心距； 1A 表示多挡自动变速部分的输入轴与中间轴的中心距； 2A 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 36.04.0 Tm t （ 3-2） nts 13 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321 iii选在 0.35 左右，根据液压泵以及参数把1i、2i、3i的齿数取得如下： 181z， 312 z， 343 z，444 z ， 345 z ， 446 z 。我们就可以知道 352836.0321 iii 。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 4 5 6 7 8 主动齿数 30 42 26 22 39 从动齿数 54 42 37 5 45 传动比 1.8 1 1.423 2.2174 1.1 3.2.2 离合器的状态根据要求前进分为四段，倒车分为两段。假设 0n 、 bn 、 sn 、 rn 、 cn 、 dn 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。（ rz为齿圈的齿数， sz 为太阳轮的齿数。）表 3-2 离合器结合状态表段（挡）位 1c2c3c4c5c6c7c前进 1HM+ + + 1M+ + + 2HM + + + 3HM+ + + 2M+ + + 4HM + + + 倒车 1HM+ + + 1M+ + + 2HM + + + nts 14 由行星齿轮各构件的运动关系（ (1 ) 0s r cn k n k n ），推导出各段的速度特性。 1）1HM段 01 4 5 6 4 5 6 1 2 3 4 5 61dcb n n nenki i i i i i i i i k i i i （ 3-3） 2）2HM段 024 5 5 4 5 1 2 3 4 5 61dcb n n nenki i i i i i i i i k i i i 6（ 3-3） 3) 其他各段的计算由图 1-1 及表 1-1 可以看出，3HM段与 1HM 段传动形式相同，计算其速度时将式 1-1 中的6 4 5iii用 i6代换就可以了。同理式 1-2 中的 iii543用 i6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 106ep KW , 2300en r /min， 1069 5 5 0 9 5 5 0 4 4 0 . 22300ee ePT n N.m 2) 行星机构各个构建的扭矩比 : : 1 : : 1s r cT T T K K =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： m a x 4 4 0 . 2 1 5 1 . 7 92 . 9rs TT k N.m 此时马达所需要的转矩为：m axm ax23sTT ii254.21N.m 根据 2gpv M 如果取 40p aMP ，则 39.94gV 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（ 3 3）： 2、液压泵的选择 nts 15 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 -1ml.r 额定压力 aMP 最高压力 aMP 最低转数 min 1r额定转数 min 1r最高转数 min 1r定量马达 42 42 48 0 4200 4600 表 3-4 变量泵的参数参数排量 -1ml.r 额定压力 aMP 最高压力 aMP 最低转数 min 1r额定转数 min 1r最高转数 min 1r变量泵 -42 42 42 48 500 4200 4600 nts 16 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 i1的齿轮校核 1、齿轮的参数模数：nm=5 ，小齿轮和大齿轮的齿数分别为： z1=26， z2=42，齿宽为： B =20mm。 2 传递的扭矩和力根据功率分流比 max=38.957%，我们假定传动的效率是 100%。发动机的额定转矩eee nPT 9550=106KW ，所以此对齿轮传递的扭矩为：max maxeTT=173.4。1 12 ma xtTF d =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： n 910035.1230060510015 N 次齿轮分度圆的速度： 1 31060nrv ，其中 n 表示转速， /minr ； 1r 表示主动齿轮的分度圆半径， mm 。代入参数 1 332 3 0 0 5 4 41 0 1 0 1 3 . 2 5 /6 0 6 0 2nrv m s nts 17 齿轮重合度的计算： )/c o sa rc c o s (111 arr =29.24 ， 22 arcco s aa r ，所以 6755.12t a nt a nt a nt a n2211 aa zz根据接触应力的基本值计算公式 110bdFZZZZ ttEHH（ 4-1）其中Hz节点区域系数；Ez弹性系数； z重合度系数； z螺旋角系数；齿数比，12z z ， 1z ， 2z 分别表示大齿轮小齿轮的齿数； 1d 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：Hz=2.5 ；Ez=189.8 aMP ；z =0.877； z =1.0； 12zz =1.6923 其中 4 3z 。把上面这些参数代入上式子得到： 41069.1 169.120130 15590.1895.08.1895.2110 bd FZZZZ tEHHaMP 。根据接触强度齿向载荷分布系数公式： 231 . 1 7 0 . 1 8 ( ) 0 . 4 7 1 0H bKbd 由齿轮的计算接触应力公式 10H B H A V H HZ K K K K（ 4-2） 20H D H A V H HZ K K K K（ 4-3）其中 AK 表示使用系数； BZ ， DZ 分别表示小齿轮，大齿轮单对啮合系数；VK 动载荷系数； HK 接触强度计算的齿向载荷分配系数； HK 接触强度计算的齿间载荷分配系数。知道要求出 H 必须知道以下参： AK ， BZ ， DZ ， VK ，HK ， HK 等。其中对称支承不检查为： 231 . 1 7 0 . 1 8 ( ) 0 . 4 7 1 0H bKbd -3 4 代入参数的 HK =1.18。其它各参数从机械设计手册中查的如下： AK =1.5，nts 18 BK =1.0， VK =1.1， HK =1.2， BZ =1.0。把上述参数代入式 3 2 和 3 3 得到 1H =773.67 aMP ， 2H =773.67 aMP 。由公式 m i nm i nH N T L V R W XHPHZ Z Z Z Z ZS （ 4-5）其中式中 HP 表示表示齿轮的许用接触应力， aMP ； minH 表示试验齿轮的接触疲劳极限； NTZ 表示接触强度计算寿命极限； LZ 表示润滑系数； VZ 表示速度系数； RZ 表示粗糙度系数； WZ 表示齿面工作硬化系数； XZ 表示表示接触强度计算尺寸系数， 1 . 0 7 6 0 . 0 1 0 9XnZm 。从机械设计手册中查得数据如下： minH ， NTZ ， LZ ， VZ ， RZ ， WZ ， XZ 分别为 1500 -2N.mm ， 0.98， 0.92， 0.97， 0.95， 1.433， 1.2。把上面各个参数代入式 3 4 得 m i nm i n1 5 0 0 0 . 9 8 0 . 9 2 0 . 9 7 1 . 2 0 . 9 5 1 . 4 3 3 14181 . 0H N T L V R W XHPHZ Z Z Z Z ZS aMP 由接触强度安全系数公式 1418 1 . 8 3 2 87 7 3 . 6 9HGH HS 。 4、弯曲疲劳强度校核根据许用接触应力公式0 tF F a s anF Y Y Y Ybm （ 4-6）其中 0F 表示齿根应力的基本值， aMP ； tF 表示齿轮受到的切向力， N； b 表示齿轮的啮合宽度， mm； nm 表示齿轮的模数； FaY 表示载荷作用于单对齿啮合区外界点时的齿形系数； saY 表示载荷作用于齿顶时的修正系数； Y 表示螺旋叫系数； Y 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 1FaY 为 2.63， 2FaY 为 2.52；根据齿轮的齿数查得 1saY 为 1.63， 2saY 为 1.68；根据查得 Y 为 1.0；根据公式0 .7 50 .2 5Y 得到 0 . 7 5 0 . 7 50 . 2 5 0 . 2 5 0 . 6 9 7 6 31 . 6 7 5 5Y 。现在令 Fa SaY Y Y ，则可以得出 1 2 . 6 3 1 . 6 3 4 . 2 8 6 9Y ，2 2 . 5 2 1 . 6 8 4 . 2 3 3 6Y 。有式 3 6 知道计算 01F 和 02F 时只要计算 1Y 和 2Y 中小的那个就可以。从上面知道只要计算出 01F 就可以了。 0 1 a1 5 7 6 . 4 2 . 6 3 1 . 6 3 0 . 7 0 4 7 . 3 M P2 0 5tF F a s anF Y Y Y Ybm nts 19 根据公式 0F F A V F FK K K K （ 4-7）其中 F 表示齿轮的计算齿根应力， aMP ； AK 表示使用系数； VK 表示动载荷系数； FK 表示弯曲强度计算的齿向载荷分布系数； FK 表示弯曲强度计算的齿间载荷分配系数。 4 7 . 3 1 . 5 1 . 1 1 . 1 5 1 . 0 9 00 K K K K M P aF V FF A F 根据许用齿根应力公式 l i mm i n m i nF G F S T N T r e l T R r e l T XFPHFY Y Y Y YSS （ 4 -8）式中 FP 表示齿轮的许用齿根应力， aMP ； FG 表示计算齿轮的弯曲极限应力，aMP ； limF 表示试验齿根弯曲疲劳极限， aMP ； STY 表示试验齿轮的应力修正系数； NTY 表示弯曲强度计算寿命系数； relTY 表示相对齿根圆角敏感系数；RrelTY 表示相对齿根表面状况系数； XY 表示弯曲强度计算的尺寸系数； minFS 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： limF 为 920 aMP ， STY 为 2.2， NTY 为0.92 ， relTY 为 1.05 ， RrelTY 为 1.03 ， XY 为 0.85 。代入许用齿根公式得到FP =1069 aMP 。根据弯曲强度安全系数计算公式：FFGFS 其中 FG 表示把参数代入上面公式得到 FS =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 i7=3.3529；小齿轮和大齿轮的齿数分别为： z1=17， z2=57，齿轮为： B=30mm ；转速 1 7 1 01 8 2.53 3 0 n 转 /min ；扭矩：58.23 118 2.512 00 T N.m；应力循环系数： nNNNN hdy 其中 , hdy NNN 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nts 20 应力循环次数为 810643.7 ；齿轮节圆的线速度： 803.31060 3 rnv m/s;重合度： 78.32)c os(a r c c os 11 arr ， 79.24)c os(a r c c os 222 arr ，所以， 644.12/t a nt a nt a nt a n 111 ZZ 。 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：Hz=2.5；Ez=189.8 aMP ；z =0.8862 ； z =1.0 ； =3.3529 ； 5.1AK ； 15.1VK ； 1.1 FH HK ；206.11047.018.017.1 321 bdbK H ； 0.1 DB ZZ ； Z =1； limH =1500 aMP ； NTZ =0.90； LZ =0.93； VZ =0.96； RZ =1.03； WZ =0.95； XZ =0.95； limHS =1.0 根据上面的公式得到： 0h =700.4 aMP ; H =1059.5 aMP ； HG =1087.8 aMP ；HS =1.03 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： limFK =1.6； FK =1.15；FK =1.1 ； Y =1.0 ； 1FaY =2.95 ； 2FaY =2.30 ； 1SaY =1.53 ； 2SaY =1.73 ； 75.025.0 Y=0.706 ； limF =920 aMP ； STY =2.0 ； NTY =0.90 ；trelTY =0.20 SY +0.6=1.1； RrelTY =1.03； XY =0.90。把上面参数代入公式得到： 01F =115.73 aMP ； 02F =102.03 aMP ；F =229.6 aMP ； FP =1055.4 aMP ； HS =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 i7=1.54545；小齿轮和大齿轮的齿数分别为： z1=33， z2=51，齿轮为： b =30mm；转速 330n 转 /min；扭矩： 47.77654545.1 1200 TN.m；应力循环系数： nNNNN hdy 其中 , hdy NNN 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 8104.3 ；齿nts 21 轮节圆的线速度： 429.11060 3 rnv m/s; 重合度：19.29)c o s(a r c c o s 11 arr ， 4.26)c o s(a r c c o s 222 arr ，所以， 823.12/t a nt a nt a nt a n 111 ZZ 。 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： ZH=2.5； zE=189.8 aMP ；z =0.85186； z =1.0； =1.54545； 5.1AK ； 03.1VK ； 1.1 FH HK ；19.11047.018.017.1 321 bdbK H ； 0.1 DB ZZ ； Z =1； limH =1500 aMP ； NTZ =0.90； LZ =0.98； VZ =0.95； RZ =1.03； WZ =1.05； XZ =0.95； limHS =1.0 根据上面的公式得到： 0h =715.3 aMP ; H =1017 aMP ； HG =1295 aMP ；HS =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： limFK =1.6； FK =1.15；FK =1.1 ； Y =1.0 ； 1FaY =2.52 ； 2FaY =2.34 ； 1SaY =1.63 ； 2SaY =1.72 ； 75.025.0 Y=0.6614 ； limF =920 aMP ； STY =2.0 ； NTY =0.90 ；trelTY =0.20 SY +0.6=1.05； RrelTY =1.03； XY =1.0。把上面参数代入公式得到： 01F =170 aMP ； 02F =167.6 aMP ；F =332.25 aMP ； FP =1119.3 aMP ； HS =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： vK 动载荷系数从图 14-1-14 查； HK 单对齿轮啮合的 HK 从表 14-1-95 查； FH KK , 齿间载荷分配系数从表 14-1-102 查；DBZZ, 大小齿轮单对啮合系数从表 14-1-104 查； HZ 节点区域系数从图 14-1-16查； EZ 弹性系数从表 14-1-105 查； Z 螺旋角系数从图 14-1-20 查； limH 试验齿轮接触强度从图 14-1-24(a)查； NTZ 接触强度计算寿命系数从图 4-1-26 查；LZ 润滑系数从图 14-1-27 查； vZ 速度系数从图 14-1-28 查； RZ 粗糙度系数从图 14-1-29 查； wZ 工作硬化系数从图 14-1-30 查； XZ 接触强度计算系数从表14-1-31 查； minFS 接触强度的最小安全系数从表 14-1-110 查； FY 载荷作用于nts 22 齿顶系数从图 14-1-38 查； saY 载荷作用于齿顶时应力修正系数从图 14-1-43查； Y 螺旋角系数从图 14-1-49 查； Y 弯曲强度计算的重合度系数用公式NnY 75.025.0 计算； FK 弯曲强度齿向载荷分布系数从图 14-1-32 查； FK 弯曲强度计算的齿间载荷分配系数从表 14-1-102 查； limF 试验齿轮的齿根弯曲疲劳极限从图 14-1-53 查； STY ； NTY 弯曲强度计算的寿命系数从图 14-1-53 查；relTY 相对齿根圆角敏感系数从图 14-1-57 查； RrelTY 相对齿根表面状况系数从图 14-1-58 查； XY 弯曲强度计算的尺寸系数从图 14-1-56 查； minFS 弯曲强度最小安全系数从表 14-1-110 查。 nts 23 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bi随变排量

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