ZL15装载机总体及变速箱设计任务书（3轴及齿轮）【3张CAD图纸与说明书全套资料】
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3张CAD图纸与说明书全套资料
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河北建筑工程学院 毕业设计计算书指导老师：郭秀云 李长欢设计题目：ZL15装载机总体及变速箱设计（3轴及齿轮） 设计人：杨东胜设计项目计算与说明结果定轴式动力换档变速箱设计传动比的确定传动简图设计传动简图的选择离合器的布置画出传动简图并写出各档传动路线配齿计算确定变速箱的主要参数选配齿轮离合器设计确定主要参数摩擦片间最大相对转速的验算换档离合器的滑磨功结构设计轴承的选择计算轴的设计第五章 定轴式动力换档变速箱设计变速箱是装载机重要零部件之一，其作用是：减速增扭，降低发动机的转速，增大扭矩；变扭变速，通过变速箱排挡以改变传动系的传动比、改变装载机的牵引力和运行速度，以适应阻力的变化；实现空档，以利于发动机起动和在发动机不熄火的情况下停车；实现倒档，以改变运动方向。变速箱按结构分可分为定轴式和行星式两类两类。定轴动力换档变速箱与行星变速箱相比，其最大优点是结构简单，装配精度容易保证，造价低。缺点是尺寸重量较大。定轴式变速箱全部采用摩擦离合器换档，由于离合器工作条件较行星传动中恶劣，故在一定程度上影响变速箱的使用寿命。变速箱的设计，必须与总体设计相协调，并充分考虑在各机型之间实现系列化，通用化，标准化的问题。为了适应各种用途车辆对液力传动的要求，动力换挡定轴变速箱有多种型式，按动力传递可分为各档独立传递和组合传动两种；按轴的布置可以分为同轴式、双轴式和多轴式三种，其中多轴式变速箱的特点是由三根以上的轴组成并带有换向机构，由于其传动比多级分配，故可保证在离合器相对转速较低的情况下，获得较大的变速箱传动范围，因此它在作业机械上得到了广泛应用。由于本装载机是小型装载机，故选择定轴式变速箱。定轴式动力换档变速箱的设计要求是：1、摩擦离合器的布置应较合理。动力换档定轴式变速箱的最大特点就是以多片摩擦离合器换档，而每个离合器所传递的扭矩及其空转时摩擦副间的相对转速大小，皆同其在变速箱中的位置有关。1）、根据减小扭矩的要求确定离合器布置位置：结构布置时注意减小离合器传递的扭矩，以求缩小其轴向和径向尺寸。一般情况下要求各个离合器所传递的摩擦扭矩。2）、根据减小相对转速的要求确定离合器的布置位置。3）、为减少离合器的主、被动片间的液力摩擦损失以及避免离合器滑摩发热和摩擦片间的相对转速不易过高，一般希望将空转离合器主、被动片平均半径处的相对线速度控制在50m/s以下，从减少摩擦扭矩出发，离合器应布置在低速轴上，从减小摩擦扭矩出发则应布置在高速轴上，故设计时应比较两个条件，来合理选择离合器的布置位置2、定轴变速箱设计中，应尽量考虑上齿轮和轴共用，以使用最少的齿轮和轴获得所需要的变速范围，并保证结构简单。具体配置齿轮和轴时，应尽量注意下列问题：1）、一对齿轮的传动比不宜过大，一般应控制在3以下，否则齿轮大小相差悬殊影响变速箱的结构紧凑性和齿轮润滑。2）、低速齿轮副要尽量靠近端部支承，以减小轴的挠度。3）、应适当排列同一轴上的负载齿轮的螺旋角旋向，以便使其轴向力平衡，减轻轴承上的轴向载荷。4）、当采用斜齿轮时，要注意受力情况，以求减轻惰轮轴的轴向载荷。5）、配齿时选择最小齿轮的齿数，除注意根切外，还要兼顾结构因素，如要做轴承的可能性，中心距离等。对于公用齿轮，其双向受载，工作条件差，所以其尺寸要大些。3、全轮驱动的轮式装载机一般其前后桥间应加轴间差速器。4、定轴变速箱润滑结构设计中对离合器摩擦片及行星轮中的滚轮针轴承，均需采用压力强制润滑与冷却，对齿轮和其它轴承可采用喷油淋洗润滑或飞溅润滑，此外在箱壁上应开V型槽，以便润滑油进入轴承。5、结构设计时应尽量提高零部件的通用性5.1 传动比的确定在牵引力计算中，已经初步确定了传动系统各档的总传动比。的数值往往很大，最低档的总传动比可达80110甚至更大,因此在通常的机械传动或液力机械传动系统中，都要经过多级减速才能实现。参照P191知： 式中： 变速箱在某档位的传动比； 主传动器的传动比； 轮边传动（最终传动）的传动比，其中、一般为定值,而则相应不同的档位取不同的值。确定、数值的一般原则是：为了减小传动系统中（除最后一级减速装置的从动件）各零件的荷载，根据功率传递的方向，应尽可能地把传动比多分配给后面的构件，甚至先增速后减速。具体地说，对于上述系统，应首先选取尽可能大的，然后再选取尽可能大的，最后由所需的各档确定。但在具体分配时必须考虑以下几点：1、传动比分配应考虑结构布置的合理性和可能性。例如，为了不影响整机的宽度，在结构布置上往往要求轮边传动（最终传动）装置包在轮辋内或履带的上方区段和支承区段之内，因此，其传动比受到轮辋直径或履带驱动轮直径的限制。又如主传动器的大圆锥齿轮往往受到最小离地间隙的限制。因而其传动比亦不能过大等。2、当选用较大的和时，在某些档位可能出现1，即变速箱在某些档位是增速而不是减速，这是允许的。但是，的最小值受到变速箱轴承、传动轴、主传动器输入轴承的最高允许工作转速及齿轮的最大允许圆周速度的限制，因而也不能过小。设计中，传动比分配还可参考现有的同类机械分配方案，结合具体情况选取。初步选定的各传动比数值是否合适，需要通过各部件的草图布置及整机总体布置进行复核，而各部件传动比的精确数值，只有在完成选配齿轮及强度计算后才能最后确定。根据装载机传动比的要求，主传动的传动比一般为46， 轮边传动的传动比一般为35。我们根据各档位的总传动比、进行传动比的分配。取主传动比=4.5，取轮边减速传动比=3.2。则变速箱各档位传动比分别为：档：档：档：5.2 传动简图设计5.2.1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齿合对数，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，但采用公用齿轮往往会给实现所需传动比凑齿数带来困难。4、轴的位置，输入轴和输出轴的位置往往由总体布置确定。一般倒档惰轮轴最好能布置在其轴上合力R小的一侧。具体来说如从变速箱前面来看，输入轴顺时针转动时，倒档轴布置在右边也是合理的。5、齿轮在轴上的布置，为减小轴的变形，应将受力大的齿轮布置在靠近轴承处。一般来说，相邻档位的齿轮应相邻布置，这样相邻档位便可合用同一齿合套，换档操作较方便。6、重复利用结构空间，为了减小变速箱的轴向长度，常常采用重叠轴向空间的方法。5.2.2传动简图的选择1、按自由度分：两自由度，只结合一个离合器，变速箱就成为一个自由度机构，得到一个档位。三自由度，要结合两个离合器，变速箱才能成为一个自由度机构，得到一个档位。四自由度，要结合三个离合器，变速箱才能成为一个自由度机构，得到一个档位。采用多自由度方案，即采用多变速箱串联的方法，可以减少离合器的数目，同时可使空转离合器数目减少，且能减少离合器相对空转时的转速。但是换档较复杂，必须同时分离或结合多个离合器，换档性能也较差。本机采用三自由度方案，使换档时分离和结合离合器不多，同时又能减少离合器的空转时的传递。2、从换档方案来看，可以分为全部动力换档和人力混合换档两种，考虑到装载机使用工况中快慢档之间的变换机会较少，我们所设计为三个前进档，三个后退档，由于档主要用于运输转移厂地用，因此，我们采用齿合套来实现从档到档的转化。此机构节省了两个离合器。使费用降低，结构简单紧凑。3、从换档离合器的布置位置来看可分为离合器布置在箱外和箱内两种。离合器布置在箱体外，从维修角度看，似乎是方便的，但是随着动力换档变速箱制造水平的提高，一般湿式离合器很少发生故障。而将离合器布置在箱体外，引起了变速箱结构复杂，零件支撑情况不良等缺点，因此，我们将离合器布置在箱体内。5.2.3离合器的布置设计确定离合器位置时考虑以下几点：1、离合器所需传递的扭矩离合器所需传递的力矩与离合器的位置布置有关。要使 小，应使离合器布置在高速轴上。设计中希望尽量减少离合器的规格：采用一种或两种离合器以及在设计中须尽量使各离合器传递的力矩相差小。如果能做到离合器所需传递力矩（11.5），则可以采用一种规格离合器，而其传递扭距的差别可以用增减摩擦片或改变离合器油缸油压来调整。2、空转离合器的相对转速在定轴式动力换档变速箱设计中，需控制空转离合器 相对转速（挂上x档，档离合器主动部分相对被动部分的转速）使它不超过一定数值，因为相对转速过高会引起以下不良后果。 1）、使空转时离合器片间摩擦阻力矩增加，变速箱的传动效率降低（离合器空转摩擦损失是动力换档变速箱主要的功率损失）。2）、 空转时转速高则发热大，使离合器结合时滑磨功和滑磨功率增加，也即离合器片的负荷大，易导致离合器片的损坏。3、降低空转离合器片间相对转速的措施1）、将离合器布置在低速轴上，增大离合器传递的扭矩。2）、将变速箱倒吸部分独立出来，整个变速箱由倒吸组和变速组两部分串联组成。3）、对变速比范围大的变速箱，仅将倒吸部分独立出来，还不足降低片间相对转速，此时可将速度组再分成两部分串联起来。一般变速箱传动简图设计中，取离合器片间相对转速的最大值为(2.53)。在校核中，要求摩擦片空转时允许的相对线速度v不超过下述范围：同向旋转取：v5060m/s反向旋转取：v4050m/s参考IV式(3-3-16)v= (R+r)/（20030 ） m/s式中：R摩擦片外半径（cm）r摩擦片内半径（cm）5.2.4 画出传动简图并写出各档传动路线传动简图如图5-1所示:各档位传动路线：前进档：I档： i/OII档： i/OIII档；i/O后退档：I档： i/OII档：i/O III档；i/O5.3 配齿计算一般在设计中采用统计和类比的方法来初步确定变速箱的主要参数。以天津市政工程机械厂ZL15装载机变速箱作为参考。5.3.1 确定变速箱的主要参数1中心距a中心距的大小决定变速箱的重量和体积，应尽量缩小，但中心距也是决定齿轮接触强度的主要因素，因此中心距的缩小受到齿轮接触强度的限制；另外还要考虑轴承能否布置得下；应保证变速箱壳体上轴承孔之间有必要的厚度，又不能太小。为此，可用类比法初步估计轴径。参照天津市政ZL15变速箱，我们取中心距分别为：i轴： 128mm轴：172mmi轴: 132mmIII轴：176mmIIIO轴：208mm2齿轮模数m齿轮模数m同轮齿大小、几何参数、齿轮弯曲强度有关。选用大模数能增加弯曲强度，但是在中心距和速比一定的情况下，若选用小模数，可以增加齿数来增大重叠系数，和改善传动的平稳性和齿轮接触强度。因此，在满足弯曲强度的前提下，应尽量选用较小模数。多数变速箱，从制造方便的角度出发，整个选用一个模数。参考同类机型，我们选m=4。3齿宽b齿宽b的大小影响齿轮的强度。在一定范围内b大强度就高，但是变速箱的轴向尺寸和重量亦增大。齿宽过分增大，由于齿宽方向负荷分布不均匀性增大，反而使齿轮承载能力随之降低。我们采用直齿圆柱齿轮，根据m的大小来选取齿宽。齿宽：b=（4.47）m=17.628mm小齿轮相应加宽（510）mm综上，取b=28mm。5.3.2 选配齿轮选配齿轮的任务是，在变速箱传动简图方案和变速箱的主要参数以确定的情况下，根据所需的各档传动比来确定各对齿轮的齿数。 变速箱各前进档的传动比由总体计算得：=3.5 =1.75 =0.8751、确定各齿数和Z当中心距，模数已确定，则总齿数和即可求得。Z2A/m IV公式(3-3-5)则：=64 = =86 =88=1042、分配各齿轮的传动比以及确定各齿轮的齿数由：/ /进行齿轮传动比分配：初取/=1, 把=3.5，=1.75，=0.875，代入上式，/=0.9，由+=88，得出=42，=46，又得=39，把已知数据代入上三式中，最后将求得的结果进行圆整，使相互啮合的两齿轮齿数为互质得：=35 =29 =39 =26 =31 =46 =60 = 31 =42 =52 = 57 =52 将以上各齿数代入传动比公式得变速箱各档的实际传动比：=3.516 =1.752 =0.870与前面各档传动比误差都小于2.5%，因此，配齿合理。倒档各档速度比相应前进挡要高些，取，由公式计算得=31。此配齿每对齿轮传动比都小于3，无过大齿轮出现，有些齿轮齿数相同可通用，制造修理较方便，经过验算无干涉现象，因此合理。5.4 离合器设计5.4.1 确定换档离合器的结构型式参考同类机型，采用双离合器的结构，两离合器制成一件齿轮与离合器内鼓相连，轴与离合器外鼓焊接成一体，压紧方式为活塞压紧；弹簧采用一个大的螺旋弹簧布置在中央，利用离合器内鼓内的空间来布置此螺旋弹簧，不至于增加离合器的轴向尺寸。5.4.2 确定主要参数1、摩擦片参照同类机型取主动片数为4片，被动片数为5片。2、离合器比压力计算（1）、各轴最大扭矩=（/）=（29/35）398.4=330.1N.m= =330.1 N.m=（/）=（31/35）398.4=352.9 N.m=（/）= N.m则离合器最大扭矩：=379.6 N.m（2）、扭矩容量参考IV式（3-3-32）=式中：储备系数，对液力机械传动的动力换档变速箱中的换档离合器取1.051.25 取1.15 则=1.15379.6=436.5N.m（3）、接地比压q参考IV式（5-4-1）式中：摩擦系数（湿式离合器粉末冶金摩擦材料取0.08）z摩擦表面对数 z=st-1；s主动片的数目；t动片的数目；z=st-14+5-1=8c摩擦片内外径比c0.60.8 取c0.7摩擦片外径K考虑离合器传递扭矩时，离合器在花键处的摩擦阻力引起串联压紧着的各摩擦片压紧力递减的系数。其值依XIIP210表取为0.96净面积和摩擦片面积之比，一般取0.60.7取0.65 实际比压 q许用比压，取q2040 kg/，此处取q=30 kg/由 得：=13.81cm取D2=14.5cm=145mm，则5.4.3摩擦片间最大相对转速的验算最大相对转速发生在前进档离合器接合时，后退档离合器的摩擦片间。因此，我们只需验算离合器3的转速。前进档离合器接合时，后退档离合器3主被动片反向旋转。挂上x档，档离合器主动部分相对被动部分的转速为：其相对线速度： 式中：R摩擦片外半径(cm) r摩擦片内半径(cm)由以上验算知：(2.53)=55006600rpmvv=4050m/s （反向旋转）故离合器的最大相对转速满足要求。5.4.4换档离合器的滑磨功在车辆起步或换档过程中，接合换档离合器势必出现滑磨，使离合器片磨损和烧损，为了避免离合器片快速磨损及烧损翘曲，在设计离合器时，要验算接合离合器时的磨功及滑磨时间。由于滑磨功计算较复杂，故在设计实践中用的较少。设计中一般用实验测得摩擦片单位面积的滑磨功率和滑磨工界限线。它与离合器工作情况有关。例如：冷却油种类及其流量，摩擦片的材料和沟槽形式，一定时间间隔内接合的次数等。5.5 结构设计5.5.1齿轮设计由配齿计算确定齿轮的主要参数，可选择一对齿轮验算。材料为20CrMnTi。1.计算载荷的确定（1）变矩器的输入力矩：=379.6Nm。（2）计算由地面附着力决定的变速箱的输入力矩地面附着力：=435000.5=21750N工作时的滚动阻力：=435000.04=1740N最大切线牵引力：由前面32设计知车轮半径为：=0.506m所以驱动轮的驱动力矩为： 最大附着力时，总传动比为：50.4。由得输入力矩为：=11885.9/50.4=235.8Nm计算载荷取由变矩器输入力矩和地面附着力决定的变速箱的输入力矩的较小值。因此，取计算荷载为：235.8Nm2.齿轮的变位和修正齿轮变位修正的目的在于：（1）改善啮合条件，提高齿轮强度。（2）凑所需传动比。（3）避免由于齿轮轮齿少，产生根切现象，该变速箱所选用的齿轮无根切现象，同时，实际传动比与理论传动比也无多大差距，啮合条件较好，因此无须进行齿轮的变位修正。3.齿轮的材料，加工精度和形状齿轮的材料采用20GrMnTi，进行渗碳淬火，表面硬度HRC5864，心部硬度HRC3148，淬硬层深度0.81.3mm，齿轮精度为8-7-7，表面粗糙度Ra值不大于2.5m，齿侧间隙Dd。齿轮的结构形式采用幅板式结构（大齿轮）小齿轮采用轮缘和轮毂合为一体的结构形式。4.齿轮的强度验算变速箱齿轮的主要破坏形式为疲劳接触破坏和疲劳弯曲破坏，因此，一般需要对变速箱齿轮进行疲劳弯曲强度计算和疲劳接触计算。因为输出轴上的齿轮受扭矩最大，所以只要对输出轴上的齿轮进行强度验算，就能确定。取输出轴（低速轴）上的齿轮Z12及其配对齿轮Z10进行强度验算。（1）齿轮的弯曲疲劳强度计算验算齿根危险断面处的弯曲应力： 式中：M计算扭矩（主动齿轮所传递的扭矩）（ N.m） r主动齿轮节圆半径(mm) r=m/2=(524)/2=104mmm模数(mm) m=4mmb齿轮宽度(mm),大小齿轮不同时取小值计算。此处齿宽相同，均为28mm 齿形系数，由IV表2-4-3查得0.488齿向载荷系数，由P169图9-8得1；工作状况系数，由P192表2-4-4得=1许用弯曲应力,当齿轮材料为20CrMnTi时，许用弯曲应力=250350Mpa。该齿轮材料为20CrMnTi，取300MPa故齿轮的弯曲疲劳强度满足。（2）接触疲劳强度计算(参考资料P191)验算节点处的接触应力 式中：系数，直齿取338.3； 中心距，A=208mm=20.8cm i 传动比， M 小齿轮上扭矩 工作状况系数 b 齿轮宽度（cm），b=28mm=2.8cm 角变位修正对接触强度影响系数，为修正后的啮合角，因无修正故，=1 许用接触应力，当齿轮材料为20CrMnTi、时，为10001400，取=1000Mpa。于是，故接触疲劳强度也满足要求。5.5.2轴承的选择计算1选择由于滚动轴承是标准件，在机械设计中，对于滚动轴承，主要是解决正确选择问题。滚动轴承的选择主要有两大内容：一是确定轴承的类型和尺寸（型号）；二是正确设计支撑部位的组合结构。滚动轴承类型可参照如下原则进行选择：（1）考虑轴承所受载荷的方向。原则上，当轴承仅承受纯径向载荷时，一般选用向心轴承（05类），当轴承仅承受纯轴向载荷时，一般选用推力轴承（8类），当轴承既承受径向载荷又承受轴向载荷时，一般选用向心推力轴承（6、7类）或推力向心轴承（9类）。但是，0、1、3类向心轴承在主要承受径向载荷的同时，也能承受不太大的轴向载荷。因此，当轴承既承受径向载荷又承受轴向载荷，但轴向载荷不大时，也可选用0、1、3类轴承，当轴承仅承受纯轴向载荷但轴向载荷很小，转速很高时，也可选用0类轴承来代替推力球轴承。（2）转速较高、旋转精度要求较高，载荷较小时一般选用球轴承。（3）载荷较大且有冲击振动时，一般选用滚子轴承。但当轴承内径较小（d20mm）时，球轴承与滚子轴承的承载能力差不多而球轴承价廉，故应优先选用球轴承。（4）径向尺寸要求很紧凑时,一般选用滚针轴承。（5）轴的刚度较差、支承间距较大、轴承孔同轴度较差或多支点支承时，一般选用自动调心轴承（1，3）；反之，不能自动调心的滚子轴承（2，4，5类）仅能用在轴的刚度最大，支承间距不大，轴承孔同轴度能严格保证的场合。（6）单列向心推力轴承应成队使用反向安装。（7）同一轴上各支承应尽可能选用同类型号的轴承。根据以上各原则，初选各轴承如下：i轴：6307；I轴：31307，6008；轴：30308，6008；轴：6009，6010，30308；O轴：30308；2轴承的强度校核以及寿命计算校核第根离合器上的轴承（1）对轴承进行计算时，应考虑以下几个问题：a、当变速箱挂不同档时，变速箱各轴的轴承所受的载荷也不同，因此，为了综合考虑变速箱各档工作时间的比例，不同档位时轴承转速和所受不同载荷的影响，需要确定一个换算的当量载荷来代替当量动负荷；b、为了计算换算的当量载荷，需要知道各档位总工作时间的百分比。（见下表）变速箱工作时间比例系数Ti(%)档档档倒倒倒35201020105当量力矩： 式中：换算力矩各档轴承的计算载荷； 某档工作时间占全部工作时间的百分比； 转速换算系数, (为某档时的转速；为用以换算的任选转速,一般可取=1000转/分或2000转/分,此处取2000rpm。) =202.1N.m=1593rpm=243.9=187.Nm=1714rpm=0 轴承受力有两种情况，其中轴承6008传递载荷时内外圈相对静止，所以只需校核其静强度。1、第一种情况=3068.7N轴承受力相同，分别为：轴承受力相同，分别为：综上，得（1） 右端轴承27307受力为： （2）左端轴承30308受力为： 2、第二种情况=2225N轴承受力情况，分别为：左端轴承27307受力为： 右端轴承受力为： 由以上计算可知，只须对6008轴承(第一种情况)以及左端轴承27307第一种情况进行校核和验算即可。 对轴承进行静负荷验算查机械设计课本P267式（1317） 得：当量静载荷静径向载荷系数 查表1314 =0.6静轴向载荷系数 查表1314 =0.5径向载荷轴向载荷 取=1821.35N静强度条件为： （式1318）查表6124 得=1.5基本额定静载荷 由机械设计手册P894表6149 得=94200N将以上数据代入公式得：故静强度满足要求。对左端轴承27307进行负荷校核：径向力Y=0.8 e=0.73轴向力因为所以由手册差得：寿命系数：载荷性质系数：速度系数：温度系数：则轴承强度： 由手册查得额定动载荷C=658000kg 轴承的强度足够验算轴承寿命：轴承寿命在一个大修期内，故轴承满足要求。5.5.3轴的设计轴的设计包括定出轴的外形和全部结构尺寸。对于变速箱轴，主要进行强度和刚度计算，在变速轴处于不同档时，轴所受的扭矩和弯矩不同，当扭矩最大时，弯矩不一定最大，因此，在轴的设计中，应选择最危险的工况进行验算。1.轴的结构设计：（1）、轴的材料：据 表6-1，选用轴的材料为40调质，硬度241286HB。（2）、初选轴径：轴的直径，可根据轴所传递的功率P 以及轴的转速n, 按下式进行估算： （5-5-4）P196式（6-1）式中： A根据轴的材料及受载情况而定的系数。此处取A=100P取变矩器的最大输出功率，为32.5HP=24kwn最大输出功率所对应的转速， n=1320rpm；将A、P、n值代入式（5-5-4）中，得输入轴直径：考虑花键的影响，适当加粗。取。轴： 取=35mm轴： 取=35mm考虑轴上打高压油孔和润滑油孔，适当加粗。轴： O轴： 取（3）、轴的布置及轴上零件定位，（见装配图）。2、轴的强度计算：验算离合器轴的强度。轴结构草图如下：下面分析不同档位下轴的受力情况：档：受力简图Ft2Fr2Ft1Fr1R1xR1zR2zR；，于是，轴的受力图及弯矩图如下： Ft1=333
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