ZL50定轴式变速箱.doc

太原科技大学毕业设计第1章 概 述1.1 装载机的总体构造 装载机以柴油发动机或电动机为动力装置，行走装置为轮胎或履带，由工作装置来完成土石方工程的铲挖、装载、卸载及运输作业。如图1-1所示，轮胎式装载机是由动力装置、车架、行走装置、传动系统、转向系统、制动系统、液压系统装载机是一种广泛用于公路、铁路、建筑、水电、港 口、矿山等建筑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。在道路、特别是在高等级公路施工中，装载机用于路基工程的填挖、沥青混合料和水泥混凝土料场的集料与装料等作业。此外还可进行推运土壤、刮平地面和牵引其他机械等作业。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。和工作装置等组成。 图一轮式装载机总体构造图1.柴油机 2.传动系统 3.防翻滚与落物保护装置 4.驾驶室 5.空调系统 6.转向系统 7.液压系统 8.车架 9.工作装置 10.制动系统 11.电器仪表系统 12.覆盖件1.2 传动系统 轮式装载机传动系统如图1.2所示，其动力传递路线为：发动机单涡轮液力变矩器变速箱传动轴前、后驱动桥轮边减速器车轮。1. 液力变矩器本次设计装载机采用单涡轮液力变矩器，对于液力机械传动的装载机，液力变矩器是一个非常重要的部件，如果液力变矩器选择正确，而且与发动机匹配的合适，那么发动机的功率会得到充分的利用，装载机的牵引性能就会得到改善， 使其能随外载荷的变化自动改变其工况，相当于一个自动变速箱，提高了装载机对外载荷的自适应性。2. 变速箱变速箱是动力换挡变速箱 图1.2轮式装载机传动系统简图1发动机；2液力变矩器；3变速油泵；4工作装置油泵；5转向油泵；6变速器；7手制动8传动轴；9驱动桥；10轮边减速器；11脚制动器；12轮胎第2章 总体传动方案简图设计2.1 定轴式传动方案设计原则 （1）具有足够的档位数及合适的传动比，满足车辆在不同工况下对速度及牵引力的要求，保证车辆具有良好的牵引性能与燃油经济性能，并获得较高的生产率。（2）具有良好的换挡性能，要求换挡迅速平稳，工作可靠，使用寿命长，结构紧凑，制造简单，及其维修方便。（3）发动机与液力变矩器的匹配计算，要使发动机的功率得到充分利用，进而改善装载机牵引性能，变速箱的传动方案要实现前进三个档位，后退三个档位， 换挡迅速平稳。计算主要零部件的强度和轴承的寿命，满足变速箱设计要求。2.2 定轴式传动的设计步骤（1）具体了解定轴式动力换挡变速箱的结构，清晰设计任务，设计参数和已知数据及其参考机型。（ 2）发动机与液力变矩器的匹配。（3）根据总体计算确定档位数及各&传动比。（4）根据总体布置要求确定变速箱外形尺寸允许范围。（5）草拟变速箱的传动方案。 （6）确定变速箱的主要参数，包括中心距A齿轮模数m，齿宽b和斜齿轮螺旋角等。（7）根据变速箱的传动比选配齿轮，确定各档齿轮的齿数。（ 8）进行齿轮，轴，轴承等零件的寿命计算或强度，刚度计算，换挡离合器等计算。（9）进行结构设计，绘制装配图和零件图。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间实现系列化，通用化和标准化。2.3 其它设计要求齿轮通过轴承支撑在轴上，离合器分离则齿轮空套在轴上，接合则齿轮和轴成一体，采用多自由度方案,不仅可以减少离合器数目，还可以减少空转离合器数目,如采用二自由度方案，则需八个离合器，挂档时，接合一个离合器，七个离合器空转。采用多自由度方案,在换档时有可能要同时分离和接合较多的离合器，因此操纵油路复杂由于多自由度方案都是由二自由度机构串联而成， 挂档工作吋参加传递功率的齿轮对数多，增加了齿轮啮合的功率损失，但是在定轴式动力换挡变速箱中,离合器空转损失对变速箱传动效率的影响一般比齿轮啮合损的影响大；离合器在轴上的布置常见两种：一根轴上装一个离合器或装上两个离合器。后者可以减少轴的数目和变速箱的径向尺寸，但轴向尺寸较大，轴的结构较复杂。一根轴上装三个离合器的较少见。最后,本设计为ZL50装载机定轴式动力换档变速箱，此变速箱结构简单，造价低,加工与装配精度容易保证，换挡方式釆用纯动力换挡，能发挥动力换挡变速箱的全部优势，提高车辆机动性。第3章 发动机与液力变矩器匹配设计3.1 匹配枏关数据3.1.1 液力变矩器所选用的液力变矩器均为单级三元件单涡轮液力变矩器其结构形式参考有关资料。表3.1变矩器主要参数i00.10.20.30.40.450.5K3.192.832.552.241.931.781.65029.35266.876.779.882.3MB165.1166.8167167.5167.8167.5167i0.60.70.7250.80.820.90.95K1.431.251.21.051.050.80.6385.586.886.984.28271.658.7MB164157.5155.2514614111384.53. 1.2 整机参数与匹配有关但未在任务书中出现的数据如下：表3.2油泵工作参数变速泵转向泵工作泵转速r/min压力Mpa流量l/min转速r/min压力Mpa流量l/min转速r/min压力Mpa流量l/min22001.212022001276220010325表3.3传动比分配主传动比5轮边减速比3.23.1.3 传动系总传动效率传动系的机械效率变矩器除外）均取n=0.883.1.4 其他数据其他相关数据，可见毕业设计任务书主要技术参数3.2 发动机与变矩器原始特性3.2.1 变矩器无因次特性曲线根据变矩器原始数据，绘制其无因次特性曲线如下：图3. 1 液力变矩器无因次特性曲线 太原科技大学毕业设计 根据毕业设计任务书已知：发动机neh=2200转/分，Neh=162KW最大扭矩及相应转速Memax=765Nm/13000转/分由于工程机械发动机的标定功率均为1小时功率，但未扣除发动机附件所消耗的功率。发动机附件所消耗的可按照发动机额定功率的10%计算，所以发动机传递给变矩器的有 效功率有额定功率的的90%。发动机的原始特性曲线可根据下面的经验公式计箅出不同转速所对应的发动机扭矩，然后选择合适的比例在坐标纸上描点连线。MX=Memax-（n- nX）【8】 (3-1)Meh=9550 (3-2)式中: Memax-发动机最大扭矩（Nm）； Meh-发动机额定扭矩（Nm）； Mx-对应转速nx的扭矩（Nm）； neh-发动机额定转速（r/min）； nA-最大扭矩对应转速（r/min）； nX-对应扭矩MX的转速（r/min）；取不同转速对应的发动机扭矩列于下表表3.4发动机原始特性曲线Memax(Nm)Meh（Nm）Neh(r/min)Na(r/min)Nx（r/min）Me(Nm)765703.222001300800745.9765703.222001300900752.3765703.2220013001000758.1765703.2220013001100760.5765703.2220013001200761.2765703.2220013001300765765703.2220013001400764765703.2220013001500761.6765703.2220013001600754.8765703.2220013001700749.3765703.2220013001800745.9765703.2220013001900729.8765703.2220013002000710.6765703.2220013002100705.7765703.2220013002200703.2发动机用在装载机上时，除其附件外，还要带整机的辅助装置，如工作装置油泵、转向油泵、变速操飒及变矩镞补偿冷却油泵和气泵等。在绘制发动机和变矩器共同工作输入特性曲线时，必须根据装载机的具体工作情况，扣除带动这些辅助装置所消耗的发动机扭矩。这些油泵在装载机作业过程中，并不是同时满载工作的。计算时常取油泵的空载压力为0.30.5兆帕，这里取为0.5兆帕。发动机与变矩器的匹配，一般分为两种方案，即全功率匹配和部分功率匹配。全功率匹配：以满足装载机在作业时对插入力的要求为主，就是说此时变逨操纵泵与变矩器共同工作，而转向泵和工作装置油泵空转，变矩器与发动机输出的全部功率进行匹配。此时发动机传给变矩器的力矩Mez为： Mez=Me-Mg-Mz-Mc （Nm） （3-3）式中：Me 发动机的输出扭矩（Nm)； Mg、Mz分别 为工 作 装 置 油 泵 和 转 向 油 泵空 转 时 消 耗 的 扭 矩（Nm）； Mc变 速 操 纵 泵 消 耗 的 扭 矩。部分功率匹配：考虑工作装置油泵所需的功率，预先留出一定的功率，就是说这时工作装置油泵、变速操纵泵与变矩器共同工作，而转向泵空转，变矩器不是与发动机输出的全部功率进行匹配，而是与部分功率进行匹配，此时发动机传给变矩器的力矩Mez为： Mez=Me-Mg-Mz-Mc （Nm） （3-4）式中： Mg工作装置油泵工作室消耗的扭矩，一般约占发动机功率的4060%； Mz为转向油泵空转时消耗的扭矩（Nm）； Mc变速操纵泵消耗的扭矩。根据课程设计任务书可知，变速泵的工作压力，1.2 Mpa，工作流量为120 1/min；转向泵的变速泵的工作压力为12Mpa，工作流量为76 1/min；工作装置油泵的工作压力为10Mpa，工作流量为325 1/min。各油泵在不同工作状态消耗的扭矩按下式进行计算：M= 【3】 （3-5）式中：Pi为油泵的工作压力（Mpa），油泵空转时压力取为0.5Mpa；QTi油泵的理论流量（l/min）； 油泵的不同转速时对应的流量；bMi油泵的机械效率，一般取0.750.85；nb 油泵的转速（rpm）。计算结果如下：（Nm）M,Z=5.019 M，g=13.837Mg =198.565Mc =12.262然后根据（式3-3）和（式3-4）计算出发动机与变矩器的不同匹配时，发动机对变矩器传递的有效扭矩，所得数据列于下表：3.5发动机对变矩器全功率匹配传递的有效扭矩nM，gMcMeM,ZMez80013.83712.262745.95.019683.090013.83712.262752.35.019691.2100013.83712.262758.15.019701.7110013.83712.262760.55.019710.2120013.83712.262761.25.019723.1130013.83712.2627655.019733.6140013.83712.2627645.019705.3150013.83712.262761.65.019692.2160013.83712.262754.85.019688.2170013.83712.262749.35.019680.2180013.83712.262745.95.019673.1190013.83712.262729.85.019667.8200013.83712.262710.65.019645.6210013.83712.262705.75.019632.2220013.83712.262703.25.019620.0表3， 6发动机对变矩器部分功率匹配传递的有效扭矩nMgMcMeM,ZM,ez800198.56512.262745.95.019509.4900198.56512.262752.35.019515.81000198.56512.262758.15.0195221100198.56512.262760.55.019524.41200198.56512.262761.25.019525.11300198.56512.2627655.019528.91400198.56512.2627645.019527.91500198.56512.262761.65.019525.51600198.56512.262754.85.019518.71700198.56512.262749.35.019513.21800198.56512.262745.95.019509.81900198.56512.262729.85.019493.72000198.56512.262710.65.019474.52100198.56512.262705.75.019469.42200198.56512.262703.25.019466.9。3.3 发动机与液力变矩器的匹配计算3.3.1 初步选择液力变矩器的有效直径D装载机在作业过程中，工作装置油泵不是经常满负荷工作，因而，为了兼顾两种工况的要求，使所选变矩器的有效直径D3应该是化D2D3D1；并使变矩器在inmax工况之负荷抛物线与Mez（全功率匹配）相交于接近额定扭矩点的调速特性区段，与Mez (部分功率匹配）相交于额定扭矩点的外特性区段。3.3.2 发动机与液力变矩器的共同工作的输入特性曲线变矩器输入特性是分析研究变矩器在不同工况i时，变矩器与柴油机共同工作的转矩和转速变化的特征。不同转速比时，泵轮转据MB随泵轮转速的变化而变化。1.由机械设计手册知对于每一i值从变矩器的公称特性曲线上查相应MB(1000),K 给出一系列泵论转速n 根据MB =MB(1000)(nB /1000)计算得相应一系列Mb已知i=0时候发动机与液力变矩器共同工作时 变矩器输出最大扭矩由以上公式计算数据如下表 单位（nB r/min MB nm）nB800900100012001400160018002200MB105.7133.7165.1237.7323.6422.7534.9799将 发 动 机 的 原 始 特 性 曲 线 与 变 矩 器i=0时 候 变 矩 器 输 入特 性 曲 线 画 在 一 起 可 知发 动机 与 变 矩 器共 同 工 作 匹 配 点 见 图3.2 从 而 知T max=KMB=2057.55NM2.根据液力变矩器的容量来确定机器客服流动阻力时变矩器输出轴的最高转速nTMAX由机械设计手册知MB（1000）=2.635f.G.Vmax/yj(n/100) （3-6）其中MB（1000）-相应的泵轮转速1000r/min时，y=0.7-0.8（高效区）时泵转矩 f-车轮与地面的流动摩擦系数（由P24表2-1取0.06 G-机械所受的重力(空载) (由设计任务书知G=168KN) Vmax-最高车速 （由设计任务书知Vmax=34KM/h） yj传动系机械效率 由变速箱效率yk 主传动效率yo 轮边传动效率yb组成 （yj=yk. yo. yb由车辆底盘构造与设计查yk=0.88 yo=0.96 yb=0.98） n-相应的动力机标定功率转速 （由设计任务书n=2200r/min）所以由公式(3-6)计算得MB（1000）=137.6NM对比变矩器参数表可知i=0.82时 MB（1000）=141大于137.6已知i=0.82时 变矩器输出转矩如下表单位（nB r/min MB NM）nB1000120014001600180020002200MB141203.04276.36360.96456564682将发动机原始特性曲线与i=0.82时液力变矩器输入特性曲线画在一起有由图3.2 得nTMAX=i.nB=0.82*2100=1722r/min （与实验转速相符合） 图3.2 液力变矩器与发动机共同工作时输入特性图分析。1.高效工况：最大效率 nmax = 0.869时，传动比i* = 0.725，接近最大功率，允许最低效率nmin =0. 75时，传动比i=0.3和i=0.82两条负载拋物线包括争括了最大功 率 范 围。2.所得的负载抛物线绝大部分兼顾了作业工况和运输工况的要求，即在稳定工作区段内。3.起动工况i=0其负载抛物线与发动机扭矩曲线的交点在稳定工作区内。液力变矩器直径D=475mm合适3.4.装载机各档的总传动比3.4.1 车轮动力半径的确定从设计任务书得，所选用的轮胎规格为：17.5-25从野马牌轮胎相关资料查的： 表3.9选用轮胎技术参数表规格层级花纹深度断面宽度外直径负荷24.0-251628mm58013244800kg所以可知：轮胎自由半径r=0.854m;轮胎断面宽度b=0.580m动力半径可按下面公式来求的近似值： rk=r0-b （m） 【14】 （3-7）式中： rk为车轮动力半径；r0为轮胎自山半径； b为轮胎断面宽度； 系数，对于铲土运输机械用的低压轮胎，在松软土壤上：=0.080.1；在密实土壤上 = 0.120. 15；对于载重汽车使用的高压轮胎=0.10.12；这里取0.1。 所以带入数据计算得：rk=r0-b=0.854-0.580 x0.1=0.796m3.4.2 各档位总传动比1.低挡传动比计算 在液力变矩器和发动机共同工作输出特性曲线中确定高效区的最高涡轮转速nB，已知nB=1722r/min，VTmin=10km/h，求得最低挡位传动比：i I = 0.377 （3-8）所以可由上式得：i I = 0.377 x = 38.82 2.最高挡传动比计算如果在液力变矩器和发动机共同工作输出特性中确定高效区内最高涡轮转速nB，已知nB=1722r/min，VTmax=34km/h，求得最高挡位传动比：i I I= 0.377 rKnB/Vtmax (3-9) 所以可由上式得：i II =11.42 同理倒档传动比计算也是这样即相等3.4.3中间挡位数确定若规定在各中间挡工作时柴油机的转速范围,则可用下式计算必须的挡位数M。当然，这时得到的M不一定为整数，应加以圆整。 +1 2 (3-10)通过上式可确定，该动力换挡变速箱有3个前进挡，3个倒退挡。3.5 装载机整机性能分析3.5.1 作牵引工况的理论牵引特性分析要求在同一坐标纸上绘出滑转率，及各挡实际速度、牵引效率、牵引功率变矩器涡轮转速、变矩器涡轮功率随牵引力变化的关系曲线。(1) 实际牵引力的计算： （3-11）式中：车辆的滚动阻力(kN)； 整机使用重量(kg)；f滚动阻力系数，从车辆地盘设计P170 表2-1-1取得，松散土路上的f=0.07； （3-12）式中：整机实际牵引力（KN）； 整机理论牵引力，从表2-10中查取（KN）；车辆的滚动阻力，根据式2.13计算得到(kN)；(2) 滑转率的计算： 1 （3-13）式中：, 整机使用重量（KN）； A、B、n由轮胎充气压力及土壤性质决定的系数，这里取A=0.11,B=12.31,n=6(3) 实际速度的计算： （3-14）式中： 整机理论速度（m/s）； n涡轮转速（rpm）； 各挡对应总传动比； 1 （3-15）式中： 整机实际速度（m/s）； 整机理论速度（m/s）； 各挡对应滑转率，由公式（2.15）计算得到；(4) 牵引功率及牵引效率的计算： （3-16）式中： 整机实际牵引功率 （kw）； 整机实际牵引力（KN）； 整机实际速度（m/s）； （3-17）式中： 整机实际牵引效率； 整机实际牵引功率，由（式2-24）计算得到（kw）； 整机理论牵引功率, 由表2-10取得（kw）；按公式（2.132.19），可得到装载机各挡位对应的实际牵引力、滑转率、整机实际速度、整机实际牵引功率和整机理论牵引功率和整机实际牵引效率值，所得数据列于下表：表3.10低档理论牵引特性数据PkntMtPkpVsNkpNt161.3602057.55150.00.10700.00.00151.12001756.23148.210.0510.823.4354.775.28141.014001412.36136.250.0361.739.1694.3674.06136.236001210.23130.210.0282.648.32117.2673.72130.118001114.36124.120.023.492.9123.2370.44121.2310001009.24115.20.0144.387.28115.2664.8100.221200963.6891.250.015.280.57105.659.5892.251400798.3684.360.0096.169.7198.2657.1270.121600658.6564.250.0077.038.4891.2653.7261.361800564.2650.260.0067.877.2090.2650.1249.992000426.3940.140.0049.278.6082.1243.6540.252200400.1631.260.0029.670.0876.2622.631.232400389.4520.120.031062.6846.59729.5表3.11高档理论牵引特性数据PkntMtPkpVsNkpNt100.2602057.5591.10.0210.00.00.0091.932001756.2384.200.0172.846.968.2668.2885.634001412.3670.120.0145.579.3119.2666.5773.266001210.2361.230.0128.3100.0170.2362.9665.368001114.3658.690.00911.1102.3169.2658.6858.2010001009.2450.110.00613.989.36150.2650.7850.111200963.6842.230.00316.868.26150.137.5445.261400798.3639.260.00219.643.56152.3629.0638.291600658.6529.280.00222.428.36148.2122.3129.251800654.2619.260.00125.226.26138.2611.3124.112000426.3915.260.00528.019.54113.21-3.9818.262200400.1611.21-0.00130.915.2656.29-39.689.682400389.456.25-0.00334.012.1326.35-197.53.5.2 传动系统中计算载荷的确定根据载荷的性质，传动系统中各零件所受的载荷可分成三个组成部分：目前广泛应用于基于经验数据的静强度法来计算零件强度，一发动机最大扭矩与按地面附着条件决定的扭矩中较小的数值作为计算扭矩Mca。1.按发动机最大扭矩对液力机械传动系统Mp=Mmax*i*，=Mt*其中Mmax变矩器最大涡轮力矩；i从变矩器至计算零件的传动比；，从变矩器至计算零件的传动效率；Mt高效区输出力矩所以Mca=666.752.按地面附着条件确定的扭矩Mca =1 （3-18）式中：G附着重力 r驱动轮动力半径i，由计算零件至驱动轮的传动比由计算零件至驱动轮的传动效率所以Mca =596.3NM 相比较由地面确定的扭矩较小，所以为计算扭矩。第四章定轴式动力换档变速箱的设计4.1变速箱传动方案设计及结构分析图4. 1前三后三变速箱简图4.1.1 传动方案设计 表4.1.1变速箱传动方案档位接合的离合器传动比前进F F F 后退R R R 4.1. 2 结构设计定轴式动力换挡变速箱的优点是结构简单，加工与装配精度容易保证，造价低。缺点是尺寸大，全部采用摩擦离合器换挡，比行星变速器采用制动器换挡的工作条件要恶劣，因而影响变速器的使用寿命。定轴式动力换挡变速器按自由度F可分为二，三和四自由度三种，要获得一个档位需要结合（ F-1）个离合器。本设计采用三自由度变速箱，需结合两个离合器获得一个档位。在结构上，离合器装在箱体内部，较离合器在箱体外受力情况较好，但维修不如后者方便，变速箱内有五个离合器，分为倒，顺，一二三四档离合器。离合器装在轴中间，改善了支撑和轴的受了条件减少了轴的变形，提高了离合器的使用寿命。4.2 确定变速箱的主要参数和配齿计算变速箱主要参数包括中心距A，齿轮模数m，齿宽b，螺旋角及选配齿轮齿数z。设计时，一般采用统计和类比的方法初步确定变速器的主要参数。首先，找现有的同类机型，同一等级,结构类型相似的变速器作为参考,分析，对比新的变速器与参考变速器,在结构和工况上的差异正确选择参数。4.2.1中心距A中心距A的大小直接影响到变速箱的紧凑性。因此在保证传递最大扭拒，齿轮足够接触强度的前提下，尽可能采収较小的中心距.另外还要考虑轴承能否布置得下，应保证变速箱壳体上必要的壁厚。可按下面经验公式初选变速箱中心距（头档传动齿轮的中心距）a = （mm）= 式中：发动机与液力变矩器共同工作的最大输出转矩。：I档输出齿轮的传动比。式中：a:输出轴与中间轴的中心距，即变速器传递转矩最大的齿轮副中心距。：中心距参数，参考相似机型选取。:变速器I档齿轮所传递的转矩。由上计算的头档传动齿轮的中心距 A=17=222.17mm取A46=222mm4.2.2齿轮模数m m是直接决定齿轮大小与几何参数的主要因素，直接决定着齿轮弯曲强度，模数的大小与下列因素有关。齿轮上所受力的大小。作用力大，模数也要大。材料、加工质量、热处理的好坏。材料好、齿轮制造精度和热处理质量高，有可能采用小一些的模数，使齿轮的齿数相对多些，可增大齿轮的重叠系数，改善齿轮传动的平稳性。按下面经验公式初选模数。 m=0.33初选 m=0.33= 5.2 取m=5（注:所取模数均匀且在推荐范围内。）4.2.3 齿宽b齿宽b的大小直接影响齿轮强度。在一定范围内，齿宽大强度就高，但变速箱的轴向尺寸和重量亦大，齿面的载荷步均匀性也会增大，反而使齿轮的承载能力降低。所以，保证必要的强度条件下齿宽不宜过大。 对于斜齿轮齿宽系数为（78.6）中心距和模数一定时，齿宽b可用来调节齿所受应力，根据各对齿轮上受力不同选取不同齿宽，以减少变速箱的轴向尺寸和重量。齿宽系数应选大些，使接触线的长度增加，接触应力降低，一提高传动平稳性和齿轮寿命。b=85=40mm4.2.4 齿轮压力角我国标准压力角为20。因此变速箱普遍采用20压力角。4.2.5 斜齿轮螺旋角确定斜齿轮螺旋角时，主要是从它对齿轮的啮合性能、强度影响，以及轴向力平衡等方面综合考虑。增大，齿轮啮合的重叠系数增大，运转平稳，噪声下降。但过大时，不仅使轴向力增大，且导致传动效率降低，使轴承工作条件恶化。试验证明，随的增大，齿轮的强度也相应提高，但是与之相应的直齿轮比较，当螺旋角大于30时，其弯曲强度骤然下降，而接触强度继续上升。因此，从提高低档的齿轮弯曲强度出发，不希望过大。当一根轴上有两个啮合齿轮工作时，选择轴上斜齿轮的螺旋角时，应使同时工作的两组斜齿轮布置恰当，所产生的轴向力相互抵消或者抵消一部分。为达到轴向力的相互抵消或者抵消一部分，应使同一轴上的同时工作的两斜齿轮螺旋方向应是相同的，因为要同时工作，一个是从动齿轮，一个是主动齿轮，因此，轴向力要相反。螺旋角按同类机型选取4.2.6 选配齿轮由总体计算公式确定所需各档传动比如下：38.8216.9411.42初步确定了传动系统各档的总传动比，但其数值很大，在传动系统中要经过多级减速才能实现i=iki0if 式中i为总传动比，ik为变速箱的传动比，i0主传动器的传动比，if最终传动的传动比。最终求的变速箱的各档传动比：由ik= 得iF1=2.426iFII=1.059iFIII=0.714iRI=2.426iRII=1.059iRIII=0.714同时由分析已知各档位传动比iF1= iF1= iF1= iF1= iF1= iF1= 由前面计算已知A46= 222.17mm ，斜齿轮的螺旋角一般为0=8o20o，这里取16O，当中心距，模数和螺旋角已知时，则总齿数为Z=58.486即Z1+Z6= 又取=1.13 从而算的Z2=40 Z6=46 从而A46=223.7 圆整为224修正：=arccos =16.297d2=208.33mmd6=239.58mm有上面所有已知条件和分析结果，从而以确定各配对齿轮齿数为：Z1=22 Z2=40 Z3=20 Z4=25 Z5=34 Z6=46 Z7=36 Z8=28 Z9=65 Z10=50 Z11=30 Z12=57 从而确定各个中心距，取 =160A34=182.1mm圆整为182mm修正：=arccos =15.94 =176.72mm =187.11mm ha=mn（h*an+xn）=5（1+0）=5mm hf=mn（h*an+c*n-xn）=5（1+0.25-0）=6.25mm da7=d7+2ha=197.11mm df7=d7-2hf=174.61mm da5=d5+2ha=186.72mm df5=d5-2hf=164.22mm取=150A45=116.46mm 圆整为116mm修正：=arcos=14.1d3=103.09mmda3=103.09+10=113.09df3=103.09-12.5=90.59d4=128.87mmda4=138.87mmdf4=116.37mmA56=108.7mm圆整为109mm修正：=arcos=15.57d1=114.2mmda1=124.2mmdf1=101.7mm取=10A12=309.64mm圆整为310mm修正：=arcos=10.3d9=330.28mmda9=340.28mmdf9=317.78mmd12=289.63mmda12=299.63mmdf12=277.13mmd8=142.28mmda8=152.28mm df8=129.78mmdf8= 最终确定变速箱各档传动比iF1=2.478 iF=2.00 iF=0.657 IR1=2.449 IR=1.99 IR=0.650齿轮材料选用20crMnTi，渗碳淬火后，表面硬度58-62HRC，芯部硬度300HB5，齿轮精度为8-8-7，表面粗糙度Ra值不大于2.5微米。4.3 轴的设计 初步计算轴的直径轴的直径可以按扭距强度法进行估算，即d 10轴的材料选用40Cr，【iT】/MPa35-55，A0为112-97.由变矩器匹配得知i=0.82时输出的额定转矩MTi=666.75N.MTi6=600.075n.m Ti4=766.7625n.m Ti3=811.87n.m Ti2=1533.52n.m Ti1=1344.78n.m由经验公式得；d6=41.99mm圆整为45mmd5=40.5mm圆整为40mmd4=44mm圆整为45mmd3=44.8mm圆整为45mmd2=55.4mm圆整为55mmd1=53.06mm圆整为55mm以上确定的轴颈为轴的最小轴颈，根据轴上零件的受力，安装，固定及加工要求再确定轴的各段径向尺寸。轴上零件用轴间定位的相邻轴颈一般相差5-10mm。当滚动轴承用轴向定位是、时，其轴间直径由滚动轴承标准中查取。为了轴上零件装拆方便或加工要求，相邻轴段直径之差应取1-3mm。轴上装滚动轴承，传动件和密封件等处的轴段直径应取相应的标准值。轴上安装个零件的各段长度，根据相应零件的轮廓宽度和其他结构的需要来确定，不安装零件的各段轴长度可以根据轴上零件相对位置来确定。用套筒固定轴上零件时，轴端面与套筒端面或轮毂断面之间应留有2-3mm间隙，以防止加工误差是零件在轴向固定不牢靠。轴段在轴承孔内的结构与轴承的润滑方式有关，轴承采用油润滑，轴承的端面距箱体内壁的距离为3-5mm。4.4 换挡离合器的设计 本设计变速箱内有五个离合器4.4.1 离合器的结构1.连接方式 齿轮和离合器的内鼓相连，外雇宇宙，液压缸布置在轴上，液压缸的压力油从轴上孔道中来。2.压紧方式 液压缸轴向固定不动，通过活塞轴向移动来压紧。3.分离弹簧形式一个大的螺旋弹簧布置在中央，利用离合器内鼓的径向空间来布置此螺旋弹簧，这样布置增加离合器的轴向尺寸。4.采用自动到控球阀消除离心压力。4.4.2 离合器主要参数选择和计算1. 离合器片数的确定由离合器摩擦转矩Mm的计算公式：Mm=M=PRd=k0式中 ：储备系数 M：传递转矩 ：摩擦系数 P：压紧力 Rd：摩擦力作用等效半径z：摩擦副数量k0：压紧力损失系数 其值可由下列公式计算：k0=1-（）3（对于干式摩擦离合器一般可取：=0.3，=0.13.对于湿式摩擦离合器一般可取=0.8，=0.06）以p=/4（D22-D21）【q】 Rd=，c=代入上式得：Mm=M= Mm=D23（1-c2）（1+c）【q】 zk0 （1）式中【q】：许用比压 D2：摩擦片外径 D1：摩擦片内径 ：摩擦片面积利用系数（螺旋槽为0.6-0.65 径向油槽为0.8-0.9）k0=1-（）= k0=1-（）当Z=10时，计算为0.09当Z=10时，计算为0.09当Z=10时，计算为0.09设计时选择 c=0.6-0.8【q】=（2-3.5）x103KPa， =0.7，=1.05-1.25其中M=MTi计算前进后退档的离合器片数，取Z=10.M=代入（1）式求的D2，M=x0.08xD32（1-0.72）x（1+0.7）x0.7x10x0.09x2.5x106=2057.55n.m为206.25mm 圆整为206mm ，外径为206mm 内径为144mm返回代入求的Z=10，Z=S+T-1，S为主动片，T为从动片。此处S=6 ，T=5依次求I档II档III档IV档的片数及其外径。I档时