毕业设计（论文）-ZF型动力换挡变速箱设计

长春工程学院毕业设计（论文） CHANGCHUN INSTITUTE OF TECHNOLOGYZF动力换挡变速箱设计The Design for ZF Type Mechanical 设计题目： ZF型动力换挡变速箱设计 学生姓名： 学院名称： 机电工程学院 专业名称： 机械电子工程 班级名称： 机电1342 学 号： XXX 指导教师： XXX 教师职称： 讲师 完成时间： 2017.03.13-06.12 2017.06.12 摘 要 轮式装载机是铲土运输类机械。是一种广泛运用在建设工程的工程机械，它的主要作用是铲装散状物料，也能够对矿石、硬土等做轻度铲挖作业，选装不同的辅助工作装置还可进行推土、起重和其他物料的装卸作业。具有快速作业、高效率、机动性好、轻便操纵等一系列优点。在对加快工程建设的速度、减轻劳动的强度，提高工程的质量，降低工程的成本方面有着重要的作用与地位，是现代化机械施工过程中必不可少的设备之一。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。因此它作为主要机种之一在工程建设中土石方施工。变速器的结构复杂性，材料高要求性，加工难度上也比较高。它的主要功能是能够改变发动机的转矩和扭矩，让它能在不同的工作情况下完成它所应该完成的工作。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。全套图 纸加扣 3346389411或3012250582关键词转载机，发动机，变速器，变矩器 AbstractWheel loaders are the shovel earth transport machine. Loader is a widely used in construction of earthwork construction machinery. It is mainly used to shovel is filled with 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. The wheel loader has the advantages of fast operation speed, high efficiency, good flexibility, convenient operation, etc.Wheel loaders are play an important role in speed up the construction speed, reduce labor intensity, improve project quality, reduce engineering cost ,is one of the indispensable equipment in modern mechanical construction. 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. , so it has become one of the main models of the construction of earth and stone in the construction.The gearbox is complex in structure, high in materials and difficult to process. Its function is to change the torque and torque of the engine, make it work on the corresponding occasion.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: reproduced machine . Engine.The Transmission. Converter 目 录1. 引言11.1 变速箱简介11.2 变速箱国内外发展现状与发展前景11.2.1 国外11.2.2 国内11.2.3 我国变速器的发展趋势21.3 设计题目、要求及技术参数32 总体方案32.1 确定档位32.2 确定自由度42.3 离合器布置方案53 匹配与牵引计算是否满足要求53.1 匹配计算53.1.1 发动机的外特性曲线53.1.2 液力变矩器的选型73.2 变矩器与发动机的匹配计算83.2.1 求变矩器与发动机共同工作特性曲线83.2.2 液力变矩器与发动机共同工作输出特性93.2.3 匹配计算103.3 牵引计算113.3.1 确定轮胎动力半径113.3.2 机械效率113.3.3 特别说明123.3.4 牵引特性124 设计换档离合器134.1 设计离合器摩擦片144.2 校核离合器强度174.2.1 压力校核174.2.2 速度校核174.3 离合器布置的位置184.4 空转离合器片间相对转速及离合器的工作转矩184.4.1 换向离合器184.4.2 变速离合器的设计194.5 离合器的操纵机构油路194.5.1 供油系统194.5.2 操纵机构194.5.3 离合器的润滑油路194.5.4 离合器的操纵系统油路20 5 齿轮校核205.1齿轮校核205.2 强度计算205.2.1 计算扭矩205.2.2 受力分析215.3 校核齿轮弯曲疲劳强度225.4 校核齿面疲劳强度236 轴的设计计算与校核246.1 各轴最小轴径的确定246.1.1 输入轴246.1.2 倒挡轴246.1.3 I、III档轴246.1.4 II档轴256.1.5 输出轴256.2 轴的强度计算与校核256.2.1 轴的结构设计256.2.2 轴上受力分析266.2.3 求支反力及弯矩，扭矩图266.2.4 轴承的强度校核297 轴承的寿命计算308 自动换档348.1 自动换档的原理与组成348.1.2 系统组成358.1.3 自动变速箱的基本要求358.2 换挡规律与类型的分析368.3 换挡延迟（换挡重迭）与循环换挡问题37参考文献:38总 结39谢 辞40 1. 引言1.1 变速箱简介 变速箱属于传动系统在行走工程机械重要组成部分之一，主要是通过改变扭矩和转向来进行换挡及换向工作，使得作业机械能够在不同工况条件下进行工作。 变速箱主要有动力式以及机械式两种。机械式变速箱是指用人力操纵的换挡变速箱。这种变速箱让驾驶员劳动强度变大，主要应用在汽车起重机、推土机和叉车等工程机械上。而动力变速箱又分为定轴式和行星式两种。动力换挡变速箱基本上配合液力变矩器使用，能够在不切断动力的情况下进行换挡以及变速，能有效的减轻驾驶员的操作强度，对发动机和传动系统进行保护，有利于提高工程机械的生产效率。定轴式换挡变速箱采用液压操纵，离合器进行换挡，其它非工作挡离合器则空转，它较于行星式变速箱结构更加分散，但却正处于广泛使用阶段。行星式变速箱的结构紧凑，载荷容量大，传动效率高，可采用小模数齿轮，结构刚度大，齿轮接触良好，使用寿命长，单结构复杂，但是制造困难。1.2 变速箱国内外发展现状与发展前景1.2.1 国外 国外的变速器生产商很注重变速箱的系列化生产，为汽车制造商提供了极大的方便性和灵活性在变速箱的选择上。如德国ZF（采埃孚）公司拥有7种不同中心距的基本型变速器供用户选择，以便各种不同匹配要求的车辆都可以有满足的扭矩和档位数与各种操纵方式的变速器能被选择。爱信精机公司隶属于日本丰田汽车也与ZF公司不谋而合，备有5种不同中心距基型组合，他们有着上百种的变速器能够提供给用户，使用户拥有大的自主选择权。1.2.2 国内我们国内目前变速器使用率高的产品还是来自于国外的一些机械水平较高国家。虽然国内目前的技术也是引进于上世纪末期的技术，但是经过这几十年的引进消化之后我国在重型车高级技术领域已经有了长足的进步，已经具备向市场推出十几套符合配套要求的新产品的能力，即便是在引进的原有技术的基础上，但是我们不应该气馁，相信总有一天能够自主开发。但是也不应该好高骛远。因为考虑到我们目前的发展还是在走一般性的发展道路，并没有真正的拳头产品也就是核心技术产品。考虑到市场容量方面，进口的产品仍然占有三分之一的份额，剩余的三分之二份额的主要技术也是来自于国外，国内自主开发的重型汽车变速器产品销量在市场上占有的份额比例依旧小到可怜，从这点可以看出我们国家同国际上的机械强国相比还是有许多的不足之处。1.2.3 我国变速器的发展趋势液力自动变速器(AT)、电控机械式自动变速器(AMT)、无级自动变速器(CVT)作为目前的自动变速器的主要三种类型。电子技术、电液控制和传感技术是自动变速器的三大关键技术。对于AT，AT所需要的高技术和高投资要求是我国目前的基础产业难以满足的，而且AT难以系列化生产的主要原因在于这些产品匹配的发动机在排量的差异性很大；至于CVT，则必须要解决的一件至关重要的事要有能够自主开发关键部件-液力变矩器的能力，它具有性能优良和可以与AMT组成新的液力机械传动的双向能力，是自动变速器中的重中之重，液力变矩器号称是自动变速器的“soul”意思就是“灵魂”。从我国目前的国情思索咱们应该将AMT作为首要方向开展创新，主要是考虑到以下几点：一、它性价比高，价格是AT的1/41/3，在加入世贸之后仍然具有一定的竞争力；二、拥有较好的生产继续性，对其的改造生产资金投入较少；三、生产批量的灵活性高，得益于批量成正比；四、相对比于各种车型，其硬件开发和软件研制可以在结构上、理论上相通性比较高，各种类型的车辆都可以使用，实用性与适用性比较高。基于国内汽车市场发育成长的速度越来越快，变速器产品类型的型谱也在细化，产品拥有越来越强的的针对性，因此在现有对变速器的改进生产基础上，要充分把握好在加入世贸之后的发展机会，把握住一切机会去提升我们的技术短板，同时需要认识到各方的竞争与压力。要紧跟当前发展趋势与发展方向。对于适用于我国的重型车变速箱拥有能独立自主发开和生产的知识产权。在重型车变速器领域上迈出飞跃的第一步。1.3 设计题目、要求及技术参数题目：ZF型动力换挡变速箱设计主要技术参数如下：1.柴油机：6120B2.变矩器：YJ系列3.装载机额定载质量：3吨4.整机重量Gs10.5吨5.最高车速：Vmax35Km/h6.主传动比：=7.637.轮边减速比：=3.6设计要求：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、轴的刚度、强度及寿命计算与轴承的选型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 总体方案2.1 确定档位 本次的设计是ZF动力换挡变速箱，主要应用在额定载质量为3吨的轮式转载机上，额定载质量为3吨的轮式转载机属于中小型工程机械。档位数越多，对柴油机功率的利用率越高，但是在使用过程中难以实现正确的换挡。参考同类工程机械确定档位数： 采用液力动力换挡的轮式转载机多数档位在34个档位，其中两个档位用于正常情况，另外的高档位用在运行工作情况。小型转载机的档位数比较少，能够减少发动机使用效率，所以我采用三进三退的方式，比较合适。2.2 确定自由度就ZF型动力换挡变速箱来说，确定传动比，需接合的离合器个数b=Y-1，Y为变速箱的自由度数。采用多自由度的传动方案会减少变速箱内的离合器个数，但是采用多自由度的传动方案会使得离合器在分离与接合时变速箱结构变得复杂化。所以在本次设计中采用三自由度传动。 图2-1 变速箱传动简图2.3 离合器布置方案 离合器在轴上的布置一般有两种情况：一根轴上装一个离合器与一根轴上装两个离合器，后者会使得轴向尺寸变大，但是可以减少轴的数量和径向尺寸，有利于降低变速箱的重心和尺寸。因为本次设计采用的是三进三退档位，所以采用两者结合的方式。传动简图见图2-1，传动路线见表2-1.表2-1 变速箱传动路线表 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-33 匹配与牵引计算是否满足要求3.1 匹配计算3.1.1 发动机的外特性曲线图3-1 扭矩与转速关系图图3-2 比油耗与转速关系图n120014001600200022002400260028003000Me27.43031.432.1632.1231.430.2280Ne45607290971031081100Mec233255267273.4273267256.72380Nec27.837.545.456.360.764.667.6668.50图3-3 功率与转速图表3-1变矩器与发动机共同工作参数 采用全功率匹配方式，其自由扭矩Mec=Me-15% Mec=85%Me3.1.2 液力变矩器的选型 发动机选定后应根据其变矩器的型号及直径选02系列变矩器其中为泵轮转速为1000rpm时的泵轮扭矩： = =1000rpm 得出数值如表3-2表3-2 泵轮转矩转速性能参数 I 00.1 0.2 0.3 0.4 0.5K 2.92 2.72 2.47 2.16 1.88 1.63 0 0.272 0.493 0.648 0.753 0.817 62.5 62.8 63.0 62.7 62.1 61.10.02015 0.02025 0.02031 0.02022 0.02001 0.0197 I 0.6 0.7 0.8 0.809 0.9 0.95 1.0 K 1.43 1.23 1.02 1.00 0.80 0.67 0.45 0.875 0.858 0.816 0.809 0.718 0.632 0.450 59.6 56.8 51.3 50.5 38.2 29.3 16.80.019220.018310.016540.016280.012320.009450.00542 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：式中：泵轮轴力矩 泵轮转速取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 求变矩器与发动机共同工作特性曲线 以变矩器YJ27502原始特性曲线为依据，利用公式：=变矩器在不同速度比下，不同输入转速下所对应的变矩器输入扭矩不同。变矩器与发动机共同工作输入特性表见表3-3： n i 0 0.1 0.20.3 0.4 0.5 0.60.70.80.8090.90.951.012004.564.584.594.564.524.454.354.133.743.692.782.131.2214006.196.236.256.216.156.065.925.635.105.023.782.901.6716008.098.148.178.118.047.917.737.356.666.554.943.792.18180010.2410.310.3410.2710.1710.019.789.308.428.296.254.802.75200012.6412.7212.7612.6812.5612.3612.0811.4810.4010.247.725.923.40220015.2915.3915.4415.3415.2014.9614.6213.8912.5812.399.347.164.11240018.218.3218.3718.2618.0917.8017.4016.5314.9814.7511.128.524.90260021.3621.5021.5621.4321.2320.8920.4219.4017.5817.3113.0510.005.75280024.7724.9325.0124.8524.6224.2323.6822.5020.3820.0715.1311.606.66表3-3 变矩器与发动机共同工作输入特性值 3.2.2 液力变矩器与发动机共同工作输出特性将发动机与变矩器的共同工作输出特性曲线作为依据，将不同i值下两曲线的交点取出，也就是共同工作输出特点，量得其工作转速与扭矩,并通过变矩器原始特性曲线i、k求出共同工作时输出特性值，见表3-4. 表3-4 液力变矩器与发动机共同工作输出特性 i 0 2.92 0 2760 240 0 700.8 0 0.4 1.883 0.753 2780 236 1112 444.4 51.7 0.64 1.374 0.868 2800 230 1792 309.81 58.1 0.7 1.226 0.858 2820 225 1974 275.85 57 0.8 1.02 0.816 2825 206 2260 210 49.7 0.87 0.859 0.747 2850 172 2480 147.7 36.6 0.9 0.798 0.718 2826 158 2574 125 33.7 1.0 0.45 0.45 2940 74 2940 33.3 10.25 3.2.3 匹配计算从发动机与变矩器共同输出特性上面来看，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，处在发动机最大扭矩点与额定扭矩点之间，且偏向与额定点那一侧，这个时候匹配出来的输出特性功率位置处于发动机输出功率的大值区域，同时可以匹配高效区，这样可以让输出特性曲线上功率曲线加宽，可以使得机械在各种复杂工作情况下都可以有较大的功率输出。从这点分析，这样的匹配方式有利于转载机能够在各种复杂的工况下进行工作。所以对于额定载质量为3吨的轮式转载机来说，选用这样的液力变矩器和柴油机是完全合理且满足要求的。3.3 牵引计算3.3.1 确定轮胎动力半径据所给轮胎型号17.5-25，确定低压胎，据经验公式=0.66mm式中：轮胎宽度 轮胎直径 常数，取0.233.3.2 机械效率=0.990.97=0.91式中：变速箱一档齿轮所传扭矩 K-轴距系数 -输出轴与中间轴的中心距 根据传送简图知：由于第三档车速最高：Z6/Z8值最大。因此Z8取最小但为防止根切Z8又不能太小所以取Z8=25。又根据各挡车速及初定传动比及初定中心距可得。=44 =35 =54 =32 =48 =69 =54 =25 =46 =62 =38 =50 根据实际情况选择=32。 到此，变速箱的各挡齿轮数及模数已经确定，通过齿数来计算各挡传动比。 前进： I： II： III: 后退： I： II: III: 3.3.3 特别说明 档时 由前面计算得：因为因为发动机需要有一定的储备，为了避免在某些工况下熄火情况的发生。3.3.4 牵引特性 通过发动机和液力变矩器的共同输入特性可以得到 表3-5 牵引特性表 0 11121792197422602480 2574 2940 700.8444.4 309.8275.8 210 147.7125 33.368.3268.41 68.5 65 60 50 47 20牵引特性见表3-5。 由下面的公式：其中 表示考虑其他损失的效率 4 设计换档离合器 本次设计的动力换挡变速箱采用的是一根轴装一个离合器和一根轴装两个离合器结合的方式。离合器缸体连成一体，采用布置螺旋弹簧分离复位的方式。定轴式动力换挡变速箱中的液压缸在工作中会旋转，液压缸中的液压油也会旋转，所以会产生离心压力Pc，会导致离合器分离困难，需要采取以下方案来降低离心压力：1：增大弹簧的压力，采用这一种方案，目的是增大系统的压力，从而增大了对油路的要求，这点实现起来过于困难。2：在液压缸或活塞上开出一个泄油小孔。3.采用液压缸移动双离合器、见图4-1采用这种结构不宜适用于本方案，它只适用于如下方案：图4-1 液压缸移动双离合器适用情况图4：采用自动排油阀。球阀装在靠近活塞外径的液压缸器中。 对自动排油阀的要求是：在接合离合器时能够自动关闭；在分离离合器时能自动打开。 球阀正常工作条件是： 球阀打开或者关闭，可以看做球心绕着支点的转动。F力产生的力矩要使球阀打开而作用在球上总的油压力所产生的力矩则要使球阀关闭。采用自动排油阀可以随时消除离心压力所带来的影响，所以我选用自动排油阀的方案。自动排油阀工作原理图见图4-2图4-2 自动排油阀工作原理图4.1 设计离合器摩擦片为了保证离合器在传递过程中能够传递最大的扭矩，所以使得离合器的扭矩容量值要大于工作中传递的最大扭矩。也就是：式中：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）(I) 前进与后退档离合器 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。 变矩器失速转矩由发动机和变矩器共同输入确定。式子各符号含义如下：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综合上面各式可得： 其中参数=1.2，c=0.7，一般情况下，为了方便制造与维修，变速箱中的离合器选用相同的尺寸，仅选取不同的摩擦片数。所以本次设计中的离合器统一确定为内径为112mm，外径为160mm，前进、后退档的摩擦片数取10。(II)I、III档离合器 由输入轴传动到I、II档轴上的传动比为 取（III）档离合器 取摩擦片数量为16.4.2 校核离合器强度以F、R离合器为例进行校验。 F：前进档；R：后退档4.2.1 压力校核通过活塞尺寸：D=150mm，d=57mm 摩擦片上的压力： 粉末冶金对摩擦片副的许用压力为（23.5）MPa，取3.5，所以摩擦片上的压力小于许用压力，满足要求。4.2.2 速度校核 考虑最大转速也就是最大速度档，即III档时，传动比: 输入转矩当发动机达到最大转速时2300rpm,变矩器传动比i2=1.05时，这样考虑取决于安全性。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档变速箱采用的是多摩擦片离合器换挡，然而每个离合器传递的扭矩与空转摩擦副相对转速的大小，皆与离合器在变速箱中的位置有关。 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，离合器传递的扭矩与成正比，可见要较少，离合器要尽可能的布置在变速箱的高速轴上面，因为布置在高速轴上面可以减少它传递的扭矩和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，离合器布置在低速轴上时，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，综合考虑支撑条件和使用性能，即便布置在轴端上能使得维修方便，但是从支撑来看却变成了悬臂结构，这样会使轴的刚度不够而且也不利于离合器的工作。本次设计对离合器的稳定性要求高，箱体采用揭盖式，对于维修，安装等都比较便利，所以将离合器放在轴的中间可以使得轴的受力和轴承条件都可以有很大的改善。4.4 空转离合器片间相对转速及离合器的工作转矩4.4.1 换向离合器此离合器为一二自由度离合器，接合F离合器时，传动比接合R离合器时，传动比,当接合R时，F的摩擦片相对空转速度大； 其中因此设计合理。4.4.2 变速离合器的设计 I、III档和II档离合器为合二自由度组合，明显的接合III档离合器时，II档离合器的摩擦片间相对速度大。 满足条件，所以设计合理。4.5 离合器的操纵机构油路4.5.1 供油系统油泵分两路进行供油，其中一路为换档和润滑进行供油，一路对变矩器进行供油。供油系统中包括齿轮油泵，粗滤器，单向阀，定向阀，缓冲阀等。4.5.2 操纵机构操纵机构有五个离合器，三个两位四通电磁换向阀和一个三维四通电磁阀组成。4.5.3 离合器的润滑油路油通过粗滤器，经齿轮泵，单向阀，定压阀到达变矩器，动力油作为工作介质通过变矩器，对涡轮和泵轮之间进行柔性连接，有利于发动机动力输出给涡轮。可以带走由于摩擦所产生的多余热量。通过背压阀将涡轮出来的油建立起一定的压力，以便对离合器的摩擦片进行润滑。在齿轮泵出来处加装一个安全阀是为了保证整个液压系统不会由于超负载工况下产生泄露等一系列问题，可以保证整个系统更好的工作，在输入泵轮前安装一个溢流阀，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并联，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，因为油不是全部通过滤清，接入温度可调器，能够保证在对摩擦片的润滑的同时不会加热摩擦片。油直接通过离合器壳体与摩擦片的中间回到油箱，这样可以保证离合器始终处在动力油中间，可以带走摩擦热的同时进行润滑作用。4.5.4 离合器的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，使齿轮泵出来的脉冲压力能够更加稳定，通过缓冲阀后油分两路进入操纵系统中，一路经一个单向阀后通向一个三位四通电磁阀，这一路控制变速箱中前进和后退离合器的接合，上位与下位分别使油流通向前进档和后退档，离合器的活塞缸。压力油压紧活塞便能够完成了接合离合器的目的，仅仅接合一个前进或后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，这个阀是一个二位三通阀。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组成的是一个二自由度变速箱，因而这三个电磁阀有且只有一个电磁阀接合，才能保证动力正常输出。 5 齿轮校核5.1齿轮校核特点：选用和啮合齿轮校核：其中=44，=54，=4选用采用为20CrMnTi，由机械设计查得：硬度极限HRS（齿面）60齿轮精度等级8-7-75.2 强度计算5.2.1 计算扭矩 （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Mp取以下公式中的小值。根据柴油机或液力变矩器的最大输出转矩Mmax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）因为、是第一对啮合齿轮，所以Mp=700.8（由共同输出特性得出） （1.2） 根据附着力P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 经比较得到： MpMp 意味着齿轮的计算扭矩M7=700.8Nm5.2.2 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Z7齿轮转速=1032/（54/44）=841rpm 齿轮的转速（圆周速度）Vr2为： 5.3 校核齿轮弯曲疲劳强度由公式： 校核式中： 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 齿轮的许用应力用以下公式计算： 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 校核齿面疲劳强度由公式可知： 由公式： 式中： 弹性系数 解除疲劳重合度系数 节点区域系数 但是齿面疲劳强度查书可得： 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=100.根据下列公式 式中： 当变矩器转速为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，P2=58.1Kw，n1=1800rpm 因为输入轴最小轴径处，将会采用花键联接，考虑到花键的大径处强度相对高，因而选用： 6.1.2 倒挡轴 考虑此轴只是传递扭矩，轴的转速为0，所以d=35mm6.1.3 I、III档轴 在低速档时，轴所受的扭矩与弯矩大，因此选用挂I档时传动比来计算设计轴的最小轴径： 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 II档轴 但是由于其传递扭矩较大，两端皆有花键，所以应该加粗取： 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 输出轴在挂低速档的时候，轴所受的扭矩和弯矩大，因此选用挂I档时传动比来设计计算，该轴的最小轴径： 因为其传递扭矩最大，且外接驱动桥和制动器，且结构需要取： 6.2 轴的强度计算与校核从II档轴为例，因为挂I档时，齿轮受力及轴的受力最为严重，所以挂I档时轴的受力进行分析。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N211E，是为了可以移动。另一端为固定端。轴承选6212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。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，扭矩图通过对轴上的受力分析，分解为水平和竖直两个平面求轴承支反力，齿轮11与齿轮10的啮合不平面，考虑较大的安全系数，假定Pt10和Pt11作用方向一致，Pr10和Pr11作用方向相同，求得： 在H面内 求各段弯矩：在V平面内： 在H平面内： 两面合成得到： 计算扭矩、弯矩合成计算弯矩Mca 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在一点上，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、扭矩图见图6-2图6-2 作用点与扭矩图图6-2 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Mca=1868.82Nm W抗弯剖面模量 由机械设计手册查得40Cr材料： 由于最大弯矩的右侧加工8626812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W=19.9cm=19900mm，在花键处也按最大弯矩Wca=1868.82计算 7 轴承的寿命计算以II档轴为例，这根轴属于支点距离较长、拉伸长、变形较大轴，采用一端固定，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