ZL15轮式装载机变速器项目设计方案.doc

ZL15轮式装载机变速器项目设计方案第1章 绪 论1.1 选题的背景装载机属于铲土运输机械类，是一种通过安装在前端一个完整的铲斗支承结构和连杆，随机器向前运动进行装载或挖掘，以及提升、运输和卸载的自行式履带或轮胎机械。它广泛用于公路、铁路、建筑、水电、港口、和矿山等工程建设。装载机具有作业速度快、效率高、机动性好、操作轻便等优点，因此成为工程建设中土石方施工的主要机种之一，对于加快工程建设速度，减轻劳动强度，提高工程质量，降低工程成本都发挥着重要的作用，是现代机械化施工中不可或缺的装备之一8。装载机可以用以下的方法来分类：（1）按用途分。分为露天装载机，用于露天作业；地下装载机，用于地下作业。（2）按发动机功率分。分为小型的，功率小于73.55kw；中型的，功率为73.55147.10kw；大型的，功率为147.10514.85kw；特大型的，功率大于514.85kw。（3）按行走机构类型分。分为轮胎行走机构（又分带铰接式车架和带有后轮转向的刚性车架两种）；履带行走机构。（4）按铲斗卸载方式分。分为前端式（又分为仅可前卸和既可前卸、又可一侧或两侧卸载两种）；后卸式；既可前卸、又可后卸。（5）按传动形式分。分为机械传动；全液压驱动；液压机械传动；电传动。（6）按发动机类型分。分为柴油机式（内燃式）；汽油机式；电动轮机式。（7）按动臂在卸载时是否回转动分。分为不回转的；半回转的（回转90）；全回转的（赚栋360）。目前应用最广泛的是液力机械传动、带有铰接式车架、大型轮胎行走的前卸式装载机。装载机变速器是装载机的重要部件之一，主要实现装载机在行进过程中变速及倒车功能。它由几十个零件组成，零件之间的装配关系相当复杂。因此变速箱的设计需要较长的时间和反复的实验。1.2 国内外研究现状1.2.1 国外轮式装载机发展现状在经历了5060年的发展后，到20世纪90年代中末期国外轮式装载机技术已到达相当高的水平。基于液压技术、微电子技术和信息技术的各种智能系统已广泛应用于装载机的设计、计算操作控制、检测监控、生产经营和维修服务等各个方面，是国外轮式装载机在原来的基础上更加“精制”，其自动化程度得以提高，从而进一步提高生产效率，改善了司机的作业环境，提高了作业舒适性，降低了噪声、振动和排污量，保护了自然环境，最大限度地简化维修、降低作业成本，使其性能、安全性、可靠性、使用寿命和操作性能都能达到了很高水平。（1） 产品形成系列，更新速度加快并朝大型化和小型化发展产品的系列化、成品化、多品种化成为主流。为了适应市场需求，各厂商加快了产品的更新换代，如以卡特彼勒为代表的美国，以小松公司为代表的日本和装载机生产第三大集团西欧各厂家都加快推出多功能，全面兼顾动力性、机动性与灵活性的新产品，以满足不同用途用户的需要。此外，装载机的大小规格向两头延伸，以适应大型露天煤矿或金属矿和狭窄施工场所，如仓库、货栈、农舍、低下等场所的装载作业。这些产品如美国克拉克公司生产的675型，功率1000W，而日本东阳远搬株式会社生产的310型，斗容量仅0.11功率9.8W。此外，装载机还向高卸位、远距离作业方向发展。如JCB公司开发了伸缩臂式转载机，小松公司也开发了能扩大作业范围带伸出机构的装载机。（2） 采用新结构、新技术，产品性能日趋完善近年开发的产品普遍采用了高性能发动机和自动换挡变速器、大流量负荷传感液压系统、前后防滑差速器多片湿式盘式制动器、行走颠簸减震等先进技术，并综合液压、微电子和信息技术制造，并应用了很多只能系统。工作装置连杆机构推陈出新，各种自动功能更趋成熟、完善。1、 发动机为了解决高作业效率与低燃料消耗的矛盾，近年来开始采用发动机管理系统。发动机管理系统亦称自动控制系统、电脑控制系统等，是电子计算机在工程机械中的应用之一。它能及时地根据装载机的工作负荷要求调节发动机的输出功率，使装载机更有效地利用发动机的动力，减少动力损失，节约燃料，减少废气排量和噪声，同时可使发动机长期在额定点工作，增加发动机的使用寿命。2、 传动机构以卡特彼勒公司为代表的轮式装载机采用液力机械传动系统，其G系列装载机采用电子自动换挡系统可自动选择档位传动比，使换档在变速箱最佳效率点进行。换挡离合器采用电子压力控制，行驶和换挡过程平稳，提高了生产率，延长了元件的使用寿命。3、 液压系统为了满足铲掘力和快速装卸两方面的要求，装载机工作装置采用多级液压系统。例如小松公司的WA450型装载机设有一只转换泵，切入料堆装载时切断阀自动使该泵卸载，通过向工作装置的也流量减少，使发动机功率更多地通过变矩器传给车轮，增加牵引力。当动臂举升时，转换阀接入，以提高举升速度。4、 工作装置20世纪90年代中末期以来装载机的工作装置已不再采用单一的Z型连杆结构，卡特彼勒公司在继IT综合多用机上开发八杆平行举升机构之后，又在其992G、924G等轮式装载机上采用了单铸钢动臂的所谓Versa连杆机构，可承受极大的扭矩载荷，具有卓越的可靠性、耐用性及和平行举升机构相类似的作业性能。（3） 发展多种工作装置，不断满足市场需求所有厂家的产品都强调一机多用，配有快换装置及多种附件，可以换装几种到几十种甚至上百种不同的作业装置。（4） 易于维修、保养，注重环保所有产品都充分考虑可维护、维修性，各关键零部件和维护点都预留了足够的通路，保养点集中并可在地面上进行，普遍采用自动集中润滑。大量机罩都采用可展开结构，可整体翻转，有些机型的驾驶室还可整体倾翻。许多产品发动机风扇采用液压驱动。大部分产品设有微机操作信息中心供维修查询。各厂家也都十分注重产品的环保，主要从降低污噪节约能源入手8。1.2.2 国内轮式装载机发展现状我国轮式装载机行业起步较晚，其制造技术是陆续从美国、德国和日本等国家引进的。目前，我国轮式装载机生产技术水平只相当与发达国家20世纪90年代的生产制造水平。虽然目前国内轮式装载机生产厂家群雄并立，并且有增无减，但国内企业自主开发创新能力较弱，产品更新换代以适应市场需求的能力较差，不能及时适应市场需求。在生产制造上，工艺装备水平和生产能力低，造成关键零部件技术不过关，整机的可靠性，故障率，使用寿命，机、电、液一体化水平，外观质量，操作的灵活性和舒适性方面与先进国家产品相比差距较大。目前我国轮式装载机的发展有如下一些特点。（1） 缺乏高科技含量，产品质量不稳定，档次低我国生产的轮式装载机的技术水平普遍较低，高科技附加值少，产品档次低，属中等偏下水平。产品质量不稳定，国产装载机大故障的部位主要集中在传动系统，小毛病经常出现在液压系统。（2） 设备的灵活性、舒适性较差灵活性是反映装载机工作效率的重要指标。由于设计和制造等原因，各个部件不能自如运作，工作起来笨拙不堪，现场讲是出工不出力、出力不出活。现场作业，其环境千差万别，特别是洞室、狭窄恶劣地段工作更需要灵活性，在这方面国外的大吨位设备也远比国内小吨位灵活得多。（3） 用途单一，产品规格中间大两头小我国生产的轮式装载机所配备的附属作业装置有限，造成装载机功能少、用途单一。尽管已能生产出0.410t的装载机产品，但产量主要集中在15t范围内，无力生产微型级、大型级产品，造成产品机构中间大两头小的格局。81.2.3 国内轮式装载机发展趋势尽管国产轮式装载机的技术发展水平与西方发达国家存在着很大的差距，但也应该考虑到历史和国情的原因。目前国产轮式装载机亦正从低水平、低质量、满足功能型向高水平、高质量、中价位、经济实用型过渡。从仿制仿造向自主开发过渡，各主要厂家也不断进行技术投入，采用不同的技术路线，在关键部件及系统上技术创新，摆脱目前产品设计雷同，无自己特色和优势的现状，正从低水平的无序竞争的怪圈中脱颖而出，成为装载机行业中的领先者。其体现一下一些趋势： （1）大型和小型轮式装载机，在近几年的发展过程中，收到客观条件及市场总需求量的限制。竞争最为激烈的中型装载机更新速度将越来越快。（2）各生产厂家根据实际情况，重新进行总体设计，优化各项性能指标，强化结构件的强度及刚度，以使整机可靠性得到提高。（3）优化系统结构，提高系统性能。如动力系统的减振、散热系统的结构优化、工作装置的性能指标优化及各铰点的防尘、工业造型设计，逐步引进最新的传动系统和液压系统技术，予以国产化、商业化，降低能耗，提高性能。（4）利用电子技术及负荷传感技术来实现变速箱的自动换挡级液压变量系统的应用，提高效率、节约能源、降低装载机作业成本。（5）提高安全性、舒适性。驾驶室逐步具备FOPS和ROPS功能，通过国际安全要求的认证，达到国际市场的基本要求，获得进入国际市场的许可证。驾驶室内环境将向汽车方向靠拢，转向盘、座椅、各操纵手柄都能调节，使操作者处于最佳位置工作。（6）降低噪声和排放，强化环保指标。随着人们环保意识的增强，许多大城市已经制定机动车的噪声和排放标准，工程建设机械若不符合排放标准，将要限制在该地区销售。（7）广泛利用新材料、新工艺、新技术，特别是机、电、液一体化技术，提高产品的寿命和可靠性。（8）最大限度的简化维修，尽量减少保养次数和维修时间，增大维修空间，普遍采用电子监视及监控技术，进一步改善故障诊断系统，提供排除问题的方法。81.3 目的、依据和意义变速箱又是装载机传动系组成的重要部分，起的是改变来自发动机的转矩与转速，使其配合工作人员和工作环境发挥其应有的作用。中国民族工程机械正在巩固国内市场和扩大国外市场，内要配合新国四标准实施，外要与（主要欧洲的排放标准）国际标准接轨，变速箱作为传动系的一大部分，它的改动有益于装载机的动力性与环保性，在它的作用下使装载机既能符合排放标准又能完成各个工况的要求。1.4 变速器的特点和设计要求及内容本次设计主要是依据给定的ZL15轮式装载机有关参数，通过对变速器各部分参数的选择和计算，设计出一种基本符合要求的前2挡后2挡定轴式变速器。本文主要完成下面一些主要工作：（1）参数计算。包括变速器传动比计算、中心距计算、齿轮参数计算、各档齿轮齿数的分配；（2）变速器齿轮设计计算。变速器齿轮几何尺寸计算；变速器齿轮的强度计算及材料选择；计算各轴的扭矩和转速；齿轮强度计算及检验；（3）变速器轴设计计算。包括各轴直径及长度计算、轴的结构设计、轴的强度计算；（4）变速器轴承的选择及校核；（5）同步器的设计选用和参数选择；（6）变速器箱体的结构设计设计。第2章 装载机基本参数的选定2.1 装载机2.1.1 装载机概述装载机是一种用途十分广泛的工程机械，可以用来铲装、搬运、卸载、平整散装物料，也可以对岩石、硬土等进行轻度的铲掘工作。此外，还可以刮平地面和牵引其他工程机械等作业。换装相应的工作装置，装载机还可以进行推土、起重、装卸木料或钢管等作业，其部分可换工作装置如下图2-18。图2.1 装载机工作装载种类2.1.2 装载机型号选定 本文设计所选定的车型为柳工ZL15。基本参数如表2.2.图 2.2 装载机ZL15表 2.1 装载机基本参数基本参数斗容0.78-1.0m额定载重量1600kg额定功率47kw工作质量5300300kg最大崛起力625kn最大牵引力425kn铲斗外侧469550mm车轮外侧437050mm卸高240450mm卸距86530mm速度（I II）前进09.9、026km/h后退09.7、025.5km/h轮胎规格16/70-20层级102.2 装载机发动机32.2.1 装载机发动机概述发动机为装载机的行走、作业等提供动力，保证其正常行驶和工作。装载机广泛采用柴油机作为动力。柴油机是内燃机的一种，是把燃料燃烧后所产生的热能转变机械能的动力装置12。发动机根据其活塞运动方式的不同，可分为往复活塞式和旋转活塞式两类。装载机多采用往复活塞式发动机。往复活塞式发动机的分累如下。按冲程数：四冲程发动机、二冲程发动机。按气缸数：单缸发动机、多缸发动机。按所用燃料:柴油机、汽油机、煤油机、特种燃料发动机、多种燃料发动机。按着火方式：点燃式、压燃式。按气缸排列形式：单列式、双列式。按冷却方式：水冷式发动机、风冷式发动机。按用途：车用发动机、工程机械用发动机、船用发动机、牵引用发动机、发电机用发动机。按进气方式：增压发动机、非增压发动机。按输出额定转速：分为高速、中速和低速等。装载机应用的柴油机多为往复式四行程多缸高速柴油发动机。柴油机经济性好，它的热效率一般为3040，最高可达40，在热机中它的热效率是较高的。柴油机的适应范围较广，能满足多种不同用途的需要。柴油机结构紧凑，质量轻，体积小，一般平均单位质量为（0.390.52）kg/W，因而特别适用于要求局有良好机动性的装载机。柴油机操作简便，启动迅速，工作可靠，不受使用场合的限制。装载机用柴油机除了具有一般车用柴油机的普遍要求之外，由于其工作条件的差别，还有一些新要求。通常装载机工作冲击振动大，要求柴油机具有更高的刚度和强度；工作负荷大，常出现短期超载，要求柴油机有足够的转矩储备系数；施工现场尘土大，要求柴油机空气、柴油机油、机油 ；装载机柴油机经常在变速下工作，因而要求他有良好的调速性能；柴油机应能在3035的斜坡上可靠工作；此外，在严寒、高原、沙漠、炎热地带，地下工程、水下工程等特殊条件下工作的工程机械以及军用工程机械的保暖、防尘、降温、排气污染等方面的特殊要求柴油机都应能够满足8。2.2.2 装载机发动机型号选定装载机发动机型号选用的是一拖（洛阳）东方红YTR4105G69柴油机。其基本参数如下表2-2。图 2.3 柴油机YTR4105G69表 2.2 柴油机基本参数基本参数气缸数目排列方式4缸直列冷却方式水冷工作循环4冲程喷射方式直喷式额定功率47kw额定转速2400r/min缸径X行程4105X120mm最大扭矩220.75%Nm2.3 装载机变矩器2.3.1 变矩器概述液力传动装置利用液体作为工作介质来传递动力，属于动液传动即通过液体再循环流动过程中液体动能的变化来传递动力，所以通常称为液力传动。液力传动在近代车辆和工程机械中得到广泛的应用。采用液力传动的车辆具有如下有特点。（1）能自动适应外阻力的变化，使装载机能在一定范围内无极地变更其输出轴转矩与转速；当阻力增加时，则自动降低转速，增加转矩，从而提高了装载机的平均速度与生产率。（2）提高装载机使用寿命，液力变矩器是油液传递动力，泵轮与涡轮之间不是刚性连接，能较好地缓和冲击，有利于提高装载机上各零件的使用寿命。能使其低速行驶和平稳起步，并能避免超载时发动机熄火。（3）简化了装载机的操纵，变矩器本身就相当于一个无极变速箱，可减少变速箱档位和换挡次数，加上一般采用动力换挡，从而可简化变速箱结构并减轻司机的劳动强度。液力变矩器的缺点是效率低，结构复杂，经济型降低12。2.3.2 变矩器特性参数（1）变矩比变矩比是涡轮力矩与泵轮力矩之比，即 （2.1）当涡轮转速时的变矩比成为启动变矩比（或失速变矩比），越大说明车辆的启动性能越好。（2）传动比是涡轮转速与泵轮转速之比，即 （2.2）（4） 传动效率 传动效率是涡轮轴上输出功率与泵轮轴上输入功率之比，即 （2.3）可见，传动效率又是变矩比与传动比的乘积。2.3.3 变矩器特性参数选定装载机变矩器选定的类型是单导轮综合式变矩器。其基本参数如下表。表2.3 变矩器基本参数基本参数2.4 本章小结 本章主要介绍了装载机发动机和变矩器基本参数，这是设计本课题的前提，为以后的设计确定了方向。第3章 变速器总体布置设计3.1 设计方案确定在装载机的关键部件中，最重要的是传动系统中的变速器、变矩器和差速器，一般称之为“三大件”。三大件中的变速器和变矩器两种关键部件结构复杂，材质要求高，加工难度大。轮式装载机一般选用机械式变速器，它采用齿轮传动，具有若干个定值传动比。有轴线固定式变速器（定轴式变速器）和轴线旋转式变速器（行星齿轮式变速器）两种。装载机的变速器通常有24个前进档和24个倒档。动力换挡定轴变速器由于采用液压操纵的多片摩擦离合器换挡，而摩擦离合器的轴向尺寸比较大，这样就不可能在两轴之间实现多档变速。一般在两轴之间，只能实现两档变速。所以这种变速器和普通人力换挡变速器不同之处在于它是一个多轴式串联变速器，以适应目前轮式装载机、推土机等工程机械提出的多档前进和多挡后退的要求。本文设计的是前二挡后二挡的定轴式变速器，换挡部件为湿式摩擦换挡离合器。3.2 变速器传动比确定3.2.1 最大传动比确定选择最低档传动比时，应根据装载机的最低稳定车速以及主减速比和驱动车轮的滚动半径等来综合考虑、确定。 （3.1）式中：-从变矩器到车轮的最大传动比 -轮胎滚动半径-变矩器涡轮允许的最低转速（1）装载机滚动半径 由轮胎型号16/70-20知，轮胎横截面宽为160mm，扁平率为70，轮辋为20in。 （3.2） （2）变矩器涡轮允许的最低转速 （3.3）-泵轮转速（发动机输出转速2400r/min）-变矩器最小传动比（3）最低稳定车速最后得3.2.2 最小传动比确定 （3.4）式中：-从变矩器到车轮最小传动比-变矩器允许的最高转速-装载机空载行驶最高速度（）8。（1）变矩器涡轮允许的最高转速 -变矩器最大传动比最后得3.2.3 变速器传动比分配本文设计变速器是前二挡后二挡，所以变速器的最大传动比为一档传动比，最小传动比为而当传动比。 （3.5）-主减速器传动比（ ）-变速器一档传动比-最终传动比（ ） 同理 3.3 传动路线确定3.3.1齿轮的传动路线 分度圆直径： 齿顶高： 齿根高： 全齿高： 齿顶圆直径： 齿根圆直径： 中心距： 齿轮Z10分度圆直径： 齿顶高： 齿根高： 全齿高： 齿顶圆直径： 齿根圆直径： 中心距： 4.3齿轮校核4.3.1齿轮材料的选择1、满足工作条件的要求 不同的工作条件，对齿轮传动有不同的要求，故对齿轮材料亦有不同的要求。但是对于一般动力传输齿轮，要求其材料具有足够的强度和耐磨性，而且齿面硬，齿芯软。2、合理选择材料配对 如对硬度350HBS的软齿面齿轮，为使两轮寿命接近，小齿轮材料硬度应略高于大齿轮，且使两轮硬度差在3050HBS左右。为提高抗胶合性能，大、小轮应采用不同钢号材料。3、考虑加工工艺及热处理工艺 变速器齿轮渗碳层深度推荐采用下列值：时渗碳层深度0.81.2时渗碳层深度0.91.3时渗碳层深度1.01.3表面硬度HRC5863；心部硬度HRC3348对于氰化齿轮，氰化层深度不应小于0.2；表面硬度HRC485312。对于大模数的重型汽车变速器齿轮，可采用25CrMnMO，20CrNiMO，12Cr3A等钢材，这些低碳合金钢都需随后的渗碳、淬火处理，以提高表面硬度，细化材料晶面粒3。本文齿轮与轴采用相同材料20CrMnTi渗碳合金钢。4.3.2计算各轴转矩发动机最大扭矩为220.7N.m，变矩器变矩比3，各轴均取最大载荷。I轴： =220.73=662.1N.m （4.12）II轴： =220.731=662.1N.m （4.13）III轴： =220.732.21=1463.241N.m （4.14）IV轴： =220.732.21=1463.241N.m （4.15）V轴： =220.73=662.1N.m （4.16）4.3.3齿轮强度计算（1）轮齿弯曲强度计算齿轮弯曲应力 （4.17）式中：弯曲应力（MPa）；图4.1 齿形系数图计算载荷（N.mm）；应力集中系数，可近似取=1.65；摩擦力影响系数，主、从动齿轮在啮合点上的摩擦力方向不同，对弯曲应力的影响也不同；主动齿轮=1.1，从动齿轮=0.9；齿宽（mm）；模数；齿形系数，如上图4.1对于装载机齿轮，许用应力在320450MPa范围。=170.65MPa320450MPa=152.54MPa320450MPa=170.65MPa320450MPa=86.73MPa320450MPa=212.79MPa320450MPa=419.18MPa320450MPa=352.11MPa320450MPa=181.37MPa320450MPa=352.11MPa320450MPa=170.65MPa320450MPa=152.54MPa320450MPa所有齿轮弯曲应力皆满足要求。（2）齿轮接触应力计算 （4.18）式中：轮齿的接触应力（MPa）；计算载荷（N.mm）；节圆直径(mm)；节点处压力角（），齿轮螺旋角（）；齿轮材料的弹性模量（MPa）；齿轮接触的实际宽度(mm)；、主、从动齿轮节点处的曲率半径(mm)，直齿轮、，斜齿轮、；、主、从动齿轮节圆半径(mm)。将作用在变速器第一轴上的载荷作为计算载荷时，变速器齿轮的许用接触应力见表4.1。弹性模量=20.6104 Nmm，齿宽表4.1变速器齿轮的许用接触应力齿轮渗碳齿轮液体碳氮共渗齿轮一挡和倒挡190020009501000常啮合齿轮和高挡13001400650700（1）计算齿轮Z1，Z3和Z10的接触应力=662.1N.m，=662.1N.m，=662.1N.m， ，=52.14mm =52.14mm =52.14mm =638.14MPa19002000MPa =1148.07MPa19002000MPa =1148.07MPa19002000MPa （2）计算齿轮Z2，Z11的接触应力=662.1N.m，=662.1N.m， ， =25.02mm =25.02mm =624.81MPa19002000MPa =624.81MPa19002000MPa （3）计算齿轮Z4，Z6的接触应力=662.1N.m，=1463.241N.m， ， =45.34mm =23.80mm =442.23MPa19002000MPa =624.81MPa19002000MPa （4）计算齿轮Z5，Z8的接触应力=662.1N.m，=1463.241N.m， ，=21.54mm =47.60mm =658.26MPa19002000MPa =658.18MPa19002000MPa （5）计算齿轮Z7，Z9的接触应力=1463.241N.m，=1463.241N.m， ，=25.02mm =25.02mm =909.21MPa19002000MPa =909.21MPa19002000MPa 所有齿轮接触应力皆满足要求。4.4本章小结 本章首先简要介绍了齿轮材料的选择原则，即满足工作条件的要求、合理选择材料配对、考虑加工工艺及热处理，然后计算出各挡齿轮的转矩。根据齿形系数图查出各齿轮的齿形系数，计算轮齿的弯曲应力和接触应力。最后计算出各挡齿轮所受的力，为下章对轴及轴承进行校核做准备。第5章 变速器轴和轴承的设计与选择5.1变速器轴的设计变速器在工作时承受着转矩及来自齿轮啮合的圆周力、径向力和斜齿轮的轴向力引起的弯矩。刚度不足会引起弯曲变形，破坏齿轮的正确啮合，产生过大的噪声，降低齿轮的强度、耐磨性及寿命。设计变速器轴时，其刚度大小应以能保证齿轮能有正确的啮合为前提条件。轴的径向及轴向尺寸对其刚度影响很大，且轴长与轴径应协调。变速器I轴、II轴、III轴、IV轴与V轴的最大直径d可根据中心距按以下公式初选 （5.1）I轴：=60.57980.772mmII轴：=80.334107.112mmIII轴：=80.334107.112mmIV轴：=65.8487.798mmV轴：=65.8487.798mm轴径的选择还需根据变速器的结构布置和轴承与花键、弹性挡圈等标准以及轴的刚度和强度验算结果进行修正。5.2轴的强度计算如下图，根据轴的受力，取I轴、II轴和V轴装轴承处的直径为25mm，III轴和IV轴装轴承处的直径为30mm；mm，mm，mm，mm，mm，mm，mm，mm，mm，mm。图 5-1 齿轮和轴上的受力简图5.2.1齿轮和轴上的受力计算根据受力简图5.1，可计算出变速器的齿轮和轴上的作用力。I轴： II轴： III轴： IV轴： V轴： 5.2.2轴的强度计算在进行轴的强度和刚度验算时，可将轴看作是铰接支承的梁。由于转矩相同，所以轴、轴和轴支反力相同，轴与轴相同。I轴支反力（1）在垂直平面内的支反力 由得 （5.2） =4679.9N 由得 =7856.977N （5.3）（2）在水平面内的支反力由得 （5.4） =-77609.06N =78348.091N （5.5）轴支反力 （5.6） =9888.614N （5.7） =77609.059N （1）在水平面内的支反力 （5.8） =1932.98N =25032.98N （5.9）（2）在垂直平面内的支反力 （5.10） =7719.41N =7764.934N （5.11）验算轴的强度作用在齿轮上的径向力和轴向力，使轴在垂直平面内弯曲变形，而圆周力使轴在水平面弯曲变形。在求取支点的垂直面和水平面内的反力后，计算相应的垂向弯矩、水平弯矩。则轴在转矩和弯矩的同时作用下，其应力为： （5.12）式中: (MPa)； （5.13）为轴的直径(mm)，花键处取内径；为抗弯截面系数(mm)，在低挡工作时，400MPa。下面计算各轴在弯矩和转矩作用下的轴应力代入上式得：轴轴轴轴轴 轴 轴轴轴 轴 所有轴皆符合标准，满足强度要求。5.2.3轴的刚度计算变速器轴的刚度用轴的挠度和转角来评价，轴的刚度比其强度更为重要。变速器第二轴的刚度最小，第二轴齿轮处轴截面的总挠度不得大于0.130.15mm。（对于低档齿轮处轴截面的总挠度，又于低档工作时间较短，又接近轴的支撑点，因此允许不得大于0.150.25mm。）齿轮所在平面的转角不应超过0.0012弧度；两轴的分离不超过0.2mm2。斜齿轮对轴和支撑的变形较直齿轮敏感。变速器刚度试验表明，中心距的变化及齿轮的倾斜，不仅取决于周的变形，而且取决于支撑和壳体的变形。对齿轮工作影响最大的是轴的垂向挠度和轴在水平面内的转角，前者改变了齿轮的中心距并破坏了齿轮的正确啮合；后者使大小齿轮相互歪斜导致沿齿长方向压力分布不均匀。 计算时，仅计算齿轮所在位置处的挠度和转角。变速器齿轮在轴上的位置如图所示时，若轴在垂直面内挠度为，在水平面内挠度为和转角为，可分别按下式计算： （5.14） （5.15） （5.16）式中： 齿轮齿宽中间平面上的径向力(N)；齿轮齿宽中间平面上的圆周力(N)；弹性模量(MPa)，MPa；惯性矩(mm4)，对于实心轴，；轴的直径(mm)，花键处按平均直径计算；，齿轮上的作用力到支座、的距离(mm)；支座间的距离(mm)。轴的全挠度为mm。轴在垂直面和水平面内挠度的允许值为mm，mm。齿轮所在平面的转角不应超过0.002rad2。（1）轴的挠度和角将轴的数据代入得：轴在垂直平面内的挠度：水平面内的挠度：故轴的合成挠度： =0.0034mm所以轴的挠度符合要求。轴转角的校核所以轴转角符合要求。（2）轴的挠度和角的计算轴挠度的计算轴在垂直平面内的挠度： 水平面内的挠度： 故轴的合成挠度： 所以轴的挠度符合要求。轴转角的校核所以轴转角符合要求。（3）轴的挠度和角的计算轴挠度的计算轴在垂直平面内的挠度：水平面内的挠度：故轴的合成挠度： 所以轴的挠度符合要求。轴转角的校核所以轴转角符合要求。（4）轴的挠度和角的计算轴挠度的计算轴在垂直平面内的挠度：水平面内的挠度：故轴的合成挠度： 所以轴的挠度符合要求。轴转角的校核所以轴转角符合要求。（4）轴的挠度和角的计算轴挠度的计算轴在垂直平面内的挠度：水平面内的挠度：故轴的合成挠度： 所以轴的挠度符合要求。轴转角的校核所以轴转角符合要求。5.3轴承的选择与校核一般是根据布置并考虑轴的受力情况，按国家规定轴承的标准选定，再进行其使用寿命的验算。对汽车变速器滚动轴承耐久性的评价是以轴承滚动体与滚道表面的接触疲劳为依据，承受的动载荷是其工作的基本特征。5.3.1轴的轴承选择与校核轴装轴承处的直径为25mm，按GB/T276-1994的规定，选择轴承30205，其基本额定动载荷N，极限转速为7000r/min。滚动轴承的实际的载荷条件常与确定基本额定动载荷时不同。在进行轴承寿命计算时，必须将实际载荷转换为与确定基本额定动载荷时的载荷条件相一致的假想载荷，在其作用下的轴承寿命与其实际载荷作用下的相同，这一假想载荷成为当量动载荷，用P表示，因此，轴承的寿命计算必须想求出当量动载荷。当量动载荷的计算公式为 （5.14）式中：，径向、轴向载荷系数；，。考虑载荷性质引入的载荷系数，对汽车来说，取1.4。 =7136.745N 对汽车轴承寿命的要求是轿车30万Km，货车和大客车25万Km。则轴承的使用预期使用寿命可按汽车以平均车速行驶至大修前的总行驶里程S来计算： （5.15）式中的汽车平均车速可取 。所以轴承失效前汽车行驶的时间为 而轴承寿命的计算公式为 （5.16）式中：寿命系数，对滚动轴承，；轴承转速9。将参数代入公式后得： =87194.47h 所以轴轴承的使用寿命符合要求。5.3.2轴的轴承选择与校核轴装轴承处的直径为25mm，按GB/T276-1994的规定，选择轴承30205，其基本额定动载荷N，极限转速为7000r/mi =10859.802N =24747.14h 所以轴轴承的使用寿命符合要求。5.3.3轴的轴承选择与校核轴装轴承处的直径为30mm，按GB/T276-1994的规定，选择轴承30206，其基本额定动载荷N，极限转速为6000r/mi =13628.65N =30235.41h 所以轴轴承的使用寿命符合要求。5.3.4轴的轴承选择与校核轴装轴承处的直径为30mm，按GB/T276-1994的规定，选择轴承30206，其基本额定动载荷N，极限转速为6000r/mi =16788.01N =24429.11h 所以轴轴承的使用寿命符合要求。5.3.5轴的轴承选择与校核轴装轴承处的直径为25mm，按GB/T276-1994的规定，选择轴承30205，其基本额定动载荷N，极限转速为7000r/mi =77572N =40743.7h 所以轴轴承的使用寿命符合要求。5.4 本章小结本章完成的主要任务是对于轴和轴承进行设计计算，达到正确的装配关系，在满足装配关系的条件下还要进行强度的校核，以满足设计的需要。第6章 换挡同步机构的选择与设计6.1换挡同步机构的选择与工作原理装载机变速器是通过液压操纵系统操作离合器进行换挡的；其换档原理：离合器内鼓通过花键与齿轮相连，外鼓通过花键与轴相连，来自变速操纵阀的高压油经油路进入活塞腔内，推动活塞，将装载内外鼓花键上的摩擦片压紧后，使齿轮与轴暂时固连而传递动力。松开离合器变速操纵阀切断压力油路，压力油通过油道回到储油缸，活塞便在回位弹簧的作用下恢复原来位置，于是主、被动片分离，便不能传递动力。就这样通过液压系统操纵相关离合器的结合与 图6-1 湿式多摩擦片离合器分离，来实现某一档位。 6.2换挡同步机构的设计为了达到计划书所给的数据要求，设计时应根据装载机的类别、使用要求、制造条件，以及“系列化、通用化、标准化”的要求等，合理选择离合器结构。6.2.1摩擦片材料换挡离合器装在密封着的变速器内，工作时散热条件差，所以要求摩擦材料要具有良好的导热、耐磨、耐热、耐腐蚀性。在实际作业中换挡频繁，要求离合器再结合时应平稳、柔和；而在分离时要迅速彻底。因此，在设计离合器时要求摩擦片具有足够的摩擦系数和稳定性，以保证在给定的条件下可靠工作。由于粉末冶金摩擦材料主要成分为金属，导热性好、强度高，且承受负荷能力比金属摩擦材料大，故在工程机械动力换挡变速器中得到广泛应用。由于摩擦离合器工作要产生大量的摩擦热，因此，摩擦副中至少有一个元件应由金属材料制成，以确保摩擦区产生的热量迅速散出，一般采用刚或铸铁。为了增大摩擦系数，另一个元件一般采用摩擦衬面。对于片式离合摩擦副，摩擦衬面材料可分成两大类：金属类、非金属类。金属型摩擦材料，即与钢片对偶的摩擦衬面材料成为金属材料，在汽车车辆中，常见金属型摩擦材料有钢、铸