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太原科技大學華科學院畢業(yè)設(shè)計說明書 1 畢業(yè)設(shè)計說明書 ZL50 裝載機定軸式動力換擋變速箱設(shè)計 學生姓名 學 號 院 系 專 業(yè) 機械設(shè)計制造及其自動化 指導教師 填寫日期 目錄 太原科技大學華科學院畢業(yè)設(shè)計說明書 2 摘要 4 ABSTRACT 5 第 1章 輪式裝載機底盤構(gòu)造簡述 6 1 1 裝載機的總體構(gòu)造 6 1 2 傳動系統(tǒng) 6 第 2章 發(fā)動機 變矩器匹配計算 8 2 1 參考課程設(shè)計任務(wù)書得到相關(guān)數(shù)據(jù) 8 2 2發(fā)動機原始特性 9 2 3發(fā)動機與液力變矩器的匹配計算 13 2 4裝載機各擋總傳動比的確定 17 2 5裝載機整機性能分析 18 第三章定軸式動力換擋變速箱的設(shè)計 22 3 1變速箱傳動設(shè)計及結(jié)構(gòu)分析 22 3 2確定變速箱的主要參數(shù)和配齒計算 23 太原科技大學華科學院畢業(yè)設(shè)計說明書 3 3 3軸的設(shè)計 30 3 4換擋離合器的設(shè)計 31 第四章 變速箱主要零件的校核和軸承壽命計算 33 4 1齒輪強度和計算 33 4 2 軸的強度校核 35 4 3輸出軸軸承的校核 43 4 4軸承壽命計算 46 參考文獻 49 致 謝 50 附 錄 54 太原科技大學華科學院畢業(yè)設(shè)計說明書 4 ZL50裝載機定軸式動力換擋變速箱設(shè)計 摘要 ZL50 裝載機的傳動系中采用雙渦輪液力變矩器 這種結(jié)構(gòu)型式的變矩器在小傳動比范 圍內(nèi)具有較大的變矩系數(shù)和較高的效率 因此 能夠改善裝載機的作業(yè)效率 另外 裝載機 在輕載高速時 變矩器只有二級渦輪工作 在低速重載時 變矩器的一 二級渦輪同時工作 這樣 變矩器在自身速度轉(zhuǎn)換時 相當于兩擋速度 并隨外界負荷的變化自動變化 因此 可以減少變速箱的擋位數(shù) 簡化變速箱的結(jié)構(gòu) 基于這個原因 定軸式動力換擋變速箱只有 三個前進擋 三個倒退擋 該變速箱具有結(jié)構(gòu)簡單 緊湊 剛性大 傳動效率高 操縱輕便 可靠 齒輪及摩擦片離合器壽命長等優(yōu)點 關(guān)鍵字 雙渦輪變矩器 動力換擋 定軸變速機構(gòu) 太原科技大學華科學院畢業(yè)設(shè)計說明書 5 ZL50 loader fixed shaft power shift transmission design Abstract ZL50loader power transmission system used in the double turbine torque converter this structure type of converter in small drive is larger than the scope of the change pitch coefficient and high efficiency which can improve the loader s efficiency of operations Moreover when the loader in high speed torque converter has the second level turbine wheel work in heavy the first level and the second level turbine wheel also works like this when torque converter changes own speeds it is equal to have two speeds and along with outside load change it automatic change its speed Therefore it may reduce the gear box s speeds and simplifies gear box s structure For this reason the power shifts planetary gears the gearbox has only two forward and a setback stalls which has the simple structure compact high transmission efficiency simple to operation gear and friction disk clutch life long and so on Keyword Power shift Planetary Line Planetary transmission 第 1章 輪式裝載機底盤構(gòu)造簡述 1 1 裝載機的總體構(gòu)造 裝載機是一種廣泛用于公路 鐵路 礦山 建筑 水電 港口等工程的土石方工程施工 太原科技大學華科學院畢業(yè)設(shè)計說明書 6 機械 其外形如圖 1 1 所示 它的作業(yè)對象主要是各種土壤 砂石料 灰料及其它筑路用散 狀物料等 主要完成鏟 裝 卸 運等作業(yè) 也可對巖石 硬土進行輕度鏟掘作業(yè) 由于它 具有作業(yè)速度快 效率高 操作輕便等優(yōu)點 因而裝載機在國內(nèi)外得到迅速發(fā)展 成為土 石方工程施工的主要機種之一 裝載機以柴油發(fā)動機或電動機為動力裝置 行走裝置為輪胎或履帶 由工作裝置來完成 土石方工程的鏟挖 裝載 卸載及運輸作業(yè) 如圖 1 1 所示 輪胎式裝載機是由動力裝置 車架 行走裝置 傳動系統(tǒng) 轉(zhuǎn)向系統(tǒng) 制動系統(tǒng) 液壓系統(tǒng)和工作裝置等組成 1 2 傳動系統(tǒng) 輪胎式裝載機傳動系統(tǒng)如圖 1 2 所示 其動力傳遞路線為 發(fā)動機 液力變矩器 變速 箱 傳動軸 前 后驅(qū)動橋 輪邊減速器 車輪 1 液力變矩器 裝載機采用雙渦輪液力變矩器 能隨外載荷的變化自動改變其工況 相當于一個自動變 速箱 提高了裝載機對外載荷的自適應(yīng)性 變矩器的第一和第二渦輪輸出軸及其上的齒輪將 動力輸入變速箱 在兩個輸入齒輪之間安裝有超越離合器 圖 1 1 輪胎式裝載機結(jié)構(gòu)簡圖 1 柴油機 2 傳動系統(tǒng) 3 防滾翻與落物保護裝置 4 駕駛室 5 空調(diào)系統(tǒng) 6 轉(zhuǎn)向系統(tǒng) 7 液壓系統(tǒng) 8 前車架 9 工作裝置 10 后車架 11 制動系統(tǒng) 12 電 器儀表系統(tǒng) 13 覆蓋件 太原科技大學華科學院畢業(yè)設(shè)計說明書 7 當二級齒輪從動齒輪的轉(zhuǎn)速高于一級齒輪從動齒輪的轉(zhuǎn)速時 超越離合器將自動脫開 此時 動力只經(jīng)二級渦輪及二級齒輪傳入變速箱 隨著外載荷的增加 渦輪的轉(zhuǎn)速降低 當 二級齒輪從動齒輪的轉(zhuǎn)速低于一級齒輪從動齒輪的轉(zhuǎn)速時 超越離合器楔緊 則一級渦輪軸 及一級齒輪與二級渦輪軸與二級齒輪一起回轉(zhuǎn)傳遞動力 增大了變矩系數(shù) 2 變速箱 變速箱為定軸式動力換檔變速箱 由兩個制動器和一個閉鎖離合器實現(xiàn)三個擋位 前進 擋和倒擋分別由各自的制動器實現(xiàn)換檔 前進 擋 直接擋 通過結(jié)合閉鎖離合器實現(xiàn) 3 驅(qū)動橋 采用雙橋驅(qū)動 主傳動采用一級螺旋錐齒輪減速器 左右半軸為全浮式 輪邊減速器為 行星傳動減速 定軸式 動力換 擋變速 箱 太原科技大學華科學院畢業(yè)設(shè)計說明書 8 第 2 章 發(fā)動機 變矩器匹配計算 2 1 參考課程設(shè)計任務(wù)書得到相關(guān)數(shù)據(jù) 2 1 1 液力變矩器 所選用的液力變矩器均為單級四元件雙渦輪液力變矩器其結(jié)構(gòu)型式參考有關(guān)資料 表 2 1 變矩器主要參數(shù) i 0 0 0 1 0 2 0 3 0 42 5 0 5 0 55 0 61 0 73 0 76 5 0 85 k 4 1 3 3 45 2 9 5 2 5 1 91 8 1 5 8 1 36 4 1 11 5 1 02 7 1 0 0 93 5 0 0 0 34 5 0 5 9 0 7 5 0 81 5 0 7 9 0 75 0 68 0 75 0 76 5 0 79 5 10B 433 4 33 6 34 4 35 6 34 8 35 2 35 7 36 4 33 6 32 8 230 4 0 95 0 1 00 0 1 08 2 0 85 6 0 80 5 0 69 3 太原科技大學華科學院畢業(yè)設(shè)計說明書 9 0 81 3 0 80 5 0 75 27 4 25 4 14 4 2 1 2 整機參數(shù) 表 2 2 機重及橋荷分配 整機重 橋荷分配 空載 噸 滿 載 噸 空載 滿載 前橋 后橋 前橋 后橋 18 23 35 1 64 9 64 8 35 2 表 2 3 油泵工作參數(shù) 變 速 泵 轉(zhuǎn) 向 泵 工 作 泵 壓 力 MPa 流量 l min 壓 力 MPa 流 量 1 min 壓 力 MPa 流 量 l min 1 2 120 12 76 10 325 表 2 5 傳動比分配 主 傳 動 比 輪 邊 減 速 比 6 167 4 4 發(fā)動機額定功率 轉(zhuǎn)速 162 2200 kW r min 最大扭矩 轉(zhuǎn)速 800 1300N m r min 傳動系的機械效率 變矩器除外 均取 n 0 88 太原科技大學華科學院畢業(yè)設(shè)計說明書 10 2 2發(fā)動機原始特性 根據(jù)畢業(yè)設(shè)計任務(wù)書已知 發(fā)動機 6135k 2200 轉(zhuǎn) 分 162KW Hne HNe9549 162 073 154ehehNMmn 最大扭矩及相應(yīng)轉(zhuǎn)速 800N m 1300 轉(zhuǎn) 分 由于工程機械發(fā)動機的標定功率均為 1 小時功率 但未扣除發(fā)動機附件所消耗的功率 發(fā)動機附件所消耗的可按照發(fā)動機額定功率的 10 計算 所以發(fā)動機傳遞給變矩器的有效功 率有額定功率的 90 發(fā)動機的原始特性曲線可根據(jù)下面的經(jīng)驗公式計算出不同轉(zhuǎn)速所對應(yīng)的發(fā)動機扭矩 然 后選擇合適的比例在坐標紙上描點連線 2 1 22maxe xAeHeaxX nnMM 式中 發(fā)動機最大扭矩 N m 發(fā)動機額定扭矩 N m maxe e 對應(yīng)轉(zhuǎn)速 的扭矩 N m 發(fā)動機額定轉(zhuǎn)速 r min x H 最大扭矩對應(yīng)轉(zhuǎn)速 r min 對應(yīng)扭矩 的轉(zhuǎn)速 r min An xnxM 不同轉(zhuǎn)速對應(yīng)的發(fā)動機扭矩列于下表 表 2 6 發(fā)動機原始特性數(shù)據(jù) Memax N m eH N m ne rpm A rpm x rpm e N m 800 703 154 2200 1300 800 770 1092 800 703 154 2200 1300 1000 789 2393 800 703 154 2200 1300 1200 798 8043 800 703 154 2200 1300 1400 798 8043 800 703 154 2200 1300 1600 789 2393 太原科技大學華科學院畢業(yè)設(shè)計說明書 11 800 703 154 2200 1300 1800 770 1092 800 703 154 2200 1300 2000 741 4141 800 703 154 2200 1300 2200 703 154 800 703 154 2200 1300 2400 655 3288 發(fā)動機用在裝載機上時 除其附件外 還要帶整機的輔助裝置 如工作裝置油泵 轉(zhuǎn)向 油泵 變速操縱及變矩器補償冷卻油泵和氣泵等 在繪制發(fā)動機和變矩器共同工作輸入特性 曲線時 必須根據(jù)裝載機的具體工作情況 扣除帶動這些輔助裝置所消耗的發(fā)動機扭矩 這 些油泵在裝載機作業(yè)過程中 并不是同時滿載工作的 計算時通常取油泵的空載壓力為 0 3 0 5 兆帕 這里取為 0 5 兆帕 發(fā)動機與變矩器的匹配 一般分為兩種方案 即全功率匹配和部分功率匹配 全功率匹配 以滿足裝載機在作業(yè)時對插入力的要求為主 就是說此時變速操縱泵與變 矩器共同工作 而轉(zhuǎn)向泵和工作裝置油泵空轉(zhuǎn) 變矩器與發(fā)動機輸出的全部功率進行匹配 此時發(fā)動機傳給變矩器的力矩 為 ezM N m 2 2 czgz 式中 發(fā)動機的輸出扭矩 N m e 分別為工作裝置油泵和轉(zhuǎn)向油泵空轉(zhuǎn)時消耗的扭矩 N m gM z 變速操縱泵消耗的扭矩 c 部分功率匹配 考慮工作裝置油泵所需的功率 預(yù)先留出一定的功率 就是說這時工作 裝置油泵 變速操縱泵與變矩器共同工作 而轉(zhuǎn)向泵空轉(zhuǎn) 變矩器不是與發(fā)動機輸出的全部 功率進行匹配 而是與部分功率進行匹配 此時發(fā)動機傳給變矩器的力矩 為 ezM N m 2 3 czgez MM 式中 工作裝置油泵工作時消耗的扭矩 一般約占發(fā)動機功率的 40 60 g 為轉(zhuǎn)向油泵空轉(zhuǎn)時消耗的扭矩 N m z 變速操縱泵消耗的扭矩 c 調(diào)查相關(guān)資料可知 變速泵的工作壓力為 1 2 Mpa 工作流量為 120l min 轉(zhuǎn)向泵的變 太原科技大學華科學院畢業(yè)設(shè)計說明書 12 速泵的工作壓力為 12 Mpa 工作流量為 76l min 工作裝置油泵的工作壓力為 10Mpa 工作 流量為 325l min 各油泵在不同工作狀態(tài)消耗的扭矩按下式進行計算 2 4 AbMiTnQp 210 3 式中 為油泵的工作壓力 MPa 油泵空轉(zhuǎn)時壓力取為 0 5 MPa ip 油泵的理論流量 l min TiQ 油泵的在不同轉(zhuǎn)速時對應(yīng)的流量 Abin 油泵的機械效率 一般取 0 75 0 85 這里取 0 85 bMi 油泵的轉(zhuǎn)速 rpm 發(fā)動機的額定轉(zhuǎn)速 rpm An 計算結(jié)果如下 109 58 2013 mNMZ 37 3 g 465 28 02513 mNg 3Mc 然后根據(jù)式 2 3 和式 2 4 計算出發(fā)動機與變矩器的不同匹配時 發(fā)動機向變矩器 傳遞的有效扭矩 所得數(shù)據(jù)列于下表 表 2 7 發(fā)動機傳遞的扭矩數(shù)據(jù) 單位 N m n r m in gg cez Mez ez 太原科技大學華科學院畢業(yè)設(shè)計說明書 13 800 276 746 5 13 83 7 12 26 2 770 10 9 5 10 9 475 991 5 738 90 1 1000 276 746 5 13 83 7 12 26 2 789 23 9 5 10 9 495 121 5 758 03 1 1200 276 746 5 13 83 7 12 26 2 798 80 4 5 10 9 504 686 5 767 59 6 1400 276 746 5 13 83 7 12 26 2 798 80 4 5 10 9 504 686 5 767 59 6 1600 276 746 5 13 83 7 12 26 2 789 23 9 5 10 9 495 121 5 758 03 1 1800 276 746 5 13 83 7 12 26 2 770 10 9 5 10 9 475 991 5 738 90 1 2000 276 746 5 13 83 7 12 26 2 741 41 4 5 10 9 447 296 5 710 20 6 2200 276 746 5 13 83 7 12 26 2 703 15 4 5 10 9 409 036 5 671 94 6 2400 276 746 5 13 83 7 12 26 2 655 32 9 5 10 9 361 211 5 624 12 1 根據(jù)表 2 7 選擇合適的比例在坐標紙上描點連線 作出發(fā)動機的外特性曲線 見圖 2 1 2 3發(fā)動機與液力變矩器的匹配計算 2 3 1 初步選擇液力變矩器的有效直徑 D 全功率匹配時變矩器有效直徑 按下式確定1 m 2 5 521HBezrnM 式中 該狀態(tài)時發(fā)動機傳給變矩器的最大有效力矩 N m ezM 太原科技大學華科學院畢業(yè)設(shè)計說明書 14 所選變矩器最高效率時泵輪力矩系數(shù) B r 工作液壓的重度 N 3m 發(fā)動機額定轉(zhuǎn)速 rpm Hn524108 31769 D m 部分功率匹配時變矩器有效直徑 按下式確定2 m 2 6 52 2HBezrnMD 式中 該狀態(tài)時發(fā)動機傳給變矩器的最大有效力矩 N m ezM 所選變矩器最高效率時泵輪力矩系數(shù) B R 工作液壓的重度 N 3m 發(fā)動機額定轉(zhuǎn)速 rpm Hn524208 316 D m 49 0 裝載機在作業(yè)過程中 工作裝置油泵不是經(jīng)常滿負荷工作 因而 為了兼顧兩種工況的 要求 使所選變矩器的有效直徑 應(yīng)該是 并使變矩器在 工況之負荷拋物線3D132D max i 與 全功率匹配 相交于接近額定扭矩點的調(diào)速特性區(qū)段 與 部分功率匹配 相ezM ezM 交于額定扭矩點的外特性區(qū)段 因此初步確定變矩器有效直徑 0 540m 3 2 3 2 做出發(fā)動機與液力變矩器的共同工作的輸入特性曲線 變矩器的輸入特性是分析研究變矩器在不同工況 i 時 變矩器與柴油機共同工作的轉(zhuǎn)矩 和轉(zhuǎn)速變化的特征 不同轉(zhuǎn)速比時 泵輪轉(zhuǎn)據(jù) 隨泵輪轉(zhuǎn)速的變化而變化 BM 已知泵輪轉(zhuǎn)矩 為 N m 2 7 BM52DgnB 對于透穿性液力變矩器 變矩器直徑 D 一定 用給定的工作液體 一定 但是泵輪 太原科技大學華科學院畢業(yè)設(shè)計說明書 15 力矩系數(shù) 隨不同工況 i 而變化 故變矩器的輸入特性曲線是過坐標原點的一束拋物線 根B 據(jù)式 2 7 計算出發(fā)動機與變矩器的不同匹配時 發(fā)動機和變矩器共同工作的泵輪轉(zhuǎn)矩 BM 并合適的比例在坐標紙上描點連線 作出發(fā)動機的外特性曲線 見圖 2 1 對液力變矩器與發(fā)動機共同工作時輸入特性圖分析 1 高效工況 最大效率 0 815 時 傳動比 i 0 425 接近最大功率 允許最低max 效率 t 0 75 時 傳動比 i 0 3 和 i 0 73 兩條負載拋物線包括了最大功率范圍 2 所得的負載拋物線絕大部分兼顧了作業(yè)工況和運輸工況的要求 即在穩(wěn)定工作區(qū)段 內(nèi) 3 起動工況 i 0 其負載拋物線與發(fā)動機扭矩曲線的交點在穩(wěn)定工作區(qū)內(nèi) 液力變矩器 直徑 D 540mm 合適 圖 2 1 發(fā)動機與變矩器共同輸入特性曲線 2 3 3 作出發(fā)動機與液力變矩器的共同工作的輸出特性曲線 從共同工作輸入特性曲線上 找出各速比 i 0 0 1 1 2 時的共同工作的轉(zhuǎn)矩 MB和轉(zhuǎn)速 nB 再根據(jù)各速比 i 由原始特性曲線查出對應(yīng)的變矩系數(shù) k 和效率 按公式 inTi 可得到發(fā)動機與液力變矩器共同工作輸出iBiTiKM 1047 3TiiTi nMN 太原科技大學華科學院畢業(yè)設(shè)計說明書 16 時的轉(zhuǎn)矩 轉(zhuǎn)速 和功率 值 將計算數(shù)值 按一定比例 以 為橫坐標 其他參數(shù)TMTnTNTn 為坐 標進行繪圖 即得到發(fā)動機和液力變矩器共同工作時的輸出特性曲線 圖 2 2 全功率匹配發(fā)動機與液力變矩器的共同工作輸出特性 EXCEL數(shù)據(jù)表截圖 圖 2 3全功率匹配發(fā)動機與液力變矩器的共同工作輸出特性曲線 太原科技大學華科學院畢業(yè)設(shè)計說明書 17 2 4裝載機各擋總傳動比的確定 2 4 1車輪動力半徑的確定 所選用的輪胎規(guī)格為 21 24 從 鏟土運輸機械設(shè)計 P202 表 6 1 查得 輪胎自由半徑 r 0 885m 輪胎斷面寬度 b 0 590m 動力半徑可按下面公式求得近似值 m 2 8 brk 0 式中 r k 為車輪動力半徑 為輪胎自由半徑 0 b 為輪胎斷面寬度 系數(shù) 對于鏟土運輸機械用的低壓輪胎 在松軟土壤上 0 08 0 1 在密實土壤上 0 12 0 15 對于載重汽車使用的 高壓輪胎 0 1 0 12 這里 取 0 1 m 826 059 18 0 0 brk 2 4 2低擋傳動比計算 在液力變矩器和發(fā)動機共同工作輸出特性曲線中確定高效區(qū)的最高渦輪轉(zhuǎn)速 已知Bn 2228 475r min 7km h 求得最低擋位傳動比 BnminTV 2 9 min37 0TBKIVr 136 9475 28 2 4 3最高擋傳動比計算 如果在液力變矩器和發(fā)動機共同工作輸出特性中確定高效區(qū)內(nèi)最高渦輪轉(zhuǎn)速 已知Bn 2228 475r min VTmax 36km h 求得最高擋位傳動比 Bn 2 10 max37 0TBKIVnri 太原科技大學華科學院畢業(yè)設(shè)計說明書 18 915 282475 86 037 2 4 4倒檔傳動比計算 在液力變矩器和發(fā)動機共同工作輸出特性曲線中確定高效區(qū)的最高渦輪轉(zhuǎn)速 已知Bn 2228 475r min 8 5km h 求得最低擋位傳動比 BnminTV 2 11 TxBKIVnri 37 0641 85 8472 2 4 5中間擋位數(shù)確定 若規(guī)定在各中間擋工作時柴油機的轉(zhuǎn)速范圍 則可用下式計算必須的擋位數(shù) M 當AnB 然 這時得到的 M 不一定為整數(shù) 應(yīng)加以圓整 1 2 12 ABmIn iilgl 26974 1125 803679 l l89 通過上式可確定 該動力換擋變速箱有 3 個前進擋 3 個倒退擋 2 5裝載機整機性能分析 2 5 1 作牽引工況的理論牽引特性分析 要求在同一坐標紙上繪出滑轉(zhuǎn)率 及各擋實際速度 牽引效率 牽引功率變矩器渦輪轉(zhuǎn) 速 變矩器渦輪功率隨牽引力變化的關(guān)系曲線 1 實際牽引力的計算 2 13 NfGPf 15780 8923 式中 車輛的滾動阻力 kN f 太原科技大學華科學院畢業(yè)設(shè)計說明書 19 整機使用重量 kg sG f 滾動阻力系數(shù) 從 車輛地盤設(shè)計 P170 表 2 1 1 取得 松散土路上 的 f 0 07 2 14 fkpP 式中 整機實際牽引力 KN kpP 整機理論牽引力 從表 2 10 中查取 KN 車輛的滾動阻力 根據(jù)式 2 13 計算得到 kN f 2 滑轉(zhuǎn)率 的計算 2 15 nBA 式中 整機使用重量 KN SkpGP A B n 由輪胎充氣壓力及土壤性質(zhì)決定的系數(shù) 這里取 A 0 11 B 12 31 n 6 3 實際速度 的計算 iV 2 16 irnVkT37 0 式中 整機理論速度 m s T n 渦輪轉(zhuǎn)速 rpm 各擋對應(yīng)總傳動比 i 2 17 1 i TV 式中 整機實際速度 m s iV 整機理論速度 m s T 各擋對應(yīng)滑轉(zhuǎn)率 由公式 2 15 計算得到 4 牽引功率及牽引效率的計算 太原科技大學華科學院畢業(yè)設(shè)計說明書 20 2 18 iKPVN 式中 整機實際牽引功率 kw KP 整機實際牽引力 KN kp 整機實際速度 m s iV 2 19 10 TKPN 式中 整機實際牽引效率 整機實際牽引功率 由 式 2 24 計算得到 kw KPN 整機理論牽引功率 由表 2 10 取得 kw T 按公式 2 13 2 19 可得到裝載機各擋位對應(yīng)的實際牽引力 滑轉(zhuǎn)率 整機kpP iV 實際速度 整機實際牽引功率 和整機理論牽引功率 和整機實際牽引效率 值 所得iVKPNTN 數(shù)據(jù)列于下表 表 2 10 一擋二檔及倒擋理論牽引特性數(shù)據(jù) 太原科技大學華科學院畢業(yè)設(shè)計說明書 21 2 5 2運輸工況動力特性分析 裝載機的動力特性反映的是工程車輛在不同坡度的路面上行駛時的加速度性能和所能達 到的最大車速及爬坡性能 動力性能影響到作業(yè)生產(chǎn)率 尤其是對運輸為主的工程車輛 用 動力性能圖來分析裝載機的動力性能 根據(jù)公式 進行分析計算 其中 為車輪上的驅(qū)jiwfKPP gdtuGwk kP 動力 為滾動阻力 為空氣阻力 為坡道阻力 為加速阻力 令 為車輛的f i jPGwk 動力因數(shù)并用符號 D 表示 工程車輛在各擋位時的動力因數(shù)與對應(yīng)車速的關(guān)系曲線稱為動力 特性曲線 空氣阻力按下面公式計算 KN 2 20 2TwKSVP 式中 K 空氣阻力系數(shù) 與車輛外形有關(guān) 由試驗確定 這里取 0 0006 N cm2km2h 2 S 車輛迎風面積 S 2 75 3 44 9 46 b 2m 整機理論速度 m s TV SWG PD k 太原科技大學華科學院畢業(yè)設(shè)計說明書 22 2 21 式中 D 動力特性因數(shù) 為空氣阻力 KN wP 整機使用重量 KN SG 整機理論牽引力 從表 2 10 中查取 KN k 太原科技大學華科學院畢業(yè)設(shè)計說明書 23 第三章定軸式動力換擋變速箱的設(shè)計 3 1變速箱傳動設(shè)計及結(jié)構(gòu)分析 圖 3 1 前三后三變速箱簡圖 檔位 接合的離合器 傳動比 前進 F 852176ZiFl 太原科技大學華科學院畢業(yè)設(shè)計說明書 24 F 942106ZiFl F 9621iFl R 85174ZiFl R 9120iFl 后退 R 96124ZiFl 3 1 1結(jié)構(gòu)設(shè)計 變速箱傳動設(shè)計及結(jié)構(gòu)分析 定軸式動力換擋變速箱的優(yōu)點是結(jié)構(gòu)簡單 加工與裝配精度容易保證 造價低 缺點是尺 寸大 全部采用摩擦離合器換擋 比行星變速器采用制動器換擋的 工作條件要惡劣 因而影響變速器的使用壽命 定 軸 式 動 力 換 擋 變 速 器 按 自 由 度 F 可分為二 三和四自由度三種 要獲得一個檔 位需要結(jié)合 F 1 個離合器 本設(shè)計采用三自由度變速箱 需結(jié)合兩個離合器獲得一個檔位 在結(jié)構(gòu)上 離合器裝在箱體內(nèi)部 較離合器在箱體外受力情況較好 但維修不如后者方便 變速箱內(nèi)有五個離合器 分為倒 順 一二三四檔離合器 離合器裝在軸中間 改善了支撐 和軸的受了條件減少了軸的變形 提高了離合器的使用壽命 3 2確定變速箱的主要參數(shù)和配齒計算 變速箱主要參數(shù)包括中心距 A 齒輪模數(shù) m 齒寬 b 螺旋 角及選配齒 輪齒數(shù) z 太原科技大學華科學院畢業(yè)設(shè)計說明書 25 設(shè)計時 一般采用統(tǒng)計和類比的方法初步確定變速器的主要參數(shù) 首先 找現(xiàn)有的同 類機型 同一等級 結(jié)構(gòu)類型相似的變速器作為參考 分析 對比新 的變速器與參考變速器 在結(jié)構(gòu)和工況上的差異正確選擇參數(shù) 3 2 1中心距 A 中心距 A 的大小直接影響到變速箱的緊湊性 因此在保證傳遞最大扭拒 齒輪足夠接 觸強度的前提下 盡可能采収較小的中心距 另外還要考慮軸承能否布置得下 應(yīng)保證變速 箱殼體上必要的壁厚 可按下面經(jīng)驗公式初選變速箱中心距 頭檔傳動齒輪的中心距 3mMKAI 式中 發(fā)動機頭檔被動齒輪所傳遞的扭矩 為發(fā)動機額定扭矩 I IehIiM ehi I 檔輸出齒輪的傳動比 AK 中心距參數(shù) 參考相似機型選取 由上計算的頭檔傳動齒輪的中心距 A 153824 190 213 930mm 取 A46 214mm 3 2 2齒輪模數(shù) m m 是直接決定齒輪大小與幾何參數(shù)的主要因素 直接決定著齒輪彎曲強度 模數(shù)的大小 與下列因素有關(guān) 齒輪上所受力的大小 作用力大 模數(shù)也要大 1 材料 加工質(zhì)量 熱處理的好壞 材料好 齒輪制造精度和熱處理質(zhì)量高 有可能采 2 用小一些的模數(shù) 使齒輪的齒數(shù)相對多些 可增大齒輪的重疊系數(shù) 改善齒輪傳動的平穩(wěn)性 按下面經(jīng)驗公式初選模數(shù) 31MKm 太原科技大學華科學院畢業(yè)設(shè)計說明書 26 初選 m 0 33 3824 1590 4 7 取 m 5 注 所取模數(shù)均勻且在推薦范圍內(nèi) 3 2 3 齒寬 b 齒寬 b 的大小直接影響齒輪強度 在一定范圍內(nèi) 齒寬大強度就高 但變速箱的軸向尺 寸和重量亦大 齒面的載荷步均勻性也會增大 反而使齒輪的承載能力降低 所以 保證必 要的強度條件下齒寬不宜過大 對于斜齒輪齒寬系數(shù)為 7 8 6 中心距和模數(shù)一定時 齒寬 b 可用來調(diào)節(jié)齒所受應(yīng)力 根據(jù)各對齒輪上受力不同選取不 同齒寬 以減少變速箱的軸向尺寸和重量 齒寬系數(shù)應(yīng)選大些 使接觸線的長度增加 接觸 應(yīng)力降低 一提高傳動平穩(wěn)性和齒輪壽命 初選 b 8 5 40mm 3 2 4 齒輪壓力角 我國標準壓力角為 20 因此變速箱普遍采用 20 壓力角 3 2 5 斜齒輪螺旋角 確定斜齒輪螺旋角 0 時 主要是從它對齒輪的嚙合性能 強度影響 以及軸向力平衡等 方面綜合考慮 增大 齒輪嚙合的重疊系數(shù)增大 運轉(zhuǎn)平穩(wěn) 噪聲下降 但 0 過大時 不 僅使軸向力增大 且導致傳動效率降低 使軸承工作條件惡化 試驗證明 隨 的增大 齒 輪的強度也相應(yīng)提高 但是與之相應(yīng)的直齒輪比較 當螺旋角大于 30 時 其彎曲強度驟然 下降 而接觸強度繼續(xù)上升 因此 從提高低檔的齒輪彎曲強度出發(fā) 不希望 0 過大 當一根軸上有兩個嚙合齒輪工作時 選擇軸上斜齒輪的螺旋角時 應(yīng)使同時工作的兩組斜 齒輪布置恰當 所產(chǎn)生的軸向力相互抵消或者抵消一部分 為達到軸向力的相互抵消或者抵 消一部分 應(yīng)使同一軸上的同時工作的兩斜齒輪螺旋方向應(yīng)是相同的 因為要同時工作 一 個是從動齒輪 一個是主動齒輪 因此 軸向力要相反 螺旋角按同類機型選取 0 16 3 2 6 選配齒輪由總體計算公式確定所需各檔傳動比如下 1fi 40 129 0 377 0 598 178010 太原科技大學華科學院畢業(yè)設(shè)計說明書 27 2fi 28 6640 377 0 598 1780143fi 11 803 0 377 0 598 1780341ri 40 129 0 377 0 598 1780102ri 28 664 0 377 0 598 178014 3ri 11 803 0 377 0 598 178034 初步確定了傳動系統(tǒng)各檔的總傳動比 但其數(shù)值很大 在傳動系統(tǒng)中要經(jīng)過多級減速才能 實現(xiàn) 式中 為總傳動比 Ki為變速箱的傳動比 0i主傳動器的傳動比 fi最終傳動的foki i 傳動比 最終求的變速箱的各檔傳動比 1fi 1 842 40 129222fi 1 303 28 664223fi 0 536 11 803221ri 1 842 40 12922 2ri 1 303 28 664223ri 0 536 11 80322 同時由分析已知各檔位傳動比 太原科技大學華科學院畢業(yè)設(shè)計說明書 28 1fi 2fi 3fi Z6Z7Z12Z2Z5Z8 Z6Z7Z12Z2Z5Z8 Z6Z7Z12Z2Z5Z81ri 2ri 3ri Z6Z7Z12Z2Z5Z8 Z6Z7Z12Z2Z5Z8 Z6Z7Z12Z2Z5Z8 由前面計算已知 A46 214mm 斜齒輪的螺旋角一般為 0 8o 20o 這里取 0 6 當中心 距 模數(shù)和螺旋角已知時 則總齒數(shù)為 Z 2Acos mn 2Acos mn 2 214cos16 5 83 即 Z1 Z6 83 又取 1 12 從而算的 2Z 40 6 43 從而 A46 16cos2Zmn 9625 083 217 Z6Z2 圓整為 217mm 修正 arcos Amn26 17 04 s2nZd 3 510 74 mmn2 6 co6 有上面所有已知條件和分析結(jié)果 從而以確定各配對齒輪齒數(shù)為 1Z 19 2 40 3Z 20 4 23 5Z 44 6 437 51 8 38 9 67 10 31 1 27 12 53 齒頂高 mxhmnana 齒根高 Cf 5 605 從而確定各個中心距 取 0 20 45A 2cos43Zmn 2cos35 114 361mm 修正 947 16 0ar43An 太原科技大學華科學院畢業(yè)設(shè)計說明書 29 cos3nmZdm 38106947 52 haa 3 dff 83925638 102 cos4nmZm 4097 hdaa 3 1253124 ff 8409640 取 0 20 56A mZmn 23 710cos295cos213 修正 95 ar13An cos1nmZdm 064952 haa 3 101 dff 564838 6 取 0 16 34A mZmn 5691cos29416cos275 修正 2 2ar75An cos5nmZdm 0819 42 75n 57 6 hdaa 08 12408125 太原科技大學華科學院畢業(yè)設(shè)計說明書 30 mhdff 708 152708 125 aa 47 ff 6 取 0 10 12A mZmn 983041cos2567cos19 修正 0 1 ar9An cos9nmZdm47 30 1567 12n 1 269 mhdaa 47 350247 309 ff 9 62 aa 1 1 1 mhd ff 8025 47302 最終確定變速箱各檔傳動比 1fi 2 598 2fi 1 146 3fi 0 540 Z6Z7Z12Z2Z5Z8 Z6Z7Z12Z2Z5Z8 Z6Z7Z12Z2Z5Z81ri 2 598 2ri 1 146 3ri 0 540 Z6Z7Z12Z2Z5Z8 Z6Z7Z12Z2Z5Z8 Z6Z7Z12Z2Z5Z8 齒輪材料選用 20crMnTi 滲碳淬火后 表面硬度 58 62HRC 芯部硬度 300HB5 齒輪精度為 8 8 7 表面粗糙度 Ra 值不大于 2 5 微米 太原科技大學華科學院畢業(yè)設(shè)計說明書 31 3 3軸的設(shè)計 初步計算軸的直徑 軸的直徑可以按扭距強度法進行估算 即 d 35tT 軸的材料選用 40Cr iT MPa35 55 0A為 112 97 1d 315tT m875 3945601 mKNT 61 取 1d 40mm 2 32t Z 231 2d 42 579mm 取 2 45mm 3d 35tT mKN 50 7926 3 42 878mm 取 3d 45mm 4 34t Z 3 8573 4d 45 041mm 取 4 45mm 5d 35tT mKN 2 96410 5 47 364mm 取 5d 50mm 6 36t Z 759125 6d43 804mm 取 6 45mm 以上確定的軸頸為軸的最小軸頸 根據(jù)軸上零件的受力 安裝 固定及加工要求再確定 軸的各段徑向尺寸 軸上零件用軸間定位的相鄰軸頸一般相差 5 10mm 當滾動軸承用軸向定 位是 時 其軸間直徑由滾動軸承標準中查取 為了軸上零件裝拆方便或加工要求 相鄰軸 段直徑之差應(yīng)取 1 3mm 軸上裝滾動軸承 傳動件和密封件等處的軸段直徑應(yīng)取相應(yīng)的標準 值 軸上安裝個零件的各段長度 根據(jù)相應(yīng)零件的輪廓寬度和其他結(jié)構(gòu)的需要來確定 不安 裝零件的各段軸長度可以根據(jù)軸上零件相對位置來確定 用套筒固定軸上零件時 軸端面與 套筒端面或輪轂斷面之間應(yīng)留有 2 3mm 間隙 以防止加工誤差是零件在軸向固定不牢靠 軸 段在軸承孔內(nèi)的結(jié)構(gòu)與軸承的潤滑方式有關(guān) 軸承采用油潤滑 軸承的端面距箱體內(nèi)壁的距 離為 3 5mm 太原科技大學華科學院畢業(yè)設(shè)計說明書 32 3 4換擋離合器的設(shè)計 本設(shè)計變速箱內(nèi)有五個離合器 3 4 1離合器的結(jié)構(gòu) 1 連接方式 齒輪和離合器的內(nèi)鼓相連 外雇宇宙 液壓缸布置在軸上 液壓缸的壓力油從軸上孔 道中來 2 壓緊方式 液壓缸軸向固定不動 通過活塞軸向移動來壓緊 3 分離彈簧形式 一個大的螺旋彈簧布置在中央 利用離合器內(nèi)鼓的徑向空間來布置此螺旋彈簧 這樣布 置增加離合器的軸向尺寸 4 采用自動到控球閥消除離心壓力 3 4 1離合器片數(shù)的確定 由離合器摩擦轉(zhuǎn)矩 的計算公式 mModmzkPRM 式中 儲備系數(shù) 傳遞轉(zhuǎn)矩 摩擦系數(shù)P 壓緊力dR 摩擦力作用等效半徑z 摩擦副數(shù)量ok 壓緊力損失系數(shù) 其值可以由下列公式計算 12oZ 對于干式摩擦離合器一般可取 0 3 1 對于濕式摩擦離合器一般可取0 8 6 太原科技大學華科學院畢業(yè)設(shè)計說明書 33 以 2124 dpDqRc 代入上式得 3216m oMcqzk 式中 q 許用比壓2D 摩擦片外徑1 摩擦片內(nèi)徑 摩擦片面積利用系數(shù) 螺旋槽為 0 6 0 65 徑向油槽為 0 8 0 9 經(jīng)計算得 離合器外徑 93mm 離合器內(nèi)徑 83mm 依次求得 I 檔 II 檔 III 檔的離合器片數(shù) I 檔時 主動片數(shù) 9 從動片數(shù) 8 II 檔時 主動片數(shù) 11 從動片數(shù) 10 III 檔位時 主動片數(shù) 9 從動片數(shù) 8 注明 離合器的外徑與內(nèi)徑根據(jù)裝配大小進行確定 各離合器片數(shù)為初選 3 4 3換檔離合器的結(jié)構(gòu)設(shè)計 1 傳動部分 外鼓為整體結(jié)構(gòu) 外鼓和外片一般采取漸開式花鍵或矩形槽相連 本設(shè)計采用矩形花鍵 連接 內(nèi)鼓和內(nèi)片也采用矩形花鍵 外鼓和軸花鍵連接 內(nèi)鼓和齒輪制成一體 為了讓冷卻油 更好的流過摩擦片 內(nèi)外孔上都開有幾排孔 每排孔都應(yīng)錯開 使每對摩擦面都均勻流暢有 通過潤滑油 摩擦襯面采用銅基粉末冶金 燒結(jié)在鋼的底板上 且在摩擦襯面上開有溝槽 底板采用 65 錳鋼 摩擦片總厚為 2mm 光片材料也選取 65 錳鋼 百度為 3mm 片上花鍵采用 30 度壓力 角漸開紅 花鍵齒的配合應(yīng)有足夠的側(cè)隙 心避免摩擦片卡死 摩擦片兩段部壓板應(yīng)有足夠 的風度 否則變形后將使摩擦片各處不能均勻壓緊 導致摩擦片打滑 2 壓緊分離部分 太原科技大學華科學院畢業(yè)設(shè)計說明書 34 液壓缸由鋼或可鍛鑄鐵制成 活塞由中碳鋼制成 配合面表面粗糙度值不大于 0 8 微米 液壓缸壁應(yīng)有一定厚度 否則會因剛度不足而變形 影響活塞移動和引起漏油 活塞在液壓 缸中移動應(yīng)有足夠的導向長度 一般為 20mm 活塞與液壓缸有兩個配合面 宜采用活塞內(nèi) 孔處配合為 2 3 級滑動配合 其中心定位作用 活塞外徑處配合宜較松些 具有 0 25 0 50mm 的間隙 心便裝配方便 活塞的行程由離合器摩擦面的分離間隙來決定 摩擦現(xiàn)分離間隙過小 則相對空轉(zhuǎn)時摩 擦阻力矩過大 功率損失過大 但摩擦片分離間隙過大 則活塞行程大 離合器結(jié)合時 消 除片間間隙所需的時間長 同時也使離合器的軸向尺寸加長 3 潤滑和密封 1 離合器的摩擦片應(yīng)得到可靠地冷卻潤滑 冷卻油不足往往引起摩擦片燒結(jié)和摩擦 片翹曲變形 但冷卻油過多將使離合器空轉(zhuǎn)損失增加 功率損失過多 且使摩擦片摩擦系數(shù) 有所降低 一般每對摩擦面冷卻有最小流量為 4327810ms 最好為 43210ms 不要大于 43201s 2 換檔離合器的故障往往是由于漏油引起的 故密封裝置很重要 換檔離合器有兩處 需要密封 進入離合器軸處 需采用旋轉(zhuǎn)密封 油缸活塞處 需采用滑動密封 油缸密封的 要求是 密封性好 移動的摩擦阻力小 較常用的密封形式 一是合金鑄鐵活塞環(huán) 二是唇 口式密封環(huán) 太原科技大學華科學院畢業(yè)設(shè)計說明書 35 第四章 變速箱主要零件的校核和軸承壽命計算 4 1齒輪強度和計算 變速箱齒輪主要破壞形式是疲勞接觸破壞和疲勞彎曲破壞 因此一般變速箱齒輪進行疲 勞彎曲強度計算和疲勞接觸強度計算 4 1 1彎曲疲勞強度計算 驗算齒根危險斷面處的彎曲應(yīng)力 可按照下式進行 310FIFMkrbmy 式中 M 計算扭矩 主動齒輪所處的扭矩 公斤 米 r 主動齒輪節(jié)圓半徑 厘米 m 模數(shù) 對直齒輪為斷面模數(shù) 毫米 對斜齒輪為法面模數(shù) 毫米 b 齒輪齒寬 厘米 大小齒輪齒寬不同時取較小者y 齒形系數(shù) 查表 3 3 3 對短齒 將表中查得的 y 乘以 h 2 25m 式中 h 為全齒高 k 螺旋角系數(shù) 對斜齒取 0 881I 工作狀況系數(shù) 對于輪胎式液力機械取 1 F 許用彎曲應(yīng)力 當齒輪材料為 20CrMnTi 20CrMnMo 時 許用彎曲應(yīng)力 2500 3200 公斤 厘米 2 對于輸入齒輪 2Z 5 nm b 40 2Z 40 17 04 dr6 105 8 024 7 k 對于輪式推土機液力傳動類型 Ik 1y 查設(shè)計手冊取為 0 475 太原科技大學華科學院畢業(yè)設(shè)計說明書 36 代入以上數(shù)據(jù) 計算輸入齒輪彎曲疲勞強度為 ayiH MPrbmKM012 475 40265 1839102 250 F aKP3 4 1 2接觸疲勞強度計算 驗算節(jié)點處的接觸應(yīng)力 對剛齒輪 可按照下式進行 31IHHiMKAb 式中 K 系數(shù) 對直齒輪取 1070 對斜齒輪取 925 這是由于斜齒輪傾斜 接觸線 長增加 重合度增大 因此承載能力有所提高 A 中心距 厘米 i 傳動比 21Zi M 小齒輪上的扭矩 公斤 厘米 b 齒輪齒寬 厘米 大小齒輪齒寬不同時取較小者K 角變位修正對接觸強度影響系數(shù) sin4012K I 工作狀況系數(shù) 對于輪胎式液力機械取 1 H 許用接觸應(yīng)力 當齒輪材料為 20CrMnTi 20CrMnMo 時 許用接觸應(yīng)力 10000 14000 公斤 厘米 2 71 0 Z A 244mm b 40mm 小齒輪上的扭矩 mNM 7 928 07 32494 86 對于液力機械 1 aiK MPaH 1407 96808 175 92 4259 滿足使用要求 太原科技大學華科學院畢業(yè)設(shè)計說明書 37 4 2 軸的強度校核 4 2 1輸入軸花鍵設(shè)計及校核 通過 13 表 11 29 和 10 查得花鍵型號為 10 x102H7X112H10 f11X16H11 d10 此處引用 式 5 3 和 式 5 4 進行校核 選輸入軸材料為 40Cr 滲碳后表面淬火 這種材料的接觸極限應(yīng)力950HGMPa 彎曲疲勞極限應(yīng)力 30FGMPa 初取花鍵長度為 40mm 1 彎曲疲勞強度計算 根據(jù) 式 5 3 帶入相關(guān)數(shù)據(jù) 得 310FIkrbmy 經(jīng)計算 FF 4 192 所以滿足彎曲疲勞要求 2 接觸疲勞強度計算 根據(jù) 式 5 4 帶入相關(guān)數(shù)據(jù) 得 31IHiMKAb 經(jīng)計算 HH 4 173 所以滿足要求 為了更好的減少安裝難度 因此對花鍵的長度適當增大 最終取為 52mm 4 2 2 中間軸的校核 1 根據(jù)裝載機裝配圖 作出中間軸的計算簡圖 即力學模型 F r3Ft3F r2Ft2 BA 圖 4 1 中間軸力學模型 太原科技大學華科學院畢業(yè)設(shè)計說明書 38 選取中間軸的材料為 40CrNi 調(diào)質(zhì)處理 根據(jù) 機械設(shè)計 P355 表 15 1 查得 彎曲疲 勞極限 1 430 MPa 剪切疲勞極限 1 210 MPa 許用彎曲應(yīng)力 1 75 MPa 2 對軸進行受力分析 并作出彎矩圖 根據(jù)以前的計算可知 當閉鎖離合器結(jié)合時 中間軸受載最大 此時傳遞給中間軸的扭 矩為 1TM 197 9 N m 圓周力 4 92 172 dFt 4 28 KN 8 1 徑向力 0tan8tan r 1 558 KN 8 2 根據(jù)以前的計算可知 摩擦片傳遞給中間軸的的扭矩為 3TM 197 9 N m 圓周力 627 9 13 dTFt 0 912 KN 8 3 徑向力 0tan 0tan r 0 332 KN 8 4 根據(jù)上述簡圖及受力分析 分別按水平面和垂直面計算各力產(chǎn)生的彎矩 并按計算結(jié)果 分別作出水平面上的彎矩 HM圖和垂直面上的彎矩 VM圖 然后按下式計算總彎矩并作出 M 圖 太原科技大學華科學院畢業(yè)設(shè)計說明書 39 圖 4 2 中間軸的載荷分析圖 從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面 B 是軸上較為危險的截面 現(xiàn)將計算出 的截面 B 處的 HM V和 M 的值列于下表 表 4 1 截面 B所受載荷 水平面 H 垂直面 V 太原科技大學華科學院畢業(yè)設(shè)計說明書 40 載荷 支反力 F KNFHH94 1 305 21 KNFVV214 0 68 1 彎矩 M m67 8 m5 M 總彎矩 72 19465 8 1522 M02 N 扭矩 T T 3 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度 校核時 通常只校核軸上承受最大彎矩和 扭矩的危險截面 根據(jù) 機械設(shè)計 P336 按 第三強度理論 計算應(yīng)力 2ca4 8 5 通常 由彎矩所產(chǎn)生的彎曲應(yīng)力 是對稱循環(huán)變應(yīng)力 而 由扭矩所產(chǎn)生的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 則常常不是 對稱循環(huán)應(yīng)力 為了 考慮兩者循環(huán)特性不同的影響 引入折合系數(shù) 則計 算應(yīng)力為 22ca4 8 6 式中的彎曲應(yīng)力為對稱循環(huán)變應(yīng)力 扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力 取 6 0 對于直徑 為 d 的圓軸 彎曲應(yīng)力 WM 扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 WMT 將 和 代入上式 則軸 的彎扭合成強度為 222ca 4 T 8 7 式中 ca 軸的計算應(yīng)力 單位 Mpa M 軸所受的彎矩 單位為 N m 太原科技大學華科學院畢業(yè)設(shè)計說明書 41 T 軸所受的扭矩 單位為 N m W 軸的抗彎截面系數(shù) 單位為 3m 計算公式由 機械設(shè)計 P365 表 15 1 查 得 圓截面的計算公式 1 0dW 0 1 350 12500 3m 花鍵截面的計算公 式 DzbdD2 4 Z 花鍵齒數(shù) W 43 63460 2 6854 98 m 截面 B 處的計算應(yīng)力 1250 9 7 0 72 19 ca 19 83 Mpa 根據(jù) 機械設(shè)計 P255 表 15 1 查得 對稱循環(huán)變應(yīng)力時 軸的許用彎曲應(yīng)力 1 為 75Mpa ca 1 8 8 因此 軸的強度滿足要求 4 2 3輸出軸與軸上相關(guān)零件設(shè)計 1 根據(jù)裝載機裝配圖 作出輸出軸的計算簡圖 即力學模型 Fr4tAC1C2 圖 4 3 輸出軸力學模型簡圖 選取中間輸入軸的材料為 40CrNi 調(diào)質(zhì)處理 根據(jù) 機械設(shè)計 P355 表 15 1 查得 彎曲 太原科技大學華科學院畢業(yè)設(shè)計說明書 42 疲勞極限 1 430 MPa 剪切疲勞極限 1 210 MPa 許用彎曲應(yīng)力 1 75 MPa 2 對軸進行受力分析 并作出彎矩圖 根據(jù)以前的計算可知 變矩器傳遞給中間輸入軸的扭矩為 3TM 1171 N m 圓周力 350172 dTFt 6 69 KN 8 9 徑向力 0tan69 tan r 2 435 KN 8 10 根據(jù)以前的計算可知 中間軸傳遞給輸出軸的扭矩為 1TM 1171 N m 根據(jù)上述簡圖及受力分析 分別按水平面和垂直面計算各力產(chǎn)生的彎矩 并按計算結(jié)果 分別作出水平面上的彎矩 HM圖和垂直面上的彎矩 V圖 然后按下式計算總彎矩并作出 M 圖 8 11 2VH FH216 347FHt5Ft5H140 FH2 太原科技大學華科學院畢業(yè)設(shè)計說明書 43 1620TM421 7 圖 4 4 輸出軸的載荷分析圖 從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面 A 是軸上較為危險的截面 現(xiàn)將計算出 的截面 A 處的 HM V和 M 的值列于下表 表 4 3 截面 A所受載荷 表 4 4 截面 和 所受載荷1C 載荷 水平面 H 垂直面 V 支反力 F KNFH45 6 45 621 KNFV35 2 35 21 彎矩 M ml7 mM60 總彎矩 M95 36 0 5221 N72 扭矩 T mT 太原科技大學華科學院畢業(yè)設(shè)計說明書 44 3 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度 校核時 通常只校核軸上承受最大彎矩和 扭矩的危險截面 根據(jù) 機械設(shè)計 P336 按 第三強度理論 計算應(yīng)力 2ca4 8 12 通常由彎矩所產(chǎn)生的彎曲應(yīng)力 是對稱循環(huán)變應(yīng)力 而 由扭矩所產(chǎn)生的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 則 常常不是 對稱循環(huán)應(yīng)力 為了 考慮兩者循環(huán)特性不同的影響 引入折合系數(shù) 則計算應(yīng) 力為 22ca4 8 13 式中的彎曲應(yīng)力為對稱循環(huán)變應(yīng)力 扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力 取 6 0 對于直徑 為 d 的圓軸 彎曲應(yīng)力 WM 扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 WMT 將 和 代入上式 則軸 的彎扭合成強度為 載荷 水平面 H 垂直面 V 支反力 F KNFH45 6 45 621 KNFV35 2 35 21 彎矩 M m 0 mM7 8 總彎矩 M26 375 84 1622 N8102 扭矩 T T9 太原科技大學華科學院畢業(yè)設(shè)計說明書 45 222ca 4 WTMTW 8 14 式中 ca 軸的計算應(yīng)力 單位 Mpa M 軸所受的彎矩 單位為 N m T 軸所受的扭矩 單位為 N m W 軸的抗彎截面系數(shù) 單位為 3m 計算公式由 機械設(shè)計 P365 表 15 1 查得 圓截面的計算公式 1 0dW 花鍵截面的計算公式 DzbdD32 4 Z 花鍵齒數(shù) W 4 6406 2 6854 98 3m 所以帶入數(shù)據(jù)得 MPaca 根據(jù) 機械設(shè)計 P255 表 15 1 查得 對稱循環(huán)變應(yīng)力時 軸的許用彎曲應(yīng)力 1 為 75Mpa ca 1 8 15 因此 軸的強度滿足要求 4 3輸出軸軸承的校核 1 確定危險截面 這種校核計算的實質(zhì)在于確定變應(yīng)力情況下軸的安全程度 截面 由于過盈配合引起應(yīng)21C和 力集中將削弱軸的疲勞強度 但 受載情況完全相同 故只需截面 精確校核 21C和 1 2 截面 左側(cè)1C 抗彎截面系數(shù) 3670mW 抗扭截面系數(shù) 3452T 截面左側(cè)的彎矩為 NM 81 9 太原科技大學華科學院畢業(yè)設(shè)計說明書 46 截面左側(cè)的扭矩為 mNT 259 截面上的彎曲應(yīng)力為 MPaWMb 84 1067 3 截面上的扭轉(zhuǎn)應(yīng)力為 Tl 9453 截面上由于花鍵而形成的有效應(yīng)力幾周系數(shù) 根據(jù) 4 附表 3 5 查得 k和 由 4 附圖 3 2 得尺寸系數(shù) 由附圖 3 3 得扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)51 62 1 k 68 0 軸按磨削加工 由 4 附圖 3 4 得表面質(zhì)量系數(shù) 軸未經(jīng)表面強化處理 80 9 即 得綜合系數(shù)值 q 1 k 所以帶入數(shù)據(jù)計算得 5024 19 68 04251 k3 根據(jù) 4 P2 和 P25 的合金鋼的特性系數(shù) 取 取 1 02 102 3 02 于是計算安全系數(shù) 值 caSmaK 1alS 12 c 所以帶入數(shù)據(jù)計算得 太原科技大學華科學院畢