ZL装载机定轴式动力换挡变速箱设计说明书

毕业设计说明书ZL20装载机定轴式动力换挡变速箱设计学生姓名 :学 号 :院 系 :专 业 :指导教师 : 填写日期 :目录ABSTRACT- 4 -第1章 轮式装载机底盘构造简述- 6 -1.1 装载机的总体构造- 6 -1.2 传动系统- 6 -第2章 发动机变矩器匹配计算- 8 -2.1 参考课程设计任务书得到相关数据- 8 -2.2发动机原始特性- 9 -2.3发动机与液力变矩器的匹配计算- 12 -2.4装载机各挡总传动比的确定- 16 -2.5装载机整机性能分析- 18 -第三章定轴式动力换挡变速箱的设计- 22 -3.1变速箱传动设计及结构分析- 22 -3.2确定变速箱的主要参数和配齿计算- 24 -3.3轴的设计- 29 -3.4换挡离合器的设计- 30 -第四章 变速箱主要零件的校核和轴承寿命计算- 33 -4.1齿轮强度和计算- 33 -4.2 轴的强度校核- 35 -4.3输出轴轴承的校核- 43 -4.4轴承寿命计算- 46 -参考文献- 48 -致 谢- 49 -附 录.- 50 -摘要ZL20装载机的传动系中采用双涡轮液力变矩器，这种结构型式的变矩器在小传动比范围内具有较大的变矩系数和较高的效率。因此，能够改善装载机的作业效率。另外，装载机在轻载高速时，变矩器只有二级涡轮工作；在低速重载时，变矩器的一、二级涡轮同时工作，这样，变矩器在自身速度转换时，相当于两挡速度，并随外界负荷的变化自动变化，因此，可以减少变速箱的挡位数，简化变速箱的结构。基于这个原因，定轴式动力换挡变速箱只有三个前进挡，三个倒退挡。该变速箱具有结构简单，紧凑，刚性大，传动效率高，操纵轻便可靠，齿轮及摩擦片离合器寿命长等优点。关键字：双涡轮变矩器，动力换挡，定轴变速机构。AbstractZL20loader 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 loaders 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 boxs speeds and simplifies gear boxs 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 轮式装载机底盘构造简述1.1 装载机的总体构造装载机是一种广泛用于公路、铁路、矿山、建筑、水电、港口等工程的土石方工程施工机械，其外形如图1.1所示。它的作业对象主要是各种土壤、砂石料、灰料及其它筑路用散状物料等，主要完成铲、装、卸、运等作业，也可对岩石、硬土进行轻度铲掘作业。由于它具有作业速度快、效率高、操作轻便等优点，因而装载机在国内外得到迅速发展，成为土、石方工程施工的主要机种之一。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、液压系统和工作装置等组成。图1.1 轮胎式装载机结构简图1-柴油机；2-传动系统：3-防滚翻与落物保护装置；4-驾驶室；5-空调系统；6-转向系统；7-液压系统；8-前车架；9-工作装置；10-后车架；11-制动系统；12-电器仪表系统；13-覆盖件1.2 传动系统轮胎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) 液力变矩器装载机采用双涡轮液力变矩器，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。变矩器的第一和第二涡轮输出轴及其上的齿轮将动力输入变速箱。在两个输入齿轮之间安装有超越离合器。当二级齿轮从动齿轮的转速高于一级齿轮从动齿轮的转速时，超越离合器将自动脱开，此时，动力只经二级涡轮及二级齿轮传入变速箱。随着外载荷的增加，涡轮的转速降低，当二级齿轮从动齿轮的转速低于一级齿轮从动齿轮的转速时，超越离合器楔紧，则一级涡轮轴及一级齿轮与二级涡轮轴与二级齿轮一起回转传递动力，增大了变矩系数。(2) 变速箱变速箱为定轴式动力换档变速箱，由两个制动器和一个闭锁离合器实现三个挡位。前进挡和倒挡分别由各自的制动器实现换档；前进挡（直接挡）通过结合闭锁离合器实现。(3) 驱动桥定轴式动力换挡变速箱采用双桥驱动，主传动采用一级螺旋锥齿轮减速器，左右半轴为全浮式。轮边减速器为行星传动减速。第2章 发动机变矩器匹配计算2.1 参考课程设计任务书得到相关数据2.1.1 液力变矩器所选用的液力变矩器均为单级四元件双涡轮液力变矩器其结构型式参考有关资料。表2.1 变矩器主要参数传动比i00.10.20.30.360.40.48原始特性33.53535.53636.837.540.5%03962.672.675.670.864.8k4.753.923.132.422.11.771.35传动比i0.50.60.70.780.80.91原始特性39.534.83127.726.618.44.3%6671.275.576.6767238k1.321.191.080.9950.950.80.382.1.2 整机参数 表2.2 机重及桥荷分配空载满载车重（t）5.287.28前桥（%）47.569.5后桥（%）52.530.5表2.3 油泵工作参数压力（Mpa）流量（L/min)变速泵1.190转向泵1065工作泵6200表2.5 传动比分配主 传 动 比轮 边 减 速 比1.9236.84发动机额定功率/转速-55/2000 kW/r/min最大扭矩/转速-300/1600Nm/r/min传动系的机械效率（变矩器除外）均取 n=0.92.2发动机原始特性根据毕业设计任务书已知：发动机（4102） =2000转/分，=55KW，最大扭矩及相应转速 300Nm /1600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90%。发动机的原始特性曲线可根据下面的经验公式计算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。 （2.1）式中：发动机最大扭矩（Nm）； 发动机额定扭矩（Nm）；对应转速的扭矩（Nm）； 发动机额定转速(r/min)；最大扭矩对应转速(r/min)； 对应扭矩的转速(r/min)；不同转速对应的发动机扭矩列于下表：表2.6 发动机原始特性数据 ( Nm)( Nm)（rpm）（rpm）（rpm）( Nm)300262.625200016001500297.664300262.625200016001600 300300262.625200016001700297.664300262.625200016001800290.656300262.625200016001900278.977300262.625200016002000262.625300262.625200016002100241.602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、变速操纵及变矩器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。计算时通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，就是说此时变速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为： ( Nm) （2.2）式中： 发动机的输出扭矩（Nm）；、分别为工作装置油泵和转向油泵空转时消耗的扭矩（Nm），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为： (Nm） （2.3）式中： 工作装置油泵工作时消耗的扭矩，一般约占发动机功率的4060%；为转向油泵空转时消耗的扭矩（Nm）；变速操纵泵消耗的扭矩；调查相关资料可知，变速泵的工作压力为1.2 Mpa，工作流量为120l/min；转向泵的变速泵的工作压力为12 Mpa，工作流量为76l/min；工作装置油泵的工作压力为10Mpa，工作流量为325l/min。各油泵在不同工作状态消耗的扭矩按下式进行计算： （2.4）式中： 为油泵的工作压力（MPa），油泵空转时压力取为0.5 MPa；油泵的理论流量（l/min）；油泵的在不同转速时对应的流量；油泵的机械效率，一般取0.750.85，这里取0.85；油泵的转速(rpm)；发动机的额定转速（rpm）；计算结果如下：然后根据式（2.3）和式（2.4）计算出发动机与变矩器的不同匹配时，发动机向变矩器传递的有效扭矩，所得数据列于下表：表 2.7 发动机传递的扭矩数据 单位(Nm)n（r/min）1500112.4029.3679.273297.6644.215171.774274.8091500112.4029.3679.2733004.215174.110277.1451500112.4029.3679.273297.6644.215171.774274.8091500112.4029.3679.273290.6504.215164.766267.8011500112.4029.3679.273278.9774.215153.087256.1221500112.4029.3679.273262.6254.215136.735239.7701500112.4029.3679.273241.6024.215115.712218.747根据表（2.7）选择合适的比例在坐标纸上描点连线，作出发动机的外特性曲线。(见图2.1)2.3发动机与液力变矩器的匹配计算2.3.1 初步选择液力变矩器的有效直径D全功率匹配时变矩器有效直径按下式确定 （m） （2.5）式中： 该状态时发动机传给变矩器的最大有效力矩（Nm）;所选变矩器最高效率时泵轮力矩系数； r 工作液压的重度（N/）;发动机额定转速（rpm）； =0.478(m)部分功率匹配时变矩器有效直径按下式确定 （m） （2.6）式中： 该状态时发动机传给变矩器的最大有效力矩（Nm）;所选变矩器最高效率时泵轮力矩系数； R 工作液压的重度（N/）;发动机额定转速（rpm）； =0.435(m)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应该是;并使变矩器在工况之负荷抛物线与（全功率匹配）相交于接近额定扭矩点的调速特性区段，与（部分功率匹配）相交于额定扭矩点的外特性区段。因此初步确定变矩器有效直径=0.470m。2.3.2 做出发动机与液力变矩器的共同工作的输入特性曲线。 变矩器的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，泵轮转据随泵轮转速的变化而变化。已知泵轮转矩为： ( Nm) （2.7）对于透穿性液力变矩器，变矩器直径D一定，用给定的工作液体（一定），但是泵轮力矩系数随不同工况i而变化，故变矩器的输入特性曲线是过坐标原点的一束抛物线。根据式（2.7）计算出发动机与变矩器的不同匹配时，发动机和变矩器共同工作的泵轮转矩，并合适的比例在坐标纸上描点连线，作出发动机的外特性曲线。(见图2.1)。对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=0.815时，传动比i*=0.425，接近最大功率，允许最低效率t=0.75时，传动比i=0.3和i=0.73两条负载抛物线包括了最大功率范围。（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=540mm合适。图2.1 发动机与变矩器共同输入特性曲线2.3.3、作出发动机与液力变矩器的共同工作的输出特性曲线从共同工作输入特性曲线上，找出各速比i=0、0.1、1.2时的共同工作的转矩MB和转速nB。再根据各速比i,由原始特性曲线查出对应的变矩系数k和效率，按公式，可得到发动机与液力变矩器共同工作输出时的转矩、转速和功率值，将计算数值，按一定比例，以为横坐标，其他参数为坐标进行绘图，即得到发动机和液力变矩器共同工作时的输出特性曲线。表2.8全功率匹配发动机与液力变矩器的共同工作输出特性EXCEL数据 i k 04.75033.51842.973260.9410.23.130.62635.51804.244265.0380.362.10.75636.81779.585267.2850.41.770.70837.51766.455268.3650.481.350.64840.51711.311272.0210.61.190.71234.81817.675263.6950.780.9950.76627.71960.523244.18211.380.3840.52547.01063.97650.34901239.469050.34950.067360.849829.56931.34218.72549.801640.651561.29937.64912.15249.634706.582475.00635.14114.49348.739821.429367.22831.58318.60150.1841090.605313.79735.73114.39150.1221529.208242.96138.39311.72917.0612547.01024.3116.4810.581图2.2全功率匹配发动机与液力变矩器的共同工作输出特性曲线2.4装载机各挡总传动比的确定2.4.1车轮动力半径的确定所选用的轮胎规格为：21-24从铲土运输机械设计P202 表6-1查得：动力半径rd=0.0254d/2+b(1-)式中：d轮辋直径，in,1in=0.0254m;b轮胎断面宽度，in;=0.120.16取=0.12，由本次设计任务书知轮胎选用12.5-20，求得rk=0.530m2.4.2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,已知=2547.010r/min, =10km/h，求得最低挡位传动比： （2.9）=3.0542.4.3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，已知=2547.010r/min, VTmax=35km/h，求得最高挡位传动比： （2.10）=0.8722.4.4倒档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,已知=2547.010r/min, =24km/h，求得最低挡位传动比： （2.11） =1.2722.4.5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 (2.12)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。2.5装载机整机性能分析2.5.1 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： （2.13）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； （2.14）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： （2.15）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： （2.16）式中： 整机理论速度（m/s）； n涡轮转速（rpm）；各挡对应总传动比； （2.17）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： （2.18）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）； （2.19）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 2.9 一挡二档及倒挡理论牵引特性数据低档（档）（档）01239.461023755.3471552.3222212.103360.849829.5691.77415905.3261552.3214353.177640.651561.2993.14910761.7861552.329209.695706.582475.0063.4739107.2901552.327555.889821.429367.2284.0387040.8621552.325488.1491090.605313.7975.3616016.4301552.325464.3321529.208242.9617.5174659.2911552.323106.7802547.01024.3119.521466.1151552.32-1086.546高档（档）倒档高档（档）高档（档）倒档（档）倒档（档）006785.2755232.9759897.7428345.4426.2134.2594541.3292989.0296624.5325072.23211.0297.5613072.7601520.4604482.3872929.98712.1658.3392600.3911048.0913793.2092240.80914.1429.6952010.352458.0522932.5371380.23718.77712.8701717.815165.5152505.861953.56126.32818.0491330.160-222.3601940.178387.878023.061133.179-1419.221194.1781.3582.5.2运输工况动力特性分析装载机的动力特性反映的是工程车辆在不同坡度的路面上行驶时的加速度性能和所能达到的最大车速及爬坡性能。动力性能影响到作业生产率，尤其是对运输为主的工程车辆。用动力性能图来分析装载机的动力性能。根据公式，进行分析计算，其中为车轮上的驱动力，为滚动阻力，为空气阻力，为坡道阻力，为加速阻力。令为车辆的动力因数并用符号D表示，工程车辆在各挡位时的动力因数与对应车速的关系曲线称为动力特性曲线。空气阻力按下面公式计算 (KN) (2.20)式中： K空气阻力系数，与车辆外形有关，由试验确定，这里取0.0006 N/(cm2km2h-2)；S车辆迎风面积，S=2.75。3.44=9.46()；整机理论速度（m/s）；（2.21）式中： D动力特性因数；为空气阻力（KN）；整机使用重量（KN）；整机理论牵引力，从表2-10中查取（KN）；第三章定轴式动力换挡变速箱的设计3.1变速箱传动设计及结构分析图3.1 前三后三变速箱简图表3.1 前三后三变速箱传动比档位接合的离合器传动比前进FFF后退RRR3.1. 1结构设计-变速箱传动设计及结构分析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。3.2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。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）式中：发动机头档被动齿轮所传递的扭矩（，为发动机额定扭矩，：I档输出齿轮的传动比。）：中心距参数，参考相似机型选取。由上计算的头档传动齿轮的中心距A=293.363mm（3.1）取A46=294mm3.2.2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。 （3.2）初选 m=0.33= 6.454 取m=7(注:所取模数均匀且在推荐范围内。）3.2.3 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。初选b=87=56mm3.2.4 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。3.2.5 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3.2.6 选配齿轮由总体计算公式确定所需各档传动比如下：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式中为总传动比，为变速箱的传动比，主传动器的传动比，最终传动的传动比。同时由分析已知各档位传动比:= = = =由前面计算已知A46= 294 mm，斜齿轮的螺旋角一般为=23o27o，这里取=25，当中心距，模数和螺旋角已知时，则总齿数为Z= =即Z1+Z6= 76又取= 1.12 从而算的=36,=40;从而A46=293mm 圆整为293mm修正=24.794=；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：=17；=36；=18；=21；=41；=40=46；=34；=60；=28；=25；=49；齿顶高：=7mm齿根高：=8.75mm从而确定各个中心距，取20 =145.260mm修正：=148.044mm=116.541mm=170.385mm=138.885mm取20修正：=140.731mm=109.231mm取16=211.808mm修正：=313.583mm=282.083mm=138.217mm=106.717mm取10修正:=440.395mm=408.895mm=357.046mm=325.546mm最终确定变速箱各档传动比=;=1.524=0.872=;=5.089 =;=2.181 =1.272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。3.3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轴的材料选用40Cr，【iT】/MPa35-55，为112-97.=;取=30.787mm;取;=24.435mm;取;=;=25.309mm;取=25mm;=;=26.298mm;取=26mm;=28.945mm;取=29mm;=;取=27mm;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。3.4换挡离合器的设计 本设计变速箱内有五个离合器3.4.1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。3.4.1离合器片数的确定由离合器摩擦转矩的计算公式：式中:储备系数:传递转矩：摩擦系数：压紧力：摩擦力作用等效半径：摩擦副数量：压紧力损失系数 其值可以由下列公式计算：(对于干式摩擦离合器一般可取：。对于湿式摩擦离合器一般可取)以代入上式得式中：许用比压：摩擦片外径：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）经计算得离合器外径93mm，离合器内径83mm;依次求得I档，II档，III档的离合器片数。I档时，主动片数9，从动片数8。II档时，主动片数11，从动片数10。III档位时，主动片数9，从动片数8注明：离合器的外径与内径根据装配大小进行确定，各离合器片数为初选。3.4.3换档离合器的结构设计1.传动部分外鼓为整体结构，外鼓和外片一般采取渐开式花键或矩形槽相连，本设计采用矩形花键连接。内鼓和内片也采用矩形花键，外鼓和轴花键连接。内鼓和齿轮制成一体。为了让冷却油更好的流过摩擦片，内外孔上都开有几排孔，每排孔都应错开，使每对摩擦面都均匀流畅有通过润滑油。摩擦衬面采用铜基粉末冶金，烧结在钢的底板上，且在摩擦衬面上开有沟槽，底板采用65锰钢，摩擦片总厚为2mm,光片材料也选取65锰钢，百度为3mm,片上花键采用30度压力角渐开红，花键齿的配合应有足够的侧隙，心避免摩擦片卡死，摩擦片两段部压板应有足够的风度，否则变形后将使摩擦片各处不能均匀压紧，导致摩擦片打滑。2压紧分离部分 液压缸由钢或可锻铸铁制成，活塞由中碳钢制成，配合面表面粗糙度值不大于0.8微米，液压缸壁应有一定厚度，否则会因刚度不足而变形，影响活塞移动和引起漏油。活塞在液压缸中移动应有足够的导向长度（一般为20mm）,活塞与液压缸有两个配合面，宜采用活塞内孔处配合为2-3级滑动配合，其中心定位作用。活塞外径处配合宜较松些，具有0.25-0.50mm的间隙，心便装配方便。活塞的行程由离合器摩擦面的分离间隙来决定，摩擦现分离间隙过小，则相对空转时摩擦阻力矩过大，功率损失过大，但摩擦片分离间隙过大，则活塞行程大。离合器结合时，消除片间间隙所需的时间长，同时也使离合器的轴向尺寸加长。3润滑和密封（1）：离合器的摩擦片应得到可靠地冷却润滑，冷却油不足往往引起摩擦片烧结和摩擦片翘曲变形，但冷却油过多将使离合器空转损失增加，功率损失过多，且使摩擦片摩擦系数有所降低，一般每对摩擦面冷却有最小流量为,最好为 ，不要大于。（2）换档离合器的故障往往是由于漏油引起的，故密封装置很重要，换档离合器有两处需要密封，进入离合器轴处，需采用旋转密封，油缸活塞处，需采用滑动密封，油缸密封的要求是，密封性好，移动的摩擦阻力小，较常用的密封形式，一是合金铸铁活塞环，二是唇口式密封环。第四章 变速箱主要零件的校核和轴承寿命计算4.1齿轮强度和计算变速箱齿轮主要破坏形式是疲劳接触破坏和疲劳弯曲破坏，因此一般变速箱齿轮进行疲劳弯曲强度计算和疲劳接触强度计算。4.1.1弯曲疲劳强度计算验算齿根危险断面处的弯曲应力，可按照下式进行：式中：M-计算扭矩（主动齿轮所处的扭矩）（公斤*米） r-主动齿轮节圆半径（厘米）m-模数【对直齿轮为断面模数（毫米），对斜齿轮为法面模数（毫米）】b-齿轮齿宽（厘米），大小齿轮齿宽不同时取较小者-齿形系数（查表3-3-3，对短齿，将表中查得的乘以h/2.25m,式中h为全齿高）-螺旋角系数，对斜齿取0.881-工作状况系数，对于轮胎式液力机械取1-许用弯曲应力（当齿轮材料为20CrMnTi,20CrMnMo时，许用弯曲应力=2500-3200公斤/厘米2）对于输入齿轮 ,b=56, =36, =24.79对于液力传动类型=1查设计手册取为0.475代入以上数据，计算输入齿轮弯曲疲劳强度为：4.1.2接触疲劳强度计算验算节点处的接触应力，对刚齿轮，可按照下式进行；式中：K-系数（对直齿轮取1070，对斜齿轮取925，这是由于斜齿轮倾斜，接触线长增加，重合度增大，因此承载能力有所提高）A-中心距（厘米）i-传动比，M-小齿轮上的扭矩（公斤厘米）b-齿轮齿宽（厘米），大小齿轮齿宽不同时取较小者-角变位修正对接触强度影响系数，-工作状况系数，对于轮胎式液力机械取1-许用接触应力（当齿轮材料为20CrMnTi, 20CrMnMo时，许用接触应力=10000-14000公斤/厘米2）,A=387.385mm,b=56mm小齿轮上的扭矩：对于液力机械=884.568MPa1400MPa满足使用要求。4.2 轴的强度校核4.2.1输入轴花键设计及校核通过13表11-29和10，查得花键型号为：10x102H7X112H10/f11X16H11/d10此处引用（式5-3）和（式5-4）进行校核。选输入轴材料为40Cr，渗碳后表面淬火。这种材料的接触极限应力，弯曲疲劳极限应力.初取花键长度为40mm。1. 弯曲疲劳强度计算根据（式5-3）带入相关数据，得： 经计算所以满足弯曲疲劳要求。2. 接触疲劳强度计算根据（式5-4）带入相关数据，得：经计算所以满足要求。为了更好的减少安装难度，因此对花键的长度适当增大，最终取为52mm。4.2.2 中间轴的校核1根据装载机装配图，作出中间轴的计算简图（即力学模型）图4.1 中间轴力学模型选取中间轴的材料为40CrNi,调质处理。根据机械设计P355表15-1查得： 弯曲疲劳极限=430（MPa）,剪切疲劳极限=210（MPa），许用弯曲应力=75（MPa）。2 对轴进行受力分析，并作出弯矩图根据以前的计算可知，当闭锁离合器结合时，中间轴受载最大，此时传递给中间轴的扭矩为=197.9（Nm）圆周力：=4.28（KN） （8.1）径向力：=1.558（KN） （8.2）根据以前的计算可知，摩擦片传递给中间轴的的扭矩为=-197.9（Nm）圆周力：=0.912（KN） （8.3）径向力：=0.332（KN） （8.4）根据上述简图及受力分析，分别按水平面和垂直面计算各力产生的弯矩，并按计算结果分别作出水平面上的弯矩图和垂直面上的弯矩图；然后按下式计算总弯矩并作出M图。图 4.2 中间轴的载荷分析图从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面B是轴上较为危险的截面。现将计算出的截面B处的、和M的值列于下表：表4.1 截面B所受载荷载荷水平面H垂直面V 支反力F弯矩M总弯矩扭矩T3 按弯扭合成应力校核轴的强度校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和 扭矩的危险截面。根据机械设计P336，按第三强度理论，计算应力 （8.5）通常 由弯矩所产生的弯曲应力是对称循环变应力，而 由扭矩所产生的扭转切应力则常常不是 对称循环应力。为了 考虑两者循环特性不同的影响，引入折合系数，则计算应力为 （8.6）式中的弯曲应力为对称循环变应力，扭转切应力为脉动循环变应力，取。对于直径 为d的圆轴，弯曲应力，扭转切应力,将和代入上式，则轴的弯扭合成强度为 （8.7）式中：轴的计算应力，单位Mpa； M轴所受的弯矩，单位为 Nm； T轴所受的扭矩，单位为Nm； W轴的抗弯截面系数，单位为，计算公式由机械设计P365 表15-1查得，圆截面的计算公式=0.1=12500 ,花键截面的计算公式, Z-花键齿数；W=6854.98 截面B处的计算应力： =19.83 Mpa根据机械设计P255 表15-1查得，对称循环变应力时，轴的许用弯曲应力为75Mpa。 (8.8)因此，轴的强度满足要求。4.2.3输出轴与轴上相关零件设计1.根据装载机装配图，作出输出轴的计算简图（即力学模型）图4.3 输出轴力学模型简图选取中间输入轴的材料为40CrNi,调质处理。根据机械设计P355表15-1查得：弯曲疲劳极限=430（MPa）,剪切疲劳极限=210（MPa），许用弯曲应力=75（MPa）。2. 对轴进行受力分析，并作出弯矩图 根据以前的计算可知，变矩器传递给中间输入轴的扭矩为=1171（Nm）圆周力： =6.69（KN） （8.9）径向力：=2.435（KN） （8.10）根据以前的计算可知，中间轴传递给输出轴的扭矩为 =1171（Nm）根据上述简图及受力分析，分别按水平面和垂直面计算各力产生的弯矩，并按计算结果分别作出水平面上的弯矩图和垂直面上的弯矩图；然后按下式计算总弯矩并作出M图。 (8.11)图4.4 输出轴的载荷分析图从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面A是轴上较为危险的截面。现将计算出的截面A处的、和M的值列于下表：载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M总弯矩扭矩T表4.3 截面A所受载荷表4.4 截面和所受载荷载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M总弯矩扭矩T3 .按弯扭合成应力校核轴的强度 校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和 扭矩的危险截面。根据机械设计P336，按第三强度理论，计算应力 （8.12）通常由弯矩所产生的弯曲应力是对称循环变应力，而 由扭矩所产生的扭转切应力则常常不是 对称循环应力。为了 考虑两者循环特性不同的影响，引入折合系数，则计算应力为： （8.13）式中的弯曲应力为对称循环变应力，扭转切应力为脉动循环变应力，取。对于直径 为d的圆轴，弯曲应力，扭转切应力,将和代入上式，则轴的弯扭合成强度为 （8.14）式中：轴的计算应力，单位Mpa； M轴所受的弯矩，单位为 Nm； T轴所受的扭矩，单位为Nm； W轴的抗弯截面系数，单位为，计算公式由机械设计P365 表15-1查得，圆截面的计算公式，花键截面的计算公式, Z-花键齿数；W=6854.98 所以带入数据得：根据机械设计P255 表15-1查得，对称循环变应力时，轴的许用弯曲应力为75Mpa。 (8.15)因此，轴的强度满足要求。4.3输出轴轴承的校核1)确定危险截面这种校核计算的实质在于确定变应力情况下轴的安全程度。截面由于过盈配合引起应力集中将削弱轴的疲劳强度，但受载情况完全相同，故只需截面精确校核。2)截面左侧抗弯截面系数抗扭截面系数截面左侧的弯矩为截面左侧的扭矩为截面上的弯曲应力为截面上的扭转应力为截面上由于花键而形成的有效应力几周系数，根据4附表35查得，由4附图32得尺寸系数；由附图33得扭转尺寸系数轴按磨削加工，由4附图34得表面质量系数轴未经表面强化处理，即，得