车辆工程毕业论文 ZL50装载机液力传动系统的设计研究

车辆工程毕业论文 ZL50装载机液力传动系统的设计研究 毕业设计(论文) ZL50装载机液力传动系统的设计研究 学 院: 机械与车辆学院 专 业: 车辆工程 姓 名: 学 号: 指导老师: 职 称: 助教、副教授 中国?珠海 二?一一年五月 xx学院 毕业设计诚信承诺书 本人承诺呈交的毕业设计《ZL50装载机液力传动系统的设计研 究》是在指导教师的指导下～独立开展研究取得的成果～文中引用他人的观点和材料～均在文后按顺序列出其参考文献～设计使用的数据真实可靠。 本人签名: 日期: 年 月 日 ZL50装载机液力传动系统的设计研究 摘 要 本文采用先进的机械设计理论对ZL50装载机液力变速系统进行设计计算，首先，根据装载机的速度和最大牵引力要求设计装载机的液力变速系统;然后，通过对装载机进行牵引特性计算和对传动系统进行发热计算并且评价其性能，为装载机的总体设计提供可靠的理论依据。 关键词:装载机 液力变矩器 变速器 匹配 牵引特性。 I XX学院2011届本科生毕业论文 The Design and Calculate of Hydraulic Shift System of ZL50 Loader ABSTRACT This paper designs the hydraulic shift system of ZL50 loader with advanced mechanism theory .Frist, according to the request of speed and maximum drawing force ,design the the hydraulic shift system of ZL50 loader. Then calculating the loader drawing characteristic and the temperature rise of drive system and evaluate their performance .Therefore a reliable theoretic basis is laid for the collectivity design. Keywords: Loader Hydraulic torque converter transmission matching drawing characteristic II XX学院2011届本科生毕业论文 目 录 摘 要 ......................................................................................................................................................... I ABSTRACT ............................................................................................................................................ III 1 绪论 .................................................................................................................. 错误～未定义书签。1 1.1选 题 快递公司问题件快递公司问题件货款处理关于圆的周长面积重点题型关于解方程组的题及答案关于南海问题 的目的意义 ............................................................................................ 错误～未定义书签。1 1.2 ZL50装载机的简介 .................................................................................. 错误～未定义书签。1 1.3国内外研究综述 ............................................................................................ 错误～未定义书签。2 2 ZL50装载机传动系统主要部件的选型 ................................................ 错误～未定义书签。4 2.1传动系统的概述 ............................................................................................ 错误～未定义书签。4 2.2 发动机的选择 ............................................................................................... 错误～未定义书签。4 2.3液力变矩器的选择与设计 .......................................................................... 错误～未定义书签。6 3 发动机与液力变矩器联合工作的设计计算 ....................................... 错误～未定义书签。11 3.1 已知参数 ...................................................................................................... 错误～未定义书签。11 3.2 YJ375匹配WD615 67G3-28发动机输出特性的求解 .................... 错误～未定义书签。12 3.3 发动机与变矩器联合工作的评价 ....................................................... 错误～未定义书签。16 4 变速器的设计计算 ..................................................................................... 错误～未定义书签。18 4.1 传动比的确定 ........................................................................................... 错误～未定义书签。18 4.2结构型式及配齿情况 ................................................................................. 错误～未定义书签。20 4.3关键零部件的设计与强度校核............................................................... 错误～未定义书签。22 5 WD615 67G3-28发动机与YJ375变矩器牵引特性计算 .............. 错误～未定义书签。37 5.1 ZL50装载机各主要参数 ....................................................................... 错误～未定义书签。37 5.2 牵引特性计算 ............................................................................................. 错误～未定义书签。38 5.3 各档的牵引特性计算 ................................................................................ 错误～未定义书签。46 5.4 整车性能分析 ................................................................................................................................. 50 5.5本章小结 ........................................................................................................................................... 51 6 总结 ................................................................................................................ 错误～未定义书签。52 参考文献 .............................................................................................................. 错误～未定义书签。53 附 录 ................................................................................................................... 错误～未定义书签。54 文献翻译 .............................................................................................................. 错误～未定义书签。56 谢 辞 ................................................................................................................... 错误～未定义书签。66 XX学院2011届本科生毕业论文 1 绪论 1.1选题的目的意义 ZL50装载机是一种广泛用于公路、铁路、建筑、水电、港口、矿山等建设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。随着我国经济建设速度的加快，汽车行业向着自动化和系统化的方向前进着，各项建筑施工(比如公路建设，房屋建设等)也要求工程机械制造厂进行产品更新换代，使其动力、性能、效率等不断改进。 此论文就是对装载机的设计与研究使装载机更新换代，主要是通过对发动机与变矩器匹配的优化、变速器档位设计等来使装载机具有作业速度快、效率高、机动性好、操作轻便等方面的优化。从而满足我们发展建设的需要。 1.2 ZL50装载机的简介 ZL50装载机 1.2.1 ZL50装载机的用 装载机主要用来铲、装、卸、运土和石料一类散状物料，也可以对岩石、硬土进行轻度铲掘作业。如果换不同的工作装置，还可以完成推土、起重、装卸其他物料的工作。在公路施工中主要用于路基工程的填挖，沥青和水泥混凝土料场的集料、装料等作业。由于它具有作业速度快，机动性好，操作轻便等优点，因而发展很快，成为土石方施工中的主要机械。 1.2.2分类 常用的单斗装载机，按发动机功率，传动形式，行走系结构，装载方式的不同进行分类。 1、发动机功率: ?功率小于74kw为小型装载机。 ?功率在74,147kw为中型装载机 1 XX学院2011届本科生毕业论文 ?功率在147,515kw为大型装载机 ?功率大于515kw为特大型装载机 2、传动形式: ?液力—机械传动，冲击振动小，传动件寿命长，操纵方便，车速与外载间可自动调节，一般在中大型装载机多采用; ?液力传动:可无级调速、操纵间便，但启动性较差，一般仅在小型装载机上采用; ?电力传动:无级调速、工作可靠、维修简单、费用较高，一般在大型装载机上采用。 3、行走结构: ?轮胎式:质量轻、速度快、机动灵活、效率高、不易损坏路面、接地比压大、通过性差、但被广泛应用; ?履带式:接地比压小，通过性好、重心低、稳定性好、附着力强、牵引力大、比切入力大、速度低、灵活性相对差、成本高、行走时易损坏路面。 4、装卸方式: ?前卸式:结构简单、工作可靠、视野好，适合于各种作业场地，应用较广; ?回转式:工作装置安装在可回转360O的转台上，侧面卸载不需要调头、作业效率高、但结构复杂、质量大、成本高、侧面稳性较差，适用于较侠小的场地。 ?后卸式:前端装、后端卸、作业效率高、作业的安全性欠好。 1.3国内外研究综述 1.3.1新产品新结构不断涌现 近年来，轮式装载机以围绕提高效率、降低成本为核心，继续向大型化、微型化发展，不断推出新产品，加速更新换代。微电子技术的突破性进展为轮式装载机自动控制、状态监测及视线范围内遥控技术的发展创造了条件。柴油发动机自动控制喷油系统、变速箱自动控制换档、性能参数和状态监测均取得重大进展，在视线内遥控作业已进入实用阶段，从而改善了性能，提高可靠性，缩短停机时间，增加生产能力，降低燃油消耗，取得了更大的经济效益。 1.3.2国外装载机发展的趋势 国外装载机发展的总体趋势:以人为本的设计思想得到充分体现，普遍采用了操纵力极小的电液比例控制技术、集中润滑技术等。在大吨位的装载机(如卡特,,,,)上还安装了电视监控系统。司机室设计更加人性化及豪华轿车化，空调及音响设备一应俱全，悬浮式座椅上下前后左右随意调节，以满足操作者不同体态的要求，让人感到操作这些设备简直是一种享受。如,;,公司,,,型 2 XX学院2011届本科生毕业论文 装载机的驾驶室设计更为吸引人，室内具备了多项实用特性，如电子监控系统(,,,)配有液晶显示板(,;,)，新的伺服控制杆可对前进和倒退。 国内:我国轮式装载机主要是20世纪70年代初期发展起来的，以ZL50型装载机为主导产品，经过多年的发展，质量水平不断提高，已经形成独立的产品系列和行业门类。与工程机械其他机种相比，轮式装载机的桥、箱、泵、阀及缸等零部件产品配套相对成熟，已经形成了比较完整的配套体系。 我国装载机行业的自主品牌通过十几年的发展，在跨国公司强势品牌的重重包围之下，走出了一条自主发展的道路，并逐渐发展壮大，牢牢控制了国内90%以上的市场份额。国内装载机市场的营业额近年来一直约占我国整个工程机械行业总营业额的半壁江山，其行业地位十分重要。同时国产装载机产品以其出色的性价比优势，已经开始在国际市场上崭露头脚，呈现出较好的发展势头。 3 XX学院2011届本科生毕业论文 2 ZL50装载机传动系统主要部件的选型 2.1传动系统的概述 装载机有四种传动方式:机械式、全液压式、液力机械式和电传动式(电 、ZL40、动轮)。目前已定型的国产装载机一般采用液力机械传动型式的，如ZL30ZL50、ZL90、QJ-5型装载机均系这种传动方式。典型的轮胎式装载机液力机械传动系统的传动路线是: 发动机——液力变矩器——变速箱(包括分动箱)——传动轴——主传动装置——轮边减速器——轮辋——轮胎。下面进行发动机与液力变矩器的选型及其特性 的确定。 图2-1 典型轮胎式装载机的传动路线 【1】 2.2 发动机的选择 2.2.1 发动机功率的确定 选择额定载重量作为基本参数，根据发动机功率的经验计算 公式 小学单位换算公式大全免费下载公式下载行测公式大全下载excel公式下载逻辑回归公式下载 N,21.04P，46.8eQ (2-1) PNQkWe式中——发动机功率，;——额定载重量，t Ne由材料得到ZL50装载机的额定载重量为5吨，所以得到发动机的功率为=152 kW 4 XX学院2011届本科生毕业论文 2.2.2 发动机型号的选择 工程机械产品在设计中遵循环境保护的原则是必要的，是符合我国可持续发展的总策略要求的，机械产品的设计应考虑适应生态环境发展的要求，这是一种机械产品设计理念的变革，是对传统设计的一种修正和补充，工程机械通常以柴油机为动力源。已知发动机的功率N=152kw，可以选择市场上功率相近的工程机e 械柴油发动机。潍柴动力生产的WD615系列工程机械柴油机充分考虑了工程机械的特殊要求，配套齐全，外形更美观，具有更高的可靠性和更好的配套适应性。因此我们选择发动机型号为WD615 67G3-28的增压发动机。其外特性曲线如下: 图2-2 发动机外特性曲线 5 XX学院2011届本科生毕业论文 根据图2-1得到发动机的外特性数据如下:(表2-1) n 1100 1200 1300 1400 1500 1600 1700 1800 1900 2000 2100 2200 [r/min] Me 750 800 845 870 881 883 871 855 840 815 780 745 [N.m] Ne 82 95 108 119 130 140 150 159 161 162 163.5 164 [kW] ge 225 220 216 212 210 209 209 211 212 213 218 222 [g/kWh] 2.3液力变矩器的选择与设计 2.3.1 设计方法 液力变矩器是装载机最主要的部件之一，它的性能直接影响到装载机的牵引能力。当确定了发动机的型号的、规格并已知发动机的特性曲线后，下一步就是选择液力变矩器的类型并按相似原理确定循环圆直径，在必要时，也可重新设计液力变矩器。重新设计液力变矩器比较麻烦，工作量较大，而按相似原理设计比较简单和易于掌握，新设计的变矩器只要泵轮转速不小于模型变矩器泵轮转速的40%，则误差在2%-3%之内，所以具有足够的精度，我国目前一般按相似原理设计变矩器。 在现有的液力变矩器中，找一个结构型式与性能满足要求的变矩器作为模型，把各部分几何尺寸按比例的放大和缩小，叶片安装角度不变，便可以得到一个新尺寸的液力变矩器，它的原始特性曲线与作为模型的液力变矩器完全一致。当发动机和变矩器的型式都以选定后，影响共同工作性能的主要因素是变矩器的尺寸是否合理。否则发动机和变矩器本身的性能都很好，装载机的性能仍会由于变矩器的尺寸不合适而不能满足要求。 2.3.2 选择模型 液力变矩器的参数是透过性、变矩系数和它的效率，这三者是相互关联的，而且是相互矛盾的。在一系列的现有液力变矩器中，选择性能、结构满足给定条件的液力变矩器，作为模型。我们通过对装载机特性的分析，我们在选择装载机的液力变速器时必须考虑相应对策:变矩器必须具有零速工况变矩比大，效率较 6 XX学院2011届本科生毕业论文 高，高效范围宽等特性，因此我们选用山推采用引进国外先进技术生产的单级单 K0D相三元件液力变矩器YJ355变矩器(循环圆直径=355 mm,变矩系数=2.38, ,max最高效率=86.1%)作为模型。 ,IK模型确定后，则变矩器的原始特性曲线如下:(为传动比;为变矩系数;为 22,7,min/m,r，10b效率;为泵轮力矩系数，) 图2-3 YJ355原始特性曲线 由图2-2得变矩器的原始特性参数如下: 表2-2 变矩器的原始特性数据 0.20 0.25 0.30 0.35 0.40 0.45 0.50 0.55 0.60 I 2.40 2.30 2.18 2.05 1.92 1.80 1.7 1.58 1.45 K ,0.48 0.55 0.63 0.68 0.74 0.78 0.82 0.83 0.85 ,22.5 22.5 22.5 22.5 22.5 22.5 22.5 22.5 22.5 b 0.62 0.64 0.66 0.68 0.70 0.72 0.74 0.76 0.78 I 7 XX学院2011届本科生毕业论文 1.38 1.36 1.33 1.26 0.67 0.65 0.62 0.60 0.58 K ,0.853 0.853 0.852 0.847 0.840 0.835 0.830 0.820 0.810 ,22.5 22.4 22.3 21.5 21.0 20.8 20.5 20.0 19.5 b 0.8 0.83 0.86 0.92 0.95 0.98 1 I 0.98 0.91 0.83 0.69 0.62 0.55 0.58 K ,0.795 0.770 0.745 0.685 0.645 0.605 0.61 ,18 16.5 14.5 9.5 6 1 1 b 2.3.3计算循环圆直径 装载机的发动机和变矩器应按部分功率匹配，即变矩器不传递发动机全部功率，因为装载机发动机的一部分功率消耗在驱动辅助设备和油泵上面，由液力变矩器传给行走机构的功率仅是发动机额定功率的一部分。 发动机的外特性曲线力矩Me去掉发动机辅助设备所消耗的力矩并减去遥控泵、变速泵和工作泵(辅助泵和转向泵空载)工作所需的力矩得到曲线。以上作M1出的曲线是装载机工作机构不工作时发动机传递到行走机构的力矩，而MM12曲线是装载机用最大铲取力进行铲掘时，发动机传递到行走机构上的力矩。很显然，当装载机在其他工况工作时，发动机传递到行走机构上的力矩都在、MM12曲线之间。 在同一转速时的、、力矩值相差很大，由材料知道ZL50型装载MMMe12 MMM122机，在发动机额定转速时，，，。统计表明，,90%,34.7%,38.3%MMMee1 装载机工作机构不工作时，发动机传递到行走机构上(即传递到液力变矩器上)的力矩，一般占发动机额定力矩的80%-90%，而装载机用最大铲取力进行MMe1 铲掘作业时，发动机传递到行走机构的力矩仅占发动机额定力矩的30%-50%，Me 8 XX学院2011届本科生毕业论文 这说明工作机构消耗了发动机一半的功率。为了综合考虑这个问题，实际设计中应按M、M曲线的某一中间力矩值来确定变矩器与发动机的合理匹配。为此引入12 当量力矩的概念，所谓当量力矩曲线，就是指在、曲线之间的某一假想MM12 力矩曲线(图2-4)，在计算变矩器循环圆直径时，应是代表变矩器效率最高的 *i那条负荷抛物线与曲线在发动机额定转速n时相交，如图2-4所示。这样M当 计算得到的变矩器循环圆直径，使装载机无论在哪种工况工作，均得到较好的 图2-4 综合性能。当量力矩的计算比较复杂，在实际上一般用乘上一个系数MMKe2当 的方法得到，即使M=。 MKe2当 计算变矩器循环圆直径D的计算公式如下: KKM12eD(m) (2-2) ,52,g,nH, 式中 M——发动机额定力矩，M=850N.m; ee ——发动机降功率使用系数。采用工程机械柴油机时，=1; KK11 9 XX学院2011届本科生毕业论文 ——考虑装载机工况变化和作业范围不同的系数，该装载机作为多种K2 用途使用取=0.77; K2 3——工作液体的密度，取=900; ,,kg/m ——变矩器最高效率时的泵轮力矩系数，由所选模型变矩器的原始特,, 22,7性图 上查得，=22.5; ,min/m,r，10, ——发动机最大功率时，曲轴转速，=2200。 nnr/minHH代入数据计算得到=0.365m。 D 2.3.4 确定线性比例尺设计变矩器 计算得到了新设计的变矩器循环圆直径D，按下式确定线形比例尺 l D (2-3) l,D模 式中 ——作为模型的循环圆直径，=0.355m。 DD模模计算得到=1.02，按比例尺放大新设计的变矩器的各部分形状，叶片安放角度与l 原模型相同。因此新设计的变矩器的型号为YJ355(循环圆直径D=365mm,变矩系 数=2.38,最高效率=86.1%)，变矩器YJ355的原始特性曲线如图(2-3)。 K,max0 10 XX学院2011届本科生毕业论文 3 发动机与液力变矩器联合工作的设计计算 3.1 已知参数 1 .WD615 67G3-28.发动机参数为: 额定功率/转速 162/2200(kW/r/min) a ,b 最大扭矩/转速 843/14505(N.m/t/min)0 c 外特性最低燃油耗 210(g/kW.h) ,d. 怠速 65025(r/min)n 2.行驶速度: a 最高车速 34km/h b 最低稳定车速 2km/h =9.81 4.主减速器速比: i主 5.轮边减器速比: =1.93 i轮 6.整车参数: a 整机操作质量 =16800kg m0 b 最大牵引力 P?145KN c 额定载荷 =5000kg m 3d.额定斗容 3 m 7.滚动阻力系数: ?档时取 f=0.08 ?档时取 f=0.1 ?档时取 f=0.05 ?档时取 f=0.035 8.机械传动系统效率估计值: =0.89 ,T 9.变速器传动效率估计值: =0.92 ,b r10.轮胎滚动半径: =0.625(m) q 11.牵引滑转率曲线(参考TY420,附着系数取0.88) 11 XX学院2011届本科生毕业论文 图3-1 牵引滑转率曲线 【2】 3.2 YJ375匹配WD615 67G3-28发动机输出特性的求解3.2.1 WD615 67G3-28发动机当量转矩的计算 根据发动机外特性数据表(2-1)和=得到下表(3-1): MKMe2当 表 3-1 n 1200 1300 1400 1500 1600 1700 1800 1900 2000 2100 2200 r/min Me800 845 870 881 883 871 855 840 815 780 745 kW M当616 650.7 669.9 678.4 679.9 670.7 658.4 646.8 627.6 600.6 573.7 kW 3.2.2 YJ355公称转矩的计算 由液力变矩器的计算方程式: 25 (3-1) M,,,gnDb M式中 ——液力变矩器的公称转矩，N.m; ——泵轮转速，r/min; n 22g——重力加速度，;这里取g=10 m/sm/s 12 XX学院2011届本科生毕业论文 D——变矩器的循环圆直径，m;D=0.365m 33,,——液体密度，;=900 kg/mkg/m ——由图2-3中可知其取值 ,b 得到液力变矩器在不同的泵轮转速时，液力变矩器的公称转矩如下表(3-2、3-3): 表3-2 变矩器的公称转矩数据(一) n M 2 i 1200 1300 1400 1500 1600 1700 1800 0.2 188.92 221.72 257.15 295.19 335.87 379.16 425.08 0.25 188.92 221.72 257.15 295.19 335.87 379.16 425.08 0.3 188.92 221.72 257.15 295.19 335.87 379.16 425.08 0.35 188.92 221.72 257.15 295.19 335.87 379.16 425.08 0.4 188.92 221.72 257.15 295.19 335.87 379.16 425.08 0.45 188.92 221.72 257.15 295.19 335.87 379.16 425.08 0.5 188.92 221.72 257.15 295.19 335.87 379.16 425.08 0.55 188.92 221.72 257.15 295.19 335.87 379.16 425.08 0.64 188.08 220.74 256 293.88 334.37 377.48 423.19 0.68 180.53 211.87 245.72 282.07 320.94 362.31 406.19 0.7 176.33 206.94 240 275.51 313.47 353.88 396.74 0.72 174.65 204.97 237.72 272.89 310.49 350.51 392.96 0.76 167.93 197.09 228.58 262.4 298.55 337.03 377.85 0.8 151.14 177.38 205.72 236.16 268.69 303.33 340.06 0.83 138.55 162.6 188.57 216.48 246.3 278.05 311.73 0.86 121.75 142.89 165.72 190.24 213.45 244.35 273.94 0.92 79.77 93.62 108.57 124.64 141.81 160.09 179.48 0.95 50.38 59.13 68.57 78.72 89.57 101.11 113.35 0.98 8.4 9.85 11.43 13.12 14.93 16.85 18.89 13 XX学院2011届本科生毕业论文 表3-3 变矩器的公称转矩数据(二) n M 2 1900 2000 2100 2200 2300 2400 2500 i 0.2 473.62 524.79 578.58 635 694.03 755.7 819.99 0.25 473.62 524.79 578.58 635 694.03 755.7 819.99 0.3 473.62 524.79 578.58 635 694.03 755.7 819.99 0.35 473.62 524.79 578.58 635 694.03 755.7 819.99 0.4 473.62 524.79 578.58 635 694.03 755.7 819.99 0.45 473.62 524.79 578.58 635 694.03 755.7 819.99 0.5 473.62 524.79 578.58 635 694.03 755.7 819.99 0.55 473.62 524.79 578.58 635 694.03 755.7 819.99 0.64 471.52 522.46 576 632.17 690.95 752.34 816.34 0.68 452.57 501.47 552.87 606.77 663.19 722.11 783.54 0.7 442.05 489.8 540 592.66 647.77 705.32 765.32 0.72 437.84 485.14 534.87 587.01 641.6 698.6 758.03 0.76 421 466.48 514.29 564044 616.92 671.73 728.88 0.8 378.9 419.83 462.86 508 555.23 604.59 655.99 0.83 347.32 384.85 424.29 465.67 508.96 554.18 601.32 0.86 305.22 338.2 372.86 409.22 447.27 487.01 528.43 0.92 199.98 221.58 244.29 268.11 293.04 319.07 346.22 0.95 126.3 139.95 154.29 169.33 185.08 201.52 218.66 0.98 21.05 23.32 25.71 28.22 30.85 33.59 36.44 14 XX学院2011届本科生毕业论文 根据表(3-1)和表(3-2)绘图如下: 发动机与液力变矩器输出曲线 3.2.3 YJ375匹配WD615 67G3-28的输出特性曲线 由图3-2得到YJ375匹配WD615 67G3-28的输出特性数据如下: 表3-4 输出特性数据 M[N.m] N[r/min] P[kW] ge i K η [gkW/hMe Mt Ne Nt Pe Pt ] 0.20 2.40 0.48 725 1738.9 2208 442 164 76.3 214.4 0.25 2.30 0.55 725 1567.1 2208 662 164 102.2 214.4 0.30 2.18 0.63 725 1395.2 2208 883 164 121.4 214.4 0.35 2.05 0.68 725 1309.3 2208 994 164 128.5 214.4 0.40 1.92 0.74 725 1223.4 2208 1104 164 133.9 214.4 0.45 1.80 0.78 725 1120.4 2208 1236 164 138.1 214.4 0.50 1.70 0.82 725 1086.0 2208 1281 164 138.9 214.4 0.55 1.58 0.83 725 1051.6 2208 1325 164 139.5 214.4 15 XX学院2011届本科生毕业论文 0.60 1.45 0.85 725 1017.3 2208 1369 164 139.8 214.4 0.62 1.38 0.853 725 1000.1 2208 1391 164 139.9 214.4 0.64 1.36 0.853 724 981.5 2209 1414 163 139.0 214.6 0.66 1.33 0.852 723 963.1 2211 1437 162 138.1 214.8 0.68 1.26 0.847 695 876.4 2213 1505 160 135.8 215.2 0.70 0.67 0.84 687 833.7 2214 1550 158 133.3 215.6 0.72 0.65 0.835 673 752.9 2222 1644 155 128.6 216 0.74 0.62 0.83 635 650.2 2232 1741 144 116.5 217.9 0.76 0.60 0.82 553 500.7 2253 1870 125 105.0 222 0.83 0.91 0.77 435 332.0 2280 2029 115 82.5 228 092 0.69 0.685 335 231.9 2342 2155 85 58.1 230 0.98 0.55 0.61 65 35.7 2406 2358 20 12.1 242 由表3-3的数据绘图3-3如下: 图3-3 YJ375匹配WD615 67G3-28的联合输出特性曲线 3.3 发动机与变矩器联合工作的评价 发动机与液力变矩器共同工作是指发动机与液力变矩器共同工作输入、输出特性的变化规律(当发动机与液力变矩器组合后，可视为一种新的动力装置，具 16 XX学院2011届本科生毕业论文 有新的性能特性(发动机与液力变矩器共同工作输入、输出特性的确定是进行液力传动车辆性能计算的基础，是液力传动车辆动力传动系匹配及其优化设计的前提(确定发动机与液力变矩器共同工作性能就是根据发动机的特性和液力变矩器的原始特性，确定共同工作输入特性、共同工作区域及其输出特性。 由表3-2和表3-1得出变矩器和发动机匹配特性图，如图3-2所示，由于装载机工作的特殊性(见第二章)，我们应该评价与变矩器的匹配，从图中看出与MM当当变矩器高效率的曲线(从0.45-0.8，变矩器效率在80%以上)的交点处于发动ii 机高功率段上，且处于调速段附近具有较大的扭矩储备系数，因此设计的该动力装置具有好的动力性和经济性，匹配合理。 匹配之后，可以得到变矩器与发动机共同工作的输出特性，亦即联合输出特 Mnt性曲线，如图3-3。联合输出特性与发动机特性有显著不同，输出转矩随的减小而增大，说明力矩的适应性很好，即使在阻力矩很大时，泵轮仍然可保持低速旋转，使发动机不致因阻力矩突然增大而熄火。从这里也可以看出液力变速系统的优点。 17 XX学院2011届本科生毕业论文 4 变速器的设计计算 【5】 4.1 传动比的确定 4.1.1 倒档最大传动比的确定 倒档最大传动比由装载机的理论最低行驶速度决定。对于轮胎式装载机 由 n2?=0.377 (4-1) ir1kvTmin 式中 ——液力变矩涡轮最低转速,由液力变矩器输出特性曲线图 n2? n2?(图2-3)根据最低效率ηp值决定，得=840(r/min); ——轮胎滚动半径，取=0.630m; rrkk ——理论最低行走速度，取=3km/h; VVTminTmin 得:i=0.377x0.63x840/3 1 计算得到=66.503。 imax 4.1.2.倒档最小传动比的确定 倒档最小传动比由装载机的最高行驶速度决定。对于轮胎式装载机 n?2i=0.377 (4-2) r2kvmax 式中 ——变矩器涡轮允许的最高转速，由液力变矩器输出特性曲线图n2? (图2-3)根据最高效率η值决定，得n=1940(r/min); p2? ——空载最高行速，取=34km/h; vvmaxmax i得:=0.377x0.63x1940/3 1 i计算得到=13.552。 min 18 XX学院2011届本科生毕业论文 4.1.3 档数和中间档传动比的确定 装载机用于多种用途，需要在多工况下工作，因此前进和后退各设置四个 档。各档传动比、、、应这样分配，使它们构成公比为q的几何级数，iiii???? 这样可使发动机的利用功率最大，即使 iii??? (4-3) ,,,qiii??? i66.503? ,q3,,4.907i13.552? 所以q=1.7 i?3各档传动比的公比q还必须满足下列条件:q=?k，即小于等于液力变i?矩器涡轮最高转速和最低转速之比，这样才能保证液力变矩器的效率总是nn2?2? 大于值。 ,p 4.1.4 确定变速器各档传动比 传动系总传动比等于变速箱、主传动、轮边减速器等部件传动比的乘积，确 定了主传动与轮边减速的传动比乘积=18.95，可以得到变速器的传动比i,ii主轮为传动系传动比与i的商值。 4.1.4.1 倒档传动比的确定 预取变速器=3.5，则由滚动阻力P=Gf=13171.2 (N) 换算至变矩器涡轮的if11 转矩M为: W1 Pr13171.2x0.63f1qM===140.1939(N.m) (4-4) W118.95x3.5x0.97x0.92ii,,1bc ri式中P=13171.2 (N)，=0.630 (m)，i=18.95，f=0.08，=3.5，=0.97，,f1q1b ,=0.92，根据液力变矩器输出特性曲线图(图3-3)，得到涡轮的最大转速为:c ，由此求出倒退?档空行时的最大行驶速度为: n,2360(rpm)w1 19 XX学院2011届本科生毕业论文 nr2360x0.63w1q=0.377x=8.451(km/h) (4-5) v,0.37718.95x3.5ii1 符合要求。 同理根据可求出其它各倒退档位的传动比及相应的最高行驶速度。 i,qi高低 倒退时: =3.5， v=8.451， =2.059， v=13.902 ii12 =1.211， v=23.431， =0.712， v=37.746。 ii34 符合要求。 4.1.4.2 前进档传动比的确定 装载机前进时需要铲掘物料，要具有比后退更大的牵引力，因此装载机在相同的档位时，前进档要比后退档的传动比略小一些。同理根据可求出i,q，i高低其它各倒前进各档位的传动比及相应的最高行驶速度。 前进时: i=3.6， v=8.174， i=2.118， v=13.427， 12 =1.287， v=21.416， =0.757， v=35.50 ii34 符合要求。 4.2结构型式及配齿情况 目前变速器的结构型式有定轴式和行星式两种。定轴式动力换挡变速器以其可靠性高、结构简单、紧凑、零件通用性好、换挡操作简便等一系列优点在工程机械上得到广泛应用。 ZL50装载机液力变速系统采用四进四退定轴式变速器，其传动简图，如图所示: 20 XX学院2011届本科生毕业论文 图4-1 变速器传动简图 【10】各档的传动路线和传动比如下表: 表4-1 档位 结合离合器 传动路线 传动比 ?档 B、C 2-6-5-10-8-13 3.533 前 ?档 B、E 2-6-4-9-8-13 2.092 ?档 B、D 2-6-7-12-8-13 1.239 进 ?档 B、F 2-6-11-8-13 0.734 ?档 A、C 1-3-4-5-10-8-13 3.5 倒 ?档 A、E 1-3-4-9-8-13 2.059 ?档 A、D 1-3-4-7-12-8-13 1.211 退 ?档 A、F 1-3-4-6-11-8-13 0.712 在保证满足给定传动比和装配条件的要求下，变速器的配齿情况为: 表4-2 齿轮 1 2 3 4 5 6 7 齿数 28 42 31 34 24 51 44 齿轮 8 9 10 11 12 13 齿数 33 38 46 22 28 51 21 XX学院2011届本科生毕业论文 变速器的各档传动比和各档最高行驶车速如下表所示: 表4-3 各档传动比和最高行驶车速 F1 F2 F3 F4 R1 R2 R3 R4 i 3.6 2.118 1.287 0.757 3.5 2.059 1.211 0.712 8.174 13.427 21.416 35.50 8.451 13.902 23.431 37.746 v (Km/h) 变速器各齿轮为直齿圆柱齿轮，齿轮的模数取m=5,齿宽根据经验公式取得， :20压力角取，各齿轮的几何要素如下表:分度圆直径d=mz，齿顶高ha=ha*m，齿跟高hf=(ha*+c*)m，c*=0.25，齿顶圆直径da=d+2ha，齿根圆直径df=d-2hf，基圆直径dd=dcos20? 【8】 表4-4 齿轮几何要素表 模 齿宽 齿分度圆齿顶圆齿根圆 /mm 数m 齿轮 数压力直径直径直径基圆直径 z /mm d/mm da/mm df/mm dd/mm 角/? 1 28 5 52 20 140 150 127.5 130.9 2 42 5 46 20 210 220 197.5 196.35 3 31 5 60 20 155 165 142.5 144.93 4 34 5 48 20 170 180 157.5 159.7 5 24 5 60 20 120 130 107.5 112.2 6 51 5 48 20 255 265 242.5 238.43 7 44 5 46 20 220 230 207.5 205.7 8 33 5 72 20 165 175 152.5 155.0 9 38 5 50 20 190 200 177.5 177.65 10 46 5 58 20 230 240 217.5 215.05 11 22 5 66 20 110 120 97.5 102.85 12 28 5 64 20 140 150 127.5 130.9 13 51 5 78 20 255 265 242.5 238.43 4.3关键零部件的设计与强度校核 4.3.1齿轮校核计算 4.3.1.1 已知条件 22 XX学院2011届本科生毕业论文 表4-5 前进档 后退档 ?档 ?档 ?档 ?档 ?档 ?档 ?档 ?档 传 动3.60 2.118 1.287 0.757 3.5 2.059 1.211 0.712 比 转135.63 288.19 569.19 1129.41 140.1939 296.44 604.8 1200.15 矩 转2354 2275 2205 2150 2360 2290 2270 2150 数 齿轮各参数见ZL50装载机变速器齿轮要素见表4-4 齿轮要素表。 【6、7、8】 4.3.1.2 变速器各轴转速和扭矩的计算 以前进一档为例对变速器各轴转速的计算: z【5】2=2354(rpm) ==1938(rpm) nnn???z6 zz•58==1011(rpm) ==654(rpm) nnnn????zz1013 同理可得其他档位时变速器各轴转速，计算结果见表4-6。 因效率对强度校核的扭矩影响比较小，因而在下面的扭矩计算中不考虑效率的影响。 以前进一档为例对变速器各轴扭矩计算如下: z6135.6(N.m) ==164.7(N.m) T,TT???z2 zz1013==315.7 (N.m) ==487.9 (N.m) TTTT????zz58 从已知条件看出倒退时各轴的扭矩都比前进时要大，因此作为强度校核只需要计算倒档的各轴扭矩，根据上面的计算方法可得出在各倒档条件下,变速器各轴所受扭矩。计算结果见下表: 23 XX学院2011届本科生毕业论文 表4-6 变速器各轴所受扭矩 ?轴 ?轴 ?轴 ?轴 转速 扭 矩 转速 扭矩转速 扭矩转速 扭矩 (rpm) (N.m) (rpm) (N?m) (rpm) (N?m) (rpm) (N.m) 135.6 1938 164.7 1011 315.7 654 487.9 ? 2354 288.2 350 391.2 604.6 ? 2275 1873 1675 1083 前 进 569.2 1815 691.5 2852 440 1845 680 ? 2205 1129.4 1770 1371.4 4108 591.4 2654 ? 2150 914 140.2 1943 170.2 1013 326.2 655 504.1 ? 2360 296.4 1885 360 1686 402 1090 621.3 ? 2290 后 退 604,8 1869 734.4 2937 467.3 1900 722.2 ? 2270 1200.2 1770 1457.4 4103 628.7 2654 971.6 ? 2150 4.3.1.3各齿轮受力计算 以前进?档时?轴的2齿轮为例进行受力分析及计算: 2T?圆周力 根据公式 式中---齿轮1的分度圆直径 dF,1td1 =2x135.6/0.21=1291(N) (4-6) Ft 径向力 根据公式 式中α为齿轮1的压力角 F,Ftan,tr =1291tan20?=469(N) (4-7) Fr 同理可以计算一档时其它工作齿轮的受力。各档时各个齿轮的受力如下表: 表4-7 变速器各齿轮的受力(一) ?轴 ?轴 1 2 4 5 6 7 档位 FFFFFFFFFFFFttttttrrrrrr ? 1291 469 2745 1000 1291 470 ? 2744 999 4118 1499 2745 1000 前 进 ? 5420 1973 5424 1974 6286 2288 ? 10756 3915 10757 3916 24 XX学院2011届本科生毕业论文 ? 2002 729 2003 729 2837 1033 ? 4234 1541 4235 1542 后 退 ? 8640 3145 8640 3145 6676 2430 ? 17145 6240 17146 6241 11429 4160 表4-7 变速器各齿轮的受力(二) ?轴 ?轴 8 9 10 11 12 13 档位 FFFFFFFFFFFFttttttrrrrrr ? 3827 1393 2745 999 3822 1391 ? 4742 1726 4117 1499 4742 1726 前 进 ? 5333 1941 7333 2669 5333 1941 ? 7168 2609 10753 3914 7168 2609 ? 3954 1439 2837 1033 3954 1439 ? 4873 1774 4231 1540 4873 1774 后 退 ? 5664 2062 6676 2430 5662 2062 ? 7621 2774 11435 4162 7620 2774 4.3.1.4齿轮的强度校核 从上面的计算结果看出四档时工作齿轮1、2、4、6、8、13的圆周力大于其它各档同一个齿轮的圆周力，因此对于上面提到的1、2、4、6、8、13齿轮只需要校核四档时齿轮受到最大圆周力的情况，其余5、7、9齿轮在倒档时圆周力都大于同一齿轮前进档时的圆周力，因此以5、7、9齿轮只需要校核倒档时齿轮的强度，而转数对强度影响较小，所以以倒退四档时8、13齿轮为例进行强度计算，公式如下表: 表4-8 项接触强度 弯曲强度 目 计FFu，1tt,,kkkkYYY,,,,ZZZ,kkkk,,FAVF,F,F,sFPHHE,AvH,H,HP算bmdbun1 应式中“+”用于外啮合，“-”用于内啮合 力 25 XX学院2011届本科生毕业论文 疲 劳'',,,ZZ,,,YYYHlimHlimNWFlimFlimNSX 极 限 安 '',,全HlimFlimS,,SS,,SHHlimFFlim,,系HF 数 2,H-计算接触应力(N/mm) -工作硬化系数 ZW FStH-分度圆上圆周力(N) -接触强度的安全系数 dS1Hmin-小齿轮分度圆直径(mm) -接触强度的最小安全系数 2,Fb-齿宽 -计算弯曲应力(N/mm) m nu-齿数比 -法面模数(mm) kYAF-工况系数 -齿形系数 kYV,-动载系数 -弯曲强度的重合度系数 说 KYH,N -接触强度的齿间载荷分配系数 -弯曲强度的寿命系数 KYH,S-接触强度的齿向载荷分布系数 -应力集中系数 K YF,X-弯曲强度的齿向载荷分布系数 -尺寸系数 KZF,H-弯曲强度的齿间载荷分配系数 -节点区域系数 ' 2Z,EFlim-计算齿轮的弯曲疲劳极限(N/mm) -弹性系数 2,SFlimF -试验齿轮的弯曲疲劳极限(N/mm) -弯曲强度的安全系数 明 ZZN,-接触强度的重合度系数 -接触强度的寿命系数 ,Hlim-计算齿轮的接触疲劳极限 SFlim-弯曲强度的最小安全系数 ',,Hlim试验齿轮的接触疲劳极限 26 XX学院2011届本科生毕业论文 工作条件:寿命5年，单班，一年300天，中等传动，传动逆转，齿轮不对 称布置，不允许点蚀，无严重过载，闭式传动。齿轮精度8-8-8，齿轮材料: 220CrMnTi,渗碳处理，硬度为不大于217HB,抗拉强度，屈服点,,1080N/mmb 2。 ,,835N/mms 【7、8】 ?弯曲疲劳强度校核 a.分度圆上的圆周力Ft 其所受的圆周力最大值为 F,6230(N)t b.齿宽计算 齿轮8与13的齿宽分别为72mm,78mm c.使用系数 kA 查 手册 华为质量管理手册 下载焊接手册下载团建手册下载团建手册下载ld手册下载 由表12.9得， k,1.4A d.动载系数 kV 查手册由图12.9得 .4 k,1V e( 圆周速度 ,dn,，165，2654,88v,,=22.92(m/s) 60，100060，1000 f(齿间载荷分配系数 kF, 由表12.10，先求 kF1.46230，At=112N/mm,100N/mm ,b78 由此得 K,1.1F, g.齿向载荷分布系数 KF, 由表12.11 bb22,3==1.25 KA，B[1，6.7()]()，C,10bF,dd88 式中 b—轮齿工作宽度 27 XX学院2011届本科生毕业论文 h.重合度系数 Y, 11=1.64 ,,[1.88,3.2(，)]cos,,zz813 0.750.75=0.25+=0.25，=0.707 Y,1.64,, i.齿间载荷分配系数 kF, =1/=1.42 YkF,, j.齿向载荷分布系数 KF, ，b/h=72/(2.255)=1.28 由图12.1 =1.25 KF, k.齿形系数 YFa 由图12.21 =2.55 =2.38 YYF1F2l.应力集中系数 Ys 由图12.22 =1.68 =1.75 YYs1s2m.弯曲应力 ,F Ft由公式: ,,kkkkYYYFAVF,F,F,sbmn 6230 ,,，1.5，1.35，1.41，1.25，2.52，1.64，1.64,195.38(MPa)F872，5 6230,,，1.5，1.35，1.41，1.25，2.35，1.72，1.64,175.34(MPa)F1378，5 n.齿轮设计寿命t (h) t,300，5，8(h),12000(h) o.应力循环次数N L 9 N,60,nt,60，2，2654，300，5，8,3.8，10L13 28 XX学院2011届本科生毕业论文 99 N,N，i,3.9，10，0.754,2.9，10L8L13 —齿轮每转一周同一侧齿面的啮合次数 —齿轮转速 n,(rpm) p.弯曲疲劳强度的寿命系数 YN 由图12.24 Y,0.84Y,0.87N8N13q.尺寸系数 YX 由图12.25 =1.0 YX r.弯曲疲劳极限 ,Flim 齿轮8、13均为合金钢渗碳， 由图12.23c =630(MPa) ,Flim 's.齿轮的弯曲疲劳极限 ,Flim '由公式 ,,,YYYFlimFlimNSX ' ，，,,630，0.84，1.68，1.0,889.67MPaFlim8 ' ，，,,630，0.87，1.75，1.0,959.14MPaFlim13 t.安全系数S ',889.67Flim8S,,,4.558,195.38F8 ',959.14Flim13S,,,5.47 13175.34,F13 由表12.14，具有高可靠性要求取最小安全系数 从而可看出: S,2.0Flim S,SS,S8Fmin13Fmin 所以，从弯曲疲劳强度来看该齿轮传动机构具有很高可靠性。 29 XX学院2011届本科生毕业论文 【7、8】 (二)接触疲劳强度校 a.接触强度的齿间载荷分配系数 kH, 由表12.10，先求 kF1.46230，At=118N/mm,100N/mm ,b78 由此得 K,1.1H,b.接触强度的齿向载荷分布系数 KH, 由表12.11 bb22,3==1.25 KA，B[1，6.7()]()，C,10bH,dd88 式中 b—轮齿工作宽度 c.节点区域系数 ZH 由图12.16 =2.5 ZHd.弹性系数 ZE 2由表12.12， =189.8 ZN/mmEe.重合度系数 Z, ,,4,,可由公式得 Z,3 4,1.64Z,,0.887 ,3 f.接触疲劳强度极限 ,Hlim 由图12.17c 齿轮8、13是合金钢渗碳处理，取 ,1650MPHlima g.寿命系数Z 由表14-1-68， N 齿轮设计寿命t (h) 30 XX学院2011届本科生毕业论文 t,300，5，8(h),12000(h) NL应力循环次数 9 N,60,nt,60，2，2654，300，5，8,3.8，10L13 99 N,N，i,3.9，10，0.754,2.9，10L8L1 —齿轮每转一周同一侧齿面的啮合次数 —齿轮转速 n,(rpm) h.接触疲劳强度的寿命系数 ZN Z,0.94Z,0.92由图12.18 N13N8i.齿面工作硬化系数 Zw 因为小齿轮齿面的平均粗糙度，大齿轮的硬度在范围R,6,m130,HB,400Z之外,所以，取 Z,1w j.齿数比 u 51 u,,1.54533 k.根据上面的数据计算接触应力, H Fu，1t由公式 ,KKKKZZZ,,HAVH,H,HE,dbu1 62301.545，1,，，1.4，1.4，1.1，1.25，2.5，189.8，0.887,H 165，721.545 ,719.18MPa 'l.齿轮的接触疲劳极限 ,Hlim 由图12.23c ,=1650(MPa) Hlim '由公式 ,,,ZZHlimHlimNW ' ,,1650，0.92，1.0,1518MPHalim8 ' ,,1650，0.94，1.0,1551MPHalim13 31 XX学院2011届本科生毕业论文 m.安全系数S ',1518lim8HS,,,2.118,719.18H ',1551lim13HS,,,2.15 13719.18,H 由表12.14，按具有高可靠性要求取最小安全系数 S,1.60Hmin从而可看出 S,SS,S8Hmin13Hmin 所以，从接触疲劳强度来看，计算结果表明接触疲劳强度合适该齿轮传动机 构具有高可靠性，齿轮尺寸无需调整。 同理,可对其它齿轮进行强度校核。 4.3.2 轴的强度校核 【8】 4.3.2.1 轴的设计 以?轴为例进行轴的设计与校核: 已知:?轴在倒退?档时，传递的扭矩为1457(N.m)。轴的材料为40Cr。因为 ?轴内的液压油孔很小可以假设?轴为实心轴。 受转矩T(N.mm)的实心轴，其切应力 TTMPa (4-8) ,,,,,,,TT3W0.2dT 写成设计公式，轴的最小直径 T3d mm (4-9) ,0.2[,]T 上两式中 T----轴传递的扭矩，N.mm; 3W----轴的抗扭截面系数，; mmT ,,,,,,----许用切应力，=199MPa。 TT 由轴的设计公式代入数据计算得 : T145700033d,,=33.29(mm) 0.2[,]0.2X199T 32 XX学院2011届本科生毕业论文 可取实际轴的最小直径d=45mm,33.29mmmm，故轴的实际尺寸符合设计要求。 4.3.2.2 轴的强度校核 计算支承反力 水平面反力 ，298.5F4160，298.5'r=-(N) F,,,,1536.8R1298.5，509.5298.5，509.5 ，509.5F4160，509.5'r=-(N) ,,,,2623.2FR2298.5，509.5298.5，509.5垂直面反力 ，509.5F11429，298.5''t(N) ,,,,4222.2F,,R1298.5，509.5298.5，509.5 ，509.5F11429，509.5''t-(N) F,,,,,7206.8R2298.5，509.5298.5，509.5 合成弯矩 22M= M，Mxyxz 轴转矩 该轴为转动的心轴，因此该轴的转矩为0。 轴结构图 轴受力图 33 XX学院2011届本科生毕业论文 水平面受力图 M/N.mmxz水平面弯矩图 708843.2 垂直面受力图 34 XX学院2011届本科生毕业论文 垂直面弯矩图 216913 8 合成弯矩图 2282022 图4-2 ?轴的结构和受力分析 许用应力 许用应力值 根据MPa，用插入法由表16.3查得: ,,980B , [,],150MPa[,],90MPa0b,1b 应力校正系数 ,[]901,b, ,,,0.60,[]1500b 当量弯矩 2222 M,M，(,T),2314946，0,2282022 N.mm当 校核轴径 最大轴径 d,80mm M2314946当33 ,,,63.6mmdmax,0.1[]0.1，89.25,1b d,63.6，80mmmax 35 XX学院2011届本科生毕业论文 因此该轴的强度符合要求，同理可以对其它轴进行强度校核。 4.3.3 换档离合器的设计与计算 变速器内有六个离合器，两两离合器背对背安装在?、?、?轴上，变速器工作时需要六个离合器其中的一个接合。离合器装在轴尽量靠中间的位置，改善了支承和轴的受力条件，减少了轴的变形，提高了离合器的使用寿命。 换档离合器选用活塞式液压摩擦离合器，该离合器特点为:(1)传递转矩能力大而体积小;(2)无冲击，起动和换向平稳，但接合速度不及气压离合器;(3)液压离合器依靠活塞行程能自动补偿摩擦元件的磨损，以实现系列化和 标准 excel标准偏差excel标准偏差函数exl标准差函数国标检验抽样标准表免费下载红头文件格式标准下载 化，故广泛应用于要求结构紧凑，结合频繁和远距离操纵的机床、工程机械和船舶上。液压离合器的结构型式可分为旋转液压缸式和固定液压缸式。前一种结构紧凑外形尺寸小，后一种尺寸较大，需较大的推力轴承，制造较复杂。我们选用前一种即旋转式。 以?轴上C、D两个离合器为例进行离合器的设计计算。C、D两个离合器分别在?档、?档时接合,其它档位时这两个离合器是不工作的,因此可以根据前面的计算得到C、D两离合工作时传递的转速和转矩为 n=1943(rpm) Tc=170(N.m) c n=1869(rpm) T=734(N.m) DD 活塞式液压离合器的设计计算如下: 4.3.3.1 离合器的计算转矩的计算 对于摩擦式离合器 KT (4-10) T,cK,Kmv 式中 ——离合器的计算转矩 Tc T— —离合器的理论转矩 K——工作情况系数 K——离合器接合频率 m ——速度修正系数 Kv 对于离合器C，其参数为:KT=170(N.mm) =1.4 K =1.0 K=0.75 mv KT T,,317.33(N.mm)cK,Kmv 36 XX学院2011届本科生毕业论文 对于离合器D，其参数为:=745(N.mm) =1.4 KT =1.0 =0.72 KKmv KT T,,1448.61(N.mm)cK,Kmv 【10】 4.3.3.2 离合器的选择 根据上面的数据，查新版机械设计手册(第5卷)表29.8-13 活塞式液压摩擦离合器的主要尺寸和特性参数。 离合器C的结构参数为: ，，离合器轴尺寸d——655816(mm) 许用动转矩——630 (N.m) 许用静转矩——1000(N.m) 2工作压力——2() N/mm 油缸直径 D=160(mm) 摩擦片摩擦面的外径=210(mm) D2 摩擦片摩擦面的内径(mm) D,1801 离合器D的结构参数为: ，，离合器轴尺寸d——655816(mm) 许用动转矩——1000 (N.m) 许用静转矩——1600(N.m) 2工作压力——2() 油缸直径 D=180(mm) N/mm 摩擦片摩擦面的外径=240(mm) 摩擦片摩擦面的内径(mm) DD,21021 -18 活塞式液压摩擦离合器的结构图。 其它尺寸可参照图29.8 【8】 4.3.4 轴承的选型 以?轴两端的轴承为例进行选型:该轴两端的轴承根据经验，应该选用滚动轴承。滚动轴承是标准件，是由专门的轴承工厂成批生产。在机械设计中只需要根据工作条件选用合适的滚动轴承类型和型号进行组合结构设计。滚动轴承因为安装、维修方便，价格也较便宜，故应用较广。 深沟球轴承的性能特点是结构简单。主要受径向载荷，也可承受一定的双向轴向载荷。摩擦系数小，极限转速高，价廉。应用范围最广。根据此处的工作特点，我们选择深沟球轴承。 预选轴承为6309深沟球轴承，查手册知该深沟球轴承主要参数如下: Cr=52.8KN, =31.8KN,n=8000r/min，d=45mm，D=100mm，B=25mm。 C0r 37 XX学院2011届本科生毕业论文 5 WD615 67G3-28发动机与YJ375变矩器牵引特性计算 5.1 ZL50装载机各主要参数 1、WD615 67G3-28发动机参数:额定功率/转速:162kW/2200(r/min) 最大扭矩转速:843N?m/1450(r/min) 2、YJ355液力变矩器主要性能参数(零工况下): K0=2.38 Mbg0=142 N?m ,max=0.86 3、变速参数: 表5-1 变速器参数 前进1档 前进2档 前进3档 后退档 3.60 2.118 1.036 0.712 4、分动器最大允许输入转矩:1200N?m 主减速器速比:9.81 P5、整车参数:牵引力 ?145kN 最大牵引质量 16800kg 最高车速 ?38km/h 整备质量: 5000kg 滚动半径: 0.425m 最低稳定车速 2km/h(额定负荷) 最大牵引车速 34km/h(额定负荷) f6、滚动阻力系数: = 0.035 ,T7、机械传动系统效率估计值: =0.89 38 XX学院2011届本科生毕业论文 ,18、变速器传动效率估计值: =0.92 ,29、分动器传动效率估计值: = 0.90 10、滑转率曲线 图5-1 滑转率曲线 5.2 牵引特性计算 牵引特性是反映车辆牵引性能和燃料经济性最基本的特性。牵引特性以图解曲线的形式表示了在一定的地面条件下，在水平地段以全油门作等速运动时，各 N,gVKPKPPKP档的牵引功率、实际速度、牵引效率、比油耗随牵引力而变化 NN,,gVVKPKPPPKPKPPKP的函数关系，亦即: = ()， = ()， = ()， gPKP=()的图解形式。 5.2.1 WD615 67G3-28发动机的特性 ZL50装载机采用WD615 67G3-28发动机，该柴油机具有噪声低、、动力强劲，节能环保、经济性、可靠性好，低温启动迅速等优点。下图为WD615 67G3-28发动机的特性曲线。 39 XX学院2011届本科生毕业论文 图5-2 5.2.2 YJ355变矩器牵引特性 (1)液力变矩器的原始特性 原始特性是指变矩比K、效率、泵轮转矩与速比之间的关系。YJ355M,ibg 型液力变矩器的原始特性曲线如下图所示，由图得到的原始特性数据如表5-2 Mw其中变矩比K是指液力变矩器输出转矩与输入转矩之比，即。 MMK,bwMb转速比为输出转速(即涡轮转速n)与输入转速(即泵轮转速)之比，即niwb nM,nwww;效率为输出功率与输入功率之比，即= ，根i,,M,,1,K,ibgnM,nbbb 据速比可以确定 (2)液力变矩器的输入(负载)特性 MM输入(负载)特性是指泵轮扭矩与转速之间的关系。由公式= 40 XX学院2011届本科生毕业论文 2n,,及变矩器的原始特性可得出YJ355变矩器泵轮转矩随转速变MnMbgbg,,1000,, 化的曲线，该曲线是通过原点的抛物线，当工况变化时又可以得到随变化的ii一簇抛物线。 图5-3 YJ355变矩器外特性曲线 由图5-3可得出YJ375的原始特性数据: 表5-2 YJ375原始特性数据 0.20 0.25 0.30 0.35 0.40 0.45 0.50 0.55 0.60 I 2.40 2.30 2.18 2.05 1.92 1.80 1.7 1.58 1.45 K ,0.48 0.55 0.63 0.68 0.74 0.78 0.82 0.83 0.85 ,22.5 22.5 22.5 22.5 22.5 22.5 22.5 22.5 22.5 b Mbg 27 26.5 26 25.5 24.5 24 23.5 23 22.5 0.62 0.64 0.66 0.68 0.70 0.72 0.74 0.76 0.78 I 41 XX学院2011届本科生毕业论文 1.38 1.36 1.33 1.26 0.67 0.65 0.62 0.60 0.58 K ,0.853 0.853 0.852 0.847 0.840 0.835 0.830 0.820 0.810 ,22.5 22.4 22.3 21.5 21.0 20.8 20.5 20.0 19.5 b Mbg 22 21.5 21 20.5 20 19.5 19 18.5 18 0.8 0.83 0.86 0.92 0.95 0.98 1 I 0.98 0.91 0.83 0.69 0.62 0.55 0.58 K ,0.795 0.770 0.745 0.685 0.645 0.605 0.61 ,18 16.5 14.5 9.5 6 1 1 b M 17.5 16 15 10 8 2 bg (3)液力变矩器的公称扭矩: 2n,,由公式: = 可得出变矩器在不同输入转速下的公称扭矩: MMbg,,1000,, 表5-3 变矩器在不同转速下的公称扭矩 n M 2 1200 1300 1400 1500 1600 1700 1800 i 0.2 38.88 45.63 52.92 60.75 69.12 78.03 87.48 0.25 38.16 44.785 51.94 59.625 67.84 76.585 85.86 0.3 37.44 43.94 50.96 58.5 66.56 75.14 84.24 0.35 36.72 43.095 49.98 57.375 65.28 73.695 82.62 0.4 35.28 41.405 48.02 55.125 62.72 70.805 79.38 0.45 34.56 40.56 47.04 54 61.44 69.36 77.76 0.5 33.84 39.715 46.06 52.875 60.16 67.915 76.14 0.55 33.12 38.87 45.08 51.75 58.88 66.47 74.52 0.64 30.96 36.335 42.14 48.375 55.04 62.135 69.66 42 XX学院2011届本科生毕业论文 0.68 29.52 34.645 40.18 46.125 52.48 59.245 66.42 0.7 28.8 33.8 39.2 45 51.2 57.8 64.8 0.72 28.08 32.955 38.22 43.875 49.92 56.355 63.18 0.76 26.64 31.265 36.26 41.625 47.36 53.465 59.94 0.8 25.2 29.575 34.3 39.375 44.8 50.575 56.7 0.83 23.04 27.04 31.36 36 40.96 46.24 51.84 0.86 21.6 25.35 29.4 33.75 38.4 43.35 48.6 0.92 14.4 16.9 19.6 22.5 25.6 28.9 32.4 0.95 11.52 13.52 15.68 18 20.48 23.12 25.92 0.98 2.88 3.38 3.92 4.5 5.12 5.78 6.48 n M 2 1900 2000 2100 2200 2300 2400 2500 i 0.2 97.47 108 119.07 130.68 142.83 155.52 168.75 0.25 95.67 106 116.865 128.26 140.185 152.64 165.63 0.3 93.86 104 114.66 125.84 137.54 149.76 162.5 0.35 92.06 102 112.455 123.42 134.895 146.88 159.38 0.4 88.45 98 108.045 118.58 129.605 141.12 153.13 0.45 86.64 96 105.84 116.16 126.96 138.24 150 0.5 84.84 94 103.635 113.74 124.315 135.36 146.88 0.55 83.03 92 101.43 111.32 121.67 132.48 143.75 0.64 77.62 86 94.815 104.06 113.735 123.84 134.38 0.68 74.01 82 90.405 99.22 108.445 118.08 128.13 0.7 72.2 80 88.2 96.8 105.8 115.2 125 0.72 70.4 78 85.995 94.38 103.155 112.32 121.88 0.76 66.79 74 81.585 89.54 97.865 106.56 115.63 0.8 63.18 70 77.175 84.7 92.575 100.8 109.38 0.83 57.76 64 70.56 77.44 84.64 92.16 100 0.86 54.15 60 66.15 72.6 79.35 86.4 93.75 0.92 36.1 40 44.1 48.4 52.9 57.6 62.5 0.95 28.88 32 35.28 38.72 42.32 46.08 50 0.98 7.22 8 8.82 9.68 10.58 11.52 12.5 43 XX学院2011届本科生毕业论文 5.2.3发动机与变矩器共同工作特性分析 发动机与液力变矩器共同工作是指发动机与液力变矩器共同工作输入、输出特性的变化规律。当发动机与液力变矩器组合后，可视为一种新的动力装置，具有新的性能特性。发动机与液力变矩器共同工作输入、输出特性的确定是进行液力传动车辆性能计算的基础，是液力传动车辆动力传动系匹配及其优化设计的前提。确定发动机与液力变矩器共同工作性能就是根据发动机的特性和液力变矩器的原始特性，确定共同工作输入特性、共同工作区域及其输出特性。 由于发动机的输出轴与变矩器的输入轴(泵轮)直接相连，所以发动机与变矩器的共同工作条件是，发动机输出扭矩、转速与变矩器泵轮的扭矩、转速人别相等，即: n,nT,Mebbg 式中 ------- 发动机输出转速(r/min) ne -------- 变矩器泵轮转速(r/min) nb —— 发动机的输出转矩即净扭矩(N?m) T —— 泵轮的输入扭矩 (N?m) Mbg 5.2.3.1 发动机与变矩器联合输入特性 液力变矩器与柴油机共同工作的输入特性是分析研究液力变矩器在不同工i况时，液力变矩器与柴油机共同工作的转矩和转速的变化特性。它是研究液力变矩器与柴油机匹配的基础，也是研究液力变矩器与柴油机共同工作的输出特性的基础。 发动机厂家给出的外特性曲线一般是生产厂家在发动机没有带附件(诸如风扇、启动马达、发电机等)时飞轮的输出曲线，实际使用时，发动机不仅要带动发动机本身的附件，还要为其他工作装置提供动力，带动空压机、液压油泵等。因此，匹配时，需扣除发动机带动附件和其他工作装置所需的功率和扭矩，使发动机的部分功率和扭矩与变矩器的功率和扭矩匹配，如图2-3中的曲线T和P所示。要准确计算发动机带动附件所需的功率和扭矩较难，按照经验，一般是扣除发动机额定功率的10,—15,。 44 XX学院2011届本科生毕业论文 图5-4 WD615 67G3-28发动机与YJ355变矩器 由图5-4看出发动机与液力变矩器共同工作的范围在发动机高转速区，变矩器的高效范围处于发动机最大功率点附近，匹配较合理。 5.2.3.2 发动机与变矩器的联合输出特性 匹配之后，可以通过计算得到变矩器与发动机共同工作的输出特性，亦即联合输出特性曲线。 液力变矩器与发动机联合工作的输出特性是分析研究液力变矩器与发动机共同工作时，涡轮转矩，小时燃油消耗量，涡轮输出功率随涡轮转速GPnMTetT的变化规律。根据这些变化曲线，可对变矩器和柴油机共同工作的重要性能指标做出具体的分析和评价，并根据此进行机场牵引车的牵引特性计算。 联合输出特性与发动机特性有显著不同， 随的减小而增大，力矩的适应n 性很好，即使在阻力矩极大时，涡轮不转，泵轮仍然可以旋转，发动机也不致熄火。 45 XX学院2011届本科生毕业论文 由图2-2和图2-4得WD615 67G3-28发动机与YJ375变矩器匹配输出数据: 表5-4 WD615 67G3-28发动机与YJ375变矩器匹配输出数据 M[N.m] N[r/min] P[kW] ge i K η [gkW/Me Mt Ne Nt Pe Pt h] 0.20 2.40 0.48 725 1738.9 2208 442 164 76.3 214.4 0.25 2.30 0.55 725 1567.1 2208 662 164 102.2 214.4 0.30 2.18 0.63 725 1395.2 2208 883 164 121.4 214.4 0.35 2.05 0.68 725 1309.3 2208 994 164 128.5 214.4 0.40 1.92 0.74 725 1223.4 2208 1104 164 133.9 214.4 0.45 1.80 0.78 725 1120.4 2208 1236 164 138.1 214.4 0.50 1.70 0.82 725 1086.0 2208 1281 164 138.9 214.4 0.55 1.58 0.83 725 1051.6 2208 1325 164 139.5 214.4 0.60 1.45 0.85 725 1017.3 2208 1369 164 139.8 214.4 0.62 1.38 0.853 725 1000.1 2208 1391 164 139.9 214.4 0.64 1.36 0.853 724 981.5 2209 1414 163 139.0 214.6 0.66 1.33 0.852 723 963.1 2211 1437 162 138.1 214.8 0.68 1.26 0.847 695 876.4 2213 1505 160 135.8 215.2 0.70 0.67 0.84 687 833.7 2214 1550 158 133.3 215.6 0.72 0.65 0.835 673 752.9 2222 1644 155 128.6 216 0.74 0.62 0.83 635 650.2 2232 1741 144 116.5 217.9 0.76 0.60 0.82 553 500.7 2253 1870 125 105.0 222 0.83 0.91 0.77 435 332.0 2280 2029 115 82.5 228 092 0.69 0.685 335 231.9 2342 2155 85 58.1 230 0.98 0.55 0.61 65 35.7 2406 2358 20 12.1 242 其中 = 为发动机转矩(N?m)， 为涡轮输出转矩(N?m) MM,KMMteet = 为发动机净功率(kW)， 为涡轮输出功率(kW) PPPP,,tt 为发动机转速(r/min)， 为涡轮输出转速N,N,iNNteet (r/min) G,b,P/1000 G为小时油耗量(kg/h)， b为油耗率(g/kW?h) eeeee 由表5-4可得出匹配后的输出特性曲线: 46 XX学院2011届本科生毕业论文 图5-5 匹配输出特性曲线 【11】 5.3 各档的牵引特性计算 5.3.1 各参数的计算公式如下 nrw理想车速为 :km/h(ig:变速器对应档速比 i0:主减速器速比 V,0.377eiiig0 9.81) 实际车速为: km/h V,V(1,,)iei Mii,tgT0发动机发出的驱动力为: KN ,Ftr牵引车的滚动阻力为: Fmgf,KN f0牵引力为: KN PFF,,tf PVi牵引功率为: KW N,KP3.6 NKP牵引效率为: ,,Pe 47 XX学院2011届本科生毕业论文 1000Ge油耗率为: g/kW?h g,KPNKP 5.3.2 一档的牵引特性计算 即当i=3.5时，由上述公式计算得出个参数数值绘制如下 表格 关于规范使用各类表格的通知入职表格免费下载关于主播时间做一个表格详细英语字母大小写表格下载简历表格模板下载 g 表5-5 一档的牵引性数据 g, KPKPi VPV N 1 1 KP 0.2 1.4 162.3 - - - - 0.25 2.12 144.9 1.21 39.8 0.25 883.42 0.3 3.09 127.6 1.87 58.3 0.36 603.09 0.35 3.38 108.8 2.77 82.84 0.51 424.43 0.4 3.78 100.8 3.07 87.36 0.54 402.47 0.45 4.14 91.2 3.50 90.11 0.56 390.19 0.5 4.46 88 3.85 97.92 0.60 359.07 0.55 4.65 84.8 4.15 97.75 0.60 359.69 0.62 4.81 81.6 4.33 97.92 0.60 359.07 0.64 4.87 80 4.49 99.25 0.61 354.26 0.68 4.94 78.2 4.55 98.58 0.61 356.66 0.7 5.05 76.5 4.61 98.12 0.61 358.34 0.72 5.3 71.4 4.74 93.25 0.58 377.05 0.74 5.48 67.9 5.01 93.31 0.58 376.81 0.76 5.78 60.7 5.21 89.24 0.55 393.99 0.8 6.03 53.4 5.54 83.85 0.52 419.32 0.83 6.59 40.5 5.81 68.04 0.42 516.75 0.86 7.35 22 6.40 52.53 0.32 669.33 0.92 7.65 13.5 7.21 40.45 0.25 869.22 0.95 8.20 11.2 8.18 21.69 0.13 912.65 0.98 8.29 -10.7 - - - - 由上表得前进一挡的牵引特性曲线如图5-6。 装载机所能发出的最大牵引力由两方面决定，首先是发动机的功率，另外还受地 面附着力的限制，实际牵引力是两者中的较小者。取地面附着系数，则,,0.88 F,,G,144883(N)地面附着力略小于设计要求的最大牵引力145kN，如果增, 48 XX学院2011届本科生毕业论文 大地面附着系数从一档的牵引特性计算中可以看出，装载机可以发出更大的牵引力，足够满足最大牵引力的要求。 P kw 5.3.3二档的牵引特性计算 同理当=2.118时，二档的牵引特性数据如下表: ig2 表2-6 二档的牵引性数据 g,i VPV NKPKPKP 1 1 0.2 1.42 145.9 - - - - 0.25 2.16 120.56 0.94 40.56 0.25 778.01 0.3 3.17 110.88 1.88 59.53 0.37 530.13 0.35 3.48 101.34 2.80 65.35 0.40 482.91 0.4 3.89 95.2 3.75 85.45 0.53 369.34 0.45 4.26 88.7 4.01 89.58 0.55 352.31 0.5 4.56 82.44 4.41 90.33 0.56 349.38 0.55 4.77 76.12 4.54 92.77 0.57 340.18 0.62 4.81 69.8 4.94 100.10 0.62 315.29 0.64 4.87 63.48 5.45 108.55 0.67 290.75 0.68 4.94 57.16 5.92 117.75 0.73 268.02 0.7 5.05 50.84 7.03 139.72 0.86 225.88 49 XX学院2011届本科生毕业论文 0.72 5.33 44.52 8.19 167.52 0.94 208.29 0.74 5.51 38.2 8.44 162.77 0.94 206.58 0.76 5.78 31.88 9.42 156.48 0.84 232.95 0.8 6.27 25.56 10.14 104.44 0.64 302.19 0.83 6.59 19.24 11.53 70.23 0.43 449.39 0.86 7.44 10.7 12.49 46.45 0.29 679.51 0.92 7.78 1.79 13.07 27.53 0.17 1146.59 0.95 8.04 0.058 13.49 19.97 0.12 1580.26 0.98 8.55 -20.7 - - - - 同理，可以求出其他档位的牵引特性及绘出牵引特性图，最终求出前进各档的最高速度V列表如下: max 表5-5 前进各档最高速度 档位 ? ? ? ? 8.2 13.4 21.4 35.5 [km/h] Vmax 5. 4 整车性能分析: 1、在最大牵引质量16800kg的状况时(汽车以一档速度行驶)，需要的牵引 P力为 ==16800×9.8×0.03=4.94 kN。 M,g,f 由图5-6得出对应的此时的车速为17km/h，牵引功率为41 kW，牵引效率为67.3%。 2、最大牵引力为: 50 XX学院2011届本科生毕业论文 Mii,,,,,,Tmaxgg0TB1==1738.9x9.81x3.5x0.89x0.9/0.425 Pmaxr =112.526kN。 5.5本章小结 该匹配满足对最高车速的要求，也能满足在低挡下对最大牵引力的要求，同时发动机工作在额定功率附近，燃油消耗率处于低区域段。但最大牵引力大于35kN，由滑转率曲线中可看出。 51 XX学院2011届本科生毕业论文 6 总结 2010年12月，我们的毕业设计开始了，经过长时间的计算、写作到现在论文已基本完成。在论文的整个长期写作过程中，我经历了很多，学到了很多。此次我的研究题目是ZL50装载机液力传动系统的设计研究，经过老师精心的指导，自己慢慢的入手先了解ZL50装载机，然后开始对整个液力传动系统设计计算，最后对整个ZL50装载机做一个牵引特性的分析，看整车是否满足我们的需要。 通过计算分析，我发现我设计的ZL50装载机符合装载机的要求。该匹配满足对最高车速的要求，也能满足在低挡下对最大牵引力的要求，同时发动机工作在额定功率附近，燃油消耗率处于低区域段。最大牵引力大于35kN，散热效果良好。性能非常的好。 由于我们知识不够丰富，在做毕业论文时遇到了很多的麻烦，但是有我们的指导老师在、有我们的同学在，让我很多问题迎刃而解。在此很感谢我的指导老师，是老师的细心指导和关怀，是老师对我们的付出，我才能够顺利的完成毕业论文。老师的检查总是很仔细的，可以认真的看论文的每一个细小的格式要求，认真的读每一个同学的论文，然后提出宝贵的意见，使我们论文更加完善。 52 XX学院2011届本科生毕业论文 参考文献 [1] 何正忠.装载机.北京冶金工业出版社.1999.1 周萍 邹敏.重型车辆发动机与液力变矩器共同工作性能分析.上海[2] 孙跃东 理工大学 [3] 罗邦杰.工程机械液力传动.机械工业出版社.2007 [4] 徐石安，肖德炳，刘惟信(汽车设计丛书――离合器[M](人民交通出版社， ( 1999 [5] 余志生.汽车理论.机械工业出版社(第五版) [6] 孙德志.机械设计基础手册.北京出版社 [7] 范钦珊 王琪.工程力学.北京高等教育出版社 [8] 扬可桢 程光蕴 李仲生.机械设计基础.北京高等教育出版社(第五版) 2006 [9] 佟献英 韩宝玲.工程制图.北京理工大学出版社 [10] 吉林大学汽车工程系.汽车构造(第五版).北京人民交通出版社.2005 [11] 蒋波 吕其惠.装载机中的发动机与液力变矩器的匹配特性分析，广东交通 职业技术学院, 广东广州, 510650 53 XX学院2011届本科生毕业论文 附 录 在第四章中有轴承的选型，下面对所选的轴承的选型做一个简单的计算轴 承参数:Cr=52.8KN, =31.8KN,n=8000r/min，d=45mm，D=100mm，B=25mm。 C0r 计算项目 计算内容 计算结果 '2''2轴承径向力 = =4493N F，FFFr1r1R1R1 '2''2 = =7669N F，FFFr2r2R2R2 轴承轴向力 根据选择的离合器，离合器接合时 最大轴向压力Q=1277N，则考虑实 际情况振动的存在取轴承的轴向压力 ==1500N FFa1a2 F/Ca0r =1500/31800=0.049 F/Ca0r 由表18.7，差值法求得 e=0.293 Fa1X,Y值 =0.56 X,0.33,e1Fr1 由差值法 =1.64 Y1 Fa2 =0.45,=0 XY,0.19,e22Fr2 冲击载荷系数 考虑中等冲击 =1.5 ffdd当量动载荷 ，， =4976.1N P,fXF，YFP1d1r11a11 ，， =5176.4N P,fXF，YFP2d2r22a22轴承寿命 因>,只计算轴承2寿命 PP21 16670C3r L,()10hnP2 L=22110h，10000h 满足要求 10h 静载荷计算 , 由表18.12 =0.6，=0.5 XYXY0000 54 XX学院2011届本科生毕业论文 当量静载荷 =3446N P,XF，YFP0r10r10a10r1 = ==4493N PPFF0r10r1r1r1 两者取较大的=4493N P0r1 P,XF，YF0r20r20a2 =5351N P0r2 = =7669N PPF0r2r20r2 两者取较大的 =7669N P0r2安全系数 正常使用深沟球轴承 =3 SS00计算额定静载荷 由于〉，故只计算轴承2 PP0r10r2 '' =23007N C,SPC0r200r20r2 ' 因为，即31800N〉23007N 故满足要求。 C,C0r0r2 许用转速验算 Pf111载荷系数 查图18.19 =0.95 f,0.0861Cr1 P2f12 查图18.19 =0.86 ,0.147Cr2 Fa1载荷分布系数 =1 ff,0.33221Fr1 Fa2 =1 f,0.1922Fr2 许用转速N =7600r/min N,ffNN1122201 =7740r/min N,ffNN2122202 许用转速均大于工作转速1469r/min，故所选轴承符合要求。 55 XX学院2011届本科生毕业论文 文献翻译 CHAPTER 33 SPUR GEARS Joseph E. Shigley Professor Emeritus The University of Michigan Ann Arbor, Michigan 33.1 DEFINITIONS / 33.1 33.2 TOOTH DIMENSIONS AND STANDARDS / 33.4 33.3 FORCE ANALYSIS / 33.5 33.4 FUNDAMENTAL AGMA RATING FORMULAS / 33.6 Spur gears are used to transmit rotary motion between parallel shafts. They are cylindrical, and the teeth are straight and parallel to the axis of rotation. The pinion is the smaller of two mating gears; the larger is called the gear or thewheel. The pitch circle, B in Fig. 33.1, is a theoretical circle upon which all calculations arebased. The operating pitch circles of a pair of gears in mesh are tangent to each other. The circular pitch, p in Fig. 33.1, is the distance, measured on the theoretical pitch circle, from a point on one tooth to a corresponding point on an adjacent tooth. The circular pitch is measured in inches or in millimeters. Note, in Fig. 33.1, that the circularpitch is the sum of the tooth thickness t and the width of space. The pitch diameter, d for the pinion and D for the gear, is the diameter of the pitch circle; it is measured in inches or in millimeters. The module m is the ratio of the theoretical pitch diameter to the number of teeth N. The module is the metric index of tooth sizes and is always given in millimeters. The diametral pitch Pd is the ratio of the number of teeth on a gear to the theoretical pitch diameter. It is the index of tooth size when U.S. customary units are used and is expressed as teeth per inch. The addendum a is the radial distance between the top land F and the pitch circle B in Fig. 33.1. The dedendum b is the radial distance between the pitch circle B and the root circle D in Fig. 33.1. The whole depth ht is the sum of the addendum and dedendum. The clearance circle C in Fig. 33.1 is tangent to the addendum circle of the mating gear. The distance from the clearance circle to the bottom land is called the clearance c. 56 XX学院2011届本科生毕业论文 Backlash is the amount by which the width of a tooth space exceeds the thickness of the engaging tooth measured on the pitch circle. Undercutting (see distance u in Fig. 33.1) occurs under certain conditions when a small number of teeth are used in cutting a gear. Table 33.1 lists all the relations described above. Additional terminology is shown in Fig. 33.2. Here line OP is the line of centers connecting the rotation axes of a pair FIGURE 33.1 Terminology of gear teeth. A, addendum circle; B, pitch circle; C9 clearance circle; D, dedendum circle; E, bottom land; F, top land; G, flank; H, face; a = addendum distance; b = dedendum distance; c = clearance distance;/? = circular pitch; t = tooth thickness; u = undercut distance. of meshing gears. Line E is the pressure line, and the angle ? is the pressure angle. The resultant force vector between a pair of operating gears acts along this line. The pressure line is tangent to both base circles C at points E The operating diameters of the pitch circles depend on the center distance used in mounting the gears, but the base circle diameters are constant and depend only on how the tooth forms were generated, because they form the base or the starting point of the involute profile. TABLE 33.1 Basic Formulas for Spur Gears Quantity desired Formula Equation number Diametral pitch Pd = N/d (33.1) Module m m=d/N (33.2) 57 XX学院2011届本科生毕业论文 Circular pitch p p =?d/N=?m (33.3) Pitch diameter, d or D d d=N/ Pd=mN (33.4) PARALLEL FIGURE 33.2 Layout drawing of a pair of spur gears in mesh. The pinion is the driver and rotates clockwise about the axis at O. A, addendum circles; B, pitch circles; C, base circles; D, dedendum circles; E, pressure line; F, tangent points; P, pitch point; a, initial point of contact; b, final point of contact. Line aPb is the line of action. Point a is the initial point of contact. This point is located at the intersection of the addendum circle of the gear with the pressure line. Should point a occur on the other side of point F on the pinion base circle, the pinion flank would be undercut during generation of the profile. Point b of Fig. 33.2 is the final point of contact. This point is located at the intersection of the addendum circle of the pinion with the pressure line. For no undercutting of the gear teeth, point b must be located between the pitch point P and point F on the base circle of the gear. Line aP represents the approach phase of tooth contact; line Pb is the recess phase. Tooth contact is a sliding contact throughout the line of action except for an instant at P when contact is pure rolling. The nature of the sliding is quite different during the approach action and the recess action; and bevel-gear teeth, for example, are generated to obtain more recess action, thus reducing wear. Instead of using the theoretical pitch circle as an index of tooth size, the base circle,which is a more fundamental distance, can be used. The result is called the base 58 XX学院2011届本科生毕业论文 pitch pb. It is related to the circular pitch p by the equation pb=pcosty (33.5) If, in Fig. 33.2, the distance from a to b exactly equals the base pitch, then, when one pair of teeth are just beginning contact at a, the preceding pair will be leaving contact at b. Thus, for this special condition, there is never more or less than one pair of teeth in contact. If the distance ab is greater than the base pitch but less than twice as much, then when a pair of teeth come into contact at a, another pair of teeth will still be in contact somewhere along the line of action ab. Because of the nature of this tooth action, usually one or two pairs of teeth in contact, a useful criterion of tooth action, called the contact ratio mc) can be defined. The formula is mc = L/ Pb (33.6) ab where Lab = distance ab, the length of the line of action. Do not confuse the contact ratio mc with the module m. 33.2 TOOTHDIMENSIONSANDSTANDARDS The American Gear Manufacturer's Association (AGMA) publishes much valuable reference data.f The details on nomenclature, definitions, and tooth proportions for spur gears can be found in ANSI/AGMA 201.2 and 1012-F90. Table 33.2 contains the most used tooth proportions. The hob tip radius rf varies with different cutters; 0.300/Prf or 0.300m is the usual value. Tables 33.3 and 33.4 list the modules and pitches in general use. Cutting tools can be obtained for all these sizes. See Chap. 35 for a special note on AGMA. TABLE 33.2 Standard and Commonly Used Tooth Systems for Spur Gears Tooth system Pressure angle 0, deg Addendum a Dedendum b Full depth 20 l/Pd or\m 1.25/Por .25m d 1..35/Pd or .35m 221 i/ Pd or\m 1.25/Pd or1.25m/ 1.35/ Pd or1.35m 25 1/Pd or\m 1.25/Pd or1 .25m 1.35/Pd or1 .35m Stub 20 0.8/P or 0.8m 1/Pd or 1 m d TABLE 33.3 Diametral Pitches in General Use Coarse pitch 2, 21 2J, 3, 4, 6, 8, 10, 12, 16 Fine pitch 20, 24, 32, 40, 48, 64, 96, 120, 150, 200 TABLE 33.4 Modules in General Use Preferred 1, 1.25, 1.5, 2, 2.5, 3, 4, 5, 6, 8, 10, 12, 16, 20, 25, 32, 40, 50 59 XX学院2011届本科生毕业论文 Next choice 1.125, 1.375, 1.75, 2.25, 2.75, 3.5, 4.5, 5.5, 7, 9, 11, 14, 18, 22, 28, 36, 45 33.3 FORCEANALYSIS In Fig. 33.3 a gear, not shown, exerts force W against the pinion at pitch point R This force is resolved into two components, a radial force Wr) acting to separate the gears, and a tangential component Wt, which is called the transmitted load. Equal and opposite to force W is the shaft reaction F, also shown in Fig. 33.3. Force F and torque T are exerted by the shaft on the pinion. Note that torque T opposes the force couple made up of Wt and Fx separated by the distance d/2. Thus T =Wd/2 (33.7) t Where T = torque, Ib • in (N • m) Wt = transmitted load, Ib (N) d = operating pitch diameter, in (m) The pitch-line velocity v is given by v=ndnP/12 ft/mim v= ndnP/60 m/s (33.8) FIGURE FIGURE 33.3 Force analysis of a pinion. A, operating pitch circle; d, operating pitch diameter; np, pinion speed; , pressure angle; Wt, transmitted tangential load; Wn radial tooth load; W, resultant tooth load; T, torque; F, shaft force reaction. 60 XX学院2011届本科生毕业论文 where nP = pinion speed in revolutions per minute (r/min). The power transmitted is P=wv/33000 hp t P=wv kw t 译文: 机械设计手册 小约瑟夫e 名誉退休教授 密歇根大学的 密歇根州安阿伯 33.1定义/ 33.1 33.2牙尺寸和标准/ 334 33.3受力分析/ 335 33.1定义 直齿圆柱齿轮被用来传送旋转运动之间的平行轴。直齿圆柱齿轮的轴和齿是一体的，直接控制着平行轴的旋转。齿轮在传动中被称为传动齿轮,较大的被称为齿轮或车轮。 在33.1图B中， 节圆这是一个理论界在所有的计算是基础。齿轮啮合时的节圆啮合的垂直方向是一对彼此切线方向。 在图33.1圆柱齿轮的齿距p是 在节圆上测量的,它是从齿轮节圆上的一个齿到与其对应点在相邻的齿上的距离。这圆柱齿轮的齿距p是衡量以英寸或以毫米计。注意,在图33.1中, 节距是齿厚宽t和齿槽宽度的和。 齿轮节圆直径d和齿轮基圆直径D,是节圆所在圆的直径，它是以英寸或以毫米计。 模数m理论上是节圆直径的齿数N的比值 .这个模数的度量指标的齿大小和是以毫米计。 节圆直径的比值Pd是齿轮上的齿数与节圆直径的比。该数是指齿轮齿齿的大小在美国当做常用的单位使用表示为齿每英寸 在图33.1 B中，齿顶高a是齿轮的最高点F到节圆之间的径向距离。齿根高是齿底到节圆之间的径向距离 。在图33.1中。到底圆D的整个深度ht是齿顶高与齿根高之和。 在图33.1中，间隙圆C是齿轮的齿顶圆相切的啮合齿轮的圆。间隙圆的距离底部的距离被称为间隙c。 齿轮的齿槽宽是指齿轮通过相邻两齿之间的空间。 在一定条件下(见图33.1的距离)齿轮底部需要截槽当有 小数量的齿是用 61 XX学院2011届本科生毕业论文 于切割档位时。 在表33.1中列出了所有图33.2上的所描述的关系。另外增加专业术语 。这里的线OP是中心连接转动轴上的一副啮合的齿轮。“E”是一个压力线和角度?线是压力角。其合力向量之间的一对操作齿轮徒沿着这一条线 图33.2 图33.1齿的用语。一、齿顶圆;B、节圆;C9间隙圆; D、齿根圆;E、F、顶部底部距离;G,旁边;H,脸蛋;=附录距离; b =齿根距离;;/ c =间隙距离 ;沥青;t = =圆齿厚;u =削弱 距离。 线是切线方向的压力点，基圆C E操作直径取决于齿轮的圆的中心距,用于安装齿轮,但基本圆的直径都不变,仅取决于如何生成牙的两种形式既是它们形成的基础或出发点的渐开线。 表33.1直齿圆柱齿轮基本公式 数量预期 公式 方程来源 径向节距Pd Pd = N/d (33.1) 模块m m=d/N (33.2) 循环投p P=?d/N=?m (33.3) 节圆直径、d或D d=N/ Pd=mN (33.4) 62 XX学院2011届本科生毕业论文 图33.3 总布置图纸的一对直齿圆柱齿轮的啮合。齿轮是顺时针方向旋转,齿轮旋转时从轴上o到齿轮A的半径是齿顶圆半径;O到B是节圆半径、O到C是基圆半径,齿根圆D，线E是渐开线、节距点P、切线点分初始接触点;B、最后的接触点F。 线Pb是传动啮合的重要标志。点a是最初的接触点。这一点是位于交汇的齿轮齿顶圆的压力线。必须指出一个发生在另一边的点F齿轮基本圆,齿轮旁边会削弱在一旁的侧面。 图33.2中 b点的图是最后的接触点。这一点是位于交叉点顶圆的的小齿轮压力线。因为没有降价的 齿轮的牙齿,b点必须位于球场P点之间在此基础上点外循环的齿轮。 美联社研究了线方法阶段的齿面接触;线Pb凹槽的阶段。齿面接触是一种滑动接触线的行动,但在一瞬间在警当接触是纯滚动。滑动的性质是相当不同的方法在行动和凹槽的行动;和锥齿轮的牙齿,例如, 为了获得更多的休息时间产生动作,从而减少磨损。 这使用理论节圆齿大小的指标,底座圈,这是更为基本的距离,都可以使用。其结果是被称为基础节距Pb。它涉及到圆的节距p的方程 pb=pcosα 在图33.2中，从a到b的距离等于该齿轮完全齿高。,当齿轮一对齿是刚刚开始接触, 将离开前副在齿轮啮合的接触,b。因此,对这种特殊的环境,没有或多或少的齿比一对联络。如果距离ab大于基地的程度,但小于两倍的距离,然后当一对齿接触的,另外一对在接触齿仍将是事与愿违的行动ab型的人。由于性质这颗齿行动,通常是一或两双的牙齿在联系了,有用齿的行动准则,叫做重合度mc 可以被定义。采用该公式 63 XX学院2011届本科生毕业论文 mc = Lab/Pb (33.6) 注:Lab =ab之间的距离，是指传动长度，切勿混淆的重合度mc与模数m。 33.2齿轮齿尺寸及标准 美国的齿轮制造协会(AGMA出版许多宝贵的参考data.f)上的详情命名法、定义和齿直齿圆柱齿轮的比例,可以发现,在美国国家标准化组织(ANSI)/ AGMA 201.2和1012-F90。最常用的表包含牙33.2比例。射频的滚刀尖端半径会随不同的刀具或0.300m 0.300 / Prf;通常是价值。表列出33.3和334 andpitches通用模块。切割工具能获得所有这些通径的阀门。 看到35章。特别注意在AGMA。 表33.2 与常用的标准直齿圆柱齿轮齿系统 齿系统 压力角0 附录 齿根b 深度 20 l/Pd or1m 1.25/Pd or 1.25m 1.35/Pd or 1.35m 22 1/Pd or\m 1.25/Pd or 1.25m 1.35/Pd or 1.35m 25 1/Pd or\m 1.25/Pdor 1.25m 1.35/Pd,or1.35m 存根 20 0.8/ Pd or 0.8m 1/Pd or 1 m 表33.3 直径的球一般用途 粗糙的节距 2, 21 2J, 3, 4, 6, 8, 10, 12, 16 微细 20, 24, 32, 40, 48, 64, 96, 120, 150, 200 表334 模块通用 优先 1, 1.25, 1.5, 2, 2.5, 3, 4, 5, 6, 8, 10, 12, 16, 20, 25, 32, 40, 50 第二系列 1.125, 1.375, 1.75, 2.25, 2.75, 3.5, 4.5, 5.5, 7, 9, 11, 14, 18, 22, 28, 36, 45 33.3受力分析 在图33.3齿轮产生力量,没有显示,在球场上W攻击小齿轮点R力分解成两个组成部分,一个径向力Wr)代理进行分离的齿轮, 并切圆齿轮组件硅油,称为传输负荷。 相同和相反的强迫W是轴反应层,也列图。33.3.Force F和转矩T是施加于轴齿轮。注意,扭矩T反对力量由硅油和几个Fx隔开了距离d / 2。因此 T = Wtd/2 (33.7) 64 XX学院2011届本科生毕业论文 其中T =扭矩 (N•m) Wt=传输负荷(N) d =操作节圆直径(m) 切线速度v v= ?dmp/12 ft/mm v= ?dmp/12 m/s 图33.3 上图受力分析的一个小齿轮。受力分析的一个小齿轮。一、操作:节圆;d、操作中径;np、伞齿轮速度;< j >,压力角,切向载荷传递;重负荷;;Wn径向齿牙负荷、钨、合成、扭矩、T轴向力F,反应。 注np =小齿轮转每分钟的速度(r /min)。 电力传输 P=wtv/33000 hp or P=wtv kw 65 XX学院2011届本科生毕业论文 谢 词 为时一个学期的毕业设计即将结束了，这也意味者我在xx学院的大学生涯也即将结束。在毕业设计这段时间里，我得到了很大的自身提高，其中包含了对汽车系统知识的理解、还有对有关这方面书籍的认识等等，这些都得益于老师和同学的大力帮助，对此我表示感谢。 论文的写作即艰辛又有挑战性，而在老师和同学的帮助下让我对首先我要感毕业论文得心应手。感谢xx学院机械与车辆学院给我们一个这么好的机会，让我们对自己四年的大学知识做一个总结。感谢我的指导教师周靖老师，他广博的知识，严谨的治学精神，丰富的实践经验以及在百忙之中不忘对我们的热心指导和关心，当我们有问题时老师总会是热情、主动的给我们解决，一次不懂时，老师会不厌其烦的给我讲解直到我理解为止。老师极大地促进了我的工作进度。 除了老师之外，身边同学对我的帮助也很大，他们有的资料会毫无保留的贡献出来，并帮助我解决一些难题，我非常感谢他们。也很感谢大家能与我互相监督鼓励，彼此帮助，共同促进了我们成果。 66