轮式挖掘机离合器及变速箱设计

  第   I 页    目录   摘要 . . .V 关键词 . . .V 前言 . . .  第一章    变速箱的功用、要求和类型 . . . 1 1.1 变速箱的功用 . . . 1 1.2 对变速箱的要求 . . . 1 1.3 变速箱的类型 . . . 1 第二章   变速箱的传动方案 . . . 2 2.1  变速箱类型选择及传动方案设计 . . 3 2.1.1 类型选择 . . . 3 2.1.2 倒档的形式及布置方案 . . . 3 2.2  传动简图方案设计的一般原则 . . . 5 2.3  变速 箱操纵机构方案分析 . . . 5 2.3.1 变速箱操纵机构的功用 . . . 5 2.3.2 变速箱操纵机构应该满足如下要求 . . . 6 2.3.3 操纵机构组成 . . . 6 2.4  变速箱传动方案的设计 . . 6 2.4.1 整体总布置 . . . 6 2.4.2 驾驶员的使用习惯 . . . 6 2.4.3 提高平均传动效率 . . . 7 2.4.4 改善齿轮受载状况 . . . 7 2.4.5 传动方案 . . . 7 第三章    变速箱设计计算 . . . 10 3.1  变速箱主要参数的选择 . . 10    第   II 页    3.1.1 发动机参数选择 . . . 10 3.1.2 档位数的确定 . . . 10 3.1.3 各档位传动比的确定 . . . 10 3.1.4 轴的直径 . . . 11 3.1.5 中心矩  A. . . 12 3.1.6 齿轮参数选择 . . . 12 3.1.7 齿轮的强度校核 . . . 19 3.2 变速箱轴的设计计算 . . . 24 3.2.1 轴的功用及设计要求 . . . 24 3.2.2 轴尺寸初选 . . . 24 3.2.3 轴的结构形状 . . . 25 3.2.4 轴的受力分析 . . . 26 3.2.5 轴的校核 . . . 26 3.2.6 第一轴的强度与刚度校核 . . . 27 3.2.7 第二轴的强度与刚度校核 . . . 28 3.2.8 轴上花键的设计计算 . . . 30 3.3 变速箱轴承的选择 . . . 31 3.3.1 几种轴承的特点 . . . 31 3.3.2 类型的选择 . . . 32 3.4 啮合套的设计 . . . 33 第四章    变速箱的拆装顺序 . . . 35 4.1 变速箱的装配顺序 . . .35 4.2 变速箱的拆卸 . . . 36 4.3 变速箱总成装配应注意的问题 . . . 36 第五章   离合器分析 . . . 37 5.1  离合器的基本组成和分类 . . . 37    第   III 页    5.2 离合器的功用 . . . 37 5.3 汽车离合器设计的基本要求 . . . 37 第六章    摩擦离合器基本结构尺寸、参数的选择 . . . 38 6.1 摩擦片外径及其它尺寸的确定 . . . 38 6.1.1 摩擦片外径  D . . .38 6.1.2 摩擦片内径  d . . . 39 6.1.3 摩擦片厚度  h . . .40 6.1.4 校核离合器所选尺寸 . . . 40 第七章    离合器零件的结构选型及设计计算 . . . 41 7.1  从动盘总成 . . . 41 7.1.1 从动片 . . . 42 7.1.2 从动盘毂 . . . 42 7.2  压盘和离合器盖 . . . 44 7.2.1 压盘设计 . . . 44 7.2.2 离合器盖设计 . . . 46 7.3  离合器分离装置的设计 . . . 47 7.3.1 分离杆 . . . 47 7.3.2 分离轴承及分离套筒 . . . 49 7.4  圆柱螺旋弹簧设计 . . . 50 7.4.1 结构设计要点 . . . 50 7.4.2 弹簧的材料及许用应力 . . . 50 7.4.3 弹簧的计算 . . . 51 7.4.4 离合器的操纵机构 . . . 54 结论 . . . 56 参考文献 . . . 56    第   IV 页    致    谢 . . 57    第   V 页    轮式挖掘机离合器及变速箱设计   摘 要 ：本次设计是在对轮式挖掘机的离合器及变速箱进行分析与 研 究 的 基 础 上 ，   通过对离合器及变速箱的工作原理、性能参数、构造及制造工艺进行分析与对比 ，   设计出更好更能满足现今工程生产需要的轮式挖掘机的离合器及 变 速 箱 。 根 据 轮   式挖掘机的使用特点及要求本次设计采用了和普通汽车类似的离 合 器 及 变 速 箱 ，   目的是借用标准汽车的零部件，降低制造成本，维修也更方便。然 后 在 设 计 的 过   程中对变速箱的档位数与传动比、档位的布置、换档方式以及离 合 器 的 从 动 盘 、   压盘、分离装置等进行了结构的优化设计，在满足使用要求的前 提 下 尽 量 地 简 化   了机械结构，从而在降低了成本的同时，降低了挖掘机操纵员的 工 作 强 度 ， 还 满   足了对轮式挖掘机工作效率、安全性、稳定性及成本等的要求。   关键词 ： 轮式挖掘机    变速箱    离合器    从动盘   。   Abstract: This design is on the clutch and gearbox wheeled excavator research and  analysis  on  the  basis  of  clutch,  through  the  working  principle,  and  the  gearbox  performance  parameters,  structure  and  the  manufacturing  process  analysis  and  comparison,  more  can  satisfy the  design  better  production  need  now  engineering  wheeled  excavator  clutch  and  transmission.  According  to  the  use  of  wheeled  excavator characteristics and requirements of this design USES a and ordinary cars  similar clutch and transmission, the purpose is to borrow standard components, reduce  automobile manufacturing costs, repair more convenient also. Then in design process  on the number and transmission ratio of gear transmission, gear arrangement, shift  way and clutch platen, pressure plate, separation device etc optimization design of the  structure  in  the  precondition  of  contented  use  simplified  mechanical  structure  as  possible, in order to reduce the costs at the same time, reduced the excavator working  strength, manipulating member of still satisfied wheeled excavator working efficiency,  safety, stability and cost requirements.  Keywords: wheeled excavator   Gearbox   clutch    platen.    前言    轮式挖掘机是以轮胎作为行走部件的挖掘机械，简称轮挖。轮挖行走速度快 ，      第   VI 页   不损坏路面，能远距离自行转场及可快速更换多种作业装置。国外轮挖的最高行   走速度大多为  25 40km/h，国产的大多为  25 40km/h，贵州詹阳动力 生 产 的 高   速轮挖  JYL200C 行走速度甚至达到了  51km/h，而履带式的行走速度仅为  3   5km/h。虽然轮挖工作效 率不如同等级的履挖，但与履挖昂贵的转移费相比，频   繁转场时轮挖更具经济优势。正是以其机动、灵活、高效的鲜明特点，轮挖在市   政维护工程、公路交通建设及快速抢修等物料挖掘、搬运等方面得到了广泛运用。    据统计，在西方发达国家轮挖需求量约占挖掘机需求总量的  12 强 ， 有 的   甚至达到  70 80，应用十分广泛。而我国的轮挖仅为  3左右，故 从 世 界 范 围   看，轮挖在我国的应用有待挖掘。可以说，在未来几年继续扩大内需，扩大基础   建设发展战略，城市及小城镇建设发展战略的大环境决定了我国轮挖市场的广阔   前景。   国外轮挖生产企业较多且品种齐全，如日立、小松、利勃海尔、卡特彼勒 、  沃尔沃、 JCB、现代等。这些公司的产品基本体现了当今世界轮式挖掘机技术发  展的最高水平，且很多著名公司都拥有其专有关键技术及元器件，国产轮挖在品  牌、品种上可选择性都较少，这与国外“百家争鸣”的现象形成鲜明对比。近年  来，虽然国产轮挖在产量、品种和技术水平等方面都有了一定的发展，比如詹阳  动力重工开发生产的高速轮挖填补了国产空白、实现了行驶速度的重大突破甚至  比国外同类机型还要略高一筹，但发展规模仍然很小，技术性能和工作可靠性还  不能满 足国内市场的需要，严重缺乏关键技术。总之国产轮挖与国外的相比相差  较远，其发展任重而道远。   正是因为如此，对轮式挖掘机的离合器及变速箱等关键部件的研究与分析对  提高我国轮挖整体水平是有很大意义的。      第   1  页     第一章    变速箱的功用、要求和类型   现代轮式挖掘机采用的动力装置主要是活塞式内燃机，其转矩 和 转 速 变 化 范   围较小，不能适应挖掘机在各种条件下阻力变化的要求，因此在 传 动 系 中 ， 采 用   了可以改变转速比和传动转矩比的装置，即变速箱 1。变速箱不但 可 以 扩 大 发 动   机传到驱动车轮上 的转矩和转速的变化范围，以适应挖掘机在各 种 条 件 下 行 走 的   需要，而且能在保持发动机转动方向不变的情况下，实现倒退，还 能 利 用 空 挡 暂   时地切断发动机与传动系统的动力传递，使发动机处于怠速运转状态。    1.1 变速箱的功用   （ 1）改变传动比，扩大驱动轮转矩和转速的变化范围，以适应 经 常 变 化 的 行   驶条件，如起步、加速、上坡等，同时使发动机在有利的工况下工作；   （ 2）在发动机旋转方向不变的前提下，使挖掘机能倒退行驶；    （ 3）可切断传给行走装置的动力（即所谓挂空档  ），能使发动机动力不传给    行走装置， 在发动机运转的情况下，机械能长期停车、便于发动 机 起 动 好 有 利 于   停车的安全。    1.2 对变速箱的要求   （ 1）具有足够的档位和合适的传动比，以满足使用要求，使机械能在合适的   牵引力和速度下工作，具有良好的牵引性和燃油经济性以及高的生产率。   （ 2）变速箱应工作可靠、使用寿命长、传动效率高、结构和制造简单、拆修   方便。   （ 3）换档应轻便，不许出现同时挂两个档，自动脱档和跳档等现象。    1.3 变速箱的类型：    （ 1）按操纵方式分   1.人力换档      第   2  页    2.动力换档   (2)按轮系型式来分   1.定轴式变速箱   变速箱中所有齿轮都有固定的回转轴线。定轴式变速箱换档方式可能有两种  型式：人力换档和动力换档。   2.行星式变速箱   变速箱中有些齿轮的轴线在空间旋转。有旋转轴线的齿轮叫做行星轮，它在  空间有两个运动：自转和公转。因此我们叫这类变速箱为行星齿轮变速箱。行星  变速箱只有动力换档一种方式。    第二章  变速箱的传动方案     设计一个新的变速箱，大致要经历下述程序。   1.明确设计要求。由机械类型，使用要求以及制造厂的情况，确定所设计变  速箱的结构型式。   由机械的使 用要求，经总体计算后确定其档位数和各档传动比。   由机械总体布置的要求，确定所设计变速箱的外形尺寸允许范围，其输入轴  和输出轴的相对位置和两轴之间的距离。   2.草拟变速箱传动简图方案。   3.确定变速箱的主要参数和配齿计算。参考同类型变速箱和经验统计资料 ，  确定变速箱主要参数，包括中心距  A，齿轮模数  M，齿宽  b 和斜齿轮的螺旋角  ；根据变速箱的传动比选配齿轮，确定各档齿轮的齿数。   4.主要零部件强度和寿命计算，确定其参数和尺寸大小。包括传动零件  齿轮、轴和轴承的计算；操纵元件 内核桃、换档 离合器和制动器的计算。   5.进行整体机构设计，绘总装配图。   6.进行各零件结构设计，绘零件图。      第   3  页    2.1  变速箱类型选择及传动方案设计    2.1.1 类型选择    （ 1）换档方式   换档方式可分为，滑动齿轮换档和啮合套换档。   1）滑动齿轮换档，优点是结构简单，零件少、制造方便、传动效率高。缺  点是不能采用斜齿、换档困难、拨动齿轮换档所需操纵力大，且移动距离较长（ > 齿宽），进入啮合只是一、两个齿，换档时冲击只是一、两个齿来承受，齿轮既  是传动齿轮又是接合齿，齿轮易损坏 ，不能采用斜齿。   2）啮合套换档，优点是拨动啮合套省力且移动距离小，换档操作轻便；接  合时整圈齿进入啮合，且接合齿在直径小、圆周速度低处结合，可减少冲击；可  采用斜齿，以提高变速箱工作的平稳性和使其结构紧凑。确定是结构复杂些；齿  轮常啮合，未挂上档的齿轮有相对空转损失，故传动效率稍低。   由于轮式挖掘机只是在行走时用到变速箱，对传动效率没有要求，所以选用  啮合套换档。   （ 2）按传动简图方案分   1）非组成式变速箱（或称单级变速箱），这种变速箱为两个自由度，只要结  合一个接合元件（啮合套），就能得到一个档 位。   2）组成式变速箱（或称串联变速箱）。需要结合两个（或两个以上）接合元  件，才能得到一个档位。   按组成方法又可以分：   1）轴向串联。   2）横向串联。    2.1.2 倒档的形式及布置方案   倒档使用率不高，常采用直齿滑动齿轮方案换入倒档。为实现传动有些利用  在前进档的传动路线中，加入一个中间传动齿轮的方案，也有利用两个联体齿轮  的方案。      第   4  页                           图  2.1  常见的倒档结构方案有以下几种 2：   方案  1（如图  2.1a） 所示）   在前进档的传动路线中，加入一个传动，使结构简单，但齿轮处于正负交替  对称变化的弯曲应力状态下工作。此方案广泛用于轿车和轻型货车的四档全同步  器式变速箱中。   方案  2（如图  2.1b）所示）   此方案的优点是可以利用中间轴上一档齿轮，因而缩短了中间 轴 的 长 度 ， 但   换档时两对齿轮必须同时啮合，致使换档困难。某些轻型货车四 档 变 速 箱 采 用 此   方案。   方案  3（如图  2.1c）所示）   此方案能获得较大的倒档传动比，突出的缺点是换档程序不合理。  方案  4（如图  2.1d）所示）   此方案针对前者的缺点作 了修改，因而经常在货车变速箱中使用。  方案  5（如图  2.1e）所示）      第   5  页   此方案中，将中间轴上一档和倒档齿轮做成一体其齿体、宽加大，因而缩短  了一些长度。   方案  6（如图  2.1f）所示）   此方案中，采用了全部齿轮副均为常啮合齿轮，换档方便。  方案  7（如图  2.1g）所示）   为了充分利用空间，缩短变速箱轴向长度，有些货车采用此方案，其缺点是  一档和倒档得各用一根变速箱拨叉轴，使变速箱上盖中的操纵机构复杂一些，一  般  3、 4、 5、 6、 7 五种方案用于五档变速箱。   考虑到设计 的是轮式挖掘机的变速箱的设计，变速箱的换档并不像货车或轿  车那样频繁对换档接合元件的要求也就不会太高，本次设计采用啮合套换入倒档  换档方式。其优点是：结构简单，直齿轮加工要求不太高，无轴向力，成本低 。  但换档时容易发生冲击，产生噪声大寿命短。    2.2  传动简图方案设计的一般原则   1.尽量缩短传动路线，即减少从输入轴至输出轴传动齿轮啮合对数，提高传  动效率。   2.采用公用轴减少轴数。   3.采用公用齿轮，减少齿轮数目，使齿轮即作为前进档传动齿轮，又作为后  退档传动齿轮。   4.轴的位置，输入轴和输出 轴的位置往往有总体布置确定。   5.齿轮在轴上的布置，为减少州的变形，用应将受力大的齿轮布置在靠近轴  承处。   6.重复利用结构空间，为了减少变速箱的轴向长度，常常采用重叠轴向空间  的方法。    2.3  变速箱操纵机构方案分析    2.3.1 变速箱操纵机构的功用    根据使用条件的需要，驾驶员利用变速箱的操纵机构完成选档和实现换档或      第   6  页    退到空档的工作。    2.3.2 变速箱操纵机构应该满足如下要求：    （ 1）换档时只能挂入一个档位；   （ 2）换档后应使齿轮在全齿长上啮合 ；  （ 3）防止自动脱档或自动挂档；   （ 4）防止误挂倒档；   （ 5）换档轻便。    2.3.3 操纵机构组成   机械式变速箱的操纵机构一般是由变速杆、拨快、拨叉、变速轴及互锁、  自锁和倒档锁装置等主要件组成。   依靠驾驶员手力完成选档、换档或退档到空档工作，称为手动换档变速箱。  本次设计采用的是直接操纵手动换档变速箱。    2.4  变速箱传动方案的设计   各齿轮副的相对安排位置，对于整个变速箱的结构布置有很大的影响。各档  位置的安排，应考虑以下四个方面的要求：    2.4.1 整体总布置   根据整机的总布 置，对变速箱输入轴与输出轴的相对位置和变速箱的轮廓形  状以及换档机构提出要求。    2.4.2 驾驶员的使用习惯   人们习惯于按档的高低顺序，由左到右或由右到左排列来换档，如下图  a  和  c。值得注意的是倒档，虽然它是平常换档序列之外的一个特殊 档 位 ， 然 而 却   是决定序列组合方案的重要环节。例如在四档变速箱中采用的基 本 序 列 组 合 方 案   有三种，见图  2.2。其中  b 和  c 是倒档与序列不结合的方案，即挂档时，需先换      第   7  页   位再挂倒档。倒档与序列结合与不结合两者比较，前者在结构上可省 去一个拨叉  和一根变速滑杆，后者如布置适当，则可使变速箱的轴向长度缩短。              图  2.2 根据以上的要求，本次设计的档位布置方案采用方案  C。     2.4.3 提高平均传动效率   为提高平均传动效率，在三轴式变速箱中，普遍采用具有直接档的传动方案 ，  并尽可能地将使用时间最多的档位实际成直接档。    2.4.4 改善齿轮受载状况   各档齿轮在变速箱中的位置安排，应考虑齿轮的受载状况。承受载荷大的低  档齿轮，一般安置在离轴承较近的地方，以减小轴的变形，使齿轮的重叠系数不  致下降过多。变速箱 齿轮主要是因接触应力过高而造成表面点蚀损坏，因此将高  档齿轮安排在离两支承较远处较好。该处因轴的变形而引起齿轮的偏转角较小 ，  故齿轮的偏载也小。    2.4.5 传动方案    方案一：      第   8  页                           方案二：      第   9  页    方案三：                   方案一：该方案为两轴式变速箱，输入轴和输出轴在同一直线，两轴式变速器有  结构简单、轮廓尺寸小、布置方便、中间挡位传动效率高和噪声低等优点。两轴  式变速器不能设置直 接挡，一挡速比不可能设计得很大。   此方案适用于发动机  前置的轿车，虽然径向尺寸会比较大但是能很大程度地缩小轴向尺寸，所以适合  轿车这样底盘比较低的车型。   方案二：该方案是中间轴式变速箱发动机动力经中间轴传递到输 出 轴 ， 且 倒 档 轴   和前进档轴共轴，所以适用于倒档档位数和前进档档位数相近的 机 械 。 但 是 由 于   采用了啮合套换档，如果档位数过多的时候会使得轴向尺寸较大。  方案三：此方案也属于中间轴式变速箱，与方案二不同的是前进 档 直 接 经 一 对 齿   轮传动输出，倒档齿轮和前进档的齿轮可以共用所以可以省掉很 多 成 本 。   综 合以上分析，本次设计采用方案三的设计方式，因为轮式挖掘机的档位数不多 ，   传动比也较小，并采用的是啮合套换档，所以方案三的方案是最优的既可以减小      第   10  页    整体尺寸而且还减少了制造成本。     其传动路线：   1 档：输入轴啮合套 9 10输出   2 档：输入轴啮合套 7 8输出   3 档：输入轴啮合套 5 6输出   4 档：输入轴啮合套 3 4输出   倒档：输入轴 1 2 11啮合套 12 8输出      第三章    变速箱设计计算     3.1  变速箱主要参数 的选择    3.1.1 发动机参数选择   考虑到设计的需要，由于设计的轮式挖掘机参考其他挖掘机公司产品，挖掘  机的吨位数为  6 吨，所以发动机功率选择  60kW、转速为  2200r/min、最大扭矩为  214N.m。    3.1.2 档位数的确定   根据请进档数的不同，变速箱有三、四、五档几种，就动力而言档位数多 ，  增加了发动机发挥最大功率的机会，档位数多少还影响到档与档之间的传动比比  值，比值过大会造成换档困难。一般认为比值不宜大于  1.7 1.8，因此如最大  传动比与最小传动比之比值愈大档位数也应愈多。 本次设计的是轮式挖掘机对档  位的要求并不高，且行驶速度不高，参考市面上轮式挖掘机，决定采用四个前进  档和一个倒档的设计。    3.1.3 各档位传动比的确定    （ 1）首先确定轮式挖掘机的最高行走速度和最低行走速度，轮式挖掘机的行   / min    第   11  页   走速度一般都不高，大多在  20 40kW/h 之间，有些可以达到  60kW/h。鉴 于 本 次   设计的需要选择轮式挖掘机的最高行走速度为  32kW/h，最低行走速度为  6kW/h 。   既满足了公路档时的较高行走速度又能保证在路面情况不好时行走的稳定性 。   （ 2）轮胎直径的选择，直径大时能使挖掘机的地盘增高且行走速度增加，但  是由于地盘增高后挖掘机的行走及工作时的稳定性必然会降低。轮胎直径小时又  恰恰相反，此时通过性有不会太好。综合这些因素以及国家标准轮胎的规格决定  选择轮胎的半径为  0.42m。   （ 3）各档传动比的确定   i = 0 377r  n / v （ 3 1）  max min r 轮胎半径 =0.42m n 发动机转速  2200r/min v 挖掘机行走速度  imax = 0 377 ? 0 42 ? 2200 ? 6 = 58 058 i = 0 377r  n / v min max imin = 0 377 ? 0 42 ? 2200 ? 32 = 10 8858 传动比比值 = i max i = 58 058 ?10 8858 = 5 33 传动比比值在  5 6 之间，设计值合理。   41 = q = 5 3362 q = 1 747 q 值在  1.7 1.8 之间满足要求。  根据设计经验选择轮边减速速比为  20，因此各档传动比为 : i 1 i =i / 20 = 58 058 ?20 = 2 9029 max = i / 20 =10 8858 ?20 = 0 544  4 min i = i / q = 2 9029 ?1 747 = 1 6616 2 1 i = i / q = 1 6616 ?1 747 = 0 9511 3 2  3.1.4 轴的直径    第一轴花键部分直径  d(mm)初选   1  3    第   12  页     d = K ? 3 Te max （ 3 2）  式中：   K 经验系数，  K 4.0 4.6，取  K 4.6；   T  max e   发动机最大转矩（ N m）；     3  d = 4 6 ? 214 = 27 5mm d=27.5mm  ，取  d 30mm。    3.1.5 中心矩  A  对于中间轴式变速器，是将中间轴与第二轴之间的距离称为变速器中心距  A 初选中心矩  A 时，可根据经验公式计算   A = K ? 3 T ? i ? (3 3) a K   a e max 1   中心距系数：  g K =8.69.6,取  9.6；  a i  1   g     变速器一档传动比；      变速器传动效率：取     96；  g  Te max   发动机的最大输出转矩，单位为（ Nm）；   3  A = 9 6 ? 214 ? 2 9 ? 0 96 = 80 78mm  3.1.6 齿轮参数选择    （ 1）模数的选择   影响齿轮模数选取的因素很多，如齿轮强度、质量、噪声、工 艺 要 求 等 。 选   取齿轮模数时一般遵循的原则是：合理减少模数，增加齿宽会使 噪 声 降 低 ； 为 了   减轻变速器的质量，应增加模数，同时减小齿宽；从工艺方面考 虑 ， 各 档 齿 轮 应   选用同一种模数，而从齿轮强度方面考虑，各档齿轮应该有不同 的 模 数 3 。 对 轮   式挖掘机，减轻质量比减小 噪声更重要，故齿轮应选用大些的模数。   初选模数时，可参考同类型汽车的齿轮模数确定；也可以根据经验公式确  定，即：  m = K3 T / 10 = ? 214/ 10 = 2 78 高档齿轮  K=1 （ 3 4）   n e max    第   13  页   m = 0 7 ?3 T i  /  10 = 0 7 ?3 214 ?2 9  ?0 96 / 10 = 2 73 一档齿轮   （ 3 5）   e max 1 g 式中：  m n 为斜 齿轮法向模数；  m  为直齿轮模数；  T 发动机最大扭矩；  T =214 N? m e max e max i 1 变速器一档传动比；        变速器传动效率：取   g g   96；   该设计选用同一模数进行，故斜齿轮法向模数取  mn =3；直齿轮模数取  m =3   （ 2）压力角的选择   压力角较小时，重合度较大，传动平稳，噪声较低；压力角 较 大 时 ， 可 提   高轮齿的抗弯强度和表面接触强度。对于轿车，为提高重合度以降低噪声，应采  用  14.5?15?， 16?， 16.5?等小 些的压力角；对轮式挖掘机（与货车相同） ，  为提高齿轮的承载能力，应选用  22.5? 或  25? 等 大 些 的 压 力 。 实 际 上 ， 因 国 家   规定的标准压力角为  20?，所以变速器齿轮普遍采用的压力角为  20? 。   （ 3）螺旋角   选取斜齿轮的螺旋角，应注意到它对齿轮工作噪声，轮齿的强度和轴向力  有影响。在齿轮选取大的螺旋角时，齿轮啮合重合度增加，工作平稳，噪声降低 。  随着增大，齿的强度也相应提高，不过，当螺旋角大于  30?时，抗弯强度急  剧下降，会使轴向力及轴承载荷过大。   轮式挖掘机的与货车变速箱斜齿螺旋角的选择范 围相同： 18?26?。  初选    =  =  =  0  =  = 20 。   1,2 3,4 5,6 7,8 9,10 （ 4）齿宽  b 齿宽的选择，应注意到齿宽对变速器的轴向尺寸、齿轮工作平稳行、齿  强度和齿轮工作时受力的均匀程度 4。  通常根据模数  m （   直齿： b = K m , K m n ）来选择齿宽：  为齿宽系数，取  4.5 8.0 c 斜齿： b = K m  ，  c K 取为  6.0 8.5；   c n c 小齿轮的齿宽在计算上认为加宽约  5 10，所以有      第   14  页    1、直齿   b =(4.4 7.0)?=13.2 21.0(mm) 2、斜齿  b =(6.0 9.5)?=18.0 28.5(mm) 本次设计采用直齿和斜齿均为  20mm。  （ 5）各档齿数  Z 齿数确定原则：各档齿轮齿数比应尽可能不是整数 ,  且各档齿数无公约数。  1、一档齿轮齿数   （取   斜齿  Z =2? A ?cos  9,10 20?）  m （ 3 6）  h n 选取   9 ,10 20?，   Z h   =2?0.78譪 os20?3 =50.6 取  Z h 由  Zk = Z + Z =51 = 51 进行大小齿轮齿数分配，为使    Z / Z = 2 9 的传动比更大些，   9 10 10 9 取  Z = 13, Z = 38 ；  9 10  A = m ? Z + Z )/(2譪 os ) （ 3 7）  n 9 10 =3?13 38)/(2  譪 os20?=81.41mm  取  A 82mm；   修正 i1   i 1 = Z10 / Z 9 =38/13  =2.92  i %=|2.92-2.90|/2.90=0.69%<5%  (合格 )；  修正    由  A  m ? Z + Z )/（ 2譪 os ）  n 1 2 得     arccos  m ? Z + Z 9, 10 )/（ 2譇） =  21.1? 9, 10 n 2、确定二档齿轮齿数（取  1    5, 2  6 20?）      第   15  页      Z / Z = i =1.66 8 7 2  Z + Z =2? A 譪 os / m 7 8 7,8 n =2?2譪 os20?3  =  51.36 取  Z =19, Z =33(圆整 )；  7 8 修正  i 2 i2  Z8 / Z 7 33/19 1.73 i2 |1.73-1.66|/1.66?00% 4.2%<5% (合格 )；  修正  5.6   arccos  m  (  Z + Z )/（ 2譇） =18? （ 3 8）   7,8 n 7 8 3、确定三档齿轮齿数（  5,6 20?）    Z / Z  i =0.95 6 5 3 由  A  m ? Z + Z )/2cos n 5 6 5,6 取  5,6 20?得  Z  Z 2? A 譪 os / m 5 6 5,6 n =2?2譪 os20?3=51.36 取  Z 27，  Z 25（圆整）；  5 6 修正  i 3 i = Z / Z 3 6 5 =25/27=0.93 i3%=|0.93-0.95|/0.95?00%=2.1%<5%(合格 ) 修正   5,6   arccos  m  ?   Z + Z )/（ 2譇）   5,6 n 5 6 =18? 4、确定四档齿轮齿数（  3,4 20?）    Z / Z  i =0.54 4 3 3    第   16  页    由  A  m ? Z + Z )/2cos n 3 4 3,4 取  3,4 20?得  Z + Z 2? A 譪 os / m 3 4 3,4 n =2?2譪 os20?3=51.36 取  Z 34，  Z 18（圆整）；  3 4 修正  i 4 i = Z / Z 3 4 3 =18/34=0.53 i3%=|0.53-0.54|/0.54?00%=1.9%<5%(合格 ) 修正   5, 6 3, 4 arccos  m n ? Z 5 + =18? 4、确定倒档传动比   倒档的传动路线为：  Z    Z 6 )/（ 2譇）      Z Z Z Z 1 Z    2 11 12 8 Z Z  所以可以选择  1 2 11 为直接传动也即他们的传动比都为  1 提高传动  效率。且他们并不长啮合因此可以用直齿圆柱齿轮进行传动。    A = m(Z + Z )/ 2 1 2 （ 3 8）  Z / Z = 1 1 2 82 = 3?Z + Z ) / 2 1 2 Z = 27, Z = 28； 1 2 修正 i i = Z / Z 2 1 =28/27=1.04 i3%=|1.04-1|/1?00%=4%<5%(合格 )  Z / Z = 1 11 8 Z11  = 28    第   17  页    A = 3? (28 + 28) / 2 = m (Z + Z )/2cos n 12 8 Z8  = 33 所以：  Z12  = 20 倒档 i i = Z / Z 8 12 =33/20=1.65   (5)中间轴与倒档轴之间的中心距  A  A = m ? Z + Z )/2 （ 3 9）  2 11 =3? （ 28+28 ） /2  =84  取  A =84mm  修正后各档的传动比为： i 1 =2.92,  i 2 =1.73,i 3 =0.93,i 4 =0.53,  i r =1.65 （ 6）齿轮精度的选择   根据推荐，提高高档位齿轮的性能，取所有齿轮的精度为  7 级。  （ 7）螺旋方向   由于斜齿轮传递扭矩时要产生轴向力，故设计时应要求中间轴上的轴向力平  衡。关于螺旋角的方向，第一、二轴齿轮采用左旋，这样可使第一、二轴所受的  轴向力直接经过轴承盖作用在变速箱壳体上，而不必经过轴承的弹性档圈传递 。  中间轴齿轮全部采 用右旋，因此同时啮合的两对齿轮轴向力方向相反，轴向力可  互相抵消一部分。   （ 8）齿轮变位系数的选择及计算   采用变位系数，除了避免齿轮产生干涉、根切和配凑中心距以外，还因为变  速箱不同档位的齿轮在弯曲强度、接触强度、使用平稳性、耐磨性及抗胶合能力  等方面有不同的要求，采用齿轮变位就能分别予以兼故。齿轮变位是提高齿轮寿  命的有效方法。   对实际中心距等于已知中心距时，采用高度变位，反之采用角 度 变 位 。 由 于   角度变位可获得良好的齿合性能及传动质量 ,故较多被采用 .   利用变位系数封闭图分配变位系数是目前较好的 一种方法，它比较全面地综      第   18  页   合了各种限制条件和各种传动质量指标。使用该图分配变位系数可不必校核是否  干涉，根切，齿顶变尖以及重合系数过低等情况。     表    3.1     Z Z     Z Z Z Z     Z Z Z Z Z     Z  1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 Z 27 28 34 18 27 25 19 33 13 38 28 20 b 22 20 20 22 20 22 22 20 22 20 20 22  0? 18? 18? 18? 21.1 21.1 0? 18? ? ? m 3.15 3.15 3.15 3.22 3.22 3.15  t m 3 3 3 3 3 3  n a 20? 20? 20? 20? 20? 20? 20? 20? t h 3 3 3 3 3 3 3 3 3 3 3 3  a  h f 3.75 3.75 3.75 3.75 3.75 3.75 3.75 3.75 3.75 3.75 3.75 3.75  d 81 84 107.2 56.8 85.2 78.8 60.0 104.1 41.8 122.2 84 63.1  d 87 90 113.2 62.8 91.2 84.8 66 110 47.8 128.2 90 69.1 a  d 73.5 76.5 99.7 49.3 77.7 71.3 52.5 96.5 34.3 114.7 76.5 55.6 f （ 1）直齿圆柱齿轮：  分度圆直径： d=Z譵  (2)   斜齿圆柱齿轮：    端面模数  m = m / cos   齿顶高  ha=m（  h + x ）  t n 分度圆直径： d=Z譵   a* n t 齿根高  hf=(ha* c*-Xt)譵  齿顶高： h a=mnha* 齿顶圆直径： da=d+2議 a 齿全高： h=(2議  a*+C*)譵 n 齿高  h=ha+hf 齿顶圆直径  da=d+2議 a    第   19  页   齿 顶 高 系 数  ha*=1.0   齿 根 高 系 数  c*=0.25  （ 9）材料选择   变速箱的齿轮材料大部分采用渗碳合金钢，其表层的高硬度与心部的高韧性  相 结合，能大大提高齿轮的耐磨性及抗弯曲疲劳和接触疲劳的能力。本次设计的  齿轮的材料选用  20CrMnTi。    3.1.7 齿轮的强度校核    1、齿轮的损坏形式 5  变速箱齿轮的损坏有以下几种形式：   （ 1）轮齿折断   齿轮在啮合过程中，齿轮表面承受有集中载荷的作用。可以把齿轮看作是悬  臂梁，轮齿根部弯曲应力很大，过渡圆角处又有应力集中，故轮齿根部很容易发  生断裂。轮齿折断有两种情况，一种是轮齿受到足够大的突然载荷的冲击作用 ，  导致轮齿断裂。另一种是受到多次重复载荷的作用，齿根受拉面的最大应力区出  现疲 劳裂缝，裂缝逐渐扩展到一定深度以后，齿轮突然折断。   为避免齿轮轮齿折断，需降低轮齿的弯曲应力，提高齿轮的弯曲强度。采用  下列措施，可提高轮齿的弯曲强度、增大轮齿根部齿厚、加大轮齿根部过渡圆角  半径，采用长齿齿轮传动，提高重合度，使同时啮合的轮齿对数增多，使齿面及  齿根部过渡圆角处尽量光滑，提高材料的许用应力，如采用优质钢材等。   （ 2）齿面点蚀   齿面点蚀是闭式齿轮传动经常出现的一种损坏形式。因闭式齿轮在润滑油中  工作，齿面长期受到脉动的接触应力作用，会逐渐产生大量与齿面成尖角的小裂  缝。而裂缝中油压增高 ，使裂缝继续扩展，最后导致齿面表层一块块剥落，齿面  出现大量的扇形小麻点，这就是齿面点蚀现象。   提高接触强度的措施：一方面是合理选择齿轮参数，使接触应力降低；另一  方面是提高齿面硬度，如采用许用应力大的钢材等。   （ 3）齿面胶合   高速重载齿轮传动、轴线不平行的螺旋齿轮传动及双曲面齿轮传动，由于齿      第   20  页   面相对滑动速度大，接触应力大，使齿面间润滑油膜破坏，两齿面之间金属材料  直接接触，局部温度过高，互相熔焊粘连，齿面沿滑动方向形成撕伤痕迹，这种  损坏形式叫胶合。   防止胶合的措 施有：一方面采用较大或加有耐压添加剂的润滑油，提高油膜  强度，使油膜不破坏，就可以不产生局部温升；另一方面可提高齿面硬度，或啮  合齿轮采用不同材料等。   2 、 圆 柱 齿 轮 弯 曲 强 度 计 算   （ 1）直齿轮弯曲应力   w =  式中   F t K K f bty   W 弯曲应力（ MPa）；   （ 3 10）  F 一档齿轮的圆周力（ N） ，   F = 2 T / d ；其中  T 为计算载荷（ N? mm） ，   t t g g d 为节圆直径。  K   应力集中系数，可近似取  1.65；   K f 摩擦力影响系数，主动齿轮取  1.1，从动齿轮取  0.9；   b 齿宽（ mm），取  20 t 端面齿距（ mm）， t = m ；  y 齿形系数，如图  4-1 所示。     第   21  页     齿形系数图   当处于倒档时，中间轴上的计算扭矩为：   Z Z T = T  11 2   （ 3 11）  g e max Z Z 2 1 可求得  T g =221.9Nm  故由  F = 2 T / d 可以得出  F   ；再将所得出的数据代入公式可得：   t g t 2T K K w =   w 1  = g 3 m zK 261 MP f c y   a （ 3 12）     = = 308 5MP w 2 w 11 a 当计算载荷取作用到变速器第一轴上的最大扭矩   400850MPa 之间。  通过上述计算知所选用的直齿轮满足设计要求。   （ 2）斜齿轮弯曲应力   w F t K T e max 时，齿轮的弯曲应力在   w = btyK （ 3 13）    式中   K 为重合度影响系数  ，取  2.0 ；其他参 数均与直齿轮注释相同  ，     3  K  = 1.50 ，选择齿形系数  y 时，按当量模数  zn = z / cos 。  齿轮圆周力：  2T g F t = d （ 3 14）   根据斜齿轮参数计算公式可得出：  一档齿轮：  F t9  = 10239N  F t 10  = 10157 N  齿轮  9 的当量齿数  zn       3 = z / cos =15.67，可查上表得：  y = 0 153 。      第   22  页    齿轮  10 的当量齿数  zn =  故可求得：     二档齿轮：  F t 7  = 7133 N  F t 8  = 6832 N  齿轮  7 的当量齿数  z n = z    3 z / cos =45.8，可查上表得：  y = 0 162 。  w 9  = 242 2 MPa   w 10  = 249 6 MPa             3 / cos =61.5，可查表得：  y = 0 158 。  同理齿轮  8 的为：  y  故可求得：     三档齿轮：  F t 5  = 5023 N  F t 8  = 6832 N  同理齿轮  5 的为：  y  同理齿轮  6 的为：  y  故可求得：     四档齿轮：  F t 1  = 5284 N  F t 2  = 4099 N  同理齿轮  6 的为：  y  同理齿轮  4 的为：  y  故可求得：  = 0 137   w 7 = 163 4 MPa   w8 = 198 5 MPa        = 0 147  = 0 135   w5 = 123 7 MPa   w 6 = 201 5 MPa        = 0 15  = 0 13   w 1  = 127 5 MPa     第   23  页     w2  = 125 5MPa 当计算载荷取作用到第一轴上的最大扭矩时，对常啮合齿轮和高档齿轮，许  用应力在  100250MPa 范围内。   因此，上述对直齿轮和斜齿轮的计算结果均符合弯曲强度要求。  （ 3）齿轮材料接触应力   齿轮接触应力   j = 0.418 FE   b 1 1 ( + ) （ 3 15）     z b 式中   j 齿轮的接触应力（ MPa）；   F 齿面上的法向力（ N），  F = F 1 /(cos  cos ) ；   F 1 圆周力在（ N）；   节点处的压力角（ ?）；   齿轮螺旋角（ ?）；   E   齿轮材料的弹性模量（ MPa），查资料可取  E B   齿轮接触的实际宽度， 20mm；   、   主、从动齿轮节点处的曲率半径（ mm）；                     3 = 190 ?0 MPa ；   z b 直齿轮：   = r sin （ 3 16）  z b z = r sin  （ 3 17）  b  斜齿轮：   z = (rzsin   b = (rbsin  2 )  cos  （ 3 18）   2 )  cos  （ 3 19）   其中，  rz、 rb 分别为主从动齿轮节圆半径（ mm）。  将作用在变速箱第一轴上的载荷 Temax 作为计算载荷时，变速箱齿轮的许用接   触应力   j 见下表：     第   24  页     变速箱齿轮的许用接触应力   j /MPa 齿轮  渗碳齿轮  液体碳氮共渗齿轮  一档和倒档  19002000 9501000 常啮合齿轮和高档  13001400 650700   通过计算可以得出各档齿轮的接触应力分别如下：  一档：    四档：     j1 =1876.31MPa；二档：    =1267.78MPa； 倒档：   =1425.17MPa； 三档：    =1313.53MPa j2 j3  =1957.45MPa。   j4 jr 对照上表可知，所设计变速箱齿轮的接触应力符合要求。     3.2  变速箱轴的设计计算     3.2.1 轴的功用及设计要求   变速箱轴在工作时承受转矩，弯矩，因此应具备足够的强度和刚度。轴的刚  度不足，在负荷作用 下，轴会产生过大的变形，影响齿轮的正常啮合，产生过大  的噪声，并会降低齿轮的使用寿命 6。   设计变速箱轴时主要考虑以下几个问题：轴的结构形状、轴的直径、长度 、  轴的强度和刚度、轴上花键型式和尺寸等。   轴的结构主要依据变速箱结构布置的要求，并考虑加工工艺、装配工艺等才  能最后确定。    3.2.2 轴尺寸初选   在变速箱结构方案确定以后，变数箱轴的长度可以初步确定。轴的长度对轴  的刚度影响很大。为满足刚度要求，轴的长度须和直径保持一定的协调关系。轴  的直径  d 与支承跨度长度 l 之间关系可按下式选取：      第   25  页    第一轴及中间轴 ：   第二轴：   d L d L   =0.160.18 （ 3 20）   =0.180.21 （ 3 21）   轴直径与轴传递转矩有关，因而与变速器中心距有一定关系，可按以下公式  初选轴直径：   中间轴式变速器的第二轴和中间轴最大轴径：   d =（ 0.450.6）  A（ mm）  （ 3 22）  第二轴：  d =（ 0.450.6）  A =（ 0.450.6） X82=36.9 49.2mm  中间轴：  d =（ 0.450.6）  A =（ 0.450.6） X84=37.8 50.4mm  以上计算的值为最大的可取值，所以中间轴没必要去这么大和输入轴差不多就可  以了中间轴取  30mm，第二轴取  38mm。    3.2.3 轴的结构形状   轴的结构形状应保证齿轮、啮合套及轴承等的安装、固定。并与工艺要求有  密切关系。   在三轴式变速箱中，第一轴根据设计尺寸常可以做成齿轮轴，前端支承在发   动机飞轮内腔的轴承上。其轴径根据前轴承内径确定。第一轴花键尺寸与离合器   从动盘毂内花键统一考虑。第一轴的长度根据离合器总成轴向尺寸确定。确定第   一轴后轴 径时，希望轴承外径比第一轴上常啮合齿圈外径大，以便于装拆第一轴。   第二轴前轴颈通过轴承安装在第一轴常啮合齿圈的内腔里，它 受 齿 轮 径 向 尺   寸的限制，前轴颈上安装长或短圆柱滚子轴承。第二轴安装啮合 套 齿 毂 的 花 键 采   用渐开线花键，渐开线花键固定连接的精度要求比矩形花键低，定 位 性 能 好 ， 承   载能力大，花键齿短，其小径相应增大，可提高轴的刚度。选用 渐 开 线 花 键 时 以   大径定心更合适。第二轴各档齿轮与轴之间有相对旋转运动，因 此 ， 无 论 装 滚 针   轴承，衬套（滑动轴承）还是钢件对钢件直接接触，轴的表面粗糙度均要求很高 ，   不 应低于  Ra 0.8，表面硬度不应低于  HRC5863。在一般情况下轴上应开螺旋油  槽，以保证充分润滑。在低档的滑动挂档齿轮处，轴上花键采用 矩 形 花 键 ， 因 为   挂档时，齿轮须轴向滑动，要求定心好，滑动灵活。所以除要求 定 心 的 外 径 磨 削   外，一般键齿侧面也需要磨削，而矩形花键键侧面磨削比渐开线花键容易。      第   26  页    变速箱中间轴有旋转式和固定式两种。   固定式中间轴是根光轴，仅起支承作用，其刚度由安装在轴上的宝塔齿轮结  构保证。轴和宝塔齿轮之间用滚针轴承或长、短圆柱滚子轴承。轴常轻压 于壳体  中。固定式中间轴用锁片或双头螺柱固定。轻型汽车变速器中心距较小，壳体上  无足够位置设置滚动轴承和轴承盖，因而多采用固定式中间轴。   旋转式中间轴支承在前后两个滚动轴承上，一般轴向力常由后轴承承受。由  于中间轴上一档齿轮尺寸较小，常与轴做成一体，成为中间齿轮轴，而高档齿轮  则通过键或过盈配合与中间轴结合，以便齿轮损坏后更换。   本次设计小型轮式挖掘机变速箱，由于倒档惰轮是通过花键和轴相配合传递  动力的，所以中间在轴必须做成旋转式的。    3.2.4 轴的受力分析   计算轴的强度、刚度及选择轴承都要首先 分析轴的受力和各支承反力。这些  力取决于齿轮轮齿上的作用力。   齿轮上的作用力认为作用在有效齿面宽中点。轴承上支承反力作用点，对于  向心球轴承取宽度方向中点；对向心推力轴承，取滚动体负荷向量与轴中心线汇  交点；对于圆锥滚子轴承，取滚动体宽中点处滚动体中心线的法线与轴中心线的  汇交点，其尺寸可查有关轴承的标准手册。   求支承反力，先从第二轴开始，然后计算第一轴。中间轴仅起支承作用，其   刚度足以保证，无需进行强度分析。轴的受力分析，根据轴的受力情况，可画出   轴的弯矩图和转矩图，再确定轴的危险截面，从而可对轴 进行强度和刚度校核。    3.2.5 轴的校核   由变速箱结构布置考虑到加工和装配而确定的轴的尺寸，一般来说强度是足  够的，仅对其危险断面进行验算即可。对于本设计的变速箱来说，在设计的过程  中，轴的强度和刚度都留有一定的余量，所以，在进行校核时只需要校核一档处  即可；因为挖掘机在行进的过程中，一档所传动的扭矩最大，即轴所承受的扭矩  也最大。由于第二轴上装配的齿轮和啮合套的数量较多，所以需对其进行校核 。  下面对第一轴和第二轴进行校核。      第   27  页     3.2.6 第一轴的强度与刚度校核   因为第一轴在运转的过程中，所受的弯矩很小，可以忽略，可以认为其只受  扭矩。此中情况下，轴的扭矩强度条件公式为           T  T =    9550000  3 P n   （ 3 23）  T  W T 0.2d 式中 T 扭转切应力， MPa；   T 轴所受的扭矩， N?  mm；   3 WT 轴的抗扭截面系数，  mm ；  P 轴传递的功率， kw；  d 计算截面处轴的直径， mm；  T 许用扭转切应力， MPa。   其中  P =60kw， n =2200r/min,d