YL25型轮胎压路机传动系统设计论文

徐州师范大学本科生毕业设计 YL25 型轮胎压路机传动系统设计 目 录 1.前言 1 1.1 我轮胎压路机的现状及发展趋势 1 1.2 课题简介 2 1.3 小结 4 2.传动方案设计 5 2.1 传动方案设计原则 5 2.2 三 种传动方案设计 5 2.3 新技术应用 6 2.4 小结 6 3.传动系统设计 7 3.1 基本参数的确定 7 3.2 传动系统的速比分配 7 3.3 传动系统的组成 9 3.4 小结 23 4.传动系统的常见故障及排除方法 33 4.1 主离合器的故障及排除方法 33 4.2 变速箱的常见故障及排除方法 34 4.3 驱动桥的常见故障及排除方法 35 4.4 小结 36 结 论 37 后 记 38 参 考 文 献 49 徐州师范大学本科生毕业设计 YL25 型轮胎压路机传动系统设计 1 1 前言 1.1 我国轮胎压路机的现状及发展前景 轮胎压路机具有良好的柔性压实性能，在使压实对象获得较高表面质量的同时，并不破坏被压实的骨料。轮胎压路机除了运用于沥青混凝土路面的平整作业外，也是修筑高等级公路和飞机跑道所必备的配套设备。随着 国家对基础设施建设投资力度的不断加大和施工工艺规范的日益严格，轮胎压路机市场形势正日益看好，越来越受到施工单位的青睐，尤其是大吨位轮胎压路机更是市场上的宠儿。 从国内外轮胎压路机的发展过程来看，轮胎压路机不论是从规格品种上，还是产销数量上都远远落后于振动压路机的增长速度，但轮胎压路机却因其特有的压实性能而成为压路机系列上不可缺少的重要分支。国际上著名的压实机械制造商都具有较强的轮胎压路机生产制造能力，如德国 BOMAG公司在美国的一家工厂年产量就达到了 500台左右，瑞典的DYNAPAC 公司在瑞典的产量为 300台左右，而美国的 INGERSOLL-RAND公司和 CATERPILLAR公司在北美的年产量也分别达到了 600台和 300台。 在国内，轮胎压路机的发展起始于 20世纪 80年代初，当时能够生产轮胎压路机的只有徐州工程机械制造厂等少数几家，产品的吨位也很单一，以 16t产品为主，产量也只有几十台。到了 90年代初期，山东德州公路机械厂开始生产轮胎压路机，也以 16t 产品为主，但产量只有几台。 90年代末，洛阳建筑机械厂等企业开始进行轮胎压路机的生产和销售。表 1所示为国内外轮胎压路机主要厂商及主要产品型号 2 。 表 1 国内外轮胎压路机主要厂商及主要产品型号 国内外生产厂商 主要产品型号 BOMAG BW11RH、 BW24R DYNAPAC CP132、 CP221、 CP271 INGERSOLL-RAND PT125R CATERPILLR PS-105B、 PS-200B、 PS-300B、PF-300B、 PF-360B 徐州工程机械制造厂 YL16C、 YL20C、 XP160、 XP200、 XP260（ YL25）、 XP300 一拖洛阳建筑机械有限公司 YL16G、 YL25 山东德州公路机械厂 YL16/20C 厦工集团三明重型机器有限公司 YL20、 YL26 就我国的轮胎压路机技术水平而言，还处在仅能满足基本功能的低水平上，传动形式为机械式，无自动集中充气系统，悬挂形式为机械摇摆；目前国际上著名的工程机械生产厂家除日本酒井还有机械传动形式外，其它产品已全部为液压或液力传动。由于我国整体工业水平较低，地区发展也不平衡，机械传动式轮胎压路机以其价格低、便于维修等优点，在我国现阶段还有很大的市场。表 2所示为国内外大吨位轮胎压路机产品的性能参数和部分结构形式对比 4 。 表 2 国内外同类产品技术参数对比 主要技术参数 生产厂家及产品型号 PROTEC PR24 BOMAG BW24R DYNAPC CP271 徐工 XP260 洛建 YL25 最小工作质量（ kg） 12500 13500 12400 14500 1600 徐州师范大学本科生毕业设计 YL25 型轮胎压路机传动系统设计 2 最大工作质量（ kg） 24000 24000 27000 26000 24000 轴距（ mm） 3870 3465 - 3840 3630 轮距（ mm） - - - 490 3630 理论爬坡能力 （ %） 40 39 - 20 20 自动集中充气 有 有 有 无 无 摇摆形式 机械 液压悬 浮 机械 机械 机械 传动形式 液压 液压 液力 机械 机械 最小转弯半径（ mm） 4270（内） - - 9000（外） 9000（外） 工作速度（ km/h） 0-8 0-20 0-5.8 0-12.8 0-25 0-23 前进：6、 9.8、16 后退： 6 前进：7.8、3.5、13.2、23 后退：3.5 前后轮重叠量（ mm） 67 50 42 50 50 最小离地间隙（ mm） 270 - - 290 - 压实宽度（ mm） 1923 1986 2350 2750 2790 接地比压（ kPa） - - 301-67 250-40 200-40 发动机功率（ kW） 90 82 74 115 100 这几年轮胎压路机也和其它压路机产品一样，制造技术有了长足的进步，设计造型、整机动态结构分析技术、虚拟装配及制造技术也在产品开发过程中得到了应用，从而提高了轮胎压路机在各种条件下的适应性能，推动了整个轮胎压路机的技术发展。 随着工程机械的发展和用户要求的不断提高，除了具有高技术含量和稳定的 可靠性外，其在外观造型、操作安全舒适、自动化等方面要求也越来越高。国内厂家对产品外观和操作系统人性化设计方面做了大量工作，流线形玻璃钢罩壳的应用，整体机架造型趋于美观，操作系统根据人机工程原理学进行设计并在驾驶室内配上空调，这些方面取得了明显进步，与国外差距逐步缩小。 纵观国内国际市场，目前轮胎压路机市场正呈现出稳步增长的态势，尤其是大吨位轮胎压路机更成为用户的首选，轮胎压路机必将有着更加广阔的市场前景。但同时随着入世后关税的进一步下调，国外著名公司对国内市场的冲击也不可忽视，国内轮胎压路机制造厂家要想在未 来的竞争中处于不败之地，必须进一步加大对轮胎压路机的研制力度，提高产品的可靠性和外观质量，以良好的价格性能比满足市场的需求，同时还应利用入世给我们带来的机遇积极扩大出口，从而增强我们的国际竞争力，为企业的进一步发展作出更大贡献。 1.2 课题简介 徐州师范大学本科生毕业设计 YL25 型轮胎压路机传动系统设计 3 1.2.1 设计目的和意义 轮胎压路机是一种静作用压路机，它是由特制的充气轮胎对地面施以搓揉压实作用，能获得平整、致密的道路表面，致密的路面；上水的渗入，在多雨的南方和多雪的北方不会因水而引起路面的损坏。这种独特的压实作用是其他压实机械无法代替的。 随着国民 经济的飞速发展，使公路建设不断发展，特别是高等级公路的高速发展，不仅对道路交通提出了更高的要求，道路重载、高速车流量大，对道路的质量尤其是路面质量提出了更高的要求，从而对压路机的需求量不断增加，尤其是大吨位压路机，而目前徐工集团仅有 16t、 20t 和 30t 三种机型，满足不了市场需求。为使徐工集团轮胎压路机系列化，从而设计开发 YL25 型轮胎压路机，以满足市场需求，加快国民经济的发展，为我国的“四化”建设做出贡献。 YL25 型轮胎压路机属超重型自行式静作用压路机，具有强大的静压力和优越的压实性能，适用于压实沥青路面 、基础层、次基础层及填方工程，广泛用于各种交通道路、机场港口、大坝等大型工程的压实作业。该机是一种动力换档自行式重型静作用压路机，它以独特的充气轮船对辅层材料施以压实作用。不但静作用时间长，而且有揉压作用。 1.2.2 设计依据 （ 1）设计依据： JG /T5023 1992轮胎压路机技术条件、 JG/T74 1999轮胎压路机型式、基本参数与尺寸。 （ 2）基本参数及主要技术性能指标 最小工作质量（ kg） 14500 最大工作质量（ kg） 26000 轴距（ mm） 3840 轮距（ mm） 490 前后轮重叠量（ mm） 45 爬坡能力 20% 接地比压（ kpa） 200-420 最小转弯半径（前轮外侧）（ mm） 9000 工作速度（ km/h） 前进档 6.5 前进档 11 前进档 19 后退 5 发动机型号 D6114ZG39A 功率（ KW） 115 转速（ r/min） 2000 （ 3）成本预算及市场分析 YL25 型轮胎压路机结构重量 14t，成本 4.2 万元，加工及管理费用约 5 万元，外配套件成本 8 万元， 7t铁配重 1.3 万元，销售费用 2万元，估计生产成本 20万元，销售价格32万元。 1.2.3 传动系统设计的主要内容及步骤 （ 1）传动方案设计 （ 2）传动系统设计 1）基本 参数确定 徐州师范大学本科生毕业设计 YL25 型轮胎压路机传动系统设计 4 2）传动系统的速比分配 3）传动系统的组成 （ 3）传动系统的故障及排除方法 1.3 小结 本节中，我们简述了 YL25 轮胎压路机的现状及发展趋势，课题来源，技术任务书以及课题研究的主要内容及方法，其中包括方案设计和零部件结构设计，零部件结构设计是本课题中的重点，设计一定的参数计算，性能设计，在以下章节中会逐一讨论。 徐州师范大学本科生毕业设计 YL25 型轮胎压路机传动系统设计 5 2 传动方案设计 2.1 传动方案设计原则 传动系布置的实质是确定传动系仲各部件的相互位置、相关尺寸和连接 方式。工程机械种类繁多，其传动系的结构和复杂程度都各不相同。即使同一传动方案，也可以因传动结构和零部件的布置形式不同，使传动系的工作性能、零部件的尺寸、形状、加工工艺性和连接方式，甚至机械效率及整机性能等，都有差异。因此，为保证整机和传动系具有优良的技术性能、经济性能、工艺性能、进行传动系布置时，应遵循以下原则： （ 1）为提高大功率或长期连续运转的工程机械的机械传动效率，应将消耗功率较大的传动机构布置在传动的前部（即靠近发动机），消耗功率较小的传动机构布置在传动系的后部， （ 2）为简化结构、减小传动件尺寸， 使传动系结构紧凑，并简化传动件的加工工艺，在满足传动要求的前提下，应尽可能减少传动轴和传动副的数量；将传动能力小或摩擦传动结构布置在传动系的前方；将大多数传动副和制造精度高的高速级传动副布置在传动系的前部，即传动副“前多后少”。将制造精度低的低速级传动副布置在传动系的末端，以减小振动和噪声；将变速传动机构布置在传动系前部，将改变运动形式的机构布置在传动系的末端与工作装置相连接，以使前面的大部分传动件为旋转运动。 （ 3）为使机器运转平稳，减少振动和噪声，应将具有减振作用或柔性传动的机构以及运动平稳性较好、动载 荷小的传动件，布置在传动系的前部；而将冲击振动较大的机构布置在传动的后部。 2.2 三种传动方案设计 为了确保技术任务书提出的各项技术性能指标的实施，参考了德国宝泰克公司的 PR系列轮胎压路机、德国宝马公司的 BW 系列轮胎压路机及瑞典 DYNAPAC 公司的 CP 系列轮胎压路机的结构特点和技术性能，并结合我国现有的轮胎压路机的结构特点和技术性能制定了传动方案设计 5 6 。 借鉴前有传动系统设计的经验，设计了三种传动方案： 方案 1：采 用机械传动，这种 压路机传动系统属于较典型的老式配置，传动方式是 :发动机 +主离合器 +变速箱 +侧传动 ,这里的变速箱是压路机行驶传动系统的主要部件 ,它具备四项功能 ,通过变速机构实现变速 ,通过大、小伞齿轮实现换向 ,通过差速齿轮实现差速和通过制动器实现制动 .其优点是：体积小、 体积小、效率高，制造成本低、结构成熟。其缺点是：操作笨重， 变速箱不但集各种功能于一体 ,而且结构复杂 ,其结构包括 :变速机构、变速操纵机构、换向机构 (倒顺离合器 )、换向操纵机构、制动器。变速箱上的制动器包括行车制动与停车制动两项功能 ,制动不独立且操纵 繁锁。此外 ,该变速箱后传动还须配有庞大的侧传动系统实现减速 ,不但给整机的设计配置带来很大的困难 ,而且侧传动的两对圆柱齿轮外露 ,转速低、负荷大。 方案 2： 采用液力变矩器，动力换档变速箱、带自动差速装置的驱动桥等。 该传动系统有以下优点：（ 1）液力变矩器传递动力的介质是液体，它能吸收外力造成的振动和冲击，即当外载荷突然增大时，传动系统能自动减速增大牵引力来克服外载荷的变化；当外载荷减小时，传动系统又能自动减小牵引力，从而避免了发动机和传动系统受到冲击。（ 2）液力变矩器使启动和变速平稳，无冲击，减少对压实路面的剪 切冲击，提高路面的压实质量。其缺点是：（ 1）成本 略高于机械传动，机械效率偏低。（ 2）系统不成熟、维修困难。 方案 3：采用机械传动，增加换档同步器，将变速箱和驱动桥一体的结构分开，形成各自独立的部件。 该技术的变速箱是一个三速变速箱 ,选择箱体内不同齿轮啮合 ,可以得到徐州师范大学本科生毕业设计 YL25 型轮胎压路机传动系统设计 6 三种不同速比 ,从而使压路机获得三档不同的行驶速度 ；倒顺减速箱具有换向、减速和手制动三项功能 ；驱动桥实现差速、减速及行车制动 ；这种传动方式把减速、换向、差速、制动等几种功能分散在三大主要件上 ,从而实现整机在获得前进倒退各三种不同的行驶速度的同时 ,具有制 动平稳 ,安全可靠 ,结构简单 ,通用性强的特点。其优点主要是： （ 1）将变速箱和驱动桥分开，使布局空间灵活，便于调节和维修。（ 2） 增加同步换档器，使换档轻松柔和，手感好。 (3)简化了操纵，变速、倒顺手柄合二为一，自动差速。其缺点：外载变化对传动系统有冲击现象。 通过对以上三种方案对比分析认为： YL25 轮胎压路机的主要作业对象是沥青路面的光整作业，外载荷变化较小。（ 1）方案 1采用液力变矩器、动力换档变速箱造价高。 (2)方案 2已不能满足用户对操作舒适性的要求。 鉴于以上分析，确定采用方案 3。 2.3 新技术应用 （ 1） 采用增压发动机，可在海拔 2000m 高度正常工作。 （ 2）排放达欧 I标准，符合国际环保要求。 （ 3）采用同步换档变速箱，减轻司机劳动强度，提高操作舒适性。 （ 4）前轮机械摇摆，使路面压实均匀，延长道路使用寿命。 （ 5）气顶油增压蹄式制动，制动力矩大，确保人机安全。 （ 6）双向驾驶双向操纵，提高压路机的压边性能，改善驾驶员的视野。 （ 7）链轮张紧同步机构，使调节得心应手。 （ 8）膜片式弹簧制动器，使停车制动安全可靠。 （ 9）气路安全互锁功能，确保整机安全运行。 （ 10）电动水泵向轮胎表面喷洒润滑剂，使被压实的材 料不粘附在轮胎表面上，提高路面平整度，提高压实质量。 （ 11）接地比压调节范围大，满足不同工况压实要求。 2.4 小结 本节讨论的是 YL25 轮胎压路机的方案设计，其中包括传动方案设计以及新技术应用。传动方案中提出了三种方案，并进行了比较，最终确定了采用机械传动，增加换档同步器，将变速箱和驱动桥一体的结构分开，形成各自独立的部件的方案。新技术的应用，使本设计更适合现代化要求。徐州师范大学本科生毕业设计 YL25型轮胎压路机传动系统设计 8 3 传动系统设计 3.1 基本参数的确定 基本参数的确定应符合设计任务书的要求，并能满足轮胎压路机的性能要求和使用要求，也应满足有 关标准的要求。表 3 所示为 YL25 型轮胎压路机传动系统的基本参数 1 。 表 3 基本参数 项目 单位 基本参数 备注 重量 结构重量 kg 14200 加铁（配重） 7000 一般情况不拆卸 加水（配重） 4500 最大工作重量 26000 包括司机、随机备件等 外形尺寸（ lXbXh） mm 4910X2845X3380 带驾驶室 轴距 3840 轮距 490 前后轮重叠量 45 碾压宽度 2740 最小离地间隙 290 加配重铁时 最小转弯半径 9000 爬坡能力 20 重量分布 轮压均匀 速度 前进速 km/h 6.5 前进速 11 前进速 19 后退 5 轮胎 型号 11.00-20-16PR 气压 kPa 400 800 外径（自由直径） mm 1070 内径 508（ 20） 宽度 290 轮胎布置 个 前 5 后 6 3.2 传动系统的速比分配 7 （ 1） 将总传动比分配给传 动系的各传动装置 徐州师范大学本科生毕业设计 YL25型轮胎压路机传动系统设计 9 总传动比等于传动系中各机构和部件总成的各分传动比之积。一般工程机械的作业速度较低，传动系多数是降速传动。分配总传动比时，应遵循各分传动比“前小后大”、降速要慢和传动副“前多后少”的原则，以使传动系前部多数传动副的尺寸较小，结构紧凑。 （ 2）分配各档传动比 总传动比分配后，应根据传动系方案中各变速装置的形式和分得的传动比，确定各变速装置的速度挡数、传动轴和传动副的数量及布置方式，并分配各挡和各传动副的传动比。确定变速装置的挡数及各挡传动比时，一般应遵循以下原则： 1)使机器在各种工况和载荷下 都有所需的工作速度和作用力，并有尽可能高的生产率。 2）充分利用发动机的功率，最好实现恒功率输出，以便充分利用发动机的功率。 3)使发动机尽可能在高效率低油耗区工作，以便作业机械有较好的经济性。 4)合理确定速度挡数。一般情况下，挡数越多，作业机械对工况和载荷的适应性越强，其生产率和发动机的功率利用率也越高。但挡数过多，会使变速装置的结构复杂，体积大，制造难度和成本也相应提高，有时甚至会降低结构的合理性和先进性。机械式工程机械的正挡速度一般不大于 8挡，其中变速器的挡数大多数为 4挡，并采用分动器兼作副变速器，以扩大变速范围。载荷变化大、要求调速范围更宽的大功率工程机械，通常采用液力机械传动，以扩大速度变化范围，简化变速器和传动系的结构。 5)工程机械的转速排列方式有等比级数排列、双重等比级数排列、等差级数排列以及根据经验和工艺要求，确定各挡速度的所谓无规则排列。分配各挡传动比时，应尽可能使各挡速度成等比级数排列。等比排列的转速，对机器生产率的影响在转速范围内都相同，尤其是在结构设计上容易实现。但等比排列用于挡数过多的变速器，会使高速挡速度梯度过大，或低速挡速度梯度过小，不易满足某些工程机械的工况需要，此时，可以 采用双重等比排列。 6)分配各挡传动比时，应尽量避免先升速、后降速、然后再升速的方案。先升后降再升会使升速小齿轮的线速度过高、噪声增大，从而要求更高的制造精度。而降速传动的大齿轮则因外径大而加大变速器的尺寸，同时使传动系结构复杂。 7)齿轮副的降速传动比应小于 4，升速传动比大于 0.5。过大的降速比会使从动大齿轮齿数过多，尺寸过大；过小的升速比则使从动小齿轮齿数过少，转速高，齿面容易，磨损和疲劳破损。 8)在条件许可的情况下，应尽可能采用较多的公用齿轮，以减少齿轮数量。 根据表 1知道行驶速度分三档，即： 前进速： 6.5 km/h 前进速： 11 km/h 前进速： 19 km/h 后退： 5 km/h 3.2.1 总速比计算 11 i =ne 60 2 ra /（速 103） =2000 60 2 0.0515 3.14/（ 6.5 103） =59.708 i =ne 60 2 ra /（速 103） =35.28 i =ne 60 2 ra /（速 103） =20.43 i 退 = ne 60 2 ra /（ v 退 103） =77.62 式中： ne 柴油机转速，选用 2000r Pm ra 轮胎滚动半径，取 0.515m 3.2.2 速比分配 传动系统主要由变速箱、倒顺减速箱、驱动桥三部分组成，各部分速比分配如下： （ 1）末级传动采用驱动桥，其速比： 徐州师范大学本科生毕业设计 YL25型轮胎压路机传动系统设计 10 i 桥 =37/6=6.1667 （ 2）减速箱 i=7.41 （ 3）变速箱 前进速度： i1=4.594 i2=2.638 i3=1.554 后退速度： i 退 =5.968 校核总速比： i = i 末 i 桥 i1=7.41 6.1667 4.594=60.427 i = i 末 i 桥 i2=7.41 6.1667 2.638=34.699 i = i 末 i 桥 i3=7.41 6.1667 1.554=20.440 i 退 = i 末 i 桥 i 退 =7.41 6.1667 5.968=78.50 校核行驶速度： V = ne 60 2 ra /（ i 103） =2000 60 2 0.515 3.14/（ 60.427 1000） =6.42 km/h V = ne 60 2 ra /（ i 103） =2000 60 2 0.515 3.14/（ 34.699 1000） =6.42 km/h V = ne 60 2 ra /（ i 103） =2000 60 2 0.515 3.14/（ 20.440 1000） =18.98 km/h V 退 = ne 60 2 ra /（ i 退 103） =2000 60 2 0.515 3.14/（ 78.50 1000） =4.94 km/h 表 5 所示为各速比分配。 表 5 速比分配 速比 变速箱 减速器传动 驱动桥传动 总速比 一速 i1 4.594 7.41 6 167 60.427 二速 i2 2.638 34.699 三速 i3 1.554 20.440 后退速度 i 退 5.968 78.50 3.3 传动系统的组成 根据上述的传动系统设计原则以及传动方案，确定了以下的传动方式，该传动系统的传动方式为：发动机 +变速箱 +倒顺减速箱 +驱动桥。该技术的变速箱是一个三速变速箱 ,选择箱体内不同齿轮啮合 ,可以得到三种不同速比 ,从而使压路机获得三档不同的行 驶速度 ；倒顺减速箱具有换向、减速和手制动三项功能 ；驱动桥实现差速、减速及行车制动 ；这种传动方式把减速、换向、差速、制动等几种功能分散在三大主要件上 ,从而实现整机在获得徐州师范大学本科生毕业设计 YL25型轮胎压路机传动系统设计 11 前进倒退各三种不同的行驶速度的同时具有制动平稳 ,安全可靠 ,结构简单 ,通用性强的特点。以下是对四大件的设计及配置进行阐述。传动系统图见图 1: 1-发动 机 2-变 速箱 3-减速 箱 4-驱 动桥 图 1 传动系统原理图 3.3.1柴油机 发动机是轮胎压路机的动力源，是轮胎压路机的关键总成。在发动机基本形式中首先应确定的是采用汽油机还是柴油机，其次是气缸的排列形式和柴油机的冷却方式 。 （ 1）工程机械选用柴油机 工程机械最常用的动力装置是柴油机，与汽油机相比，柴油机具有如下优点： 1) 柴油机热效率高、油耗低、燃料经济性好。柴油机价格便宜，成本较低。 2) 柴油机工作可靠，耐久性好，无需点火系统，故障少，使用寿命长。 3) 排气污染较低。 4) 防火安全性好。 （ 2）气缸排列形式的选择 按气缸排列形式，发动机又有直列、 V 型布置之分。 直列式发动机结构简单，工作可靠，成本低，实验维修方便，发动机的宽度小，布置起来较灵活，因而在中、小型工程机械上得到广泛的应用。但是，当发动机排量较大时，直列式发动机的缺点就比较突 出：不是缸径过大影响工作性能，就是缸数过多，使发动机过长和过高，质量也大。 V型发动机与直列式相比有不少优点：长度显著缩短（ 25% 30%），高度较低，重量可减轻 20% 30%；曲轴箱和曲轴的刚度增加，扭振特性有所改善；容易设计出尺寸紧凑的高转速和大功率发动机；通过缸数变化容易形成功率范围很大的发动机系列。对于空间受到限制的工程机械，由于 V型发动机的长度短，有利于总体布置。 （ 3）发动机冷却方式的选择 按冷却方式，发动机又有水冷式和风冷式之分。 水冷发动机冷却性能均匀可靠，散热好，气缸变形小，缸盖、 活塞等主要零件的热负荷较低，可靠性好；能很好的适应大功率发动机的要求；发动机增压后也易于采取措施（如加大水箱、增加泵量）加强散热；噪声小；驾驶内供暖易解决。但其冷却性能受气温影响显著，应考虑避免高温天气出现发动机过热的问题。 徐州师范大学本科生毕业设计 YL25型轮胎压路机传动系统设计 12 风冷发动机的冷却系统简单，维修方便；对于在沙漠和缺水地区及炎热、酷寒地区使用的适应性好，不会发生发动机过冷和冻结等故障；还可以省去消耗铜材的水箱。但大缸径的风冷发动机的冷却不够均匀；缸盖等有关零件的热负荷高，可靠性不及水冷式的；噪声大，油耗较高。 发动机的功率越大，其压路机的动力性能越 好。但若功率过大，发动机的功率利用率就降低，燃料经济性下降。 压路机的发动机功率应保证压路机在最困难条件下能正常工作。这种最困难条件是：在最大上坡的路基上滚压松散的碎石物料。 所需发动机的功率为 33 ： VPN 277.0 式中： P 各种工况下的阻力， N； 传动系统的效率 0.743； V 相应各工况的压路机速度， m/s。 压路机驱动轮上的圆周力即牵引力必须大于或等于工作时的总阻力，即 WT 。 压路机在最困难条件下工作时产生以下阻力：运行阻力 1W ；上坡阻力 2W ； 压路机在上坡压实工作中的阻力 W ： 21 WWW 压路机运行阻力 1W ： Ng fGW 2 5 0 1 13.11c o s2 6 0 0 01.081.9c o s1 式中： f 压路机滚动阻力系数，取 f=0.1； G 压路机质量， G=26000kg； 道路坡度，根据交通部公路工程技术标准，各种公路的坡度最大值为 11%，即 =arctan0.11=6.28；本压路机设计的理论爬坡度为 20%，即 =arctan0.2=11.3； 上坡阻力 2W ： NgGW 5 0 0 2 13.11s in2 6 0 0 081.9s in2 压路机在上坡压实工作中的阻力 W ： NWWW 7 5 0 3 15 0 0 2 12 5 0 1 121 压路机在上坡压实工况时的功率 1N ： kWN 51743.010336001035.67 5 0 3 1277.01 式中 : V 压路机工作速度， V=6.5km/h； 传动系统总效率。 743.096.099.094.097.0 4254321 nnnn 链滚锥直 （效率由设计手册查找确定） 直 圆柱齿轮的传动效率，取 8 级精度； n1 圆柱齿轮的啮合对数； 锥 圆锥齿轮的传动效率，取 8 级精度； n2 圆锥齿轮的啮合对数； 滚 滚动轴承效率； n3 滚动轴 承数量； 链 链条传动效率； n4 链条传动对数。 转向阻力（弯道阻力） 2P ： 根据王戈等编著的压实机械一书公式 6 : KGP 22 徐州师范大学本科生毕业设计 YL25型轮胎压路机传动系统设计 13 式中：2G 转向轮上分配载荷； K 附加阻力系数， K取 0.18。 其中 : NG 1 1 5 9 3 611581.92 6 0 0 02 所以 : NfGP 2 0 8 6 918.01 1 5 9 3 622 阻力矩2M： NmrM d 10748515.020869P 22 式中：dr为轮胎滚动半径 0.515mm。 转向功率 N2： kWAtMN 64.11042 611.01 0 7 4 72102 3322 式中： M 原地转向阻力矩（ N m）； 压路机转向角， ra d611.01803535 ； A 倍数，偏转轮转向 A=2； t 完成一次全程转向 的时间，一般 4 5s，取 t=4s。 压路机在上坡压实工况时消耗的功率最大，为 N : kWNNN 64.5264.15121 综上所述，选用性能优良的东风 C系列 D6114ZG增压发动机，该机油耗 222g/kW h。具有良好的使用经济性；采用 J83涡轮增压器，能在海拔 2000m高度正常工作，能满足不同地区、不同工况的使用要求，有较强的适应性。该机既具有轻型机简洁、紧凑的特点又具有重型机承受高负荷、坚固耐用的特点，且排放低，噪声小，燃油排放达到世界最严格的欧1标准 。柴油机功率 115kW，功率后备系数高达 1 51，功率储备大 。 其体积小、质量轻、动力足、功率大、油耗小，操作轻便可靠。其额定功率 105kW、转速 2000r/min。该发动机适用性强，耐热耐寒，可在 -12以下轻易起动；增压器装置使它在海拔 3000m左右的高原地带运行功率不降低。表 4所示为柴油机的主要参数。 表 4 D6114ZG39A 柴油机技术性能 1 气缸数 （个） 6 2 气缸直径 （ mm） 114 3 活塞行程 （ mm） 135 4 标定总功率 （ Ps） 115 5 转速 （ rPm） 2000 6 燃油消耗率 （ g/psh） 222 7 机油消耗率 （ g/psh） 2 8 扭矩（不带附件） （ kgf.m） 61.2 9 最大扭矩时转速 （ rPm） 1400 1600 10 曲轴转向（面对飞轮端） 逆时针 11 启动方式 24V 电启动 12 冷却方式 水冷 徐州师范大学本科生毕业设计 YL25型轮胎压路机传动系统设计 14 13 最高空转速 （ rPm） 2200 14 外形尺寸（长宽高） （ mm） 15 净质量 （ kg） 640 3.3.2变速箱的理论设计 传统的设计方法是从给定的条件出发 ,根据经验和理论计算 ,用试凑的方法确定主要参数 ,然后进行强度、刚度等方面的校核 ,如不合格 ,则对某些参数进行修改后 ,再重复上述过程 ,直至满足各项要求为止 ,显然 ,这种方法不能保证得到最优的设计方案。设计时 ,我们采用了优化设计方案 ,以满足大机型 (22吨 )压路机的发动机功率 (P=115kW)输入为准 ,计 算强度 ,在满足强度条件下 ,使其体积最小 ,以达到结构紧凑、质量最小的目的。根据压路机行驶的特殊性及挡位的要求 ,借鉴全液压振动压路机变速箱结构紧凑、操纵方便的成功经验。 选用机械换挡变速箱传动，具有前 3后 1共 4个挡位，采用接合套换挡和锁环式同步器换挡，具有换挡柔和平稳、噪声低、可靠性高、结构紧凑、维修方便的特点。 我们采用如图 1所示的变速箱传动简图 : 图 2 变速箱传动简图 设计步骤如下： 主传动比和变速器一档速比确定以后，变速器除一档和直 接档之外的各档速比即为优化的设计变量，可表示为 : X= x1 x2 x mT= ig2 ig3 i gn-1T (最高档为直接档时 ) X= x1 x2 x mT= ig2 ig3 i gn-2 ignT (次高档为直接档时 ) 式中 : n 为变速器的档位数 ； m 为传动比优化的设计变量个数， m=n- 2 目标函数 : 变速器速比优化的目标函数采用驱动功率极限发挥率 limdP ，它反映了发动机输出的最大功率 Pemax 在驱动轮上得到发挥的极限程度，其定义如式 (3)所示。优化时取 limdP 的最大值。与汽车驱动力损失率相比，驱动功率极限发挥率 limdP ,考虑了各档使用率的不同，从而能够反映不同实际使用条件对速比的要求。 徐州师范大学本科生毕业设计 YL25型轮胎压路机传动系统设计 15 m i nm a xm a x1m i nm a xm a xl i m VVPAwWVVPPeniiied 对上式中各变量作如下说明 : (1)上式右边分母所代表的面积表示各种车速下发动机的最大功率 Pemax；全部传到了驱动轮上的理想状况，而分子则代表驱动功率实际的可能极限。 (2)用 v。表示车速， vmin为一档时，发动机最大扭矩点所对应发动机 转速下的车速 km/h； vmax为汽车的最高车速 km/h。 avveemTei dVnTPA i 1211 30000m a x rgae riiVn 12.0 0 式中 :i0为主传动比 ； Ti为第 i 档工作时传动系的传动效率 ；vi1,vi2为第 i 档对应的车速积分上、下限，为图 I 中该档驱动轮最大功率一车速曲线与相邻档曲线的交点 (没有交点时取相邻两个档位中较低一档的最高车速 )对应的车速 (例外的是第一档的积分下限和最高档的积分上限分别为 Vmin 和 Vmax)； rr为驱动轮的滚动半径。 (3) wi是第 i档的利用率系数。考虑 了汽车各档利用率 ui的不同，并在对大量变速器的速比进行分析的基础上，发现采用式 (6)反映 wi和 ui的关系时可得到较好的速比优化结果 : nuuW ii m inln1 式中： minu 为nuuu , 21中的最小值。 （ 4） w 为所有iw的均值，即： ni iwnw 11 约束条件： （ 1）反映相邻档位间速比大小关系的约束 条件 : 01 jj gg ii 1,2,1 nj （ 2）防止动力传递中断的约束条件 : 0/ m a x1 jj gegT inin 1,2,1 nj 式中 : nT为发动机最大扭矩点所对应的转速 (r/min)； nemax为发动机最高转速 (r/min) 齿轮参数的优化 : 从图 2中可看出 ,它可输出三档速度 ,直接输出为 III档 ,速比为3i,当 4z 与3z啮合时输出 II档速度 ,速比为 2i ,当 4z 与6z相挂时输出档速度 ,速比 1i ；在这里模数 1m 、 2m 、3m ,齿数 1z 、 2z 、3z 、 4z 、5z 、6z及齿宽 b 等都是设计变量 ,可由于总传动比 1i 、 2i 给定 , 1z 、 2z 属于公共齿 轮 ；我们可以先定 1m 、 1z 、gi 、 1b 为设计变量 ,表示为 : x = 1x 、2x 、 3x 、 4x T =1m 、 1z 、 gi 、 1b T 这里 gi =12zz31 。 上面提到 ,设计时要使该变速箱的体积最小 ,这就是本优化设计问题追求的目标函数 ,它可归结为使变 速箱的中心距最小 ,又因中心距 a 2 21 zzm 写成： a= m in)1(1121 gizm 徐州师范大学本科生毕业设计 YL25型轮胎压路机传动系统设计 16 即： min )1()(32121 xxxxf 小齿轮不发生根切的最小齿数不超过 1711 ： 017)( 21 xxg 动力传动的齿轮模数应大于 2mm 02)( 12 xxg 齿宽系数应满足 4.19.0 db 09.0)( 21 43 xx xxg 04.1)( 21 44 xx xxg 齿面的接触强度和齿根的弯曲强度必须满足 : 0110845.6 1163131 TKizm gnH 010845.61)( 116 332313 TKxxxxg nH 01)1(3 213111 1 zmiTKYg 即： 0)1(31)( 2231311 14 xxxTK Yxg 其中 ,输入功率 P= 140kW,输入转速 n= 2200r/min , mNT 68.60722200 6014010001 根据变速的需要 ,齿轮为渐开线直齿圆柱齿轮 ,材料为 20CrMnTi,淬硬、精制 齿轮的许用接触应力 2730 mmNH 齿轮的许用弯曲应力 2535 mmN 齿宽系数 = 214111 xxxzmb 动力载荷系数 53.21 K 用惩罚函数法求得中心距最小值 : 148)( xf 综合各已知条件求得如表 5中的各参数 : 表 5 各齿轮基本参数 第一对齿轮 第二对齿轮 第三对齿轮 模数（ m） 齿数（ z） 变位系数（ x） 模数（ m） 齿数（ z） 变位系数（ x） 模数（ m） 齿数（ z） 变位系数（ x） 4 27 0 5 28 0.06 5 19 0.15 47 31 0.04 40 0.05 变速箱设计过程中的注意点 : （ 1）由图 1可知 , 4z 为变位齿轮 ,当变速齿轮 4z 与 1z 相挂时 , 6z 必须 空转 ,才能从输出轴 3 输出 3 档速度 3v ；当变速齿轮在中位时与 3z 啮合 ,同样 ,6z 也须空转 ,输出轴 3 能输出2 档速度 2v ；当变速齿轮与 6z 相挂时 ,6z 相当于介轮 , 5z 上的动力通过 6z 传递给与之相连徐州师范大学本科生毕业设计 YL25型轮胎压路机传动系统设计 17 的变速齿轮 4z , 4z 再通过与之啮合的花键从轴 3上把 1 档速度 1v 输出 ；由于 6z 与输出轴 3 要相对转动 ,所以在它们之间安装耐热、耐磨的铜合金材料的铜套最为合适 ,而此处的位置相对较紧凑 ,考虑此铜套加工时不但内、外圈直径要分别选用间隙、过盈配合及同轴度要求 ,而且还须开导油槽 ,使箱体内的油能通过此导油槽润滑铜套而避免由于 磨擦使此温度太高而烧坏铜套。 （ 2）轴承的配置 由于结构的特殊性 ,输出轴一端径向安装受限制 ,故输出轴一端支撑选用滚针轴承 ,其余采用一般滚动轴承。 （ 3）箱体及排档箱的设计 在箱体上 ,同一轴上的孔及安装输入、输出轴的孔加工时必须要有同轴度要求 ,箱体上端面与排档箱的盖子要有销轴定位 ,以便调整档位。 （ 4）防止漏油措施进、出口采用进口迷宫式油封 ,箱体和轴端端盖上开回油槽 ,形成顺畅油路。 综合上述 ,设计出的变速箱的输入端与主离合器相连 ,输出端通过万向节与倒顺减速箱相连 ,通过拨叉 ,实现换档。 3.3.2 减速箱 11 减速箱是压路机行驶传动系统的主要部件 , 同样 ,应用优化设计理论 ,在满足强度要求条件下 ,使其结构达到最紧凑 ,设计步骤如下。其前进时的速比为 3.24,后退时的速比为2.29,因此它除了具有换向作用外 ,也具有减速的功能 ,它的输入端通过万向节与变速箱连接 ,输出的一端通过万向节与驱动桥连接 ,另一端装有制动器。该制动器采用双蹄内涨式 ,制动平稳可靠。 设计步骤如下： 由上述速比分配可知，减速器传动比为： i 7.41。 根据展开式布置，考虑 润滑条件，为使两级大齿轮直径相近，查图得高速级传动比为1i 3.24，则 2i 2.29。 一、计算传动装置的运动和动力参数： （ 1）各轴转速 n 0/inm 1440/2.3 626.09r/min n1/ in 626.09/3.24 193.24r/min n n/ 2i 193.24/2.29=84.38 r/min n=n=84.38 r/min （ 2）各轴输入功率 Pdp 1 3.40 0.96 3.26kW Pp 23 3.26 0.98 0.95 3.04kW PP 23 3.04 0.98 0.95 2.83kW PP 2 4=2.83 0.98 0.99 2.75kW 则各轴的输出功率： P P 0.98=3.26 0.98=3.19 kW P P 0.98=3.04 0.98=2.98 kW P P 0.98=2.83 0.98=2.77kW P P 0.98=2.75 0.98=2.70 kW （ 3） 各轴输入转矩 1T = dT 0i 1 Nm 电动机轴的输出转矩 dT =9550mdnP =9550 3.40/1440=22.55 Nm 徐州师范大学本科生毕业设计 YL25型轮胎压路机传动系统设计 18 所以 : TdT0i1 =22.55 2.3 0.96=49.79 Nm TT1i12=49.79 3.24 0.96 0.98=151.77 Nm TT2i23=151.77 2.29 0.98 0.95=326.98Nm T=T34=326.98 0.95 0.99=307.52 Nm 输出转矩： TT 0.98=49.79 0.98=48.79 Nm T T 0.98=151.77 0.98=148.73 Nm T T 0.98=326.98 0.98=320.44Nm T T 0.98=307.52 0.98=301.37 Nm 二、齿轮的设计 ： （一）高速级齿轮传动的设计计算 1.齿轮材料，热处理及精度 考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮。 材料：高速级小齿轮选用 45#钢调质，齿面硬度为 小齿轮 280HBS 取小齿齿数1Z =24. 高速级大齿轮选用 45#钢正火，齿面硬度为 大齿轮 240HBS。 Z2 =1i Z1 =3.2424=77.76，取 Z2 =78. 齿轮精度 按 GB/T10095 1998，选择 7级，齿根喷丸强化。 .初步设计齿轮传动的主要尺寸 按齿面接触强度设计 2131 )(12HEHdtt ZZuuTKd 确定各参数的值 : 试选tK=1.6 查机械设计手册可知，选取区域系数 ZH =2.433 78.01 82.02 则 6.182.078.0 由机械设计手册查得，计算应力值环数 N1 =60n1 jhL =60 626.09 1（ 2 8 300 8） =1.4425 109 h N2 = =4.45 108 h #(3.25 为齿数比 ,即 3.25=12ZZ) 查设计手册 可 得： K1=0.93 K2=0.96 齿轮的疲劳强度极限 取失效概率为 1%,安全系数 S=1,应用202P公式 10-12 得 : H 1 =SK HHN 1lim1=0.93 550=511.5 MPa H 2 =SK HHN 2lim2=0.96 450=432 MPa 许用接触应力 M P aHHH 75.4712/)4325.511(2/)( 21 查设计手册查得： EZ =189.8MPa d =1 徐州师范大学本科生毕业设计 YL25型轮胎压路机传动系统设计 19 T=95.5 105 11/nP=95.5 105 3.19/626.09 =4.86 104 N.m 3.设计计算 小齿 轮的分度圆直径 dt1 2131 )(12HEHdtt ZZuuTKd = mm53.49)75.4718.189433.2(25.324.46.111086.46.12 243 计算圆周速度 100060 11nd t sm /62.1100060 09.62653.4914.3 计算齿宽 b和模数ntm 计算齿宽 b b=td d1=49.53mm 计 算摸数 mn 初选螺旋角 =14 ntm= mmZd t 00.22414c o s53.49c o s11 计算齿宽与高之比 hb 齿高 h=2.25 ntm=2.25 2.00=4.50mm hb = 5.453.49 =11.01 计算纵向重合度 =0.3181d 14ta n241318.0ta n =1.903 计算载荷系数 K 使用系数 AK =1 根据 smv /62.1 ,7 级精度 , 查设计手册得 动载系数 KV=1.07, 由设计手册得 KH的计算公式 : KH= )6.01(18.012.1 2d 2d+0.23 103 b =1.12+0.18(1+0.6 1) 1+0.23 103 49.53=1.42 KF=1.35 KH=FK=1.2 故载荷系数 : K K K KH KH =1 1.07 1.2 1.42=1.82 按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 d1 =dt1 tKK/3 =49.536.182.13 =51.73mm 计算模数 nm nm = mmZd 09.224 14c o s73.51c o s11 徐州师范大学本科生毕业设计 YL25型轮胎压路机传动系统设计 20 4.齿根弯曲疲劳强度设计 由弯曲强度的设计公式得： nm )(c o s212213FSFadYYZYKT 确定公式内各计算数值 小齿轮传递的转矩 48.6kNm 确定齿数 z 因为是硬齿面，故取 z 24， z i z 3.24 24 77.76 传动比误差 i u z / z 78/24 3.25 i 0.032 5，允许。 计算当量齿数 z z /cos 24/ cos3 14 26.27 z z /cos 78/ cos3 14 85.43 初选齿宽系数 按对称布置，由表查得 1 初选螺旋角 初定螺旋角 14 载荷系数 K K K K K K =1 1.07 1.2 1.35 1.73 查取 齿形系数 Y 和应力校正系数 Y 查设计手册 得 : 齿形系数 Y 2.592 Y 2.211 应力校正系数 Y 1.596 Y 1.774 重合度系数 Y 端面重合度近似为 1.88-3.2（2111 ZZ ） cos 1.88 3.2（ 1/24 1/78） cos14 1.655 arctg（ tg /cos ） arctg（ tg20 /cos14 ） 20.64690 14.07609 因为 /cos ，则重合度系数为 Y 0.25+0.75 cos / 0.673 螺旋角系数 Y 轴向重合度 09.2 14sin53.49 o 1.825, Y 1 0.78 计算大小齿轮的 FSFFY 安全系数由手册查得 S 1.25 徐州师范大学本科生毕业设计 YL25型轮胎压路机传动系统设计 21 工作寿命两班制， 8 年，每年工作 300 天 小齿轮应力循环次数 N1 60nkt 60 271.47 1 8 300 2 8 6.255 10 大齿轮应力循环次数 N2 N1/u 6.255 10 /3.24 1.9305 10 查设计手册得到弯曲疲劳强度极限 ： 小齿轮aFF MP5001 大齿轮aFF MP3802 查手册 得弯曲疲劳寿命系数 : K1FN=0.86 K2FN=0.93 取弯 曲疲劳安全系数 S=1.4 F1= 14.3 0 74.1 5 0 086.011 SK FFFN F2= 43.2524.1 38093.022 SK FFFN 01347.014.307 596.1592.2111 FSF FY 0 1 5 5 4.043.252 774.1211.2222 FSF FY 设计计算 计算模数 mmmmm n 26.1655.1241 01554.014c o s78.01086.473.12 2 243 对比计算结果，由齿面接触 疲劳强度计算的法面模数 mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，按 GB/T1357-1987 圆整为标准模数 ,取 mn=2mm 但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径 d1 =51.73mm 来计算应有的齿数 .于是由 : z1=nm 14cos73.51 =25.097 取 z1 =25 那么 z2 =3.24 25=81 几何尺寸计算 计算中心距： a=cos2)( 21 nmzz = 14cos2 2)8125( =109.25mm 将中心距圆整为 110mm 按圆整后的中心距修正螺旋角 =arccos 01.1425.1092 2)8125(a r c c o s2 )( 21 nm 因 值改变不多 ,故参数,k,hZ等不必修正 . 计算大 .小齿轮的 分度圆直径： d1 =01.14cos 225cos1 nmz =51.53mm d2 =01.14cos 281cos2 nmz =166.97mm 计算齿轮宽度： B= mmmmd 53.5153.5111 圆整的 502 B 551 B 徐州师范大学本科生毕业设计 YL25型轮胎压路机传动系统设计 22 （二）低速级齿轮传动的设计计算 材料：低速级小齿轮选用 45钢调质，齿面硬度为 小齿轮 280HBS 取小齿齿数1Z=30 速级大齿轮选用 45 钢正火，齿面硬度为 大齿轮 240HBS z2=2.33 30=69.9 圆整取 z2=70. 齿轮精度 按 GB/T10095 1998，选择 7级，齿根喷丸强化。 按齿面接触强度设计 1.确定公式内的各计算数值 试选 Kt=1.6 查手册，选取区域系数 ZH=2.45 试选 o12 ,由手册查得 1=0.83 2=0.88 =0.83+0.88=1.71 应力循环次数 N1 =60 n2 j Ln=60 193.24 1 (2 8 300 8) =4.45 108 N2 = 33.2 1045.481iN1.91 108 由设计手册查得接触疲劳寿命系数 K1HN=0.94 K2HN= 0.97 查手册可得： 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 MPaH 6001lim , 大齿轮的接触疲劳强度极限 MPaH 5501lim 取失效概率为 1%,安全系数 S=1,则接触疲劳许用 应力 H 1 =SK HHN 1lim1= 5641 60094.0 MPa H 2 =SK HHN 2lim2=0.98 550/1=517MPa 2 )( 2lim1lim HHH 540.5MPa 由手册查得材料的弹性影响系数 ZE =189.8MPa 选取齿宽系数 1d T=95.5 105 22 /nP =95.5 105 2.90/193.24 =14.33 104 N.m 3 242131 )5.5408.18945.2(33.233.371.111033.146.12)(12 HEHdtt ZZuuTKd =65.71mm 2.计算圆周速度 100060 24.19371.65100060 21 nd t 0.665 sm/ 3.计算齿宽 b= d dt1 =1 65.71=65.71mm 4.计算齿 宽与齿高之比 hb 徐州师范大学本科生毕业设计 YL25型轮胎压路机传动系统设计 23 模数 mnt= mmZd t 142.23012c o s71.65c o s11 齿高 h=2.25 mnt=2.25 2.142=5.4621mm hb =65.71/5.4621=12.03 5.计算纵向重合度 028.212t a n30318.0t a n318.0 1 zd 6.计算载荷系数 K KH=1.12+0.18(1+0.6 22)dd +0.23 10 3 b =1.12+0.18(1+0.6)+ 0.23 10 3 65.71=1.4231 使用系数 KA=1 同高速齿轮的设计 ,查表选取各数值 vK=1.04 KF=1.35 KH=KF=1.2 故载荷系数 KHHvA KKKK =1 1.04 1.2 1.4231=1.776 7.按实际载荷系数校正所算的分度圆直径 d1 =dt1 tKK3 =65.71 mm91.723.1776.13 计算模数 mmzdmn 3772.23012c o s91.72c o s11 8.按齿根弯曲强度设计 mc o s212213FSFdYYZYKT 确定公式内各计算数值 （ 1） 计算小齿轮传递的转矩 143.3kNm （ 2） 确定齿数 z 因为是硬齿面，故取 z 30， z i z 2.33 30 69.9 传动比误差 i u z / z 69.9/30 2.33 i 0.032 5，允许。 （ 3） 初选齿宽系数 按对称布置，由表查得 1 （ 4） 初选螺旋角 初定螺旋角 12 （ 5） 载荷系数 K K K K K K =1 1.04 1.2 1.35 1.6848 （ 6） 当量齿数 z z /cos 30/ cos3 12 32.056 z z /cos 70/ cos3 12 74.797 由设计手册查得齿形系数 Y 和应力修 正系数 Y 232.2,491.2 21 FF YY 751.1,636.1 21 SS YY 徐州师范大学本科生毕业设计 YL25型轮胎压路机传动系统设计 24 （ 7） 螺旋角系数 Y 轴向重合度 2.03 Y 1 0.797 （ 8） 计算大小齿轮的 FSFFY 查设计手册可得齿轮弯曲疲劳强度极限 aFE MP5001 aFE MP3802 查手册可得弯曲疲劳寿命系数 K1FN=0.90 K2FN=0.93 S=1.4 F1=aFEFN MPSK 43.3214.1 50090.011 F 2 =aFFFN MPSK 43.2524.1 38093.022 计算大小齿轮的 FSaFaFY,并加以比较 0 1 2 6 8.043.321 636.1491.2111 FSaFa FY 0 1 5 4 8.043.252 751.1232.2222 FSaFa FY 大齿轮的数值大 ,选用大齿轮的尺寸设计计算 . 计算模数 mmmmm n 5472.171.1301 01548.012c o s797.010433.16848.12 2 253 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，按 GB/T1357-1987 圆整为标准模数 ,取 mn=3mm 但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径 d1 =72.91mm 来计算应有的齿数 . z1=nm 12cos91.72 =27.77 取 z1 =30 z2 =2.33 30=69.9 取 z2 =70 初算主要尺寸 计算中心距 a=cos2)( 21 nmzz = 12cos2 2)7030( =102.234mm 将中心距圆整为 103 mm 修正螺旋角 =arccos 86.131032 2)7030(a r c c o s2 )( 21 nm 因 值改变不多 ,故参数 ,k, hZ 等不必修正。 分度圆直径： d1 =12cos 230cos1 nmz =61.34mm 徐州师范大学本科生毕业设计 YL25型轮胎压路机传动系统设计 25 d2=12cos 270cos2 nmz =143.12 mm 计算齿轮宽度 mmdb d 91.7291.7211 圆整后取 mmB 751 mmB 802 齿轮各设计参数附表： 1. 各轴转速 n (r/min) (r/min) (r/min) n(r/min) 626.09 193.24 84.38 84.38 2. 各轴输入功率 P （ kw） （ kw） （ kw） P (kw) 3.26 3.04 2.83 2.75 3. 各轴输入转矩 T (kNm) (kNm) (kNm) T (kNm) 49.79 151.77 326.98 307.52 三、传动轴承和传动轴的设计： 1.传动轴承的设计 求输出轴上的功率 P3，转速3n，转矩3T P3=2.83KW 3n=84.38r/min 3T=326.98N m 求作用在齿轮上的力 已知低速级大齿轮的分度圆直径为 2d =143.21 mm ， 而 Ft= 232dT N16.43481021.143 35.3112 3 Fr = Ft Noon 06.1 6 3 086.13c o s 20t a n16.4 3 4 8c o st a n Fa= Fttan =4348.16 0.246734=1072.84N 圆周力 Ft，径向力 Fr 及轴向力 Fa的方向如图示 : 初步确定轴的最小直径 先初步估算轴的最小直径 ,选取轴的材料为 45 钢 ,调质处理 ,根据设计手册 取 112oA mmnPAd o 7 6 3.35333m in 输出轴的最小直径显然 是安装联轴器处的直径 d ,为了使所选的轴与联轴器吻合 ,故需同时选取联轴器的型号。 查设计手册得，选取 5.1aK mNTKT aca 0275.46735.3115.13 因为计算转矩小于联轴器公称转矩 ,所以查机械设计手册 11222 ： 徐州师范大学本科生毕业设计 YL25型轮胎压路机传动系统设计 26 选取 LT7 型 弹 性 套 柱 销 联 轴 器 其 公 称 转 矩 为 500Nm, 半 联 轴 器 的 孔 径mmLmmLmmdmmd84.112.40,4011 与轴配合的毂孔长度为半联轴器半联轴器的长度故取 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 为了满足半 联轴器的要求的轴向定位要求 , -轴段右端需要制出一轴肩 ,故取-的直径 mmd 47；左端用轴端挡圈定位 ,按轴端直径取挡圈直径 mmD 50 半联轴器与 轴配合的轮毂孔长度 为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端上 , 故 -的长度应比 略短一些 ,现取 mml 82 初步选择滚动轴承 .因轴承同时受有径向力和轴向力的作用 ,故选用单列角接触球轴承 .参照工作要求并根据 mmd 47,由轴承产品目录中初步选取 0 基本游隙组 标准精度级的单列角接触球轴承 7010C 型 . d D B 2d 2D 轴承代号 45 85 19 58.8 73.2 7209AC 45 85 19 60.5 70.2 7209B 45 100 25 66.0 80.0 7309B 50 80 16 59.2 70.9 7010C 50 80 16 59.2 70.9 7010AC 50 90 20 62.4 77.7 7210C 2.从动轴的设计 对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的 mmmmmmBDd 168050 ,故mmdd 50 ；而 mml 16 。 右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位 .由手册上查得 7010C 型轴承定位轴肩高度57,5.3,07.0 因此取 dmmhdh mm。 取安装齿轮处的轴段 mmd 58；齿轮的右端与左轴承 之间采用套筒定位 .已知齿轮 毂 的宽度为 75mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮 ,此轴段应略短于轮毂宽度 ,故取mml 72 。齿轮的左端采用轴肩定位 ,轴肩高 3.5,取 mmd 65 .轴环宽度 hb 4.1 ,取 b=8mm. 轴承端盖的总宽度为 20mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定 ) .根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求 ,取端盖的外端面与半联轴器右端面间 的距离mml 30 ,故取 mml 50 . 取齿轮距箱体内壁之距离 a=16mm ,两圆柱齿轮间的距离 c=20mm .考虑到箱体的铸造误差 ,在确定滚动轴承位置时 ,应距箱体内壁一段距离 s,取 s=8mm ,已知滚动轴承宽度T=16mm , 高速齿轮轮毂长 L=50mm ,则 mmmmasTl 43)316816()7275( mmmmllacsLl62)8241620850( mmNLFM NVV 2.928738.114809211 mmNLFM NVV 8.499168.60821322 mmNMMM VH 1 9 6 2 5 5928731 7 2 8 8 9 222 121 mmNM 1799512 至此 ,已初步确定了轴的各端直径和长度 . 徐州师范大学本科生毕业设计 YL25型轮胎压路机传动系统设计 27 5.求轴上的载荷 首先根据结构图作出轴的计算简图 , 确定顶轴承的支点位置时 ,查机械设计手册20-149 表 20.6-7. 对于 7010C 型的角接触球轴承 ,a=16.7mm,因此 ,做为简支梁的轴的支承跨距 . mmmmmmLL 6.1758.608.11432 NFLL LF tNH 15066.175 8.6016.43483231 NFLL LF tNH 2 8 4 36.175 8.11416.4 3 4 83222 NLLDFLFFarNV 80923231 NFFF NVrNV 821809163022 mmNLFM NVV 2.928738.114809211 mmNLFM NVV 8.499168.60821322 mmNMMM VH 1 9 6 2 5 5928731 7 2 8 8 9 222 121 mmNM 1799512 6.按弯曲扭转合成应力校核 轴的强度 根据 ca=WTM 2321 )( = 82.102 7 4 6 51.0)35.3111(1 9 6 2 5 5 22 前已选轴材料为 45 钢，调质处理。 查表 15-1 得 1 =60MPa ca 1 此轴合理安全。 7.精确校核轴的疲劳强度 判断危险截面 截面 A, , ,B 只受扭矩作用 。所以 A B 无需校核 .从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看 ,截面和处过盈配合引起的应力集中最严重 ,从受载来看 ,截面 C 上的应力最大 .截面的应力集中的影响和截面的相近 ,但是截面不受扭矩作用 ,同时轴径也较大 ,故不必做强度校核 .截面 C上虽然应力最大 ,但是应力集中不大 ,而且这里的直径最大 ,故 C 截面也不必做强度校核 ,截面和显然更加不必要做强度校核 .由第 3 章的附录可知 ,键槽的应力集中较系数比过盈配合的小，因而 ,该轴只需胶合截面左右两侧需验证即可 . 截面左侧。 抗弯系数 W=0.1 3d = 0.1 350 =12500 抗扭系数 Tw =0.2 3d =0.2 350 =25000 截面的右侧的弯矩 M 为 mmNMM 1 4 4 6 0 98.60 168.601 截面上的扭矩 3T 为 3T =311.35 mN 截面上的弯曲应力 WMb M Pa57.1112500144609 截面上的扭转应力 徐州师范大学本科生毕业设计 YL25型轮胎压路机传动系统设计 28 T=TWT3 = MP a45.122500 03113 50 轴的材料为 45 钢。调质处理。 由设计手册查得： aB MP640 aMP2751 aMPT 1551 因 dr 04.0500.2 dD 16.15058 经插入后得 2.0 T =1.31 轴性系数为 82.0q q =0.85 K=1+ )1( q=1.82 K=1+q（ T -1） =1.26 所以 67.0 82.0 92.0 综合系数为： K=2.8 K=1.62 碳钢的特性系数 2.01.0 取 0.1 1.005.0 取 0.05 安全系数caS S= maaK 125.13 S mtak 113.71 caS 5.1022 SSSS S=1.5 所以它是安全的 . 截面右侧 抗弯系数 W=0.1 3d = 0.1 350 =12500 抗扭系数 Tw =0.2 3d =0.2 350 =25000 截面左侧的弯矩 M为 M=133560 截面上的扭矩3T为 3T=295 截面上的弯曲应力 WMb 68.1012500133560 截面上的扭转应力 T =TWT3 = 80.1125000294930 K = 8.211 K K= 62.111 K 所以 67.0 82.0 92.0 综合系数为： K =2.8 K=1.62 碳钢的特性系数 徐州师范大学本科生毕业设计 YL25型轮胎压路机传动系统设计 29 2.01.0 取 0.1 1.005.0 取 0.05 安全系数caS S= maaK 125.13 S mtak 113.71 caS 5.1022 SSSS S=1.5 所以它是安全的 . 四、键的设计和计算： 选择键联接的类型和尺寸 一般 8 级以上精度的尺寸的齿轮有定心精度要求，应用平键 . 根据 d2=55 d3=65 查手册取： 键宽 b2 =16 h2 =10 2L =36 b3=20 h3=12 3L=50 校和键联接的强度 查手册得 p=110MPa 工作长度 222 bLl 36-16=20 333 bLl 50-20=30 键与轮毂键槽的接触高度 K2=0.5 h2 =5 K3=0.5 h3=6 由上式得： 222322102dlKTp 20.5255205100053.1432 p 333333102dlKTp 22.5365306100035.3112 p 两者都合适。 取键标记为： 键 2： 16 36 A GB/T1096-1979 键 3： 20 50 A GB/T1096-1979 五、 箱体结构的设计 减速器的箱体采用铸造（ HT200）制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量， 大端盖分机体采用67isH配合 . 1. 机体有足够的刚 度 在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度 2. 考虑到机体内零件的润滑，密封散热。 因其传动件速度小于 12m/s，故采用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离 H 为 40mm 为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为 6.3 。 徐州师范大学本科生毕业设计 YL25型轮胎压路机传动系统设计 30 3. 机体结构有良好的工艺性 . 铸件壁厚为 10，圆角半径为 R=3。机体外型简单，拔模方便 . 4. 对附件设计 A 视孔盖和窥视孔 在机盖顶部开有窥视孔，能看到 传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操 作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用 M6紧固 B 油螺塞： 放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。 C 油标： 油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。 油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出 . D 通气孔： 由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上 安装通气器，以便达到体内为压力平衡 . E 盖螺钉： 启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。 钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹 . F 位销： 为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度 . G 吊钩： 在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体 . 减速器机体结构尺寸如下： 名称 符号 计算公式 结果 箱座壁厚 83025.0 a 10 箱盖壁厚 1 8302.01 a 9 箱盖凸缘厚度 1b 11 5.1 b 12 箱座凸缘厚度 b 5.1b 15 箱座底凸缘厚度 2b 5.22 b 25 地脚螺钉直径 fd 12036.0 ad f M24 地脚螺钉数目 n 查手册 6 轴承旁联接螺栓直径 1d fdd 72.01 M12 机盖与机座联接螺栓直径 2d 2d=（ 0.50.6）fd M10 徐州师范大学本科生毕业设计 YL25型轮胎压路机传动系统设计 31 轴承端盖螺钉直径 3d 3d =（ 0.40.5） fd 10 视孔盖螺钉直径 4d 4d =（ 0.30.4） fd 8 定位销直径 d d =（ 0.70.8） 2d 8 fd，1d，2d至外机壁距离 1C 查机械设计手册 34 22 18 fd，2d至凸缘边缘距离 2C 查机械设计手册 28 16 外机壁至轴承座端面距离 1l 1l=1C+2C+（ 812） 50 大齿轮顶圆与内机壁距离 1 1 1.2 15 齿轮端面与内机壁距离 2 2 10 机盖，机座 肋厚 mm,1 85.0,85.0 11 mm 1m 9 m 8.5 轴承端盖外径 2D DD 2 +（ 55.5） 3d 120（ 1轴） 125（ 2轴） 150（ 3 轴） 轴承旁联结螺栓距离 S 2DS 120（ 1轴） 125（ 2轴） 150（ 3 轴） 六、润滑密封设计 对于二级圆柱齿轮减速器， 因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所以其速度远远小于 5(1 . 5 2 ) 1 0 . / m i nm m r ，所以采用脂润滑，箱体内选用 SH0357-92 中的 50 号润滑，装至规定高度 。油的深度为 H+1h ， H=30 1h =34，所以 H+1h =30+34=64。 其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，粗糙度 应密封的表面要经过刮研。而且，凸缘联接螺柱之间的距离不宜太大，国 150mm。并匀均布置，保证部分面处的密封性。 七、联轴器设计 1.类型选择 . 为了隔离振动和冲击，选用弹性套柱销联轴器 . 2.载荷计算 . 公称转矩： T=9550 np9550 6.7564.2333.5 查设计手册查得 ,选取 5.1aK 所以转矩 mNTKT aca 0275.46735.3115.13 因为计算转矩小于联轴器公称转矩 ,所以 查机械设计手册 11222 徐州师范大学本科生毕业设计 YL25型轮胎压路机传动系统设计 32 选取 LT7 型弹性套柱销联轴器其公称转矩为 500Nm 3.3.3驱动桥 轮式工程机械驱动桥一般由主减速器、差速器和轮边减速器组成。驱动桥设计必须满足下述要求： （ 1）主减速器与轮边减速器的传动比分配合理，以保证作业机械有足够的离地间隙（一般应大于 400mm） ，并获得最佳的动力性和经济性。 （ 2）当左、右驱动轮与地面的附 着系数不等时，能使工程机械发出充足的牵引力；当左、右动轮转速不等时，能将扭矩连续地传递到车轮上。 （ 3）各零部件在具有足够的使用寿命的前提下，应尽可能重量轻，体积小，结构简单，传动效率高，制造容易，维修保养方便。 驱动桥主要用于轮胎驱动工程机械和履带驱动工程机械的传动系统。驱动桥按照其功能可以分为刚性驱动桥、转向驱动桥、贯通式驱动桥；按照终减速器和制动器安装位置又可分为普通式、集中式和综合式。轮胎驱动工程机械驱动桥由桥壳、主传动、差速器、终减速器和制动器等部件组成。主传动和差速器采用螺旋和直齿圆锥齿轮，终减 速器采用行星齿轮传动，制动方式多采用钳盘式制动器。为提高工程机械的越野性能，许多减速器还装有差速锁。对于履带推土机等履带驱动的工程机械产品，没有独立的驱动桥，但是有同变速器联成一体的后桥，其中包括主传动、转向离合器、制动器和终传动部件。主传动为螺旋圆锥齿轮对，转向离合器系湿式多片离合器，制动器为多片或带式制动器；终传动为二级圆柱齿轮外啮合对或者一级圆柱齿轮外啮合和一级行星齿轮传动的混合方式。 驱动桥设计为大模数大速比轮胎压路机专用桥，动力输出采用比例扭矩放大器，自动差速，自动调节扭矩，扭矩后备系数大，能满足 各种复杂工况的需求。离合器采用目前重型汽车上广泛使用的结构合理、性能先进的斯太尔离合器，该离合器采用国际先进技术，性能先进，结构合理。传递扭矩 1475N m，其优越性主要表现在： (a)分离杠杆通过分离环传递动力，从而保证了分离杠杆的同步性，使分离可靠、彻底。 (b)从动盘具有三级缓冲机构，避免了接合、分离的冲击，提高了其使用的可靠性和寿命。 目前，国内生产轮胎式驱动桥的厂家较多，品种和规格也较全，其性能和质量基本上能够满足国产工程机械的使用要求，表 4所示为国内轮胎式工程机械产品驱动桥生产厂家及产品规格、型号。 表 4 国内轮胎式工程机械产品驱动桥型号 生产企业 规格型号 输出力矩 /Nm 桥荷 /t 制动器种类 江西分宜 PR18、 PR35、PR50、 PR75、 PR90、 PR105 15 300 16 800 35 000、 50 000 75 000、 80 000 105 000 7 8、14.5、 19 23、 27、 30 钳盘式和湿式多片 工程机械驱动桥厂 ZL20A、 ZL30A ZL50B - - 钳盘式 青海齿轮厂 ZL50、 KLD85Z CAT950B - - 钳盘式 山东肥城车桥 ZL15 19.381 7.5 钳盘式 从表中可以看出国产驱动桥多采用蹄式或盘式等干式制动器，盘式制动器又分为钳盘式和全盘式两种类型。与国外先进产品相比，国内驱动桥齿轮传动装置技术水平仍相对较低，不足之处主要有两个方面：一是齿轮、轴类、壳体等零件材料与制造工艺与国外产品相比存在一定差距，存在整体重量与体积较大，使用寿命短等缺陷；二是技术性能相对落徐州师范大学本科生毕业设计 YL25型轮胎压路机传动系统设计 33 后，普遍没有采用自锁式防滑差速器和湿式制动器等先进装置。 驱动桥的输入端通过万向节与倒顺箱的输出端相连 ,输出端则驱动轮子行进 ,配套驱动桥时 ,以驱动轮 打滑时，后轮的输入扭矩为最大。所以选配表中所示的江西分宜的驱动桥 PR75，其额定输入扭矩 2940Nm, 满足设计要求 ,此驱动桥两侧配有盘式制动器 ,通过油加力泵增压后的压力油推动盘式制动器的活塞 ,使制动片压向制动盘而达到制动减速的目的。整个行车制动具有省力、平稳 ,安全可靠 ,结构简单 ,维修方便 ,排污沾水复原性能好的特点 . 通过上述对三种结构的分析后，我们可以看出： （ 1）自制变速箱、倒顺减速箱的齿轮都采用渐开线圆柱齿轮传动 ,它的特点是对中心距敏感性小 ,即互换性好 ,装配维修方便 ,还可以进行变位切削及各种修缘 ,从而提 高传动质量 ； 试车结果表明如此配置的压路机传动速度高 ,传动功率大 ,传动效率高。（ 2）按大机型的大功率设计出的变速箱、倒顺减速箱 , 配置小机型时只要更换小功率的发动机即可 ,整个传动系统通用性强 ；末端采用驱动桥 ,结构简单 ,对整机的设计配置极为方便 ；自行设计的两箱 ,性能可靠 ,整机性价比好。 此种配制的压路机 ,近两年销售良好 ,为企业开拓了市场。 3.4 小结 本节中，我们简述了传动系统零部件结构的设计步骤及方法，其中包括变速箱、减速箱、驱动桥的设计，变速箱采用了优化设计，使得整个传动系统更加合理，满足设计要求。 徐州师范大学本科生毕业设计 YL25型轮胎压路机传动系统设计 34 4 传动系统的故障及排除 YL25 轮胎压路机传动系统主要包括主离合器、变速箱和驱动桥，常见故障的诊断与排除方法如下所述。 4.1 主离合器常见故障及排除方法 YL25 轮胎压路机的离合器是干式单片常接合式，由踏板，离合器总、分泵，离合器壳、压盘等部件组成。离合器置于飞轮内。为保证正常使用，首先要把离合器踏板调整到适当的活动范围，否则压盘会不断发生分离作用，使动力传递受阻，或者是不易切断动力。通常踏板的活动范围以 35mm 为宜，分离杠杆和分离轴承的间隙为 1 3mm， 即可保证离合器的正常使用。离合器不允许处于半结合状态，否则飞轮、摩擦片、压盘会因滑动摩擦而发热，进而变形和磨损，导致打滑。惯性滑行时变速杆应置于空档位置。行驶中必须轻放离合器踏板，突然急速放开离合器踏板，各传动系统易受到冲击，缩短零件和轮胎的寿命。 离合器常见故障及维修办法如下： 1. 打滑 （ 1）检查离合器是否完全结合，结合之前踏板及其联杆是否已碰上其它部件。若发生碰撞，可调整踏板活动范围及分泵推杆的位置，使其与其它部件在离合器结合前不发生碰撞。 （ 2）检查油路、气路，若不畅通，立即清除其中的杂质。 （ 3）检查摩擦片表面，有油污必须清除干净。 （ 4）应及时更换磨损的摩擦片。 （ 5）离合器压簧失效应及时更换。 2. 不易脱开 （ 1）查看离合器踏板是否活动范围过大，造成踏板踩到底而脱不开，可调整踏板活动间隙解决。 （ 2）新车或新换摩擦片磨合一段时间即可。 （ 3）检查分泵推杆行程，调整到适当位置。推杆行程过小会造成离合器动作不到位而不易脱开。 （ 4）检验油路、气路是否畅通。 （ 5）更换储油桶内的油后要打开排气管，放出主离合器总泵及助力器内的气体。 3.抖动 （ 1）调整分离杠杆内端高度至一定高度的平面上。 （ 2）磨 削飞轮和压板的工作面，使之符合技术要求。 （ 3）调整或更换弹簧。 （ 4）更换从动盘。 （ 5）重新更换摩擦片。 4. 出现杂音 （ 1）离合器结合时出现的杂音主要是摩擦片破裂或涨大，发动机和变速箱不同心等原因造成，应及时维修和更换。 （ 2）离合器分离时出现杂音的主要原因是分离轴承损坏或过紧，分离杠杆调整不当，飞轮内轴承磨损或太紧造成，应及时维修和更换。 4.2 变速器的常见故障及排除 齿轮式有级变速器的常见故障有下列几种，其排除方法见表 10。 1.跳挡 压路机在某一挡位行使时，变速杆有自动跳挡的现象，此称跳 挡或脱档。 2.乱挡 徐州师范大学本科生毕业设计 YL25型轮胎压路机传动系统设计 35 乱挡是在主离合器技术状况正常时发生换挡困难，如变速杆不能挂入所需要的挡位，或挂入挡位后而不能退回空挡，还有的能同时挂上两个挡位。 3.发响 当机器正常运转时，变速器周围发出有规律的撞击声或均匀的噪声，若将主离合器脱开声响即消失，说明此声响是来自变速器内的。 4.漏油 一般变速器的漏油部位可以循迹发现，多在轴伸、压盖的密封表面及放油螺塞处，个别情况是由箱壳裂纹所引起。 5.过热 当变速器工作一段时间后，用手触摸箱壳，若有无法忍受的烫手感觉，称为过热。手摸轴承部位，热量能忍受但不能长时 间停留仍视为正常，但若不能忍受则为轴承装配过紧产生的。 10 变速器常见故障及排除方法 故障 故障原因 排除方法 变速器跳挡 1.变速滑轨槽、锁销和定位刚球磨损，或定位球弹簧太软、折断 2.变速器的齿轮轴线不平行，轮齿磨损过大 3.变速叉弯曲变形或工作面磨损 4.齿轮啮合时接触面积不足 5.轴承松旷 1.更换滑轨、锁销、定位刚球和定位刚球弹簧 2.检查变速器壳是否变形，轮齿磨损过甚应更新 3.校正变速叉，焊修工作面 4检查变速叉是否弯曲和固定位置是否符合要求，变速轨的锁定位置是否符合要求 5.调整 轴承或更新 变速器乱挡 1.变速杆球头定位销松旷，损坏或变速杆球头磨损过大 2.变速杆下端的工作面或变速叉滑轨上的槽磨损过大 3.变速叉滑轨互锁销钉磨损过大，失去互锁作用 1.更换定位销，焊修变速杆球偷或更换变速杆 2.焊修变速杆下端工作面和滑轨槽，更换变速杆和滑轨 3.更换互锁销钉 变速器发响 可分有规律撞击声和均匀的噪生两种，前者多为变速器齿轮有个别轮齿破碎而引起的，后者主要是由于： 1.齿轮间隙增大或齿轮损坏 2.由于齿轮的误差或刚性的变化产生撞击声 3.花键轴过度磨损 4.轴承磨损 5.润滑油过 少或过稀 1.更换齿轮对 2.更换齿轮对 3.焊修花键轴或更换新轴 4.更换轴承 5.加注润滑油至规定的油面，或更换合适黏度的润滑油 变速器漏油 1.油封磨损、硬化或失去弹性 2.与油封相配合的变速器轴1.更换油封 2.焊修变速器轴 徐州师范大学本科生毕业设计 YL25型轮胎压路机传动系统设计 36 颈磨损 3.变速器壳有裂纹 4.衬垫破损或接缝不严密 5.油面过高 3.更换变速器壳 4.更换衬垫 5.放出多余的油 变速器温度过高 1. 1.油量不足 2. 2.润滑油品质不符号要求 3. 3.轴承过紧 1. 1.加注润滑油至标准高度 2. 2.更换润滑 油 3. 3.调整轴承间隙 YL25 轮胎压路机的变速箱使用时应注意如下事项： 1.变速时必须把离合器完全脱开。 2.变速箱的润滑油容量适度，过多易泄漏，过少则造成轴承和齿轮磨损，一般为 14l。 3.润滑油每 60小时检查一次，并及时补充。 4.换油时应取下变速杆，放油时拧下排油堵，并最好在热状态时放。 4.3 驱动桥的常见故障及排除方法 驱动桥 的常见故障与排除方法见表 11。 驱动桥主要由主传动锥齿轮、差速器、半轴和行星减速器等组成，是压路机传动系统的最后一级总成部件，它担负了压路机行走驱动的最繁重 工作。由于制造、装配和使用不当以及零部件的正常磨损，都有可能损坏完好的技术状况。驱动桥的常见故障有下列几种： 1.异响 压路机在行使过程中，驱动桥部位发出异常响声，尤其是在急剧改变速度时听的比较清楚。 2.漏油 漏油主要在桥的输入轴颈、密封衬垫及放油螺塞处。 3.过热 驱动桥的过度发热也是以手触摸不可忍来判断的，最主要的来源是锥齿轮传动的摩擦及锥度轴承的过紧，以及有限的润滑油。 表 11 驱动桥常见故障及排除方法 故障 故障原因 排除方法 驱动桥异响 1.齿轮、轴承等零件的过度磨损和损坏 2.主、从动锥 齿轮啮合不良 3.主、从动锥齿轮轴承间隙调整不当 4.轮齿打坏或轴承损坏 5.润滑油不足 1.更换齿轮或轴承 2.调整主、从动锥齿轮的啮合间隙和啮合印痕 3.调整主、从动锥齿轮轴承间隙 4.更换齿轮或轴承 5.加润滑油至标准油面 驱动桥后桥漏油 1.润滑油过多 2.油封磨损、老化、失去弹性、或装置不当和损坏 3.与油封相配合的轴颈磨损 4.衬垫损坏或螺栓松动 5.通气塞堵塞 1.放出过量润滑油 2.更换油封 3焊修轴颈并加工至标准尺寸 4.更换衬垫，将螺栓拧紧 清洗通气塞使之畅通 驱动桥后桥过热 1.润滑油不足 2.齿轮啮合间隙太小 3.轴承调整过紧 1.加注足够润滑油 2.调整齿轮的啮合间隙 3.调整轴承至标准间隙 徐州师范大学本科生毕业设计 YL25型轮胎压路机传动系统设计 37 4.4 小结 本节中，我们讨论了主离合器、变速器、减速箱的故障及排除方法，这三个部件是传动系统的主要组成部分，了解了它们的故障及排除方法就可以更好的保证传动系统的正常运行，从而使得 YL25型轮胎压路机能完成三进一退的技术要求。 徐州师范大学本科生毕业设计 YL25型轮胎压路机传动系统设计 38 结论 YL25 轮胎压路机设计是源于徐工集团，本课题是 YL25 轮胎压路机传动系统设计，其中包括 方案设计和传动系统零部件结构设计，其中简述了 YL25 轮胎压路机的课题来源，技术任务书以及课题研究的主要内容及方法，包括了方案设计，方案设计中包括传动方案设计以及新技术应用。传动方案中首先提出了三种方案，逐一进行了比较，最终确定了采用机械传动，增加换档同步器，将变速箱和驱动桥一体的结构分开，形成各自独立的部件的方案。新技术的应用，使本设计更适合现代化要求。 本课题中重点是传动系统零部件结构设计，其中包括 基本参数确定、变速箱的优化设计、减速箱的设计以及驱动桥的选择，最终确定了 YL25 轮胎压路机的传动系统的组成，完成了 YL25 型轮胎压路机传动系统的设计。 徐州师范大学本科生毕业设计 YL25型轮胎压路机传动系统设计 39 后记 毕业设计是我大学四年学习生活的最后一课，在这次毕业设计中，根据自己平时积累的理论知识和实践经验，并搜集了大量相关的参考文献，为此课题设计方案的拟订以及绘制草图打下了扎实的基础，最终形成了一套完整的设计思路。 众所周知，毕业设计是大学