毕业设计（论文）YL25型轮胎压路机传动系统设计

1、目 录1.前言 11.1 我轮胎压路机的现状及发展趋势 11.2 课题简介 21.3 小结 42.传动方案设计 52.1 传动方案设计原则 52.2 三种传动方案设计 52.3 新技术应用 62.4 小结 63.传动系统设计 73.1 基本参数的确定 73.2 传动系统的速比分配 73.3 传动系统的组成 93.4 小结234.传动系统的常见故障及排除方法334.1 主离合器的故障及排除方法334.2 变速箱的常见故障及排除方法344.3 驱动桥的常见故障及排除方法354.4 小结36结 论37后 记38参 考 文 献 491 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

2、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

3、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。表1 国内外轮胎压路机主要厂

4、商及主要产品型号国内外生产厂商主要产品型号bomagbw11rh、bw24rdynapaccp132、cp221、cp271ingersoll-randpt125rcaterpillrps-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

5、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。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 pr24bomagbw24rdynapccp271徐工xp260洛建yl25最小工作质量（kg）125001350012400145001600最大工作质量（kg）2400024000270002600024000轴距（mm）3870

6、3465-38403630轮距（mm）-4903630理论爬坡能力（%）4039-2020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）0-80-200-5.80-12.80-250-23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）6750425050最小离地间隙（mm）270-290-压实宽度（mm）19231986235027502790接地比压（kpa）-301-67250-40200-40发动机功率（kw）9082

7、74115100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

8、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

9、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

10、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 /t50231992轮胎压路机技术条件、jg/t741999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）

11、（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，

12、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。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

13、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

14、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。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

15、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

16、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,可以得到三种不同速比,从而使压路机

17、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

18、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

19、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。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。表3 基本参数项目

20、单位基本参数备注重量结构重量kg14200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）mm4910x2845x3380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/h6.5前进速11前进速19后退5轮胎型号11.00-20-16pr气压kpa400800外径（自由直径）mm1070内径508（20）宽度290轮胎布置个前5后63.2 传动系统的速比分配（1）将总传动比分配给传动系的各传动装置总传动比等于传动系中各机

21、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

22、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

23、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

24、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/h3.2.1 总速比计算i=ne602 ra/（速103） =20006020.05153.14/（6.5103）=59.708i=ne602 ra/（速103）=35.28i=ne602 ra/（速103）=20.43i退= ne602 ra/（v退103）=77.62式中：ne柴油机转速，选用2000r pm ra轮胎滚动

25、半径，取0.515m3.2.2 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：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=7.416.16674.594=60.427i= i末i桥i2=7.416.16672.638=34.699i= i末i桥i3=7.416.16671.554=20.440i退= i末i桥i退=7.416.16675.968=78.50校核行驶速度：v= ne60

26、2 ra/（i103） =20006020.5153.14/（60.4271000） =6.42 km/hv= ne602 ra/（i103） =20006020.5153.14/（34.6991000） =6.42 km/hv= ne602 ra/（i103） =20006020.5153.14/（20.4401000） =18.98 km/hv退= ne602 ra/（i退103） =20006020.5153.14/（78.501000） =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 i14.5947.41616760.427二速 i2

27、2.63834.699三速 i31.55420.440后退速度i退5.96878.503.3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

28、设计及配置进行阐述。传动系统图见图1: 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，

29、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

30、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。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

31、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：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。压路机在最困难条件下工作时产生以下阻力：运行阻力；上坡阻力；压路机在上坡压实工作中的阻力：压路机运行阻力：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

32、20%，即=arctan0.2=11.3；上坡阻力：压路机在上坡压实工作中的阻力：压路机在上坡压实工况时的功率：式中: v压路机工作速度，v=6.5km/h；传动系统总效率。（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）：根据王戈等编著的压实机械一书公式:式中：转向轮上分配载荷； k附加阻力系数，k取0.18。其中: 所以: 阻力矩：式中：为轮胎滚动半径0.515mm。转向功率n2：式中： m 原地转向阻力矩（n

33、m）；压路机转向角，；a 倍数，偏转轮转向a=2；t完成一次全程转向的时间，一般45s，取t=4s。压路机在上坡压实工况时消耗的功率最大，为: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/kwh。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151，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

34、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）62气缸直径 （mm）1143活塞行程 （mm）1354标定总功率 （ps）1155转速 （rpm）20006燃油消耗率 （g/psh）2227机油消耗率 （g/psh）28扭矩（不带附件） （kgf.m）61.29最大扭矩时转速 （rpm）1400160010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13最高空转速 （rpm）220

35、014外形尺寸（长宽高） （mm）15净质量 （kg）6403.3.2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

36、，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 xmt= ig2 ig3 ign-1t (最高档为直接档时)x= x1 x2 xmt= ig2 ig3 ign-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，它反映了发

37、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。优化时取的最大值。与汽车驱动力损失率相比，驱动功率极限发挥率,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。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。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

38、，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:式中：为中的最小值。（4）为所有的均值，即：约束条件：（1）反映相邻档位间速比大小关系的约束条件: （2）防止动力传递中断的约束条件: 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

39、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,当与啮合时输出ii档速度,速比为 ,当与相挂时输出档速度,速比;在这里模数 、 、 ,齿数 、 、 、 、及齿宽b 等都是设计变量,可由于总传动比 、 给定, 、 属于公共齿轮;我们可以先定 、 、 、为设计变量,表示为: x = 、 、 、 =、 、 、这里 =。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写成：a= 即： min 小齿轮不发生根切的最小齿数不超过17：动力传动的齿轮模数应大于2mm齿宽系数应满足齿面的接触

40、强度和齿根的弯曲强度必须满足:即： 其中,输入功率p= 140kw,输入转速n= 2200r/min , 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 齿轮的许用弯曲应力齿宽系数= 动力载荷系数用惩罚函数法求得中心距最小值: 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）42705280.065190.1547310.04400.05变速箱设计过程中的注意点: （1）由图1可知, 为变位齿轮,当变速齿轮

41、与相挂时,必须空转,才能从输出轴3 输出3 档速度;当变速齿轮在中位时与啮合,同样, 也须空转,输出轴3 能输出2 档速度;当变速齿轮与相挂时, 相当于介轮, 上的动力通过传递给与之相连的变速齿轮, 再通过与之啮合的花键从轴3上把1 档速度输出;由于与输出轴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

42、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

43、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：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3.24，则2.29。一、计算传动装置的运动和动力参数：（1）各轴转速 1440/2.3626.09r/min626.09/3.24193.24r/min/193.24/2.29=84.38 r/min=84.38 r/min（2）各轴输入功率3.400.963.26kw 23.260.980.953.04kw 23.040.980.952.83

44、kw24=2.830.980.992.75kw则各轴的输出功率：0.98=3.260.98=3.19 kw0.98=3.040.98=2.98 kw0.98=2.830.98=2.77kw0.98=2.750.98=2.70 kw（3）各轴输入转矩= nm电动机轴的输出转矩=9550 =95503.40/1440=22.55 nm所以: =22.552.30.96=49.79 nm=49.793.240.960.98=151.77 nm=151.772.290.980.95=326.98nm=326.980.950.99=307.52 nm输出转矩：0.98=49.790.98=48.79 n

45、m0.98=151.770.98=148.73 nm0.98=326.980.98=320.44nm0.98=307.520.98=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=24.高速级大齿轮选用45#钢正火，齿面硬度为大齿轮 240hbs。 z=z=3.2424=77.76，取z=78. 齿轮精度按gb/t100951998，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

46、计确定各参数的值:试选=1.6查机械设计手册可知，选取区域系数 z=2.433 则由机械设计手册查得，计算应力值环数n=60nj =60626.091（283008）=1.442510hn= =4.4510h #(3.25为齿数比,即3.25=)查设计手册可得：k=0.93 k=0.96齿轮的疲劳强度极限取失效概率为1%,安全系数s=1,应用公式10-12得:=0.93550=511.5 =0.96450=432 许用接触应力 查设计手册查得： =189.8mp =1t=95.510=95.5103.19/626.09=4.8610n.m3.设计计算小齿轮的分度圆直径d=计算圆周速度计算齿宽b

47、和模数计算齿宽bb=49.53mm计算摸数m初选螺旋角=14=计算齿宽与高之比齿高 h=2.25 =2.252.00=4.50 = =11.01计算纵向重合度=0.318=1.903计算载荷系数k使用系数=1根据,7级精度, 查设计手册得动载系数k=1.07,由设计手册得k的计算公式:k= +0.2310b=1.12+0.18(1+0.61) 1+0.231049.53=1.42k=1.35 k=1.2故载荷系数:kk k k k =11.071.21.42=1.82按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径d=d=49.53=51.73计算模数=4.齿根弯曲疲劳强度设计由弯曲强度的设计公式得：确定

48、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z24，zi z3.242477.76传动比误差 iuz/ z78/243.25i0.0325，允许。计算当量齿数zz/cos24/ cos1426.27zz/cos78/ cos1485.43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kkk k k k=11.071.21.351.73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 y2.592 y2.211应力校正系数 y1.596 y1.774重合度系数y端面重合度近似为1.88-3.2（）1.883.2（1/241/78）cos141.655arc