机械设计毕业设计论文

1、摘要洛阳理工学院毕业设计（论文）PAGE XVII PAGE 5液压机械无级变速器摘 要收获机是衡量一个国家农业发展的重要指标之一，而驱动部分是提高其工作效率和保证工作质量的关键因素。液压无级变系统是底盘驱动的心脏。由于收获机的工作条件恶劣，要求实现的动作复杂，于是它对液压系统的设计提出了很高的要求，其液压系统也是农业机械液压系统中比较复杂的。因此，对收获机液压系统的分析设计对推动我国农业机械的发展具有十分重要的意义。本次研究的课题是液压机械无级变速系统（应用在收获机）。液压机械无级变速系统重要有两个系统组成：液压系统，实现无级调速；传动系统，实现换挡。其中液压系统采用液压闭式系统。传动系统利

2、用多档变速箱实现其变速。从而适应收获机在不同条件下的驱动工作。关键词：液压机械无级变速系统，液压闭式系统，变速箱 Hydraulic mechanical continuously variable systemABSTRACTHarvester is a measure of a countrys agricultural development is an important indicator of the drive section is to improve its efficiency and guarantee the quality of the key factors. Hy

3、draulic stepless variable drive system is the heart of the chassis. The harvester working conditions, requested action to achieve the complexity, so the design of the hydraulic system made it a very high demand, the hydraulic system of agricultural machinery hydraulic system is more complex. Therefo

4、re, harvest analysis and design of hydraulic system in promoting the development of agricultural machinery is very important.The subject of this study is the hydraulic mechanical continuously variable transmission system (used in harvesting machines). Important hydraulic mechanical continuously vari

5、able system of two systems: the hydraulic system to realize stepless speed regulation; drive to achieve shift. Closed hydraulic system in which the hydraulic system. Transmission system using multi-speed gearbox to achieve its speed. To meet the harvester driver under different conditions of work.KE

6、Y WORDS: Hydraulic mechanical continuously variable system，Hydraulic closed system，Transmission前言目录 TOC o 1-3 h z u HYPERLINK l _Toc317372267 前言 PAGEREF _Toc317372267 h 1 HYPERLINK l _Toc317372268 第1章 变速器基础知识 PAGEREF _Toc317372268 h 4 HYPERLINK l _Toc317372269 1.1 变速器的功能、类型及特点 PAGEREF _Toc317372269

7、h 4 HYPERLINK l _Toc317372270 第2章 液压系统的设计计算 PAGEREF _Toc317372270 h 6 HYPERLINK l _Toc317372271 2.1 课题分析 PAGEREF _Toc317372271 h 6 HYPERLINK l _Toc317372272 2.1.1 工作条件分析 PAGEREF _Toc317372272 h 6 HYPERLINK l _Toc317372273 2.2 液压系统的分类 PAGEREF _Toc317372273 h 6 HYPERLINK l _Toc317372274 2.2.1 按回路在系统中的

8、功能分类 PAGEREF _Toc317372274 h 6 HYPERLINK l _Toc317372275 2.2.2 按油液循环方式分类 PAGEREF _Toc317372275 h 7 HYPERLINK l _Toc317372276 2.2.3按其他方式分类 PAGEREF _Toc317372276 h 7 HYPERLINK l _Toc317372277 2.3 液压系统的设计 PAGEREF _Toc317372277 h 7 HYPERLINK l _Toc317372278 2.3.1数据计算 PAGEREF _Toc317372278 h 8 HYPERLINK

9、l _Toc317372279 2.3.2回路方式的选择 PAGEREF _Toc317372279 h 8 HYPERLINK l _Toc317372280 2.3.3液压系统参数的计算 PAGEREF _Toc317372280 h 9 HYPERLINK l _Toc317372281 2.3.4液压泵和液压马达的选择 PAGEREF _Toc317372281 h 9 HYPERLINK l _Toc317372282 2.3.5液压阀的选择 PAGEREF _Toc317372282 h 13 HYPERLINK l _Toc317372283 2.3.6辅助元件的计算与选择 PA

10、GEREF _Toc317372283 h 14 HYPERLINK l _Toc317372284 第3章 齿轮的设计与计算 PAGEREF _Toc317372284 h 16 HYPERLINK l _Toc317372285 3.1 齿轮材料的选择和精度的选择 PAGEREF _Toc317372285 h 16 HYPERLINK l _Toc317372286 3.2 齿轮传动结构设计 PAGEREF _Toc317372286 h 16 HYPERLINK l _Toc317372287 3.3齿轮结构的设计 PAGEREF _Toc317372287 h 17 HYPERLIN

11、K l _Toc317372288 3.3.1传动比的确定 PAGEREF _Toc317372288 h 17 HYPERLINK l _Toc317372289 3.3.2 齿轮工作载荷的计算 PAGEREF _Toc317372289 h 17 HYPERLINK l _Toc317372290 3.3.3齿轮的设计 PAGEREF _Toc317372290 h 17 HYPERLINK l _Toc317372291 3.4齿轮中心距的确定 PAGEREF _Toc317372291 h 20 HYPERLINK l _Toc317372292 3.5齿轮几何参数的确定 PAGERE

12、F _Toc317372292 h 21 HYPERLINK l _Toc317372293 第4章 轴的设计与计算 PAGEREF _Toc317372293 h 23 HYPERLINK l _Toc317372294 4.1轴的设计原则 PAGEREF _Toc317372294 h 23 HYPERLINK l _Toc317372295 4.2传动装置的运动和动力参数计算 PAGEREF _Toc317372295 h 23 HYPERLINK l _Toc317372296 4.2.1各轴的转速的计算 PAGEREF _Toc317372296 h 24 HYPERLINK l _

13、Toc317372297 4.2.2各轴的功率的计算 PAGEREF _Toc317372297 h 24 HYPERLINK l _Toc317372298 4.2.3各轴扭矩的计算 PAGEREF _Toc317372298 h 24 HYPERLINK l _Toc317372299 4.3 轴的强度计算和结构设计 PAGEREF _Toc317372299 h 25 HYPERLINK l _Toc317372300 4.3.1轴1的强度计算 PAGEREF _Toc317372300 h 25 HYPERLINK l _Toc317372301 4.3.2轴1的结构设计 PAGERE

14、F _Toc317372301 h 25 HYPERLINK l _Toc317372302 4.3.2轴2的强度计算 PAGEREF _Toc317372302 h 29 HYPERLINK l _Toc317372303 4.3.3轴2的结构设计 PAGEREF _Toc317372303 h 29 HYPERLINK l _Toc317372304 第5章 变速器其他零件的设计 PAGEREF _Toc317372304 h 31 HYPERLINK l _Toc317372305 5.1 轴承盖的设计 PAGEREF _Toc317372305 h 31 HYPERLINK l _To

15、c317372306 5.1.1 轴承盖的分类及其材料 PAGEREF _Toc317372306 h 31 HYPERLINK l _Toc317372307 5.1.2 轴承盖的设计注意事项 PAGEREF _Toc317372307 h 31 HYPERLINK l _Toc317372308 5.1.3 轴承盖结构的设计 PAGEREF _Toc317372308 h 31 HYPERLINK l _Toc317372309 5.2 窥视孔盖和窥视孔的设计 PAGEREF _Toc317372309 h 32 HYPERLINK l _Toc317372310 5.3 排油孔与油塞的设

16、计 PAGEREF _Toc317372310 h 32 HYPERLINK l _Toc317372311 5.4 通气器的设计 PAGEREF _Toc317372311 h 32 HYPERLINK l _Toc317372312 5.5 游标的设计 PAGEREF _Toc317372312 h 33 HYPERLINK l _Toc317372313 5.6 吊环螺钉、吊耳和吊钩的设计 PAGEREF _Toc317372313 h 33 HYPERLINK l _Toc317372314 5.7 定位销和起盖螺钉的设计 PAGEREF _Toc317372314 h 33 HYPE

17、RLINK l _Toc317372315 5.7.1 定位销的设计 PAGEREF _Toc317372315 h 33 HYPERLINK l _Toc317372316 5.7.2 起盖螺钉的设计 PAGEREF _Toc317372316 h 34 HYPERLINK l _Toc317372317 结论 PAGEREF _Toc317372317 h 35 HYPERLINK l _Toc317372318 谢 辞 PAGEREF _Toc317372318 h 36 HYPERLINK l _Toc317372319 参考文献 PAGEREF _Toc317372319 h 37前

18、言随着我国农业科技的发展，联合收获机在农田建设和农田作业等农业领域应用越来越广泛。联合收获机技术的发展对全面实现农业机械化起着至关重要的作用。目前随着联合收获机功率的提高，以及运输业的快速发展，对联合收获机的可操控性提出了更高的要求。而变速器是提高联合收获机性能的重要部件。它不仅决定了联合收获机的动力性和燃油的经济性，同时也决定了做业效率，所以变速器技术的发展成为联合收获机技术发展的重要领域。而液压无级变速器能很好的适应联合收获机的使用性能。液压机械无级变速器于20世纪60年代开始在军用坦克和装甲车上应用。美国通用电气公司60年代研制的HMPT-500液压机械传动综合变速箱，它具有无级变速兼转

19、向功能，成功地应用于M2步兵战车以及M3侦察车和多管火箭发射车上，取得了较大的成功。70年代初，美国Sundstrand公司也研制了适用于轮式车辆的DMT-25全自动液压机械双流传动变速器，变速操纵为液压自动操纵。另外日本的小松公司开发了首个用于装载机、推土机等工程机械的液压机械变速器。它充分发挥了液压机械传动的优点，传动效率高，具有自动换速变档功能。根据小松报告，液压机械传动与液力机械传动相比，工作效率最大可提高29%，燃油经济性可提高24%。但由于制造成本高，液压机械无级变速器在农业机械上的实际开发应用主要从上世纪末开始。变速器自动控制技术主要有以下发展趋势：控制软件逐渐向智能化方向发展。

20、随着机械行业、现代计算机技术、人工智能、微电子，人机工程学等学科的高速发展，控制的技术工具发生了革命性的变化。一个智能化的时代已经到来，其明显标志就是智能自动化。在车辆变速控制系统中，经典控制理论和现在控制理论都已经得到了比较成功的应用。随着科学技术的不断发展，无级变速器自动控制还有许多待开发和研究的课题。本次设计的主要内容，目的及意义动力传动系统是收获机的核心部件。而收获机工作条件比较差给动力传动系统提出了非常苛刻的条件。经过工作条件分析，市场调查，以及经济估算，液压无级变速器能够满足联合收获机的工作条件，并且能够提其工作效率和燃油经济性，而液压无级变速系统是实现其性能的重要保障，更是提高其

21、工作性和燃油经济性的重要技术基础。选题的依据和研究的意义：据调查，2010年在粮食总产增加的份额中，玉米占了一半以上。为确保玉米生产再上新台阶，2010年，在全国农牧渔大县局长轮训班上，从何专家到学员形成了一个共识，当前我国玉米产业最重要的任务就是改革耕作制度。近几年来，玉米联合收获机的研制生产与推广应用，始终是机械化的一个热点，吸引了众多的科研单位和生产企业。据不完全统计，截止2000年底，我国研制开发玉米联合收获机的企业达60多家，产品有20余种，80多个机型。但是，因为我国玉米种植和收获方式的复杂性，传统玉米收获机械工作原理上的局限性，技术设计的不成熟性贺制造质量的不稳定性，许多产品存在

22、着动力消耗大、工作效率低、秸秆粉碎效果差、根茬不能一次性处理等问题，是玉米收获成为制约我国农业机械化发展的一个“瓶颈”。随着科技的发展，液压技术在农业机械中的应用日益广泛，以成为农业机械实现现代化的重要手段。液压技术可以使农业机械操纵灵活，并且实现自动控制，因而可提高劳动生产效率、机器使用性能和经济效益。50年代前液压技术就应用在农业拖拉机的悬挂机构上，以后又在联合收割机、大型农具上得到了广泛的应用。目前，液压操纵系统控制农机具的升降、农业机械转向机构的操纵；液压转向系统指自行式农业机械转向机构的操纵；液压驱动系统指自行式农业机械行走部分的液压驱动及其它回转部件的驱动。所以我认为，不仅要改革耕

23、作制度，尽快培育出适宜机械作业的矮秆、早熟、籽粒灌浆快、后期苞叶松散和脱水快的品种，同时也更应大力推广机械化生产技术，并且不断的推进科技创新，不断提高生产力，开发研究适应不同作物和条件的收获机。所以，针对我国玉米联合收获机技术滞后的情况，本次设计针对玉米联合收获机液压传动底盘为研究对象，设计液压传动系统原理和机械换挡变速系统，时期满足玉米联合收获机在工作状态时的行驶条件和非工作状态的行驶条件。研究的基本内容和拟解决的主要问题、在充分查阅相关技术文献的基础上，掌握联合收获机的工作特点、研究液压闭式系统工作的优缺点、设计液压闭式系统，实现联合收获机底盘的驱动和无级变速、设计变速器，满足收获机在不同

24、条件下的行驶速度。第1章 标题 第1章 变速器基础知识1.1 变速器的功能、类型及特点 变速器可分为有级变速器和无级变速器两大类1. 有级变速器的类型及特点有级变速器诸要包括手动机械换挡变速器也电控换挡变速器。工程车辆上应用最广泛的是手动机械换挡变速器（Mechanical Transmission,简称MT)。它传动效率高、成本低、易于制造，但配备这样变速器的车辆需要频繁换挡变速以满足整机动力性要求，因此劳动强度大，生产效率低，容易造成驾驶员疲劳，降低行驶安全，并且更难以保证车辆始终工作在最佳动力性工作段或最佳经济性工作段，同时还存在着换挡时动力中断问题，这些严重制约了车辆性能的提高。电控换

25、挡变速器（Automatic Mechanical Transmission，简称AMT）档位多，极差小，由计算机控制可实现动力换挡，传动效率高，因此是有级变速的主要发展方向。但电控机械换挡变速器的换挡机构由同步器、杠杆拨叉与电液操纵机构组成，结构较为复杂，生产加工成本较高，制约了它的推广应用。2. 无级变速器类型及特点无级变速器主要包括液力自动变速器、金属带无级变速器、液压无级变速器、电动无级传动和液压机械无级变速器。液力自动变速器(Automatic Transmission，简称AT）是依靠液力变矩器实现无级变速，其技术成熟，控制方便，整机性能好，但传动效率低，造价高。金属带无级变速器（

26、Continuously variable Transmission,简称CVT）通过连续改变传动带的工作半径，实现无级变速传动。它可以最大限度的利用发动机特性，提高车辆的动力性和经济型，同时换挡平稳，形式性能较好。但也有很多缺点。首先CVT传递的转矩容量不大，目前主要应用于小排量得汽车；其次技术还不够成熟；同时造价和成本都比较高。液压机械无级变速器(Hydro-Mechanical Transmission，简称HMT)由机械变速装置、液压调速装置、与行星齿轮机构三部分组成。其中液压调速装置由液压泵和液压马达及其相关液压阀和液压附件组成，行星齿轮机构将机械和液压动力进行汇流合成。液压机械传动

27、是一种液压功率流与机械功率流并联的新型传动形式，通过机械传动实现传动高效率，利用小功率的液压元件使整个液压系统获得了无级变速的特性，液压传动与机械传动相结合实现机械无级变速，使整个系统传递效率大大提高。液压机械无级变速器有以下特点：（1）、能自动适应负荷和行驶、工作阻力的变化，实现无级调速，保证发动机工作在最佳工作点，有利于提高动力性、燃油经济性和工作效率。（2）、以液体为传力介质，能吸收衰减震动，冲击和噪声，并使传动系动载大为减轻，可提高零部件的使用寿命，这对工作条件恶劣的农业机械和工程机械尤为重要；（3）、能以很低的车速稳定行驶，可提高通用性和低速作业质量；（4）、体积小，重量轻，结构经凑

28、，易于布置。液压机械无级变速器以其转矩容量大，驾驶平稳，阻隔震动等优点可以较好的满足大马力机动车需要。第3章 标题洛阳理工学院毕业设计（论文） PAGE XVII PAGE 34第2章 液压系统的设计计算2.1 课题分析2.1.1 工作条件分析根据课题研究内容，能够实现玉米收获机在田间作业和正常路面行驶两种不同情况。在田间作业，地面阻力比较大，并且地面比较疏松，并且在行驶的同时要完成收割玉米任务，所以在田间作业时行驶速度不能太大，设定在田间行驶速度最大为v1=3km/h，并且由于在田间作业，不能破坏土质，所以收获机的重量也有要求，初步确定收获机的重量为m=9500kg。在非工作状态时，即在正常

29、路面行驶，由于地面阻力比较小，且路面比较平，所以所需要的牵引力比较小，所以可以获得相对比较大的速度，假设在非工作状态时的最大速度是v2=24km/h。由于收获机在形式过程和作业过程中收到的阻力不同，为了使收获机能够平稳的行驶和稳定的作业，初步设计成为液压传动系统和机械换挡系统。2.2 液压系统的分类液压传动的设备，无论怎样复杂，总是由一些基本回路和特殊回路组合而成，基本回路是用液压元件组成并能完成特定功能的油路结构。2.2.1 按回路在系统中的功能分类按基本回路在系统中的功能一般可以分为三大类：液压控制回路，即控制液压系统全部或局部压力而采用的调压回路、减压和增压回路等；方向控制回路，即改变执

30、行原件运动方向用的换向回路、平衡和锁紧回路、控制多个执行原件的顺序或同步回路等。此外，还有实现旋转运动的液压马达回路，电液伺服或比例控制系统采用伺服和比例控制回路。随着现代工业技术对液压技术的更高要求，不仅要求基本回路完成某项特定功能，还要求它们具有安全可靠、节能、低噪声、无泄漏和维护简单等功能。基本回路和液压元件都在不断增加、演变和趋向至更加完美的境界。2.2.2 按油液循环方式分类常见的液压系统按照工作油液循环方式不同，可分为开式系统和闭式系统。常见的液压系统大部分都是开式系统，开式系统的特点是，液压泵从油箱中吸取油液经换向阀送入执行元件（液压缸或液压马达），执行元件的回路经换向阀返回油箱

31、，工作油液在油箱中冷却及分离沉淀杂质后在进入工作循环，循环油路在油箱中断开，执行元件往往是采用单出杆双作用液压缸，运动方向靠换向阀、运动速度靠流量阀来调节，在油路上进回油的流量不相等，也不会影响系统的正常工作。相反地，在闭式系统内，液压泵输出的油液直接进入执行元件，执行元件的回油与液压泵的吸油管直接相连。执行元件通常是能连续旋转的液压马达，液压泵常用双向变量泵，以适应液压马达转速和旋转方向变化的要求。用补油泵来补充液压泵和液压马达的泄露。如果执行件是单出杆双作用液压缸，在往复运动时，进回油流量不相等，就是采用补油或排油的措施。在液压缸活塞杆伸出时，有杆腔的回油不足以满足无杆腔所需的油液，补油泵

32、的流量除了补充变量泵的泄露外，还必须要补充两腔进回油流量的差值。2.2.3按其他方式分类按液压能源的组成形式分类：定量泵溢流阀恒压能源、定量泵旁通型调速阀液压能源、双泵高低压系统、多泵分级流量供油系统、定量泵储能器供油系统、压力补偿变量泵液压能源、负载敏感变量泵液压能源。按采用的控制阀的性质分类：普通液压传动系统、电液比例控制系统和电液伺服系统。2.3 液压系统的设计2.3.1数据计算由于液压系统中靠液压马达传递扭矩向外输出功的，而在本次设计中，当收获机在工作过程中，马达受到的扭矩最大，所以按照工作状态进行设计计算。已知收获机重m=9500kg，工作时最大速度是3km/h，轮边减速器的减速比是

33、6.09。假设收获机在田间行驶时的摩擦系数为=0.24。假设为前轮驱动。则对前轮进行受力分析，受力图如图2-1轮子受到的压力F=mg/2=9500102=47500N则轮子受到的阻力f=N=F=0.2447500=11400N则轮子受到的转矩为T1=fR=114000.6=6840N图2-1 轮子受力图2.3.2回路方式的选择 在液压回路的选择是，一般选用开式回路，即执行原件的排油回油箱，油液经过沉淀、冷却后再进入液压泵的进口。但在行走机械、航空液压装置为减少体积和重量可以选择闭式回路，即执行元件的排油直接进入液压泵的进口。若对执行原件的输出要求高精度控制，应对输出量进行检测然后反馈控制液压系

34、统的压力和流量，即构成系统的大闭环控制。本次设计选择液压闭式回路。液压原理图见图2-2图2-2液压系统原理图2.3.3液压系统参数的计算 初选减速器的传动比为i1=5，差速器的传动比为i2=3，轮边减速器的传动比为i3=6.09从马达到车轮的整体减速比为i=i1i2i3=91.35马达的转矩T2=T1i=648091.35=74.87684729马达的排量V=2T2P=274.88=23.511mLr当收获机在工作时转速最低扭矩最大当收获机工作时车轮速度为V1=3Kmh0.833ms此时轮子转速为n1=60v12r=13.26rmin马达转速为n2=in1=91.3513.26=1211.70

35、rmin马达的理论流量为q0=vn210-3=23.5111211.70=28.4886Lmin2.3.4液压泵和液压马达的选择1.、液压马达的选择有前面计算可以知道马达的转速为1211.70rmin，流量为28.4886Lmin。所以根据上面计算结果可选择马达的型号为：MFB20RG10145马达的主要参数见表2-1表2-1 马达主要参数几何排量（ V ） mLr最高转速（nmax） r/min最低转速（nmin）r/min最高工作压力（P）MPa最大输出转矩（T）Nm重量（m）Kg42.8024005017.2101192、液压泵的选择由于存在选择油泵时，应首先根据系统对动力源的要求，确定

36、油泵的额定压力和额定流量，然后根据系统的工作环境、工作条件、系统对油泵精度的要求以及油泵本身的工作性能来选取油泵的类型、型号、规格。目前工业上常用的油泵类型，主要有齿轮泵、双作用叶片泵、限压式变量叶片泵和轴向柱塞泵。表2-2列出了上述几种泵的主要性能及优缺点。从表中可以看出：外啮合齿轮泵主要适用于中高压及中低压系统，特别是低压系统。目前常把它用于精度要求不高的一般机床及工程机械上。中高压齿轮泵常用于航空及造船等方面。铸造设备中常把低压齿轮泵作为辅助油泵使用。叶片泵由于工作平稳，流量脉动小，因此特别适用于中压、中速及精度要求较高的液压系统中。铸造设备、机床及一般工程机械中应用非常广泛。柱塞泵具有

37、许多优点，虽然价格昂贵及维修较困难，但是性能比其他液压泵要高。表2-2 油泵性能及优缺点对照表性能及优缺点外啮合齿轮泵双作用叶片泵限压式变量叶片泵轴向柱塞泵压力范围7206.3212.56.36.340流量范围0.755504210256310250流量调节不能不能能能容积效率0.70.90.80.940.850.90.950.98总效率0.60.80.750.850.750.850.850.95输出流量脉冲很大很小一般15%对油污染敏感度小中中大噪声大小较大大功率重量比中中小大结构简单稍复杂较复杂复杂价格便宜较贵较贵昂贵维护修理容易较难较难困难油液粘度54017403140172925444

38、0806388375425444098由于本次设计属于高压系统，且工作环境较差，精度要求较高，综合上述几种泵的优缺点，选择轴向柱塞泵。 液压泵的工作压力液压泵的工作压力是根据执行元件的工作性质来确定的。 pp p1 + p1 式中pp 执行元件的最大工作压力； p 1进油路上的压力损失，系统管路未曾画出以前，按经验资料选取： 一般节流调速系统和管道简单的系统取 p1 = 21055105Pa 进油路有调速阀的系统及管道复杂的系统取p1 = 510515105Pa液压泵的最大工作压力 pp = p1+ p1 =17.2+0.5 =17.7MPa液压泵的额定压力系统在工作的过程中常因过渡过程内的压

39、力超调或周期性的压力脉动而存在着动态压力，其值远超过静态压力。所以液压泵的额定压力应比系统最高压力大25%-60%。本系统负载变化不大，且无冲击载荷，故取额定压力为：Pn = (1.25-1.6)pp = 17.71.25 = 22.125 MPa由于存在泄露，故取泄露系数K=1.2则泵的流量为qvp=Kq0 =1.228.4886=34.18632L/min初步选择发动机的转速为2000r/min，则泵的转速为2000r/min则泵的排量为V=qvpn=34.186321032000=17.09316mL/r功率为P=2fv=2114000.833=18992.4W=19KW则可以选择泵的型

40、号为：25SCY141B泵的主要参数见表2-3表2-3 泵的主要参数排量（V）mL/r压力（P）MPa转速（n）r/min驱动功率（P）KW容积效率（ ）重量（m）Kg2531.515004.692%36变量形式：手动变量3、液压泵和液压马达的校核由于所选的泵是变量泵，所以泵的排量是可以调节的，马达是定量马达，所以马达的排量是一定的V1=42.80mL/r，当泵的排量达到最大时，泵的转速一定，由公式q=nV10-3 (V泵的排量；q流量；n泵的转速)得，液压系统流量达到最大。泵的最大流量qmax= =15002510-3=37.5L/min泵的容积效率为=95%所以马达的流量是q=qmax=3

41、7.595%=35.625L/min由于马达是定量马达，所以马达的批量一定，所以此时转速最大。马达最大转速是： nmax=q103v=36.62510342.8=832.36r/min在马达转速范围内，符合要求。泵的最小排量计算由于所选的马达是MFB20RG10145轴向柱塞马达，所以马达的最小转速是50r/min。此时马达的流量是：q=nv10-3=5042.810-3=2.14L/min 则泵的流量为qmin=q=2.1495%=2.25L/min此时泵的排量最小为：Vmin=qmin103n=2.251031500=1.5L/min有上可知，马达正常工作的条件是泵的最小排量应不小于1.5

42、L/min 马达扭矩校核T=PV2=17.242.82=117.16NmT2=74.88 Nm扭矩符合使用要求。2.3.5液压阀的选择选择液压阀应尽量选择标准定型产品。首先根据使用要求包括用途，动作方式，压力损失数值，工作寿命和阀的生产条件确定阀的形式，然后根据流经这个阀的油液的最大工作压力和流量来确定阀的规格。液压控制阀在液压系统中的功用是通过控制调节液压系统中的油液的流向、压力和流量，使执行器及其驱动的工作机构获得所需的运动方向、推力（转矩）及运动速度（转速）等。所设计的液压系统，将来能否按照既定要求正常可靠运行，在很大程度上取决于其中所采用的各种液压阀的性能优劣及参数匹配是否合理。各种液

43、压控制阀的规格型号，可以系统的最高压力和通过阀的实际流量为依据，并考虑阀的控制特性、稳定性及油口尺寸、外形尺寸与重量、安装连接方式、操纵方式、适应性与维修方便性、货源及产品历史等，从相关设计手册或产品样本中选取。各液压控制阀的额定压力和额定流量一般应与其使用压力和流量相接近。对于可靠性要求较高的系统，阀的额定压力应高出其使用压力较多。如果额定压力和额定流量小于使用压力和流量，则易引起液压卡紧和液动力，并对阀的工作品质产生不良影响；对于系统中的顺序阀和减压阀，其通过流量不应远小于额定流量，否则易产生振动或其他不稳定现象。对于流量阀，应注意其最小稳定流量。1、单向阀的型号：C1T033550主要参

44、数见表2-4表2-4 单向阀的主要参数重量（kg）额定流量(L/min)最高使用压力(MPa)开启压力(MPa)0.330250.35注：连接方式为管式连接2、溢流阀的型号：C175B主要参数见表2-5表2-5溢流阀的主要参数调压范围（MPa)最大流量(L/min)重量(kg）0.57121.6注：所使用的介质为粘度为(13860)m2s的矿物液压油，介质温度在2080。低压溢流阀的型号：SBG03VL40主要参数见表2-6表2-6低压溢流阀的主要参数调压范围（MPa）最大流量（L/min）重量（kg）0.4251004.14、高压溢流阀的型号：DT02H20主要参数及使用要求工作介质：矿物液

45、压油 压力调节范围：721MPa连接方式：管式连接2.3.6辅助元件的计算与选择1、过滤器的选择型号：WU型网式过滤器主要参数见表2-7表2-7 WU型网式过滤器过滤精度（m）压力损失（Pa）流量（L/min)通径(mm)1800.016325连接方式：管式连接油箱的选择油箱选择的原则：油箱容量的大小和系统的流量有关。一般容量可取系统最大流量的35倍，有前面计算可知，系统最大流量为37.5L/min，所以油箱容量为V=37.54=150L。根据国标JBT79381999，选择油箱的容量为160L。油管的设计与计算由于泵的最大流量是37.5L/min，选用钢管，查表可得到相关参数。油箱的主要参数

46、： 公称通径：12mm 钢管外径：18mm 接管头连接螺纹：M181.5 管子壁厚：2mm第3章 齿轮的设计与计算3.1 齿轮材料的选择和精度的选择一般齿轮的失效形式有齿面失效和齿根折断，因此在选择齿轮材料的时候应是齿轮具有足够的硬度和耐磨性，以抵抗齿面磨损、点蚀、胶合以及塑性变形，而且应该具有足够的弯曲强度，以抵抗齿根折断，因此对齿轮材料的选择的基本要求是：齿面要硬，齿芯要韧。所以本次设计所用的齿轮材料是45钢3.2 齿轮传动结构设计由于要实现换挡功能（只有两个挡位分别适应工作状态和菲工作状态），所以必须有要有双联滑移齿轮，并且传动比不大，可以设计成一级减速器，所以齿轮传动原理图的设计如图3

47、-1所示图3-1 齿轮传动原理图3.3齿轮结构的设计3.3.1传动比的确定初选齿轮3的齿数为Z3=20,则齿轮2的齿数Z2=Z3u=200.429=46.62,圆整取Z2=47实际传动比为u=Z3Z2=2047=0.426则齿轮的传动比误差为|u理u实|u理=|0.4290.426|0.429=0.699%5%，在允许范围内。3.3.2 齿轮工作载荷的计算由于马达的最大输出功率是：P1=pq=17.210635.62510-360=1.02125104w10.2kwP马达的工作压力（pa)q马达的最大流量（L/min)P1马达的功率（kw)假设从马达到变速器的传递效率是=90%则齿轮3的功率是

48、P3=P=10.290%=9.18kw齿轮3的转矩T3=9.55106P1n1=9.551069.1819544.49104Nmm=44.9Nm3.3.3齿轮的设计 1、确定计算参数 T3=9.551069.181954 =4.49104Nmm45Nmm按齿数Z2=47，Z3=20，查图615得3=0.6 2 =0.799则=3+2=0.66+0.799=1.399因是直齿轮 =0 ， 故 =1.399据表67可得，假设kA Ftb100 Nmm，则k=1.2据表66可得，因载荷有轻微冲击，且有液压装置驱动，所以kA=1.35据表69可得，由于齿轮不对称布置，取齿宽系数d=1据图611可得，查

49、得K=1.08试选kvt=1.05由公式k=kA kV kk=1.351.051.21.081.84由表68可得，查得ZE=189.8由表610可得，查得齿轮接触疲劳强度极限Hlim=510+12.7HRC=（510+12.752）MPa1170MPa计算应力循环次数假设该玉米联合收获机每天工作8小时，预期使用寿命10年，每年工作260天N3=60nrh=601954（102608）=2.44109N2=60nrh=60106(102608)=1.32108由图623，查得ZN3=1.0，ZN2=1.15 (不允许初选点蚀）由表611可得，取安全系数SH =1，由图624可得，工作硬化系数Zw

50、=1许用接触应力：取小值H3代入由图616查得Z=0.842、计算重新校核原设动载系数，齿轮速度为：查图68可得kv=1.11，与原假设kvt=1.05相差较大，修正求的模数为：m=d3z3 =4220=2.1mm 按表63取标准模数m=2.5mm，由此求得齿轮3的分度圆直径为：d3=mz=2.520mm=50mmd2=mz2=2.547=117.5mm齿宽b =d d3=150=50mm则大齿轮的齿宽b2=50mm，小齿轮的齿宽b3=55mm校核原设kAFtb100Nm Ft=2T3d3=24.510450=1800NKAFtb=1.35180050=48.6Nm100Nm符合假设3、校核齿

51、根弯曲疲劳强度按照下面公式进行校核F=YFaYSaYF查图621可得应力修正系数YFa2=2.27 YFa3=2.53 查图6-21得应力修正系数YSa2=1.7 YSa3=1.55 查表6-10得弯曲疲劳强度极限（大小齿轮硬度相同） Flim=720MPa取SF=1.25（表6-11） YX=1（由图6-26，因m5）查图6-25可得YN3=0.9 YN2=0.95比较：大齿轮较弱，应该按照大齿轮校核弯曲疲劳强度，查图6-22德重合度系数Y=0.75所以弯曲疲劳强度足够。3.4齿轮中心距的确定由于齿轮3和齿轮4做成双联滑移齿轮，所以齿轮1和齿轮4的中心距应和齿轮2和齿轮3的中心距相等，即a2

52、3=a14齿轮2和齿轮3 的中心距为：a23=（d2+d3)2=(117.5+50)2=83.75mm齿轮1和齿轮4的中心距为：a14=（d1+d4)2=(57.5+197.5)2=127.5mm 3-1 显然a23a14所以要进行修改，由于a23a14，考虑齿轮强度问题，只能增加齿轮2和齿轮3的齿数（模数不变），从而改变两齿轮的分度圆直径。假设修改后齿轮2和齿轮3的分度圆直径是d2、d3则a23=a14=(d2+d3)2=127.5mm 3-2 由于传动比不能改变，所以: u23=d3d2=0.426 有公式3-1、3-2可得：d2=178.8mm d3=76.2mm由于模数不变，m=2.5

53、,所以修正后的齿轮齿数为： Z2=d2m=178.82.5=71.52 Z3=d3m=76.22.5=30.48都去整后得： Z2=72 Z3=30则实际传动比 u23= Z3Z2=3072=0.412传动比误差为 (u理-u实)u理=（0.429-0.412）2=3.96%5%在允许范围内。则齿轮2和齿轮3的实际中心距为： a23=(d2+d3)2=（ Z2+Z3）m2 =(72+30)2.52=127.5=a14满足要求。3.5齿轮几何参数的确定齿轮几何参数的计算公式和结果见表3-1表3-1 齿轮的几何尺寸(mm)序号名称符号公式数据齿轮1齿轮2 齿轮3齿轮41模数m2.52压力角203齿

54、数z237230794分度圆直径dd=mz57.5 18075 197.55齿顶高haha=ha*m 2.56齿根高hfhf=(ha*+c*)m3.1257齿高hh=ha+hf5.6258顶隙cc=c*m0.6259齿距pp=m7.8510齿厚ss=m23.92511齿槽宽ee=m23.92512齿顶圆直径dada=d+2ha62.5 18580 202.513齿根圆直径dfdf=d2hf51.25173.7568.75191.2514基圆直径dbdb=dcos54.03169.1470.48185.5915标准中心距aa=（d1+d4)2 =（d2+d3)2127.516齿宽bb=10m25

55、第4章 轴的设计与计算4.1轴的设计原则由于轴的工作条件不同，即轴上零件和载荷分布以及轴承类型的多样性，轴的结构的设计具有较大的灵活性。归结起来应考虑的主要因素有：1、轴的结构形状应满足使用要求。零件在轴上的定位要固定可靠，保证轴和轴上零件以及轴承具有准确的工作位置；2、轴的结构应有利于提高轴的强度和刚度。力求使轴的受力情况合理，避免或减小应力集中；3、轴的加工及装配的工艺性。轴上零件应便于装拆与调整，尽可能简化轴的结构。4.2传动装置的运动和动力参数计算轴和齿轮的装配关系见图4-1图4-1和齿轮的装配关系4.2.1各轴的转速的计算i14=Z4Z1=7923=3.43i23=Z3Z2=3079

56、=0.42轴的转速n=832.36rmin轴的转速：由于轴上装的是双联滑移齿轮，所以轴上有两种不同的转速。当齿轮1和齿轮4啮合时，即i14=3.04则轴的转速为：n14=ni14=832.363.43242.67rmin当齿轮2和齿轮3啮合时，即i23=0.42则轴的转速为：n23=832.360.421981.81rmin4.2.2各轴的功率的计算轴的功率传递效率为 1=95%由前面计算可知，马达的功率为Pm=10.2kw则轴功率为：P=Pm=10.295%=9.69kw设齿轮间的功率传递效率为2=94%则轴的功率为：P=P2=9.6994%=9.12kw4.2.3各轴扭矩的计算轴的转矩：

57、T=9550Pn=95509.69832.36=111.18Nm轴的转矩： 当齿轮1和齿轮4啮合时,轴的转矩为： T14=9550Pn14=95509.12242.67=358.91Nm 当齿轮2和齿轮3啮合时,轴的转矩为： T23=9550Pn23=95509.121981.8143.95Nm4.3 轴的强度计算和结构设计4.3.1轴1的强度计算按许用扭转剪应力初估算轴的直径轴采用45钢，查表38.32可知A=118107，轴的许用转应力为=3040Nm2由表38.31可得：考虑到轴上有三个键槽，所以d值应增大10%15%，取中间值13%，则d=30.27527.4025mm,按联轴器标准，

58、取d=28mm。4.3.2轴1的结构设计根据装配简图，轴应设计成阶梯轴，并且轴的直径和齿轮以的直径相差不大，所以轴应结合前面所设计的齿轮1把轴设计成齿轮轴的形式。拟定套筒、左端轴承及端盖联轴器等依次由左端装配，齿轮2,、右端轴承及端盖由右端装配，根据变速器结构及齿轮、轴承的尺寸以及所有轴上的零件轴向定位和固定的要求，逐段确定轴的各段直径和长度。并画出轴的结构草图（结构图见图4-2）。根据装配简图，初步拟定套筒、左端轴承及端盖联轴器等依次由左端装配，齿轮2,、右端轴承及端盖由右端装配，根据变速器结构及齿轮、轴承的尺寸以及所有轴上的零件轴向定位和固定的要求，逐段确定轴的各段直径和长度。（下图从左至

59、右一次编号、）4-2 轴结构图1）、装联轴器段（） 按传递转矩、转速选取弹性柱销联轴器LX2，取d=28mm,l=44mm。2）、装左端轴承端盖（） 为满足半联轴器轴向定位，处轴肩d=34mm。轴段的长度由端盖宽度及其固定螺钉所需要空间确定，l=40mm.3)、装轴承段（，） 轴的直径应结合所选的轴承确定。因为直齿圆柱齿轮不受轴向力，故选用一对圆柱滚子轴承。由d =34mm,查手册初定为NU1008轴承，其中尺寸为dDB=406815。轴段的长度及轴承的宽度，而轴段得长度则与轴承和箱体的相对位置、齿轮轮毂与箱体内壁的间距等尺寸有关，取l=55mm。4）、齿轮轴段（）应根据前面所设计的齿轮1相关

60、尺寸来确定这段轴的相关尺寸。5）、轴环段（） 齿轮右端用轴环定位，取50mm，长度取30mm。6）、装齿轮2段（） 齿轮2轮毂孔径取45mm，轮毂宽度取70mm。为定位可靠，轴段长度取68mm，略小于轮毂宽度。由于定位不同，用直径不同的阶梯套筒顶住轴承及齿轮2，进行轴向定位。8）、自由段（） 按N1008轴承对轴肩定位高度的要求，去d=47mm左端轴承定位套筒、右端齿轮定位套筒都可取此尺寸。3、按许用弯曲应力校核轴的强度作出轴的计算简图（见图4-3）图4-3 轴计算简图Ft=3615NFr= Fttan20=1315.75NFn=3847NC水平面受力图及弯矩图（见图4-4）图4-4 水平面受