機(jī)械設(shè)計畢業(yè)設(shè)計論文[共41頁]

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1、洛陽理工學(xué)院畢業(yè)設(shè)計（論文） 液壓機(jī)械無級變速器 摘 要 收獲機(jī)是衡量一個國家農(nóng)業(yè)發(fā)展的重要指標(biāo)之一，而驅(qū)動部分是提高其工作效率和保證工作質(zhì)量的關(guān)鍵因素。液壓無級變系統(tǒng)是底盤驅(qū)動的心臟。由于收獲機(jī)的工作條件惡劣，要求實(shí)現(xiàn)的動作復(fù)雜，于是它對液壓系統(tǒng)的設(shè)計提出了很高的要求，其液壓系統(tǒng)也是農(nóng)業(yè)機(jī)械液壓系統(tǒng)中比較復(fù)雜的。因此，對收獲機(jī)液壓系統(tǒng)的分析設(shè)計對推動我國農(nóng)業(yè)機(jī)械的發(fā)展具有十分重要的意義。 本次研究的課題是液壓機(jī)械無級變速系統(tǒng)（應(yīng)用在收獲機(jī)）。液壓機(jī)械無級變速系統(tǒng)重要有兩個系統(tǒng)組成：液壓系統(tǒng)，實(shí)現(xiàn)無級調(diào)速；傳動系統(tǒng)，實(shí)現(xiàn)換擋。其中液壓系統(tǒng)采用液壓閉式系統(tǒng)。傳動系統(tǒng)利用多檔變速箱

2、實(shí)現(xiàn)其變速。從而適應(yīng)收獲機(jī)在不同條件下的驅(qū)動工作。 關(guān)鍵詞：液壓機(jī)械無級變速系統(tǒng)，液壓閉式系統(tǒng)，變速箱 Hydraulic mechanical continuously variable system ABSTRACT Harvester is a measure of a country's agricultural development is an important indicator of the drive section is to improve its efficiency and guarantee the quality

3、 of the key factors. Hydraulic 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 i

4、s more complex. Therefore, 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 mec

5、hanical continuously variable 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 differ

6、ent conditions of work. KEY WORDS: Hydraulic mechanical continuously variable system， Hydraulic closed system，Transmission 5 目　錄 前　言 1 第1章 變速器基礎(chǔ)知識 4 1.1 變速器的功能、類型及特點(diǎn) 4 第2章 液壓系統(tǒng)的設(shè)計計算 6 2.1 課題分析 6 2.1.1 工作條件分析 6 2.2 液壓系統(tǒng)的分類 6 2.2.1 按回路在系統(tǒng)中的功能分類 6 2.2.2 按油液循環(huán)方式分類 7 2.2.3按其他方式分類

7、7 2.3 液壓系統(tǒng)的設(shè)計 7 2.3.1數(shù)據(jù)計算 8 2.3.2回路方式的選擇 8 2.3.3液壓系統(tǒng)參數(shù)的計算 9 2.3.4液壓泵和液壓馬達(dá)的選擇 9 2.3.5液壓閥的選擇 13 2.3.6輔助元件的計算與選擇 14 第3章 齒輪的設(shè)計與計算 16 3.1 齒輪材料的選擇和精度的選擇 16 3.2 齒輪傳動結(jié)構(gòu)設(shè)計 16 3.3齒輪結(jié)構(gòu)的設(shè)計 17 3.3.1傳動比的確定 17 3.3.2 齒輪工作載荷的計算 17 3.3.3齒輪的設(shè)計 17 3.4齒輪中心距的確定 20 3.5齒輪幾何參數(shù)的確定 21 第4章 軸的設(shè)計與計算 23 4.1軸的設(shè)計

8、原則 23 4.2傳動裝置的運(yùn)動和動力參數(shù)計算 23 4.2.1各軸的轉(zhuǎn)速的計算 24 4.2.2各軸的功率的計算 24 4.2.3各軸扭矩的計算 24 4.3 軸的強(qiáng)度計算和結(jié)構(gòu)設(shè)計 25 4.3.1軸1的強(qiáng)度計算 25 4.3.2軸1的結(jié)構(gòu)設(shè)計 25 4.3.2軸2的強(qiáng)度計算 29 4.3.3軸2的結(jié)構(gòu)設(shè)計 29 第5章 變速器其他零件的設(shè)計 31 5.1 軸承蓋的設(shè)計 31 5.1.1 軸承蓋的分類及其材料 31 5.1.2 軸承蓋的設(shè)計注意事項(xiàng) 31 5.1.3 軸承蓋結(jié)構(gòu)的設(shè)計 31 5.2 窺視孔蓋和窺視孔的設(shè)計 32 5.3 排油孔與油塞的設(shè)計 3

9、2 5.4 通氣器的設(shè)計 32 5.5 游標(biāo)的設(shè)計 33 5.6 吊環(huán)螺釘、吊耳和吊鉤的設(shè)計 33 5.7 定位銷和起蓋螺釘?shù)脑O(shè)計 33 5.7.1 定位銷的設(shè)計 33 5.7.2 起蓋螺釘?shù)脑O(shè)計 34 結(jié)　論 35 謝 辭 36 參考文獻(xiàn) 37 前　言 隨著我國農(nóng)業(yè)科技的發(fā)展，聯(lián)合收獲機(jī)在農(nóng)田建設(shè)和農(nóng)田作業(yè)等農(nóng)業(yè)領(lǐng)域應(yīng)用越來越廣泛。聯(lián)合收獲機(jī)技術(shù)的發(fā)展對全面實(shí)現(xiàn)農(nóng)業(yè)機(jī)械化起著至關(guān)重要的作用。目前隨著聯(lián)合收獲機(jī)功率的提高，以及運(yùn)輸業(yè)的快速發(fā)展，對聯(lián)合收獲機(jī)的可操控性提出了更高的要求。而變速器是提高聯(lián)合收獲機(jī)性能的重要部件。它不僅決定了聯(lián)合收獲機(jī)的動力性和燃

10、油的經(jīng)濟(jì)性，同時也決定了做業(yè)效率，所以變速器技術(shù)的發(fā)展成為聯(lián)合收獲機(jī)技術(shù)發(fā)展的重要領(lǐng)域。而液壓無級變速器能很好的適應(yīng)聯(lián)合收獲機(jī)的使用性能。 液壓機(jī)械無級變速器于20世紀(jì)60年代開始在軍用坦克和裝甲車上應(yīng)用。美國通用電氣公司60年代研制的HMPT-500液壓機(jī)械傳動綜合變速箱，它具有無級變速兼轉(zhuǎn)向功能，成功地應(yīng)用于M2步兵戰(zhàn)車以及M3偵察車和多管火箭發(fā)射車上，取得了較大的成功。70年代初，美國Sundstrand公司也研制了適用于輪式車輛的DMT-25全自動液壓機(jī)械雙流傳動變速器，變速操縱為液壓自動操縱。另外日本的小松公司開發(fā)了首個用于裝載機(jī)、推土機(jī)等工程機(jī)械的液壓機(jī)械變速器。它充分發(fā)揮了液壓

11、機(jī)械傳動的優(yōu)點(diǎn)，傳動效率高，具有自動換速變檔功能。根據(jù)小松報告，液壓機(jī)械傳動與液力機(jī)械傳動相比，工作效率最大可提高29%，燃油經(jīng)濟(jì)性可提高24%。但由于制造成本高，液壓機(jī)械無級變速器在農(nóng)業(yè)機(jī)械上的實(shí)際開發(fā)應(yīng)用主要從上世紀(jì)末開始。 變速器自動控制技術(shù)主要有以下發(fā)展趨勢：控制軟件逐漸向智能化方向發(fā)展。隨著機(jī)械行業(yè)、現(xiàn)代計算機(jī)技術(shù)、人工智能、微電子，人機(jī)工程學(xué)等學(xué)科的高速發(fā)展，控制的技術(shù)工具發(fā)生了革命性的變化。一個智能化的時代已經(jīng)到來，，其明顯標(biāo)志就是智能自動化。在車輛變速控制系統(tǒng)中，經(jīng)典控制理論和現(xiàn)在控制理論都已經(jīng)得到了比較成功的應(yīng)用。隨著科學(xué)技術(shù)的不斷發(fā)展，無級變速器自動控制還有許多待開發(fā)和研

12、究的課題。 本次設(shè)計的主要內(nèi)容，目的及意義 動力傳動系統(tǒng)是收獲機(jī)的核心部件。而收獲機(jī)工作條件比較差給動力傳動系統(tǒng)提出了非常苛刻的條件。經(jīng)過工作條件分析，市場調(diào)查，以及經(jīng)濟(jì)估算，液壓無級變速器能夠滿足聯(lián)合收獲機(jī)的工作條件，并且能夠提其工作效率和燃油經(jīng)濟(jì)性，而液壓無級變速系統(tǒng)是實(shí)現(xiàn)其性能的重要保障，更是提高其工作性和燃油經(jīng)濟(jì)性的重要技術(shù)基礎(chǔ)。 選題的依據(jù)和研究的意義： 據(jù)調(diào)查，2010年在糧食總產(chǎn)增加的份額中，玉米占了一半以上。為確保玉米生產(chǎn)再上新臺階，2010年，在全國農(nóng)牧漁大縣局長輪訓(xùn)班上，從何專家到學(xué)員形成了一個共識，當(dāng)前我國玉米產(chǎn)業(yè)最重要的任務(wù)就是改革耕作制度。 近幾年來，玉米聯(lián)

13、合收獲機(jī)的研制生產(chǎn)與推廣應(yīng)用，始終是機(jī)械化的一個熱點(diǎn)，吸引了眾多的科研單位和生產(chǎn)企業(yè)。據(jù)不完全統(tǒng)計，截止2000年底，我國研制開發(fā)玉米聯(lián)合收獲機(jī)的企業(yè)達(dá)60多家，產(chǎn)品有20余種，80多個機(jī)型。但是，因?yàn)槲覈衩追N植和收獲方式的復(fù)雜性，傳統(tǒng)玉米收獲機(jī)械工作原理上的局限性，技術(shù)設(shè)計的不成熟性賀制造質(zhì)量的不穩(wěn)定性，許多產(chǎn)品存在著動力消耗大、工作效率低、秸稈粉碎效果差、根茬不能一次性處理等問題，是玉米收獲成為制約我國農(nóng)業(yè)機(jī)械化發(fā)展的一個“瓶頸”。 隨著科技的發(fā)展，液壓技術(shù)在農(nóng)業(yè)機(jī)械中的應(yīng)用日益廣泛，以成為農(nóng)業(yè)機(jī)械實(shí)現(xiàn)現(xiàn)代化的重要手段。液壓技術(shù)可以使農(nóng)業(yè)機(jī)械操縱靈活，并且實(shí)現(xiàn)自動控制，因而可提高勞動生

14、產(chǎn)效率、機(jī)器使用性能和經(jīng)濟(jì)效益。50年代前液壓技術(shù)就應(yīng)用在農(nóng)業(yè)拖拉機(jī)的懸掛機(jī)構(gòu)上，以后又在聯(lián)合收割機(jī)、大型農(nóng)具上得到了廣泛的應(yīng)用。目前，液壓操縱系統(tǒng)控制農(nóng)機(jī)具的升降、農(nóng)業(yè)機(jī)械轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)的操縱；液壓轉(zhuǎn)向系統(tǒng)指自行式農(nóng)業(yè)機(jī)械轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)的操縱；液壓驅(qū)動系統(tǒng)指自行式農(nóng)業(yè)機(jī)械行走部分的液壓驅(qū)動及其它回轉(zhuǎn)部件的驅(qū)動。 所以我認(rèn)為，不僅要改革耕作制度，盡快培育出適宜機(jī)械作業(yè)的矮稈、早熟、籽粒灌漿快、后期苞葉松散和脫水快的品種，同時也更應(yīng)大力推廣機(jī)械化生產(chǎn)技術(shù)，并且不斷的推進(jìn)科技創(chuàng)新，不斷提高生產(chǎn)力，開發(fā)研究適應(yīng)不同作物和條件的收獲機(jī)。 所以，針對我國玉米聯(lián)合收獲機(jī)技術(shù)滯后的情況，本次設(shè)計針對玉米聯(lián)合收獲機(jī)液

15、壓傳動底盤為研究對象，設(shè)計液壓傳動系統(tǒng)原理和機(jī)械換擋變速系統(tǒng)，時期滿足玉米聯(lián)合收獲機(jī)在工作狀態(tài)時的行駛條件和非工作狀態(tài)的行駛條件。 研究的基本內(nèi)容和擬解決的主要問題 （1） 、在充分查閱相關(guān)技術(shù)文獻(xiàn)的基礎(chǔ)上，掌握聯(lián)合收獲機(jī)的工作特點(diǎn) （2） 、研究液壓閉式系統(tǒng)工作的優(yōu)缺點(diǎn) （3） 、設(shè)計液壓閉式系統(tǒng)，實(shí)現(xiàn)聯(lián)合收獲機(jī)底盤的驅(qū)動和無級變速 （4） 、設(shè)計變速器，滿足收獲機(jī)在不同條件下的行駛速度。 第1章 變速器基礎(chǔ)知識 1.1 變速器的功能、類型及特點(diǎn) 變速器可分為有級變速器和無級變速器兩大類 1. 有級變速器的類型及特點(diǎn) 有級變速器諸要包括手動機(jī)械換擋

16、變速器也電控?fù)Q擋變速器。 工程車輛上應(yīng)用最廣泛的是手動機(jī)械換擋變速器（Mechanical Transmission,簡稱MT)。它傳動效率高、成本低、易于制造，但配備這樣變速器的車輛需要頻繁換擋變速以滿足整機(jī)動力性要求，因此勞動強(qiáng)度大，生產(chǎn)效率低，容易造成駕駛員疲勞，降低行駛安全，并且更難以保證車輛始終工作在最佳動力性工作段或最佳經(jīng)濟(jì)性工作段，同時還存在著換擋時動力中斷問題，這些嚴(yán)重制約了車輛性能的提高。 電控?fù)Q擋變速器（Automatic Mechanical Transmission，簡稱AMT）檔位多，極差小，由計算機(jī)控制可實(shí)現(xiàn)動力換擋，傳動效率高，因此是有級變速的主要發(fā)展方向。但

17、電控機(jī)械換擋變速器的換擋機(jī)構(gòu)由同步器、杠桿撥叉與電液操縱機(jī)構(gòu)組成，結(jié)構(gòu)較為復(fù)雜，生產(chǎn)加工成本較高，制約了它的推廣應(yīng)用。 2. 無級變速器類型及特點(diǎn) 無級變速器主要包括液力自動變速器、金屬帶無級變速器、液壓無級變速器、電動無級傳動和液壓機(jī)械無級變速器。 液力自動變速器(Automatic Transmission，簡稱AT）是依靠液力變矩器實(shí)現(xiàn)無級變速，其技術(shù)成熟，控制方便，整機(jī)性能好，但傳動效率低，造價高。 金屬帶無級變速器（Continuously variable Transmission,簡稱CVT）通過連續(xù)改變傳動帶的工作半徑，實(shí)現(xiàn)無級變速傳動。它可以最大限度的利用發(fā)動機(jī)特性，

18、提高車輛的動力性和經(jīng)濟(jì)型，同時換擋平穩(wěn)，形式性能較好。但也有很多缺點(diǎn)。首先CVT傳遞的轉(zhuǎn)矩容量不大，目前主要應(yīng)用于小排量得汽車；其次技術(shù)還不夠成熟；同時造價和成本都比較高。 液壓機(jī)械無級變速器(Hydro-Mechanical Transmission，簡稱HMT)由機(jī)械變速裝置、液壓調(diào)速裝置、與行星齒輪機(jī)構(gòu)三部分組成。其中液壓調(diào)速裝置由液壓泵和液壓馬達(dá)及其相關(guān)液壓閥和液壓附件組成，行星齒輪機(jī)構(gòu)將機(jī)械和液壓動力進(jìn)行匯流合成。液壓機(jī)械傳動是一種液壓功率流與機(jī)械功率流并聯(lián)的新型傳動形式，通過機(jī)械傳動實(shí)現(xiàn)傳動高效率，利用小功率的液壓元件使整個液壓系統(tǒng)獲得了無級變速的特性，液壓傳動與機(jī)械傳動相結(jié)合實(shí)

19、現(xiàn)機(jī)械無級變速，使整個系統(tǒng)傳遞效率大大提高。 液壓機(jī)械無級變速器有以下特點(diǎn)： （1）、能自動適應(yīng)負(fù)荷和行駛、工作阻力的變化，實(shí)現(xiàn)無級調(diào)速，保證發(fā)動機(jī)工作在最佳工作點(diǎn)，有利于提高動力性、燃油經(jīng)濟(jì)性和工作效率。 （2）、以液體為傳力介質(zhì)，能吸收衰減震動，沖擊和噪聲，并使傳動系動載大為減輕，可提高零部件的使用壽命，這對工作條件惡劣的農(nóng)業(yè)機(jī)械和工程機(jī)械尤為重要； （3）、能以很低的車速穩(wěn)定行駛，可提高通用性和低速作業(yè)質(zhì)量； （4）、體積小，重量輕，結(jié)構(gòu)經(jīng)湊，易于布置。 液壓機(jī)械無級變速器以其轉(zhuǎn)矩容量大，駕駛平穩(wěn)，阻隔震動等優(yōu)點(diǎn)可以較好的滿足大馬力機(jī)動車需要。 洛陽理工學(xué)院畢業(yè)

20、設(shè)計（論文） 第2章 液壓系統(tǒng)的設(shè)計計算 2.1 課題分析 2.1.1 工作條件分析 根據(jù)課題研究內(nèi)容，能夠?qū)崿F(xiàn)玉米收獲機(jī)在田間作業(yè)和正常路面行駛兩種不同情況。 在田間作業(yè)，地面阻力比較大，并且地面比較疏松，并且在行駛的同時要完成收割玉米任務(wù)，所以在田間作業(yè)時行駛速度不能太大，設(shè)定在田間行駛速度最大為v1=3km/h，并且由于在田間作業(yè)，不能破壞土質(zhì)，所以收獲機(jī)的重量也有要求，初步確定收獲機(jī)的重量為m=9500kg。 在非工作狀態(tài)時，即在正常路面行駛，由于地面阻力比較小，且路面比較平，所以所需要的牽引力比較小，所以可以獲得相對比較大的速度，假設(shè)在非工作狀態(tài)時的最大速度是

21、v2=24km/h。 由于收獲機(jī)在形式過程和作業(yè)過程中收到的阻力不同，為了使收獲機(jī)能夠平穩(wěn)的行駛和穩(wěn)定的作業(yè)，初步設(shè)計成為液壓傳動系統(tǒng)和機(jī)械換擋系統(tǒng)。 2.2 液壓系統(tǒng)的分類 液壓傳動的設(shè)備，無論怎樣復(fù)雜，總是由一些基本回路和特殊回路組合而成，基本回路是用液壓元件組成并能完成特定功能的油路結(jié)構(gòu)。 2.2.1 按回路在系統(tǒng)中的功能分類 按基本回路在系統(tǒng)中的功能一般可以分為三大類：液壓控制回路，即控制液壓系統(tǒng)全部或局部壓力而采用的調(diào)壓回路、減壓和增壓回路等；方向控制回路，即改變執(zhí)行原件運(yùn)動方向用的換向回路、平衡和鎖緊回路、控制多個執(zhí)行原件的順序或同步回路等。此外，還有實(shí)現(xiàn)旋轉(zhuǎn)

22、運(yùn)動的液壓馬達(dá)回路，電液伺服或比例控制系統(tǒng)采用伺服和比例控制回路。隨著現(xiàn)代工業(yè)技術(shù)對液壓技術(shù)的更高要求，不僅要求基本回路完成某項(xiàng)特定功能，還要求它們具有安全可靠、節(jié)能、低噪聲、無泄漏和維護(hù)簡單等功能?；净芈泛鸵簤涸荚诓粩嘣黾?、演變和趨向至更加完美的境界。 2.2.2 按油液循環(huán)方式分類 常見的液壓系統(tǒng)按照工作油液循環(huán)方式不同，可分為開式系統(tǒng)和閉式系統(tǒng)。 常見的液壓系統(tǒng)大部分都是開式系統(tǒng)，開式系統(tǒng)的特點(diǎn)是，液壓泵從油箱中吸取油液經(jīng)換向閥送入執(zhí)行元件（液壓缸或液壓馬達(dá)），執(zhí)行元件的回路經(jīng)換向閥返回油箱，工作油液在油箱中冷卻及分離沉淀雜質(zhì)后在進(jìn)入工作循環(huán)，循環(huán)油路在油箱中斷開，執(zhí)行元

23、件往往是采用單出桿雙作用液壓缸，運(yùn)動方向靠換向閥、運(yùn)動速度靠流量閥來調(diào)節(jié)，在油路上進(jìn)回油的流量不相等，也不會影響系統(tǒng)的正常工作。相反地，在閉式系統(tǒng)內(nèi)，液壓泵輸出的油液直接進(jìn)入執(zhí)行元件，執(zhí)行元件的回油與液壓泵的吸油管直接相連。執(zhí)行元件通常是能連續(xù)旋轉(zhuǎn)的液壓馬達(dá)，液壓泵常用雙向變量泵，以適應(yīng)液壓馬達(dá)轉(zhuǎn)速和旋轉(zhuǎn)方向變化的要求。用補(bǔ)油泵來補(bǔ)充液壓泵和液壓馬達(dá)的泄露。如果執(zhí)行件是單出桿雙作用液壓缸，在往復(fù)運(yùn)動時，進(jìn)回油流量不相等，就是采用補(bǔ)油或排油的措施。在液壓缸活塞桿伸出時，有桿腔的回油不足以滿足無桿腔所需的油液，補(bǔ)油泵的流量除了補(bǔ)充變量泵的泄露外，還必須要補(bǔ)充兩腔進(jìn)回油流量的差值。 2.2.3

24、按其他方式分類 按液壓能源的組成形式分類：定量泵—溢流閥恒壓能源、定量泵—旁通型調(diào)速閥液壓能源、雙泵高低壓系統(tǒng)、多泵分級流量供油系統(tǒng)、定量泵—儲能器供油系統(tǒng)、壓力補(bǔ)償變量泵液壓能源、負(fù)載敏感變量泵液壓能源。 按采用的控制閥的性質(zhì)分類：普通液壓傳動系統(tǒng)、電液比例控制系統(tǒng)和電液伺服系統(tǒng)。 2.3 液壓系統(tǒng)的設(shè)計 2.3.1數(shù)據(jù)計算 由于液壓系統(tǒng)中靠液壓馬達(dá)傳遞扭矩向外輸出功的，而在本次設(shè)計中，當(dāng)收獲機(jī)在工作過程中，馬達(dá)受到的扭矩最大，所以按照工作狀態(tài)進(jìn)行設(shè)計計算。 已知收獲機(jī)重m=9500kg，工作時最大速度是3km/h，輪邊減速器的減速比是6.09。假設(shè)收獲機(jī)在田間行駛時的摩

25、擦系數(shù)為μ=0.24。假設(shè)為前輪驅(qū)動。則對前輪進(jìn)行受力分析，受力圖如圖2-1 輪子受到的壓力F=mg/2=9500×10／2=47500N 則輪子受到的阻力f=μN(yùn)=μF=0.24×47500=11400N 則輪子受到的轉(zhuǎn)矩為T1=f×R=11400×0.6=6840N 圖2-1 輪子受力圖 2.3.2回路方式的選擇 在液壓回路的選擇是，一般選用開式回路，即執(zhí)行原件的排油回油箱，油液經(jīng)過沉淀、冷卻后再進(jìn)入液壓泵的進(jìn)口。但在行走機(jī)械、航空液壓裝置為減少體積和重量可以選擇閉式回路，即執(zhí)行元件的排油直接進(jìn)入液壓泵的進(jìn)口。 若對執(zhí)行

26、原件的輸出要求高精度控制，應(yīng)對輸出量進(jìn)行檢測然后反饋控制液壓系統(tǒng)的壓力和流量，即構(gòu)成系統(tǒng)的大閉環(huán)控制。 本次設(shè)計選擇液壓閉式回路。液壓原理圖見圖2-2 圖2-2液壓系統(tǒng)原理圖 2.3.3液壓系統(tǒng)參數(shù)的計算 初選減速器的傳動比為i1=5，差速器的傳動比為i2=3，輪邊減速器的傳動比為i3=6.09 從馬達(dá)到車輪的整體減速比為i=i1×i2×i3=91.35 馬達(dá)的轉(zhuǎn)矩T2=T1／i=6480／91.35=74.87684729 馬達(dá)的排量V=2πT2／P=2π×74.88=23.511mL／r 當(dāng)收獲機(jī)在工作時轉(zhuǎn)速最低扭矩最大 當(dāng)收獲機(jī)

27、工作時車輪速度為V1=3Km／h＝0.833m／s 此時輪子轉(zhuǎn)速為n1=60×v1／2πr=13.26r／min 馬達(dá)轉(zhuǎn)速為n2=i×n1=91.35×13.26=1211.70r／min 馬達(dá)的理論流量為q0=vn2×10-3=23.511×1211.70=28.4886L／min 2.3.4液壓泵和液壓馬達(dá)的選擇 1.、液壓馬達(dá)的選擇 有前面計算可以知道馬達(dá)的轉(zhuǎn)速為1211.70r／min，流量為28.4886 L／min。 所以根據(jù)上面計算結(jié)果可選擇馬達(dá)的型號為：MFB20—RG—10—145 馬達(dá)的主要參數(shù)見表2-

28、1 表2-1 馬達(dá)主要參數(shù) 幾何排量（ V ） mL／r 最高轉(zhuǎn)速（nmax） r/min 最低轉(zhuǎn)速 （nmin） r/min 最高工作壓力（P） MPa 最大輸出轉(zhuǎn)矩（T） N·m 重量（m） Kg 42.80 2400 50 17.2 101 19 2、液壓泵的選擇 由于存在選擇油泵時，應(yīng)首先根據(jù)系統(tǒng)對動力源的要求，確定油泵的額定壓力和額定流量，然后根據(jù)系統(tǒng)的工作環(huán)境、工作條件、系統(tǒng)對油泵精度的要求以及油泵本身的工作性能來選取油泵的類型、型號、規(guī)格。 目前工業(yè)上常用的油泵類型，主要有齒輪泵、雙作用葉片泵、限壓式變量葉片泵和軸向柱

29、塞泵。表2-2列出了上述幾種泵的主要性能及優(yōu)缺點(diǎn)。從表中可以看出：外嚙合齒輪泵主要適用于中高壓及中低壓系統(tǒng)，特別是低壓系統(tǒng)。目前常把它用于精度要求不高的一般機(jī)床及工程機(jī)械上。中高壓齒輪泵常用于航空及造船等方面。鑄造設(shè)備中常把低壓齒輪泵作為輔助油泵使用。葉片泵由于工作平穩(wěn)，流量脈動小，因此特別適用于中壓、中速及精度要求較高的液壓系統(tǒng)中。鑄造設(shè)備、機(jī)床及一般工程機(jī)械中應(yīng)用非常廣泛。柱塞泵具有許多優(yōu)點(diǎn)，雖然價格昂貴及維修較困難，但是性能比其他液壓泵要高。 表2-2 油泵性能及優(yōu)缺點(diǎn)對照表 性能及優(yōu)缺點(diǎn) 外嚙合齒輪泵 雙作用葉片泵 限壓式變量葉片泵 軸向柱塞泵 壓力范圍 7～20 6

30、.3～21 2.5～6.3 6.3～40 流量范圍 0.75～550 4～210 25～63 10～250 流量調(diào)節(jié) 不能 不能 能 能 容積效率 0.7～0.9 0.8～0.94 0.85～0.9 0.95～0.98 總效率 0.6～0.8 0.75～0.85 0.75～0.85 0.85～0.95 輸出流量脈沖 很大 很小 一般 1～5% 對油污染敏感度 小 中 中 大 噪聲 大 小 較大 大 功率重量比 中 中 小 大 結(jié)構(gòu) 簡單 稍復(fù)雜 較復(fù)雜 復(fù)雜 價格 便宜 較貴 較貴 昂貴

31、維護(hù)修理 容易 較難 較難 困難 油液粘度 5～40℃ 17～40 31～40 17～29 25～44 40～80℃　 63～88 37～54 25～44 40～98 由于本次設(shè)計屬于高壓系統(tǒng)，且工作環(huán)境較差，精度要求較高，綜合上述幾種泵的優(yōu)缺點(diǎn)，選擇軸向柱塞泵。 液壓泵的工作壓力 液壓泵的工作壓力是根據(jù)執(zhí)行元件的工作性質(zhì)來確定的。 pp ≥ p1 + ∑△p1 式中pp ——執(zhí)行元件的最大工作壓力； ∑△p 1——進(jìn)油路上的壓力損失，系統(tǒng)管路未曾畫出以前，按經(jīng)驗(yàn)資料選?。? 一般節(jié)流調(diào)速系統(tǒng)和管道簡單的系統(tǒng)

32、取 ∑△p1 = 2×105～5×105Pa 進(jìn)油路有調(diào)速閥的系統(tǒng)及管道復(fù)雜的系統(tǒng)取 ∑△p1 = 5×105～15×105Pa 液壓泵的最大工作壓力 pp = p1+ ∑△p1 =17.2+0.5 =17.7MPa 液壓泵的額定壓力 系統(tǒng)在工作的過程中常因過渡過程內(nèi)的壓力超調(diào)或周期性的壓力脈動而存在著動態(tài)壓力，其值遠(yuǎn)超過靜態(tài)壓力。所以液壓泵的額定壓力應(yīng)比系統(tǒng)最高壓力大25%-60

33、%。本系統(tǒng)負(fù)載變化不大，且無沖擊載荷，故取額定壓力為： Pn = (1.25-1.6)pp = 17.7×1.25 = 22.125 MPa 由于存在泄露，故取泄露系數(shù)K=1.2 則泵的流量為qvp=K×q0 =1.2×28.4886=34.18632L/min 初步選擇發(fā)動機(jī)的轉(zhuǎn)速為2000r/min，則泵的轉(zhuǎn)速為2000r/min 則泵的排量為V=qvp／n=34.18632×103／2000=17.09316mL/r 功率為P=2fv=2×11400×0.833=18992.4W=19KW 則

34、可以選擇泵的型號為：25SCY14—1B 泵的主要參數(shù)見表2-3 表2-3 泵的主要參數(shù) 排量（V）mL/r 壓力（P）MPa 轉(zhuǎn)速（n）r/min 驅(qū)動功率（P）KW 容積效率（ η） 重量（m）Kg 25 31.5 1500 4.6 ≥92% 36 變量形式：手動變量 3、液壓泵和液壓馬達(dá)的校核 由于所選的泵是變量泵，所以泵的排量是可以調(diào)節(jié)的，馬達(dá)是定量馬達(dá)，所以馬達(dá)的排量是一定的V1=42.80mL/r，當(dāng)泵的排量達(dá)到最大時，泵的轉(zhuǎn)速一定，由公式q=n×V×10-3 (V—泵的排量；q—流量；n—泵的轉(zhuǎn)速)得，液壓系統(tǒng)流量達(dá)到最大

35、。 泵的最大流量qmax= =1500×25×10-3=37.5L/min 泵的容積效率為η=95% 所以馬達(dá)的流量是q=qmax×η=37.5×95%=35.625L/min 由于馬達(dá)是定量馬達(dá)，所以馬達(dá)的批量一定，所以此時轉(zhuǎn)速最大。 馬達(dá)最大轉(zhuǎn)速是： nmax=q×103／v=36.625×103／42.8=832.36r/min 在馬達(dá)轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)，符合要求。 泵的最小排量計算 由于所選的馬達(dá)是MFB20—RG—10—145軸向柱塞馬達(dá)，所以馬達(dá)的最小轉(zhuǎn)速是50r/min。 此時馬達(dá)的流量是：q=n

36、5;v×10-3=50×42.8×10-3=2.14L/min 則泵的流量為qmin=q／η=2.14／95%=2.25L/min 此時泵的排量最小為： Vmin=qmin×103／n=2.25×103／1500=1.5L/min 有上可知，馬達(dá)正常工作的條件是泵的最小排量應(yīng)不小于1.5L/min 馬達(dá)扭矩校核 T=ΔPV／2π=17.2×42.8／2π=117.16N·m＞T2=74.88 N·m 扭矩符合使用要求。 2.3.5液壓閥的選擇 選擇液壓閥應(yīng)盡量選擇標(biāo)準(zhǔn)定型產(chǎn)品。首先根據(jù)使用

37、要求包括用途，動作方式，壓力損失數(shù)值，工作壽命和閥的生產(chǎn)條件確定閥的形式，然后根據(jù)流經(jīng)這個閥的油液的最大工作壓力和流量來確定閥的規(guī)格。 液壓控制閥在液壓系統(tǒng)中的功用是通過控制調(diào)節(jié)液壓系統(tǒng)中的油液的流向、壓力和流量，使執(zhí)行器及其驅(qū)動的工作機(jī)構(gòu)獲得所需的運(yùn)動方向、推力（轉(zhuǎn)矩）及運(yùn)動速度（轉(zhuǎn)速）等。所設(shè)計的液壓系統(tǒng)，將來能否按照既定要求正?？煽窟\(yùn)行，在很大程度上取決于其中所采用的各種液壓閥的性能優(yōu)劣及參數(shù)匹配是否合理。 各種液壓控制閥的規(guī)格型號，可以系統(tǒng)的最高壓力和通過閥的實(shí)際流量為依據(jù)，并考慮閥的控制特性、穩(wěn)定性及油口尺寸、外形尺寸與重量、安裝連接方式、操縱方式、適應(yīng)性與維修方便性、貨源及產(chǎn)品

38、歷史等，從相關(guān)設(shè)計手冊或產(chǎn)品樣本中選取。 各液壓控制閥的額定壓力和額定流量一般應(yīng)與其使用壓力和流量相接近。對于可靠性要求較高的系統(tǒng)，閥的額定壓力應(yīng)高出其使用壓力較多。如果額定壓力和額定流量小于使用壓力和流量，則易引起液壓卡緊和液動力，并對閥的工作品質(zhì)產(chǎn)生不良影響；對于系統(tǒng)中的順序閥和減壓閥，其通過流量不應(yīng)遠(yuǎn)小于額定流量，否則易產(chǎn)生振動或其他不穩(wěn)定現(xiàn)象。對于流量閥，應(yīng)注意其最小穩(wěn)定流量。 1、單向閥的型號：C1T—03—35—50 主要參數(shù)見表2-4 表2-4 單向閥的主要參數(shù) 重量（kg） 額定流量(L/min) 最高使用壓力(MPa) 開啟壓力(MPa) 0.3 30

39、25 0.35 注：連接方式為管式連接 2、溢流閥的型號：C175—B 主要參數(shù)見表2-5 表2-5溢流閥的主要參數(shù) 調(diào)壓范圍（MPa) 最大流量(L/min) 重量(kg） 0.5～7 12 1.6 注：所使用的介質(zhì)為粘度為(13～860)m2∕s的礦物液壓油，介質(zhì)溫度在—20℃～80℃。 3、 低壓溢流閥的型號：S—BG—03—V—L—40 主要參數(shù)見表2-6 表2-6低壓溢流閥的主要參數(shù) 調(diào)壓范圍（MPa） 最大流量（L/min） 重量（kg） 0.4～25 100 4.1 4、高壓溢流閥的型號：DT—02—H—20 主要參數(shù)及使用要

40、求 工作介質(zhì)：礦物液壓油 壓力調(diào)節(jié)范圍：7～21MPa 連接方式：管式連接 2.3.6輔助元件的計算與選擇 1、過濾器的選擇 型號：WU型網(wǎng)式過濾器 主要參數(shù)見表2-7 表2-7 WU型網(wǎng)式過濾器 過濾精度（μm） 壓力損失（Pa） 流量（L/min) 通徑(mm) 180 ≤0.01 63 25 連接方式：管式連接 2、 油箱的選擇 油箱選擇的原則：油箱容量的大小和系統(tǒng)的流量有關(guān)。一般容量可取系統(tǒng)最大流量的3～5倍，有前面計算可知，系統(tǒng)最大流量為37.5L/min，所以油箱容量為V=37.5×4=150L。根據(jù)國標(biāo)JB／T7938—1

41、999，選擇油箱的容量為160L。 油管的設(shè)計與計算 由于泵的最大流量是37.5L/min，選用鋼管，查表可得到相關(guān)參數(shù)。 油箱的主要參數(shù)： 公稱通徑：12mm 鋼管外徑：18mm 接管頭連接螺紋：M18×1.5 管子壁厚：2mm 第3章 齒輪的設(shè)計與計算 3.1 齒輪材料的選擇和精度的選擇 一般齒輪的失效形式有齒面失效和齒根折斷，因此在選擇齒輪材料的時候應(yīng)是齒輪具有足夠的硬度和耐磨性，以抵抗齒面磨損、點(diǎn)蝕、膠合以及塑性變形，而且應(yīng)該具有足夠的彎曲強(qiáng)度，以抵抗齒

42、根折斷，因此對齒輪材料的選擇的基本要求是：齒面要硬，齒芯要韌。 所以本次設(shè)計所用的齒輪材料是45鋼 3.2 齒輪傳動結(jié)構(gòu)設(shè)計 由于要實(shí)現(xiàn)換擋功能（只有兩個擋位分別適應(yīng)工作狀態(tài)和菲工作狀態(tài)），所以必須有要有雙聯(lián)滑移齒輪，并且傳動比不大，可以設(shè)計成一級減速器，所以齒輪傳動原理圖的設(shè)計如圖3-1所示 圖3-1 齒輪傳動原理圖 3.3齒輪結(jié)構(gòu)的設(shè)計 3.3.1傳動比的確定 初選齒輪3的齒數(shù)為Z3=20,則齒輪2的齒數(shù)Z2=Z3／u =20／0.429=46.62,圓整取Z2=47 實(shí)際傳動比為u=Z3／Z2=20／47=0.426 則齒輪的傳動比誤差為|u理－u

43、實(shí)|／u理 =|0.429－0.426|／0.429=0.699%＜5%，在允許范圍內(nèi)。 3.3.2 齒輪工作載荷的計算 由于馬達(dá)的最大輸出功率是： P1=pq=17.2×106×35.625×10-3／60=1.02125×104w≈10.2kw P—馬達(dá)的工作壓力（pa) q—馬達(dá)的最大流量（L/min) P1—馬達(dá)的功率（kw) 假設(shè)從馬達(dá)到變速器的傳遞效率是η=90% 則齒輪3的功率是P3=Pη=10.2×90%=9.18kw 齒輪3的轉(zhuǎn)矩T3=9.55×106×P1／n1 =9.55

44、15;106×9.18／1954≈4.49×104N·mm=44.9N·m 3.3.3齒輪的設(shè)計 1、確定計算參數(shù) T3=9.55×106×9.18／1954 =4.49×104N·mm≈45N·mm 按齒數(shù)Z2=47，Z3=20，查圖6—15得 εα3=0.6 εα2 =0.799 則εα=εα3+εα2=0.66+0.799=1.399 因是直齒輪 εβ=0 ， 故 εγ=εα=1.399 據(jù)表6—7可得，假設(shè)kA Ft／b＜100 N／mm

45、，則kα=1.2 據(jù)表6—6可得，因載荷有輕微沖擊，且有液壓裝置驅(qū)動，所以kA=1.35 據(jù)表6—9可得，由于齒輪不對稱布置，取齒寬系數(shù)Ψd=1 據(jù)圖6—11可得，查得Kβ=1.08 試選kvt=1.05 由公式k=kA kV kαkβ=1.35×1.05×1.2×1.08≈1.84 由表6—8可得，查得ZE=189.8 由表6—10可得，查得齒輪接觸疲勞強(qiáng)度極限 ΣHlim=510+12.7HRC=（510+12.7×52）MPa＝1170MPa 計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 假設(shè)該玉米聯(lián)合收獲機(jī)每天工作8小時，預(yù)期使用壽命10年，每年工作26

46、0天 N3=60nⅡrh=60×1954×（10×260×8）=2.44×109 N2=60nⅠrh=60×106×(10×260×8)=1.32×108 由圖6—23，查得ZN3=1.0，ZN2=1.15 (不允許初選點(diǎn)蝕） 由表6—11可得，取安全系數(shù)SH =1， 由圖6—24可得，工作硬化系數(shù)Zw=1 許用接觸應(yīng)力： 取小值[σ]H3代入 由圖6—16查得Zε=0.84 2、計算 重新校核原設(shè)動載系數(shù)，齒輪速度為： 查圖6—8可得kv=1.11，與原假設(shè)k

47、vt=1.05相差較大，修正 求的模數(shù)為： m=d3／z3 =42／20=2.1mm 按表6—3取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)m=2.5mm，由此求得齒輪3的分度圓直徑為： d3=mz=2.5×20mm=50mm d2=mz2=2.5×47=117.5mm 齒寬 b =ψd d3=1×50=50mm 則大齒輪的齒寬b2=50mm，小齒輪的齒寬b3=55mm 校核原設(shè)kAFt／b＜100N／m Ft=2T3／d3=2×4.5×104／50=1800N KAFt／b=1.35×1800／50=48.6N／m＜100

48、N／m 符合假設(shè) 3、校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度 按照下面公式進(jìn)行校核 σF=YFaYSaYε≤[σ]F 查圖6—21可得應(yīng)力修正系數(shù)YFa2=2.27 YFa3=2.53 查圖6-21得應(yīng)力修正系數(shù)YSa2=1.7 YSa3=1.55 查表6-10得彎曲疲勞強(qiáng)度極限（大小齒輪硬度相同） σFlim=720MPa 取SF=1.25（表6-11） YX=1（由圖6-26，因m<5） 查圖6-25可得YN3=0.9 YN2=0.95 比較： 大齒輪較弱，應(yīng)該按照大齒輪校核彎曲疲勞強(qiáng)度，查圖6-22德重合度系數(shù)Yε=0.75 所以彎

49、曲疲勞強(qiáng)度足夠。 3.4齒輪中心距的確定 由于齒輪3和齒輪4做成雙聯(lián)滑移齒輪，所以齒輪1和齒輪4的中心距應(yīng)和齒輪2和齒輪3的中心距相等，即a23=a14 齒輪2和齒輪3 的中心距為： a23=（d2+d3)／2=(117.5+50)／2=83.75mm 齒輪1和齒輪4的中心距為： a14=（d1+d4)／2=(57.5+197.5)／2=127.5mm 3-1 顯然a23≠a14所以要進(jìn)行修改，由于a23＜a14，考慮齒輪強(qiáng)度問題，只能增加齒輪2和齒輪3的齒數(shù)（模數(shù)不變），從而改變兩齒輪的分度圓直徑。假設(shè)修改后齒輪2和齒輪3的分度圓直

50、徑是d2、d3則 a23=a14=(d2+d3)／2=127.5mm 3-2 由于傳動比不能改變，所以: u23=d3／d2=0.426 有公式3-1、3-2可得：d2=178.8mm d3=76.2mm 由于模數(shù)不變，m=2.5,所以修正后的齒輪齒數(shù)為： Z2=d2／m=178.8／2.5=71.52 Z3=d3／m=76.2／2.5=30.48 都去整后得： Z2=72 Z3=30 則實(shí)際傳動比 u23= Z3／Z2=30／72=0.412 傳動比誤差為 (u理-u實(shí))／

51、u理=（0.429-0.412）／2=3.96%﹤5% 在允許范圍內(nèi)。 則齒輪2和齒輪3的實(shí)際中心距為： a23=(d2+d3)／2=（ Z2+Z3）m／2 =(72+30)×2.5／2=127.5=a14 滿足要求。 3.5齒輪幾何參數(shù)的確定 齒輪幾何參數(shù)的計算公式和結(jié)果見表3-1 表3-1 齒輪的幾何尺寸 (mm) 序號 名稱 符號 公式 數(shù)據(jù) 齒輪1 齒輪2 齒輪3 齒輪4 1 模數(shù) m 2.5 2 壓力角 α 20° 3 齒數(shù) z 23

52、72 30 79 4 分度圓直徑 d d=mz 57.5 180 75 197.5 5 齒頂高 ha ha=ha*m 2.5 6 齒根高 hf hf=(ha*+c*)m 3.125 7 齒高 h h=ha+hf 5.625 8 頂隙 c c=c*m 0.625 9 齒距 p p=πm 7.85 10 齒厚 s s=πm／2 3.925 11 齒槽寬 e e=πm／2 3.925 12 齒頂圓直徑 da da=d+2ha 62.5 185 80 202.5 13 齒根圓直徑

53、 df df=d－2hf 51.25 173.75 68.75 191.25 14 基圓直徑 db db=dcosα 54.03 169.14 70.48 185.59 15 標(biāo)準(zhǔn)中心距 a a=（d1+d4)／2 =（d2+d3)／2 127.5 16 齒寬 b b=10m 25 第4章 軸的設(shè)計與計算 4.1軸的設(shè)計原則 由于軸的工作條件不同，即軸上零件和載荷分布以及軸承類型的多樣性，軸的結(jié)構(gòu)的設(shè)計具有較大的靈活性。歸結(jié)起來應(yīng)考慮的主要因素有： 1、軸的結(jié)構(gòu)形狀應(yīng)滿足使用要

54、求。零件在軸上的定位要固定可靠，保證軸和軸上零件以及軸承具有準(zhǔn)確的工作位置； 2、軸的結(jié)構(gòu)應(yīng)有利于提高軸的強(qiáng)度和剛度。力求使軸的受力情況合理，避免或減小應(yīng)力集中； 3、軸的加工及裝配的工藝性。軸上零件應(yīng)便于裝拆與調(diào)整，盡可能簡化軸的結(jié)構(gòu)。 4.2傳動裝置的運(yùn)動和動力參數(shù)計算 軸和齒輪的裝配關(guān)系見圖4-1 圖4-1和齒輪的裝配關(guān)系 4.2.1各軸的轉(zhuǎn)速的計算 i14=Z4／Z1=79／23=3.43 i23=Z3／Z2=30／79=0.42 軸Ⅰ的轉(zhuǎn)速nⅠ=832.36r／min 軸Ⅱ的轉(zhuǎn)速：由于軸Ⅱ上裝的是雙聯(lián)滑移齒輪，所以軸Ⅱ上有兩種不同的轉(zhuǎn)速。 當(dāng)

55、齒輪1和齒輪4嚙合時，即i14=3.04 則軸Ⅱ的轉(zhuǎn)速為： nⅡ14=nⅠ／i14=832.36／3.43≈242.67r／min 當(dāng)齒輪2和齒輪3嚙合時，即i23=0.42 則軸Ⅱ的轉(zhuǎn)速為： nⅡ23=832.36／0.42≈1981.81r／min 4.2.2各軸的功率的計算 Ⅰ軸的功率傳遞效率為 η1=95% 由前面計算可知，馬達(dá)的功率為Pm=10.2kw 則Ⅰ軸功率為： PⅠ=Pmη=10.2×95%=9.69kw 設(shè)齒輪間的功率傳遞效率為η2=94% 則Ⅱ軸的功率為： PⅡ=PⅠη2=9.69×94%=9.12kw 4.2.3各

56、軸扭矩的計算 Ⅰ軸的轉(zhuǎn)矩： TⅠ=9550×PⅠ／nⅠ=9550×9.69／832.36=111.18N·m Ⅱ軸的轉(zhuǎn)矩： 當(dāng)齒輪1和齒輪4嚙合時,Ⅱ軸的轉(zhuǎn)矩為： TⅡ14=9550×PⅡ／nⅡ14=9550×9.12／242.67=358.91N·m 當(dāng)齒輪2和齒輪3嚙合時,Ⅱ軸的轉(zhuǎn)矩為： TⅡ23=9550×PⅡ／nⅡ23=9550×9.12／1981.81≈43.95N·m 4.3 軸的強(qiáng)度計算和結(jié)構(gòu)設(shè)計 4.3.1軸1的強(qiáng)度計算 按許用扭轉(zhuǎn)剪應(yīng)力初估算軸

57、的直徑 軸采用45鋼，查表38.3—2可知A=118~107，軸的許用轉(zhuǎn)應(yīng)力為[τ]=30~40N／m2 由表38.3—1可得： 考慮到Ⅰ軸上有三個鍵槽，所以d值應(yīng)增大10%~15%，取中間值13%，則d=30.275~27.4025mm,按聯(lián)軸器標(biāo)準(zhǔn)，取d=28mm。 4.3.2軸1的結(jié)構(gòu)設(shè)計 根據(jù)裝配簡圖，Ⅰ軸應(yīng)設(shè)計成階梯軸，并且軸的直徑和齒輪以的直徑相差不大，所以Ⅰ軸應(yīng)結(jié)合前面所設(shè)計的齒輪1把軸Ⅰ設(shè)計成齒輪軸的形式。擬定套筒、左端軸承及端蓋聯(lián)軸器等依次由左端裝配，齒輪2,、右端軸承及端蓋由右端裝配，根據(jù)變速器結(jié)構(gòu)及齒輪、軸承的尺寸以及所有軸上的零件軸向定位和固定的要求，

58、逐段確定軸的各段直徑和長度。并畫出軸的結(jié)構(gòu)草圖（結(jié)構(gòu)圖見圖4-2）。 根據(jù)裝配簡圖，初步擬定套筒、左端軸承及端蓋聯(lián)軸器等依次由左端裝配，齒輪2,、右端軸承及端蓋由右端裝配，根據(jù)變速器結(jié)構(gòu)及齒輪、軸承的尺寸以及所有軸上的零件軸向定位和固定的要求，逐段確定軸的各段直徑和長度。（下圖從左至右一次編號Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ、Ⅴ、Ⅵ、Ⅶ、Ⅷ） 4-2 軸Ⅰ結(jié)構(gòu)圖 1）、裝聯(lián)軸器段（Ⅰ） 按傳遞轉(zhuǎn)矩、轉(zhuǎn)速選取彈性柱銷聯(lián)軸器LX2，取d=28mm,l=44mm。 2）、裝左端軸承端蓋（Ⅱ） 為滿足半聯(lián)軸器軸向定位，Ⅱ處軸肩d=34mm。軸段Ⅱ~Ⅲ的長度由端蓋寬度及其固定螺釘所需要空間確定，l=40m

59、m. 3)、裝軸承段（Ⅲ，Ⅷ） 軸的直徑應(yīng)結(jié)合所選的軸承確定。因?yàn)橹饼X圓柱齒輪不受軸向力，故選用一對圓柱滾子軸承。由dⅡ~Ⅲ =34mm,查手冊初定為NU1008軸承，其中尺寸為d×D×B=40×68×15。軸段Ⅸ~Ⅹ的長度及軸承的寬度，而軸段Ⅲ~Ⅳ得長度則與軸承和箱體的相對位置、齒輪輪轂與箱體內(nèi)壁的間距等尺寸有關(guān)，取l=55mm。 4）、齒輪軸段（Ⅳ）應(yīng)根據(jù)前面所設(shè)計的齒輪1相關(guān)尺寸來確定這段軸的相關(guān)尺寸。 5）、軸環(huán)段（Ⅴ） 齒輪右端用軸環(huán)定位，取50mm，長度取30mm。 6）、裝齒輪2段（Ⅵ） 齒輪2輪轂孔徑取45mm，，輪轂

60、寬度取70mm。為定位可靠，軸段Ⅵ~Ⅶ長度取68mm，略小于輪轂寬度。由于定位不同，用直徑不同的階梯套筒頂住軸承及齒輪2，進(jìn)行軸向定位。 8）、自由段（Ⅶ） 按N1008軸承對軸肩定位高度的要求，去d=47mm左端軸承定位套筒、右端齒輪定位套筒都可取此尺寸。 3、按許用彎曲應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 作出軸的計算簡圖（見圖4-3） 圖4-3 Ⅰ軸計算簡圖 Ft==3615N Fr= Fttan20°=1315.75N Fn==3847N C水平面受力圖及彎矩圖（見圖4-4） 圖4-4 水平面受力圖及彎矩圖 RHB=Ft=443.7N RHD= Ft=3171

61、.3N MHC= RHB×=1.08×105N·㎜ d、e作出垂直面受力圖及彎矩圖（見圖4-5） 圖4-5 軸垂直面受力圖及彎矩圖 d1=mz1=135㎜ RVD=Fr=1154.25N RVB=Fr=161.5N MVC= RVB×243=3.92×104N·㎜ 求出合成彎矩，作出彎矩圖（見圖4-6） 圖4-6 軸的彎矩圖 M=(M2HC＋M2VC) ﹣2=1.15×105N·

62、;㎜ 作出轉(zhuǎn)矩圖（見圖4-7） 圖4-7 軸的轉(zhuǎn)矩圖 T=9.55×106=2.44×105 N·㎜ 已知軸材料為45鋼，正火處理。由表8-1查得σB=600MPa,由表8-3查得=55MPa,由于轉(zhuǎn)矩有變化，按脈動考慮，取α=0.6 αT=0.6×2.44×105 N·㎜=1.464×105 N·㎜ 求出當(dāng)量彎矩，作出當(dāng)量彎矩圖（見圖4-8） 圖4-8 當(dāng)量彎矩圖 Mec=[M2＋(αT)2 ] ﹣2=1.86×105 N·㎜ 校核軸的強(qiáng)度 受載荷最大的剖面在齒輪中

63、間平面C處，此剖面雖有鍵槽，但仍可近似用W=0.1d3計算 σe==8.6 MPa 校核結(jié)果： σe＜=55MPa ∴剖面C的強(qiáng)度滿足要求 4.3.2軸2的強(qiáng)度計算 ⑴按許用扭轉(zhuǎn)剪應(yīng)力初估算軸的直徑 Ⅱ軸采用45鋼，查表38.3—2可知A=118~107，軸的許用轉(zhuǎn)應(yīng)力為[τ]=30~40N／m2 由表38.3—1可得： 考慮到Ⅰ軸上有兩個鍵槽，所以d值應(yīng)增大7%~10%，取10%，則d=44.363~40.227mm,按聯(lián)軸器標(biāo)準(zhǔn)，取d=48mm。 4.3.3軸2的結(jié)構(gòu)設(shè)計 根據(jù)裝配簡圖，Ⅱ軸應(yīng)設(shè)計成階梯軸，擬

64、定雙聯(lián)滑移齒輪、套筒、右端軸承及端蓋聯(lián)軸器等依次由右端裝配，僅左端軸承和左端軸承端蓋從左端裝配。根據(jù)變速器結(jié)構(gòu)及齒輪、軸承的尺寸以及所有軸上的零件軸向定位和固定的要求，逐段確定軸的各段直徑和長度。并畫出軸的結(jié)構(gòu)草圖（見圖4-90，從右至左依次編號Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ、Ⅴ、Ⅵ） 圖4-9 軸Ⅱ結(jié)構(gòu)圖 1、裝聯(lián)軸器段（Ⅰ~Ⅱ） 按傳遞扭矩和轉(zhuǎn)速選取彈性注銷聯(lián)軸器LX3，取d=48mm,l=112mm。 2、裝右端軸承端蓋（Ⅱ~Ⅲ） 為滿足半聯(lián)軸器軸向定位，Ⅱ處軸肩d=55mm。軸段Ⅱ~Ⅲ的長度由端蓋寬度及其固定螺釘所需空間確定，取l=40mm 3、裝軸承段（Ⅲ~Ⅳ） 軸的直徑應(yīng)結(jié)合所選

65、的軸承確定。因雙聯(lián)滑移齒輪不受軸向力，故選用一對圓柱滾子軸承。由dⅡ=55mm，查手冊初定NU412軸承，其尺寸為d×D×B=60×150×35，軸段Ⅲ~Ⅳ的長度與軸承和箱體的相對位置、齒輪與箱體內(nèi)壁的間距等尺寸有關(guān)，取l=55mm。 4、裝齒輪段（Ⅲ~Ⅳ） 由于該齒輪是雙聯(lián)滑移齒輪，齒輪孔徑取65mm，并且由于齒輪在工作過程中由于要變檔而是齒輪在軸上面滑移，所以此段軸長選擇？，給齒輪滑移留下足夠的空間。 5、裝軸承段和軸承端蓋段（Ⅳ~Ⅴ） 根據(jù)送選擇的軸承直徑，該段的直徑為d=55mm，l=40mm，由于還要裝軸承端蓋。所以l去70mm 6、裝

66、聯(lián)軸器段（Ⅴ~Ⅵ） 根據(jù)所選擇聯(lián)軸器的規(guī)格，該端直徑為d=45mm，l=30mm。 第5章 變速器其他零件的設(shè)計 5.1 軸承蓋的設(shè)計 5.1.1 軸承蓋的分類及其材料 軸承蓋的作用是固定軸承、承受軸向力和軸承間隙。 軸承蓋的結(jié)構(gòu)形式可以分為凸緣式和嵌入式兩類。凸緣式軸承蓋裝拆、調(diào)整軸承間隙較為方便、密封性好，故應(yīng)用普遍。嵌入式軸承蓋結(jié)構(gòu)簡單、緊湊、無需固定螺釘，重量輕及外身軸的伸出長度短，有利于提高軸的遷都和剛度。但裝拆端蓋和調(diào)整軸承間隙叫麻煩，密封性較差，座孔上需開環(huán)形槽，加工費(fèi)時。常用于要求重量輕及尺寸緊湊的場合。 材料一般都為鑄鐵（HT1

67、50）或鋼（Q215、Q235）。 5.1.2 軸承蓋的設(shè)計注意事項(xiàng) 1） 、當(dāng)軸承蓋與孔配合處較長時，為減少配合和加工表面，應(yīng)在端部鑄出（或車出）一段較小的直徑。但必須保留足夠的配合長度，以免擰緊螺釘時軸承蓋歪斜。 2） 、當(dāng)軸承采用輸油溝飛濺潤滑時，軸承蓋的端部應(yīng)車出一段小直徑和銑出一定尺寸的徑向?qū)ΨQ缺口，以便由能順利的進(jìn)入軸承室。 3） 、端蓋伸出端的結(jié)構(gòu)形式?jīng)Q定于密封形式 4） 、鑄造軸承蓋應(yīng)滿足鑄造工藝。 5.1.3 軸承蓋結(jié)構(gòu)的設(shè)計 根據(jù)本次實(shí)際變速器的需要以及軸承型號和軸承的潤滑方式所設(shè)計軸承蓋結(jié)構(gòu)如圖5-1所示的： 圖5-1 軸承端蓋結(jié)構(gòu) 5.

68、2 窺視孔蓋和窺視孔的設(shè)計 為了檢查傳動件的嚙合、潤滑、接觸斑點(diǎn)、齒側(cè)間隙、及向箱內(nèi)注油等，在箱蓋頂部應(yīng)設(shè)置便于觀察傳動件嚙合區(qū)的位置并有足夠大的窺視孔。 窺視孔平時用蓋板蓋上并用螺釘予以固定蓋板與箱蓋結(jié)合面間加裝防滲漏的紙質(zhì)封油墊片。蓋板材料可以用鋼板、鑄鐵或者有機(jī)玻璃制成。 5.3 排油孔與油塞的設(shè)計 為了換油及清洗箱體時排出油污，在箱座地步設(shè)有排油孔用油塞及封油墊封住。排油孔應(yīng)設(shè)置在油池最低處，以便排凈油污。并避免與其他機(jī)件想靠近，以便于排油，排油孔的箱壁上應(yīng)制有凸臺以便加工。 排油孔油塞的直徑約為箱座壁厚的2~3倍，采用細(xì)牙螺紋以保證緊密性。近幾年來常用具有圓錐螺紋的油塞取代圓柱螺紋的油塞，這樣就無需附加封油墊。 5.4 通氣器的設(shè)計 為溝通箱內(nèi)外的氣流，使箱體內(nèi)的氣壓不會因變速器運(yùn)轉(zhuǎn)時的溫升而增大，從而造成變速器密封處滲漏，應(yīng)在箱蓋頂部或窺視孔蓋板上安裝通氣器，可以使箱內(nèi)的熱脹氣體自由的逸出。通氣器的結(jié)構(gòu)應(yīng)具有防止灰塵進(jìn)入箱體以及足夠放入通氣能力。通氣孔不要直通頂部，叫完善的通氣器內(nèi)部應(yīng)做成各種曲路并有金屬網(wǎng)，防止停機(jī)后灰塵吸入箱內(nèi)。 5.5 游標(biāo)的設(shè)