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机械设计毕业设计论文


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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

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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 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 is 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 mechanical 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 different conditions of work.

KEY WORDS: Hydraulic mechanical continuously variable system, Hydraulic closed system,Transmission

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言 ......................................................................................... 1

第 1 章 变速器基础知识 ................................................................... 4 1.1 变速器的功能、类型及特点 ................................................ 4 第 2 章 液压系统的设计计算 ........................................................... 6 2.1 课题分析 ............................................................................... 6 2.1.1 工作条件分析 .................................................................... 6 2.2 液压系统的分类 ................................................................... 6 2.2.1 按回路在系统中的功能分类 ...................................... 6 2.2.2 按油液循环方式分类 ................................................. 7 2.2.3 按其他方式分类 .......................................................... 7 2.3 液压系统的设计 ................................................................... 7 2.3.1 数据计算 ...................................................................... 8 2.3.2 回路方式的选择 .......................................................... 8 2.3.3 液压系统参数的计算 .............................................. 9 2.3.4 液压泵和液压马达的选择 ........................................... 9 2.3.5 液压阀的选择 ............................................................ 13 2.3.6 辅助元件的计算与选择 ............................................. 14 第 3 章 齿轮的设计与计算 ............................................................. 16 3.1 齿轮材料的选择和精度的选择 .......................................... 16 3.2 齿轮传动结构设计 ............................................................. 16 3.3 齿轮结构的设计 .................................................................. 17 3.3.1 传动比的确定 ............................................................ 17 3.3.2 齿轮工作载荷的计算 ............................................... 17 3.3.3 齿轮的设计 ................................................................ 17 3.4 齿轮中心距的确定 .............................................................. 20 3.5 齿轮几何参数的确定 .......................................................... 21 第4章 轴的设计与计算 ............................................................... 23 4.1 轴的设计原则 ...................................................................... 23
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4.2 传动装置的运动和动力参数计算 ....................................... 23 4.2.1 各轴的转速的计算 .................................................... 24 4.2.2 各轴的功率的计算 .................................................... 24 4.2.3 各轴扭矩的计算 ........................................................ 24 4.3 轴的强度计算和结构设计 ................................................. 25 4.3.1 轴 1 的强度计算 ........................................................ 25 4.3.2 轴 1 的结构设计 ........................................................ 25 4.3.2 轴 2 的强度计算 ........................................................ 29 4.3.3 轴 2 的结构设计 ........................................................ 29 第 5 章 变速器其他零件的设计 ..................................................... 31 5.1 轴承盖的设计 ..................................................................... 31 5.1.1 轴承盖的分类及其材料 ............................................ 31 5.1.2 轴承盖的设计注意事项 ............................................ 31 5.1.3 轴承盖结构的设计 ................................................... 31 5.2 窥视孔盖和窥视孔的设计 ................................................. 32 5.3 排油孔与油塞的设计 ......................................................... 32 5.4 通气器的设计 ..................................................................... 32 5.5 游标的设计 ......................................................................... 33 5.6 吊环螺钉、吊耳和吊钩的设计 .......................................... 33 5.7 定位销和起盖螺钉的设计 ................................................. 33 5.7.1 定位销的设计 ........................................................... 33 5.7.2 起盖螺钉的设计 ....................................................... 34 结 论 .............................................................................................. 35 参考文献 ................................................................................... 37 谢 辞 ................................................................................................ 36

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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。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
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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
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态的行驶条件。 研究的基本内容和拟解决的主要问题 ( 1 )、 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 ( 2 )、研究液压闭式系统工作的优缺点 ( 3 )、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 ( 4 )、设计变速器,满足收获机在不同条件下的行驶速度。

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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( 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。
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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,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。

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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 v 1 =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 v 2 =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
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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,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

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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 6.09 。假设收获机在田间行驶时的摩擦系数为 μ =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=9500 × 10 / 2=47500N 则轮子受到的阻力 f= μ N= μ F=0.24 × 47500=11400N 则轮子受到的转矩为 T1 =f × R=11400 × 0.6=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
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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 i 1 =5 ,差速器的传动比为 i 2 =3 ,轮边减速器的 传动比为 i 3 =6.09 从马达到车轮的整体减速比为 i=i 1 × i 2 × i 3 =91.35 马达的转矩 T 2 =T1 / i=6480 / 91.35=74.87684729 马达的排量 V=2 π T 2 / P=2 π × 74.88=23.511mL / r 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 V 1 =3Km / h = 0.833m / s 此时轮子转速为 n 1 =60 × v 1 / 2 π r=13.26r / min 马达转速为 n 2 =i × n 1 =91.35 ×13.26=1211.70r / min 马达的理论流量为 q 0 =vn 2 ×10 -3 =23.511 × 1211.70=28.4886L / min

2.3.4 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 1211.70r / min ,流量为 28.4886 L/ min 。 所以根据上面计算结果可选择马达的型号为: MFB20 — RG — 10 — 145 马达的主要参数见表 2-1

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表 2-1 马达主要参数 几何排量 ( V ) mL/ r 42.80 最高转速 ( n max ) r/min 2400 最低转速 ( n min ) r/min 50 最高工作压 力( P ) MPa 17.2 最大输出转 矩( T ) N·m 101 重量( m) Kg 19

2 、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 限压式变量叶 性能及优缺点 压力范围 流量范围 流量调节 容积效率 总效率 输出流量脉冲 对油污染敏感度 噪声 外啮合齿轮泵 7 ~ 20 0.75 ~ 550 不能 0.7 ~ 0.9 0.6 ~ 0.8 很大 小 大 双作用叶片泵 片泵 6.3 ~ 21 4 ~ 210 不能 0.8 ~ 0.94 0.75 ~ 0.85 很小 中 小
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轴向柱塞泵 2.5 ~ 6.3 25 ~ 63 能 0.85 ~ 0.9 0.75 ~ 0.85 一般 中 较大 6.3 ~ 40 10 ~ 250 能 0.95 ~ 0.98 0.85 ~ 0.95 1 ~ 5% 大 大

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功率重量比 结构 价格 维护修理 5~ 40 ℃ 油液粘度 40 ~ 80 ℃

中 简单 便宜 容易 17 ~ 40

中 稍复杂 较贵 较难 31 ~ 40

小 较复杂 较贵 较难 17 ~ 29

大 复杂 昂贵 困难 25 ~ 44

63 ~ 88

37 ~ 54

25 ~ 44

40 ~ 98

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。 p p ≥ p1 + ∑△ p 1 式中 p p —— 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 ∑△ p 1 = 2 × 105 ~ 5 × 105 Pa 进油路有调速阀的系统及管道复杂的系统取 ∑△ p 1 = 5 × 10 5 ~ 15 × 105 Pa 液压泵的最大工作压力 p p = p 1 + ∑△ p 1 =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:
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Pn

= = =

(1.25-1.6)p p 17.7 × 1.25 22.125 MPa

由于存在泄露,故取泄露系数 K=1.2 则泵的流量为 q vp =K × q0 =1.2 × 28.4886=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=q vp / n=34.18632 × 103 / 2000=17.09316mL/r 功率为 P=2fv=2 × 11400 × 0.833=18992.4W=19KW 则可以选择泵的型号为: 25SCY14 — 1B 泵的主要参数见表 2-3
表 2-3 泵的主要参数 排量( V ) mL/r 25 压力( P ) MPa 31.5 转速( n ) 驱动功率 (P) r/min 1500 KW 4.6 容积效率 ( η ) ≥ 92% 36 重量( m)Kg

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=n × V × 10-3 (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 q max = =1500 × 25 × 10-3=37.5L/min 泵的容积效率为 η =95% 所以马达的流量是 q=q max × η =37.5 × 95%=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: n max =q × 10 3 / v=36.625 × 103 / 42.8=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 MFB20 — RG — 10 — 145 轴向柱塞马达, 所以马达的 最小转速是 50r/min 。
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此时马达的流量是: q=n × v × 10 -3 =50 × 42.8 × 10 -3 =2.14L/min 则泵的流量为 q min =q / η =2.14 / 95%=2.25L/min 此时泵的排量最小为: V min =qmin × 103 / n=2.25 × 103 / 1500=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 1.5L/min 马达扭矩校核 T= Δ PV / 2 π =17.2 × 42.8 / 2 π =117.16N · m > T2=74.88 N · m 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: C1T — 03 — 35 — 50 主要参数见表 2-4
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表 2-4 单向阀的主要参数 重量( kg ) 0.3 额定流量 (L/min) 30 最高使用压力 (MPa) 25 开启压力 (MPa) 0.35

注:连接方式为管式连接 2 、溢流阀的型号: C175 — B 主要参数见表 2-5
表 2-5 溢流阀的主要参数 调压范围( MPa) 0.5 ~ 7 最大流量 (L/min) 12 重量 (kg ) 1.6

注:所使用的介质为粘度为 (13 ~ 860)m2 ∕ s 的矿物液压油,介质温度 在— 20 ℃~ 80 ℃。

3 、低压溢流阀的型号: S — BG — 03 — V — L— 40 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 ) 0.4 ~ 25 最大流量( L/min ) 100 重量( kg ) 4.1

4 、高压溢流阀的型号: DT — 02 — H — 20 主要参数及使用要求 工作介质:矿物液压油 压力调节范围: 7 ~ 21MPa 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

14

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表 2-7 WU 型网式过滤器 过滤精度( μ m ) 180 压力损失( Pa ) ≤ 0.01 流量( L/min) 63 通径 (mm) 25

连接方式:管式连接 2 、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 3 ~ 5 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=37.5 × 4=150L 。根据国标 JB / T7938 — 1999 ,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: 公称通径: 12mm 钢管外径: 18mm 管子壁厚: 2mm

接管头连接螺纹: M18 × 1.5

15

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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 3-1 所示
齿轮2 齿轮1

双联滑移齿轮

图 3-1 齿轮传动原理图
16

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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 =Z3 / u =20 / 0.429=46.62, 圆整取 Z2 =47 实际传动比为 u=Z3 / Z2=20 / 47=0.426 则齿轮的传动比误差为 |u 理 - u 实 | / u


=|0.429 - 0.426|/ 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: P 1 =pq=17.2 × 106 × 35.625 × 10-3 / 60=1.02125 × 104w ≈ 10.2kw P —马达的工作压力( pa) q —马达的最大流量( L/min) P 1 —马达的功率( kw) 假设从马达到变速器的传递效率是 η =90% 则齿轮 3 的功率是 P 3 =P η =10.2 × 90%=9.18kw 齿轮 3 的转矩 T 3 =9.55 ×106 × P 1 / n1 =9.55 × 106 × 9.18 / 1954 ≈ 4.49 × 104N · mm=44.9N · m

3.3.3 齿轮的设计
计算公式: d ?
3

2 KT u ? 1 ZEZHZ? 2 ( ) ?? ?H ?d u

1 、确定计算参数 T3=9.55 × 106 × 9.18 / 1954 =4.49 × 104N · mm ≈ 45N ·mm 按齿数 Z2 =47 , Z3 =20 ,查图 6 — 15 得 ε
α

3 =0.6
α

ε
α

α

2
α

=0.799
2 =0.66+0.799=1.399

则ε



3+ε

17

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因是直齿轮

ε

β

=0 ,

故 ε

γ



α

=1.399

据表 6 — 7 可得,假设 k A F t / b < 100 N / mm ,则 k α =1.2 据表 6 — 6 可得, 因载荷有轻微冲击, 且有液压装置驱动, 所以 k A=1.35 据表 6 — 9 可得,由于齿轮不对称布置,取齿宽系数 Ψ d =1 据图 6 — 11 可得,查得 K β =1.08 试选 k vt =1.05 由公式 k=k A k V k α k β =1.35 × 1.05 ×1.2 ×1.08 ≈ 1.84 由表 6 — 8 可得,查得 ZE =189.8 MPa 由表 6 — 10 可得,查得齿轮接触疲劳强度极限 Σ H lim =510+12.7HRC= ( 510+12.7 × 52 ) MPa = 1170MPa 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 =60n Ⅱ r h =60 × 1954 ×( 10 × 260 ×8 ) =2.44 × 109 N2=60n Ⅰ r h =60 × 106 × (10 × 260× 8)=1.32 × 108 由图 6 — 23 ,查得 ZN3 =1.0 , ZN2 =1.15 ( 不允许初选点蚀) 由表 6 — 11 可得,取安全系数 S H =1 , 由图 6 — 24 可得,工作硬化系数 Z w=1 许用接触应力:

?? ? ?? ?

1170? 1.0 ? 1.0 ? MPa ? 1170 MP a SH 1.0 ?H lim ZN 2 Zw 2 1170?1.15? 1 ? ? MPa ? 1345 .5MPa H2 SH 1
H3

?

?H lim ZN3 Zw3

取小值 [ σ ] H3 代入 由图 6 — 16 查得 Z ε =0.84 2 、计算

d ?3 ?

2 KT 3 u ? 1 ZEZHZ? 2 ( ) ?? ?H ?d u
2

3

2 ?1.84? 4.49?104 0.426? 1 ? 189.8 ? 2.5 ? 0.84 ? ? ?? ? mm 1 0.426 1170 ? ?

? 40m m
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重新校核原设动载系数,齿轮速度为:

6 0?1 0 0 0 6 0?1 0 0 0 vz3 4.0 9 ? 2 0 ? ? 0.8 1 8 100 100

v ?

? ? d 3 ? n3

?

? ? 4 0?1 9 5 4

? 4.0 9m / s

查图 6 — 8 可得 k v =1.11 ,与原假设 k vt =1.05 相差较大,修正

d3 ?

3

kv d 3t ? kvt

3

1.11 ? 40 ? 42 mm 1.05

求的模数为: m=d 3 / z 3 =42 / 20=2.1mm 按表 6 — 3 取标准模数 m=2.5mm ,由此求得齿轮 3 的分度圆直径为: d 3 =mz=2.5 × 20mm=50mm d 2 =mz 2 =2.5 × 47=117.5mm 齿宽 b =ψ
d

d 3 =1 × 50=50mm

则大齿轮的齿宽 b 2 =50mm ,小齿轮的齿宽 b 3 =55mm 校核原设 k AF t / b < 100N / m F t =2T 3 / d 3 =2 × 4.5 × 104 / 50=1800N K AF t / b=1.35 ×1800 / 50=48.6N / m < 100N / m 符合假设 3 、校核齿根弯曲疲劳强度 按照下面公式进行校核 σ F= 2 KT 1 Y Fa Y Sa Y ε ≤ [ σ ] F bd 1m 查图 6 — 21 可得应力修正系数 Y Fa2 =2.27 查图 6-21 得应力修正系数 Y Sa2 =1.7 Y Fa3 =2.53

Y Sa3 =1.55

查表 6-10 得弯曲疲劳强度极限(大小齿轮硬度相同) σ
Flim =720MPa

取 S F=1.25 (表 6-11 ) 查图 6-25 可得 Y N3 =0.9

Y X =1 (由图 6-26 ,因 m<5 ) Y N2 =0.95
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?? ?F 2 ?? ?F 3
比较:

720? 0.95? 1 ? MPa ? 547.2 MPa SF 1.25 ?? ?F limYN 3YX ? 720? 0.9 ?1 MPa ? 518.4 MPa ? SF 1.25 ?

?? ?F limYN 2YX

YFa1YSa1

?? ?F 1

? ?

2.6 ? 1.5 8 ? 7.9 ? 1 0?3 518 .4 2.2 3? 1.7 5 ? 7.2 ? 1 0?3 541 .4 4

YFa 4YSa 4

?? ?F 4

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 ε =0.75

?F 4 ?

2 KT 4 YFa 4YSa 4Y? b d 4m 2 ? 2.7 2 1 6 ? 1 2 0? 1 03 ? ? 2.2 3? 1.7 5? 0.7 5 6 0 ? 1 7 5? 2.5 ? 7 2.8MPa ? ? ? ?F 4 ? 5 4 1 .5 5MPa

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 a23=a14 齿轮 2 和齿轮 3 的中心距为: a23 = ( d 2 +d 3 ) / 2=(117.5+50) / 2=83.75mm 齿轮 1 和齿轮 4 的中心距为: a14 = ( d 1 +d 4 ) / 2=(57.5+197.5) / 2=127.5mm 3-1

显然 a 23 ≠ a 14 所以要进行修改,由于 a 23 < a14 ,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 d 2 、 d 3 则 a23 =a 14 =(d 2 +d 3 ) / 2=127.5mm 由于传动比不能改变,所以 : u23 =d 3 / d 2 =0.426 有公式 3-1 、 3-2 可得: d 2 =178.8mm
20

3-2

d 3 =76.2mm

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由于模数不变, m=2.5, 所以修正后的齿轮齿数为: Z2 =d 2 / m=178.8 / 2.5=71.52 Z3 =d 3 / m=76.2 / 2.5=30.48 都去整后得: Z2 =72 Z3 =30

则实际传动比 u 23 = Z 3 / Z2 =30 / 72=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 =(d 2 +d 3 ) / 2= ( Z2 +Z3 ) m / 2 =(72+30) × 2.5 / 2=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)
数据 序号 名称 符号 公式 齿轮 1 齿轮 2 齿轮 3 齿轮 4

1

模数

m

2.5

2

压力角

α

20 °

3

齿数

z

23

72

30

79

21

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分度圆 4 5 6 7 8 9 10 11 12 直径 齿根圆 13 直径 基圆直 14 径 标准中 15 心距 16 齿宽 b a db d b =dcos α a= ( d 1 +d 4 ) / 2 = ( d 2 +d 3 ) / 2 b=10m 25 54.03 169.14 70.48 185.59 df d f =d - 2h f 51.25 173.75 68.75 191.25 直径 齿顶高 齿根高 齿高 顶隙 齿距 齿厚 齿槽宽 齿顶圆 da d a =d+2h a 62.5 185 80 202.5 d ha hf h c p s e d=mz h a =h a *m hf=(h a *+c*)m h=h a +h f c=c*m p= π m s= π m/ 2 e= π m/ 2 57.5 180 2.5 3.125 5.625 0.625 7.85 3.925 3.925 75 197.5

127.5

22

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第4章
4.1 轴的设计原则

轴的设计与计算

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

齿轮2 齿轮1

双联滑移齿轮

图 4-1 和齿轮的装配关系

23

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4.2.1 各轴的转速的计算 i 14 =Z4 / Z1 =79 / 23=3.43 i 23 =Z3 / Z2 =30 / 79=0.42 轴Ⅰ的转速 n Ⅰ =832.36r / min 轴Ⅱ的转速:由于轴Ⅱ上装的是双联滑移齿轮,所以轴Ⅱ上有两种不 同的转速。 当齿轮 1 和齿轮 4 啮合时,即 i 14 =3.04 则轴Ⅱ的转速为: n Ⅱ 14 =n Ⅰ / i 14 =832.36 / 3.43 ≈ 242.67r / min 当齿轮 2 和齿轮 3 啮合时,即 i 23 =0.42 则轴Ⅱ的转速为: n Ⅱ 23 =832.36 / 0.42 ≈ 1981.81r / min

4.2.2 各轴的功率的计算 Ⅰ轴的功率传递效率为 η 1 =95% 由前面计算可知,马达的功率为 P m =10.2kw 则Ⅰ轴功率为: P Ⅰ =P m η =10.2 × 95%=9.69kw 设齿轮间的功率传递效率为 η 2 =94% 则Ⅱ轴的功率为: P Ⅱ =P Ⅰ η 2 =9.69 × 94%=9.12kw

4.2.3 各轴扭矩的计算 Ⅰ轴的转矩: T Ⅰ =9550 × P Ⅰ / n Ⅰ =9550 × 9.69 / 832.36=111.18N ·m Ⅱ轴的转矩: 当齿轮 1 和齿轮 4 啮合时 , Ⅱ轴的转矩为: T Ⅱ 14 =9550 × P Ⅱ / n Ⅱ 14 =9550 × 9.12 / 242.67=358.91N · m 当齿轮 2 和齿轮 3 啮合时 , Ⅱ轴的转矩为:
24

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T Ⅱ 23 =9550 × P Ⅱ / n Ⅱ 23 =9550 × 9.12 / 1981.81 ≈ 43.95N · m

4.3 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 38.3 — 2 可知 A=118~107 ,轴的许用转应力为 [ τ ]=30~40N / m2 由表 38.3 — 1 可得:
d ? A3 P 9.69 ? ?118 ~ 107?3 m m ? 26.75 ~ 24.25m m n 832.36

考虑到Ⅰ轴上有三个键槽, 所以 d 值应增大 10%~15% , 取中间值 13% , 则 d=30.275~27.4025mm, 按联轴器标准,取 d=28mm 。

4.3.2 轴 1 的结构设计 根据装配简图,Ⅰ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Ⅰ轴应结合前面所设计的齿轮 1 把轴Ⅰ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。 (下图从左至右一次编号Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ、Ⅴ、Ⅵ、Ⅶ、Ⅷ)

4-2 轴Ⅰ结构图
25

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1) 、装联轴器段(Ⅰ) 取 d=28mm,l=44mm 。

按传递转矩、转速选取弹性柱销联轴器 LX2 ,

2) 、装左端轴承端盖(Ⅱ)

为满足半联轴器轴向定位,Ⅱ处轴肩

d=34mm 。 轴 段 Ⅱ ~ Ⅲ 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(Ⅲ,Ⅷ) 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 Ⅱ ~ Ⅲ =34mm, 查 手册初定为 NU1008 轴承,其中尺寸为 d × D× B=40 × 68 × 15 。轴段Ⅸ ~ Ⅹ 的长度及轴承的宽度,而轴段Ⅲ ~ Ⅳ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(Ⅳ)应根据前面所设计的齿轮 1 相关尺寸来确定这段 轴的相关尺寸。 5) 、轴环段(Ⅴ) 6) 、 装齿轮 2 段 (Ⅵ) 齿轮右端用轴环定位,取 50mm ,长度取 30mm 。 齿轮 2 轮毂孔径取 45mm , , 轮毂宽度取 70mm 。

为定位可靠,轴段Ⅵ ~ Ⅶ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 (Ⅶ) 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 Ⅰ轴计算简图
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Ft=

2T1 =3615N d1

F r = Fttan20 ° =1315.75N Fn=
Ft cos 20?

=3847N

C 水平面受力图及弯矩图(见图 4-4 )

图 4-4 水平面受力图及弯矩图

RHB=F t CD =443.7N BD RHD= Ft BC =3171.3N BD M HC = R HB × BC =1.08 × 105N ·㎜ d 、 e 作出垂直面受力图及弯矩图(见图 4-5 )

图 4-5 轴垂直面受力图及弯矩图
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d 1 =mz 1 =135 ㎜ R VD =Fr

243 =1154.25N 277

R VB =Fr 34 =161.5N 277 M VC = R VB × 243=3.92 × 104N ·㎜ 求出合成弯矩,作出弯矩图(见图 4-6 )

图 4-6 轴的弯矩图

M=(M 2HC + M 2VC ) 作出转矩图(见图 4-7 )

﹣2

=1.15 × 105N ·㎜

图 4-7 轴的转矩图

P1 T=9.55 × 106 n =2.44 × 105 N ·㎜
1

已知轴材料为 45 钢,正火处理。由表 8-1 查得 σ B=600MPa, 由表 8-3 查得 ?? ?1 ?b =55MPa, 由于转矩有变化,按脉动考虑,取 α =0.6 α T =0.6 × 2.44 × 105 N ·㎜ =1.464 × 105 N ·㎜ 求出当量弯矩,作出当量弯矩图(见图 4-8 )

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图 4-8 当量弯矩图

Mec=[M 2 + ( α T ) 2 ] 校核轴的强度

﹣2

=1.86 × 105 N ·㎜

受载荷最大的剖面在齿轮中间平面 C 处,此剖面虽有键槽,但仍可近 似用 W=0.1d3 计算 σ e= 校核结果: σ e < ?? ?1 ?b =55MPa ∴剖面 C 的强度满足要求

Me =8.6 MPa W

4.3.2 轴 2 的强度计算 ⑴按许用扭转剪应力初估算轴的直径 Ⅱ轴采用 45 钢,查表 38.3 — 2 可知 A=118~107 ,轴的许用转应力为 [ τ ]=30~40N / m2 由表 38.3 — 1 可得:
d ? A3 P 9.69 ? ?118 ~ 107?3 m m ? 40.33 ~ 36.57m m n 242.67

考虑到Ⅰ轴上有两个键槽,所以 d 值应增大 7%~10% ,取 10% ,则 d=44.363~40.227mm, 按联轴器标准,取 d=48mm 。

4.3.3 轴 2 的结构设计 根据装配简图,Ⅱ轴应设计成阶梯轴,拟定双联滑移齿轮、套筒、右
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端轴承及端盖联轴器等依次由右端装配,仅左端轴承和左端轴承端盖从左 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 (见 图 4-90 ,从右至左依次编号Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ、Ⅴ、Ⅵ)

图 4-9 轴Ⅱ结构图

1、 装联轴器段 (Ⅰ ~ Ⅱ) 按传递扭矩和转速选取弹性注销联轴器 LX3 , 取 d=48mm,l=112mm 。 2 、装右端轴承端盖(Ⅱ ~ Ⅲ) 为满足半联轴器轴向定位,Ⅱ处轴肩

d=55mm 。 轴 段 Ⅱ ~ Ⅲ 的 长 度 由 端盖 宽 度 及 其 固 定 螺 钉所 需 空 间 确 定 ,取 l=40mm 3 、装轴承段(Ⅲ ~ Ⅳ) 轴的直径应结合所选的轴承确定。因双联滑

移齿轮不受轴向力,故选用一对圆柱滚子轴承。由 d Ⅱ =55mm ,查手册初 定 NU412 轴承,其尺寸为 d × D × B=60 × 150× 35 ,轴段Ⅲ ~ Ⅳ的长度与轴 承和箱体的相对位置、齿轮与箱体内壁的间距等尺寸有关,取 l=55mm 。 4、 装 齿 轮 段 ( Ⅲ ~Ⅳ ) 由 于 该 齿 轮 是 双 联 滑 移 齿 轮 , 齿 轮 孔 径取

65mm ,并且由于齿轮在工作过程中由于要变档而是齿轮在轴上面滑移, 所以此段轴长选择?,给齿轮滑移留下足够的空间。 5 、装轴承段和轴承端盖段(Ⅳ ~ Ⅴ) 根据送选择的轴承直径,该段 的直径为 d=55mm , l=40mm ,由于还要装轴承端盖。所以 l 去 70mm 6、 装 联 轴 器 段 ( Ⅴ ~Ⅵ ) 根 据 所 选 择 联 轴 器 的 规 格 , 该 端 直 径 为 d=45mm , l=30mm 。

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第 5 章 变速器其他零件的设计

5.1 轴承盖的设计
5.1.1 轴承盖的分类及其材料 轴承盖的作用是固定轴承、承受轴向力和轴承间隙。 轴承盖的结构形式可以分为凸缘式和嵌入式两类。 凸缘式轴承盖装拆、 调整轴承间隙较为方便、密封性好,故应用普遍。嵌入式轴承盖结构简单、 紧凑、无需固定螺钉,重量轻及外身轴的伸出长度短,有利于提高轴的迁 都和刚度。但装拆端盖和调整轴承间隙叫麻烦,密封性较差,座孔上需开 环形槽,加工费时。常用于要求重量轻及尺寸紧凑的场合。 材料一般都为铸铁( HT150 )或钢( Q215 、 Q235 ) 。

5.1.2 轴承盖的设计注意事项 1 )、当轴承盖与孔配合处较长时,为减少配合和加工表面,应在端部 铸出(或车出)一段较小的直径。但必须保留足够的配合长度,以免拧紧 螺钉时轴承盖歪斜。 2 )、当轴承采用输油沟飞溅润滑时,轴承盖的端部应车出一段小直径 和铣出一定尺寸的径向对称缺口,以便由能顺利的进入轴承室。 3 )、端盖伸出端的结构形式决定于密封形式 4 )、铸造轴承盖应满足铸造工艺。

5.1.3 轴承盖结构的设计 根据本次实际变速器的需要以及轴承型号和轴承的润滑方式所设计轴 承盖结构如图 5-1 所示的:

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图 5-1 轴承端盖结构

5.2 窥视孔盖和窥视孔的设计
为了检查传动件的啮合、润滑、接触斑点、齿侧间隙、及向箱内注油 等, 在箱盖顶部应设置便于观察传动件啮合区的位置并有足够大的窥视孔。 窥视孔平时用盖板盖上并用螺钉予以固定盖板与箱盖结合面间加装防 渗漏的纸质封油垫片。盖板材料可以用钢板、铸铁或者有机玻璃制成。

5.3 排油孔与油塞的设计
为了换油及清洗箱体时排出油污,在箱座地步设有排油孔用油塞及封 油垫封住。排油孔应设置在油池最低处,以便排净油污。并避免与其他机 件想靠近,以便于排油,排油孔的箱壁上应制有凸台以便加工。 排油孔油塞的直径约为箱座壁厚的 2~3 倍,采用细牙螺纹以保证紧密 性。近几年来常用具有圆锥螺纹的油塞取代圆柱螺纹的油塞,这样就无需 附加封油垫。

5.4 通气器的设计
为沟通箱内外的气流,使箱体内的气压不会因变速器运转时的温升而 增大,从而造成变速器密封处渗漏,应在箱盖顶部或窥视孔盖板上安装通
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气器,可以使箱内的热胀气体自由的逸出。通气器的结构应具有防止灰尘 进入箱体以及足够放入通气能力。通气孔不要直通顶部,叫完善的通气器 内部应做成各种曲路并有金属网,防止停机后灰尘吸入箱内。

5.5 游标的设计
为了检查变速器内的油面高度,应在箱体便于观察,油面较稳定的部 位设置油标。对于多级传动则需要安置在低速级传动件附近;长期连续工 作的变速器,在油标尺的外面长装有油标尺套,可以减轻油的搅油干扰, 一边在不停止工作的情况下随时检查油面。 设计时应注意游标尺的安装高度和倾斜位置。若油标尺太低及倾斜度 太小,则箱内的油易于溢出;如游标尺太高或倾斜度太大,则游标尺难以 拔出,插座上的插孔也难以加工。所以在本次设计时,应注意油标的安装 位置和安装倾斜度。

5.6 吊环螺钉、吊耳和吊钩的设计
吊环螺钉安装在箱盖上,用于拆卸和吊运箱盖。 吊环螺钉旋入螺孔螺纹部分不应太短,以保证足够的承载能力。其中 吊环螺钉为标准件,其尺寸可以根据变速器重量来选择确定。为使吊环螺 钉的支承面紧压在箱体凸缘面上,螺孔口应局部扩大。 为了减少螺孔和支承面等部位的加工,为此常在箱盖上直接铸出吊耳 和吊耳环来代替吊环螺钉。 为防止箱体接合面上各连接螺栓松动,吊环螺钉和吊耳一 般用来吊运 箱盖,而不允许吊运整台变速器,只有对于重量不太大的小型变速器,才 允许用吊环螺钉或者吊耳整台吊运。

5.7 定位销和起盖螺钉的设计
5.7.1 定位销的设计 为确定箱座与箱盖的相互位置, 保证轴承座孔的镗孔精度和装配精度, 应在箱体的连接凸缘上距离尽量远处安装连个圆锥定位销,并尽量设置在
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不对称位置。 定位销控是在箱盖和箱座剖分面加工完毕并用螺栓固连后进行配钻和 配铰的。其位置应便于钻、铰和装拆,不应与邻近箱壁和螺栓的报告相碰。

5.7.2 起盖螺钉的设计 箱盖、箱座装配时在剖分面上所涂密封胶给装卸箱 盖带来了不便,为 此常在箱盖侧边的凸缘上装一或两个起盖螺钉,在起盖时,首先拧动螺钉 顶起箱盖。螺钉的直径一般与箱体凸缘连接螺栓直径相同,其螺纹长度必 须大于箱盖凸缘的厚度,螺钉端部制成直径较细的圆柱端或者半圆形。小 型变速器也可以不用起盖螺钉。

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本次设计的课题是应用在玉米联合收获机传动底盘上的液压无级变速 系统,其重要内容是设计一个液压无级变速系统。 液压无级变速系统的设计首先是要解决液压泵的工作压力、排量和转 速, 因为只有泵的转速确定了才能结合课题的要求计算出变速器的传动比, 只由液压马达的工作夜里和排量确定了才能根据其液压系统工作原理计算 出液压系统的所有元件的工作压力和流量或排量,进而选出其型号,最后 才能根据所选择液压元件的型号设计液压系统工作原理,最后才能绘制出 液压工作原理图;只有确定了液压马达的转速,才能结合题目已知条件计 算出变速器的传动比,传动比计算出以后才能根据变速器设计的相关知识 设计出齿轮、轴的结构和尺寸以及选择出其相关的标准件。

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谢 辞
经过两个月的忙碌,毕业设计终于接近尾声;时光荏苒,转眼间三年 的大学生活也将要结束了。在这离别之际,站在人生的转折点上,思绪万 千,突然一种感恩之情悠然而生。 经过两个月的努力,毕业设计终于快要完成了,在这两个月的时间里, 得到了许多老师、同学和朋友的帮助与支持。首先,我要感谢卢文涛卢老 师的指导,这两个月里,每当我遇到难题,卢老师总是耐心的给我讲解, 如果没有她的教导,这次毕业设计我是无法完成的,再次要感谢我的室友, 他们总是耐心的和我讨论,寻找最优方案,并且帮我找到设计中的问题, 使我在设计的过程中少走了很多弯路; 最后还要感谢我的父母和我的朋友, 每当我想放弃的时候,他们总是鼓励我支持我,是我坚持了下了。 总之,这次课题设计能够顺利完成,不是我一个人的努力的结果,而 是大家共同努力的结果。最后再次对那些在这次毕业设计中帮助过我鼓励 过我的老师、同学、朋友和家人表示衷心的感谢!

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参考文献
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