# 机械设计毕业设计论文

I

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

II

III

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

IV

1

2

3

1.1 变速器的功能、类型及特点

4

5

2.1 课题分析 2.1.1 工作条件分析

2.2 液压系统的分类

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
6

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

7

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

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
8

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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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。

10

63 ～ 88

37 ～ 54

25 ～ 44

40 ～ 98

11

Pn

= = =

(1.25-1.6)p p 17.7 × 1.25 22.125 MPa

12

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
13

3 、低压溢流阀的型号： S — BG — 03 — V — L— 40 主要参数见表 2-6

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

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15

3.1 齿轮材料的选择和精度的选择

3.2 齿轮传动结构设计

16

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

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

3+ε

17

ε

β

=0 ，

γ

α

=1.399

?? ? ?? ?

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

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
18

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

d3 ?

3

kv d 3t ? kvt

3

1.11 ? 40 ? 42 mm 1.05

d

d 3 =1 × 50=50mm

Y Sa3 =1.55

Flim =720MPa

Y X =1 （由图 6-26 ，因 m<5 ） Y N2 =0.95
19

?? ?F 2 ?? ?F 3

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

?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

3.4 齿轮中心距的确定

20

3-2

d 3 =76.2mm

3.5 齿轮几何参数的确定

(mm)

1

m

2.5

2

α

20 °

3

z

23

72

30

79

21

127.5

22

4.1 轴的设计原则

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 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

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

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

1） 、装联轴器段（Ⅰ） 取 d=28mm,l=44mm 。

2） 、装左端轴承端盖（Ⅱ）

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

26

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 ）

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 ）

27

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 ）

M=(M 2HC ＋ M 2VC ) 作出转矩图（见图 4-7 ）

﹣2

=1.15 × 105N ·㎜

P1 T=9.55 × 106 n =2.44 × 105 N ·㎜
1

28

Mec=[M 2 ＋ ( α T ) 2 ] 校核轴的强度

﹣2

=1.86 × 105 N ·㎜

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

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
29

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

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 。

30

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：

31

5.2 窥视孔盖和窥视孔的设计

5.3 排油孔与油塞的设计

5.4 通气器的设计

32

5.5 游标的设计

5.6 吊环螺钉、吊耳和吊钩的设计

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
33

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。

34

35

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