第二章--传动系设计概述

工程机械设计三峡大学机械与材料学院陈永清112第二章传动系设计概述重点：传动系传动比确定，各总成计算载荷的静强度确定法。难点：maxi的确定，档位数M，传动比公比q的确定。学时：42.1传动系的类型和组成动力装置和驱动轮之间的所有传动部件总称为传动系。传动系的功用是将动力装置输出的功率传给驱动轮，并改变动力装置的功率输出特性以满足自行式工程机械行驶作业要求。功用：动力装置的输出Ne传给Nk，并改变输出功率的特性曲线，以满足行驶作业要求。不同类型的动力装置和工程机械对传动系有不同的要求。如柴油机是使用广泛的动力装置，其功率输出特性在以下几个方面不能适应行驶作业要求，一是不同作业工况要求有不同的车速和牵引力，即要求驱动轮有不同的转速和驱动转矩并能在较大的范围内变化，而柴油机在输出一定功率时，其输出转矩和转速的变化范围较小，不能满足作业要求；二是作业中实现机械的前进和倒退，要求驱动轮能改变旋转方向。但一般的柴油机只能按一个方向旋转；此外，在作业中往往要求机械能在柴油机不停止运转下停车；在弯道上行驶时能实现两侧驱动轮能有不同的转速。以上所述的各项要求，均由传动系来满足。1、机械传动图4-1为机械传动系简图。动力机摩擦式离合器人力换档变速器ki传动轴主传动器oi轮边减速器fi车轮优点：结构简单，便于维修，工作可靠，价廉，η缺点：换档切断动力，有级变速，动力功率利用率低，生产率降低，不便自动化。fokiiii2、液力机械传动图4-2为液力机械传动系简图。动力机液力变矩器动力换档变速箱传动轴主传动器轮边减速器优点：可实现无级变速，降低换档次数，减少档位数，简化变速箱结构，便于自动化，缺点：η偏低。3、液压传动图4-3为液压传动系传动简图。动力机液压泵操纵、控制元件液压马达优点：无级变速且变速范围大，变速操纵简单，整体布置方便，易实现自动化。缺点：工作可靠性差，不便维修偏低，η偏低。4、电传动图4-4为电传动系传动简图。动力机发动机操纵装置电动机优点：同液压传动。缺点：造价高。2.2传动系总传动比和各传动部份传动比的确定一、总传动比i已知理论行驶速度T，可得：irndeT0377.（4-1）工程机械设计三峡大学机械与材料学院陈永清113式中i——传动系总传动比；rd——驱动轮动力半径（m）；ne——柴油机或液力变矩器输出轴转速（r/min），柴油机1440转/分，汽油机3500转/分；T——理论行驶速度（Km/h）。1、传动系最低挡总传动比imax（最大总传动比）工程机械挂最低挡位为了获得最大牵引力，用来克服外部最大行驶阻力PR，保证作业正常继续进行，或使机械得到最低车速。所以确定最低传动比时，要考虑驱动力，附着力和最低稳定车速三方面问题。机械的最大驱动力应为：RdemKPriMPmaxmax（4-2）式中m——系统机械传动效率；Memax——柴油机或液力变矩器输出轴的最大输出转矩。机械传动系minmax377.0vnrieHd液力传动系min''max377.0vnriTPd，高效区最低转速（不一定满足克服最大工作阻力）根据行驶理论，PPGK，求得最低传动比后按下式验算附着条件medMirGmaxmax（4-3）式中——地面附着系数；G——驱动轮附着重量。若不能满足附着条件时，则应改变机械总布置增加附着力。故PrMiGrMRdemdemmaxmaxmax（4-4）imax取的越大，偏于产生最大牵引力，有一定的功率储备。若最低稳定车速为min，则inrdmaxminmin.0377（4-5）式中nmin——柴油机最低稳当转速。2、传动系最高挡总传动比imin（最小总传动比）工程机械挂最高挡位得到最高车速，为了提高机械的生产率，机械大部分时间是以高速挡行驶的。对机械传动系inreHdminmax.0377（4-6）式中neH——柴油机的额定转速（r/min）；max——机械最高车速（Km/h）。对于液力机械传动系inrTPdminmax.0377（4-7）式中nTP——在高效区液力变矩器涡轮轴最高转速（r/min）。要求RdemkPriMPminmax（以Vmax爬一定的坡度）工程机械设计三峡大学机械与材料学院陈永清114在确定imin要考虑到机械在挂最高挡位时应具备的上坡，加速能力，即应有足够高的最高挡的最大动力因数DMmax。imin与DMmax之间一般有如下关系DMirKSGMemdmaxmaxminmax.22115（4-8）式中G——机械重量；D——动力因数，DPPGKw。若选择的imin难于同时满足最高车速与DMmax的要求时，可适当调整给定的动力性能指标，如降低最高车速，或改进选定的发动机外特性，或重新选用新的发动机。二、传动系传动比分配传动系总传动比已确定，传动系中有变速器，主传动器(中央传动)，轮边减速器(最终传动)等降速部件，则foKiiii（4-9）液力机械foKTiiiii式中i——传动系各挡总传动比；iK——变速器各挡传动比；io——主传动器（中央传动）传动比；if——轮边减速器（最终传动）传动比。foii＝const，kii随变化而变化。体积Ｖ零件尺寸零件受载传递Mi确定iK，io，if数值的一般原则是：为了减小传动系统中(除最后一级减速装置的从动件)各另件的载荷，根据功率传递方向，应尽可能地把传动比多分配给后面的部件，具体地说，应首先选择尽可能大的if，然后再选择尽可能大的io，最后由所需的各挡i确定iK。各部件名称结构形式零件数考虑顺序变速器ki多对齿轮，多根轴多最后主传动器oi一对锥齿轮及差速器中其次轮边减速器fi一对直齿轮或一个行星排少优先先将foii从i分出来，再根据结构分解foii,。但在具体分配时必须考虑以下问题：（1）应考虑结构的合理性和可能性。如为了不影响整机的宽度，在结构上往往要求轮边传动(最终传动)装置包在轮辋内或履带的上方区段和支承区段之内，因此，if受轮辋直径或履带驱动轮直径的限制，不能任意大。而对于io，主传动器的大锥齿轮往往受到最小离地间隙或机械稳定性的限制，也不能太大等。（2）当选用较大的if和io时，在某些挡位可能出现iK1，即变速器在某些挡位是增速而不是降速，这是允许的。但是，iK的最小值受到变速器轴承，传动轴，主传动器输入轴轴承的最高允许工作转速及齿轮的最大允许圆周速度的限制，因此iK也不能过小。方法一：机械式变速器：8.0~6.01,1MfoHfoiiiiiiii＝，－－＜最高档－－超速档，最高档－－直接档，图4-5机械式变速器传动简图工程机械设计三峡大学机械与材料学院陈永清115方法二：在某些情况下，也可以先确定变速器某些挡位的传动比，然后再选定if和io。如当机械式变速器传动简图如图4-5所示，即变速是由两根轴上不同齿轮啮合而实现的。这时往往为了得到最紧凑的变速器尺寸，可使最低挡的主动齿轮和最高挡的从动齿轮同为最小齿数Zmin，当各对齿轮的模数相同时，最低挡传动比为iZZKn11min，最高挡传动比为iZZKMMKmin，式中Zn1及ZMK分别为最低挡从动齿轮及最高挡主动齿轮的齿数。由于模数相等故得Zn1=ZMK，因此得iiKKM11。而iiiiiiiiiidKofKMofKKMmaxmin11（4-10）式中d——速范围。则minmax1iidiK（4-11）于是求得ioif=maxi/iK1＝minmaxii，然后再分配io，if。若选定变速器具有直接挡且挂直接挡时得到最小传动比imin，则ioif=imin，可直接分配io，if。三、检验i与发动机的匹配大部分工程机械采用机械有级式传动，设计中应确定最小传动比imin，最大传动比imax以及传动系的挡位数和中间各挡的传动比。为提高工程机械的生产率，机械大多数时间是以高速挡行驶的，即用最小传动比的挡位行驶的。因此选定最小传动比imin（或传动系主传动器传动比i0）是很重要的。为了充分发挥发动机的功率，在确定最小传动比时，应注意发动机与传动比的匹配问题。同一动力，与三种不同的传动比，123iii＞＞。NR――――行驶阻力功率曲线正好过最高点――――对应2i最高点在曲线左侧――――对应3i最高点在曲线右侧――――对应1i1、分析maxvPiv――相当Nemax时的车速，（11pvi，22pvi，33pvi）maxiv――对应传动比的实际车速，（max11vi，max22vi，max33vi）可见：max22vvpmax11vvp，且max11vvp＞，无法利用Nemaxmax33vvp，且max11vvp＜，可利用Nemax，但Nemax对应不是maxv。理想的匹配，应使NR与Ne相交在Nemax点上。得出最佳i。2、分析后备功率21ii，除pvv1max1外，在一定v下，后备功率小，加速性能差；23ii，除pvv3max3外，在一定v下，后备功率大，加速性能好。不在理想状态，Ne的最高点在曲线左方为好。理想状态，NR曲线过最高点Nemax。检验最小传动比mini即可。kfoiii,,只作为各部件设计的依据，具体的传动比只能在各传动部件设计完毕后方能确定。图4-6柴油机功率与行驶速度的关系曲线图13-1汽车功率平衡图工程机械设计三峡大学机械与材料学院陈永清116四、挡位数及中间挡位传动比的确定1、挡位数二个档位与四个档位的变速器具有相同的maxi相同的爬坡能；具有相同的mini相同的maxv二档：21eenn2max1eeeNNN四档：2'1eenn2max'1eeeNNNne的变化范围一般为300～500转/分。－－－－劳动强度操纵困难相临档位传动比之差－－－－－－－－－－－－－－造价变速器构造复杂－－－－－－经济性次数利用加速性能利用利用宽度变化区域档位数mineeeegNNn从机械式变速器制造角度，二自由度变速器档位数不超过5个。现在有超过10个档位的轿车，一般采用两个变速器串联。2、中间各挡传动比选定了最大传动比imax，最小传动比imin及传动系的挡位数后，应当确定中间各挡的传动比。适当选择各中间挡位传动比，使各挡的fne()直线符合图4-7所示关系，当车速在minmax~变化过程中，柴油机总在同一转速范围nnAB~内工作，从而使柴油机可利用的功率最大。所以BdBdArnirni03770377..BdBdArnirni03770377..即iiiinnqBA将以上条件推广到具有M个挡位则得iiqiiqiiqMM()1（4-12）显然传动系各挡传动比应成几何级数，公比qnnBA，式中nnAB~为中间挡位工作时柴油机的转速范围。所以有：iqiMM()1图4-7机械传动系中间档位传动比的确定工程机械设计三峡大学机械与材料学院陈永清117或ABMMnniiq1（4-13）或1ABMgngngigiM（4-14）当选定挡位数M，已知最大传动比imax及最小传动比imin，则可由式（4-13）及式（4-12）求出各中间挡位的传动比。若规定在各中间挡工作时柴油机的转速范围nnAB~，则可由式（4-14）计算必须的挡位数M，当然这时算得的M不一定为整数，应加以圆整。增大M值可缩小柴油机的转速范围，反之则扩大柴油机的转速范围，再求出各中间挡位的传动比。不按等比规律时，eN：32