輪胎式壓路機傳動系統(tǒng)和變速箱設計說明書

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1、 輪胎式壓路機傳動系統(tǒng)和變速箱設計 摘要 壓路機在機械工程中屬于道路設備的范圍，廣泛用于高級公路、鐵路、機場、大壩、體育場等大型工程項目內容的填方壓實作業(yè)，可以碾壓沙性、半粘性及粘性土壤、路基穩(wěn)定土及瀝青混凝土路面層。使施工體具有足夠的強度和穩(wěn)定性，并能承受足夠的載荷和抗侵蝕的能力，不會因為材料的自重和受環(huán)境影響等侵蝕。而輪胎式壓路機在現(xiàn)在的市場上更加能夠具有相當大的競爭優(yōu)勢，輪胎式壓路機不會破壞已經施工的路面，輪胎壓路機屬超重型自行式靜作用壓路機，具有強大的靜壓力和優(yōu)越的壓實性能，適用于壓實瀝青路面、基礎層、次基礎層及填方工程，廣泛用于各種交通道路、機場港口、大壩等大型工程的壓實作業(yè)。

2、輪胎壓路機是一種靜作用壓路機，它是由特別制作的充氣輪胎對地面施以搓揉壓實作用，能獲得平整而且致密的道路表面而且輪胎式壓路機靈活性強，可移動性能比較好，適用范圍廣，在以后壓路機械中具有很大的前景，本課題研究方向是主要對輪胎式壓路機的傳動系統(tǒng)與變速箱進行設計和計算，設計內容主要有選擇傳動軸和齒輪和確定參數(shù)以及對其進行校對。 關鍵詞：壓路機；傳動系統(tǒng)；變速箱 Abstract The road roller in mechanical engineering belongs to the range of highway equipment, and is widely used

3、 in filling compaction operation of large projects such as advanced highways, railways, airports, dams and stadiums, which can crush sand, semi viscous and cohesive soil, roadbed stabilized soil and bituminous concrete pavement layer. The construction body has enough strength and stability, and can

4、withstand enough load and corrosion resistance, will not be due to the weight of the material and environmental impact of erosion. and the tyre-type road roller in the market now more able to have a considerable competitive advantage, the tyre-type road roller will not destroy the pavement which has

5、 already been constructed, and the tyre roller is a super heavy-duty self-propelled static roller with strong static pressure and excellent compaction performance, which is suitable for compacted asphalt pavement, foundation layer, Secondary foundation layer and fill project, Widely used in various

6、traffic roads, airport ports, dams and other large-scale projects of compaction operations. The tyre roller is a static action roller, it is specially made inflatable tires on the ground by rubbing compaction effect, to obtain a smooth and dense road surface and tire-type roller flexibility, mobile

7、performance is relatively good, wide range of applications, in the future of the road machinery has great prospects, The research direction of this topic is mainly to design and calculate the transmission system and gearbox of tyre-type road roller, the main design content is to select the transmiss

8、ion shaft and gear and to check the parameter and proofreaddd it. Keyword: Teerull; phivrku; kigukast. 目錄 摘要 I Abstract II 第1章 緒論 - 1 - 1.1 對本課題的研究背景 - 1 - 1.2 國內外輪胎式壓路機的發(fā)展現(xiàn)狀 - 1 - 1.3 輪胎壓路機的發(fā)展前景 - 2 - 1.4 設計目的和意義 - 3 - 第2章 傳動方案及其設計參數(shù)的擬定 - 5 - 2.1 基本參數(shù) - 5 - 2.2 壓路機傳動系統(tǒng)設計

9、 - 5 - 2.2.1 傳動方案設計準則 - 5 - 2.2.2 傳動方案設計 - 6 - 第3章 傳動系統(tǒng)設計 - 8 - 3.1 基本參數(shù)的確定 - 8 - 3.2 傳動系統(tǒng)的速比分配 - 9 - 3.2.1 總速比計算 - 10 - 3.3 傳動系統(tǒng)的構成 - 12 - 3.3.1 動力源 - 12 - 3.3.2 變速箱 - 16 - 第4章 減速箱設計計算 - 19 - 4.1 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) - 19 - 4.2 高速級齒輪的設計 - 20 - 4.3 小齒輪設計計算 - 21 - 4.4齒輪強度校核 - 22 - 4.5 低速級齒輪

10、設計計算 - 24 - 4.6 傳動軸承和傳動軸的設計 - 27 - 4.6.1 傳動軸承的設計 - 27 - 4.6.2 從動軸的設計 - 28 - 4.6.3 鍵的設計和計算 - 30 - 4.7 箱體結構的設計 - 31 - 4.8 潤滑密封設計 - 34 - 4.9 聯(lián)軸器設計 - 34 - 總 結 - 36 - 參考文獻 - 37 - 致 謝 39 IV 第1章 緒論 1.1 對本課題的研究背景 壓路機在工程機械中屬于道路設備的范疇，廣泛用于高等級公路、鐵路、機場跑道、大壩、體育場等大型工程項目的填方壓實作業(yè)，可以碾壓沙性、半

11、粘性及粘性土壤、路基穩(wěn)定土及瀝青混凝土路面層。使施工體具有足夠的強度和穩(wěn)定性及其抗腐蝕性，并且具有一定的載荷和抗侵蝕的能力，不會因材料的自重和環(huán)境影響等侵蝕。 1.2 國內外輪胎式壓路機的發(fā)展現(xiàn)狀 輪胎式壓路機具有很好的柔性壓實性能，使壓實施工體獲得較高表面質量的同時，并不破壞被壓實的施工體。輪胎壓路機除了運用于瀝青混凝土路面的平整作業(yè)外，也是修筑高等級公路和飛機跑道所必備的配套設備，在大型工程中是不可替代的機械。 國家在發(fā)展的同時對于大型機械的需求是日益增長，隨著國家對基礎設施建設投資力度的不斷加大和施工工程工藝規(guī)范的慢慢嚴格，輪胎壓路機的市場需求正在不斷增強，越來越受到工程師和施工單

12、位的的優(yōu)先選擇，尤其是大型壓路機更是市場上的競爭最激烈產品之一。 從國內外輪胎壓路機的發(fā)展史來看，輪胎壓路機不管是從規(guī)格品種上，還是在產銷數(shù)量上都遠遠落后于老式振動壓路機的增長速度，但輪胎壓路機卻因其特殊的壓實性能而成為壓路機上不可缺少的重要組成部分。世界上著名的壓實機械制造商都具有很強大的輪胎壓路機設計和生產制造能力，如德國BOMAG公司在美國的一家工廠年產量就達到了500臺左右，瑞典的DYNAPAC 公司在瑞典的產量為300臺左右！ 在我國內，輪胎壓路機的發(fā)展開始于20世紀70年代初期，當時能夠生產這種壓路機的只有徐州工程機械制造廠等少數(shù)幾家工廠，產品的噸位也比較少，主要以16t壓

13、路機為主，產量也只有區(qū)區(qū)幾十臺。到了20世紀90年代初期，山東的德州公路機械廠開始生產輪胎壓路機，最開始也以16t 產品為主，但產量也只有幾臺。就我國的輪胎壓路機設計制造技術水平而言，還處在很低下的初級水平，傳動形式也為機械式，沒有自動集中充氣系統(tǒng)，懸掛形式為機械臂搖擺；目前國際上著名的工程機械生產廠家除日本酒井還在使用機械傳動形式外，其它產品已全部為液壓傳動或液力傳動。因為我國整體重工業(yè)水平較低，各個地區(qū)之間發(fā)展也不平衡，機械傳動式輪胎壓路機以其價格低、便于維修操作簡單等優(yōu)點，目前在我國現(xiàn)階段還是有很大的市場，但是我相信隨著我國工業(yè)水平的提高，輪胎式壓路機會占據很大的市場。 隨著工程機械的

14、發(fā)展和使用者要求的不斷提高，除了具有高技術含量和穩(wěn)定的可靠性外，而且大家在外觀造型、操作簡單安全舒適、自動化和便于運輸?shù)确矫嬉笠苍絹碓礁?。大多?shù)廠家對產品外觀和操作系統(tǒng)人性化設計方面做了很多的文章，下了很大的功夫，現(xiàn)在設計出的最新流線形玻璃鋼罩殼的應用，使整體機架外觀造型更加美觀合理，駕駛操作系統(tǒng)根據人體工程原理學進行設計并在駕駛室內配上空調和一些讓人舒適的設計，這些方面取得了明顯進步，正在與國外差距漸漸縮小。 目前輪胎壓路機市場正呈現(xiàn)出穩(wěn)步增長的趨勢，特別是大噸位輪胎壓路機更是成為用戶的首選產品，輪胎壓路機肯定有更加美好的市場需求前景。但是國外高端公司對國內市場的沖擊也非常大，國內輪胎壓

15、路機制造廠家要想在未來的競爭中處于主導地位擁有核心競爭力，必須進一步加大對輪胎壓路機的設計和制造力度，提高產品的可靠性和外觀質量，進而創(chuàng)新出更加符合用戶的產品，以最好的性價比滿足市場的需求，同時還應學習國外一些先進的技術，從而增強我們的產品競爭力，為我國輪胎式壓路機的進一步發(fā)展作出更大貢獻。 1.3 輪胎壓路機的發(fā)展前景 輪胎壓路機具有非常好的柔性壓實工作性能，在使壓實對象獲得較高表面硬度的同時，而且并不破壞被壓實的骨料和結構。輪胎壓路機除了運用于瀝青混凝土路面的平整作業(yè)和壓實路基之外，同時也是修筑高等級公路和飛機場所必須要的配套大型壓實設備。隨著國家對基礎設施建設投資力度的不斷加大和施工

16、工程工藝規(guī)范的慢慢嚴格，輪胎壓路機市場需求形勢正在逐步上升，尤其是大型壓路機越來越受到施工單位和設計師的首選！ 隨著工程機械的發(fā)展和使用者要求的不斷提高，除了具有高技術含量和穩(wěn)定的可靠性外，而且大家在外觀造型、操作簡單安全舒適、自動化和便于運輸?shù)确矫嬉笠苍絹碓礁?。大多?shù)廠家對產品外觀和操作系統(tǒng)人性化設計方面做了很多的文章，下了很大的功夫，現(xiàn)在設計出的最新流線形玻璃鋼罩殼的應用，使整體機架外觀造型更加美觀合理，駕駛操作系統(tǒng)根據人體工程原理學進行設計并在駕駛室內配上空調和一些讓人舒適的設計，這些方面取得了明顯進步，正在與國外差距漸漸縮小。 目前輪胎壓路機市場正呈現(xiàn)出穩(wěn)步增長的趨勢，特別是大噸

17、位輪胎壓路機更是成為用戶的首選產品，輪胎壓路機肯定有更加美好的市場需求前景。但是國外高端公司對國內市場的沖擊也非常大，國內輪胎壓路機制造廠家要想在未來的競爭中處于主導地位擁有核心競爭力，必須進一步加大對輪胎壓路機的設計和制造力度，提高產品的可靠性和外觀質量。 圖1-1 壓路機整體結構圖 1.4 設計目的和意義 輪胎壓路機是一種靜作用壓路機，它是由特別制作的充氣輪胎對地面施以搓揉壓實作用，能獲得平整而且致密的道路表面，地表水的滲入，在多雨的南方和多雪的北方不會因環(huán)境的變化引起路面的損壞和變形。這種獨具特色的壓實作用是其他壓路機無法代替的。 隨著我國經濟的迅速發(fā)展，使道路建設不斷發(fā)展，

18、特別是高等級公路的高速發(fā)展，不僅對道路交通通暢提出了更高的要求，道路負載、寬度，高速車流量大，對道路的質量尤其是路面平整質量提出了更高的要求，從而對適合的壓路機的需求量不斷增加，尤其是大噸位壓路機，但是目前就徐州工廠僅有16t、20t和30t三種壓路機機型，根本就滿足不了市場對其的需求。為了使徐工集團輪胎壓路機系列化，多元化，大型化，從而設計制造大型輪胎壓路機，以滿足市場對壓路機的需求，加快我國工業(yè)的發(fā)展，為我國的現(xiàn)代化“四化”建設做出貢獻。輪胎壓路機屬超重型自行式靜作用壓路機，具有強大的靜壓力和優(yōu)越的壓實性能，適用于壓實瀝青路面、基礎層、次基礎層及填方工程，廣泛用于各種交通道路、機場港口、大

19、壩等大型工程的壓實作業(yè)。輪胎壓路機是一種靜作用壓路機，它是由特別制作的充氣輪胎對地面施以搓揉壓實作用，能獲得平整而且致密的道路表面，地表水的滲入，在多雨的南方和多雪的北方不會因環(huán)境的變化引起路面的損壞和變形。這種獨具特色的壓實作用是其他壓路機無法代替的。 具體有以下目的和意義： 1. 施工效果好。2.不會破壞已作業(yè)的路面。3.適應性強、范圍廣。 圖1.2壓路機實物圖  第2章 傳動方案及其設計參數(shù)的擬定 2.1 基本參數(shù) 最小工作質量（kg） 15500 最大工作質量（kg）

20、 28000 軸距（mm） 4840 輪距（mm） 490 前后輪重疊量（mm） ≥45 爬坡能力 20% 接地比壓（kpa） 200-420 最小的轉彎半徑（前輪外側）（mm） ≤9000

21、 前進Ⅰ檔 6.5 前進Ⅱ檔 11 前進Ⅲ檔 19 后 退 5 發(fā)動機型號 D6114ZG39A 功率（KW） 120 轉速（r/min）

22、 2000 2.2 壓路機傳動系統(tǒng)設計 （1）傳動方案制定 （2）傳動系統(tǒng)設計 2.2.1 傳動方案設計準則 傳動系統(tǒng)設計的本質是在肯定傳動系仲各部件的互相位置和有關尺寸以及連接方式。機械工程種類比較多，其傳動系的結構和復雜程度也都不相同。就算是同一個傳動方案，也可以因位傳動結構和一些零部件的布置位置不同，使傳動系的工作性能、零部件的尺寸、形狀、加工工藝性和連接方式，甚至機械效率及整機性能等都不同。正因如此，為保證整機和傳動系具有良好的技術性能、經濟性能、工藝性能、質量性能，在進行傳動系設計布置時，應該遵守下列準則： （1）為了提高大功率或

23、者長時間連續(xù)運轉的工程機械的機械傳動效率，應該將其消耗功率較大的傳動機構布置在傳動前面部分（即靠近發(fā)動機），消耗功率比較小質量比較少一些的的傳動機構布置在傳動系的后部，這樣才能減輕整機負荷。 （2）為了簡化結構、減小傳動件尺寸以及體積，使傳動系結構更加緊密連接，并且簡化傳動件加工工藝過程，在滿足傳動效率要求的條件下，應該盡量削減傳動軸和傳動副的數(shù)量；將傳動能力小或者摩擦傳動結構體布置在傳動系的前面；將絕大部分傳動副和制造精度高的高速級傳動副布置在傳動系的前部，稱之為傳動副“前多后少”。將制作精密度低的低速級傳動副布置在傳動系的末端，以減少振動和噪聲；將變速傳動機構分布在傳動系前部，將更改運動

24、形式的機構布置在傳動系的末端與工作裝置連接在一起，可以使前面的大部分傳動件成為旋轉運動。 2.2.2 傳動方案設計 為了確保技術任務書提出的各項技術性能指標的制作，我參考了德國寶泰克公司的PR系列輪胎壓路機、德國寶馬公司的BW系列輪胎壓路機及瑞典DYNAPAC公司的CP系列輪胎壓路機的結構特點和技術性能，并結合我國目前的輪胎壓路機的結構特點和技術性能設計了以下傳動方案。 借鑒以前傳動系統(tǒng)設計的方法和經驗，制定了兩種傳動方案： 方案1：采用機械傳動形式，這種壓路機傳動系統(tǒng)屬于較典型的老式配置，傳動流程方式是:發(fā)動機+主離合器+變速箱+側傳動,在這里變速箱是壓路機行駛傳動系統(tǒng)的主要部件,它

25、具有四項性能,通過變速原件和系統(tǒng)實現(xiàn)變速,通過大、小傘齒輪實現(xiàn)方向轉換，通過差速齒輪實現(xiàn)差速和通過制動器實現(xiàn)制動.其優(yōu)點是：便捷，體積小、效率高，制造成本低、結構成熟。其缺點是：操作繁多，變速箱不但集各種功能于一體,而且結構復雜,其結構包括:變速機構、變速操縱機構、換向機構(倒順離合器)、換向操縱機構、制動器。變速箱上的制動器包括行車制動與停車制動兩項功能,制動不獨立且操縱繁鎖。此外,該變速箱后傳動還比須配和有龐大的側傳動系統(tǒng)實現(xiàn)減速,不但給整機的設計配置帶來很大的困難,而且側傳動的兩對圓柱齒輪外露,轉速低、負荷大。 方案2：選用機械傳動，增多換檔同步器，將變速箱和驅動橋一體的結構分離，變成

26、各自互不影響的部件。這個設計的變速箱是一個三速變速箱,選擇這個箱體內不相同齒輪嚙合,能夠獲得三種不同速度，可以使壓路機獲得三檔不一樣的運行速度;倒順減速箱具備換向、減速和手制動三項功能;驅動橋可以兌現(xiàn)速度差、減速及行車過程制動停止;這樣的傳動方式把減速、換向、差速、制動等幾種功能分布在三大主要件上,這樣可以使整機在獲得前進倒退各三種不同的行駛速度的同時,才能具備制動平穩(wěn),安全可靠,結構簡單,通用性強的特點。他的優(yōu)點主要點：（1）把變速箱和驅動橋分離，使變速箱布局空間始終，便于調節(jié)和維修。（2）增多同步換檔器，讓換檔輕松柔和，手感好。(3)簡略了操縱，變速、倒順手柄合二為一，自動差速。他的缺點：

27、外載變化時會對傳動系統(tǒng)有沖擊的現(xiàn)象。 通過對上面兩種方案對比分析認為：YL25輪胎壓路機的作業(yè)工程內容是瀝青路面的光滑度整合作業(yè)，外載荷變化非常小。（1）方案1采用液壓傳動力變矩器、動力換檔變速箱造價高。已不能滿足和符合顧客對操作舒適度的要求。 通過以上的分析，確定采用方案2設計。 圖2.1傳動系統(tǒng)原理圖 第3章 傳動系統(tǒng)設計 3.1 基本參數(shù)的確定 基本參數(shù)的確定應符合設計任務書的要求，并能滿足輪胎壓路機的性能要求和使用要求，也應滿足有關標準的要求。表3.1所示為輪胎壓路機傳動系統(tǒng)的基本參

28、數(shù)。 表3.1 基本參數(shù) 項目 單位 基本參數(shù) 備注 重量 結構重量 kg 15000 加鐵（配重） 7000 一般情況不拆卸 加水（配重） 4500 最大工作重量 26000 包括司機、隨機備件等 外形尺寸（lXbXh） mm 4910X2845X3380 帶駕駛室 軸距 4840 輪距 490 前后輪重疊量 45 碾壓寬度 2740 最小離地間隙 290 加配重鐵時 最小轉彎半徑 ≤9000 爬坡能力 ％ 20 重量分布 輪壓均勻 速度 前進Ⅰ速 km/h 6.

29、5 前進Ⅱ速 11 前進Ⅲ速 19 后退 5 輪胎 型號 11.00-20-16PR 氣壓 kPa 400～800 外徑（自由直徑） mm 1070 內徑 508（20″） 寬度 290 輪胎布置 個 前5后6 3.2 傳動系統(tǒng)的速比分配 （1）將總傳動比分配到傳動系的各個傳動裝置 總傳動比等于傳動系統(tǒng)中各機構和部件總成的各分傳動比的乘積。如今一般工程機械的作業(yè)速度效率普遍都比較低，傳動系很多都是降速傳動。分配總傳動比時，要走遵循各分傳動比“前小后大”、降速要慢和傳動副“前多后少”的原則，可以使傳動系前部

30、大部分傳動副的尺寸較小，結構緊湊。 （2）分配各檔傳動比 總傳動比分配后，應該統(tǒng)一按照傳動系方案中各變速裝置的形式和分得的傳動比，確定各變速裝置的速度擋數(shù)、傳動軸和傳動副的數(shù)量及布置方式，并分配各擋和各傳動副的傳動比。確定變速裝置的擋數(shù)及各擋傳動比時，一般應遵循以下原則： 1.使機器在各種工況和載荷下都有所需的工作速度和作用力，并有盡可能高的生產率。 2.充分利用發(fā)動機的功率，最好實現(xiàn)恒功率輸出，以便充分利用發(fā)動機的功率。 3.使發(fā)動機盡可能在高效率低油耗區(qū)工作，以便作業(yè)機械有較好的經濟性。 4.合理確定速度擋數(shù)。一般情況下，擋數(shù)越多，作業(yè)機械對工況和載荷的適應性越強，其生產率和發(fā)

31、動機的功率利用率也越高。但是過多的擋數(shù)，這樣會讓變速裝置的結構變得復雜，體積大，制造難度和成本也相應的有所增加，這樣的話甚至會降低結構的合理性和先進性。機械式工程機械的正擋速度一般情況下不少于8擋，變速器的擋數(shù)大部分為4擋，并且采用分動器兼作副變速器，以擴大變速范圍。載荷變化大、要求調速范圍更寬的大功率工程機械，通常采用液力機械傳動，以擴大速度變化范圍，簡化變速器和傳動系的結構。 5.工程機械的轉速排列方式有等比級數(shù)排列、雙重等比級數(shù)排列、等差級數(shù)排列以及根據經驗和工藝要求，確定各擋速度的所謂無規(guī)則排列。分配各擋傳動比時，應盡可能使各擋速度成等比級數(shù)排列。等比排列的轉速，對機器生產率的影響在

32、轉速范圍內都相同，尤其是在結構設計上容易實現(xiàn)。但等比排列用于擋數(shù)過多的變速器，會使高速擋速度梯度過大，或低速擋速度梯度過小，不易滿足某些工程機械的工況需要，此時，可以采用雙重等比排列。 6.分配各擋傳動比時，應盡量避免先升速、后降速、然后再升速的方案。先升后降再升會使升速小齒輪的線速度過高、噪聲增大，從而要求更高的制造精度。而降速傳動的大齒輪則因外徑大而加大變速器的尺寸，同時使傳動系結構復雜。 7.齒輪副的降速傳動比應小于4，升速傳動比大于0.5。過大的降速比會使從動大齒輪齒數(shù)過多，尺寸過大；過小的升速比則使從動小齒輪齒數(shù)過少，轉速高，齒面容易，磨損和疲勞破損。 8.在條件許可的情況下，

33、應盡可能采用較多的公用齒輪，以減少齒輪數(shù)量。 即： 前進Ⅰ速： 6.5 km/h 前進Ⅱ速： 11 km/h 前進Ⅲ速： 19 km/h 后 退： 5 km/h 3.2.1 總速比計算 iⅠ=ne602 raπ/（Ⅰ速103） （3-1） iⅡ=ne602 raπ/（Ⅱ速103）=35.28 （3-2） iⅢ=ne602 raπ/（Ⅲ速103）=20.43 （3-3） i退= ne602 raπ/（v退103）=77

34、.62 （3-4） 式中：ne—柴油機轉速，選用2000r Pm ra—輪胎滾動半徑，取51.5cm （1）速比分配 傳動系統(tǒng)主要由變速箱、倒順減速箱、驅動橋三部分組成，各部分速比分配如下： （2）末級傳動采用驅動橋，其速比： i橋=37/6=6.1667 （3）減速箱 i=7.41 （4）變速箱 前進速度： i1=4.594 i2=2.638 i3=1.554 后退速比：

35、 i退=5.968 校核總速比： iⅠ= i末i橋i1=7.416.16674.594=60.427 iⅡ= i末i橋i2=7.416.16672.638=34.699 iⅢ= i末i橋i3=7.416.16671.554=20.440 i退= i末i橋i退=7.416.16675.968=78.50 校核行駛速度： VⅠ= ne602 raπ/（iⅠ103） =20006020.5153.14/（60.4271000） =6.42 km/h VⅡ= ne602 raπ/（iⅡ103） =20006020.5153.14/（34.699

36、1000） =6.42 km/h VⅢ= ne602 raπ/（iⅢ103） =20006020.5153.14/（20.4401000） =18.98 km/h V退= ne602 raπ/（i退103） =20006020.5153.14/（78.501000） =4.94 km/h 表3.2為各速比分配。 表3.2 速比分配 速比 變速箱 減速器傳動 驅動橋傳動 總速比 一速 i1 4.594 7.41 6．167 60.427 二速 i2 2.638 34.699 三速 i3 1.554 20.440 后退

37、速度i退 5.968 78.50 3.3 傳動系統(tǒng)的構成 結合上面的傳動系統(tǒng)設計原則和傳動方案的介紹，從而選定了下面的傳動方式，這個傳動系統(tǒng)的傳動方式可以分為：發(fā)動機加上變速箱加上倒順減速箱然后再加上驅動橋。這個技術的變速箱他是三速變速箱,選擇箱體內不同齒輪嚙合,能夠獲得三種不同速比這樣可以讓壓路機獲得三檔不同的行駛速度;倒順減速箱它具備換向、減速和手制動等這三項功能;驅動橋能夠完成差速、減速及行車制動;此傳動方式可以將減速、換向、差速、制動等這幾個功能分布在三大主要件上。 3.3.1 動力源 電動機是輪胎壓路機的動力源和輪胎壓路機的關鍵總成。發(fā)動機的基本形式中第一是采用汽油機還是

38、柴油機，然后是氣缸的排列形式和柴油機的冷卻方式。 （1）工程機械最經常使用的是動力裝置是柴油機、與汽油機相比、柴油機等。他們具備以下的幾個優(yōu)點： 1）柴油機具有熱效率高、油耗低、燃料經濟性好等特點。柴油機價格十分的便宜，并且它的成本也很低。 2）柴油機工作非常的可靠，并且它的耐久性也很好好，它也不需要點火系統(tǒng)，所以故障幾率很低，所以它的使用壽命就很長。 3）它的排氣污染很低，不有損環(huán)境。 （2）氣缸排列形式的選取 根據的氣缸排列形式，發(fā)動機可以分為直列、V型布置。 直列式發(fā)動機結構其實十分簡單，并且工作可靠、成本低、實驗維修方便的優(yōu)點。發(fā)動機的寬動機排量比較大的時候，直列式發(fā)動機

39、的缺點就凸顯出來：缸徑過大從而影響工作性能，再者缸數(shù)過多從而使發(fā)動機過長和過高，它的質量也就跟隨著變大。 V型發(fā)動機與直列式進行比較它的優(yōu)點也有很多，比如：①它的長度就明顯縮短（25%～30%），高度較低，重量可減輕20%～30%；②曲軸箱和曲軸的剛度增加，扭振特性有所改善；③容易設計出尺寸緊湊的高轉速和大功率發(fā)動機；④通過缸數(shù)變化容易形成功率范圍很大的發(fā)動機系列。對于空間受到限制的工程機械，由于V型發(fā)動機的長度短，有利于總體布置。 （3）發(fā)動機冷卻方式的選取 根據冷卻的方式，發(fā)動機可以分為水冷式和風冷式。 水冷發(fā)動機冷卻性能十分的均勻可靠。并且散熱好、氣缸變形小、缸蓋、活塞等主要零件

40、的熱負荷很低，所以可靠性十分好；可以很好的適應大功率發(fā)動機的需求；發(fā)動機增壓后利于采取措施（如加大水箱、增加泵量）并且加大它的散熱；減少噪音；駕駛內供暖問題容易解決。但是氣溫對冷卻性能有很大的影響，所以需要考慮避免高溫天氣的出現(xiàn)而引起發(fā)動機過熱的問題。 風冷發(fā)動機的冷卻系統(tǒng)就顯得十分簡單，它維修方面便利；在針對于沙漠、缺水地區(qū)和炎熱、酷寒地區(qū)的使用的功能十分好，根本不會發(fā)生發(fā)動機過冷和凍結等問題；并且能夠省去消耗銅材的水箱。但是對于大缸徑的風冷發(fā)動機的冷卻就顯得不夠均勻；熱負荷高的缸蓋等有關零件，不及水冷式的可靠性；它的噪聲大、油耗也很高。 功率越大的發(fā)動機，它的壓路機的動力性能就越好。但

41、是如果功率太大，發(fā)動機的功率利用率就會下降，燃料經濟性也就跟著降低。 壓路機的發(fā)動機功率應該確保壓路機在最困難條件下也可以正常運轉。它的最困難條件是：在最高的上坡路基上滾壓松散的碎石物料。 （3-5） 式中：P—各種工作狀況下的阻力，N； η—傳動系統(tǒng)的效率0.743； V—相應各工作狀況的壓路機速度，m/s。 壓路機驅動輪上的圓周力即牽引力必須大于或等于工作時的總阻力，即。 壓路機在最艱難條件下工作時產生以下阻力：運行阻力；上坡阻力； 壓路機在上坡壓實工作中的阻力

42、：即 （3-6） 壓路機運行阻力： （3-7） 公式中： f—壓路機滾動阻力系數(shù)，取f=0.1； G—壓路機整體質量，G=26000kg； η直—圓柱齒輪的傳動效率，取8級精度； n1—圓柱形齒輪的嚙合對數(shù)； η錐—圓錐齒輪的傳動效率，一般取8級精度； n2—圓錐齒輪的嚙合對數(shù)； η滾—滾動軸承工作效率； n3—滾動軸承個數(shù)； η鏈—傳動鏈條傳動效率； n4—鏈條傳動的對數(shù)。 轉向阻力： 參考王戈等編著的《壓實機械》一書公式:

43、 （3-8） 式中：—轉向輪上分配載荷； K—附加阻力系數(shù)，K取0.18。 其中: 所以: （3-9） 阻力矩： 轉向功率N2： 式中：M —原地轉向阻力力矩（Nm）； A— 倍數(shù)，偏轉輪轉向A=2； t—完成一次全程轉向的時間，一般4～5s，取t=4s。 壓路機在上坡壓實工況時消耗的功率最大，為: 綜上所述，選用性能優(yōu)良的東風C系列D611

44、4ZG增壓發(fā)動機，這個機油耗222g/kWh。它具備良好的使用經濟性；并且它采取J83渦輪增壓器，可以在海拔2000m高度上能夠正常工作，也可以滿足不同地區(qū)、不同工況的使用需求，具備比較強的適應性。這個發(fā)動機不僅具備輕型機簡潔、緊湊的優(yōu)點而且還具備重型機承受高負荷、堅固耐用的特點，它的排放量低、噪音小，燃油排放量僅僅為歐1，達到世界最嚴格的標準。柴油機功率115kW，功率后備系數(shù)高達1．51，功率儲備大。它的體積小、質量輕、動力充足、功率范圍大、油耗量小，操作簡便輕便安全可靠。其額定功率105000W、轉速2000r/min。該發(fā)動機適應環(huán)境性強，耐高溫耐嚴寒，可在-12℃以下很輕易就能起動；

45、增壓器裝置能夠使它在海拔3500m左右的高原地帶運行并且功率沒有任何影響。表3.3為柴油機的主要工作參數(shù)。 表3.3 D6114ZG39A柴油機技術性能 1 氣缸數(shù)量 （個） 6 2 氣缸半徑 （mm） 57 3 活塞行程 （mm） 135 4 標定總功率 （Ps） 115 5 轉速 （rPm） 2000 6 燃油消耗率 （g/psh） ≤222 7 機油消耗率 （g/psh）

46、≤2 8 扭矩（不帶附件） （kgf.m） 61.2 9 最大力扭矩時轉速 （rPm） 1500—1600 10 曲軸轉向 逆時針 11 機器啟動方式 24V電壓啟動 12 機器冷卻方式 水冷 13 最大空轉速 （rPm） 2200 14 外形尺寸（長寬高） （mm） 15 凈質量 （kg） 640 3.3.2 變速箱 傳統(tǒng)的設計方式為給出的條件出發(fā)依照經驗和理論計算,用試湊的方法來明確主要參數(shù),然后進行強度、剛度等方面的核對,這個辦法不能保證得到最好的設計方案。在設計

47、的時候,我們需要采納優(yōu)秀的設計方案,這樣可以滿足大機型(22噸)壓路機的發(fā)動機功率(P=115kW)輸入為準。在滿足強度條件情況下,它的體積最小來達到結構緊湊、質量最小的目標。按照壓路機行駛的特殊性和擋位的要求前提下,模仿操縱方便、全液壓振動壓路機變速箱結構緊湊成功的經驗。選擇機械換擋變速箱傳動，他基本具備前3后1共4個擋位，采用鎖環(huán)式同步器換擋和接合套換擋，具有換擋柔和平穩(wěn)、結構緊湊、維修方便、噪聲低、可靠性高、的特點。具體設計步驟以下幾個方面： 主傳動比和變速器一檔速比在一定之后，變速器除一檔和直接檔之外的各檔速比可以看作為優(yōu)化的設計變量，他可以表現(xiàn)為： X= [x1 x2 …

48、xm]T= [ig2 ig3 …ign-1]T (最高檔為直接檔時) X= [x1 x2 …xm]T= [ig2 ig3 …ign-2 ign]T (次高檔為直接檔時) 式中: n為變速器的檔位數(shù); m為傳動比優(yōu)化的設計變量個數(shù)，m=n- 2 目標函數(shù): 變速器速比優(yōu)化的目標函數(shù)公式采用驅動功率極限發(fā)揮率，它反映了發(fā)動機輸出的最大功率在驅動輪上得到充發(fā)揮的極限程度，它的其定義如式下面公式所示。優(yōu)化時取的最大值。與汽車驅動力損失率相比，驅動功率最大極限發(fā)揮率,考慮了各檔使用率的不同，進而能夠反映出不同實際情況使用條件對速比的要求。 (1)上式右邊分母所代表的面積表示各種車速下發(fā)動機

49、的最大功率Pemax;全部傳到了驅動輪上的理想狀況，則分子代表驅動力功率實際的極限。 (2)用v。表示車速，vmin為一檔時，發(fā)動機最大扭矩點所對應發(fā)動機轉速下的車速km/h; vmax為汽車的最高車速km/h。 式中:i0為主傳動比;ηTi為第i檔工作時傳動系的傳動效率;vi1,vi2為第i檔對應的車速積分上、下限，為圖I中該檔驅動輪最大功率一車速曲線與相鄰檔曲線的交點(沒有交點時取相鄰兩個檔位中較低一檔的最高車速)對應的車速(例外的是第一檔的積分下限和最高檔的積分上限分別為Vmin和Vmax); rr為驅動輪的滾動半徑。 根據上面的設計,設計時要使變速箱的體積達到最小,這也就是本次優(yōu)

50、化設計時追求的目標函數(shù),它可以導致變速箱的中心距最小,進而使體積最小又因中心距。 即： （3-10） 小齒輪不發(fā)生根部切割的最小齒數(shù)不能超過17： 動力傳動時的齒輪模數(shù)應該大于2.0mm 齒面的接觸強度和齒根的彎曲強度必須要符合要求，如下: 公式中,輸入功率P= 140kW,輸入轉速n= 2200r/min , 根據機器變速的需要,齒輪選擇漸開線直齒圓柱齒輪,選擇材料為20CrMnTi,淬硬、精制 動力負載載系數(shù) 用懲罰函數(shù)法求解得齒輪中心距最小值: 綜合上面設計的已知條件求

51、得如表3.4中的各參數(shù): 表3.4 各齒輪基本參數(shù) 第一對齒輪 第二對齒輪 第三對齒輪 模數(shù)（m） 齒數(shù)（z） 變位系數(shù)（x） 模數(shù)（m） 齒數(shù)（z） 變位系數(shù)（x） 模數(shù)（m） 齒數(shù)（z） 變位系數(shù)（x） 4 27 0 5 28 ＋0.06 5 19 ＋0.15 47 32 ＋0.04 40 －0.05 變速箱設計過程中的注意點: （1）由圖表可知, 為變位齒輪,當變位齒輪與相掛時,必須空轉才能從輸出軸3 輸出3 檔速度;當變速齒輪在中位時與嚙合,同理可得 也須空轉,輸出軸3 能輸出2 檔速度;當變速輪與相掛時, 此時相當于介

52、輪, 上的動力通過傳遞給與之相連的變速齒輪, 再通過與它嚙合的花鍵從軸3上把1 檔速度輸出;由于與輸出軸3 需要相對轉動,因此在它們之間安裝耐磨、耐熱的銅合金材料的銅套是最符合的。這個位置相對其他位置是較緊湊,思考到這個銅套加工時不只是內、外圈直徑需要分別選擇間隙、過盈配合及同軸度的需求,并且需要開導油槽,讓箱體內的油可以通過導油槽潤滑銅套，避開因為磨擦變得溫度升高燒壞銅套。 （2）軸承的配置因為結構特殊，所以輸出軸的一面徑向安裝受到制約,輸出軸的一面需要支撐選擇的滾針軸承,其他的地方使用一般滾動軸承就行。 （3）整個箱體和排檔箱的設計在箱體上的制作為主。,在同一面的軸上的孔和安裝輸入、輸

53、出軸的孔加工時一定在同軸度要求的前提下,箱體上端面與排檔箱的蓋子上一定要按上銷軸定位,這樣方便調整檔位。 （4）為了預防漏油，進、出口要使用進口迷宮式油封來進行封住,箱體和軸端端蓋上流到油槽當中然后就形成流暢的油路。 結合上面的描述,這個設計出來的變速箱的輸入端與主離合器相互連接在一起，,輸出的一面要通過萬向節(jié)與倒順減速箱相互連接，這樣,通過撥叉的方式從而實現(xiàn)換檔。 第4章 減速箱設計計算 減速箱是壓路機工作時傳動系統(tǒng)的最主要部件, 因此,應該用優(yōu)化設計理論,在滿足強度性能要求的條件下,使減速箱結構達到最緊湊,設計的流程步驟如下，它行進時的速比為3.24,向后退時的速比為2.29,

54、所以它不但具有轉換方向作用外,也具有減速的作用,它的速度輸入端通過萬向節(jié)與變速箱連接,輸出一端通過萬向節(jié)與驅動橋連接,而另一端裝有減速制動器。這種制動器采用雙蹄內漲式,減速制動時平穩(wěn)而且安全可靠。 設計步驟看下面： 由上面計算可得速比分配可知，減速器的傳動比為：＝7.41。 根據展開式布置，考慮潤滑條件，為了讓兩級大齒輪直徑差不多，查圖得到高速級傳動比為＝3.24，則＝2.29。 4.1 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) （1）各軸轉速 ＝＝1460/2.3＝634.78r/min ＝＝634.78/3.24＝195.92r/min ＝/＝195.92

55、/2.29=85.55 r/min ==85.55 r/min （2）各軸輸入功率 ＝＝3.400.96＝3.26kW ＝η2＝3.260.980.95＝3.04kW ＝η2＝3.040.980.95＝2.83kW ＝η2η4=2.830.980.99＝2.75kW 則各軸的輸出功率： ＝0.98=3.260.98=3.19 kW ＝0.98=3.040.98=2.98 kW ＝0.98=2.830.98=2.77kW ＝0.98=2.750.98=2.70 kW （3）各軸輸入轉矩

56、 = Nm （4-1） 電動機軸的輸出轉矩 =9550 =95503.40/1460=22.24Nm 所以: ＝ （4-2） =49.113.240.960.98=149.68Nm 4.2 高速級齒輪的設計 （1）齒輪材料，熱處理及精度 綜合考慮減速器的功率及工作安裝的限制條件，因此大小齒輪都選擇硬齒面漸開線斜齒輪。 ① 材料：高速級小齒輪選擇45#鋼調質，齒面硬度為小齒輪350HBS，選取小齒齒數(shù)=24. 高速級

57、大齒輪選用45#鋼正火，齒面硬度為大齒輪240HBS。取Z=78. ② 齒輪精確度 按照GB/T10095－1998，選擇7級精度，齒根要進行噴丸強化。 （２）.初步設計齒輪傳動的主要尺寸 按照齒面接觸強度進行設計 確定各個參數(shù)的數(shù)值: ①試選=1.6 查機械設計手冊可知，選取區(qū)域系數(shù) Z=2.433 則 ②由機械設計手冊查得，計算應力值環(huán)數(shù) N=60nj （4-3） =60626.091（283008） =1.442510h ③查設計手冊可得： K=0.9

58、300 K=0.9600 ④齒輪的疲勞強度極限 取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,應用公式10-12得: 許用接觸應力 （4-4） 4.3 小齒輪設計計算 （1）小齒輪的分度圓直徑d = （2）計算圓周速度 （3）計算齒寬b和模數(shù)沒 計算齒寬b b==49.53mm 計算摸數(shù)m 初選螺旋角=14 = （4）計算齒寬與高之比 齒高 h=2.25 =2.252.00=4.50 = =11.01 （5）計算縱向重合度 =0.318=1.903 （6）計算載荷系數(shù)K 使用系數(shù)=1 根據,7級精

59、度, 查設計手冊得 動載系數(shù)K=1.07, 由設計手冊得K的計算公式: K= +0.2310b =1.12+0.18(1+0.61) 1+0.231049.53=1.42 K=1.35 K==1.2 故載荷系數(shù): K＝KA KV KK （4-5） =11.071.21.42=1.82 （7）按實際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑 d=d=49.53=51.73 （8）計算模數(shù) =

60、（9）齒根彎曲疲勞強度設計 由彎曲強度的設計公式得： ≥ （4-6） 4.4齒輪強度校核 ⑴確定公式內各計算數(shù)值 ①小齒輪傳遞的轉矩＝48.6kNm 確定齒數(shù)z 因為是硬齒面，故取z＝24，z＝i z＝3.2424＝77.76 傳動比誤差 i＝u＝z/ z＝78/24＝3.25 Δi＝0.032％5％，允許！ ②計算當量齒數(shù) Zv1＝z1/cos＝24/ cos14＝26.27 Zv2＝z2/cos＝78/ cos14＝85.43 ③初始選擇齒寬系數(shù)為 按照對稱布置，查表得＝1

61、 ④初始選擇螺旋角 初始選定螺旋角 ＝14 ⑤負載系數(shù)K K＝K K K K=11.071.21.35＝1.73 （4-7） ⑥檢查提取齒形系數(shù)Y和許用應力校正系數(shù)Y 查詢設計手冊得到: 齒輪齒形系數(shù) Y＝2.592 Y＝2.211 應力校正系數(shù) Y＝1.596 Y＝1.774 ⑦重合度系數(shù)Y 端面重合度近似為 εα＝[1.88-3.2（）] ＝[1.88－3.2（1/24＋1/78）]cos14 ＝1.655 αε＝arctg（tgα/cosβ） ＝arctg（tg20

62、/cos14） ＝20.64690 βb＝arctg(tgβcosαε)＝14.07609 ⑧計算齒輪的大小 安全系數(shù)由設計手冊可查得S＝1.250 工作壽命基本為兩班制，一般為8年，基本上每年工作300天 小齒輪許用應力循環(huán)次數(shù) N1＝60nkt＝60271.7830028＝6.2510 大齒輪許用應力循環(huán)次數(shù) N2＝N1/u＝6.25510/3.24＝1.930510 查詢設計手冊得到彎曲疲勞強度極限： 小齒輪為 大齒輪為 查詢設計手冊得到彎曲疲勞壽命系數(shù): K=0.860 K=0.930 ⑵設計計算 ①計算模數(shù) 對

63、比計算結果，由齒輪接觸面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)m，應該大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，按GB/T1357-1987圓整為標準模數(shù),取m=2mm但為了同時滿足接觸疲勞強度，需要按照接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d=51.73來計算應有的齒數(shù)，則 ②幾何尺寸計算 計算中心距： a===109.25 將中心距圓整為110 按圓整后的中心距修正螺旋角 =arccos 因值改變不多,故參數(shù),,等不必修正. 計算大.小齒輪的分度圓直徑： d==51.53 d==166.97 計算齒輪寬度： B= 圓整的 4.5 低速級齒輪設計計算 ⑴材料：低速級小

64、齒輪材料選擇45鋼調質，齒輪表面硬度為小齒輪350HBS 取小齒齒數(shù)為=30即可 速級大齒輪選擇用45鋼正火，齒輪表面硬度為大齒輪 240HBS z=2.3330=69.90 圓整取z=70.0即可. ⑵齒輪精度 按照GB/T10095－1998，選擇7級精度，齒根噴丸強化。 ⑶按齒面接觸強度設計 ①選擇K=1.6 ②查設計手冊可得選取區(qū)域系數(shù)Z=2.45 ③試選,由設計詢手冊查得 =0.83 ， =0.88 =0.83+0.88=1.71 應力循環(huán)次數(shù)為 N=60njL=60193.241(283008) =4.4510 根據機械設計手冊查得接觸疲勞壽命

65、系數(shù) K=0.94 K= 0.97 查手冊可以得到： 按齒輪表面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限, 大齒輪的接觸疲勞強度極限為 （2.）計算齒寬 b=d=165.710=65.710 （3）計算齒輪寬與齒輪高度之比 齒高 h=2.250m=2.2502.1420=5.4621 =65.71/5.4621=12.030 （4）計算縱向重合度為 （5）計算負載系數(shù)K K=1.120+0.18(1+0.6+0.2310b =1.12+0.18(1+0.6)+ 0.231065.71=1

66、.4231 使用系數(shù)K=1 同高速齒輪的設計,查表選取各數(shù)值 =1.04 K=1.35 K=K=1.2 所以載荷系數(shù) K＝=11.041.21.4231=1.7760 （6）按照實際載荷系數(shù)校正所算的分度圓直徑為d=20 （7）按齒根彎曲強度設計數(shù)據 ①計算小齒輪的轉矩＝143.3kNm ②確定齒數(shù)z 因為是本齒輪硬齒面，所以選取z＝30，z＝i z＝2.3330＝69.900 傳動比誤差計算 i＝u＝z/ z＝69.9/30＝2.3300 Δi＝0.032％5％，允許。 ③初步選取齒寬系數(shù) 按對稱布置，由表查得＝1 ④初選螺旋角 初步選定螺旋角＝12 ⑤載荷系數(shù)為K