喜歡就充值下載吧。。資源目錄里展示的文件全都有，，請放心下載，，有疑問咨詢QQ:414951605或者1304139763 ======================== 喜歡就充值下載吧。。資源目錄里展示的文件全都有，，請放心下載，，有疑問咨詢QQ:414951605或者1304139763 ======================== 一、推土機(jī)的傳動(dòng)方案設(shè)計(jì) 1.1推土機(jī)傳動(dòng)方案 整機(jī)的動(dòng)力裝置和驅(qū)動(dòng)輪之間的所有傳動(dòng)部件總稱為傳動(dòng)系統(tǒng)。傳動(dòng)系統(tǒng)的基本功用是將動(dòng)力裝置的動(dòng)力按需要傳給驅(qū)動(dòng)輪和其他機(jī)構(gòu)。 機(jī)械傳動(dòng)系統(tǒng)刻有內(nèi)燃機(jī)驅(qū)動(dòng)，也可以有電機(jī)驅(qū)動(dòng)。對于內(nèi)燃機(jī)驅(qū)動(dòng)的車輛要求其傳動(dòng)系統(tǒng)具有以下功能： （1）將低轉(zhuǎn)速，增大轉(zhuǎn)矩。 （2）實(shí)現(xiàn)變速。 （3）由于內(nèi)燃機(jī)不能實(shí)現(xiàn)反轉(zhuǎn)，通過傳動(dòng)系統(tǒng)中的變速箱實(shí)現(xiàn)反向行駛（倒退）。 （4）必要時(shí)切斷動(dòng)力。 （5）實(shí)現(xiàn)左右驅(qū)動(dòng)車輪之間的差速。 為了實(shí)現(xiàn)以上功能，內(nèi)燃機(jī)驅(qū)動(dòng)的機(jī)械傳動(dòng)系統(tǒng)有離合器、變速箱、萬向傳動(dòng)裝置、驅(qū)動(dòng)橋等機(jī)件構(gòu)成。 機(jī)械傳動(dòng)具有結(jié)構(gòu)簡單、工作可靠、價(jià)格低廉、質(zhì)量輕、傳動(dòng)效率高，以及可以利用發(fā)動(dòng)機(jī)運(yùn)動(dòng)零件的慣性進(jìn)行作業(yè)等優(yōu)點(diǎn)，因此在中小功率的車輛上得到廣泛應(yīng)該用。 但機(jī)械傳動(dòng)也存在以下主要缺點(diǎn)：在工作阻力急劇變化的工況下，內(nèi)燃機(jī)容易熄火；采用人力換擋時(shí)，換擋動(dòng)力中斷時(shí)間長;傳動(dòng)系統(tǒng)零件受到的沖擊載荷大，同時(shí)由于外載荷的急劇變化，又通過傳動(dòng)系統(tǒng)影響動(dòng)力裝置，因而降低了動(dòng)力裝置和傳動(dòng)系統(tǒng)的各零件的使用壽命。 圖 1-1-1 所示為履帶式推土機(jī)的機(jī)械傳動(dòng)動(dòng)系統(tǒng)布置簡圖。 1.2變速箱的設(shè)計(jì)方案 變速箱的傳動(dòng)方案設(shè)計(jì)，就是根據(jù)所確定的檔位數(shù)與各檔傳動(dòng)比，按照重量輕、體積小、傳動(dòng)效率高、噪音小、操作簡便的設(shè)計(jì)原則，草擬傳動(dòng)方案，工程車輛的機(jī)械式變速箱大范圍采用的是平面三軸式和空間三軸式兩類方案。 本次設(shè)計(jì)的履帶式推土機(jī)的變速箱有五個(gè)前進(jìn)檔和四個(gè)倒退檔，它采用空間三軸式滑動(dòng)齒輪換擋。圖 1-2-1 所示為履帶式推土機(jī)變速箱的傳動(dòng)簡圖 圖 1-2-1 履帶式推土機(jī)變速箱的傳動(dòng)簡圖 1— 輸入軸；2—輸出軸；3—中間軸；4—惰輪軸； 當(dāng)動(dòng)力由輸入軸經(jīng)惰輪軸傳到中間軸上時(shí)為前進(jìn)檔，當(dāng)動(dòng)力直接由輸入軸傳到中間軸上時(shí)為倒退檔。 中間軸3上裝有換向滑動(dòng)齒輪，以及、、、檔由后向前順序排列的換擋滑動(dòng)齒輪。當(dāng)以不同的換擋齒輪與輸出軸上相應(yīng)的齒輪嚙合時(shí)，即可獲得4個(gè)前進(jìn)檔或4個(gè)倒退檔。V檔滑動(dòng)齒輪裝在輸入軸2的后部，當(dāng)她與輸出軸上的齒輪嚙合時(shí)，即為V檔。為了減小變速箱的軸向尺寸，在輸出軸上V檔齒輪布置在、 檔齒輪留出的空間內(nèi)。可見，在前進(jìn)五檔中，—IV 檔是通過三對齒輪嚙合傳出的,V檔則是通過一對齒輪嚙合傳出。 變速箱各級傳動(dòng)比確定 1.3 傳動(dòng)系統(tǒng)總傳動(dòng)比 ·································（1-2-1） 式中：—履帶板節(jié)距，m; —圍繞驅(qū)動(dòng)鏈輪一周的履帶板數(shù)目，取10~14 將,及各檔行駛速度代入公式，得 = ==77.09 ==54.45 ==37.90 ==28.17 ==90.13 ==59.78 ==41.85 ==29.15 1.4.各部件傳動(dòng)比的確定 ································（1-2-2） 式中：—變速箱的傳動(dòng)比; —主傳動(dòng)器（中央傳動(dòng)器）的傳動(dòng)比； —最終傳動(dòng)（輪邊傳動(dòng)）的傳動(dòng)比； 參考現(xiàn)有同類推土機(jī)，結(jié)合具體情況，取。 代入公式（1-2-2），得 =2.75 ，=1.81 ，=1.28 ，=0.89 ，=0.66 ，=2.12 ，=1.40 ， =0.98 ，=0.68 二、變速箱主要參數(shù)的確定 2.1中心距的確定 中心距對變速箱的尺寸及重量有直接的影響，所選中心距應(yīng)能保證齒輪的強(qiáng)度。對履帶推土機(jī)，可按下面經(jīng)驗(yàn)公式初選變速箱中心距： ··································（2-1-1） 式中：—變速箱頭檔被動(dòng)齒輪所傳扭矩（，為發(fā)動(dòng)機(jī)額定扭矩，為從發(fā)動(dòng)機(jī)至變速箱頭擋被動(dòng)齒輪軸的速比） 為中心距系數(shù)，參照表2-1-1 選取 表 2-1-1 履帶推土機(jī)變速箱中心距參數(shù) 推土機(jī)型號(hào) 上海—120 宣化—120 移山—180 T—180 T—320 發(fā)動(dòng)機(jī)額定扭矩（公斤*米） 57.3 48 71.6 71.6 131 (公斤*米) 163 104 169 160 406 A（mm） 157.5 155.29 187.4 186.7 243.53 28.8 33.2 34 32.4 32.9 已知：發(fā)動(dòng)機(jī)額定扭矩80公斤米，=3.00，則==802.75=220公斤米，取k=34.2 將上述數(shù)據(jù)帶入公式 （2-1-1） ，得 mm 2.2齒輪模數(shù) 對履帶推土機(jī)，可按下面的經(jīng)驗(yàn)公式來初選模數(shù)，所選取的模數(shù)大小應(yīng)符合GB111—60規(guī)定的標(biāo)準(zhǔn)值。 m= ·································（2-2-1） 式中：—頭檔被動(dòng)齒輪所傳扭矩 —模數(shù)系數(shù),參照表 2-2-1 選取.。 表 2-2-1 履帶推土機(jī)變速箱的齒輪模數(shù)統(tǒng)計(jì)數(shù)據(jù) 推土機(jī)型號(hào) 上?！?20 宣化—120 移山—180 T—180 T—320 發(fā)動(dòng)機(jī)額定扭矩（公斤*米） 57.3 48 71.6 71.6 131 （公斤*米） 163 104 169 160 406 M(mm) 7 5 5 5 6 2.43 1.07 0.905 0.92 0.81 由上述計(jì)算知=206公斤*米，取=0.92，代入公式 （2-2-1），得 取標(biāo)準(zhǔn)值m=5 2.3齒寬b 齒寬b的大小直接影響齒輪的強(qiáng)度。在一定范圍內(nèi)b大強(qiáng)度就搞，但變速箱的軸向尺寸和質(zhì)量亦增大。試驗(yàn)證明，齒寬過分增大，由于沿齒寬方向載荷分布不均勻性增大，反而使齒寬承載能力隨之降低。 通常根據(jù)m的大小來選取齒寬。 對于直齒 b = (4.4~7) m ; 對于斜齒 b = (6~9.5) m; 中心距和模數(shù)一定時(shí)，齒寬b可用來調(diào)節(jié)齒所受的應(yīng)力，根據(jù)各對齒輪上受力不同選取不同齒寬，對負(fù)荷較大的齒輪常增加其齒寬以提高其承載能力，對負(fù)荷較小的齒輪可減少齒寬，以減小變速箱的軸向尺寸和重量。 根據(jù)以上分析，得各齒輪的齒寬如表 2-3-1 所示 表 2-3-1 變速箱的齒寬 齒輪 齒寬（mm） 30 30 35 40 35 35 35 齒輪 齒寬（mm） 35 35 40 35 35 35 35 2.4選配齒數(shù) 選配齒數(shù)的任務(wù)是，在變速箱傳動(dòng)簡圖方案和變速箱主要參數(shù)已經(jīng)知道的情況下，根據(jù)所需的各檔傳動(dòng)比來確定各對齒輪的齒數(shù)。下面結(jié)合本設(shè)計(jì)來說明分配各檔齒數(shù)的方法。 由上述計(jì)算確定所需各檔傳動(dòng)比為： 前進(jìn) ： ; ; ; ; 后退 : ; ; ; 分配傳動(dòng)比并確定各對齒輪的傳動(dòng)比 五檔經(jīng)一對齒輪傳動(dòng)。其傳動(dòng)比 四個(gè)后退檔和其余四個(gè)前進(jìn)擋 前進(jìn) ： ; ; ; 后退 ： ; ; ; 配齒要從以下各對齒輪的傳動(dòng)比： ; ; ; ; ; 由組成式變速箱傳動(dòng)簡明方案的特點(diǎn)所決定，具有下列關(guān)系： 而 ： ; ; ; 只要確定 ，其他各對齒輪的傳動(dòng)比都可以由所需傳動(dòng)比通過計(jì)算來確定。 確定 : 我們把變速箱的傳動(dòng)比分為定傳動(dòng)比和變傳動(dòng)比，，，和為變 傳動(dòng)比，變傳動(dòng)比是由兩軸間若干對齒輪來實(shí)現(xiàn)的。 變速箱設(shè)計(jì)中取變速部分最大傳動(dòng)比（減速）為最小傳動(dòng)比（增速）的倒數(shù)，即： 則： 這樣，主動(dòng)軸上最小齒數(shù)（）和最大齒數(shù)（）分別與被動(dòng)軸上最小齒數(shù)（）和最大齒數(shù)（）相等。 由： 得： 將 ，代入后計(jì)算得： 通過計(jì)算得： =1.72 ， =1.16 , =0.80 , =0.57 , =1.20 確定總齒數(shù) 當(dāng)中心距、模數(shù)已確定，則總齒數(shù)和即可求得為： 對直齒： 由各對嚙合齒輪的傳動(dòng)比及其齒數(shù)和來定各齒輪齒數(shù)，即解下列方程式： ·································(2-4-1) 式中：和—主動(dòng)齒輪和被動(dòng)齒輪的齒數(shù)； I —此嚙合對齒輪的傳動(dòng)比。 通過上述方法計(jì)算變速箱各對齒輪的齒數(shù) （1）一檔齒輪的齒數(shù)， 一檔變傳動(dòng)比=1.75 為了確定，的齒數(shù)，先求出齒數(shù)和： ································（2.4.1） 其中A=206mm , m=5 , 故 將上述數(shù)據(jù)代入式(2-4-1)中（2.4.1），得： 52 ，30 （2）二檔齒輪的齒數(shù)， 二檔變傳動(dòng)比 齒數(shù)和=82 將上述數(shù)據(jù)帶入式 (2-4-1) 中，得： 44， （3）三檔齒輪齒數(shù)， 三檔變傳動(dòng)比2 齒數(shù)和將上述數(shù)據(jù)代入式(2-4-1) 中，得： 37，45 （4）四檔齒輪齒數(shù)， 四檔變傳動(dòng)比 齒數(shù)和=62 將上述數(shù)據(jù)代入式(2-4-1) 中，得： ， （5）五檔齒輪齒數(shù)， 為了確定和的齒數(shù)，選求其齒數(shù)和： M=6, 取，故=72 將上述數(shù)據(jù)代入式(2-4-1)中，得： =43 ， （6）確定齒數(shù)， 傳動(dòng)比 為了確定，的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和： 其中：m=5 ; 取，故有 將上述數(shù)據(jù)代入式(2-4-1)中，得： ， (7) 確定齒數(shù) 由， 及，得： 現(xiàn)將各檔齒輪幾何參數(shù)計(jì)算結(jié)果列于下表 2-4-1 中 表 2-4-1 各檔齒輪幾何參數(shù) 齒 輪 數(shù) 據(jù) 參 數(shù) 齒數(shù) 28 36 43 52 29 44 37 30 39 30 38 45 52 44 模數(shù) 5 5 5 5 5 5 5 5 5 5 5 5 5 5 刀具角 齒頂高系數(shù) 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 分度圓直徑 140 180 215 260 145 220 185 150 195 150 190 225 260 220 齒頂高 5 5 5 5 5 5 5 5 5 5 5 5 5 5 齒全高 6.25 6.25 6.25 6.25 6.25 6.25 6.25 6.25 6.25 6.25 6.25 6.25 6.25 6.25 齒跟高 11.5 11.5 11.5 11.5 11.5 11.5 11.5 11.5 11.5 11.5 11.5 11.5 11.5 11.5 齒寬 30 30 30 40 35 35 35 35 35 40 35 35 35 35 齒頂圓直徑 150 190 225 270 155 210 195 160 205 160 200 235 270 230 齒根圓直徑 127 167 202 247 132 207 172 137 182 137 177 212 247 207 三、齒輪設(shè)計(jì) 3.1齒輪強(qiáng)度計(jì)算 變速箱齒輪主要破壞形式是疲勞接觸破壞和疲勞彎曲破壞，因此一般變速箱齒輪進(jìn)行疲勞彎曲強(qiáng)度計(jì)算和疲勞接觸強(qiáng)度計(jì)算。 3.1.1彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算 驗(yàn)算齒根危險(xiǎn)斷面處的彎曲應(yīng)力： …………………………………（3-1-1-1） 式中： — 計(jì)算扭矩（主動(dòng)齒輪所傳遞的扭矩）（公斤·米） — 主動(dòng)齒輪節(jié)圓半徑（厘米） — 模數(shù)（毫米） — 齒輪齒寬（厘米） — 齒形系數(shù) — 螺旋角系數(shù)(對直尺?。篕β=1，對斜齒?。篕β=) — 工作狀況系數(shù) — 許用彎曲應(yīng)力（當(dāng)齒輪材料為20CrMnTi，20CrMnMo時(shí)，取許用彎曲應(yīng)力 =2500～3200公斤/厘米2） ① 驗(yàn)算齒輪Z1的彎曲應(yīng)力 其中:M=80公斤·米 ；㎜=7㎝ ； b=3㎝ ；πy=0.438 ； Kb=1 ； Kb=1.65 將上述數(shù)據(jù)帶入公式（3-1-1-1）中，得 （公斤/厘米2）≤ 故齒輪Z1滿足彎曲疲勞強(qiáng)度要求 ② 驗(yàn)算齒輪Z2的彎曲疲勞強(qiáng)度 其中：其中:M=80公斤·米 ；=9㎜=9㎝ ； b=3㎝ ；πy=0.463 ； Kb=1 ； Kb=1.65 將上述數(shù)據(jù)帶入公式（3-1-1-1）中，得 （公斤/厘米2）≤ 故齒輪Z2滿足彎曲疲勞強(qiáng)度要求 ③ 驗(yàn)算齒輪Z3的彎曲疲勞強(qiáng)度 其中：其中:M=80公斤·米 ；=10.75㎝ ； b=3㎝ ；πy=0.477 ； Kb=1 ； Kb=1.65 將上述數(shù)據(jù)帶入公式（3-1-1-1）中，得 （公斤/厘米2）≤ 故齒輪Z3滿足彎曲疲勞強(qiáng)度要求 依據(jù)上述計(jì)算方法可以得出其他齒輪的彎曲應(yīng)力，其計(jì)算結(jié)果如下表 3-1-1-1 所示： 表 3-1-1-1 各齒輪彎曲應(yīng)力數(shù)據(jù) 前進(jìn)一級 前進(jìn)二級 倒檔傳動(dòng) Ⅰ Ⅱ Ⅲ 區(qū)分 主 從 主 從 主 從 主 從 主 從 主 從 齒輪 80 80 80 125.71 125.75 125.71 7 9 9 7.5 9.5 11.25 3 3 3 4. 3.5 3 0.408 0.438 0.438 0.465 0.438 0.465 0.414 0.470 0.438 0.457 0.457 0.438 1 1 1 1 1 1 1.65 1.65 1.65 1.65 1.65 1.65 1896.11 1766.24 1766.21 1663.66 1387.76 1307.18 2147.74 1891.6 2334.22 2334.27 1842.42 1922.38 Ⅳ Ⅴ Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ 區(qū)分 主 從 主 從 主 從 主 從 主 從 主 從 齒輪 125.71 80 125.71 125.71 125.71 125.71 7.5 10.75 7.5 9.5 11.25 735 3 3 4.2 3 3 3 0.470 0.414 0.444 0.395 0.414 0.470 0.438 0.457 0.457 0.438 0.470 0.414 1 1 1 1 1 1 1.65 1.65 1.65 1.65 1.65 1.65 1561.78 1773.04 1277.74 1436.24 1686.99 1485.98 1833.73 1757.5 1447.35 1510.13 1226.89 1392.85 對照上表可知，所涉及變速器齒輪均滿足彎曲疲勞強(qiáng)度要求。 3.1.2接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算 驗(yàn)算節(jié)點(diǎn)接觸應(yīng)力； ··························（3-1-2-1） 式中： K — 系數(shù)（對直尺取1070，對斜齒取925，這是由于斜齒輪輪齒傾斜，接觸線長增加，重合度增加，因此承載能力有所提高） A — 中心距（厘米） — 傳動(dòng)比，=≥1 B — 齒輪的有效齒寬（厘米） M — 小齒輪上扭矩（公斤·米） — 工作狀況系數(shù) — 角變位修正對接觸強(qiáng)度影響系數(shù)， (為修正后的嚙合角) —許用接觸應(yīng)力（當(dāng)齒輪材料為，時(shí)，取許用接觸應(yīng)力為10000～14000公斤/厘米2） ① 驗(yàn)算齒輪Z1的接觸疲勞強(qiáng)度 其中：K=1070，A=20㎝，1.39,b=3，M=5570公斤·厘米，=1.65 =1 將上述數(shù)據(jù)帶入公式 3-1-2-1） 中，得 =11313.1公斤/厘米2 故Z1 滿足接觸疲勞強(qiáng)度要求 ② 驗(yàn)算齒輪Z2的接觸疲勞強(qiáng)度 其中：K=1070，A=20㎝，i=1.22,b=3，M=5570公斤·厘米，=1.65，=1 將上述數(shù)據(jù)帶入公式（3-1-2-1）中，得 =11313.1公斤/厘米2 故Z2 滿足接觸疲勞強(qiáng)度要求 ③ 驗(yàn)算齒輪Z2的接觸疲勞強(qiáng)度 其中：K=1070，A=20㎝，i=1.483 , b=3，M=4270公斤·厘米，=1.65，=1 將上述數(shù)據(jù)帶入公式（3-1-2-1）中，得 =9987.7公斤/厘米2 故Z3滿足接觸疲勞強(qiáng)度要求 依照上述計(jì)算方法，可得出其他齒輪的接觸應(yīng)力，其計(jì)算結(jié)果如下表 3-1-2-1 所示 表 3-1-2-1 各齒輪接觸應(yīng)力數(shù)據(jù) 前進(jìn)一級 前進(jìn)二級 倒檔傳動(dòng) Ⅰ Ⅱ Ⅲ 區(qū)分 主 從 主 從 主 從 主 從 主 從 主 從 齒輪 18 20 20 20.6 20.6 20.6 i 1.273 1.321 1.321 1.70 1.214 1.214 b 3 3 3 4 3.5 3.5 M 5570 7089 5570 9369 9369 7716 1.65 1.65 1.65 1.65 1.65 1.65 1 1 1 1 1 1 11992 10541 9296 1187 12347 11205 Ⅳ Ⅴ Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ 區(qū)分 主 從 主 從 主 從 主 從 主 從 主 從 齒輪 20.6 18 20.6 20.6 20.6 20.6 i 1.696 1.304 1.70 1.214 1.214 1.696 b 3.5 3.5 4 3.5 3.5 3.5 M 5525 4270 7360 7360 6061 4341 1.65 1.65 1.65 1.65 1.65 1.65 1 1 1 1 1 1 10779 9988 10526 10943 9931 9555 對照上表可知，所設(shè)計(jì)變速器齒輪均滿足接觸疲勞強(qiáng)度要求 3.2齒輪材料、加工精度和結(jié)構(gòu)形狀 齒輪材料一般采用，等滲碳淬火后表面硬度HRC58～64，心部HRC31～48，淬硬層精度一般為8-7-7，結(jié)構(gòu)形式如圖 圖 3-2-1 齒輪結(jié)構(gòu)形式 輪緣厚度 b=（2～3）m L＞D 腹板厚度 c=（3～4）m d=8～10毫米 輪轂厚度 a（0.1～0.15）D e=5～8毫米 d1 = 1.2D f=8～12毫米 g=8～10毫米 四. 變速器軸設(shè)計(jì)與計(jì)算 變速箱的軸主要進(jìn)行強(qiáng)度和剛度計(jì)算。在變速箱處于不同排擋時(shí)，軸所受的扭矩和彎矩也不同。當(dāng)軸受到的扭矩最大時(shí)，所受彎矩不一定也最大，因此，在軸的計(jì)算中，應(yīng)當(dāng)從各個(gè)排擋的彎矩與扭矩組合中選擇最危險(xiǎn)工況進(jìn)行計(jì)算。 由上述傳動(dòng)系的轉(zhuǎn)速及轉(zhuǎn)矩分析，首先，軸的強(qiáng)度和剛度校核應(yīng)該是中間軸的 低速Ⅰ檔時(shí)。 4.1.軸的強(qiáng)度校核 軸的轉(zhuǎn)速 轉(zhuǎn)矩 齒輪分度圓直徑 齒輪圓周力 徑向力 軸向力 4.1.1軸的材料選擇 由于結(jié)構(gòu)復(fù)雜，空心軸，保持尺寸穩(wěn)定和減少熱處理變形， 選?。赫{(diào)質(zhì) 取 所以軸的輸入直徑： 考慮軸斷由鍵槽，軸徑應(yīng)力中加4﹪--5﹪, 取 4.1.2軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 取軸頸處，與標(biāo)準(zhǔn)軸承的孔徑相同，其余各處均放大5mm。 4.1.3鍵聯(lián)接的強(qiáng)度校核 選用A型平鍵與齒輪聯(lián)接處鍵的尺寸：， 與相連的花鍵為：， 由于兩鍵傳遞的扭矩相同，但與齒輪相聯(lián)處的鍵的軸徑較小，故只需校驗(yàn)此鍵相聯(lián)強(qiáng)度， 鍵聯(lián)接傳遞的扭矩： 鍵工作面比壓為： 故鍵聯(lián)接強(qiáng)度通過。 4.1.4計(jì)算支承反力彎矩及轉(zhuǎn)矩 簡化得： 而 ，則： 將各力在水平面和垂直面分別計(jì)算 水平彎矩： 垂直彎矩： 合成彎矩：， 4.1.5按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 軸的危險(xiǎn)截面在C處，對于直徑， 抗彎截面模量 彎曲應(yīng)力 扭轉(zhuǎn)應(yīng)力 所以由于扭矩應(yīng)力為動(dòng)脈循環(huán)應(yīng)力，取0.6 軸的計(jì)算應(yīng)力： 所以 4.1.6精確校核軸的疲勞強(qiáng)度 碳鋼特點(diǎn)系數(shù) ，中碳鋼 由圓角 圓角處的所有應(yīng)力集中函數(shù) 鍵槽應(yīng)力集中函數(shù) 絕對尺寸影響函數(shù) 表面光潔度系數(shù) 圓角 鍵槽 配合 圓角 鍵槽 配合 安全系數(shù) 由表計(jì)算說明許用安全系數(shù) 故軸承的疲勞強(qiáng)度足夠 4.1.7．軸的靜強(qiáng)度校核： 軸的危險(xiǎn)截面為G處 校核危險(xiǎn)截面的安全系數(shù) 由表8-346查得 許用安全系數(shù) 故 故軸的靜強(qiáng)度足夠 4.2.軸的剛度校核計(jì)算 為了保證齒輪的正確齒合，對變速箱軸的剛度提出了比較嚴(yán)格的要求，規(guī)定位于齒合齒輪處的軸的合成撓度不超過0.15-0.20mm。 齒合齒輪處的軸的合成撓度，不僅應(yīng)考慮齒輪上所收阻力的影響，還應(yīng)考慮到該齒輪上其它齒合齒輪的力產(chǎn)生的影響、為了便于計(jì)算，通常分解計(jì)算水平面和垂直面產(chǎn)生的撓度，然后將同相撓度疊加，最后再將水平和垂直內(nèi)的撓度以矢量合成，求出合成撓度。 將齒輪對軸的作用力在水平和垂直面分解時(shí)，應(yīng)注意分析齒輪齒和情況，變速箱為一空間多軸式變速箱，其中中間軸的受力情況較復(fù)雜，所以對此軸進(jìn)行剛度校核。 4.2.1軸的彎曲剛度校核計(jì)算： 計(jì)算軸的當(dāng)量直徑： ————————————① 式中：————階地軸每段的長度mm ————階地軸每段的直徑mm Z ————階梯軸所分得段數(shù) 對中間軸齒輪Z4 Z5工作時(shí)有： 階梯軸的計(jì)算長度 L=384mm 所以，當(dāng)量直徑 在作用下?lián)隙葹椋? 其中 所以 轉(zhuǎn)角 同理在作用時(shí)，， 所以總撓度: 由于安裝齒輪，則 軸上安裝圓錐滾子軸承 安裝齒輪處要求 則 4.3軸的扭轉(zhuǎn)剛度校核計(jì)算 階梯軸扭轉(zhuǎn)角 式中：——軸所受的扭矩， ——軸的材料的剪切彈性模量，。對于鋼材 ——軸的截面的極慣性矩，對于圓軸 ——階梯軸受扭矩作用的長度，分別代表階梯軸第段上所受的扭矩、長度和極慣性矩， ——階梯軸受到扭矩作用的軸段數(shù) 其中： 所以 對以一般傳動(dòng)軸 所以軸的剛度足夠。 4.4花鍵的設(shè)計(jì)計(jì)算 1. 幾何尺寸計(jì)算 分度圓直徑 公稱結(jié)合直徑D=m(z+1) 內(nèi)花鍵齒頂圓直徑： 基圓直徑： 內(nèi)花鍵齒根圓直徑： 理論工作齒高 將各軸花鍵幾何尺寸列于表 4-3-1 中 表 4-3-1 各軸花鍵幾何尺寸 參 數(shù) 第一軸 Z df D d0 第一軸 （輸入軸） 輸出端 2.75 16 44 46.75 38.105 中間軸 3 16 48 51 41.569 第二軸（輸出軸） 4.25 16 68 72.25 58.890 第三軸（中間軸） 4.25 16 68 72.25 58.890 2. 花鍵強(qiáng)度計(jì)算 （1） 計(jì)算公式： 擠壓應(yīng)力： 式中：—傳遞扭矩（） —平均半徑 = cm F—鍵側(cè)投影面積 F=0.8mL() Z—齒數(shù) L—工作長度 m—模數(shù) k—負(fù)荷不均勻系數(shù) k=0.7~0.8 , 取k=0.75 (2) 計(jì)算示例：第一周前進(jìn)一級傳動(dòng)主動(dòng)齒輪處： 已知：m=3 , z=16, , D=51 , L=7.2cm , F=0.8mL= K=0.75 對于齒面淬硬，工作條件有沖擊的靜聯(lián)結(jié)花鍵，故安全。 第三軸、檔主動(dòng)齒輪處： 已知：m=4.25，z=16，，L=9.6cm， k=0.75, , 故安全。 按同樣的方法，分別計(jì)算出各檔位齒輪處花鍵強(qiáng)度?，F(xiàn)將計(jì)算結(jié)果列于表 4-3-2 中 表 4-3-2花鍵強(qiáng)度計(jì)算結(jié)果 參數(shù) 第一軸 （mm） L(mm) (kg.cm) （） 前進(jìn)一級傳動(dòng)主動(dòng)齒輪處 3 16 48 72 5570 111.92 倒檔傳動(dòng)主動(dòng)齒輪處 3 16 48 69 5570 116.79 檔從動(dòng)齒輪處 4.25 16 68 72 15886.7 159.06 檔從動(dòng)齒輪處 4.25 16 68 54 11376.8 151.88 檔從動(dòng)齒輪處 4.25 16 68 72 7715.7 77.25 、檔主動(dòng)齒輪處 4.25 16 68 96 9369.1 70.35 檔主動(dòng)齒輪處 4.25 16 68 81 9369.1 83.38 前進(jìn)二檔從動(dòng)齒輪處 4.25 16 68 58 9369.1 132.43 五、軸承的設(shè)計(jì)與壽命計(jì)算 根據(jù)變速箱結(jié)構(gòu)，軸的支承形式及所受載荷性質(zhì)，初步確定所采用的軸承形式后，應(yīng)驗(yàn)算軸承的壽命是否符合要求。在計(jì)算之前，首先應(yīng)確定軸承上所受外力，亦即算出軸的支承反力。 由于軸承在變載荷，變轉(zhuǎn)速的情況下工作，為此需知道各檔使用率和各檔工況下的負(fù)荷和轉(zhuǎn)速分布情況，然后換算成當(dāng)量載荷計(jì)算。 變速箱軸承計(jì)算壽命應(yīng)達(dá)到6000小時(shí)，至少不小于2000小時(shí)。查手冊知30209軸承基本額定負(fù)荷。由上章計(jì)算可知 5.1，求兩端軸承受到的徑向載荷和和 轉(zhuǎn)速，軸承的預(yù)計(jì)算壽命 分度圓直徑 將軸承部件受到的空間力系分解為鉛垂面和水平面兩個(gè)平面力系，其中的為通過另加轉(zhuǎn)矩而平移到指向軸線，也通過另加彎矩而移到作用軸上。 由力的分析知： 5.2，求兩軸承的計(jì)算軸向力和 對于圓錐滾子軸承，軸承派生軸向力 其中Y=1.5 所以 因?yàn)? 所以被壓緊的軸承1所受的軸向力 軸承2所受的軸向力 查表得 因?yàn)? 查表得徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)： 對于軸承1： 對于軸承2： 因軸承運(yùn)轉(zhuǎn)過程中沖擊載荷 則 速度因數(shù) 沖擊載荷系數(shù) 溫度因數(shù) 所以 查表的軸承1的使用壽命為13000小時(shí)，軸承1的使用壽命為100000小時(shí). 5.3．對于使用滾針組分析 選用代號(hào)為： 其中 徑向當(dāng)量動(dòng)載荷 徑向當(dāng)量靜載荷 而 分度圓直徑為 齒輪上受到圓周力 則 滾子軸承所受當(dāng)量動(dòng)載荷為 由軸承壽命公式 對于滾子軸承取， ——軸承的轉(zhuǎn)速， ——軸承的基本額定動(dòng)載荷， ——軸承的載荷， 所以，所以，軸承滿足使用壽命 六、變速器操縱元件設(shè)計(jì) 變速器的操作結(jié)構(gòu)，應(yīng)滿足如下主要要求 1) 換檔時(shí)只能掛入一個(gè)檔；防止誤掛倒檔； 換檔后應(yīng)使齒輪在全齒長嚙合，并防止自動(dòng)脫檔。直接操縱依靠手力換檔的變速器成為手動(dòng)變速器稱為手動(dòng)變速器。是最簡單的換檔方案，已得到廣泛的應(yīng)用。其優(yōu)點(diǎn)是減少了變速叉軸，各檔同一組用一組自鎖裝置，因而使操作機(jī)構(gòu)簡化依靠手力換檔的變速器成為手動(dòng)變速器稱為手動(dòng)變速器。是最簡單的換檔方案，已得到廣泛的應(yīng)用。其優(yōu)點(diǎn)是減少了變速叉軸，各檔同一組用一組自鎖裝置，因而使操作機(jī)構(gòu)簡化。 2）遠(yuǎn)距離操縱 受總布置限制，有些車輛變速器距駕駛員坐椅較遠(yuǎn)，此外，換檔時(shí)力需通過轉(zhuǎn)換機(jī)構(gòu)才能完成換檔功能，這種手動(dòng)換檔稱為遠(yuǎn)距離操縱變速器。這種結(jié)構(gòu)復(fù)雜，且在撞車時(shí)直接駕駛員的安全，故新車設(shè)計(jì)中這種結(jié)構(gòu)已不多見。 參考文獻(xiàn) [1] 吉林工業(yè)大學(xué)工程機(jī)械教研室. 輪式裝載機(jī)設(shè)計(jì)[M]. 北京：中國建筑工業(yè)出版社. 1982. 11：63－85 [2] 濮良貴，紀(jì)名剛. 機(jī)械設(shè)計(jì)［M］.7版.北京：高等教育出版社，2001：184-207 [3] 張光裕. 工程機(jī)械底盤構(gòu)造與設(shè)計(jì)[M]. 北京：中國建筑工業(yè)出版社. 1988. 6：99－143 [4] 諸文農(nóng).底盤設(shè)計(jì)[M]. 北京：吉林工大.1981：162－170 [5] 林慕義，張福生. 車輛底盤構(gòu)造與設(shè)計(jì)[M]. 北京：冶金工業(yè)出版社.2007.1：215－265 [6] 孫桓，陳作模. 機(jī)械原理[M]. 北京： 高等教育出版社. 2001.51：296－329 [7] 成大先. 機(jī)械設(shè)計(jì)手冊（單行本）[M]. 北京：化學(xué)工業(yè)出版社，2004.5 [8] 楊占敏 王智明 張春秋 等. 輪式裝載機(jī). 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Use of manpower shift mode. Then to determine the main parameters of transmission, through the design of the gear selection and intensity of state calculation, checking bearing life, and transmission line design. Keywords: bulldozers, mechanical transmission, the design 目 錄 一、推土機(jī)的傳動(dòng)方案設(shè)計(jì) 1 1.1推土機(jī)傳動(dòng)方案 1 1.2變速箱的設(shè)計(jì)方案 2 1.3 傳動(dòng)系統(tǒng)總傳動(dòng)比 3 1.4.各部件傳動(dòng)比的確定 3 二、變速箱主要參數(shù)的確定 5 2.1中心距的確定 5 2.2齒輪模數(shù) 5 2.3齒寬b 6 2.4選配齒數(shù) 7 三、齒輪設(shè)計(jì) 11 3.1齒輪強(qiáng)度計(jì)算 11 3.1.1彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算 11 3.1.2接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算 14 3.2齒輪材料、加工精度和結(jié)構(gòu)形狀 16 四. 變速器軸設(shè)計(jì)與計(jì)算 18 4.1.軸的強(qiáng)度校核 18 4.1.1軸的材料選擇 18 4.1.2軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 18 4.1.3鍵聯(lián)接的強(qiáng)度校核 18 4.1.4計(jì)算支承反力彎矩及轉(zhuǎn)矩 19 4.1.5按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 19 4.1.6精確校核軸的疲勞強(qiáng)度 20 4.1.7．軸的靜強(qiáng)度校核： 21 4.2.軸的剛度校核計(jì)算 21 4.2.1軸的彎曲剛度校核計(jì)算： 22 4.3軸的扭轉(zhuǎn)剛度校核計(jì)算 23 4.4花鍵的設(shè)計(jì)計(jì)算 24 五、軸承的設(shè)計(jì)與壽命計(jì)算 26 5.1求兩端軸承受到的徑向載荷和和 27 5.2求兩軸承的計(jì)算軸向力和 27 5.3對于使用滾針組分析 28 六、變速器操縱元件設(shè)計(jì) 30 參考文獻(xiàn) 31 致謝 32 齒輪和軸的介紹 33 4