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 ======================== 機械學院 畢業(yè)設計（論文）開題報告 畢業(yè)設計（論文）題目：推土機的變速箱設計 學 生 姓 名：　 　 指導教師姓名： 專 業(yè)： 年 月 日 1.課題名稱：推土機的變速箱的設計 2.課題研究背景： 推土機是由拖拉機驅動的機器，有一寬而鈍的水平推鏟用以清除土地、道路構筑物或類似的工作。它是工程機械的一個主要機種，在城市建筑、公路鐵路施工、水利水電建設、露天采礦和國防施工等各種工程中，用來進行推移積土、開渠、填土、清理場地等各種作業(yè)。大中型履帶推土機還可用來頂推鏟運機、做助鏟工作，配備松土器后，可進行破土作業(yè)。 按行走方式，推土機可分為履帶式和輪胎式兩種。履帶式推土機附著牽引力大，接地比壓小(0.04~0.13MPa)，爬坡能力強，但行駛速度低。輪胎式推土機行駛速度高，機動靈活，作業(yè)循環(huán)時間短，運輸轉移方便，但牽引力小，適用于需經常變換工地和野外工作的情況。 按用途可分為通用型及專用型兩種。通用型是按標準進行生產的機型，廣泛用于土石方工程中。專用型用于特定的工況下，有采用三角形寬履帶板以降低接地比壓的濕地推土機和沼澤地推土機、水陸兩用推土機、水下推土機、船艙推土機、無人駕駛推土機、高原型和高濕工況下作業(yè)的推土機等。 工程機械的動力裝置和驅動輪之間的傳動部件總稱為傳動系統(tǒng)。傳動系的功用是將動力裝置的動力，按需要傳遞給驅動輪和其他操縱機構。目前工程機械大多數采用柴油機、汽油機、電動機、燃氣輪機作為動力裝置。 傳動系統(tǒng)的類型有：機械式、液力—機械式、全液壓式和電動輪式等四種。在鏟土運輸機械中多數為機械式或液力—機械式傳動系統(tǒng);近年來在挖掘機上采用全液壓式傳動系統(tǒng)較多；在大型L程機械上已出現由電動機直接裝在車輪上的電動輪式傳動系統(tǒng)， 但尚未全面推廣。 機械式、液力—機械式傳動系統(tǒng)一般包括：主離合器、液力變矩器(只在液力—機械傳動中才有)、變速箱、分動箱、萬向傳動裝置、驅動橋、最終傳動或輪邊減速器等部分。但并非所有傳動系統(tǒng)都包括這些部分，其組成和布置形式取決于工程機械的總體構造形式及傳動系統(tǒng)本身的構造形式等許多因素。 本次設計內容為變速箱的設計。變速箱的作用是改變傳動比，擴大驅動輪轉矩和轉速的變化范圍，以適應經常變化的行駛條件，同時使發(fā)動機在有利(功率較高而油耗較低)的工況下工作；變速箱還設有倒檔機構，以實現倒車的需要；利用空擋，中斷動力傳遞，以發(fā)動機能夠起動、怠速，并便于變速器換檔或進行動力輸出。 變速箱的類型：按變速箱換檔方式分為人力換檔和動力換檔；按輪系形式分為定軸式變速箱和行星式變速箱。變速箱中所有齒輪都有固定的旋轉軸線，稱為定軸式變速箱。定軸式變速箱的換檔方式有兩種，即人力換檔與動力換檔。行星式變速箱中有些齒輪在空間旋轉，這種軸線旋轉的齒輪有兩種運動，即公轉與自轉，故稱為行星輪。行星齒輪變速箱只有動力換檔一種方式。 3.課題研究意義： 隨著社會經濟的發(fā)展，競爭無處不在，現在對學生的要求越來越高，不僅對學生的理論要求提高了，而且對學生的動手能力的要求也有所提高，而這次的畢業(yè)設計就是對學生的理論實踐能力的一次提高。 本次設計主要完成變速箱結構設計，需要查閱很多相關資料和深入思考問題，這對專業(yè)能力的提升有很大幫助。 在這次的設計中，應用了機械設計的大量知識，提高學生對軟件的應用能力。 4.文獻查閱、資料收集概況 推土機采用機械傳動或帶液力變矩器的液力機械傳動系統(tǒng)，也有少數采用液壓傳動系統(tǒng)。推土機是填埋場應用最為廣泛的機械。 我國推土機產品的發(fā)展前景 （1）開發(fā)小型推土機 與北美、西歐和日本市場相比，中國小型推土機市場無論是銷量，還是小型推土機與重型推土機銷售總量中所占的比重，都有相當大的差距。推土機行業(yè)必須借這次機遇，努力滿足這一新市場的需求。據有關雜志介紹，目前小型機市場已進入成長期，2008-2012年前后進入成長期后期和成熟期前期，2020年前后進入成熟期。 所以，推土機行業(yè)的有關企業(yè)，應從戰(zhàn)略角度著眼，決不能忽視小型產品的未來市場。但，在中國這樣的發(fā)展中國家開發(fā)小型工程機械產品，其定位一定要準。應該用不同的技術、針對不同用戶群來解決定位準的問題。應首先開發(fā)滿足發(fā)達地區(qū)廣大農村市場的低端產品。而高端產品更多應考慮未來用戶的需求。 （2）盡快完善和解決適應西部高原地區(qū)作業(yè)的關鍵技術 a. 采用功率恢復型的增壓技術。 b. 熱平衡技術。 c. 防風沙技術的應用。 d. 自救防護設備及機具的配置。 e. 低溫預熱系統(tǒng)的采用。 f. 多自由度推土裝置的開發(fā)應用。 5.設計（論文）的主要內容 根據所要設計的推土機整機性能的主要參數確定變速箱型式，并進行合理的設計。 總體設計包括以下內容： 1. 對變速箱分析和設計； 2. 主參數選擇確定； 3. 變速箱結構設計和主要零件的選擇和設計； 4. 變速箱的零件選擇,驗算和壽命計算； 5. 結合本課題查閱并翻譯1萬個印刷符號的英文資料； 6. 編寫設計說明書。 6.設計（論文）提交形式 1．圖紙 （1）主要零件圖A1或A2圖紙3~4張。 （2）變速箱裝配圖1張（A0） 2．說明書 （1）變速箱設計技術概述； （2）變速箱總體方案的分析、設計及方案圖； （3）設計步驟及要點說明。 （以上內容全部采用計算機制作） 7 進度安排 第一周:：查閱資料、準備工作 第二周：課題分析，確定總體方案 第三周：完成開題報告 第四周：設計計算，結構草圖 第五周：設計計算，結構草圖 第六周：設計計算，結構草圖 第七周：設計計算，結構草圖，中期檢查 第八周：繪制裝配圖 第九周：繪制裝配圖 第十周：繪制零件圖 第十一周：整理設計說明書 第十二周：論文定稿，完成設計 第十三周：形成畢業(yè)設計全部文件，準備答辯。 第十四周：畢業(yè)答辯 8. 指導教師意見 簽名： 年 月 日 推土機變速箱設計 摘要 本設計為推土機變速箱設計，其要求為變速箱結構簡單，體積小，質量輕，工作可靠，使用方便。 首先確定變速箱的傳動方案，選用機械式人力換擋，五個前進擋，四個倒退擋。換擋方式采用人力換擋，。然后進行變速箱主要參數的確定，通過對齒輪和州的設計選擇及強度計算，軸承的壽命驗算，以及變速箱符合設計要求。 關鍵詞：推土機，機械式變速箱，設計 Bulldozer Transmission Design Abstract Dozers gearbox design , its request for the transmission of simple structure, small size, light weight, reliable, easy to use. first determine the transmission gear box program, use mechanical human transmission, the five forward gears and four back block. 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、推土機的傳動方案設計 1 1.1推土機傳動方案 1 1.2變速箱的設計方案 2 1.3 傳動系統(tǒng)總傳動比 3 1.4.各部件傳動比的確定 3 二、變速箱主要參數的確定 5 2.1中心距的確定 5 2.2齒輪模數 5 2.3齒寬b 6 2.4選配齒數 7 三、齒輪設計 11 3.1齒輪強度計算 11 3.1.1彎曲疲勞強度計算 11 3.1.2接觸疲勞強度計算 14 3.2齒輪材料、加工精度和結構形狀 16 四. 變速器軸設計與計算 18 4.1.軸的強度校核 18 4.1.1軸的材料選擇 18 4.1.2軸的結構設計 18 4.1.3鍵聯(lián)接的強度校核 18 4.1.4計算支承反力彎矩及轉矩 19 4.1.5按彎扭合成應力校核軸的強度 19 4.1.6精確校核軸的疲勞強度 20 4.1.7．軸的靜強度校核： 21 4.2.軸的剛度校核計算 21 4.2.1軸的彎曲剛度校核計算： 22 4.3軸的扭轉剛度校核計算 23 4.4花鍵的設計計算 24 五、軸承的設計與壽命計算 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、變速器操縱元件設計 30 參考文獻 31 致謝 32 齒輪和軸的介紹 33 4 畢業(yè)論文（設計）任務書 學 院 專業(yè)班級 學 生 姓 名 學號 設計題目 起 迄 日 期 設計(論文)地點 指 導 教 師 職 稱 院長 職 稱 發(fā)任務書日期: 年 月 日 機械學院 畢業(yè)設計（論文）任務書 第1頁　　 畢業(yè)設計（論文）題目： 推土機的變速箱的設計 畢業(yè)設計（論文）要求及原始數據（資料）： 要求： 1. 根據所給的原始數據和題目要求，進行資料搜集和調查研究工作； 2. 運用所學的理論和專業(yè)知識，制定最佳方案； 3. 要求所定的方案合理，選取得當，計算正確； 4. 畢業(yè)設計說明書要求內容完整，層次清晰，具體按照晉中學院畢業(yè)論文規(guī)范攥寫； 原始數據（資料）： 推土機的額定功率：132.4kw 額定轉速：1850rpm 最大扭矩：850N.m 前進速度：2.5/3.8/5.38/7.73/10.4（km/h） 后退速度：3.25/4.9/7.0/10.05（km/h） 履帶板（單側數）：39 履帶節(jié)數：203mm 畢業(yè)設計（論文）主要內容： 1. 對變速箱分析和設計； 2. 主參數選擇確定； 3. 變速箱結構設計和主要零件的選擇和設計； 4. 變速箱的零件選擇,驗算和壽命計算； 5. 結合本課題查閱并翻譯1萬個印刷符號的英文資料； 6. 編寫設計說明書。 　　第2頁 學生應交出的設計文件（論文）： 1．圖紙 （1）主要零件圖A1或A2圖紙3~4張。 （2）變速箱裝配圖1張（A0） 2．說明書 （1）變速箱設計技術概述； （2）變速箱總體方案的分析、設計及方案圖； （3）設計步驟及要點說明。 （以上內容全部采用計算機制作） 第3頁　　 主要參考文獻（資料）： [1] 鄭文緯. 機械原理（第7版）[M]. 北京：高等出版社，2009 [2] 邱宣懷等編著．機械設計（第4版）[M]. 北京：高等教育出版社，2009 [3] 尹成湖等編著．機械制造技術基礎[M]．北京：高等教育出版社， [4] 聞邦春．機械設計手冊（第5版）[M]．北京：機械工業(yè)出版社，2009 [5] 教育部高等教育司等編 高等學校畢業(yè)設計（論文）指導手冊. [M]． 北京：高等教育出版社，2008 [6] 機械加工工藝師手冊. 北京：機械工業(yè)出版社，2009 專 業(yè) 班 級 學 生 設計（論文）工作起止日期 指導教師簽字 日期 教 研 室 主 任 簽 字 日期 　　第4頁 一、推土機的傳動方案設計 1.1推土機傳動方案 整機的動力裝置和驅動輪之間的所有傳動部件總稱為傳動系統(tǒng)。傳動系統(tǒng)的基本功用是將動力裝置的動力按需要傳給驅動輪和其他機構。 機械傳動系統(tǒng)刻有內燃機驅動，也可以有電機驅動。對于內燃機驅動的車輛要求其傳動系統(tǒng)具有以下功能： （1）將低轉速，增大轉矩。 （2）實現變速。 （3）由于內燃機不能實現反轉，通過傳動系統(tǒng)中的變速箱實現反向行駛（倒退）。 （4）必要時切斷動力。 （5）實現左右驅動車輪之間的差速。 為了實現以上功能，內燃機驅動的機械傳動系統(tǒng)有離合器、變速箱、萬向傳動裝置、驅動橋等機件構成。 機械傳動具有結構簡單、工作可靠、價格低廉、質量輕、傳動效率高，以及可以利用發(fā)動機運動零件的慣性進行作業(yè)等優(yōu)點，因此在中小功率的車輛上得到廣泛應該用。 但機械傳動也存在以下主要缺點：在工作阻力急劇變化的工況下，內燃機容易熄火；采用人力換擋時，換擋動力中斷時間長;傳動系統(tǒng)零件受到的沖擊載荷大，同時由于外載荷的急劇變化，又通過傳動系統(tǒng)影響動力裝置，因而降低了動力裝置和傳動系統(tǒng)的各零件的使用壽命。 圖 1-1-1 所示為履帶式推土機的機械傳動動系統(tǒng)布置簡圖。 1.2變速箱的設計方案 變速箱的傳動方案設計，就是根據所確定的檔位數與各檔傳動比，按照重量輕、體積小、傳動效率高、噪音小、操作簡便的設計原則，草擬傳動方案，工程車輛的機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。 本次設計的TY180推土機的變速箱有五個前進檔和四個倒退檔，它采用空間三軸式滑動齒輪換擋。圖 1-2-1 所示為履帶式推土機變速箱的傳動簡圖 圖 1-2-1 TY180推土機變速箱的傳動簡圖 1— 輸入軸；2—輸出軸；3—中間軸；4—惰輪軸； 當動力由輸入軸經惰輪軸傳到中間軸上時為前進檔，當動力直接由輸入軸傳到中間軸上時為倒退檔。 中間軸3上裝有換向滑動齒輪，以及、、、檔由后向前順序排列的換擋滑動齒輪。當以不同的換擋齒輪與輸出軸上相應的齒輪嚙合時，即可獲得4個前進檔或4個倒退檔。V檔滑動齒輪裝在輸入軸2的后部，當她與輸出軸上的齒輪嚙合時，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?？梢姡谇斑M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。 變速箱各級傳動比確定 1.3 傳動系統(tǒng)總傳動比 ·································（1-2-1） 式中：—履帶板節(jié)距，m; —圍繞驅動鏈輪一周的履帶板數目，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.各部件傳動比的確定 ································（1-2-2） 式中：—變速箱的傳動比; —主傳動器（中央傳動器）的傳動比； —最終傳動（輪邊傳動）的傳動比； 參考現有同類推土機，結合具體情況，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，所選中心距應能保證齒輪的強度。對履帶推土機，可按下面經驗公式初選變速箱中心距： ··································（2-1-1） 式中：—變速箱頭檔被動齒輪所傳扭矩（，為發(fā)動機額定扭矩，為從發(fā)動機至變速箱頭擋被動齒輪軸的速比） 為中心距系數，參照表2-1-1 選取 表 2-1-1 履帶推土機變速箱中心距參數 推土機型號 上?！?20 宣化—120 移山—180 T—180 T—320 發(fā)動機額定扭矩（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)動機額定扭矩80公斤米，=3.00，則==802.75=220公斤米，取k=34.2 將上述數據帶入公式 （2-1-1） ，得 mm 2.2齒輪模數 對履帶推土機，可按下面的經驗公式來初選模數，所選取的模數大小應符合GB111—60規(guī)定的標準值。 m= ·································（2-2-1） 式中：—頭檔被動齒輪所傳扭矩 —模數系數,參照表 2-2-1 選取.。 表 2-2-1 履帶推土機變速箱的齒輪模數統(tǒng)計數據 推土機型號 上?！?20 宣化—120 移山—180 T—180 T—320 發(fā)動機額定扭矩（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 由上述計算知=206公斤*米，取=0.92，代入公式 （2-2-1），得 取標準值m=5 2.3齒寬b 齒寬b的大小直接影響齒輪的強度。在一定范圍內b大強度就搞，但變速箱的軸向尺寸和質量亦增大。試驗證明，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; 中心距和模數一定時，齒寬b可用來調節(jié)齒所受的應力，根據各對齒輪上受力不同選取不同齒寬，對負荷較大的齒輪常增加其齒寬以提高其承載能力，對負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 選配齒數的任務是，在變速箱傳動簡圖方案和變速箱主要參數已經知道的情況下，根據所需的各檔傳動比來確定各對齒輪的齒數。下面結合本設計來說明分配各檔齒數的方法。 由上述計算確定所需各檔傳動比為： 前進 ： ; ; ; ; 后退 : ; ; ; 分配傳動比并確定各對齒輪的傳動比 五檔經一對齒輪傳動。其傳動比 四個后退檔和其余四個前進擋 前進 ： ; ; ; 后退 ： ; ; ; 配齒要從以下各對齒輪的傳動比： ; ; ; ; ; 由組成式變速箱傳動簡明方案的特點所決定，具有下列關系： 而 ： ; ; ; 只要確定 ，其他各對齒輪的傳動比都可以由所需傳動比通過計算來確定。 確定 : 我們把變速箱的傳動比分為定傳動比和變傳動比，，，和為變 傳動比，變傳動比是由兩軸間若干對齒輪來實現的。 變速箱設計中取變速部分最大傳動比（減速）為最小傳動比（增速）的倒數，即： 則： 這樣，主動軸上最小齒數（）和最大齒數（）分別與被動軸上最小齒數（）和最大齒數（）相等。 由： 得： 將 ，代入后計算得： 通過計算得： =1.72 ， =1.16 , =0.80 , =0.57 , =1.20 確定總齒數 當中心距、模數已確定，則總齒數和即可求得為： 對直齒： 由各對嚙合齒輪的傳動比及其齒數和來定各齒輪齒數，即解下列方程式： ·································(2-4-1) 式中：和—主動齒輪和被動齒輪的齒數； I —此嚙合對齒輪的傳動比。 通過上述方法計算變速箱各對齒輪的齒數 （1）一檔齒輪的齒數， 一檔變傳動比=1.75 為了確定，的齒數，先求出齒數和： ································（2.4.1） 其中A=206mm , m=5 , 故 將上述數據代入式(2-4-1)中（2.4.1），得： 52 ，30 （2）二檔齒輪的齒數， 二檔變傳動比 齒數和=82 將上述數據帶入式 (2-4-1) 中，得： 44， （3）三檔齒輪齒數， 三檔變傳動比2 齒數和將上述數據代入式(2-4-1) 中，得： 37，45 （4）四檔齒輪齒數， 四檔變傳動比 齒數和=62 將上述數據代入式(2-4-1) 中，得： ， （5）五檔齒輪齒數， 為了確定和的齒數，選求其齒數和： M=6, 取，故=72 將上述數據代入式(2-4-1)中，得： =43 ， （6）確定齒數， 傳動比 為了確定，的齒數，先求其齒數和： 其中：m=5 ; 取，故有 將上述數據代入式(2-4-1)中，得： ， (7) 確定齒數 由， 及，得： 現將各檔齒輪幾何參數計算結果列于下表 2-4-1 中 表 2-4-1 各檔齒輪幾何參數 齒 輪 數 據 參 數 齒數 28 36 43 52 29 44 37 30 39 30 38 45 52 44 模數 5 5 5 5 5 5 5 5 5 5 5 5 5 5 刀具角 齒頂高系數 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、齒輪設計 3.1齒輪強度計算 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行疲勞彎曲強度計算和疲勞接觸強度計算。 3.1.1彎曲疲勞強度計算 驗算齒根危險斷面處的彎曲應力： …………………………………（3-1-1-1） 式中： — 計算扭矩（主動齒輪所傳遞的扭矩）（公斤·米） — 主動齒輪節(jié)圓半徑（厘米） — 模數（毫米） — 齒輪齒寬（厘米） — 齒形系數 — 螺旋角系數(對直尺取：Kβ=1，對斜齒?。篕β=) — 工作狀況系數 — 許用彎曲應力（當齒輪材料為20CrMnTi，20CrMnMo時，取許用彎曲應力 =2500～3200公斤/厘米2） ① 驗算齒輪Z1的彎曲應力 其中:M=80公斤·米 ；㎜=7㎝ ； b=3㎝ ；πy=0.438 ； Kb=1 ； Kb=1.65 將上述數據帶入公式（3-1-1-1）中，得 （公斤/厘米2）≤ 故齒輪Z1滿足彎曲疲勞強度要求 ② 驗算齒輪Z2的彎曲疲勞強度 其中：其中:M=80公斤·米 ；=9㎜=9㎝ ； b=3㎝ ；πy=0.463 ； Kb=1 ； Kb=1.65 將上述數據帶入公式（3-1-1-1）中，得 （公斤/厘米2）≤ 故齒輪Z2滿足彎曲疲勞強度要求 ③ 驗算齒輪Z3的彎曲疲勞強度 其中：其中:M=80公斤·米 ；=10.75㎝ ； b=3㎝ ；πy=0.477 ； Kb=1 ； Kb=1.65 將上述數據帶入公式（3-1-1-1）中，得 （公斤/厘米2）≤ 故齒輪Z3滿足彎曲疲勞強度要求 依據上述計算方法可以得出其他齒輪的彎曲應力，其計算結果如下表 3-1-1-1 所示： 表 3-1-1-1 各齒輪彎曲應力數據 前進一級 前進二級 倒檔傳動 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度要求。 3.1.2接觸疲勞強度計算 驗算節(jié)點接觸應力； ··························（3-1-2-1） 式中： K — 系數（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 — 角變位修正對接觸強度影響系數， (為修正后的嚙合角) —許用接觸應力（當齒輪材料為，時，取許用接觸應力為10000～14000公斤/厘米2） ① 驗算齒輪Z1的接觸疲勞強度 其中：K=1070，A=20㎝，1.39,b=3，M=5570公斤·厘米，=1.65 =1 將上述數據帶入公式 3-1-2-1） 中，得 =11313.1公斤/厘米2 故Z1 滿足接觸疲勞強度要求 ② 驗算齒輪Z2的接觸疲勞強度 其中：K=1070，A=20㎝，i=1.22,b=3，M=5570公斤·厘米，=1.65，=1 將上述數據帶入公式（3-1-2-1）中，得 =11313.1公斤/厘米2 故Z2 滿足接觸疲勞強度要求 ③ 驗算齒輪Z2的接觸疲勞強度 其中：K=1070，A=20㎝，i=1.483 , b=3，M=4270公斤·厘米，=1.65，=1 將上述數據帶入公式（3-1-2-1）中，得 =9987.7公斤/厘米2 故Z3滿足接觸疲勞強度要求 依照上述計算方法，可得出其他齒輪的接觸應力，其計算結果如下表 3-1-2-1 所示 表 3-1-2-1 各齒輪接觸應力數據 前進一級 前進二級 倒檔傳動 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，所設計變速器齒輪均滿足接觸疲勞強度要求 3.2齒輪材料、加工精度和結構形狀 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，結構形式如圖 圖 3-2-1 齒輪結構形式 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. 變速器軸設計與計算 變速箱的軸主要進行強度和剛度計算。在變速箱處于不同排擋時，軸所受的扭矩和彎矩也不同。當軸受到的扭矩最大時，所受彎矩不一定也最大，因此，在軸的計算中，應當從各個排擋的彎矩與扭矩組合中選擇最危險工況進行計算。 由上述傳動系的轉速及轉矩分析，首先，軸的強度和剛度校核應該是中間軸的 低速Ⅰ檔時。 4.1.軸的強度校核 軸的轉速 轉矩 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 由于結構復雜，空心軸，保持尺寸穩(wěn)定和減少熱處理變形， 選?。赫{質 取 所以軸的輸入直徑： 考慮軸斷由鍵槽，軸徑應力中加4﹪--5﹪, 取 4.1.2軸的結構設計 取軸頸處，與標準軸承的孔徑相同，其余各處均放大5mm。 4.1.3鍵聯(lián)接的強度校核 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，故只需校驗此鍵相聯(lián)強度， 鍵聯(lián)接傳遞的扭矩： 鍵工作面比壓為： 故鍵聯(lián)接強度通過。 4.1.4計算支承反力彎矩及轉矩 簡化得： 而 ，則： 將各力在水平面和垂直面分別計算 水平彎矩： 垂直彎矩： 合成彎矩：， 4.1.5按彎扭合成應力校核軸的強度 軸的危險截面在C處，對于直徑， 抗彎截面模量 彎曲應力 扭轉應力 所以由于扭矩應力為動脈循環(huán)應力，取0.6 軸的計算應力： 所以 4.1.6精確校核軸的疲勞強度 碳鋼特點系數 ，中碳鋼 由圓角 圓角處的所有應力集中函數 鍵槽應力集中函數 絕對尺寸影響函數 表面光潔度系數 圓角 鍵槽 配合 圓角 鍵槽 配合 安全系數 由表計算說明許用安全系數 故軸承的疲勞強度足夠 4.1.7．軸的靜強度校核： 軸的危險截面為G處 校核危險截面的安全系數 由表8-346查得 許用安全系數 故 故軸的靜強度足夠 4.2.軸的剛度校核計算 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，不僅應考慮齒輪上所收阻力的影響，還應考慮到該齒輪上其它齒合齒輪的力產生的影響、為了便于計算，通常分解計算水平面和垂直面產生的撓度，然后將同相撓度疊加，最后再將水平和垂直內的撓度以矢量合成，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，應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雜，所以對此軸進行剛度校核。 4.2.1軸的彎曲剛度校核計算： 計算軸的當量直徑： ————————————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 對中間軸齒輪Z4 Z5工作時有： 階梯軸的計算長度 L=384mm 所以，當量直徑 在作用下?lián)隙葹椋? 其中 所以 轉角 同理在作用時，， 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軸的扭轉剛度校核計算 階梯軸扭轉角 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 其中： 所以 對以一般傳動軸 所以軸的剛度足夠。 4.4花鍵的設計計算 1. 幾何尺寸計算 分度圓直徑 公稱結合直徑D=m(z+1) 內花鍵齒頂圓直徑： 基圓直徑： 內花鍵齒根圓直徑： 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 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. 花鍵強度計算 （1） 計算公式： 擠壓應力： 式中：—傳遞扭矩（） —平均半徑 = cm F—鍵側投影面積 F=0.8mL() Z—齒數 L—工作長度 m—模數 k—負荷不均勻系數 k=0.7~0.8 , 取k=0.75 (2) 計算示例：第一周前進一級傳動主動齒輪處： 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)結花鍵，故安全。 第三軸、檔主動齒輪處： 已知：m=4.25，z=16，，L=9.6cm， k=0.75, , 故安全。 按同樣的方法，分別計算出各檔位齒輪處花鍵強度?，F將計算結果列于表 4-3-2 中 表 4-3-2花鍵強度計算結果 參數 第一軸 （mm） L(mm) (kg.cm) （） 前進一級傳動主動齒輪處 3 16 48 72 5570 111.92 倒檔傳動主動齒輪處 3 16 48 69 5570 116.79 檔從動齒輪處 4.25 16 68 72 15886.7 159.06 檔從動齒輪處 4.25 16 68 54 11376.8 151.88 檔從動齒輪處 4.25 16 68 72 7715.7 77.25 、檔主動齒輪處 4.25 16 68 96 9369.1 70.35 檔主動齒輪處 4.25 16 68 81 9369.1 83.38 前進二檔從動齒輪處 4.25 16 68 58 9369.1 132.43 五、軸承的設計與壽命計算 根據變速箱結構，軸的支承形式及所受載荷性質，初步確定所采用的軸承形式后，應驗算軸承的壽命是否符合要求。在計算之前，首先應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荷和轉速分布情況，然后換算成當量載荷計算。 變速箱軸承計算壽命應達到6000小時，至少不小于2000小時。查手冊知30209軸承基本額定負荷。由上章計算可知 5.1，求兩端軸承受到的徑向載荷和和 轉速，軸承的預計算壽命 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平面力系，其中的為通過另加轉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 因為 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 因為 查表得徑向載荷系數和軸向載荷系數： 對于軸承1： 對于軸承2： 因軸承運轉過程中沖擊載荷 則 速度因數 沖擊載荷系數 溫度因數 所以 查表的軸承1的使用壽命為13000小時，軸承1的使用壽命為100000小時. 5.3．對于使用滾針組分析 選用代號為： 其中 徑向當量動載荷 徑向當量靜載荷 而 分度圓直徑為 齒輪上受到圓周力 則 滾子軸承所受當量動載荷為 由軸承壽命公式 對于滾子軸承取， ——軸承的轉速， ——軸承的基本額定動載荷， ——軸承的載荷， 所以，所以，軸承滿足使用壽命 六、變速器操縱元件設計 變速器的操作結構，應滿足如下主要要求 1) 換檔時只能掛入一個檔；防止誤掛倒檔； 換檔后應使齒輪在全齒長嚙合，并防止自動脫檔。直接操縱依靠手力換檔的變速器成為手動變速器稱為手動變速器。是最簡單的換檔方案，已得到廣泛的應用。其優(yōu)點是減少了變速叉軸，各檔同一組用一組自鎖裝置，因而使操作機構簡化依靠手力換檔的變速器成為手動變速器稱為手動變速器。是最簡單的換檔方案，已得到廣泛的應用。其優(yōu)點是減少了變速叉軸，各檔同一組用一組自鎖裝置，因而使操作機構簡化。 2）遠距離操縱 受總布置限制，有些車輛變速器距駕駛員坐椅較遠，此外，換檔時力需通過轉換機構才能完成換檔功能，這種手動換檔稱為遠距離操縱變速器。這種結構復雜，且在撞車時直接駕駛員的安全，故新車設計中這種結構已不多見。 參考文獻 [1] 吉林工業(yè)大學工程機械教研室. 輪式裝載機設計[M]. 北京：中國建筑工業(yè)出版社. 1982. 11：63－85 [2] 濮良貴，紀名剛. 機械設計［M］.7版.北京：高等教育出版社，2001：184-207 [3] 張光裕. 工程機械底盤構造與設計[M]. 北京：中國建筑工業(yè)出版社. 1988. 6：99－143 [4] 諸文農.底盤設計[M]. 北京：吉林工大.1981：162－170 [5] 林慕義，張福生. 車輛底盤構造與設計[M]. 北京：冶金工業(yè)出版社.2007.1：215－265 [6] 孫桓，陳作模. 機械原理[M]. 北京： 高等教育出版社. 2001.51：296－329 [7] 成大先. 機械設計手冊（單行本）[M]. 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