《履帶式推土機(jī)變速傳動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì) 畢業(yè)設(shè)計(jì)論文》由會(huì)員分享，可在線閱讀，更多相關(guān)《履帶式推土機(jī)變速傳動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì) 畢業(yè)設(shè)計(jì)論文（38頁珍藏版）》請?jiān)谘b配圖網(wǎng)上搜索。

1、 履帶式推土機(jī)變速傳動(dòng)系統(tǒng)設(shè)計(jì) 摘 要 變速箱使推土機(jī)可以變換排檔，以不同的牽引力和行駛速度工作，實(shí)現(xiàn)進(jìn)退行駛，以及在掛空檔時(shí)切斷發(fā)動(dòng)機(jī)傳給驅(qū)動(dòng)輪的動(dòng)力。變速箱有不同的結(jié)構(gòu)類型，根本上分為兩大類，即與摩擦離合器配套的機(jī)械式變速箱和與液力變矩器配套的動(dòng)力換檔變速箱(有定軸式與行星式兩種)，前者是在切斷傳動(dòng)系動(dòng)力的情況下?lián)Q檔的，后者那么利用變速箱中的換檔離合器在不一切斷傳動(dòng)系動(dòng)力的情況下?lián)Q檔。 不管采用何種傳動(dòng)方式，最大限度地提高推土機(jī)動(dòng)力性和經(jīng)濟(jì)性，保證推土機(jī)有最大生產(chǎn)率都是其最終目的。推土機(jī)作為牽引式工程機(jī)械的典型代表，僅追求速度與負(fù)荷之間的自適應(yīng)能力，充分利用發(fā)動(dòng)機(jī)功率,提高作業(yè)

2、生產(chǎn)率，降低比油耗，即追求最大的動(dòng)力性、經(jīng)濟(jì)性、作業(yè)生產(chǎn)率，也就是說發(fā)動(dòng)機(jī)功率應(yīng)得到充分發(fā)揮，傳動(dòng)系統(tǒng)應(yīng)有較高的效率，整機(jī)應(yīng)有較好的作業(yè)生產(chǎn)率，而上述三者都與推土機(jī)傳動(dòng)系統(tǒng)有著密切的關(guān)系。此次設(shè)計(jì)通過參照典型的幾款工程機(jī)械結(jié)構(gòu)，如Z435裝載機(jī)、小松D155A履帶推土機(jī)、TY180推土機(jī)等，設(shè)計(jì)了配合液力變矩器的定軸式動(dòng)力換擋變速箱、轉(zhuǎn)向離合器及行星式雙級(jí)終轉(zhuǎn)動(dòng)，并對齒輪進(jìn)行了計(jì)算及校核。 關(guān)鍵字：履帶式推土機(jī)； 變速箱； 行星式； 牽引式。 Abstract By way of sub-transmission, bulldozers can b

3、e divided into mechanical bulldozer,hydrostatic bulldozers and hydraulic mechanical bulldozer. No matter what transmission mode to maximize power and economy bulldozers, to ensure maximum productivity bulldozers are the ultimate goal. Bulldozers, construction machinery, as Traction typical of speed

4、and load only between the pursuit of adaptive capacity, full use of engine power, improve operational productivity, reduce the specific fuel consumption, that maximize the power, economy, job productivity, that is, that should be full engine power, transmission efficiency should be higher, the whole

5、 operation should have better productivity, but these three are with the bulldozer is closely related to transmission. The design of several projects by reference to typical mechanical structure, such as the Z435 loaders, Komatsu D155A bulldozer, C5-6-type transport bulldozers, crawler shovel is des

6、igned with a fixed axis torque converter power shift transmission box, turned to two-stage clutch and planetary final rotation, and gear for the calculation and checking. Keywords: crawler tractors, fixed-axis gearbox, dual-stage planetary final drive. 目 錄 第一章

7、 緒論 1 1.1 選題的背景及課題研究意義 1 國內(nèi)研制現(xiàn)狀 2 國外開展現(xiàn)狀 2 本課題擬解決的問題 4 第二章 傳動(dòng)系統(tǒng)確實(shí)定 4 傳動(dòng)系概述 4 幾種典型的傳動(dòng)系統(tǒng) 5 變速箱 8 離合器 12 最終傳動(dòng) 14 第三章 傳動(dòng)系統(tǒng)參數(shù)確實(shí)定 17 檔位與傳動(dòng)路線 17 變速箱主要參數(shù)確實(shí)定 18 斜齒圓柱齒輪的計(jì)算及校核 21 3.4 轉(zhuǎn)軸計(jì)算 28 第四章 結(jié)論 33 參考文獻(xiàn) 33 致謝 35 第一章 緒 論 選題的背景及課題研究意義 推土機(jī)是一種工程車輛，前方裝有大型的金屬推土刀，使用時(shí)放下推土刀，向前鏟削并推送泥、沙及石塊等

8、，推土刀位置和角度可以調(diào)整。推土機(jī)能單獨(dú)完成挖土、運(yùn)土和卸土工作，具有操作靈活、轉(zhuǎn)動(dòng)方便、所需工作面小、行駛速度快等特點(diǎn)。其主要適用于一至三類土的淺挖短運(yùn)，如場地清理或平整，開挖深度不大的基坑以及回填，推筑高度不大的路基等。 變速箱是推土機(jī)的重要組成局部，它能實(shí)現(xiàn)增扭減速，降低發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速，增大扭矩；變扭變速，工程機(jī)械作業(yè)時(shí)，牽引阻力變化范圍大，而內(nèi)燃機(jī)轉(zhuǎn)速和扭矩的變化范圍不大，即使用夜里機(jī)械式傳動(dòng)，采用了液力變矩器也不能滿足要求，因此必須通過變換變速箱排擋以改變傳動(dòng)系的傳動(dòng)比，改變工程機(jī)械的牽引力和運(yùn)行速度，以適應(yīng)阻力的變化；也能實(shí)現(xiàn)空檔，以利于發(fā)動(dòng)機(jī)啟動(dòng)和發(fā)動(dòng)機(jī)不熄火的情況下停車；還能實(shí)現(xiàn)

9、倒檔，以改變運(yùn)行方向。 隨著推土機(jī)行業(yè)高速開展，推土機(jī)零部件制造商面臨著嚴(yán)格的技術(shù)法規(guī)約束以及降低本錢等壓力，因此，質(zhì)量最輕、體積最小等輕量化指標(biāo)已經(jīng)成為考核變速器生產(chǎn)企業(yè)競爭力的重要依據(jù)，所以它也是影響整車性能的重要因素之一。變速器的質(zhì)量一直也是推土機(jī)行業(yè)競爭的焦點(diǎn)，對變速器的研究開放也越來越顯得舉足輕重。 計(jì)算機(jī)虛擬現(xiàn)實(shí)技術(shù)，為汽車專業(yè)教學(xué)中出現(xiàn)的實(shí)訓(xùn)設(shè)備投入缺乏提供了某種技術(shù)手段。因此本論文將通過solidworks、ADAMS等軟件對T160型推土機(jī)變速箱進(jìn)行建模與仿真，將變速器的內(nèi)部結(jié)構(gòu)可視化，提供先導(dǎo)性的實(shí)訓(xùn)手段和工具,減少實(shí)訓(xùn)設(shè)施的投入,減少原材料的消耗和浪費(fèi)。 1

10、.2 國內(nèi)外推土機(jī)開展概況 國內(nèi)研制現(xiàn)狀 近年來,隨著工程建筑施工和露天礦物開采規(guī)模的不斷擴(kuò)大,土石方工程作業(yè)量的增加使我國履帶式推土機(jī)得到迅速開展。但我國輪式裝載機(jī)行業(yè)起步較晚，其制造技術(shù)是陸續(xù)從美國、德國和日本等國家引進(jìn)的?？傮w表現(xiàn)為：〔1〕缺乏高科技含量，產(chǎn)品質(zhì)量不穩(wěn)定，檔次低；〔2〕設(shè)備的靈活性、舒適性較差；〔3〕用途單一，產(chǎn)品規(guī)格中間大兩頭小。隨著近年來先進(jìn)技術(shù)的不斷引進(jìn)，我國推土機(jī)行業(yè)的開展持續(xù)進(jìn)步，其作業(yè)性能、可靠性、維修性、平安性及燃料經(jīng)濟(jì)性有了明顯的提高,微電子技術(shù)正在向推土機(jī)滲透,向機(jī)電一體化方向開展。 國外開展現(xiàn)狀 50年代履帶式推土機(jī)功率只有74k

11、W,品種規(guī)格不全,開展不快,70 年代初出現(xiàn)了的推土機(jī).隨著資源開發(fā)和大型建筑工程提高生產(chǎn)率的需要,圍繞高效率、低本錢為核心開發(fā)了大型化、液壓化和機(jī)電一體化的履帶式推土機(jī)。 〔1〕美國卡特彼勒公司 　 1977 年末該公司推出522kW的D10型推土機(jī)后相繼又推出574kW 的D11N 型推土機(jī),使該公司來自地面的沖擊和振動(dòng)附加載荷對履帶式行走機(jī)構(gòu)所帶來的不良影響,然后繼續(xù)開發(fā)了新型的非等腰三角形式，高架驅(qū)動(dòng)鏈輪式應(yīng)用于履帶布置的推土機(jī),繼而抬高了驅(qū)動(dòng)輪,最后將彈性懸掛式行走裝置作用于傳動(dòng)機(jī)構(gòu)，取代了傳統(tǒng)“四輪一帶〞這種布置結(jié)構(gòu)形式。其主要特點(diǎn)是履帶接地面積大,使單個(gè)鏈節(jié)所受沖擊力減少50

12、% ;驅(qū)動(dòng)輪高架所受負(fù)荷由行走裝置擺架和樞軸吸收而不傳給終傳動(dòng)系統(tǒng);防止由于驅(qū)動(dòng)鏈輪夾帶泥砂碎石而產(chǎn)生附加磨損; 使得它的承載能力更高,并且有較高且較好的穩(wěn)定性和運(yùn)作機(jī)動(dòng)靈活性; 履帶和傳動(dòng)系統(tǒng)檢修迅速、方便。從1978年到1992年末共生產(chǎn)5萬多臺(tái)。 目前從D4H到D11N形成L、H、N 三大系列,并在此根底上開展了HⅡ系列的新產(chǎn)品,采用模塊式結(jié)構(gòu)動(dòng)力傳動(dòng)系差速轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)、EMS電子操作系統(tǒng),舒適的駕駛室和較少的潤滑點(diǎn)。在當(dāng)時(shí)國際工程機(jī)械行業(yè)居主導(dǎo)地位。 〔2〕日本小松公司 1975年推出56kW的D455A 型推土機(jī); 緊接著又在1981年展出 755kW的D555A型推土

13、機(jī)，地點(diǎn)為美國世界工程機(jī)械博覽會(huì)上;552kW的D475A-1型推土機(jī)在1986年推圖,產(chǎn)品的不斷更新，使得日本小松公司的推土機(jī)名聲遠(yuǎn)揚(yáng)，隨著574kW 的D475- 2型推土機(jī)的推出，半剛性履帶行走裝置也得以應(yīng)用, 大容量的推土鏟和大型的松土器也安裝上來,裝有電子監(jiān)測系統(tǒng)更是得以首次使用,履帶打滑的問題也減少了,牽引力也得到加強(qiáng),生產(chǎn)能力和生產(chǎn)效率也不斷加強(qiáng),可靠性的加強(qiáng)便不言而喻。小松的美國公司在最近更是推出了超大型的推土機(jī),功率到達(dá)了驚人的、機(jī)重為142.6t,機(jī)身裝有推土鏟為,這種推土機(jī)的問世，更是進(jìn)一步擴(kuò)大了了生產(chǎn)能力和生產(chǎn)效率。 〔3〕德國利勃海爾公司 靜液壓履帶推土機(jī)是

14、該公司的主打產(chǎn)品。這種推土機(jī)具有結(jié)構(gòu)簡單、維修簡化的特點(diǎn);它將柴油發(fā)動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速傳感器進(jìn)行改良從而能過對行走液壓泵電子進(jìn)行控制,它將發(fā)動(dòng)機(jī)功率的利用率到達(dá)最大化,從而防止了發(fā)動(dòng)機(jī)過載運(yùn)作,防止發(fā)動(dòng)機(jī)過載而損壞，所有履帶都是通過電子控制的，履帶經(jīng)變量柱塞的馬達(dá)單獨(dú)驅(qū)動(dòng),進(jìn)而提高了推土機(jī)的機(jī)動(dòng)性;行走臺(tái)架采用最減震懸掛技術(shù),安裝在樞軸上的彈性結(jié)構(gòu)裝置和平衡梁能夠有效地吸收掉震動(dòng)效果,從而使得機(jī)身運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn);重心較低,行駛穩(wěn)定性也較好;它的工作裝置外形設(shè)計(jì)較為合理,結(jié)構(gòu)十分鞏固;電子智能控制裝置對整個(gè)液壓和系統(tǒng)進(jìn)行自動(dòng)操控。無論是把它作為松土作業(yè)工作還是轉(zhuǎn)移物料來使用，該款機(jī)器始終都保證最優(yōu)的傳動(dòng)效率，

15、不僅降低了燃油消耗，減小了環(huán)境污染，同時(shí)延長了發(fā)動(dòng)機(jī)的使用壽命。該級(jí)別的推土機(jī)中多年來唯一的靜液壓驅(qū)動(dòng)的機(jī)型，豐富的實(shí)踐經(jīng)驗(yàn)，PR 764 本課題擬解決的問題 本文首先確定變速器主要部件的結(jié)構(gòu)型式和主要設(shè)計(jì)參數(shù)，在分析變速器各局部結(jié)構(gòu)形式、開展過程及其以往形式的優(yōu)缺點(diǎn)的根底上，確定了總體設(shè)計(jì)方案，采用傳統(tǒng)設(shè)計(jì)方法對變速器齒輪和軸進(jìn)行設(shè)計(jì)計(jì)算，設(shè)計(jì)出一種根本符合要求的前5擋后4擋定軸式變速器。本文主要完成下面一些主要工作： 1.查閱相關(guān)文獻(xiàn)，完成開題報(bào)告；2.草擬變速器傳動(dòng)方案；3.確定變速器的主要參數(shù)；4.計(jì)算各檔位齒數(shù)參數(shù)；5.進(jìn)行變速器主要零部件的強(qiáng)度校核；6.繪制裝配。

16、 第二章 傳動(dòng)系統(tǒng)確實(shí)定 傳動(dòng)系概述 傳動(dòng)系統(tǒng)的類型有：機(jī)械式、液力機(jī)械式、全液壓式和電動(dòng)輪式。在一般鏟運(yùn)機(jī)械中，大多數(shù)為機(jī)械式和液力機(jī)械式傳動(dòng)系統(tǒng)，挖掘機(jī)有用全液壓式傳動(dòng)該系統(tǒng)。 機(jī)械式、液力式機(jī)械傳動(dòng)系統(tǒng)一般包括：離合器、液力變矩器〔機(jī)械式傳動(dòng)系統(tǒng)沒有〕、變速箱、分動(dòng)箱、萬向傳動(dòng)裝置、驅(qū)動(dòng)橋、最終傳動(dòng)等局部。但并非所有的傳動(dòng)系統(tǒng)都包括這些局部。如TY180推土機(jī)傳動(dòng)系統(tǒng)中只有離合器、變速箱、驅(qū)動(dòng)橋和最終傳動(dòng)；CL7自行式液壓鏟運(yùn)機(jī)傳動(dòng)系統(tǒng)中沒有離合器和分動(dòng)箱。從分析不同機(jī)械的傳動(dòng)系統(tǒng)可知，傳動(dòng)系的組成和布置型式，取決于工程機(jī)械

17、的總體結(jié)構(gòu)形式及傳動(dòng)系統(tǒng)本身結(jié)構(gòu)形式等許多因素。 幾種典型的傳動(dòng)系統(tǒng) 履帶推土機(jī)機(jī)械式傳動(dòng)系統(tǒng) 如下圖為TY180履帶推土機(jī)傳動(dòng)系統(tǒng)，它代表了一般履帶推土機(jī)機(jī)械式傳動(dòng)系統(tǒng)布置形式。從圖中可看到，柴油機(jī)1縱向前置，與之相連接的是主離合器2。通過聯(lián)軸節(jié)3把動(dòng)力從主離合器傳給了變速箱4，變速箱是斜齒輪常嚙合、滑套換檔機(jī)械式變速箱，前進(jìn)五檔，后退四檔。變速箱輸出軸和主傳動(dòng)器(也稱中央傳動(dòng))主動(dòng)錐齒輪做成一體，動(dòng)力經(jīng)過一對 圖 常嚙合錐齒輪5，旋轉(zhuǎn)了90°后，經(jīng)轉(zhuǎn)向離合器6、最終傳動(dòng)7傳給了驅(qū)動(dòng)鏈輪8。由圖中可見，主傳動(dòng)器、轉(zhuǎn)向離臺(tái)器都裝在一個(gè)殼體里

18、，稱為驅(qū)動(dòng)橋。從圖中也可看到，變速箱輸入軸后端可把動(dòng)力直播輸出，是用來驅(qū)動(dòng)附件的動(dòng)力輸出處。 輪胎裝載機(jī)液力機(jī)械式傳動(dòng)系統(tǒng) 圖所示為ZL50輪胎裝載機(jī)液力機(jī)械式傳動(dòng)系統(tǒng)，它是這種型式傳動(dòng)系統(tǒng)的典型布置?？v向后置柴油機(jī)1通過液力變矩器9將動(dòng)力傳給變速箱3，變速箱是行星式動(dòng)力換檔變速箱，有二個(gè)行星排，變速箱3經(jīng)萬向傳動(dòng)裝置4、6將動(dòng)力傳給前、后驅(qū)動(dòng)橋5、7，通過最終傳動(dòng)〔也稱輪邊圖 減速器〕。在圖中可以看到，變速箱3的動(dòng)力是通過一對常嚙合齒輪10 將動(dòng)力分別傳給前、后驅(qū)動(dòng)，輪這對常嚙合齒輪及其所在殼體稱為分動(dòng)箱，一般都與變速箱連成一體，在分動(dòng)箱中，可以根據(jù)需要把變速箱動(dòng)力傳給前、后

19、驅(qū)動(dòng)橋或只傳給前橋。圖中11所表示的幾個(gè)齒輪傳動(dòng)副稱為“三合一〞機(jī)構(gòu)，用來解決拖起動(dòng)、柴油機(jī)熄火后轉(zhuǎn)向和制動(dòng)等問題。 全液壓式傳動(dòng)系統(tǒng) 全液壓式傳動(dòng)系統(tǒng)具有：結(jié)構(gòu)簡單、重量輕、操縱輕便、工作效率高、容易改良變型等優(yōu)點(diǎn)。 圖所示為一臺(tái)小型液壓裝載機(jī)傳動(dòng)示意圖。柴油機(jī)1通過分動(dòng)箱2直接帶動(dòng)5個(gè)液壓泵，其中兩個(gè)雙向變量柱塞泵8供行走裝 置中柱塞馬達(dá)4用，兩個(gè)輔助齒輪 圖 泵9作為行走裝置液壓系統(tǒng)補(bǔ)油用，另一個(gè)齒輪泵5供工作裝置用。從圖中可看到，行走裝置是由柱塞馬達(dá)4通過減速箱7來驅(qū)動(dòng)四個(gè)行走輪6。有的工程機(jī)

20、械，也有液壓馬達(dá)直接帶動(dòng)行走輪，從而進(jìn)一步簡化傳動(dòng)系統(tǒng)。全液壓傳動(dòng)系統(tǒng)預(yù)計(jì)在液壓元件有新的開展情況卜，會(huì)有更大的突破。 綜上所述，此次設(shè)計(jì)最終參照TY180型履帶式推土機(jī)變速系統(tǒng)，其傳送系統(tǒng)圖如下圖。 圖 圖中1-柴油機(jī)，2-液力變矩器，3-變速箱，4、5-油泵，6-轉(zhuǎn)向離合器，7-終傳動(dòng)。 變速箱 工程機(jī)械上廣泛采用的柴油機(jī)(活塞式內(nèi)燃機(jī))，其扭矩變化范圍較小，而工程機(jī)械使用情況那么十分復(fù)雜。為了解決這種矛盾，在傳動(dòng)系統(tǒng)中設(shè)置變速箱。 變速箱分類方法很多，除上述根據(jù)檔數(shù)多少分為有級(jí)式和無級(jí)式以外，還可根據(jù)換擋方法分成機(jī)械換檔(或稱非動(dòng)力換檔)變速箱和動(dòng)力換檔變

21、速箱。在動(dòng)力換檔變速箱中，又可根據(jù)齒輪傳動(dòng)型式分為定軸式(或稱軸線固定式或多鈾多片離合器式)和行星齒輪式(或稱軸線旋轉(zhuǎn)式)兩種。 變速箱檔數(shù)越多，表示這種工程機(jī)械對不同作業(yè)或行駛條件的適應(yīng)性就越好。能使傳動(dòng)比在一定范圍內(nèi)連續(xù)變化為任意值，即傳動(dòng)比在一定范圍內(nèi)為無限多的變速箱，稱為無級(jí)變速。鏟土運(yùn)輸機(jī)械上使用的無級(jí)變速箱大多為動(dòng)液傳動(dòng)的液力變矩器。 非動(dòng)力換擋變速箱 圖所示為TY120推土機(jī)變速傳動(dòng)機(jī)構(gòu)，TY120推土機(jī)變速箱為非動(dòng)力換檔變速箱，用移動(dòng)齒輪的方法進(jìn)行換檔，具有五個(gè)前進(jìn)檔和四個(gè)倒退檔。變速箱殼體固定在后橋殼上，其上部有加油口和量油尺，下部擰有放油螺塞13。 主動(dòng)軸21前端由

22、凸緣和離合器軸相連，動(dòng)力即由此輸入。后端伸出變速箱外，上面固定著小齒輪8，用來驅(qū)動(dòng)液壓操縱器的機(jī)油泵，花鍵局部連接動(dòng)力輸出機(jī)構(gòu)。主動(dòng)軸21中間花鍵局部套有三個(gè)齒輪：前進(jìn)檔主動(dòng)齒輪3、倒檔主動(dòng)齒輪4和五檔主動(dòng)齒輪8。齒輪3、4固裝在軸上而齒輪6可沿軸向移動(dòng)。前進(jìn)檔主動(dòng)齒輪3和惰輪(中間齒輪)18為常嚙合齒輪副。 圖 中間軸17上用花鍵套裝著15、11、12、29和30等五個(gè)滑動(dòng)齒輪。齒輪15為中間軸的主動(dòng)齒輪，它能改變推土機(jī)的行駛方向，故稱為換向齒輪。齒輪11和12及齒輪29與30各用螺紋連成一體形成塔輪(或稱雙聯(lián)齒輪)，移動(dòng)時(shí)一起沿軸作軸向移動(dòng)。 從動(dòng)軸10位于變速箱右側(cè)，與后橋主動(dòng)

23、錐齒輪制成一體，增減調(diào)整墊片22數(shù)量時(shí)，可使軸作軸向移動(dòng)，用以調(diào)整中央傳動(dòng)裝置錐齒輪的嚙合間隙。從動(dòng)軸上用花鍵固裝著齒輪28、27、26、25和24。 上述變速箱是屬于滑動(dòng)齒輪換檔式變速箱，其優(yōu)點(diǎn)是結(jié)構(gòu)簡單，傳動(dòng)效率高。缺點(diǎn)是換檔時(shí)，因系撥動(dòng)齒輪嚙合，操縱較重和移動(dòng)距離長，所以換擋較困難；齒輪既是傳動(dòng)齒又是嚙合齒，且進(jìn)入嚙合只是一對齒，換檔時(shí)的沖擊只由一對齒承受，所以齒輪易損壞而影響傳動(dòng)；不能采用斜齒輪，結(jié)構(gòu)不緊湊。 定軸式動(dòng)力換擋變速箱 動(dòng)力換擋變速箱根據(jù)齒輪傳動(dòng)形式又可分為定軸式〔或稱軸線固定式〕和行星齒輪式〔或稱軸線旋轉(zhuǎn)式〕兩種。 圖所示為Z435裝載機(jī)定軸式動(dòng)力換

24、擋變速箱。變速箱系平行五軸常嚙齒掄式，結(jié)構(gòu)近似于普通機(jī)械式換檔變速箱，不問點(diǎn)在于采用了四個(gè)多片摩擦離合器來傳遞軸和齒輪間的動(dòng)力。當(dāng)離合器接合時(shí)，與該離合器軸相連接的齒輪和軸成為一體。在離合器別離時(shí)，齒輪成為空套在軸上，它與軸互相別離，不能傳遞動(dòng)力。離合器采用液壓操縱，故換檔時(shí)較機(jī)械式換擋機(jī)構(gòu)輕便。由于摩擦離合器的軸向尺寸較大， 因此兩軸之間就不可能實(shí)現(xiàn)多檔變速，一般在兩軸之間，只能實(shí)現(xiàn)兩檔變速，所以這種變速箱是一個(gè)多軸式變速箱，以適應(yīng)多檔變速。 大局部工程機(jī)械定軸式動(dòng)力換擋變速箱全部采用摩擦式離合器進(jìn)行換擋，這樣就做到了全部在負(fù)載情況下進(jìn)行換擋，因而提

25、 圖 高了車輛的機(jī)動(dòng)性和生產(chǎn)率，但這種變速箱結(jié)構(gòu)較為復(fù)雜，摩擦離合器的數(shù)量相應(yīng)地也會(huì)要增加些。 行星式動(dòng)力換擋變速器 上述幾種結(jié)構(gòu)變速箱可以看出當(dāng)檔數(shù)增加時(shí)，特別在重型鏟運(yùn)運(yùn)輸機(jī)械上，變速箱將會(huì)做得很大，操縱不使。因此，近年來在鏟土運(yùn)輸機(jī)械傳動(dòng)系統(tǒng)中，大量使用行星齒輪式動(dòng)力換檔變速箱，不僅在重型車輛上廣泛采用，而且在中小型鏟土運(yùn)輸機(jī)械上，也日益增多地采用行星齒輪式動(dòng)力換檔變速箱。 圖所示為CL7自行式液壓鏟運(yùn)機(jī)傳動(dòng)系簡圖。前行星排：太陽輪11和

26、活塞15連成一體，齒圈12用花鍵和中間軸II相連，行星架13和輸入軸I做成一體，是變速箱的主動(dòng)件。當(dāng)離合器C1接合時(shí)，行星架13、活塞15和太陽輪11連成一體和軸I一起旋轉(zhuǎn)。而當(dāng)摩擦片式制動(dòng)器T1接合時(shí)，活塞15和太陽輪11就被鎖住不能轉(zhuǎn)動(dòng)。離合器和制動(dòng)器具有液壓操縱有關(guān)活塞進(jìn)行接合，當(dāng)油壓去除后，在回位彈簧作用下，離合器和制動(dòng)器便別離。 圖 第一行星排：太陽輪16和活塞室20分別以花鍵和中間軸II相連，齒圈17外面有摩擦片式制動(dòng)器T2，在需要時(shí)制動(dòng)器T2可將齒圈17制動(dòng)住。行星架18和第二行星排齒圈22連成一體，而后者又和第三行行星排太陽輪25連成一體。在需要時(shí)離合器C2接合后，行星架

27、18通過和活塞室20接合而與中間軸II一起旋轉(zhuǎn) 第二行星排：太陽輪21用花鍵和中間軸II相連，行星架23那么與輸出軸制成一體，為變速箱的從動(dòng)件。齒圈22如上所述和第一行星排行星架18、第三行星排太陽輪25連成一體，它和太陽輪25的連接局部是套在輸出軸III外面〔互不接觸〕，通過連接局部的花鍵和太陽輪25連成一體。在需要時(shí)，齒圈22可由摩擦片式制動(dòng)器T3將其鎖住。 第三行星排：行星架27和輸出軸III用花鍵相連，和第二行星架23一樣，為變速箱的從動(dòng)件。在需要時(shí)，摩擦片式制動(dòng)器T4可將齒圈26鎖住 離合器 離合器的功用有以下幾點(diǎn)： 第一，能迅速、徹底地把內(nèi)燃機(jī)的

28、動(dòng)力和傳動(dòng)系統(tǒng)別離，以防止在變速箱換擋時(shí)齒輪產(chǎn)生沖擊； 第二，能把內(nèi)燃機(jī)動(dòng)力和傳動(dòng)系柔和地接合使鏟土運(yùn)輸機(jī)械平穩(wěn)地起步； 第三，當(dāng)外界負(fù)荷急劇增加時(shí)可以利用離舍器打滑，以防止傳動(dòng)系統(tǒng)和內(nèi)燃機(jī)零件超載； 第四，利用離合器別離可以使鏟土運(yùn)輸機(jī)械短時(shí)間停車。 2.4.1 TY180推土機(jī)多片溫式主離合器 圖所示為TY180推土機(jī)上用的多片濕式主離合器。主離合器的主動(dòng)局部有飛輪6、壓盤5和主動(dòng)片4。飛輪帶毛凸沿，在凸沿上加工有內(nèi)齒，主動(dòng)片4和壓盤5的外齒與飛輪內(nèi)齒相嚙合，既可以與飛輪一起旋轉(zhuǎn)，又可以沿齒作軸向移動(dòng)，以保證其接合與別離。從動(dòng)局部有主離合器軸1、從動(dòng)輪轂2和從動(dòng)片3等零件。

29、 圖 飛輪中間固定有軸承座，從動(dòng)輪轂2以內(nèi)花鍵套在軸l的前端，以軸承支承在飛輪中間的軸承座中。離合器軸1的帶凸緣一端由一滾柱軸承支撐，在該軸承旁裝有油封，以防止外部泥水進(jìn)入，并阻止?jié)櫥屯庑孤丁? 從動(dòng)輪轂2的外緣有外齒與三個(gè)從動(dòng)片3的內(nèi)齒相嚙合，二個(gè)從動(dòng)片3可以沿著從動(dòng)輪毅2的外齒旋轉(zhuǎn)和作軸向移動(dòng)。從動(dòng)輪轂2的輪緣制成槽形，以便聚集冷卻油，在沿槽的圓周上鉆有小孔，這樣在槽內(nèi)聚集的冷卻油經(jīng)小孔流向離合器從動(dòng)片3起冷卻作用。 離合器軸1的中心鉆有油道，從液壓助力器15來的油經(jīng)散熱器冷卻后，從離合器殼體上的油孔，進(jìn)入離合器軸1內(nèi)油道，去潤滑各運(yùn)動(dòng)件，并冷卻離合器從動(dòng)片

30、3。 從動(dòng)片由兩塊燒結(jié)有銅基粉末冶金的鋼板鉚接而成，在鋼板之間有6個(gè)碟形彈簧，均布在摩擦片平均半徑的圓周上，因此，從動(dòng)片的外表不是一個(gè)平整的平面，而是形成有6個(gè)波峰波谷的凹凸外表，其作用是當(dāng)主離合器接合時(shí)，比擬平穩(wěn)、柔和。在從動(dòng)片上還開有徑向槽，冷卻從動(dòng)片的油液經(jīng)此槽流出，由于離心力，油向外甩出，使主動(dòng)片4周邊的齒得到潤滑，然后因重力滴落到離合器殼底部。 活塞缸旋轉(zhuǎn)式離合器 擋板7和油缸體3都緊固在離合器體1上，壓力油經(jīng)軸孔進(jìn)入缸體油腔，推動(dòng)活塞4壓縮彈簧2并壓緊內(nèi)、外摩擦片5和6，使離合器接合；壓力油釋放后，裝在離合器體內(nèi)的彈簧2推動(dòng)活塞4復(fù)位。軸的另一個(gè)進(jìn)油孔是用來冷卻和

31、潤滑摩擦片的。外片連接件8通過滾動(dòng)軸承裝在傳動(dòng)軸上，與齒輪等傳動(dòng)件連接，以傳遞扭矩。這種結(jié)構(gòu)拆裝方便，此次設(shè)計(jì)就采用這種結(jié)構(gòu)離合器。 最終傳動(dòng) 最終傳動(dòng)的功用是將主傳動(dòng)器傳來的動(dòng)力再一次降低轉(zhuǎn)速，增大扭矩后傳給驅(qū)動(dòng)輪，使鏟運(yùn)機(jī)械行駛或進(jìn)行各種作業(yè)。 2.5.1 TY180履帶推土機(jī)最終傳動(dòng) 圖所示為TY180履帶推土機(jī)采用平行軸式最終傳動(dòng)，它是由兩 圖 對圓柱齒輪、輪轂、驅(qū)動(dòng)輪〔鏈輪〕、橫軸、外殼體等主要零件組成。第一級(jí)主動(dòng)齒輪9與軸做成一體，通過軸端的錐形花鍵與驅(qū)動(dòng)盤11連接，外端那么通過軸承8支撐在外殼體18上，與它相嚙合的第一級(jí)從動(dòng)齒輪13用三個(gè)平鍵固定在第二級(jí)主動(dòng)齒

32、輪7上而組成第一級(jí)齒輪組。第二級(jí)主動(dòng)齒輪7通過軸承6與12分別支撐在外殼體和驅(qū)動(dòng)橋箱體上，與第二級(jí)主動(dòng)齒輪相嚙合的第二級(jí)從動(dòng)齒圈14用螺栓固定在輪轂17上，輪轂是通過軸承3與15安裝在橫軸16上；鏈輪齒圈5用螺栓固定在鏈輪輪轂4上，一起用6個(gè)平鍵和1:10的錐度固定在輪轂17上。 橫軸16的另一端通過外殼體壓入驅(qū)動(dòng)橋箱體，牢牢地固定在驅(qū)動(dòng)橋箱體中部下方，橫軸16的另一端〔外端〕通過支架固定在臺(tái)車架上。橫軸16和輪轂17的外軸承3采用球面滾柱軸承，其余均采用滾柱軸承。鏈輪輪轂4和外殼體18及支架19之間的間隙，分別安裝兩組浮動(dòng)油封1和2防止?jié)櫥屯饴┖屯獠磕嗨M(jìn)入最終傳動(dòng)殼體中。 2

33、.5.2 行星式雙級(jí)終傳動(dòng) 圖中，1-驅(qū)動(dòng)盤，2-一級(jí)減速主動(dòng)齒輪，3-一級(jí)減速從動(dòng)齒輪齒圈，4-一級(jí)減速從動(dòng)齒輪轂，5、6-軸承，7-半軸，8-一級(jí)減速齒輪罩，9-外端面浮動(dòng)油封，10-軸承，11-二級(jí)減速太陽輪，12-二級(jí)減速行星輪，13-二級(jí)減速固定齒圈，14-驅(qū)動(dòng)輪，15-軸承，16-內(nèi)端面浮動(dòng)油封。 圖 平行軸式最終傳動(dòng)和行星輪式最終傳動(dòng)相比，在一定的傳動(dòng)比下，平行軸式最終傳動(dòng)的體積較大，不夠緊湊。另外，因?yàn)槠叫休S式最終傳動(dòng)只有一對輪齒參與傳遞動(dòng)力，而行星輪式最終傳動(dòng)那么同時(shí)有幾對〔與行星輪數(shù)相同〕輪齒參與傳遞動(dòng)力，故平行軸式最終傳動(dòng)的輪齒受力較大。但行星輪式最終傳動(dòng)得結(jié)構(gòu)復(fù)雜

34、，制造和調(diào)整的要求都較高。 第三章 傳動(dòng)系統(tǒng)參數(shù)確實(shí)定 檔位與傳動(dòng)路線 前進(jìn)/倒退 檔位 變速箱 前進(jìn) I 輸入軸→1-9→10-11→16-4→輸出軸 II 輸入軸→1-9→10-11→15-5→輸出軸 III 輸入軸→1-9→10-11→14-6→輸出軸 IV 輸入軸→1-9→10-11→13-8→輸出軸 V 輸入軸→3-7→輸出軸 倒退 I 輸入軸→2-12→16-4→輸出軸 II 輸入軸→2-12→15-5→輸出軸 III 輸入軸→2-12→14-6→輸出軸 IV 輸入軸→2-12→13-8→輸出軸 前進(jìn)/倒退 檔位 傳動(dòng)比 前

35、進(jìn) I i=(Z9/Z1)×(Z11/Z10)×(Z4/Z16) 2.230 II i=(Z9/Z1)×(Z11/Z10)×(Z5/Z15) 1.465 III i=(Z9/Z1)×(Z11/Z10)×(Z6/Z14) 1.033 IV i=(Z9/Z1)×(Z11/Z10)×(Z8/Z13) 0.720 V i=(Z7/Z3) 倒退 I i=(Z12/Z2)×(Z4/Z16) 1.715 II i=(Z12/Z2)×(Z5/Z15) 1.127 III i=(Z12/Z2)×(Z6/Z14) 0.735 IV i=(Z12

36、/Z2)×(Z8/Z13) 0.554 變速箱主要參數(shù)確實(shí)定 壓力角 我國和許多國家都把齒輪的標(biāo)準(zhǔn)壓力角規(guī)定為20°。對于轎車考慮到較小噪音是一個(gè)主要要求，高檔齒輪多采用較小的壓力角，例如：14.5°、15°、16°、16.5°等。中、重型汽車的倒檔為了提高其承載能力，采用了22.5°或25°。 應(yīng)選取法面壓力角 αn = 22.5° 端面壓力角 αt = actan〔tanαn /cosβ〕 = actan〔tan22.5°/cos15°〕 = 23.2° 螺旋角

37、 轎車和輕型貨車螺旋角β的選取范圍為20°-35°；中、重型貨車取 10°-30° 故可取β = 15° 基圓柱螺旋角βb = actan〔tanβcosαt〕 = actan〔tan15°× cos23.2°〕 = 13.8° 齒輪模數(shù) 變速器所用模數(shù)的大致范圍是：轎車和輕型貨車；中型貨車；重型貨車 根據(jù) GB/T 1357-1987 可由下表選取漸開線圓柱齒輪模數(shù)： 第一系列 4 5 6 8 10… 第二系列 7 9… 綜上選取模數(shù) m

38、n = 6 端面模數(shù) mt = mn/cosβ = 6/cos15° 齒寬 齒輪寬度b的大小直接影響著齒輪的承載能力，b加大，齒的承載能力增高。但試驗(yàn)說明，在齒寬增大到一定數(shù)值后，由于載荷分配不均勻，反而使齒輪的承載能力降低。所以，在保證齒輪的強(qiáng)度條件下，盡量選取較小的齒寬，以有利于減輕變速器的重量和縮短其軸向尺寸。 通常根據(jù)齒輪模數(shù)的大小來選定齒寬： 直齒 b=(4.5~8.0)m，mm 斜齒 b=(6.0~8.5)m，mm 第一軸常嚙合齒輪副齒寬的系數(shù)值可取大一些，使接

39、觸線長度增加，接觸應(yīng)力降低，以提高傳動(dòng)的平穩(wěn)性和齒輪壽命。 齒數(shù)分配 根據(jù)檔位與傳動(dòng)路線分配齒輪齒數(shù)如下表: 齒輪 代號(hào) Z1 Z2 Z3 Z4 Z5 Z6 Z7 Z8 齒數(shù) 19 23 26 27 23 19 14 15 齒輪 代號(hào) Z9 Z10 Z11 Z12 Z13 Z14 Z15 Z16 齒數(shù) 21 19 23 22 27 23 19 15 各檔齒輪的幾何參數(shù)表 經(jīng)上訴計(jì)算求得各檔齒輪齒數(shù)后，由機(jī)械原理所學(xué)知識(shí)： 法面頂隙系數(shù) cn 法面齒頂高系數(shù) han = 1 當(dāng)量齒數(shù) Zv = Z/

40、cos3β 分度圓直徑 d= Zmn/cosβ 基圓直徑db= dcosαt 　　齒頂高 ha = mnhan 齒根高 hf = mn〔han+cn〕 齒頂圓直徑 da = d + 2ha 齒根圓直徑 df = d - 2hf 法面齒厚 sn = 〔π/2〕mn 端面齒厚 st = 〔π/2〕mt 齒寬b =〔〕mn 參數(shù) Z1 Z2 Z3 Z4 Z5 Z6 Z7 Z8 齒數(shù) 19 23 26 27 23 19 14 15 模數(shù) 6 6 6 6 6 6 6 6 齒頂高系數(shù) 1

41、 1 1 1 1 1 1 1 分度圓直徑 118 118 87 齒頂高 6 6 6 6 6 6 6 6 齒根高 齒寬 42 42 42 42 42 42 42 42 齒根圓直徑 103 103 72 齒頂圓直徑 130 130 99 參數(shù) Z9 Z10 Z11 Z12 Z13 Z14 Z15 Z16 齒數(shù) 21 19 23 22 27 23 19 15 模數(shù) 6 6 6 6 6 6

42、 6 6 齒頂高系數(shù) 1 1 1 1 1 1 1 1 分度圓直徑 118 118 齒頂高 6 6 6 6 6 6 6 6 齒根高 齒寬 42 42 42 42 42 42 42 42 齒根圓直徑 103 103 齒頂圓直徑 130 130 動(dòng)力參數(shù)計(jì)算 〔1〕.各軸轉(zhuǎn)速 軸1 =1800r/min 軸2 軸3 〔2〕.各傳動(dòng)副效率 主離合器傳動(dòng)效率 每對圓柱斜齒輪的傳動(dòng)效率 每對滾

43、動(dòng)軸承的傳動(dòng)效率 聯(lián)軸器的傳動(dòng)效率 〔3〕.各軸的傳遞功率 輸入軸1 中間軸2 輸出軸3 〔4〕.各軸傳遞轉(zhuǎn)矩 ×106 N·mm ×106 N·mm ×106 N·mm 斜齒圓柱齒輪的計(jì)算及校核 齒輪Z1 〔1〕幾何尺寸的計(jì)算： 法面頂隙系數(shù) cn 法面齒頂高系數(shù) han = 1 齒數(shù) Z1 = 19 當(dāng)量齒數(shù) Zv = Z1/cos3β = 19/cos3 分度圓直徑 基圓直徑 db = dcosαt 齒頂高 ha = mnh

44、an = 6×1 = 6 mm 齒根高 hf = mn〔han+cn〕= 6×〔〕= 7.5 mm 齒頂圓直徑 da = d + 2ha = 118.0 + 2×6 = 130.0 mm 齒根圓直徑 df = d - 2hf = 118.0 - 2×7.5 = 103 mm 法面齒厚 sn = 〔π/2〕mn = 〔π/2〕×6 = 9.4 mm 端面齒厚 st = 〔π/2〕mt = 〔π/2〕×6.2117 = 9.8 mm 齒寬b =〔〕mn = 7×6 = 42 mm 〔2〕材料： 根

45、據(jù)?機(jī)械設(shè)計(jì)?P191頁表10-1選取齒輪材料為40Cr，調(diào)質(zhì)處理， 硬度250 HBS；材料品質(zhì)要求為MQ； 由P208圖10-20查取其彎曲疲勞強(qiáng)度極限σFE = 590 MPa；由P209頁圖10-21查取其接觸疲勞強(qiáng)度σHlim = 700MPa。 〔3〕強(qiáng)度校核： 由發(fā)動(dòng)機(jī)經(jīng)主離合器，聯(lián)軸器傳至軸I的扭矩為發(fā)動(dòng)機(jī)最大扭矩的80%： TI = 85×0.8 =68 N·m 分度圓上的圓周力 Ft = 2000TI/d = 2000×68/118 =1152.54 N 節(jié)圓上

46、的圓周力 Ft＇= 2000TI/db = 2000×68/108.45 = 1254.03 N 徑向力 Fr = Fttanαn/cosβ = 1152.54×tan22.5°/cos15°= 494.2 N 軸向力 Fa = Fttanβ = 1152.54×tan15°= 308.8 N z1 =19 z9= 21，由?機(jī)械設(shè)計(jì)?P215頁圖10-26查得： εα1 =0.74 εα9 故端面重合度εα = εα1 + εα2

47、斜齒輪的縱向重合度εβ = bsinβ/〔πmn〕 = 42×sin15°/〔π×6〕 ①按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算： σF = KFtYFaYSaYβ/〔bmnεα〕≤ [σF] 載荷系數(shù)K = KAKVKαKβ 由?機(jī)械設(shè)計(jì)?P193頁表10-2查得使用系數(shù)KA 根據(jù)圓周速度 ν = πd n/(60×1000) = π×118×1800/60000 7級(jí)精度，由?機(jī)械設(shè)

48、計(jì)?P194頁圖10-8查得，動(dòng)載系數(shù)KV 由?機(jī)械設(shè)計(jì)?P195頁表10-3查得齒間載荷分配系數(shù)KHα = KFα 由?機(jī)械設(shè)計(jì)?P196頁表10-4查得齒向載荷分配系數(shù)KHβ 由?機(jī)械設(shè)計(jì)?P198頁圖10-13查得KFβ 故 由?機(jī)械設(shè)計(jì)?P200頁表10-5查得：齒形系數(shù)YFa；應(yīng)力校正系數(shù)YSa 由?機(jī)械設(shè)計(jì)?P217頁圖10-28查得：螺旋角影響系數(shù)Yβ = 0.93 σF〔〕 = 30.2 MPa σF ≤ [σF] = σFE

49、/S = 590/1.5 = 393.3 MPa，所以強(qiáng)度足夠。 ②按齒面接觸強(qiáng)度計(jì)算： σH = ZHZE ≤ [σH] 由?機(jī)械設(shè)計(jì)?P217頁圖10-30查得：區(qū)域系數(shù)ZH 由?機(jī)械設(shè)計(jì)?P201頁表10-6查得：彈性影響系數(shù)ZE 載荷系數(shù)K = KAKVKHαKHβ u = z9/z1 σH = ZHZE 〔〕 = 396.43 MPa σH ≤ [σH] = σHlim/S = 700/1 = 700 MPa，所以強(qiáng)

50、度足夠。 齒輪Z11 〔1〕幾何尺寸的計(jì)算： 法面頂隙系數(shù) cn 法面齒頂高系數(shù) han = 1 齒數(shù) z 11= 23 當(dāng)量齒數(shù) Zv = Z11/cos3β = 23/cos3 分度圓直徑 基圓直徑 db = dcosαt 齒頂高 ha = mnhan = 6×1 = 6 mm 齒根高 hf = mn〔han+cn〕= 6×〔〕= 7.5 mm 齒頂圓直徑 da = d + 2ha = 142.87 + 2×6 = 154.87 mm 齒根圓直徑 d

51、f = d - 2hf = 142.87- 2×7.5 = 127.87 mm 法面齒厚 sn = 〔π/2〕mn = 〔π/2〕×6 = 9.4 mm 端面齒厚 st = 〔π/2〕mt = 〔π/2〕×6.2117 = 9.8 mm 齒寬b =〔〕mn = 7×6 = 42 mm 〔2〕材料： 根據(jù)?機(jī)械設(shè)計(jì)?P191頁表10-1選取齒輪材料為40Cr，調(diào)質(zhì)處理，硬度250 HBS；材料品質(zhì)要求為MQ； 由P208圖10-20查取其彎曲疲勞強(qiáng)度極限σFE = 590 MPa；由P209頁圖10-21查取其接觸疲勞

52、強(qiáng)度σHlim = 700MPa。 〔3〕強(qiáng)度校核 TII = TI = 68 N·m 分度圓上的圓周力 Ft = 2000TII/d = 2000×68/142.87 = 951.9 N 節(jié)圓上的圓周力 Ft＇ = 2000TII/db = 2000×68/131.31= 1035.7 N 徑向力 Fr = Fttanαn/cosβ = 951.9×tan22.5°/cos15°= 408.2 N 軸向力

53、 Fa = Fttanβ = 951.9×tan15°= 254.82 N z10 = 19 z11 = 23，由?機(jī)械設(shè)計(jì)?P215頁圖10-26查得： εα10 =0.74 εα11 故端面重合度εα = εα1 + εα2 斜齒輪的縱向重合度εβ = bsinβ/〔πmn〕 = 42×sin15°/〔π×6〕 ①按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算： σF = KFtYFaYSaYβ/〔bmnεα〕≤ [σF]

54、 載荷系數(shù)K = KAKVKαKβ 由?機(jī)械設(shè)計(jì)?P193頁表10-2查得使用系數(shù)KA 根據(jù)圓周速度 ν = πd n/(60×1000) = π×142.87×1800/60000 7級(jí)精度，由?機(jī)械設(shè)計(jì)?P194頁圖10-8查得，動(dòng)載系數(shù)KV 由?機(jī)械設(shè)計(jì)?P195頁表10-3查得齒間載荷分配系數(shù)KHα = KFα 由?機(jī)械設(shè)計(jì)?P196頁表10-4查得齒向載荷分配系數(shù)KHβ 由?機(jī)械設(shè)計(jì)?P198頁圖10-13查得KFβ 故 由?機(jī)

55、械設(shè)計(jì)?P200頁表10-5查得：齒形系數(shù)YFa；應(yīng)力校正系數(shù)YSa 由?機(jī)械設(shè)計(jì)?P217頁圖10-28查得：螺旋角影響系數(shù)Yβ σF〔〕= 23.73 MPa σF ≤ [σF] = σFE/S = 590/1.5 = 393.3 MPa，所以強(qiáng)度足夠。 ②按齒面接觸強(qiáng)度計(jì)算： σH = ZHZE≤ [σH] 由?機(jī)械設(shè)計(jì)?P217頁圖10-30查得：區(qū)域系數(shù)ZH 由?機(jī)械設(shè)計(jì)?P201頁表10-6查得：彈性影響系數(shù)ZE 載荷系數(shù) K = KAKVKHαKHβ u = z10/

56、z11 σH= ZHZE 〔〕 σH ≤ [σH] = σHlim/S = 700/1 = 700 MPa，所以強(qiáng)度足夠。 齒輪Z16 〔1〕幾何尺寸的計(jì)算： 法面頂隙系數(shù) cn 法面齒頂高系數(shù) han = 1 齒數(shù) z 16= 15 當(dāng)量齒數(shù) Zv = Z16/cos3β = 15/cos3 分度圓直徑 基圓直徑 db = dcosαt 齒頂高 ha = mnhan = 6×1 = 6 mm 齒根高 hf = mn〔han

57、+cn〕= 6×〔〕= 7.5 mm 齒頂圓直徑 da = d + 2ha = 93.17 + 2×6 = 105.17 mm 齒根圓直徑 df = d - 2hf = 93.17- 2×7.5 = 78.17 mm 法面齒厚 sn = 〔π/2〕mn = 〔π/2〕×6 = 9.4 mm 端面齒厚 st = 〔π/2〕mt = 〔π/2〕×6.2117 = 9.8 mm 齒寬b =〔〕mn = 7×6 = 42 mm 〔2〕材料： 根據(jù)?機(jī)械設(shè)計(jì)?P191頁表10-1選取齒輪材料為40Cr，調(diào)質(zhì)處理，硬度2

58、50 HBS；材料品質(zhì)要求為MQ； 由P208圖10-20查取其彎曲疲勞強(qiáng)度極限σFE = 590 MPa；由P209頁圖10-21查取其接觸疲勞強(qiáng)度σHlim = 700MPa。 〔3〕強(qiáng)度校核 TII = TI = 68 N·m 分度圓上的圓周力 Ft = 2000TII/d = 2000×68/93.17 = 1459.7 N 節(jié)圓上的圓周力 Ft＇ = 2000TII/db = 2000×68/85.64= 1588.04 N 徑向力

59、 Fr = Fttanαn/cosβ = 1459.7×tan22.5°/cos15°= 625.96 N 軸向力 Fa = Fttanβ = 1459.7×tan15°= 391.1 N z16= 15 z4 = 27，由?機(jī)械設(shè)計(jì)?P215頁圖10-26查得： εα16 =0.68 εα4 故端面重合度εα = εα1 + εα2 斜齒輪的縱向重合度εβ = bsinβ/〔πmn〕 = 42×sin15°/〔π×6〕

60、 ①按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算： σF = KFtYFaYSaYβ/〔bmnεα〕≤ [σF] 載荷系數(shù)K = KAKVKαKβ 由?機(jī)械設(shè)計(jì)?P193頁表10-2查得使用系數(shù)KA 根據(jù)圓周速度 ν = πd n/(60×1000) = π×93.17×1800/60000 7級(jí)精度，由?機(jī)械設(shè)計(jì)?P194頁圖10-8查得，動(dòng)載系數(shù)KV 由?機(jī)械設(shè)計(jì)?P195頁表10-3查得齒間載荷分配系數(shù)KHα = KFα

61、 由?機(jī)械設(shè)計(jì)?P196頁表10-4查得齒向載荷分配系數(shù)KHβ 由?機(jī)械設(shè)計(jì)?P198頁圖10-13查得KFβ 故 由?機(jī)械設(shè)計(jì)?P200頁表10-5查得：齒形系數(shù)YFa；應(yīng)力校正系數(shù)YSa 由?機(jī)械設(shè)計(jì)?P217頁圖10-28查得：螺旋角影響系數(shù)Yβ σF〔〕 σF ≤ [σF] = σFE/S = 590/1.5 = 393.3 MPa，所以強(qiáng)度足夠。 ②按齒面接觸強(qiáng)度計(jì)算： σH = ZHZE≤ [σH] 由?機(jī)械設(shè)計(jì)?P217頁圖10-30查得：區(qū)域系數(shù)ZH 由?機(jī)械設(shè)

62、計(jì)?P201頁表10-6查得：彈性影響系數(shù)ZE 載荷系數(shù) K = KAKVKHαKHβ u = z4/z16 σH= ZHZE 〔〕 = 456MPa σH ≤ [σH] = σHlim/S = 700/1 = 700 MPa，所以強(qiáng)度足夠。 3.4 轉(zhuǎn)軸計(jì)算 輸入軸I 由?機(jī)械設(shè)計(jì)?P370頁表15-3查取轉(zhuǎn)軸材料為40Cr，許用扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 [τT] = 45 MPa，A0 = 106 n1=1800轉(zhuǎn)/分 τT = T/WT3) ≤ [τT] 令

63、 那么 ≥ 106×3√〔180/1800〕 ≥ 39.2 mm 50 中間軸II 由?機(jī)械設(shè)計(jì)?P370頁表15-3查取轉(zhuǎn)軸材料為40Cr，許用扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力[τT] = 45 MPa，A0 = 106 n2=n1×z1/z9×z10/z11=1346轉(zhuǎn)/分 令 那么 ≥ 106×3√0.975×〔180/1346〕 ≥ 36.7 mm 40 輸出軸III 由?機(jī)械設(shè)計(jì)?P370頁表15-3

64、查取轉(zhuǎn)軸材料為40Cr，許用扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 [τT] = 45 MPa，A0 = 106 n3=807轉(zhuǎn)/分 d ≥A03 ≥ 106×3√0.965×〔180/807〕 ≥ 36.7 mm 40 中間軸的校核 軸傳遞的轉(zhuǎn)矩： 齒輪分度圓直徑： 圓周力： 徑向力： 軸向力： 圖4-1 軸1的彎扭矩圖 注：A,C處為軸承安裝位置,B處為齒輪安裝位置圖 由圖4-1可知，截面B為危險(xiǎn)截面。各數(shù)據(jù)如表4-1。 表4-1 軸1危

65、險(xiǎn)截面計(jì)算數(shù)值 載荷 水平面H 垂直面V 支反力F 彎矩M 總彎矩M 扭矩T 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的界面的強(qiáng)度，即界面B。 軸的計(jì)算應(yīng)力： 前已選定軸材料為40Cr， 因此 結(jié)果：軸的強(qiáng)度滿足要求。 輸出軸傳遞的轉(zhuǎn)矩： 齒輪分度圓直徑： 圓周力： 徑向力： 軸向力： 圖4-1

66、軸1的彎扭矩圖 注：A,C處為軸承安裝位置,B處為齒輪安裝位置圖 由圖4-1可知，截面B為危險(xiǎn)截面。各數(shù)據(jù)如表4-1。 表4-1 軸1危險(xiǎn)截面計(jì)算數(shù)值 載荷 水平面H 垂直面V 支反力F 彎矩M 總彎矩M 扭矩T 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的界面的強(qiáng)度，即界面B。 軸的計(jì)算應(yīng)力： 前已選定軸材料為40Cr， 因此 結(jié)果：軸的強(qiáng)度滿足要求。 第四章 結(jié)論 通過這次設(shè)計(jì)，我對工程機(jī)械有了一定認(rèn)識(shí)，尤其是推土機(jī)。首先閱讀了大量有關(guān)推土機(jī)的文獻(xiàn)資料，在閱讀和學(xué)習(xí)了?工程機(jī)械構(gòu)造?、?離合器結(jié)構(gòu)圖冊?等相關(guān)書籍后，完成了C5-6型履帶鏟運(yùn)推土機(jī)變速傳動(dòng)系統(tǒng)，其變速箱是配合液力變矩器的定軸式動(dòng)力換擋變速箱，最終傳動(dòng)為行星式雙級(jí)終傳動(dòng)。由于本人知識(shí)和能力的缺乏，課題還有很多缺乏，有待進(jìn)一步完善。 參考文獻(xiàn) [1