LJ-930小型裝載機變速箱的設計含8張CAD圖,lj,小型裝載機,變速箱,設計,cad 小型裝載機變速箱的設計 摘 要 車輪式裝載機是一種進行工程建筑，工程水電，碼頭，各種礦山等用于建設工程的鏟土，運輸?shù)臋C械類相關的工程運輸機械車。其具有許多優(yōu)點，例如:降低工作所有的時間，再少的時間內(nèi)有更多的產(chǎn)量，減少人工付出勞動力，降低成本等。使得各項建設工程完成速度加快，保證工程完成質(zhì)量，其在世界機械工程領域內(nèi)有著獨一無二的地位。車輪式裝載機的主要構成之一的變速箱是重中之中，它可以實現(xiàn)使汽車按照不同的速度進行前進與后退，省時省力的使汽車完成各項作業(yè)，為其操作提供了有力的基礎。 本設計主要針對車輪式裝載機的變速箱，包括變速箱的總體結(jié)構，運作原理，裝配方式，以及各個部件的設計數(shù)據(jù)，根據(jù)我國變速箱的歷史以及現(xiàn)實的發(fā)展，以及各項數(shù)據(jù)指標設計出整體變速箱，并進行主要零件的設計和驗算核對，保障此變速箱的有效使用。 關鍵詞：變速箱；齒輪；軸承；軸；裝載機  Abstract Wheel loader is a kind of engineering transport machinery, which is used for engineering construction, engineering, hydropower, wharf, and various mines for construction engineering. It has many advantages, such as reducing operation time, increasing productivity, reducing labor cost and so on. So that the completion speed of various construction projects is speeded up, and the quality of the project is guaranteed. It has unique status in the field of world mechanical engineering. One of the main components of the wheel loader is that the gearbox is in the middle of the weight. It can make the car move forward and back at different speed, save time and effort to complete the operation of the car and provide a powerful foundation for its operation. This design mainly aims at the gearbox of wheel loader, including the overall structure of the gearbox, the operation principle, the assembly way, and the design data of each component. The design and checking of the main parts are designed and checked out according to the history and actual development of the gearbox in our country, as well as the various data indexes. Check to ensure the effective use of the gearbox. Key words: Gearbox; gear; bearing; shaft; loader  目 錄 第一章 引言 1 1.1設計背景 1 1.1.1 裝載機發(fā)展史 1 1.1.2 裝載機的類型 1 1.1.3 變速箱的發(fā)展史 2 1.1.4 變速箱的部件 2 1.1.5變速箱的作用及未來趨勢 4 1.2設計內(nèi)容 4 第二章 變速箱設計前提 5 2.1 車型的選擇 5 2.1.1 裝載機的選擇 5 2.1.2 車型主要數(shù)據(jù) 5 2.2 變矩器的選擇 6 2.3 柴油機的選擇 8 第三章 變速箱設計 11 3.1方案內(nèi)容 11 3.2 傳動比 11 第四章 傳動齒輪設計及檢驗 14 4.1 傳動齒的主要數(shù)據(jù) 14 4.1.1 齒數(shù)與傳動比的確定 14 4.1.2 傳動齒的各項數(shù)據(jù) 15 4.2 傳動齒的接觸疲勞強度校驗 16 4.3 傳動齒輪彎曲疲勞強度校驗 17 第五章 軸的設計與校驗 18 5.1 軸的總體設計 18 5.2 軸的強度的檢驗計算 19 第六章 軸承的選擇及校驗 22 6.1軸承的選擇 22 6.2軸承使用壽命的校核 22 第七章 離合器 24 第八章 箱體的設計 26 結(jié) 論 27 參考文獻 28 謝 辭 29 第一章 引言 1.1設計背景 1.1.1 裝載機發(fā)展史 變速箱第一次問世在20世紀初，其前身是一臺拖拉機，其發(fā)動機是安裝在車身的前端，與如今的裝載機相比，它的前面輪子較小，后方車輪較大，通過前輪的轉(zhuǎn)向?qū)崿F(xiàn)整車的變向，駕駛?cè)寺短旃ぷ鳎穭t是通過繩子提升下降，翻斗可容納大約0.8立方米的泥土，整車重量約700公斤，動力小，作業(yè)效率低，直到如今未有任何數(shù)據(jù)和資料可以證明它屬于哪個公司制造。而1947年，新一代的裝載機橫空出世，由一家美國公司制造，它拋開傳統(tǒng)式裝載機的結(jié)構形式，采用特別制造的車身及底盤，較之前的裝載機相比，它的動力大，節(jié)省工作時間，可以進行運輸石頭，木材等重量較大的材料，直至1952年，較為成型的裝載機重新登上歷史舞臺，它的主要特點：發(fā)動機位于整車的后端，并通過變矩器，柴油機，變速箱等部件，完善了裝載機在工程機械中的地位。并通過其強大的動力，翻斗的切入力，工作的產(chǎn)量增加了很多，人們使用的方法不再復雜。60年代初，裝載機迎來一項重大突破，與傳統(tǒng)裝載機不同，它的前車身與翻斗一同運作轉(zhuǎn)向，整車的車架采用鉸接的方式，將車身分為翻斗前車身，后車身發(fā)動機的兩部分，裝載機的操作更加靈活，并廣泛被許多施工使用，工作能力顯著提升，大大減少了工作人員勞動程度。 1.1.2 裝載機的類型 裝載機按照作業(yè)地點的不同可分為車輪式裝載機，履帶式裝載機兩大類型，車輪式裝載機可使用于陸地建筑工程，淺灘建筑工程，馬路等，根據(jù)其操作靈便，生產(chǎn)效率高等特點被廣泛使用，履帶式裝載機可以用于港口，碼頭，橋梁建筑工程，采沙等江河建設工程中，履帶式裝載機的動力輸出源功率相對很大，可克服較為惡劣的工作環(huán)境，但由于履帶的原因使其工作環(huán)境有所限制，行動及轉(zhuǎn)向較為不便，生產(chǎn)效率比車輪式裝載機低。 裝載機按照發(fā)動機及翻斗載重大小也可分為：重型裝載機，輕型裝載機，重型裝載機的發(fā)動機功率大約在140-600kW之間，輕型裝載機的功率大約在20-150kW之間不等，重型裝載機適用于較大型工程，例如：橋梁，建筑等，而輕型裝載機一般適用于小型工程，例如：馬路，港口貨運等。 裝載機按照翻斗配置方式的不同可分為：前端裝載機，后端裝載機，前端式裝載機的工作工具在車身靠前的位置，裝卸貨物主要有車身前端來完成，適用于土方，石方的短程運輸工作，后置4端式裝載機的翻斗位于裝載機的車身后端，裝卸貨物主要有車身后端來完成，適用于貨物，材料的長途運輸工作，工程上前端式裝載機和后端式裝載機相互配合使用較多。 1.1.3 變速箱的發(fā)展史 1889年，法國一家公司成功研制世界第一臺變速箱，通過手動換擋方式實現(xiàn)汽車在不同速度下的行駛，使得人們操作汽車更加靈活方便，為未來汽車在生活和建設工程中提供了重要的基礎，并使得當時所有工業(yè)的生產(chǎn)效率大大提升，但因當時科技發(fā)展的限制，變速箱的結(jié)構較為簡單，且使用范圍較小。 科學技術發(fā)展的很快，手動變速箱也會隨著發(fā)展變得越來越好，在歷史的長河中，變速箱發(fā)展的越來越便捷，并且可實現(xiàn)多檔位之間的各種變換，結(jié)構也越發(fā)復雜，通過多檔位之間的不同變化，汽車在我們的生活中體現(xiàn)著更加重要的地位。 1901年，變速箱的發(fā)展歷史迎來了一次重大的突破，由傳統(tǒng)的手動換擋改進成自動換擋，此舉成為了汽車行業(yè)的跨時代杰作，它通過改變傳統(tǒng)駕車習慣的方式使人們意識到汽車可以操作的更加方便，快捷。因為那時的汽車發(fā)展程度不是很好，初代自動變速箱只能實現(xiàn)兩個速度比，但其可以讓汽車在工作時可以很平穩(wěn)，燃油率也大大降低，節(jié)省了資源的消耗和人們的生活成本。 變速箱發(fā)展到如今，從很久以前的人們手動操控慢慢成為了自動形式，自動形式又升級為無級形式，無級變速箱使得汽車的傳動效率更高，并且燃油的消耗率也逐漸減少，汽車運行平穩(wěn)，增加的人們的舒適程度，提供了更好的駕車體驗。 1.1.4 變速箱的部件 本設計主要研究手動變速箱的結(jié)構部件，手動變速箱的主要部件有：同步器，換擋裝置，離合器，傳動軸，傳動齒輪等部件組成。 離合器：離合器顧名思義就是將變速箱的主要部件短暫的分離開，其是將變速器與動力部件進行短暫的分離，然后在這期間完成重要的汽車換擋操作，讓汽車可以用不一樣的速度行駛，改變擋位之后，再將變速器與動力裝置結(jié)合到一起，使得汽車繼續(xù)平穩(wěn)運行，變速箱離不開使用離合器。 同步器：因汽車的行駛速度不同，所以會造成汽車變速器內(nèi)的各個齒輪的轉(zhuǎn) 速度不同，而同步器則是將汽車變速前將即將嚙合的各個齒輪之間的速度同步，使得其運轉(zhuǎn)速度一致，便于齒輪直接的更好配合，同步器廣泛用于汽車變速箱中，是變速箱不可或缺的主要零件之一。 傳動軸:軸是變速箱內(nèi)傳遞柴油機動力源的主要零件，由于不一樣的車，不同工作環(huán)境的需要，傳動軸系統(tǒng)可有許多根軸組成，各個軸扮演者不同的角色，有的是接受動力的軸，有的是中間用于傳遞前一根軸動力的軸，有的是將動力輸出個下一個裝置的軸，軸與軸之間的結(jié)構形式，構成了變速箱的整體結(jié)構，傳動軸系統(tǒng)也可看作變速箱整體的“骨架”，它們通過平行配置，垂直配置，角度配置安裝在變速箱內(nèi)，大大減少了變速箱的整體尺寸，提高了零部件的空間利用率。 齒輪組：變速器的使用則是通過不同軸上的齒輪組相互工作，以達到不同的傳動比和速率比，各個齒輪的尺寸會有所不同，通過齒數(shù)間的不同進行配合運轉(zhuǎn)，從而使得變速器達到變速的作用，傳動軸上的齒輪要求較高，為防止齒輪出現(xiàn)變形，斷裂，磨損，粘合等失效形式，設計時應該按照要求嚴格選擇齒輪的材料及尺寸，因此齒輪的設計既要滿足裝配方案，又要滿足齒輪不會發(fā)生重大損壞。齒輪組好比變速箱中的“血液”，它是傳遞動力，實現(xiàn)汽車變速的重要部件，齒輪傳動也大大增加了機械傳遞的效率，并且結(jié)構很簡單，傳遞動力的性能比較平穩(wěn)，廣泛用于各大小機械中。 倒擋：倒擋裝置相比人人都有所耳聞，變速箱一方面可以調(diào)節(jié)汽車行駛時的速度大小，一方面進行汽車行駛方向的轉(zhuǎn)換，倒擋裝置一般只有一個檔位，通過手動換擋的方式，將動力輸入軸上的齒輪與倒擋軸上的齒輪相互配合，實現(xiàn)反轉(zhuǎn)軸的運轉(zhuǎn)，以達到讓汽車反向行駛的目的。倒擋裝置也是變速器中重要的零部件之一，若沒有它，汽車無法后退行駛，只能前進行駛。 操作桿:操作桿是變速箱結(jié)構部件的“指揮者”，人們通過對操作桿的調(diào)節(jié)，使操作桿對變速器的內(nèi)部結(jié)構進行調(diào)整，便于各個齒輪組之間的操作以及軸與軸之間的運轉(zhuǎn)，操作桿的地位毋庸置疑，有了它，使得人們與變速箱進行溝通及交流。 箱體:箱體是變速箱的外包裝，相當于人類的“衣服”和“皮膚”，它將變速箱的所有組成部件包裝起來，可以起到保護各部件的平穩(wěn)運轉(zhuǎn)，主要零件之間油液的潤滑，減少部件之間的摩擦及磨損，提高了傳動的效率，增加的零件的工作時間，箱體保障了變速器部件的安裝，使其平穩(wěn)運行，并且可以有效的將變速箱整體與車身相連接，使其完美融入汽車當中，充當汽車部件中重要的角色。 1.1.5變速箱的作用及未來趨勢 縱觀變速箱從古至今的發(fā)展我們可以看出，變速箱給人們的生活和工作留下很深刻的印象，變速箱通過安裝在各種汽車上，實現(xiàn)它的供用，變速箱的作用有許多。例如：人們通過操作機構進行變速箱的使用，變速箱通過調(diào)節(jié)其內(nèi)部的每一個構件之間的關系，改變傳動比例，讓汽車在所需不同速度下行駛，當汽車行駛在車輛較少，道路情況較好的地方，可以應用傳動比較小的運轉(zhuǎn)，實現(xiàn)汽車高速行駛，當汽車位于道路情況較差，需要較大動力時，可以使用較大的傳動比，以便實現(xiàn)汽車的低速平穩(wěn)行駛，變速箱還可以通過對不同傳動軸的使用，實現(xiàn)汽車的后退行駛，例如：在道路擁堵的情況下或者路況條件差的情況下，人們可以通過對變速箱的使用，來實現(xiàn)汽車的后退行駛，及時調(diào)整汽車的位置和方向，便于汽車有效快捷的行駛到人們想要的位置，這也是變速箱的又一大功能。 隨著科學技術的不斷發(fā)展，未來的變速箱一定會與人工智能相結(jié)合，人工智能會取代人們駕車時的繁瑣操作過程，將人工智能運用于變速箱的運轉(zhuǎn)，會使人們在操作汽車時，不必要進行復雜的過程，各檔位之間的不斷變換，無需人類操控，可有智能設備幫助人們操作。 1.2設計內(nèi)容 本設計是根據(jù)LJ-930裝載機的各項數(shù)據(jù)，進行前進二擋和后退二擋型變速箱的整體和部件設計，包括多項內(nèi)容：各項數(shù)據(jù)的計算，傳動軸的尺寸大小設計，使用時間與強度驗算，齒輪的尺寸大小設計與材料選則，強度驗算，變速箱整體機構的安裝方案，運行順序，軸承的選擇，安裝位置及強度檢驗等。  第二章 變速箱設計前提 2.1 車型的選擇 2.1.1 裝載機的選擇 本設計是研究車輪式裝載機的前進二擋和后退二擋型變速箱，裝載機是一種工程機械，在很多裝置和應用上有較大比例，裝載機可以進行貨物搬運，材料運輸?shù)却笮投掏具\輸工作。 本變速箱設計車型來源于LJ-930裝載機，如圖2.1。 圖2.1 LJ-930裝載機 2.1.2 車型主要數(shù)據(jù) 本設計來源LJ-930式裝載機各項主要參數(shù)，包括基本數(shù)據(jù)（表1），前進擋行駛速度，后退擋行駛速度（表2）等。 表1 主要數(shù)據(jù) 參數(shù)類型 參數(shù)值 裝載機型號 LJ-930 額定載重 1.6t 裝卸方式 前置式 裝載機機械類型 小型裝載機 行走方式 輪胎式 標準功率 47kW 翻斗容量 1.5m 剎車系統(tǒng) 氣剎 表2 車身 參數(shù)類型 參數(shù)值 輪胎尺寸 205mm-160mm 輪胎類型 原生橡膠胎 驅(qū)動橋 輪邊 驅(qū)動方式 四輪驅(qū)動 整機重量 5.1t 表3 行駛速度 參數(shù)類型 參數(shù)值 前進1擋 0-10km/h 前進2擋 0-26km/h 后退1擋 0-9km/h 后退2擋 0-25km/h 2.2 變矩器的選擇 變矩器（圖2.2）在整個裝載機里是必須要注意的部件，變矩器是有著很高的地位，變矩器有時又可看作是離合器，例如：裝載機內(nèi)的發(fā)動機以很小的速度運行的時候，或者發(fā)送機工作情況不好時，變矩器可以充當發(fā)動機與變速箱之間的紐帶作用。變矩器最大的特點是它可以增加裝載機的扭矩，它會讓泵輪變得轉(zhuǎn)的很快，而渦輪的運轉(zhuǎn)的速度就比較小，將二者同時配合使用，達到增大扭矩的作用，這樣可以使裝載機起動動力加大，行駛驅(qū)動力較大，從而完成一些重型運輸工作。變矩器還可以進行停止，保護的作用，它在擋泵輪運轉(zhuǎn)速率和渦輪運轉(zhuǎn)的速率正好相等時，將裝載機的離合器進行關閉和停止，這樣裝載機發(fā)動機所有的輸出動力，將會全部傳進裝載機的變速箱，并對離合器等部件進行保護。 圖2.2 變矩器 變矩器是設計裝載機變速箱的首要前提，通過對變矩器的主要數(shù)據(jù)，從而進行變速箱的數(shù)據(jù)設計，縱觀多種變速器，本設計使用正轉(zhuǎn)液力變矩器（單個渦輪）。 選擇變矩器的重要參數(shù)也是本設計重要前提之一，根據(jù)變矩器的類型，可選擇多種變矩器型號，例如：280或者265型變矩器，變矩器主要參數(shù)的計算公式可見表4。 表4 變矩器計算公式 參數(shù)類型 計算公式 傳動比 i=n2n1 變矩比 K=M2M1 傳動效率 η=P2P1  表5 公式字母含義 參數(shù) 含義 K 變矩比 M2 渦輪力矩 M1 泵輪力矩 n1 泵輪轉(zhuǎn)速 n2 渦輪轉(zhuǎn)速 P1 泵輪軸輸入功率 P2 渦輪軸輸出功率 η 傳動效率 i 傳動比 表6 參考數(shù)值 數(shù)值類型 數(shù)值 最低效率ηmin 0.75 最大效率ηmax 0.8 最大變矩比Kmax 3.0 最小變矩比Kmin 2.0 最小傳動比imin 0.4 最大傳動比imax 0.8 2.3 柴油機的選擇 柴油機還可以叫做發(fā)動機，柴油機是裝載機動力總來源，它是一切動力的源泉，發(fā)動機主要有兩個類別，分別是柴油機和汽油機，本設計所使用的是柴油機，柴油機顧名思義就是燃燒柴油的發(fā)動機，它可以通過燃燒柴油來獲得能量，并將能量輸送出給其他部件。 柴油機是由德國人發(fā)明的，因此也以它的名字來命名，柴油機的工作過程是由4個進程組成的，進氣，壓縮，做工，排氣。柴油機所使用的柴油一般液體的粘度都會相對大一些的油類，它可以保留一段時間，而不會輕易揮發(fā)，所以便于使用，而柴油機的工作過程是將空氣吸入，然后將其進行壓縮，空氣體積變小就會變成有很高溫度和高壓力的氣體，將高溫高壓的氣體釋放進氣缸中，緊接著釋放油箱中的油液，二者混合，油液的燃點比較高，所以與高溫的氣體相結(jié)合之后便會燃燒，氣體將會產(chǎn)生巨大的膨脹，向外擴張，因此，擴張時所產(chǎn)生的能量，會推動活塞移動，使汽車行駛，而做功后的氣體我們叫做廢氣，它隨后就會被柴油機排除。 柴油機有很多優(yōu)點，比如它可以產(chǎn)生較大的動力，輸出的功率較大，而且制造成本相對于汽油機更加廉價，更加經(jīng)濟，柴油機比汽油機更節(jié)省燃料。 柴油機的缺點相信大多數(shù)人都會有所了解，例如：柴油機運轉(zhuǎn)時聲音很大，污染有些嚴重，柴油機工作時會伴隨著巨大的黑煙，對環(huán)境影響很大，柴油機的結(jié)構較大，因此尤為笨重，只有需要使用較大功率和動力的車上會使用柴油，因為裝載機的用途多為大型建設工程，所以本設計采用柴油機。 本設計根據(jù)變矩器主要參數(shù)以及裝載機的載重量，工作環(huán)境，選擇4102型柴油機，4102型柴油機可以提供較大動力性能，可以保障裝載機的牽引力，崛起力很高4102型柴油機可見圖2.3。 圖2.3 4102型柴油機 4102型柴油機的型號有很多，分別屬于不同的廠家，本設計所選擇的4102系列柴油機是由濰坊發(fā)動機公司制造的，它的型號有K4102D型及ZH4102Y4-3型本設計選擇ZH4102Y4-3型。詳情參考表7。 表7 4102型發(fā)動機 型號 功率 K4102D 33kW-36kW ZH4102Y4-3 47kW-51kW 根據(jù)兩款類型的4102系列發(fā)動機，我們選擇ZH4102Y4-3型號的，考慮到其功率大，可以較好的應用于需要強大動力的裝載機。 ZH4102Y4-3型柴油機的具體數(shù)據(jù)可參考表8。 表8 ZH4102Y4-3型主要數(shù)據(jù) 參數(shù)類型 參數(shù)值 功率 47kW-51kW 轉(zhuǎn)速 2400轉(zhuǎn) 最大扭矩 222N·m 氣缸數(shù) 4 額定電壓 400/230v 旋向 逆時針 冷卻方式 水冷 工作循環(huán) 4沖程 用途 工程機械 選擇了變矩器和柴油機的類型和主要數(shù)據(jù)，可以進行變速箱的設計計算以及校核計算。變速箱的設計離不開這二者的主要參數(shù)。  第三章 變速箱設計 3.1方案內(nèi)容 根據(jù)柴油機和變矩器的型號，查得二者的主要數(shù)據(jù)，根據(jù)主要數(shù)據(jù)進行變速箱的設計，設計成向前走有兩個檔的速度，向后走有兩個檔的速度的定軸式變速箱，變速箱傳動系統(tǒng)中尤為重要的三個部件，分別為：變速箱，變矩器，差速器缺一不可。三者相互利用，構成了裝載機行駛的必要基礎。車輪式裝載機的變速箱使用的是機械傳動，而機械傳動主要有齒輪組，軸等必要部件所構成，所有本設計重點是進行齒輪，軸等部件的設計計算以及其校核檢驗。 本設計選用的離合器為摩擦式離合器進行換擋，變速箱中的每兩個軸之間采用最多兩檔的變化速度，摩擦離合器更加適用于大型裝載機械，比如本設計中的裝載機，或者大型壓路機，挖掘機中，因換擋的要求較少，所有完美適用于裝載機。 3.2 傳動比 1) 傳動比最髙檔時的計算公式 imin=0.377rkvmaxnmax 公式參數(shù)的含義：rk-輪胎的滾動半徑 imin-變矩器傳遞給車輪的最小傳動比 vmax-裝載機行駛的最大速度 nmax-變矩器最高轉(zhuǎn)速 根據(jù)表2可知，輪胎寬度為160mm，曲率為70%，可得 rk=160×70%+24×212=0.36mm 根據(jù)選定表8變矩器的額定轉(zhuǎn)速n及表6變矩器最大傳動比imax，可知 nmax=n×imax=2400×0.8=1920r/min 根據(jù)表3裝載機行駛速度可知最大行駛速度約是26 通過以上數(shù)據(jù)可得 imin=0.377×0.36×192026=10.1 2) 傳動比最低檔計算公式 imax=0.377rkvminnmin 根據(jù)選定表8柴油機的額定轉(zhuǎn)速n及表6變矩器最大傳動比imin，可知 nmin=n×imin=2400×0.4=960r/min 根據(jù)表3裝載機行駛速度可知 vmin=3km/h 通過以上數(shù)據(jù)可得 imax=0.377×0.36×9603=44 3) 變速箱一檔和二擋傳動比 傳動路線見圖3.1所示。 圖3.1 傳動路線 根據(jù)傳動路線圖可知，裝載機以一檔行駛時，變矩器傳遞給車輪的最大傳動比為44 ，而變矩器輸出給車輪的傳動比和減速器的傳動比，一檔傳動比有關，可得 imax=ij×iΙ×iq 公式中參數(shù)含義：ij-減速器傳動比 iΙ-變速箱一檔傳動比 iq-其他傳動比 由此可得： iΙ=imaxij×iq 查得減速器傳動比ij=5，iq=4。 iΙ=imaxij×iq=4420=2.2 同理可知二擋傳動比： iΙΙ=iminij×iq=0.5 4) 傳動路線 根據(jù)圖3.1可知，傳動路線分為4條分別是 第一條：Z1-Z3-Z5-Z8-Z7-Z9（前進一檔） 第二條：Z2-Z11-Z10-Z3-Z5-Z8-Z7-Z9 (后退一檔) 第三條：Z1-Z3-Z4-Z6-Z7-Z9 (前進二檔) 第四條：Z2-Z11-Z10-Z3-Z4-Z6-Z7 (后退二擋) 根據(jù)傳動路線圖可得出每條路線傳動比，分別是： 第一條：i1×i3×i4 i1=Z3Z1 i3=Z8Z5 i4=Z9Z7 第三條：i1×i2×i4 i1=Z3Z1 i2=Z6Z4 i4=Z9Z7 第二條：i5×i6×i3×i4 i5=Z11Z2 i3=Z8Z5 i4=Z9Z7 i6=Z3Z10 第四條： i5×i6×i2×i4 i5=Z11Z2 i2=Z6Z4 i4=Z9Z7 i6=Z3Z10 第四章 傳動齒輪設計及檢驗 4.1 傳動齒的主要數(shù)據(jù) 4.1.1 齒數(shù)與傳動比的確定 齒輪傳動應用十分廣泛，齒輪傳動是根據(jù)齒輪之間的運轉(zhuǎn)來傳遞動力的，齒輪傳動與很多的有點，比如：齒輪傳動可以使傳動更加平穩(wěn)，發(fā)動機輸出的能量會很好的傳送，效率較高，齒輪傳動工作性能較好，并且可以減少部件的尺寸，使整個箱體的結(jié)構不會松散。 本設計中的齒輪共有11個，以低速運轉(zhuǎn)的齒輪的安裝位置因盡量靠近軸的兩端，從而減少軸的撓度，而且齒輪齒數(shù)的確定也是齒輪設計中很重要的一部分，設計的齒輪齒數(shù)要滿足不會發(fā)生根切的現(xiàn)象，并且一對工作齒輪的傳動比不能太大，會使造成整個變速箱會變得很笨重過大。 通過以上條件我們可以得出以及傳動路線圖我們可以知道，齒輪5，齒輪4，齒輪3在同一條軸上，并且需要保證各個軸之間的齒輪不會重合。 1) 傳動比 由于一對工作齒輪的傳動比不要太大(小于3)，并且，當裝載機1擋行駛時的傳動比最大，二擋行駛的傳動比最小，所以我們可以選定傳動比。 傳動比（前1檔）： i1=Z3Z1=1 i3=Z8Z5=2.2 i4=Z9Z7=1 傳動比（后1擋）： i5=Z11Z2=1 i3=Z8Z52.2 i4=Z9Z7 =1 i6=Z3Z10=1 傳動比（前2檔）： i1=Z3Z1=1 i2=Z6Z4=0.5 i4=Z9Z7=1 傳動比（后2檔）： i5=Z11Z2 =1 i2=Z6Z4=0.5 i4=Z9Z7 =1 i6=Z3Z10=1 2) 齒數(shù) 齒數(shù)的選擇需要滿足最小齒輪5不會發(fā)生根切，根據(jù)不發(fā)生根切的條件，選定齒輪5的齒數(shù)為19，齒輪1最小當量齒數(shù)23，且滿足Z5+Z3=Z4+Z6，Z2+Z5＜Z1+Z3 這樣就可以知道每個齒輪的齒數(shù)：齒輪1有23個，齒輪2 有25個，齒輪3有23個，齒輪4有40個，齒輪5的齒數(shù)為19，齒輪6的齒數(shù)是21，齒輪7的齒數(shù)是25，齒輪8的齒數(shù)為42，齒輪9的齒數(shù)是25，齒輪10和齒輪11齒數(shù)分別是23和25。 3）模數(shù) 齒輪模數(shù)m是齒輪參數(shù)中非常重要的數(shù)據(jù)之一，齒輪模數(shù)計算公式為 m=0.73Mmax Mmax=Me×iΙ 公式參數(shù)含義： Mmax-最大輸出扭矩（N·mm） Me-輸入軸最大扭矩，取值220.7×3÷10.1=43.7 iΙ-1檔傳動比 可得出模數(shù)m=3.71mm，選定m=5.5mm。 4.1.2 傳動齒的各項數(shù)據(jù) 根據(jù)齒輪計算各計算公式可以計算出各對嚙合齒輪的主要參數(shù) 1) 齒輪1和齒輪3的主要數(shù)據(jù)計算結(jié)果： 齒輪1：齒根高=6.8mm，齒頂高=5.5mm，齒根圓的直徑求出是120.89mm，齒頂圓直徑=145.6mm，分度圓直徑=134.6mm，齒輪3：齒根高=6.8mm，齒頂高=5.5mm，齒根圓的直徑長度為120.89mm，齒頂圓直徑=145.6mm，分度圓直徑=134.6mm，中心距=134.6mm。 2) 齒輪5和齒輪8的主要數(shù)據(jù)計算結(jié)果： 齒輪5：齒根高=5.9mm，齒頂高=6.5mm，齒根圓直徑求得為99.11mm，齒頂圓直徑=124.2mm，分度圓直徑=112,2mm，齒輪8：齒根高=7.9mm，齒頂高=4.5mm，齒根圓直徑尺寸是230.11mm，齒頂圓直徑=254.9mm，分度圓直徑=245.83mm，中心距=178.5mm。 3) 齒輪4和齒輪6的主要數(shù)據(jù)計算結(jié)果 齒輪4：齒根高=6.8mm，齒頂高=5.5mm，齒根圓的直徑長度是220.29mm，齒頂圓直徑=245.1mm，分度圓直徑=234.1mm ，齒輪6：齒根高=6.8mm，齒頂高=5.5mm，齒根圓的直徑尺寸是110.79mm，齒頂圓直徑=134.1mm，分度圓直徑=178.6mm，中心距=178.52mm。 4) 齒輪7和齒輪9的主要數(shù)據(jù)計算結(jié)果 齒輪7：齒根高=6.8mm，齒頂高=5.5mm，齒根圓直徑求得為132.59mm， 齒頂圓直徑=157.3mm，分度圓直徑=146.3mm 齒輪9：齒根高=6.8mm，齒頂高=5.5mm，齒根圓的直徑長度是132.59mm，齒頂圓直徑=157.3mm，分度圓直徑=146.3mm，中心距=146.3mm。 5) 齒輪2和齒輪11的主要數(shù)據(jù)計算結(jié)果 齒輪2：齒根高=6.8mm，齒頂高=5.5mm，齒根圓直徑是132.59mm，齒頂圓 直徑=157.3mm，分度圓直徑=146.3mm，齒輪11：齒根高=6.8mm，齒頂高=5.5mm，齒根圓直徑是132.59mm，齒頂圓直徑是157.29mm，分度圓直徑=146.3mm，中心距=146.3mm。 6) 齒輪3和齒輪10的主要數(shù)據(jù)計算結(jié)果 齒輪10：齒根高=6.8mm，齒頂高=5.5mm，齒根圓直徑求出是120.9mm，齒 頂圓直徑=145.6mm，分度圓直徑=134.6mm，中心距=134.6mm。 4.2 傳動齒的接觸疲勞強度校驗 本設計的變速箱是應用于裝載機的，而裝載機的工作環(huán)境較為艱苦，并且需要強勁的動力等關鍵因素，如果齒輪發(fā)生失效的話，將會帶來巨大的損失，所以為了保證變速箱可以順利使用，我們需要對變速箱中的齒輪進行檢驗，防止它發(fā)生失效，齒輪傳動中，齒輪會發(fā)生許多種壞掉的情況，比如：齒輪的接觸面會因摩擦而損壞，因摩擦而產(chǎn)生熱量會將運轉(zhuǎn)齒輪的表面發(fā)生膠黏，因工作時受力較大，導致齒輪的齒折斷，讓齒輪可以工作的時間更長，安全性更高。 本設計中的11個齒輪，根據(jù)自身尺寸，齒數(shù)，模數(shù)的大小以及所在軸的計算載荷的大小可知，齒輪7和齒輪9之間的所受的計算載荷較大且分度圓直徑較小，根據(jù)公式： σH=2K×T×(u±1)b×d2×εa×ZH×ZE≤[σH] 公式中各參數(shù)的含義為: σH-接觸應力（MPa） K-載荷系數(shù)，取K=2.3 T-計算載荷（N/mm） u-兩輪廓曲率半徑之比，取u=1 b-齒寬，b=Ψ×m，Ψ取5.6-8.4 εa-重合度，計算值取1.1 ZH-區(qū)域系數(shù)，取2.5 ZE-彈性影響系數(shù)，取188.9 [σH]-許用接觸應力，查得取值是1910-1200MPa 因齒輪7和齒輪9分別在軸3和軸4上，所以根據(jù)柴油機最大扭矩Tmax=220.7和變矩比k=3等可計算出兩軸各自的計算載荷。 T3=Tmax×k×i1×i3=1463(Nmm) T4=Tmax×k×i1×i3×i4=1463(Nmm) σH7=2K×T×(u±1)b×d2×εa×ZH×ZE=1925MPa<2000MPa σH9=2K×T×(u±1)b×d2×εa×ZH×ZE=1925MPa<2000MPa 結(jié)論：齒輪7及齒輪9的接觸疲勞強度都合格，其他齒輪的接觸疲勞強度經(jīng)上述校驗都合格。 4.3 傳動齒輪彎曲疲勞強度校驗 齒輪彎曲疲勞檢驗彎曲疲勞強度不合格的話，會因受力而產(chǎn)生變形，造成齒輪運轉(zhuǎn)時的性能和安全系數(shù)降低，齒輪彎曲疲勞計算公式如下： σF=2K×T×YSa×YFa×Yβb×d×m×εa≤[σF] 公式中各參數(shù)的含義：σF-彎曲應力（MPa） K-載荷系數(shù)，取1.6 YSa-應力校正系數(shù)，取1.575 YFa-齒形系數(shù)，取2.69 Yβ-螺旋角影響系數(shù)，取0.82 其他參數(shù)與接觸疲勞參數(shù)相同 [σF]-許用彎曲應力，取值為320~450MPa 通過上述公式可知，6齒輪，7齒輪的彎曲應力較大，所以重點檢驗這兩個齒輪的彎曲應力是否符合許用彎曲應力的范圍。 σF6=2K×T×YSa×YFa×Yβb×m×d×εa=434.4MPa<450MPa σF7=2K×T×YSa×YFa×Yβb×m×d×εa=427.4MPa<450MPa 結(jié)論：兩個齒輪的彎曲強度都合格，其他齒輪經(jīng)上述公式計算都合格。 第五章 軸的設計與校驗 5.1 軸的總體設計 軸在我們?nèi)粘Ｉ钪杏泻芏囝愋?，它的用途十分廣泛，例如：在許多機械的傳動系統(tǒng)中都會使用到，而且根據(jù)軸的使用時自身所承受的載荷的不同，有的軸會做成空心的，可用于定位。軸在制造生產(chǎn)時，還會考慮到其所需安裝部件的形狀，所以軸還可以設計成直線型，曲線型，直線和曲線相結(jié)合的軸，由于應用環(huán)境，工作環(huán)境，承受載荷大小的不同，選擇的時候也要根據(jù)上述條件進行調(diào)整。 軸的設計也是變速箱整體設計中十分重要的一部分，軸在本設計中主要用于傳遞柴油機的動力，動力將會先傳遞給輸入軸，通過5根軸上的齒輪的相互運轉(zhuǎn)，達到動力一步一步傳下去的目的，直至動力經(jīng)輸出軸傳遞給裝載機的其他部件，從而完成機械能之間的能量轉(zhuǎn)化。 軸的設計具有多項內(nèi)容，需要設計出軸的基本形態(tài)，軸上每段不同軸徑的長度，尺寸大小。還有軸在工作運轉(zhuǎn)時，安裝零件的不同位置，零件的尺寸，這些都會影響到軸的基本設計，需要保證軸及軸上零件沿軸方向的定位和軸運轉(zhuǎn)輪廓線上的定位的準確，保證軸在傳動時可以順利，安全的運轉(zhuǎn)，達到人們預期的目標。 (一) 軸徑的計算 軸徑的設計計算是軸的設計中重要環(huán)節(jié)之一，首先應公式計算出軸的最小軸徑，再根據(jù)軸上零件的安裝方案以及軸的載荷等因素確定出其他每段軸徑的尺寸大小，最小軸徑的計算公式為： dmin≥A03Pn 公式中各參數(shù)的含義： P-各軸傳遞的功率（kW） A0-根據(jù)軸使用材料查得，取值為97 n-各軸的轉(zhuǎn)速 各個軸所傳遞的功率可根據(jù)柴油機功率Pe（47kW），各及傳遞效率η（取0.9）計算來確定： P1=Pe×η 公式可得：P1=37.6kW，P2=33.8kW,P3=30.4kW,P4=27,4kW,P5=41kW，各軸轉(zhuǎn)速的可根據(jù)發(fā)動機轉(zhuǎn)速n（r/min），及各軸傳動比來計算，得出前進1擋（轉(zhuǎn)速低，功率大）：n1=1920,n2=1920,n3=872，n4=872。后退1擋：n5=1920。 因為計算最小軸徑，二擋的轉(zhuǎn)速較大，所以最小軸徑較小，后退擋的功率損失較大，導致實際功率較小，所以最小軸徑也較小，從而我們需計算出前進1擋的最小軸徑。軸一，軸二，軸五的最小直徑為25mm。軸三和軸四最小直徑30mm。 dmin≥A03Pn≥25mm dmin≥A03Pn≥30mm 根據(jù)最小直徑及齒輪大小，定位，安裝等設計，可以求出各軸段的長度及軸徑，見表9及表10 表9 各軸軸段長度 軸的類型 軸1 軸2 軸3 軸4 軸5 各段尺寸（mm） 1-2 192 70 34 192 70 2-3 37 70 45 34 115 3-4 37 50 36 22 38 4-5 70 36 77 158 36 5-6 70 36 70 22 6-7 22 表10 各軸軸徑長度 軸的類型 軸1 軸2 軸3 軸4 軸5 各段尺寸（mm） 1-2 25 25 30 30 25 2-3 32 28 34 42 28 3-4 25 34 38 36 25 4-5 28 38 35 30 28 5-6 25 29 32 25 6-7 25 5.2 軸的強度的檢驗計算 軸作為傳動系統(tǒng)中非常重要的一份子，也是許多機器中很重要的零件之一，設計出來的軸難免會有些許的誤差或者實用性能不合格，如果不進行檢驗的話軸在工作的過程很容易發(fā)生折斷或者變形等不同程度的損壞，導致機器的無法正常工作，造成生命和財產(chǎn)的損失，所以軸設計完成后的檢驗過程是必不可少的。 本設計中考慮到每根軸所承受的扭矩的大小及軸上零件安裝位置等因素，得出軸3是最易發(fā)生損壞的軸，軸的材料選用20CrMnTi。 (1) 軸3強度校驗 軸3上裝配的齒輪7，齒輪8，齒輪6分別應用于不同的檔位，在這里重點檢驗前進一檔的齒輪嚙合情況，可得出，齒輪8和齒輪7所受的各個分力,包括圓周力Ft 徑向力Fr 軸向力Fa 壓力角和螺旋角均為20°。 齒輪8: Ft8=2T3d1=11904N Fr8=Ft8×tanαcosβ=4071N Fa8=Ft8×tanβ=3826N 齒輪7： Ft7=2T3d1=20041N Fr7=Ft7×tanαcosβ=6680N Fa7=Ft7×tanβ=6012N 根據(jù)軸三的裝配方案，可以求出兩軸端軸承所受的支反力，垂直面和水平面的力矩。 Fr1v=Fr7×l1-Fr8×l2-d82×Fa8-d72×Fa7255=1579N Fr2v=Fr7-Fr8-Fr1v=1030N Mv1=Fr1v×(l2+l1)=1579×(48+94)=224218N Mv=11008N?mm 同理求出水平面的彎矩，求出總彎矩M=566364N?mm。 彎扭合成強度計算公式為： σca=M2+(αT×αT)W=141MPa≤[σ-1] 公式中各參數(shù)含義：σca-軸的計算應力，MPa T-扭矩，N?mm W-抗彎截面系數(shù)，根據(jù)公式計算結(jié)果為3856 [σ-1]-許用彎曲應力，取值510MPa 結(jié)論：經(jīng)檢驗軸3的彎扭合成強度合格。  第六章 軸承的選擇及校驗 6.1軸承的選擇 軸承有兩種大體的分類，一種我們叫做滾動軸承，另一種我們叫做滑動軸承，本設計中因為傳動軸在運轉(zhuǎn)的過程中會承受較大的力，并且會承受巨大的載荷，所以本設計選擇的是滾動軸承，滾動軸承在傳動系統(tǒng)中用的較多，因為軸承是保護軸和箱體之間很有效的一種零件，軸在高速旋轉(zhuǎn)時，會因為摩擦而產(chǎn)生很大的熱量，而滑動軸承就是保證軸可以順利，平穩(wěn)，安全的運轉(zhuǎn)，并且可以保證傳動時能量不會損失很多，如果從柴油機傳來的能量和動力，經(jīng)過摩擦等其他形式的轉(zhuǎn)化，整個傳動系統(tǒng)會損失相當多的一部分能量，導致傳動效率很低，但是有軸承的配合時，傳動效率會大大提升，軸也可以較為平穩(wěn)的運行，保證了軸的尺寸不會發(fā)生太大的改變，從而達到人們預期的效果。 根據(jù)CB/T276-1994，本設計選用的是圓錐滾子軸承30205和30206兩種，分別應用于軸1,2,5,和軸3,5。這種軸承可以較好的承受軸上的兩種載荷，分別是軸向的載荷和徑向的載荷，，并且安裝和拆卸都相對很方便，為整個變速箱的維修與檢驗增添了便利，這種軸承一般情況下都是成對使用的。 通過查取圓錐滾子軸承的基本參數(shù)可知，本文選用的30206軸承的基本額定動載荷取值是Cr=43.2kN,并且它的最高轉(zhuǎn)速不能超過6000r/min。，而軸承30205的基本額定動載荷是32.2kN，最高轉(zhuǎn)速不能超過7000r/min。 6.2軸承使用壽命的校核 軸承的校核主要是根據(jù)軸承的型號，查找相應的參數(shù)，然后根據(jù)載荷以及人們在使用之前想要的軸承可以工作的時間等參數(shù)，來進行計算檢驗的，根據(jù)基本額定動載荷，轉(zhuǎn)速和相應的公式計算出軸承的基本額定壽命。  載荷P的計算公式為 P=fp×XFr+YFa 根據(jù)軸承基本額定壽命公式Lh Lh=10660n×(CP)ε 公式中各參數(shù)的含義: fp-載荷系數(shù)，取1.4 X-徑向系數(shù)，取0.56 Y-軸向系數(shù)，取1.6 Lh，-預期壽命，取10000-20000h ε-壽命系數(shù)，取3.3 P=fp×XFr+YFa=1.4×0.56×2609+1.6×2186=4958N 根據(jù)公式校驗軸3上軸承的使用壽命為： Lh=10660n×(CP)ε=24110h>10000h 結(jié)論：由此可以得出，軸3軸承使用壽命合格，其它軸承使用壽命經(jīng)檢驗計算均合格。  第七章 離合器 本設計中離合器是裝載機進行換擋的最重要的部件，因為離合器的存在裝載機可以進行各種換擋，使裝載機按照不同的速度，不同的方向進行行駛。離合器是汽車類所有部件中，特別重要的一份子，沒有離合器的變速箱或者柴油機是不完整的，離合器有很多的好處，比如，它可以根據(jù)人們的操作，是傳動系統(tǒng)中的齒輪和軸實現(xiàn)分離和嚙合，這樣的話，就可以使裝載機實現(xiàn)不同的檔位，并可以在必要時進行動力傳輸?shù)母魯?，與連接。增加了操作的多種可能性。 離合器可以實現(xiàn)本設計中前進一檔，前進二擋，后退一檔，后退二擋的裝載機行駛狀態(tài)，離合器分為內(nèi)傳動鼓和外傳動鼓，這兩種傳動鼓各自連接著不同的部件，本設計中，我們將內(nèi)鼓連接整個變速箱中需要進行換擋的齒輪用花鍵進行接合，而離合器的外鼓與需要換擋時使用的軸相連接，這樣的話，當人們需要換擋的時候，就可以將高壓油油液輸入到離合器自帶的油缸里面，當油液輸入到油缸內(nèi)之后，由于油液的壓力較大，會推動缸內(nèi)自帶的活塞進行運動，一般是向需要傳動的齒輪的方向移動，此時，與內(nèi)傳動鼓相配合摩擦片與外傳動鼓相連接的摩擦片因受到活塞的推動力，相對位置會發(fā)生一定程度的位移，兩種摩擦片會被壓緊，壓緊后，摩擦片與兩種傳動鼓上的花鍵是相連的，就會形成，運轉(zhuǎn)軸與運轉(zhuǎn)齒輪，離合器三者相連的局面，這樣的話齒輪就相當于與傳動軸連接上了，齒輪會隨著軸的旋轉(zhuǎn)而進行相同速度的旋轉(zhuǎn)，從而進行工作，并傳遞柴油機輸出過來的動力，達到換擋的要求。 當需要換擋的時候，根據(jù)本設計中的傳動路線圖可知，必須使用離合器使不同的齒輪組進行配合，當進行不同的擋位時，可將之前使用檔位的離合器中油缸內(nèi)的油液按照油路釋放回去，緊接著離合器內(nèi)自帶的彈簧就會實現(xiàn)自動還原，并且將活塞也會按照相反的方向進行移動，此時，由于活塞的移動，兩種摩擦片不再受到推動力，便會還原回去，然后兩種摩擦片所連接的部件，齒輪和軸就會進行分離，使得軸在不同檔位進行運轉(zhuǎn)時，齒輪不會跟隨軸一起運轉(zhuǎn)，只會和相應配合的齒輪進行空轉(zhuǎn)，從而進行動力的停止，而離合器接合的齒輪代替空轉(zhuǎn)齒輪進行不同速度的運轉(zhuǎn)，這樣就達到了換擋的預期目的。 本設計中所使用的是摩擦離合器，并且因其使用高壓油液，內(nèi)傳動鼓和外傳動鼓連接多個摩擦片。所以又叫做濕式多摩擦片離合器，這種離合器可以通過較為方便的操作完成裝載機變速箱的換擋工作，降低的操作人員的操作步驟，并且這種離合器可以叫好的傳遞動力，傳動時能量的其他損失比較小，結(jié)構相對來說也不會很復雜，維修時更加簡單，快捷，安裝的位置較適合本設計中對離合器的要求，所以選擇此離合器。 本設計中的這種摩擦離合器的材料選擇冶金制成的材料，因為變速箱中的各部件在運轉(zhuǎn)是，因摩擦會產(chǎn)生較大熱量，所以材料必須選擇散熱時間較快的材料，由于摩擦產(chǎn)生熱，所以由需要摩擦片的材料不會因各種工況而導致變形或者損壞，而且還要保持住離合器在運轉(zhuǎn)的過程中可以較為平穩(wěn)的工作，也不會有較多的能量會被損耗。 離合器中摩擦片的工作是通過內(nèi)外摩擦片之間構成的摩擦副進行工作的，本設計中摩擦離合器的數(shù)量不是很多，盡可能少的情況下，可以減少能量消耗，更好的傳遞動力。摩擦片的表面會有相應的油路，這樣的話可以通過增加質(zhì)量好的潤滑油來減少摩擦是產(chǎn)生的熱量及損失。 離合器中進行軸和齒輪接合的花鍵，因為部分齒輪的會實現(xiàn)空轉(zhuǎn)并且載荷大，為了實現(xiàn)設計加工更為簡便，本設計選用的鍵是矩形花鍵。  第八章 箱體的設計 箱體是一般機械部件都會有的，比如減速器，主軸箱等部件都會有箱體，而箱體的作用很多，比如：箱體可以承載軸承，軸，為二者的配合提供了必要條件，它可以支撐相應的零件，使其可以進行工作運轉(zhuǎn)，箱體還可以對內(nèi)部的機械零件起到保護的作用，防止因外界的某些細小物質(zhì)對齒輪，軸之類的零件進行摩擦損失，大大增加了零件的工作時間，箱體內(nèi)部的油路可以進行整體箱體內(nèi)部零件的潤滑，減少了摩擦產(chǎn)生的損失，是零件在好的環(huán)境下進行工作。 箱體在設計時要根據(jù)設計中個零件的尺寸大小和安裝位置來設計其具體的形狀，并且整個箱體的內(nèi)部表面要和齒輪等高速運轉(zhuǎn)的零件之間有一定的間隙，防止箱體對運轉(zhuǎn)零件的干擾，一般在6-9mm之間，也不要是間隙太大，容易造成整個變速箱的穩(wěn)定差，而且結(jié)構尺寸較大，不便于安裝到裝載機中，制造成本也會相應提高，造成些許的材料浪費，維修也較為不便。 箱體在設計時，材料要盡量選擇強度比較大，質(zhì)量相對較輕的材料，保證整個箱體的體型不會較為笨重，也可以保證軸和軸承在工作時，位置不會隨意發(fā)生改變，不會發(fā)生傾斜等現(xiàn)象。 本設計中箱體滿足以上條件，可以較好的保護和支撐為箱體內(nèi)部零件。  結(jié) 論 本設計根據(jù)選定的裝載機型號，以及裝載機工作的情況和工作環(huán)境，工作對象，選擇相應的柴油機和變矩器，并依據(jù)柴油機和變矩器的有關數(shù)據(jù)進行選擇，并應用到變速箱的設計當中，變速箱的設計包括主要傳動路線的設計，齒輪的設計和強度校驗，軸的設計和強度校驗，軸承的選擇和強度校驗，經(jīng)過設計和必要的修正，本設計中所有的齒輪和軸，軸承的強度都合格，離合器的選擇和箱體的設計經(jīng)過圖紙和驗算都符合要求，并使用CAD繪圖軟件完成裝配圖，零件圖的繪制經(jīng)過所有計算以及對標準件尺寸的查取，本設計中的變速箱仍有些許不足，設計還可以應用其他軟件修正不足。  參考文獻 [1] 濮良貴. 機械設計[M]. 7版. 北京: 機械工業(yè)出版社, 2001. 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