推土機的變速箱的設計-變速器設計【4張CAD圖紙】

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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(jù)所確定的檔位數(shù)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。本次設計的履帶式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 履帶式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(jīng)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(nèi)?？梢?，在前進五檔中，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(qū)動鏈輪一周的履帶板數(shù)目，取1014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=29.151.4.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(xiàn)有同類推土機，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，所選中心距應能保證齒輪的強度。對履帶推土機，可按下面經(jīng)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(shù)，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(shù)推土機型號上海120宣化120移山180T180T320發(fā)動機額定扭矩（公斤*米）57.34871.671.6131(公斤*米)163104169160406A（mm）157.5155.29187.4186.7243.5328.833.23432.432.9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(shù)據(jù)帶入公式 （2-1-1） ，得 mm2.2齒輪模數(shù)對履帶推土機，可按下面的經(jīng)驗公式來初選模數(shù)，所選取的模數(shù)大小應符合GB11160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(shù)系數(shù),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(shù)統(tǒng)計數(shù)據(jù)推土機型號上海120宣化120移山180T180T320發(fā)動機額定扭矩（公斤*米）57.34871.671.6131（公斤*米）163104169160406M(mm)755562.431.070.9050.920.81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=52.3齒寬b 齒寬b的大小直接影響齒輪的強度。在一定范圍內(nèi)b大強度就搞，但變速箱的軸向尺寸和質(zhì)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(jù)m的大小來選取齒寬。 對于直齒 b = (4.47) m ; 對于斜齒 b = (69.5) m; 中心距和模數(shù)一定時，齒寬b可用來調(diào)節(jié)齒所受的應力，根據(jù)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(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）30303540353535齒輪齒寬（mm）35354035353535 2.4選配齒數(shù) 選配齒數(shù)的任務是，在變速箱傳動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)所需的各檔傳動比來確定各對齒輪的齒數(shù)。下面結(jié)合本設計來說明分配各檔齒數(shù)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(jīng)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(xiàn)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(shù)，即：則： 這樣，主動軸上最小齒數(shù)（）和最大齒數(shù)（）分別與被動軸上最小齒數(shù)（）和最大齒數(shù)（）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(shù)當中心距、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：和主動齒輪和被動齒輪的齒數(shù)；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(shù) （1）一檔齒輪的齒數(shù)， 一檔變傳動比=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)2836435229443730393038455244模數(shù)55555555555555刀具角齒頂高系數(shù)11111111111111分度圓直徑140180215260145220185150195150190225260220齒頂高55555555555555齒全高6.256.256.256.256.256.256.256.256.256.256.256.256.256.25齒跟高11.511.511.511.511.511.511.511.511.511.511.511.511.511.5齒寬3030304035353535354035353535齒頂圓直徑150190225270155210195160205160200235270230齒根圓直徑127167202247132207172137182137177212247207三、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(shù)（毫米） 齒輪齒寬（厘米） 齒形系數(shù) 螺旋角系數(shù)(對直尺?。篕=1，對斜齒?。篕=) 工作狀況系數(shù) 許用彎曲應力（當齒輪材料為20CrMnTi，20CrMnMo時，取許用彎曲應力 =25003200公斤/厘米2） 驗算齒輪Z1的彎曲應力其中:M=80公斤米 ；=7 ； b=3 ；y=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滿足彎曲疲勞強度要求 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 ；y=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滿足彎曲疲勞強度要求 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 ；y=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滿足彎曲疲勞強度要求依據(jù)上述計算方法可以得出其他齒輪的彎曲應力，其計算結(jié)果如下表 3-1-1-1 所示：表 3-1-1-1 各齒輪彎曲應力數(shù)據(jù)前進一級前進二級倒檔傳動區(qū)分主從主從主從主從主從主從齒輪808080125.71125.75125.717997.59.511.253334.3.530.4080.4380.4380.4650.4380.4650.4140.4700.4380.4570.4570.4381111111.651.651.651.651.651.651896.111766.241766.211663.661387.761307.182147.741891.62334.222334.271842.421922.38區(qū)分主從主從主從主從主從主從齒輪125.7180125.71125.71125.71125.717.510.757.59.511.25735334.23330.4700.4140.4440.3950.4140.4700.4380.4570.4570.4380.4700.4141111111.651.651.651.651.651.651561.781773.041277.741436.241686.991485.981833.731757.51447.351510.131226.891392.85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(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度影響系數(shù)， (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1000014000公斤/厘米2） 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(shù)據(jù)帶入公式 3-1-2-1） 中，得 =11313.1公斤/厘米2故Z1 滿足接觸疲勞強度要求 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(shù)據(jù)帶入公式（3-1-2-1）中，得 =11313.1公斤/厘米2故Z2 滿足接觸疲勞強度要求 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(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(jié)果如下表 3-1-2-1 所示表 3-1-2-1 各齒輪接觸應力數(shù)據(jù)前進一級前進二級倒檔傳動區(qū)分主從主從主從主從主從主從齒輪18202020.620.620.6i1.2731.3211.3211.701.2141.214b33343.53.5M5570708955709369936977161.651.651.651.651.651.651111111199210541929611871234711205區(qū)分主從主從主從主從主從主從齒輪20.61820.620.620.620.6i1.6961.3041.701.2141.2141.696b3.53.543.53.53.5M5525427073607360606143411.651.651.651.651.651.65111111107799988105261094399319555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(jié)構(gòu)形狀 齒輪材料一般采用，等滲碳淬火后表面硬度HRC5864，心部HRC3148，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=（23）m LD腹板厚度 c=（34）m d=810毫米輪轂厚度 a（0.10.15）D e=58毫米 d1 = 1.2D f=812毫米 g=810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(zhuǎn)速及轉(zhuǎn)矩分析，首先，軸的強度和剛度校核應該是中間軸的 低速檔時。4.1.軸的強度校核軸的轉(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，軸徑應力中加4-5,取4.1.2軸的結(jié)構(gòu)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(zhuǎn)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(zhuǎn)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(shù) ，中碳鋼 由圓角圓角處的所有應力集中函數(shù)鍵槽應力集中函數(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)由表計算說明許用安全系數(shù)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(shù) 由表8-346查得許用安全系數(shù) 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(chǎn)生的影響、為了便于計算，通常分解計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，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：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工作時有：階梯軸的計算長度 L=384mm 所以，當量直徑在作用下?lián)隙葹?，其中所以轉(zhuǎn)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(zhuǎn)剛度校核計算階梯軸扭轉(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(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ZdfDd0第一軸（輸入軸）輸出端2.75164446.7538.105中間軸316485141.569第二軸（輸出軸）4.25166872.2558.890第三軸（中間軸）4.25166872.2558.8902. 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(cè)投影面積 F=0.8mL() Z齒數(shù) L工作長度 m模數(shù) k負荷不均勻系數(shù) k=0.70.8 , 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(jié)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(xiàn)將計算結(jié)果列于表 4-3-2 中表 4-3-2花鍵強度計算結(jié)果 參數(shù)第一軸（mm）L(mm)(kg.cm)（）前進一級傳動主動齒輪處3 1648725570111.92倒檔傳動主動齒輪處3 1648695570116.79檔從動齒輪處4.25 16687215886.7159.06檔從動齒輪處4.25 16685411376.8151.88檔從動齒輪處4.25 1668727715.777.25、檔主動齒輪處4.25 1668969369.170.35檔主動齒輪處4.25 1668819369.183.38前進二檔從動齒輪處4.25 1668589369.1132.43五、軸承的設計與壽命計算根據(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(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荷和轉(zhuǎn)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(zhuǎn)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(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(shù)和軸向載荷系數(shù)：對于軸承1：對于軸承2：因軸承運轉(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，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(zhuǎn)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(jié)構(gòu)，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(gòu)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(gòu)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(zhuǎn)換機構(gòu)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(jié)構(gòu)復雜，且在撞車時直接駕駛員的安全，故新車設計中這種結(jié)構(gòu)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. 11：63852 濮良貴，紀名剛. 機械設計M.7版.北京：高等教育出版社，2001：184-2073 張光裕. 工程機械底盤構(gòu)造與設計M. 北京：中國建筑工業(yè)出版社. 1988. 6：991434 諸文農(nóng).底盤設計M. 北京：吉林工大.1981：1621705 林慕義，張福生. 車輛底盤構(gòu)造與設計M. 北京：冶金工業(yè)出版社.2007.1：2152656 孫桓，陳作模. 機械原理M. 北京： 高等教育出版社. 2001.51：2963297 成大先. 機械設計手冊（單行本）M. 北京：化學工業(yè)出版社，2004.58 楊占敏 王智明 張春秋 等. 輪式裝載機. 北京：化學工業(yè)出版社，2005.89 劉學厚. 行星傳動設計M.北京：北京工業(yè)學院出版社。10楊晉生. 鏟土運輸機械設計M.7版.北京：高等教育出版社，2001：184-20711機械設計手冊軟件版 R2.0 . 北京：機械工業(yè)出版社.12楊秀山.機械設計M. 山西高校出版社. 1992. 513楊廷棟，周壽華等.漸開線齒輪行星傳動M.成都：成都科技大學出版社. 1986.714大連理工大學工程畫圖教研室.機械制圖 M.5版. 北京： 高等教育出版社. 2003.815其它網(wǎng)絡檢索到的相關資料致謝經(jīng)過緊張的畢業(yè)設計，我如愿地較圓滿地完成了設計任務。從中得到了以前許多注意的問題。本次設計培養(yǎng)了我們對設計工程的設計能力，學習和掌握課件的基本制作方法和步驟，并給我們以后的工作打下堅實的基礎，通過本次設計，我們把以前在課本中學習到的理論知識在此次設計中加以綜合運用設計資料，并懂得，這樣才不至于在設計過程中出現(xiàn)太多錯誤。經(jīng)過一個月的緊張有序的工作，完成了課程設計，其中我們在設計的過程中遇到很多難題，但是經(jīng)過各位老師的認真講解，使我對其加深了認識。最后，真誠的感謝輔導老師對我們的指導和幫助。由于我們對所學知識不夠徹底，而且時間較短，又缺乏經(jīng)驗，設計書中難免會存在疏漏和欠缺之處，懇請老師批評指正，以便在以后的工作和學習中不犯類似的錯誤。351 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(jié)構(gòu)簡單，體積小，質(zhì)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(shù)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 2 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 3 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(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(jié)構(gòu)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(jié)構(gòu)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(zhuǎn)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(zhuǎn)剛度校核計算 .23 4.4 花鍵的設計計算 .24 4 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 .271Fr2 5.2 求兩軸承的計算軸向力 和 .27a2 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