机械毕业设计（论文）-履带式推土机变速传动系统设计.doc

履带式推土机变速传动系统设计摘 要变速箱使推土机可以变换排档，以不同的牵引力和行驶速度工作，实现进退行驶，以及在挂空档时切断发动机传给驱动轮的动力。变速箱有不同的结构类型，基本上分为两大类，即与摩擦离合器配套的机械式变速箱和与液力变矩器配套的动力换档变速箱(有定轴式与行星式两种)，前者是在切断传动系动力的情况下换档的，后者则利用变速箱中的换档离合器在不一切断传动系动力的情况下换档。不论采用何种传动方式，最大限度地提高推土机动力性和经济性，保证推土机有最大生产率都是其最终目的。推土机作为牵引式工程机械的典型代表，仅追求速度与负荷之间的自适应能力，充分利用发动机功率,提高作业生产率，降低比油耗，即追求最大的动力性、经济性、作业生产率，也就是说发动机功率应得到充分发挥，传动系统应有较高的效率，整机应有较好的作业生产率，而上述三者都与推土机传动系统有着密切的关系。此次设计通过参照典型的几款工程机械结构，如Z435装载机、小松D155A履带推土机、TY180推土机等，设计了配合液力变矩器的定轴式动力换挡变速箱、转向离合器及行星式双级终转动，并对齿轮进行了计算及校核。 关键字：履带式推土机； 变速箱； 行星式； 牵引式。AbstractBy way of sub-transmission, bulldozers can be 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 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 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 designed 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 录第一章 绪论11.1 选题的背景及课题研究意义11.2.1国内研制现状21.2.2国外发展现状21.3本课题拟解决的问题4第二章 传动系统的确定42.1传动系概述42.2几种典型的传动系统52.3变速箱82.4离合器122.5最终传动14第三章 传动系统参数的确定173.1档位与传动路线173.2变速箱主要参数的确定183.3斜齿圆柱齿轮的计算及校核213.4 转轴计算28第四章 结论33参考文献33致谢3536第一章 绪 论1.1 选题的背景及课题研究意义推土机是一种工程车辆，前方装有大型的金属推土刀，使用时放下推土刀，向前铲削并推送泥、沙及石块等，推土刀位置和角度可以调整。推土机能单独完成挖土、运土和卸土工作，具有操作灵活、转动方便、所需工作面小、行驶速度快等特点。其主要适用于一至三类土的浅挖短运，如场地清理或平整，开挖深度不大的基坑以及回填，推筑高度不大的路基等。变速箱是推土机的重要组成部分，它能实现增扭减速，降低发动机转速，增大扭矩；变扭变速，工程机械作业时，牵引阻力变化范围大，而内燃机转速和扭矩的变化范围不大，即使用夜里机械式传动，采用了液力变矩器也不能满足要求，因此必须通过变换变速箱排挡以改变传动系的传动比，改变工程机械的牵引力和运行速度，以适应阻力的变化；也能实现空档，以利于发动机启动和发动机不熄火的情况下停车；还能实现倒档，以改变运行方向。随着推土机行业高速发展，推土机零部件制造商面临着严格的技术法规约束以及降低成本等压力，因此，质量最轻、体积最小等轻量化指标已经成为考核变速器生产企业竞争力的重要依据，所以它也是影响整车性能的重要因素之一。变速器的质量一直也是推土机行业竞争的焦点，对变速器的研究开放也越来越显得举足轻重。 计算机虚拟现实技术，为汽车专业教学中出现的实训设备投入不足提供了某种技术手段。因此本论文将通过solidworks、ADAMS等软件对T160型推土机变速箱进行建模与仿真，将变速器的内部结构可视化，提供先导性的实训手段和工具,减少实训设施的投入,减少原材料的消耗和浪费。1.2 国内外推土机发展概况1.2.1国内研制现状 近年来,随着工程建筑施工和露天矿物开采规模的不断扩大,土石方工程作业量的增加使我国履带式推土机得到迅速发展。但我国轮式装载机行业起步较晚，其制造技术是陆续从美国、德国和日本等国家引进的。总体表现为：（1）缺乏高科技含量，产品质量不稳定，档次低；（2）设备的灵活性、舒适性较差；（3）用途单一，产品规格中间大两头小。随着近年来先进技术的不断引进，我国推土机行业的发展持续进步，其作业性能、可靠性、维修性、安全性及燃料经济性有了明显的提高,微电子技术正在向推土机渗透,向机电一体化方向发展。1.2.2国外发展现状 50年代履带式推土机功率只有74kW,品种规格不全,发展不快,70 年代初出现了 301.5kW的推土机.随着资源开发和大型建筑工程提高生产率的需要,围绕高效率、低成本为核心开发了大型化、液压化和机电一体化的履带式推土机。（1）美国卡特彼勒公司 1977 年末该公司推出522kW的D10型推土机后相继又推出574kW 的D11N 型推土机,使该公司来自地面的冲击和振动附加载荷对履带式行走机构所带来的不良影响,然后继续开发了新型的非等腰三角形式，高架驱动链轮式应用于履带布置的推土机,继而抬高了驱动轮,最后将弹性悬挂式行走装置作用于传动机构，取代了传统“四轮一带”这种布置结构形式。其主要特点是履带接地面积大,使单个链节所受冲击力减少50% ;驱动轮高架所受负荷由行走装置摆架和枢轴吸收而不传给终传动系统;防止由于驱动链轮夹带泥砂碎石而产生附加磨损; 使得它的承载能力更高,并且有较高且较好的稳定性和运作机动灵活性; 履带和传动系统检修迅速、方便。从1978年到1992年末共生产5万多台。 目前从D4H到D11N形成L、H、N 三大系列,并在此基础上发展了H系列的新产品,采用模块式结构动力传动系差速转向机构、EMS电子操作系统,舒适的驾驶室和较少的润滑点。在当时国际工程机械行业居主导地位。（2）日本小松公司 1975年推出56kW的D455A 型推土机; 紧接着又在1981年展出 755kW的D555A型推土机，地点为美国世界工程机械博览会上;552kW的D475A-1型推土机在1986年推图,产品的不断更新，使得日本小松公司的推土机名声远扬，随着574kW 的D475- 2型推土机的推出，半刚性履带行走装置也得以应用, 大容量的推土铲和大型的松土器也安装上来,装有电子监测系统更是得以首次使用,履带打滑的问题也减少了,牵引力也得到加强,生产能力和生产效率也不断加强,可靠性的加强便不言而喻。小松的美国公司在最近更是推出了超大型的推土机,功率达到了惊人的845.8kW、机重为142.6t,机身装有推土铲为68.5m,这种推土机的问世，更是进一步扩大了了生产能力和生产效率。（3）德国利勃海尔公司 静液压履带推土机是该公司的主打产品。这种推土机具有结构简单、维修简化的特点;它将柴油发动机的转速传感器进行改进从而能过对行走液压泵电子进行控制,它将发动机功率的利用率达到最大化,从而防止了发动机过载运作,避免发动机过载而损坏，所有履带都是通过电子控制的，履带经变量柱塞的马达单独驱动,进而提高了推土机的机动性;行走台架采用最减震悬挂技术,安装在枢轴上的弹性结构装置和平衡梁能够有效地吸收掉震动效果,从而使得机身运转平稳;重心较低,行驶稳定性也较好;它的工作装置外形设计较为合理,结构十分坚固;电子智能控制装置对整个液压和系统进行自动操控。无论是把它作为松土作业工作还是转移物料来使用，该款机器始终都保证最优的传动效率，不仅降低了燃油消耗，减小了环境污染，同时延长了发动机的使用寿命。该级别的推土机中多年来唯一的静液压驱动的机型，丰富的实践经验，PR 764 1.3本课题拟解决的问题本文首先确定变速器主要部件的结构型式和主要设计参数，在分析变速器各部分结构形式、发展过程及其以往形式的优缺点的基础上，确定了总体设计方案，采用传统设计方法对变速器齿轮和轴进行设计计算，设计出一种基本符合要求的前5挡后4挡定轴式变速器。本文主要完成下面一些主要工作： 1.查阅相关文献，完成开题报告；2.草拟变速器传动方案；3.确定变速器的主要参数；4.计算各档位齿数参数；5.进行变速器主要零部件的强度校核；6.绘制装配。 第二章 传动系统的确定2.1传动系概述传动系统的类型有：机械式、液力机械式、全液压式和电动轮式。在一般铲运机械中，大多数为机械式和液力机械式传动系统，挖掘机有用全液压式传动该系统。机械式、液力式机械传动系统一般包括：离合器、液力变矩器（机械式传动系统没有）、变速箱、分动箱、万向传动装置、驱动桥、最终传动等部分。但并非所有的传动系统都包括这些部分。如TY180推土机传动系统中只有离合器、变速箱、驱动桥和最终传动；CL7自行式液压铲运机传动系统中没有离合器和分动箱。从分析不同机械的传动系统可知，传动系的组成和布置型式，取决于工程机械的总体结构形式及传动系统本身结构形式等许多因素。2.2几种典型的传动系统2.2.1履带推土机机械式传动系统 如图2.2.1所示为TY180履带推土机传动系统，它代表了一般履带推土机机械式传动系统布置形式。从图中可看到，柴油机1纵向前置，与之相连接的是主离合器2。通过联轴节3把动力从主离合器传给了变速箱4，变速箱是斜齿轮常啮合、滑套换档机械式变速箱，前进五档，后退四档。变速箱输出轴和主传动器(也称中央传动)主动锥齿轮做成一体，动力经过一对 图2.2.1常啮合锥齿轮5，旋转了90后，经转向离合器6、最终传动7传给了驱动链轮8。由图中可见，主传动器、转向离台器都装在一个壳体里，称为驱动桥。从图中也可看到，变速箱输入轴后端可把动力直播输出，是用来驱动附件的动力输出处。2.2.2轮胎装载机液力机械式传动系统 图2.2.2所示为ZL50轮胎装载机液力机械式传动系统，它是这种型式传动系统的典型布置。纵向后置柴油机1通过液力变矩器9将动力传给变速箱3，变速箱是行星式动力换档变速箱，有二个行星排，变速箱3经万向传动装置4、6将动力传给前、后驱动桥5、7，通过最终传动（也称轮边图2.2.2减速器）。在图中可以看到，变速箱3的动力是通过一对常啮合齿轮10将动力分别传给前、后驱动，轮这对常啮合齿轮及其所在壳体称为分动箱，一般都与变速箱连成一体，在分动箱中，可以根据需要把变速箱动力传给前、后驱动桥或只传给前桥。图中11所表示的几个齿轮传动副称为“三合一”机构，用来解决拖起动、柴油机熄火后转向和制动等问题。2.2.3全液压式传动系统 全液压式传动系统具有：结构简单、重量轻、操纵轻便、工作效率高、容易改进变型等优点。 图2.2.3所示为一台小型液压装载机传动示意图。柴油机1通过分动箱2直接带动5个液压泵，其中两个双向变量柱塞泵8供行走装 置中柱塞马达4用，两个辅助齿轮 图2.2.3泵9作为行走装置液压系统补油用，另一个齿轮泵5供工作装置用。从图中可看到，行走装置是由柱塞马达4通过减速箱7来驱动四个行走轮6。有的工程机械，也有液压马达直接带动行走轮，从而进一步简化传动系统。全液压传动系统预计在液压元件有新的发展情况卜，会有更大的突破。综上所述，此次设计最终参照TY180型履带式推土机变速系统，其传送系统图如图2.2.4所示。图2.2.4图中1-柴油机，2-液力变矩器，3-变速箱，4、5-油泵，6-转向离合器，7-终传动。2.3变速箱 工程机械上广泛采用的柴油机(活塞式内燃机)，其扭矩变化范围较小，而工程机械使用情况则十分复杂。为了解决这种矛盾，在传动系统中设置变速箱。 变速箱分类方法很多，除上述根据档数多少分为有级式和无级式以外，还可根据换挡方法分成机械换档(或称非动力换档)变速箱和动力换档变速箱。在动力换档变速箱中，又可根据齿轮传动型式分为定轴式(或称轴线固定式或多铀多片离合器式)和行星齿轮式(或称轴线旋转式)两种。变速箱档数越多，表示这种工程机械对不同作业或行驶条件的适应性就越好。能使传动比在一定范围内连续变化为任意值，即传动比在一定范围内为无限多的变速箱，称为无级变速。铲土运输机械上使用的无级变速箱大多为动液传动的液力变矩器。2.3.1非动力换挡变速箱图2.3.1所示为TY120推土机变速传动机构，TY120推土机变速箱为非动力换档变速箱，用移动齿轮的方法进行换档，具有五个前进档和四个倒退档。变速箱壳体固定在后桥壳上，其上部有加油口和量油尺，下部拧有放油螺塞13。主动轴21前端由凸缘和离合器轴相连，动力即由此输入。后端伸出变速箱外，上面固定着小齿轮8，用来驱动液压操纵器的机油泵，花键部分连接动力输出机构。主动轴21中间花键部分套有三个齿轮：前进档主动齿轮3、倒档主动齿轮4和五档主动齿轮8。齿轮3、4固装在轴上而齿轮6可沿轴向移动。前进档主动齿轮3和惰轮(中间齿轮)18为常啮合齿轮副。图2.3.1中间轴17上用花键套装着15、11、12、29和30等五个滑动齿轮。齿轮15为中间轴的主动齿轮，它能改变推土机的行驶方向，故称为换向齿轮。齿轮11和12及齿轮29与30各用螺纹连成一体形成塔轮(或称双联齿轮)，移动时一起沿轴作轴向移动。从动轴10位于变速箱右侧，与后桥主动锥齿轮制成一体，增减调整垫片22数量时，可使轴作轴向移动，用以调整中央传动装置锥齿轮的啮合间隙。从动轴上用花键固装着齿轮28、27、26、25和24。上述变速箱是属于滑动齿轮换档式变速箱，其优点是结构简单，传动效率高。缺点是换档时，因系拨动齿轮啮合，操纵较重和移动距离长，所以换挡较困难；齿轮既是传动齿又是啮合齿，且进入啮合只是一对齿，换档时的冲击只由一对齿承受，所以齿轮易损坏而影响传动；不能采用斜齿轮，结构不紧凑。2.3.2定轴式动力换挡变速箱 动力换挡变速箱根据齿轮传动形式又可分为定轴式（或称轴线固定式）和行星齿轮式（或称轴线旋转式）两种。 图2.3.2所示为Z435装载机定轴式动力换挡变速箱。变速箱系平行五轴常啮齿抡式，结构近似于普通机械式换档变速箱，不问点在于采用了四个多片摩擦离合器来传递轴和齿轮间的动力。当离合器接合时，与该离合器轴相连接的齿轮和轴成为一体。在离合器分离时，齿轮成为空套在轴上，它与轴互相分离，不能传递动力。离合器采用液压操纵，故换档时较机械式换挡机构轻便。由于摩擦离合器的轴向尺寸较大， 因此两轴之间就不可能实现多档变速，一般在两轴之间，只能实现两档变速，所以这种变速箱是一个多轴式变速箱，以适应多档变速。 大部分工程机械定轴式动力换挡变速箱全部采用摩擦式离合器进行换挡，这样就做到了全部在负载情况下进行换挡，因而提 图2.3.2高了车辆的机动性和生产率，但这种变速箱结构较为复杂，摩擦离合器的数量相应地也会要增加些。2.3.3行星式动力换挡变速器 上述几种结构变速箱可以看出当档数增加时，特别在重型铲运运输机械上，变速箱将会做得很大，操纵不使。因此，近年来在铲土运输机械传动系统中，大量使用行星齿轮式动力换档变速箱，不仅在重型车辆上广泛采用，而且在中小型铲土运输机械上，也日益增多地采用行星齿轮式动力换档变速箱。图2.3.3所示为CL7自行式液压铲运机传动系简图。前行星排：太阳轮11和活塞15连成一体，齿圈12用花键和中间轴II相连，行星架13和输入轴I做成一体，是变速箱的主动件。当离合器C1接合时，行星架13、活塞15和太阳轮11连成一体和轴I一起旋转。而当摩擦片式制动器T1接合时，活塞15和太阳轮11就被锁住不能转动。离合器和制动器具有液压操纵有关活塞进行接合，当油压去除后，在回位弹簧作用下，离合器和制动器便分离。图2.3.3 第一行星排：太阳轮16和活塞室20分别以花键和中间轴II相连，齿圈17外面有摩擦片式制动器T2，在需要时制动器T2可将齿圈17制动住。行星架18和第二行星排齿圈22连成一体，而后者又和第三行行星排太阳轮25连成一体。在需要时离合器C2接合后，行星架18通过和活塞室20接合而与中间轴II一起旋转 第二行星排：太阳轮21用花键和中间轴II相连，行星架23则与输出轴制成一体，为变速箱的从动件。齿圈22如上所述和第一行星排行星架18、第三行星排太阳轮25连成一体，它和太阳轮25的连接部分是套在输出轴III外面（互不接触），通过连接部分的花键和太阳轮25连成一体。在需要时，齿圈22可由摩擦片式制动器T3将其锁住。 第三行星排：行星架27和输出轴III用花键相连，和第二行星架23一样，为变速箱的从动件。在需要时，摩擦片式制动器T4可将齿圈26锁住2.4离合器 离合器的功用有以下几点： 第一，能迅速、彻底地把内燃机的动力和传动系统分离，以防止在变速箱换挡时齿轮产生冲击；第二，能把内燃机动力和传动系柔和地接合使铲土运输机械平稳地起步；第三，当外界负荷急剧增加时可以利用离舍器打滑，以防止传动系统和内燃机零件超载；第四，利用离合器分离可以使铲土运输机械短时间停车。2.4.1 TY180推土机多片温式主离合器图2.4.1所示为TY180推土机上用的多片湿式主离合器。主离合器的主动部分有飞轮6、压盘5和主动片4。飞轮带毛凸沿，在凸沿上加工有内齿，主动片4和压盘5的外齿与飞轮内齿相啮合，既可以与飞轮一起旋转，又可以沿齿作轴向移动，以保证其接合与分离。从动部分有主离合器轴1、从动轮毂2和从动片3等零件。图2.4.1飞轮中间固定有轴承座，从动轮毂2以内花键套在轴l的前端，以轴承支承在飞轮中间的轴承座中。离合器轴1的带凸缘一端由一滚柱轴承支撑，在该轴承旁装有油封，以防止外部泥水进入，并阻止润滑油往外泄露。 从动轮毂2的外缘有外齿与三个从动片3的内齿相啮合，二个从动片3可以沿着从动轮毅2的外齿旋转和作轴向移动。从动轮毂2的轮缘制成槽形，以便聚集冷却油，在沿槽的圆周上钻有小孔，这样在槽内聚集的冷却油经小孔流向离合器从动片3起冷却作用。 离合器轴1的中心钻有油道，从液压助力器15来的油经散热器冷却后，从离合器壳体上的油孔，进入离合器轴1内油道，去润滑各运动件，并冷却离合器从动片3。 从动片由两块烧结有铜基粉末冶金的钢板铆接而成，在钢板之间有6个碟形弹簧，均布在摩擦片平均半径的圆周上，因此，从动片的表面不是一个平整的平面，而是形成有6个波峰波谷的凹凸表面，其作用是当主离合器接合时，比较平稳、柔和。在从动片上还开有径向槽，冷却从动片的油液经此槽流出，由于离心力，油向外甩出，使主动片4周边的齿得到润滑，然后因重力滴落到离合器壳底部。2.4.2活塞缸旋转式离合器挡板7和油缸体3都紧固在离合器体1上，压力油经轴孔进入缸体油腔，推动活塞4压缩弹簧2并压紧内、外摩擦片5和6，使离合器接合；压力油释放后，装在离合器体内的弹簧2推动活塞4复位。轴的另一个进油孔是用来冷却和润滑摩擦片的。外片连接件8通过滚动轴承装在传动轴上，与齿轮等传动件连接，以传递扭矩。这种结构拆装方便，此次设计就采用这种结构离合器。2.5最终传动最终传动的功用是将主传动器传来的动力再一次降低转速，增大扭矩后传给驱动轮，使铲运机械行驶或进行各种作业。2.5.1 TY180履带推土机最终传动 图2.5.1所示为TY180履带推土机采用平行轴式最终传动，它是由两图2.5.1对圆柱齿轮、轮毂、驱动轮（链轮）、横轴、外壳体等主要零件组成。第一级主动齿轮9与轴做成一体，通过轴端的锥形花键与驱动盘11连接，外端则通过轴承8支撑在外壳体18上，与它相啮合的第一级从动齿轮13用三个平键固定在第二级主动齿轮7上而组成第一级齿轮组。第二级主动齿轮7通过轴承6与12分别支撑在外壳体和驱动桥箱体上，与第二级主动齿轮相啮合的第二级从动齿圈14用螺栓固定在轮毂17上，轮毂是通过轴承3与15安装在横轴16上；链轮齿圈5用螺栓固定在链轮轮毂4上，一起用6个平键和1:10的锥度固定在轮毂17上。 横轴16的另一端通过外壳体压入驱动桥箱体，牢牢地固定在驱动桥箱体中部下方，横轴16的另一端（外端）通过支架固定在台车架上。横轴16和轮毂17的外轴承3采用球面滚柱轴承，其余均采用滚柱轴承。链轮轮毂4和外壳体18及支架19之间的间隙，分别安装两组浮动油封1和2防止润滑油外漏和外部泥水进入最终传动壳体中。2.5.2 行星式双级终传动图2.5.2中，1-驱动盘，2-一级减速主动齿轮，3-一级减速从动齿轮齿圈，4-一级减速从动齿轮毂，5、6-轴承，7-半轴，8-一级减速齿轮罩，9-外端面浮动油封，10-轴承，11-二级减速太阳轮，12-二级减速行星轮，13-二级减速固定齿圈，14-驱动轮，15-轴承，16-内端面浮动油封。图2.5.2平行轴式最终传动和行星轮式最终传动相比，在一定的传动比下，平行轴式最终传动的体积较大，不够紧凑。另外，因为平行轴式最终传动只有一对轮齿参与传递动力，而行星轮式最终传动则同时有几对（与行星轮数相同）轮齿参与传递动力，故平行轴式最终传动的轮齿受力较大。但行星轮式最终传动得结构复杂，制造和调整的要求都较高。第三章 传动系统参数的确定3.1档位与传动路线前进/倒退档位变速箱前进I输入轴1-910-1116-4输出轴II输入轴1-910-1115-5输出轴III输入轴1-910-1114-6输出轴IV输入轴1-910-1113-8输出轴V输入轴3-7输出轴倒退I输入轴2-1216-4输出轴II输入轴2-1215-5输出轴III输入轴2-1214-6输出轴IV输入轴2-1213-8输出轴前进/倒退档位传动比前进Ii=(Z9/Z1)(Z11/Z10)(Z4/Z16)2.230 IIi=(Z9/Z1)(Z11/Z10)(Z5/Z15)1.465 IIIi=(Z9/Z1)(Z11/Z10)(Z6/Z14)1.033 IVi=(Z9/Z1)(Z11/Z10)(Z8/Z13)0.720 Vi=(Z7/Z3)0.535倒退Ii=(Z12/Z2)(Z4/Z16)1.715 IIi=(Z12/Z2)(Z5/Z15)1.127 IIIi=(Z12/Z2)(Z6/Z14)0.735 IVi=(Z12/Z2)(Z8/Z13)0.554 3.2变速箱主要参数的确定3.2.1压力角 我国和许多国家都把齿轮的标准压力角规定为20。对于轿车考虑到较小噪音是一个主要要求，高档齿轮多采用较小的压力角，例如：14.5、15、16、16.5等。中、重型汽车的倒档为了提高其承载能力，采用了22.5或25。故选取法面压力角 n = 22.5 端面压力角 t = actan（tann /cos） = actan（tan22.5/cos15） = 23.23.2.2螺旋角 轿车和轻型货车螺旋角的选取范围为20-35；中、重型货车取 10-30 故可取 = 15 基圆柱螺旋角b = actan（tancost） = actan（tan15 cos23.2） = 13.83.2.3齿轮模数 变速器所用模数的大致范围是：轿车和轻型货车2.5-3.5；中型货车3.5-4.5；重型货车4.5-6 根据 GB/T 1357-1987 可由下表选取渐开线圆柱齿轮模数：第一系列4 56810第二系列4.55.56.579 综上选取模数 mn = 6 端面模数 mt = mn/cos = 6/cos15 = 6.21173.2.4齿宽齿轮宽度b的大小直接影响着齿轮的承载能力，b加大，齿的承载能力增高。但试验表明，在齿宽增大到一定数值后，由于载荷分配不均匀，反而使齿轮的承载能力降低。所以，在保证齿轮的强度条件下，尽量选取较小的齿宽，以有利于减轻变速器的重量和缩短其轴向尺寸。通常根据齿轮模数的大小来选定齿宽：直齿 b=(4.58.0)m，mm斜齿 b=(6.08.5)m，mm第一轴常啮合齿轮副齿宽的系数值可取大一些，使接触线长度增加，接触应力降低，以提高传动的平稳性和齿轮寿命。3.2.5齿数分配根据档位与传动路线分配齿轮齿数如下表:齿轮代号Z1Z2Z3Z4Z5Z6Z7Z8齿数1923262723191415齿轮代号Z9Z10Z11Z12Z13Z14Z15Z16齿数21192322272319153.2.6各档齿轮的几何参数表经上诉计算求得各档齿轮齿数后，由机械原理所学知识：法面顶隙系数 cn = 0.25法面齿顶高系数 han = 1当量齿数 Zv = Z/cos3 分度圆直径 d= Zmn/cos基圆直径db= dcost 齿顶高 ha = mnhan 齿根高 hf = mn（han+cn） 齿顶圆直径 da = d + 2ha齿根圆直径 df = d - 2hf 法面齿厚 sn = （/2）mn 端面齿厚 st = （/2）mt 齿宽b =（6-8.5）mn参数Z1Z2Z3Z4Z5Z6Z7Z8齿数1923262723191415模数66666666齿顶高系数11111111分度圆直径118142.9161.5167.7142.91188793.2齿顶高66666666齿根高7.57.57.57.57.57.57.57.5齿宽4242424242424242齿根圆直径103127.9146.5152.7127.91037278.2齿顶圆直径130154.9173.5179.7154.913099105.2参数Z9Z10Z11Z12Z13Z14Z15Z16齿数2119232227231915模数66666666齿顶高系数11111111分度圆直径130.4118142.9136.7167.7142.911893.2齿顶高66666666齿根高7.57.57.57.57.57.57.57.5齿宽4242424242424242齿根圆直径115.4103127.9121.7152.7127.910378.2齿顶圆直径142.4130154.9148.7179.7154.9130105.23.2.6动力参数计算（1）.各轴转速轴1 =1800r/min轴2 =1345.3r/min轴3 =1045.5r/min（2）.各传动副效率主离合器传动效率 =0.96每对圆柱斜齿轮的传动效率 =0.97每对滚动轴承的传动效率 =0.98联轴器的传动效率 =0.98（3）.各轴的传递功率输入轴1 中间轴2 输出轴3 （4）.各轴传递转矩0.66106 Nmm0.80106 Nmm1.03106 Nmm3.3斜齿圆柱齿轮的计算及校核3.3.1齿轮Z1（1）几何尺寸的计算： 法面顶隙系数 cn = 0.25 法面齿顶高系数 han = 1 齿数 Z1 = 19 当量齿数 Zv = Z1/cos3 = 19/cos315=21.08 分度圆直径 d = zmn/cos =196/ cos15=118.0215mm 基圆直径 db = dcost = 118.0215cos23.2= 108.45mm 齿顶高 ha = mnhan = 61 = 6 mm 齿根高 hf = mn（han+cn）= 6（1+0.25）= 7.5 mm 齿顶圆直径 da = d + 2ha = 118.0 + 26 = 130.0 mm 齿根圆直径 df = d - 2hf = 118.0 - 27.5 = 103 mm 法面齿厚 sn = （/2）mn = （/2）6 = 9.4 mm 端面齿厚 st = （/2）mt = （/2）6.2117 = 9.8 mm 齿宽b =（6-8.5）mn = 76 = 42 mm（2）材料： 根据机械设计P191页表10-1选取齿轮材料为40Cr，调质处理，硬度250 HBS；材料品质要求为MQ； 由P208图10-20查取其弯曲疲劳强度极限FE = 590 MPa；由P209页图10-21查取其接触疲劳强度Hlim = 700MPa。（3）强度校核： 由发动机经主离合器，联轴器传至轴I的扭矩为发动机最大扭矩的80%： TI = 850.8 =68 Nm 分度圆上的圆周力 Ft = 2000TI/d = 200068/118 =1152.54 N 节圆上的圆周力 Ft= 2000TI/db = 200068/108.45 = 1254.03 N 径向力 Fr = Fttann/cos = 1152.54tan22.5/cos15= 494.2 N 轴向力 Fa = Fttan = 1152.54tan15= 308.8 N 已知 z1 =19 z9= 21，由机械设计P215页图10-26查得： 1 =0.74 9 = 0.75 故端面重合度 = 1 + 2 = 1.49 斜齿轮的纵向重合度 = bsin/（mn） = 42sin15/（6） = 0.577按齿根弯曲疲劳强度计算： F = KFtYFaYSaY/（bmn） F 载荷系数K = KAKVKK 由机械设计P193页表10-2查得使用系数KA = 1.5 根据圆周速度 = d n/(601000) = 1181800/60000 = 11.1m/s 7级精度，由机械设计P194页图10-8查得，动载系数KV = 1.2 由机械设计P195页表10-3查得齿间载荷分配系数KH = KF = 1.2由机械设计P196页表10-4查得齿向载荷分配系数KH = 1.161由机械设计P198页图10-13查得KF = 1.188故 K = 1.51.21.21.188 = 2.41 由机械设计P200页表10-5查得：齿形系数YFa = 2.85；应力校正系数YSa = 1.54由机械设计P217页图10-28查得：螺旋角影响系数Y = 0.93 F = 2.411152.542.851.540.93/（4261.49） = 30.2 MPa F F = FE/S = 590/1.5 = 393.3 MPa，所以强度足够。按齿面接触强度计算： H = ZHZE H 由机械设计P217页图10-30查得：区域系数ZH = 2.42 由机械设计P201页表10-6查得：弹性影响系数ZE = 189.8 载荷系数K = KAKVKHKH= 1.51.21.21.161 = 2.50 u = z9/z1 = 21/19 = 1.1 H = ZHZE = 2.42189.82.51152.542.1/（421181.491.1） = 396.43 MPa H H = Hlim/S = 700/1 = 700 MPa，所以强度足够。3.3.2齿轮Z11（1）几何尺寸的计算： 法面顶隙系数 cn = 0.25 法面齿顶高系数 han = 1 齿数 z 11= 23 当量齿数 Zv = Z11/cos3 = 23/cos315=25.52 分度圆直径 d = zmn/cos =236/ cos15=142.87mm 基圆直径 db = dcost = 142.87cos23.2= 131.31mm 齿顶高 ha = mnhan = 61 = 6 mm 齿根高 hf = mn（han+cn）= 6（1+0.25）= 7.5 mm 齿顶圆直径 da = d + 2ha = 142.87 + 26 = 154.87 mm 齿根圆直径 df = d - 2hf = 142.87- 27.5 = 127.87 mm 法面齿厚 sn = （/2）mn = （/2）6 = 9.4 mm 端面齿厚 st = （/2）mt = （/2）6.2117 = 9.8 mm 齿宽b =（6-8.5）mn = 76 = 42 mm（2）材料： 根据机械设计P191页表10-1选取齿轮材料为40Cr，调质处理，硬度250 HBS；材料品质要求为MQ； 由P208图10-20查取其弯曲疲劳强度极限FE = 590 MPa；由P209页图10-21查取其接触疲劳强度Hlim = 700MPa。（3）强度校核 TII = TI = 68 Nm 分度圆上的圆周力 Ft = 2000TII/d = 200068/142.87 = 951.9 N 节圆上的圆周力 Ft = 2000TII/db = 200068/131.31= 1035.7 N 径向力 Fr = Fttann/cos = 951.9tan22.5/cos15= 408.2 N 轴向力 Fa = Fttan = 951.9tan15= 254.82 N 已知 z10 = 19 z11 = 23，由机械设计P215页图10-26查得： 10 =0.74 11 = 0.765 故端面重合度 = 1 + 2 = 1.505 斜齿轮的纵向重合度 = bsin/（mn） = 42sin15/（6） = 0.577按齿根弯曲疲劳强度计算： F = KFtYFaYSaY/（bmn） F 载荷系数K = KAKVKK 由机械设计P193页表10-2查得使用系数KA = 1.5 根据圆周速度 = d n/(601000) = 142.871800/60000 = 13.47m/s 7级精度，由机械设计P194页图10-8查得，动载系数KV = 1.2 由机械设计P195页表10-3查得齿间载荷分配系数KH = KF = 1.2 由机械设计P196页表10-4查得齿向载荷分配系数KH = 1.161由机械设计P198页图10-13查得KF = 1.112 故 K = 1.51.21.21.112 = 2.40 由机械设计P200页表10-5查得：齿形系数YFa = 2.69；应力校正系数YSa = 1.575由机械设计P217页图10-28查得：螺旋角影响系数Y = 0.93F=2.40951.92.691.5750.93/（4261.505）= 23.73 MPa F F = FE/S = 590/1.5 = 393.3 MPa，所以强度足够。按齿面接触强度计算： H =