推土机的变速箱的设计-变速器设计【4张CAD图纸+PDF图】
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- 内容简介：
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一、推土机的传动方案设计1.1推土机传动方案整机的动力装置和驱动轮之间的所有传动部件总称为传动系统。传动系统的基本功用是将动力装置的动力按需要传给驱动轮和其他机构。机械传动系统刻有内燃机驱动，也可以有电机驱动。对于内燃机驱动的车辆要求其传动系统具有以下功能：（1）将低转速，增大转矩。（2）实现变速。（3）由于内燃机不能实现反转，通过传动系统中的变速箱实现反向行驶（倒退）。（4）必要时切断动力。（5）实现左右驱动车轮之间的差速。 为了实现以上功能，内燃机驱动的机械传动系统有离合器、变速箱、万向传动装置、驱动桥等机件构成。机械传动具有结构简单、工作可靠、价格低廉、质量轻、传动效率高，以及可以利用发动机运动零件的惯性进行作业等优点，因此在中小功率的车辆上得到广泛应该用。但机械传动也存在以下主要缺点：在工作阻力急剧变化的工况下，内燃机容易熄火；采用人力换挡时，换挡动力中断时间长;传动系统零件受到的冲击载荷大，同时由于外载荷的急剧变化，又通过传动系统影响动力装置，因而降低了动力装置和传动系统的各零件的使用寿命。图 1-1-1 所示为履带式推土机的机械传动动系统布置简图。1.2变速箱的设计方案变速箱的传动方案设计，就是根据所确定的档位数与各档传动比，按照重量轻、体积小、传动效率高、噪音小、操作简便的设计原则，草拟传动方案，工程车辆的机械式变速箱大范围采用的是平面三轴式和空间三轴式两类方案。本次设计的履带式推土机的变速箱有五个前进档和四个倒退档，它采用空间三轴式滑动齿轮换挡。图 1-2-1 所示为履带式推土机变速箱的传动简图图 1-2-1 履带式推土机变速箱的传动简图1 输入轴；2输出轴；3中间轴；4惰轮轴；当动力由输入轴经惰轮轴传到中间轴上时为前进档，当动力直接由输入轴传到中间轴上时为倒退档。中间轴3上装有换向滑动齿轮，以及、档由后向前顺序排列的换挡滑动齿轮。当以不同的换挡齿轮与输出轴上相应的齿轮啮合时，即可获得4个前进档或4个倒退档。V档滑动齿轮装在输入轴2的后部，当她与输出轴上的齿轮啮合时，即为V档。为了减小变速箱的轴向尺寸，在输出轴上V档齿轮布置在、 档齿轮留出的空间内。可见，在前进五档中，IV 档是通过三对齿轮啮合传出的,V档则是通过一对齿轮啮合传出。变速箱各级传动比确定1.3 传动系统总传动比 （1-2-1）式中：履带板节距，m; 围绕驱动链轮一周的履带板数目，取1014将,及各档行驶速度代入公式，得=77.09=54.45=37.90=28.17=90.13=59.78=41.85=29.151.4.各部件传动比的确定 （1-2-2） 式中：变速箱的传动比; 主传动器（中央传动器）的传动比； 最终传动（轮边传动）的传动比；参考现有同类推土机，结合具体情况，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、变速箱主要参数的确定2.1中心距的确定中心距对变速箱的尺寸及重量有直接的影响，所选中心距应能保证齿轮的强度。对履带推土机，可按下面经验公式初选变速箱中心距：（2-1-1）式中：变速箱头档被动齿轮所传扭矩（，为发动机额定扭矩，为从发动机至变速箱头挡被动齿轮轴的速比）为中心距系数，参照表2-1-1 选取表 2-1-1 履带推土机变速箱中心距参数推土机型号上海120宣化120移山180T180T320发动机额定扭矩（公斤*米）57.34871.671.6131(公斤*米)163104169160406A（mm）157.5155.29187.4186.7243.5328.833.23432.432.9已知：发动机额定扭矩80公斤米，=3.00，则=802.75=220公斤米，取k=34.2将上述数据带入公式 （2-1-1） ，得 mm2.2齿轮模数对履带推土机，可按下面的经验公式来初选模数，所选取的模数大小应符合GB11160规定的标准值。 m= （2-2-1） 式中：头档被动齿轮所传扭矩 模数系数,参照表 2-2-1 选取.。表 2-2-1 履带推土机变速箱的齿轮模数统计数据推土机型号上海120宣化120移山180T180T320发动机额定扭矩（公斤*米）57.34871.671.6131（公斤*米）163104169160406M(mm)755562.431.070.9050.920.81由上述计算知=206公斤*米，取=0.92，代入公式 （2-2-1），得 取标准值m=52.3齿宽b 齿宽b的大小直接影响齿轮的强度。在一定范围内b大强度就搞，但变速箱的轴向尺寸和质量亦增大。试验证明，齿宽过分增大，由于沿齿宽方向载荷分布不均匀性增大，反而使齿宽承载能力随之降低。 通常根据m的大小来选取齿宽。 对于直齿 b = (4.47) m ; 对于斜齿 b = (69.5) m; 中心距和模数一定时，齿宽b可用来调节齿所受的应力，根据各对齿轮上受力不同选取不同齿宽，对负荷较大的齿轮常增加其齿宽以提高其承载能力，对负荷较小的齿轮可减少齿宽，以减小变速箱的轴向尺寸和重量。 根据以上分析，得各齿轮的齿宽如表 2-3-1 所示表 2-3-1 变速箱的齿宽齿轮齿宽（mm）30303540353535齿轮齿宽（mm）35354035353535 2.4选配齿数 选配齿数的任务是，在变速箱传动简图方案和变速箱主要参数已经知道的情况下，根据所需的各档传动比来确定各对齿轮的齿数。下面结合本设计来说明分配各档齿数的方法。 由上述计算确定所需各档传动比为： 前进 ： ; ; ; ; 后退 : ; ; ; 分配传动比并确定各对齿轮的传动比五档经一对齿轮传动。其传动比 四个后退档和其余四个前进挡前进 ： ; ; ; 后退 ： ; ; ; 配齿要从以下各对齿轮的传动比： ; ; ; ; ; 由组成式变速箱传动简明方案的特点所决定，具有下列关系： 而 ： ; ; ; 只要确定 ，其他各对齿轮的传动比都可以由所需传动比通过计算来确定。确定 :我们把变速箱的传动比分为定传动比和变传动比，和为变传动比，变传动比是由两轴间若干对齿轮来实现的。变速箱设计中取变速部分最大传动比（减速）为最小传动比（增速）的倒数，即：则： 这样，主动轴上最小齿数（）和最大齿数（）分别与被动轴上最小齿数（）和最大齿数（）相等。由： 得： 将 ，代入后计算得： 通过计算得： =1.72 ， =1.16 , =0.80 , =0.57 , =1.20确定总齿数当中心距、模数已确定，则总齿数和即可求得为：对直齿： 由各对啮合齿轮的传动比及其齿数和来定各齿轮齿数，即解下列方程式： (2-4-1) 式中：和主动齿轮和被动齿轮的齿数；I 此啮合对齿轮的传动比。通过上述方法计算变速箱各对齿轮的齿数 （1）一档齿轮的齿数， 一档变传动比=1.75 为了确定，的齿数，先求出齿数和： （2.4.1） 其中A=206mm , m=5 , 故 将上述数据代入式(2-4-1)中（2.4.1），得： 52 ，30（2）二档齿轮的齿数， 二档变传动比 齿数和=82 将上述数据带入式 (2-4-1) 中，得： 44，（3）三档齿轮齿数， 三档变传动比2 齿数和将上述数据代入式(2-4-1) 中，得： 37，45（4）四档齿轮齿数， 四档变传动比 齿数和=62 将上述数据代入式(2-4-1) 中，得： ，（5）五档齿轮齿数，为了确定和的齿数，选求其齿数和： M=6, 取，故=72 将上述数据代入式(2-4-1)中，得： =43 ， （6）确定齿数， 传动比 为了确定，的齿数，先求其齿数和： 其中：m=5 ; 取，故有 将上述数据代入式(2-4-1)中，得： ，(7) 确定齿数 由， 及，得： 现将各档齿轮几何参数计算结果列于下表 2-4-1 中 表 2-4-1 各档齿轮几何参数齿轮数据参数齿数2836435229443730393038455244模数55555555555555刀具角齿顶高系数11111111111111分度圆直径140180215260145220185150195150190225260220齿顶高55555555555555齿全高6.256.256.256.256.256.256.256.256.256.256.256.256.256.25齿跟高11.511.511.511.511.511.511.511.511.511.511.511.511.511.5齿宽3030304035353535354035353535齿顶圆直径150190225270155210195160205160200235270230齿根圆直径127167202247132207172137182137177212247207三、齿轮设计3.1齿轮强度计算变速箱齿轮主要破坏形式是疲劳接触破坏和疲劳弯曲破坏，因此一般变速箱齿轮进行疲劳弯曲强度计算和疲劳接触强度计算。3.1.1弯曲疲劳强度计算验算齿根危险断面处的弯曲应力： （3-1-1-1）式中： 计算扭矩（主动齿轮所传递的扭矩）（公斤米） 主动齿轮节圆半径（厘米） 模数（毫米） 齿轮齿宽（厘米） 齿形系数 螺旋角系数(对直尺取：K=1，对斜齿取：K=) 工作状况系数 许用弯曲应力（当齿轮材料为20CrMnTi，20CrMnMo时，取许用弯曲应力 =25003200公斤/厘米2） 验算齿轮Z1的弯曲应力其中:M=80公斤米 ；=7 ； b=3 ；y=0.438 ；Kb=1 ； Kb=1.65 将上述数据带入公式（3-1-1-1）中，得 （公斤/厘米2） 故齿轮Z1满足弯曲疲劳强度要求 验算齿轮Z2的弯曲疲劳强度其中：其中:M=80公斤米 ；=9=9 ； b=3 ；y=0.463 ；Kb=1 ； Kb=1.65 将上述数据带入公式（3-1-1-1）中，得 （公斤/厘米2） 故齿轮Z2满足弯曲疲劳强度要求 验算齿轮Z3的弯曲疲劳强度其中：其中:M=80公斤米 ；=10.75 ； b=3 ；y=0.477 ；Kb=1 ； Kb=1.65 将上述数据带入公式（3-1-1-1）中，得 （公斤/厘米2） 故齿轮Z3满足弯曲疲劳强度要求依据上述计算方法可以得出其他齿轮的弯曲应力，其计算结果如下表 3-1-1-1 所示：表 3-1-1-1 各齿轮弯曲应力数据前进一级前进二级倒档传动区分主从主从主从主从主从主从齿轮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区分主从主从主从主从主从主从齿轮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对照上表可知，所涉及变速器齿轮均满足弯曲疲劳强度要求。3.1.2接触疲劳强度计算 验算节点接触应力； （3-1-2-1）式中： K 系数（对直尺取1070，对斜齿取925，这是由于斜齿轮轮齿倾斜，接触线长增加，重合度增加，因此承载能力有所提高） A 中心距（厘米） 传动比，=1 B 齿轮的有效齿宽（厘米） M 小齿轮上扭矩（公斤米） 工作状况系数 角变位修正对接触强度影响系数， (为修正后的啮合角) 许用接触应力（当齿轮材料为，时，取许用接触应力为1000014000公斤/厘米2） 验算齿轮Z1的接触疲劳强度其中：K=1070，A=20，1.39,b=3，M=5570公斤厘米，=1.65 =1将上述数据带入公式 3-1-2-1） 中，得 =11313.1公斤/厘米2故Z1 满足接触疲劳强度要求 验算齿轮Z2的接触疲劳强度其中：K=1070，A=20，i=1.22,b=3，M=5570公斤厘米，=1.65，=1将上述数据带入公式（3-1-2-1）中，得 =11313.1公斤/厘米2故Z2 满足接触疲劳强度要求 验算齿轮Z2的接触疲劳强度其中：K=1070，A=20，i=1.483 , b=3，M=4270公斤厘米，=1.65，=1将上述数据带入公式（3-1-2-1）中，得 =9987.7公斤/厘米2故Z3满足接触疲劳强度要求依照上述计算方法，可得出其他齿轮的接触应力，其计算结果如下表 3-1-2-1 所示表 3-1-2-1 各齿轮接触应力数据前进一级前进二级倒档传动区分主从主从主从主从主从主从齿轮18202020.620.620.6i1.2731.3211.3211.701.2141.214b33343.53.5M5570708955709369936977161.651.651.651.651.651.651111111199210541929611871234711205区分主从主从主从主从主从主从齿轮20.61820.620.620.620.6i1.6961.3041.701.2141.2141.696b3.53.543.53.53.5M5525427073607360606143411.651.651.651.651.651.65111111107799988105261094399319555对照上表可知，所设计变速器齿轮均满足接触疲劳强度要求3.2齿轮材料、加工精度和结构形状 齿轮材料一般采用，等渗碳淬火后表面硬度HRC5864，心部HRC3148，淬硬层精度一般为8-7-7，结构形式如图图 3-2-1 齿轮结构形式轮缘厚度 b=（23）m LD腹板厚度 c=（34）m d=810毫米轮毂厚度 a（0.10.15）D e=58毫米 d1 = 1.2D f=812毫米 g=810毫米四. 变速器轴设计与计算变速箱的轴主要进行强度和刚度计算。在变速箱处于不同排挡时，轴所受的扭矩和弯矩也不同。当轴受到的扭矩最大时，所受弯矩不一定也最大，因此，在轴的计算中，应当从各个排挡的弯矩与扭矩组合中选择最危险工况进行计算。由上述传动系的转速及转矩分析，首先，轴的强度和刚度校核应该是中间轴的 低速档时。4.1.轴的强度校核轴的转速转矩齿轮分度圆直径齿轮圆周力径向力 轴向力4.1.1轴的材料选择由于结构复杂，空心轴，保持尺寸稳定和减少热处理变形，选取：调质取所以轴的输入直径： 考虑轴断由键槽，轴径应力中加4-5,取4.1.2轴的结构设计取轴颈处，与标准轴承的孔径相同，其余各处均放大5mm。 4.1.3键联接的强度校核选用A型平键与齿轮联接处键的尺寸：，与相连的花键为：，由于两键传递的扭矩相同，但与齿轮相联处的键的轴径较小，故只需校验此键相联强度， 键联接传递的扭矩：键工作面比压为：故键联接强度通过。4.1.4计算支承反力弯矩及转矩简化得： 而 ，则： 将各力在水平面和垂直面分别计算水平弯矩：垂直弯矩：合成弯矩：， 4.1.5按弯扭合成应力校核轴的强度轴的危险截面在C处，对于直径，抗弯截面模量弯曲应力扭转应力所以由于扭矩应力为动脉循环应力，取0.6轴的计算应力： 所以 4.1.6精确校核轴的疲劳强度 碳钢特点系数 ，中碳钢 由圆角圆角处的所有应力集中函数键槽应力集中函数绝对尺寸影响函数表面光洁度系数圆角 键槽配合圆角键槽配合安全系数由表计算说明许用安全系数故轴承的疲劳强度足够4.1.7轴的静强度校核：轴的危险截面为G处校核危险截面的安全系数 由表8-346查得许用安全系数 故故轴的静强度足够4.2.轴的刚度校核计算为了保证齿轮的正确齿合，对变速箱轴的刚度提出了比较严格的要求，规定位于齿合齿轮处的轴的合成挠度不超过0.15-0.20mm。齿合齿轮处的轴的合成挠度，不仅应考虑齿轮上所收阻力的影响，还应考虑到该齿轮上其它齿合齿轮的力产生的影响、为了便于计算，通常分解计算水平面和垂直面产生的挠度，然后将同相挠度叠加，最后再将水平和垂直内的挠度以矢量合成，求出合成挠度。将齿轮对轴的作用力在水平和垂直面分解时，应注意分析齿轮齿和情况，变速箱为一空间多轴式变速箱，其中中间轴的受力情况较复杂，所以对此轴进行刚度校核。4.2.1轴的弯曲刚度校核计算：计算轴的当量直径：式中：阶地轴每段的长度mm 阶地轴每段的直径mm Z 阶梯轴所分得段数对中间轴齿轮Z4 Z5工作时有：阶梯轴的计算长度 L=384mm 所以，当量直径在作用下挠度为，其中所以转角同理在作用时，所以总挠度: 由于安装齿轮，则轴上安装圆锥滚子轴承安装齿轮处要求则4.3轴的扭转刚度校核计算阶梯轴扭转角式中：轴所受的扭矩，轴的材料的剪切弹性模量，。对于钢材轴的截面的极惯性矩，对于圆轴阶梯轴受扭矩作用的长度，分别代表阶梯轴第段上所受的扭矩、长度和极惯性矩，阶梯轴受到扭矩作用的轴段数其中：所以对以一般传动轴所以轴的刚度足够。4.4花键的设计计算1. 几何尺寸计算分度圆直径公称结合直径D=m(z+1)内花键齿顶圆直径：基圆直径：内花键齿根圆直径：理论工作齿高 将各轴花键几何尺寸列于表 4-3-1 中表 4-3-1 各轴花键几何尺寸参 数第一轴ZdfDd0第一轴（输入轴）输出端2.75164446.7538.105中间轴316485141.569第二轴（输出轴）4.25166872.2558.890第三轴（中间轴）4.25166872.2558.8902. 花键强度计算（1） 计算公式：挤压应力：式中：传递扭矩（） 平均半径 = cm F键侧投影面积 F=0.8mL() Z齿数 L工作长度 m模数 k负荷不均匀系数 k=0.70.8 , 取k=0.75(2) 计算示例：第一周前进一级传动主动齿轮处： 已知：m=3 , z=16, , D=51 , L=7.2cm , F=0.8mL= K=0.75 对于齿面淬硬，工作条件有冲击的静联结花键，故安全。第三轴、档主动齿轮处：已知：m=4.25，z=16，L=9.6cm， k=0.75, , 故安全。按同样的方法，分别计算出各档位齿轮处花键强度。现将计算结果列于表 4-3-2 中表 4-3-2花键强度计算结果 参数第一轴（mm）L(mm)(kg.cm)（）前进一级传动主动齿轮处3 1648725570111.92倒档传动主动齿轮处3 1648695570116.79档从动齿轮处4.25 16687215886.7159.06档从动齿轮处4.25 16685411376.8151.88档从动齿轮处4.25 1668727715.777.25、档主动齿轮处4.25 1668969369.170.35档主动齿轮处4.25 1668819369.183.38前进二档从动齿轮处4.25 1668589369.1132.43五、轴承的设计与寿命计算根据变速箱结构，轴的支承形式及所受载荷性质，初步确定所采用的轴承形式后，应验算轴承的寿命是否符合要求。在计算之前，首先应确定轴承上所受外力，亦即算出轴的支承反力。由于轴承在变载荷，变转速的情况下工作，为此需知道各档使用率和各档工况下的负荷和转速分布情况，然后换算成当量载荷计算。变速箱轴承计算寿命应达到6000小时，至少不小于2000小时。查手册知30209轴承基本额定负荷。由上章计算可知5.1，求两端轴承受到的径向载荷和和转速，轴承的预计算寿命分度圆直径将轴承部件受到的空间力系分解为铅垂面和水平面两个平面力系，其中的为通过另加转矩而平移到指向轴线，也通过另加弯矩而移到作用轴上。由力的分析知：5.2，求两轴承的计算轴向力和对于圆锥滚子轴承，轴承派生轴向力其中Y=1.5所以因为所以被压紧的轴承1所受的轴向力轴承2所受的轴向力查表得因为查表得径向载荷系数和轴向载荷系数：对于轴承1：对于轴承2：因轴承运转过程中冲击载荷则 速度因数冲击载荷系数温度因数所以 查表的轴承1的使用寿命为13000小时，轴承1的使用寿命为100000小时.5.3对于使用滚针组分析选用代号为：其中 径向当量动载荷径向当量静载荷而分度圆直径为齿轮上受到圆周力则滚子轴承所受当量动载荷为由轴承寿命公式对于滚子轴承取，轴承的转速，轴承的基本额定动载荷，轴承的载荷，所以，所以，轴承满足使用寿命六、变速器操纵元件设计变速器的操作结构，应满足如下主要要求1) 换档时只能挂入一个档；防止误挂倒档；换档后应使齿轮在全齿长啮合，并防止自动脱档。直接操纵依靠手力换档的变速器成为手动变速器称为手动变速器。是最简单的换档方案，已得到广泛的应用。其优点是减少了变速叉轴，各档同一组用一组自锁装置，因而使操作机构简化依靠手力换档的变速器成为手动变速器称为手动变速器。是最简单的换档方案，已得到广泛的应用。其优点是减少了变速叉轴，各档同一组用一组自锁装置，因而使操作机构简化。2）远距离操纵受总布置限制，有些车辆变速器距驾驶员坐椅较远，此外
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