畢業(yè)設計（論文）-履帶式推土機變速傳動系統(tǒng)設計

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1、 履帶式推土機變速傳動系統(tǒng)設計 全套圖紙加扣 3346389411或3012250582 摘 要 變速箱使推土機可以變換排檔，以不同的牽引力和行駛速度工作，實現進退行駛，以及在掛空檔時切斷發(fā)動機傳給驅動輪的動力。變速箱有不同的結構類型，基本上分為兩大類，即與摩擦離合器配套的機械式變速箱和與液力變矩器配套的動力換檔變速箱(有定軸式與行星式兩種)，前者是在切斷傳動系動力的情況下換檔的，后者則利用變速箱中的換檔離合器在不一切斷傳動系動力的情況下換檔。 不論采用何種傳動方式，最大限度地提高推土機動力性和經濟性，保證推土機有最大生產率都是其最終目的。推土機作為牽引式工程機械的典型代表，

2、僅追求速度與負荷之間的自適應能力，充分利用發(fā)動機功率,提高作業(yè)生產率，降低比油耗，即追求最大的動力性、經濟性、作業(yè)生產率，也就是說發(fā)動機功率應得到充分發(fā)揮，傳動系統(tǒng)應有較高的效率，整機應有較好的作業(yè)生產率，而上述三者都與推土機傳動系統(tǒng)有著密切的關系。此次設計通過參照典型的幾款工程機械結構，如Z435裝載機、小松D155A履帶推土機、TY180推土機等，設計了配合液力變矩器的定軸式動力換擋變速箱、轉向離合器及行星式雙級終轉動，并對齒輪進行了計算及校核。 關鍵字：履帶式推土機； 變速箱； 行星式； 牽引式。 Abstract By way of sub

3、-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

4、, 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 efficie

5、ncy 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 bu

6、lldozers, 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.

7、 目 錄 第一章 緒論 1 1.1 選題的背景及課題研究意義 1 1.2.1國內研制現狀 2 1.2.2國外發(fā)展現狀 2 1.3本課題擬解決的問題 4 第二章 傳動系統(tǒng)的確定 4 2.1傳動系概述 4 2.2幾種典型的傳動系統(tǒng) 5 2.3變速箱 8 2.4離合器 12 2.5最終傳動 14 第三章 傳動系統(tǒng)參數的確定 17 3.1檔位與傳動路線 17 3.2變速箱主要參數的確定 18 3.3斜齒圓柱齒輪的計算及校核 21 3.4 轉軸計算 28 第四章 結論 33 參考文獻 33 致謝 35 46

8、 第一章 緒 論 1.1 選題的背景及課題研究意義 推土機是一種工程車輛，前方裝有大型的金屬推土刀，使用時放下推土刀，向前鏟削并推送泥、沙及石塊等，推土刀位置和角度可以調整。推土機能單獨完成挖土、運土和卸土工作，具有操作靈活、轉動方便、所需工作面小、行駛速度快等特點。其主要適用于一至三類土的淺挖短運，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。 變速箱是推土機的重要組成部分，它能實現增扭減速，降低發(fā)動機轉速，增大扭矩；變扭變速，工程機械作業(yè)時，牽引阻力變化范圍大，而內燃機轉速和扭矩的變化范圍不大，即使用夜里機械式傳動，采用了液力變矩器也不能滿足要求，因此必須通

9、過變換變速箱排擋以改變傳動系的傳動比，改變工程機械的牽引力和運行速度，以適應阻力的變化；也能實現空檔，以利于發(fā)動機啟動和發(fā)動機不熄火的情況下停車；還能實現倒檔，以改變運行方向。 隨著推土機行業(yè)高速發(fā)展，推土機零部件制造商面臨著嚴格的技術法規(guī)約束以及降低成本等壓力，因此，質量最輕、體積最小等輕量化指標已經成為考核變速器生產企業(yè)競爭力的重要依據，所以它也是影響整車性能的重要因素之一。變速器的質量一直也是推土機行業(yè)競爭的焦點，對變速器的研究開放也越來越顯得舉足輕重。 計算機虛擬現實技術，為汽車專業(yè)教學中出現的實訓設備投入不足提供了某種技術手段。因此本論文將通過solidworks、ADA

10、MS等軟件對T160型推土機變速箱進行建模與仿真，將變速器的內部結構可視化，提供先導性的實訓手段和工具,減少實訓設施的投入,減少原材料的消耗和浪費。 1.2 國內外推土機發(fā)展概況 1.2.1國內研制現狀 近年來,隨著工程建筑施工和露天礦物開采規(guī)模的不斷擴大,土石方工程作業(yè)量的增加使我國履帶式推土機得到迅速發(fā)展。但我國輪式裝載機行業(yè)起步較晚，其制造技術是陸續(xù)從美國、德國和日本等國家引進的?？傮w表現為：（1）缺乏高科技含量，產品質量不穩(wěn)定，檔次低；（2）設備的靈活性、舒適性較差；（3）用途單一，產品規(guī)格中間大兩頭小。隨著近年來先進技術的不斷引進，我國推土機行業(yè)的發(fā)展持續(xù)進步，其作業(yè)性

11、能、可靠性、維修性、安全性及燃料經濟性有了明顯的提高,微電子技術正在向推土機滲透,向機電一體化方向發(fā)展。 1.2.2國外發(fā)展現狀 50年代履帶式推土機功率只有74kW,品種規(guī)格不全,發(fā)展不快,70 年代初出現了 301.5kW的推土機.隨著資源開發(fā)和大型建筑工程提高生產率的需要,圍繞高效率、低成本為核心開發(fā)了大型化、液壓化和機電一體化的履帶式推土機。 （1）美國卡特彼勒公司 　 1977 年末該公司推出522kW的D10型推土機后相繼又推出574kW 的D11N 型推土機,使該公司來自地面的沖擊和振動附加載荷對履帶式行走機構所帶來的不良影響,然后繼續(xù)開發(fā)了新型的非等腰三角形式，高

12、架驅動鏈輪式應用于履帶布置的推土機,繼而抬高了驅動輪,最后將彈性懸掛式行走裝置作用于傳動機構，取代了傳統(tǒng)“四輪一帶”這種布置結構形式。其主要特點是履帶接地面積大,使單個鏈節(jié)所受沖擊力減少50% ;驅動輪高架所受負荷由行走裝置擺架和樞軸吸收而不傳給終傳動系統(tǒng);防止由于驅動鏈輪夾帶泥砂碎石而產生附加磨損; 使得它的承載能力更高,并且有較高且較好的穩(wěn)定性和運作機動靈活性; 履帶和傳動系統(tǒng)檢修迅速、方便。從1978年到1992年末共生產5萬多臺。 目前從D4H到D11N形成L、H、N 三大系列,并在此基礎上發(fā)展了HⅡ系列的新產品,采用模塊式結構動力傳動系差速轉向機構、EMS電子操作系統(tǒng),舒適的

13、駕駛室和較少的潤滑點。在當時國際工程機械行業(yè)居主導地位。 （2）日本小松公司 1975年推出56kW的D455A 型推土機; 緊接著又在1981年展出 755kW的D555A型推土機，地點為美國世界工程機械博覽會上;552kW的D475A-1型推土機在1986年推圖,產品的不斷更新，使得日本小松公司的推土機名聲遠揚，隨著574kW 的D475- 2型推土機的推出，半剛性履帶行走裝置也得以應用, 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,生產能力和生產效率也不斷加強,可靠性的加強便不言而喻。小松的美國公司在最近更

14、是推出了超大型的推土機,功率達到了驚人的845.8kW、機重為142.6t,機身裝有推土鏟為68.5m,這種推土機的問世，更是進一步擴大了了生產能力和生產效率。 （3）德國利勃海爾公司 靜液壓履帶推土機是該公司的主打產品。這種推土機具有結構簡單、維修簡化的特點;它將柴油發(fā)動機的轉速傳感器進行改進從而能過對行走液壓泵電子進行控制,它將發(fā)動機功率的利用率達到最大化,從而防止了發(fā)動機過載運作,避免發(fā)動機過載而損壞，所有履帶都是通過電子控制的，履帶經變量柱塞的馬達單獨驅動,進而提高了推土機的機動性;行走臺架采用最減震懸掛技術,安裝在樞軸上的彈性結構裝置和平衡梁能夠有效地吸收掉震動效果,從而使

15、得機身運轉平穩(wěn);重心較低,行駛穩(wěn)定性也較好;它的工作裝置外形設計較為合理,結構十分堅固;電子智能控制裝置對整個液壓和系統(tǒng)進行自動操控。無論是把它作為松土作業(yè)工作還是轉移物料來使用，該款機器始終都保證最優(yōu)的傳動效率，不僅降低了燃油消耗，減小了環(huán)境污染，同時延長了發(fā)動機的使用壽命。該級別的推土機中多年來唯一的靜液壓驅動的機型，豐富的實踐經驗，PR 764 1.3本課題擬解決的問題 本文首先確定變速器主要部件的結構型式和主要設計參數，在分析變速器各部分結構形式、發(fā)展過程及其以往形式的優(yōu)缺點的基礎上，確定了總體設計方案，采用傳統(tǒng)設計方法對變速器齒輪和軸進行設計計算，設計出一種基本符合要求的前5擋

16、后4擋定軸式變速器。本文主要完成下面一些主要工作： 1.查閱相關文獻，完成開題報告；2.草擬變速器傳動方案；3.確定變速器的主要參數；4.計算各檔位齒數參數；5.進行變速器主要零部件的強度校核；6.繪制裝配。 第二章 傳動系統(tǒng)的確定 2.1傳動系概述 傳動系統(tǒng)的類型有：機械式、液力機械式、全液壓式和電動輪式。在一般鏟運機械中，大多數為機械式和液力機械式傳動系統(tǒng)，挖掘機有用全液壓式傳動該系統(tǒng)。 機械式、液力式機械傳動系統(tǒng)一般包括：離合器、液力變矩器（機械式傳動系統(tǒng)沒有）、變速箱、分動箱、萬向傳動裝置、驅動橋、最終傳動等部

17、分。但并非所有的傳動系統(tǒng)都包括這些部分。如TY180推土機傳動系統(tǒng)中只有離合器、變速箱、驅動橋和最終傳動；CL7自行式液壓鏟運機傳動系統(tǒng)中沒有離合器和分動箱。從分析不同機械的傳動系統(tǒng)可知，傳動系的組成和布置型式，取決于工程機械的總體結構形式及傳動系統(tǒng)本身結構形式等許多因素。 2.2幾種典型的傳動系統(tǒng) 2.2.1履帶推土機機械式傳動系統(tǒng) 如圖2.2.1所示為TY180履帶推土機傳動系統(tǒng)，它代表了一般履帶推土機機械式傳動系統(tǒng)布置形式。從圖中可看到，柴油機1縱向前置，與之相連接的是主離合器2。通過聯軸節(jié)3把動力從主離合器傳給了變速箱4，變速箱是斜齒輪常嚙合、滑套換檔機械式變速箱，前進五

18、檔，后退四檔。變速箱輸出軸和主傳動器(也稱中央傳動)主動錐齒輪做成一體，動力經過一對 圖2.2.1 常嚙合錐齒輪5，旋轉了90°后，經轉向離合器6、最終傳動7傳給了驅動鏈輪8。由圖中可見，主傳動器、轉向離臺器都裝在一個殼體里，稱為驅動橋。從圖中也可看到，變速箱輸入軸后端可把動力直播輸出，是用來驅動附件的動力輸出處。 2.2.2輪胎裝載機液力機械式傳動系統(tǒng) 圖2.2.2所示為ZL50輪胎裝載機液力機械式傳動系統(tǒng)，它是這種型式傳動系統(tǒng)的典型布置。縱向后置柴油機1通過液力變矩器9將動力傳給變速箱3，變速箱是行星式動力換檔變速箱，有二個行星排，變速箱

19、3經萬向傳動裝置4、6將動力傳給前、后驅動橋5、7，通過最終傳動（也稱輪邊圖2.2.2 減速器）。在圖中可以看到，變速箱3的動力是通過一對常嚙合齒輪10 將動力分別傳給前、后驅動，輪這對常嚙合齒輪及其所在殼體稱為分動箱，一般都與變速箱連成一體，在分動箱中，可以根據需要把變速箱動力傳給前、后驅動橋或只傳給前橋。圖中11所表示的幾個齒輪傳動副稱為“三合一”機構，用來解決拖起動、柴油機熄火后轉向和制動等問題。 2.2.3全液壓式傳動系統(tǒng) 全液壓式傳動系統(tǒng)具有：結構簡單、重量輕、操縱輕便、工作效率高、容易改進變型等優(yōu)點。 圖2.2.3所示為一臺小型液壓裝載機傳動示意圖。柴油機

20、1通過分動箱2直接帶動5個液壓泵，其中兩個雙向變量柱塞泵8供行走裝 置中柱塞馬達4用，兩個輔助齒輪 圖2.2.3 泵9作為行走裝置液壓系統(tǒng)補油用，另一個齒輪泵5供工作裝置用。從圖中可看到，行走裝置是由柱塞馬達4通過減速箱7來驅動四個行走輪6。有的工程機械，也有液壓馬達直接帶動行走輪，從而進一步簡化傳動系統(tǒng)。全液壓傳動系統(tǒng)預計在液壓元件有新的發(fā)展情況卜，會有更大的突破。 綜上所述，此次設計最終參照TY180型履帶式推土機變速系統(tǒng)，其傳送系統(tǒng)圖如圖2.2.4所示。 圖2.2.4 圖中1-柴油機，2-液力變矩器，3-變

21、速箱，4、5-油泵，6-轉向離合器，7-終傳動。 2.3變速箱 工程機械上廣泛采用的柴油機(活塞式內燃機)，其扭矩變化范圍較小，而工程機械使用情況則十分復雜。為了解決這種矛盾，在傳動系統(tǒng)中設置變速箱。 變速箱分類方法很多，除上述根據檔數多少分為有級式和無級式以外，還可根據換擋方法分成機械換檔(或稱非動力換檔)變速箱和動力換檔變速箱。在動力換檔變速箱中，又可根據齒輪傳動型式分為定軸式(或稱軸線固定式或多鈾多片離合器式)和行星齒輪式(或稱軸線旋轉式)兩種。 變速箱檔數越多，表示這種工程機械對不同作業(yè)或行駛條件的適應性就越好。能使傳動比在一定范圍內連續(xù)變化為任意值，即傳動比在

22、一定范圍內為無限多的變速箱，稱為無級變速。鏟土運輸機械上使用的無級變速箱大多為動液傳動的液力變矩器。 2.3.1非動力換擋變速箱 圖2.3.1所示為TY120推土機變速傳動機構，TY120推土機變速箱為非動力換檔變速箱，用移動齒輪的方法進行換檔，具有五個前進檔和四個倒退檔。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。 主動軸21前端由凸緣和離合器軸相連，動力即由此輸入。后端伸出變速箱外，上面固定著小齒輪8，用來驅動液壓操縱器的機油泵，花鍵部分連接動力輸出機構。主動軸21中間花鍵部分套有三個齒輪：前進檔主動齒輪3、倒檔主動齒輪4和五檔主動齒輪8。齒輪3、4固裝在

23、軸上而齒輪6可沿軸向移動。前進檔主動齒輪3和惰輪(中間齒輪)18為常嚙合齒輪副。 圖2.3.1 中間軸17上用花鍵套裝著15、11、12、29和30等五個滑動齒輪。齒輪15為中間軸的主動齒輪，它能改變推土機的行駛方向，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(或稱雙聯齒輪)，移動時一起沿軸作軸向移動。 從動軸10位于變速箱右側，與后橋主動錐齒輪制成一體，增減調整墊片22數量時，可使軸作軸向移動，用以調整中央傳動裝置錐齒輪的嚙合間隙。從動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齒輪換檔式變速箱，其優(yōu)點是結構簡單，傳動效率高

24、。缺點是換檔時，因系撥動齒輪嚙合，操縱較重和移動距離長，所以換擋較困難；齒輪既是傳動齒又是嚙合齒，且進入嚙合只是一對齒，換檔時的沖擊只由一對齒承受，所以齒輪易損壞而影響傳動；不能采用斜齒輪，結構不緊湊。 2.3.2定軸式動力換擋變速箱 動力換擋變速箱根據齒輪傳動形式又可分為定軸式（或稱軸線固定式）和行星齒輪式（或稱軸線旋轉式）兩種。 圖2.3.2所示為Z435裝載機定軸式動力換擋變速箱。變速箱系平行五軸常嚙齒掄式，結構近似于普通機械式換檔變速箱，不問點在于采用了四個多片摩擦離合器來傳遞軸和齒輪間的動力。當離合器接合時，與該離合器軸相連接的齒輪和軸成為一體。在離合器分離時，齒

25、輪成為空套在軸上，它與軸互相分離，不能傳遞動力。離合器采用液壓操縱，故換檔時較機械式換擋機構輕便。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現多檔變速，一般在兩軸之間，只能實現兩檔變速，所以這種變速箱是一個多軸式變速箱，以適應多檔變速。 大部分工程機械定軸式動力換擋變速箱全部采用摩擦式離合器進行換擋，這樣就做到了全部在負載情況下進行換擋，因而提 圖2.3.2 高了車輛的機動性和生產率，但這種變速箱結

26、構較為復雜，摩擦離合器的數量相應地也會要增加些。 2.3.3行星式動力換擋變速器 上述幾種結構變速箱可以看出當檔數增加時，特別在重型鏟運運輸機械上，變速箱將會做得很大，操縱不使。因此，近年來在鏟土運輸機械傳動系統(tǒng)中，大量使用行星齒輪式動力換檔變速箱，不僅在重型車輛上廣泛采用，而且在中小型鏟土運輸機械上，也日益增多地采用行星齒輪式動力換檔變速箱。 圖2.3.3所示為CL7自行式液壓鏟運機傳動系簡圖。前行星排：太陽輪11和活塞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，是變速箱的主動件。當離合器C1接合時，行星架13、活塞15和太陽輪11連成一體和軸I一起旋

27、轉。而當摩擦片式制動器T1接合時，活塞15和太陽輪11就被鎖住不能轉動。離合器和制動器具有液壓操縱有關活塞進行接合，當油壓去除后，在回位彈簧作用下，離合器和制動器便分離。 圖2.3.3 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器T2，在需要時制動器T2可將齒圈17制動住。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。在需要時離合器C2接合后，行星架18通過和活塞室20接合而與中間軸II一起旋轉 第二行星排：太陽輪21用花鍵和中間軸II相連，行星架23則與輸出軸制成一體，為變速箱的從動件。齒圈22如上所

28、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的連接部分是套在輸出軸III外面（互不接觸），通過連接部分的花鍵和太陽輪25連成一體。在需要時，齒圈22可由摩擦片式制動器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，為變速箱的從動件。在需要時，摩擦片式制動器T4可將齒圈26鎖住 2.4離合器 離合器的功用有以下幾點： 第一，能迅速、徹底地把內燃機的動力和傳動系統(tǒng)分離，以防止在變速箱換擋時齒輪產生沖擊； 第二，能把內燃機動力和傳動系柔和地接合使鏟土運輸機械平穩(wěn)地起步； 第三，當外界負荷急劇增加時可以

29、利用離舍器打滑，以防止傳動系統(tǒng)和內燃機零件超載； 第四，利用離合器分離可以使鏟土運輸機械短時間停車。 2.4.1 TY180推土機多片溫式主離合器 圖2.4.1所示為TY180推土機上用的多片濕式主離合器。主離合器的主動部分有飛輪6、壓盤5和主動片4。飛輪帶毛凸沿，在凸沿上加工有內齒，主動片4和壓盤5的外齒與飛輪內齒相嚙合，既可以與飛輪一起旋轉，又可以沿齒作軸向移動，以保證其接合與分離。從動部分有主離合器軸1、從動輪轂2和從動片3等零件。 圖2.4.1 飛輪中間固定有軸承座，從動輪轂2以內花鍵套在軸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

30、承支撐，在該軸承旁裝有油封，以防止外部泥水進入，并阻止?jié)櫥屯庑孤丁? 從動輪轂2的外緣有外齒與三個從動片3的內齒相嚙合，二個從動片3可以沿著從動輪毅2的外齒旋轉和作軸向移動。從動輪轂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，這樣在槽內聚集的冷卻油經小孔流向離合器從動片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來的油經散熱器冷卻后，從離合器殼體上的油孔，進入離合器軸1內油道，去潤滑各運動件，并冷卻離合器從動片3。 從動片由兩塊燒結有銅基粉末冶金的鋼板鉚接而成，在鋼板之間有6個碟形彈簧，均布在摩擦片平均半徑的圓周上，因此，從動片的表面

31、不是一個平整的平面，而是形成有6個波峰波谷的凹凸表面，其作用是當主離合器接合時，比較平穩(wěn)、柔和。在從動片上還開有徑向槽，冷卻從動片的油液經此槽流出，由于離心力，油向外甩出，使主動片4周邊的齒得到潤滑，然后因重力滴落到離合器殼底部。 2.4.2活塞缸旋轉式離合器 擋板7和油缸體3都緊固在離合器體1上，壓力油經軸孔進入缸體油腔，推動活塞4壓縮彈簧2并壓緊內、外摩擦片5和6，使離合器接合；壓力油釋放后，裝在離合器體內的彈簧2推動活塞4復位。軸的另一個進油孔是用來冷卻和潤滑摩擦片的。外片連接件8通過滾動軸承裝在傳動軸上，與齒輪等傳動件連接，以傳遞扭矩。這種結構拆裝方便，此次設計就采用這種結構離

32、合器。 2.5最終傳動 最終傳動的功用是將主傳動器傳來的動力再一次降低轉速，增大扭矩后傳給驅動輪，使鏟運機械行駛或進行各種作業(yè)。 2.5.1 TY180履帶推土機最終傳動 圖2.5.1所示為TY180履帶推土機采用平行軸式最終傳動，它是由兩 圖2.5.1 對圓柱齒輪、輪轂、驅動輪（鏈輪）、橫軸、外殼體等主要零件組成。第一級主動齒輪9與軸做成一體，通過軸端的錐形花鍵與驅動盤11連接，外端則通過軸承8支撐在外殼體18上，與它相嚙合的第一級從動齒輪13用三個平鍵固定在第二級主動齒輪7上而組成第一級齒輪組。第二級主動齒輪7通過軸承6與12分別支撐在外殼體和驅動橋箱體上，與第二級主動

33、齒輪相嚙合的第二級從動齒圈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動橋箱體，牢牢地固定在驅動橋箱體中部下方，橫軸16的另一端（外端）通過支架固定在臺車架上。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，分別安裝兩組浮動油封1和2防止?jié)櫥屯饴┖屯獠磕嗨M入最終傳動殼體中。 2.5.2 行星式雙級終傳動 圖2.5.2中，1-驅動盤，2-一級減速主動齒輪，3-一級減速從動齒輪齒

34、圈，4-一級減速從動齒輪轂，5、6-軸承，7-半軸，8-一級減速齒輪罩，9-外端面浮動油封，10-軸承，11-二級減速太陽輪，12-二級減速行星輪，13-二級減速固定齒圈，14-驅動輪，15-軸承，16-內端面浮動油封。 圖2.5.2 平行軸式最終傳動和行星輪式最終傳動相比，在一定的傳動比下，平行軸式最終傳動的體積較大，不夠緊湊。另外，因為平行軸式最終傳動只有一對輪齒參與傳遞動力，而行星輪式最終傳動則同時有幾對（與行星輪數相同）輪齒參與傳遞動力，故平行軸式最終傳動的輪齒受力較大。但行星輪式最終傳動得結構復雜，制造和調整的要求都較高。 第三章 傳動系統(tǒng)參數的確定 3.1檔位與傳動路線

35、前進/倒退 檔位 變速箱 前進 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/倒退 檔位 傳動比 前進 I i=(Z9/Z1)×(Z11/Z10)×(Z4/Z16) 2.2

36、30 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) 0.535 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/Z2)×(Z8/Z13) 0.554 3.2變速箱主要參數的

37、確定 3.2.1壓力角 我國和許多國家都把齒輪的標準壓力角規(guī)定為20°。對于轎車考慮到較小噪音是一個主要要求，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°。 故選取法面壓力角 αn = 22.5° 端面壓力角 αt = actan（tanαn /cosβ） = actan（tan22.5°/cos15°） = 23.2° 3.2.2螺旋角 轎車和輕型貨車螺旋角β的選取范

38、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° 3.2.3齒輪模數 變速器所用模數的大致范圍是：轎車和輕型貨車2.5-3.5；中型貨車3.5-4.5；重型貨車4.5-6 根據 GB/T 1357-1987 可由下表選取漸開線圓柱齒輪模數： 第一系列 4 5 6 8 10… 第二系列 4.5 5.5 6.5 7

39、 9… 綜上選取模數 mn = 6 端面模數 mt = mn/cosβ = 6/cos15° = 6.2117 3.2.4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。但試驗表明，在齒寬增大到一定數值后，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。 通常根據齒輪模數的大小來選定齒寬： 直齒 b=(4.5~8.0)m，mm 斜齒 b=(6.0~8.5)m

40、，mm 第一軸常嚙合齒輪副齒寬的系數值可取大一些，使接觸線長度增加，接觸應力降低，以提高傳動的平穩(wěn)性和齒輪壽命。 3.2.5齒數分配 根據檔位與傳動路線分配齒輪齒數如下表: 齒輪 代號 Z1 Z2 Z3 Z4 Z5 Z6 Z7 Z8 齒數 19 23 26 27 23 19 14 15 齒輪 代號 Z9 Z10 Z11 Z12 Z13 Z14 Z15 Z16 齒數 21 19 23 22 27 23 19 15 3.2.6各檔齒輪的幾何參數表 經上訴計算求得各檔齒輪齒數后，由機械原理所學知識： 法面頂隙

41、系數 cn = 0.25 法面齒頂高系數 han = 1 當量齒數 Zv = Z/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 =（6-8.5）mn 參數 Z1 Z2 Z3 Z4 Z5 Z6 Z7 Z8 齒數 19 23 26 27 23

42、 19 14 15 模數 6 6 6 6 6 6 6 6 齒頂高系數 1 1 1 1 1 1 1 1 分度圓直徑 118 142.9 161.5 167.7 142.9 118 87 93.2 齒頂高 6 6 6 6 6 6 6 6 齒根高 7.5 7.5 7.5 7.5 7.5 7.5 7.5 7.5 齒寬 42 42 42 42 42 42 42 42 齒根圓直徑 103 127.9 146.5 152.7 127.9 103 72 78.2 齒頂圓直徑 1

43、30 154.9 173.5 179.7 154.9 130 99 105.2 參數 Z9 Z10 Z11 Z12 Z13 Z14 Z15 Z16 齒數 21 19 23 22 27 23 19 15 模數 6 6 6 6 6 6 6 6 齒頂高系數 1 1 1 1 1 1 1 1 分度圓直徑 130.4 118 142.9 136.7 167.7 142.9 118 93.2 齒頂高 6 6 6 6 6 6 6 6 齒根高 7.5 7.5 7.5 7.5 7.

44、5 7.5 7.5 7.5 齒寬 42 42 42 42 42 42 42 42 齒根圓直徑 115.4 103 127.9 121.7 152.7 127.9 103 78.2 齒頂圓直徑 142.4 130 154.9 148.7 179.7 154.9 130 105.2 3.2.6動力參數計算 （1）.各軸轉速 軸1 =1800r/min 軸2 =1345.3r/min 軸3 =1045.5r/min （2）.各傳動副效率 主離合器傳動效率 =0.96 每對圓柱斜齒輪的傳動效率 =0.97 每對滾動軸

45、承的傳動效率 =0.98 聯軸器的傳動效率 =0.98 （3）.各軸的傳遞功率 輸入軸1 中間軸2 輸出軸3 （4）.各軸傳遞轉矩 0.66×106 N·mm 0.80×106 N·mm 1.03×106 N·mm 3.3斜齒圓柱齒輪的計算及校核 3.3.1齒輪Z1 （1）幾何尺寸的計算： 法面頂隙系數 cn = 0.25 法面齒頂高系數 han = 1 齒數 Z1 = 19 當量齒數 Zv = Z1/cos3β = 19/cos315°=21.08 分度圓

46、直徑 d = zmn/cosβ =19×6/ cos15°=118.0215mm 基圓直徑 db = dcosαt = 118.0215×cos23.2°= 108.45mm 齒頂高 ha = mnhan = 6×1 = 6 mm 齒根高 hf = mn（han+cn）= 6×（1+0.25）= 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

47、= （π/2）×6 = 9.4 mm 端面齒厚 st = （π/2）mt = （π/2）×6.2117 = 9.8 mm 齒寬b =（6-8.5）mn = 7×6 = 42 mm （2）材料： 根據《機械設計》P191頁表10-1選取齒輪材料為40Cr，調質處理， 硬度250 HBS；材料品質要求為MQ； 由P208圖10-20查取其彎曲疲勞強度極限σFE = 590 MPa；由P209頁圖10-21查取其接觸疲勞強度σHlim = 700MPa。 （3）強度校核： 由發(fā)動機經主離合器，聯軸器傳至軸I的扭矩

48、為發(fā)動機最大扭矩的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 =

49、 1152.54×tan15°= 308.8 N 已知 z1 =19 z9= 21，由《機械設計》P215頁圖10-26查得： εα1 =0.74 εα9 = 0.75 故端面重合度εα = εα1 + εα2 = 1.49 斜齒輪的縱向重合度εβ = bsinβ/（πmn） = 42×sin15°/（π×6） = 0.577 ①按齒根彎曲疲勞強度計算： σF = KFtYFaYSaYβ/（b

50、mnεα）≤ [σF] 載荷系數K = KAKVKαKβ 由《機械設計》P193頁表10-2查得使用系數KA = 1.5 根據圓周速度 ν = πd n/(60×1000) = π×118×1800/60000 = 11.1m/s 7級精度，由《機械設計》P194頁圖10-8查得，動載系數KV = 1.2 由《機械設計》P195頁表10-3查得齒間載荷分配系數KHα = KFα =

51、1.2 由《機械設計》P196頁表10-4查得齒向載荷分配系數KHβ = 1.161 由《機械設計》P198頁圖10-13查得KFβ = 1.188 故 K = 1.5×1.2×1.2×1.188 = 2.41 由《機械設計》P200頁表10-5查得：齒形系數YFa = 2.85；應力校正系數YSa = 1.54 由《機械設計》P217頁圖10-28查得：螺旋角影響系數Yβ = 0.93 σF = 2.41×1152.54×2.85×1.54×0.93/（42×6×1.49） = 30.2 MPa σF ≤

52、[σF] = σFE/S = 590/1.5 = 393.3 MPa，所以強度足夠。 ②按齒面接觸強度計算： σH = ZHZE ≤ [σH] 由《機械設計》P217頁圖10-30查得：區(qū)域系數ZH = 2.42 由《機械設計》P201頁表10-6查得：彈性影響系數ZE = 189.8 載荷系數K = KAKVKHαKHβ= 1.5×1.2×1.2×1.161 = 2.50 u = z9/z1 = 21/19 = 1.1 σH = ZHZE = 2.42×1

53、89.8×√2.5×1152.54×2.1/（42×118×1.49×1.1） = 396.43 MPa σH ≤ [σH] = σHlim/S = 700/1 = 700 MPa，所以強度足夠。 3.3.2齒輪Z11 （1）幾何尺寸的計算： 法面頂隙系數 cn = 0.25 法面齒頂高系數 han = 1 齒數 z 11= 23 當量齒數 Zv = Z11/cos3β = 23/cos315°=25.52 分度圓直徑 d = zmn/cosβ =23×6/ cos15

54、°=142.87mm 基圓直徑 db = dcosαt = 142.87×cos23.2°= 131.31mm 齒頂高 ha = mnhan = 6×1 = 6 mm 齒根高 hf = mn（han+cn）= 6×（1+0.25）= 7.5 mm 齒頂圓直徑 da = d + 2ha = 142.87 + 2×6 = 154.87 mm 齒根圓直徑 df = 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

55、齒厚 st = （π/2）mt = （π/2）×6.2117 = 9.8 mm 齒寬b =（6-8.5）mn = 7×6 = 42 mm （2）材料： 根據《機械設計》P191頁表10-1選取齒輪材料為40Cr，調質處理，硬度250 HBS；材料品質要求為MQ； 由P208圖10-20查取其彎曲疲勞強度極限σFE = 590 MPa；由P209頁圖10-21查取其接觸疲勞強度σHlim = 700MPa。 （3）強度校核 TII = TI = 68 N·m 分度圓上的圓周力

56、 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 Fa = Fttanβ = 951.9×tan15°= 254.82 N 已知 z10 = 19 z11 = 23，由《機械設計》P215頁圖10-2

57、6查得： εα10 =0.74 εα11 = 0.765 故端面重合度εα = εα1 + εα2 = 1.505 斜齒輪的縱向重合度εβ = bsinβ/（πmn） = 42×sin15°/（π×6） = 0.577 ①按齒根彎曲疲勞強度計算： σF = KFtYFaYSaYβ/（bmnεα）≤ [σF] 載荷系數K = KAKVKαKβ 由《機械設計》P1

58、93頁表10-2查得使用系數KA = 1.5 根據圓周速度 ν = πd n/(60×1000) = π×142.87×1800/60000 = 13.47m/s 7級精度，由《機械設計》P194頁圖10-8查得，動載系數KV = 1.2 由《機械設計》P195頁表10-3查得齒間載荷分配系數KHα = KFα = 1.2 由《機械設計》P196頁表10-4查得齒向載荷分配系數KHβ = 1.161 由《機械設計》P198頁圖10-13查

59、得KFβ = 1.112 故 K = 1.5×1.2×1.2×1.112 = 2.40 由《機械設計》P200頁表10-5查得：齒形系數YFa = 2.69；應力校正系數YSa = 1.575 由《機械設計》P217頁圖10-28查得：螺旋角影響系數Yβ = 0.93 σF=2.40×951.9×2.69×1.575×0.93/（42×6×1.505）= 23.73 MPa σF ≤ [σF] = σFE/S = 590/1.5 = 393.3 MPa，所以強度足夠。 ②按齒面接觸強度計算： σH = Z

60、HZE≤ [σH] 由《機械設計》P217頁圖10-30查得：區(qū)域系數ZH = 2.42 由《機械設計》P201頁表10-6查得：彈性影響系數ZE = 189.8 載荷系數 K = KAKVKHαKHβ= 1.5×1.2×1.2×1.161= 2.51 u = z10/z11= 19/23 = 0.83 σH= ZHZE = 2.42×189.8×√2.51×951.9×1.83/（42×142.87×1.505×0.83） = 350.81MPa σH ≤ [σH]

61、 = σHlim/S = 700/1 = 700 MPa，所以強度足夠。 3.3.3齒輪Z16 （1）幾何尺寸的計算： 法面頂隙系數 cn = 0.25 法面齒頂高系數 han = 1 齒數 z 16= 15 當量齒數 Zv = Z16/cos3β = 15/cos315°=16.64 分度圓直徑 d = zmn/cosβ =15×6/ cos15°=93.17mm 基圓直徑 db = dcosαt = 93.17×cos23.2°= 85.64mm 齒頂高 ha = mnhan = 6×1 =

62、 6 mm 齒根高 hf = mn（han+cn）= 6×（1+0.25）= 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 =（6-8.5）mn = 7×6 = 42 mm （2）材料：

63、 根據《機械設計》P191頁表10-1選取齒輪材料為40Cr，調質處理，硬度250 HBS；材料品質要求為MQ； 由P208圖10-20查取其彎曲疲勞強度極限σFE = 590 MPa；由P209頁圖10-21查取其接觸疲勞強度σHlim = 700MPa。 （3）強度校核 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 =

64、 2000×68/85.64= 1588.04 N 徑向力 Fr = Fttanαn/cosβ = 1459.7×tan22.5°/cos15°= 625.96 N 軸向力 Fa = Fttanβ = 1459.7×tan15°= 391.1 N 已知 z16= 15 z4 = 27，由《機械設計》P215頁圖10-26查得： εα16 =0.68 εα4 = 0.774 故端面重合度εα = εα1 + εα2 = 1.454 斜齒輪的縱向重合度εβ = bsi

65、nβ/（πmn） = 42×sin15°/（π×6） = 0.577 ①按齒根彎曲疲勞強度計算： σF = KFtYFaYSaYβ/（bmnεα）≤ [σF] 載荷系數K = KAKVKαKβ 由《機械設計》P193頁表10-2查得使用系數KA = 1.5 根據圓周速度 ν = πd n/(60×1000) = π×93.17×1800/

66、60000 = 8.8m/s 7級精度，由《機械設計》P194頁圖10-8查得，動載系數KV = 1.18 由《機械設計》P195頁表10-3查得齒間載荷分配系數KHα = KFα = 1.2 由《機械設計》P196頁表10-4查得齒向載荷分配系數KHβ = 1.161 由《機械設計》P198頁圖10-13查得KFβ = 1.118 故 K = 1.5×1.18×1.2×1.118= 2.37 由《機械設計》P200頁表10-5查得：齒形系數YFa = 3.12；應力校正系數YSa = 1.47 由《機械設計》P217頁圖10-28查得：螺旋角影響系數Yβ = 0.93 σF=2.37×1459.7×3.12×1.47×0.93/（42×6×1.454）= 40.27MPa σF ≤ [σF] = σFE/S = 590/1.5 = 393.3 MPa，所以強度足夠。 ②按齒面接觸強度計算： σH =