【正文】 而這些傳動用到的齒輪主要是通過三根軸支承在箱體上。本設計就是要確定這16個齒輪、3根軸、同步器、箱體及它們的相互位置關系。 傳動比確定 概述本設計只有一個要求——實現(xiàn)5個前進擋、4個倒退擋，為了能夠把設計進行下去，在此參照T180系列推土機，根據(jù)其最終擋位速度計算出本設計中需要的變速箱擋位速度進行設計。 傳動系統(tǒng)最終實現(xiàn)擋位及其速度（km/h）擋位12345前進擋7倒退擋—— 所選發(fā)動機參數(shù)發(fā)動機型號額定功率額定轉速最大扭矩參數(shù)G128ZG21850r/min854Nm 總傳動比確定對于履帶式機械，傳動系統(tǒng)總傳動比按下式計算： （21）式中：履帶圍繞驅動輪一周需要履帶板數(shù)，此處； :履帶板節(jié)距，工程常用1720216（mm），此處選203mm；前進擋傳動比確定對于前進擋 (km/h)，由公式（21）可得最低擋總傳動比： 最高擋總傳動比： 中間擋總傳動比確定：由研究已知知道，為了達到最佳轉換規(guī)律，相臨傳動比之間滿足： （22）式中q為公比級數(shù)，；由變速箱有5個前進擋，則： 得： 于是前進擋中間傳動及其高低擋分別為： 3 （從39依次推算而得） 15 （從156依次推算而得）綜上可得前進5擋傳動比分別為：1517539倒退擋傳動比確定對于倒退擋 (km/h)，同理由公式（21）可得最低擋總傳動比： 最高擋總傳動比：中間擋總傳動比確定：同理可求得公比：從45依次計算得46從123依次計算得12綜上可得各傳動比依次為：128645 總傳動比校核這里只需校核最低擋就行了，因為只有最低擋滿足要求其它擋位就能滿足使用要求。為了防止發(fā)動機熄火，最低擋總傳動比應滿足的條件是：對于履帶機械 （23）式中：為發(fā)動機最大輸出轉矩；為發(fā)動機驅動輔助裝置（油泵、風扇等）消耗的轉矩；前進1擋傳動系統(tǒng)效率；為車輛的附著力；為驅動鏈輪的節(jié)圓半徑。其中，，，代入公式（23）計算得N顯然是滿足要求的。 傳動系統(tǒng)總傳動比的分配傳動比分配即是在傳動系統(tǒng)的總傳動比確定之后，把總傳動比合理地分配到變速箱、中央傳動和輪邊減速器三個部件中去的過程。傳動系統(tǒng)的總傳動比等于整個傳動系統(tǒng)中的各個部分的傳動比之積： （24）式中：為變速箱傳動比；為中央主傳動傳動比；為輪邊減速器的傳動比。各部件傳動比確定的原則是：為了減小傳動系統(tǒng)中各傳動部件的載荷，根據(jù)功率由前向后傳動的方向，越向后部件應取越來越大的傳動比[10]。一般，首先確定，然后確定，最后根據(jù)式（24）確定。除此之外，在確定這三個部件傳動比的過程中，需要注意以下幾個方面的問題：值盡量取大，但不能影響整機寬度，且要使輪邊傳動裝置結構上能夠包容。值也要盡量取大，但要注意中央傳動的最小離地間隙的限制。當和取值較大或過大時，變速箱中最高擋的傳動比就要小于1，出現(xiàn)增速現(xiàn)象。雖然增速是被允許的，但須演算高速軸承、齒輪、傳動軸等零件的轉速是否在允許的范圍之內(nèi)。借鑒現(xiàn)有的機械： 取 再由： 分別計算得變速箱的：前進5擋分別為：、倒退4擋分別為：、 本章小結本章主要介紹了履帶推土機傳動系統(tǒng)的組成部分，并確定了履帶推土機主傳動系統(tǒng)總體方案原理圖，明確變速箱擋位路線，及所要完成的基本內(nèi)容。除此之外還確定了傳動系統(tǒng)中各部件的傳動比及其變速箱內(nèi)各擋的傳動比,并對總傳動比進行了驗算?？倐鲃颖鹊拇_定是依據(jù)理論速度及其相關的參數(shù)計算而得，中間各擋的總傳動比則是在現(xiàn)有研究的基礎上，根據(jù)其與最高擋和最低擋之間的關系來確定；變速箱中各擋傳動比則是依據(jù)總傳動比分配原則及其一些客觀條件而得。49第3章 變速箱關鍵構件結構方案設計 概述變速箱有動力換擋變速箱和非動力換擋變速箱兩大類，此處所要設計的變速箱屬于第二類。非動力換擋變速箱又被稱為人力換擋變速箱或機械式變速箱，其結構簡單，工作可靠，傳動效率高。變速箱的主要功用[11]是：(1)變速變扭。發(fā)動機的變速變矩能力較差，或者說幾乎沒有，不能夠滿足對車輛牽引力和速度變化范圍的需求，因此需要通過變速箱來解決部分矛盾，以滿足部分要求。(2) 降速增扭。發(fā)動機的轉速高，轉矩小，需要通過變速箱等部件來降低發(fā)動機傳遞到驅動輪的轉速，同時增大驅動輪的轉矩，以便滿足對車輛牽引力和速度的要求。(3) 實現(xiàn)空擋。第一，發(fā)動機啟動時需要空載；第二，當車輛較長時間停車而又不希望發(fā)動機熄火，這兩項要求均需要變速箱掛空擋切斷發(fā)動機的動力或切斷車輛的負載而實現(xiàn)。(4) 實現(xiàn)車輛的進退。不管是運輸工況，還是牽引工況，車輛隨時都面臨需要變換方向的可能，但因發(fā)動機不能夠反向旋轉，只能一直朝一個方向旋轉，因此車輛的前進、倒退只能依靠變速箱換擋以改變轉向來實現(xiàn)。 對變速箱的要求，除一般便于制造、使用、維修以及質(zhì)量輕、尺寸緊湊外。主要還有以下幾點：(1) 換擋操縱輕便、靈活、準確。(2) 要求變速箱結構簡單，工作可靠，噪聲小，傳動效率高。(3) 變速箱要有足夠的擋位數(shù)，包括空擋和倒擋，以保證車輛具有良好的生產(chǎn)率、動力性與經(jīng)濟性。(4) 要避免自動脫擋、跳擋、運動干涉等不良現(xiàn)象的發(fā)生。 變速箱結構方案的選擇目前，推土機上采用的變速箱結構多種多樣，這是由于各種類型的推土機的使用要求不同，也是由于各國推土機的使用、制造、修理等條件所決定的。各種結構形式都有其各自的優(yōu)缺點，這些優(yōu)缺點隨著主觀和客觀條件變化而變化。因此，設計時應深入實際，收集資料，調(diào)查研究，對結構進行分析比較，并盡可能考慮到產(chǎn)品系列化、通用化和標準化，最后決定較合適的方案[12]。 平面和空間三軸式變速箱倒擋軸：此處沒有設計單獨的倒擋軸，主要是因為在本設計中是通過在中間軸上布置倒擋齒輪從而實現(xiàn)倒擋，因而在這里需要解決一個問題，空間三軸的位置關系確定問題，通過下圖所示： 1輸入軸；2輸出軸；3中間軸 過渡軸的布置，由圖看去輸入軸順時針轉時，過度軸布置應布置在右邊更合理一些。平面三軸式變速箱三軸處于同一個平面上，占用空間大，且不易實現(xiàn)多個倒退擋，而空間三軸式變速箱，顧名思義就是輸入軸、輸出軸和中間軸在空間成三角形布置；在輸入軸與中間軸之間布置有換向惰輪，從而能夠實現(xiàn)多個前進擋和多個倒退擋。根據(jù)上述所講的原則，及其綠色設計的理念，本設計決定選用空間三軸式變速箱：輸入軸：前端采用雙列球面滾柱軸承支承，不僅可以調(diào)心，而且還能承受軸向力；后端用滾柱軸承支承，主要承受徑向力。軸中部有常嚙合齒輪和直接擋齒輪。中間軸：前端采用雙列球面滾柱軸承支承，有與輸入軸常嚙合的齒輪，各擋齒輪用雙金屬滑動軸承支承在花鍵軸上形成空套聯(lián)接，后端用滾柱軸承支承。輸出軸：前端采用雙列球面滾柱軸承支承，與中央傳動錐齒輪做成一體，上有各擋被動齒輪，通過花鍵與輸出軸聯(lián)接。 齒輪安排各齒輪副的安裝對于變速箱整機的布置影響大，因此對于其安排要注意以下幾方面：(1)為提高傳動效率，普遍采用有直接擋的傳動方案。(2)注意齒輪的受載情況，由于本設計采用斜齒輪，因此需注意旋向的安排。(3)齒輪的布置要有利于減小軸的撓度，改善支承受力。(4)充分利用空間，盡量減小軸向尺寸和變速箱外形尺寸。(5)相臨擋要相互靠近，便于換擋。(6)盡可能多地采用公用齒輪、公用軸、減少零件成本，降低造價成本。(7)低擋齒輪靠近支承，一般情況是從右到左、從低擋到高擋依次排列。 換擋結構形式目前，履帶推土機的換擋形式主要有三種：(1) 移動齒輪換擋。通常采用直齒輪滑動換擋，也有斜齒輪滑動換擋的。移動直齒輪換擋的優(yōu)點是結構簡單、尺寸緊湊、制造簡單，缺點是換擋時齒面間承受巨大的沖擊，會導致齒輪過早損壞，且工作噪聲大[13]。斜齒輪換擋雖在工作時較平穩(wěn)，但仍然不能避免過大的沖擊，因此在變速箱中移動齒輪換擋越來越少見了。(2) 嚙合套換擋。使用嚙合套換擋，可用構成一定傳動比的齒輪副制造成常嚙合的斜齒輪，在斜齒輪的側邊做一個易結合的結合齒，一般采用花鍵齒，用來與嚙合套嚙合。這樣避免了在一兩個齒之間有大沖擊，在結合時，嚙合套齒與結合齒共同承受沖擊力，大大地減弱了沖擊，且此種換擋還具有斜齒輪傳動的優(yōu)點。因此，比較適合用于對換擋要求不是很高的大型機器中，比如推土機。(3) 同步器換擋。這是嚙合套換擋的改進，能夠減輕結合時，結合齒間的沖擊，結合齒之間在嚙合之前有一個同步的過程，因而結合比較輕柔，比較適合用于汽車之類追求速度的機器中。本設計采用同步器換擋，其中同步機構設計一個鎖銷式同步器。具體設計詳見后文。 變速箱主參數(shù)確定變速箱擋位數(shù)及各擋傳動比在第2章已經(jīng)確定：前進5擋分別為：、倒退4擋分別為：、中心距中心距是決定變速箱外形尺寸的重要參數(shù)，在滿足其他條件下要盡可能的小。中間軸與輸出軸之間的距離A1可按下式[14]計算： （31） 式中：軸距系數(shù)，一般=～16，此處取=15； ：變速箱1擋需傳遞的最大轉矩；又：（Nm） (mm) 這是初選中心距。推土機中齒輪的模數(shù)計算齒輪模數(shù)是決定齒輪幾何尺寸的主要參數(shù)，與齒輪的彎曲疲勞強度、重疊系數(shù)、及其傳動平穩(wěn)性有關。一般情況下，在滿足齒輪強度要求的前提下，可以取得小一些。同一變速箱中，為了加工方便，所有齒輪均使用同一模數(shù)。推土機中齒輪的模數(shù)一般可按下式計算： （32）式中是模數(shù)系數(shù)，則： 推土機中齒輪的寬度計算齒輪寬度直接影響齒輪的強度。齒寬過大、過小都不行，因此，在保證齒輪強度的情況下，齒寬不宜過大。由于采用的是斜齒輪，其寬度計算經(jīng)驗式為： （mm） （33）推土機中齒輪的壓力角選取齒輪的標準壓力角是20176。，且變速箱中齒輪多采用標準壓力角，故本設計也采用標準壓力角。推土機中斜齒輪的螺旋角β選取齒輪的嚙合性能、強度和軸向力主要決定了斜齒輪的螺旋角的選取。β過大，會導致軸向力過大，軸承的工作條件惡化，導致傳動效率下降，因此β不宜過大，一般。同步器嚙合套參數(shù)計算與選取同步器嚙合套與漸開線花鍵一樣，采用漸開線齒形。由于制造工藝等原因，在同一變速箱中的幾個嚙合套，往往采用同一模數(shù)。嚙合套模數(shù)按下式初步計算： （34）式中：是嚙合套齒數(shù)；是嚙合套所傳遞的最大轉矩；為模數(shù)系數(shù)，當齒面工作寬度時，；當時。這里先暫時停一下，后期再與鎖銷式同步器一起設計。推土機中斜齒輪的配齒計算由前已知變速箱各傳動比分別為：前進擋： 倒退擋： ：圖 傳動系統(tǒng)簡圖 齒序數(shù)安排從左到右，從上到小依次排列為Z1到Z16。，變速箱由換向機構與變速機構兩部分組成。前進1～4擋由換向機構中的兩對齒輪和變速機構中的一對齒輪共三對齒輪同時傳遞動力，前進第5擋僅需一對齒輪傳遞動力；倒退1～4擋由換向機構中的一對齒輪和變速機構中一對齒輪共兩對齒輪同時傳遞動力，根據(jù)這一情況，除前進5擋可以利用前面的公式直接計算齒輪的齒數(shù)之外，其他齒輪的齒數(shù)都不能直接計算。首先需要把變速箱傳動比分配到每一對齒輪副中，然后才能計算齒輪齒數(shù)，傳動比分配如下：前進擋： 式中：為換向機構中常嚙合齒輪副的傳動比， 分別表示變速機構中1~4擋齒輪副的傳動比，其中 ，前進5擋齒輪副實現(xiàn)的傳動比：。倒退擋： 式中：為換向機構中常嚙合齒輪副傳動比。 (1) 確定 我們知道，前進擋是工作擋，需要低速度大牽引力；倒退擋是非工作擋，倒退擋的牽引力比前進擋的牽引力要小，體現(xiàn)在傳動比上