【正文】 動(dòng)大齒輪分度圓直徑相同。根據(jù)以上原理計(jì)算各齒輪副中各齒輪的齒數(shù)如下：； ； ； ； ； 對于第5擋，根據(jù)傳動(dòng)比試取，則： 由(4) 修正中心距由 （38）代入上文所計(jì)算得的齒數(shù)，最終得輸入軸與輸出軸之間的中心距=184mm，中間軸與輸出軸之間的中心距=190mm。m。m 輸出軸Ⅲ： 對于1~4擋： === 對于第5擋： === 一擋： r/min Nm 五擋： r/min N此處，按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度計(jì)算，依據(jù)公式： （39）式中：——軸徑；——許用扭轉(zhuǎn)剪應(yīng)力，MPa；——軸傳遞的功率，kW；——軸的轉(zhuǎn)速，r/min；——由扭轉(zhuǎn)剪應(yīng)力確定的系數(shù)。軸上主要的零件由離合器、萬向節(jié)盤、軸承壓蓋(左)、軸承(左)、齒輪、同步器、軸承(右)向左端裝配。(2) 左端軸承段B：d2=50mm l2=109mm。(4) 右端滾柱軸承D段：d4=45mm l4=321mm。(5) 繪制輸入軸的結(jié)構(gòu)簡圖 根據(jù)以上的計(jì)算，： 輸入軸 中間軸結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)由于本設(shè)計(jì)中有多個(gè)擋位，但在設(shè)計(jì)時(shí)不用考慮所有擋，可以只需考慮要求最高的一擋就行，因此在接下來的設(shè)計(jì)中，均已要求最高的前進(jìn)第一擋作為首要滿足條件。軸上主要的零件由調(diào)心滾子軸承、前進(jìn)倒退主動(dòng)齒輪1擋變速主動(dòng)齒輪及其其間的嚙合套(右)向左端裝配。關(guān)于軸上零件的周向固定，齒輪采用花鍵固定，嚙合套套轂與花鍵軸花鍵聯(lián)接，嚙合套外圈與其轂通過兩個(gè)180176。m軸結(jié)構(gòu)確定 輸出軸上主要布置前進(jìn)擋換向齒輪，這是一個(gè)雙聯(lián)齒輪，通過軸承與軸連接，與軸存在相對圓周運(yùn)動(dòng)，因此其對該軸的受力影響不大；又因軸上的受力與中間軸基本相同，故其應(yīng)力也相差不大，只是其扭矩相對大一些，所以關(guān)于此軸，材料選取同中間軸，只是軸徑需要作相應(yīng)的改動(dòng)，再根據(jù)其上齒輪與中間軸和輸入軸上的齒輪之間的關(guān)系，： 輸出軸 同步器結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 在本設(shè)計(jì)中，變速器要實(shí)現(xiàn)5個(gè)前進(jìn)擋，4個(gè)倒退擋，主要通過四個(gè)換擋裝置來執(zhí)行，由于結(jié)構(gòu)空間尺寸限制、所要同步的齒輪尺寸限制及其軸向尺寸的限制，同步器的尺寸會有所不同，但是原理都是一樣的。常壓式同步器的同步性能不夠穩(wěn)定，已經(jīng)很少使用，目前得到廣泛使用的是慣性式同步器。只有當(dāng)輸入端和輸出端轉(zhuǎn)速相同時(shí)，起鎖止作用的摩擦力矩和慣性力矩才會消失為零，鎖銷才能轉(zhuǎn)過一個(gè)角度與銷孔對中，于是接合套順利移動(dòng)與被同步齒輪的齒圈接合，實(shí)現(xiàn)換擋。此處取8176。同步環(huán)螺紋齒頂寬對摩擦系數(shù)的影響較大, 在設(shè)計(jì)時(shí), 一般螺紋齒頂寬為0. 15mm～0. 2mm,， 螺紋牙形角為50176。同步環(huán)的材料同步環(huán)的材料，我主要采用銅合金, 通過精鍛成型后對其進(jìn)行機(jī)加工?！?5176。=1得R鎖150～214mm，先試取180mm，再返回計(jì)算 176。鎖銷孔的直徑應(yīng)根據(jù)鎖銷的最大直徑來確定,此處為16mm 鎖銷孔兩端的倒角應(yīng)與鎖銷的倒角一致均為45176。結(jié)合齒工作寬度 (312)式中是同步斜齒輪的法向模數(shù)，本設(shè)計(jì)中由前可知為6，代入公式(313)可得mm，設(shè)計(jì)中取15mm。本設(shè)計(jì)中所取值代入公式(31115)均符合要求。(5) 對初步設(shè)計(jì)完成的構(gòu)件包括齒輪、軸、同步器進(jìn)行三維建模，并進(jìn)行簡單裝配。原因是當(dāng)齒輪副工作時(shí)，輪齒一般會受到足夠大的沖擊載荷作用，從而造成輪齒彎曲折斷；另外，輪齒后同時(shí)又重復(fù)受到載荷的沖擊作用，導(dǎo)致齒根產(chǎn)生疲勞裂紋，隨著載荷的不斷作用，裂紋將不斷擴(kuò)展、加深、逐漸加大，最終出現(xiàn)彎曲折斷。 計(jì)算斜齒輪的彎曲應(yīng)力斜齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算式[15]為： （41）式中：——彎曲應(yīng)力； ——載荷系數(shù)， （42）其中，——使用系數(shù)，查表選取2；——?jiǎng)虞d系數(shù)，；——齒間載荷分配系數(shù)，；——齒向載荷分布系數(shù)，；綜上代入公式(42)有 ——圓周力， (43)式中，——轉(zhuǎn)矩，在第3章已經(jīng)計(jì)算完成；——分度圓直徑； ——齒寬；——法面模數(shù)；——端面重合度，可按圖查取而得； ——齒形系數(shù)，按當(dāng)量齒數(shù) (44)查表而得；——應(yīng)力校正系數(shù)，按由表查得；——螺旋角系數(shù)，查圖而得。 計(jì)算斜齒輪的接觸應(yīng)力斜齒輪接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算式為： (47)式中：——接觸應(yīng)力，MPa； ——計(jì)算載荷，N 變速箱軸的校核計(jì)算變速箱中一共用到三根軸其材料在第3章已經(jīng)論述過，此處不再多說，直接進(jìn)行軸的校核計(jì)算。m；——分度圓直徑，mm；——徑向力，N；——軸向力，N；——法面壓力角，此處為20176。m (4) 合成彎矩圖 (f)： Nm 所以 (414) (415)式中：——花鍵小徑，mm；——花鍵大徑，mm；——花鍵齒數(shù)。 N N N (4)斜齒輪Z1Z1Z13： 由于此時(shí)工作的是前進(jìn)1擋，中間軸上只有Z16是主動(dòng)輪，其余的均是從動(dòng)輪，Z16驅(qū)動(dòng)輸出軸，輸出軸從而驅(qū)動(dòng)Z1115運(yùn)動(dòng)，又因這三個(gè)齒輪都是空套在中間軸上，周向沒有固定，只確定了軸向，因此，他們對中間軸只存在徑向力和軸向力，而不存在轉(zhuǎn)矩。軸上各齒輪的受力在第二小部分已計(jì)算出，由此可以計(jì)算軸承的水平支反力： N N垂直支反力： N (2) 水平面彎矩圖(在彎矩最大截面處) (b)： Nm按彎矩合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度由以上受力圖及其計(jì)算的結(jié)果可以看出齒輪13處截面的彎矩最大，因此校核截面強(qiáng)度應(yīng)選該截面處。扭轉(zhuǎn)疲勞極限：MPa。 檢驗(yàn)軸承的壽命在本設(shè)計(jì)中所采用的軸承主要是兩種：雙列調(diào)心圓柱滾子軸承和徑向圓柱滾子軸承，因此校核就一樣校核一個(gè)。 (2) 輸入軸后端使徑向用圓柱滾子軸承，其主要承受徑向力而承受微小的徑向力，由輸入軸的受力圖可知其軸向力:N,而所承受的軸向力相對于徑向力則很小近似為零。下面將分別對它們進(jìn)行校核。本設(shè)計(jì)中采用的是矩形花鍵，對于第一種型號8566510 GB/T 11442001，主要是在中間軸上，=，=8，=110mm，=，=，=帶入公式(418)計(jì)算得故強(qiáng)度符合使用要求。最后簡單地對箱體進(jìn)行建模。(2)對推土機(jī)傳動(dòng)系統(tǒng)傳動(dòng)比的確定：此部分主要包括，對推土機(jī)傳動(dòng)系統(tǒng)總傳動(dòng)比進(jìn)行計(jì)算，并分配到各個(gè)傳動(dòng)裝置。以上就是本論文的設(shè)計(jì)主要進(jìn)行的工作，通過本次設(shè)計(jì)，再一次系統(tǒng)的總結(jié)實(shí)踐大學(xué)期間所學(xué)的專業(yè)理論知識，學(xué)會了如何使用和查詢資料、充分發(fā)揮所學(xué)、所能去發(fā)現(xiàn)問題、解決問題。鐘老師嚴(yán)謹(jǐn)求實(shí)的治學(xué)態(tài)度、淵博的專業(yè)知識、忘我的工作熱情以及豐富的實(shí)踐經(jīng)驗(yàn)，使我受益匪淺，將終身難忘。鐘老師不僅在專業(yè)知識上給予了我精心指導(dǎo)，同時(shí)也不斷鼓勵(lì)我做好畢業(yè)設(shè)計(jì)，使得我信心百倍，為完成畢業(yè)設(shè)計(jì)做好準(zhǔn)備。參考文獻(xiàn)[1] “十一五”期間中國工程機(jī)械行業(yè)現(xiàn)狀分析[J].中商情報(bào)網(wǎng).[2] “十二五”發(fā)展機(jī)會及趨勢[J].工程建設(shè)，2011（6）：5860.[3] 吳慶鳴，何小新，劉華英，[M].武漢：武漢大學(xué)出版社.[4] [D].西安：長安大學(xué)工程學(xué)院2006.[5] [C].廈門：集美大學(xué)輪機(jī)工程學(xué)院.[6] 才委，馬文星，[J]. 機(jī)床與液壓，2006（2）：106108.[7] 黃宗益，李興華，[J].筑路機(jī)械與施工機(jī)械化，1997（6）： 2022.[8] 張潤利，劉新福，賀杰，謝觀福，[N].[9] 《淺談推土機(jī)傳動(dòng)方式及全液壓傳動(dòng)推土機(jī)的前景！》.0606411:html.[10] 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本次畢業(yè)設(shè)計(jì)完成過程可以說是步步維艱，若是只依靠我一個(gè)人的力量肯定是完不成的，就算僥幸完成了，質(zhì)量上肯定也存在問題。(3)對推土機(jī)傳動(dòng)系統(tǒng)變速箱的設(shè)計(jì)：此部分包括各齒輪的配齒計(jì)算，變速箱主參數(shù)的確定以及軸的布置，同步器的設(shè)計(jì)，然后根據(jù)齒數(shù)比和變速箱主要參數(shù)對變速箱進(jìn)行設(shè)計(jì)計(jì)算，確定結(jié)構(gòu)尺寸，形狀，材料等參數(shù)，對變速器中齒輪，輸入軸，中間軸，輸出軸，軸承，花鍵進(jìn)行必要的校核、驗(yàn)算，繪制相應(yīng)的彎矩圖、扭矩圖。為了適應(yīng)市場的需求和推土機(jī)復(fù)雜的工況，本論文設(shè)計(jì)在原有推土機(jī)變速箱的基礎(chǔ)上，對其進(jìn)行一定的改進(jìn)以適應(yīng)市場的趨勢，滿足更多要求。 箱體外殼結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)及初步建模 箱體是支承整個(gè)傳動(dòng)系統(tǒng)的外殼結(jié)構(gòu)，起到與外部相連的作用，在本設(shè)計(jì)中主要是參照二級減速器箱體的設(shè)計(jì)原則進(jìn)行設(shè)計(jì)，同時(shí)結(jié)合設(shè)計(jì)中的結(jié)構(gòu)空間等特點(diǎn)進(jìn)行設(shè)計(jì)，比如：在設(shè)計(jì)中，三根軸是呈空間三軸形式布置的，因此為了節(jié)約材料，且考慮到變速箱安裝等等問題，把變速箱設(shè)計(jì)成圓筒形；為了便于將箱體內(nèi)的部件安裝上，箱體采用上下在軸孔中心處剖分式，最終得到想要的箱體，： 三維建模與裝配完后的軸測圖 本章小結(jié)本章主要是校核計(jì)算，其中包括對校核了五個(gè)前進(jìn)擋的齒輪副的齒面接觸疲勞強(qiáng)度和彎曲疲勞強(qiáng)度，都能夠達(dá)到使用要求；繪制了輸入軸、中間軸彎矩圖、扭矩圖，并對它們進(jìn)行了詳細(xì)校核對不滿足使用要求的也更換了材料以達(dá)到使用要求，大致分析了輸出軸的受力；對部分軸承進(jìn)行了壽命計(jì)算，壽命均基本符合要求。而在本設(shè)計(jì)中，主要是動(dòng)聯(lián)接，因此，在這里，校核動(dòng)聯(lián)接強(qiáng)度。 計(jì)算軸承壽命： 由文獻(xiàn)[15]查得，fp=~ 取fp=2由文獻(xiàn)[15]查得，ft=由文獻(xiàn)[15]查得，C=102000Nε——壽命指數(shù)，對于滾子軸承ε=10/3代入公式(417)中得：h由以上結(jié)果可知軸承壽命也基本滿足使用要求。因雙列調(diào)心圓柱滾子軸承主要受軸向力，所以當(dāng)量動(dòng)載荷p為： (416)式中：——計(jì)算系數(shù)，由查文獻(xiàn)[15]得=因此N。彎曲疲勞極限：MPa，許用靜應(yīng)力MPa，許用疲勞應(yīng)力MPa，顯然能滿足使用要求。m 因該危險(xiǎn)截面處是花鍵軸，故，由此代入公式(414)、(415)計(jì)算可得 MPa=150MPa由計(jì)算可知，該40Cr軸強(qiáng)