【正文】 ，為了加工方便，所有齒輪均使用同一模數(shù)。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)。 (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)在傳動比上面就是各前進擋的傳動比要比對應(yīng)的倒退擋的傳動比大。(3) 確定斜齒輪齒數(shù)對于斜齒輪，其齒輪副總齒數(shù)計算式為：； (35) 齒輪副中主動輪齒數(shù)計算式為： (36)被動輪齒數(shù)計算式為： ； (37)實現(xiàn)的兩對齒輪齒數(shù)根據(jù)已知中心距試湊。m 中間軸Ⅱ： === r/min Nm選取軸的材料以及熱處理方式輸入軸采用40Cr，經(jīng)過調(diào)質(zhì)處理，由文獻[15]查得：抗拉強度：MPa 扭轉(zhuǎn)疲勞極限：MPa屈服點：MPa 彎曲疲勞極限：MPa軸的許用彎曲應(yīng)力：MPa MPa初步確定軸的最小直徑一般在設(shè)計軸時，先要確定軸的最小直徑，才能進行后續(xù)的設(shè)計。該段參數(shù)的確定主要是有所設(shè)計的軸承透蓋直徑及其萬向接盤的尺寸確定的。軸肩處的圓角半徑R=1mm，軸端倒角1。左端部分選用軸承同輸入軸，因此d1=50mm,L1=80mm；右端部分選用N210E型號軸承，dxDxB=509020，故d3=50mm，L3=50mm。常見的同步器類型有常壓式、慣性式和慣性增力式三種[17]。同步環(huán)材料選取銅合金，=，所以≥ ~176。同步環(huán)錐面寬B 與摩擦錐面的發(fā)熱有關(guān), 一般取B= R鎖/ 10～R鎖/ 14 ( R鎖為撥環(huán)半徑)B=9～，此處試取da15=189mm，da16=149mm，與輸出軸距36mm，故先試取同步環(huán)錐面直徑為210mm（平均直徑）。= R錐/(R鎖sin)tan45176。為了防止變速器在工作中自動脫檔,接合齒應(yīng)為倒角齒。 齒輪三維模型 傳動軸三維模型 同步器及其爆炸圖 齒輪與軸簡單裝配 本章小結(jié)在本次設(shè)計中，本章是重點，主要完成了以下工作：(1) 變速箱主參數(shù)的確定，包括：中心距、各齒輪旋向及其齒數(shù)、模數(shù)、壓力角、螺旋角、齒輪副傳動比；(2) 變速箱內(nèi)軸的布置及換擋方式，及其換擋嚙合套的相關(guān)參數(shù)的確定；(3) 分別詳細設(shè)計了輸入軸、輸出軸、中間軸的結(jié)構(gòu)及其選材，對輸出軸進行了大致的分析；(4) 詳細設(shè)計了換擋裝置鎖銷式同步器，并建三維模型。在本設(shè)計中，齒輪材料采用40Cr，可通過鍛造毛坯，?；?，粗切，調(diào)質(zhì)處理，精切，滲碳淬火，低溫回火，磨齒而得，精度可達8級。； ——材料的彈性模量，在此查表得； ——齒輪嚙合接觸線實際長度，此處取20mm； ——主、從動輪節(jié)點處的曲率半徑；對于斜齒輪，曲率半徑： (48)式中：是節(jié)圓半徑；其中， (49)式中：是中心距，是齒數(shù)；一擋： mm，mm mm mm MPa MPa二擋： mm，mm mm mm MPa MPa三擋： mm，mm mm mm MPa MPa四擋： mm，mm mm mm MPa MPa五擋： mm，mm mm mm MPa MPa同計算一樣計算MPa，因此齒輪齒面接觸強度也符合要求。m(3) 垂直面彎矩圖(在A截面處) (e)： N計算中間軸上各齒輪所受的力 在前進第一擋工作時，(1)斜齒輪Z11：（a）軸受力圖；（b）水平面受力圖；（c）水平面彎矩圖；（d）垂直面受力圖；（e）垂直面彎矩圖；（f）合成彎矩圖；（g）扭矩圖 輸入軸受力分析 N N N (2) 斜齒輪Z12：由于斜齒輪Z12是直接由輸入軸上倒擋主動輪Z2直接驅(qū)動，所以 N N N(3) 斜齒輪Z16：由于此時實行的是前進1擋，中間軸上只有Z16是主動輪，所以先計算該輪。m(5) 轉(zhuǎn)矩圖 (e)所示： T= 因所設(shè)計的方案是輸出軸上主要是四擋齒輪副從動齒輪，其上的受力與中間軸上的受力基本上是作用力與反作用力的關(guān)系，由于前一小節(jié)已對中間軸做了詳細分析，在此就不再分析了，軸上個齒輪受力在上節(jié)中已經(jīng)給出，且此軸所采取的花鍵軸要比中間軸上的大一個檔次，因此不需詳細校核了。 校核鍵的強度在本設(shè)計中，用到的鍵主要是花鍵軸上的花鍵，因花鍵軸有兩種尺寸，所以對應(yīng)要校核的花鍵也是兩種型號，分別為8566510 GB/T 114420010829212 GB/T 11442001。并校核了設(shè)計中所用到的鍵的強度，主要是花鍵，經(jīng)計算校核，均滿足使用要求。(4)完成以上工作后進行手工繪圖和CAD繪圖，并進行PRO/E建模與仿真。值此論文完成之際，謹向鐘老師表示我衷心的感謝和崇高的敬意!在做畢業(yè)設(shè)計過程中，也得到了很多同學(xué)和親朋好友的指導(dǎo)和幫助，是親愛的同學(xué)們在我迷惑時給我指點迷津，使我不斷產(chǎn)生前進的動力，還要感謝我的同學(xué)，親朋好友們在工作、學(xué)習(xí)及生活上給我的關(guān)心和幫助，他們就是我堅實的后盾!最后，向參加我論文評審和答辯的老師、教授、專家們表示我最衷心的感謝，感謝您們百忙之中抽出時間來對我親臨指導(dǎo)。本畢設(shè)是在尊敬的鐘宇光教授的悉心指導(dǎo)下完成的。在本論文的設(shè)計中，主要進行了以下的設(shè)計工作：(1)根據(jù)推土機傳動系統(tǒng)的設(shè)計要求，確定主要的設(shè)計參數(shù)，明確總體的設(shè)計方案。根據(jù)文獻[15]可知，花鍵動聯(lián)接的強度條件為 (418)式中：——載荷分配不均系數(shù)，與齒數(shù)的數(shù)量有關(guān)系，一般情況下， 齒數(shù)較多時取較大值； ——花鍵的齒數(shù)；——齒的工作長度，mm；——花鍵齒側(cè)面的工作高度，矩形花鍵，此處是外花 鍵的大徑，為內(nèi)花鍵的小徑，為倒角尺寸，單位均是mm； ——花鍵的平均直徑，矩形花鍵，mm； ——花鍵聯(lián)接許用壓力，MPa。計算軸承壽命：由式： (417)式中：由文獻[15]查得，fp=~ 取fp=2由文獻[15]查得，ft=由文獻[15]查得，C=192000Nε——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)果可知軸承壽命顯然滿足使用要求。但是，通過上面的計算，查表可選用材料37SiMn2MoVi，調(diào)質(zhì)處理:抗拉強度：MPa。同輸入軸一樣計算時以受力較大擋處校核，顯然輸入軸在執(zhí)行前進第5擋時最大，因此此處受力分析以該擋為原型。截面A處當(dāng)量彎矩： （413）是應(yīng)力折合系數(shù)，由于軸轉(zhuǎn)矩類似于脈動變化，因此 N首先分別計算各齒輪的受力狀態(tài)：1　 斜齒輪Z1： N (410) N (411)N (412)以上(441412)式中：——圓周力，N；——扭矩，N帶入公式(45)計算得MPa經(jīng)過計算驗證可知齒輪彎曲疲勞強度滿足要求。變速箱中齒輪損壞形式有以下幾種：(1) 輪齒折斷。同步器零件之間間隙的確定鎖銷同步器各零件之間的間隙必須選擇適當(dāng), 并且遵循如下的關(guān)系: (313) (314) (315)式中: ——齒套與接合齒之間的空檔間隙，10mm；—— 錐環(huán)與錐盤兩基面之間的空檔間隙, 設(shè)計時取= 1mm～2. 5mm，2mm；—— 錐環(huán)小端與錐盤內(nèi)端面之間的間隙, 設(shè)計時取= 3. 5mm～4mm，4mm；——鎖銷倒角與齒套鎖銷孔倒角之間的空擋間隙,設(shè)計時取=0. 95mm ～，1mm；—— 同步器定位銷與同步環(huán)之間的空檔間隙, 設(shè)計時取= 0. 25mm～0. 35mm，；—— 同步器的后備行程, 設(shè)計時取 =2. 5mm～3mm；d —— 同步環(huán)徑向磨損量。齒套鎖銷孔和定位銷孔的設(shè)計一般鎖銷孔的數(shù)量為3 個～6 個, 中型車變速器取小值, 重型車變速器取大值,本設(shè)計中取3個。同步器鎖止角的確定要使同步環(huán)在同步階段中鎖止, 必須滿足鎖止條件: (311)根據(jù)摩擦錐面平均半徑R錐、摩擦系數(shù)、錐面角和撥環(huán)半徑R鎖來確定合適的鎖銷角, 通常取= 35176。一般油槽寬為2mm～4mm,此處選取3mm， 數(shù)量30 ～40個，取40。 鎖銷式同步器工作過程分析鎖銷式同步器有外錐與內(nèi)錐之分，這里設(shè)計外錐式，：換擋時，在撥叉軸向推力作用下，推動摩擦錐環(huán)的外錐面壓向與被同步齒輪嚙合的摩擦錐盤的內(nèi)錐面，具有轉(zhuǎn)速差的兩錐面一經(jīng)接觸便產(chǎn)生促使其迅速同步的摩擦力矩，而鎖銷倒角與銷孔端部的倒角相互抵觸( 所示)，阻止接合套繼續(xù)前移，倒角斜面上法向壓緊力N 可分解為軸向力F1 和徑向力F2 ，軸向力F 1產(chǎn)生慣性力矩，徑向力F2 產(chǎn)生拔環(huán)力矩。繪制中間軸的結(jié)構(gòu)簡圖根據(jù)以上的計算，： 中間軸 輸出軸結(jié)構(gòu)設(shè)計計算軸的扭矩計算產(chǎn)生扭矩最大的擋，即一擋：所以軸傳遞的扭矩最大為： N在設(shè)計之前先使用性能較好地40Cr，經(jīng)過調(diào)質(zhì)處理，由文獻[15]查得：抗拉強度：MPa 扭轉(zhuǎn)疲勞極限：MPa屈服點：MPa 彎曲疲勞極限：MPa軸的許用彎曲應(yīng)力：MPa MPa初步確定軸的最小直徑依據(jù)扭轉(zhuǎn)強度確定：，查表得，所以中間軸最小直徑范圍為： mm 中間軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計對于中間軸的設(shè)計，第一同樣是要明確該軸上的裝配關(guān)系，確定裝配方案。(3) 齒輪段C：此段由于要安裝三個斜齒輪及其嚙合套，因此采用花鍵軸形式，由于選擇矩形花鍵中系列NxdxDxB=8566510，長度l3=526mm。因此，可以根據(jù)式（39）確定變速箱輸入軸的最小直徑范圍： mm 輸入軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計對于輸入軸的設(shè)計，第一是要明確該軸上的裝配關(guān)系，確定裝配方案。m 四擋： r/min N： 斜齒輪旋向布置根據(jù)以上原則，、： 換向齒輪齒數(shù)及旋向換向齒輪Z1Z5Z4Z11Z12Z2齒數(shù)253126323331旋向左右右左左右 換擋齒輪齒數(shù)及旋向擋位數(shù)12345齒輪Z16Z10Z15Z9Z14Z8Z13Z6Z3Z7齒數(shù)2137273131