【文章內容簡介】 面就是各前進擋的傳動比要比對應的倒退擋的傳動比大。根據(jù)對推土機變速箱的統(tǒng)計，換向機構中的等于1左右，/。在變速機構中，當=，1擋齒輪副需要實現(xiàn)的傳動比為： ；取1,4擋齒輪副實現(xiàn)的傳動比為：。(2) 分析變速箱中分度圓最大、最小的齒輪：1) 在換向機構中，倒退擋常嚙合齒輪實現(xiàn)的傳動比為1，說明主、被動齒輪的分度圓直徑比較接近；，說明主、被動齒輪的分度圓直徑相差不大，故換向機構中不存在最大、最小的齒輪問題。2) 在變速機構中，；，故分度圓最大、最小的齒輪出現(xiàn)在換向機構的1擋和4擋的齒輪副中。 ，假設：1　 1擋和4擋齒輪副中的齒輪模數(shù)相等；2　 1擋齒輪副中的主動小齒輪與4擋齒輪副中的被動小齒輪分度圓直徑相同；3　 1擋齒輪副中的被動大齒輪與4擋齒輪副中的主動大齒輪分度圓直徑相同。 根據(jù)以上假設，可以得到結構緊湊的變速箱。1擋和4擋齒輪副實現(xiàn)的傳動比應滿足以下條件：把代如上式得： 所以，各齒輪副實現(xiàn)的傳動比為：；；；； ；。(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。根據(jù)以上原理計算各齒輪副中各齒輪的齒數(shù)如下：； ； ； ； ； 對于第5擋，根據(jù)傳動比試取，則： 由(4) 修正中心距由 （38）代入上文所計算得的齒數(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。 (5) 斜齒輪旋向確定由于變速箱中采用的是常嚙合的斜齒輪，有螺旋角，會產(chǎn)生一定的軸向力，為了盡可能減小軸所承受的壓力，可以使輪與輪之間產(chǎn)生的軸向力相互抵消一部分。如果同一軸上既有齒輪輸入動力又有齒輪輸出動力時，同時工作的兩個輪齒的傾斜方向應相同，這樣才能抵消一部分軸向力。： 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)21372731312736223521旋向左右右左右左左右左右 變速箱軸結構設計 計算各軸的轉矩發(fā)動機最大扭矩854Nm。 發(fā)動機軸： =，=1850 r/min，=854 Nm 輸入軸Ⅰ： === kW r/min Nm 中間軸Ⅱ： === r/min Nm 輸出軸Ⅲ： 對于1~4擋： === 對于第5擋： === 一擋： r/min Nm 二擋： r/min Nm 三擋： r/min Nm 四擋： r/min Nm 五擋： r/min Nm由于對應的倒擋比前進擋小，因此此處就不用計算倒擋的轉矩了。 輸入軸結構設計軸傳遞的扭矩 Nm選取軸的材料以及熱處理方式輸入軸采用40Cr，經(jīng)過調質處理，由文獻[15]查得：抗拉強度：MPa 扭轉疲勞極限：MPa屈服點：MPa 彎曲疲勞極限：MPa軸的許用彎曲應力：MPa MPa初步確定軸的最小直徑一般在設計軸時，先要確定軸的最小直徑，才能進行后續(xù)的設計。此處，按扭轉強度計算，依據(jù)公式： （39）式中：——軸徑；——許用扭轉剪應力，MPa；——軸傳遞的功率，kW；——軸的轉速，r/min；——由扭轉剪應力確定的系數(shù)。軸的材料選取是決定軸承載能力的的重要因素，本設計中采用40Cr，調質處理。根據(jù)所選軸材料，查表得，此處選取100。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 輸入軸的結構設計對于輸入軸的設計，第一是要明確該軸上的裝配關系，確定裝配方案。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。由以上分析可得，輸入軸的設計需要根據(jù)軸向定位的要求，來確定軸的各段直徑和長度。 (1) 安裝萬向接盤、軸承透蓋、軸段A：d1=43mm l1=30mm。該段參數(shù)的確定主要是有所設計的軸承透蓋直徑及其萬向接盤的尺寸確定的。(2) 左端軸承段B：d2=50mm l2=109mm。這段軸徑由雙列調心滾子軸承的內圈孔徑?jīng)Q定。由于選用的滾子軸承是2000C/W型，其尺寸是dDB=5011040，故d2=50mm，至于l2確定，出了根據(jù)軸承的寬度之外，需要根據(jù)后期的關系來確定。(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。(4) 右端滾柱軸承D段：d4=45mm l4=321mm。該段軸徑由所選滾柱軸承的內徑確定，因選用的滾柱軸承是N209E，dDB=509020，故d4=50mm，l4確定依賴于整體的尺寸。關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花鍵套聯(lián)接，同時為了保證滾動軸承與軸配合有良好對中性，滾動軸承與軸采用過渡配合H6/n6。軸肩處的圓角半徑R=1mm，軸端倒角1。(5) 繪制輸入軸的結構簡圖 根據(jù)以上的計算，： 輸入軸 中間軸結構設計由于本設計中有多個擋位，但在設計時不用考慮所有擋，可以只需考慮要求最高的一擋就行，因此在接下來的設計中，均已要求最高的前進第一擋作為首要滿足條件。計算軸的扭矩Nm選取軸的材料以及熱處理方式經(jīng)過計算發(fā)現(xiàn)軸所受到的力均較大，因此選材時盡量選能滿足的。在設計之前先使用性能較好地40Cr，經(jīng)過調質處理，由文獻[15]查得：抗拉強度：MPa 扭轉疲勞極限：MPa屈服點：MPa 彎曲疲勞極限：MPa軸的許用彎曲應力：MPa MPa初步確定軸的最小直徑依據(jù)扭轉強度確定：，查表得，所以中間軸最小直徑范圍為： mm 中間軸的結構設計對于中間軸的設計，第一同樣是要明確該軸上的裝配關系，確定裝配方案。軸上主要的零件由調心滾子軸承、前進倒退主動齒輪1擋變速主動齒輪及其其間的嚙合套(右)向左端裝配。由于中間軸上的齒輪均需要與軸形成空套，只有在該擋工作時，才會與軸連接，所以本設計中間軸采用花鍵軸形式。由于選擇矩形花鍵中系列NxdxDxB=8566510，長度L2=830mm。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。關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180176?；I聯(lián)接，同時為了保證滾動軸承與軸配合有良好對中性，滾動軸承與軸采用過渡配合H6/n6。軸肩處的圓角半徑R=1mm，軸端倒角1。繪制中間軸的結構簡圖根據(jù)以上的計算，： 中間軸 輸出軸結構設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： Nm軸結構確定 輸出軸上主要布置前進擋換向齒輪，這是一個雙聯(lián)齒輪，通過軸承與軸連接，與軸存在相對圓周運動，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，故其應力也相差不大，只是其扭矩相對大一些，所以關于此軸，材料選取同中間軸，只是軸徑需要作相應的改動，再根據(jù)其上齒輪與中間軸和輸入軸上的齒輪之間的關系，： 輸出軸 同步器結構設計 在本設計中，變速器要實現(xiàn)5個前進擋，4個倒退擋，主要通過四個換擋裝置來執(zhí)行，由于結構空間尺寸限制、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。我就以設計一二擋之間即Z15與Z16之間的換擋裝置的同步器為例子進行設計。 同步器是改善推土機變速器換擋性能的重要部件，能有效實現(xiàn)輕便換擋、避免沖擊、消除噪聲、延長齒輪壽命，且便于實現(xiàn)多個前進擋和多個倒退擋，提高了推土機機的動力性和經(jīng)濟性。常見的同步器類型有常壓式、慣性式和慣性增力式三種[17]。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。慣性式同步器又分為鎖銷式、滑塊式、鎖環(huán)式、多片式和多錐式等幾種。其中鎖銷式慣性同步器，由于其摩擦錐面徑向尺寸大、轉矩容量大、結構尺寸易于調整的特點，能夠適應大扭矩等復雜的推土機作業(yè)工況，能夠滿足推土機換擋使用要求。 鎖銷式同步器工作過程分析鎖銷式同步器有外錐與內錐之分，這里設計外錐式，：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錐面，具有轉速差的兩錐面一經(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。只有當輸入端和輸出端轉速相同時，起鎖止作用的摩擦力矩和慣性力矩才會消失為零，鎖銷才能轉過一個角度與銷孔對中，于是接合套順利移動與被同步齒輪的齒圈接合，實現(xiàn)換擋。 同步器主要參數(shù)確定同步環(huán)錐面角的確定在同步階段中摩擦力矩隨著同步環(huán)錐面角的減小而增大, 為了增大同步器的容量, 錐面角應盡量取小值。但是它的極限值又受錐面角自鎖條件的限制, 為了避免錐面角發(fā)生自鎖,的選取要滿足 （310）式中 為摩擦系數(shù) 。同步環(huán)材料選取銅合金，=，所以≥ ~176。此處取8176。，=。同步環(huán)錐面螺紋和油槽的設計為了破壞被同步齒輪內錐面上的油膜, 增大同步環(huán)與摩擦錐盤之間的摩擦力矩, 并在螺紋垂直方向開設排油槽, 油槽的大小及數(shù)量應根據(jù)同步環(huán)錐面直徑來確定。一般油槽寬為2mm～4mm,此處選取3mm， 數(shù)量30 ～40個，取40。同步環(huán)螺紋齒頂寬對摩擦系數(shù)的影響較大, 在設計時, 一般螺紋齒頂寬為0. 15mm～0. 2mm,， 螺紋牙形角為50176。,螺距為0. 65mm～0. 9mm。1二擋主動齒輪；2雙金屬滑動軸承；3摩擦錐盤；4摩擦錐環(huán)；5定位銷；6接合套；7一擋主動齒輪；8軸；9鎖銷；10嚙合套轂；11定位鋼球；12彈簧 鎖銷同步器結構3接合套；2鎖銷； 鎖銷運作段同步環(huán)錐面直徑和寬度的確定在中間軸結構允許的情況下, 為了增大錐面間的摩擦力矩, 縮短同步時間, 同步環(huán)錐面直徑應盡量取大值。同步環(huán)錐面寬B 與摩擦錐面的發(fā)熱有關, 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）。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行機加工。 其強度高, 耐磨性好。銅合金應控制其化學成分,其抗拉強度大于600N/mm2, 屈服強度大于210N/mm2, 硬度為HB150～HB200。同步器鎖止角的確定