【正文】 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，如圖 示： 換擋時，在撥叉軸向推力作用下， 銷一起移動接合套帶動同步器定位 ，推動摩擦錐環(huán)的外錐面壓向。 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。常見的同步器類型有常壓式、慣性式和慣性增力式三種 [17]。我就以設(shè)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(jìn)行設(shè)計。 繪制中間軸的結(jié)構(gòu)簡圖 根據(jù)以上的計算，將各個軸段的直徑和長度得出輸入軸的簡圖如下圖 所示： 履帶推土機(jī)傳動系統(tǒng)設(shè)計 23 圖 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： 3 . 13 . 129550 9 5 5 0 1 7 3 . 3 1 4 8 3 . 7775PT n ?? ? ?N滑鍵聯(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。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。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(shè)計中間軸采用花鍵軸形式。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(xiàn) [15]查得： 抗拉強(qiáng)度： 750b? ? MPa 扭轉(zhuǎn)疲勞極限： 1 280?? ? MPa 屈服點： 800s? ? MPa 彎曲疲勞極限： 1 485? ? MPa 軸的許用彎曲應(yīng)力： ? ?0b 150? ? MPa ? ?1 90b?? ? MPa 初步確定軸的最小直徑 依據(jù)扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度確定： ? ? 6 333 9 .5 5 1 0 =C0 .2 PPd nn??? ，查表得 106 97C ? ～ ，所以中間軸最小直徑范圍為： ? ?1 332 m in11 2 3 .4 k W1 0 6 9 7 = 4 4 .5 4 8 .71 2 7 5 .9 r /m inPdC n?? ～ ～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。 計算軸的扭矩 2229 5 5 0 9 5 5 0 1 2 3 . 4 9 2 3 . 69 2 7 5 . 0PT n ?? ? ?N軸肩處的圓角半徑 R=1mm，軸端倒角 1 ??45 。該段軸徑由所選滾柱軸承的內(nèi)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。 (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。 這段軸徑由雙列調(diào)心滾子軸承的內(nèi)圈孔徑?jīng)Q定。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。 由以上分析可得，輸入軸的設(shè)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。因此，可以根據(jù)式（ 39）確定履帶推土機(jī)傳動系統(tǒng)設(shè)計 21 變速箱輸入軸的最小直徑范圍： ? ?1 33112 W10 6 97 = 40 4418 50 r /m inPdC n?? ～ ～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。 軸的材料選取是決定軸承載能力的的重要因素，本設(shè)計中采用 40Cr， 調(diào)質(zhì)處理。m 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(xiàn) [15]查得： 抗拉強(qiáng)度： 750b? ? MPa 扭轉(zhuǎn)疲勞極限： 1 280?? ? MPa 屈服點： 800s? ? MPa 彎曲疲勞 極限： 1 485? ? MPa 軸的許用彎曲應(yīng)力： ? ?0b 150? ? MPa ? ?1 90b?? ? 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(jìn)行后續(xù)的設(shè)計。m 由于對應(yīng)的倒擋比前進(jìn)擋小，因此此處就不用計算倒擋 的轉(zhuǎn)矩了。4 1 2 7 5 . 92 1 6 2 . 50 . 5 9nn i? ? ?r/min 33 . 4 3 . 49550 9 5 5 0 1 1 7 . 3 5182 1 6 2 . 5PT n ?? ? ?N3 1 2 7 5 . 91 5 0 1 . 10 . 8 5nn i? ? ?r/min 33 . 3 3 . 39550 9 5 5 0 1 1 7 . 3 7 4 6 . 31 5 0 1 . 1PT n ?? ? ?N2 1 2 7 5 . 91 0 7 2 . 21 . 1 9nn i? ? ?r/min 33 . 23 . 29550 9 5 5 0 1 1 7 . 3 1 0 4 4 . 81 0 7 2 . 2PT n ?? ? ?N1 1 2 7 5 . 97551 .6 9nn i? ? ?r/min 33 . 1 3 . 19550 9 5 5 0 1 1 7 . 3 1 4 8 3 . 7755PT n ?? ? ?Nm 中間軸Ⅱ： 2P = 1P????齒 輪 軸 承 =??= 12 1850 1 2 7 5 .91 .4 5Fnn i? ? ?r/min 22 29 5 5 0 9 5 5 0 1 2 3 . 49 2 3 . 61 2 7 5 . 9PT n ?? ? ?N 發(fā)動機(jī)軸： wP =， wn =1850 r/min， maxeT =854 N如圖 所示： 圖 斜齒輪旋向布置 根據(jù)以上原則，再結(jié)合圖 可設(shè)計出最佳齒輪旋向布置， 綜上得各齒輪齒數(shù)及旋向如表 、表 所示 ： 表 換向齒輪齒數(shù)及旋向 換向齒輪 Z1 Z5 Z4 Z11 Z12 Z2 齒數(shù) 25 31 26 32 33 31 旋向 左 右 右 左 左 右 履帶推土機(jī)傳動系統(tǒng)設(shè)計 19 表 換擋齒輪齒數(shù)及旋向 擋位數(shù) 1 2 3 4 5 齒輪 Z16 Z10 Z15 Z9 Z14 Z8 Z13 Z6 Z3 Z7 齒數(shù) 21 37 27 31 31 27 36 22 35 21 旋向 左 右 右 左 右 左 左 右 左 右 變速箱軸結(jié)構(gòu)設(shè)計 計算各軸的轉(zhuǎn)矩 發(fā)動機(jī) 最大扭矩 854N (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。242451114514115141115 由 。2422135 73273 ????? c o s )ZZ(mA,Z,Z n，則： 哈爾濱工程大學(xué)學(xué)士學(xué)位論文 18 ? ?? ????????????????????????????.ZZ,ZZc o sZZmc o sZZm.ZZZZinnF32263125189176。c； 223658365901581 136413 ?????????? ZZZ,.iZZ c39。c； 312758271911 581 159215 ?????????? ZZZ,.iZZ c39。根據(jù)以上原理計算各齒輪副中各齒輪的齒數(shù)如下： 585 7 . 66176。 (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： nc m/cosAZ ?? 2 ； (35) 齒輪副中主動輪齒數(shù)計算式為： 39。 ??? ； 69193111 ..iii 39。 ??? ； 850451 23133 ...iii F39。 iii,iii 4411 ?? 代如上式得： 45186045241 ...iii F ???? 所以，各齒輪副實現(xiàn)的傳動比為： 691451 45211 ...iii F39。 ii 411? 把F39。 1 擋和 4 擋齒輪副實現(xiàn)的傳動比應(yīng)滿履帶推土機(jī)傳動系統(tǒng)設(shè)計 17 足以下條件： 39。 根據(jù) 1 擋和 4 擋齒輪副速比 和 比較接近的情況，假設(shè)： 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。i1 為 ，說明被動齒輪 Z10 的分度圓直徑比主動齒輪 Z16 的分度圓直徑要打 倍； 4 擋齒輪副實現(xiàn)的傳動比 39。 (2) 分析變速箱中分度圓最大、最小的齒輪： 1) 在換向機(jī)構(gòu)中，倒退擋常嚙合齒輪實現(xiàn)的傳動比 Ri 為 1，說明主、被動齒輪的分度圓直徑比較接近；前進(jìn)擋兩對常嚙 合齒輪實現(xiàn)的傳動比 Fi 為 ，平均每一對齒輪實現(xiàn)的傳動比為 ，說明主、被動齒輪的分度圓直徑相差不大，故換向機(jī)構(gòu)中不存在最大、最小的齒輪問題。 ??? ； Ri 取 1,4 擋齒輪副實現(xiàn)的傳動比為： 6 6 2031 86044 ...iii F39。根據(jù)對推土機(jī)變速箱的統(tǒng)計，換向機(jī)構(gòu)中的 Ri 等于 1 左右， Fi /Ri 等于 左右。RR iiiiiiiiiiii 44332211 ???? 、 式中： Ri 為換向機(jī)構(gòu)中常嚙合齒輪副傳動比，212ZZiR? 。RR39。 倒退擋： 39。39。39。39。39。FF iii,iii,iii,iii 44332239。F39。前進(jìn) 1～ 4 擋由換向機(jī)構(gòu)中的兩對齒輪和變速機(jī)構(gòu)中的一對齒輪共三對齒輪同時傳遞動力，前進(jìn)第 5 擋僅需一對齒輪傳遞動力；倒退 1～ 4 擋由換向機(jī)構(gòu)中的一對齒輪和變速機(jī)構(gòu)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(jìn) 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。 推土機(jī)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(jìn)擋： 1 2 3 4 52 .4 5 1 .7 3 1 .2 3 0 .8 6 0 .6 1i i i i i? ? ? ? ?、 、 、 、 倒退擋： 1 2 3 41 . 9 3 1 . 3 8 0 . 9 9 0 . 7 1R R R Ri i i i? ? ? ?、 、 、 傳動系簡圖如圖 示： 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。嚙合套模數(shù)按下式初步計算： PCmMz? （ 34） 履帶推土機(jī)傳動系統(tǒng)設(shè)計 15 式中： z 是嚙合套齒數(shù)； PM 是嚙合套所傳遞的最大轉(zhuǎn)矩；為模數(shù)系數(shù)， C 當(dāng)齒面工作寬度 4~10mmb? 時， C ~? ；當(dāng) 11~16b? 時， ~ ? 。 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。27176。 β 過大，會導(dǎo)致軸向力過大，軸承的工作條件惡化，導(dǎo)致傳動效率下降，因此 β 不宜過大，一般176。且變速箱中齒輪多采用標(biāo)準(zhǔn)壓力角，故本設(shè)計也采用標(biāo)準(zhǔn)壓力角。齒寬過大、過小都不行，因此，在保證齒輪強(qiáng)度的情況下，齒寬不宜過大。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(jī)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(qiáng)度、重疊系數(shù)、及其傳動平穩(wěn)性有關(guān)。 哈爾濱工程大學(xué)學(xué)士學(xué)位論文 14 中間軸與輸出軸之間的距離 A1可按下式 [14]計算： 113 KA K M? （ 31） 式中 K ：軸距系數(shù)，一般 K =～ 16，此處取 K =15； 1KM ：變速箱 1 擋需傳遞的最大轉(zhuǎn)矩； 又： 1 m a x 1 85 4 2. 45 95 % 19 87 .6 9KTM M i ?? ? ? ? ? ? ?（ N具體設(shè)計詳見后文。這是嚙合套換擋的改進(jìn)，能夠減輕結(jié)合時，結(jié)合齒間的沖擊，結(jié)合齒之間在嚙合之前有一個同步的過程，因而結(jié)合比較輕柔，比較適合用于汽車之類 追求速度的機(jī)器中。因此，比較適合用于對換擋要求不是很高的大