【正文】 。鐘老師不僅在專業(yè)知識上給予了我精心指導，同時也不斷鼓勵我做好畢業(yè)設計，使得我信心百倍，為完成畢業(yè)設計做好準備。鐘老師嚴謹求實的治學態(tài)度、淵博的專業(yè)知識、忘我的工作熱情以及豐富的實踐經驗，使我受益匪淺，將終身難忘。參考文獻[1] “十一五”期間中國工程機械行業(yè)現(xiàn)狀分析[J].中商情報網.[2] “十二五”發(fā)展機會及趨勢[J].工程建設，2011（6）：5860.[3] 吳慶鳴，何小新，劉華英，[M].武漢：武漢大學出版社.[4] [D].西安：長安大學工程學院2006.[5] [C].廈門：集美大學輪機工程學院.[6] 才委，馬文星，[J]. 機床與液壓，2006（2）：106108.[7] 黃宗益，李興華，[J].筑路機械與施工機械化，1997（6）： 2022.[8] 張潤利，劉新福，賀杰，謝觀福，[N].[9] 《淺談推土機傳動方式及全液壓傳動推土機的前景！》.0606411:html.[10] [M].北京：國防工業(yè)出版社，2006(5):7390.[11] [M].北京：人民交通出版社，2004(10):5263.[12] ：人民交通出版社，1990.[13] 《畢業(yè)設計(論文)——汽車齒輪變速器設計及PROE建模(設計部分)》..[14] [M].鄭州：黃河水利出版社，2004(10):18,6574.[15] [M].哈爾濱：哈爾濱工程大學出版社.[16] .[A].河南：河南科技大學[17] 劉品，[M].哈爾濱：哈爾濱工業(yè)大學出版社，2010.[18] 楊恩霞，[M].哈爾濱：哈爾濱工程大學出版社，2012.[19] 李廣君，呂金麗，[M].哈爾濱：哈爾濱工程大學出版社，2011.[20] 許國玉，羅阿妮，[M].哈爾濱：哈爾濱工程大學出版社，2011.[21] ——世界第一臺履帶推土機的誕生[J].今日工程機械.[22] [M].北京：科學出版社，2003.[23] ：機械工業(yè)出版社，2003.[24] 郝利劍，翟峰，[M].北京：清華大學出版社，2004.攻讀學士學位期間發(fā)表的論文和取得的科研成果致 謝 本次畢業(yè)設計完成過程可以說是步步維艱，若是只依靠我一個人的力量肯定是完不成的，就算僥幸完成了，質量上肯定也存在問題。以上就是本論文的設計主要進行的工作，通過本次設計，再一次系統(tǒng)的總結實踐大學期間所學的專業(yè)理論知識，學會了如何使用和查詢資料、充分發(fā)揮所學、所能去發(fā)現(xiàn)問題、解決問題。(3)對推土機傳動系統(tǒng)變速箱的設計：此部分包括各齒輪的配齒計算，變速箱主參數(shù)的確定以及軸的布置，同步器的設計，然后根據齒數(shù)比和變速箱主要參數(shù)對變速箱進行設計計算，確定結構尺寸，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，花鍵進行必要的校核、驗算，繪制相應的彎矩圖、扭矩圖。(2)對推土機傳動系統(tǒng)傳動比的確定：此部分主要包括，對推土機傳動系統(tǒng)總傳動比進行計算，并分配到各個傳動裝置。為了適應市場的需求和推土機復雜的工況，本論文設計在原有推土機變速箱的基礎上，對其進行一定的改進以適應市場的趨勢，滿足更多要求。最后簡單地對箱體進行建模。 箱體外殼結構設計及初步建模 箱體是支承整個傳動系統(tǒng)的外殼結構，起到與外部相連的作用，在本設計中主要是參照二級減速器箱體的設計原則進行設計，同時結合設計中的結構空間等特點進行設計，比如：在設計中，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，把變速箱設計成圓筒形；為了便于將箱體內的部件安裝上，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 本章小結本章主要是校核計算，其中包括對校核了五個前進擋的齒輪副的齒面接觸疲勞強度和彎曲疲勞強度，都能夠達到使用要求；繪制了輸入軸、中間軸彎矩圖、扭矩圖，并對它們進行了詳細校核對不滿足使用要求的也更換了材料以達到使用要求，大致分析了輸出軸的受力；對部分軸承進行了壽命計算，壽命均基本符合要求。本設計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)計算得故強度符合使用要求。而在本設計中，主要是動聯(lián)接，因此，在這里，校核動聯(lián)接強度。下面將分別對它們進行校核。 計算軸承壽命： 由文獻[15]查得，fp=~ 取fp=2由文獻[15]查得，ft=由文獻[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由以上結果可知軸承壽命也基本滿足使用要求。 (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。因雙列調心圓柱滾子軸承主要受軸向力，所以當量動載荷p為： (416)式中：——計算系數(shù)，由查文獻[15]得=因此N。 檢驗軸承的壽命在本設計中所采用的軸承主要是兩種：雙列調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。彎曲疲勞極限：MPa，許用靜應力MPa，許用疲勞應力MPa，顯然能滿足使用要求。扭轉疲勞極限：MPa。m 因該危險截面處是花鍵軸，故，由此代入公式(414)、(415)計算可得 MPa=150MPa由計算可知，該40Cr軸強度不滿足。m按彎矩合成應力校核軸的強度由以上受力圖及其計算的結果可以看出齒輪13處截面的彎矩最大，因此校核截面強度應選該截面處。m (4) 合成彎矩： N軸上各齒輪的受力在第二小部分已計算出，由此可以計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所以：N N N 同理： N N N N N N繪制中間軸的彎矩圖以及轉矩圖(1) (a)所示：確定出軸承的支點跨距L1=48mm ，L2=219mm ，L3=68mm L4=219mm ，L5=68mm ，L6=219mm ，L7=38mm。 N N N (4)斜齒輪Z1Z1Z13： 由于此時工作的是前進1擋，中間軸上只有Z16是主動輪，其余的均是從動輪，Z16驅動輸出軸，輸出軸從而驅動Z1115運動，又因這三個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，而不存在轉矩。 中間軸的校核 由于本設計中有多個擋位，但在設計時不用考慮所有擋，可以只用考慮要求最高的一擋就行，因此在接下來的設計中，均以要求最高的前進第一擋作為首要滿足條件。m 所以 (414) (415)式中：——花鍵小徑，mm；——花鍵大徑，mm；——花鍵齒數(shù)。m按彎矩合成應力校核軸的強度由以上彎矩圖的結果可以看出，A截面處的彎矩最大，因此校核截面強度應選A截面處。m (4) 合成彎矩圖 (f)： N2　 斜齒輪Z2： N N N3　 斜齒輪Z3： N N N由此可以求出軸的水平的支反力： NN軸的垂直支反力： NN(2) 水平面彎矩圖(在A截面處) (c)： Nm；——分度圓直徑，mm；——徑向力，N；——軸向力，N；——法面壓力角，此處為20176。計算時以受力較大擋出校核，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。 變速箱軸的校核計算變速箱中一共用到三根軸其材料在第3章已經論述過，此處不再多說，直接進行軸的校核計算。； ——螺旋角為24176。 計算斜齒輪的接觸應力斜齒輪接觸疲勞強度計算式為： (47)式中：——接觸應力，MPa； ——計算載荷，N在本設計中， 查圖得YN=，在1000~1500MPa； SF——彎曲疲勞強度安全系數(shù)。 計算斜齒輪的彎曲應力斜齒輪彎曲疲勞強度計算式[15]為： （41）式中：——彎曲應力； ——載荷系數(shù)， （42）其中，——使用系數(shù)，查表選取2；——動載系數(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，——轉矩，在第3章已經計算完成；——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)，按當量齒數(shù) (44)查表而得；——應力校正系數(shù)，按由表查得；——螺旋角系數(shù)，查圖而得。原因是一對齒輪在工作時，齒面之間必然相互擠壓，此時存在于齒面細小裂縫中的潤滑油油壓升高，導致裂縫擴展，最后齒面表層出現(xiàn)塊狀脫落形成齒面點蝕。原因是當齒輪副工作時，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，輪齒后同時又重復受到載荷的沖擊作用，導致齒根產生疲勞裂紋，隨著載荷的不斷作用，裂紋將不斷擴展、加深、逐漸加大，最終出現(xiàn)彎曲折斷。而在變速箱中工作的齒輪，當變速箱工作時，將會有大轉矩作用在嚙合的齒輪上，使其承受較大的接觸應力和彎曲應力，并且是周期性地發(fā)生，使其受到交變應力的作用，除此之外，輪齒之間在工作時會因相對運動而產生摩擦，會因工作路況等原因造成不同的撞擊，致使齒輪發(fā)生不同的失效。(5) 對初步設計完成的構件包括齒輪、軸、同步器進行三維建模，并進行簡單裝配。在這里列舉16個齒輪模型，其中有相似的類型，也有不同類型的齒輪，其結構的依據主要是傳動結構的要求、節(jié)省材料為原則等等，：變速箱軸有三根，再結合其它傳動形式，：同步器有四個，由于空間尺寸等原因，其有大小之分，也對其進行了簡單的三維建模，：，其中留有同步器、軸承等等零部件的尺寸空間，最后通過三維軟件進行模擬運動結果證明是可行的，因此所設計的結構在運動方面是可以實現(xiàn)的。本設計中所取值代入公式(31115)均符合要求。m，于是代入公式(34)可推導得，所以此處。結合齒工作寬度 (312)式中是同步斜齒輪的法向模數(shù)，本設計中由前可知為6，代入公式(313)可得mm，設計中取15mm。齒套接合齒的設計同步器齒套接合齒的模數(shù)、齒數(shù)應根據所傳遞的最大扭矩來確定。鎖銷孔的直徑應根據鎖銷的最大直徑來確定,此處為16mm 鎖銷孔兩端的倒角應與鎖銷的倒角一致均為45176。同步器鎖銷差的確定由于同步器鎖銷差大換檔沉, 鎖銷差小換檔輕便,所以應選擇合適的鎖銷差, 一般取鎖銷差為1.