【正文】 輪，既可以滿足要求，其中驅(qū)動橋包括中央傳動與最終傳動。方案(2)：(b)示：1~16都是齒輪，17是同步器，通過十六個齒輪與四個同步器就能夠?qū)崿F(xiàn)5個前進(jìn)擋，4個倒擋。倒擋是通過換擋裝置使中間軸與齒輪12聯(lián)接固定，從而把運動傳遞出去，就能實現(xiàn)旋轉(zhuǎn)方向變換了。經(jīng)過上述比較，本設(shè)計擬采用方案(2)。而這些傳動用到的齒輪主要是通過三根軸支承在箱體上。 傳動比確定 概述本設(shè)計只有一個要求——實現(xiàn)5個前進(jìn)擋、4個倒退擋，為了能夠把設(shè)計進(jìn)行下去，在此參照T180系列推土機(jī)，根據(jù)其最終擋位速度計算出本設(shè)計中需要的變速箱擋位速度進(jìn)行設(shè)計。m 總傳動比確定對于履帶式機(jī)械，傳動系統(tǒng)總傳動比按下式計算： （21）式中：履帶圍繞驅(qū)動輪一周需要履帶板數(shù)，此處； :履帶板節(jié)距，工程常用1720216（mm），此處選203mm；前進(jìn)擋傳動比確定對于前進(jìn)擋 (km/h)，由公式（21）可得最低擋總傳動比： 最高擋總傳動比： 中間擋總傳動比確定：由研究已知知道，為了達(dá)到最佳轉(zhuǎn)換規(guī)律，相臨傳動比之間滿足： （22）式中q為公比級數(shù)，；由變速箱有5個前進(jìn)擋，則： 得： 于是前進(jìn)擋中間傳動及其高低擋分別為： 3 （從39依次推算而得） 15 （從156依次推算而得）綜上可得前進(jìn)5擋傳動比分別為：1517539倒退擋傳動比確定對于倒退擋 (km/h)，同理由公式（21）可得最低擋總傳動比： 最高擋總傳動比：中間擋總傳動比確定：同理可求得公比：從45依次計算得46從123依次計算得12綜上可得各傳動比依次為：128645 總傳動比校核這里只需校核最低擋就行了，因為只有最低擋滿足要求其它擋位就能滿足使用要求。其中，代入公式（23）計算得N顯然是滿足要求的。傳動系統(tǒng)的總傳動比等于整個傳動系統(tǒng)中的各個部分的傳動比之積： （24）式中：為變速箱傳動比；為中央主傳動傳動比；為輪邊減速器的傳動比。一般，首先確定，然后確定，最后根據(jù)式（24）確定。值也要盡量取大，但要注意中央傳動的最小離地間隙的限制。雖然增速是被允許的，但須演算高速軸承、齒輪、傳動軸等零件的轉(zhuǎn)速是否在允許的范圍之內(nèi)。除此之外還確定了傳動系統(tǒng)中各部件的傳動比及其變速箱內(nèi)各擋的傳動比,并對總傳動比進(jìn)行了驗算。49第3章 變速箱關(guān)鍵構(gòu)件結(jié)構(gòu)方案設(shè)計 概述變速箱有動力換擋變速箱和非動力換擋變速箱兩大類，此處所要設(shè)計的變速箱屬于第二類。變速箱的主要功用[11]是：(1)變速變扭。(2) 降速增扭。(3) 實現(xiàn)空擋。(4) 實現(xiàn)車輛的進(jìn)退。 對變速箱的要求，除一般便于制造、使用、維修以及質(zhì)量輕、尺寸緊湊外。(2) 要求變速箱結(jié)構(gòu)簡單，工作可靠，噪聲小，傳動效率高。(4) 要避免自動脫擋、跳擋、運動干涉等不良現(xiàn)象的發(fā)生。各種結(jié)構(gòu)形式都有其各自的優(yōu)缺點，這些優(yōu)缺點隨著主觀和客觀條件變化而變化。 平面和空間三軸式變速箱倒擋軸：此處沒有設(shè)計單獨的倒擋軸，主要是因為在本設(shè)計中是通過在中間軸上布置倒擋齒輪從而實現(xiàn)倒擋，因而在這里需要解決一個問題，空間三軸的位置關(guān)系確定問題，通過下圖所示： 1輸入軸；2輸出軸；3中間軸 過渡軸的布置，由圖看去輸入軸順時針轉(zhuǎn)時，過度軸布置應(yīng)布置在右邊更合理一些。根據(jù)上述所講的原則，及其綠色設(shè)計的理念，本設(shè)計決定選用空間三軸式變速箱：輸入軸：前端采用雙列球面滾柱軸承支承，不僅可以調(diào)心，而且還能承受軸向力；后端用滾柱軸承支承，主要承受徑向力。中間軸：前端采用雙列球面滾柱軸承支承，有與輸入軸常嚙合的齒輪，各擋齒輪用雙金屬滑動軸承支承在花鍵軸上形成空套聯(lián)接，后端用滾柱軸承支承。 齒輪安排各齒輪副的安裝對于變速箱整機(jī)的布置影響大，因此對于其安排要注意以下幾方面：(1)為提高傳動效率，普遍采用有直接擋的傳動方案。(3)齒輪的布置要有利于減小軸的撓度，改善支承受力。(5)相臨擋要相互靠近，便于換擋。(7)低擋齒輪靠近支承，一般情況是從右到左、從低擋到高擋依次排列。通常采用直齒輪滑動換擋，也有斜齒輪滑動換擋的。斜齒輪換擋雖在工作時較平穩(wěn)，但仍然不能避免過大的沖擊，因此在變速箱中移動齒輪換擋越來越少見了。使用嚙合套換擋，可用構(gòu)成一定傳動比的齒輪副制造成常嚙合的斜齒輪，在斜齒輪的側(cè)邊做一個易結(jié)合的結(jié)合齒，一般采用花鍵齒，用來與嚙合套嚙合。因此，比較適合用于對換擋要求不是很高的大型機(jī)器中，比如推土機(jī)。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。具體設(shè)計詳見后文。中間軸與輸出軸之間的距離A1可按下式[14]計算： （31） 式中：軸距系數(shù)，一般=～16，此處取=15； ：變速箱1擋需傳遞的最大轉(zhuǎn)矩；又：（N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)。同一變速箱中，為了加工方便，所有齒輪均使用同一模數(shù)。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。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。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。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)。這里先暫時停一下，后期再與鎖銷式同步器一起設(shè)計。，變速箱由換向機(jī)構(gòu)與變速機(jī)構(gòu)兩部分組成。首先需要把變速箱傳動比分配到每一對齒輪副中，然后才能計算齒輪齒數(shù)，傳動比分配如下：前進(jìn)擋： 式中：為換向機(jī)構(gòu)中常嚙合齒輪副的傳動比， 分別表示變速機(jī)構(gòu)中1~4擋齒輪副的傳動比，其中 ，前進(jìn)5擋齒輪副實現(xiàn)的傳動比：。 (1) 確定 我們知道，前進(jìn)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(jìn)擋的牽引力要小，體現(xiàn)在傳動比上面就是各前進(jìn)擋的傳動比要比對應(yīng)的倒退擋的傳動比大。在變速機(jī)構(gòu)中，當(dāng)=，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) 在變速機(jī)構(gòu)中，；，故分度圓最大、最小的齒輪出現(xiàn)在換向機(jī)構(gòu)的1擋和4擋的齒輪副中。 根據(jù)以上假設(shè)，可以得到結(jié)構(gòu)緊湊的變速箱。(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。 (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。： 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(jié)構(gòu)設(shè)計 計算各軸的轉(zhuǎn)矩發(fā)動機(jī)最大扭矩854N 發(fā)動機(jī)軸： =，=1850 r/min，=854 Nm 中間軸Ⅱ： === r/min Nm 二擋： r/min Nm 四擋： r/min Nm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。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：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(jìn)行后續(xù)的設(shè)計。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。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。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。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。這段軸徑由雙列調(diào)心滾子軸承的內(nèi)圈孔徑?jīng)Q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。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。軸肩處的圓角半徑R=1mm，軸端倒角1。計算軸的扭矩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(xiàn)[15]查得：抗拉強(qiáng)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(qiáng)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。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。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。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。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。常見的同步器類型有常壓式、慣性式和慣性增力式三種[17]。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。 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。 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(yīng)盡量取小值。同步環(huán)材料選取銅合金，=，所以≥ ~176。=。一般油槽寬為2mm～4mm,此處選取3mm， 數(shù)量30 ～40個，取40。,螺距為0. 65mm～0. 9mm。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