【正文】 本章主要介紹了履帶推土機(jī)傳動系統(tǒng)的組成部分，并確定了履帶推土機(jī)主傳動系統(tǒng)總體方案原理圖，明確變速箱擋位路線，及所要完成的基本內(nèi)容?？倐鲃颖鹊拇_定是依據(jù)理論速度及其相關(guān)的參數(shù)計算而得，中間各擋的總傳動比則是在現(xiàn)有研究的基礎(chǔ)上，根據(jù)其與最高擋和最低擋之間的關(guān)系來確定；變速箱中各擋傳動比則 是依據(jù)總傳動比分配原則及其一些客觀條件而得。非動力換擋變速箱又被稱為人力換擋變速箱或機(jī)械式變速箱，其結(jié)構(gòu)簡單，工作可靠，傳動效率高。發(fā)動機(jī)的變速變矩能力較差，或者說幾乎沒有，不能夠滿足對車輛牽引力和速度變化范圍的需求，因此需要通過變速箱來解決部分矛盾，以滿足部分要求。發(fā)動機(jī)的轉(zhuǎn)速高，轉(zhuǎn)矩小，需要通過變速箱等部件來 降低發(fā)動機(jī)傳遞到驅(qū)動輪的轉(zhuǎn)速，同時增大驅(qū)動輪的轉(zhuǎn)矩，以便滿足對車輛牽引力和速度的要求。第一，發(fā)動機(jī)啟動時需要空載；第二，當(dāng)車輛較長時間停車而又不希望發(fā)動機(jī)熄火，這兩項要求均需要變速箱掛空擋切斷發(fā)動機(jī)的動力或切斷車輛的負(fù)載而實現(xiàn)。不管是運(yùn)輸工況，還是牽引工況，車輛隨時都面臨需要變換方向的可能，但因發(fā)動機(jī)不能夠反向旋轉(zhuǎn)，只能一直朝一個方向旋轉(zhuǎn)，因此車輛的前進(jìn)、倒退只能依靠變速箱換擋以改變轉(zhuǎn)向來實現(xiàn)。主要還有以下幾點： (1) 換擋操縱輕便、靈活、準(zhǔn)確。 (3) 變速箱要有足夠的擋位數(shù)，包括空擋和倒擋，以保證車輛具有良好的生產(chǎn)率、動力性與經(jīng)濟(jì)性。 變速箱結(jié)構(gòu)方案的選擇 目前，推土機(jī)上采用的變速箱結(jié)構(gòu)多種多樣，這是由于各種類型的推土機(jī)的使用要求不同，也是由于各國推土機(jī)的使用、制造、修理等條件所決定的。因此， 設(shè)計時應(yīng)深入實際，收集資料，調(diào)查研究，對結(jié)構(gòu)進(jìn)行分析比較，并盡可能考慮到產(chǎn)品系列化、通用化和標(biāo)準(zhǔn)化，最后決定較合適的方案 [12]。 平面三軸式變速箱三 軸處于同一個平面上，占用空間大，且不易實現(xiàn)多個倒退擋，而空間三軸式變速箱，顧名思義就是輸入軸、輸出軸和中間軸在空間成三角形布置；在輸入軸與中間軸之間布置有換向惰輪，從而能夠?qū)崿F(xiàn)多個前進(jìn)擋和多個倒退擋。軸中部有常嚙合齒輪和直接擋齒輪。 輸出軸：前端采用雙列球面滾柱軸承支承，與中央傳動錐齒輪做成一體，上有各擋被動齒輪，通過花鍵與輸出軸聯(lián)接。 (2)注意齒輪的受載情況，由于本設(shè)計采用斜齒輪，因此需注意旋向的安排。 (4)充分利用空間，盡量減小軸向尺寸和變速箱外形尺寸。 (6)盡可能多地采用公用齒輪、公用軸、減少零件成本，降低造價成本。 換擋結(jié)構(gòu)形式 目前，履帶推土機(jī)的換擋形式主要有三種： (1) 移動齒輪換擋。移動直齒輪換擋的優(yōu)點是結(jié)構(gòu)簡單、尺寸緊湊、制造簡單，缺點是換擋時齒面間承受巨大的沖擊，會導(dǎo)致齒輪過早損壞，且工作噪聲大 [13]。 (2) 嚙合套 換擋。這樣避免了在一兩個齒之間有大沖擊，在結(jié)合時，嚙合套齒與結(jié)合齒共同承受沖擊力，大大地減弱了沖擊，且此種換擋還具有斜齒輪傳動的優(yōu)點。 (3) 同步器換擋。本設(shè)計采用同 步器換擋，其中同步機(jī)構(gòu)設(shè)計一個鎖銷式同步器。 變速箱主參數(shù)確定 變速箱擋位數(shù)及各擋傳動比 在第 2 章已經(jīng)確定： 前進(jìn) 5 擋分別為： 、 、 、 、 倒退 4 擋分別為： 、 、 、 中心距 中心距是決定變速箱外形尺寸的重要參數(shù)，在滿足其他條件下要盡可能的小。m） 1 331 15 19 87 .6 9 15 12 .5 73 18 8. 6 18 9KA K M? ? ? ? ? ? (mm) 這是初選中心距。一般情況下，在滿足齒輪強(qiáng)度要求的前提下，可以取得小一些。推土機(jī)中齒輪的模數(shù)一般可按下式計算： 131 Km K M? （ 32） 式中 1K 是模數(shù)系數(shù)，此處 1K 取 ，則： 6m ? ? ? ? 推土機(jī)中齒輪的寬度計算 齒輪寬度直接影響齒輪的強(qiáng)度。由于采用的是斜齒輪，其寬度計算經(jīng)驗式為： ? ?7 8. 6 42 51 .6nbm??～ ～（ mm） （ 33） 推土機(jī)中齒輪的壓力角選取 齒輪的標(biāo)準(zhǔn)壓力角是 20176。 推土機(jī)中斜齒輪的螺旋角 β選取 齒輪 的嚙合性能、強(qiáng)度和軸向力主要決定了斜齒輪的螺旋角的選取。24176。23 ???? ，此處選取～ 。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 。 由圖 可知，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： 39。F39。11 ???? 式中： Fi 為換向機(jī)構(gòu)中常嚙合齒輪副的傳動比， Z1 Z2 Z3Z4 Z5Z6Z11Z12 Z13 Z14 Z15 Z16Z7Z8Z9Z10Z17哈爾濱工程大學(xué)學(xué)士學(xué)位論文 16 41115 ZZZZiF ?? 39。39。 iiii 4321 、 分別表示變速機(jī)構(gòu)中 1~4 擋齒輪副的傳動比，其中 1364148315926101 ZZiZZiZZiZZi 39。39。 ???? 、 ， 前進(jìn) 5 擋齒輪副實現(xiàn)的傳動比：375 ZZi ? 。RR39。RR39。 (1) 確定 Fi 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) Fi = 時， 1 擋齒輪副需要實現(xiàn)的傳動比為： 885131 45211 ...iii F39。 ??? 。 2) 在變速機(jī)構(gòu)中， 1 擋齒輪副實現(xiàn)的傳動比 39。i4 為 ，說明主動齒輪 Z13 的分度圓直徑比被動齒輪 Z6 的分度圓直徑大 倍，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。39。F39。 ??? ； 191451 73122 ...iii F39。 ??? ； 590451 86044 ...iii F39。RR ?? ； 6105 .i ? 。zcz iZZ ??1 (36)被動輪齒數(shù)計算式為： zcb ZZZ ?? ； (37) 實現(xiàn) Fi 的兩對齒輪齒數(shù)根據(jù)已知中心距試湊。2418922 ???????? c o sm/c o sAZ nc ； 372158216911 581 1610116 ?????????? ZZZ,.iZZ c39。c； 273158318501 581 148314 ?????????? ZZZ,.iZZ c39。c； 對于第 5 擋，根據(jù)傳動比試取 184176。242184176。可試湊得 3133141212212 ???? Z,Z,.ZZi R (4) 修正中心距 由 ??? cos zzmAn 2121 （ 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 1A =184mm，中間軸與輸出軸之間的中心距 2A =190mm。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(yīng)相同，這樣才能抵消一部分軸向力。m， 軸承傳動效率為 ，齒輪傳動效率為 。m 輸入軸 Ⅰ ： 1P = wP? ?軸 承 =? = kW 1 1850wnn?? r/min 11 19 5 5 0 9 5 5 0 1 2 9 . 86 7 0 . 11850PT n ?? ? ?Nm 輸出軸Ⅲ： 對于 1~4 擋： 3P = 2P????齒 輪 軸 承 =? ? = 對于第 5 擋： 3P = 1P? ?齒 輪 =? = 一擋： 23 . 1 39。m 二擋： 23 . 2 39。m 三擋： 23 . 3 39。m 哈爾濱工程大學(xué)學(xué)士學(xué)位論文 20 四擋： 23 . 4 39。m 五擋： 13 . 5 5 1850 3 0 3 2 .80 .6 1nn i? ? ?r/min 33 . 5 3 . 59550 9 5 5 0 1 2 5 . 9 3 9 6 . 53 0 3 2 . 8PT n ?? ? ?N 輸入軸結(jié)構(gòu)設(shè)計 軸傳遞的扭矩 11 19 5 5 0 9 5 5 0 1 2 9 . 8 6 7 0 . 11850PT n ?? ? ?N此處，按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度計算，依據(jù)公式 ： ? ? 6 33 9 .5 5 1 00 .2 Pd n??? （ 39） 式中： d —— 軸徑； ??? —— 許用扭轉(zhuǎn)剪應(yīng)力， MPa； P —— 軸傳遞的功率， kW； n—— 軸的轉(zhuǎn)速， r/min； C —— 由扭轉(zhuǎn)剪應(yīng)力確定的系數(shù)。 根據(jù)所選軸材料，查表得 106 97C ? ～ ，此處選取 100。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。 (1) 安裝萬向接盤、軸承透蓋、軸段 A： d1=43mm l1=30mm。 (2) 左端軸承段 B： d2=50mm l2=109mm。由于選用的滾子軸承是 2021C/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(guān)系來確定。 (4) 右端滾柱軸承 D 段： d4=45mm l4=321mm。 關(guān)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。 (5) 繪制輸入軸的結(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： 圖 輸入軸 中間軸結(jié)構(gòu)設(shè)計 哈爾濱工程大學(xué)學(xué)士學(xué)位論文 22 由于本設(shè)計中有多個擋位，但在設(shè)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(shè)計中，均已要求最高的前進(jìn)第一擋作為首要滿足條件。m 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。軸上主要的零件由調(diào)心滾子軸承、前進(jìn)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。由于選擇矩形花鍵中系列NxdxDxB=8566510，長度 L2=830mm。 關(guān)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。軸肩處的圓角半徑 R=1mm，軸端倒角 1 ??45 。m 軸結(jié)構(gòu)確定 輸出軸上主 要布置前進(jìn)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(yùn)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(yīng)力也相差不大，只是其扭矩相對大一些，所以關(guān)于此軸，材料選取同中間軸，只是軸徑需要作相應(yīng)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(guān)系，最終初步確定輸出軸的結(jié)構(gòu)如圖 所示： 圖 輸出軸 同步器結(jié)構(gòu)設(shè)計 在本設(shè)計中，變速器要實現(xiàn) 5 個前進(jìn)擋， 4 個倒退擋，主要通過四個換擋裝置來執(zhí)行，由于結(jié)構(gòu)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。 哈爾濱工程大學(xué)學(xué)士學(xué)位論文 24 同步器是改善推土機(jī)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(jìn)擋和多個倒退擋，提高了推土機(jī)機(jī)的動力性和經(jīng)濟(jì)性。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。其中鎖銷式慣性同 步器，由于其摩擦錐面徑向尺寸大、轉(zhuǎn)矩容量大、結(jié)構(gòu)尺寸易于調(diào)整的特點，能夠適應(yīng)大扭矩等復(fù)雜的推土機(jī)作業(yè)工況，能夠滿足推土機(jī)換擋