推土机变速箱设计

推土机变速箱设计0前言推土就是一种工程中常用到的车辆，推土机前面有一个巨大的金属的用来推土的推土刀，在使用推土机时，把推土刀缓缓的放下，使用者在内部操控推土机，让推土机可以向前铲削泥土、砂石、石块并把泥土、砂石、石块等等一系列东西放在指定位置，同时，使用者可以爱内部去控制调整推土刀铲削的位置和铲削角度等等。推土机只要在有操控者的前提下，就可以取代挖土、运土机和卸土的人员，这不仅减少了人力的损失，更减少了金钱的浪费，因为这些推土机自己就可以独立完成。在操作方面：推土机操作十分灵活方便；在使用方面：转动方便、所需占地面积小、形式速度快速等良好的特点，所以相比起其他机械，推土机的有点被放大了许多。而推土机它的工作场地大多都在一类至三类土的浅处挖掘或者短距离运输，比如给场地清理干净或者平整场地，挖一些深度较小的基坑或者填补深度较小的基坑，推筑高度较低的路基等等，例如在修建道路施工中，推土机自己就可以完成路基基地的铺垫等处理，路旁两侧的取土来建设高度小于等于一米的路堤，沿着道路中中心线操控推土机移动运送。此外，推土机的作用还可以平整一些场地，清除障碍物等等。1推土机的传动方案设计1.1推土机的传动方案在推土机的整体系统中，结构复杂，有许多零部件不可拆分，其中有两个非常重要的部分我们可以将他们说成是整个系统的综合，其一就是传动系统，那么传动系统组成的两个重要的组成机构就是动力装置和驱动轮，而动力结构中的每一个零部件都发挥着重要作用，在整体机车在运作的过程中，动力系统通过将柴油机内的燃料进行雾化，利用喷火花使其燃烧，达到热量供给，从而将热量转化为机体运作的驱动力，而在驱动轮装置中存在的每一个传动部件都要达到驱动效果，在推土机的行驶过程中，把动力系统的力传递到地面利用摩擦进行行驶，所以在考虑驱动系统的增强时要时刻考虑摩擦力这个环境因素，对于这个核心系统来分析的话，它的功能方面有着重要的作用，他可以通过自己本身工作，将动力装置的动力按需要传给驱动轮和其他需要一同进行工作的机构。这个系统里包含着的燃机驱动部分，不仅仅是只有这个部分，也可以有电机驱动，电机驱动所供给的能量和燃油发动机相比有不少优点，首先，可以更高效率的利用能量将能量利用率大大提升，其次，对于环境环保来说，减少了由于燃气产生的污染气体，减少环境中的气体污染，但电机驱动也会有很多弊端，电机驱动可能会由于温度的过低发动不了，这时就需要防冻液，但在使用防冻液时也会出现一些不必要的麻烦，或者在温度较高的情况下，电力驱动会由于高温使线路短路造成很多麻烦或者危险，所以，在选择动力系统时要考虑很多因素，全面思考最终选择更好更合适的系统，那么想要工作时发挥最大的功率，就对内燃机驱动的车辆有着慎重的要求，我从以下的几个方面进行了全方面分析：（1）低转速的影响很大，所以，将低转速，增大转矩。（2）可以通过实现变速来提升。（3）这个系统有着一个大的缺点，那就是内燃机不能实现反转，所以想解决这个问题，要通过传动系统中的变速箱实现反向行驶（倒退）。（4）必要时切断动力。（5）实现左右驱动车轮之间的差速。我们这次设计有着远大的目标，我们想要对功能方面，外观方面，实用性方面进行考虑，当然也少不了要求，所以为了达到我们的要求，会严格控制各个方面的配用情况，例如，在功能方面，要求功能全面，使各个系统达到平衡稳定，举例说明，传动系统和制动系统之间的平衡，传动系统来提供能量，在推土机前进后退，改变方向，进行货物推送运输等等运作时，都有传动系统来提供能量，而与之相反功能的是制动系统，制动系统利用刹车片等等零部件进行运作的停止，例如在前进或后退中的推土机，使其停止会使用刹车操纵，这是就是利用了制动系统，同时在安全方面，制动系统也会占有很大一部分比例，将制动系统设置得完善就会极大有利于安全。这个系统的构成也有很多方面，在这个系统中有离合器、变速箱、万向传动装置、驱动桥等机件构成也会影响到机车整体的运行。在整个系统结构中，每一部分的零部件以及大的系统都起着非常重要的作用，其中一些先进的系统具有一些优点，比如在结构方面，在工作时整体系统方面，工作可靠，效率高，而在价格方面，相对于其他价格来说，这个价格低廉，适用于更多的实用性强的机构使用，与此同时零部件的质量轻，对于整车的组装合成方面都有很大的好处，质量轻的在行驶使其更加轻便，而在燃油消耗中也会降低消耗，对于传动效率来说也是有很大的便捷之处，传动效率增加，燃油消耗减少是整车的性能提升，促使研究推土机的各个方面更进一步。同时，不仅仅只有这些，还有就是利用发动机运动零件的惯性进行作业的优点，发动机的零部件相对来说很复杂在安装组合上还要话费很大一部分的时间和精力，而推土机的很多较大零部件的质量非常高，在行驶过程中会由于质量过高具有很大的惯性，若是不利用惯性，强大的惯性会在推土机转弯或者停止等方面造成很大的麻烦，尤其是前者，所以利用好推土机的惯性，既能在很大一部分节省燃油消耗，还能将运作顺利进行。同时，对于一些功率较小的车辆来说有着独特的优点，功率较小，整车的推送能力较小，但在运转方面更加便捷，因此可以更受人们的欢迎。在具有优点的同时，也会伴随着缺点的出现给整个实验设计带来困扰，下面就是我这次设计中遇到的问题：对于阻力我们整个实验过程是一个无法控制的变量，阻力会成为试验设计中的一个难题，在内燃机结构中，内燃机会由于阻力过大使内燃的燃料喷射过程受阻，造成内燃机使用熄火，而内燃机熄火会使整车在行驶过程中受到很大影响，不仅如此，其他方面的阻力也会影响到整车的行驶，例如在驱动轮中，若是阻力过大，会使摩擦力的作用变大，使整车的运转受阻，造成不必要的损失或者发生危险，因此，对于这个问题，我们决定采取人力换挡，人力换挡利用人驾驶员本身进行操作，而由于人力使用会使这个过程所用的时间加长，时间加长，传动系统的各个方面都会受到影响，图1-1-1Figure1-1-11.2变速箱的设计方案正在这次设计中，对于传动箱的设计，如图1-2-1：履带式推土机变速箱的传动简图TransmissionsketchofgearboxofCrawlerBulldozer1—输入轴；2—输出轴；3—中间轴；4—惰轮轴；当动力由输入轴经的惰轮轴传到中间轴上时为前进档，当动力直接由输入轴传到中间轴上时为倒退档。1.3传动系统总传动比·································（1-1）式中：—履带板节距，m;—围绕驱动链轮一周的履带板数目，取10~14将,及各档行驶速度代入公式，得===77.09==54.45==37.90==28.17==90.13==59.78==41.85==29.151.4各个部件传动比的确定································（1-2）式中：—变速箱的传动比;—主传动器传动比；—最终传动传动比；参考现有同类推土机，结合具体情况，取。代入公式（1-2），得=2.75，=1.81，=1.28，=0.89，=0.66，=2.12，=1.40，=0.98，=0.682变速箱主要参数变动2.1中心距的确定对于中心距来说，它非常的重要，因为她可以影响着变速箱，两者之间的关系层层相接，非常严谨。它在尺寸。强度，两方面都有着超高的要求。只可能会影响整个系统。我们对于这方面的计算，完全可以通过下面的公式进行。··································（2-1）式中：—变速箱头的档被动齿轮所传扭矩为中心距系数，参照表2-1-1选取推土机型号上海—120宣化—120移山—180T—180T—320发动机额定扭矩/公斤*米57.34871.671.6131/公斤*米163104169160406A/mm157.5155.29187.4186.7243.5328.833.23432.432.9表2-1-1履带推土机变速箱中心距参数Table2-1-1CentralDistanceParametersofTrackedBulldozerGearbox已知：发动机额定扭矩80公斤米，=3.00，则==802.75=220公斤米，取k=34.2将上述数据带入公式（2-1），得mm2.2齿轮模数选取的模数应符合GB111—60规定的标准值。m=·································（2-3）式中：—头档被动齿轮所传扭矩—模数系数,2-2.。推土机型号上海—120宣化—120移山—180T—180T—320发动机额定扭矩/公斤*米57.34871.671.6131/公斤*米163104169160406M(mm)755562.431.070.9050.920.81表2-2-1履带推土机变速箱的齿轮模数统计数据Table2-2-1GearModulusStatisticsofTrackedBulldozerGearbox由上述计算知=206公斤*米，取=0.92，代入公式（2-2），得取标准值m=52.3齿宽b强度，也是一个相对来说重要的一个因素，对于整个构零部件的强度选择上都要花费很大一部分功夫，在传动系统以及制动系统还有驱动系统上，都会去普遍选择强度较大的零部件，其原因在于这些系统在推土机的行驶过程中会和地面存在很大的摩擦力，而摩擦力会使零部件原料产生损失，若是推土机的使用时间较长，零部件的损失过大，会造成每一个零部件在衔接或者镶嵌的结构中发生变化，使整车的结构系统发生危险或者形成危险隐患，想当然，机车存在危险是相当大的事故损失了，对造成的影响都非常的大，每一个会非常直接的影响强度方面的问题，因此，在选择零部件的强度上应考虑慎重。同时，在一定范围内，强度的选择会使变速箱的轴向尺寸和质量增大，进而影响到其他部分的功能使用。在这次设计中，我们可以看出，如果齿宽让我们增加的非常的大，会产生分布不均匀，承载能力变得越来越小，同时，齿宽增大还会使齿轮在衔接方面有所影响，齿轮的密集度不足，相互嵌合的能力下降，会造成很大影响，进而不足以实现整个工作的过程。通常根据m的大小来选取齿宽。对于直齿b=(4.4~7)m;对于斜齿b=(6~9.5)m;如表2-3-1所示齿轮齿宽/mm30303540353535齿轮齿宽/mm35354035353535表2-3-1变速箱的齿宽Table2-3-1ToothWidthofGearbox2.4选配齿数选配齿数的任务是，在变速箱传动简图方案和变速箱主要参数已经知道的情况下前进：;;;;后退:;;;分配传动比并确定各对齿轮的传动比五档经过一对齿轮传动。其传动比四个后退档和其余四个前进挡前进：;;;后退：;;;配齿应从以下各对齿轮的传动比：;;;;;下列关系：而：;;;只要确定，其他各对齿轮的传动比都可以由所需传动比通过计算来确定。确定:变速箱设计中取变速部分最大传动比（减速）为最小传动比（增速）的倒数，即：则：这样，主动轴上最小齿数（）和最大齿数（）分别与被动轴上最小齿数（）和最大齿数（）相等。由：得：将，代入后计算得：通过计算得：=1.72，=1.16,=0.80,=0.57,=1.20确定总齿数当中心距、模数已确定，则总齿数和可求得为：对直齿：由各对啮合齿轮的传动比及其齿数和来定各齿轮齿数，即解下列方程式：·································(2-4)式中：和—主动齿轮和被动齿轮的齿数；I—此啮合对齿轮的传动比。通过上述方法计算变速箱各对齿轮的齿数（1）一档齿轮的齿数，一档变传动比=1.75为了确定，的齿数，先求出齿数和：································（2.4.1）其中A=206mm,m=5,故将上述数据代入式(2-4)中，得：52，30（2）二档齿轮的齿数，二档的变传动比齿数和=82将上述数据带入式(2-4)中，得：44，（3）三档齿轮齿数，三档变传动比是2齿数和将上述数据代入式(2-4)中，得：37，45（4）四档齿轮齿数，四档变传动比是齿数和=62将上述数据代入式(2-4)中，得：，（5）五档齿轮齿数，为了确定和的齿数，选求其齿数和：M=6,取，故=72将上述数据代入式(2-4-1)中，得：=43，（6）确定齿数，传动比为了确定，的齿数，先求其齿数和：其中：m=5;取，故有将上述数据代入式(2-4-1)中，得：，(7)确定齿数由，及，得：现将各档齿轮几何参数计算结果列于下表2-4-1中齿轮齿轮数据参数齿数2836435229443730393038455244模数55555555555555刀具角齿顶高系数11111111111111分度圆直径140180215260145220185150195150190225260220齿顶高55555555555555齿全高6.256.256.256.256.256.256.256.256.256.256.256.256.256.25齿跟高11.511.511.511.511.511.511.511.511.511.511.511.511.511.5齿宽3030304035353535354035353535齿顶圆直径150190225270155210195160205160200235270230齿根圆直径127167202247132207172137182137177212247207表2-4-1各档齿轮几何参数Table2-4-1GearGeometricParameters3齿轮设计3.1齿轮强度计算3.1.1弯曲疲劳强度计算验算弯曲应力：…………………（3-1）式中：—计算扭矩—主动齿轮节圆半径（厘米）—模数（毫米）—齿轮齿宽（厘米）—齿形系数—螺旋角系数(对直尺取：Kβ=1，对斜齿取：Kβ=)—工作状况系数=2500～3200公斤/厘米2）验算齿轮Z1的弯曲应力其中:M=80公斤·米；㎜=7㎝；b=3㎝；πy=0.438；K=1；K=1.65将上述数据带入公式（3-1）中，得（公斤/厘米2）≤故齿轮Z1满足弯曲疲劳强度要求验算齿轮Z2的弯曲疲劳强度其中：其中:M=80公斤·米；=9㎜=9㎝；b=3㎝；πy=0.463；K=1；K=1.65将上述数据带入公式（3-1）中，得（公斤/厘米2）≤故齿轮Z2满足弯曲疲劳强度要求验算齿轮Z3的弯曲疲劳强度其中：其中:M=80公斤·米；=10.75㎝；b=3㎝；πy=0.477；K=1；K=1.65将上述数据带入公式（3-1）中，得（公斤/厘米2）≤故齿轮Z3满足弯曲疲劳强度要求依据上述计算方法可以得出其他齿轮的弯曲应力，其计算结果如下表3-1-1-1所示：前进一级前进二级倒档传动ⅠⅡⅢ区分主从主从主从主从主从主从齿轮808080125.71125.75125.717997.59.511.253334.3.530.4080.4380.4380.4650.4380.4650.4140.4700.4380.4570.4570.4381111111.651.651.651.651.651.651896.111766.241766.211663.661387.761307.182147.741891.62334.222334.271842.421922.38ⅣⅤⅠⅡⅢⅣ区分主从主从主从主从主从主从齿轮125.7180125.71125.71125.71125.717.510.757.59.511.25735334.23330.4700.4140.4440.3950.4140.4700.4380.4570.4570.4380.4700.4141111111.651.651.651.651.651.651561.781773.041277.741436.241686.991485.981833.731757.51447.351510.131226.891392.85表3-1-1-1各齿轮弯曲应力数据Table3-1-1-1BendingStressDataofGears对照上表可知，所涉及变速器齿轮均满足弯曲疲劳强度要求。3.1.2接触疲劳强度计算验算节点接触应力；··························（3-2）式中：K—系数（对直尺取1070，对斜齿取925，这是由于斜齿轮轮齿倾斜，接触线长增加，重合度增加，因此承载能力有所提高）A—中心距（厘米）—传动比，=≥1B—齿轮的有效齿宽（厘米）M—小齿轮上扭矩（公斤·米）—工作状况系数—(为修正后的啮合角)—许用接触应力（当齿轮材料为，时，取许用接触应力为10000～14000公斤/厘米2）验算齿轮Z1的接触疲劳强度其中：K=1070，A=20㎝，1.39,b=3，M=5570公斤·厘米，=1.65=1将上述数据带入公式3-2）中，得=11313.1公斤/厘米2故Z1满足接触疲劳强度要求验算齿轮Z2的接触疲劳强度其中：K=1070，A=20㎝，i=1.22,b=3，M=5570公斤·厘米，=1.65，=1将上述数据带入公式（3-1-2-1）中，得=11313.1公斤/厘米2故Z2满足接触疲劳强度要求验算齿轮Z2的接触疲劳强度其中：K=1070，A=20㎝，i=1.483,b=3，M=4270公斤·厘米，=1.65，=1将上述数据带入公式（3-1-2-1）中，得=9987.7公斤/厘米2故Z3满足接触疲劳强度要求依照上述计算方法，可得出其他齿轮的接触应力，其计算结果如下表3-1-2-1所示前进一级前进二级倒档传动ⅠⅡⅢ区分主从主从主从主从主从主从齿轮18202020.620.620.6i1.2731.3211.3211.701.2141.214b33343.53.5M5570708955709369936977161.651.651.651.651.651.651111111199210541929611871234711205ⅣⅤⅠⅡⅢⅣ区分主从主从主从主从主从主从齿轮20.61820.620.620.620.6i1.6961.3041.701.2141.2141.696b3.53.543.53.53.5M5525427073607360606143411.651.651.651.651.651.65111111107799988105261094399319555表3-1-2-1各齿轮接触应力数据Table3-1-2-1ContactStressDataofGears对照上表可知，所设计变速器齿轮均满足接触疲劳强度要求3.2齿轮材料一般采用，等渗碳淬火后表面硬度HRC58～64，心部HRC31～48，淬硬层精度一般为8-7-7，结构形式如图图3-2-1齿轮结构形式Figure3-2-1GearStructure轮缘厚度b=（2～3）mL＞D腹板厚度c=（3～4）md=8～10毫米轮毂厚度a（0.1～0.15）De=5～8毫米d1=1.2Df=8～12毫米g=8～10毫米4变速轴的设计与计算变速箱的轴，进行强度和刚度计算。低速Ⅰ档时。4.1轴的强度校核轴的转速转矩齿轮分度圆直径齿轮圆周力径向力轴向力4.1.1轴的材料选择由于结构复杂，空心轴，保持尺寸稳定和减少热处理变形，选取：调质取、4.1.2轴的结构设计取轴颈处，与标准轴承的孔径相同，其余各处均放大5mm。4.1.3键连接的强度校核，与相连的花键为：，扭矩：键工作面比压为：4.1.4计算支撑反力弯矩及转矩简化得：而，则：4.1.5按弯扭合成应力校核轴的强度轴的危险截面在C处，对于直径，抗弯截面模量弯曲应力扭转应力所以由于扭矩应力为动脉循环应力，取0.6轴的计算应力：所以4.1.6精确校核轴的疲劳强度表面光洁度系数圆角键槽配合圆角键槽配合安全系数强度足够4.1.7轴的静强度校核：由表8-346查得许用安全系数故故轴的静强度足够4.2轴的刚度校核计算齿轮的相互衔接使整个结构平稳恒定，同时齿轮齿条结构从根本上提升了机车运转的效率，利用的齿条齿轮原理，节省燃油消耗，增大机车负荷能力，分析整车的各项机能。将齿轮对轴的作用力在水平和垂直面分解时受力情况较复杂。4.2.1轴的弯曲刚度校核计算：计算轴的当量直径：————————————①式中：————阶地轴每段的长度mm————阶地轴每段的直径mmZ————阶梯轴所分得段数对中间轴齿轮Z4Z5工作时有：阶梯轴的计算长度L=384mm当量直径在作用下挠度为，同理在作用时，，所以总挠度:由于安装齿轮，则轴上安装圆锥滚子轴承安装齿轮处要求则4.3轴的扭转刚度核校计算对于钢材——轴的截面的极惯性矩，——分别代表阶梯轴第几段上所受的扭矩、长度和极惯性矩，其中：所以对以一般传动轴所以，轴的刚度足够。4.4花键的设计计算几何尺寸计算分度圆直径公称结合直径D=m(z+1)内花键齿顶圆直径：基圆直径：内花键齿根圆直径：理论工作齿高几何尺寸列于表4-3-1中参数第一轴ZdfDd0第一轴（输入轴）输出端2.75164446.7538.105中间轴316485141.569第二轴（输出轴）4.25166872.2558.890第三轴（中间轴）4.25166872.2558.890表4-