2020年交通運輸山地自走履帶式運輸車

1、山地自走履帶式運輸車20XX年XX月多年的企業(yè)涔詢顧問名透，經過實戰(zhàn)臉證可以落地加亍的卓越管理方章值得您下載強有華南農業(yè)大學畢業(yè)設計說明書題 目： 山地自走履帶式運輸車傳動系統(tǒng)和轉向系統(tǒng)的設計專業(yè)名稱：班 級：姓 名：指導老師：日 期：2012.刖百農業(yè)機械是指在作物種植業(yè)和畜牧業(yè)生產過程中，以及農、畜產品初加工和 處理過程中所使用的各種機械。農業(yè)機械包括農用運輸機械、農用動力機械、農 田建設機械、土壤耕作機械、種植和施肥機械、植物保護機械、農田排灌機械、 作物收獲機械、農產品加工機械、畜牧業(yè)機械和農業(yè)運輸機械等。廣義的農業(yè)機 械還包括林業(yè)機械、漁業(yè)機械和蠶桑、養(yǎng)蜂、食用菌類培植等農村副業(yè)機械

2、。農業(yè)機械的發(fā)展，與國家和農村的經濟條件有直接的聯(lián)系。在經濟發(fā)達國家， 特別是在農業(yè)勞動力很少的美國， 農業(yè)機械繼續(xù)向大型、寬幅、高速和高生產率 的方向發(fā)展，并在實現機械化的基礎上逐步向生產過程的自動化過渡。電子技術、 微型電子計算機技術等各種先進科學技術，在農業(yè)機械產品及其設計制造中得到 日益廣泛的應用。促進農業(yè)機械化裝備及技術的推廣應用，加快農業(yè)機械化更快更好地發(fā)展，是全面實現農業(yè)可持續(xù)協(xié)調發(fā)展， 深入貫徹落實科學發(fā)展觀的必要要求， 是轉變 農業(yè)發(fā)展方式，促進結構升級優(yōu)化的重要任務，是增強可持續(xù)發(fā)展能力，加快生 態(tài)環(huán)境建設的有力保證；是促進建設社會主義新農村的重要手段， 科學，高效加 強農

3、業(yè)機械技術的推廣工作，對于推進現代農業(yè)建設，加快發(fā)展農機化，實現農 業(yè)現代化、全面實現小康社會具有非常關鍵的戰(zhàn)略意義。然而我國的農業(yè)機械化還相對落后，由于我國地域遼闊，各地域間氣候環(huán)境 等相差極大，要建立適合我國的農業(yè)機械任重而道遠。 農業(yè)機械化能夠降低農業(yè) 成本，節(jié)約資源，保護環(huán)境，節(jié)約勞動力，提高農產品質量，有助于實現大規(guī)模 生產，在我國農業(yè)現代化中占據核心地位， 具有極其重要的作用，具有廣闊的發(fā) 展前景和巨大的發(fā)展前途。但是由于農業(yè)機械工作于惡劣的環(huán)境中， 因此在某種 程度上其所需要的技術要求甚至高于工業(yè)機械，因此需要加大對農業(yè)機械方面的 研究以及投入，需要更多的農業(yè)機械方面的人才。我國

4、近期農業(yè)發(fā)展規(guī)劃仍以發(fā)展中小型農業(yè)機械為主。重點發(fā)展的項目是經 濟效益高、能提高抗御自然災害能力、保證穩(wěn)產高產和增產增收的農業(yè)機械品種， 如運輸、排灌、植物保護和施肥等機械。用于農村多種經營的機械品種將得到較 大的發(fā)展，例如各種農副產品加工機械和禽畜飼養(yǎng)機械，以及養(yǎng)蜂、養(yǎng)蠶、池塘 養(yǎng)魚和食用菌類培植等機械設備。然而，隨著我國的經濟不斷發(fā)展，人民生活水平不斷提高，人民追求的生活 質量要求也越來越高，農林果園業(yè)的發(fā)展需求就越來越大。 雖然我國現代農林果 園業(yè)發(fā)展時間短，但速度卻非常瞬速，在需要進一步發(fā)展時就遇到了機械化嚴重 滯后的問題。尤其微型農林果園山地自走履帶式運輸車的發(fā)展在我國目前基本是 一

5、片空白。因為我國農林果園主要分布在南方的坡陡道窄的復雜地形丘陵山地。受到地形的限制，農林果園的機械化發(fā)展受到了阻礙。 因此，設計一款適應復雜 地形要求，操縱方便，安全性高的微型山地自走履帶式運輸車成為發(fā)展農林果園 業(yè)的迫切要求，以便使更多的農村剩余勞動力解放出來，促進農村、農民、農業(yè) 的發(fā)展，實現我國農業(yè)的現代化。在本次微型山地自走履帶式運輸車設計中， 本人承擔了傳動系統(tǒng)和轉向系統(tǒng)的設計長期以來，人們一直都沒有停止對車輛和行走作業(yè)機械操作的舒適性、整體 性能的完善以及可靠性等方面的研究和探索， 使人們從繁雜的噪音和復雜而繁重 的勞動中解放出來。目前，動力傳動系統(tǒng)和轉向系統(tǒng)作為車輛兩大重要的部件

6、， 越來越引起人們對它的探索和研究。變速箱作為動力傳動系統(tǒng)中最重要的部件，變速器用來改變發(fā)動機傳到驅動 輪上的轉矩和轉速，目的是在原地起步、爬坡、轉彎、加速等各種行駛工況下， 使車輛獲得不同的牽引力和速度，同時使發(fā)動機在最有利的工況范圍內工作。 變 速器設有空擋，可在起動發(fā)動機、車輛滑行或停車時使發(fā)動機的動力停止向驅動 輪傳輸。變速器設有倒擋，使車輛獲得倒退行駛能力。在工程機械傳動系統(tǒng)中，其變速箱分為機械式和自動換擋式兩大類。 在科學 技術日新月異的今天和對機械性能要求越來越高， 越來越多機械動力傳動系統(tǒng)采 用了自動換擋的變速箱。然而，對那些作業(yè)速度和強度都比較低，成本受到限制， 結構要求簡單

7、微型農業(yè)機械，采用人力操縱換擋的機械式變速箱是符合實用性和 經濟性的選擇。車輛在行駛過程中，需按駕駛員的意志經常改變其行駛方向，使車輛能圍繞 中旋轉中心旋轉來改變車輛的行駛方向，即所謂車輛轉向。就輪式車輛而言，車輛的轉向是轉向系統(tǒng)使轉向橋 （一般是前橋）上的車輪 （即轉向輪）相對車輛縱軸線偏轉一定角度，來保證車輛能按駕駛員的意志而進 行轉向行駛，同時，能路面對車輪的干擾力，自動恢復車輛的直線行駛。該轉向 系統(tǒng)依靠駕駛員的手力轉動轉向盤，經轉向器和轉向傳動機構使轉向輪偏轉，有 些汽車還安裝了動力助力轉向系統(tǒng)。而履帶式車輛的轉向系統(tǒng)與輪式車輛的轉向系統(tǒng)不同， 由于履帶式車輛沒有 轉向輪，轉向時必須

8、使兩邊履帶產生差速來實現。 具轉向時，需要切斷行走系一 邊履帶的動力輸入，并對該邊履帶驅動軸進行制動，靠另一邊履帶的工作來實習 車輛的轉向。隨著技術發(fā)展，目前的履帶式車輛開始采用了具有差速器的的新型 轉向系統(tǒng)。然而新型的轉向系統(tǒng)結構復雜，質量大，成本高等缺點，在微型的農 用履帶式行走機械中，還是采用離合式的轉向系統(tǒng)。1設計任務書(1)設計任務設計山地履帶式運輸車的傳動系統(tǒng)和轉向系統(tǒng)。(2)設計要求(3)設計工作量(1)工程圖紙；(2)設計說明書1份采用的發(fā)動機基本配置參數品牌 本田型號HONDA-GX160燃料汽油旋向逆時針沖程數四沖程汽缸數單缸冷卻介標定轉風冷3600(rpm )質速應用范產

9、品類工程機械全新圍型啟動方手動式產品編號：361160品名：本田HONDA-GX160水平軸通用汽油機技術參數汽油機型號 GX160K1(S型)-5.5HP汽油機型式單缸,四沖程，頂置氣門凈功率輸出 4.8馬力(3.6kw)3600rpm TOC o 1-5 h z 氣缸直徑（mm ）68活塞行程（mm ）45排量（mL）163旋轉方向逆時針（面向輸出端）化油器型式橫置蝶閥式點火方式晶體管磁體點火火花塞編號BP6ES（NGK） BPR6ES（NGK）起動方式反沖起動尺寸（長X寬X高）（mm ）305 乂 365 乂 335調速器型式離心重錘式凈重（kg）14.0一.傳動系統(tǒng)分析與設計1變速器的

10、概述與方案的選取變速器的功用與要求概述變速器的功用是根據汽車在不同的行駛條件下提出的要求，改變發(fā)動機的扭矩和轉速，使汽車具有適合的牽引力和速度，并同時保持發(fā)動機在最有利的工況 范圍內工作。為保證汽車倒車以及使發(fā)動機和傳動系能夠分離，變速器具有倒擋和空擋。在有動力輸出需要時，還應有功率輸出裝置。對變速器提出的基本要求如下：.應保證汽車具有高的動力性和經濟性指標。在汽車整體設計時，根據汽車 載重量、發(fā)動機參數及汽車使用要求，選擇合理的變速器擋數及傳動比， 來滿足 這一要求。.工作可靠，操縱輕便。汽車在行駛過程中，變速器內不應有自動跳擋、亂 擋、換擋沖擊等現象的發(fā)生。設置有空擋用來切斷發(fā)動機動力向驅

11、動輪的傳輸， 設置倒擋使汽車能倒退行駛。.重量輕、體積小。影響這一指標的主要參數是變速器的中心距。選用優(yōu)質 鋼材，采用合理的熱處理，設計合適的齒形，提高齒輪精度以及選用圓錐滾柱軸 承可以減小中心距。.傳動效率高。為減小齒輪的嚙合損失，應有直接擋。提高零件的制造精度 和安裝質量，采用適當的潤滑油都可以提高傳動效率。.工作噪聲小。采用斜齒輪傳動及選擇合理的變位系數，提高制造精度和安 裝剛性可減小齒輪的噪聲。變速器的結構方案選取變速器由變速傳動機構和操縱機構組成。 變速傳動機構可按前進擋數或軸的形式 不同分類。對于一般車輛的手動變速器，有四擋、五擋和六擋變速器之分，而在 軸的形式上主要有中間軸式和兩

12、軸式兩種。 中間軸式變速器保持輸入與輸出軸軸 線在同一直線上，經嚙合套將它們連接后可得直接擋， 使用直接擋，此時變速器 的傳動效率更高，噪聲小，齒輪與軸承的磨損減少；由于直接擋的利用率要高于 其他擋位，從而提高了變速器的使用壽命；在其他前進擋位工作時，變速器傳遞 的動力需經兩隊齒輪傳遞，在中間軸與第二軸間的距離不大條件下，一擋仍然有 較大傳動比。與中間軸式變速器比較，兩軸式變速器因軸和軸承數少，所以有結 構更加簡單，輪廓尺寸小，容易布置等優(yōu)點。傳動機構布置方案分析考慮到本設計車輛的低速、小負荷等工作特點以及結構要求，采用四擋或五 擋顯然不符合實際，因此根據設計要求：山地自走式履帶運輸車具有速度

13、變化范 圍小，前置前驅等特點，而且需要結構簡單，易于布置等要求，此設計采取了兩 軸式變速器。本設計采用圖2-b的類似方案，其傳動機構布置圖（圖 3）如下：變速器整體結構圖倒擋布置方案圖4為常見的倒擋布置方案。圖4-b所示方案的優(yōu)點是換倒擋時利用了中 間軸上的一擋齒輪，因而縮短了中間軸的長度。但換擋時有兩對齒輪同時進入嚙 合，使換擋困難。圖4-c所示方案能獲得較大的倒擋傳動比， 缺點是換擋程序不 合理。圖4-d所示方案針對前者的缺點做了修改，因而取代了圖4-c所示方案。圖4-e所示方案是將中間軸上的一、倒擋齒輪做成一體，將其齒寬加長。圖 4-f 所示方案適用于全部齒輪副均為常嚙合齒輪， 換擋更為

14、輕便。為了充分利用空間， 縮短變速器軸向長度，有的貨車倒擋傳動采用圖4-g所示方案。其缺點是一，倒擋須各用一根變速器撥叉軸，致使變速器上蓋中的操縱機構復雜一些。本設計 采用圖4-f所示的傳動方案圖4變速器倒擋傳動方案因為變速器在一擋和倒擋工作時有較大的力，所以無論是兩軸式變速器還是中間軸式變速器的低擋與倒擋，都應當布置在在靠近軸的支承處，以減少軸的變形，保證齒輪重合度下降不多，然后按照從低擋到高擋順序布置各擋齒輪， 這樣 做既能使軸有足夠大的剛性，又能保證容易裝配。倒擋的傳動比雖然與一擋的傳 動比接近，但因為使用倒擋的時間非常短，從這點出發(fā)有些方案將一擋布置在靠 近軸的支承處。零部件結構方案分

15、析變速器的設計方案必需滿足使用性能、制造條件、維護方便及三化等要求。在確定變速器結構方案時，也要考慮齒輪型式、換擋結構型式、軸承型式、潤滑 和密封等因素。.齒輪型式斜齒圓柱齒輪雖然有使用壽命長，工作時噪聲低等優(yōu)點；但是制造時工藝復 雜，成本高，工作時有軸向力，這對軸承不利。但考慮到選擇的發(fā)動機功率很小，載荷低，擋位少以及成本要求，本設計采 用直齒圓柱齒輪更符合，但變速器中的常嚙合齒輪依然均采用斜齒圓柱齒輪， 盡 管這樣會使常嚙合齒輪數增加，并導致變速器的轉動慣量增大。.換擋結構型式換擋結構分為直齒滑動齒輪、嚙合套和同步器三種。直齒滑動齒輪換擋的特點是結構簡單、 緊湊，但由于換擋不輕便、換擋時齒

16、 端面受到很大沖擊、導致齒輪早期損壞、滑動花鍵磨損后易造成脫擋、噪聲大等 原因，初一擋、倒擋外很少采用。嚙合套換擋型式一般是配合斜齒輪傳動使用的。由于齒輪常嚙合，因而減少了噪聲和動載荷，提高了齒輪的強度和壽命。嚙合套有分為內齒嚙合套和外齒嚙 合套，視結構布置而選定，若齒輪副內空間允許，采用內齒結合式，以減小軸向 尺寸。結合套換擋結構簡單，但還不能完全消除換擋沖擊，目前在要求不高的擋 位上常被使用。采用同步器換擋可保證齒輪在換擋時不受沖擊，使齒輪強度得以充分發(fā)揮， 同時操縱輕便，縮短了換擋時間，從而提高了汽車的加速性、經濟性和行駛安全 性，止匕外，該種型式還有利于實現操縱自動化。具缺點是結構復雜

17、，制造精度要 求高，軸向尺寸有所增加，銅質同步環(huán)的使用壽命較短。目前，同步器廣泛應用 于各式變速器中。雖然直齒滑動齒輪換擋結構換擋不輕便， 噪音大，沖擊大等缺點，但由于采 用的發(fā)動機功率小，車輛載荷低，這些缺點影響不大，且能滿足設計的工作各項 要求，反而結構簡單，緊湊，成本低的特點更加能滿足設計的要求。因此，本設 計一擋和倒擋采用直齒滑動齒輪換擋機構，而二擋采用斜齒滑動齒輪換擋機構。2變速器主要參數的選取與主要零件的設計變速器主要參數的選取擋位與傳動比 考慮到發(fā)動機轉速和工作速度要求，本變速器采用了兩個前進擋一個倒擋檔傳動路線圖二擋傳動路線圖倒擋傳動路線圖選擇最低擋傳動比時，應根據汽車最大爬坡

18、度、驅動輪與路面的附著力、汽 車的最低穩(wěn)定車速以及主減速比和驅動輪的滾動半徑等來綜合考慮、確定。汽車爬陡坡時車速不高，空氣阻力可忽略，則最大驅動力用于克服輪胎與路面間的滾動阻力及爬坡阻力。故有：則由最大爬坡度要求的變速器1擋傳動比為：式中：汽車總質量；:重力加速度；:道路最大阻力系數;:驅動輪的滾動半徑；:發(fā)動機最大轉矩；:主減速比；:汽車傳動系的傳動效率，這里取 0.96。根據驅動車輪與路面的附著條件：求得的變速器1擋傳動比為：(4)式中：汽車滿載靜止于水平路面時驅動橋給路面的載荷；:路面的附著系數。典型地面條件下履帶行走器的附著系數地面條件附著系數地面條件附著系數瀝青路面0.91.0休閑的

19、耕地0.91.1干土路0.91.1已耕地0.60.8濕土路1.01.1砂壤土地0.70.9制1.01.2沼泥地0.30.5草地0.91.1砂土地0.40.6由已知條件：滿載質量=;=0.96 。根據公式(4)可得：ig1 =由于該山地自走式履帶運輸車的擋位只要求 2個，前進速度為1.4-3.5km/h , 屬于緩行和爬行要求的履帶運輸車， 根據實踐經驗，合理分配其擋位的傳動比主 要根據作業(yè)要求、道路條件來確定，再由速度確定傳動比。ig2 =中心距中心距對變速器的尺寸及質量有直接影響，所選的中心距、應能保證齒輪的強度。三軸式變速器的中心局 A (mm )可根據對已有變速器的統(tǒng)計而得出的經 驗公式

20、初定。式中：中心距系數，對轎車一般取 8.9-9.3:變速器處于一擋時的輸出扭矩，即為Nm故得出初始中心距A=。軸向尺寸變速器的橫向外形尺寸，可根據齒輪直徑以及倒擋中間齒輪和換擋機構的布 置初步確定。影響變速器殼體軸向尺寸的因素有擋數、換擋機構形式以及齒輪形 式。2擋履帶式手動變速器殼體的軸向尺寸 （1.0-1.3 ） A。故本次設計采用2+1 手動擋變速器，其殼體的軸向尺寸是1.2 X = mm。變速器殼體的最終 軸向尺寸應由變速器總圖的結構尺寸鏈確定。齒輪參數對于第一軸常嚙合齒輪的法向模數可用公式，即得；一擋直齒輪的模數可用公式，即得。同步器和嚙合套的接合大都采用漸開線齒形。由于制造工藝上

21、的原因，同一 變速器中的結合套模數都去相同。本設計取 1。對于變速器常嚙合齒輪的壓力角、螺旋角和齒形等要進行合適的選取。 壓力 角較小時，重合度大，傳動平穩(wěn)，噪聲低；較大時可提高輪齒的抗彎強度和表面 接觸強度。對轎車，為加大重合度已降低噪聲，取小些；對貨車，為提高齒輪承 載力，取大些。本設計取國家規(guī)定的標準壓力角，變速器齒輪壓力角取 20 ,嚙 合套或同步器取30 ;斜齒輪螺旋角取30 。應該注意的是選擇斜齒輪的螺旋角時應力求使中間軸上是軸向力相互抵消。 為此，中間軸上的全部齒輪一律去右旋，而第一軸和第二軸上的的斜齒輪去左旋， 其軸向力經軸承蓋由殼體承受。齒輪寬度b的大小直接影響著齒輪的承載能

22、力，b加大，齒的承載能力增高。但試驗表明，在齒寬增大到一定數值后，由于載荷分配不均勻，反而使齒輪的承 載能力降低。所以，在保證齒輪的強度條件下，盡量選取較小的齒寬，以有利于減輕變速器的重量和縮短其軸向尺寸。通常根據齒輪模數的大小來選定齒寬：直齒：b=(4.5-8.0)m , mm斜齒：b=(6.0-8.5)m , mm第一軸常嚙合齒輪副齒寬的系數值可取大一些，使接觸線長度增加，接觸應力降低，以提高傳動的平穩(wěn)性和齒輪壽命。變速器齒輪的設計各擋傳動比及其齒輪齒數的確定在初選了中心距、齒輪的模數和螺旋角后，可根據預先確定的變速器擋數、傳動比和結構方案來分配各擋齒輪的齒數。下面結合本設計(圖 3)來說

23、明分配 各擋齒數的方法。齒數確定原則：各擋齒輪齒數比應盡可能不是整數，且各擋齒 數無公約數。.確定一擋齒輪的齒數(1)直齒=2 X X ,選取=20 0 ,=2 X81 義 cos20 3=50.74 ,取=51由進行大小齒輪齒數分配，為使的傳動比更大些，取 =35 , =16 ;(2)=x 什)/(2 x cos3=81 X coj20 3=53 ,取=19 , =34 (圓整)；(5)修正= X/( =34 X35/ (19X16) =3.914%=|3.914-4.098|/4.098=4.5%5% (合格)；(6)修正由=X (+)/( 2 x cos )得=298$ X (+)/(例

24、* = 25.842 0同理=arccos X (+)/(例* = 21.039 按同樣的方法可分別計算出：二擋齒輪齒數：；三擋齒輪齒數：；四擋齒輪齒 數：；五擋齒輪齒數：。2.2.2齒輪變位系數的選擇齒輪的變位是齒輪設計中一個非常重要的環(huán)節(jié)。采用變位齒輪，除為了避免齒輪產生根切和配湊中心距以外，它還影響齒輪的強度，使用平穩(wěn)性，耐磨性、 抗膠合能力及齒輪的嚙合噪聲。變位齒輪主要有兩類：高度變位和角度變位。高度變位齒輪副的一對嚙合齒 輪的變位系數的和為零。高度變位可增加小齒輪的齒根強度，使它達到和大齒輪 強度想接近的程度。高度變位齒輪副的缺點是不能同時增加一對齒輪的強度，也很難降低噪聲。角度變位

25、齒輪副的變位系數之和不等于零。角度變位既具有高度 變位的優(yōu)點，有避免了其缺點。有幾對齒輪安裝在輸入軸和輸出軸上組合并構成的變速器，會因保證各擋傳 動比的需要，使各相互嚙合齒輪副的齒數和不同。 為保證各對齒輪有相同的中心 距，此時應對齒輪進行變位。當齒數和多的齒輪副采用標準齒輪傳動或高度變位 時，則對齒數和少些的齒輪副應采用正角度變位。由于角度變位可獲得良好的嚙合性能及傳動質量指標，故采用的較多。對斜齒輪傳動，還可通過選擇合適的螺 旋角來達到中心距相同的要求。變速器齒輪是在承受循環(huán)負荷的條件下工作，有時還承受沖擊負荷。對于高 擋齒輪，其主要損壞形勢是齒面疲勞剝落，因此應按保證最大接觸強度和抗膠合

26、 劑耐磨損最有利的原則選擇變位系數。 為提高接觸強度，應使總變位系數盡可能取大一些，這樣兩齒輪的齒輪漸開線離基圓較遠， 以增大齒廓曲率半徑，減小接 觸應力。對于低擋齒輪，由于小齒輪的齒根強度較低，加之傳遞載荷較大，小齒 輪可能出現齒根彎曲斷裂的現象?？傋兾幌禂翟叫?，一對齒輪齒更總厚度越薄，齒根越弱，抗彎強度越低。但 是由于輪齒的剛度較小，易于吸收沖擊振動，故噪聲要小些。根據上述理由，為降低噪聲，變速器中除去一、二擋和倒擋以外的其他各擋 齒輪的總變位系數要選用較小的一些數值，以便獲得低噪聲傳動。其中，一擋主 動齒輪10和五擋從動齒輪3的齒數，因此一擋齒輪需要變位。變位系數公式為（式中Z為要變位的

27、齒輪齒數）：3變速器齒輪的強度校核與材料選取齒輪損壞原因及形式齒輪的損壞形式分三種：輪齒折斷、齒面疲勞剝落和移動換擋齒輪端部破壞。輪齒折斷分兩種：輪齒受足夠大的沖擊載荷作用，造成輪齒彎曲折斷；輪齒 再重復載荷作用下齒根產生疲勞裂紋， 裂紋擴展深度逐漸加大，然后出現彎曲折 斷。前者在變速器中出現的很少，后者出現的多。齒輪工作時，一對相互嚙合，齒面相互擠壓，這是存在齒面細小裂縫中的潤滑油油壓升高，并導致裂縫擴展，然后齒面表層出現塊狀脫落形成齒面點蝕。 他 使齒形誤差加大，產生動載荷，導致輪齒折斷。用移動齒輪的方法完成換擋的抵擋和倒擋齒輪，由于換擋時兩個進入嚙合的 齒輪存在角速度差，換擋瞬間在齒輪端

28、部產生沖擊載荷，并造成損壞齒輪強度校核計算與材料選取與其他機械設備使用的變速器比較，不同用途汽車的變速器齒輪使用條件仍 是相似的。止匕外，汽車變速器齒輪所用的材料、熱處理方法、加工方法、精度等 級、支撐方式也基本一致。如汽車變速器齒輪用低碳合金鋼制造，采用剃齒或齒 輪精加工，齒輪表面采用滲碳淬火熱處理工藝，齒輪精度不低于7級。因此，比用于計算通用齒輪強度公式更為簡化一些的計算公式來計算汽車齒輪，同樣、可以獲得較為準確的結果。在這里所選擇的齒輪材料為 40Cr。.齒輪彎曲強度校核(1)直齒輪彎曲應力式中：直齒輪圓周力，有，T:計算載荷；d:節(jié)圓直徑；:應力集中系數，可近似取1.65;:摩擦力影響

29、系數，主動齒輪取 1.1,從動齒輪取0.9;:齒寬；:端面齒距；:齒形系數。當處于一擋時，中間軸上的計算扭矩為：聯(lián)合公式(6)和(7)即可得：,0當計算載荷取作用到變速器第一軸上的最大扭矩時，一擋直齒輪的彎曲應力 在 400-850MPa 之間。(2)斜齒輪彎曲應力（8）式中：重合度影響系數，取2.0;其他參數如公式（6）。根據公式（8）可得：二擋：，三擋：，四擋：，五擋：，當計算載荷取作用到第一軸上的最大扭矩時，對常嚙合齒輪和高擋齒輪，許用應力在180-350MPa范圍內，因此，上述計算結果均符合彎曲強度要求。2.齒輪接觸應力校核式中：齒輪的接觸應力；:齒面上的法向力，；:齒輪材料的彈性模量

30、，查資料可取 190 X103MPa；:齒輪接觸的實際寬度，20mm ;:主、從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑。根據公式（9）可得：一擋：二擋：三擋：四擋：五擋:倒擋:將作用在變速器第一軸上的載荷作為計算載荷時，變速器齒輪的許用接觸 應力在1300-2000MPa 范圍內，因此，上述計算結果均符合要求。4變速器同步器的設計1.同步器的結構在前面已經說明，本設計所采用的同步器類型為鎖環(huán)式同步器，具結構如下 圖所示：圖8鎖環(huán)式同步器如圖8,此類同步器的工作原理是：換擋時，沿軸向作用在嚙合套上的換擋 力，推嚙合套并帶動定位銷和鎖環(huán)移動，直至鎖環(huán)錐面與被接合齒輪上的錐面接 觸為止。之后，因作用在錐面上的法向力

31、與兩錐面之間存在角速度差，致使在錐面上作用有摩擦力矩，它使鎖環(huán)相對嚙合套和滑塊轉過一個角度，并滑塊予以定位。接下來，嚙合套的齒端與鎖環(huán)齒端的鎖止面接觸（圖9-b）,使嚙合套的移動受阻，同步器在鎖止狀態(tài)，換擋的第一階段結束。換擋力將鎖環(huán)繼續(xù)壓靠在 錐面上，并使摩擦力矩增大，與此同時在鎖止面處作用有與之方向相反的撥環(huán)力矩。齒輪與鎖環(huán)的角速度逐漸靠近，在角速度相等的瞬間，同步過程結束，完成換擋 過程的第二階段工作。之后，摩擦力矩隨之消失，而撥環(huán)力矩使鎖環(huán)回位，兩鎖 止面分開，同步器解除鎖止狀態(tài)，接合套上的接合齒在換擋力的作用下通過鎖環(huán) 去與齒輪上的接合齒嚙合（圖9-d ）,完成同步換擋圖9鎖環(huán)式同步

32、器工作原理2.同步環(huán)主要參數的確定(1)同步環(huán)錐面上的螺紋槽如果螺紋槽螺線的頂部設計得窄些，則刮去存在于摩擦錐面之間的油膜效果 好。但頂部寬度過窄會影響接觸面壓強，使磨損加快。試驗還證明：螺紋的齒頂 寬對摩擦因數的影響很大，摩擦因數隨齒頂的磨損而降低，換擋費力，故齒頂寬 不易過大。螺紋槽設計得大些，可使被刮下來的油存于螺紋之間的間隙中， 但螺 距增大又會使接觸面減少，增加磨損速度。圖 10-a中給出的尺寸適用于輕、中 型汽車；圖10-b則適用于重型汽車。通常軸向泄油槽為6-12個，槽寬3-4mm。圖10 同步器螺紋槽形式(2)錐面半錐角摩擦錐面半錐角越小，摩擦力矩越大。但過小則摩擦錐面將產生自

33、鎖現象， 避免自鎖的條件是。一般半錐角取 6 -8 0 o為6時，摩擦力矩較大，但在錐面的 表面粗糙度控制不嚴時，則有粘著和咬住的傾向；在半錐角為 7時就很少出現 咬住現象。本次設計中采用的錐角均為取 7。(3)摩擦錐面平均半徑R設計得越大，則摩擦力矩越大。R往往受結構限制，包括變速器中心距及 相關零件的尺寸和布置的限制，以及 R取大以后還會影響到同步環(huán)徑向厚度尺 寸要取小的約束，故不能取大。原則上是在可能的條件下，盡可能將R取大些。本次設計中采用的 R為50-60mm。(4)錐面工作長度縮短錐面工作長度，便使變速器的軸向長度縮短，但同時也減少了錐面的工 作面積，增加了單位壓力并使磨損加速。設

34、計中考慮到降低成本取相同的錐面工 作長度為5mm o(5)同步環(huán)徑向厚度與摩擦錐面平均半徑一樣，同步環(huán)的徑向厚度要受機構布置上的限制，包括 變速器中心距及相關零件特別是錐面平均半徑和布置上的限制， 不宜取很厚，但 是同步環(huán)的徑向厚度必須保證同步環(huán)有足夠的強度。轎車同步環(huán)厚度比貨車小些，應選用鍛件或精密鍛造工藝加工制成， 可提高 材料的屈服強度和疲勞壽命。貨車同步環(huán)可用壓鑄加工。段造時選用鉆黃銅等材 料。有的變速器用高強度，高耐磨性的鋼配合的摩擦副，即在鋼質或球墨鑄鐵同 步環(huán)的錐面上噴鍍一層鋁(厚約0.3-0.5mm ),使其摩擦因數在鋼與銅合金摩擦 副范圍內，而耐磨性和強度有顯著提高。也有的同

35、步環(huán)是在銅環(huán)基體的錐空表面 噴上厚0.07-0.12mm 的鋁制成。噴鋁環(huán)的壽命是銅環(huán)的2-3倍。以鋼質為基體 的同步環(huán)不僅可以節(jié)約銅，還可以提高同步環(huán)的強度。本設計中同步器徑向寬度 取 10.5mm 。(6)鎖止角鎖止角選取的正確，可以保證只有在換擋的兩個部分之間角速度差達到零值 才能進行換擋。影響鎖止角選取的因素，主要有摩擦因數、擦錐面的平均半徑、 鎖止面平均半徑和錐面半錐角。已有結構的鎖止角在26-46 范圍內變化。本次 設計鎖止角取30 0 o(7)同步時間t同步器工作時，要連接的兩個部分達到同步的時間越短越好。 除去同步器的結構尺寸，轉動慣量對同步時間有影響以外，變速器輸入軸，輸出軸

36、的角速度差及作用在同步器摩擦追面上的軸向力，均對同步時間有影響。軸向力大，同步時間減少。而軸向力與作用在變速桿手柄上的力有關，不同車型要求作用到手柄上 的力也不相同。為此，同步時間與車型有關，計算時可在下屬范圍內選?。簩I 車變速器高擋取0.15-0.30S ,低擋取0.50-0.80S ;對貨車變速器高擋取 0.30-0.80S ,彳氐擋取 1.00-1.50S 。5變速器的操縱機構分析與設計設計變速器操縱機構時，應滿足以下要求：.換擋時只允許掛一個擋。這通?？炕ユi裝置來保證；.在掛擋的過程中，若操縱變速桿推動撥叉前后移動的距離不足時，齒輪將不能在完全齒寬上嚙合而影響齒輪的壽命。即使達到完全

37、齒寬嚙合，也可能由于 汽車震動等原因，齒輪產生軸向移動而減少了齒輪的嚙合長度，甚至完全脫離嚙 合。為了防止這種情況的發(fā)生，應設置自鎖裝置；.汽車行進中若誤掛倒擋，變速器齒輪間將發(fā)生極大沖擊，導致零件損壞。 汽車起步時如果誤掛倒擋，則容易出現安全事故。為此，應設置倒擋鎖。操縱機構的功能需求：(1)擋位變速操縱機構：通過一個操縱手柄控制機械變速箱的變速齒輪從而控 制車輛的高、低擋位以及倒擋。(2)轉向以及制動操縱機構：通過兩個操縱手柄分別控制機械變速箱的轉向離 合器從而控制車輛的左、右轉及制動。1、擋位變速操縱機構擋位變速操縱機構主要由操縱桿、關節(jié)球軸承、左右旋螺桿、變速手柄等組成、如下圖操縱桿安

38、裝在發(fā)動機后端，手動扳動操縱桿，操縱桿通過關節(jié)球軸承以及左 右旋螺桿帶動變速手柄的旋轉從而控制機械變速箱的變速齒輪的位置，按操縱桿從后到前的操縱分別實現車輛的低擋、空擋、高擋、倒擋的操縱。二、轉向系統(tǒng)分析與設計1、履帶式車輛的轉向原理：履帶式車輛轉向是利用轉向機構來調節(jié)傳至兩側履帶上的驅動力，使左、 右驅動輪上的驅動力不等來實現的。2、雙履帶式車輛轉向運動學履帶車輛不帶負荷時，在水平地段上繞轉向軸線 O作穩(wěn)定轉向的簡圖，如 圖7-12所示。從轉向軸線O到車輛縱向對稱平面的距離 R,稱為履帶式車輛的 轉向半徑。以代表軸線O在車輛縱向對稱平面上的投影，的運動速度代表車輛轉向時的 平均速度。則車輛的

39、轉向角速度為：(7-37)圖712履帶式車輛轉向運動簡圖轉向時，機體上任一點都繞轉向軸線 O作回轉，其速度為該點到軸線 O的距離和角速度的乘積。所以慢、快速側履帶的速度和分別為：（7-38）式中：B履帶車輛的軌距。根據相對運動原理，可以將機體上任一點的運動分解成兩種運動的合成：（1） 牽連運動，；（2）相對運動。由上可得：3、雙履帶式車輛轉向動力學3.1牽引平衡和力矩平衡圖7-13給出了帶有牽引負荷的履帶式車輛，在水平地段上以轉向半徑R作低速穩(wěn)定轉向時的受力情況（離心力可略去不計）。轉向行駛時的牽引平衡可作兩點假設:(1)在相同地面條件下，轉向行駛阻力等于直線行駛阻力，且兩側履帶行駛阻力相等，

40、即:(2)在相同的地面條件和負荷情況下，相當于直線行駛的有效牽引力，即:圖713轉向時作用在履帶車輛上的外力所以回轉行駛的牽引平衡關系為：(7-39)設履帶車輛回轉行駛時，地面對車輛作用的阻力矩為，在負荷作用下總的轉向阻力矩為：(7-40)式中：一牽引點到軸線的水平距離如前所述履帶車輛轉向是靠內、外側履帶產生的驅動力不等來實現的，所以 回轉行駛時的轉向力矩為：(7-41)穩(wěn)定轉向時的力矩平衡關系為：為了進一步研究回轉行駛特性，有必要對內、外側驅動力分別加以討論。由 上可得：(7-43)式中：為在作用下，土壤對履帶行駛所增加的反力，亦即轉向力，作用方向與驅 動力方向相同，以表小。變形得式：(7-

41、44)令所以。U稱為轉向參數，其意義為轉向力與車輛切線牽引力之比。顯然U 大表示轉向阻力矩大，U小表示轉向阻力矩小。U可以綜合反映轉向特性。將U代 入得：(7-45)卜面就值得變化來討論一下履帶車輛轉向情況0.當尸0時，轉向阻力矩，。表明車輛作直線行駛。.當產0.5時，內側履帶的驅動力，外側履帶的驅動力。說明內側轉向離 合器徹底分離，但制動器沒有制動，牽引負荷完全由外側履帶承擔。.當丫旬.5時，內側履帶的驅動力，外側履帶驅動力。說明內側離合器處 于半分離狀態(tài)，內外側履帶都提供驅動力。.當丫叉.5時，內側履帶的驅動力，外側履帶驅動力。說明內側離合器不 僅完全分離，而且對驅動鏈輪施加了制動力矩，履帶產生了制動力。、目前履帶式車輛轉向機構有轉向離合器式和差速器行星機構式。圖7-15裝有轉向離合器的履帶圖7-16 具有差速器行星機構的履帶式車輛的后橋簡圖1-行星機構制動器；2-停車制動器a）齒