橡膠履帶車輛液壓機械差速轉向裝置設計-變速箱設計-設計說明書

車輛與動力工程學院畢業(yè)設計說明書PAGEPAGE1前言本次設計的課題是橡膠履帶車輛液壓機械差速轉向裝置變速箱總成的設計，當履帶車輛轉向和行走時不僅要求能夠轉向工作效率高和轉向半徑小，還需要輸出不同的速度以滿足不同情況的需要，這部分工作是通過變速器來完成的。變速器各擋速比與車輛的理論速度成反比，因此，變速箱速比范圍的大小，排擋數(shù)目以及各擋分配是否合理是評價變速箱性能的重要經(jīng)濟指標，根據(jù)任務書上所列的履帶車輛的主要作業(yè)速度范圍，在設計拖拉機變速箱時應該力求在每種作業(yè)的速度范圍內(nèi)排列較多的擋次，以求拖拉機能夠高效率高質(zhì)量地完成各種作業(yè)。在設計變速器時應該克服以下不足：（1）受結構限制，設計的變速箱難以實現(xiàn)較大的速比范圍，致使拖拉機的工作速度區(qū)段較窄。(2)由于發(fā)動機轉速是2300r/min，所以齒輪工作時的嚙合線速度以及固定在第二軸上的各擋被動齒輪的齒頂圓線速度要大幅度提高，造成變速箱噪音大，油溫偏高。（3）由于采用滑動齒輪換擋，變速箱只能夠采用直齒圓柱齒輪換擋，這限制了齒輪傳動嚙合質(zhì)量進一步提高的可能性。所以我以為應該為履帶式車輛設計一套新的變速箱方案。第一章結構設計§ 1.1概述§1.1.1從傳動箱獲得的動力一部分通過最終傳動裝置，傳到驅(qū)動輪，另一部分傳給旋耕機。在發(fā)動機轉速不變的情況下，可以改變拖拉機行駛速度及旋耕速度。能夠適應不同作業(yè)的需要。在發(fā)動機曲軸旋轉方向不變的的情況下，能使拖拉機前進，后退，增加拖拉機的機動性與靈活性。發(fā)動機繼續(xù)工作，拖拉機可以停止行駛，以利于暫時停車及做固定作業(yè)。§1.1.2應有較多的變速擋以滿足各種作業(yè)的要求。傳動效率高，結構要緊湊。工作要可靠，要有足夠的強度，剛度及耐磨性。不會自動脫檔或自動掛檔，不亂檔。掛上倒擋及快擋時就不掛其他擋。掛上倒檔及快檔時，就不能掛犁刀變速檔。不能同時掛兩個檔。換檔輕便?！?.1.3變速箱完成變速，前進，倒退，停車等動作，主要是利用齒輪傳動的基本規(guī)律，由一系列齒輪來完成。1、轉速和齒數(shù)的關系手搖卷揚機，主動齒輪的齒數(shù)為15齒，被動齒輪的齒數(shù)為45齒，當主動齒輪轉3圈時，被動齒輪轉一圈。由此可以看出：n1/n2=z2/z1=r2/r1=I，其中n1，z1，r1分別表示主動齒輪的轉速，齒數(shù)和半徑；n2，z2，r2分別表示被動齒輪的轉速，齒數(shù)和半徑；I表示齒輪的傳動比。從公式可以看到：兩個齒輪轉速的比等于它們齒數(shù)的反比。就是說被動齒輪齒數(shù)越多，轉速越低。2、轉速和扭矩的關系主動齒輪和被動齒輪相互作用，它們的作用力用p表示，則主動齒輪的扭矩m1=p1r1，而作用到被動齒輪的扭矩m2=p2r2。由于作用力和反作用力大小相等，即p1=p2。所以，n1/n2=r2/r1=m2/m1從公式可以看到：被動齒輪轉速降低，它的扭矩就增大。也就是說可以通過降低被動齒輪的轉速，增大牽引力。3、旋轉的方向如果在兩個齒輪中間再加一只中間齒輪，則主動齒輪與被動齒輪的旋方向相同，而傳動比與扭矩的變化規(guī)律不因為增加中間齒輪而發(fā)生變化。上面介紹的是齒輪傳動的基本規(guī)律。實際拖拉機傳動速比變化比較大，發(fā)動機轉速是2300轉/分，而驅(qū)動輪每分鐘只轉幾十轉?？紤]到結構的緊湊，每對齒輪傳動比不宜過大，必須用一系列的齒輪嚴密搭配起來才能夠完成?！?.2變速器布置方案的分析一、變速器傳動機構的結構和形式選擇有極變速器與無極變速器相比，其結構簡單，造價低廉，具有較高的傳動效率，因此在各種拖拉機上均得到了廣泛的運用。在選定發(fā)動機的情況下，變速器擋位數(shù)目的增多可以提高發(fā)動機的功率，提高拖拉機的燃油經(jīng)濟性及平均車速，從而可以提高拖拉機的工作效率，降低成本。但擋位的增多也使變速器的尺寸及質(zhì)量增大，結構復雜，制造成本提高，操縱也復雜。當采用手動的機械式操縱機構時要迅速，無聲換擋，對于6個前進擋的變速器來說是困難的。所以本次設計來改造6+2擋變速器。三軸變速器與四軸式相比，結構簡單，緊湊且傳動效率高，噪聲低等優(yōu)點。但由于結構限制，本次設計只能夠按四軸進行改造。四軸式變速器的動力由第一軸輸入，由第二軸輸出，其中第一軸，第四軸是六個前進擋的軸，中間軸上是兩個倒擋的軸，這樣布置，變速器的齒輪和軸承不承載，變速器的傳動效率高，噪聲低，齒輪和軸承的磨損少。本次設計的變速器齒輪都是嚙合套直接嚙合方式嚙合的齒輪傳動，前進擋四擋和六擋，倒擋的一，二擋的動力需要通過一軸，中間軸和四軸的兩對齒輪傳遞給二軸然后輸出。這樣齒輪傳動嚙合質(zhì)量進一步提高。圖1-1變速器方案傳動圖二、變速器零部件結構分析與形式選擇（1）齒輪形式直齒圓柱齒輪工作時沒有軸向力且加工簡單，運轉平穩(wěn)，噪音低，壽命長等優(yōu)點得到廣泛采用，其嚙合時齒數(shù)均勻，轉動慣量也比較均勻。（2）軸的結構與分析變速器軸在工作時承受轉矩，軸的明顯變形將影響齒輪的正常嚙合，產(chǎn)生較大的噪聲，降低使用壽命。軸的形狀除應保證其強度與剛度外，還應該考慮到軸的加工工藝。第一二四軸和中間軸都做成漸開線形花鍵軸，齒側之間為動配合。（3）軸承形式變速器多采用滾動軸承，即使深溝球軸承，和圓柱滾子軸承，根據(jù)變速器的結構選定，再驗算其壽命。本次設計都采用深溝球軸承。（4）換擋機構的結構形式與分析換擋機構的結構形式有同步器，嚙合套和直齒滑動齒輪等三種同步器雖然結構復雜，制造成本高，精度要求嚴，軸向尺寸大。但可以保證掛擋平順，使操作簡化，減輕駕駛員的勞動強度。嚙合套結構簡單，制造容易，維修方便，換黨行程較短，且由于同時承受沖擊載荷的結合齒數(shù)較多，故沖擊和磨損較輕，噪聲低，而齒輪又不參與換擋，因此它不會過早產(chǎn)生損壞。變速器因結合齒端磨損，軸的剛度不足及振動等原因在工作中自動脫檔。為防止變速器自動脫檔，在結構上可采取如下的措施：（1）結合位置時，使結合套的兩端超過被結合癡端部約2—3mm，即越程結合；或使兩結合齒的結合位置錯開2—3mm，即錯位結合。（2）將掛擋后處于結合的嚙合套座的那個齒圈的受力齒側切去0.2—0.3mm的厚度，這樣如發(fā)生脫檔時則會被另一齒圈的端面擋住，從而制止自動脫檔。（3）將結合齒的工作面加工成斜面，形成傾斜角1.5--2°倒錐齒側，使結合面產(chǎn)生阻力，能有效阻止自動脫檔，或?qū)⒔Y合齒的齒側加工成臺階形狀以防止自動脫檔?！?.3操縱機構的確定變速器的操縱機構有變速桿，撥叉軸，自鎖與互鎖裝置，倒擋安全裝置等組合于變速器蓋上。應結構簡單，操縱安全，擋位清晰，變速器桿的換擋位置合理，掛擋準確，迅速，安全可靠。按動作原理，變速器操縱機構除采用機械式外還有液壓式，氣動式，電控式以及它們之間的組合；按變速器的位置機械式的又分為直接操縱與遠程操縱。本次設計采取機械式直接操縱。第二章變速器基本參數(shù)設已知所設計的變速器的參數(shù)如下：拖拉機質(zhì)量：m=73500kg最小轉彎半徑：r=0.346m變速器總傳動比：I總=21.315前進擋速度范圍：v=3.85-13倒檔速度范圍：v=2.5-6發(fā)動機額定轉速：N=2300§2.1傳動比的確定（3-1）i===22.8923i==1.074i===77.737i==3.647各擋傳動比分配如下：表3-1各擋傳動比檔位分類一擋二擋三擋四擋五擋六擋倒一倒二常嚙合一常嚙合二傳動比I3.6472.3892.0504.3811.4822.4163.5622.4212.1182.251§2.2扭矩的確定Ft=F×Q=mg×Q（3-2）∴Ft=7.5×9.8×1000×1.0=735100（其中Q=1.0）T===1200NM(其中yt=0.98)§2.3變速箱主要參數(shù)的確定§2.3.1Ａ＝K(3-3)式中：K中心距系數(shù)k=14—16取k=14.823T變速箱輸出軸計算轉矩Ａ=K×=14.823×10.625=157.5mm§2.3.2M=（0.4—0.6）(3-4)取M=5§2.4確定各檔齒輪的齒數(shù)已知一擋齒輪齒數(shù)計算按如下公式進行：齒數(shù)和：∑Z==Z12+Z11(3-5)傳動比：I=Z/Z(3-6)中心距：A=157.5mm模數(shù)：M=4傳動比：I=3.64計算得：Z=16.946Z=61.8取Z=62Z=17其余各擋按此公式計算得到數(shù)據(jù)如下：表2-2各擋齒輪參數(shù)分類檔位模數(shù)m主動齒輪齒數(shù)從動齒輪齒數(shù)一擋41762二擋51843三檔52041四擋51937五檔52537六擋52927倒一擋52237倒二擋52832第一對常嚙合齒輪53617第二對常嚙合齒輪53616§2.5各檔齒輪的變位標準中心距a= (3-7)實際中心距(3-8)變位系數(shù)和(3-9)中心距變動系數(shù)y=(3-10)齒頂高變動系數(shù)k=(3-11)嚙合角(3-12)齒頂高(3-13)齒根高(3-14)頂圓直徑(3-15)根圓直徑(3-16)分度圓直徑(3-17)§2.5.1已知：a’=157.5，a=158，r=20`，acosr’=acosr得到r`=19.491`Invr`=tanr`-r`=0.01394Invr=tanr-r=0.0150Invr`=2（X+X）×tanr/（Z+Z）+invr∴X+X=（invr`-invr）×（Z+Z）/2tanr=-0.115查文獻4中第994頁：選X=0.105X=-0.22∴y=（a｀-a）/m=-0125k=X+X-y=0.01分度圓：d=mZ=68d=mZ=248齒頂圓：da=d+2ha=m（Z+2ha*+2X-2k）=76.76da=d+2ha=m（Z+2ha*+2X-2k）=254.16齒根圓：df=d-2hf=m（Z-2ha*-2C*+2X）=58.84df=d-2hf=m（Z-2ha*-2C*+2X2）=236.24§2.5.2以下還有二擋，三擋，四擋，五擋，倒一擋齒輪和兩對常嚙合齒輪均需要變位，方法如上。其余各擋不需要變位，直接計算即可。最后所得數(shù)據(jù)如下：表2-3各齒輪參數(shù)分類檔位分度圓直徑d0齒根圓直徑df齒頂圓直徑da一擋d1=68df1=58.84da1=79.96d2=248df2=236.2da2=254.36二擋d1=90df1=86.52da1=103.9d2=215df2=208.6da2=229.45三檔d1=100df1=96.55da1=113.95d2=205df2=198.6da2=219.41四擋d1=185df1=172.5da1=195d2=95df2=82.5da2=105五擋d1=125df1=115.92da1=138d2=185df2=174.5da2=196.58六擋d1=135df1=122.5da1=145d2=145df2=132.5da2=155倒一擋d1=110df1=100.8da1=123d2=185df2=174.5da2=196.05倒二擋d1=140df1=127.5da1=150d2=160df2=147.5da2=170第一對常嚙合齒輪d1=85df1=74.41da1=95.58d2=180df2=166.9da2=188.16第二對常嚙合齒輪d1=80df1=68.09da1=90.59d2=180df2=166.91da2=188.16第三章軸的校核§3.1一檔傳動軸（輸入軸）的校核一.軸的受力分析：（1）齒輪上的作用力：轉矩：=T總/i圓周力：=2000/徑向力：=×tan20°（2）受力簡圖：337mm337mm34mmmFv1Fv2FrFt圖3-1受力簡圖=1\*GB3①齒輪上作用力的大?。恨D矩：=T總/I=1200/3.64=329.67N·M圓周力：=2000/=2000×329.67/68=9696.176N徑向力：=×tan20°=9696.176×tan20=3529.11945N=2\*GB3②求軸承的支反力：337mm34mmmFv1Fv2337mm34mmmFv1Fv2水平面：=×/L=9696.176×337/371=8807.57N=×L2/L=9696.176×34/371=888.59N337mm337mm34mmmFh1Fh2圖3-3垂直面受力圖垂直面：=L2/L=3529.12×34/371=323.423N=L1/L=3529.12×337/371=3205.69N=3\*GB3③畫彎矩圖：337mm337mm34mmm`299.45NM108.99NM318.67NM329.67NM375.06NM圖3-4水平彎矩圖，垂直面彎矩圖，合成彎矩圖和轉矩圖=4\*GB3④畫計算轉矩圖：=［-b］／［0b］=0.6Mc==375.06N·M=5\*GB3⑤按彎扭合成應力校核軸的強度 =Mc/W=Mc/0.1（d）=375.06×1000/0.1×（46）=38.53Mpa〈[]=60Mpa所以強度足夠§3.2一檔傳動軸（輸出軸）的校核1、軸的受力分析：（1）齒輪上的作用力：轉矩：=T總/i圓周力：=2000/徑向力：=×tan20°（2）受力簡圖：332mm39mmmFv1Fv2332mm39mmmFv1Fv2Fr=1\*GB3①齒輪上作用力的大小：轉矩：=T總/I=1200/3.64=329.67N·M圓周力：=2000/248=2000×329.67/248=2658.63N徑向力：=×tan20°=2658.63×tan20°=967.66N=2\*GB3②求軸承的支反力：332mm39mmmFv1Fv2332mm39mmmFv1Fv2水平面：=×L1/L=2658.63×332/371=2379.15N=×L2/L=2658.63×39/371=279.47N332mm39mmmFh1Fh2332mm39mmmFh1Fh2垂直面：=L2/L=967.66×39/371=101.72N=L1/L=967.66×332/371=865.93N=3\*GB3③畫彎矩圖：圖3-8水平面彎矩圖，垂直面彎矩圖，合成彎矩圖和轉矩圖332mm圖3-8水平面彎矩圖，垂直面彎矩圖，合成彎矩圖和轉矩圖332mm394mmm`92.78NM33.77NM98.73NM329.67NM221.07NM=4\*GB3④畫計算轉矩圖： =［］／［］=0.6Mc==221.07N·M=5\*GB3⑤按彎扭合成應力校核軸的強度=/W=/0.1（d）=221.07×1000/0.1×（56）=12.585Mpa〈［］=60Mpa第四章軸承壽命的計算§4.1輸入軸軸承壽命的計算由前面計算已知：（選用軸承型號為深溝球軸承6408，d=40，D=110，b=27，Cr=65.5kN）Fv1=888.59N，F(xiàn)v2=8807.57N，F(xiàn)h1=323.423N，F(xiàn)h2=3205.69NFR1==945.618N，F(xiàn)R2==9372.819N∵p1=FR1,p2=FR2又∵FR1〈FR2∴P=fp×FR2選fp=1.3∴p=1.3×9372.819=12184.66N∴軸承的壽命計算為：（其中ft=1Cr=65.5kN）Lh=（10）×（c×ft/P）/60×2300=2565.679h所以符合要求?！?.2倒檔軸軸承壽命的計算選用軸承型號為深溝球軸承6408，d=40，D=110，b=27，Cr=65.5kN220mm220mm152mmFv24-1水平面受力圖水平面支反力：=2502.279N，=3622.46N220mm152mmm4220mm152mmm垂直面支反力：=910.937N，=1318.46N∴==2662.61N，==3854.938N∵p1=,p2=又∵〈∴P=fp×選fp=1.3∴p=1.3×3854.938=5011.4N∴軸承的壽命計算為：（其中ft=1Cr=65.5kN）Lh=（10）×（c×ft/P）/60×2300=6179.59h所以符合要求。第五章齒輪強度的校核§5.1一擋齒輪的校核（齒輪承載能力的計算）這里校核常用擋一擋的齒輪,齒輪的材料選用：20CrMnTi。一、按齒面接觸應力校核：=××××式中：——節(jié)點區(qū)域系數(shù)=2.5——彈性系數(shù)取=189.8——=1——螺旋角系數(shù)取=1=1200/3.64=329.64NM=2000/=2000×329.67/68=9696.176N=28mm,m=4,u=3.64,=1.25,=1.05,=1.2,=1.1=2.5×1×189.8×1×=1591.284Mpa∵=×××/其中=1650Mpa,=1,××=0.985∴=×××/=1650×0.985/1=16525.25Mpa﹤∴齒輪1按接觸強度滿足要求。齒輪2：=2.5×189.8×1×=833.25Mpa∴﹤齒輪2按接觸強度滿足要求。=2\*CHINESENUM3二、按彎曲強度校核：=××××（/×）×××××其中×××=1.7325,=9696.176N,=28mm,M=4=3.22,=1.64,=0.76,=1.0,=1.0=××××（/×）×××××=601.96mpa[]=（×/）×××=953.7Mpa式中：=425Mpa,=1.0,=2.0,=1.02,=1.1,=1.0∴〈[]所以一擋滿足彎曲強度要求?！?.2倒一擋齒輪的校核一、按齒面接觸應力校核：=××××式中：——節(jié)點區(qū)域系數(shù)=2.5——彈性系數(shù)取=189.8——=1——螺旋角系數(shù)取=1=1200/3.562=336.889NM=2000/=2000×329.67/68=6125.254N=24mm,m=5,u=3.562,=1.25,=1.05,=1.2,=1.1=2.5×1×189.8×1×=1076.62Mpa∵=×××/上式中：=1650Mpa=1××=0.985∴=×××/=1650×0.985/1=1625.25Mpa﹤∴齒輪1按接觸強度滿足要求。齒輪2：=2.5×189.8×1×=830.18Mpa∴﹤齒輪2按接觸強度滿足要求。=2\*CHINESENUM3二、按彎曲強度校核：=××××（/×）×××××其中×××=1.7325,=9696.176N,=28mm,M=5=3.22,=1.64,=0.76,=1.0,=1.0=××××（/×）×××××=304.128mpa[]=（×/）×Y××Yx=953.7Mpa其中：=425Mpa,=1.0,=2.0,Y=1.02,=1.1Yx=1.0∴〈[]所以倒一擋滿足彎曲強度要求?！?.3變速器齒輪材料及熱處理變速器齒輪的材料是：20CrMnTi熱處理要求：滲碳深度1.2-1.6，齒面淬火硬度HRC58-64心部硬度HRC35-43，花鍵表面硬度不低于HRC50。第六章結論時間過得真快，緊張忙碌的畢業(yè)設計即將接近尾聲，我的大學生活也即將圓滿結束。我不禁感慨萬千，但此時此刻我考慮最多的還是我本次的畢業(yè)設計，以及在本次設計過程中所得到的啟發(fā)與收獲。我的設計任務是拖拉機變速器的設計，變速器要改變發(fā)動機傳到驅(qū)動輪的扭矩和轉速，使拖拉機可以在原地起步，正常行駛，爬坡，轉彎，加速，減速，倒車及停車止步。變速器在滿足這些首要的功能之后還要滿足必要的動力性和經(jīng)濟性指數(shù)。因此還要協(xié)調(diào)傳動比范圍和各擋傳動比。在設計過程中，為了搞好設計，我查閱了關于拖拉機變速器的相關資料，參考了同類拖拉機的技術參數(shù)，也看了具體的實物結構以及其與車架的固定與連接情況，很受啟發(fā)。但由于我是第一次搞這方面的設計，沒有經(jīng)驗，本次設計中也遇到了很多困難和問題：首先由于所用知識都是以前學的基本的知識，但現(xiàn)實設計中明顯感到力不從心，也就是說以前學的很不扎實。另外對于新知識的快速吸收能力還應該提高，由于這些問題浪費了不少時間，雖然一直在努力做，但還是感覺有點盲目。雖有不足可也有很多收獲，比如遇到問題之后如何快速的選擇問題的切入點，如何去抓住問題的重點和難點，如何與老師和同學之間進行溝通，討論和協(xié)調(diào)，我此次深有體會。此次設計不但使我對以往的知識有了一次很好的具體應用，還通過計算機繪圖和寫說明書對AUTO-CAD，WORD的運用能力有了很大的提高！學習能力，創(chuàng)新能力，協(xié)調(diào)能力以及處理問題的能力是此次畢業(yè)設計所要達到鍛煉我們的目的，對即將步入社會的我有極其重要的切身體會，我從這次設計中深受啟發(fā)，我已經(jīng)知道我的前進目標，相信我以后的人生會因這次設計而打開一個良好的開端。致謝時間過的真快，幾年的大學生活伴隨著這緊張充實的歲月即將落下帷幕，人的精力和時間