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一、推土機的傳動方案設計
1.1推土機傳動方案
整機的動力裝置和驅動輪之間的所有傳動部件總稱為傳動系統(tǒng)。傳動系統(tǒng)的基本功用是將動力裝置的動力按需要傳給驅動輪和其他機構。
機械傳動系統(tǒng)刻有內燃機驅動，也可以有電機驅動。對于內燃機驅動的車輛要求其傳動系統(tǒng)具有以下功能：
（1）將低轉速，增大轉矩。
（2）實現(xiàn)變速。
（3）由于內燃機不能實現(xiàn)反轉，通過傳動系統(tǒng)中的變速箱實現(xiàn)反向行駛（倒退）。
（4）必要時切斷動力。
（5）實現(xiàn)左右驅動車輪之間的差速。
為了實現(xiàn)以上功能，內燃機驅動的機械傳動系統(tǒng)有離合器、變速箱、萬向傳動裝置、驅動橋等機件構成。
機械傳動具有結構簡單、工作可靠、價格低廉、質量輕、傳動效率高，以及可以利用發(fā)動機運動零件的慣性進行作業(yè)等優(yōu)點，因此在中小功率的車輛上得到廣泛應該用。
但機械傳動也存在以下主要缺點：在工作阻力急劇變化的工況下，內燃機容易熄火；采用人力換擋時，換擋動力中斷時間長;傳動系統(tǒng)零件受到的沖擊載荷大，同時由于外載荷的急劇變化，又通過傳動系統(tǒng)影響動力裝置，因而降低了動力裝置和傳動系統(tǒng)的各零件的使用壽命。
圖 1-1-1 所示為履帶式推土機的機械傳動動系統(tǒng)布置簡圖。
1.2變速箱的設計方案
變速箱的傳動方案設計，就是根據(jù)所確定的檔位數(shù)與各檔傳動比，按照重量輕、體積小、傳動效率高、噪音小、操作簡便的設計原則，草擬傳動方案，工程車輛的機械式變速箱大范圍采用的是平面三軸式和空間三軸式兩類方案。
本次設計的履帶式推土機的變速箱有五個前進檔和四個倒退檔，它采用空間三軸式滑動齒輪換擋。圖 1-2-1 所示為履帶式推土機變速箱的傳動簡圖
圖 1-2-1 履帶式推土機變速箱的傳動簡圖
1— 輸入軸；2—輸出軸；3—中間軸；4—惰輪軸；
當動力由輸入軸經惰輪軸傳到中間軸上時為前進檔，當動力直接由輸入軸傳到中間軸上時為倒退檔。
中間軸3上裝有換向滑動齒輪，以及、、、檔由后向前順序排列的換擋滑動齒輪。當以不同的換擋齒輪與輸出軸上相應的齒輪嚙合時，即可獲得4個前進檔或4個倒退檔。V檔滑動齒輪裝在輸入軸2的后部，當她與輸出軸上的齒輪嚙合時，即為V檔。為了減小變速箱的軸向尺寸，在輸出軸上V檔齒輪布置在、 檔齒輪留出的空間內?？梢?，在前進五檔中，—IV 檔是通過三對齒輪嚙合傳出的,V檔則是通過一對齒輪嚙合傳出。
變速箱各級傳動比確定
1.3 傳動系統(tǒng)總傳動比
·································（1-2-1）
式中：—履帶板節(jié)距，m;
—圍繞驅動鏈輪一周的履帶板數(shù)目，取10~14
將,及各檔行駛速度代入公式，得
=
==77.09
==54.45
==37.90
==28.17
==90.13
==59.78
==41.85
==29.15
1.4.各部件傳動比的確定
································（1-2-2）
式中：—變速箱的傳動比;
—主傳動器（中央傳動器）的傳動比；
—最終傳動（輪邊傳動）的傳動比；
參考現(xiàn)有同類推土機，結合具體情況，取。 代入公式（1-2-2），得
=2.75 ，=1.81 ，=1.28 ，=0.89 ，=0.66 ，=2.12 ，=1.40 ，
=0.98 ，=0.68
二、變速箱主要參數(shù)的確定
2.1中心距的確定
中心距對變速箱的尺寸及重量有直接的影響，所選中心距應能保證齒輪的強度。對履帶推土機，可按下面經驗公式初選變速箱中心距：
··································（2-1-1）
式中：—變速箱頭檔被動齒輪所傳扭矩（，為發(fā)動機額定扭矩，為從發(fā)動機至變速箱頭擋被動齒輪軸的速比）
為中心距系數(shù)，參照表2-1-1 選取
表 2-1-1 履帶推土機變速箱中心距參數(shù)
推土機型號
上?！?20
宣化—120
移山—180
T—180
T—320
發(fā)動機額定扭矩（公斤*米）
57.3
48
71.6
71.6
131
(公斤*米)
163
104
169
160
406
A（mm）
157.5
155.29
187.4
186.7
243.53
28.8
33.2
34
32.4
32.9
已知：發(fā)動機額定扭矩80公斤米，=3.00，則==802.75=220公斤米，取k=34.2
將上述數(shù)據(jù)帶入公式 （2-1-1） ，得
mm
2.2齒輪模數(shù)
對履帶推土機，可按下面的經驗公式來初選模數(shù)，所選取的模數(shù)大小應符合GB111—60規(guī)定的標準值。
m= ·································（2-2-1）
式中：—頭檔被動齒輪所傳扭矩
—模數(shù)系數(shù),參照表 2-2-1 選取.。
表 2-2-1 履帶推土機變速箱的齒輪模數(shù)統(tǒng)計數(shù)據(jù)
推土機型號
上?！?20
宣化—120
移山—180
T—180
T—320
發(fā)動機額定扭矩（公斤*米）
57.3
48
71.6
71.6
131
（公斤*米）
163
104
169
160
406
M(mm)
7
5
5
5
6
2.43
1.07
0.905
0.92
0.81
由上述計算知=206公斤*米，取=0.92，代入公式 （2-2-1），得
取標準值m=5
2.3齒寬b
齒寬b的大小直接影響齒輪的強度。在一定范圍內b大強度就搞，但變速箱的軸向尺寸和質量亦增大。試驗證明，齒寬過分增大，由于沿齒寬方向載荷分布不均勻性增大，反而使齒寬承載能力隨之降低。
通常根據(jù)m的大小來選取齒寬。
對于直齒 b = (4.4~7) m ;
對于斜齒 b = (6~9.5) m;
中心距和模數(shù)一定時，齒寬b可用來調節(jié)齒所受的應力，根據(jù)各對齒輪上受力不同選取不同齒寬，對負荷較大的齒輪常增加其齒寬以提高其承載能力，對負荷較小的齒輪可減少齒寬，以減小變速箱的軸向尺寸和重量。
根據(jù)以上分析，得各齒輪的齒寬如表 2-3-1 所示
表 2-3-1 變速箱的齒寬
齒輪
齒寬（mm）
30
30
35
40
35
35
35
齒輪
齒寬（mm）
35
35
40
35
35
35
35
2.4選配齒數(shù)
選配齒數(shù)的任務是，在變速箱傳動簡圖方案和變速箱主要參數(shù)已經知道的情況下，根據(jù)所需的各檔傳動比來確定各對齒輪的齒數(shù)。下面結合本設計來說明分配各檔齒數(shù)的方法。
由上述計算確定所需各檔傳動比為：
前進 ： ; ; ; ;
后退 : ; ; ;
分配傳動比并確定各對齒輪的傳動比
五檔經一對齒輪傳動。其傳動比
四個后退檔和其余四個前進擋
前進 ： ; ; ;
后退 ： ; ; ;
配齒要從以下各對齒輪的傳動比：
; ; ; ;
;
由組成式變速箱傳動簡明方案的特點所決定，具有下列關系：
而 ： ; ; ;
只要確定 ，其他各對齒輪的傳動比都可以由所需傳動比通過計算來確定。
確定 :
我們把變速箱的傳動比分為定傳動比和變傳動比，，，和為變
傳動比，變傳動比是由兩軸間若干對齒輪來實現(xiàn)的。
變速箱設計中取變速部分最大傳動比（減速）為最小傳動比（增速）的倒數(shù)，即：
則：
這樣，主動軸上最小齒數(shù)（）和最大齒數(shù)（）分別與被動軸上最小齒數(shù)（）和最大齒數(shù)（）相等。
由：
得：
將 ，代入后計算得：
通過計算得：
=1.72 ， =1.16 , =0.80 , =0.57 , =1.20
確定總齒數(shù)
當中心距、模數(shù)已確定，則總齒數(shù)和即可求得為：
對直齒：
由各對嚙合齒輪的傳動比及其齒數(shù)和來定各齒輪齒數(shù)，即解下列方程式：
·································(2-4-1)
式中：和—主動齒輪和被動齒輪的齒數(shù)；
I —此嚙合對齒輪的傳動比。
通過上述方法計算變速箱各對齒輪的齒數(shù)
（1）一檔齒輪的齒數(shù)，
一檔變傳動比=1.75
為了確定，的齒數(shù)，先求出齒數(shù)和：
································（2.4.1）
其中A=206mm , m=5 , 故
將上述數(shù)據(jù)代入式(2-4-1)中（2.4.1），得：
52 ，30
（2）二檔齒輪的齒數(shù)，
二檔變傳動比
齒數(shù)和=82
將上述數(shù)據(jù)帶入式 (2-4-1) 中，得：
44，
（3）三檔齒輪齒數(shù)，
三檔變傳動比2
齒數(shù)和將上述數(shù)據(jù)代入式(2-4-1) 中，得：
37，45
（4）四檔齒輪齒數(shù)，
四檔變傳動比
齒數(shù)和=62
將上述數(shù)據(jù)代入式(2-4-1) 中，得：
，
（5）五檔齒輪齒數(shù)，
為了確定和的齒數(shù)，選求其齒數(shù)和：
M=6, 取，故=72
將上述數(shù)據(jù)代入式(2-4-1)中，得：
=43 ，
（6）確定齒數(shù)，
傳動比
為了確定，的齒數(shù)，先求其齒數(shù)和：
其中：m=5 ; 取，故有
將上述數(shù)據(jù)代入式(2-4-1)中，得：
，
(7) 確定齒數(shù)
由， 及，得：
現(xiàn)將各檔齒輪幾何參數(shù)計算結果列于下表 2-4-1 中
表 2-4-1 各檔齒輪幾何參數(shù)
齒
輪
數(shù)
據(jù)
參
數(shù)
齒數(shù)
28
36
43
52
29
44
37
30
39
30
38
45
52
44
模數(shù)
5
5
5
5
5
5
5
5
5
5
5
5
5
5
刀具角
齒頂高系數(shù)
1
1
1
1
1
1
1
1
1
1
1
1
1
1
分度圓直徑
140
180
215
260
145
220
185
150
195
150
190
225
260
220
齒頂高
5
5
5
5
5
5
5
5
5
5
5
5
5
5
齒全高
6.25
6.25
6.25
6.25
6.25
6.25
6.25
6.25
6.25
6.25
6.25
6.25
6.25
6.25
齒跟高
11.5
11.5
11.5
11.5
11.5
11.5
11.5
11.5
11.5
11.5
11.5
11.5
11.5
11.5
齒寬
30
30
30
40
35
35
35
35
35
40
35
35
35
35
齒頂圓直徑
150
190
225
270
155
210
195
160
205
160
200
235
270
230
齒根圓直徑
127
167
202
247
132
207
172
137
182
137
177
212
247
207
三、齒輪設計
3.1齒輪強度計算
變速箱齒輪主要破壞形式是疲勞接觸破壞和疲勞彎曲破壞，因此一般變速箱齒輪進行疲勞彎曲強度計算和疲勞接觸強度計算。
3.1.1彎曲疲勞強度計算
驗算齒根危險斷面處的彎曲應力：
…………………………………（3-1-1-1）
式中：
— 計算扭矩（主動齒輪所傳遞的扭矩）（公斤·米）
— 主動齒輪節(jié)圓半徑（厘米）
— 模數(shù)（毫米）
— 齒輪齒寬（厘米）
— 齒形系數(shù)
— 螺旋角系數(shù)(對直尺?。篕β=1，對斜齒?。篕β=)
— 工作狀況系數(shù)
— 許用彎曲應力（當齒輪材料為20CrMnTi，20CrMnMo時，取許用彎曲應力
=2500～3200公斤/厘米2）
① 驗算齒輪Z1的彎曲應力
其中:M=80公斤·米 ；㎜=7㎝ ； b=3㎝ ；πy=0.438 ；
Kb=1 ； Kb=1.65
將上述數(shù)據(jù)帶入公式（3-1-1-1）中，得
（公斤/厘米2）≤
故齒輪Z1滿足彎曲疲勞強度要求
② 驗算齒輪Z2的彎曲疲勞強度
其中：其中:M=80公斤·米 ；=9㎜=9㎝ ； b=3㎝ ；πy=0.463 ；
Kb=1 ； Kb=1.65
將上述數(shù)據(jù)帶入公式（3-1-1-1）中，得
（公斤/厘米2）≤
故齒輪Z2滿足彎曲疲勞強度要求
③ 驗算齒輪Z3的彎曲疲勞強度
其中：其中:M=80公斤·米 ；=10.75㎝ ； b=3㎝ ；πy=0.477 ；
Kb=1 ； Kb=1.65
將上述數(shù)據(jù)帶入公式（3-1-1-1）中，得
（公斤/厘米2）≤
故齒輪Z3滿足彎曲疲勞強度要求
依據(jù)上述計算方法可以得出其他齒輪的彎曲應力，其計算結果如下表 3-1-1-1 所示：
表 3-1-1-1 各齒輪彎曲應力數(shù)據(jù)
前進一級
前進二級
倒檔傳動
Ⅰ
Ⅱ
Ⅲ
區(qū)分
主
從
主
從
主
從
主
從
主
從
主
從
齒輪
80
80
80
125.71
125.75
125.71
7
9
9
7.5
9.5
11.25
3
3
3
4.
3.5
3
0.408
0.438
0.438
0.465
0.438
0.465
0.414
0.470
0.438
0.457
0.457
0.438
1
1
1
1
1
1
1.65
1.65
1.65
1.65
1.65
1.65
1896.11
1766.24
1766.21
1663.66
1387.76
1307.18
2147.74
1891.6
2334.22
2334.27
1842.42
1922.38
Ⅳ
Ⅴ
Ⅰ
Ⅱ
Ⅲ
Ⅳ
區(qū)分
主
從
主
從
主
從
主
從
主
從
主
從
齒輪
125.71
80
125.71
125.71
125.71
125.71
7.5
10.75
7.5
9.5
11.25
735
3
3
4.2
3
3
3
0.470
0.414
0.444
0.395
0.414
0.470
0.438
0.457
0.457
0.438
0.470
0.414
1
1
1
1
1
1
1.65
1.65
1.65
1.65
1.65
1.65
1561.78
1773.04
1277.74
1436.24
1686.99
1485.98
1833.73
1757.5
1447.35
1510.13
1226.89
1392.85
對照上表可知，所涉及變速器齒輪均滿足彎曲疲勞強度要求。
3.1.2接觸疲勞強度計算
驗算節(jié)點接觸應力；
··························（3-1-2-1）
式中： K — 系數(shù)（對直尺取1070，對斜齒取925，這是由于斜齒輪輪齒傾斜，接觸線長增加，重合度增加，因此承載能力有所提高）
A — 中心距（厘米）
— 傳動比，=≥1
B — 齒輪的有效齒寬（厘米）
M — 小齒輪上扭矩（公斤·米）
— 工作狀況系數(shù)
— 角變位修正對接觸強度影響系數(shù)， (為修正后的嚙合角)
—許用接觸應力（當齒輪材料為，時，取許用接觸應力為10000～14000公斤/厘米2）
① 驗算齒輪Z1的接觸疲勞強度
其中：K=1070，A=20㎝，1.39,b=3，M=5570公斤·厘米，=1.65
=1
將上述數(shù)據(jù)帶入公式 3-1-2-1） 中，得
=11313.1公斤/厘米2
故Z1 滿足接觸疲勞強度要求
② 驗算齒輪Z2的接觸疲勞強度
其中：K=1070，A=20㎝，i=1.22,b=3，M=5570公斤·厘米，=1.65，=1
將上述數(shù)據(jù)帶入公式（3-1-2-1）中，得
=11313.1公斤/厘米2
故Z2 滿足接觸疲勞強度要求
③ 驗算齒輪Z2的接觸疲勞強度
其中：K=1070，A=20㎝，i=1.483 , b=3，M=4270公斤·厘米，=1.65，=1
將上述數(shù)據(jù)帶入公式（3-1-2-1）中，得
=9987.7公斤/厘米2
故Z3滿足接觸疲勞強度要求
依照上述計算方法，可得出其他齒輪的接觸應力，其計算結果如下表 3-1-2-1 所示
表 3-1-2-1 各齒輪接觸應力數(shù)據(jù)
前進一級
前進二級
倒檔傳動
Ⅰ
Ⅱ
Ⅲ
區(qū)分
主
從
主
從
主
從
主
從
主
從
主
從
齒輪
18
20
20
20.6
20.6
20.6
i
1.273
1.321
1.321
1.70
1.214
1.214
b
3
3
3
4
3.5
3.5
M
5570
7089
5570
9369
9369
7716
1.65
1.65
1.65
1.65
1.65
1.65
1
1
1
1
1
1
11992
10541
9296
1187
12347
11205
Ⅳ
Ⅴ
Ⅰ
Ⅱ
Ⅲ
Ⅳ
區(qū)分
主
從
主
從
主
從
主
從
主
從
主
從
齒輪
20.6
18
20.6
20.6
20.6
20.6
i
1.696
1.304
1.70
1.214
1.214
1.696
b
3.5
3.5
4
3.5
3.5
3.5
M
5525
4270
7360
7360
6061
4341
1.65
1.65
1.65
1.65
1.65
1.65
1
1
1
1
1
1
10779
9988
10526
10943
9931
9555
對照上表可知，所設計變速器齒輪均滿足接觸疲勞強度要求
3.2齒輪材料、加工精度和結構形狀
齒輪材料一般采用，等滲碳淬火后表面硬度HRC58～64，心部HRC31～48，淬硬層精度一般為8-7-7，結構形式如圖
圖 3-2-1 齒輪結構形式
輪緣厚度 b=（2～3）m L＞D
腹板厚度 c=（3～4）m d=8～10毫米
輪轂厚度 a（0.1～0.15）D e=5～8毫米
d1 = 1.2D f=8～12毫米
g=8～10毫米
四. 變速器軸設計與計算
變速箱的軸主要進行強度和剛度計算。在變速箱處于不同排擋時，軸所受的扭矩和彎矩也不同。當軸受到的扭矩最大時，所受彎矩不一定也最大，因此，在軸的計算中，應當從各個排擋的彎矩與扭矩組合中選擇最危險工況進行計算。
由上述傳動系的轉速及轉矩分析，首先，軸的強度和剛度校核應該是中間軸的 低速Ⅰ檔時。
4.1.軸的強度校核
軸的轉速
轉矩
齒輪分度圓直徑
齒輪圓周力
徑向力
軸向力
4.1.1軸的材料選擇
由于結構復雜，空心軸，保持尺寸穩(wěn)定和減少熱處理變形，
選?。赫{質
取
所以軸的輸入直徑：
考慮軸斷由鍵槽，軸徑應力中加4﹪--5﹪,
取
4.1.2軸的結構設計
取軸頸處，與標準軸承的孔徑相同，其余各處均放大5mm。
4.1.3鍵聯(lián)接的強度校核
選用A型平鍵與齒輪聯(lián)接處鍵的尺寸：，
與相連的花鍵為：，
由于兩鍵傳遞的扭矩相同，但與齒輪相聯(lián)處的鍵的軸徑較小，故只需校驗此鍵相聯(lián)強度，
鍵聯(lián)接傳遞的扭矩：
鍵工作面比壓為：
故鍵聯(lián)接強度通過。
4.1.4計算支承反力彎矩及轉矩
簡化得：
而 ，則：
將各力在水平面和垂直面分別計算
水平彎矩：
垂直彎矩：
合成彎矩：，
4.1.5按彎扭合成應力校核軸的強度
軸的危險截面在C處，對于直徑，
抗彎截面模量
彎曲應力
扭轉應力
所以由于扭矩應力為動脈循環(huán)應力，取0.6
軸的計算應力：
所以
4.1.6精確校核軸的疲勞強度
碳鋼特點系數(shù) ，中碳鋼
由圓角
圓角處的所有應力集中函數(shù)
鍵槽應力集中函數(shù)
絕對尺寸影響函數(shù)
表面光潔度系數(shù)
圓角
鍵槽
配合
圓角
鍵槽
配合
安全系數(shù)
由表計算說明許用安全系數(shù)
故軸承的疲勞強度足夠
4.1.7．軸的靜強度校核：
軸的危險截面為G處
校核危險截面的安全系數(shù)
由表8-346查得
許用安全系數(shù) 故
故軸的靜強度足夠
4.2.軸的剛度校核計算
為了保證齒輪的正確齒合，對變速箱軸的剛度提出了比較嚴格的要求，規(guī)定位于齒合齒輪處的軸的合成撓度不超過0.15-0.20mm。
齒合齒輪處的軸的合成撓度，不僅應考慮齒輪上所收阻力的影響，還應考慮到該齒輪上其它齒合齒輪的力產生的影響、為了便于計算，通常分解計算水平面和垂直面產生的撓度，然后將同相撓度疊加，最后再將水平和垂直內的撓度以矢量合成，求出合成撓度。
將齒輪對軸的作用力在水平和垂直面分解時，應注意分析齒輪齒和情況，變速箱為一空間多軸式變速箱，其中中間軸的受力情況較復雜，所以對此軸進行剛度校核。
4.2.1軸的彎曲剛度校核計算：
計算軸的當量直徑：
————————————①
式中：————階地軸每段的長度mm
————階地軸每段的直徑mm
Z ————階梯軸所分得段數(shù)
對中間軸齒輪Z4 Z5工作時有：
階梯軸的計算長度 L=384mm
所以，當量直徑
在作用下?lián)隙葹椋?
其中
所以
轉角
同理在作用時，，
所以總撓度:
由于安裝齒輪，則
軸上安裝圓錐滾子軸承
安裝齒輪處要求
則
4.3軸的扭轉剛度校核計算
階梯軸扭轉角
式中：——軸所受的扭矩，
——軸的材料的剪切彈性模量，。對于鋼材
——軸的截面的極慣性矩，對于圓軸
——階梯軸受扭矩作用的長度，分別代表階梯軸第段上所受的扭矩、長度和極慣性矩，
——階梯軸受到扭矩作用的軸段數(shù)
其中：
所以
對以一般傳動軸
所以軸的剛度足夠。
4.4花鍵的設計計算
1. 幾何尺寸計算
分度圓直徑
公稱結合直徑D=m(z+1)
內花鍵齒頂圓直徑：
基圓直徑：
內花鍵齒根圓直徑：
理論工作齒高
將各軸花鍵幾何尺寸列于表 4-3-1 中
表 4-3-1 各軸花鍵幾何尺寸
參 數(shù)
第一軸
Z
df
D
d0
第一軸
（輸入軸）
輸出端
2.75
16
44
46.75
38.105
中間軸
3
16
48
51
41.569
第二軸（輸出軸）
4.25
16
68
72.25
58.890
第三軸（中間軸）
4.25
16
68
72.25
58.890
2. 花鍵強度計算
（1） 計算公式：
擠壓應力：
式中：—傳遞扭矩（）
—平均半徑 = cm
F—鍵側投影面積 F=0.8mL()
Z—齒數(shù)
L—工作長度
m—模數(shù)
k—負荷不均勻系數(shù) k=0.7~0.8 , 取k=0.75
(2) 計算示例：第一周前進一級傳動主動齒輪處：
已知：m=3 , z=16, , D=51 , L=7.2cm ,
F=0.8mL=
K=0.75
對于齒面淬硬，工作條件有沖擊的靜聯(lián)結花鍵，故安全。
第三軸、檔主動齒輪處：
已知：m=4.25，z=16，，L=9.6cm，
k=0.75, ,
故安全。
按同樣的方法，分別計算出各檔位齒輪處花鍵強度。現(xiàn)將計算結果列于表 4-3-2 中
表 4-3-2花鍵強度計算結果
參數(shù)
第一軸
（mm）
L(mm)
(kg.cm)
（）
前進一級傳動主動齒輪處
3 16
48
72
5570
111.92
倒檔傳動主動齒輪處
3 16
48
69
5570
116.79
檔從動齒輪處
4.25 16
68
72
15886.7
159.06
檔從動齒輪處
4.25 16
68
54
11376.8
151.88
檔從動齒輪處
4.25 16
68
72
7715.7
77.25
、檔主動齒輪處
4.25 16
68
96
9369.1
70.35
檔主動齒輪處
4.25 16
68
81
9369.1
83.38
前進二檔從動齒輪處
4.25 16
68
58
9369.1
132.43
五、軸承的設計與壽命計算
根據(jù)變速箱結構，軸的支承形式及所受載荷性質，初步確定所采用的軸承形式后，應驗算軸承的壽命是否符合要求。在計算之前，首先應確定軸承上所受外力，亦即算出軸的支承反力。
由于軸承在變載荷，變轉速的情況下工作，為此需知道各檔使用率和各檔工況下的負荷和轉速分布情況，然后換算成當量載荷計算。
變速箱軸承計算壽命應達到6000小時，至少不小于2000小時。查手冊知30209軸承基本額定負荷。由上章計算可知
5.1，求兩端軸承受到的徑向載荷和和
轉速，軸承的預計算壽命
分度圓直徑
將軸承部件受到的空間力系分解為鉛垂面和水平面兩個平面力系，其中的為通過另加轉矩而平移到指向軸線，也通過另加彎矩而移到作用軸上。
由力的分析知：
5.2，求兩軸承的計算軸向力和
對于圓錐滾子軸承，軸承派生軸向力
其中Y=1.5
所以
因為
所以被壓緊的軸承1所受的軸向力
軸承2所受的軸向力
查表得
因為
查表得徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)：
對于軸承1：
對于軸承2：
因軸承運轉過程中沖擊載荷
則
速度因數(shù)
沖擊載荷系數(shù)
溫度因數(shù)
所以
查表的軸承1的使用壽命為13000小時，軸承1的使用壽命為100000小時.
5.3．對于使用滾針組分析
選用代號為：
其中
徑向當量動載荷
徑向當量靜載荷
而
分度圓直徑為
齒輪上受到圓周力
則
滾子軸承所受當量動載荷為
由軸承壽命公式
對于滾子軸承取，
——軸承的轉速，
——軸承的基本額定動載荷，
——軸承的載荷，
所以，所以，軸承滿足使用壽命
六、變速器操縱元件設計
變速器的操作結構，應滿足如下主要要求
1) 換檔時只能掛入一個檔；防止誤掛倒檔；
換檔后應使齒輪在全齒長嚙合，并防止自動脫檔。直接操縱依靠手力換檔的變速器成為手動變速器稱為手動變速器。是最簡單的換檔方案，已得到廣泛的應用。其優(yōu)點是減少了變速叉軸，各檔同一組用一組自鎖裝置，因而使操作機構簡化依靠手力換檔的變速器成為手動變速器稱為手動變速器。是最簡單的換檔方案，已得到廣泛的應用。其優(yōu)點是減少了變速叉軸，各檔同一組用一組自鎖裝置，因而使操作機構簡化。
2）遠距離操縱
受總布置限制，有些車輛變速器距駕駛員坐椅較遠，此外，換檔時力需通過轉換機構才能完成換檔功能，這種手動換檔稱為遠距離操縱變速器。這種結構復雜，且在撞車時直接駕駛員的安全，故新車設計中這種結構已不多見。
參考文獻
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[14]大連理工大學工程畫圖教研室.機械制圖 [M].5版. 北京： 高等教育出版社. 2003.8
[15]其它網絡檢索到的相關資料
致謝
經過緊張的畢業(yè)設計，我如愿地較圓滿地完成了設計任務。從中得到了以前許多注意的問題。
本次設計培養(yǎng)了我們對設計工程的設計能力，學習和掌握課件的基本制作方法和步驟，并給我們以后的工作打下堅實的基礎，通過本次設計，我們把以前在課本中學習到的理論知識在此次設計中加以綜合運用設計資料，并懂得，這樣才不至于在設計過程中出現(xiàn)太多錯誤。
經過一個月的緊張有序的工作，完成了課程設計，其中我們在設計的過程中遇到很多難題，但是經過各位老師的認真講解，使我對其加深了認識。
最后，真誠的感謝輔導老師對我們的指導和幫助。由于我們對所學知識不夠徹底，而且時間較短，又缺乏經驗，設計書中難免會存在疏漏和欠缺之處，懇請老師批評指正，以便在以后的工作和學習中不犯類似的錯誤。
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