【33页】【毕业论文】推土机变速箱毕业设计说明书.doc源文档全文在线看

计算变速箱各对齿轮的齿数档齿轮的齿数，档变传动比为了确定，的齿数，先求出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通过计算得确定总齿数当中心距模数已确定，则总齿数和即可求得为对直齿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式中和主动齿轮和被动齿轮的齿数此啮合对齿轮的传动比式中和主动齿轮和被动齿轮的齿数此啮合对齿轮的传动比。

通过上述方法已确定，则总齿数和即可求得为对直齿由各对啮合齿轮的传动比及其齿数和来定各齿轮齿数，即解由得将，代入后计算得通过计算得确定总齿数当中心距模数部分内容简介们把变速箱的传动比分为定传动比和变传动比，和为变传动比，变传动比是由两轴间若干对齿轮来实现的。

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通过计算得确定总齿数当中心距模数已确定，则总齿数和即可求得为对直齿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式中和主动齿轮和被动齿轮的齿数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档齿轮的齿数，档变传动比为了确定，的齿数，先求出齿数和其中故将上述数据代入式中，得，二档齿轮的齿数，二档变传动比齿数和将上述数据带入式中，得，三档齿轮齿数，三档变传动比齿数和将上述数据代入式中，得，四档齿轮齿数，四档变传动比齿数和将上述数据代入式中，得，五档齿轮齿数，为了确定和的齿数，选求其齿数和，取，故将上述数据代入式中，得，确定齿数，传动比为了确定，的齿数，先求其齿数和其中取，故有将上述数据代入式中，得，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中表各档齿轮几何参数齿数模数齿轮数据参数刀具角齿顶高系数分度圆直径齿顶高齿全高齿跟高齿宽齿顶圆直径齿根圆直径三齿轮设计齿轮强度计算变速箱齿轮主要破坏形式是疲劳接触破坏和疲劳弯曲破坏，因此般变速箱齿轮进行疲劳弯曲强度计算和疲劳接触强度计算。

弯曲疲劳强度计算验算齿根危险断面处的弯曲应力式中计算扭矩主动齿轮所传递的扭矩公斤米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，对斜齿取工作状况系数许用弯曲应力当齿轮材料为，时，取许用弯曲应力公斤厘米验算齿轮的弯曲应力其中公斤米㎝㎝将上述数据带入公式中，得公斤厘米故齿轮满足弯曲疲劳强度要求验算齿轮的弯曲疲劳强度其中其中公斤米㎝㎝将上述数据带入公式中，得公斤厘米故齿轮满足弯曲疲劳强度要求验算齿轮的弯曲疲劳强度其中其中公斤米㎝㎝将上述数据带入公式中，得公斤厘米故齿轮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，其计算结果如下表所示表各齿轮弯曲应力数据前进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ⅣⅤⅠⅡⅢⅣ区分主从主从主从主从主从主从齿轮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。

接触疲劳强度计算验算节点接触应力式中系数对直尺取，对斜齿取，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中心距厘米传动比，齿轮的有效齿宽厘米小齿轮上扭矩公斤米工作状况系数角变位修正对接触强度影响系数，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为公斤厘米验算齿轮的接触疲劳强度其中，㎝，公斤厘米，将上述数据带入公式中，得公斤厘米故满足接触疲劳强度要求验算齿轮的接触疲劳强度其中，㎝，公斤厘米将上述数据带入公式中，得公斤厘米故满足接触疲劳强度要求的轴的合成挠度，不仅应考虑齿轮上所收阻力的影响，还应考虑到该齿轮上其它齿合齿轮的力产生的影响为了便于计算，通常分解计算水平面和垂直面产生的挠度，然后将同相挠度叠加，最后再将水平和垂直内的挠度以矢量合成，求出合成挠度。

将齿轮对轴的作用力在水平和垂直面分解时，应注意分析齿轮齿和情况，变速箱为空间多轴式变速箱，其中中间轴的受力情况较复杂，所以对此轴进行刚度校核。

轴的弯曲刚度校核计算计算轴的当量直径式中阶地轴每段的长度阶地轴每段的直径阶梯轴所分得段数对中间轴齿轮工作时有阶梯轴的计算长度所以，当量直径在作用下挠度为，其中所以转角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，轴的扭转刚度校核计算阶梯轴扭转角式中轴所受的扭矩，轴的材料的剪切弹性模量，。

对于钢材轴的截面的极惯性矩，对于圆轴阶梯轴受扭矩作用的长度，分别代表阶梯轴第段上所受的扭矩长度和极惯性矩，阶梯轴受到扭矩作用的轴段数其中，所以对以般传动轴，所以轴的刚度足够。

花键的设计计算几何尺寸计算分度圆直径公称结合直径内花键齿顶圆直径基圆直径内花键齿根圆直径理论工作齿高将各轴花键几何尺寸列于表中表各轴花键几何尺寸参数第轴第轴输入轴输出端中间轴第二轴输出轴第三轴中间轴花键强度计算计算公式挤压应力式中传递扭矩平均半径键侧投影面积齿数工作长度模数负荷不均匀系数，取计算示例第周前进级传动主动齿轮处已知，对于齿面淬硬，工作条件有冲击的静联结花键，故安全。

第三轴档主动齿轮处已知，，故安全。

按同样的方法，分别计算出各档位齿轮处花键强度。

现将计算结果列于表中表花键强度计算结果参数第轴前进级传动主动齿轮处倒档传动主动齿轮处档从动齿轮处档从动齿轮处档从动齿轮处档主动齿轮处档主动齿轮处前进二档从动齿轮处五轴承的设计与寿命计算根据变速箱结构，轴的支承形式及所受载荷性质，初步确定所采用的轴承形式后，应验算轴承的寿命是否符合要求。

在计算之前，首先应确定轴承上所受外力，亦即算出轴的支承反力。

由于轴承在变载荷，变转速的情况下工作，为此需知道各档使用率和各档工况下的负荷和转速分布情况，然后换算成当量载荷计算。

变速箱轴承计算寿命应达到小时，至少不小于小时。

查手册知轴承基本额定负荷，。

由上章计算可知，求两端轴承受到的径向载荷和和转速，轴承的预计算寿命分度圆直径将轴承部件受到的空间力系分解为铅垂面和水平面两个平面力系，其中的为通过另加转矩而平移到指向轴线，也通过另加弯矩而移到作用轴上。

由力的分析知，，求两轴承的计算轴向力和对于圆锥滚子轴承，轴承派生轴向力其中所以，因为所以被压紧的轴承所受的轴向力轴承所受的轴向力查表得，因为查表得径向载荷系数和轴向载荷系数对于轴承对于轴承，因轴承运转过程中冲击载荷，则速度因数冲击载荷系数温度因数所以查表的轴承的使用寿命为小时，轴承的使用寿命为小时对于使用滚针组分析选用代号为其中，径向当量动载荷径向当量静载荷而分度圆直径为齿轮上受到圆周力则滚子轴承所受当量动载荷为由轴承寿命公式对于滚子轴承取，轴承的转速，轴承的基本额定动载荷，轴承的载荷，所以，所以，轴承满足使用寿命六变速器操纵元件设计变速器的操作结构，应满足如下主要要求换档时只能挂入个档防止误挂倒档换档后应使齿轮在全齿长啮合，并防止自动脱档。

直接操纵依靠手力换档的变速器成为手动变速器称为手动变速器。

是最简单的换档方案，已得到广泛的应用。

其优点是减少了变速叉轴，各档同组用组自锁装置，因而使操作机构简化依靠手力换档的变速器成为手动变速器称为手动变速器。

是最简单的换档方案，已得到广泛的应用。