变速器设计

目录

第1章绪论 (1)

1.1 问题的提出 (3)

1.2 国内外研究现状 (3)

1.2.1 变速器的主要类型及目前的使用情况 (3)

1.2.2 HMT的结构和性能特点分析 (5)

1.2.3从整体控制系统来看 (6)

1.2.4 从AMT和HMT换档操纵方式来看 (6)

1.3CVT的结构和性能特点分析 (7)

1.3.1 CVT的结构组成 (7)

1.3.2 CVT和HMT的比较 (7)

1.4本文研究的主要内容、目标与方法 (8)

第2章确定总成结构形式 (10)

2.1变速器类型的选择 (10)

2.2 对于零部件件结构方案的设计选型 (12)

2.2.1 变速箱传动轴的布置 (12)

2.2.2 轴上齿轮的选择和布置 (12)

2.2.3 变速箱的润滑与密封 (13)

第3章确定结构主要技术、性能参数 (14)

3.1规定的设计结构参数 (14)

3.2 变速器主参数的确定 (15)

3.2.1中心距a (15)

3.2.2齿轮模数m (16)

3.2.3齿轮宽度b (16)

3.2.4斜齿轮的螺旋角β (17)

3.2.5选配齿数Z (17)

3.3、变速器主参数的计算 (18)

3.3.1 总传动比i

(18)

∑

3.3.2分配传动比 (19)

3.3.3确定换向机构中前进档常啮合齿轮副的传动比

i (20)

F

3.3.4 各齿轮副的传动比 (21)

第4章传动件设计计算 (22)

4.1 齿轮副总齿数按下式计算 (22)

4.2 对齿轮的作用力的分析 (26)

4.3 齿轮的校核 (31)

4.3.1第一对齿轮的校核 (31)

4.3.2第二对齿轮的校核 (35)

第5章轴的设计计算 (39)

5.1轴的设计计算 (39)

5.1.1拟定输入轴齿轮为右旋 (39)

5.1.2 中间轴的设计计算 (43)

5.1.3 输出轴的设计计算 (44)

5.2轴承的选择及计算 (50)

5.2.1 输入轴上轴承的选择 (50)

5.2.2 中间轴上轴承的选择 (51)

5.2.3 输出轴上轴承的选择 (51)

5.3 连轴器的选择 (52)

5.3.1输入轴用联轴器的设计计算 (52)

5.4 变速器附件的选择 (53)

5.5 润滑与密封 (53)

设计总结 (55)

参考文献 (56)

第1章绪论

1.1 问题的提出

目前，用于推土机的手动变速器技术已经发展的很成熟了，各种形式的各种操作控制形式的手动变速器的出现，让驾驶员在换档方面得到了最大的简单化、易操纵化、可靠化、何安全化。推土机的工作特点要求变速器要具有多档位，作业时频繁地进行前进后退作业，所以其档位和倒档位数较多，即齿轮的传动机构较多，涉及到的啮合对数多。在设计计算时其计算工作量很大，而每对齿轮的设计过程基本相同，所以传统的人工设计已严重影响了其设计开发速度和设计质量。用计算机辅助完成计算过程，不仅可以减小计算误差，提高速度和质量，还可以形成供其它机种参考使用。所以本人在此就特别针对推土机变速器辅助计算系统开发这个问题进行初步的研究，力求通过我的研究分析，能够得出一种换档性能更好，可靠度更高的推土机变速器。

1.2 国内外研究现状

1.2.1 变速器的主要类型及目前的使用情况

液力机械AT—HMT(Hydrodynamic Mechanical Transmission)广泛应用于轿车、公共汽车、重型车辆、商用车和工程车辆上，它是目前AT的主流。

机械式AT—AMT(Automated Mechanical Transmission)在通常机械式变速器基础上加上微机控制电液伺服操纵自动换档机构组成，目前它应用于部分低档轿车上和局部卡车和商用车上。

无级式AT—CVT(Continuously Variable Transmission)有以下几种形式：机械式：有不少形式，目前主要的是推块金属V型带式传动，在轿车上已开始批量试用。液压传动式(HST hydrostatic transmission)：在工程车辆和农业机械上已应用。虽本田公司最近开发了泵和马达制成一体的液压和机械双流传动的AT，用于微型多功能车上，但存在转速限制、效率、噪声、重量和尺寸等问题，在汽车上基本没有应用。电力式：用于电动汽车(EV electric vehicle)。

AMT的结构和性能特点分析

AMT是在普通人工换档机械式变速器基础上加上替代人工换档的电子控制操纵机构组成，此自动换档机构有人称为换档机械手。

AMT是在普通机械变速器上进行改造而成的，仅改变其中手动换挡操纵部分，生产制造继承性好，改造投入费用少，技术难度似乎不大，可以先局部自动化。例如：先离合器自动操纵、局部档位间实现自动操纵等，然后再实现全面自动化。这对资金缺乏、制造能力低、技术力量薄弱的我国汽车工业来说，具有一定的吸引力。已有几家国内单位进行了研究开发，取得了可喜的成绩。

AMT保留原来的机械变速器，因此其传动性能基本上和机械变速器相同。除了齿轮传动外，主要特点是具有以下两大机构：起步装置，带扭矩减振器的主离合器；换档装置，带同步器的换档啮合套。

这种纯机械传动，具有传动效率高，结构简单等优点，但是换档过程不可避免存在动力中断。只有一个结合元件脱开后，另一个结合元件才能结合的缺点，不能实现换档过程结合元件转换时的搭接控制。因此起步和换档必然不够平稳和冲击较大。同时机械传动很难阻隔发动机扭矩不均匀引起的震动。AMT车振动和噪声较大，乘坐舒适性差，对高级豪华车不太合适。

实际上，要搞高水平微机控制自动换档机构在技术上是很难的，除了需高水平的电液比例控制技术外，还要满足驾驶员的驾驶愿望和适应各种行驶工况来进行换档，另外换档过程是复杂的综合操纵过程，除了要操纵主离合器和变速器外，还涉及到发动机油门和制动操纵。从目前来看AMT还比较难达到这个水平，而且这套换档机械手系统的制造成本是不低的，AMT与HMT相比没有价格优势。另外AMT自动换档机构需要动力，因此或多或少也得降低传动效率。

基于以上分析，我们认为AMT适用于商用车和卡车，这些车档位较多，采用HMT困难，需要自动操纵，减轻驾驶员劳动，而且换档过程动力切断影响不大，对乘坐舒适性要求也不高。AMT也可用于低档轿车上，且不一定搞全自动，搞局部自动操纵和换档也可以，解决人工换档机械变速器起步换档操纵复杂、劳动强度大的问题，作为简化驾驶操纵的具体技术措施。

1.2.2 HMT的结构和性能特点分析

HMT是由液力变矩器和液压操纵换档变速器组成。

HMT和AMT对比主要差异是：

起步装置以液力变矩器代替主离合器变矩器传递扭矩与泵轮转速成平方关系，在发动机低转速时传递力矩小，它解决了内燃机不能有载启动问题，具有不需操纵，只需加油门就能自动起步的功能。通过长期使用证明液力变矩器对汽车来说是一个有效的部件，它具有以下优点：

自动变矩，起步时扭矩自动增加，提高起步性能，行驶时能自动适应外界阻力的变化。扭矩和牵引力随油门踏板变化很容易操纵调节，特别是低速起动或爬坡时，使得驾驶容易方便。起步加速和换档平稳，降低传动系统动载荷，延长传动系统寿命。阻隔发动机扭矩不均匀性引起的振动，降低噪声，提高乘坐舒适性给人以驾驶平稳高级的感觉。防止发动机因过载而突然熄火，提高车辆的通过性。

变矩器主要缺点是传动效率低，增加油耗。在变矩器应用的初期，人们存在着一种错误认识，认为变矩器能起自动变矩作用，因此最初的HMT变矩器的失速比很大，变矩主要*变矩器来实现，而变速器是辅助的，因此档位很少，最初只有两档，后来才逐渐明白，要*变矩器提高变矩比，必然会导致变矩器油耗增大，是行不通的。HMT适应外界阻力的变化变速变矩主要还得依*变速器。因此HMT的变速器档位数在不断增加，从2档发展到3、4档，目前高档轿车采用5档，并有可能发展到6档。而变矩器的失速变矩比降低到2以下，以提高其最高效率。

同时对变矩器的作用也有了进一步的明确，它仅在起步加速和换档过程中起有效作用，在稳定行驶时不起什么作用，反而使油耗增加。因此采用闭锁离合器，将变矩器闭锁成机械传动，以提高效率。刚开始采用闭锁离合器，其闭锁区域仅限于高档位、高车速和低油门较狭窄的区域。因为在低档区域变矩器闭锁后，发动机转矩不均匀产生的振动没有经过液力传动减振直接传给机械传动系，会产生振动和噪音，影响乘坐的舒适性。为了解决燃油经济性和驾驶平稳性之间的矛盾，使得闭锁区域向低速档、低车速和大油门开度领域扩展。最近在轿车上大多采用了闭锁离合器微小打滑控制，使得油耗稍有增加，但驾驶平稳性大大改善。

从上面分析可知在汽车上使用液力变矩器已经日趋成熟，尽量解决其传动效

率低的缺点，发挥其传动平稳、自动增扭的优点。在变矩器的设计上采用了先进的三维叶栅理论，对循环园形状、各叶轮的叶片和形状进行优化设计，合理确定变矩器力矩系数，使变矩器和发动机匹配优化，改善其共同工作的经济性和动力性。

从制造角度来看，变矩器制造不算复杂，成本不高，从使用角度看，变矩器工作可*，使用寿命长。

换档机构采用液压操纵摩擦结合元件。与带同步器啮合套换档相比，换档过程无明显动力中断，可以通过控制在分离的结合元件的油压释放和在结合的结合元件的油压上升，来精确控制换档搭接，实现快速、平稳、无冲击换档。

1.2.3从整体控制系统来看

AMT：机械变速器换档是同步器+杆杠拨*+电液操纵机构。操纵过程由电信号→液压信号→再通过机械机构(杆杠和同步器)来换档本

HMT：动力换档变速器换档过程由电信号→液压信号，直接控制换档结合元件的结合与分离。

1.2.4 从AMT和HMT换档操纵方式来看

HMT换档操纵方式比较简单直接，电信号转换至液压信号直接去控制结合元件换档，而AMT转换至液压信号后，再需要通过机械机构去控制换档，显然比较麻烦。

AMT是开关型操纵(分离和结合)；HMT是比例型的操纵，可控制一个结合元件的逐渐分离，另一个结合元件的逐渐结合。这样就可以控制换档过程的搭接和平稳过渡。

如果AMT和HMT都采用定轴式变速器(本田HMT就采用定轴式)从结构复杂程度和制造难易程度来说，HMT并不比AMT差。

应该说HMT采用油压控制结合元件换档要比AMT采用液压机构同步器换档性能要好，而且结构并不复杂。

目前不少HMT具有手动模式，在手动模式下HMT相当于动力换档变速器，即所谓手动与自动一体的变速器。它具有普通机械变速器的效率高、人工选择换

档等特点，但换档操纵却大大简化了。

从以上分析可知，HMT在性能上优于AMT，这也就说明了为什么HMT是AT的主流。

我们认为HMT可选择的多种工作模式，操纵驾驶容易方便，起步换档无冲击，驾驶平稳，振动噪声低，给人以舒服和高档的感觉，它特别适用于高档轿车。随着HMT的不断改进和完善，对一般驾驶者来说，其动力性能和经济性能也不比AMT差。

1.3CVT的结构和性能特点分析

1.3.1 CVT的结构组成

CVT有多种形式，这里仅对具有代表性的推块式V型金属带式来进行分析。

1. 起步装置，有以下3种形式：●电磁离合器：重量尺寸大，热负荷能力低，一般仅用于微型车辆上；●电子控制式湿式摩擦离合器：结构尺寸小，响应快，能量损失小，在有些轿车上采用；●液力变矩器：起步扭矩大，坡道起步性能好，驾驶容易方便，微动性能好(进出车库)，而且能阻隔发动机扭矩不均匀所引起的振动和冲击。因此，目前CVT也比较倾向于采用变矩器。

2. 推块式金属V型带无级变速装置。

3. 前进后退换向机构，有行星式和定轴式两种。

1.3.2 CVT和HMT的比较

1. 从性能上看，CVT是无级传动，能最大限度地利用发动机特性，提高动力性和经济性，同时变速平稳，行驶性能和驾驶感觉都好，HMT是有级传动，为了改善性能必须增加档位数，目前已增加至5档，与CVT性能较接近，但仍稍有差距。

2. 从结构制造上看，CVT上仍采用变矩器，还需要前进后退转向机构和液压操纵摩擦结合元件。从结构制造复杂程度上看两者差距不大，目前来看CVT 制造成本稍高。

3. CVT作为新产品，从诞生、发展到成熟需要经历充分时间考验和使用证

实；对用户来说要有一个认识、信任和接受的过程。目前CVT产品尚有不成熟尚需改进的地方。

金属带的结构形状和参数还在不断改进和完善，其传递扭矩的能力在进一步提高。在变速过程中，带的轴向偏移会造成主从动轮的带平面中心线不在同一平面上的现象。此现象会使带在运转过程中发生扭曲，在带轮的入端和出端造成冲击，使噪声增大，传动变的不平稳，并会使带的寿命急剧下降。为解决此问题，目前采用与金属带相接触的带轮的锥面形状进行修正设计。但是最好能使主从带轮两侧对称轴向移动，使两轮带平面中心线不产生偏移。在使用上曾出现不够理想的地方，例如起步和低速行驶时会感到有种CVT独特的滞涩不圆滑的感觉，在紧急停车后再起步时，偶尔会发生低速无法起步的现象。从控制系统来看，包括变速控制，带夹紧力控制和起步控制等都有不够完善的地方。从目前来看，CVT尚未替代HMT大规模使用，主要是因为与HMT相比，性能没有明显突出的优越地方，尚存在不够成熟的地方，而HMT已有60多年的生产制造使用历史，性能相当完善，产品相当成熟。因此虽然很多厂家都在研究、试验、试用CVT，并进行了批量生产，但仍对CVT抱谨慎态度，从目前来看，HMT的主流地位尚未动摇。

1.4本文研究的主要内容、目标与方法

本文研究的课题是“推土机变速器辅助计算系统开发”。研究的主要内容就是通过辅助计算系统进行推土机的变速器的设计。

研究目标是在现有基础上设计出一款变速器辅助计算系统，主要提高变速器的开发速度和质量，对现有推土机采用的变速器的结构形式等做出一些改进，使其操作更简便和轻松，每个档位的传动比分配更为合理，从而也达到节油的目的，通过换档的可靠的操作，使行驶安全性也得到大幅度提高。利用查阅资料，提出改进措施、具体计算分析改进结构数据、然后对改进的数据进行校核、最后用相应的软件对改进方案进行实际的模拟测试。

并且最后设计出的变速器应该满足以下要求：

1）变速器应有足够的档位数，以保证推土机具有良好的经济性和生产率。

2）要求变速器结构简单工作可靠，传动效率高。

3）设置倒档，使推土机能倒退行驶。

4）设置动力输出装置，需要时能进行功率输出。

5）换档迅速、省力、方便。

6）工作可靠，推土机行驶过程中不能有跳档、乱档以及换档冲击等现象发生。

7）变速器的工作噪声低。

除此之外，还应该满足轮廓尺寸和质量小，制造成本低，拆装容易，维修方便等要求。

第2章变速器总体方案的确定

2.1变速器类型的选择

从不同的角度，对人力换档变速箱进行分类，常见的分类方法有以下几种：（1）按换档方式分，人力换档变速箱可分为滑动齿轮换档和啮合套换档两种。

（2）按传动方式分，人力换档变速箱可分为非组成式和组成式两种。

（3）按组成方式分，人力换档变速箱可分为轴向串联式和横向串联式两种。

（4）按实现前进档参加传动轴的数目分，人力换档变速箱可分为二轴式、平面三轴式、空间三轴式和多轴式四种。

下面按第四种方法比较、确定变速箱的传动方案。

二轴式变速箱是实现一个前进档仅需一对传动齿轮传递动力的变速箱。此变速箱的主要优点是结构简单，传动效率高；缺点是能够实现的档位数少，变速范围小。要想实现大的传动比势必造成最低档主被动齿轮尺寸悬殊，导致变速箱的外廓尺寸过大。

平面三轴式变速箱的特点是：输入轴、输出轴和中间轴在同一平面内；输入轴和输出轴同轴线，可实现直接档；实现一个前进档需要两对齿轮同时传递动力。但平面三轴式变速箱的以下特点缺点是支输入轴短，输出轴长，输出轴的前端套装在输入轴上，支承刚度差承。常啮合齿轮布置在变速箱的前部，使得中间轴传递转距较大

空间三轴式变速箱的特点是：输入轴、中间轴和输出轴呈三角形布置，在输入轴与中间轴之间装有挂前进档或倒退档的换向齿轮，因此可以获得多个倒退档。这类变速鞠主要用在推土机上。

经过以上分析可知，结合推土机的实际工作情况，故确定变速箱的类型选择空间三轴式变速箱。五个前进档，四个倒退档。

对于空间三轴式变速箱，有两种布置方案，具体如下图2-1

图a这种变速箱可以实现五个前进档和四个倒退档。前进档和倒退档全部采用齿轮换档，换档噪声大，而且不容易换档。前进五档经一对齿轮传递动力，前进1~4档经过三对齿轮传递动力，传动效率低。前进1~4档自右向左依次排列，便于换档操纵。倒退档经过两对齿轮传递动力，倒退1~4档与前进1~4档的变速

齿轮对应相同。换向轴的右端与变速箱输出轴的左端套装，呈悬臂支承，支承刚度差。

图a）图b）

图2-1空间三轴式变速箱传动简图

图b这种变速箱采用啮合套换档，不仅换档操纵省力，而且换档噪声小；采用斜齿轮，相对于图a变速箱中的直齿轮来说，提高了齿轮的传递平稳性和使用寿命；换向齿轮采用双联齿轮，直接安装在输出轴上，省掉了惰轮轴，同时避免了悬臂支承，提高了支承强度和刚度；变速箱采用压力强制润滑，减少了零件的磨损，延长了零件的使用寿命；考虑斜齿轮产生轴向力，轴的前支承使用双排球面滚子轴承，后支承采用圆柱滚子轴承。

倒档的布置方案如下：

变速箱的倒档布置形式多种多样，采用何种倒档档案主要取决于传动比的大小和倒档数目。在布置倒档时要注意三方面的问题：一是有利于减小变速箱的尺寸；二是方便操纵；三是把倒档轴布置在受力较小的一边。

图2-2为常见的倒挡布置方案。图2-2b方案的优点是倒挡利用了一挡齿轮，缩短了中间轴的长度。但换挡时有两对齿轮同时进入啮合，使换挡困难。图2-2c 方案能获得较大的倒挡传动比，缺点是换挡程序不合理。图2-2e所示方案是将一、倒挡齿轮做成一体，将其齿宽加长。图2-2 f所示方案适用于全部齿轮副均为常啮合的齿轮，挡换更为轻便。

为了缩短变速器轴向长度，倒挡传动采用图2-2g所示方案。缺点是一、倒挡各用一根变速器拨叉轴，使变速器上盖中的操纵机构复杂一些。

图2-2 变速箱倒挡方案

2.2 对于零部件件结构方案的设计选型

2.2.1变速箱传动轴的布置

变速器常用的齿轮有直齿圆柱齿轮和斜齿圆柱齿轮两种。

与直齿圆柱齿轮比较，斜齿圆柱齿轮有使用寿命长、运行平稳、工作噪声低等优点；而缺点是制造时稍显复杂，工作时有轴向力，这对轴承不利。所以结合实际和制造经验，变速器中的常啮合齿轮均采用斜齿圆柱齿轮，尽管这样会使常啮合齿轮数增加，并导致变速器的质量和转动惯量增大。直齿圆柱齿轮仅用于低档和倒档。

变速箱传动轴的布置应考虑的几个问题：

（1）输入轴与输出轴的布置位置应符合总体设计要求。

（2）传动齿轮和换档元件全部装在传动轴上，故传动轴上布置零件时要考重量的对称性以及降低重心问题。

（3）尽可能减少传动轴数和齿轮啮合对数，提高传动效率。

（4）转动轴的定位必须牢靠。

（5）传动轴的布置有利于拨叉接近换档元件。

2.2.2 轴上齿轮的选择和布置

轴上齿轮的布置应注意以下几个方面的问题：

（1）齿轮的布置有利于减小轴的挠度，改善支承受力。

（2）抵档齿轮靠近支承，一般是至右向左、从抵档到高档依次排列。

（3）相邻两档互相靠近，便于换档。

（4）尽可能多的采用公用齿轮、公用轴，减少零件数目，降低造价。

（5）充分利用空间，尽量减小轴向尺寸和变速箱外形尺寸。

2.2.3 变速箱的润滑与密封

变速箱中齿轮、轴、衬套等零件的摩擦表面要有良好的润滑，起到减少热和磨损的作用。变速箱的润滑方法大致有两种：一是飞溅润滑，二是压力强制润滑。

飞溅润滑多用于对润滑要求不太高的变速箱。飞溅润滑是利用存放在变速箱壳体中的润滑油，当齿轮旋转时激溅润滑油，使油洒落在零件表面，然后渗入零件的摩擦面。这种润滑方式的优点是润滑系统简单，缺点是润滑不够充分，而且对变速箱中的油面高度有一定的要求。同时还需注意，车辆爬坡时，变速箱随车倾斜，此时要满足有油液被激溅以满足润滑要求。

大中型车辆的变速箱多采用压力强制润滑，因为这种润滑方法的润滑油是循环的，不仅对零件润滑充分，而且对变速箱起到冷却作用。

变速箱的密封必须安全可靠。变速箱箱体、箱盖、轴承座之间都应该设有防漏纸垫或橡胶圈，输入端采用骨架式自紧油封，箱体上尽可能不钻透孔，变速杆球支座尽可能采用橡皮罩密封，变速箱盖上装有带滤芯的通气孔，防止变速箱温度过高空气膨胀。

第3章确定结构主要技术、性能参数3.1规定的设计结构参数

柴油机：

型号：6135AK-3S

型式：水冷单行立式四冲程“ω”燃烧室

气缸数—缸径×行程 6-135×150mm

燃油泵类型B系列喷油泵

活塞总排量12 L

标定转速1800 r/min

标定功率114 kW

油耗标定功率时

燃油消耗率≤238 g/kW·h

机油消耗率≤3.4 g/kW·h

最大扭矩(≤1260r/min)≤ 726 N·m

冷却方式闭式循环水冷却

起动方式24V电启动

行走系：

履带型式单履齿组合式

履带涨紧型式液压涨紧

节矩203 mm

履带板数（每侧）38 块

履带板宽500 mm

履带接地长度2570 mm

该履带的节距、履带板数、履带板宽与普通的履带相同。

3.2 变速器主参数的确定

变速器主参数包括传动比i ，中心距a ，齿轮模数m ，齿宽b ，螺旋角β及选配齿轮数z 。

设计时，一般采用统计和类比的方法初步确定变速器的主参数。首先找现有的同类机械，同一等级、结构类型相似的变速器来作为参考。为避免盲目照搬，必须分析他们在参数上是否适当，同时还需分析、对比新设计的变速器与参考变速器，在工况和结构上的差异，正确选择参数。

按类比法初定主参数后，再进行详细的理论分析计算，最后再确定主参数。主参数的合理性待样机和试制成功后经台架试验和工业性试验及用户使用后方可验证其正确性。

3.2.1中心距a

中心距a 的大小直接影响到变速器结构的紧凑性。因此，在保证传递最大转矩、齿轮有足够接触强度，结构布置有可能实现的情况下，尽可能采用较小的中心距。

中心距的大小主要取决于两个因素：

1） 保证齿轮有必要的强度。

2） 保证变速器箱体上各轴承孔之间有必要厚度。

可按下列经验公式初选中心距'a （mm ）

31

11'A i a K T T T i ≥=

式中 i T ——齿轮副额定输入转距（N . m ）;

1i ——齿轮传动比，当同一中心距'a 有多档变速齿轮副时，取其中最大的传动比（减速比）；

A K ——中心距系数，与使用变速器的主机有关。履带式推土机变速器的A K 可参考表

'a 值，仅供草图布置和初选齿轮齿数用。当齿轮齿数确定后，再按下式计算

中心距的精确值，然后对齿轮强度进行验算，检查中心距a 值是否合理。

对直齿轮： 120.5()a m Z Z =+

式中 m ——齿轮模数；

Z1、Z2——主被动齿轮齿数。

对斜齿轮： 120.5()/cos n a m Z Z β=+

式中 n m ——斜齿轮法向模数；

β——斜齿轮分度圆螺旋角。

3.2.2齿轮模数m

齿轮模数m 是决定齿轮几何尺寸的主要参数。它直接决定齿轮的抗弯强度，为提高齿轮抗弯强度，应选用大模数，但当中心距和传动比一定时，若选用小模数，则可增加齿数，使重合度增大，增加传动的平稳性。因此，在满足抗弯强度的前提下，应尽可能采用较小的模数。

变速器各档传动齿轮，理论上应按各自受力的大小来确定各自不同的模数，但从制造方便考虑，许多变速器只用一到两种模数，受力较大的低速档齿轮采用较大的模数，其余采用较小的模数。模数可按下列经验公式计算后取相近的标准值：

31

m m K T = 式中 1T ——变速器Ⅰ档被动齿轮所传递的转距（N . m ）

m K ——模数系数，履带式推土机变速器的模数系数m K 值可参考《现代机械传动手则》。

3.2.3齿轮宽度b

当中心距的模数一定时，可通过改变齿宽调节齿轮副的承载能力，齿宽b 过大会增大齿向误差、齿面上载荷分布的不均匀性和变速器的轴向尺寸，通常齿宽的合适范围为：直齿轮，b=（4.4~7）m; 斜齿轮，b=(6~9.5) n m ,负荷大时取大值。

3.2.4斜齿轮的螺旋角β

采用斜齿轮可使变速器结构紧凑，增大重合度和传动平稳性；斜齿轮螺旋角β大小的的确定主要考虑三个方面的问题，即齿轮的啮合性能、强度和轴向力。β增大，斜齿轮的接触强度增加，齿轮啮合重叠系数增大，传动平稳性增加，噪声下降。β愈大上述特点愈显著，但β过大时，不仅使轴向力过大，轴承的工作条件恶化，而且导致传动效率下降。当β大于030时，斜齿轮的弯曲强度会骤然下降，因此斜齿轮的螺旋交不宜过大；β过小则不能发挥斜齿轮的优点；当使斜齿轮副的轴向重合度sin 1n b m βεβπ=/=，其接触线长度不变，传动平稳。当取b=(6~9.5)n m 、βε=1，β的合理范围为019~031，b 小者取大值。

当一根轴上有两个斜齿轮共同作用时，为了使它们的轴向互相抵消或抵消一部分，两个斜齿轮的旋向应相同；如需轴向力完全抵消，则应满足条件：12tan /tan /r r ββ12=，即当节圆半径大者应有大的β；当取β1=β2时，则轴向力不能完全抵消。

3.2.5选配齿数Z

根据变速器的传动方案，在确定了各档传动比1i 、2i 、3i （如该档传动路线中有多级齿轮副，则需将其分配至每对齿轮，传动比为1i ,……, n i ）,并按前述原则确定每对中心距a 、模数n m 和螺旋角β后，就可根据中心距公式确定该齿轮副的主、从动齿数1z 和2z ：11221212cos /(1),n z a i m z i z β=±= 对直齿轮只需令β=00，对内啮合齿轮副取式中下方符号，可以用变位或调整β的方法来调整齿数。

求出齿数必须圆整成整数，最好1z 与2z 互为质数，并控制传动比误差在要求精度范围内。

此外，设计时应防止与中间轮相啮合的二个齿轮的齿顶圆发生干涉。如图中

与中间轮a z 相啮合的齿轮c z 、d z ，其齿顶圆发生干涉，为了避免干涉，将齿轮a z 加宽，并使c z 、d z 错开，使其并不在同一平面内，避免了干涉。

3.3、变速器主参数的计算

3.3.1 总传动比i ∑

轮胎式车辆的理论车速T v 按下式计算：

602(/)1000

T d k v r n km h π= 式中：d r 为驱动轮动力半径，m ；k n 为驱动轮转速，r/min 。

将发动机转速e n 与驱动轮转速之比e k

n i n ∑=带入上式整理后得： 0.377e d T

n i r v ∑= （3—1） 由式（3—1）可得最低档总传动比1i ∑和最高档总传动比H i ∑分别为：

1m i n 0.377eH d T n i r v ∑=，max

0.377eH H d T n i r v ∑= 式中：eH n 为发动机额定转速，r/min ；min T v 为最低档前进档理论车速；max T v 为最高档前进档理论车速。

设履带式推土机的履带围绕驱动链轮一周需履带板数为k Z ，履带板节距为t l ，传动系统总转动比按下式计算：

0.06e t k T

n i l Z v ∑= （3—2） 由式（3—2）可得转动系统最低档、最高档总转动比分别为：

1m i n 0.06eH t k T n i l Z v ∑=，max

0.06eH H t k T n i l Z v ∑= 根据式（3—2）确定推土机的总的传动比为

i ∑=19.99

变速箱的各档传动比分别为：

前进档：

一档：1

54111616z z z z z z →→→→→ 二档：1

5411159z z z z z z →→→→→ 三档：1

5411148z z z z z z →→→→→ 四档： 15411136z z z z z z →→→→→

五档： 37z z →

倒退档： 一档：2121610z z z z →→→

二档：2

12159z z z z →→→ 三档：

212148z z z z →→→ 四档： 212137z z z z →→→

根据其转动比范围和《工程机械底盘设计》可算得变速箱的各档传动比为： 前进档：1i =2.43， 2i =1.69，3i =1.13，4i =0.78，5i =0.58

式中：1i 、2i 、3i 、4i 、5i 分别表示前进1~5档的变速箱传动比。

倒退档 1R i =1.86，2R i =1.29，3R i =0.86，4R i =0.599

式中：1R i 、2R i 、3R i 、4R i 分别表示倒退1~4档的变速箱传动比。

3.3.2分配传动比

由图可见，变速箱由换向机构与变速机构两部分组成。前进1~4档有换向机构中的两对齿轮和变速机构中的一对齿轮共三对齿轮同时传递动力，前进5档仅需一对齿轮传递动力，倒退1~4档由换向机构中的一对齿轮和变速机构中的一对齿轮共两对齿轮同时传递动力，根据这一实际情况，除前进5档可以利用前面的

公式直接计算齿轮的齿数外，其他齿轮的齿数都不能直接计算。首先需要把变速箱传动比分配到每一对齿轮副当中去，然后才能计算齿轮齿数，传动比分配如下：

前进档 '11F i i i =，'22F i i i =，'33F i i i =，'44F i i i =

式中：F i 为换向机构中常啮合齿轮副的传动比，51114

F Z Z i Z Z =；'1i 、'2i 、'3i 、'4i 分别表示变速机构中1~4档四个齿轮的传动比，'10116Z i Z =，'9215Z i Z =，'8314Z i Z =，'7413Z i Z =。 前进5档齿轮副实现的传动比：753Z i Z =

。 倒退档 '11R R i i i =，'22R R i i i =，'33R R i i i =，'44

R R i i i = 式中：R i 为换向机构中常啮合齿轮副传动比，122

R Z i Z =。 3.3.3确定换向机构中前进档常啮合齿轮副的传动比F i

我们知道前进档是工作档，需要低速度大牵引力；倒退档是非工作档，倒退档的牵引力比前进档的牵引力要小，体现在传动比上面就是各前进档的传动比要比对应的倒退档传动比大。根据对推土机变速箱的统计，换向机构中的R i 等于1左右，F i /R i 等于1.3左右。

在变速机构中，当F i 取 1.3时，1档齿轮副实现的传动比为：'11/ 2.43/1.3 1.87F i i i ===

R i 取1，4档齿轮实现的传动比为：'44/0.78/1.30.6F i i i ===。

分析变速箱中分度圆最大、最小的齿轮：

（1）在换向机构中，倒退档常啮合齿轮实现的传动比R i 为1，说明主、被动齿轮的分度圆直径比较接近；前进档两对常啮合实现的传动比为F i 为1.3，平均每一对齿轮实现的传动比为1.14，说明主、被动齿轮的分度圆直径相差不大，故换向机构不存在最大、最小的齿轮问题。