200马力轮式推土机定轴式变速箱

摘要

本设计为200马力轮式推土机定轴式动力换挡变速箱，此变速箱结构简单，造价低，加工与装配精度容易保证，换挡方式采用纯动力换挡，能发挥动力换挡的全部优势，提高车辆机动性。

首先通过发动机与液力变矩器的匹配设计计算，使发动机功率得到充分利用，

进而改善推土机牵引性能，然后选择装载机的传动方案，变速箱有前进三个档位，后退三个档位，通过操纵两个换挡离合器即可实现换挡。离合器类型为双离合器，换挡迅速平稳。

最后进行了变速箱主要参数的确定和配齿计算，通过主要零部件的强度计算以及轴承寿命验算，变速箱满足了设计要求。

关键词：轮式推土机定轴式变速箱动力换挡

Abstract

The power-shift transmission of fixed axis of TL-200wheel loader The design is the power-shift transmission of fixed axis of

TL-200wheel loader. The transmission whose manufacture and assembly can be easily ensured is of simlle structure and low cost. The shifts into full play and improve the flexility of the vehicle.

Firstly ，by matching the disel and the fluid troque converter ，the engine

power is succeeded in getting a sufficient use ，thus it willimprove the draught capability of the loder.Then the gear train system is closen.And the transmission has four forward and two reverse shifts which can be

realized by operating five clutches. The type of the clutches is double cluch and the shifts can be changed smoothly and rapidly.

Finally ，the main parameters of the transmission and the gear teech are Decided ，after the calculation of the strength of the important parts and the estimate of the life span of thebearings. The transmission achieves the requirements of the design.

Key-words:TL-200wheel loader fixed axis power-shift transmission

目录

摘要…………………………………………………….............................I

Abstract……………………………………………………………………..II

1概述……………………………………………………………...............4

1.1推土机简介……………………………………………………41.2传动系统………………………………………………………4

2发动机与液力变矩器匹配设计…..............................................5

2.12.22.32.42.5

匹配相关数据………………………………………………..5发动机与变矩器原始特性………………………..………....6发动机与液力变矩器的匹配计算……..…………………...10推土机各档的总传动比………..…………………………...14推土机整机性能分析…..…………………………………...16

3定轴式动力换挡变速箱的设计……….......................................18

3.13.23.33.4

变速箱传动方案设计及结构分析………………………….18确定变速箱的主要参数和配齿计算…………….…………19轴的设计……………………………….……………………26换挡离合器的设计………….………………………………28

4变速箱主要零件的校核和轴承寿命计算…………………….30

4.1齿轮强度计算……………………………………………….304.2轴的强度校核……………………………………………….324.3轴承寿命计算……………………………………………….41

参考文献………………………………………………………………....44致谢………………………………………………………………….…....45翻译.............................................................................................. 46

第1章概述

1.1推土机简介

推土机是一种在履带式拖拉机或轮胎式牵引车的前面安装上推土装置及操纵机构的自行式施工机械，主要用来开挖路堑、构筑路堤、回填基坑、铲除障碍、清除积雪、平整场地等，也可完成短距离的松散物料的铲运和堆集作业。

推土机用途十分广泛，是铲土运输机械中最常见的作业机械之一，在土石方施工中占有重要地位，但由于铲刀没有翼板，容量有限，在运土过程中会造成两侧的泄露，故运输距离不宜太长，一般为50～100m ，否则会降低作业效率。

1.2传动系统

轮式推土机传动系统其动力传递路线为：发动机——液力变矩器——变速箱——传动轴——前、后驱动桥——轮边减速器——车轮。

1. 液力变矩器

装载机采用双涡轮液力变矩器，能随外载荷的变化自动改变其工况，相当于一个自动变速箱，提高了装载机对外载荷的自适应性。变矩器的第一和第二涡轮输出轴及其上的齿轮将动力输入变速箱。在两个输入齿轮之间安装有超越离合器。

当二级齿轮从动齿轮的转速高于一级从动齿轮的转速时，超越离合器将自动脱开，此时，动力只经耳机涡轮及二级齿轮传入变速箱。随着外载荷的增加，涡轮的转速降低，当二级齿轮从动齿轮的转速低于一级齿轮传动齿轮的转速时，超越离合器楔紧，则一级涡轮轴及一级齿轮于二级涡轮轴及二级齿轮一起回转传递动力，增大了变矩系数。2. 变速箱

变速箱是动力换挡变速箱

3. 驱动桥

采用双桥驱动，主传动采用一级螺旋锥齿轮减速器，左右半轴为全浮式。轮边减速器为行星传动减速。

第2章发动机——变矩器匹配计算

2.1参考课程设计任务书得到相关数据

2.1.1液力变矩器

所选用的液力变矩器均为单级四元件单涡轮液力变矩器其结构型式参考有

关资料。

变矩器主要参数

i K

η

0.002.370.000.702.370.94

0.192.090.400.732.090.93

0.311.980.610.811.980.93

0.401.840.730.891.840.86

0.511.680.850.951.680.82

0.601.510.911.001.510.75

i K

η

2.1.2整机参数

表2.2油泵工作参数

变速泵

转向泵

工作泵

流量（1/min）压力（MPa）76

10

流

量（l/min）325

压力（MPa）流量（l/min）压力（MPa）1.2

120

12

表2.3传动比分配

主传动比5.286

轮

边减速比3.882

发动机额定功率/转速--162/2200kW/r/min，最大扭矩/转速--765/1500N·m/r/min2.1.3传动系总传动效率

传动系的机械效率（变矩器除外）均取n=0.88

2.2发动机原始特性

根据毕业设计任务书已知：发动机（6135k）n e H =2200转/分，N e H =162KW，

M eh

N eh

=9549=9549*162/2200=703.154N . m

eh

最大扭矩及相应转速765N ∙m /1500转/分。

由于工程机械发动机的标定功率均为1小时功率，但未扣除发动机附件所消耗的功率。发动机附件所消耗的可按照发动机额定功率的10%计算，所以发动机传递给变矩器的有效功率有额定功率的90%。

发动机的原始特性曲线可根据下面的经验公式计算出不同转速所对应的发动机扭矩，然后选择合适的比例在坐标纸上描点连线。

M X =M em ax -

M e max -M eH 2

(n -n ) A x

(n eH -n A ) （2.1）

式中：M e max ——发动机最大扭矩（N∙m）；M e H ——发动机额定扭矩（N∙m）；

；n e H ——发动机额定转速M x ——对应转速n x 的扭矩（N∙m）

(r/min)；

n A ——最大扭矩对应转速(r/min)；

n x ——对应扭矩M x 的转速

(r/min)；

不同转速对应的发动机扭矩列于下表：

M

(N ∙m ) e max [***********]765765765

eH

eH

A

x

e

(N ∙m ) 703.154703.154703.154703.154703.154703.154703.154703.154703.154

（rpm）[***********][***********]

（rpm）[***********][***********]

（rpm）[***********][**************]00

(N ∙m ) 770.10925789.23933798.80437798.80437789.23933770.10925741.41414703.1541655.32881

发动机用在装载机上时，除其附件外，还要带整机的辅助装置，如工作装置油泵、转向油泵、变速操纵及变矩器补偿冷却油泵和气泵等。在绘制发动机和变矩器共同工作输入特性曲线时，必须根据装载机的具体工作情况，扣除带动这些辅助装置所消耗的发动机扭矩。这些油泵在装载机作业过程中，并不是同时满载工作的。计算时通常取油泵的空载压力为0.3～0.5兆帕，这里取为0.5兆帕。

发动机与变矩器的匹配，一般分为两种方案，即全功率匹配和部分功率匹配。全功率匹配：以满足装载机在作业时对插入力的要求为主，就是说此时变速操纵泵与变矩器共同工作，而转向泵和工作装置油泵空转，变矩器与发动机输出的全部功率进行匹配。此时发动机传给变矩器的力矩M ez 为：

M ez =M e -M ' g -M z ' -M c (N ∙m)

（2.2）

式中：

M e ——发动机的输出扭矩（N∙m）；

'

M z ' ——分别为工作装置油泵和转向油泵空转时消耗的扭矩M g 、（N∙m），

M c ——变速操纵泵消耗的扭矩；

部分功率匹配：考虑工作装置油泵所需的功率，预先留出一定的功率，就是说这时工作装置油泵、变速操纵泵与变矩器共同工作，而转向泵空转，变矩器

不是与发动机输出的全部功率进行匹配，而是与部分功率进行匹配，此时发动机传给变矩器的力矩M ' ez 为：

M ez =M e -M g -M z ' -M c (N∙m）

（2.3）

式中：40～60%；

M g ——工作装置油泵工作时消耗的扭矩，一般约占发动机功率的

；M z ' ——为转向油泵空转时消耗的扭矩（N∙m）

M c ——变速操纵泵消耗的扭矩；

调查相关资料可知，变速泵的工作压力为1.2Mpa，工作流量为120l/min；转向泵的变速泵的工作压力为12Mpa，工作流量为76l/min；工作装置油泵的工作压力为10Mpa，工作流量为325l/min。

各油泵在不同工作状态消耗的扭矩按下式进行计算：

103p Q n ∑M =2πn ηn

b bMi A

（2.4）

式中：

p i ——为油泵的工作压力（MPa），油泵空转时压力取为0.5MPa；Q Ti ——油泵的理论流量（l/min）；

Q n ——油泵的在不同转速时对应的流量；n A

ηbMi ——油泵的机械效率，一般取0.75～0.85，这里取0.85；

n b ——油泵的转速(rpm)；

；n A ——发动机的额定转速（rpm ）

103⨯0. 5⨯120

M ==5. 109(N ∙m )

π⨯⨯' Z

103⨯0. 5⨯325M ==13. 837(N ∙m )

2π⨯2200⨯0. 85

' g

103⨯10⨯325

M g ==276. 7465(N ∙m )

2π⨯2200⨯0. 85103⨯1. 2⨯120M c ==12. 262(N ∙m )

2π⨯2200⨯0. 85

然后根据式（2.3）和式（2.4）计算出发动机与变矩器的不同匹配时，发动机向变矩器传递的有效扭矩，所得数据列于下表：

n （r/min）

[***********][**************]00

M

g

M

' g

M

c

M

e

M

' z

M

' ez

M

ez

276.7465276.7465276.7465276.7465276.7465276.7465276.7465276.7465276.7465

13.83713.83713.83713.83713.83713.83713.83713.83713.837

12.26212.26212.26212.26212.26212.26212.26212.26212.262

770.109789.239798.804798.804789.239770.109741.414703.154655.329

5.1095.1095.1095.1095.1095.1095.1095.1095.109

475.9915495.1215504.6865504.6865495.1215475.9915447.2965409.0365361.2115

738.901758.031767.596767.596758.031738.901710.206671.946624.121

表2.7发动机传递的扭矩数据单位(N∙m)

根据表（2.7）选择合适的比例在坐标纸上描点连线，作出发动机的外特性曲线。(见图2.1)

2.3发动机与液力变矩器的匹配计算

2.3.1初步选择液力变矩器的有效直径D

全功率匹配时变矩器有效直径D 1按下式确定

D 1=2

λB rn H

（2.5）

式中：M ez ——该状态时发动机传给变矩器的最大有效力矩（N∙m）;

λB ——所选变矩器最高效率时泵轮力矩系数；

r ——工作液压的重度（N/m 3）;；n H ——发动机额定转速（rpm）

D 1=767.596⨯104

34. 8⨯2200=0. 539（m）

部分功率匹配时变矩器有效直径D 2按下式确定

D 2=M ' ez

λB H

（2.6）

式中：M ' ez ——该状态时发动机传给变矩器的最大有效力矩（N∙m）;

λB ——所选变矩器最高效率时泵轮力矩系数；R ——工作液压的重度（N/m 3）;；n H ——发动机额定转速（rpm）

504.6865⨯104

D 2=34. 8⨯2200=0. 4958(m)

装载机在作业过程中，工作装置油泵不是经常满负荷工作，因而，为了兼顾两种工况的要求，使所选变矩器的有效直径D 3应该是D 2

2.3.2做出发动机与液力变矩器的共同工作的输入特性曲线。

变矩器的输入特性是分析研究变矩器在不同工况i 时，变矩器与柴油机共同工作的转矩和转速变化的特征。不同转速比时，泵轮转据M B 随泵轮转速的变化而变化。

已知泵轮转矩M B 为：M B =λB ρgn 2B D 5(N∙m)

（2.7）

对于透穿性液力变矩器，变矩器直径D 一定，用给定的工作液体（ρ一定），但是泵轮力矩系数λB 随不同工况i 而变化，故变矩器的输入特性曲线是过坐标原点的一束抛物线。根据式（2.7）计算出发动机与变矩器的不同匹配时，发动机和变矩器共同工作的泵轮转矩M B ，并合适的比例在坐标纸上描点连线，作出发动机的外特性曲线。(见图2.1)。

对液力变矩器与发动机共同工作时输入特性图分析。

（1）高效工况：最大效率ηmax =0.815时，传动比i *=0.51，接近最大功率，允许最低效率=0.75时，传动比i=0.19和i=0.95两条负载抛物线包括了最大功率范围。

（2）所得的负载抛物线绝大部分兼顾了作业工况和运输工况的要求，即在稳定工作区段内。

（3）起动工况i=0其负载抛物线与发动机扭矩曲线的交点在稳定工作区内。液力变矩器直径D=540mm合适。

2.3.3、作出发动机与液力变矩器的共同工作的输出特性曲线

从共同工作输入特性曲线上，找出各速比i=0、0.1、…、1.2时的共同工作的转矩M B 和转速n B 。再根据各速比i,由原始特性曲线查出对应的变矩系数k

M Ti =M Bi ∙K i ，N Ti =(0. 1047⨯10-3∙M Ti ∙n Ti ) ，和效率η，按公式n Ti =(n Bi *i ) , ，

可得到发动机与液力变矩器共同工作输出时的转矩M T 、转速n T 和功率N T 值，

将计算数值，按一定比例，以n T 为横坐标，其他参数为纵坐

标进行绘图，即得到发动机和液力变矩器共同工作时的输出特性曲线。

全功率匹配共同输出特性曲线数据如下

序号

i

k

η

M b

478.024478.492480.432483.240694.741696.559698.659701.417478.492685.301672.365618.102

N 1(Kw)

88.379988.249387.748187.0086151.7183151.4022151.487188.24932153.1372154.5342143.4665135.1258

n2=i×N1M2=k×Mb

N2=N1×η

Ns=N1-N2

[**************]

0.000.190.310.400.510.600.700.730.810.890.951.00

2.372.091.981.841.681.511.341.271.150.970.860.75

0.000.400.610.730.850.910.940.930.930.860.820.75

0176.1134348.841515.7936886.26311037.7731135.14221249.69421285.63431632.37081865.52982105.5809

1974.2391650.7971471.2471280.1131332.5111100.563953.021782.081491.411685.301628.625529.095

030.44651.77165.256123.605119.607113.260102.32966.187117.151122.854116.683

88.3857.80335.97621.75328.06931.79437.73548.15522.06335.98726.82226.349

全功率发动机与液力变矩器共同工作输出特性曲线

2.4各挡总传动比的确定

2.4.1车轮动力半径的确定

所选用的轮胎规格为：21-24

从《铲土运输机械设计》P202表6-1查得：

轮胎自由半径r=0.657m，轮胎断面宽度b=0.590m；

动力半径可按下面公式求得近似值：

式中：rk ——为车轮动力半径；

r 0——为轮胎自由半径；

r k =r 0. -∆b (m)

(2.8)

b——为轮胎断面宽度；

∆——系数，对于铲土运输机械用的低压轮胎，在松软土壤上：

∆=0.08～0.1；在密实土壤上，∆=0.12～0.15；对于载重

汽车使用的高压轮胎∆=0.1～0.12；这里∆取0.1。

r k =r 0. -∆b =0. 657-0. 1⨯0. 590=0. 598（m ）

2.4.2低挡传动比计算

在液力变矩器和发动机共同工作输出特性曲线中确定高效区的最高涡轮转速n B ,已知n B =1780r/min,V T min =10km/h，求得最低挡位传动比：

i ∑I

=0. 377

r ∙n T min

0. 826⨯1780

10

（2.9）

=0. 377⨯=40. 129

2.4.3最高挡传动比计算

如果在液力变矩器和发动机共同工作输出特性中确定高效区内最高涡轮转速n B ，已知n B =1780r/min,V Tmax =34km/h，求得最高挡位传动比：

i ∑I

=0. 377

r K ∙n B T max

0. 598⨯1780

（2.10）

=0. 377⨯=11. 803

2.4.4中间挡位数确定

若规定在各中间挡工作时柴油机的转速范围n A ～n B ,则可用下式计算必须的挡位数M。当然，这时得到的M 不一定为整数，应加以圆整。

-lg i m ∑I ∑+1M =

lg B -lg A

lg 99. 136-lg 28. 915

+1

-1. 99623-1. 461=+1-=1. 6974≈2=lg i

(2.12)

通过上式可确定，该动力换挡变速箱有3个前进挡，3个倒退挡。

2.5整机性能分析

2.5.1作牵引工况的理论牵引特性分析

要求在同一坐标纸上绘出滑转率，及各挡实际速度、牵引效率、牵引功率变矩器涡轮转速、变矩器涡轮功率随牵引力变化的关系曲线。

(1)实际牵引力的计算：

P f =G ∙f =23000⨯9. 8⨯0. 07=15778N

（2.13）

式中：P f ——车辆的滚动阻力(kN)；

G s ——整机使用重量(kg)；

f——滚动阻力系数，从《车辆地盘设计》P170表2-1-1取得，

松散土路上的f=0.07；

P kp =P k -P f

（2.14）

式中：P kp ——整机实际牵引力（KN）；

P k ——整机理论牵引力，从表2-10中查取（KN）；P f ——车辆的滚动阻力，根据式2.13计算得到(kN)；

(2)滑转率δ的计算：

δ=A ∅+B ∅n

式中：∅=

P kp G S

（2.15）

, G S ——整机使用重量（KN）；

A、B、n——由轮胎充气压力及土壤性质决定的系数，这里取

A=0.11,B=12.31,n=6(3)实际速度V i 的计算：

V T =0. 377⨯

n ⋅r k

∑

（2.16）

式中：

；V T ——整机理论速度（m/s）n——涡轮转速（rpm）；

i ∑——各挡对应总传动比；

V i =V T (1-δ)

（2.17）

式中：

V i ——整机实际速度（m/s）；

；V T ——整机理论速度（m/s）

δ——各挡对应滑转率，由公式（2.15）计算得到；

(4)牵引功率及牵引效率的计算：

N KP =P KP ⨯V i

（2.18）

式中：

；N KP ——整机实际牵引功率（kw）

P kp ——整机实际牵引力（KN）；V i ——整机实际速度（m/s）；

η=

式中：

N KP

⨯100%T

（2.19）

η——整机实际牵引效率；

；N KP ——整机实际牵引功率，由（式2-24）计算得到（kw）；N T ——整机理论牵引功率,由表2-10取得（kw）

按公式（2.13～2.19），可得到装载机各挡位对应的实际牵引力P kp 、滑转率δ、V i 整机实际速度V i 、整机实际牵引功率N KP 和整机理论牵引功率N T 和整机实际牵引效率η值，所得数据列于下表：

I 档，II档，及倒档理论牵引特性数据如下：

n T

0176.114348.841515.796886.2631037.7731135.1421249.6941285.6341632.7311865.5322105.5812228.475

MT 1974.2391650.7971417.2741208.1211332.5111100.563953.021782.08491.411685.301628.653529.095466.106

低档00.5531.0961.622.7843.263.5663.9254.0385.1285.686.6147.032

（PKI 档）Pf 201215.33168249.37144449.2123130.12135810.12112169.8897132.22779709.94550084.8369846.18664072.5965392.63147505.733

[***********][***********][***********][1**********]

PKP(I档)185437.3152472.32128671.2120032.196391.8881354.2363931.9534306.8354068.1948294.638147.631727.7326452.64

NKP(I档)

023.4339.161848.314392．821387.283180.578269.713238.484577.011278.611970.058361.6928

Ne 030.44651.77165.256123.65119.61113.26102.2366.187117.15122.86116.64108.78

nkp (I

档)

V 高档（3档）

V 倒档

Pk 高档（3档）58688.4849073.474342131.503235913.358439611.741632716.590928330.559423249.00314608.243820372.031918688.05615728.481413855.9985

PKP 高档

PK 倒档（1档）PKP 倒档（1

档）165705.9034138588.1017118957.5672101400.7432111843.064192374.7257379990.8420665643.1530941246.1225257520.0928752765.4013944409.0938139912.17102

149927.9034122780.1017103179.567285622.7432296065.0642176596.7257364212.8420649865.1530925468.1225241742.0982723987.4013928631.0938123344.17110

00.6711.331.9673.383.9584.334.7674.9046.2267.1168.0318.5

42910。4800133295.4742526353.5023220135.3583623833。7416316938.5908612552.599387471.001992-1169.756194594.0390682910.056016-49.[1**********].00481

0.7695580.7564430.7403810.7506720.7297430.7114390.6812490.5814520.6573640.6398750.6008780.567145

1.89676323.75657545.5548999.544667811.17636512.22498713.84752213.84572117.57992720.09094822.67613922.999709

第3章定轴式动力换挡变速箱的设计

3.1

变速箱传动设计及结构分析

图3.1前三后三变速箱简图

3.1. 2结构设计3.1变速箱传动设计及结构分析

定轴式动力换挡变速箱的优点是结构简单，加工与装配精度容易保证，造价低。缺点是尺寸大，全部采用摩擦离合器换挡，比行星变速器采用制动器换挡的工作条件要恶劣，因而影响变速器的使用寿命。

定轴式动力换挡变速器按自由度F 可分为二，三和四自由度三种，要获得一个档位需要结合（F-1）个离合器。本设计采用三自由度变速箱，需结合两个离合器获得一个档位。

在结构上，离合器装在箱体内部，较离合器在箱体外受力情况较好，但维修不如后者方便，变速箱内有五个离合器，分为倒，顺，一二三四档离合器。离合器装在轴中间，改善了支撑和轴的受了条件减少了轴的变形，提高了离合器的使用寿命。

3. 2确定变速箱的主要参数和配齿计算

变速箱主要参数包括中心距A，齿轮模数m，齿宽b，螺旋β角及选配齿

轮齿数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要参数。首先，找现有的同类机型，同一等级,结构类型相似的变速器作为参考,分析，对比新的变速器与参考变速器,在结构和工况上的差异正确选择参数。3.2.1中心距A

中心距A 的大小直接影响到变速箱的紧凑性。因此在保证传递最大扭拒，齿轮足够接触强度的前提下，尽可能采収较小的中心距.另外还要考虑轴承能否布置得下，应保证变速箱壳体上必要的壁厚。

可按下面经验公式初选变速箱中心距（头档传动齿轮的中心距）a =K A 1（mm）T 1=M

∮

i

式中：M ∮：发动机与液力变矩器共同工作的最大输出转矩。i ：I档输出齿轮的传动比。

式中：a:输出轴与中间轴的中心距，即变速器传递转矩最大的齿轮副中心距。K A ：中心距参数，参考相似机型选取。T 1:变速器I 档齿轮所传递的转矩。

由上计算的头档传动齿轮的中心距

A=15⨯=213.930mm

取A 46=214mm3.2. 2齿轮模数

m

m 是直接决定齿轮大小与几何参数的主要因素，直接决定着齿轮弯曲强度，模数的大小与下列因素有关。

1齿轮上所受力的大小。作用力大，模数也要大。○

2材料、加工质量、热处理的好坏。材料好、齿轮制造精度和热处理质量○

高，有可能采用小一些的模数，使齿轮的齿数相对多些，可增大齿轮的重叠系数，改善齿轮传动的平稳性。

按下面经验公式初选模数。

m=0.331

初选围内。）3.2.3齿宽b

齿宽b 的大小直接影响齿轮强度。在一定范围内，齿宽大强度就高，但变速箱的轴向尺寸和重量亦大，齿面的载荷步均匀性也会增大，反而使齿轮的承载能力降低。所以，保证必要的强度条件下齿宽不宜过大。

m=0.33=4.7取m=5（注:所取模数均匀且在推荐范

对于斜齿轮齿宽系数为（7～8.6）

中心距和模数一定时，齿宽b 可用来调节齿所受应力，根据各对齿轮上受力不同选取不同齿宽，以减少变速箱的轴向尺寸和重量。齿宽系数应选大些，使接触线的长度增加，接触应力降低，一提高传动平稳性和齿轮寿命。

b=8×5=40mm3.2.4齿轮压力角

我国标准压力角为20°。因此变速箱普遍采用20°压力角。

3.2.5斜齿轮螺旋角

确定斜齿轮螺旋角β0时，主要是从它对齿轮的啮合性能、强度影响，以及轴向力平衡等方面综合考虑。β0增大，齿轮啮合的重叠系数增大，运转平稳，噪声下降。但β0过大时，不仅使轴向力增大，且导致传动效率降低，使轴承工作条件恶化。试验证明，随β0的增大，齿轮的强度也相应提高，但是与之相应的直齿轮比较，当螺旋角大于30°时，其弯曲强度骤然下降，而接触强度继续上升。因此，从提高低档的齿轮弯曲强度出发，不希望β0过大。

当一根轴上有两个啮合齿轮工作时，选择轴上斜齿轮的螺旋角时，应使同时工作的两组斜齿轮布置恰当，所产生的轴向力相互抵消或者抵消一部分。为达到轴向力的相互抵消或者抵消一部分，应使同一轴上的同时工作的两斜齿轮螺旋方向应是相同的，因为要同时工作，一个是从动齿轮，一个是主动齿轮，因此，轴向力要相反。螺旋角按同类机型选取β0=16°

3.2.6选配齿轮由总体计算公式确定所需各档传动比如下：

i f 1=i f 2=i f 3=i r 1=

=40.129

10=28.664

14=11.803

34

=40.129

10=28.664

14=11.803

34

i r 2=i r 3=

初步确定了传动系统各档的总传动比，但其数值很大，在传动系统中要经过多级减速才能实现

i ε=i K i 0i f 式中i ε为总传动比，i K 为变速箱的传动比，i 0主传动器的传动比，i f 最终传动的传动比。

最终求的变速箱的各档传动比：

i f 1=i f 2=

40.129

=1.84222

=1.303=0.536=1.842=1.303=0.536

28.6642211.803i f 3=

2240.129i r 1=

2228.664i r 2=

2211.803i r 3=

22

同时由分析已知各档位传动比:

i f 1=i r 1=

Z 6Z 7Z 12Z 2Z 5Z 8

i f 2=i r 2=

Z 6Z 7Z 12Z 2Z 5Z 8

i f 3=i r 3=

Z 6Z 7Z 12Z 2Z 5Z 8

Z 6Z 7Z 12Z 2Z 5Z 8Z 6Z 7Z 12Z 2Z 5Z 8Z 6Z 7Z 12Z 2Z 5Z 8

由前面计算已知A 46=214mm ，斜齿轮的螺旋角一般为β0=8—20

o o

，这里取

β0=16°，当中心距，模数和螺旋角已知时，则总齿数为

ΣZ=

2×214cos16°

==

m n m n 5

即Z 1+Z6=83又取

Z 6

=1.12从而算的Z 2=40,Z 6=43;从而Z 2

A 46=

m n (Z 2+Z 6)5⨯83

=≈217圆整为217mm ⨯︒

m n (Z 2+Z 6)

=17.04°

修正β=arccos

d 2=d 6=

Z 2m n 40⨯5

==210.53mm ；cos β︒

Z 6m n 40⨯5

==226.32mm ；β︒

有上面所有已知条件和分析结果，从而以确定各配对齿轮齿数为：

Z 1=19；Z 2=40；Z 3=20；Z 4=23；Z 5=44；Z 6=43Z 7=51；Z 8=38；Z 9=67；Z 10=31；Z 11=27；Z 12=53；

齿顶高：h a =m n (h an *+x n )=5⨯(1+0)=5mm

齿根高：h f =m n (h an *+C n *-x n )=5⨯(0. 25+1-0)=6. 25mm 从而确定各个中心距，取β0=20°

A 45=

m n (Z 3+Z 4)5⨯(20+23)

==114.361mm⨯︒︒

m n (Z 3+Z 4)5⨯(20+23)==19. 947︒

22⨯114.361

修正：β=arccos

d 3=

Z 3m n 20⨯5

==106.383mm cos β︒

d a 3=d 3+2h a =106. 383+2⨯5=116. 383mm d f 3=d 3-2h f =106. 383-2⨯6. 25=93. 883mm d 4=

Z m 23⨯5

==112.340mm cos β︒

d a 4=d 4+2h a =112. 340+2⨯5=132. 340mm d f 4=d 4-2h f =122. 340-2⨯6. 25=109. 840mm

取β0=20°

A 56=

m n (Z 3+Z 1)5⨯(20+19)

==103.723mm

︒︒

m n (Z 3+Z 1)5⨯(20+19)

==19. 952︒

⨯修正：β=arccos

d 1=

Z m 19⨯5==101.064mm cos β︒

d a 1=d 1+2h a =101. 064+2⨯5=111. 063mm d f 1=d 1-2h f =106. 383-2⨯6. 25=88. 564mm

取β0=16°

A 34=

m n (Z 5+Z 7)4⨯(29+65)

==195.569mm

︒︒

m n (Z 5+Z 7)4⨯(29+65)

==15. 922︒

⨯修正：β=arccos

d 5=d 5=

Z m 29⨯4==120.708mm cos β︒

Z 7m n 65⨯4

==270.550mm cos β︒

d a 5=d 5+2h a =120. 708+2⨯4=128. 708mm

d f 5=d 5-2h f =120. 708-2⨯5=110. 708mm d a 7=d 7+2h a =270. 55+2⨯4=278. 550mm d f 7=d 7-2h f =270. 55-2⨯5=260. 550mm

取β0=10°

A 12=

m n (Z 9+Z 12)5⨯(67+53)

==304.998mm

︒︒

m n (Z 9+Z 12)5⨯(67+53)

==10. 390︒

⨯修正:β=arccos

d 9=d 12=

Z 9m n 67⨯5==340. 447mm cos βcos 10. 390︒

Z 12m n 53⨯5

==269. 310mm cos β︒

d a 9=d 9+2h a =340. 447+2⨯5=350. 447mm d f 9=d 9-2h f =340. 447-2⨯6. 25=327. 947mm d a 12=d 12+2h a =269. 310+2⨯5=279. 310mm d f 12=d 12-2h f =340. 447-2⨯6. 25=256. 810mm

最终确定变速箱各档传动比

i f 1=i r 1=

Z 6Z 5Z 12Z Z Z Z Z Z

=2.598;i f 2=61012=1.146;i f 3=61112=0.540

Z 2Z 7Z 9Z 2Z 4Z 9Z 2Z 6Z 9Z 4Z 7Z 12Z Z Z Z Z

=2.598;i r 2=1012=1.146;i r 3=41112=0.540

15919169

齿轮材料选用20crMnTi，渗碳淬火后，表面硬度58-62HRC，芯部硬度300HB5，齿轮精度为8-8-7，表面粗糙度Ra 值不大于2.5微米。

3.3轴的设计

初步计算轴的直径

轴的直径可以按扭距强度法进行估算，即d≥轴的材料选用40Cr，【iT】/MPa35-55，A 0为112-97.

d 1≥d 2≥d 3≥d 4≥d 5≥d 6≥⨯==39. 875mm ; T 1=660KN ⋅m ;取d 1=40mm;t 45Z 2

; T 2=T 1⨯3=694. 737KN ⋅m d 2;=42.579mm;取d 2=45mm;23Z

; T 3=T 2⨯6=709. 500KN ⋅m ; d 3=42.878mm;取d 3=45mm;2Z 4

; T 4=T 3⨯7=822. 375KN ⋅m ; d 4=45.041mm;取d 4=45mm;55Z

; T 5=T 4⨯10=956. 238KN ⋅m ; d 5=47.364mm;取d 5=50mm;Z 46Z

; T 6=T 5⨯=756. 462KN ⋅m ; d 6=43.804mm;取d 6=45mm;t Z 9

以上确定的轴颈为轴的最小轴颈，根据轴上零件的受力，安装，固定及加工要求再确定轴的各段径向尺寸。轴上零件用轴间定位的相邻轴颈一般相差5-10mm。当滚动轴承用轴向定位是、时，其轴间直径由滚动轴承标准中查取。为了轴上零件装拆方便或加工要求，相邻轴段直径之差应取1-3mm。轴上装滚动轴承，传动件和密封件等处的轴段直径应取相应的标准值。

轴上安装个零件的各段长度，根据相应零件的轮廓宽度和其他结构的需要来确定，不安装零件的各段轴长度可以根据轴上零件相对位置来确定。用套筒固定轴上零件时，轴端面与套筒端面或轮毂断面之间应留有2-3mm 间隙，以防止加工误差是零件在轴向固定不牢靠。轴段在轴承孔内的结构与轴承的润滑方式有关，轴承采用油润滑，轴承的端面距箱体内壁的距离为3-5mm。

3.4换挡离合器的设计

本设计变速箱内有五个离合器3.4.1离合器的结构

1.连接方式

齿轮和离合器的内鼓相连，外雇宇宙，液压缸布置在轴上，液压缸的压力油从轴上孔道中来。

2.压紧方式

液压缸轴向固定不动，通过活塞轴向移动来压紧。3.分离弹簧形式

一个大的螺旋弹簧布置在中央，利用离合器内鼓的径向空间来布置此螺旋弹簧，这样布置增加离合器的轴向尺寸。

4.采用自动到控球阀消除离心压力。式中β:储备系数

M :传递转矩

μ：摩擦系数

P ：压紧力R d

：摩擦力作用等效半径

z ：摩擦副数量k o

：压紧力损失系数其值可以由下列公式计算：

⎡⎛1-μμ'⎫⎤⎢1- ⎪⎥μμ'⎣⎝+μμ'⎭⎦1

k o =

(对于干式摩擦离合器一般可取：μ=0.3μ'=0.13。对于湿式摩擦离合器一般可取μ=0.08μ'=0.06)

π2

D 2-D 12)[q ]ψ(4

D +D D R d =, c =42

以

p =

代入上式得式中

D 2D 1

M m =βM =

π3

μD 21-c 2)(1+c )[q ]ψzk o ([q ]：许用比压

：摩擦片外径：摩擦片内径

ψ：摩擦片面积利用系数（螺旋槽为0.6-0.65径向油槽为0.8-0.9）经计算得

离合器外径93mm，离合器内径83mm; 依次求得I 档，II档，III档的离合器片数。I 档时，主动片数9，从动片数8。II 档时，主动片数11，从动片数10。III 档位时，主动片数9，从动片数8

注明：离合器的外径与内径根据装配大小进行确定，各离合器片数为初选。

3.4.3换档离合器的结构设计

1.传动部分

外鼓为整体结构，外鼓和外片一般采取渐开式花键或矩形槽相连，本设计采用矩形花键连接。

内鼓和内片也采用矩形花键，外鼓和轴花键连接。内鼓和齿轮制成一体。为了让冷却油更好的流过摩擦片，内外孔上都开有几排孔，每排孔都应错开，使每对摩擦面都均匀流畅有通过润滑油。

摩擦衬面采用铜基粉末冶金，烧结在钢的底板上，且在摩擦衬面上开有沟槽，底板采用65锰钢，摩擦片总厚为2mm,光片材料也选取65锰钢，百度为3mm,片上花键采用30度压力角渐开红，花键齿的配合应有足够的侧隙，心避免摩擦片卡死，摩擦片两段部压板应有足够的风度，否则变形后将使摩擦片各处不能均匀压紧，导致摩擦片打滑。

2．压紧分离部分

液压缸由钢或可锻铸铁制成，活塞由中碳钢制成，配合面表面粗糙度值不

大于0.8微米，液压缸壁应有一定厚度，否则会因刚度不足而变形，影响活塞移动和引起漏油。活塞在液压缸中移动应有足够的导向长度（一般为20mm）,活塞与液压缸有两个配合面，宜采用活塞内孔处配合为2-3级滑动配合，其中心定位作用。活塞外径处配合宜较松些，具有0.25-0.50mm 的间隙，心便装配方便。

活塞的行程由离合器摩擦面的分离间隙来决定，摩擦现分离间隙过小，则相对空转时摩擦阻力矩过大，功率损失过大，但摩擦片分离间隙过大，则活塞行程大。离合器结合时，消除片间间隙所需的时间长，同时也使离合器的轴向尺寸加长。

3．润滑和密封

（1）：离合器的摩擦片应得到可靠地冷却润滑，冷却油不足往往引起摩擦片烧结和摩擦片翘曲变形，但冷却油过多将使离合器空转损失增加，功率损失过多，且使摩擦片摩擦系数有所降低，一般每对摩擦面冷却有最小流量为

(7-8)⨯10-4m 3m 2s

11-13)⨯10-4m 3(,最好为

m 2s

-432

30⨯10m m s 。，不要大于

（2）换档离合器的故障往往是由于漏油引起的，故密封装置很重要，换档离合器有两处需要密封，进入离合器轴处，需采用旋转密封，油缸活塞处，需采用滑动密封，油缸密封的要求是，密封性好，移动的摩擦阻力小，较常用的密封形式，一是合金铸铁活塞环，二是唇口式密封环。

第四章变速箱主要零件的校核和轴承寿命计算

4.1齿轮强度和计算

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，因此一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。

4.1.1弯曲疲劳强度计算

验算齿根危险断面处的弯曲应力，可按照下式进行：

103∙M σF =k βk I ≤[σF ]

π式中：M----计算扭矩（主动齿轮所处的扭矩）（公斤*米）

r------主动齿轮节圆半径（厘米）

m------模数【对直齿轮为断面模数（毫米），对斜齿轮为法面模数（毫米）】b-------齿轮齿宽（厘米），大小齿轮齿宽不同时取较小者

πy ------齿形系数（查表3-3-3，对短齿，将表中查得的πy 乘以h/2.25m,式中h 为全齿高）

k βk I

------螺旋角系数，对斜齿取0.881

------工作状况系数，对于轮胎式液力机械取1

[σF ]------许用弯曲应力（当齿轮材料为20CrMnTi,20CrMnMo 时，许用弯曲

应力

[σF ]=2500-3200公斤/厘米2）

m n =5,b=40,Z 2=40,β=17.04°

对于输入齿轮Z 2

r =

d

=105. 265mm 2

β17. 04

k β=1-=1-=0. 858

120120

对于轮式推土机液力传动类型

k I

=1

πy 查设计手册取为0.475

代入以上数据，计算输入齿轮弯曲疲劳强度为：

σH =

320KP a

102MK βK i

πy

102⨯1590. 43⨯0. 881⨯1

==14. 012MP a

⨯⨯⨯〈

[σF ]=250

～

4.1.2接触疲劳强度计算

验算节点处的接触应力，对刚齿轮，可按照下式进行；

K σH =≤[σH ]

式中：K------系数（对直齿轮取1070，对斜齿轮取925，这是由于斜齿轮倾斜，接触线长增加，重合度增大，因此承载能力有所提高）

A------中心距（厘米）

i =Z ≥11i-------传动比，

M-----小齿轮上的扭矩（公斤·厘米）

b------齿轮齿宽（厘米），大小齿轮齿宽不同时取较小者

sin 40 K α==1K αsin 2α----角变位修正对接触强度影响系数，

K I -----工作状况系数，对于轮胎式液力机械取1

[σH ]-----许用接触应力（当齿轮材料为20CrMnTi, 20CrMnMo 时，许用接触应力[σH ]=10000-14000公斤/厘米2）

Z 12=1. 71,A=244mm,b=40mm10

小齿轮上的扭矩：M =869. 1⨯0. 941⨯1⨯1⨯1. 3240. 874⨯0. 982=927. 7N ⋅m 对于液力机械

K i =1, K a =1

[σH ]=292. 5+⨯⨯⨯⨯24. 41. 7⨯1. 8⨯100=968. 471MPa 〈1400MPa

满足使用要求。

4.2轴的强度校核

4.2.1输入轴花键设计及校核

通过[13]表11-29和[10]，查得花键型号为：10x102H7X112H10/f11X16H11/d10此处引用（式5-3）和（式5-4）进行校核。

选输入轴材料为40Cr ，渗碳后表面淬火。这种材料的接触极限应力

σHGM =950MPa ，弯曲疲劳极限应力σFGM =330MPa . 初取花键长度为40mm 。1. 弯曲疲劳强度计算

根据（式5-3）带入相关数据，得：

103∙M σF =k βk I 经计算σF =1921. 4〈[σF ]π所以满足弯曲疲劳要求。

2. 接触疲劳强度计算

根据（式5-4）带入相关数据，得：

K σH =σH =11473. 4〈[σH ]

所以满足要求。

为了更好的减少安装难度，因此对花键的长度适当增大，最终取为52mm 。

4.2.2中间轴的校核1根据装载机装配图，作出中间轴的计算简图（即力学模型）

F 中间轴力学模型图8.1

选取中间轴的材料为40CrNi,调质处理。根据《机械设计》P355表15-1查得：弯曲疲劳极限σ-1=430（MPa）,剪切疲劳极限τ-1=210（MPa），许用弯曲应力[σ-1]=75（MPa）。

2对轴进行受力分析，并作出弯矩图

根据以前的计算可知，当闭锁离合器结合时，中间轴受载最大，此时传递给中间轴的扭矩为M T 1=197.9（N•m）

圆周力：

径向力：F t =2T 22⨯197. 9=2=4.28（KN）（8.1）（8.2）

M T 3F r =F t tan ∂=4. 28⨯tan 200=1.558（KN）根据以前的计算可知，摩擦片传递给中间轴的的扭矩为

F t =2T 2⨯197. 9=d 37⨯62=0.912（KN）=-197.9（N•m）圆周力：

径向力：（8.3）（8.4）F r =F t tan ∂=0. 912⨯tan 200=0.332（KN）

根据上述简图及受力分析，分别按水平面和垂直面计算各力产生的弯矩，并按计算结果分别作出水平面上的弯矩M H 图和垂直面上的弯矩

式计算总弯矩并作出M

图。M V 图；然后按下

图8.2中间轴的载荷分析图

从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面B 是轴上较为危险的截面。现将计算出的截面B 处的M H 、M V 和M 的值列于下表：

表8.1截面B 所受载荷

载荷

支反力F 水平面H 垂直面V F H 1=5. 305KN , F H 2=1. 94KN F V 1=1. 68KN , F V 2=-0. 214KN 弯矩M

总弯矩M H =185. 675N ∙m M V =58. 65N ∙m M 1=. 675+58. 65=194. 72N ∙m

M 2=0N ∙m 扭矩T T =197. 9N ∙m

3按弯扭合成应力校核轴的强度

校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的危险截面。根据《机械设计》P336，按第三强度理论，计算应力

σca =2+42（8.5）

通常由弯矩所产生的弯曲应力σ是对称循环变应力，而由扭矩所产生的扭转切应力τ则常常不是对称循环应力。为了考虑两者循环特性不同的影响，引入折合系数α，则计算应力为

2σca =2+（4）（8.6）

式中的弯曲应力为对称循环变应力，扭转切应力为脉动循环变应力，取α≈0. 6。

对于直径为d 的圆轴，弯曲应力σ=

入上式，则轴的弯扭合成强度为M M M =，扭转切应力τ=,将σ和τ代T σca 2=() 2+（4=M +(T ) （8.7）

式中：σca ——轴的计算应力，单位Mpa；

M——轴所受的弯矩，单位为N•m；

T——轴所受的扭矩，单位为N•m；

W——轴的抗弯截面系数，单位为mm 3，计算公式由《机械设计》P365

表15-1查得，圆截面的计算公式W ≈0. 1d 3=0.1⨯503=12500

mm 3,花键截面的计算公式W =πd 4+(D -d )(D +d ) 2zb /32D , []

Z-花键齿数；

W =[π⨯404+6⨯(40+34) 2⨯16⨯1. 4]/32⨯40

=6854.98mm 3

截面B 处的计算应力：σca =. 722+(0. 6⨯197. 9) 2/12500

=19.83Mpa

根据《机械设计》P255表15-1查得，对称循环变应力时，轴的许用弯曲应力[σ-1]为75Mpa。

σca

(8.8)

因此，轴的强度满足要求。

4.2.3输出轴与轴上相关零件设计

1.根据装载机装配图，作出输出轴的计算简图（即力学模型）

8.3输出轴力学模型简图

选取中间输入轴的材料为40CrNi,调质处理。根据《机械设计》P355表15-1查得：弯曲疲劳极限σ-1=430（MPa）,剪切疲劳极限τ-1=210（MPa），许用弯曲应力[σ-1]=75（MPa）。

2. 对轴进行受力分析，并作出弯矩图

根据以前的计算可知，变矩器传递给中间输入轴的扭矩为M T 3=1171（N•m）圆周力：

径向力：F t =2T 11F t =2⨯1171=6.69（KN）（8.9）（8.10）F r =F t tan ∂F r =6. 69⨯tan 20 =2.435（KN）

根据以前的计算可知，中间轴传递给输出轴的扭矩为M T 1=1171（N•m）根据上述简图及受力分析，分别按水平面和垂直面计算各力产生的弯矩，并按计算结果分别作出水平面上的弯矩M H 图和垂直面上的弯矩M V 图；然后按下式计算总弯矩并作出M 图。

22M =

M V +M H

(8.11)

图8.4输出轴的载荷分析图

从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面A 是轴上较为危险的截面。现将计算出的截面A 处的M H 、M V 和M 的值列于下表：

表8.3

载荷

支反力F 水平面H 截面A 所受载荷垂直面V F H 1=3. 345KN , F H 2=3. 345KN F V 1=1. 2175KN , F V 2=1. 2175KN 弯矩M

总弯矩M H =267. 6N ∙m M V =97. 4N ∙m M 1=267. 62+97. 42=284. 775N ∙m

M 2=267. 62+97. 42=284. 775N ∙m

扭矩T T =1171N ∙m

3.按弯扭合成应力校核轴的强度

校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的危险截面。根据《机械设计》P336，按第三强度理论，计算应力

σca =2+42

（8.12）

通常由弯矩所产生的弯曲应力σ是对称循环变应力，而由扭矩所产生的扭转切应力τ则常常不是对称循环应力。为了考虑两者循环特性不同的影响，引入折合系数α，则计算应力为：

2σca =2+（4ατ）

（8.13）

式中的弯曲应力为对称循环变应力，扭转切应力为脉动循环变应力，取α≈0. 6。

对于直径为d 的圆轴，弯曲应力σ=

入上式，则轴的弯扭合成强度为M M M =，扭转切应力τ=,将σ和τ代W W T W

σca 2=() 2+（4）=W 2W M 2+(T ) 2

W 2

（8.14）

式中：σca ——轴的计算应力，单位Mpa；

M——轴所受的弯矩，单位为N•m；

T——轴所受的扭矩，单位为N•m；

W——轴的抗弯截面系数，单位为mm 3，计算公式由《机械设计》P365

表15-1查得，圆截面的计算公式W ≈0. 1d 3，花键截面的计算

公式W =πd 4+(D -d )(D +d ) 2zb /32D , Z-花键齿数；

W =[π⨯404+6⨯(40+34) 2⨯16⨯1. 4]/32⨯40

=6854.98mm 3[]

σca =284. 7752+(0. 6⨯1171) 2/22670

=22.44Mpa

根据《机械设计》P255表15-1查得，对称循环变应力时，轴的许用弯曲应力[σ-1]为75Mpa。

σca

(8.15)

因此，轴的强度满足要求。

4.3输出轴轴承的校核

4.3.1作出输出轴的计算简图（即力学模型）

通过前面的计算已知输出轴齿轮的载荷为：圆周力：

径向力：F t =2T 2⨯1171==6.69（KN）d 1350F r =F t tan ∂=6. 69⨯tan 200=2.435（KN）

两轴承相对输出轴齿轮对称布置，因此两轴承受载情况完全相同。

图9.1输出轴的计算简图

4.3.2求两轴承所受的载荷

F r 1=F r 2=2. 435=1.2175KN 6. 69F t 1=F t 2==3.345KN 22F 1=F 2=F r 1+F t 1=3. 3452+1. 21752=3.559KN

(9.1)

轴承的当量载荷为P =f p F (9.2)

式中：P——轴承的当量动载荷，单位为KN；

f p ——载荷系数，从《机械设计》P315表13-6查得，f p =1.2～1.8

这里取f p =1.6；

P =1. 6⨯3. 559=5.695KN

初选6312轴承，查《机械设计手册》可知轴承的C=81.8KN，验算轴承寿命的公式为：106C εL h =() （9.3）60n P

式中：L h ——轴承的寿命，单位h；

n——轴承的转速，单位rpm,

n=n eH i ∑1i s =1477/(3. 33⨯0. 67) =662rpm；

C——轴承的基本额定动载荷，单位KN；

P——轴承的当量动载荷，单位为KN；

ε——指数，对于滚动轴承，ε=3；

10681. 83L h =(⨯=74605h

一般工程机械使用的滚动轴承的基本额定寿命在5000h 左右，两轴承的寿命L h 均大于5000h,满足使用要求，故所选轴承合适。

参考文献

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1982. 11：63－85

[2]濮良贵，纪名刚.机械设计［M］.7版.北京：高等教育出版社，2001：184-207

[3]张光裕.工程机械底盘构造与设计[M].北京：中国建筑工业出版社.1988. 6：99－143

[4]诸文农.底盘设计[M].北京：吉林工大.1981：162－170

[5]林慕义，张福生.车辆底盘构造与设计[M].北京：冶金工业出版社.2007.1：215－265

[6]孙桓，陈作模.机械原理[M].北京：高等教育出版社.2001.51：296－329

[7]成大先.机械设计手册（单行本）[M].北京：化学工业出版社，2004.5

[8]杨占敏王智明张春秋等.轮式装载机.北京：化学工业出版社，2005.8

[9]刘学厚.行星传动设计[M].北京：北京工业学院出版社。

[10]杨晋生.铲土运输机械设计［M］.7版.北京：高等教育出版社，2001：184-207

[11]机械设计手册软件版R2.0. 北京：机械工业出版社.

[12]杨秀山.机械设计[M].山西高校出版社.1992. 5

[13]杨廷栋，周寿华等.渐开线齿轮行星传动[M].成都：成都科技大学出版社.1986.7

[14]大连理工大学工程画图教研室.机械制图[M].5版.北京：高等教育出版社.2003.8

[15]其它网络检索到的相关资料

致谢

在整个设计过程中，张洪老师给予了我大力支持和帮助，在这份设计中包含了他们的许多智慧和汗水，在此致上我最真诚的谢意，同时，我也感谢在设计中给予我支持和帮助的所有老师和同学，谢谢你们!

附录

附录：英文原文附录：中文翻译