買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 1 352 履帶拖拉機（中央傳動及轉向離合器設計） 摘 要 中央傳動用來增加傳動系的傳動比 ,以達到減速增扭的目的 ,通常還用來改變轉矩的傳遞方向 ,使轉矩從縱置的變速箱輸出軸傳遞給橫置的中央傳動兩側輸出軸。 中央傳動應有適當?shù)膫鲃颖?,以保證拖拉機具有良好的牽引性與經濟性 ;結構應緊湊 ,以減小后橋尺寸和和質量 ,保證后橋有足夠的離地間隙；齒輪裝置應有足夠的承載能力和支承剛度 ,如系錐齒輪副 ,則還應便于調整。 中央傳動的齒輪形式目前主要有圓柱齒輪和圓錐齒輪。圓柱齒輪結構簡單 ,加工較容易 ,在傳動時不致產生軸向力。但僅適用于采用橫 置變速箱的拖拉機。而圓錐齒輪應用則較為廣泛。 履帶拖拉機在行使過程中，需要經常改變行駛方向，這就需要有一套能夠按照司機意志來改變或恢復拖拉機行駛方向的專設機構，它將司機踩下轉向離合器踏板的動作轉變?yōu)檐囕喌钠D動作，這就是所謂的轉向系統(tǒng)。轉向性能是保證車輛安全，減輕駕駛員勞動強度和提高作業(yè)效率的重要因素。 轉向離合器轉向系統(tǒng)由于構造簡單，制造方便，維修容易，在拖拉機上廣泛采用。它具有轉向半徑小，直線行駛性好等優(yōu)點。但由于傳遞的轉矩較大，只得采用多片式離合器，而多片式離合器分離徹底性比較差。這對轉向離合器來說， 除了使摩擦面的磨損略微增大外，對整機性能沒有太大影響，不像主離合器分離不徹底會造成換檔困難。 關鍵詞 ：中央傳動 ， 轉向離合器 ， 錐齒輪 ， 轉向系統(tǒng) 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 2 352 to to to to to of to to to to to to to to to to to to of to to up is to a of he to if is to to is to be to to of in to to to be a of or to of to it to is to so is to of of in in on 文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 3 of to of is in to to of no to to be in 文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 4 目 錄 第一章 前 言 1 第二章 中央傳動及轉向離合器概論 2 帶拖拉機轉向機構概述 2 央傳動的概述 3 第三章 中央傳動及轉向離合器方案分析 5 向離合器方案分析 5 央傳動方案分析 10 第四章 轉向系統(tǒng)設計計算 14 旋錐齒輪的計算 14 向離合器設計計算 17 式制動器的設計計算 19 第五章 主要零件的強度校核與計算 21 旋錐齒輪的承載能力計算 21 強度計算 22 承壽 命計算 24 第六章 結 論 28 參考文獻 29 致 謝 30 第一章 前 言 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 5 拖拉機的主要任務是用來拖帶農機具進行各種田間作業(yè)（如翻地、播種、中耕等）；也可作為其他農業(yè)機械（如脫谷機、揚場機等）的動力；另外拖帶拖車可進行運輸作業(yè)。為適應農業(yè)生產中各項作業(yè)的需要，拖拉機分有履帶式和輪式兩種。 履帶式拖拉機的特點是行走部分與地面的接觸面積大，壓強小，對土壤壓實的作用小，而且不易打滑，可以在濕度較大的土壤上進行作業(yè)。一般履帶式拖拉機的離地間隙小而功率大，適用于大面積的翻地、播種等主要農業(yè)作業(yè)。如東方 紅 54 和 75 拖拉機。 拖拉機基本上是由發(fā)動機、傳動裝置、車架和行走裝置、操縱裝置、工作裝置和電氣設備等六部分組成。傳動裝置的功用是將發(fā)動機的動力傳遞給行走裝置或其他工作裝置；在駕駛員的操縱下，使拖拉機起步；停車；改變牽引力或行進方向，它包括離合器、變速箱、中央傳動和最終傳動等。如下圖所示 。 圖 1帶拖拉機傳動系簡圖 1離合器 2聯(lián)軸節(jié) 3變速箱 4中央傳動 5轉向離合器 6制動器 7最終傳動 8動力輸出軸 本畢業(yè)設計說明書，主要講述了最終傳動的選擇設計和方案分析。對最終傳動的分類和 工作原理進行了深入的對比和分析，選出最優(yōu)方案來進行設計，選擇合適的機構和零件。這次設計是在以往所學基礎和專業(yè)課程的基礎上設計的，經過對比其他車型同類裝置的設計方案，有選擇的借鑒或創(chuàng)新來進行設計。 第二章 中央傳動及轉向離合器概論 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 6 帶拖拉機轉向機構概述 履帶拖拉機轉向機構用來改變驅動力在兩側履帶上的分配 (包括改變方向 ),造成轉向力矩以實現(xiàn)拖拉機轉向。 履帶拖拉機轉向機構可按不同特征分類 : 1、 按轉向時的速度分 轉向時平均速度不變 ,即對稱面上的 A 點的速度和直線行使時速度 相等 (如圖 a 所示 ),所有差速器式轉向機構 (單差速器、雙差速器、差速器式雙功率流轉向機構 )都屬于這一類。 快速側 履帶的縱向對稱面 B 點 (如圖 b 所示 )的速度等于 。 轉向離合器、單級和多級行星式 (包括雙功率流 )轉向機構屬于這一類?？焖賯取⒙賯嚷膸ΨQ面上的 B、 C 點 (如圖 c 所示 )的速度均低于 ,有些采用電傳動的坦克即速車輛屬于這一類。 圖 2帶拖拉機轉向時速度的改變 1 外側履帶 2 外側履帶 2、 按固定轉向半徑的大小和數(shù)目分 固定轉向半徑 ,是指兩側履帶各按指定 的速度轉向時形成的轉向半徑 ,這里所謂的 “ 指定的 ” 是指可由人準確控制的、不包括驅動輪被切斷動力后被機體推著前進的各種速度。 （ 1） 具有一個固定的轉向半徑 R,R= 為軌距 ),轉向離合器、單級買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 7 行星轉向機構屬此。 （ 2） 具有一個固定的轉向半徑 R,R 差速器屬于此類。 （ 3） 具有兩個固定轉向半徑 ,其中一個等于 一個大于 速行星轉向機構屬此。 （ 4） 變速箱每換一個檔 ,就有相應的固定轉向半徑。 （ 5） 具有無級變化的轉向半徑。 3、 按功率流傳遞的方式 , 可分 為單功率流 (發(fā)動機功率同時通過單一途徑傳給每側驅動輪 )轉向機構 ,和雙功率流 (發(fā)動機同時通過兩條途徑傳給每側驅動輪 )轉向機構。 從上面的分類看 ,轉向機構種類繁多 ,履帶拖拉機實際上廣泛采用的是單功率流轉向機構。例如 :轉向離合器、雙差速器、單級或雙級行星機構。至于原地轉向機構和兩側單獨變速的轉向機構也有采用。 除具有一般要求如結構簡單可靠、操縱靈活、輕便、維修方便、使用壽命長等外 ,還應滿足下面要求 : （ 1） 拖拉機直線行駛穩(wěn)定性好。 （ 2） 轉向時對發(fā)動機產生的附加載荷小。 （ 3） 盡可能保證拖拉機平順而迅速地由直線運 動過渡到給定直線半徑的曲線運動。 （ 4） 最小最小半徑應盡可能小。 （ 5） 轉向機構在拖拉機后橋占有的橫向尺寸應小。 拉機中央傳動的概述 中央傳動用來增加傳動系的傳動比 ,以達到減速增扭的目的 ,通常還用來改變轉矩的傳遞方向 ,使轉矩從縱置的變速箱輸出軸傳遞給橫置的中央傳動兩側輸出軸。 中央傳動應有適當?shù)膫鲃颖?,以保證拖拉機具有良好的牽引性與經濟性 ;結構應緊湊 ,以減小后橋尺寸和和質量 ,保證后橋有足夠的離地間隙；齒輪裝置應有足夠的承載能力和支承剛度 ,如系錐齒輪副 ,則還應便于調整。中央傳動的齒輪形式目前主 要有圓柱齒輪和圓錐齒輪。圓柱齒輪結構簡單 ,加工較容易 ,在傳動時不致產生軸向力。但僅適用于采用橫置變速箱的拖拉機。而圓錐齒輪應用則較為廣泛。 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 8 第 三 章 中央傳動及轉向離合器方案分析 向離合器方案分析 1、 轉向離合器多采用多片式摩擦離合器，靠摩擦表面的摩擦力來傳遞轉矩。當分離某一側的離合器時，就可以減小或切斷該側驅動輪所傳轉矩，使拖拉機轉向。 （ 1） 按摩擦表面的工作條件可分為干式和濕式兩類 ,本方案根據(jù)參考車型采用干式。 （ 2） 按壓緊和分離摩擦片的方式可分為： 彈簧壓緊，杠桿 (或凸輪 )機構分離。 彈簧壓緊，油壓分離。 彈簧、油壓壓緊，油壓分離。 油壓壓緊，油壓分離。 轉向離合器由于機構簡單，制造方便，在拖拉機廣泛采用。它具有轉向半徑小 (，直線行駛性好等優(yōu)點。但由于傳遞的轉矩較大，只得采用多片式離合器，而多片式離合器分離徹底性比較差。這對轉向離合器來說，除了使摩擦面的磨損略微增大外，對整機性能沒有太大影響，不像主離合器分離不徹底會造成換檔困難。 履帶拖拉機在后橋中常見的幾種布置方案 ,圖 3a） 中后橋殼安裝在錐軸承處的隔板是上下對分的 ,拆卸轉向離合器時 ,不需要拆履帶和最終傳動 ,但每次裝拆需要新調整中央傳動齒輪副 中央傳動的潤滑油易漏到轉向離合器處 ,使摩擦表面易受油液沾污 ,而且這種帶活動隔板的后橋殼體 ,大大降低了殼體本身的剛度。另外各部件的正確位置也受到影響。 圖 3b） 所 示結構，在拆卸轉向離合器時，必需先拆下履帶和最終傳動，然后從后橋殼體的兩側取出轉向離合器，而中央傳動錐齒輪副保持原來嚙合狀態(tài)不須調整。這種結構由于裝配上不方便，只在少數(shù)中、小拖拉機上采用。 圖 3c）所 示結構，在拆卸轉向離合器時 ，只須拆卸聯(lián)接各軸的法蘭盤，比較方便，中央傳動錐齒輪副的嚙合可不受破壞，也不需要拆卸履帶和最終傳動?？墒菫榱吮ＷC各根軸的同心度制動工藝要求高。 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 9 圖 3帶拖拉機的轉向離合器的布置方案 1中央傳動 2轉向離合器 圖 3d） 所 示結構，轉向離合器放在后橋殼體外面，拆卸時比較方便；也為輪履通用拖拉機結構的布置，提高了便利條件，但是由于它未裝在殼體中，容易被 泥水沾污。而且這種結構布置的最終傳動靠近中部，不能起提高地隙的作用。 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 10 圖 3向離合器的布置方案 3最終傳動 4后橋殼 2、 制動器 履 帶拖拉機的制動器按其功用不同可分為兩種，一種是停車制動器，用來使拖拉機在斜坡上停車，和在行駛中減速，并可單邊制動以幫助轉向，拖拉機工作時，它經常處于松開狀態(tài)。另一類是作為轉向機構（例如行星轉向機構制動器）的一個部件，拖拉機工作時，它經常處于拉緊狀態(tài)。 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 11 圖 3式制動器簡圖 a）單端拉緊式 b）雙端拉緊式 c）浮式 履帶拖拉機廣泛采用帶式制動器，主要是由于其結構簡單，便于結構布置。其缺點是所需操縱力較大，結構尺寸大，而且制動帶各部分磨損不均勻，散熱情況較差。 帶式制動器可分為單端拉緊帶式制動器、雙端拉 緊帶式制動器和浮式制動器 3 種。 如圖 3示 。 a、 單端拉緊帶式制動器 這種制動器的一端固定，另一端和操縱機構相連。是緊端還是松端，決定于制動鼓的旋轉方向。設計時，應將制動踏板同拖拉機前進時制動帶為松端的一端相連，以減少操縱力，制動鼓帶的摩擦力加大了操縱力的效果，稱為增力作用。這種結構的缺點是制動不夠平順；而當拖拉機倒退時，所需操縱力是前進時的 倍。 b、 雙端拉緊帶式制動器 這種制動器的特點是，制動力與制動鼓旋轉方向關系不大，而且制動比較平順，其操縱力雖比圖示的拉緊松端時大，卻比拉緊 緊端時小；常用于中、小型履帶拖拉機。 c、 浮式制動器 該結構實際上是拉緊端和固定端可以互相改變的單端拉緊帶式制動器，能使操縱踏板始終與制動帶松端相連。不論拖拉機前進還是倒退，操縱力小，但結構和調整較復雜，適用于需經常倒駛的較大功率的履帶拖拉機。 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 12 單端拉緊 制動器機構圖如 下 : 圖 3單端拉緊式帶式制動器 1制動帶 2制動鼓 3彈簧 4拉桿 5上曲臂 6連接板 7彈簧 如圖所示的行星機構制動器中，兩邊共用一個居中布置的彈簧 6，用來拉緊行星機構的制動器，該彈簧經過橫梁 4 將壓力傳給雙杠桿 5。制 動帶和鼓之間的間隙用螺母 11 來調整。 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 13 圖 3有居中布置彈簧的行星轉向機構制動器 1停車制動器杠桿 2 凸輪叉杠桿 3凸輪 4橫梁 5雙杠桿 6中央彈簧 7推桿 8制動杠桿 9制動杠桿支承 10頂桿叉 11調整螺母 12撥叉 央傳動的方案分析 中央傳動在安裝時需要調整錐齒輪副的接觸印痕和齒側隙，另外還需要調整錐軸承的預緊度。因此，在設計時應考慮采用方便而可靠的調整方法和買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 14 裝置。圓錐滾子軸承由于接觸角 較小，因此當錐軸承中有少量磨損時，就會產生較大的軸承游隙，從而影響錐軸 承的正常運轉和錐齒輪的正確嚙合。為此必須加以調整。裝配時往往使圓錐滾子軸承帶有預緊度。所謂預緊，就是在安裝時用某種方法使軸承中產生并保持一定的預加軸向力，以消除軸承中的游隙，并在滾動體和內、外圓接觸處產生初始彈性變形。這樣就使預緊后的軸承在受到外載荷時，其內、外圓的徑向與軸向相對移動量都會比未預緊的軸承大大減小，從而提高了支承的軸向剛度，但預緊力過大時，卻會增加軸承中的摩擦力矩、降低傳動效率、縮短軸承壽命，甚至還會導致軸承發(fā)熱而引起損壞等。預緊力通?？砂村F齒輪所受最大軸向力的 40%來選取。由于這個預緊力較難 測量，因此有些拖拉機根據(jù)實驗結構，規(guī)定了預緊后轉動小錐齒輪軸時所需克服 的摩擦力矩（通常均為 1 3間接控制預緊度。 圖 3央傳動的調整 裝置 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 15 圖 3央傳動的調整 裝置 1調整螺母 2鎖片 3調整墊片 4錐齒輪 錐齒輪副的正確嚙合，理論上就是要保證兩個錐齒輪的節(jié)錐母線重合，兩個錐頂交在兩軸線的交點上。由于受制造和裝配誤差及使用因素等的影響，在使用中往往不能達到理論上的要求，不能使齒輪副保持正確嚙合，從而產生噪聲大、磨損快、齒面剝落、輪齒折斷等現(xiàn)象。通常采用調整錐齒輪副，使具有良好的 齒面接觸印痕和適當?shù)凝X側隙的方法來保證錐齒輪的正確相對位置。接觸印痕正常與否影響錐齒輪的傳動平穩(wěn)性、噪聲和使用壽命。在使用中，由于齒面磨損使輪齒磨薄而增大了齒側隙，這是正?，F(xiàn)象，一般不需要重新調整，以免反而影響正常的接觸印痕。主、從動錐齒輪應能沿各自軸線進行軸向位置的移動進行調整。 中央傳動調整時，應先調整錐軸承的安裝預緊度，然后調整錐齒輪的嚙合（以接觸印痕為主，兼顧齒側隙）。一般應先調整主動錐齒輪的支承，后調整從動錐齒輪的支承。調整通常采用在兩側軸承座處改變調整片組厚度的方法，或擰轉調整螺母改變軸承座的軸 向位置，再用鎖片加以鎖緊的方法。（圖33央傳動的潤滑 中央從動錐齒輪和軸承都靠從動箱中潤滑油進行飛濺潤滑。一般用餾分型齒輪齒輪油或液壓、傳動、制動通用油。 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 16 圖 3央傳動的錐齒輪的潤滑 a） 主 動錐齒輪的支承 b）從動錐齒輪的支承 1進油口 2回油口 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 17 第四 章 中央傳動及轉向離合器的設計計算 旋錐齒輪的設計計算 在中央傳動螺旋錐齒輪中目前采用下列兩種齒輪標準 :美國的格里森制 (齒錐齒輪 ,瑞士的奧利康制 (線錐齒輪。在本方案中采 用前者。 1、 錐齒輪基本參數(shù)的選擇 （ 1） 大錐輪分度圓直徑2d（ 大端端面模數(shù)tm(型的數(shù)據(jù) ,按下式進行初步選擇 :與外錐距eR(參考現(xiàn)有機型 : 2d= = 式中 從動大錐齒輪的名義計算轉矩 ( 分別直徑系數(shù) ,模數(shù)系數(shù)和錐距系數(shù) 式中 =T =22, =12,代入公式計算得 , 2d= 2） 齒數(shù) 與 可根據(jù)設計要求的中央傳動比 由 = 計算所得 其 中 =3, =14,得 =43,此時 = / = 3） 齒寬 齒寬 b 一般不超過 10 , 取 b=46 4） 法向齒形角 格里森制推薦采用 = （ 5)中點螺旋角 與螺旋方向 122 5 5 / 3 3 . 7 6m 取 35 螺旋方向 :小錐齒輪取左旋齒 ,大錐齒輪取右旋齒 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 18 （ 6)頂錐角a與根錐角f計算公式如下 1 1 2 =90 2f2 2 1 =90 1f而 2f=1a; 1f= 2a式中 1，2 分別是小錐齒輪與大錐齒輪的分錐角 2、 錐齒輪幾何參數(shù)的計算 表 4齒錐齒輪幾何參數(shù)計算表 序號 參數(shù) 符號 計算公式及選擇方法 結果 1 齒數(shù) 根據(jù)傳動比 進行初選 14 43 2 傳動比 zi z z 法向齒形角 n 通常取 20 20 4 中點螺旋角 m 預選 35 5 大端端面模數(shù)(7 6 螺旋方向 小 左 大 右 7 分 度圓直徑(1m z98 2m z301 8 外錐距 22120 . 5m z z 齒寬 (b 按 0 0 選 46 10 刀具齒頂高系數(shù) *0查表 1 頂隙系數(shù) *c 查表 2 工作高度 ,h ,h =2 *0ah 3 全齒高 h h = ,h + * 4 徑向變位系數(shù) 1x 1 文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 19 25 切向變位系數(shù) 16 齒頂高 11 1 2()a a t ah h h m h h 2 2 2()a a t a th h x m h m 7 齒根高 1h hh h8 分錐角 111 2z 2221z 19 齒根角 1f11 a rc ta n 2f22 a rc ta n 20 齒頂角 1a122a2121 根錐角 1a1 1 1 2a2 2 2 22 齒頂圓直徑 1 1 12 c o d h 2 22 c o d h 3 冠頂距 1 1 10 . 5 s i d h 2 20 . 5 s i d h 4 刀片刀號 N 選取標準刀號 N 81225 中點螺旋角 m 1220a r c s i nm 26 縱向重合度的檢驗 推薦采用 7 法向側隙 查表 文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 20 28 刀盤名義直徑(0d 查表 3048 向機構的設計計算 1、 計算轉矩的確定 0 . 5g 式中 拉機的使用質量 3500g ： 拖拉機的附著系數(shù) 動力半徑 0 1 4 8 最終傳動傳動比 m： 最終傳動效率 q： 履帶驅動段效率 代入 得 8 7 3 m2、 轉向離合器的計算 1) 儲備系數(shù) 的選擇 根據(jù)附著條件考慮 ,計算時取 2 4 2) 摩擦面內 、 外徑及摩擦面對數(shù)的選擇 摩擦襯面外徑2D(參考經驗公式初選 32 T 式中 徑系數(shù)， 取 48代入 得 2 2 5 2 6D m m取 2 260D 擦襯面內徑 12( 0 . 6 0 . 7 ) 120 . 7 5 1 9 6D D m m根據(jù)參考車型 ，初取 6 片摩擦片 ,即 12n 3) 最大摩擦轉矩 3321m a x 22212 2 6 2 1 . 9 4 n F N 4) 壓緊力 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 21 m a 3 8 . 8 323 5) 單位壓力 22214 1 1 0 8 2 0 0 . 1 1 0 8 P a M P 0 . 2 5 0 . 3p M P a6) 壓緊彈簧的計算 根據(jù)參考車型 ,初選圓柱螺旋彈簧作為壓緊彈簧。離合器分離徹底時 ,彈簧變形量最大 ,其剪切應力也最大 ,可按下式計算 : 式中 簧中徑 (, 32PD mmd ： 彈簧鋼絲中徑 (, 5d K ： 彈簧的曲度系數(shù)， 4 1 0 . 6 1 541Cd 代入 得 彈簧剛度 k 為 430 /8 m 中 G ：鋼的剪切彈性模量 , 48 0G M P a 0n：彈簧的有效工作圈數(shù) 按 0 / 即 s F解之得 2 3 . 5 8 2 4 4 0k 取 35k 代入 得 40 3 5 . 5 8 6 68 430 3 2 . 5 88 0 1 5 6 . 3 8 4F n k s N 代入式 0038 D 6 0 0 8 0 0 M P a 彈簧總圈數(shù) 8n 彈簧自由高度 00 1 . 5 0 1 8 4 . 3H p n m m 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 22 其中 20 . 2 8 0 . 5 0 . 4 1 2 . 8 5 . 1 2 試驗高度 2 70H 實際 0 0 2 4 6 4 . 8 9 4F H H k N 0 2 7 9 5 . 3 6 4F Z F N 7) 反驗儲備系數(shù) 3321m a x 22212 2 8 8 6 . 8 7 n F N 修正系數(shù) 11121 式中 代入得 則 實際儲備系數(shù) m a x 2 . 1 4 7 式制動器的 設計 計算 1、 制動力矩的確定 1) 制動時不帶載荷急劇轉向的情況 4s c dT im g L 2) 斜坡停車的情況 s i n c o g f 3) 式中 1 0 1 4 8 0 . 0 6 . 0 . 0 8 0 . 0 7f 20 代入數(shù)值 1 m取其中 較大值 2、 制動帶兩端受力分析及制動力矩 1) 根據(jù)歐拉公式制動帶兩端的力有下列關系 12s s e2) 制動力矩 12TM s s R 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 23 二式聯(lián)立得 1211式中 150R 2 7 0 4 代入得 123 9 0 9 7 0 33、 主要參數(shù)選擇 最大單位壓力 1m a x 0 . 8 P 取 80b 則 0 6p M 單位滑摩功率 m a x 1 . 0 8 1N P v M P a 式中 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 24 第五 章 主要零件的強度計算 齒輪的承載能力計算 1) 計算接觸應力H 0H H A V H K K 式中0H 計算應力的基本值 2011 B E Km e HF Z Z Z Zd b u 其中 1 0 5 0 7Z 代入 得 H=許用接觸應力 l i mm i L V R Z 其中 1650對于小齒輪 1 1 4 1 4 . 6 P a 對于大齒輪 2 1 4 2 9 . 8 P a 取較小值 則 H觸疲勞強度符合要求 2) 計算輪齒齒根彎曲應力F0F F A V F K K 式中 0F 計算齒根彎曲應力基本值 , 0 a s a m Y Y Y 對 于 小 齒 輪 1 . 6 51 1 1 1 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 25 代 入 得 1 5 2 7 . 6 4 3F M P a 對于大齒輪 1 . 6 51 1 2 2 代入 得 2 4 6 8 . 9 4 8F M P a 許用齒根應力FPl i mm i r e l T R r e l T Y 式中 li m 425F M P a 對于小齒輪 211代入 得 1 9 0 6 . 7 5 P a 對于大齒輪 211代入 得 2 9 0 6 . 7 5 P a 則 1 5 2 7 . 6 4 3F M P a 1 9 0 6 . 7 5 P a 2 4 6 8 . 9 4 8F M P a 2 9 0 6 . 7 5 P a 滿足齒根彎曲應力要求 的校核 （ 1） 軸的剛度校核 軸在垂直面內撓度 2213c F a 軸在水平面內撓度 2223c F a 轉角 1 ()3F ab b L 式中 1F:齒輪 齒寬中間平面上的徑向力 ,1F=2F:齒輪齒寬中間平面上的圓周力 , E：彈性模量52 0 PI:慣性矩 4對于實心軸 464= 47064d 為軸的直徑 鍵處按平均直徑計算。 a 、 b 為齒輪上的作用力距支座 A、 B 的距離 ,a=45mm,b=120文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 26 L 為支座間的距離 ,L=165的全撓度 22 0 . 2f f m m 入 得 22 221451 3 6 1 3 . 4 7 4 5 1 2 0 0 . 0 0 3 2 4703 3 2 . 1 1 0 1 6 564cF a bf m L 22 2 2 2 22453 4 8 6 . 1 5 1 3 6 1 3 . 4 7 4 5 1 2 0 0 . 0 0 3 3 5703 3 2 . 1 1 0 1 6 564cF a bf m L 1451 3 6 1 3 . 4 7 4 5 1 2 0 7 5 0 . 0 0 0 0 4 5703 3 2 . 1 1 0 1 6 564F a b b a r a L 2） 軸的強度校核 332 式中 2 2 2c s M T , d 為軸的直徑 (, W 為抗彎截面系數(shù)(m ) 垂直面：112 d 2 2 4 9 9 3 0 6 . 2 4 3 t a n 2 0 6 0 4 4 . 3 4301 N 。 水平面：112d 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 27 2 2 4 9 9 3 0 6 . 3 4 4301 2 2( 1 6 6 0 6 . 1 1 6 5 ) ( 6 0 4 4 . 3 4 1 6 5 ) 2 4 9 9 3 0 6 . 2 4 3 3 8 4 0 4 1 7 . 5 1 9M N m m 代入得 332 1 1 4 . 1 0 5M M P =400 滿足要求 ,合格 承壽命計算 錐齒輪上的徑向力 1 1 12 2 2t a n c o s s i n s i n 3 4 8 6 . 1 5c o st a n c o s s i n s i n 1 3 6 1 3 . 4 7c o r n r n 錐齒輪上的軸向力 2 2 22 1 1t a n s i n s i n c o s 3 4 8 6 . 1 5c o st a n s i n s i n c o s 1 3 6 1 3 . 1 5c o a n a n 軸承上的徑向力 222 2 22 2 21 3 3 5 2 . 1 41 1 5 5 7 2 . 3 5 7r a m t m r m a mr b m t m r m a c F c F r b F c F r 買文檔就送您 紙全套， Q 號交流 401339828 或 11970985 28 圖 5 1 受力示意圖 軸承 a 承受全部軸向載荷 即 2 7 0 8 4 . 8 4 3a a m a a F N 式中 派生軸向力 0 .4 軸向載荷系數(shù) 軸承壽命 106 31060 1 對于右軸承 軸承內徑 d=65 (軸承外徑 D=100 (軸承寬度 B= (基本額定動 載荷 C=82800 (N) 基本額定靜載荷 28000