畢業(yè)設(shè)計（論文）-352履帶拖拉機－單級最終傳動裝置設(shè)計

PAGEPAGE33最終傳動裝置設(shè)計摘要履帶式拖拉機能夠正常行駛，拖拉機驅(qū)動輪需要足夠的驅(qū)動力。這就需要一套能夠增加傳動系的傳動比的專署機構(gòu)。它將進一步降低驅(qū)動輪轉(zhuǎn)速，從而提高驅(qū)動輪的轉(zhuǎn)矩，這就是所謂的最終傳動。同時履帶式拖拉機的最終傳動還用來提高后橋的離地間隙。所以最終傳動要有適當?shù)膫鲃颖?；保證后橋處有足夠的離地間隙；齒輪要具有較高的支承剛度；靠近驅(qū)動輪布置的最終傳動尤其要有可靠的密封。外置式外嚙合圓柱齒輪最終傳動，使最終傳動成為一個獨立部件，便于拆裝和維修。這種結(jié)構(gòu)的主、從動齒輪在殼體內(nèi)的支持可以布置成簡支梁式，對提高支撐剛度有利。主動輪的嚙合條件降低了輪齒上的載荷，提高了承載能力，但結(jié)構(gòu)復雜。最終傳動的傳動比較大，齒輪和軸受載嚴重，徑向尺寸受到輪輞尺寸和離地間隙的限制而不能太大。為了在結(jié)構(gòu)緊湊的情況下，保證齒輪有足夠的強度，外嚙合圓錐齒輪的最終傳動常常采用較大的齒寬和較少的齒數(shù)。為了保持齒輪的良好嚙合，必須保證兩齒輪軸中心線的平行度。關(guān)鍵詞：主動齒輪，最終傳動，直齒，保護板TGHEFINALDRIVESDESINABSTRACTTracktypetractorcanbenormaltodrive,thetractordrivesademandtodrivethedintenough.Thisneedasetofcanningincreasetospreadtomoveisofspreadtheexclusiveorganizationthatmovecompare.Itwillfurtherlowertodrivetherotationsoon,frombuttheexaltationdrivesatheroundturnstobeapartfrom,thisisso-calledofendspreadtomove.Atthesametimetracktypetractorofendspreadtomovetostillusetoleaveacleftafterincreasingtothebridge.Outsideinstalloutsidetheplacetypematchesthecylinderwheelgeartheendspreadingmoves,makingendspreadingmovedtobecomeanindependentparts,easytodismantletopackwithmaintain.Thiskindofstructurallord,frommovethewheelgeartocanarrangeinthehullsupportinabeamtype,propuptotheexaltationjustthedegreeisbeneficial.Installoftheactiveroundmatchesthetermlowersaascendsofisincreasesbydint,loadingability,buttheconstructionsophisticates.Itisendtospreadtospreadtomovedynamicallybigger,thewheelgearsufferstocarrywithstalkseriously,thepathisleftbyasizewithtowardsizetherestrictofagroundofcleftsbutcan'tbetoobig.Forthesakeofunderthesituationthatconstructiontightlypacked,guaranteetowheelgearcontainenoughstrength,theoutsidematchtheconewheelgearendtospreadtomovetousuallyadoptthebiggerbreadthwiththenumberoftheless.KEYWORD：Drivegearwheel,Thefinaldrive,Spurgear，Guard符號說明C基本額定動載荷Co基本額定靜載荷Fr徑向力Fa軸向力Ft圓周力Ka使用系數(shù)Kv動載系數(shù)KFβ齒向載荷分布系數(shù)KFα齒間載荷分布系數(shù)KHβ齒向載荷分布系數(shù)KHα齒間載荷分布系數(shù)Lh軸承壽命n轉(zhuǎn)速Yε抗彎強度重合度系數(shù)Yβ抗彎強度螺旋角系數(shù)Yεβ抗彎強度重合、螺旋角系數(shù)Zh節(jié)點區(qū)域系數(shù)ZE材料的彈性系數(shù)Zε接觸強度重合度系數(shù)Zβ接觸強度螺旋角系數(shù)Zεβ重合、螺旋角系數(shù)Zn接觸疲勞壽命系數(shù)Zx接觸強度尺寸系數(shù)目錄第一章前言1第二章傳動系統(tǒng)概述2第三章最終傳動概述3§3.1最終傳動裝置的功用和要求..3§3.2最終傳動的分類、結(jié)構(gòu)分析及評價3§3.2.1外嚙合圓柱齒輪最終傳動.3§3.2.2內(nèi)嚙合圓柱齒輪最終傳動4§3.2.3行星齒輪最終傳動4§3.3最終傳動的傳動方案及結(jié)構(gòu)簡圖4第四章總體設(shè)計6§4.1機械式傳動系統(tǒng)總傳動比及各部件傳動比的確定6§4.1.1傳動系的總傳動比6§4.1.2總傳動比在各部件間的分配7第五章最終傳動裝置設(shè)計8§5.1最終傳動裝置主要參數(shù)的選擇8§5.2最終傳動裝置強度校核9§5.2.1齒輪強度校核9§5.2.2軸承壽命校核.18§5.2.3軸強度校核20§5.2.4螺栓強度校核22第六章結(jié)論26參考文獻27致謝28前言拖拉機的主要任務(wù)是用來拖帶農(nóng)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(nóng)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(yīng)農(nóng)業(yè)生產(chǎn)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(nóng)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(shè)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。本畢業(yè)設(shè)計說明書，主要講述了最終傳動的選擇設(shè)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(shè)計，選擇合適的機構(gòu)和零件。這次設(shè)計是在以往所學基礎(chǔ)和專業(yè)課程的基礎(chǔ)上設(shè)計的，經(jīng)過對比其他車型同類裝置的設(shè)計方案，有選擇的借鑒或創(chuàng)新來進行設(shè)計。由于本書編寫時間倉促，編者水平有限，難免有漏洞，誠懇的希望老師和同學批評指正。動系概述傳動系使拖拉機底盤的重要組成部分。它的具體任務(wù)是：增扭減速、變扭變速、切斷動力和平順接合動力、改變動力旋轉(zhuǎn)方向、改變動力旋轉(zhuǎn)平面等。拖拉機的傳動系由機械式和液壓式兩大類，目前普遍采用機械式傳動系。輪式拖拉機的傳動系組成，它包括離合器、變速箱、中央傳動、最終傳動四個部分。通常將中央傳動、最終傳動和位于同一殼體內(nèi)的差速器合稱為后橋。離合器接合時，發(fā)動機動力便從離合器經(jīng)變速箱的掛檔齒輪副傳給中央傳動，然后由中央傳動大錐齒輪將動力經(jīng)差速器分配給兩邊的最終傳動，最后傳給驅(qū)動輪。離合器分離時，動力就切斷。履帶拖拉機的傳動系組成，其傳動線路與輪式拖拉機基本相同。主要差別在于后橋中沒有差速器，而在中央傳動與最終傳動之間裝有左、右兩個轉(zhuǎn)向機構(gòu)。如下圖所示：圖2-1拖拉機傳動系統(tǒng)示意圖根據(jù)傳動系的功用、生產(chǎn)和使用等方面的情況，對它提出下列基本要求：零件要有足夠的強度和剛度；零件工作表面要有足夠的耐磨性，需要潤滑的表面要保證良好潤滑；要有較高的傳動效率，盡可能減小傳動損失；結(jié)構(gòu)盡可能簡單，操作、裝拆和維修要方便。第三章最終傳動概述最終傳動是傳動系中最后一級增扭減速機構(gòu)。通常它的傳動比比較大，以減輕變速箱、中央傳動等傳動件的受力，減小它們的結(jié)構(gòu)尺寸。最終傳動大多采用直齒圓柱齒輪，材料多數(shù)采用22CrMnMo和18CrMnTi。在傳動型式上用得較多的是外嚙合齒輪式傳動，也有采用行星齒輪式傳動的?！?.1最終傳動的功用和要求最終傳動的主要任務(wù)是再進一步增扭減速。為了滿足拖拉機的工作要求，所需要的傳動比是很大的。例如拖拉機作農(nóng)田耕作時，需將發(fā)動機的扭矩增大數(shù)十倍，乃至一百倍，即使作高速運輸作業(yè)，也需將發(fā)動機的轉(zhuǎn)速降低二十多倍。顯然，僅僅靠變速箱和中央傳動來實現(xiàn)這樣大的傳動比是不夠合理的。實際上一般拖拉機的傳動系都實行多級增扭減速，即變速箱、中央傳動和最終傳動都分擔著增扭減速的任務(wù)，整個傳動系的傳動比等于三者傳動比的乘積。也有個別拖拉機不設(shè)最終傳動，這樣就必須增加變速箱和中央傳動的傳動比，以滿足增扭減速的要求。對最終傳動的要求是：①要有適當?shù)膫鲃颖龋虎诒ＷC后橋處有足夠的離地間隙；③齒輪要具有較高的支承剛度，以保證在全齒寬上較好的嚙合；④靠近驅(qū)動輪布置的最終傳動尤其要有可靠的密封?！?.2最終傳動的分類、結(jié)構(gòu)分析及評價最終傳動按其傳動形式分為：①外嚙合圓柱齒輪最終傳動②內(nèi)嚙合圓柱齒輪最終傳動③行星齒輪最終傳動。§3.2.1外嚙合圓柱齒輪最終傳動按其結(jié)構(gòu)布置分為外置式和內(nèi)置式兩種。外置式的左、右最終傳動各自安裝在靠近驅(qū)動輪的單獨殼體內(nèi)，使最終傳動成為一個獨立部件，便于拆裝和維修。這種結(jié)構(gòu)的主、從動齒輪在殼體內(nèi)的支承可以布置成簡支梁式，對提高支撐剛度有利。主動齒輪的嚙合條件降低了輪齒上的載荷，提高了承載能力，但結(jié)構(gòu)復雜。內(nèi)置式的左、右最終傳動和中央傳動、差速器共同布置在后橋殼內(nèi)。這種結(jié)構(gòu)節(jié)省了最終傳動的單獨殼體。農(nóng)藝離地間隙取決于輪胎半徑和半軸殼半徑。道路離地間隙一般比較小。取決于輪胎半徑和最終傳動從動齒輪的半徑。制動器布置在左、右最終傳動主動軸外側(cè)，位于殼體之外，保養(yǎng)、維修方便。從動齒輪軸審查殼體外較長，便于將驅(qū)動輪在軸上移動進行輪距調(diào)整。內(nèi)置式從動齒輪多為懸臂支承，剛度較簡支梁差。為了提高支承剛度以提高齒輪壽命，可改用簡支梁方案。§3.2.2內(nèi)嚙合圓柱齒輪最終傳動某些輪式拖拉機在設(shè)計時，要求較高的地隙和較大的傳動比。在輪輞直徑較小，布置不下外嚙合圓柱齒輪，而采用行星傳動不能抬高地隙的情況下，可以采用內(nèi)嚙合圓柱齒輪傳動。由于內(nèi)嚙合小齒輪只能采用懸臂結(jié)構(gòu)，剛度差，較難保證輪齒在全齒寬上很好地嚙合。所以這種最終傳動只在個別小型拖拉機上采用?！?.2.3行星齒輪最終傳動行星齒輪最終傳動結(jié)構(gòu)緊湊，能獲得較大傳動比，但不能用來提高離地間隙。其結(jié)構(gòu)布置有靠近車輪的、靠近后橋殼體的和無專設(shè)驅(qū)動軸的三種。行星齒輪最終傳動結(jié)構(gòu)比較緊湊，它可在較小的外廓尺寸下獲得較大的傳動比，又因它有三個行星齒輪沿圓周均布同時傳力，故輪齒上所受的作用力較小，工作壽命較長。此外，行星齒輪機構(gòu)的主動軸和從動軸可以在同一軸線上，這樣可以降低拖拉機的重心，提高拖拉機的穩(wěn)定性。這種傳動型式適用于把最終傳動布置在靠近驅(qū)動輪的位置。但行星齒輪機構(gòu)的齒輪數(shù)較多，故制造成本較高?！?.3最終傳動的傳動方案及機構(gòu)簡圖本次設(shè)計的352履帶式拖拉機主要用來進行田間耕種，工作條件惡劣。參照國內(nèi)外拖拉機最終傳動裝置的基本參數(shù)：表3-1國內(nèi)外拖拉機型號及設(shè)計參數(shù)由上分析本次設(shè)計選擇外置式外嚙合圓柱齒輪傳動，其結(jié)構(gòu)簡單且便于維修。機構(gòu)簡圖如下圖3-1外置式外嚙合圓柱齒輪傳動機構(gòu)簡圖圖3-1中1為驅(qū)動輪，2為主動齒輪，3為從動齒輪。第四章總體設(shè)計由任務(wù)書可知：發(fā)動機標定轉(zhuǎn)速neb＝2000r/min，標定功率P則其標定轉(zhuǎn)矩為Teb＝9550Peb/neb§4.1機械式傳動系統(tǒng)總傳動比及各部件傳動比的確定§4.1.1傳動系的總傳動比傳動系的總傳動比是根據(jù)拖拉機的工作速度和發(fā)動機的標定轉(zhuǎn)速來確定。拖拉機某擋（j擋）的總傳動比iΣj（4-1）式中：neb――發(fā)動機標定轉(zhuǎn)速（r/minrd――驅(qū)動輪動力半徑（mvij――拖拉機某擋(j擋)理論工作速度(km/h驅(qū)動輪節(jié)圓直徑Dq(mm)（4-2）式中：節(jié)距t＝125mm，齒數(shù)z＝12。結(jié)果：Dq＝482則rd＝241.5mm，neb＝2000r/min，vi1所以總傳動比iΣj§4.1.2總傳動比在各部件間的分配傳動系的總傳動比iΣj一般是由變速器傳動比ibj、中央傳動傳動比iz、最終傳動傳動比im組成。其一般表達式為：根據(jù)相關(guān)設(shè)計手冊及工作經(jīng)驗。變速器的傳動比可以按下式初算：0.6≤即ibj外嚙合圓柱齒輪最終傳動的傳動比i中央傳動錐齒輪的傳動比iz（4-3）分配各部件的傳動比：im＝izibj最終傳動設(shè)計§5.1最終傳動裝置主要參數(shù)的選擇最終傳動的傳動比較大，齒輪和軸受載嚴重，徑向尺寸受到輪輞尺寸和離地間隙的限制而不能太大。為了在結(jié)構(gòu)緊湊的情況下，保證齒輪有足夠的強度，外嚙合圓柱齒輪的最終傳動常常采用較大的齒寬b和較少的齒數(shù)z1。通常主動齒輪齒數(shù)z1等于12-15，個別少到9。齒寬b和模數(shù)m之比一般為8-10。為了保證大齒輪的齒寬能全部參加嚙合及提高小齒輪的彎曲承載能力，小齒輪的齒寬一般略大于大齒輪。齒寬不宜過大，否則在支承剛度不足的情況下，往往造成齒輪因局部偏載而損壞。所以，齒輪的支承剛度對齒輪的壽命影響極大。為了保持齒輪的良好嚙合，必須保證兩齒輪軸心線的平行度。除了從加工、安裝各個環(huán)節(jié)采取措施外，另一方面就是提高支承剛度，避免本來平行的軸線，受載后因支承變形而變成不平行。具體措施是：改善支承剛度：①將懸臂支承改為簡支梁支承；②采用剛度較大的滾子軸承代替球軸承；③軸承直接安裝載殼體上，避免安裝在和殼體有徑向間隙的中間零件上。提高兩齒輪軸線平行度：①設(shè)計時應(yīng)盡量使四個軸承孔在同一殼體上，便于在一次鏜孔中完成加工；②對于履帶拖拉機，由于驅(qū)動輪受力嚴重，沖擊頻繁，這些力如傳給最終傳動殼體，易于導致殼體（尤其是殼體和后橋聯(lián)接處）損壞。因此，一般常見結(jié)構(gòu)是使驅(qū)動輪和齒輪上的力通過軸承經(jīng)過不轉(zhuǎn)動的后軸，傳給后橋殼體。這就是最終傳動殼體只有局部承受小齒輪上的力，大部分殼體只起到防護罩作用。現(xiàn)有的一些拖拉機，此軸的剛度仍屬不夠，常因履帶卡入石塊或土石方作業(yè)負荷過大而變形，影響齒輪嚙合。另外在這種結(jié)構(gòu)中，兩軸的相對位置受多個加工、安裝環(huán)節(jié)的尺寸鏈的影響，軸線的平行度不易達到高要求；③為了既保證齒輪軸線的平行度，又能改善履帶拖拉機最終傳動殼體的受力狀況，可將最終傳動殼體的下部和后橋殼體相聯(lián)，以加強剛度。這種結(jié)構(gòu)是以油封座的外圓定位，裝入傳動箱殼體，用螺栓把最終傳動殼體和傳動箱固定在一起。除從提高最終傳動剛度方面改善齒輪的嚙合狀態(tài)來提高承載能力外，還可以通過合理設(shè)計齒輪來提高齒輪副本身的承載能力。在拖拉機上，提高齒輪副承載能力的常用方法有：通過齒輪變位，降低小齒輪在單對齒嚙合區(qū)內(nèi)界點的接觸應(yīng)力，從而提高其承載能力。一般小齒輪采用較大的正的徑向變位系數(shù)X1，從動齒輪的變位系數(shù)為X2，X1>X2，嚙合角一般為20°－22°；采用大嚙合角的角變位，嚙合角增大到24°－26°，以提高單對齒的承載能力。試驗和實踐表明，這樣做能有效地提高最終傳動外嚙合圓柱齒輪的壽命。但嚙合角的增大受齒頂變尖，重合度降低和噪聲增加的限制。有些拖拉機的最終傳動齒輪是采用高度變位的，即X1＝X2，當X1很大時，大齒輪削弱較大，容易損壞。新設(shè)計的拖拉機已很少采用這種變位方法。最終傳動產(chǎn)生局部偏載的另一個主要原因時大齒輪直徑較大，淬火后要保證其尺寸精度是困難的。改善辦法是小齒輪采用鼓形齒，以消除嚙合中偏載的一種方法。鼓形齒的最終傳動中的應(yīng)用，可避免載荷集中在一端，對減少輪齒的變形和應(yīng)力極為有利，試驗表明，可使齒輪因偏載而引起的過高的局部彎曲應(yīng)力明顯降低。根據(jù)前面對最終傳動裝置傳動比的分配，結(jié)合國內(nèi)外拖拉機的設(shè)計參數(shù)。本次設(shè)計的主要參數(shù)為模數(shù)(法面模數(shù))Mn=5.5，齒輪1齒數(shù)z1=13，齒輪1變位系數(shù)x1=0.560，齒輪1齒寬b1=67mm，齒輪2齒數(shù)z2=60，齒輪2變位系數(shù)x2=-0.327，齒輪2齒寬b2=58mm，標準中心距A0=200.75000mm，實際中心距A=202.00262mm，齒數(shù)比U=4.61538。§5.2最終傳動裝置強度校核零件設(shè)計出來必須滿足強度要求，無論是齒輪還是軸都要分析其受力情況。當無法滿足強度要求時要及時更換零件。§5.2.1齒輪強度校核名義計算載荷可按下述兩方面去計算，取其中較小者。按發(fā)動機的標定轉(zhuǎn)矩換算到被計算的零件上去。換算時要考慮發(fā)動機至該零件的傳動比QUOTEi‘和傳動效率QUOTEη‘：(5-1)代入數(shù)據(jù)可得主動齒輪的名義計算載荷QUOTET1：按驅(qū)動輪附著轉(zhuǎn)距計算，也要考慮傳動比和傳動效率：(5-2)式中：――驅(qū)動輪胎數(shù)或履帶數(shù)；――單條履帶承載量；――驅(qū)動輪動力半徑；――分別從被計算零件到驅(qū)動軸之間的傳動比和傳動效率；――附著系數(shù)，履帶為0.83。代入數(shù)據(jù)可得主動齒輪的名義計算載荷T1T1＝2·3500·0.83·0.2415/(4.62·0.98·0.5)=則從動齒輪的名義計算載荷T2T2F2t＝2T2/d2F2r＝F齒輪的損壞形式有：齒輪折斷、齒面疲勞剝落、移動換擋齒輪端部破壞以及齒面膠合。各種變速裝置包括此最終傳動裝置其齒輪的適用條件是相似的，材料、熱處理方法、加工方法、精度級別、支承方式也基本一致。因此可以用一些簡化的計算公式一樣可以進行齒輪的強度計算。齒輪彎曲強度簡化計算公式：（5－3）其中為彎曲應(yīng)力（MPa）；為圓周力（N）；為計算載荷（N·mm）；d表5-1設(shè)計齒輪參數(shù)及計算公式尺寸和參數(shù)名稱計算公式模數(shù)m5.5齒數(shù)z及齒數(shù)和zz1=13,z2齒形角α（°）20°漸開線函數(shù)invαinvα＝tanα-α齒頂高系數(shù)ha*和頂隙系數(shù)c*ha*=1.00，c*=0.25理論中心距A0A0=m(z1＋嚙合角αα‘＝arccos〔（中心距變動系數(shù)yy＝（A－A0反變位系數(shù)σσ＝z1＋z22變位系數(shù)和XsumXsum=y＋σ變位系數(shù)xx1＋x齒頂高ha（mm）ha＝（ha*＋x－σ全齒高h（mm）h＝（2ha*+C*－分度圓直徑d（mm）d＝mz齒頂圓直徑dada＝d＋2齒根圓直徑dfdf＝d基圓直徑dpdp＝A齒距（周節(jié)）p（mm）P＝πm分度圓弧齒厚s（mm）s＝（π2齒頂圓壓力角αaαa＝arccos（db公法線長度W（mm）W＝mcosα〔（k－0.5）π＋zinvα〕＋2xmsinα為節(jié)圓直徑（mm）；為應(yīng)力集中系數(shù)，可近似?。?.65；為摩擦力影響系數(shù)，主從動齒輪在嚙合點上摩擦力方向不同，對彎曲應(yīng)力的影響也不同：主動齒輪＝1.1，從動齒輪＝0.9；b為齒寬（mm）；t為端面齒距（mm），t＝m，m為模數(shù)；y為齒形系數(shù)。齒輪接觸應(yīng)力計算公式：（5-4）其中為齒輪的接觸應(yīng)力；F為齒面上的法向力；E為彈性模量（MPa）；b為齒寬（mm）；為主、從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑。下面列出計算結(jié)果：設(shè)計參數(shù)傳遞功率P=7.85(kW)傳遞轉(zhuǎn)矩T=757.17(N·m)齒輪1轉(zhuǎn)速n1齒輪2轉(zhuǎn)速n傳動比i=4.62原動機載荷特性SF=中等振動工作機載荷特性WF=強烈振動布置與結(jié)構(gòu)結(jié)構(gòu)形式ConS=閉式齒輪1布置形式ConS1=對稱布置齒輪2布置形式ConS2=對稱布置材料及熱處理齒面嚙合類型GFace=硬齒面熱處理質(zhì)量級別Q=ME齒輪1材料及熱處理Met1=20CrMnTi<滲碳>齒輪1硬度取值范圍HBSP1=56～62齒輪1硬度HBS1=59齒輪1材料類別MetN1=0齒輪1極限應(yīng)力類別MetType1=13齒輪2材料及熱處理Met2=20CrMnTi<滲碳>齒輪2硬度取值范圍HBSP2=56～62齒輪2硬度HBS2=59齒輪2材料類別MetN2=0齒輪2極限應(yīng)力類別MetType2=13齒輪精度齒輪1第Ⅰ組精度JD11=7齒輪1第Ⅱ組精度JD12=7齒輪1第Ⅲ組精度JD13=7齒輪1齒厚上偏差JDU1=F齒輪1齒厚下偏差JDD1=L齒輪2第Ⅰ組精度JD21=7齒輪2第Ⅱ組精度JD22=7齒輪2第Ⅲ組精度JD23=7齒輪2齒厚上偏差JDU2=F齒輪2齒厚下偏差JDD2=L齒輪基本參數(shù)模數(shù)(法面模數(shù))Mn=5.5(2)端面模數(shù)Mt=5.50000螺旋角β=0.00000(度)基圓柱螺旋角βb=0.0000000(度)齒輪1齒數(shù)Z1=13齒輪1變位系數(shù)X1=0.560齒輪1齒寬B1=67(mm)齒輪1齒寬系數(shù)Φd1=0.937齒輪2齒數(shù)Z2=60齒輪2變位系數(shù)X2=-0.327齒輪2齒寬B2=58(mm)齒輪2齒寬系數(shù)Φd2=0.176總變位系數(shù)Xsum=0.233標準中心距A0=200.75000(mm)實際中心距A=202.00262(mm)齒數(shù)比U=4.61538端面重合度εα=1.41948縱向重合度εβ=0.00000總重合度ε=1.41948齒輪1分度圓直徑d1=71.50000(mm)齒輪1齒頂圓直徑da1=88.60225(mm)齒輪1齒根圓直徑df1=63.91000(mm)齒輪1齒頂高ha1=8.55112(mm)齒輪1齒根高hf1=3.79500(mm)齒輪1全齒高h1=12.34612(mm)齒輪1齒頂壓力角αat1=40.684513(度)齒輪2分度圓直徑d2=330.00000(mm)齒輪2齒頂圓直徑da2=337.34525(mm)齒輪2齒根圓直徑df2=312.65300(mm)齒輪2齒頂高ha2=3.67262(mm)齒輪2齒根高hf2=8.67350(mm)齒輪2全齒高h2=12.34612(mm)齒輪2齒頂壓力角αat2=23.185930(度)齒輪1分度圓弦齒厚sh1=10.83906(mm)齒輪1分度圓弦齒高hh1=8.96430(mm)齒輪1固定弦齒厚sch1=9.60855(mm)齒輪1固定弦齒高hch1=6.80237(mm)齒輪1公法線跨齒數(shù)K1=3齒輪1公法線長度Wk1=43.70005(mm)齒輪2分度圓弦齒厚sh2=7.32982(mm)齒輪2分度圓弦齒高hh2=3.71333(mm)齒輪2固定弦齒厚sch2=6.47271(mm)齒輪2固定弦齒高hch2=2.49459(mm)齒輪2公法線跨齒數(shù)K2=7齒輪2公法線長度Wk2=108.93028(mm)齒頂高系數(shù)ha*=1.00頂隙系數(shù)c*=0.25壓力角α*=20(度)端面齒頂高系數(shù)ha*t=1.00000端面頂隙系數(shù)c*t=0.25000端面壓力角α*t=20.0000000(度)檢查項目參數(shù)齒輪1齒距累積公差Fp1=0.04662齒輪1齒圈徑向跳動公差Fr1=0.04127齒輪1公法線長度變動公差Fw1=0.02972齒輪1齒距極限偏差fpt(±)1=0.01805齒輪1齒形公差ff1=0.01439齒輪1一齒切向綜合公差fi'1=0.01947齒輪1一齒徑向綜合公差fi''1=0齒輪1齒向公差Fβ1=0.01653齒輪1切向綜合公差Fi'1=0.06102齒輪1徑向綜合公差Fi''1=0.05778齒輪1基節(jié)極限偏差fpb(±)1=0.01696齒輪1螺旋線波度公差ffβ1=0.01947齒輪1軸向齒距極限偏差Fpx(±)1=0.01653齒輪1齒向公差Fb1=0.01653齒輪1x方向軸向平行度公差fx1=0.01653齒輪1y方向軸向平行度公差fy1=0.00827齒輪1齒厚上偏差Eup1=-0.07221齒輪1齒厚下偏差Edn1=-0.28884齒輪2齒距累積公差Fp2=0.08982齒輪2齒圈徑向跳動公差Fr2=0.06031齒輪2公法線長度變動公差Fw2=0.04156齒輪2齒距極限偏差fpt(±)2=0.02024齒輪2齒形公差ff2=0.01762齒輪2齒切向綜合公差fi'2=0.02272齒輪2齒徑向綜合公差fi''2=0齒輪2齒向公差Fβ2=0.00630齒輪2切向綜合公差Fi'2=0.10745齒輪2徑向綜合公差Fi''2=0.08443齒輪2基節(jié)極限偏差fpb(±)2=0.01902齒輪2螺旋線波度公差ffβ2=0.02272齒輪2軸向齒距極限偏差Fpx(±)2=0.00630齒輪2齒向公差Fb2=0.00630齒輪2x方向軸向平行度公差fx2=0.00630齒輪2y方向軸向平行度公差fy2=0.00315齒輪2齒厚上偏差Eup2=-0.08095齒輪2齒厚下偏差Edn2=-0.32380中心距極限偏差fa(±)=0.03283強度校核數(shù)據(jù)齒輪1接觸強度極限應(yīng)力σHlim1=1384.0(MPa)齒輪1抗彎疲勞基本值σFE1=868.0(MPa)齒輪1接觸疲勞強度許用值[σH]1=1745.2(MPa)齒輪1彎曲疲勞強度許用值[σF]1=827.9(MPa)齒輪2接觸強度極限應(yīng)力σHlim2=1384.0(MPa)齒輪2抗彎疲勞基本值σFE2=868.0(MPa)齒輪2接觸疲勞強度許用值[σH]2=1745.2(MPa)齒輪2彎曲疲勞強度許用值[σF]2=827.9(MPa)接觸強度用安全系數(shù)SHmin=1.00彎曲強度用安全系數(shù)SFmin=1.40接觸強度計算應(yīng)力σH=1584.5(MPa)接觸疲勞強度校核σH≤[σH]=滿足齒輪1彎曲疲勞強度計算應(yīng)力σF1=460.5(MPa)齒輪2彎曲疲勞強度計算應(yīng)力σF2=168.3(MPa)齒輪1彎曲疲勞強度校核σF1≤[σF]1=滿足齒輪2彎曲疲勞強度校核σF2≤[σF]2=滿足強度校核相關(guān)系數(shù)齒形做特殊處理Zps=特殊處理齒面經(jīng)表面硬化Zas=表面硬化齒形Zp=一般潤滑油粘度V50=120(mm^2/s)有一定量點饋Us=不允許小齒輪齒面粗糙度Z1R=Rz＞6μm(Ra≤1μm)載荷類型Wtype=雙向轉(zhuǎn)動齒輪齒根表面粗糙度ZFR=Rz＞16μm(Ra≤2.6μm)刀具基本輪廓尺寸圓周力Ft=21179.580(N)齒輪線速度V=0.371(m/s)使用系數(shù)Ka=2.000動載系數(shù)Kv=1.003齒向載荷分布系數(shù)KHβ=1.000綜合變形對載荷分布的影響Kβs=1.000安裝精度對載荷分布的影響Kβm=0.000齒間載荷分布系數(shù)KHα=1.100節(jié)點區(qū)域系數(shù)Zh=2.432材料的彈性系數(shù)ZE=189.800接觸強度重合度系數(shù)Zε=0.927接觸強度螺旋角系數(shù)Zβ=1.000重合、螺旋角系數(shù)Zεβ=0.927接觸疲勞壽命系數(shù)Zn=1.30000潤滑油膜影響系數(shù)Zlvr=0.97000工作硬化系數(shù)Zw=1.00000接觸強度尺寸系數(shù)Zx=1.00000齒向載荷分布系數(shù)KFβ=1.000齒間載荷分布系數(shù)KFα=1.100抗彎強度重合度系數(shù)Yε=0.778抗彎強度螺旋角系數(shù)Yβ=1.000抗彎強度重合、螺旋角系數(shù)Yεβ=0.778壽命系數(shù)Yn=1.34202齒根圓角敏感系數(shù)Ydr=1.00000齒根表面狀況系數(shù)Yrr=1.00000尺寸系數(shù)Yx=0.99500齒輪1復合齒形系數(shù)Yfs1=4.04035齒輪1應(yīng)力校正系數(shù)Ysa1=1.65457齒輪2復合齒形系數(shù)Yfs2=1.47670齒輪2應(yīng)力校正系數(shù)Ysa2=1.54555§5.2.2軸承壽命校核軸承的壽命的計算公式：（5-5）式中L10的單位為106r。為指數(shù)。對于球軸承，＝3；對于滾子軸承，＝3.3333。實際計算時，用小時數(shù)表示壽命比較方便。此時，上式可以寫成：（5-6）其中n代表轉(zhuǎn)速（單位為r/min）。C為軸承的基本額定動載荷，P為實際載荷。滾動軸承的基本額定動載荷時在一定的條件下確定的，如載荷條件為：向心軸承僅承受經(jīng)向載荷Fr，推力球軸承僅承受純軸向載荷Fa。實際上，軸承在許多場合，常常同時承受經(jīng)向載荷Fr和軸向載荷Fa。因此，在進行軸承壽命計算時，必須把實際載荷轉(zhuǎn)換為確定基本額定動載荷的載荷條件相一致的當量動載荷，用字母P表示。這個當量動載荷，對于以承受經(jīng)向載荷為主的軸承，稱為經(jīng)向當量動載荷，常用Pr表示；對于以承受軸向載荷為主的軸承，稱為軸向當量動載荷，常用Pa表示。當量動載荷的一般計算公式：（5-7）式中，X、Y分別為經(jīng)向動載系數(shù)和軸向動載系數(shù)。對于只能承受純經(jīng)向載荷Fr的軸承（5-8）對于只能承受軸向載荷Fa的軸承（5-9）按上式計算出來的只能算是理論數(shù)值。實際上，在許多支承中還會出現(xiàn)一些附加載荷，如沖擊力、不平衡作用力、慣性力以及軸撓曲或者軸承座變形產(chǎn)生的附加力等等。這些理論上很難精確計算。為了計及這些影響，在對當量動載荷乘上一個根據(jù)經(jīng)驗而定的載荷系數(shù)。式子就為：（5-10）（5-11）（5-12）本最終傳動裝置軸承承受軸向力作用，所以采用的是圓錐滾子軸承。下面列出計算結(jié)果：設(shè)計參數(shù)徑向力Fr=5466.03(N)軸向力Fa=14477.95(N)圓周力Ft=17007.27(N)軸頸直徑d1=70(mm)轉(zhuǎn)速n=21.43(r/min)要求壽命Lh'=4500(h)作用點距離L=120(mm)Fr與軸承1距離L1=0(mm)Fr與軸心線距離La=165(mm)溫度系數(shù)ft=1潤滑方式Grease=油潤滑選擇軸承型號軸承類型BType=圓錐滾子軸承軸承型號BCode=32014軸承內(nèi)徑d=70(mm)軸承外徑D=150(mm)軸承寬度B=35(mm)基本額定動載荷C=188000(N)基本額定靜載荷Co=230000(N)極限轉(zhuǎn)速(油)nlimy=3400(r/min)計算軸承受力軸承1徑向支反力Fr1=17864.06(N)軸承1軸向支反力Fa1=14477.95(N)軸承2徑向支反力Fr2=0(N)軸承2軸向支反力Fa2=14477.95(N)計算當量動載荷當量動載荷P1=21436.87(N)當量動載荷P2=21436.87(N)校核軸承壽命 軸承工作溫度T≤120(℃)軸承壽命L10=1390(10^6轉(zhuǎn))軸承壽命Lh=68102(h)驗算結(jié)果合格§5.2.3軸校核最終傳動裝置在工作時，由于齒輪上有圓周力、經(jīng)向力的作用，其軸要承受轉(zhuǎn)矩和彎矩。要求軸應(yīng)該有足夠的剛度和強度。因為剛度不足軸會產(chǎn)生彎曲變形，結(jié)果破壞力齒輪的正確嚙合，對齒輪的強度、耐磨性和工作噪聲都有不利影響。因此，在設(shè)計軸時，其剛度大小應(yīng)以保證齒輪能有正確的嚙合為前提條件。主動軸的校核：圖5-1主動軸受力簡圖所以：所以所以彎矩：所以應(yīng)力符合要求?！?.2.4螺栓強度校核 如圖所示，轉(zhuǎn)矩T作用在連接接合面內(nèi)，在轉(zhuǎn)矩T作用下，底板將繞通過螺栓組對稱中心O并與接合面垂直的軸線轉(zhuǎn)動。為了一起轉(zhuǎn)動，可以采用普通螺栓聯(lián)接，也可以采用鉸制孔用螺栓聯(lián)接。其傳力方式和受軸向載荷的螺栓組聯(lián)接相同。采用普通螺栓聯(lián)接時，靠聯(lián)接預緊后在接合面間產(chǎn)生的摩擦力矩來抵抗轉(zhuǎn)矩T。假設(shè)各螺栓的預緊力相同，即各螺栓的預緊力都是。則各螺栓產(chǎn)生的摩擦力相等，并假設(shè)此摩擦力集中在螺栓中心處。為阻止接合面發(fā)生相對轉(zhuǎn)動，各摩擦力應(yīng)與各該螺栓的軸線到螺栓組對稱中心O的連線相垂直。根據(jù)作用在底板上的力矩平衡及聯(lián)接強度的條件，應(yīng)有（5-13）由上式可得各螺栓所需的預緊力為（5-14）式中：－接合面的摩擦系數(shù)，見表2－4；－第i個螺栓的軸線到螺栓組對稱中心O的距離；－螺栓數(shù)目；－防滑系數(shù)，。表5－2聯(lián)接接合面的摩擦系數(shù)被聯(lián)接件接合面的表面狀態(tài)摩擦系數(shù)鋼或鑄鐵零件干燥的加工表面0.10－0.16有油的加工表面0.06－0.10鋼結(jié)構(gòu)件軋制表面，鋼絲刷清理浮銹0.30－0.35涂富鋅漆0.35－0.40噴砂處理0.45－0.55鑄鐵對磚料、混凝土或木材干燥表面0.40－0.45本校核的螺栓的布置圖為下圖5-2所示圖5-2螺栓布置受力簡圖四個螺栓圓周布置，離螺栓組對稱中心的距離相同，另外由表2－3，取。所以即式中T為傳遞的轉(zhuǎn)矩，所以緊螺栓聯(lián)接裝配時，螺母需要擰緊，在擰緊力矩作用下，螺栓除受預緊力的拉伸應(yīng)力作用下，還受螺紋摩擦力矩扭轉(zhuǎn)而產(chǎn)生的轉(zhuǎn)切應(yīng)力，使螺栓處于拉伸與扭轉(zhuǎn)的復合應(yīng)力狀態(tài)下。因此，進行僅承受預緊力的緊螺栓強度計算時，應(yīng)綜合考慮拉伸應(yīng)力和扭轉(zhuǎn)應(yīng)力的作用。螺栓危險截面的拉伸應(yīng)力為螺栓危險截面的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為由于螺栓材料時塑性的，故可以根據(jù)第四強度理論，求出螺栓預緊狀態(tài)下的計算應(yīng)力為（5－15）由此可見，對于M10－M16的普通螺紋的鋼制緊螺栓聯(lián)接，在擰緊時雖是同時承受拉伸和扭轉(zhuǎn)的聯(lián)合作用，但在計算時可以只按拉伸強度計算，并將所受的拉力增大30％來考慮扭矩的影響。螺栓危險截面的拉伸強度條件根據(jù)式（5－13）和（5－15）可寫為（5-1