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原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 一、一、推土机推土机的传动方案设计的传动方案设计 1.11.1 推土机推土机传动方案传动方案 整机的动力装置和驱动轮之间的所有传动部件总称为传动系统。 传动系统的 基本功用是将动力装置的动力按需要传给驱动轮和其他机构。 机械传动系统刻有内燃机驱动，也可以有电机驱动。对于内燃机驱动的车辆 要求其传动系统具有以下功能： （1）将低转速，增大转矩。 （2）实现变速。 （3） 由于内燃机不能实现反转， 通过传动系统中的变速箱实现反向行驶 （倒 退） 。 （4）必要时切断动力。 （5）实现左右驱动车轮之间的差速。 为了实现以上功能，内燃机驱动的机械传动系统有离合器、变速箱、万向 传动装置、驱动桥等机件构成。 机械传动具有结构简单、工作可靠、价格低廉、质量轻、传动效率高，以及 可以利用发动机运动零件的惯性进行作业等优点， 因此在中小功率的车辆上得到 广泛应该用。 但机械传动也存在以下主要缺点：在工作阻力急剧变化的工况下，内燃机容 易熄火；采用人力换挡时，换挡动力中断时间长;传动系统零件受到的冲击载荷 大，同时由于外载荷的急剧变化，又通过传动系统影响动力装置，因而降低了动 力装置和传动系统的各零件的使用寿命。 图 1-1-1 所示为履带式推土机的机械传动动系统布置简图。 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 1.21.2 变速箱的设计变速箱的设计方案方案 变速箱的传动方案设计，就是根据所确定的档位数与各档传动比，按照重量 轻、体积小、传动效率高、噪音小、操作简便的设计原则，草拟传动方案，工程 车辆的机械式变速箱大范围采用的是平面三轴式和空间三轴式两类方案。 本次设计的履带式推土机的变速箱有五个前进档和四个倒退档， 它采用空间 三轴式滑动齿轮换挡。图 1-2-1 所示为履带式推土机变速箱的传动简图 图 1-2-1 履带式推土机变速箱的传动简图 1 输入轴；2输出轴；3中间轴；4惰轮轴； 当动力由输入轴经惰轮轴传到中间轴上时为前进档，当动力直接由输入轴传 到中间轴上时为倒退档。 中间轴 3 上装有换向滑动齿轮，以及、IV档由后向前顺序排列 的换挡滑动齿轮。当以不同的换挡齿轮与输出轴上相应的齿轮啮合时，即可获得 4 个前进档或 4 个倒退档。V 档滑动齿轮装在输入轴 2 的后部，当她与输出轴上 的齿轮啮合时，即为 V 档。为了减小变速箱的轴向尺寸，在输出轴上 V 档齿轮 布置在、 档齿轮留出的空间内。可见，在前进五档中，IV 档是通过三 对齿轮啮合传出的,V 档则是通过一对齿轮啮合传出。 变速箱各级传动比确定 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 1.3 1.3 传动系统总传动比传动系统总传动比 0 . 0 6 eH tk i Ti n il z V （1-2-1） 式中： t l履带板节距，m; k z围绕驱动链轮一周的履带板数目， k z取 1014 将0.203 t lm,13 k z 及各档行驶速度代入公式，得 1 0.06 eH tk T n il z V = 1850 0.06 0.203 13117.17 2.5 2 0.06 eH tk T n il z V = 1850 0.06 0.203 13 3.8 =77.09 3 0.06 eH tk T n il z V = 1850 0.06 0.203 13 5.38 =54.45 4 0.06 eH tk IV T n il z V = 1850 0.06 0.203 13 7.73 =37.90 5 0.06 eH tk V T n il z V = 1850 0.06 0.203 13 10.4 =28.17 1 0.06 eH tk RI TR n il z V = 1850 0.06 0.203 13 3.25 =90.13 2 0.06 eH tk R TR n il z V = 1850 0.06 0.203 13 4.9 =59.78 3 0.06 eH tk R TR n il z V = 1850 0.06 0.203 13 7.0 =41.85 4 0.06 eH tk RIV TR n il z V = 1850 0.06 0.203 13 10.05 =29.15 1.4.1.4.各部件传动比的确定各部件传动比的确定 0 . . kif i ii i i （1-2-2） 式中： ki i变速箱的传动比; 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 0 i主传动器（中央传动器）的传动比； f i最终传动（轮边传动）的传动比； 参考现有同类推土机，结合具体情况，取 0 42.16 f ii 。 代入公式（1-2-2） ，得 k i =2.75 ，k i =1.81 ，k i =1.28 ，k V i =0.89 ， kV i=0.66 ， kR i =2.12 ，kR i =1.40 ， kR i =0.98 ，kR V i =0.68 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 二、变速箱主要参数的确定二、变速箱主要参数的确定 2.12.1 中心距的确定中心距的确定 中心距对变速箱的尺寸及重量有直接的影响，所选中心距应能保证齿轮 的强度。对履带推土机，可按下面经验公式初选变速箱中心距： 3 Ar AkM （2-1-1） 式中： r M变速箱头档被动齿轮所传扭矩（ 1reH MMi， eH M为发动机 额定扭矩， 1 i为从发动机至变速箱头挡被动齿轮轴的速比） A k为中心距系数，参照表 2-1-1 选取 表 2-1-1 履带推土机变速箱中心距参数 推土机型号 上海120 宣化120 移山180 T180 T320 发动机额定 扭矩（公斤* 米） 57.3 48 71.6 71.6 131 r M(公斤* 米) 163 104 169 160 406 A（mm） 157.5 155.29 187.4 186.7 243.53 3 r A k M 28.8 33.2 34 32.4 32.9 已 知 ： 发 动 机 额 定 扭 矩 eH M80公 斤米 ， 1 i=3.00 ， 则 r M= 1eH Mi=802.75=220 公斤米，取 k=34.2 将上述数据带入公式 （2-1-1） ，得 3 r Ak M 3 3 4 . 22 2 02 0 6mm 2.22.2 齿轮模数齿轮模数 对履带推土机，可按下面的经验公式来初选模数，所选取的模数大小应 符合 GB11160 规定的标准值。 m= 3 mr kM （2-2-1） 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 式中： r M头档被动齿轮所传扭矩 m k模数系数,参照表 2-2-1 选取.。 表 2-2-1 履带推土机变速箱的齿轮模数统计数据 推土机型号 上海120 宣化120 移山180 T180 T320 发动机额定 扭矩（公斤* 米） 57.3 48 71.6 71.6 131 r M（公斤* 米） 163 104 169 160 406 M(mm) 7 5 5 5 6 0 15 23 22 30 22 30 3 m r m k M 2.43 1.07 0.905 0.92 0.81 由上述计算知 r M=206 公斤*米，取 m k=0.92，代入公式 （2-2-1） ，得 3 3 0 . 9 22 0 65 . 3 4 mr mkM取标准值 m=5 2.32.3 齿宽齿宽 b b 齿宽 b 的大小直接影响齿轮的强度。在一定范围内 b 大强度就搞，但变速箱 的轴向尺寸和质量亦增大。试验证明，齿宽过分增大，由于沿齿宽方向载荷分布 不均匀性增大，反而使齿宽承载能力随之降低。 通常根据 m 的大小来选取齿宽。 对于直齿 b = (4.47) m ; 对于斜齿 b = (69.5) m; 中心距和模数一定时，齿宽 b 可用来调节齿所受的应力，根据各对齿轮上 受力不同选取不同齿宽，对负荷较大的齿轮常增加其齿宽以提高其承载能力，对 负荷较小的齿轮可减少齿宽，以减小变速箱的轴向尺寸和重量。 根据以上分析，得各齿轮的齿宽如表 2-3-1 所示 表 2-3-1 变速箱的齿宽 齿轮 1 z 2 z 3 z 4 z 5 z 6 z 7 z 齿宽 （mm） 30 30 35 40 35 35 35 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 齿轮 8 z 9 z 10 z 11 z 12 z 13 z 14 z 齿宽 （mm） 35 35 40 35 35 35 35 2.42.4 选配齿数选配齿数 选配齿数的任务是， 在变速箱传动简图方案和变速箱主要参数已经知道的情 况下， 根据所需的各档传动比来确定各对齿轮的齿数。下面结合本设计来说明分 配各档齿数的方法。 由上述计算确定所需各档传动比为： 前进 ： 1 2.75i ; 2 1.81i ; 3 1.28i ; 4 0.89i ; 5 0.66i 后退 : 1 2.12 R i ; 2 1.40 R i ; 3 0.98 R i ; 4 0.68 R i 分配传动比并确定各对齿轮的传动比 五档经一对齿轮传动。其传动比 四个后退档和其余四个前进挡 前进 ： 11F ii i ; 22F ii i ; 33F ii i ; 44F ii i 后退 ： 11RR ii i ; 22RR ii i ; 33RR ii i ; 44RR ii i 配齿要从以下各对齿轮的传动比： 141 0 /izz ; 2611 /izz ; 3712 /izz ; 553 /izz ; 91 41 4 191 . F zzz i zzz ; 142 / R izz 由组成式变速箱传动简明方案的特点所决定，具有下列关系： 3124 1234 1.3 F RRRRR iiiii iiiii 1.3 F R i i 而 ： 11/F iii ; 22/F iii ; 33/F iii ; 44/F iii 只要确定 F i，其他各对齿轮的传动比都可以由所需传动比通过计算来确定。 确定 F i : 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 我们把变速箱的传动比分为定传动比和变传动比， 1 i， 2 i， 3 i和 4 i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： 4 1 1 i i 则： 1 08 41 3 zz zz 这样， 主动轴上最小齿数 （ 10 z） 和最大齿数 （ 13 z） 分别与被动轴上最小齿数 （ 8 z） 和最大齿数（ 4 z）相等。 由： 4 1 1 i i 得： 4 1 F F ii ii 1 4F iii 将 1 3 . 2 1i ， 4 1.04i 代入后计算得： 1 . 5 6 F i 通过计算得： 1 i=1.72 ， 2 i=1.16 , 3 i=0.80 , 4 i=0.57 , R i=1.20 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： 2A z m 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： 12 2 1 zzz z i z (2-4-1) 式中： 1 z和 2 z主动齿轮和被动齿轮的齿数； 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 I 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 （1）一档齿轮的齿数 4 z， 10 z 一档变传动比 4 1 10 z i z =1.75 为了确定 4 z， 10 z的齿数，先求出齿数和z ： 2A z m （2.4.1） 其中 A=206mm , m=5 , 故82z 将上述数据代入式(2-4-1)中（2.4.1） ，得： 4 z 52 ， 10 z30 （2）二档齿轮的齿数 6 z， 11 z 二档变传动比 6 2 11 1.16 z i z 齿数和z =82 将上述数据带入式 (2-4-1) 中，得： 6 z 44， 11 38z （3）三档齿轮齿数 7 z， 12 z 三档变传动比 7 3 12 0.8 z i z 2 齿数和62z 将上述数据代入式(2-4-1) 中，得： 7 z 37， 12 z45 （4）四档齿轮齿数 8 z， 13 z 四档变传动比 8 4 13 0.57 z i z 齿数和z =62 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 将上述数据代入式(2-4-1) 中，得： 8 30z ， 13 52z （5）五档齿轮齿数 3 z， 5 z 为了确定 3 z和 5 z的齿数，选求其齿数和z ： 2 2A z m M=6, 取 2 180A ，故z =72 将上述数据代入式(2-4-1)中，得： 3 z=43 ， 5 29z （6）确定齿数 2 z， 14 z 传动比 14 2 1.20 z z 为了确定 2 z， 4 z的齿数，先求其齿数和z ： 3 2A z m 其中：m=5 ; 取 3 200A ，故有80z 将上述数据代入式(2-4-1)中，得： 2 36z ， 14 44z (7) 确定齿数 1 z 由 14 1 1.74 z z ， 及 14 44z，得： 1 28z 现将各档齿轮几何参数计算结果列于下表 2-4-1 中 表 2-4-1 各档齿轮几何参数 1 z 2 z 3 z 4 z 5 z 6 z 7 z 8 z 9 z 10 z 11 z 12 z 13 z 14 z 齿数 28 36 43 52 29 44 37 30 39 30 38 45 52 44 模数 5 5 5 5 5 5 5 5 5 5 5 5 5 5 齿 轮 数 据 参 数 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 刀具角 20 20 20 20 20 20 20 20 20 20 20 20 20 20 齿 顶 高 系数 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 1 分 度 圆 直径 140 180 215 260 145 220 185 150 195 150 190 225 260 220 齿顶高 5 5 5 5 5 5 5 5 5 5 5 5 5 5 齿全高 6.25 6.25 6.25 6.25 6.25 6.25 6.25 6.25 6.25 6.25 6.25 6.25 6.25 6.25 齿跟高 11.5 11.5 11.5 11.5 11.5 11.5 11.5 11.5 11.5 11.5 11.5 11.5 11.5 11.5 齿宽 30 30 30 40 35 35 35 35 35 40 35 35 35 35 齿 顶 圆 直径 150 190 225 270 155 210 195 160 205 160 200 235 270 230 齿 根 圆 直径 127 167 202 247 132 207 172 137 182 137 177 212 247 207 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 三、齿轮设计三、齿轮设计 3.13.1 齿轮强度计算齿轮强度计算 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。 3.1.13.1.1 弯曲疲劳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： 3 10 FIF M K K rbm y （3-1-1-1） 式中： M 计算扭矩（主动齿轮所传递的扭矩） （公斤米） r 主动齿轮节圆半径（厘米） m 模数（毫米） b 齿轮齿宽（厘米） y 齿形系数 k 螺旋角系数(对直尺取：K=1，对斜齿取：K= 1 120 ) I K 工作状况系数 F 许用弯曲应力（当齿轮材料为 20CrMnTi，20CrMnMo时，取许用弯曲 应力 F =25003200 公斤/厘米 2） 验算齿轮 Z1的弯曲应力 其中:M=80 公斤米 ； 1 1 70 120 mZ r =7 ； b=3 ； y=0.438 ； K=1 ； K=1.65 将上述数据带入公式（3-1-1-1）中，得 3 10 FI M K K rbm y 3 1080 1 1.65 7 3 6 0.438 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 2 8 7 0 . 1 9（公斤/厘米 2） F 故齿轮 Z1满足弯曲疲劳强度要求 验算齿轮 Z2的弯曲疲劳强度 其中：其中:M=80 公斤米 ； 1 r=9 =9 ； b=3 ； y=0.463 ； K=1 ； K=1.65 将上述数据带入公式（3-1-1-1）中，得 3 10 FI M K K rbm y 3 1 08 0 11 . 6 5 9360 . 4 6 3 2 1 1 1 . 8 3（公斤/厘米 2） F 故齿轮 Z2满足弯曲疲劳强度要求 验算齿轮 Z3的弯曲疲劳强度 其中：其中:M=80 公斤米 ； 1 r=10.75 ； b=3 ； y=0.477 ； K=1 ； K=1.65 将上述数据带入公式（3-1-1-1）中，得 3 10 FI M K K rbm y 3 1 08 0 11 . 6 5 1 0 . 7 5360 . 4 7 7 1 7 1 6 . 1 5（公斤/厘米 2） F 故齿轮 Z3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 3-1-1-1 所示： 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 表 3-1-1-1 各齿轮弯曲应力数据 前进一级 前进二级 倒档传动 区分 主 从 主 从 主 从 主 从 主 从 主 从 齿轮 1 z 9 z 9 z 14 z 2 z 14 z 10 z 4 z 11 z 6 z 12 z 7 z M 80 80 80 125.71 125.75 125.71 r 7 9 9 7.5 9.5 11.25 b 3 3 3 4. 3.5 3 y 0.408 0.438 0.438 0.465 0.438 0.465 0.414 0.470 0.438 0.457 0.457 0.438 K 1 1 1 1 1 1 I K 1.65 1.65 1.65 1.65 1.65 1.65 F 1896.11 1766.24 1766.21 1663.66 1387.76 1307.18 2147.74 1891.6 2334.22 2334.27 1842.42 1922.38 区分 主 从 主 从 主 从 主 从 主 从 主 从 齿轮 13 z 8 z 3 z 5 z 10 z 4 z 11 z 6 z 12 z 7 z 13 z 8 z M 125.71 80 125.71 125.71 125.71 125.71 r 7.5 10.75 7.5 9.5 11.25 735 b 3 3 4.2 3 3 3 y 0.470 0.414 0.444 0.395 0.414 0.470 0.438 0.457 0.457 0.438 0.470 0.414 K 1 1 1 1 1 1 I K 1.65 1.65 1.65 1.65 1.65 1.65 F 1561.78 1773.04 1277.74 1436.24 1686.99 1485.98 1833.73 1757.5 1447.35 1510.13 1226.89 1392.85 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。 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 3.1.23.1.2 接触疲劳强度计算接触疲劳强度计算 验算节点接触应力； 3 (1) I HH iMK KK Abi （3-1-2-1） 式中： K 系数（对直尺取 1070，对斜齿取 925，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） A 中心距（厘米） i 传动比，i= 2 1 Z Z 1 B 齿轮的有效齿宽（厘米） M 小齿轮上扭矩（公斤米） I K 工作状况系数 K 角变位修正对接触强度影响系数， sin40 sin2 K (为修正后的啮 合角) H 许用接触应力（当齿轮材料为20 rNi C M T，20 riO MC M M时，取许 用接触应力 H 为 1000014000 公斤/厘米 2） 验算齿轮 Z1的接触疲劳强度 其中：K=1070，A=20 ， 9 1 Z i Z 1.39,b=3，M=5570 公斤厘米， I K=1.65 K=1 将上述数据带入公式 3-1-2-1） 中，得 3 (1) I HH iMK KK Abi 3 1 0 7 0(1 . 2 7 31)5 5 7 01 . 6 51 2 031 . 3 9 =11313.1 公斤/厘米 2 故 Z1 满足接触疲劳强度要求 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 验算齿轮 Z2的接触疲劳强度 其中：K=1070，A=20 ，i=1.22,b=3，M=5570 公斤厘米， I K=1.65，K=1 将上述数据带入公式（3-1-2-1）中，得 3 (1) I HH iMK KK Abi 3 1 0 7 0(1 . 3 2 51)5 5 7 01 . 6 51 2 031 . 2 2 =11313.1 公斤/厘米 2 故 Z2 满足接触疲劳强度要求 验算齿轮 Z2的接触疲劳强度 其中： K=1070， A=20 ， i=1.483 , b=3， M=4270 公斤 厘米， I K=1.65，K=1 将上述数据带入公式（3-1-2-1）中，得 3 (1) I HH iMK KK Abi 3 1 0 7 0(1 . 3 0 41)4 2 7 01 . 6 51 2 031 . 4 8 3 =9987.7 公斤/厘米 2 故 Z3满足接触疲劳强度要求 依照上述计算方法，可得出其他齿轮的接触应力，其计算结果如下表 3-1-2-1 所示 表 3-1-2-1 各齿轮接触应力数据 前进一级 前进二级 倒档传动 区分 主 从 主 从 主 从 主 从 主 从 主 从 齿轮 1 z 9 z 9 z 14 z 2 z 14 z 10 z 4 z 11 z 6 z 12 z 7 z A 18 20 20 20.6 20.6 20.6 i 1.273 1.321 1.321 1.70 1.214 1.214 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 b 3 3 3 4 3.5 3.5 M 5570 7089 5570 9369 9369 7716 I K 1.65 1.65 1.65 1.65 1.65 1.65 K 1 1 1 1 1 1 H 11992 10541 9296 1187 12347 11205 区分 主 从 主 从 主 从 主 从 主 从 主 从 齿轮 13 z 8 z 3 z 5 z 10 z 4 z 11 z 6 z 12 z 7 z 13 z 8 z A 20.6 18 20.6 20.6 20.6 20.6 i 1.696 1.304 1.70 1.214 1.214 1.696 b 3.5 3.5 4 3.5 3.5 3.5 M 5525 4270 7360 7360 6061 4341 I K 1.65 1.65 1.65 1.65 1.65 1.65 K 1 1 1 1 1 1 H 10779 9988 10526 10943 9931 9555 对照上表可知，所设计变速器齿轮均满足接触疲劳强度要求 3.23.2 齿轮材齿轮材料、加工精料、加工精度和结构形状度和结构形状 齿轮材料一般采用20 rNi C M T，20 riO MC M M等渗碳淬火后表面硬度 HRC5864，心部 HRC3148，淬硬层精度一般为 8-7-7，结构形式如图 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 图 3-2-1 齿轮结构形式 轮缘厚度 b=（23）m LD 腹板厚度 c=（34）m d=810 毫米 轮毂厚度 a（0.10.15）D e=58 毫米 d1 = 1.2D f=812 毫米 g=810 毫米 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 四四. . 变速器轴设计与计算变速器轴设计与计算 变速箱的轴主要进行强度和刚度计算。在变速箱处于不同排挡时，轴所受的 扭矩和弯矩也不同。当轴受到的扭矩最大时，所受弯矩不一定也最大，因此，在 轴的计算中，应当从各个排挡的弯矩与扭矩组合中选择最危险工况进行计算。 由上述传动系的转速及转矩分析， 首先， 轴的强度和刚度校核应该是中间轴的 低 速档时。 4.1.4.1.轴的强度校核轴的强度校核 轴的转速1985 min r n 转矩292TN M 4 Z齿轮分度圆直径 4 4 226 cos n mZ dmm 齿轮圆周力 1 4 2 2584264 t T FNkg d 径向力 11 tan 103 cos n rt a FFkg 轴向力 11 tan106 at FFkg 4.1.14.1.1 轴的材料选择轴的材料选择 由于结构复杂，空心轴，保持尺寸稳定和减少热处理变形， 选取：40 r C调质 222 1 70,50,34 bs kgkgkg mmmmmm 取97A 所以轴的输入直径： 33127 9743 1985 P dAmm N 考虑轴断由键槽，轴径应力中加 4-5, 取45dmm 4.1.24.1.2 轴的结构设计轴的结构设计 取轴颈处45dmm，与标准轴承30209 27994 GBT 的孔径相同，其余各处均放 大 5mm。 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 4.1.34.1.3 键联接的强度校核键联接的强度校核 选用 A 型平键109679GB与齿轮联接处键的尺寸：12 8 40b h l ， 与相连的花键为：8 46 50 9N d D B ， 由于两键传递的扭矩相同，但与齿轮相联处的键的轴径较小，故只需校验此键相 联强度， 2 12,0.50.5 84,28 kg PKmm lLbmm mm 键联接传递的扭矩： 172 97429.33 1985 Tkg m 键工作面比压为： 20002000 29.23 11.6 45 42 8 T PP d k l 故键联接强度通过。 4.1.44.1.4 计算支承反力弯矩及转矩计算支承反力弯矩及转矩 简化得： 21 21 148 10642 144 10341 Bxaa Ayrr RFFkg RFFkg 而0 A M ，则： 21 503003500, ttBz FFR 21 279, 353 Bz AzttBz Rkg RFFRkg 将各力在水平面和垂直面分别计算 水平弯矩：502.05 ay MRkg m 垂直弯矩： 12 5017.65,13.95 zazz MRkg m Mkg m 合成弯矩：15.6Mkg m，29.33Tkg m 4.1.54.1.5 按弯扭合成应力校核轴的强度按弯扭合成应力校核轴的强度 轴的危险截面在 C 处，对于直径45dmm， 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 抗弯截面模量 3 3 8946, 32 d Wmm 弯曲应力 15.6 1.74 8946 a M MP W 扭转应力1.63 2 a T TT MP WW 所以由于扭矩应力为动脉循环应力，取 0.6 轴的计算应力： 2 2 2 2 4 1.7440.6 1.63 2.61 ca a MP 所以 1 34 caa MP 4.1.64.1.6 精确校核轴的疲劳强度精确校核轴的疲劳强度 33 2 1 29.23,15.6 8.95,16.6,34, p Tkg m Mkg m kg Zcm Zcm mm 碳钢特点系数 0.1 t ，中碳钢 由圆角 150 0.022,1.111 4545 rD dd 圆角处的所有应力集中函数2.8,1.59,KK 键槽应力集中函数1.51,1.20,KK 绝对尺寸影响函数0.77,0.81, 表面光洁度系数1.2, R K 圆角 12.18 1.2 1 3.1 0.77 R KK 键槽 11.51 1.2 1 2.22 0.77 R KK 配合3.66 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 圆角 11.59 1.2 1 2.21 0.81 R KK 键槽 11.20 1.2 1 1.73 0.81 R KK 配合2.60 安全系数 1 2 2 22 ()0.75 34 15.629.23 3.660.752.600.11 8.9516.6 4.471.8 T p S MT ZZ S 由表计算说明许用安全系数 1.8S 故轴承的疲劳强度足够 4.1.74.1.7轴的静强度校核：轴的静强度校核： 轴的危险截面为 G 处 校核危险截面的安全系数 max 22 29.2358.46TTkg m max 22 15.631.2MMkg m 3 8.95Zcm 3 1 6 . 6 p Zc m 2 50/ s kg mm 由表 8-346 查得 2 2 maxmax 50 7.8 6.37 3 s s p S MT ZZ 许用安全系数1.5 s S 故 ss SS 故轴的静强度足够 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 4.2.4.2.轴的刚度校核计算轴的刚度校核计算 为了保证齿轮的正确齿合，对变速箱轴的刚度提出了比较严格的要求，规定 位于齿合齿轮处的轴的合成挠度不超过 0.15-0.20mm。 齿合齿轮处的轴的合成挠度，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 速箱为一空间多轴式变速箱，其中中间轴的受力情况较复杂，所以对此轴进行刚 度校核。 4.2.14.2.1 轴的弯曲刚度校核计算：轴的弯曲刚度校核计算： 计算轴的当量直径： 4 4 1 vZ i i i L d l d 式中： i l阶地轴每段的长度 mm i d阶地轴每段的直径 mm Z 阶梯轴所分得段数 对中间轴齿轮 Z4 Z5 工作时有： 阶梯轴的计算长度 L=384mm 1 125lmm 1 45dmm 2 140lmm 2 50dmm 3 119lmm 2 45dmm 所以，当量直径 4 444 384 46.51 125140119 455045 v dmm 在 1 Fr作用下挠度为 22 34 3 10 D v Fa b y ld ， 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 其中 1 103,300,84 r FFkg amm bmm 所以 22 34 103 30084 0.106 3 10384 46.5 D y 转角 1 34 1 6 10 A v Fabb dl 34 103 300 8484 =1 6 1046.5384 =-0.00102 1 34 34 1 6 10 103 300 84300 =1 6 1046.5384 =0.00105 B v Faba dl 1 34 34 12 3 10 103 300 84300 =12 3 1046.5384 =-0.00087 D v Faba dl 同理在 1 F作用时 1 264FFkg ， 2 0.124 D ymm ， 222 0.001110,0.00118 0.00109 ABD 所以总挠度: 22 12 0.142, DD yyy 22 12 22 12 22 12 0.00155, 0.00152, 0.00087, AAA BBB DDD 由于安装齿轮，则 0.030.15 n ym 轴上安装圆锥滚子轴承 0.0016 安装齿轮处要求 0.001 0.002 则 , ABD yy 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 4.34.3 轴的扭转刚度校核计算轴的扭转刚度校核计算 阶梯轴扭转角 4 1 1 5.73 10 z ii i Pi TL LGI 式中：T轴所受的扭矩，N mm G轴的材料的剪切弹性模量，MPa。对于钢材 4 8.1 10GMPa P I轴的截面的极惯性矩 4 mm，对于圆轴 4 32 P Id L阶梯轴受扭矩作用的长度，, iiPi T L I分别代表阶梯轴第段上所 受的扭矩、长度和极惯性矩，mm Z阶梯轴受到扭矩作用的轴段数 其中： 3 286.45 10,384,TN mm Lmm 5 1111 5 2222 5 3333 125,45,286.45,4.03 10 140,50,286.45,6.14 10 119,45,286.45,4.03 10 P P P Lmm dmm TI Lmm dmm TI Lmm dmm TI 所以 4 3555 1286.45 125286.45 140286.45 5.73 10 384 104.03 106.14 104.03 10 0.43 m 对以一般传动轴 0.5 0.1, m 所以轴的刚度足够。 4.44.4 花键的设计花键的设计计算计算 1. 几何尺寸计算 分度圆直径 f dmz 公称结合直径 D=m(z+1) 内花键齿顶圆直径：(1) d Dm z 基圆直径： 0 cos30 f dd 内花键齿根圆直径：(1.4) g Dm z 理论工作齿高 g hm 将各轴花键几何尺寸列于表 4-3-1 中 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 表 4-3-1 各轴花键几何尺寸 参 数 第一轴 m Z df D d0 第一轴 （输入轴） 输出端 2.75 16 44 46.75 38.105 中间轴 3 16 48 51 41.569 第二轴（输出轴） 4.25 16 68 72.25 58.890 第三轴（中间轴） 4.25 16 68 72.25 58.890 2. 花键强度计算 （1） 计算公式： 挤压应力： k c cp M zr Fk 式中： k M传递扭矩（kg cm） cp r平均半径 cp r= 2 f d cm F键侧投影面积 F=0.8mL( 3 cm) Z齿数 L工作长度 m模数 k负荷不均匀系数 k=0.70.8 , 取 k=0.75 (2) 计算示例：第一周前进一级传动主动齿轮处： 已知：m=3 , z=16, 48 f d , D=51 , L=7.2cm , 5570 k Mkg cm 48 242.4 22 cp cp d rmmcm F=0.8mL= 2 0.8 0.3 7.21.728cm K=0.75 2 5570 111.92/ 16 2.4 1.728 0.75 k c cp M kg cm zr Fk 对于齿面淬硬，工作条件有冲击的静联结花键 2 400 700/ c kg cm，故安全。 第三轴、档主动齿轮处： 已知： m=4.25， z=16，68 f d ， L=9.6cm， 2 0.80.8 0.425 0.963.264FmLcm k=0.75, 9369.1 k Mkg cm, 68 343.4 22 f cp d rmmcm 原版文档，无删减，可编辑，欢迎下载 详细图纸可扣扣咨询 414951605 或 1304139763 2 9 3 6 9 . 1 7 0 . 3 5/ 1 63 . 43 . 2 60 . 7 5 k c cp M kg cm zr Fk c 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 4-3-2 中 表 4-3-2 花键强度计算结果 参数 第一轴 m z f d（mm） L(mm) k M(kg.cm) c （ 2 /kg cm） 前进一级传动 主动齿轮处 3 16 48 72 5570 111.92 倒档传动主动 齿轮处 3 16 48 69 5570 116.79 档从动齿轮 处 4.25 16 68 72 15886.7 159.06 档从动齿轮 处 4.25 16 68 54 11376.8 15