TY220履带式推土机驱动桥设计【全套设计含CAD图纸、说明书】
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全套设计含CAD图纸、说明书
TY220履带式推土机驱动桥设计【全套CAD图纸
TY220履带式推土机驱动桥设计
全套设计含CAD图纸
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TY220推土机驱动桥设计目录摘要- 3 -Abstract- 4 -引言- 5 -1 TY220主传动设计- 6 - 1.1 主传动形式的选择- 6 - 1.2 螺旋锥齿轮计算载荷的确定- 6 - 1.3 基本参数的选择- 7 - 1.4 几何参数的计算- 9 - 1.5 弧齿锥齿轮强度的校核- 11 -2 TY220转向离合器的设计- 14 - 2.1 转向离合器类型的选择- 14 - 2.2 转向离合器的计算公况- 14 - 2.3 转向离合器参数的确定及计算- 14 - 2.4 转向离合器主要结构的设计- 15 -3 TY220转向制动器设计- 19 - 3.1 制动器的设计要求- 19 - 3.2 制动器设计容量的确定- 19 - 3.3 带式制动器的结构类型- 20 - 3.4 基本参数的确定- 20 -4 TY220终传动设计- 21 - 4.1 终传动方案的确定及结构特点- 21 - 4.2 终传动强度计算载荷的确定- 21 - 4.3 第一级终传动设计- 21 - 4.4 第二级终传动设计- 25 -5 轴的设计校核- 31 - 5.1 终传动第一级传动轴的校核- 31 - 5.2 终传动轴的结构设计与校核- 33 -6 轴承的与校选型核- 37 - 6.1 中央传动的轴承的校核- 37 - 6.2 终传动轴承的校核- 38 -7 键的设计与校核- 42 - 7.1 一级终传动主动轴上的渐开线花键校核- 42 - 7.2 终传动主动轴上的矩形花键的校核- 42 - 7.3 太阳轮上的渐开线花键校核- 43 - 7.4 齿圈固定花键的校核- 43 -8 螺栓的选择与校核- 44 - 8.1 驱动链轮上的联接螺栓校核- 44 - 8.2 齿圈联接螺栓校核- 44 - 8.3 一级终传动大齿轮联接盘螺栓校核- 45 -9 密封与润滑- 47 - 9.1 中央传动部分的润滑与密封- 47 - 9.2 终传动部分的润滑及密封- 47 -10 主要零件的热处理工艺- 47 - 10.1 锥齿轮、一级终传动齿轮、太阳轮的热处理- 48 - 10.2 各轴的热处理- 48 -参考文献- 49 -致 谢- 58 -TY220推土机驱动桥设计摘要 本次设计根据TY220推土机的整机结构设计该机的驱动桥。主要包括中央传动、转向离合器、转向制动器和最终传动，其中中央传动采用零度螺旋锥齿轮传动；转向离合器采用湿式常接合式离合器；转向制动器采用浮动式湿式制动器；最终传动采用一级圆柱齿轮传动，一级行星排减速的传动方案。 关键词：中央传动 离合器 制动器 最终传动 设计 AbstractThe content of the TY220 bulldozer is about the driving axle,according to the structure of the bulldozer .Generally including central-transmission,steering-clutch and final transmission. In the design,the central-transmission uses the spiral bevel gear transmission,the steering clutch was the wet often joins clutch;the final transmission use one cylindrical and one planet transmission plan. Key word: Central transmission Clutch,Detent Final drive planet platoon, 引 言TY220推土机的驱动桥由中央传动、转向装置、转向制动装置及终传动组成。按设计任务书要求，终转动采用一级直齿圆柱齿轮传动，第二级终传动采用单行星排减速。传动简图如下图1.1所示：图1.1 TY220驱动桥传动简图在设计过程中，某些参数直接采用原来TY220的参数（变速箱一档传动比2.1，中央传动传动比2.33，最终传动传动比17.18）以方便制造和结构布置，对于某些结构和连接件，若非重要处，不在做校核。本设计特点：1.设计的容许值均采用均值，并且使设计值尽量接近容许值，尤其是齿轮轴的部件，以减小尺寸和成本。2.尽量采用标准件和优先系列，以方便加工，减少制造成本。3.考虑到互换性，履带中心距及驱动链轮直接采用TY220的原型。驱动轮动力半径,履带支撑距离,履带板节距。4.对不重要的设计不做详细校核。 1 TY220主传动设计1.1 主传动形式的选择主传动是驱动桥中一个重要的传动件，它将输入的动力降低转速，增大转矩，并将转矩的旋转轴线由纵向改变为横向后经转向离合器传出。由于传递扭矩大，结合各厂家所采用的主传动形式，选用螺旋锥齿轮传动，并考虑到轴承寿命以及轴向力不能太大，所以选用零度圆弧齿锥齿轮，即其螺旋角控制在010之间。它比直齿锥齿轮有较大的重迭系数，可以传递较大的负荷及较平稳的工作，并且避免由于齿线螺旋角而增加轴向力。其次，对于螺旋锥齿轮的计算参数和齿形计算均按照格里森制（Gleason）计算，格里森制的变位方法综合考虑了理论与实际使用情况，使齿轮运转平稳，轮齿有一定的强度和避免轮齿根切。格里森制弧齿锥齿轮同时采用高度变位和切向变位，高度变位系数和切向变位系数都与传动比成正比，切向变位系数同时与小齿轮齿数有关。1.2 螺旋锥齿轮计算载荷的确定1.2.1 当发动机扭矩为最大扭矩时（或额定扭矩）、液力变矩器在最大变矩比工作，变速箱挂一档时，从动锥齿轮上的最大扭矩为： =（） (1.1) 式中：发动机扭矩，当机械传动或采用可透性液力变矩器时，取（发动机最大扭矩）；当机械采用非可透变矩器时，取（发动机额定扭矩）； 变矩器最大变矩比； 变速器一档传动比； 主传动器传动比； 从发动机到主传动器的传动效率，一般取； 驱动桥数目。 故有：= 1.2.2 按附着力计算，即驱动轮与地面之间达到最大附着力时，从动锥齿轮上的最大 矩为： 式中： 驱动桥满载重量； 附着系数，履带式工程车辆=1.01.2； 驱动轮动力半径； 轮边减速器（或最终传动）传动比； 最终传动效率，。 故有： 当发动机所提供的扭矩大于附着力时的扭矩时，履带滑转，地面无法提供足够的牵引力，所以计算中取以上两式中较小值作为从动锥齿轮的最大扭矩，此扭矩在实际使用中并不是持续扭矩，仅在强度计算时用它来验算最大应力。所以主传动中从动锥齿轮及终传动第一级主传动齿轮的计算扭矩为： 1.3 基本参数的选择1.3.1 一对弧齿锥齿轮实现正确啮合的条件 1）两轮大端的端面模数相等，即：； 2）两轮啮合齿面的法向压力角相等，即：； 3）两轮节锥齿线的曲率半径相等，即：； 4）两轮在齿线中点的螺旋角大小相等而螺旋方向相反，即：。1.3.2 端面模数 对于锥齿轮，设计中通常是用大端的端面模数来标志的，其选择与圆柱齿一样，同样是从保证轮齿有足够弯曲强度来考虑的，因此，亦是按照主动小锥齿轮所传递的扭矩，由以下经验公式来确定： （厘米） (1.2) 式中： 从动锥齿轮的计算扭矩（千克厘米）； 模数系数，取 所以可计算出端面模数为：，取1.3.3 齿宽b的选择 对于零度圆弧齿锥齿轮，通常0.25，另外一般不超过10，齿面过宽并不增大齿轮的强度和寿命，相反的引起切齿刀尖宽度变窄，齿根圆角变小，热处理变形增大和装配空间减小等问题。 对确定的齿面宽，可以按传递圆周力时，齿面所受的单宽负荷进行验算，的许用值，对推土机，以一档计算时，以不超过55600kg/m为宜。1.3.4 齿数Z的选择 通常，主传动采用零度圆弧齿锥齿轮时，应使最小齿数14（当端面压力角时），以避免齿轮产生根切或齿顶变尖。尽量使啮合齿轮的齿数没有公约数，为保证必要的重叠系数，大、小齿轮的齿数和不应小于40，且主动小齿轮最好采用奇数。 故两齿轮齿数选择为：。1.35 变位系数与 锥齿轮采用等移距的高度变位和切向变位。 高度变位的目的，是使大小锥齿轮的滑动比近于相等，同时使小锥齿轮不至产生根切现象。 切向变位的目的，是使大小锥齿轮轮齿的弯曲强度接近于相等。 在格里森齿制中，高度变位系数按照下列经验公式确定： (1.3) 式中：小锥齿轮的高度变位系数； 大锥齿轮的高度变位系数； 主传动锥齿轮付的传动比。 则有： 小锥齿轮和大锥齿轮的切向变位系数其值可查出，即： 。1.3.6 法向压力角、螺旋角以及螺旋方向的选择圆弧锥齿轮的压力角，是以法向截面的压力角标志的，按照格里森制推荐，取圆弧齿锥齿轮的名义螺旋角，是指分度锥上轮齿齿宽中点的螺旋角，一对圆弧齿锥齿轮，小锥齿轮和大锥齿轮的螺旋角大小相等而方向相反，根据推荐系列，取螺旋角为5弧齿锥齿轮的螺旋方向用节锥齿线表示。通过实践证明，弧支锥齿轮在啮合时，其轴向推力的方向不仅与螺旋方向有关，还与齿轮的转向有关，当轴向推力指向锥顶时，两轮在轴向推力的作用下会更加接近，使齿侧间隙减小，甚至会发生“卡死”现象，对传动极为不利；反之，当轴向推力背离锥顶时，两轮在啮合时有离开的趋势，使齿侧间隙增大而避免“卡死”，有利于正常的啮合传动。因此，两轮的旋转方向确定后，选择螺旋方向应使轴向推力背离锥顶。本设计采用旋向：小锥齿轮左旋，大锥齿轮右旋。1.4 几何参数的计算其几何参数的计算如下表1：表1.1 零度圆弧齿锥齿轮几何尺寸计算表序号参数名称计算过程计算结果1齿数，2端面模数3端面压力角4传动比5分度圆直径6外锥距7齿面宽0.25b0.38周节9齿顶高系数10齿顶间隙系数11工作齿高12全齿高13高度变位系数14齿顶高15齿根高16齿顶间隙17节锥角18齿根角19齿顶角，20根锥角21顶锥角22大端齿顶圆直径23齿根圆直径24轮冠到锥顶距25切向变位系数26分度圆弧齿厚27齿侧间隙1.5 弧齿锥齿轮强度的校核1.5.1 弯曲应力计算 (1.4) 该式由三部分组成，为有关载荷的参数；为有关轮齿尺寸的参数；为有关应力分布的参数。则： 齿轮大端圆周力， ； 过载系数，是考虑在传动中有瞬时过载的情况而引入的系数，与锥齿轮付主从动部分运转的平稳性有关，取； 动载系数，是反映齿形误差、齿隙和惯性影响的系数，对于有良好齿形和精确齿隙的锥齿轮付，取； 尺寸系数，反映了材料性质的不均匀性，与轮齿尺寸和热处理等因素有关，取； 载荷再分配系数，考虑工作总轮齿啮合由原始理论正确位置移动后引起的影响，其值与两个锥齿轮轴的支撑刚度有关，取； 弯曲计算的综合参数，此系数综合考虑了齿形系数，载荷作用点的位置，载荷在齿间的分布，有效齿面宽，应力集中系数及惯性系数等对弯曲应力计算的影响，查图，取。 许用弯曲应力 式中：基本许用弯曲应力，取决于材料的性质。它与材料、热处理和表面处理等因素有关，对于，可取； 寿命系数，取决所需寿命，可取； 温度系数，通常情况下，可取； 可靠性系数，视安全程度而定，当允许损坏率为1%时，取。 则： 因此：，弯曲应力满足要求。 1.5.2 轮齿齿面的接触应力校核 (1.5) 式中：与材料有关的系数，决定于材料的弹性性质，对钢制锥齿轮，可取； 大齿轮齿轮大端圆周力，； 齿面宽（5.5cm）； 大锥齿轮大端节圆直径（38.5cm）； 过载系数，取； 动载系数，取 ； 尺寸系数，当材料选择适宜，渗碳层深度与表面硬度符合要求时，可取； 载荷再分配系数，可取； 表面质量系数，与表面光洁度，表面最后加工性质和表面处理情况有关，可取； 表面接触强度综合系数，考虑了载荷作用点处啮合齿面的相对曲率半径，有效齿面宽及惯性系数的影响，查图，可取。 许用接触应力： 式中：基本许用表面接触应力，取决于材料性质。它与材料、热处理和表面处理等因素有关，对于，可取； 寿命系数，决定于所需寿命，可取； 温度系数，可取； 可靠性系数，可取； 硬度比值系数，取决于锥齿轮付的传动比和表面硬度，通常可取。 则： 因此： 齿面接触强度合格。2 TY220转向离合器的设计2.1 转向离合器类型的选择转向离合器按摩擦片的工作条件可分为干式和湿式离合器，干式离合器多在小型履带底盘中应用，结构简单。而湿式离合器工作较可靠，寿命长，但结构复杂，随着近年推土机的发展，湿式离合器被广泛运用在工业履带底盘上，因此，考虑到推土机工作的可靠性以及寿命，选择湿式离合器。转向离合器压紧和分离形式选择弹簧压紧、液压分离，此种形式油路系统设计简单，除转向时外，工作时液压系统不需要建立常压，因而液压泵消耗功率小，但离合器的储备系数会随摩擦片的磨损及弹簧的残余变形而降低。2.2 转向离合器的计算公况机全部力矩由一侧转向离合器传递；二是由地面附着条件所限制到的转向离合器传递的最大转矩。通常，在变速箱挂最低档传来的发动机额定扭矩，在一般情况下总是因附着条件限制，而不能在一侧履带转向离合器的计算力矩，即它的最大摩擦力矩取决于以下两方面：一是在最低档发动上产生相应的驱动力，所以用第二种情况决定其计算力矩即可。按推土机附着条件来确定最大摩擦力矩： (2.1)式中：储备系数，一般湿式离合器取1.52，取； 推土机使用重量； 附着系数，取5； 履带驱动轮节圆半径； 最终传动比； 从离合器到驱动链轮的效率，。所以：2.3 转向离合器参数的确定及计算2.3.1 材料的选择离合器摩擦片采用45号钢板制造，摩擦衬面材料用铜基粉末冶金，用烧结的方法固定在从动片上。离合器的粉末冶金衬面上为螺旋径向油槽，以便有较好的摩擦系数和冷却效果。在计算时，应扣除螺旋径向油槽占总面积的45%60%。压盘用HT200铸造，应具有一定的厚度，以保证足够的刚度和热容量，防止受变形翘曲。2.3.2 基本参数的确定 (2.2)式中：摩擦系数，在油中，钢对粉末冶金一般为0.080.12，取； 摩擦副数量，为主动片数量，取，为从动片数量，取，所以； 摩擦力作用的等效半径，其中、 分别为摩擦衬片的内外直径； 离合器上的压紧力，其中为摩擦片上的单位压力，取； 压紧力损失系数，取。 一般，取 所以： 解得： 考虑到安全，离合器摩擦衬片应有些剩余，因此，则。2.3.3 摩擦材料许用比压的验证 许用比压合格。2.4 转向离合器主要结构的设计2.4.1 摩擦片的设计为了保证离合器彻底分离，主、从动摩擦片间的间隙一般为：湿式、钢对粉末冶金=0.30.4mm，取=0.4mm，那么活塞的总行程为：。1) 摩擦片内外齿的设计主动鼓和带内齿的摩擦片一般用渐开线花键连接，摩擦材料烧结在带外齿摩擦片上的，即从动片上，因为在烧结粉末冶金时，连接的齿要经过退火，从而降低强度，硬度，而外齿的载荷相对较低，因此烧结在从动片上。对于烧结的摩擦材料有效外径应该接近从动片的齿根圆直径，有效内径应接近主动片的齿根圆。取外齿数：内齿数：对于标准齿：齿高系数，径向间隙系数。所以：外齿分度圆直径为 内齿分度圆直径为 齿顶高 齿根高 压力角 2) 热容量、温升的验算 根据转向离合器的工作条件，主要考虑扭矩容量，若是扭矩容量已满足要求，即可以认为热量已满足要求，不必另行计算。 由于采用的是湿式离合器，其温升可由油液循环冷却，此为改善散热的最好措施，因此可不必进行这方面的验算。2.4.2 转向离合器压紧弹簧计设常结合式离合器多采用圆周布置圆柱螺旋弹簧。取大小弹簧各8根，材料为60S2M，硬度为HRC4550，剪切弹簧模量为8000，抗压弹簧模量为。 1) 圆柱弹簧的作用力 2) 确定外弹簧、内弹簧的作用力3) 初选弹簧及钢丝直径式中：K应力校正系数，取C=6，则K=1.2525； 每个弹簧在离合器结合时的载荷； 离合器分离时，因弹簧附加变形，保证分离间隙所引起的附加载荷，一般； 许用扭转应力，可取800Mpa； 、弹簧中径、钢丝直径。所以就有：按标准取，那么可得到： 大弹簧中径： 小弹簧中径： 大弹簧内径： 小弹簧内径： 大弹簧外径： 小弹簧内径：4) 弹簧的工作圈数 (2.3) 式中： 弹簧的工作圈数； 离合器分离时弹簧附加变形量，多盘式，此处取，那么； 材料扭转弹性模量，； 则： 按标准取， 由，可得离合器结合时弹簧的变形量 5) 弹簧的总圈数 一般，弹簧的总圈数比工作圈数多1.52圈，所以按标准取值总圈数为： 6) 弹簧的自由长度 此处为离合器分离时，弹簧的间隙，取； 7) 工作长度 8) 弹簧长细比 注意，弹簧一端固定，另一端自由转动时，b3.7弹簧才能稳定 9) 弹簧扭转应力的验算 大弹簧 小弹簧 两者均小于许用扭转应力，因此合格。 3 TY220转向制动器设计3.1 制动器的设计要求（1）工作可靠，主要零件与操纵机构应有足够的强度，以避免失效时造成事故；（2）操纵省力，操纵行程不宜过大，因此在大型履带式车辆的制动系统中装有制动加力器；（3）应有制动锁定装置，使履带式车辆在坡道上停车；（4）制动器不会自刹，制动转矩的产生应与操纵力成正比；（5）制动带磨损后应便于调整。3.2 制动器设计容量的确定制动器的设计容量按配合转向进行制动和坡道制动两种工况确定。3.2.1 履带式车辆单边制动转向时的制动转矩履带式车辆制动器主要和经常出现的工况是配合转向进行制动。以原地转向时的单边制动工况，计算制动转矩。履带式车辆在平地空载稳定转向时，=0，,M.制动器制停慢侧履带的制动转矩为： (3.1)式中 Gs履带车辆使用重量； U转向阻力系数； 驱动链轮节圆半径； L履带支承长度； B轨距； 最终传动传动比； 滚动阻力系数。 =3406.25633.2.2 坡道制动时的制动转矩 履带式工程车辆爬坡时，如果出现发动机熄火等临时故障，制动器应能将车辆制停在坡道上，以免发生事故。在坡道上制停车辆一侧制动器所需的制动转矩Mm2为： = 式中：坡道的最大坡度角，履带推土机=30 =1480.98故取=3406.25633.3 带式制动器的结构类型 转向制动器采用浮动式制动器，这种制动器的制动带两端的固定点是浮动的，制动时，依据制动鼓的旋转方向不同，杠杆的支点自动改变，使踏板拉动的总是松边，因此操纵比较省力，制动效应好。3.4 基本参数的确定 制动鼓的半径R、制动带摩擦衬面宽度b和包角是带式制动鼓的基本参数。R的大小往往取决于转向离合器鼓，衬面宽度b则应根据磨损即单位压力q确定。 假设制动带是一根挠性带，不考虑制动带刚度对制动摩擦力矩与单位压力q的影响，则单位压力q和制带拉力S之间的关系 = 摩擦衬面的磨损还与单位滑磨功Wt有关，Wt是单位面积上的摩擦力和滑磨速度的乘积其最大值在紧边处，即：= 式中 摩擦系数，对铜丝石棉制动带，湿式取=0.08； V制动鼓的圆周速度，按最高档计算 制动器基本参数确定：（1） 制动鼓的半径R增加，可使拉力,和、减少，当然操纵力也可减少。但在采用转向离合器为转向机构时，转向离合器的从动鼓即制动鼓。（2） 增加包角，可以减少操纵力与磨损，湿式包角=340（3） 增加摩擦衬面宽度b，查相关资料b一般取100mm左右，（4） 制动带钢带的厚度取14mm4 TY220终传动设计4.1 终传动方案的确定及结构特点4.1.1 确定方案 一级直齿圆柱齿轮与一级行星齿轮的双级传动，该行星传动具有结构紧凑，传动效率高优点。4.1.2 机构特点a.离地间隙小b.刚度要求较高c.有良好的密封性4.2 终传动强度计算载荷的确定根据前面结论，可直接按地面附着条件计算，取： (3.2)4.3 第一级终传动设计考虑到冲击载荷大，对齿轮进行渗碳淬火，渗碳层的厚度为齿根厚度的1015%，且不能大于1.51.8mm，渗碳后表面硬度为HRC5862，大小齿轮为硬齿面，选材为，精度等级选用7级。4.3.1 初步确定主传动齿数主动齿数传动比被动齿轮取实际传动比为4.3.2 按齿面接触疲劳强度计算 (1) 初选小齿轮分度圆直径 mm1）初选载荷系数，；2）小齿轮传递扭矩；3）齿宽系数可按推荐选取；4）材料弹性系数可由表10-6查得；5）由图10-21e按齿面硬度60HRc可查得大、小齿轮的接触疲劳强度极限；6）由式10-13计算应力循环次数： 转速，则 ， ；7）由图10-19查得接触疲劳寿命系数，；8）计算接触疲劳许用应力，取失效率为1%，安全系数S=1，由式10-12可得： ， ；计算小齿轮分度圆直径，代入较小者，则： (2) 校正分度圆直径1）计算圆周速度2）计算齿宽3）计算齿宽与齿高比4）计算载荷系数根据，7级精度，由图10-8查得动载系数对直齿轮，假设，由表10-3查得5）由表10-2查得使用系数6）由表10-4查得7）由图10-13查得故载荷系数则按实际载荷系数校正所得分度圆直径为： 那么模数为：取m=94.3.3 按齿根弯曲疲劳强度公式 (3.3)1） 由图10-20d查得大小齿轮弯曲疲劳强度极限2） 由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数，3） 计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数S=1.25，由式10-12可得：4） 计算载荷系数5） 查取齿形系数，由表10-5查得，6） 查取应力校正系数，由表10-5查得，7） 计算大小齿轮的，并加以比较，计算时取较大者：由以上数据可计算模数，即：对比计算结果，按标准选取模数为4.3.4 齿轮的几何参数计算 分度圆直径为： 计算中心距： 齿宽：，取，对于与小齿轮啮合的大齿轮，其齿宽通常比小齿轮每侧窄5mm左右，所以，大齿轮齿宽取：4.3.5 齿轮的变位系数第一级齿轮传动采用高度变位计算最小变位系数 (3.4) 标准齿轮不发生根切现象的最小齿数是齿顶高系数及分度圆压力角的函数，即，当，时，所以就有： 变位系数为 1) 基圆直径 2) 由于变位是等变位变位齿轮传动，所以：实际中心距：中心距变动系数啮合角 3) 齿顶高 4) 齿根高 5) 齿顶圆直径 6) 齿根圆直径 7) 分度圆齿厚8) 节圆直径4.4 第二级终传动设计4.4.1 确定第二级终传动的传动比4.4.2 行星排参数的计算(1) 行星排特性参数的确定用于终传动的行星排，通常都为太阳轮输入，齿圈固定，行星架输出，如图4.1。图4.1 行星排示意图因此可由转速方程： 可以解得：所以 (2) 太阳轮的模数 齿轮的模数通常由强度决定。在行星机构中，由于内齿圈与行星轮啮合时的综合曲率半径较大，齿圈齿根部分的齿厚也较大，内齿圈的强度是较大的，通常只考虑太阳轮与行星轮之间的传动强度，因此，行星机构的齿轮模数值可根据太阳轮与行星轮啮合传递的负荷大小，由强度公式初算，也可参照已有结构选取，然后再验算。 参照已有产品，取模数，有结构定齿圈Dq=538，则Zq= 特性参数=(1.5-4.5)取=3.3 Zt=实际值=60/18=3.333 (3) 行星排各齿轮的齿数 行星机构齿轮的齿数必须符合下列三个条件： 1）共轴条件：保证在工作中齿圈、太阳轮和行星轮能同时正确啮合的条件，亦即设计应使太阳轮与行星轮的中心距等于行星轮与内齿圈的中心距。 即：， 且，可得到标准齿轮的共轴条件为： 所以： 2）装配条件：保证装配后行星轮均匀的分布在圆周上，能正确的同时与太阳轮和内齿圈啮合的条件： 取行星齿轮的个数为，则：，满足装配条件。 3）邻界条件：保证两相邻行星齿轮间有一定的间隙而不致发生齿顶干涉亦即： 其中：为齿顶高系数，则： 满足相邻条件。 (4) 行星排外啮合传动几何计算 1）分度圆直径 2）最小变位系数的确定当，时，则：取变位系数 3）由于是等变位齿轮传动，所以： 标准中心距 4）基圆直径 5）齿顶高 6）齿根高 7）齿顶圆直径 8）齿根圆直径 9）分度圆齿厚 10）节圆直径11）分度圆分离系数12）齿顶高降低系数13）齿宽，4.4.3 行星排强度的计算校核(1) 行星排太阳轮扭矩的计算由前所述，太阳轮的扭矩亦由地面附着条件来确定，所以其扭矩为： (2) 齿面接触疲劳强度的校核 1）齿轮选材为，精度等级为7级； 2）转矩； 3）按推荐选取齿宽系数为； 4）由表10-6查得材料的弹性影响系数；5）由图10-21e按齿面硬度60HRc可查得大、小齿轮的接触疲劳强度极限； 6）由式10-13计算应力循环次数： 转速，则 ， ； 7）由图10-19查得接触疲劳寿命系数，； 8）计算接触疲劳许用应力，取失效率为1%，安全系数S=1，由式10-12可得： ， ；9）由标准直齿轮，10）计算载荷系数计算圆周速度计算齿宽，取，行星轮齿宽取计算齿宽与齿高比计算载荷系数：根据，7级精度，由图10-8查得动载系数；对直齿轮，假设，由表10-3查得；由表10-2查得使用系数由表10-4查得由图10-13查得故载荷系数所以，齿面的接触应力为： ，故，齿面的接触疲劳强度合格。(3) 齿根弯曲疲劳强度的校核1）由图10-20d查得大小齿轮弯曲疲劳强度极限2）由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数，3）计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数S=1.25，由式10-12可得：4）计算载荷系数5）查取齿形系数，由表10-5查得，查取应力校正系数，由表10-5查得， 那么齿根的弯曲应力为： 因此，齿根的弯曲疲劳强度合格综上所述，可见，所取的齿轮满足设计，强度要求。5 轴的设计校核5.1 终传动第一级传动轴的校核5.1.1 结构如下图5.1所示图5.1 第一级传动轴的结构形式5.1.2 力学模型如下图5.2所示图5.2 第一级传动轴力学模型5.1.3 齿轮受力计算 圆周力 径向力5.1.4 轴承受力 (1) 垂直面内 解得： (2) 水平面内 解得： 5.1.5 做弯矩，扭矩图 (1)按许用应力计算：查表16-3查的=150Mp =90Mp 应力矫正系数= 当量转矩 (2)合成力矩 (3)当量弯矩 图5.3 第一级传动轴弯矩、扭矩图5.1.6 第一级传动轴弯扭合成强度的校核 许用应力为 按第三强度理论校核轴在弯曲、扭转组合下的强度： 式中：W抗弯截面系数， 则： 因此，终传动第一级传动，轴合格。5.2 终传动轴的结构设计与校核5.2.1 结构设计如下图5.4所示 图5.4 终传送轴的结构形式5.2.2 受力分析 终传动轴与机体过赢配合，相当于固定端，认为端点在壳体的外缘，终传动轴在轮毂的作用下，只受弯矩作用。终传动轴的受力模型如下图5.5：图5.5 终传动轴的受力模型终传动轴受力主要有（横坡转向工况）：1）推土机的一部分重量（不包括行走系的重量）（值计为20000，后半轴承重）2）有履带张紧拉力引起的2式中：单位长度履带板重 取履带支承间的最大距离 履带板节距 所以：3）转向阻转矩引起的载荷，一侧承受式中转向阻力系数整机使用重量履带支承长度4）履带上方区段和驱动段的张紧拉力5）快速侧驱动段的驱动力5.2.3 画出终传动轴的弯矩图处的垂直面弯矩处的水平面弯矩处的合成弯矩处的垂直面弯矩处的水平面弯矩处的合成弯矩做弯矩图，如图4.6：图5.6 终传动轴的弯矩图5.2.4 终传动轴的校核选危险截面如图所示，选三个危险截面弯曲应力计算参考资料，摆动轴的许用弯曲应力为显然危险截面弯曲应力均小于许用弯曲应力，故半轴是安全的，校核合格。6 轴承的与校选型核6.1 中央传动的轴承的校核6.1.1 轴承的选择轴承选用圆锥滚子轴承，型号为：30314，主要尺寸为：d=70mm D=150mm B=35mm C=30mm a=30.6mm e=0.35 Cr=218KN 6.1.2 力的计算轴承的布置形式如下图6.1所示：图6.1 轴承的布置形式作用在大锥齿轮上的圆周力，径向力，及轴向力6.1.3 寿命计算附加轴向力则：所以轴承有右移的趋势，使轴承“压紧”，由平衡关系，可求出轴承上的轴向力，即轴承2受的轴向力为：轴承1只承受附加轴向力：确定x,y的值：故查表可得：查表可得动载荷系数fc查表可得当量动载荷P为：计算轴承寿命：转速n=274r/min 因此，轴承合格。6.2 终传动轴承的校核6.2.1 终传动部分主要轴承布置如下图6.2所示：图6.2 终传动部分轴承的布置这些轴承选用圆柱滚子轴承6.2.2 各轴承的寿命校核（1）对于轴承，型号为：NF224E，其主要参数为：d=120mm D=215mm B=40mm =100mm Cr=322KN 其受力模型为下图6.3所示：图6.3 轴承1的受力模型对于圆柱滚子轴承，可认为 则： 动载系数当量载荷为转速n=274r/min则：此轴承满足要求，合格。(2)轴承2，型号选为NF327，其基本参数为：d=140mm D=300mm B=62mm =180mm Cr=545KN Cor=690KN转速，当量载荷为动载系数则，此轴承满足要求，合格。（3）轴承3，型号选为：NF336，其参数为：d=220mm D=400mm B=65mm =270mm Cr=702KN Cor=1050KN当量载荷可以认为与一级传动被动齿轮上的轴承的受力相同，且在选择轴承的型号时，有一定的裕度，固不用校核，肯定满足。（4）轴承4的校核，轴承4的型号参数与轴承3相同，转速 动载系数，当量载荷为：则，此轴承满足要求，合格。（5）轴承5的校核，型号选择为：NF2310E，其基本参数为：d=50mm D=110mm B=40mm =65mm Cr=155KN Cor=185KN由行星排内转矩方程行星架所受的力为：每个行星轴轴承所受的力为：转速当量载荷为动载系数则，此轴承满足要求，合格。（6）终传动中还有一调心滚子轴承，如1号图所示，选用型号为NF 2310，其基本参数为：d=120mm D=200mm B=62mm Cr=290KN Cor=572KN转速动载系数，当量载荷为：则，此轴承满足要求，合格。7 键的设计与校核7.1 一级终传动主动轴上的渐开线花键校核花键的基本参数如下表7-1： （参考P108-109）表7-1 主传动轴上渐开线花键的参数齿形渐开线齿高h = m 6模数m 6齿数Z10压力角工作直径D=m(Z+1)66精度4级能传递的扭矩：所以该花键合格。7.2 终传动主动轴上的矩形花键的校核此处花键参数为能传递的扭矩的大小为：式中载荷不均匀系数 取齿数齿的工作高度h=3mm齿的接触长度平均半径则：所以花键合格。7.3 太阳轮上的渐开线花键校核花键的基本参数如下表7-2：表7-2 太阳轮上渐开线花键的参数齿形渐开线齿高h = m 5模数m 5齿数Z35压力角工作直径D=m(Z+1)180精度4级能传递的扭矩：所以该花键合格。7.4 齿圈固定花键的校核花键基本参数如下表7-3：表7-3 齿圈固定花键的基本参数齿形渐开线齿高h = m 5模数m 5齿数Z42压力角工作直径D=m(Z+1)215精度4级能传递的扭矩： 所以满足要求。8 螺栓的选择与校核8.1 驱动链轮上的联接螺栓校核由于驱动链轮上的螺栓为受剪螺栓，需保证联接的挤压强度和螺栓的剪切强度，故只对其进行挤压强度和剪切强度的校核。，数目为24个，成圆形均匀分布。每个螺栓所受工作剪力的确定许用切应力与许用挤压应力的确定螺栓材料选用钢，其。则其中、为安全系数。强度校核螺栓杆与孔壁的挤压强度为：螺栓杆的剪切强度为：式中 螺栓剪切面的直径（可取为螺栓孔的直径）单位为；螺栓杆与孔壁挤压面的最小高度，。螺栓联接件的剪切强度与挤压强度均符合要求8.2 齿圈联接螺栓校核初选，数目为40个，成圆形均匀分布。拉应力式中：预紧力；计算直径；预紧力其中 摩擦传力的可靠系数，；螺栓所受横向力；接合面摩擦系数，对于钢铁，干燥时，取，有油时，取；接合面数目；螺栓数目；所有螺栓所受的横向力则单根螺栓的预紧力N计算直径式中 螺栓外径螺栓牙型的高度，对于普通螺栓，取则拉应力螺栓材料为钢，为塑性材料，可按第四强度理论求出螺栓预紧状态下的计算应力为：螺栓的许用拉应力的确定则，螺栓强度符合要求。8.3 一级终传动大齿轮联接盘螺栓校核由于联接盘螺栓为受剪螺栓，需保证联接的挤压强度和螺栓的剪切强度，故只对其进行挤压强度和剪切强度的校核。，数目为16个，成圆形均匀分布。每个螺栓所受工作剪力的确定许用切应力与许用挤压应力的确定螺栓材料选用钢，其。则其中、为安全系数。强度校核螺栓杆与孔壁的挤压强度为：螺栓杆的剪切强度为：式中 螺栓剪切面的直径直径（可取为螺栓孔的直径）单位为；螺栓杆与孔壁挤压面的最小高度，。螺栓联接件的剪切强度与挤压强度均符合要求9 密封与润滑9.1 中央传动部分的润滑与密封9.1.1 密封由于所需密封的构件均有相对转动，所以均采用油封圈。9.1.2 润滑桥箱中装有润滑油，大锥齿轮浸在其中，当其转动时，就带动箱中的油进行飞溅润滑轴承和其他零部件。9.2 终传动部分的润滑及密封9.2.1 密封对于旋转件与静止件之间采用浮动油封，和迷宫油封的组合油封，对于其他连接处采用型密封圈密封。9.2.2 润滑采用飞溅润滑，由齿轮将油带起飞溅到各处，从而对各零件进行润滑。 10 主要零件的热处理工艺 10.1 锥齿轮、一级终传动齿轮、太阳轮的热处理10.1.1 材料都选用2
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