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521 352履带拖拉机（单级最终传动装置设计）（有cad图） 352 履带 拖拉机 最终传动 装置 设计 cad

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352履带拖拉机（单级最终传动装置设计）摘 要履带式拖拉机能够正常行驶，拖拉机驱动轮需要足够的驱动力。这就需要一套能够增加传动系的传动比的专署机构。它将进一步降低驱动轮转速，从而提高驱动轮的转矩，这就是所谓的最终传动。同时履带式拖拉机的最终传动还用来提高后桥的离地间隙。所以最终传动要有适当的传动比；保证后桥处有足够的离地间隙；齿轮要具有较高的支承刚度；靠近驱动轮布置的最终传动尤其要有可靠的密封。外置式外啮合圆柱齿轮最终传动，使最终传动成为一个独立部件，便于拆装和维修。这种结构的主、从动齿轮在壳体内的支持可以布置成简支梁式，对提高支撑刚度有利。主动轮的啮合条件降低了轮齿上的载荷，提高了承载能力，但结构复杂。最终传动的传动比较大，齿轮和轴受载严重，径向尺寸受到轮辋尺寸和离地间隙的限制而不能太大。为了在结构紧凑的情况下，保证齿轮有足够的强度，外啮合圆锥齿轮的最终传动常常采用较大的齿宽和较少的齿数。为了保持齿轮的良好啮合，必须保证两齿轮轴中心线的平行度。关键词：主动齿轮，最终传动，直齿，保护板 352 TRACKED TRACTOR（SINGAL FINAL DRIVE DEVICE DESIGN） ABSTRACT Track type tractor can be normal to drive, the tractor drives a demand to drive the dint enough . This need a set of canning increase to spread to move is of spread the exclusive organization that move compare. It will further lower to drive the rotation soon, from but the exaltation drives a the round turns to be apart from, this is so-called of end spread to move .At the same time track type tractor of end spread to move to still use to leave a cleft after increasing to the bridge.Outside install outside the place type matches the cylinder wheel gear the end spreading moves, making end spreading moved to become an independent parts, easy to dismantle to pack with maintain. This kind of structural lord, from move the wheel gear to can arrange in the hull support in a beam type, prop up to the exaltation just the degree is beneficial .Install of the active round matches the term lowers a ascends of is increases by dint, loading ability, but the construction sophisticates.It is end to spread to spread to move dynamically bigger, the wheel gear suffers to carry with stalk seriously, the path is left by a size with toward size the restrict of a ground of clefts but cant be too big. For the sake of under the situation that construction tightly packed, guarantee to wheel gear contain enough strength, the outside match the cone wheel gear end to spread to move to usually adopt the bigger breadth with the number of the less.Key words：drive gear wheel , the final drive, spur gear，guard符 号 说 明C 基本额定动载荷Co 基本额定静载荷 Fr 径向力Fa 轴向力Ft 圆周力 Ka 使用系数 Kv 动载系数 KF 齿向载荷分布系数 KF 齿间载荷分布系数KH 齿向载荷分布系数KH 齿间载荷分布系数Lh 轴承寿命n 转速 Y 抗弯强度重合度系数 Y 抗弯强度螺旋角系数 Y 抗弯强度重合、螺旋角系数 Zh 节点区域系数ZE 材料的弹性系数 Z 接触强度重合度系数Z 接触强度螺旋角系数Z 重合、螺旋角系数Zn 接触疲劳寿命系数 Zx 接触强度尺寸系数 目 录第一章 前言. .1第二章 传动系统概述.2第三章 最终传动概述.33.1 最终传动装置的功用和要求. .33.2 最终传动的分类、结构分析及评价.33.2.1 外啮合圆柱齿轮最终传动. .33.2.2 内啮合圆柱齿轮最终传动.43.2.3 行星齿轮最终传动.43.3 最终传动的传动方案及结构简图.4第四章 总体设计.64.1机械式传动系统总传动比及各部件传动比的确定.64.1.1 传动系的总传动比.64.1.2 总传动比在各部件间的分配.7第五章 最终传动装置设计.85.1 最终传动装置主要参数的选择.85.2 最终传动装置强度校核.95.2.1 齿轮强度校核. 95.2.2 轴承寿命校核. .185.2.3 轴强度校核.205.2.4 螺栓强度校核.22第六章 结论. .26参考文献.27致谢. .28第一章 前 言拖拉机的主要任务是用来拖带农机具进行各种田间作业（如翻地、播种、中耕等）；也可作为其他农业机械（如脱谷机、扬场机等）的动力；另外拖带拖车可进行运输作业。为适应农业生产中各项作业的需要，拖拉机分有履带式和轮式两种。履带式拖拉机的特点是行走部分与地面的接触面积大，压强小，对土壤压实的作用小，而且不易打滑，可以在湿度较大的土壤上进行作业。一般履带式拖拉机的离地间隙小而功率大，适用于大面积的翻地、播种等主要农业作业。如东方红54和75拖拉机。拖拉机基本上是由发动机、传动装置、车架和行走装置、操纵装置、工作装置和电气设备等六部分组成。传动装置的功用是将发动机的动力传递给行走装置或其他工作装置；在驾驶员的操纵下，使拖拉机起步，停车；改变牵引力或行进方向，它包括离合器、变速箱、中央传动和最终传动等。本毕业设计说明书，主要讲述了最终传动的选择设计和方案分析。对最终传动的分类和工作原理进行了深入的对比和分析，选出最优方案来进行设计，选择合适的机构和零件。这次设计是在以往所学基础和专业课程的基础上设计的，经过对比其他车型同类装置的设计方案，有选择的借鉴或创新来进行设计。由于本书编写时间仓促，编者水平有限，难免有漏洞，诚恳的希望老师和同学批评指正。第二章 传动系概述传动系使拖拉机底盘的重要组成部分。它的具体任务是：增扭减速、变扭变速、切断动力和平顺接合动力、改变动力旋转方向、改变动力旋转平面等。拖拉机的传动系由机械式和液压式两大类，目前普遍采用机械式传动系。轮式拖拉机的传动系组成，它包括离合器、变速箱、中央传动、最终传动四个部分。通常将中央传动、最终传动和位于同一壳体内的差速器合称为后桥。离合器接合时，发动机动力便从离合器经变速箱的挂档齿轮副传给中央传动，然后由中央传动大锥齿轮将动力经差速器分配给两边的最终传动，最后传给驱动轮。离合器分离时，动力就切断。履带拖拉机的传动系组成，其传动线路与轮式拖拉机基本相同。主要差别在于后桥中没有差速器，而在中央传动与最终传动之间装有左、右两个转向机构。如下图所示：图2-1 拖拉机传动系统示意图根据传动系的功用、生产和使用等方面的情况，对它提出下列基本要求：1. 零件要有足够的强度和刚度；2. 零件工作表面要有足够的耐磨性，需要润滑的表面要保证良好润滑；3. 要有较高的传动效率，尽可能减小传动损失；4. 结构尽可能简单，操作、装拆和维修要方便。第三章 最终传动概述最终传动是传动系中最后一级增扭减速机构。通常它的传动比比较大，以减轻变速箱、中央传动等传动件的受力，减小它们的结构尺寸。最终传动大多采用直齿圆柱齿轮，材料多数采用22CrMnMo和18CrMnTi。在传动型式上用得较多的是外啮合齿轮式传动，也有采用行星齿轮式传动的。3.1最终传动的功用和要求最终传动的主要任务是再进一步增扭减速。为了满足拖拉机的工作要求，所需要的传动比是很大的。例如拖拉机作农田耕作时，需将发动机的扭矩增大数十倍，乃至一百倍，即使作高速运输作业，也需将发动机的转速降低二十多倍。显然，仅仅靠变速箱和中央传动来实现这样大的传动比是不够合理的。实际上一般拖拉机的传动系都实行多级增扭减速，即变速箱、中央传动和最终传动都分担着增扭减速的任务，整个传动系的传动比等于三者传动比的乘积。也有个别拖拉机不设最终传动，这样就必须增加变速箱和中央传动的传动比，以满足增扭减速的要求。对最终传动的要求是：要有适当的传动比；保证后桥处有足够的离地间隙；齿轮要具有较高的支承刚度，以保证在全齿宽上较好的啮合；靠近驱动轮布置的最终传动尤其要有可靠的密封。3.2 最终传动的分类、结构分析及评价最终传动按其传动形式分为：外啮合圆柱齿轮最终传动内啮合圆柱齿轮最终传动行星齿轮最终传动。3.2.1 外啮合圆柱齿轮最终传动按其结构布置分为外置式和内置式两种。外置式的左、右最终传动各自安装在靠近驱动轮的单独壳体内，使最终传动成为一个独立部件，便于拆装和维修。这种结构的主、从动齿轮在壳体内的支承可以布置成简支梁式，对提高支撑刚度有利。主动齿轮的啮合条件降低了轮齿上的载荷，提高了承载能力，但结构复杂。内置式的左、右最终传动和中央传动、差速器共同布置在后桥壳内。这种结构节省了最终传动的单独壳体。农艺离地间隙取决于轮胎半径和半轴壳半径。道路离地间隙一般比较小。取决于轮胎半径和最终传动从动齿轮的半径。制动器布置在左、右最终传动主动轴外侧，位于壳体之外，保养、维修方便。从动齿轮轴审查壳体外较长，便于将驱动轮在轴上移动进行轮距调整。内置式从动齿轮多为悬臂支承，刚度较简支梁差。为了提高支承刚度以提高齿轮寿命，可改用简支梁方案。3.2.2内啮合圆柱齿轮最终传动某些轮式拖拉机在设计时，要求较高的地隙和较大的传动比。在轮辋直径较小，布置不下外啮合圆柱齿轮，而采用行星传动不能抬高地隙的情况下，可以采用内啮合圆柱齿轮传动。由于内啮合小齿轮只能采用悬臂结构，刚度差，较难保证轮齿在全齿宽上很好地啮合。所以这种最终传动只在个别小型拖拉机上采用。3.2.3行星齿轮最终传动行星齿轮最终传动结构紧凑，能获得较大传动比，但不能用来提高离地间隙。其结构布置有靠近车轮的、靠近后桥壳体的和无专设驱动轴的三种。行星齿轮最终传动结构比较紧凑，它可在较小的外廓尺寸下获得较大的传动比，又因它有三个行星齿轮沿圆周均布同时传力，故轮齿上所受的作用力较小，工作寿命较长。此外，行星齿轮机构的主动轴和从动轴可以在同一轴线上，这样可以降低拖拉机的重心，提高拖拉机的稳定性。这种传动型式适用于把最终传动布置在靠近驱动轮的位置。但行星齿轮机构的齿轮数较多，故制造成本较高。3.3 最终传动的传动方案及机构简图本次设计的352履带式拖拉机主要用来进行田间耕种，工作条件恶劣。参照国内外拖拉机最终传动装置的基本参数：表3-1国内外拖拉机型号及设计参数由上分析本次设计选择外置式外啮合圆柱齿轮传动，其结构简单且便于维修。机构简图如下图3-1外置式外啮合圆柱齿轮传动机构简图图3-1中1为驱动轮，2为主动齿轮，3为从动齿轮。第四章 总体设计由任务书可知：发动机标定转速neb2000 r/min，标定功率Peb=25.8Kw则其标定转矩为Teb9550Peb/neb=955025.8/2000Nm=123.195Nm4.1机械式传动系统总传动比及各部件传动比的确定4.1.1传动系的总传动比传动系的总传动比是根据拖拉机的工作速度和发动机的标定转速来确定。拖拉机某挡（j挡）的总传动比ij按下式计算： （4-1）式中：neb发动机标定转速（r/min） rd 驱动轮动力半径（m） vij拖拉机某挡(j挡)理论工作速度(km/h)驱动轮节圆直径Dq(mm): （4-2）式中：节距t125mm，齿数z12。结果：Dq482.96mm则rd241.5mm，neb2000 r/min，vi12 km/h，vi510km/h所以总传动比ij18.291.454.1.2 总传动比在各部件间的分配传动系的总传动比ij一般是由变速器传动比ibj、中央传动传动比iz、最终传动传动比im组成。其一般表达式为：ij=ibjizim根据相关设计手册及工作经验。变速器的传动比可以按下式初算：0.6ibjvimax/vimin即ibj的范围是0.65外啮合圆柱齿轮最终传动的传动比im6.5中央传动锥齿轮的传动比iz可由下式确定： （4-3）分配各部件的传动比：im4.62 iz=3.01 ibj=16.25第五章 最终传动设计5.1 最终传动装置主要参数的选择最终传动的传动比较大，齿轮和轴受载严重，径向尺寸受到轮辋尺寸和离地间隙的限制而不能太大。为了在结构紧凑的情况下，保证齿轮有足够的强度，外啮合圆柱齿轮的最终传动常常采用较大的齿宽b和较少的齿数z1。通常主动齿轮齿数z1等于12-15，个别少到9。齿宽b和模数m之比一般为8-10。为了保证大齿轮的齿宽能全部参加啮合及提高小齿轮的弯曲承载能力，小齿轮的齿宽一般略大于大齿轮。齿宽不宜过大，否则在支承刚度不足的情况下，往往造成齿轮因局部偏载而损坏。所以，齿轮的支承刚度对齿轮的寿命影响极大。为了保持齿轮的良好啮合，必须保证两齿轮轴心线的平行度。除了从加工、安装各个环节采取措施外，另一方面就是提高支承刚度，避免本来平行的轴线，受载后因支承变形而变成不平行。具体措施是：1） 改善支承刚度：将悬臂支承改为简支梁支承；采用刚度较大的滚子轴承代替球轴承；轴承直接安装载壳体上，避免安装在和壳体有径向间隙的中间零件上。2） 提高两齿轮轴线平行度：设计时应尽量使四个轴承孔在同一壳体上，便于在一次镗孔中完成加工；对于履带拖拉机，由于驱动轮受力严重，冲击频繁，这些力如传给最终传动壳体，易于导致壳体（尤其是壳体和后桥联接处）损坏。因此，一般常见结构是使驱动轮和齿轮上的力通过轴承经过不转动的后轴，传给后桥壳体。这就是最终传动壳体只有局部承受小齿轮上的力，大部分壳体只起到防护罩作用。现有的一些拖拉机，此轴的刚度仍属不够，常因履带卡入石块或土石方作业负荷过大而变形，影响齿轮啮合。另外在这种结构中，两轴的相对位置受多个加工、安装环节的尺寸链的影响，轴线的平行度不易达到高要求；为了既保证齿轮轴线的平行度，又能改善履带拖拉机最终传动壳体的受力状况，可将最终传动壳体的下部和后桥壳体相联，以加强刚度。这种结构是以油封座的外圆定位，装入传动箱壳体，用螺栓把最终传动壳体和传动箱固定在一起。除从提高最终传动刚度方面改善齿轮的啮合状态来提高承载能力外，还可以通过合理设计齿轮来提高齿轮副本身的承载能力。在拖拉机上，提高齿轮副承载能力的常用方法有：通过齿轮变位，降低小齿轮在单对齿啮合区内界点的接触应力，从而提高其承载能力。一般小齿轮采用较大的正的径向变位系数X1，从动齿轮的变位系数为X2，X1X2，啮合角一般为2022；采用大啮合角的角变位，啮合角增大到2426，以提高单对齿的承载能力。试验和实践表明，这样做能有效地提高最终传动外啮合圆柱齿轮的寿命。但啮合角的增大受齿顶变尖，重合度降低和噪声增加的限制。有些拖拉机的最终传动齿轮是采用高度变位的，即X1X2，当X1很大时，大齿轮削弱较大，容易损坏。新设计的拖拉机已很少采用这种变位方法。最终传动产生局部偏载的另一个主要原因时大齿轮直径较大，淬火后要保证其尺寸精度是困难的。改善办法是小齿轮采用鼓形齿，以消除啮合中偏载的一种方法。鼓形齿的最终传动中的应用，可避免载荷集中在一端，对减少轮齿的变形和应力极为有利，试验表明，可使齿轮因偏载而引起的过高的局部弯曲应力明显降低。根据前面对最终传动装置传动比的分配，结合国内外拖拉机的设计参数。本次设计的主要参数为模数(法面模数) Mn=5.5，齿轮1齿数 z1=13，齿轮1变位系数 x1=0.560，齿轮1齿宽 b1=67mm，齿轮2齿数 z2=60，齿轮2变位系数 x2=-0.327，齿轮2齿宽 b2=58mm，标准中心距 A0=200.75000mm，实际中心距 A=202.00262mm，齿数比 U=4.61538。5.2 最终传动装置强度校核零件设计出来必须满足强度要求，无论是齿轮还是轴都要分析其受力情况。当无法满足强度要求时要及时更换零件。5.2.1 齿轮强度校核名义计算载荷可按下述两方面去计算，取其中较小者。1) 按发动机的标定转矩换算到被计算的零件上去。换算时要考虑发动机至该零件的传动比和传动效率： (5-1)代入数据可得主动齿轮的名义计算载荷： 按驱动轮附着转距计算，也要考虑传动比和传动效率： (5-2)式中：驱动轮胎数或履带数；单条履带承载量；驱动轮动力半径；分别从被计算零件到驱动轴之间的传动比和传动效率；附着系数，履带为0.83。代入数据可得主动齿轮的名义计算载荷T1： T1235000.830.2415/(4.620.980.5) =619.8 Nm则从动齿轮的名义计算载荷T2：T22806.2 NmF2t2T2/d222806200/330N17007.27NF2rF2tcos20sin205466N齿轮的损坏形式有：齿轮折断、齿面疲劳剥落、移动换挡齿轮端部破坏以及齿面胶合。各种变速装置包括此最终传动装置其齿轮的适用条件是相似的，材料、热处理方法、加工方法、精度级别、支承方式也基本一致。因此可以用一些简化的计算公式一样可以进行齿轮的强度计算。齿轮弯曲强度简化计算公式： （53）其中为弯曲应力（MPa）；为圆周力（N）；为计算载荷（Nmm）；d表5-1 设计齿轮参数及计算公式尺寸和参数名称计算公式模数m5.5齿数z及齿数和zz1=13 , z2=60 , z=73齿形角（）20渐开线函数invinvtan-齿顶高系数ha*和顶隙系数c*ha*=1.00，c*=0.25理论中心距 A0(mm)A0=m(z1z2)/2啮合角arccos（z1z2）mcos2中心距变动系数yy（AA0）/m反变位系数z1z22inv-invtan（coscos-1）变位系数和XsumXsum=y变位系数xx1x2Xsum齿顶高ha（mm）ha（ha*x）m全齿高h（mm）h（2ha*+C*）m分度圆直径d（mm）dmz齿顶圆直径da（mm）dad2ha齿根圆直径df（mm）dfda2h基圆直径dp（mm）dpAzz齿距（周节）p（mm）Pm分度圆弧齿厚s（mm）s（22xtan）m齿顶圆压力角aaarccos（db/da ）公法线长度W（mm）Wmcos（k0.5）zinv2xmsin为节圆直径（mm）；为应力集中系数，可近似取1.65；为摩擦力影响系数，主从动齿轮在啮合点上摩擦力方向不同，对弯曲应力的影响也不同：主动齿轮1.1，从动齿轮0.9；b为齿宽（mm）；t为端面齿距（mm），tm，m为模数；y为齿形系数。齿轮接触应力计算公式： （5-4）其中为齿轮的接触应力；F为齿面上的法向力；E为弹性模量（MPa）；b为齿宽（mm）； 为主、从动齿轮节点处的曲率半径。下面列出计算结果：设计参数传递功率 P=7.85(kW)传递转矩 T=757.17(Nm)齿轮1转速 n1=99(r/min)齿轮2转速 n2=21.43(r/min)传动比 i=4.62原动机载荷特性 SF=中等振动工作机载荷特性 WF=强烈振动布置与结构结构形式 ConS=闭式齿轮1布置形式 ConS1=对称布置齿轮2布置形式 ConS2=对称布置材料及热处理齿面啮合类型 GFace=硬齿面热处理质量级别 Q=ME齿轮1材料及热处理 Met1=20CrMnTi齿轮1硬度取值范围 HBSP1=5662齿轮1硬度 HBS1=59齿轮1材料类别 MetN1=0齿轮1极限应力类别 MetType1=13齿轮2材料及热处理 Met2=20CrMnTi齿轮2硬度取值范围 HBSP2=5662齿轮2硬度 HBS2=59齿轮2材料类别 MetN2=0齿轮2极限应力类别 MetType2=13齿轮精度齿轮1第组精度 JD11=7齿轮1第组精度 JD12=7齿轮1第组精度 JD13=7齿轮1齿厚上偏差 JDU1=F齿轮1齿厚下偏差 JDD1=L齿轮2第组精度 JD21=7齿轮2第组精度 JD22=7齿轮2第组精度 JD23=7齿轮2齿厚上偏差 JDU2=F齿轮2齿厚下偏差 JDD2=L齿轮基本参数模数(法面模数) Mn=5.5(2)端面模数 Mt=5.50000螺旋角 =0.00000(度)基圆柱螺旋角 b=0.0000000(度)齿轮1齿数 Z1=13齿轮1变位系数 X1=0.560齿轮1齿宽 B1=67(mm)齿轮1齿宽系数 d1=0.937齿轮2齿数 Z2=60齿轮2变位系数 X2=-0.327齿轮2齿宽 B2=58(mm)齿轮2齿宽系数 d2=0.176总变位系数 Xsum=0.233标准中心距 A0=200.75000(mm)实际中心距 A=202.00262(mm)齿数比 U=4.61538端面重合度 =1.41948纵向重合度 =0.00000总重合度 =1.41948齿轮1分度圆直径 d1=71.50000(mm)齿轮1齿顶圆直径 da1=88.60225(mm)齿轮1齿根圆直径 df1=63.91000(mm)齿轮1齿顶高 ha1=8.55112(mm)齿轮1齿根高 hf1=3.79500(mm)齿轮1全齿高 h1=12.34612(mm)齿轮1齿顶压力角 at1=40.684513(度)齿轮2分度圆直径 d2=330.00000(mm)齿轮2齿顶圆直径 da2=337.34525(mm)齿轮2齿根圆直径 df2=312.65300(mm)齿轮2齿顶高 ha2=3.67262(mm)齿轮2齿根高 hf2=8.67350(mm)齿轮2全齿高 h2=12.34612(mm)齿轮2齿顶压力角 at2=23.185930(度)齿轮1分度圆弦齿厚 sh1=10.83906(mm)齿轮1分度圆弦齿高 hh1=8.96430(mm)齿轮1固定弦齿厚 sch1=9.60855(mm)齿轮1固定弦齿高 hch1=6.80237(mm)齿轮1公法线跨齿数 K1=3齿轮1公法线长度 Wk1=43.70005(mm)齿轮2分度圆弦齿厚 sh2=7.32982(mm)齿轮2分度圆弦齿高 hh2=3.71333(mm)齿轮2固定弦齿厚 sch2=6.47271(mm)齿轮2固定弦齿高 hch2=2.49459(mm)齿轮2公法线跨齿数 K2=7齿轮2公法线长度 Wk2=108.93028(mm)齿顶高系数 ha*=1.00顶隙系数 c*=0.25压力角 *=20(度)端面齿顶高系数 ha*t=1.00000端面顶隙系数 c*t=0.25000端面压力角 *t=20.0000000(度)检查项目参数齿轮1齿距累积公差 Fp1=0.04662齿轮1齿圈径向跳动公差 Fr1=0.04127齿轮1公法线长度变动公差 Fw1=0.02972齿轮1齿距极限偏差 fpt()1=0.01805齿轮1齿形公差 ff1=0.01439齿轮1一齿切向综合公差 fi1=0.01947齿轮1一齿径向综合公差 fi1=0齿轮1齿向公差 F1=0.01653齿轮1切向综合公差 Fi1=0.06102齿轮1径向综合公差 Fi1=0.05778齿轮1基节极限偏差 fpb()1=0.01696齿轮1螺旋线波度公差 ff1=0.01947齿轮1轴向齿距极限偏差 Fpx()1=0.01653齿轮1齿向公差 Fb1=0.01653齿轮1x方向轴向平行度公差 fx1=0.01653齿轮1y方向轴向平行度公差 fy1=0.00827齿轮1齿厚上偏差 Eup1=-0.07221齿轮1齿厚下偏差 Edn1=-0.28884齿轮2齿距累积公差 Fp2=0.08982齿轮2齿圈径向跳动公差 Fr2=0.06031齿轮2公法线长度变动公差 Fw2=0.04156齿轮2齿距极限偏差 fpt()2=0.02024齿轮2齿形公差 ff2=0.01762齿轮2齿切向综合公差 fi2=0.02272齿轮2齿径向综合公差 fi2=0齿轮2齿向公差 F2=0.00630齿轮2切向综合公差 Fi2=0.10745齿轮2径向综合公差 Fi2=0.08443齿轮2基节极限偏差 fpb()2=0.01902齿轮2螺旋线波度公差 ff2=0.02272齿轮2轴向齿距极限偏差 Fpx()2=0.00630齿轮2齿向公差 Fb2=0.00630齿轮2x方向轴向平行度公差 fx2=0.00630齿轮2y方向轴向平行度公差 fy2=0.00315齿轮2齿厚上偏差 Eup2=-0.08095齿轮2齿厚下偏差 Edn2=-0.32380中心距极限偏差 fa()=0.03283强度校核数据齿轮1接触强度极限应力 Hlim1=1384.0(MPa)齿轮1抗弯疲劳基本值 FE1=868.0(MPa)齿轮1接触疲劳强度许用值 H1=1745.2(MPa)齿轮1弯曲疲劳强度许用值 F1=827.9(MPa)齿轮2接触强度极限应力 Hlim2=1384.0(MPa)齿轮2抗弯疲劳基本值 FE2=868.0(MPa)齿轮2接触疲劳强度许用值 H2=1745.2(MPa)齿轮2弯曲疲劳强度许用值 F2=827.9(MPa)接触强度用安全系数 SHmin=1.00弯曲强度用安全系数 SFmin=1.40接触强度计算应力 H=1584.5(MPa)接触疲劳强度校核 HH=满足齿轮1弯曲疲劳强度计算应力 F1=460.5(MPa)齿轮2弯曲疲劳强度计算应力 F2=168.3(MPa)齿轮1弯曲疲劳强度校核 F1F1=满足齿轮2弯曲疲劳强度校核 F2F2=满足强度校核相关系数齿形做特殊处理 Zps=特殊处理齿面经表面硬化 Zas=表面硬化齿形 Zp=一般润滑油粘度 V50=120(mm2/s)有一定量点馈 Us=不允许小齿轮齿面粗糙度 Z1R=Rz6m(Ra1m)载荷类型 Wtype=双向转动齿轮齿根表面粗糙度 ZFR=Rz16m (Ra2.6m)刀具基本轮廓尺寸 圆周力 Ft=21179.580(N)齿轮线速度 V=0.371(m/s)使用系数 Ka=2.000动载系数 Kv=1.003齿向载荷分布系数 KH=1.000综合变形对载荷分布的影响 Ks=1.000安装精度对载荷分布的影响 Km=0.000齿间载荷分布系数 KH=1.100节点区域系数 Zh=2.432材料的弹性系数 ZE=189.800接触强度重合度系数 Z=0.927接触强度螺旋角系数 Z=1.000重合、螺旋角系数 Z=0.927接触疲劳寿命系数 Zn=1.30000润滑油膜影响系数 Zlvr=0.97000工作硬化系数 Zw=1.00000接触强度尺寸系数 Zx=1.00000齿向载荷分布系数 KF=1.000齿间载荷分布系数 KF=1.100抗弯强度重合度系数 Y=0.778抗弯强度螺旋角系数 Y=1.000抗弯强度重合、螺旋角系数 Y=0.778寿命系数 Yn=1.34202齿根圆角敏感系数 Ydr=1.00000齿根表面状况系数 Yrr=1.00000尺寸系数 Yx=0.99500齿轮1复合齿形系数 Yfs1=4.04035齿轮1应力校正系数 Ysa1=1.65457齿轮2复合齿形系数 Yfs2=1.47670齿轮2应力校正系数 Ysa2=1.545555.2.2 轴承寿命校核轴承的寿命的计算公式： （5-5）式中L10的单位为106r。为指数。对于球轴承，3；对于滚子轴承，3.3333。实际计算时，用小时数表示寿命比较方便。此时，上式可以写成： （5-6）其中n代表转速（单位为r/min）。C为轴承的基本额定动载荷，P为实际载荷。滚动轴承的基本额定动载荷时在一定的条件下确定的，如载荷条件为：向心轴承仅承受经向载荷Fr，推力球轴承仅承受纯轴向载荷Fa。实际上，轴承在许多场合，常常同时承受经向载荷Fr和轴向载荷Fa。因此，在进行轴承寿命计算时，必须把实际载荷转换为确定基本额定动载荷的载荷条件相一致的当量动载荷，用字母P表示。这个当量动载荷，对于以承受经向载荷为主的轴承，称为经向当量动载荷，常用Pr表示；对于以承受轴向载荷为主的轴承，称为轴向当量动载荷，常用Pa表示。当量动载荷的一般计算公式： （5-7）式中，X、Y分别为经向动载系数和轴向动载系数。对于只能承受纯经向载荷Fr的轴承 （5-8）对于只能承受轴向载荷Fa的轴承 （5-9）按上式计算出来的只能算是理论数值。实际上，在许多支承中还会出现一些附加载荷，如冲击力、不平衡作用力、惯性力以及轴挠曲或者轴承座变形产生的附加力等等。这些理论上很难精确计算。为了计及这些影响，在对当量动载荷乘上一个根据经验而定的载荷系数。式子就为： （5-10） （5-11） （5-12）本最终传动装置轴承承受轴向力作用，所以采用的是圆锥滚子轴承。下面列出计算结果：设计参数径向力 Fr=5466.03 (N)轴向力 Fa=14477.95 (N)圆周力 Ft=17007.27 (N)轴颈直径 d1=70 (mm)转速 n=21.43 (r/min)要求寿命 Lh=4500 (h)作用点距离 L=120 (mm)Fr与轴承1距离 L1=0 (mm)Fr与轴心线距离 La=165 (mm)温度系数 ft=1润滑方式 Grease=油润滑选择轴承型号轴承类型 BType=圆锥滚子轴承轴承型号 BCode=32014轴承内径 d=70 (mm)轴承外径 D=150 (mm)轴承宽度 B=35 (mm)基本额定动载荷 C=188000 (N)基本额定静载荷 Co=230000 (N)极限转速(油) nlimy=3400 (r/min)计算轴承受力轴承1径向支反力 Fr1=17864.06 (N)轴承1轴向支反力 Fa1=14477.95 (N)轴承2径向支反力 Fr2=0 (N)轴承2轴向支反力 Fa2=14477.95 (N)计算当量动载荷当量动载荷 P1=21436.87 (N)当量动载荷 P2=21436.87 (N)校核轴承寿命轴承工作温度 T120 ()轴承寿命 L10=1390 (106 转)轴承寿命 Lh=68102 (h)验算结果 合格5.2.3 轴校核最终传动装置在工作时，由于齿轮上有圆周力、经向力的作用，其轴要承受转矩和弯矩。要求轴应该有足够的刚度和强度。因为刚度不足轴会产生弯曲变形，结果破坏力齿轮的正确啮合，对齿轮的强度、耐磨性和工作噪声都有不利影响。因此，在设计轴时，其刚度大小应以保证齿轮能有正确的啮合为前提条件。主动轴的校核：图5-1 主动轴受力简图 所以： 所以 所以 弯矩： 所以应力 符合要求。5.2.4 螺栓强度校核如图所示，转矩T作用在连接接合面内，在转矩T作用下，底板将绕通过螺栓组对称中心O并与接合面垂直的轴线转动。为了一起转动，可以采用普通螺栓联接，也可以采用铰制孔用螺栓联接。其传力方式和受轴向载荷的螺栓组联接相同。采用普通螺栓联接时，靠联接预紧后在接合面间产生的摩擦力矩来抵抗转矩T。假设各螺栓的预紧力相同，即各螺栓的预紧力都是。则各螺栓产生的摩擦力相等，并假设此摩擦力集中在螺栓中心处。为阻止接合面发生相对转动，各摩擦力应与各该螺栓的轴线到螺栓组对称中心O的连线相垂直。根据作用在底板上的力矩平衡及联接强度的条件，应有 （5-13）由上式可得各螺栓所需的预紧力为 （5-14）式中：接合面的摩擦系数，见表24； 第i个螺栓的轴线到螺栓组对称中心O的距离； 螺栓数目； 防滑系数，。表52 联接接合面的摩擦系数被联接件接合面的表面状态摩擦系数钢或铸铁零件干燥的加工表面0.100.16有油的加工表面0.060.10钢结构件轧制表面，钢丝刷清理浮锈0.300.35涂富锌漆0.350.40喷砂处理0.450.55铸铁对砖料、混凝土或木材干燥表面0.400.45本校核的螺栓的布置图为下图5-2所示图5-2 螺栓布置受力简图四个螺栓圆周布置，离螺栓组对称中心的距离相同，另外由表23，取。所以 即 式中T为传递的转矩， 所以 紧螺栓联接装配时，螺母需要拧紧，在拧紧力矩作用下，螺栓除受预紧力的拉伸应力作用下，还受螺纹摩擦力矩扭转而产生的转切应力，使螺栓处于拉伸与扭转的复合应力状态下。因此，进行仅承受预紧力的紧螺栓强度计算时，应综合考虑拉伸应力和扭转应力的作用。螺栓危险截面的拉伸应力为螺栓危险截面的扭转切应力为 由于螺栓材料时塑性的，故可以根据第四强度理论，求出螺栓预紧状态下的计算应力为 （515）由此可见，对于M10M16的普通螺纹的钢制紧螺栓联接，在拧紧时虽是同时承受拉伸和扭转的联合作用，但在计算时可以只按拉伸强度计算，并将所受的拉力增大30来考虑扭矩的影响。螺栓危险截面的拉伸强度条件根据式（513）和（5