机械毕业设计（论文）-履带式拖拉机变速器的改进设计Ⅲ【全套图纸】.doc

履带式拖拉机变速器的改进设计履带式拖拉机变速器的改进设计 摘摘 要要 变速器用于转变发动机曲轴的转矩，以适应在起步，加速，行驶以克服各种 道路障碍等不同行驶条件下对驱动轮牵应引力及车速的不同要求。 在我国，由于技术条件的限制，拖拉机所用的变速器都传统的机械式的有级 变速器，这种变速器的变速比是几个固定值。它的结构简单，容易制造；缺点是 由于各挡的转速不同，换挡时不可避免要产生冲击，对齿轮产生损坏。这要用啮 合套来解决，使结构复杂。由于传动比固定，发动机只能够近似的在最加区域工 作。本次设计采用这种变速器。 本次设计主要参照东方红 1302R/1302RA 履带式拖拉机设计，使用说明书上 的基本参数，来完成机械式四轴 6+2 挡变数器设计任务。适用于水田、旱地及菜 园和坡度不大的丘陵地区的农田作业、农业运输等，还可作为农村各种固定作业 之动力。 计算时首先要根据发动机与拖拉机的转速，总传动比，确定变速器各挡的传 动比。对于倒挡可采用同样的方法求出。确定传动比后，根据传动比计算各挡所 需齿轮的模数，齿数，压力角。所有挡均采用直齿圆柱齿轮。然后对其进行校核。 以确定变速器内部结构。 在国外，液压传动，动力传动形式的无级变速已经用于拖拉机，它克服了机 械式变速器的缺点。但它的结构复杂，难于制造。可它有着广阔的前景，通过各 种拖拉机的科研工作者的不断努力，无级变速器一定会得到不断的完善。 此次设计的变速器主要针对普通老百姓，本着经济实用的原则来完成本次设 计，所以在设计选择材料上和实用上需要避免选用一些较为昂贵的材料和单一的 作业，因此本次设计应该较为经济而且在结构布置上也应该较为合理，在市场上 应该得到广大农民的欢迎。 关键词关键词：变速器，啮合套，齿轮，传动比 THE DESIGN OF TRANSMISSION ABSTRACT transmission is used to change engine crank shaft revolution regulation, to fit in withlead the different request responding to the gravitation and speed of a vehicle understarting , acceleration, run to overcoming the various road obstacle In our country, restrict since the technology is conditional, dyadic having of the tradition machinery all is worth transmission used by tractor than level transmission, this transmission speed change being that are several fixed. Its structure is simple , easy to make; The shortcoming is that the rotation rate is different since every blocks , inevitable essential points creation pounds , produces to the gear wheel a breakdown when shifting gears. Want to come to solve with synchronism implement , make structure complicated. Since the transmission ratio is fixed , the engine can, similar works add area most. Capital is designed time adopt this transmission The tractor designs 1302 R/1302RA capital is designed time consulting the East is red mainly , the upper fundamental operating instruction manual parameter, comes to accomplish dyadic four scrolls of 6 + 2 gear variables implements of machinery designing a mission. Farmland school assignment , agriculture transportation applying to the paddy field , dry land and kitchen garden and no big knobs of slope etc., may be various driving force of fixing school assignment of rural area, First, when secretly scheming against want the rotation rate ,general transmission ratio according to the engine and the tractor , ascertain the transmission ratio that transmission blocks respectively. May adopt same method to ask out to reverse gear. Ascertain the transmission ratio queen , secretly scheme against every modulus needed a gear wheel by gear , tooth number , pressure angle according to the transmission ratio. All gear adopt the straight tooth column gear wheel without exception. And then carry out the core of school on the person. To ascertain change gear inner structure. In abroad, hydraulic drive , driving force drive form infinitely variable speeds have already been used for tractor , it has overcome dyadic transmission of machinery shortcoming. Its structure is complicated , but difficult to make. But, it has broad prospects, by the fact that ceaselessness of various tractor scientific research worker making great efforts , stepless transmission being sure to get ceaseless improving and perfecting The transmission designing that this time is aimed at the average common people mainly , design that time according to accomplishing capital coming pragmatic principle of economy, therefore needing to avoid selecting and using a little comparatively expensive material and unitary school assignment on designing that the material choosing is upper and pragmatic, second therefore this design ought to comparatively economical and also ought to on structure arrangement comparatively rational, welcoming ought to get farmers on the marketplace. KEYWORDSKEYWORDS: : transmission , marching collar, gear,gear ratio 4 符符 号号 说说 明明 传动系总传动比； 总 i 驱动半径； d r 驱动轮直径； q D 拖拉机行驶速度； a u 变速箱前常啮合减速齿轮传动比； c i 发动机额定输出转速； eb n 发动机额定输出转矩； eb T 从发动机输出轴到计算零件之间的传动比； i 从被计算零件到驱动轴之间的传动比； i 从发动机输出轴到计算零件之间的传动效率； 从被计算零件到驱动轴之间的传动效率； 驱动轮胎数或履带数；n 附着系数； 驱动轮在胎内压力为 100时的承载能力，或单条履带承载量(N);QMPa 齿宽系数； 节点区域系数； H Z 单齿啮合系数； B Z 弹性系数； E Z 螺旋角系数； Z 传动比；u 使用系数； A K 动载系数； V K 齿向载荷分布系数； H K 齿向载荷分配系数； H K 齿面接触应力； H 许用齿根弯曲应力； HP 齿根接触疲劳极限； HLim 接触强度的最小安全系数； limH S 速度系数； V Z 5 润滑油系数； L Z 粗糙度系数； R Z 齿根弯曲应力； F 齿向载荷分布系数； F K 齿向载荷分配系数； F K 有效接触齿宽； eF b 载荷作用于齿顶时的齿形系数； Fa Y 载荷作用于齿顶时的应力修正系数； Sa Y 弯曲强度计算的重合度系数； Y 弯曲强度计算的螺旋角系数； Y 弯曲强度计算的锥齿轮系数； K Y 试验齿数的应力修正系数； ST Y 相对齿根圆角敏感系数； relT Y 相对齿根表面状况系数； RrelT Y 弯曲强度计算的尺寸系数； X Y 6 目目 录录 第一章 前言.1 第二章 结构设计.2 2.1 概述.2 2.1.1 变速箱的功用.2 2.1.2 对变速箱的工作要求.2 2.1.3 变速箱的工作原理.2 2.2 变速器布置方案的分析.3 2.3 操纵机构的确定.6 第三章 变速器基本参数的设置.7 3.1 传动比的确定.7 3.2 扭矩的确定.8 3.3 变速箱主要参数的确定.8 3.3.1初定中心距.8 3.3.2初定齿轮端面模数 M.8 3.4 确定各档齿轮的齿数.9 3.5 齿轮的变位.10 第四章 轴的校核.13 4.1 输入轴的校核.13 4.2 输出轴的校核.16 第五章 轴承寿命的计算19 5.1 输入轴轴承寿命的计算19 5.2 倒挡轴轴承寿命的计算19 第六章 齿轮强度的校核21 6.1 一挡齿轮的校核.21 6.2 倒一挡齿轮的校核.22 6.3 变速器齿轮材料及热处理.24 第七章 总结 .25 致谢 .26 参考文献 .27 7 第一章第一章 前言前言 本次设计的课题是履带式拖拉机变速器改进设计，当拖拉机带收割机，播种 机，旋耕机等农机具进行作业时不仅要求农机具能够牵引农机具行驶，还需要拖 拉机输出不同的速度以满足不同情况的需要，这部分工作是通过变速器来完成的。 变速器各挡速比与拖拉机的理论速度成反比，因此，变速箱速比范围的大小， 排挡数目以及各挡分配是否合理是评价变速箱性能的重要经济指标根据东方红设 计书上所列的拖拉机的主要作业速度范围，在设计拖拉机变速箱时应该力求在每 种作业的速度范围内排列较多的挡次，以求拖拉机能够高效率高质量地完成各种 作业。 在设计改进变速器时应该克服以下不足： （1）受结构限制，设计前的变速箱难以实现较大的速比范围，致使拖拉机 的工作速度区段较窄。 (2)由于发动机转速已由 1500r/min 提高到 2300r/min，所以齿轮工作时的啮 合线速度以及固定在第二轴上的各挡被动齿轮的齿顶圆线速度均大幅度提高，造 成变速箱噪音大，油温偏高。 （3）由于采用滑动齿轮换挡，变速箱只能够采用直齿圆柱齿轮换挡，这限 制了齿轮传动啮合质量进一步提高的可能性。 所以我以为应该为东方红履带式拖拉机设计一套新的改进的变速箱方案。 第二章结构设计第二章结构设计 8 2.1 概述 2.1.12.1.1 变速箱的功用变速箱的功用 1从传动箱获得的动力一部分通过最终传动装置，传到驱动轮，另一部分传 给旋耕机。 2在发动机转速不变的情况下，可以改变拖拉机行驶速度及旋耕速度。能够 适应不同作业的需要。 3在发动机曲轴旋转方向不变的的情况下，能使拖拉机前进，后退，增加拖 拉机的机动性与灵活性。 4发动机继续工作，拖拉机可以停止行驶，以利于暂时停车及做固定作业。 2.1.22.1.2 对变速箱的工作要求 1应有较多的变速挡以满足各种作业的要求。 2传动效率高，结构要紧凑。 3工作要可靠，要有足够的强度，刚度及耐磨性。 4不会自动脱档或自动挂档，不乱档。 5挂上倒挡及快挡时就不挂其他挡。 6挂上倒档及快档时，就不能挂犁刀变速档。 7不能同时挂两个档。 8换档轻便。 2.1.32.1.3 变速箱的工作原理 变速箱完成变速，前进，倒退，停车等动作，主要是利用齿轮传动的基本规 律，由一系列齿轮来完成。 1、转速和齿数的关系 手摇卷扬机，主动齿轮的齿数为 15 齿，被动齿轮的齿数为 45 齿，当主动齿 轮转 3 圈时，被动齿轮转一圈。由此可以看出： n1/n2=z2/z1=r2/r1=I，其中 n1，z1，r1 分别表示主动齿轮的转速，齿数和半径； n2，z2，r2 分别表示被动齿轮的转速，齿数和半径；I 表示齿轮的传动比。 从公式可以看到：两个齿轮转速的比等于它们齿数的反比。就是说被动齿轮 9 齿数越多，转速越低。 2 2、转速和扭矩的关系、转速和扭矩的关系 主动齿轮和被动齿轮相互作用，它们的作用力用 p 表示，则主动齿轮的扭矩 m1=p1r1，而作用到被动齿轮的扭矩 m2=p2r2。由于作用力和反作用力大小相等， 即 p1=p2。 所以，n1/n2=r2/r1=m2/m1 从公式可以看到：被动齿轮转速降低，它的扭矩就增大。也就是说可以通过 降低被动齿轮的转速，增大牵引力。 3、旋转的方向、旋转的方向 如果在两个齿轮中间再加一只中间齿轮，则主动齿轮与被动齿轮的旋方向相 同，而传动比与扭矩的变化规律不因为增加中间齿轮而发生变化。上面介绍的是 齿轮传动的基本规律。实际拖拉机传动速比变化比较大，发动机转速是 2300 转/ 分，而驱动轮每分钟只转几十转。考虑到结构的紧凑，每对齿轮传动比不宜过大， 必须用一系列的齿轮严密搭配起来才能够完成。 2.2 变速器布置方案的分析 一、变速器传动机构的结构和形式选择 有极变速器与无极变速器相比，其结构简单，造价低廉，具有较高的传动效 率，因此在各种拖拉机上均得到了广泛的运用。 在选定发动机的情况下，变速器挡位数目的增多可以提高发动机的功率，提 高拖拉机的燃油经济性及平均车速，从而可以提高拖拉机的工作效率，降低成本。 但挡位的增多也使变速器的尺寸及质量增大，结构复杂，制造成本提高，操纵也 复杂。当采用手动的机械式操纵机构时要迅速，无声换挡，对于 6 个前进挡的变 速器来说是困难的。所以本次设计来改造 6+2 挡变速器。 三轴变速器与四轴式相比，结构简单，紧凑且传动效率高，噪声低等优点。 但由于结构限制，本次设计只能够按四轴进行改造。 四轴式变速器的动力由第一轴输入，由第二轴输出，其中第一轴，第四轴是 六个前进挡的轴，中间轴上是两个倒挡的轴，这样布置，变速器的齿轮和轴承不 承载，变速器的传动效率高，噪声低，齿轮和轴承的磨损少。本次设计的变速器 10 齿轮都是啮合套直接啮合方式啮合的齿轮传动，前进挡四挡和六挡，倒挡的一， 二挡的动力需要通过一轴，中间轴和四轴的两对齿轮传递给二轴然后输出。这样 齿轮传动啮合质量进一步提高。 图（2-1）变速器方案传动图 二、变速器零部件结构分析与形式选择 （1）齿轮形式 直齿圆柱齿轮工作时没有轴向力且加工简单，运转平稳，噪音低，寿命长等 优点得到广泛采用，其啮合时齿数均匀，转动惯量也比较均匀。 （2）轴的结构与分析 变速器轴在工作时承受转矩，轴的明显变形将影响齿轮的正常啮合，产生较 11 大的噪声，降低使用寿命。轴的形状除应保证其强度与刚度外，还应该考虑到轴 的加工工艺。 第一二四轴和中间轴都做成渐开线形花键轴，齿侧之间为动配合。 （3）轴承形式 变速器多采用滚动轴承，即使深沟球轴承，和圆柱滚子轴承，根据变速器的 结构选定，再验算其寿命。 本次设计都采用深沟球轴承。 （4）换挡机构的结构形式与分析 换挡机构的结构形式有同步器，啮合套和直齿滑动齿轮等三种 同步器虽然结构复杂，制造成本高，精度要求严，轴向尺寸大。但可以保证 挂挡平顺，使操作简化，减轻驾驶员的劳动强度。 啮合套结构简单，制造容易，维修方便，换党行程较短，且由于同时承受冲 击载荷的结合齿数较多，故冲击和磨损较轻，噪声低，而齿轮又不参与换挡，因 此它不会过早产生损坏。 变速器因结合齿端磨损，轴的刚度不足及振动等原因在工作中自动脱档。为 防止变速器自动脱档，在结构上可采取如下的措施： （1）结合位置时，使结合套的两端超过被结合痴端部约 23mm，即越程结 合；或使两结合齿的结合位置错开 23mm，即错位结合。 （2）将挂挡后处于结合的啮合套座的那个齿圈的受力齿侧切去 0.20.3mm 的厚度，这样如发生脱档时则会被另一齿圈的端面挡住，从而制止自动脱档。 （3）将结合齿的工作面加工成斜面，形成倾斜角 1.5-2倒锥齿侧，使结合 面产生阻力，能有效阻止自动脱档，或将结合齿的齿侧加工成台阶形状以防止自 动脱档。 2.3 操纵机构的确定 变速器的操纵机构有变速杆，拨叉轴，自锁与互锁装置，倒挡安全装置等组 合于变速器盖上。应结构简单，操纵安全，挡位清晰，变速器杆的换挡位置合理， 挂挡准确，迅速，安全可靠。 12 按动作原理，变速器操纵机构除采用机械式外还有液压式，气动式，电控式 以及它们之间的组合；按变速器的位置机械式的又分为直接操纵与远程操纵。 本次设计采取机械式直接操纵。 13 第三章第三章 变速器基本参数设变速器基本参数设 已知所设计的变速器的参数如下： 拖拉机质量：m=73500 kg 最小转弯半径： r=0.346m 变速器总传动比：I 总=21.315 前进挡速度范围：v=3.85-13 h km 倒档速度范围：v=2.5-6 h km 发动机额定转速：N=2300 min r 3.13.1 传动比的确定 （3-1） U rNI377 . 0 i =22.8923 0 max max 377 . 0 U rN 1055.13 346 . 0 2300377 . 0 i=1.074 min 315.21 8923.22 i = =77.737 0 min min 377 . 0 U rN 85 . 3 346 . 0 2300377 . 0 i=3.647 max 315.31 737.77 各挡传动比分配如下： 14 表 3-1 各挡传动比 档位 分类 一挡二挡三挡四挡五挡六挡倒一倒二常啮 合一 常啮 合二 传动比 I 3.6472.3892.0504.3811.4822.4163.5622.4212.1182.251 3.23.2 扭矩的确定 Ft=F Q=mgQ（3-2） maxz Ft=7.59.810001.0=735100（其中 Q=1.0） max T = =1200 NM(其中 yt=0.98) 2 yt I rFt 总 max 3.33.3 变变速箱主要参数的确定 3.3.13.3.1 初定中心距(变速箱中心距离即齿轮壳体孔中心距) K (3-3) 22 3 T 式中：K-中心距系数 k=1416 取 k=14.823 T -变速箱输出轴计算转矩 2 =K=14.82310.625=157.5mm 2 3 1200 3.3.23.3.2 初定齿轮端面模数 M M=（0.40.6）(3-4) 3 2 T 取 M=5 3.43.4 确定各档齿轮的齿数 15 已知一挡齿轮齿数计算按如下公式进行： 齿数和 ：Z= =Z12+Z11(3-5) M A22 传动比 ：I =Z/Z.(3-6) 1112 中心距：A =157.5mm 2 模数：M=4 传动比：I=3.64 计算得：Z=16.946 Z=61.8 1211 取 Z=62 Z=17 1112 其余各挡按此公式计算得到数据如下： 表 3-2 各挡齿轮参数 分类 档位 模数 m 主动齿 轮齿数 从动齿 轮齿数 一挡41762 二挡51843 三档52041 四挡51937 五档52537 六挡52927 倒一挡52237 倒二挡52832 第一对常 啮合齿轮 53617 第二对常 啮合齿轮 53616 3.53.5 各档齿轮的变位 16 标准中心距 a= 2 21 zzm 实际中心距 coscos aa 变位系数和 inv zz xx intan )(2 21 21 中心距变动系数 y= (3-10) m aa 齿顶高变动系数 k= (3-11)yxx 21 啮合角 (3-12) coscos aa 齿顶高 (3-13)mkxhh aa )( * 齿根高 (3-14)mxchh af )( * * 顶圆直径 (3-15)222(2 * kxhzmhdd aaa 根圆直径 (3-16)222(2 * * xchzmhdd aff 分度圆直径 (3-17)mzd 3.5.13.5.1 一档齿轮的变位一档齿轮的变位 已知 ：a= 157.5，a = 158，r =20，acosr=acosr 得到 r=19.49 1 Inv r=tan r- r=0.01394 Inv r=tanr-r= 0.0150 Inv r=2（X+X）tanr/（Z+Z）+invr 1212 X+X=（inv r-invr）（Z+Z）/2tanr=-0.115 1212 查文献 4 中第 994 页： 选 X=0.105 X =-0.22 12 y= （a-a）/m=-0125 k=X+X -y=0.01 12 分度圆 ：d =mZ=68 11 d =mZ =248 22 17 齿顶圆 ：da =d +2ha=m（Z +2ha*+2X -2k）=76.76 1111 da =d +2ha= m（Z +2ha*+2X -2k）=254.16 2222 齿根圆 ：df =d -2hf=m（Z -2ha*-2C*+2X ）=58.84 1111 df = d -2hf= m（Z -2ha*-2C*+2X2 ）=236.24 2222 3.5.23.5.2 其他各挡齿轮变位的计算其他各挡齿轮变位的计算 以下还有二挡，三挡，四挡，五挡，倒一挡齿轮和两对常啮合齿轮均需要变 位，方法如上。其余各挡不需要变位，直接计算即可。最后所得数据如下： 表 3-3 各齿轮参数 分类 档位 分度圆直径 d0 齿根圆直径 df 齿顶圆直径 da d1=68df1=58.84da1=79.96一挡 d2=248df2=236.2da2=254.36 d1=90df1=86.52da1=103.9二挡 d2=215df2=208.6da2=229.45 d1=100df1=96.55da1=113.95三档 d2=205df2=198.6da2=219.41 d1=185df1=172.5da1=195四挡 d2=95df2=82.5da2=105 d1=125df1=115.92da1=138五挡 d2=185df2=174.5da2=196.58 d1=135df1=122.5da1=145六挡 d2=145df2=132.5da2=155 d1=110df1=100.8da1=123倒一挡 d2=185df2=174.5da2=196.05 倒二挡d1=140df1=127.5da1=150 18 d2=160df2=147.5da2=170 d1=85df1=74.41da1=95.58第 一 对 常 啮 合 齿 轮d2=180df2=166.9da2=188.16 d1=80df1=68.09da1=90.59第 二 对 常 啮 合 齿 轮d2=180df2=166.91da2=188.16 第四章第四章 轴的校核轴的校核 4.1 一档传动轴（输入轴）的校核 1.轴的受力分析： （1）齿轮上的作用力： 转矩：=T 总/i 1 T 圆周力：=2000/ 1t F 1 T 1 d 径向力：=tan20 1r F 1t F （2）受力简图： 337mm34mm m Fv1 Fv2 Fr Ft 图 4-1 受力简图 19 齿轮上作用力的大小： 转矩：=T 总/I=1200/3.64=329.67NM 1 T 圆周力：=2000/ =2000329.67/68=9696.176N 1t F 1 T 1 d 径向力： =tan20=9696.176tan20=3529.11945N 1r F 1t F 求轴承的支反力： 337mm34mm m Fv1 Fv2 图 4-2 水平面受力图 水平面：= /L=9696.176337/371=8807.57N 1v F 1t F2L =L2/L=9696.17634/371=888.59N 2v F 2t F 337mm34mm m Fh1 Fh2 图 4-3 垂直面受力图 垂直面：=L2/L=3529.1234/371=323.423N 1h F 2r F =L1/L=3529.12337/371=3205.69N 2h F 1r F 画弯矩图： 20 337mm34mm m299.45NM 108.99NM 318.67NM 329.67NM 375.06NM 图 4-4 水平弯矩图，垂直面弯矩图，合成弯矩图和转矩图 画计算转矩图： =-b0b=0.6 Mc=375.06NM 2 2 TM 按弯扭合成应力校核轴的强度 =Mc/W=Mc/0.1（d） =375.061000/0.1（46） =38.53Mpa 33 b =60Mpa 21 所以强度足够 4-2 一档传动轴（输出轴）的校核 1 轴的受力分析： （1）齿轮上的作用力： 转矩：=T 总/i 1 T 圆周力：=2000/ 1t F 1 T 1 d 径向力：=tan20 1r F 1t F （2）受力简图： 332mm39mm m Fv1 Fv2 Fr 图 4-5 受力简图 齿轮上作用力的大小： 转矩：=T 总/I=1200/3.64=329.67NM 2 T 圆周力：=2000/248 =2000329.67/248=2658.63N 2t F 2 T 径向力：=tan20=2658.63tan20=967.66N 2r F 2t F 求轴承的支反力： Ft 22 332mm39mm m Fv1 Fv2 图 4-6 水平面受力图 水平面：=L1/L=2658.63332/371=2379.15N 2v F 2t F =L2/L=2658.6339/371=279.47N 1v F 2t F 332mm39mm m Fh1 Fh2 图 4-7 垂直面受力图 垂直面： =L2/L=967.6639/371=101.72N 1h F 2r F =L1/L=967.66332/371=865.93N 2h F 2r F 画弯矩图： 23 332mm394mm m92.78NM 33.77NM 98.73NM 329.67NM 221.07NM 图 4-8 水平面弯矩图，垂直面弯矩图，合成弯矩图和转矩图 画计算转矩图： =0.6 b b0 Mc= 221.07NM 2 2 TM 按弯扭合成应力校核轴的强度 = /W= /0.1（d） =221.071000/0.1（56） =12.585Mpa c c m c m 33 b =60Mpa 25 所以强度足够 26 第五章第五章 轴承寿命的计算轴承寿命的计算 5-1 输入轴轴承寿命的计算 由前面计算已知：（选用轴承型号为深沟球轴承 6408，d=40，D=110，b=27，Cr=65.5kN） Fv1=888.59N， Fv2=8807.57N，Fh1=323.423N，Fh2=3205.69N FR1=945.618N，FR2=9372.819N 22 11fhfv 22 22fhfv p1=FR1,p2=FR2 又 FR1 FR2 P=fpFR2 选 fp=1.3 p=1.39372.819=12184.66N 轴承的寿命为：（其中 ft=1 Cr=65.5kN） Lh=（10） （cft/P）/602300=2565.679h 63 所以符合要求 5-2 倒档轴轴承寿命的计算 选用轴承型号为深沟球轴承 6408，d=40，D=110，b=27，Cr=65.5kN 220mm152mm 1v F 2v F Fv2 5-1 水平面受力图 27 水平面支反力： =2502.279N，=3622.46N 1v F 2v F 220mm152mm m 1v F 2v F 5-2 垂直面受力图 垂直面支反力：=910.937N，=1318.46N 1h F 2h F =2662.61N，=3854.938N 1R F 22 11fhfv 2R F 22 22fhfv p1=,p2= 1R F 2R F 又 1R F 2R F P=fp 选 fp=1.3 2R F p=1.33854.938=5011.4N 轴承的寿命为：（其中 ft=1 Cr=65.5kN） Lh=（10） （cft/P）/602300=6179.59h 63 所以符合要求。 28 第六章第六章 齿轮强度的校核齿轮强度的校核 6.1 一挡齿轮的校核（齿轮承载能力的计算） 这里校核常用挡一挡的齿轮,齿轮的材料选用：20CrMnTi 一 、按齿面接触应力校核： = H H Z B Z E ZZKHKHKVKA u u bd Ft 1 1 式中：节点区域系数=2.5 H Z H Z 弹性系数取=189.8 E Z E ZMpa =1 B Z B Z 螺旋角系数取=1ZZ =1200/3.64=329.64NM 1 T =2000/=2000329.67/68=9696.176 N 1t F 1 T 1 d =28 mm,m=4,u=3.64,=1.25,=1.05,=1.2,=1.1 1 b A k v k h k HR K =2.51189.81 1h 1 . 12 . 105 . 1 25 . 1 64 . 3 64 . 4 2868 176.9696 =1591.284Mpa =/ HP limH 1v Z 1 Z 1R Z limH S 其中=1650Mpa,= 1 ,=0.985 limH limH S 1v z l z R z =/ =16500.985/1=16525.25Mpa HP limH 1v z l z R z limH S 1H HP 齿轮 1 按接触强度满足要求 齿轮 2： 29 =2.5189.81 2H 1 . 12 . 105 . 1 25 . 1 64 . 3 64 . 4 24828 176.9696 =833.25Mpa 2H HP 齿轮 2 按接触强