毕业设计（论文）-履带式行走底盘设计（全套图纸）.pdf

1 履带式行走底盘设计 学 生： 指导老师： （湖南农业大学工学院，长沙，410128） 摘 要：履带式底盘的结构特点和性能决定了它在农田机耕作业中具有明显的优势。根据农 田作业对拖拉机的要求，进行履带式农用拖拉机底盘的设计。项目研究对提高农机设计水平和农业 机械化技术水平具有重要意义。 该研究应用农业机械学、汽车拖拉机学、机械设计、机械原理等理论，对履带式行走底盘的驱 动行走系统进行了理论分析与研究， 完成了履带底盘主要工作参数的确定和力学的计算。 利用 Auto CAD、Pro/E 等工程软件完成了底盘的整体设计，达到了技术任务书的要求。从而得到了整体机架 与其相关配合的结构框架，对以后的进一步分析提供了一定的资料。 关键词：履带；底盘；行走装置；设计 全套图纸，加全套图纸，加 153893706 Crawler Type Walking Chassis Design Students: Sun Qianqian 2 Instructor: Li Junzheng (College of Engineering , Hunan Agricultural University, Changsha 410128, China) Abstract: The crawler chassis structure features and performance determines it having obvious advantages in farmland machine- cultivated homework. According to the requirements of farmland homework on tractor designs caterpillar agricultural tractor chassis . Research projects to improve the level of agricultural machinery design level and the agricultural mechanization technology is of great significance. The research application agricultural mechanics,automobile tractor, mechanical design, mechanical principles such as theories ,the crawler walking chassis drive walking system has carried on the theoretical analysis and research, which completed the crawler chassis determination of main working parameters and mechanical calculation. Use of Auto CAD, Pro E engineering such as software to complete the overall design of the chassis, has reached the requirement of technical specification. Thus, get the whole frame related with the structure of the framework, which provides some information later for the further analysis . Key words: Track; Chassis; Walking device; Design 1 前言 1.1 该研究的目的及意义 履带式拖拉机的结构特点和性能决定了它在农田机耕作业中具有明显优势。 首先，履带式拖拉机的接地比压相对较低,从 51.8KW 到 118.4 KW 的各型拖拉机的 接地比压为 3050KPa,而同级别的轮式拖拉机接地比压要大的多。以 96.2 KW 拖拉机 为例: 东方红 1302 履带机接地比压(装推土铲)为 47.7KPa;东方红 1304 轮式机的接 地比压约为 104 KPa, 相当于履带拖拉机的二倍多。无论是整地耙地作业还是播种作业 履带式拖拉机比轮式拖拉机都占有绝对优势。 其次，履带式底盘的拖拉机不会对翻耕过的土壤造成多次反复的碾压，而轮式底 盘在整地和耙地作业时轮胎在翻耕过的土壤上反复碾压，造成对土壤的多次压实，不 利于播种后种子的生长发育。因此，研究履带底盘的性能具有极其重要的意义。 最后，几乎所有近山区种植粮油作物的农户毫无例外的选择履带式拖拉机。由于 山区的大部分耕地坡度较大,而轮式拖拉机在坡地作业时稳定性差、不安全、作业质量 也差。农户普遍选择履带式拖拉机进行犁地、耕地、耙地作业。与轮式拖拉机相比， 3 履带式拖拉机完成的作业量可达到总作业量的 6070。 因此，综合考虑,本设计围绕履带式行走底盘的相关资料对其进行相应的设计及创 新。 主要以参考农业机械为主， 并且相应的履带为橡胶履带,结合现有的底盘进行设计。 此款履带拖拉机适用于我国旱地，特别是平原地区，在坡度不大的山区也可使用。 1.2 履带式行走底盘设计的国内外发展状况 1.2.1 国外的研究与发展 底盘的作用是支承、安装发动机及其各部件总成，形成车辆的整体造型，并传递 动力，使整车产生运动，保证正常行驶。 在国外，履带式行走底盘研发较早。早在1986年 W.C.Evans 和 D.S.Gove 在硬地面 和已耕地上,完成了1种橡胶履带与1种四轮驱动拖拉机牵引性能实验的研究。在相同的 底盘结构情况下，橡胶履带牵引效率与动态牵引比要高,在已耕地和硬地面上其最大牵 引效率是85%90%,四轮驱动拖拉机是70%85%。此后又有许多橡胶履带拖拉机与四轮 驱动拖拉机性能试验的研究，如橡胶履带拖拉机与四轮驱动拖拉机在4 种地面(未耕、 已耙过、已犁过燕麦茬地和玉米茬地)的牵引性能(动力牵引比、牵引系数与打滑率） 的关系等。 在市场发展方面，国外生产的履带拖拉机在技术水平、生产能力等性能方面具备 较强的竞争能力。履带拖拉机国际上的竞争对手是卡特匹勒公司的橡胶履带拖拉机系 列产品。一拖公司的产品无论是技术水平、还是生产能力都不具备竞争能力，只有价 格有吸引力，但从性能价格比分析，一拖产品还是处于劣势。因此，公司的新一代大 功率橡胶履带拖拉机将尽快投放市场，借以巩固传统市场，发挥竞争优势。 1.2.2 国内的研究与发展 我国生产履带底盘的历史较短，与起重机的发展基本相同，与世界先进国家相比， 国内履带底盘的技术含量低、系列化程度低，在制造和设计上还存在一定的差距。近 年来，国内履带起重机的快速发展，给履带底盘的发展带来了机遇，系列得以不断的 提高。 20多年来,国内部分院校、研究院所和企业对橡胶履带车辆做了一定的研究，如: 中国农业机械化研究院及南京农业机械化研究所对水稻收割机橡胶履带的研究,青岛 建筑工程学院对橡胶履带接地齿接地压力的试验研究,中国一拖集团有限公司对橡胶 履带拖拉机的研究和杭州永固橡胶厂对橡胶履带的研究等。下面主要介绍在橡胶履带 拖拉机方面的研究。1994 年中国一拖集团有限公司在牵引力等级为3 t 级的履带拖拉 机上,对采用金属履带和橡胶履带进行了比较试验,试验在硬黄土地面上进行。与此同 4 时，相关的底盘也有了一定的发展。此后,一拖公司还对采用橡胶履带的拖拉机、推土 机进行了使用试验。主要是橡胶履带的耐磨性试验,橡胶履带的脱轨试验,橡胶履带的 寿命试验,不同结构橡胶履带的可靠性试验,橡胶履带的伸长试验以及通常性的作业查 定。 国内市场上的履带拖拉机及变形产品，目前仍然是一拖的产品为主导。这类产品 的销售由于受国家宏观经济政策的影响，处于波动状态。无论是作为工程机械变型、 农田作业牵引或驱动动力，还是作为农业机械行走底盘，其功能并非轮式拖拉机可以 完全替代的。但受国家政策和大功率轮式拖拉机发展的影响，长远看会在市场竞争中 处于被动局面。总之，与履带相对应的底盘作为相关机械的行走机构，其发展方向始 终围绕着安全可靠性、操作舒适性、环保节能等方面发展，在这方面国内外一直在不 断的努力改进中。 2 设计任务书 2.1 总体设计依据 履带式底盘是机器的重要部件，它对整个装置起着支撑作用。所以根据现有工业 的履带机械（挖掘机）再结合农用的履带（拖拉机）对整个装置进行较完整的配合与 加工等一系列的设计。 2.1.1 设计要求 在现有的机械资料的基础上，充分考虑到实际的要求，应满足结构的紧凑及其配 合的合理。同时，要对应该计算的部分进行必要的计算，但是实际的情况有所不同， 应该根据实际作为标准结合计算的数据进行综合考虑，争取找到比较好的方案和结构。 本设计采用现在相关工业机械上的一些底盘设计与实物作为参考，综合考虑底盘 结构，使其可以在不同的地域都可较好的支撑机体使其可以正常的工作。本设计对驱 动轮、支重轮、导向轮的特殊结构设计，使整个底盘结构较好的适应多山的环境。 2.1.2 设计内容 （1）产品的用途估计； （2）主要技术参数、性能参数的确定； （3）履带底盘结构分析及其确定； （4）行走装置的设计； （5）履带车辆相关性能的计算和确定； （6）重要零部件的设计及校核。 5 2.2 产品的用途 本次设计的履带底盘是对相应小功率农用机械使用的。目前这个设计主要是考虑 在半干旱及干旱条件下使用，比如用在烟草、油菜等作物的种植和收获机械平台上。 一些地区，如山区，丘陵等难以行走的复杂地面有着较好的普及潜力。同时，它可以 提高相关作业的效率，有效的提高农民的经济收入。 2.3 产品的主要技术指标与主要技术参数 这里参照小型农用拖拉机履带底盘设计的指标及参数，见表 1。 2.4 设计的关键问题及其解决方法 设计的关键问题是在保证正常工作条件下，其结构尽可能的简单方便。同时，要 注意结构的合理性与正确性。 本次设计采用六角螺母的定位方法，使其在结构上基本一致，同时结构也紧凑的 连接，初步达到设计的目的。还有，对于履带转向的控制，主要是通过设置主动轮的 运动，采用单边离合的方式，以某一边为中心进行转向。 表 1 履带式行走底盘设计主要技术指标与技术参数 Table 1 Crawler type walking chassis design main technical indicators and parameters 3 设计方案的比较分析与选择 3.1 行走底盘方 案 3.1.1 履带式底盘与轮式底盘的比较 底盘可以分为履带式与轮式，轮式底盘运用较广，但是它的牵引附着性能差，在 坡地、粘重、潮湿地及沙土地的使用受到一定的限制。虽然大功率轮式拖拉机具有轮 距调整方便、轴距长、质量分配均匀、充气轮胎有减振性,行驶中地面仿形性好, 振动 小、运输速度快,综合利用率高等优点，但是不适于低湿地作业。而且,引进国外的具 有世界先进技术水平的大功率轮式拖拉机,价格和维修费用都较高。大功率轮式拖拉机 序 号 项 目 单 位 参 数 1 整机重量 kg 600 2 行走速度 m/s 0.51.5 3 驱动轮半径 mm 约 108 4 发动机的功率 kw 8 左右 5 履带高度 mm 360 6 底盘轴距 mm 860 7 底盘轨距 mm 450 8 履带板宽 mm 200 9 底盘高度 mm 400 6 机重一般在55008500kg, 接地面积比履带拖拉机小,因此接地压力较大，土壤易板结， 不利于土壤的蓄水保墒和作物的生长，即使经过深度翻耙,依然会保持碎小的板结硬块, 土壤的显微结构遭到了破坏。履带式底盘牵引附着性能好，单位机宽牵引力大、接地 比压低、越远性能强、稳定性好，结构紧凑，容易操纵，在坡地、粘重、潮湿地及沙 土地使用时性能显著。两者比较采用履带式底盘更加适应多山的地貌特征。 履带底盘又分为金属履带底盘和橡胶履带底盘。金属履带拖拉机牵引力大，适合 重负荷作业(如耕、耙等)，接地比压小,对农田压实、破坏程度轻,特别适合在低、湿 地作业, 而且除田间作业外, 还在农田基本建设和小型水利工程中用作推土机, 综合 利用程度较高。但其主要缺点是在潮湿和砂性土壤上行走装置,如支重轮、导向轮、托 带轮及履带板(俗称三轮一板)磨损较快, 维修费用高,作业速度较慢,随着公路网发展, 金属履带拖拉机转移越发困难,使用不便。 橡胶履带拖拉机采用方向盘操纵的差速转向机构,可控性强,机动灵活,转弯更省 力,履带接地面积大,并有减振效果,乘坐舒适,由于接地比压低,对地面破坏程度轻,尤 其适于低湿地作业,并可大大提高作业速度,改善道路转移适应性。橡胶履带寿命长， 维修保养费用和转移运输费用低。在开荒、改造中低产田、沙壤土质地区,显示出极强 的优越性。其缺点是初置成本高。 3.1.2 方案的确定及总体设计 依据轮式与履带机械的特点，及其以上所叙述的比较分析，综合考虑后得出本设 计采用橡胶履带进行底盘设计，并且采用传统模式的设计方法。 根据农业机械学、汽车拖拉机学、机械设计、机械原理等理论，对履带式行走底 盘的驱动行走系统进行了理论分析与研究，完成了履带底盘主要工作参数的确定和力 学的计算。 （相关计算见后面第 4 部分） 3.2 履带行走装置的设计 3.2.1 履带行走装置的结构组成及其工作原理 履带行走装置有“四轮一带” （驱动轮、支重轮、导向轮、拖带轮及履带） ，张紧 装置和缓冲弹簧，行走机构组成。如图 1 所示。 7 1-履带；2-驱动轮；3-托带轮；4-张紧装置；5-缓冲弹簧；6-导向轮；7-支重轮；8-行走机构； 1 - Track; 2 - Driving wheel; 3 - Towing wheel ; 4 - Tensioning device ; 5 - Buffer spring; 6 - Guide wheel; 7 - Roller; 8 - Walking mechanism; 图 1 履带底盘结构图 Figure 1 Crawler chassis structure 履带行走机构广泛应用于工程机械、拖拉机等野外作业车辆。行走条件恶劣，要 求该行走机构具有足够的强度和刚度，并具有良好的行进和转向能力。 履带与地面接触，驱动轮不与地面接触。当马达带动驱动轮转动时，驱动轮在减 速器驱动转矩的作用下, 通过驱动轮上的轮齿和履带链之间的啮合, 连续不断地把履 带从后方卷起。接地那部分履带给地面一个向后的作用力, 而地面相应地给履带一个 向前的反作用力, 这个反作用是推动机器向前行驶的驱动力。当驱动力足以克服行走 阻力时, 支重轮就在履带上表面向前滚动, 从而使机器向前行驶。整机履带行走机构 的前后履带均可单独转向，从而使其转弯半径更小。 3.2.2 履带 履带工作条件恶劣，必须具备足够的强度和刚度，耐磨性能要求良好，质量较轻 以减少金属的消耗量，并减轻履带运转时的动载荷，履带和地面要有良好的附着性能， 保证能发出足够的牵引力，还要考虑减少行驶及转向的阻力。根据设计方案，本机初 定整机质量为 600kg，选择橡胶履带总条数为 2 条。 履带支承长度 L，轨距 B 和履带板挂宽度 b 应合理匹配，使接地比压，附着性能和 转弯性能符合要求。令 0 L 表示为接地长度，单位 m， 0 h 表示履带的高度，单位 m，G 表 示机器整机重量，单位为 kg。则有经验公式知： mGL832. 060007. 107. 1 33 0 = mmL830 0 =取 mmhLL107036067. 083067. 0 00 +=+ 4 . 12 . 1 0 B L 取mmB450 8 22 . 0 18 . 0 0 L b 取mmb200 履带节距 0 t 和驱动轮齿数 z 应该满足强度、刚度要求。在此情况下，尽量选择小 的数值，以降低履带高度。 根据节距与整机重量的关系：,) 5 . 1715( 4 0 Gt = 其中 0 t 的单位为 mm,G 的单位为 kg。则mmGt108)5 .1715( 4 0 = 表示履带全长令 L 则mmt zt LL52.22724010867. 0 2 1086 83022 3 2 2 1 2 2 0 0 0 =+ +=+ + 根据计算的与实际的资料,选择履带宽为 200mm,总长 2300mm。 3.2.3 驱动轮 在履带作业机械上，多数都是把驱动轮布置在后方，这样布置的优点是可以缩短 履带驱动区段的长度，减少因驱动力造成履带销处的磨擦损失，延长了履带的使用寿 命，且不易造成履带下部拱起，避免了转向时履带脱落的危险，有利于提高行走系统 效率。驱动轮中心高度应有利于降低重心（或车身）高度和增加履带接地长度，改善 附着性能，因此驱动轮高度应尽量小。本设计选择驱动轮后置，齿数为6=z，如下图 所示 图 2 驱动轮图 Figure 2 Driving wheel figure 则驱动轮直径 mm z t D216 2 1 108 180 sin 0 = = 9 式中： 0 t -履带节距。 由公式 )2( +=zmda； 得模数27=m 分度圆直径 mmmzd180= ； 齿根圆直径 mmzmd f 172)5 . 2(=； 齿顶高 mmmha27=； 齿根高 mmmhf3425. 1=； 齿高 mmhhh fa 51=+=。 3.2.4 导向轮、支重轮和托带轮 导向轮的前后位置根据驱动轮位置而定，通常布置在前面。导向轮用于引导履带 正确绕转，可以防止跑偏和越轨，导向轮中心离地面高度应有利于降低重心。本设计 选择导向轮前置，其直径比驱动轮直径略小，即。取180mmD, 9 . 08 . 0/ K = K DD 支重轮的个数和布置应有利于使履带接地压力分布均匀。农业用行走机构工作多 在山区或丘陵地区，路面多为土路，履带装置需要较小的平均接地比压，支重轮的压 力要分配均匀。因此，对于小型农用履带拖拉机应采用直径较小的多个支重轮。本设 计选用 8 个支重轮，其直径mmdDd k 150,) 18 . 0(=取。支重轮的排列应考虑机器的 平稳性，两支重轮之间的距离 s 一般为 1.5 0 t ，取 s=150mm,其目的是保证行走装置在 任何时候都有支重轮作用在履带的铁齿上，从而减少或消除机器行走过程中的起伏落 差，提高机器行走的平稳性，减少行驶阻力。 托带轮的作用是拖住履带，防止履带下垂过大，以减少履带在运动中的振跳现象， 并防止履带侧向滑落。托带轮与支重轮相似，但其所承受的载荷较小，工作条件较支 重轮要好，所以尺寸较小。本设计选用 2 个直径为 100mm 的托带轮。 3.2.5 张紧装置 张紧装置的缓冲弹簧必须有一定的预压量，使履带中产生预张紧力。其作用是前 进时不因稍受外力即松弛而影响履带销和驱动轮齿的啮合，倒退时能产生足够的牵引 力，确保履带销和驱动轮齿的正常啮合。 张紧弹簧由于装置的反冲作用，在右方顶着导向轮使其在工作过程中，始终保持 一定的张紧状态，从而使履带张紧导向轮导向。张紧装置示意图如下： 10 图 3 张紧装置示意图 Figure 3 Tensioning system schematic diagram (1)弹簧的选择。因张紧装置的作用，是通过弹簧对导向轮的推动从而达到张紧的 作用。因此，选用压缩、拉伸弹簧即可。对于选材采用通用的材料（ n MSi260）即可。 运用公式求得隔振弹簧的刚度： 2 2 1 Km = （1） 式中： z -隔振系统频率比； m -振动质体总重量kg ；取kgm50=； -振动频率。 由srad n 209 30 14 . 3 2000 30 = = 则代入公式 m N m 552 22 2 1024 . 2 1037 . 1 20950 43 11 K 2 = 则通过计算知弹簧的刚度为 m N 4 105 . 4。按工作的载荷进行计算时，许用应力应 适当取低，取 Pa 8 100 . 3=，弹簧的工作载荷约为N400。 （2）弹簧的计算。运用公式求得螺旋弹簧曲度系数: CC C615 . 0 44 14 K+ = （2） 式中：C-旋绕比（当材料直径mmd0 . 65 . 2=时，C 一般取94） 试取旋绕比 C=6，则2525 . 1 615 . 0 44 14 K=+ = CC C 根据公式求得材料的直径: p 6 . 1d KCF = （3） 式中: K 曲度系数； （取2525. 1=K） C 旋绕比； （取6=C） F 弹簧的工作载荷N ； （取NF400=） p 许用切应力Pa 。 （取 Pa100 . 3 8 =） 计算得弹簧丝直径： 11 m005. 06 . 1d p = KCF 根据公式： KC GD 4 8 n = （4） 式中：G 切变模量Pa ；(取Pa108G 10 =) D弹簧中径mm。(取mmD34=) 计算得弹簧有效圈数 2 . 7n = 根据标准取 7n = 选择冷卷压缩弹簧 YII，两端圈并紧并磨平，取5 . 2n2= 则总圈数 5 . 9nnn 21 =+= 根据公式: D5 . 028 . 0 n dP 1 ）（=+= （5） 式中：d-弹簧材料直径mm。 计算得节距 021. 001176. 0P =， 选择 mmm12012. 0P= 间距 mm7dP= 根据公式： dPnH2 0 += 计算得自由高度 mH094 . 0 0 = 根据标准选取 mmH106 0 = 压缩弹簧高径比 26 . 2 0 = D H b 压缩弹簧工作高度 mHHn 3 . 94 0 = 压缩弹簧压并高度 mdn053. 0005 . 0 6 .10H 1b = 螺旋角 0 2 . 5)arctan(= D P 弹簧材料的展开长度 mDnL1 1= 经计算可知：b如图 7 所示，两侧履带都向前运动，此时两侧履带受地面 摩擦阻力朝同一方向（即行驶的反方向） ，外侧、内侧履带受力分别为： B M FF B M FF fq fq = += 11 22 （14) 16 F M GG Fq2 Fq1 f1 Ff2 B 图 7 此时转向示意图 Figure 7 At this point to sketch （3)当转向半径 2 0 B R ， 如图 8 所示， 此时两侧履带受地面摩擦阻力朝反方向， 外侧、内侧履带受力分别为： B M FF B M FF fq fq = += 11 22 （15） 式中: 11,qf FF分别为内侧前进阻力和驱动力； 22,qf FF分别为外侧前进阻力和驱动力。 考虑机体的重心在中心位置，所以履带的前进阻力 为： GfFF ff 2 1 21 = （16） 式中: f 履带滚动阻力系数 （ 即NGfFF ff 30 2 1 21 =） 转向时的最大驱动力矩为： rFFM qq = 21max ,max 式中：r-驱动轮节圆半径。 17 F M GG Fq2 Fq1 f1Ff2 B 图 8 此时转向示意图 Figure 8 At this point to sketch 大半径区 2 B R 转向行驶时主动轮上的力： = += 22 22 1 2 f G F f G F q q （17） 小半径区 2 0 B R 转向行驶时主动轮上的力： += += 22 22 1 2 f G F f G F q q （18） 式中：-转向比， B L =。 转向时的最大驱动力矩为： rFFM qq = 21max ,max 经过以上介绍及公式计算得： mNM56= 分别计算转向半径 2 0 2 B R B R和的情况，得到mNrFM q .8 .166 2max =。 与根据文献“履带车辆行驶力学”，得主动轮上的最大的驱动力及力矩为： mNrFM q 8 .166 2max = 所得结果相同。 5 履带底盘重要零部件的计算及校核 5.1 轴的设计与校核 5.1.1 轴的尺寸设计 轴的设计要求： （1）便于加工，轴上零件要易于拆装； （2）轴和轴上零件要有准 18 确的工作关系； （3）个零件要牢固可靠地相对固定； （4）改善受力状况，减小应力集 中。设计中驱动轮传动轴大致结构如下图所示： 图 9 驱动轮传动轴 Figure 9 Driving wheel drive shaft 轴总长为 240mm，从左至右依次为 AF 段。 A 段：根据强度计算出直径 d1=43mm，其长度为 78mm，安装驱动轮，传递电动机动 力，根据驱动轮选的键的型号为 12*66。左面有个螺纹孔，直径为 20mm。 B 段：安装轴承盖和密封圈，直径 d2=63mm，长度为 22mm。 C 段：安装套筒和深沟球轴承，直径 d4=47mm，长度为 84mm，其中轴承与轴采用过 盈配合，选用基孔制。 D 段：安装套筒，直径 d5=44mm，长度为 15mm。 E 段：安装轴承盖和密封圈，直径 d6=40mm，长度为 17mm。 F 段：安装皮带轮，直径 d7=33mm，长度 24mm,传递动力，所选键的型号为 7*16。 右面有个螺纹孔，直径为 12mm。 5.1.2 轴的校核 对驱动轮传动轴进行校核，受力如下图所示。 图 10 传动轴受力状况 Figure 10 Stress state of the shaft AB 段：mNLFxM256)( 11 = 弯矩图如下: 19 图 11 AB 段弯矩图 Figure 11 AB section bending moment diagram 由弯矩图可知 AB 段最大弯矩在 B 点，又 AB 段直径已知 d=43mm，故该处抗弯系数 3 3 z mm8 . 7 32 d W= （19） 最大弯应力为： =MPa W 8 .32 M Z B max （20） 所以该段符合设计要求。 BC 段：可知该段只受一个扭矩，根据公式： 0=+ MT min/ 9549 r kw mN n P M= （21） mNMT868= 该段扭矩图如下 图 12 BC 段扭矩图 Figure 12 BC torque figure 由扭矩图可知，该轴段受的扭矩均匀，所以扭矩大小为 M，又该段直径已知 d=33mm。 故该段抗扭截面系数： 36 3 107 16 mm D R I W p t = （22） 故该轴段最大切应力为： MPaMPa W T t 6052 max = （23） 所以该轴符合设计要求。 5.2 驱动轮的校核 5.2.1 齿面接触疲劳强度校核 由公式 D v n 60000 = （24） 计算出驱动轮转速min/88rn =，传动比73.22 88 2000 = 根据齿轮接触强度计算公式 20 2 2 2 1 2 1 21 11 11 EE b Fn H + + = （25） 式中： n F 法向力； 曲率半径； 传动比； E 综合弹性模量。 一对标准齿轮的齿面接触强度按下面公式计算 MPa ba KT HH ) 1( 305 2 1 3 + = （26） 驱动轮是一个只有 6 个齿的齿轮，为了方便校核，此处按正常齿进行强度校核， 则驱动轮的接触强度MPaMPa HH 14501370=。其中：载荷系数6 . 1=K；传动 比73.22=；mma180=；mmb22=；mNT= 56 1 。 显然，驱