Central spread to use to increase to spread to move to fasten of spread and move ratio, the purpose that to attain to decelerate to increase to twist, usually return to use to change the torque to deliver the direction, make torque place become soon the box outputs the stalk to deliver to horizontal place central to spread to move the two sides exportation stalk.

Central spread to move and should have appropriate of spread and move ratio, with the assurance that the tractor has to lead the sex and economy goodly; structure should tightly packed, after to let up the bridge size and and quantity, the assurance is behind the bridge has to leave a ground of cleft enough;The wheel gear device should have the enough loading ability and pay to accept just degree, return if department the bevel gears is vice, should easy to adjustment.

Central spread the dynamic wheel gear form to mainly have the cylinder wheel gear and the bevel gearses currently.The cylinder wheel gear structure is simple, processing to compare easily, produce the stalk toward dint unlikely while spread move.But be applicable to the adoption only horizontal place to become soon the tractor of the box.But the cone wheel gear the application then compare extensively.

The track tractor professional makes in the process, needing to usually change to drive the direction, this need to be have a set of can change or recover the tractor to drive the particularly establish of the direction organization according to the driver will, it deflect the action change that the driver tramples bottom to change direction the clutch pedal for the felloe action, this is to change direction the system so calledly.Change direction the function is to guarantee the vehicle safety, easing the pilot the labor strength and raise important factor of the homework efficiency.

steering mechanism changes direction the system because of structure in brief, make convenience, maintain easily, in the dalliance on board extensive doption.It has the radius of change direction small, drive sex good etc. advantage straightly.But because the torque that deliver compare greatly, have to several type clutches of adoption, but several types clutch separate thoroughly sex is worse.This says towards steering mechanismcome, in addition to making rub to face of wearing away the inching aggrandizement, having no to the whole machine function to affect too greatly, be unlike the main clutch separation ill success and will result in shift gear the difficulty.

Key words: Central transmission , steering clutch ,bevel gears, steering system

第一章前言1

第二章中央传动及转向离合器概论2

§2.1 履带拖拉机转向机构概述2

§2.2 中央传动的概述3

第三章中央传动及转向离合器方案分析5

§3.1 转向离合器方案分析5

§3.2 中央传动方案分析10

第四章转向系统设计计算 14

§4.1 螺旋锥齿轮的计算14

§4.2 转向离合器设计计算17

§4.3 带式制动器的设计计算19

第五章主要零件的强度校核与计算21

§5.1 螺旋锥齿轮的承载能力计算21

§5.2 轴强度计算22

§5.3 轴承寿命计算24

第六章结论28

参考文献29

致谢30

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大锥齿轮.jpg

摩擦片总成.jpg

转向离合器总成.jpg

总装图.jpg

内容简介：: 1 352 履带拖拉机（中央传动及转向离合器设计）摘要中央传动用来增加传动系的传动比 ,以达到减速增扭的目的 ,通常还用来改变转矩的传递方向 ,使转矩从纵置的变速箱输出轴传递给横置的中央传动两侧输出轴。中央传动应有适当的传动比 ,以保证拖拉机具有良好的牵引性与经济性 ;结构应紧凑 ,以减小后桥尺寸和和质量 ,保证后桥有足够的离地间隙；齿轮装置应有足够的承载能力和支承刚度 ,如系锥齿轮副 ,则还应便于调整。中央传动的齿轮形式目前主要有圆柱齿轮和圆锥齿轮。圆柱齿轮结构简单 ,加工较容易 ,在传动时不致产生轴向力。但仅适用于采用横置变速箱的拖拉机。而圆锥齿轮应用则较为广泛。履带拖拉机在行使过程中，需要经常改变行驶方向，这就需要有一套能够按照司机意志来改变或恢复拖拉机行驶方向的专设机构，它将司机踩下转向离合器踏板的动作转变为车轮的偏转动作，这就是所谓的转向系统。转向性能是保证车辆安全，减轻驾驶员劳动强度和提高作业效率的重要因素。转向离合器转向系统由于构造简单，制造方便，维修容易，在拖拉机上广泛采用。它具有转向半径小，直线行驶性好等优点。但由于传递的转矩较大，只得采用多片式离合器，而多片式离合器分离彻底性比较差。这对转向离合器来说，除了使摩擦面的磨损略微增大外，对整机性能没有太大影响，不像主离合器分离不彻底会造成换档困难。关键词：中央传动，转向离合器，锥齿轮，转向系统 nts2 352 TRACKED TRACTOR（ CENTRAL TRANSMISSION AND STEERING CLUTCH DESIGN） ABSTRACT Central spread to use to increase to spread to move to fasten of spread and move ratio, the purpose that to attain to decelerate to increase to twist, usually return to use to change the torque to deliver the direction, make torque place become soon the box outputs the stalk to deliver to horizontal place central to spread to move the two sides exportation stalk. Central spread to move and should have appropriate of spread and move ratio, with the assurance that the tractor has to lead the sex and economy goodly; structure should tightly packed, after to let up the bridge size and and quantity, the assurance is behind the bridge has to leave a ground of cleft enough;The wheel gear device should have the enough loading ability and pay to accept just degree, return if department the bevel gears is vice, should easy to adjustment. Central spread the dynamic wheel gear form to mainly have the cylinder wheel gear and the bevel gearses currently.The cylinder wheel gear structure is simple, processing to compare easily, produce the stalk toward dint unlikely while spread move.But be applicable to the adoption only horizontal place to become soon the tractor of the box.But the cone wheel gear the application then compare extensively. The track tractor professional makes in the process, needing to usually change to drive the direction, this need to be have a set of can change or recover the tractor to drive the particularly establish of the direction organization according to the driver will, it deflect the action change that the driver tramples bottom to change direction the clutch pedal for the felloe action, this is to change direction the system so calledly.Change direction the function is to guarantee the vehicle safety, easing the pilot the labor strength and raise important factor of the homework efficiency. steering mechanism changes direction the system because of structure in brief, make convenience, maintain easily, in the dalliance on board extensive nts3 doption.It has the radius of change direction small, drive sex good etc. advantage straightly.But because the torque that deliver compare greatly, have to several type clutches of adoption, but several types clutch separate thoroughly sex is worse.This says towards steering mechanismcome, in addition to making rub to face of wearing away the inching aggrandizement, having no to the whole machine function to affect too greatly, be unlike the main clutch separation ill success and will result in shift gear the difficulty. Key words: Central transmission , steering clutch ,bevel gears, steering system nts4 目录第一章前言 1 第二章中央传动及转向离合器概论 2 2.1 履带拖拉机转向机构概述 2 2.2 中央传动的概述 3 第三章中央传动及转向离合器方案分析 5 3.1 转向离合器方案分析 5 3.2 中央传动方案分析 10 第四章转向系统设计计算 14 4.1 螺旋锥齿轮的计算 14 4.2 转向离合器设计计算 17 4.3 带式制动器的设计计算 19 第五章主要零件的强度校核与计算 21 5.1 螺旋锥齿轮的承载能力计算 21 5.2 轴强度计算 22 5.3 轴承寿命计算 24 第六章结论 28 参考文献 29 致谢 30 第一章前言 nts5 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。如下图所示。图 1-1 履带拖拉机传动系简图 1离合器 2联轴节 3变速箱 4中央传动 5转向离合器 6制动器 7最终传动 8动力输出轴本毕业设计说明书，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。第二章中央传动及转向离合器概论 nts6 2.1 履带拖拉机转向机构概述履带拖拉机转向机构用来改变驱动力在两侧履带上的分配 (包括改变方向 ),造成转向力矩以实现拖拉机转向。履带拖拉机转向机构可按不同特征分类 : 1、按转向时的速度分转向时平均速度不变 ,即对称面上的 A 点的速度和直线行使时速度错误 !未找到引用源。相等 (如图 a 所示 ),所有差速器式转向机构 (单差速器、双差速器、差速器式双功率流转向机构 )都属于这一类。快速侧履带的纵向对称面 B点 (如图 b所示 )的速度等于错误 !未找到引用源。。转向离合器、单级和多级行星式 (包括双功率流 )转向机构属于这一类。快速侧、慢速侧履带对称面上的 B、 C 点 (如图 c 所示 )的速度均低于错误 !未找到引用源。 ,有些采用电传动的坦克即速车辆属于这一类。图 2-1 履带拖拉机转向时速度的改变 1 外侧履带 2 外侧履带 2、按固定转向半径的大小和数目分固定转向半径 ,是指两侧履带各按指定的速度转向时形成的转向半径 ,这里所谓的 “ 指定的 ” 是指可由人准确控制的、不包括驱动轮被切断动力后被机体推着前进的各种速度。（ 1）具有一个固定的转向半径 R,R=0.5B(B 为轨距 ),转向离合器、单级nts7 行星转向机构属此。（ 2）具有一个固定的转向半径 R,R 错误 !未找到引用源。 0.5B,双差速器属于此类。（ 3）具有两个固定转向半径 ,其中一个等于 0.5B,另一个大于 0.5B,两速行星转向机构属此。（ 4）变速箱每换一个档 ,就有相应的固定转向半径。（ 5）具有无级变化的转向半径。 3、按功率流传递的方式 , 可分为单功率流 (发动机功率同时通过单一途径传给每侧驱动轮 )转向机构 ,和双功率流 (发动机同时通过两条途径传给每侧驱动轮 )转向机构。从上面的分类看 ,转向机构种类繁多 ,履带拖拉机实际上广泛采用的是单功率流转向机构。例如 :转向离合器、双差速器、单级或双级行星机构。至于原地转向机构和两侧单独变速的转向机构也有采用。除具有一般要求如结构简单可靠、操纵灵活、轻便、维修方便、使用寿命长等外 ,还应满足下面要求 : （ 1）拖拉机直线行驶稳定性好。（ 2）转向时对发动机产生的附加载荷小。（ 3）尽可能保证拖拉机平顺而迅速地由直线运动过渡到给定直线半径的曲线运动。（ 4）最小最小半径应尽可能小。（ 5）转向机构在拖拉机后桥占有的横向尺寸应小。 2.2 拖拉机中央传动的概述中央传动用来增加传动系的传动比 ,以达到减速增扭的目的 ,通常还用来改变转矩的传递方向 ,使转矩从纵置的变速箱输出轴传递给横置的中央传动两侧输出轴。中央传动应有适当的传动比 ,以保证拖拉机具有良好的牵引性与经济性 ;结构应紧凑 ,以减小后桥尺寸和和质量 ,保证后桥有足够的离地间隙；齿轮装置应有足够的承载能力和支承刚度 ,如系锥齿轮副 ,则还应便于调整。中央传动的齿轮形式目前主要有圆柱齿轮和圆锥齿轮。圆柱齿轮结构简单 ,加工较容易 ,在传动时不致产生轴向力。但仅适用于采用横置变速箱的拖拉机。而圆锥齿轮应用则较为广泛。 nts8 第三章中央传动及转向离合器方案分析 3.1 转向离合器方案分析 nts9 1、转向离合器多采用多片式摩擦离合器，靠摩擦表面的摩擦力来传递转矩。当分离某一侧的离合器时，就可以减小或切断该侧驱动轮所传转矩，使拖拉机转向。（ 1）按摩擦表面的工作条件可分为干式和湿式两类 ,本方案根据参考车型采用干式。（ 2）按压紧和分离摩擦片的方式可分为：弹簧压紧，杠杆 (或凸轮 )机构分离。弹簧压紧，油压分离。弹簧、油压压紧，油压分离。油压压紧，油压分离。转向离合器由于机构简单，制造方便，在拖拉机广泛采用。它具有转向半径小 (min 0.5RB)，直线行驶性好等优点。但由于传递的转矩较大，只得采用多片式离合器，而多片式离合器分离彻底性比较差。这对转向离合器来说，除了使摩擦面的磨损略微增大外，对整机性能没有太大影响，不像主离合器分离不彻底会造成换档困难。履带拖拉机在后桥中常见的几种布置方案 ,图 3-1（ a）中后桥壳安装在锥轴承处的隔板是上下对分的 ,拆卸转向离合器时 ,不需要拆履带和最终传动 ,但每次装拆需要新调整中央传动齿轮副 .此外后桥壳体活动隔板的密封性较差 ,中央传动的润滑油易漏到转向离合器处 ,使摩擦表面易受油液沾污 ,而且这种带活动隔板的后桥壳体 ,大大降低了壳体本身的刚度。另外各部件的正确位置也受到影响。图 3-1（ b）所示结构，在拆卸转向离合器时，必需先拆下履带和最终传动，然后从后桥壳体的两侧取出转向离合器，而中央传动锥齿轮副保持原来啮合状态不须调整。这种结构由于装配上不方便，只在少数中、小拖拉机上采用。图 3-2（ c）所示结构，在拆卸转向离合器时，只须拆卸联接各轴的法兰盘，比较方便，中央传动锥齿轮副的啮合可不受破坏，也不需要拆卸履带和最终传动。可是为了保证各根轴的同心度制动工艺要求高。 nts10 图 3-1 履带拖拉机的转向离合器的布置方案 1中央传动 2转向离合器图 3-2（ d）所示结构，转向离合器放在后桥壳体外面，拆卸时比较方便；也为轮履通用拖拉机结构的布置，提高了便利条件，但是由于它未装在壳体中，容易被泥水沾污。而且这种结构布置的最终传动靠近中部，不能起提高地隙的作用。 nts11 图 3-2 转向离合器的布置方案 3最终传动 4后桥壳 2、制动器履带拖拉机的制动器按其功用不同可分为两种，一种是停车制动器，用来使拖拉机在斜坡上停车，和在行驶中减速，并可单边制动以帮助转向，拖拉机工作时，它经常处于松开状态。另一类是作为转向机构（例如行星转向机构制动器）的一个部件，拖拉机工作时，它经常处于拉紧状态。 nts12 图 3-3 盘式制动器简图 a）单端拉紧式 b）双端拉紧式 c）浮式履带拖拉机广泛采用带式制动器，主要是由于其结构简单，便于结构布置。其缺点是所需操纵力较大，结构尺寸大，而且制动带各部分磨损不均匀，散热情况较差。带式制动器可分为单端拉紧带式制动器、双端拉紧带式制动器和浮式制动器 3 种。如图 3-3 所示。 a、单端拉紧带式制动器这种制动器的一端固定，另一端和操纵机构相连。是紧端还是松端，决定于制动鼓的旋转方向。设计时，应将制动踏板同拖拉机前进时制动带为松端的一端相连，以减少操纵力，制动鼓带的摩擦力加大了操纵力的效果，称为增力作用。这种结构的缺点是制动不够平顺；而当拖拉机倒退时，所需操纵力是前进时的错误 !未找到引用源。倍。 b、双端拉紧带式制动器这种制动器的特点是，制动力与制动鼓旋转方向关系不大，而且制动比较平顺，其操纵力虽比图示的拉紧松端时大，却比拉紧紧端时小；常用于中、小型履带拖拉机。 c、浮式制动器该结构实际上是拉紧端和固定端可以互相改变的单端拉紧带式制动器，能使操纵踏板始终与制动带松端相连。不论拖拉机前进还是倒退，操纵力小，但结构和调整较复杂，适用于需经常倒驶的较大功率的履带拖拉机。 nts13 单端拉紧制动器机构图如下 : 图 3-4 单端拉紧式带式制动器 1制动带 2制动鼓 3弹簧 4拉杆 5上曲臂 6连接板 7弹簧如图所示的行星机构制动器中，两边共用一个居中布置的弹簧 6，用来拉紧行星机构的制动器，该弹簧经过横梁 4 将压力传给双杠杆 5。制动带和鼓之间的间隙用螺母 11 来调整。 nts14 图 3-5 具有居中布置弹簧的行星转向机构制动器 1停车制动器杠杆 2凸轮叉杠杆 3凸轮 4横梁 5双杠杆 6中央弹簧 7推杆 8制动杠杆 9制动杠杆支承 10顶杆叉 11调整螺母 12拨叉 3.2 中央传动的方案分析中央传动在安装时需要调整锥齿轮副的接触印痕和齿侧隙，另外还需要调整锥轴承的预紧度。因此，在设计时应考虑采用方便而可靠的调整方法和nts15 装置。圆锥滚子轴承由于接触角较小，因此当锥轴承中有少量磨损时，就会产生较大的轴承游隙，从而影响锥轴承的正常运转和锥齿轮的正确啮合。为此必须加以调整。装配时往往使圆锥滚子轴承带有预紧度。所谓预紧，就是在安装时用某种方法使轴承中产生并保持一定的预加轴向力，以消除轴承中的游隙，并在滚动体和内、外圆接触处产生初始弹性变形。这样就使预紧后的轴承在受到外载荷时，其内、外圆的径向与轴向相对移动量都会比未预紧的轴承大大减小，从而提高了支承的轴向刚度，但预紧力过大时，却会增加轴承中的摩擦力矩、降低传动效率、缩短轴承寿命，甚至还会导致轴承发热而引起损坏等。预紧力通常可按锥齿轮所受最大轴向力的 40%来选取。由于这个预紧力较难测量，因此有些拖拉机根据实验结构，规定了预紧后转动小锥齿轮轴时所需克服的摩擦力矩（通常均为 1 3Nm）来间接控制预紧度。图 3-6 中央传动的调整装置 nts16 图 3-7 中央传动的调整装置 1调整螺母 2锁片 3调整垫片 4锥齿轮锥齿轮副的正确啮合，理论上就是要保证两个锥齿轮的节锥母线重合，两个锥顶交在两轴线的交点上。由于受制造和装配误差及使用因素等的影响，在使用中往往不能达到理论上的要求，不能使齿轮副保持正确啮合，从而产生噪声大、磨损快、齿面剥落、轮齿折断等现象。通常采用调整锥齿轮副，使具有良好的齿面接触印痕和适当的齿侧隙的方法来保证锥齿轮的正确相对位置。接触印痕正常与否影响锥齿轮的传动平稳性、噪声和使用寿命。在使用中，由于齿面磨损使轮齿磨薄而增大了齿侧隙，这是正常现象，一般不需要重新调整，以免反而影响正常的接触印痕。主、从动锥齿轮应能沿各自轴线进行轴向位置的移动进行调整。中央传动调整时，应先调整锥轴承的安装预紧度，然后调整锥齿轮的啮合（以接触印痕为主，兼顾齿侧隙）。一般应先调整主动锥齿轮的支承，后调整从动锥齿轮的支承。调整通常采用在两侧轴承座处改变调整片组厚度的方法，或拧转调整螺母改变轴承座的轴向位置，再用锁片加以锁紧的方法。（图3-6， 3-7）中央传动的润滑中央从动锥齿轮和轴承都靠从动箱中润滑油进行飞溅润滑。一般用馏分型齿轮齿轮油或液压、传动、制动通用油。 nts17 图 3-8 中央传动的锥齿轮的润滑 a）主动锥齿轮的支承 b）从动锥齿轮的支承 1进油口 2回油口 nts18 第四章中央传动及转向离合器的设计计算 4.1 螺旋锥齿轮的设计计算在中央传动螺旋锥齿轮中目前采用下列两种齿轮标准 :美国的格里森制 (Gleanson)弧齿锥齿轮 ,瑞士的奥利康制 (Olikon)摆线锥齿轮。在本方案中采用前者。 1、锥齿轮基本参数的选择（ 1）大锥轮分度圆直径2d（ mm），大端端面模数tm(mm) 型的数据 ,按下式进行初步选择 :与外锥距eR(mm)可参考现有机型 : 2d=错误 !未找到引用源。错误 !未找到引用源。 =错误 !未找到引用源。 eR=错误 !未找到引用源。式中错误 !未找到引用源。从动大锥齿轮的名义计算转矩 (N.m), 错误 !未找到引用源。错误 !未找到引用源。分别直径系数 ,模数系数和锥距系数式中错误 !未找到引用源。 =T 错误 !未找到引用源。 =123.195 错误 !未找到引用源。 =830.3343N.m 错误 !未找到引用源。 =22,错误 !未找到引用源。 =0.51,错误 !未找到引用源。 =12,代入公式计算得 , 2d=298.227,错误 !未找到引用源。 =6.91, eR=162.67 （ 2）齿数错误 !未找到引用源。与错误 !未找到引用源。可根据设计要求的中央传动比错误 !未找到引用源。由错误 !未找到引用源。 =错误 !未找到引用源。计算所得其中错误 !未找到引用源。 =3,错误 !未找到引用源。 =14,得错误 !未找到引用源。 =43,此时错误 !未找到引用源。 =错误 !未找到引用源。 /错误 !未找到引用源。 =3.01 （ 3）齿宽齿宽 b 一般不超过 0.3eR ,10 错误 !未找到引用源。 , 0.1552d三者中的较小值。取 b=46mm （ 4）法向齿形角错误 !未找到引用源。 nts19 格里森制推荐采用错误 !未找到引用源。 =错误 !未找到引用源。（ 5)中点螺旋角错误 !未找到引用源。与螺旋方向 122 5 5 / 3 3 . 7 6m zz 错误 !未找到引用源。取 35 错误 !未找到引用源。螺旋方向 :小锥齿轮取左旋齿 ,大锥齿轮取右旋齿（ 6)顶锥角a与根锥角f计算公式如下 1 1 2af =90 错误 !未找到引用源。 2f2 2 1af =90 错误 !未找到引用源。 1f而 2f=1a; 1f= 2a式中 1，2 分别是小锥齿轮与大锥齿轮的分锥角 2、锥齿轮几何参数的计算表 4-1 弧齿锥齿轮几何参数计算表序号参数符号计算公式及选择方法结果 1 齿数根据传动比错误 !未找到引用源。进行初选 14 43 2 传动比 zi22/zi z z 3.01 3 法向齿形角 n 通常取 20 错误 !未找到引用源。 20 错误 !未找到引用源。 4 中点螺旋角 m 预选 35 错误 !未找到引用源。 5 大端端面模数(mm) tm预选 7 6 螺旋方向小左大右 7 分度圆直径(mm) 1d11td m z98 2d22td m z301 8 外锥距 eR 22120 . 5etR m z z166.67 9 齿宽 (mm) b 按 0 .2 5 0 .3ebR预选 46 10 刀具齿顶高系数 *0ah 查表 0.85 11 顶隙系数 *c 查表 0.188 12 工作高度 ,h ,h =2 *0ah tm 11.9 nts20 13 全齿高 h h = ,h + * tcm 13.216 14 径向变位系数 1x1xx0.349 2x2xx-0.349 15 切向变位系数 1tx1ttxx0.11 2tx2ttxx-0.11 16 齿顶高 1ah*,1 1 2()a a t ah h h m h h 8.393 2ah*2 2 2()a a t a th h x m h m 3.507 17 齿根高 1fh11fah h h4.832 2fh22fah h h9.709 18 分锥角 111 2zarctan z 18.034 错误 !未找到引用源。 2221zarctan z 71.966 错误 !未找到引用源。 19 齿根角 1f11 a rc ta n ffehR 1.66 错误 !未找到引用源。 2f22 a rc ta n ffehR 3.334 错误 !未找到引用源。 20 齿顶角 1a 12af 10.546 错误 !未找到引用源。 2a21af68.632 错误 !未找到引用源。 21 根锥角 1a1 1 1af 2a2 2 2af 73.35 错误 !未找到引用源。 22 齿顶圆直径 1ad1 1 1 12 c o saad d h 113.961 2ad2 2 2 22 c o saad d h 303.171 23 冠顶距 1cA1 2 1 10 . 5 s i ncaA d h 169.157 2cA2 1 2 20 . 5 s i ncaA d h 32.017 24 刀片刀号 N 选取标准刀号 N 812nts21 25 中点螺旋角 m 1220a r c s i nm ffN 27.86 错误 !未找到引用源。 26 纵向重合度的检验推荐采用 1.25-1.75 1.90 27 法向侧隙查表 0.15 0.30 28 刀盘名义直径(mm) 0d 查表 3048 4.2 转向机构的设计计算 1、计算转矩的确定 0 . 5sdjmmqm g rTi式中 sm：拖拉机的使用质量 3500sm Kg ：拖拉机的附着系数 0.83 dr：动力半径 0 .2 4 1 4 8drmmi：最终传动传动比 4.5mi m：最终传动效率 0.95m q：履带驱动段效率 0.92q 代入得 8 7 3 .9 8 .jT N m2、转向离合器的计算 1) 储备系数的选择根据附着条件考虑 ,计算时取 2 4 2) 摩擦面内、外径及摩擦面对数的选择摩擦衬面外径2D(mm)可参考经验公式初选 32 DjD K T 式中 DK：直径系数，取 48DK 代入得 2 2 5 2 .5 5 6D m m取 2 260D mm摩擦衬面内径 12( 0 . 6 0 . 7 )DD取 120 . 7 5 1 9 6D D m m根据参考车型，初取 6 片摩擦片 ,即 12n nts22 3) 最大摩擦转矩 3321m a x 22212 2 6 2 1 . 9 4 .3MirrT T n F N mrr 4) 压紧力 m a x332122212 5 3 8 . 8 323MTFNrrnrr 5) 单位压力 22214 1 1 0 8 2 0 0 . 1 1 0 8Fp M P a M P aDD 错误 !未找到引用源。 0 . 2 5 0 . 3p M P a 6) 压紧弹簧的计算根据参考车型 ,初选圆柱螺旋弹簧作为压紧弹簧。离合器分离彻底时 ,弹簧变形量最大 ,其剪切应力也最大 ,可按下式计算 : 式中 PD：弹簧中径 (mm) , 32PD mmd ：弹簧钢丝中径 (mm ), 5d mm K ：弹簧的曲度系数， 4 1 0 . 6 1 541CK CC6.4PDC d 代入得 1.235K 弹簧刚度 k 为 430 /8 PGdk N m mnD式中 G ：钢的剪切弹性模量 , 48 .2 1 0G M P a 0n：弹簧的有效工作圈数按 0 / 0.2FF即 00.2nk s F解之得 2 3 . 5 8 2 4 4 0k 取 35k 代入得 40 3 5 . 5 8 6 68PGdnkD 430 3 2 . 5 88 PGdknD nts23 0 1 5 6 . 3 8 4F n k s N 代入式 0038 PF F D Kd 466.8MPa 错误 !未找到引用源。 6 0 0 8 0 0M P a 弹簧总圈数 8n 弹簧自由高度 00 1 . 5 0 1 8 4 . 3H p n m m 其中 20 . 2 8 0 . 5 0 . 4 1 2 . 8 5 . 1 2pD 试验高度 2 70H mm则实际 0 0 2 4 6 4 . 8 9 4F H H k N 0 2 7 9 5 . 3 6 4F Z F N 7) 反验储备系数 3321m a x 22212 2 8 8 6 . 8 7 .3MrrT n F N mrr 修正系数 11121zz 式中 0.3 0.13 代入得 0.65 则实际储备系数 m a x 2 . 1 4 7MjTT 4.3 带式制动器的设计计算 1、制动力矩的确定 1) 制动时不带载荷急剧转向的情况 4s c dT im g L rM B 2) 斜坡停车的情况 s i n c o s2sdTm g f rMi 3) 式中 1 0 1.518Lm0 .2 4 1 4 8drm3.5smt4.5i 0 . 0 6 . 0 . 0 8 0 . 0 7f 20 o nts24 代入数值 1TM 574.91Nm2TM 254.227 Nm取其中较大值 2、制动带两端受力分析及制动力矩 1) 根据欧拉公式制动带两端的力有下列关系 12s s e2) 制动力矩 12TM s s R 二式联立得 1211TTMesReMsRe式中 150R mm 2 7 0 4 .7 1 o 代入得 123 9 0 9 .7 77 0 .0 3 3sN3、主要参数选择最大单位压力 1m a x 0 . 8sp M P abR32.57b mm 取 80b mm 则 0 .3 2 6p M Pa 单位滑摩功率 m a x 1 . 0 8 1N P v M P a 式中 0.7MPa nts25 第五章主要零件的强度计算 5.1 锥齿轮的承载能力计算 1) 计算接触应力H 0H H A V H HK K K K 式中0H 计算应力的基本值 2011mtH H B E Km e HF uZ Z Z Z Z Zd b u 其中 1.25AK 1.05VK 1.65HK 1.2HK 2.125HZ 1BZ 189.8EZ 0.85Z 0 .9 0 5 0 7Z 0.85KZ 代入得 H=916.90MPa 许用接触应力 l i mm i nHH P L V R XHZ Z Z ZS 其中 limH=1650MPa minHS=1.0 0.98LZ 0.955VZ 0.94RZ 0.98XZ 对于小齿轮 1 1 4 1 4 . 6HP M P a 对于大齿轮 2 1 4 2 9 . 8HP M P a 取较小值 HP=1414.6MPa 则 H错误 !未找到引用源。HP接触疲劳强度符合要求 2) 计算轮齿齿根弯曲应力F0F F A V F FK K K K nts26 式中 0F 计算齿根弯曲应力基本值 , 0 mtF F a s a Ke F m nF Y Y Y Y Ybm 对于小齿轮 1.25AK 1.05VK 1 . 6 5FHKK1 .2FHKK1KY 0.68Y 1 1.64saY 1 2.73FaY 代入得 1 5 2 7 . 6 4 3F M P a 对于大齿轮 1.25AK 1.05VK 1 . 6 5FHKK1 .2FHKK1KY 0.68Y 2 1.92saY 2 2.25FaY 代入得 2 4 6 8 . 9 4 8F M P a 许用齿根应力FPl i mm i nF S TF P r e l T R r e l T XFY Y Y YS 式中 li m 425F M P a min 1.0FS 对于小齿轮 2STY 1relTY 1RrelTY 0.975XY 代入得 1 9 0 6 . 7 5FP M P a 对于大齿轮 2STY 1relTY 1RrelTY 0.975XY 代入得 2 9 0 6 . 7 5FP M P a 则 1 5 2 7 . 6 4 3F M P a 错误 !未找到引用源。 1 9 0 6 . 7 5FP M P a 2 4 6 8 . 9 4 8F M P a 错误 !未找到引用源。 2 9 0 6 . 7 5FP M P a 满足齿根弯曲应力要求 5.2 轴的校核（ 1）轴的刚度校核轴在垂直面内挠度 2213c F a bEILf 轴在水平面内挠度 2223c F a bEILf 转角 1 ()3F ab b aE IL 式中 1F:齿轮齿宽中间平面上的径向力 ,1F=163613.47N nts27 2F:齿轮齿宽中间平面上的圆周力 , E：弹性模量aMP, 52 .1 1 0aE M PI:惯性矩 4mm ，对于实心轴 464dI = 47064d 为轴的直径 mm,花键处按平均直径计算。 a 、 b 为齿轮上的作用力距支座 A、 B 的距离 mm ,a=45mm,b=120mm L 为支座间的距离 mm ,L=165mm 轴的全挠度 22 0 . 2csf f f m m cf=0.05 0.10mm sf=0.10 0.15mm 0.002rad 代入得 22 221451 3 6 1 3 . 4 7 4 5 1 2 0 0 . 0 0 3 2 4703 3 2 . 1 1 0 1 6 564cF a bf m mE I L sf 22 2 2 2 22453 4 8 6 . 1 5 1 3 6 1 3 . 4 7 4 5 1 2 0 0 . 0 0 3 3 5703 3 2 . 1 1 0 1 6 564cF a bf m mE I L cf 1451 3 6 1 3 . 4 7 4 5 1 2 0 7 5 0 . 0 0 0 0 4 5703 3 2 . 1 1 0 1 6 564F a b b a r a dE I L 0.002rad （ 2）轴的强度校核 332MMWd 式中 2 2 2c s nM M M T , d 为轴的直径 (mm) , W 为抗弯截面系数 (m 错误 !未找到引用源。 ) nts28 垂直面：112 tancTF d 2 2 4 9 9 3 0 6 . 2 4 3 t a n 2 0 6 0 4 4 . 3 4301 N 。水平面：112sTF d 2 2 4 9 9 3 0 6 . 3 4 4301 16606.1N 2 2 2( 1 6 6 0 6 . 1 1 6 5 ) ( 6 0 4 4 . 3 4 1 6 5 ) 2 4 9 9 3 0 6 . 2 4 3 3 8 4 0 4 1 7 . 5 1 9M N m m 代入得 332 1 1 4 . 1 0 5M M P ad =400 aMP 满足要求 ,合格 5.3 轴承寿命计算锥齿轮上的径向力 1 1 12 2 2t a n c o s s i n s i n 3 4 8 6 . 1 5c o st a n c o s s i n s i n 1 3 6 1 3 . 4 7c o smtm r n mmmtm r n mmFFNF 锥齿轮上的轴向力 2 2 22 1 1t a n s i n s i n c o s 3 4 8 6 . 1 5c o st a n s i n s i n c o s 1 3 6 1 3 . 1 5c o smtm a n mmmtm a n mmFFNF 轴承上的径向力 222 2 22 2 21 3 3 5 2 . 1 41 1 5 5 7 2 . 3 5 7r a m t m r m a mr b m t m r m a mF F c F c F r NaF F b F c F r Na nts29 图 5 1 受力示意图轴承 a 承受全部轴向载荷即 2 7 0 8 4 . 8 4 3a a m a a HF F F N 式中 0.5raaHHFF Y 派生轴向力 0 .4 tanHY 轴向载荷系数轴承寿命 106 31060thAf C rLnP 1 对于右轴承轴承内径 d=65 (mm) 轴承外径 D=100 (mm) 轴承宽度 B= (mm) 基本额定动载荷 C=82800 (N) 基本额定静载荷 Co=128000 (N) 极限转速 (脂 ) nlimz=3600 (r/min) 极限转速 (油 ) nlimy=4500 (r/min) 轴承 1 径向支反力 Fr1=2100 (N) 轴承 1 轴向支反力 Fa1=1658 (N) 轴承 2 径向支反力 Fr2=810 (N) 轴承 2 轴向支反力 Fa2=923.4 (N) nts30 判断系数 e=0.973 径向载荷系数 X=1 轴向载荷系数 Y=0 接触角 a=10 (度 ) 负荷系数 fp=1.2 当量动载荷 P1=2303.46 (N) 当量动载荷 P2=810 (N) 当量动载荷 P=18686.829 (N) 当量动载荷 P0=2303.46 (N) 轴承工作温度 T=120 ( ) 温度系数 ft=1 可靠性修正系数 a1=1 材料修正系数 a2=1 运转条件修正系数 a3=1 额定动载荷计算值 C=49556.11 (N) 轴承寿命 Lh=24903 (h) 验算结果合格 2 对于左轴承

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