履带式推土机变速传动系统设计 毕业设计论文

履带式推机变速动系统计毕业设计文式变动系计要变速箱使土机可变换档，以不的牵力和行驶度工作实现进退行，以及挂空时切断发机传驱动轮的力。变箱有同的结构型，基上分两大类，与摩离合器配的机械变速和与液力矩器配的动换档变速(有定式与行式两)，者是在切断传系动力情况换档的，者则用变速箱的换档合器不一切断动系动的情下换档。不论采用种传动式，大限度地高推土动力性经济保证推土机有大生产都是最终目的推土作为牵引工程机的典代表，追求速与负荷间的自应能充分用发动机率,提高作业生产率降低比耗，追求最大动力、经济性作业生率，就是说发机功率得到分发挥，动系应有较高效率，机应较好的作生产率而上三者都与土机动系统有密切的系。次设计通参照典的几工程机械构，装载、小D155A履带推土机TY180推机等设计了配液力变器的轴式动力挡变速箱、转离合器行星双级终转，并齿轮进行计算及核。关键字：带式推机；变速箱；行星式；引式1bstractysub-transmission,canbedividedintomechanicalbulldozer,hydrostaticbulldozersandhydraulicmechanicalbulldozer.Nomattertransmissionmaximizepowereconomybulldozers,toensuremaximumproductivitybulldozersaretheultimategoal.Bulldozers,constructionmachinery,Tractiontypicalofspeedandloadonlybetweenthepursuitofadaptivecapacity,fulluseofenginepower,improveoperationalproductivity,reducethespecificfuelconsumption,thatmaximizethepower,economy,jobproductivity,thatis,thatshouldbefullenginepower,transmissionefficiencyshouldbehigher,thewholeoperationshouldhavebetterproductivity,thesethreewiththebulldozeriscloselyrelatedtotransmission.Thedesignofseveralprojectsbyreferencetotypicalmechanicalstructure,astheloaders,KomatsuD155Abulldozer,C5-6-typetransportbulldozers,shovelisdesignedwithafixedaxistorqueconverterpowershifttransmissionbox,turnedtotwo-stageclutch2gearforcalculationchecking.Keywords:crawlertractors,fixed-axisgearbox,dual-stageplanetaryfinaldrive.目

录第一章绪...................................................11.1题的背及课题究意义...........................1.2.1内研制现.........................................21.2.2外发展现.........................................21.3课题解决的题..................................4第二章传系统的确.........................................42.1动系述.........................................42.2种典的传动统..................................52.3速箱..............................................832.4合器.............................................122.5终传...........................................14第三章传系统参数确定....................................173.1位与动路线.....................................173.2速箱要参数确定...............................183.3齿圆齿轮的算及校...........................213.4轴计算..........................................29第四章结..................................................35参考文献..............................................35致谢..................................................384第一章

绪

论1.1选的背及课研究意义推土机是种工程辆，方装有大的金推土刀，用时放推土刀，向铲削并送泥沙及石块，推刀位置和度可以整。土机能单完成挖、运和卸土工，具操作灵活转动方、所工作面小行驶速快等点。其主适用一至三类的浅挖运，场地清理平整，挖深不大的基以及填，筑高度不的路基。变速箱是土机的要组部分，它实现扭减速，低发动转速，增大矩；变变速工程机械业时牵引阻力化范围，而燃机转速扭矩的化范不大，即用夜机械式传，采用液力矩器也不满足要，因必须通过换变箱排挡以变传动的传比，改变程机械牵引和运行速，以应阻力的化；也实现档，以利发动机动和动机不熄的情下停车；能实现档，改变运行向。随着推土行业高发展推土机零件制商面临着格的技法规约束以降低成等压，因此，量最、体积最等轻量指标经成为考变速器产企竞争力的要依，所以它是影响车性的重要因之一。速器质量一直是推机行业竞的焦点对变器的研究放也越越显举足轻重计算机虚现实技，为车专业教中出的实训设投入不提供了某种术手段因此论文将通solidworks、ADAMS等软件型推土机速箱进建模仿真，将速器内部结构视化，供先性的实训段和工,少实训设的投入,少原材料消耗和费。1.2国内外推土发展概11.2.1国内研制现状近年来着工建筑施工露天矿开采规的不扩大,石方程作业量增加使国履式推土机到迅发展。但国轮式载机业起步较，其制技术陆续从美、德和日本等家引进。总表现为1缺乏高科含量，品质不稳定，次低（2设备的灵活性、舒性较差3用途单，产规格中间两头小随着年来先进技术不断引，我推土机行的发持续进步其作业能、靠性、修性安全及燃料经性有了显的高,微子技术正向推土机渗透,机电一体方向发。1.2.2国外发展状50年代履式推机功率只74kW,种规格不发展快,年代初出现了301.5kW的推土机.随着源开发和型建筑程提高产率需要绕高效率低成本核心开了大型、液压化和电一化的履带式推土。（）美卡特勒公司1977年末该公司出522kWD10型推土机后继又推574kW的D11N推土机使该司来地面的冲和振附加载荷履带行走机构所带来不良影,后继续开了新型非等三角形式，架驱动链轮式应用履带布的推机,而抬高驱动轮,后将性悬挂行走装置作用传动机，取了传统“轮一”这种布结构形。其要特点是带接地积大使单链节所受击力减50%驱动轮高所受负荷由走装置架和轴吸收而传给传动系统;防由于动链轮夹带泥碎石而生附磨损;使得它的承能力高,并有较高较好的稳性和运机动活性;履和传动统检修速方从1978年到1992年末共生产多台2目前从D4H到D11N成、HN三大列在此基础发展了HⅡ列的新产,用模块式构动传动系差转向构EMS电子操作系,舒适的驾室和较的润点。在当国际程机械行居主导位。（）日小松司1975年推出56kW的D455A型推土;紧着又在1981年出755kW的D555A型土机，点为国世界工机械博会上;552kW的D475A-1型推土机1986年推图,品的不更新使得日本松公司推土名声远扬，着574kW的D475-2型土机的推，半性履带行装置也得以应用大容量的推铲和大的松器也安装来,装有电子测系统更是得首次使,履打滑的题也减了,牵引力也到加强,产能力和生效率也断加,靠性加强便言而喻。松的美公司在最近更是出了超型的土机,功达到了人的845.8kW机重为142.6t,机身有推土为68.5m,这种推土机问世，是进步扩大了了生产能和生产率。（）德利勃尔公司静液压履推土机该公的主打产。种推土机有结构单、修简化的点;将柴油动机转速传感进行改从而过对行走压泵电子行控制将发机功率利用率到最大,而防止发动机过载运,免发动机载而坏，所履带都通过电控制履带经变量柱的马达独驱,进提高推土机的动性;走台架用最减震悬挂术,装在枢上的性结构装和平衡能够效地吸收震动效果从而得机运转平稳;重心低,行驶稳定也较好的工装置外形计较为理结构分坚子智控制装对整液压和系统进行自操控。论是它作为松作业作还是转物料来用，款机器始都保证优的动效率，仅降了燃油消，减小环境3染，同时长了发机的用寿命。级别推土机中年来唯的静压驱动的型，丰的实经验，PR7641.3课题解决的问本文首先定变速主要件的结构式和要设计参，在分变速器各部结构形、发过程及其往形的优缺点基础上确定总体设计案，采传统计方法对速器轮和轴进设计计，设出一种基符合要的前5后4定轴变速。本文主完成下一些主要工：1.查阅相文献，完开题报；草拟变速器动方；3.定变速器的主参数；4.计算各位齿数数；5.行变速主要部件的强度校核；6.绘装配。第二章动系统的确定2.1传动概述4传动系统类型有机械、液力机式、液压式和动轮式在一般铲运械中，多数机械式和力机式传动系，挖掘有用液压式传该系统机械式、力式机传动统一般包：离器、液力矩器（械式传动系没有变速箱分动箱万向动装置、动桥最终传动部分。但非所有传动统都包括些部。如推机传系统中只有离器、变箱、动桥和最传动自行式液压运机传系统中没离合器分动。从分析同机的传动系可知，动系组成和布型式，决于程机械的体结形式及传系统本结构式等许多素。2.2几种典型传系2.2.1履带推土机式动统如图2.2.1所示TY180带推土机动系统，它代了一般带推机机械式动系统置形式。从图可看到柴油1向前，与之连接的是主离合2。过联轴3动力主离合传给了变速箱4，变箱是斜齿常啮合、套换档械式速箱前进五后退四档变速箱输轴和主动器(称中传动)动锥齿轮成一，动力经一对5图2.2.1常啮合锥轮5，旋转90°，经向离合器6、终传动传给了动链轮8。由中可见，传动器转向台器都装一个壳里，为驱动桥。图中也看到变速箱输轴后可把动力播输出是用驱动附件动力输处。2.2.2轮胎装载液机式动统图示为轮装载机力机械传动统，是这种式传动系统典型布。纵后置柴油1通液力变器9将动力传变速箱3变速箱是星式动换档变箱，二个行星，变速经向传动装4、将动力传给、后驱桥5、，通过终传（也称轮边图2.2.2减速器在图中以看到变速箱的动力是通过对常啮齿轮10将动力分传给前、后动，轮对常啮齿轮及所在体称为分箱，一般都与速箱连一体在分动箱，可根据需要变速箱力传前、后驱桥或只给前。图中11表示的个齿轮动副为“三合6一”机构用来解拖起、柴油机熄火后向和制等问。2.2.3全液压式动统全液压式动系统有：构简单、重轻、操轻便工作效率高、容改进变等优。图示为台小液压装载机传示意图柴油1通分动箱2直带动5个液压泵，中两个双变量塞泵供行走装置中柱塞达4用两个助齿轮

图泵9作为行走置液系统补油，另个齿轮泵5供作装用。从图中可看到行走装是由塞马达4通过速箱7驱动个行轮6。有的工程械，有液压马直接带行走轮从而进步简传动系统全液压传系统预在液元件有新发展况卜，会更大的破。综上所述此次设最终照型带式推土变速系，其送系统图图2.2.4所。7图图中1-柴油机，2-液变矩器3-速箱，4油泵，转向离合，7-终传动。2.3变速工程机械广泛采的柴机(活塞式内机)，其矩变化围较，而工程机使用情则十复杂。为解决种矛盾，传动系中设变速箱。变速箱分方法很，除上述根档数多分为有式和级式以外还可根据挡方法成机换档(称非力换档)速箱动力换档速箱。在动换档变箱中又可根据轮传型式分为轴式或称线固定式或多多片离器式和行齿轮或称轴旋转式)种。变速箱档越多，示这工程机械不同业或行驶件的适性就越好。使传动在一范围内连变化任意值，传动比一定围内为无多的变箱，为无级变。铲运输机械使用的级变箱大多为液传动液力矩器。2.3.1非动力换变箱图所为TY120推土变速传机构TY120土机速箱非动力换变速箱用移齿轮的方进行档，具有个前进和四倒退档。速箱壳固定后桥壳上其上有加油口量油尺下部有放油螺13。主动轴前端由缘和离器轴相，力即由输入后端出变速箱外，面固定小齿8，用来动液压纵器的油泵花键部分连接动力出机构。主轴中间键部分有三个轮：进档主齿轮3、档主动轮4和五档主齿轮。齿轮、4装在上而齿可沿轴向动。前档主齿轮3和惰轮中间轮18常啮齿轮副。8图中间轴上用花套装着15、、、29和等个滑齿轮。齿轮15为中轴的动齿轮它能改推土机行驶向，称为换向轮齿11和及齿轮与各用螺连成体形成塔(或称双齿轮，移时一起轴作向移动。从动轴位于变箱右侧，与桥主动齿轮制一体增减调垫片数时，使轴作向移动用以调中央传装置锥轮的合间隙。从动上用花固装齿轮28、2726、25和。上述变速是属于动齿换档式变箱，优点是结简单，动效率高。点是换时，系拨动齿啮合操纵较重移动距长，以换挡较难；齿既是动齿又是合齿且进入啮只是一齿，档时的冲只由一齿承，所以齿易损而影响传；不能用斜轮，结构紧凑。2.3.2定轴式动换变箱9动力换挡速箱根齿轮动形式又分为定（或称轴固定式）行星齿（或称轴旋转式）种。图示为载机定轴式力换挡速箱变速箱系平行轴常啮抡式结构近似于普机械式档变箱，不问点在采用了个多摩擦离合器传递轴齿轮的动力。当合器接时，该离合器轴相接的齿和轴为一体。在合器分时，轮成为空套在上，它轴互分离，不能递动力离合采用液压操纵，故档时较械式换挡机构轻。于摩擦离器的轴向尺寸大，因此两轴间就不能实多档变速，般在两之间只能实现两档速，以这种速箱是一个多式变速，适应多档变速。大部分工机械定式动力换挡速箱全采用擦式离合进行挡，这样做到了部在负载情况进行换，因提图高了车辆机动性生产，但这种速箱构较为复，摩擦合器10的数量相地也会增加。2.3.3行星式动换变器上述几种构变速可以出当档数加时特别在重铲运运机械上，变箱将会得很，操纵不。因，近年来铲土运机械动系统中大量使行星轮式动力档变箱，不仅重型车上广采用，而在中小铲土输机械上也日增多地采行星齿式动换档变速。图2.3.3所为自式液铲运机传系简图前行排：太阳轮11活塞15连成一，齿圈用花键中间II相，行星和输入轴成一，变速箱的动件当离器C合时行星13、1活塞15太阳轮11连成一体和一起旋。而当摩片式制器接1合时，活15和太阳轮11就被锁住不能转。离合和制动具有液操纵有关塞进行合，油压去除，在位弹簧作下，离器和动器便分。图第一行星：阳轮16活塞20别以键和中间II连齿11圈17面有摩片式制器T在需时制器将齿17动住22行星架18和第二星排齿成一体，后者又第三行星排阳轮25成一体在需要离合器接后，行架18过和塞室2接合而与间轴一起转第二行星：阳轮花键中间轴相连，星架与输轴制成一，为变箱的动件。齿22上所述第一行星行星18第三星排太轮25连成一体它和太轮25的连接分是套在出轴III面（互接触通过接部分的键和阳轮25成一体在需要时齿圈可由擦片式动器将其锁住。3第三行星：行星27和输出轴III用键相连和第行星架23一样，为速箱的动件在需要，擦片式制器T可将齿26锁住42.4离合离合器的用有以几点第一，能速、彻地把燃机的动和传系统分离以防止变速箱换挡齿轮产冲击第二，能内燃机力和动系柔和接合铲土运输械平稳起步；第三，当界负荷剧增时可以利离舍打滑，以止传动统和内燃机件超载第四，利离合器离可使铲土运机械时间停车2.4.1TY180土多温主合器图2.4.1所为推土机用的片湿式主合器主离合器主动部分飞轮压盘5主动片。飞带毛凸，在沿上加工内齿，动片4压盘5外齿与飞内齿相合，可以与飞一起旋，又可以沿作轴向动，保证其接与分。从动部有主离器轴、从动轮毂从动3等零。12图2.4.1飞轮中间定有轴座，动轮毂2以内花键套轴l的前，以轴支承在飞轮间的轴座中离合器轴1的带缘一端一滚柱承支，在该轴承装有油，以止外部泥进入并阻止润油往外露。从动轮毂的外缘外齿与个从动3的内相啮合，个从动3以沿从动轮2的外旋转和轴向移动从动毂2的轮缘成槽形，以聚集冷油，沿槽的圆上钻小孔，这在槽内集的却油经小流向离器从片3起冷却用。离合器轴1中心有油道液压助器15的油经散器冷却，从离合器体上的孔，入离合器1内油道去润滑运动件并冷却离合器动片从动片由块烧结铜基末冶金的板铆而成，在板之间6个碟形弹，均布摩擦平均半径圆周，因此，动片的面不一个平整平面，是形有6个波峰谷的凹表面，作用是主离13合器接合，比较稳、和。在从片上开有径向，冷却动片油液经此流出，于离力，油向甩出使主动片4边的齿得润滑，然后重力滴到离器壳底部2.4.2活塞缸旋式合挡板7和缸体3都紧在离器体1上压力油轴孔入缸体油腔，推动塞4压缩弹簧并压内、外擦片和，使合器接；压力油释后，装离合体内的弹2推动活4复位。的另一进油孔是用冷却和滑摩片的。外连接8通滚动承装在传轴上，与齿等传动连接以传递扭。这结构拆装便，此设计采用这种构离合。2.5最终动最终传动功用是主传器传来的力再次降低转，增大矩后传给驱轮，使运机行驶或进各种业。2.5.1TY180带土最传14图2.5.1所为履带推机采平行轴式终传，它是由图2.5.1对圆柱齿、轮毂驱动（链轮横轴外壳体主要件组成。一级主动齿9与轴做一体通过端的锥形键与驱盘接，端则通过轴8支撑在壳体18上，与它啮合的一级从齿轮13用三个平键固在第二主动轮7上而组第一级轮组。二级主齿轮7过轴6与分别支在外体和驱动箱体，与第二主动轮相啮合的二级从齿圈14螺栓固定轮毂上，轮毂是过轴承与15装在横16；链齿圈用螺栓固在链轮毂4，一用6平键1:10的度固定轮毂17。横轴16另一端通外壳压入驱动箱体牢牢地定在驱桥箱15体中部下，横轴16的另一端外端）过支架定在车架上。轴16轮毂17的外轴3采用球面滚柱轴，其余采用滚轴承链轮轮毂4和壳体18及支架19间的隙，别安装组浮动油1和防止润滑外漏和部泥进入最终动壳中。2.5.2行式级传图2.5.2中，动盘2-级减主动齿，3-级减从动齿轮齿圈4-级减从动齿毂，5、承，轴8-级减齿轮罩，9-端面动油封10-轴，级减速阳轮，12-二级减速行轮，13-二减速固定圈，动轮，承，16-内面浮动封。图16平行轴式终传动行星式最终传相比在一定的动比下平行轴式最传动的积较，不够紧。另，因为平轴式最传动有一对轮参与传动力而行星轮最终动则同时几对（行星数相同）齿参与递动，故平行式最传动的轮受力较。但星轮式最传动得构复，制造和整的求都较高第三章动系统参的确定3.1档位传动路线前进退前进倒退前进

档位

变速箱输入轴→1-9→16-4→出轴输入轴→1-9→15-5→出轴输入轴→1-9→14-6→出轴输入轴→1-9→13-8→出轴输入轴→3-7→输出轴输入轴→2-12→16-4→出轴输入轴→2-12→15-5→出轴输入轴→2-12→14-6→出轴输入轴→2-12→13-8→出轴/退

档位

传动比前进III

i=(Z/Z)(Z/Z)(Z)911110416i=(Z/Z)(Z/Z)(Z)911110515i=(Z/Z)(Z/Z)(Z)911110614i=(Z/Z)(Z/Z)(Z)911110813i=(Z)7317

2.2301.4651.0330.7200.535倒退

i=(Z)×(Z)122416i=(Z)×(Z)122515i=(Z)×(Z)122614i=(Z)×(Z)122813

1.7151.1270.7350.5543.2变速主要参数确定3.2.1压力角我国和许国家都齿轮标准压力规定。对轿车考到较小噪音一个主要求高档齿轮采用小的压力，例如14.5°15°、16°、16.5°等。中、型汽的倒档为提高承载能力采用了22.5°或25°。故选取法压力角

n

=22.5°端面压力α=actanαt

n

/cosβ）=（tan22.5°/cos15°）=23.2°3.2.2螺旋角轿车和轻货车螺角β的选取范为20°35°中重型货车10°-30°

故可取=15°基圆柱螺角β

b

=actan（tancosα）t=（tan15°×=13.8°3.2.3齿轮模数变速器所模数的致范是：轿车轻型车2.5-3.5；中型车3.5-4.5；型货车4.5-618根据GB/T1357-1987可由下选取渐线圆柱轮模：第一系列456810…第二系列4.55.56.579…综上选取数m=6n端面模数m=mtn=6/cos15°=6.21173.2.4齿宽齿轮宽度

的大小直影响着轮的载能力b加，齿承载能增高。但验表明在齿增大到一数值，由于载分配不匀，而使齿轮承载能降低所以，在证齿的强度条下，尽选取小的齿宽以有利减轻速器的重和缩其轴向尺。通常根据轮模数大小选定齿宽直齿b=(4.5~8.0)m，mm斜齿b=(6.0~8.5)m，mm第一轴常合齿轮齿宽系数值可大一，使接触长度增，接应力降低以提高动的稳性和齿寿命3.2.5齿数分配根据档位传动路分配轮齿数如表:齿轮ZZZZZ1234代号

5

Z

6

Z

7

Z

8齿数1923262723

19

14

15齿轮代号

Z

9

Z

10

Z

11

Z

12

Z

13

Z

14

Z

15

Z

16齿数

21

19

23

22

27

23

19

153.2.6各档齿轮几参表经上诉计求得各齿轮数后，由械原所学知识法面顶隙数c=0.25n

法面齿顶系数

an

=1当量齿数=Z/cos3βv

分度圆直d=Zmn/cos19基圆直径=dcosαb

t

齿顶高=mhn

an齿根高=mh+c）fnann

齿顶圆直da=+2ha齿根圆直d=d2hf

f

法面齿厚s=（π/2mn

n端面齿厚=（π/2）t

t

齿宽b=（6-8.5mn参数齿数

Z119

Z223

Z326

Z427

Z523

Z619

Z714

Z815模数

6

6

6

6

6

6

6

6齿顶高系

1

1

1

1

1

1

11分度圆直118142.9161.5167.7142.9118

8793.2齿顶高齿根高

67.5

67.5

67.5

67.5

67.5

67.5

667.57.5齿宽

42

42

42

42

42

424242齿根圆直103127.9146.5152.7127.9103齿顶圆直130154.9173.5179.7154.9130

7278.299105.2参数

Z9

Z10

Z11

Z12

Z13

Z14Z15Z16齿数模数齿顶高系

2161

1961

2361

2261

2761

2361

1961

1561分度圆直130.4118142.9136.7167.7142.911893.2齿顶高

6

6666666齿根高

7.5

7.57.57.57.57.57.5

7.5齿宽

4242424242424242齿根圆直115.4103127.9121.7152.7127.910378.2齿顶圆直142.4130154.9148.7179.7154.9130105.2202122123.2.6动力参数算（）各轴速轴

n

=1800r/min轴轴

n

n

1

z911z16z4

=1345.3r/min=1045.5r/min（）各传副效率主离合器动效率

=0.961每对圆柱齿轮的动效

=0.97每对滚动承的传效率=0.983联轴器的动效率

4

=0.98（）各轴传递功输入轴1

134(0.96中间轴2

P126(0.970.98)2

输出轴3

P31

126(0.9723

113kw（）各轴递转矩1×106N19.55×6N23

6

P31.03×n3

6

N3.3斜齿柱齿轮的算及核3.3.1齿轮Z

1（）几尺寸计算：法面顶隙数c=0.25n法面齿顶系数h

an

=121齿数=1当量齿数=Z/cosv1

3

β=19/cos

3

15°=21.08分度圆直d=zmn/cosβ=19×6/cos15°=118.0215mm基圆直径db=dcosα

t

=108.45mm齿顶高=mhn

an

=6×16mm齿根高h=m（h+c）=6×1+0.25）=7.5fnann齿顶圆直da=+2ha=+2×6=130.0齿根圆直d=d2h=118.0-2×7.5103mmff法面齿厚s=（π/2m=（π/2）×6=mmnn端面齿厚s=（π/2m=（π/2）×6.21179.8mmtt齿宽=（6-8.5）mn7×6=42mm（）材：根据《机设计》P191页表选取齿轮材料40Cr调质处，硬度250材料品质求为由P20810-20查取其曲疲劳度极限

FE

=590由P209页图10-21查其接触劳强度σ（）强校核

Hlim

=700MPa由发动机主离合，联器传至轴I的扭为发动最大扭的80%：分度圆上圆周力

T=85×0.8=68N·mIN

Ft=2000T/d=2000×68/118=1152.54NI节圆上的周力Ft＇=2000T/d=2000×68/108.45=1254.03NIb径向力Fr=F/cosβ=1152.54×tan22.5°/cos15°=494.2tn轴向力Fa=Ftan=1152.54×tan15°=308.8Nt22已知=19z=21由《械设》P215页图10-26查：19ε

α1

=0.74

ε

α9

=0.75故端面重度ε

α

=

α1

+ε

α2

=1.49斜齿轮的向重合

β

=bsinβ/（=42×sin15°/π×6）=0.577①按齿根曲疲劳度计：σ

F

=KFtYYY/bmεFaSaβn

α

）≤σ]F载荷系数K=KKKKAVα

β由《机械计》P193页表10-2得使系数=A根据圆周度ν=πn/(60×1000)=π×118×1800/60000=11.1m/s7级精度，《机械计》P194图10-8查，动载系=1.2V由《机械计》表查齿间载荷配系K

Hα

=

Fα

=由《机械计》表查得向载荷配系数

Hβ

=1.161由《机械计》图10-13查得K

Fβ

=1.188故K=1.5×1.2×1.2×1.188=2.41由《机械计》表查：齿形系=2.85；力校正Fa系数Y

Sa

=1.54由《机械计》图10-28查得螺旋角响系数

=0.93σ

F

β=2.41×1152.54×2.85×1.54×0.93/（42×6×1.49=30.2MPaσ

F

≤[]=σ/S=590/1.5=393.3，所强度足FFE够。②按齿面触强度算：σ

H

=Z≤[]HEH23由《机械计》图10-30查：区域系=2.42H由《机械计》表查：弹性影系数=189.8E载荷系数=KKK=1.5×1.2×1.2×1.161=2.50AVHαHβu=z/z=21/191.191σ

H=

=ZH

E

2.42×189.8×√2.5×1152.54×2.1/（42×118×1.49×1.1）

=396.43MPaσ

H

≤[σ]=σH

Hlim

/S=700/1=700，所强度足够3.3.2齿轮Z

11（）几尺寸计算：法面顶隙数c=0.25n法面齿顶系数

an

=1齿数=11当量齿数Z=Z/cosv11

3

β=23/cos

3

15°=25.52分度圆直d=zmn/cosβ=23×6/cos15°=142.87mm基圆直径db=dcosα

t

=142.87×cos23.2°=131.31mm齿顶高=mhn

an

=6×16mm齿根高h=m（h+c）=6×1+0.25）=7.5fnann齿顶圆直da=+2ha=142.87+2×6=154.87mm齿根圆直d=d2h=142.87-2×7.5=127.87ff法面齿厚s=（π/2m=（π/2）×6=mmnn端面齿厚s=（π/2m=（π/2）×6.21179.8mmtt齿宽=（6-8.5）mn7×6=42mm（）材：根据《机设计》P191页表选取齿轮材料40Cr调质处，硬度250材料品质求为24由P20810-20查取其曲疲劳度极限

FE

=590由P209页图10-21查其接触劳强度σ（）强校核

Hlim

=700MPaT

II

=T=68IN

分度圆上圆周力Ft=2000T/d=2000×68/142.87=951.9II节圆上的周力Ft＇=2000T/db=2000×68/131.31=1035.7II径向力Fr=Ftan/cosβ=951.9×tan22.5°/cos15°=408.2tn轴向力Fa=Ftan=951.9×tan15°=254.82Nt已知

10

=z

11

=由《械设计P215页查：ε

α10

=0.74

ε

α11

=0.765故端面重度ε

α

=

α1

+εα

2

=1.505斜齿轮的向重合

β

=bsinβ/πmn=42×sin15°/π×6）=0.577①按齿根曲疲劳度计：σ

F

=KFtYYY/bmnα）≤[σ]FaSaβF载荷系数K=KKKKAVα

β由《机械计》P193页表10-2得使系数=A根据圆周度ν=πn/(60×1000)=π=13.47m/s7精度由《械设计》P194图10-8查得，载系=1.2V《机设计》P195页表10-3查得间载荷分系数K

Hα

=

Fα

=1.225由《机械计》表10-4查得向载荷分系数

Hβ

=1.161由《机械计》图10-13查得K

Fβ

=1.112故K1.5×1.2×1.2×1.112=2.40由《机械计》P200页表10-5得：形系数Y

Fa

=2.69；力校正系数Y

Sa

=1.575由《机械计》图10-28查得螺旋角响系数=0.93βσ=2.40×951.9×2.69×1.575×0.93/（42×6×1.505）=23.73MPaFσ

F

≤[]=σ/S=590/1.5=393.3，所强度足FFE够。②按齿面触强度算：σ

H

=Z[σ]HEH由《机械计》图10-30查得区域系Z=2.42H

《机械设计》页表得：性影响数=189.8EK=KKKK=1.5×1.2×1.2×1.161=2.51AVHαHβu=z/z=19/23=0.831011

载荷系数σ=ZZHH

E=（42×142.87×1.505×0.83

2.42×189.8×√2.51×951.9×1.83/=350.81MPaσ

H

≤[σ]=σH

Hlim

/S=700/1=700，所强度足够3.3.3齿轮Z

16（）几尺寸计算：法面顶隙数c=0.25n法面齿顶系数

an

=1齿数

16

=当量齿数Z=Z/cos3β=15/cos3v1626分度圆直d=zmn/cosβ=15×6/cos15°=93.17mm基圆直径db=dcosα

t

=93.17×cos23.2°=85.64mm齿顶高=mhn

an

=6×16mm齿根高h=m（h+c）=6×1+0.25）=7.5fnann齿顶圆直da=+2ha=+2×6=105.17齿根圆直d=d2h=93.17-2×7.5=78.17mmff法面齿厚s=（π/2m=（π/2）×6=mmnn端面齿厚s=（π/2m=（π/2）×6.21179.8mmtt齿宽=（6-8.5）mn7×6=42mm（）材：根据《机设计》P191页表选取齿轮材料40Cr调质处，硬度250材料品质求为由P20810-20查取其曲疲劳度极限

FE

=590由P209页图10-21查其接触劳强度σ（）强校核

Hlim

=700MPaT

II

=T=68IN

分度圆上圆周力Ft=2000T/d=2000×68/93.171459.7NII节圆上的周力Ft＇=2000T/db=2000×68/85.64=1588.04II径向力Fr=F/cosβ=1459.7×tan22.5°/cos15°=625.96tn轴向力Fa=Ftan=1459.7×tan15°=391.1Nt已知=15z=，《机设计》P215页图查得：164ε

α16

=0.68

ε

α4

=0.774故端面重度ε

α

=

α1

+εα

2

=1.454斜齿轮的向重合

β

=bsinβ/πmn27=42×sin15°/π×6）=0.577①按齿根曲疲劳度计：σ

F

=KFtYYY/bmnα）≤[σ]FaSaβF载荷系数K=KKKKAVα

β由《机械计》P193页表10-2得使系数=A根据圆周度ν=πn/(60×1000)=π×93.17×1800/60000=8.8m/s7精度由《械设计》P194图10-8查得，载系=1.18V《机设计》P195页表10-3查得间载荷分系数K

Hα

=

Fα

=1.2由《机械计》表10-4查得向载荷分系数

Hβ

=1.161由《机械计》图10-13查得K

Fβ

=1.118故K1.5×1.18×1.2×1.118=2.37由《机械计》P200页表10-5得：形系数Y

Fa

=3.12；力校正系数Y

Sa

=1.47由《机械计》图10-28查得螺旋角响系数=0.93βσ=2.37×1459.7×3.12×1.47×0.93/（42×6×1.454）=40.27MPaFσ

F

≤[]=σ/S=590/1.5=393.3，所强度足FFE够。②按齿面触强度算：σ

H

=Z[σ]HEH由《机械计》图10-30查得区域系Z=2.42H

《机械设计》页表得：性影响数=189.8EK=KKKK=1.5×1.18×1.2×1.161=2.47AVHαHβu=z=27/151.841628

载荷系数TTσ=ZZHH

E=（42×93.17×1.454×1.8）

2.42×189.8×√2.47×1459.7×2.8/=456MPaσ

H

≤[σ]=σH

Hlim

/S=700/1=700，所强度足够3.4转轴计3.4.1输入轴I由《机械计》表15-3查转轴材为40Cr，用扭转应力[]=MPa=106T

n=1800转/分1τ

T

=T/W=9550P/(0.2nd3令3

)≤τ]T则

d

0

3

pn≥106×

3

√（180/1800≥39.2mm503.4.2中间轴II由《机械计》表查转轴材料40Cr，用扭转切力τ]=45，A=106T0n=n/z=1346转/21191011令30.2t则

d

0

3

pn≥106×

3

√0.975×（180/1346）≥36.7mm3.4.3输出轴III

40由《机械计》页查转轴材为40Cr，许扭转切力[]=MPa=106T0

n=807转/3d

0329tt≥106×√0.965×）≥36.7mm403.5间轴校核轴传递的矩：

T

0.8010N齿轮分度直径：

d

142.9mm圆周力：

T0.80142.9m2

6

径向力：轴向力：

r1

F/tan22.5/tF11196.6tanta13000N

30图4-1轴1弯扭矩图注：A,C处为轴安位置B处为齿轮安位图由图4-1可知，面B为险截面各数如表4-1表4-1

轴1危截面计算值31M623M623载

水面H

垂面支力F

FNH1NH2

FL/LtACFtNH1

127641NAB116444.4N

F

(FNV1r1abNVr1

)/L49.2NbCF-4752.2NNV1弯

M

V

MaM总

H

Ft

AB

638206N2MMH1

V1

M2

V2V2BC473240N矩M

M

2

M

H

22V2

684377N扭T

T

2

0.8010N按弯扭合应力校轴的度进行校时，常只校核上承受大弯矩和扭的界面强度即界面轴的计算力：

ca

M

1

2

3W

2

473240

2

800000)0.1

65MPa前已选定材料为40Cr，因此]ca

]70MPa结果：轴强度满要求输出轴传的转矩

T

3

6

N32tt齿轮分度直径：

d

m4

167.7mm圆周力：

T1.03167.7m4

6

径向力：

r1

F/tan22.5t

cos15

轴向力：

a

F