539 352履帶拖拉機－單級最終傳動裝置設計（有cad原圖+中英文翻譯）

539 352履帶拖拉機－單級最終傳動裝置設計（有cad原圖+中英文翻譯）,539,352履帶拖拉機－單級最終傳動裝置設計（有cad原圖+中英文翻譯）,履帶,拖拉機,最終傳動,裝置,設計,cad,原圖,中英文,翻譯 最終傳動裝置設計 摘要 履帶式拖拉機能夠正常行駛，拖拉機驅動輪需要足夠的驅動力。這就需要一套能夠增加傳動系的傳動比的專署機構。它將進一步降低驅動輪轉速，從而提高驅動輪的轉矩，這就是所謂的最終傳動。同時履帶式拖拉機的最終傳動還用來提高后橋的離地間隙。所以最終傳動要有適當的傳動比；保證后橋處有足夠的離地間隙；齒輪要具有較高的支承剛度；靠近驅動輪布置的最終傳動尤其要有可靠的密封。 外置式外嚙合圓柱齒輪最終傳動，使最終傳動成為一個獨立部件，便于拆裝和維修。這種結構的主、從動齒輪在殼體內的支持可以布置成簡支梁式，對提高支撐剛度有利。主動輪的嚙合條件降低了輪齒上的載荷，提高了承載能力，但結構復雜。 最終傳動的傳動比較大，齒輪和軸受載嚴重，徑向尺寸受到輪輞尺寸和離地間隙的限制而不能太大。為了在結構緊湊的情況下，保證齒輪有足夠的強度，外嚙合圓錐齒輪的最終傳動常常采用較大的齒寬和較少的齒數。為了保持齒輪的良好嚙合，必須保證兩齒輪軸中心線的平行度。 關鍵詞：主動齒輪，最終傳動，直齒，保護板 TGHE FINAL DRIVES DESIN 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 can't 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 WORD：Drive gear wheel , The final drive, Spur gear，Guard 符 號 說 明 C　　 基本額定動載荷 Co　 基本額定靜載荷 Fr 徑向力　　 Fa 軸向力　　 Ft 圓周力 Ka 使用系數 Kv　　 動載系數 KFβ 齒向載荷分布系數 KFα 齒間載荷分布系數 KHβ　 齒向載荷分布系數 KHα　 齒間載荷分布系數 Lh　 軸承壽命 n　 轉速 Yε 抗彎強度重合度系數 Yβ 抗彎強度螺旋角系數 Yεβ 抗彎強度重合、螺旋角系數 Zh 節(jié)點區(qū)域系數 ZE 材料的彈性系數 Zε 接觸強度重合度系數 Zβ 接觸強度螺旋角系數 Zεβ 重合、螺旋角系數 Zn 接觸疲勞壽命系數 Zx 接觸強度尺寸系數 目 錄 第一章 前言....................................... ....1 第二章 傳動系統(tǒng)概述....................................2 第三章 最終傳動概述....................................3 §3.1 最終傳動裝置的功用和要求.................... ..3 §3.2 最終傳動的分類、結構分析及評價..................3 §3.2.1 外嚙合圓柱齒輪最終傳動.................... .3 §3.2.2 內嚙合圓柱齒輪最終傳動......................4 §3.2.3 行星齒輪最終傳動............................4 §3.3 最終傳動的傳動方案及結構簡圖...................4 第四章 總體設計.....................................6 §4.1機械式傳動系統(tǒng)總傳動比及各部件傳動比的確定......6 §4.1.1 傳動系的總傳動比............................6 §4.1.2 總傳動比在各部件間的分配....................7 第五章 最終傳動裝置設計................................8 §5.1 最終傳動裝置主要參數的選擇......................8 §5.2 最終傳動裝置強度校核..........................9 §5.2.1 齒輪強度校核............................... 9 §5.2.2 軸承壽命校核............................. .18 §5.2.3 軸強度校核.................................20 §5.2.4 螺栓強度校核...............................22 第六章 結論................................. .........26 參考文獻...............................................27 致謝..................................... .............28 第一章 前 言 拖拉機的主要任務是用來拖帶農機具進行各種田間作業(yè)（如翻地、播種、中耕等）；也可作為其他農業(yè)機械（如脫谷機、揚場機等）的動力；另外拖帶拖車可進行運輸作業(yè)。為適應農業(yè)生產中各項作業(yè)的需要，拖拉機分有履帶式和輪式兩種。 履帶式拖拉機的特點是行走部分與地面的接觸面積大，壓強小，對土壤壓實的作用小，而且不易打滑，可以在濕度較大的土壤上進行作業(yè)。一般履帶式拖拉機的離地間隙小而功率大，適用于大面積的翻地、播種等主要農業(yè)作業(yè)。如東方紅－54和75拖拉機。 拖拉機基本上是由發(fā)動機、傳動裝置、車架和行走裝置、操縱裝置、工作裝置和電氣設備等六部分組成。傳動裝置的功用是將發(fā)動機的動力傳遞給行走裝置或其他工作裝置；在駕駛員的操縱下，使拖拉機起步，停車；改變牽引力或行進方向，它包括離合器、變速箱、中央傳動和最終傳動等。 本畢業(yè)設計說明書，主要講述了最終傳動的選擇設計和方案分析。對最終傳動的分類和工作原理進行了深入的對比和分析，選出最優(yōu)方案來進行設計，選擇合適的機構和零件。這次設計是在以往所學基礎和專業(yè)課程的基礎上設計的，經過對比其他車型同類裝置的設計方案，有選擇的借鑒或創(chuàng)新來進行設計。 由于本書編寫時間倉促，編者水平有限，難免有漏洞，誠懇的希望老師和同學批評指正。 第二章 動系概述 傳動系使拖拉機底盤的重要組成部分。它的具體任務是：增扭減速、變扭變速、切斷動力和平順接合動力、改變動力旋轉方向、改變動力旋轉平面等。拖拉機的傳動系由機械式和液壓式兩大類，目前普遍采用機械式傳動系。 輪式拖拉機的傳動系組成，它包括離合器、變速箱、中央傳動、最終傳動四個部分。通常將中央傳動、最終傳動和位于同一殼體內的差速器合稱為后橋。離合器接合時，發(fā)動機動力便從離合器經變速箱的掛檔齒輪副傳給中央傳動，然后由中央傳動大錐齒輪將動力經差速器分配給兩邊的最終傳動，最后傳給驅動輪。離合器分離時，動力就切斷。 履帶拖拉機的傳動系組成，其傳動線路與輪式拖拉機基本相同。主要差別在于后橋中沒有差速器，而在中央傳動與最終傳動之間裝有左、右兩個轉向機構。如下圖所示： 圖2-1 拖拉機傳動系統(tǒng)示意圖 根據傳動系的功用、生產和使用等方面的情況，對它提出下列基本要求： 1. 零件要有足夠的強度和剛度； 2. 零件工作表面要有足夠的耐磨性，需要潤滑的表面要保證良好潤滑； 3. 要有較高的傳動效率，盡可能減小傳動損失； 4. 結構盡可能簡單，操作、裝拆和維修要方便。 第三章 最終傳動概述 最終傳動是傳動系中最后一級增扭減速機構。通常它的傳動比比較大，以減輕變速箱、中央傳動等傳動件的受力，減小它們的結構尺寸。最終傳動大多采用直齒圓柱齒輪，材料多數采用22CrMnMo和18CrMnTi。在傳動型式上用得較多的是外嚙合齒輪式傳動，也有采用行星齒輪式傳動的。 §3.1最終傳動的功用和要求 最終傳動的主要任務是再進一步增扭減速。為了滿足拖拉機的工作要求，所需要的傳動比是很大的。例如拖拉機作農田耕作時，需將發(fā)動機的扭矩增大數十倍，乃至一百倍，即使作高速運輸作業(yè)，也需將發(fā)動機的轉速降低二十多倍。顯然，僅僅靠變速箱和中央傳動來實現這樣大的傳動比是不夠合理的。實際上一般拖拉機的傳動系都實行多級增扭減速，即變速箱、中央傳動和最終傳動都分擔著增扭減速的任務，整個傳動系的傳動比等于三者傳動比的乘積。也有個別拖拉機不設最終傳動，這樣就必須增加變速箱和中央傳動的傳動比，以滿足增扭減速的要求。 對最終傳動的要求是：①要有適當的傳動比；②保證后橋處有足夠的離地間隙；③齒輪要具有較高的支承剛度，以保證在全齒寬上較好的嚙合；④靠近驅動輪布置的最終傳動尤其要有可靠的密封。 §3.2最終傳動的分類、結構分析及評價 最終傳動按其傳動形式分為：①外嚙合圓柱齒輪最終傳動②內嚙合圓柱齒輪最終傳動③行星齒輪最終傳動。 §3.2.1外嚙合圓柱齒輪最終傳動 按其結構布置分為外置式和內置式兩種。 外置式的左、右最終傳動各自安裝在靠近驅動輪的單獨殼體內，使最終傳動成為一個獨立部件，便于拆裝和維修。這種結構的主、從動齒輪在殼體內的支承可以布置成簡支梁式，對提高支撐剛度有利。主動齒輪的嚙合條件降低了輪齒上的載荷，提高了承載能力，但結構復雜。 內置式的左、右最終傳動和中央傳動、差速器共同布置在后橋殼內。這種結構節(jié)省了最終傳動的單獨殼體。農藝離地間隙取決于輪胎半徑和半軸殼半徑。道路離地間隙一般比較小。取決于輪胎半徑和最終傳動從動齒輪的半徑。制動器布置在左、右最終傳動主動軸外側，位于殼體之外，保養(yǎng)、維修方便。從動齒輪軸審查殼體外較長，便于將驅動輪在軸上移動進行輪距調整。內置式從動齒輪多為懸臂支承，剛度較簡支梁差。為了提高支承剛度以提高齒輪壽命，可改用簡支梁方案。 §3.2.2內嚙合圓柱齒輪最終傳動 某些輪式拖拉機在設計時，要求較高的地隙和較大的傳動比。在輪輞直徑較小，布置不下外嚙合圓柱齒輪，而采用行星傳動不能抬高地隙的情況下，可以采用內嚙合圓柱齒輪傳動。由于內嚙合小齒輪只能采用懸臂結構，剛度差，較難保證輪齒在全齒寬上很好地嚙合。所以這種最終傳動只在個別小型拖拉機上采用。 §3.2.3行星齒輪最終傳動 行星齒輪最終傳動結構緊湊，能獲得較大傳動比，但不能用來提高離地間隙。其結構布置有靠近車輪的、靠近后橋殼體的和無專設驅動軸的三種。行星齒輪最終傳動結構比較緊湊，它可在較小的外廓尺寸下獲得較大的傳動比，又因它有三個行星齒輪沿圓周均布同時傳力，故輪齒上所受的作用力較小，工作壽命較長。此外，行星齒輪機構的主動軸和從動軸可以在同一軸線上，這樣可以降低拖拉機的重心，提高拖拉機的穩(wěn)定性。這種傳動型式適用于把最終傳動布置在靠近驅動輪的位置。但行星齒輪機構的齒輪數較多，故制造成本較高。 §3.3 最終傳動的傳動方案及機構簡圖 本次設計的352履帶式拖拉機主要用來進行田間耕種，工作條件惡劣。參照國內外拖拉機最終傳動裝置的基本參數： 表3-1國內外拖拉機型號及設計參數 由上分析本次設計選擇外置式外嚙合圓柱齒輪傳動，其結構簡單且便于維修。機構簡圖如下 圖3-1外置式外嚙合圓柱齒輪傳動機構簡圖 圖3-1中1為驅動輪，2為主動齒輪，3為從動齒輪。 第四章 總體設計 由任務書可知：發(fā)動機標定轉速neb＝2000 r/min，標定功率Peb=25.8Kw 則其標定轉矩為Teb＝9550Peb/neb=9550·25.8/2000Nm=123.195Nm §4.1機械式傳動系統(tǒng)總傳動比及各部件傳動比的確定 §4.1.1傳動系的總傳動比 傳動系的總傳動比是根據拖拉機的工作速度和發(fā)動機的標定轉速來確定。拖拉機某擋（j擋）的總傳動比iΣj按下式計算： （4-1） 式中：neb――發(fā)動機標定轉速（r/min） rd ――驅動輪動力半徑（m） vij――拖拉機某擋(j擋)理論工作速度(km/h) 驅動輪節(jié)圓直徑Dq(mm): （4-2） 式中：節(jié)距t＝125mm，齒數z＝12。 結果：Dq＝482.96mm 則rd＝241.5mm，neb＝2000 r/min，vi1＝2 km/h，vi5＝10km/h 所以總傳動比iΣj＝18.2~91.45 §4.1.2 總傳動比在各部件間的分配 傳動系的總傳動比iΣj一般是由變速器傳動比ibj、中央傳動傳動比iz、最終傳動傳動比im組成。其一般表達式為：iΣj=ibjizim 根據相關設計手冊及工作經驗。 變速器的傳動比可以按下式初算：0.6≤ibj≤vimax/vimin 即ibj的范圍是0.6~5 外嚙合圓柱齒輪最終傳動的傳動比im≤6.5 中央傳動錐齒輪的傳動比iz可由下式確定： （4-3） 分配各部件的傳動比：im＝4.62 iz=3.01 ibj=1~6.25 第五章 最終傳動設計 §5.1 最終傳動裝置主要參數的選擇 最終傳動的傳動比較大，齒輪和軸受載嚴重，徑向尺寸受到輪輞尺寸和離地間隙的限制而不能太大。為了在結構緊湊的情況下，保證齒輪有足夠的強度，外嚙合圓柱齒輪的最終傳動常常采用較大的齒寬b和較少的齒數z1。通常主動齒輪齒數z1等于12-15，個別少到9。齒寬b和模數m之比一般為8-10。為了保證大齒輪的齒寬能全部參加嚙合及提高小齒輪的彎曲承載能力，小齒輪的齒寬一般略大于大齒輪。齒寬不宜過大，否則在支承剛度不足的情況下，往往造成齒輪因局部偏載而損壞。所以，齒輪的支承剛度對齒輪的壽命影響極大。 為了保持齒輪的良好嚙合，必須保證兩齒輪軸心線的平行度。除了從加工、安裝各個環(huán)節(jié)采取措施外，另一方面就是提高支承剛度，避免本來平行的軸線，受載后因支承變形而變成不平行。具體措施是： 1） 改善支承剛度：①將懸臂支承改為簡支梁支承；②采用剛度較大的滾子軸承代替球軸承；③軸承直接安裝載殼體上，避免安裝在和殼體有徑向間隙的中間零件上。 2） 提高兩齒輪軸線平行度：①設計時應盡量使四個軸承孔在同一殼體上，便于在一次鏜孔中完成加工；②對于履帶拖拉機，由于驅動輪受力嚴重，沖擊頻繁，這些力如傳給最終傳動殼體，易于導致殼體（尤其是殼體和后橋聯(lián)接處）損壞。因此，一般常見結構是使驅動輪和齒輪上的力通過軸承經過不轉動的后軸，傳給后橋殼體。這就是最終傳動殼體只有局部承受小齒輪上的力，大部分殼體只起到防護罩作用。現有的一些拖拉機，此軸的剛度仍屬不夠，常因履帶卡入石塊或土石方作業(yè)負荷過大而變形，影響齒輪嚙合。另外在這種結構中，兩軸的相對位置受多個加工、安裝環(huán)節(jié)的尺寸鏈的影響，軸線的平行度不易達到高要求；③為了既保證齒輪軸線的平行度，又能改善履帶拖拉機最終傳動殼體的受力狀況，可將最終傳動殼體的下部和后橋殼體相聯(lián)，以加強剛度。這種結構是以油封座的外圓定位，裝入傳動箱殼體，用螺栓把最終傳動殼體和傳動箱固定在一起。 除從提高最終傳動剛度方面改善齒輪的嚙合狀態(tài)來提高承載能力外，還可以通過合理設計齒輪來提高齒輪副本身的承載能力。在拖拉機上，提高齒輪副承載能力的常用方法有：通過齒輪變位，降低小齒輪在單對齒嚙合區(qū)內界點的接觸應力，從而提高其承載能力。一般小齒輪采用較大的正的徑向變位系數X1，從動齒輪的變位系數為X2，X1>X2，嚙合角一般為20°－22°；采用大嚙合角的角變位，嚙合角增大到24°－26°，以提高單對齒的承載能力。試驗和實踐表明，這樣做能有效地提高最終傳動外嚙合圓柱齒輪的壽命。但嚙合角的增大受齒頂變尖，重合度降低和噪聲增加的限制。 有些拖拉機的最終傳動齒輪是采用高度變位的，即X1＝X2，當X1很大時，大齒輪削弱較大，容易損壞。新設計的拖拉機已很少采用這種變位方法。 最終傳動產生局部偏載的另一個主要原因時大齒輪直徑較大，淬火后要保證其尺寸精度是困難的。改善辦法是小齒輪采用鼓形齒，以消除嚙合中偏載的一種方法。鼓形齒的最終傳動中的應用，可避免載荷集中在一端，對減少輪齒的變形和應力極為有利，試驗表明，可使齒輪因偏載而引起的過高的局部彎曲應力明顯降低。 根據前面對最終傳動裝置傳動比的分配，結合國內外拖拉機的設計參數。本次設計的主要參數為模數(法面模數) Mn=5.5，齒輪1齒數 z1=13，齒輪1變位系數 x1=0.560，齒輪1齒寬 b1=67mm，齒輪2齒數 z2=60，齒輪2變位系數 x2=-0.327，齒輪2齒寬 b2=58mm，標準中心距 A0=200.75000mm，實際中心距 A=202.00262mm，齒數比 U=4.61538。 §5.2 最終傳動裝置強度校核 零件設計出來必須滿足強度要求，無論是齒輪還是軸都要分析其受力情況。當無法滿足強度要求時要及時更換零件。 §5.2.1 齒輪強度校核 名義計算載荷可按下述兩方面去計算，取其中較小者。 1) 按發(fā)動機的標定轉矩換算到被計算的零件上去。換算時要考慮發(fā)動機至該零件的傳動比和傳動效率： (5-1) 代入數據可得主動齒輪的名義計算載荷： 按驅動輪附著轉距計算，也要考慮傳動比和傳動效率： (5-2) 式中：――驅動輪胎數或履帶數； ――單條履帶承載量； ――驅動輪動力半徑； ――分別從被計算零件到驅動軸之間的傳動比和傳動效率； ――附著系數，履帶為0.83。 代入數據可得主動齒輪的名義計算載荷T1： T1＝2·3500·0.83·0.2415/(4.62·0.98·0.5) =619.8 Nm 則從動齒輪的名義計算載荷T2： T2＝2806.2 Nm F2t＝2T2/d2＝2·2806200/330N＝17007.27N F2r＝F2tcos20°sin20°＝5466N 齒輪的損壞形式有：齒輪折斷、齒面疲勞剝落、移動換擋齒輪端部破壞以及齒面膠合。各種變速裝置包括此最終傳動裝置其齒輪的適用條件是相似的，材料、熱處理方法、加工方法、精度級別、支承方式也基本一致。因此可以用一些簡化的計算公式一樣可以進行齒輪的強度計算。齒輪彎曲強度簡化計算公式： （5－3） 其中為彎曲應力（MPa）；為圓周力（N）；為計算載荷（N·mm）；d 表5-1 設計齒輪參數及計算公式 尺寸和參數名稱 計算公式 模數m 5.5 齒數z及齒數和zΣ z1=13 , z2=60 , zΣ=73 齒形角α（°） 20° 漸開線函數invα invα＝tanα-α 齒頂高系數ha*和頂隙系數c* ha*=1.00，c*=0.25 理論中心距 A0(mm) A0=m(z1＋z2)/2 嚙合角α‘ α‘＝arccos〔（z1＋z2）mcosα2α‘〕 中心距變動系數y y＝（A－A0）/m 反變位系數σ σ＝z1＋z22〔invα‘-invαtanα－（cosαcosα‘-1）〕 變位系數和Xsum Xsum=y＋σ 變位系數x x1＋x2＝Xsum 齒頂高ha（mm） ha＝（ha*＋x－σ）m 全齒高h（mm） h＝（2ha*+C*－σ）m 分度圓直徑d（mm） d＝mz 齒頂圓直徑da（mm） da＝d＋2ha 齒根圓直徑df（mm） df＝da－2h 基圓直徑dp（mm） dp＝AzzΣ 齒距（周節(jié)）p（mm） P＝πm 分度圓弧齒厚s（mm） s＝（π2＋2xtanα）m 齒頂圓壓力角αa αa＝arccos（db/da ） 公法線長度W（mm） W＝mcosα〔（k－0.5）π＋zinvα〕＋2xmsinα 為節(jié)圓直徑（mm）；為應力集中系數，可近似?。?.65；為摩擦力影響系數，主從動齒輪在嚙合點上摩擦力方向不同，對彎曲應力的影響也不同：主動齒輪＝1.1，從動齒輪＝0.9；b為齒寬（mm）；t為端面齒距（mm），t＝m，m為模數；y為齒形系數。齒輪接觸應力計算公式： （5-4） 其中為齒輪的接觸應力；F為齒面上的法向力；E為彈性模量（MPa）；b為齒寬（mm）； 為主、從動齒輪節(jié)點處的曲率半徑。 下面列出計算結果： 設計參數 傳遞功率 P=7.85(kW) 傳遞轉矩 T=757.17(N·m) 齒輪1轉速 n1=99(r/min) 齒輪2轉速 n2=21.43(r/min) 傳動比 i=4.62 原動機載荷特性 SF=中等振動 工作機載荷特性 WF=強烈振動 布置與結構 結構形式 ConS=閉式 齒輪1布置形式 ConS1=對稱布置 齒輪2布置形式 ConS2=對稱布置 材料及熱處理 齒面嚙合類型 GFace=硬齒面 熱處理質量級別 Q=ME 齒輪1材料及熱處理 Met1=20CrMnTi<滲碳> 齒輪1硬度取值范圍 HBSP1=56～62 齒輪1硬度 HBS1=59 齒輪1材料類別 MetN1=0 齒輪1極限應力類別 MetType1=13 齒輪2材料及熱處理 Met2=20CrMnTi<滲碳> 齒輪2硬度取值范圍 HBSP2=56～62 齒輪2硬度 HBS2=59 齒輪2材料類別 MetN2=0 齒輪2極限應力類別 MetType2=13 齒輪精度 齒輪1第Ⅰ組精度 JD11=7 齒輪1第Ⅱ組精度 JD12=7 齒輪1第Ⅲ組精度 JD13=7 齒輪1齒厚上偏差 JDU1=F 齒輪1齒厚下偏差 JDD1=L 齒輪2第Ⅰ組精度 JD21=7 齒輪2第Ⅱ組精度 JD22=7 齒輪2第Ⅲ組精度 JD23=7 齒輪2齒厚上偏差 JDU2=F 齒輪2齒厚下偏差 JDD2=L 齒輪基本參數 模數(法面模數) Mn=5.5(2) 端面模數 Mt=5.50000 螺旋角 β=0.00000(度) 基圓柱螺旋角 βb=0.0000000(度) 齒輪1齒數 Z1=13 齒輪1變位系數 X1=0.560 齒輪1齒寬 B1=67(mm) 齒輪1齒寬系數 Φd1=0.937 齒輪2齒數 Z2=60 齒輪2變位系數 X2=-0.327 齒輪2齒寬 B2=58(mm) 齒輪2齒寬系數 Φd2=0.176 總變位系數 Xsum=0.233 標準中心距 A0=200.75000(mm) 實際中心距 A=202.00262(mm) 齒數比 U=4.61538 端面重合度 εα=1.41948 縱向重合度 εβ=0.00000 總重合度 ε=1.41948 齒輪1分度圓直徑 d1=71.50000(mm) 齒輪1齒頂圓直徑 da1=88.60225(mm) 齒輪1齒根圓直徑 df1=63.91000(mm) 齒輪1齒頂高 ha1=8.55112(mm) 齒輪1齒根高 hf1=3.79500(mm) 齒輪1全齒高 h1=12.34612(mm) 齒輪1齒頂壓力角 αat1=40.684513(度) 齒輪2分度圓直徑 d2=330.00000(mm) 齒輪2齒頂圓直徑 da2=337.34525(mm) 齒輪2齒根圓直徑 df2=312.65300(mm) 齒輪2齒頂高 ha2=3.67262(mm) 齒輪2齒根高 hf2=8.67350(mm) 齒輪2全齒高 h2=12.34612(mm) 齒輪2齒頂壓力角 αat2=23.185930(度) 齒輪1分度圓弦齒厚 sh1=10.83906(mm) 齒輪1分度圓弦齒高 hh1=8.96430(mm) 齒輪1固定弦齒厚 sch1=9.60855(mm) 齒輪1固定弦齒高 hch1=6.80237(mm) 齒輪1公法線跨齒數 K1=3 齒輪1公法線長度 Wk1=43.70005(mm) 齒輪2分度圓弦齒厚 sh2=7.32982(mm) 齒輪2分度圓弦齒高 hh2=3.71333(mm) 齒輪2固定弦齒厚 sch2=6.47271(mm) 齒輪2固定弦齒高 hch2=2.49459(mm) 齒輪2公法線跨齒數 K2=7 齒輪2公法線長度 Wk2=108.93028(mm) 齒頂高系數 ha*=1.00 頂隙系數 c*=0.25 壓力角 α*=20(度) 端面齒頂高系數 ha*t=1.00000 端面頂隙系數 c*t=0.25000 端面壓力角 α*t=20.0000000(度) 檢查項目參數 齒輪1齒距累積公差 Fp1=0.04662 齒輪1齒圈徑向跳動公差 Fr1=0.04127 齒輪1公法線長度變動公差 Fw1=0.02972 齒輪1齒距極限偏差 fpt(±)1=0.01805 齒輪1齒形公差 ff1=0.01439 齒輪1一齒切向綜合公差 fi'1=0.01947 齒輪1一齒徑向綜合公差 fi''1=0 齒輪1齒向公差 Fβ1=0.01653 齒輪1切向綜合公差 Fi'1=0.06102 齒輪1徑向綜合公差 Fi''1=0.05778 齒輪1基節(jié)極限偏差 fpb(±)1=0.01696 齒輪1螺旋線波度公差 ffβ1=0.01947 齒輪1軸向齒距極限偏差 Fpx(±)1=0.01653 齒輪1齒向公差 Fb1=0.01653 齒輪1x方向軸向平行度公差 fx1=0.01653 齒輪1y方向軸向平行度公差 fy1=0.00827 齒輪1齒厚上偏差 Eup1=-0.07221 齒輪1齒厚下偏差 Edn1=-0.28884 齒輪2齒距累積公差 Fp2=0.08982 齒輪2齒圈徑向跳動公差 Fr2=0.06031 齒輪2公法線長度變動公差 Fw2=0.04156 齒輪2齒距極限偏差 fpt(±)2=0.02024 齒輪2齒形公差 ff2=0.01762 齒輪2齒切向綜合公差 fi'2=0.02272 齒輪2齒徑向綜合公差 fi''2=0 齒輪2齒向公差 Fβ2=0.00630 齒輪2切向綜合公差 Fi'2=0.10745 齒輪2徑向綜合公差 Fi''2=0.08443 齒輪2基節(jié)極限偏差 fpb(±)2=0.01902 齒輪2螺旋線波度公差 ffβ2=0.02272 齒輪2軸向齒距極限偏差 Fpx(±)2=0.00630 齒輪2齒向公差 Fb2=0.00630 齒輪2x方向軸向平行度公差 fx2=0.00630 齒輪2y方向軸向平行度公差 fy2=0.00315 齒輪2齒厚上偏差 Eup2=-0.08095 齒輪2齒厚下偏差 Edn2=-0.32380 中心距極限偏差 fa(±)=0.03283 強度校核數據 齒輪1接觸強度極限應力 σHlim1=1384.0(MPa) 齒輪1抗彎疲勞基本值 σFE1=868.0(MPa) 齒輪1接觸疲勞強度許用值 [σH]1=1745.2(MPa) 齒輪1彎曲疲勞強度許用值 [σF]1=827.9(MPa) 齒輪2接觸強度極限應力 σHlim2=1384.0(MPa) 齒輪2抗彎疲勞基本值 σFE2=868.0(MPa) 齒輪2接觸疲勞強度許用值 [σH]2=1745.2(MPa) 齒輪2彎曲疲勞強度許用值 [σF]2=827.9(MPa) 接觸強度用安全系數 SHmin=1.00 彎曲強度用安全系數 SFmin=1.40 接觸強度計算應力 σH=1584.5(MPa) 接觸疲勞強度校核 σH≤[σH]=滿足 齒輪1彎曲疲勞強度計算應力 σF1=460.5(MPa) 齒輪2彎曲疲勞強度計算應力 σF2=168.3(MPa) 齒輪1彎曲疲勞強度校核 σF1≤[σF]1=滿足 齒輪2彎曲疲勞強度校核 σF2≤[σF]2=滿足 強度校核相關系數 齒形做特殊處理 Zps=特殊處理 齒面經表面硬化 Zas=表面硬化 齒形 Zp=一般 潤滑油粘度 V50=120(mm^2/s) 有一定量點饋 Us=不允許 小齒輪齒面粗糙度 Z1R=Rz＞6μm(Ra≤1μm) 載荷類型 Wtype=雙向轉動齒輪 齒根表面粗糙度 ZFR=Rz＞16μm (Ra≤2.6μm) 刀具基本輪廓尺寸 圓周力 Ft=21179.580(N) 齒輪線速度 V=0.371(m/s) 使用系數 Ka=2.000 動載系數 Kv=1.003 齒向載荷分布系數 KHβ=1.000 綜合變形對載荷分布的影響 Kβs=1.000 安裝精度對載荷分布的影響 Kβm=0.000 齒間載荷分布系數 KHα=1.100 節(jié)點區(qū)域系數 Zh=2.432 材料的彈性系數 ZE=189.800 接觸強度重合度系數 Zε=0.927 接觸強度螺旋角系數 Zβ=1.000 重合、螺旋角系數 Zεβ=0.927 接觸疲勞壽命系數 Zn=1.30000 潤滑油膜影響系數 Zlvr=0.97000 工作硬化系數 Zw=1.00000 接觸強度尺寸系數 Zx=1.00000 齒向載荷分布系數 KFβ=1.000 齒間載荷分布系數 KFα=1.100 抗彎強度重合度系數 Yε=0.778 抗彎強度螺旋角系數 Yβ=1.000 抗彎強度重合、螺旋角系數 Yεβ=0.778 壽命系數 Yn=1.34202 齒根圓角敏感系數 Ydr=1.00000 齒根表面狀況系數 Yrr=1.00000 尺寸系數 Yx=0.99500 齒輪1復合齒形系數 Yfs1=4.04035 齒輪1應力校正系數 Ysa1=1.65457 齒輪2復合齒形系數 Yfs2=1.47670 齒輪2應力校正系數 Ysa2=1.54555 §5.2.2 軸承壽命校核 軸承的壽命的計算公式： （5-5） 式中L10的單位為106r。為指數。對于球軸承，＝3；對于滾子軸承，＝3.3333。實際計算時，用小時數表示壽命比較方便。此時，上式可以寫成： （5-6） 其中n代表轉速（單位為r/min）。C為軸承的基本額定動載荷，P為實際載荷。滾動軸承的基本額定動載荷時在一定的條件下確定的，如載荷條件為：向心軸承僅承受經向載荷Fr，推力球軸承僅承受純軸向載荷Fa。實際上，軸承在許多場合，常常同時承受經向載荷Fr和軸向載荷Fa。因此，在進行軸承壽命計算時，必須把實際載荷轉換為確定基本額定動載荷的載荷條件相一致的當量動載荷，用字母P表示。這個當量動載荷，對于以承受經向載荷為主的軸承，稱為經向當量動載荷，常用Pr表示；對于以承受軸向載荷為主的軸承，稱為軸向當量動載荷，常用Pa表示。當量動載荷的一般計算公式： （5-7） 式中，X、Y分別為經向動載系數和軸向動載系數。 對于只能承受純經向載荷Fr的軸承 （5-8） 對于只能承受軸向載荷Fa的軸承 （5-9） 按上式計算出來的只能算是理論數值。實際上，在許多支承中還會出現一些附加載荷，如沖擊力、不平衡作用力、慣性力以及軸撓曲或者軸承座變形產生的附加力等等。這些理論上很難精確計算。為了計及這些影響，在對當量動載荷乘上一個根據經驗而定的載荷系數。式子就為： （5-10） （5-11） （5-12） 本最終傳動裝置軸承承受軸向力作用，所以采用的是圓錐滾子軸承。 下面列出計算結果： 設計參數 徑向力 Fr=5466.03 (N) 軸向力 Fa=14477.95 (N) 圓周力 Ft=17007.27 (N) 軸頸直徑 d1=70 (mm) 轉速 n=21.43 (r/min) 要求壽命 Lh'=4500 (h) 作用點距離 L=120 (mm) Fr與軸承1距離 L1=0 (mm) Fr與軸心線距離 La=165 (mm) 溫度系數 ft=1 潤滑方式 Grease=油潤滑 選擇軸承型號 軸承類型 BType=圓錐滾子軸承 軸承型號 BCode=32014 軸承內徑 d=70 (mm) 軸承外徑 D=150 (mm) 軸承寬度 B=35 (mm) 基本額定動載荷 C=188000 (N) 基本額定靜載荷 Co=230000 (N) 極限轉速(油) nlimy=3400 (r/min) 計算軸承受力 軸承1徑向支反力 Fr1=17864.06 (N) 軸承1軸向支反力 Fa1=14477.95 (N) 軸承2徑向支反力 Fr2=0 (N) 軸承2軸向支反力 Fa2=14477.95 (N) 計算當量動載荷 當量動載荷 P1=21436.87 (N) 當量動載荷 P2=21436.87 (N) 校核軸承壽命 軸承工作溫度 T≤120 (℃) 軸承壽命 L10=1390 (10^6 轉) 軸承壽命 Lh=68102 (h) 驗算結果 合格 §5.2.3 軸校核 最終傳動裝置在工作時，由于齒輪上有圓周力、經向力的作用，其軸要承受轉矩和彎矩。要求軸應該有足夠的剛度和強度。因為剛度不足軸會產生彎曲變形，結果破壞力齒輪的正確嚙合，對齒輪的強度、耐磨性和工作噪聲都有不利影響。因此，在設計軸時，其剛度大小應以保證齒輪能有正確的嚙合為前提條件。 主動軸的校核： 圖5-1 主動軸受力簡圖 所以： 所以 所以 彎矩： 所以 應力 符合要求。 §5.2.4 螺栓強度校核 如圖所示，轉矩T作用在連接接合面內，在轉矩T作用下，底板將繞通過螺栓組對稱中心O并與接合面垂直的軸線轉動。為了一起轉動，可以采用普通螺栓聯(lián)接，也可以采用鉸制孔用螺栓聯(lián)接。其傳力方式和受軸向載荷的螺栓組聯(lián)接相同。 采用普通螺栓聯(lián)接時，靠聯(lián)接預緊后在接合面間產生的摩擦力矩來抵抗轉矩T。假設各螺栓的預緊力相同，即各螺栓的預緊力都是。則各螺栓產生的摩擦力相等，并假設此摩擦力集中在螺栓中心處。為阻止接合面發(fā)生相對轉動，各摩擦力應與各該螺栓的軸線到螺栓組對稱中心O的連線相垂直。根據作用在底板上的力矩平衡及聯(lián)接強度的條件，應有 （5-13） 由上式可得各螺栓所需的預緊力為 （5-14） 式中：－接合面的摩擦系數，見表2－4； －第i個螺栓的軸線到螺栓組對稱中心O的距離； －螺栓數目； －防滑系數，。 表5－2 聯(lián)接接合面的摩擦系數 被聯(lián)接件 接合面的表面狀態(tài) 摩擦系數 鋼或鑄鐵零件 干燥的加工表面 0.10－0.16 有油的加工表面 0.06－0.10 鋼結構件 軋制表面，鋼絲刷清理浮銹 0.30－0.35 涂富鋅漆 0.35－0.40 噴砂處理 0.45－0.55 鑄鐵對磚料、混凝土或木材 干燥表面 0.40－0.45 本校核的螺栓的布置圖為下圖5-2所示 圖5-2 螺栓布置受力簡圖 四個螺栓圓周布置，離螺栓組對稱中心的距離相同，另外由表2－3，取。所以 即 式中T為傳遞的轉矩， 所以 緊螺栓聯(lián)接裝配時，螺母需要擰緊，在擰緊力矩作用下，螺栓除受預緊力的拉伸應力作用下，還受螺紋摩擦力矩扭轉而產生的轉切應力，使螺栓處于拉伸與扭轉的復合應力狀態(tài)下。因此，進行僅承受預緊力的緊螺栓強度計算時，應綜合考慮拉伸應力和扭轉應力的作用。 螺栓危險截面的拉伸應力為 螺栓危險截面的扭轉切應力為 由于螺栓材料時塑性的，故可以根據第四強度理論，求出螺栓預緊狀態(tài)下的計算應力為 （5－15） 由此可見，對于M10－M16的普通螺紋的鋼制緊螺栓聯(lián)接，在擰緊時雖是同時承受拉伸和扭轉的聯(lián)合作用，但在計算時可以只按拉伸強度計算，并將所受的拉力增大30％來考慮扭矩的影響。 螺栓危險截面的拉伸強度條件根據式（5－13）和（5－15）可寫為 （5-16） 所以 由 其中。得： 所以 符合要求。 最終傳動裝置得有關設計已經計算完畢，包括傳動設計計算和校核計算。 第六章 結 論 此次畢業(yè)設計是在我們掌握了相關基礎課程如：理論力學、材料力學、機械原理、機械設計及專業(yè)課程如：汽車構造、汽車理論、汽車設計的后所做的一次綜合性的設計，不僅是對我們大學四年所學知識的一個檢驗，更是一次實戰(zhàn)練兵。使我們對所學的一些基本理論得到了培養(yǎng)，并且使我們更加理解本專業(yè)的一些原理、設計方法和思路，為我們以后在自己專業(yè)領域內的發(fā)展奠定了基礎。 在本次設計中，我設計的是單級最終傳動裝置。 最終傳動要有適當的傳動比，以進一步減速增扭。同時保證后橋處有足夠的離地間隙。齒輪要具有較高的支承剛度，以保證在全齒寬上較好的嚙合。另外靠近驅動輪布置的最終傳動尤其要有可靠的密封。通過認真準確的計算，本次設計的最終傳動裝置符合任務書的要求，滿足工作條件，同時達到強度要求。最終傳動很長時間沒有新的方案出現。在以后的設計和運用中將要廣泛的應用新技術新知識。 這次設計到現在基本是結束了，但是對于拖拉機傳動系統(tǒng)的認識還有待提高，由于過去的理論中缺乏這方面知識的培養(yǎng)，所以對于很多機構的原理認識不是很透徹，這就給設計本身帶來了困難，所以設計的最終傳動系統(tǒng)可能在某些方面有漏洞和不足，但是它是對我自身能力的一種鍛煉，從中得到理論知識以外的實踐經驗，覺得畢業(yè)設計收獲頗豐。 參考文獻 [1] 畢大寧.重型汽車的動力轉向[M].人民交通出版社，1989 [2] 吳宗澤.機械設計實用手冊[M].北京：化學工業(yè)出版社，1991 [3] 蔡春源.機械設計設計手冊[M].冶金工業(yè)出版社，1996 [4] 吉林工業(yè)大學汽車教研室.汽車設計[M].機械工業(yè)出版社，1983 P404-442 [5] 王望予.汽車設計（第四版）[M].機械工業(yè)出版社. [6] 陳家瑞.汽車構造（第二版）[M].機械工業(yè)出版社，2005 P169-178 P244-276 [7] 寇東海.汽車前橋、轉向系的保養(yǎng)與修理[M].人民交通出版社，1989 [8] 林家讓.汽車構造（底盤篇）[M].電子工業(yè)出版社，2004 P122-140 [9] 趙學敏.汽車底盤構造與維修[M].國防工業(yè)出版社，2003 P219-356 [10] 齊曉杰.汽車液壓與氣壓傳動[M].機械工業(yè)出版社，P55-78 [11] 秦四成編著.工程機械設計[M].北京：科學出版社.2003 [12] 濮良貴.機械設計（第七版）[M].高等教育出版社 [13] 國產汽車概覽[M].中國物資出版社 [14] 東風EQ1090E型載貨汽車備件目錄[M].中國二汽，1991 [15] 天津牌TJ360自卸汽車使用說明書[M].天津二汽，1972 [16] 黃河JN162載貨汽車使用說明書[M].濟南汽車制造廠 [17] 汽車工程手冊編輯委員會.汽車工程手冊設計篇[M].北京 [18] 越野汽車底盤構造[M].中國人民解放軍運輸技術學校，1987 [19] 徐達，陸錦榮主編.專用汽車工作裝置原理與設計計算(修訂版) [M].北京理工大學出版社，2002 致 謝 時光轉瞬而過，四年大學的學生生活亦將結束，我的畢業(yè)設計也終于完成?；叵肫渲衅D辛，歷歷在目，一種感激之情一直回蕩在我心間。 此次設計是在高工陳鳳濤導師的精心指導下完成了，導師盡心盡責的指導我們的畢業(yè)設計，從始至終對大家進行幫助，真是傾注了很多的心血。這里我向陳老師表示衷心的感謝和深深的敬意！您給我們提供了運用知識接觸實際的平臺，您讓我們都去發(fā)揮自己的潛力去克服困難，由衷感謝！ 同時還要感謝學院張文春、李忠利、郭志軍等老師，在做設計的過程中我遇到問題向他們請教時，雖然不是本組學生，但都會給我認真解答。 最后要感謝宋健華、孫小雷等同組設計的同學以及車輛032班的同窗們在生活和學習上對我的幫助和支持，使我度過了一段充實快樂的大學生活。 再次感謝所有關心幫助我的老師同學們，愿大家在以后的生活中幸福快樂！ 轉向系統(tǒng) 轉向系統(tǒng)是駕駛員按自己的意愿操縱汽車或者卡車，通過轉動前輪在路面上實現左右轉動。轉向系統(tǒng)有兩種形式，機械式和動力式。 1. 動力轉向系統(tǒng) 動力轉向系統(tǒng)中增加了一對重要的機構齒輪齒條機構和循環(huán)球機構。 2.泵 葉片泵為轉向系統(tǒng)提供液壓動力（見下面的圖表），泵是由汽車的發(fā)動機通過皮帶傳動的動力而運動的。泵的內腔中有一組可旋轉的葉片 當葉片快速旋轉時，他們從低壓口內吸入液壓油同時從高壓口排出。油泵提供的流量與汽車的發(fā)動機轉速有關。在發(fā)動機不轉的時候葉片泵必須提供足夠的油液。結果，當發(fā)動機以快速運轉時泵必須提供更多的液壓油。 泵里有卸壓裝置來實現泵里壓力不是太高，尤其在發(fā)動機高速運轉時油液的進出很多時。 3. 滑閥 駕駛員通過操縱動力轉向系統(tǒng)來實現車輪的轉向（僅僅當開始轉動時）。當 駕駛員沒有施加壓力時，轉向系統(tǒng)是不工作的?；y時駕駛員在操縱中有路感。 旋轉的關鍵是轉向軸。轉向軸是一個金屬桿，當對它施加扭矩時開始運動。當駕駛員旋轉方向盤時，轉向軸傳遞扭矩到車輪，使車輪旋轉。駕駛員為了使車輪旋轉的角度增大就需要有更大的扭矩。 轉向閥關鍵是一根扭力桿。 扭力桿是細金屬桿，在傳遞扭矩是運動。 扭力桿的頂端被連接到方向盤，而且它的底部被連接到齒輪或蝸桿上( 轉輪子) ，因此，它傳遞的力矩跟駕駛員操縱方向盤所施加的扭矩相等。為了是車輪的轉動角度增大就需要增加扭矩。 從輸入軸輸入的扭矩部分進入伺服閥。并且它連接到扭力桿的最底端。扭力桿的底端連接到伺服閥的外部。 在其他的汽車轉向中扭力桿也從轉向傳動裝置輸出, 連接到其他的轉向齒輪或蝸桿上。 當扭力桿旋轉時它是從伺服閥的內部向外部傳遞動力。 由于伺服閥的內部也連接在轉向軸 ( 或直接到方向盤) ，在伺服閥的內部和外部之間的力矩大小以來于駕駛員作用于方向盤多少轉力矩。 在伺服閥中的轉動方向來自于方向盤的轉動。當方向盤沒有被旋轉的時候,兩邊的液體是相通的內部壓力相當。但是當它從一個位置旋轉到另一個位置時，內部兩端的壓力將會改變。 動力轉向系統(tǒng)是高效地傳遞動力。讓我們看一看我們在以后怎樣提高轉動效率就需要我們來看看最近中她的一些發(fā)展前景。 4. 未來的動力轉向系統(tǒng) 由于大多數汽車的動力轉向泵是一直使液體流動，這就浪費了動力。 浪費動力的同時就是浪費燃料。 你所能期待就僅僅是去改善燃料的使用經濟性。一種大家夢想的是電控或電磁控制的轉向系統(tǒng)。 這些系統(tǒng)會完全地除去方向盤和傳動軸之間的機械連結,用一個純電子的控制系統(tǒng)來更換它。 本質上，方向盤會像你能為你的家買計算機玩游戲的那一個一樣工作。它將包含告訴駕駛員如何去操縱轉向輪，而且動力裝置可以提供給駕駛員反饋感覺到轉向器在如何的運動。 這