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】.pdf

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. keywords: transmission , marching collar, gear,gear ratio 5 符符 号号 说说 明明 总 i 传动系总传动比； d r 驱动半径； q d 驱动轮直径； a u 拖拉机行驶速度； c i 变速箱前常啮合减速齿轮传动比； eb n 发动机额定输出转速； eb t 发动机额定输出转矩； i 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； 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； n 驱动轮胎数或履带数； 附着系数； q 驱动轮在胎内压力为 100mpa时的承载能力，或单条履带承载量(n); 齿宽系数； h z 节点区域系数； b z 单齿啮合系数； e z 弹性系数； z 螺旋角系数； u 传动比； a k 使用系数； v k 动载系数； h k 齿向载荷分布系数； h k 齿向载荷分配系数； h 齿面接触应力； hp 许用齿根弯曲应力； hlim 齿根接触疲劳极限； limh s 接触强度的最小安全系数； v z 速度系数； 6 l z 润滑油系数； r z 粗糙度系数； f 齿根弯曲应力； f k 齿向载荷分布系数； f k 齿向载荷分配系数； ef b 有效接触齿宽； fa y 载荷作用于齿顶时的齿形系数； sa y 载荷作用于齿顶时的应力修正系数； 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； k y 弯曲强度计算的锥齿轮系数； st y 试验齿数的应力修正系数； relt y 相对齿根圆角敏感系数； rrelt y 相对齿根表面状况系数； x y 弯曲强度计算的尺寸系数； 7 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 8 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。 9 第二章结构设计第二章结构设计 2.1 概述 2.1.1 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。 2.1.2 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。 2.1.3 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 10 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 齿轮齿数越多，转速越低。 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。 11 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 12 （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 0.2 0.3mm 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。 13 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。 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。 14 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 3.1 传动比的确定 u rni=377 . 0 （3- 1） i 0= max max 377 . 0 u rn = 1055.13 346 . 0 2300377 . 0 =22.8923 i min= 315.21 8923.22 =1.074 i 0= min min 377 . 0 u rn = 85 . 3 346 . 0 2300377 . 0 =77.737 i max= 315.31 737.77 =3.647 各挡传动比分配如下： 15 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 3.647 2.389 2.050 4.381 1.482 2.416 3.562 2.421 2.118 2.251 3.2 扭矩的确定 ft max=fzq=mgq（3- 2） ft max=7.59.810001.0=735100（其中 q=1.0） t 2= yt i rft 总 max =1200 nm(其中 yt=0.98) 3.3 变变速箱主要参数的确定 3.3.1 初定中心距(变速箱中心距离即齿轮壳体孔中心距) 2k2 3 t (3- 3) 式中：k- - - - 中心距系数 k=1416 取 k=14.823 t 2- - - - 变速箱输出轴计算转矩 2=k 3 1200 =14.82310.625=157.5mm 3.3.2 初定齿轮端面模数 m m=（0.40.6） 3 2 t (3- 4) 取 m=5 3.4 确定各档齿轮的齿数 16 已知一挡齿轮齿数计算按如下公式进行： 齿数和 ：z= m a22 =z12+z11(3- 5) 传动比 ：i =z11/z12.(3- 6) 中心距：a 2=157.5mm 模数：m=4 传动比：i=3.64 计算得：z12=16.946 z11=61.8 取 z11=62 z12=17 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 4 17 62 二挡 5 18 43 三档 5 20 41 四挡 5 19 37 五档 5 25 37 六挡 5 29 27 倒一挡 5 22 37 倒二挡 5 28 32 第一对常 啮合齿轮 5 36 17 第二对常 啮合齿轮 5 36 16 3.5 各档齿轮的变位 17 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= m aa (3-10) 齿顶高变动系数 k=yxx+ 21 (3-11) 啮合角 =coscos aa (3-12) 齿顶高mkxhh aa +=)( * (3-13) 齿根高mxchh af +=)( * * (3-14) 顶圆直径)222(2 * kxhzmhdd aaa +=+= (3-15) 根圆直径)222(2 * * xchzmhdd aff += (3-16) 分度圆直径mzd = (3-17) 3.5.1 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 1 +x2）tanr/（z 1 +z2）+invr x 1 +x2=（inv r-invr）（z 1 +z2）/2tanr=-0.115 查文献 4 中第 994 页： 选 x 1 =0.105 x 2=-0.22 y= （a-a）/m=-0125 k=x 1 +x 2-y=0.01 分度圆 ：d1=mz 1 =68 d 2=mz2=248 18 齿顶圆 ：da1=d1+2ha=m（z1+2ha*+2x1-2k）=76.76 da 2=d2+2ha= m（z2+2ha*+2x2-2k）=254.16 齿根圆 ：df1=d1- 2hf=m（z1- 2ha*- 2c*+2x1）=58.84 df 2= d2- 2hf= m（z2- 2ha*- 2c*+2x22）=236.24 3.5.2 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 一挡 d1=68 df1=58.84 da1=79.96 d2=248 df2=236.2 da2=254.36 二挡 d1=90 df1=86.52 da1=103.9 d2=215 df2=208.6 da2=229.45 三档 d1=100 df1=96.55 da1=113.95 d2=205 df2=198.6 da2=219.41 四挡 d1=185 df1=172.5 da1=195 d2=95 df2=82.5 da2=105 五挡 d1=125 df1=115.92 da1=138 d2=185 df2=174.5 da2=196.58 六挡 d1=135 df1=122.5 da1=145 d2=145 df2=132.5 da2=155 倒一挡 d1=110 df1=100.8 da1=123 d2=185 df2=174.5 da2=196.05 倒二挡 d1=140 df1=127.5 da1=150 19 d2=160 df2=147.5 da2=170 第 一 对 常 啮 合 齿 轮 d1=85 df1=74.41 da1=95.58 d2=180 df2=166.9 da2=188.16 第 二 对 常 啮 合 齿 轮 d1=80 df1=68.09 da1=90.59 d2=180 df2=166.91 da2=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： 1 t =t 总/i 圆周力： 1t f =2000 1 t / 1 d 径向力： 1r f = 1t f tan20 （2）受力简图： 图 4-1 受力简图 337mm 34mm fv1 fv2 fr ft 20 齿轮上作用力的大小： 转矩： 1 t =t 总/i=1200/3.64=329.67nm 圆周力： 1t f =2000 1 t / 1 d =2000329.67/68=9696.176n 径向力： 1r f = 1t f tan20=9696.176tan20=3529.11945n 求轴承的支反力： 图 4-2 水平面受力图 水平面： 1v f = 1t f 2l /l=9696.176337/371=8807.57n 2v f = 2t f l2/l=9696.17634/371=888.59n 图 4-3 垂直面受力图 垂直面： 1h f = 2r f l2/l=3529.1234/371=323.423n 2h f = 1r f l1/l=3529.12337/371=3205.69n 画弯矩图： 337mm 34mm fh1 fh2 337mm 34mm fv1 fv2 21 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： = - b 0b=0.6 mc=()2 2 tm+=375.06nm 按弯扭合成应力校核轴的强度 =mc/w=mc/0.1 （ d ） 3 =375.06 1000/0.1 （ 46 ） 3 =38.53mpa b =60mpa 337mm 34mm 299.45nm 108.99nm 318.67nm 329.67nm 375.06nm 22 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： 1 t =t 总/i 圆周力： 1t f =2000 1 t / 1 d 径向力： 1r f = 1t f tan20 （2）受力简图： 图 4-5 受力简图 齿轮上作用力的大小： 转矩： 2 t =t 总/i=1200/3.64=329.67nm 圆周力： 2t f =2000 2 t /248 =2000329.67/248=2658.63n 径向力： 2r f = 2t f tan20=2658.63tan20=967.66n 求轴承的支反力： 332mm 39mm fv1 fv2 fr ft 23 图 4-6 水平面受力图 水平面： 2v f = 2t f l1/l=2658.63332/371=2379.15n 1v f = 2t f l2/l=2658.6339/371=279.47n 图 4-7 垂直面受力图 垂直面： 1h f = 2r f l2/l=967.6639/371=101.72n 2h f = 2r f l1/l=967.66332/371=865.93n 画弯矩图： 332mm 39mm fh1 fh2 332mm 39mm fv1 fv2 24 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： = b b0 =0.6 mc=()2 2 tm+= 221.07nm 按弯扭合成应力校核轴的强度 c = c m /w= c m /0.1（d） 3=221.071000/0.1（56）3=12.585mpa b =60mpa 332mm 394m 92.78nm 33.77nm 98.73nm 329.67nm 221.07nm 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= 22 11fhfv+=945.618n，fr2= 22 22fhfv+=9372.819n 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） 6（cft/p）3/602300=2565.679h 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 5-1 水平面受力图 220mm 152m 1v f 2v f 27 水平面支反力： 1v f =2502.279n， 2v f =3622.46n 5-2 垂直面受力图 垂直面支反力： 1h f =910.937n， 2h f =1318.46n 1r f = 22 11fhfv+=2662.61n， 2r f= 22 22fhfv+=3854.938n p1= 1r f ,p2= 2r f 又 1r f 2r f p=fp 2r f 选 fp=1.3 p=1.33854.938=5011.4n 轴承的寿命为： （其中 ft=1 cr=65.5kn） lh=（10） 6（cft/p）3/602300=6179.59h 所以符合要求。 220mm 152m 1v f 2v f 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 z zkhkhkvka u u bd ft 1 1 式中： h z 节点区域系数 h z =2.5 e z 弹性系数取 e z =189.8mpa b z b z =1 z螺旋角系数取z=1 1 t =1200/3.64=329.64nm 1t f =2000 1 t / 1 d =2000329.67/68=9696.176 n 1 b =28 mm,m=4,u=3.64, a k =1.25, v k =1.05, h k=1.2, hr k=1.1 1h =2.51189.811 . 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 limh =1650mpa, limh s= 1 , 1v z l z r z =0.985 hp = limh 1v z l z r z / limh s =16500.985/1=16525.25mpa 1h hp 齿轮 1 按接触强度满足要求 齿轮 2： 29 2h =2.5189.811 . 12 . 105 . 1 25 . 1 64 . 3 64 . 4 24828 176.9696 =833.25mpa 2h hp 齿轮 2 按接触强度满足要求 二