路面切槽机设计说明书

吉林农业大学发展学院毕业设计（论文）第1页共83页公路路面切槽机设计（论文）【摘要】路面切槽机作为公路及城市道路养护的专用设备，主要应用于公路、机场、码头、货厂、停车场、车间等沥青混凝土路面的切割修补，伸缩缝切割，施工现场非金属构件的切割，使用于管线电缆沟施工前的破基切割。路面切槽机通过四连杆机构可以调整切割深度，采用切割卡轮，保证锯片不跑偏，保证切割准确。切割轴的端部加调整螺母，通过调整螺母可调整切割宽度。切割刀片采用金属镶焊金刚石结块材料制成，使用寿命长。路面切槽机是由行走系统、升降系统、冷却系统等组成。本设计主要对路面切槽机的整体进行方案设计，对行走部分、切割部分结构及传动等相关设计。此机采用无充气橡胶垫轮胎式行走车轮，驱动力由电机供给。切割系统通过变速器可以实现逆向切割三级变速；行走系统通过变速器实现三级变速，并可实现正反转、慢速切割快速后退。切割系统与行走系统通过不同的速度搭配以适应不同的切割情况要求。本设计创新点在变速器中采用空套齿轮、花键轴、内摩擦片和外摩擦片组成的离合器来实现传动系统随时分离和接合，在行走系统中采用惰轮和三联滑移齿轮，实现速度要求；切割宽度具体由套筒调节，为增加附着力，安装四个车轮。该机具有良好的动力性能，极高的工作效率和可靠性。【关键词】切割行走三级变速吉林农业大学发展学院毕业设计（论文）第2页共83页ROADSURFACECUTTINGMACHINE【ABSTRACT】ROADCUTTINGSLOTMACHINESASHIGHWAYSANDURBANROADSCONSERVATIONOFSPECIALEQUIPMENT,MAINLYUSEDINHIGHWAYS,AIRPORTS,TERMINALSANDCARGOPLANTS,CARPARKS,WORKSHOPSANDSOONTHECUTTINGASPHALTCONCRETEPAVEMENTREPAIR,CUTTINGTHEEXPANSIONJOINTS,NONMETALLICCOMPONENTSOFTHECONSTRUCTIONSITECUTTING,FORUSEINCABLEDITCHPIPELINECONSTRUCTIONBEFORETHEBREAKCUTTINGROADCUTTINGTHROUGHTHESLOTMACHINESFOURLINKAGECUTTINGDEPTHCANBEADJUSTEDBYCUTTINGCARDROUND,SAWNOGUARANTEETHATDEVIATION,ANDENSUREACCURATECUTTINGCUTTINGTHEENDOFTHESHAFTANDNUTADJUSTMENT,BYADJUSTINGTHENUTADJUSTABLECUTTINGWIDTHINSERTAMETALCUTTINGBLADEOFDIAMONDCAKINGMATERIAL,LONGLIFETHEROADISCUTBYTHESLOTMACHINESOPERATINGSYSTEM,THETAKEOFFANDLANDINGSYSTEMS,COOLINGSYSTEMSANDOTHERCOMPONENTSTHEDESIGNOFTHEMAINROADCUTTINGSLOTMACHINESONTHEOVERALLPROGRAMMEDESIGN,THEWALKINGPARTOFTHESTRUCTUREANDCUTTINGDRIVE,ANDOTHERRELATEDDESIGNTHEMACHINEADOPTSTHEINFLATABLERUBBERPADTIRERUNNINGWHEELS,DRIVENBYTHEELECTRICALSUPPLYCUTTINGTHROUGHTHETRANSMISSIONSYSTEMCANACHIEVEREVERSECUTTINGTHREETRANSMISSIONOPERATINGSYSTEMTHROUGHTHEREALIZATIONOFTHREETRANSMISSIONSPEED,ANDACHIEVINGPOSITIVEAND,SLOWRAPIDCUTTINGBACKCUTTINGTHROUGHTHESYSTEMANDTHEOPERATINGSYSTEMWITHDIFFERENTSPEEDSTOADAPTTODIFFERENTCIRCUMSTANCESREQUIRECUTTINGTHEDESIGNINNOVATIONSTHEUSEOFSPACEINTHETRANSMISSIONSETSOFGEARS,SPLINESHAFT,FRICTIONWITHINTHEFILMANDTHEFILMCOMPOSEDOF吉林农业大学发展学院毕业设计（论文）第3页共83页FRICTIONCLUTCHDRIVESYSTEMATANYTIMETOACHIEVESEPARATIONANDJOINT,WALKINGINTHESYSTEMUSEDINLAZYROUNDANDTRIPLESLIDINGGEAR,ANDSPEEDCUTTINGWIDTHOFTHESPECIFICREGULATIONBYTHESLEEVE,INORDERTOINCREASEADHESIONTOINSTALLFOURWHEELSTHEAIRCRAFTHASAGOODDYNAMICPERFORMANCE,HIGHEFFICIENCYANDRELIABILITY【KEYWORDS】CUTTINGWALKTHREESPEED吉林农业大学发展学院毕业设计（论文）第4页共83页目录引言5一、总体设计8（一）总体布置8（二）切割电动机选择8（三）行走部分电动机选择10二、传动部分10（一）链传动计算10（二）齿轮传动计算20三、轴的计算45（一）切割轴部分45（二）切割变速器部分49（三）行走变速器部分58四、轴承和键的校核69一切割变速器轴承69（二）行走变速器轴吉林农业大学发展学院毕业设计（论文）第5页共83页承70（三）切割轴轴承72五、离合器73（一）切割变速器离合器73（二）行走变速器离合器73结论73致谢74参考文献76翻译部分附录一英文原文78附录二中文译文79引言路面切槽机作为公路及城市道路养护的专用设备，主要应用于公路、机场、码头、货厂、停车场、车间等沥青混凝土路面的切割修补，伸缩缝切割，施工现场非金属构件的切割，使用于管线电缆沟施工前的破基切割。因此，对此机行业进行探讨很有必要。吉林农业大学发展学院毕业设计（论文）第6页共83页12国内外公路养护机械化的发展概况121我国公路养护机械化的发展概况20世纪60年代初，我国公路建设处在以砂石路面为主的时代，可供公路养护用的机械很少，加上当时国家经济条件的限制，对公路养护投入的资金严重不足，公路养护大多以人工为主。改革开放以后，我国开始引进、吸收国外先进的公路养护技术和养护机械。进入90年代后，特别是高速公路的发展，为引进先进的养护机械创造了机遇。我国现有300多家生产筑路机械的企业，其中有的生产公路建设用的施工机械，有的生产各种小型公路养护机械和少量大型的公路养护机械。总体上看，我国的养护机械无论是产品性能，还是品种、数量、质量都难以满足我国高等级公路维修养护作业的需要，部分类型的公路养护机械国内还不能自主生产。国内缺少混凝土切割理论缺乏混凝土切割破碎制约着切割刀具的设计、机器的效率及刀具磨损，影响机器的工作与性能。由于缺乏混凝土切割理论，切割刀具没有理论基础。因此，切割技术发展缓慢。122国外高等级公路养护机械化的发展经济发达国家很早就开展了公路的施工建设，养护管理工作同时也跟上了建设的步伐。由于日常养护工作做得好，这些国家高速公路虽然已经建成使用了近半个世纪，但至今仍在使用。他们在公路养护和管理方面有较完善的质量保证体系，普遍建立了公路养护计算机管理系统，并配备了先进的养护机械。在不断发展养护机械的同时，注重养护施工工艺与养护材料的研究与开发工作。近几年来，发达国家更加重视养护管理系统的建设，利用开发出的公路路况诊断检测、评估设备等多种养护辅助系统，实现对公路状况的自动监测与数据的采集，建立公路信息管理数据库，对公路路况实施动态管理，达到以预防为主的养护目的。123我国高等级公路养护机械的主要差距1231产品品种少、规格不齐全我国的公路养护机械缺少能完成清扫、除草、洒水等多项作业的综合养护设备；缺少能进行现场沥青路面加热、耙松、喷洒、拌和、再生、重吉林农业大学发展学院毕业设计（论文）第7页共83页铺、压实等作业的类似美国“修路王”沥青再生重铺机；缺少自行轮胎式切割机；缺少大型车载式划线机等，这些产品目前全靠进口。1232缺少养护机械专用底盘公路养护机械专用底盘应在其前、后、上各部位都配有机械、液压、电力等动力输出接口，配有快速更换工作装置的悬挂机构，并具有0180KM/H的行驶能力。国内开发的养护机械多采用东风、黄河、红岩等汽车底盘，其功率不能满足养护机械的要求，制约了国内高等级公路养护机械的发展。1233产品自动化程度不高除几种国外引进的产品外，国内多数养护机械机、电、液一体化技术水平差，自动化程度低，有些切割等产品仍全要人工手动作业，产品可靠性和作业安全性差，不能满足高等级公路养护安全、快捷、高速的作业要求。124我国养护机械的需求趋势1241沥青路面加热再生修补设备由于缺乏正确有效的维护，许多道路的使用寿命缩短了一半以上，造成资产损失，投资浪费。国外引进的沥青路面加热再生修补设备采用专用的加热板提供100高强度辐射热加热待修补区域，经35MIN使路面软化，然后耙松路面，喷洒乳化沥青，使旧的沥青混合料现场加热再生，再加入新的沥青混合料，搅拌摊平，最后再压实，完成整个修补工作。这类设备急待开发研制。1242路况诊断检测设备建立以计算机为基础的公路养护管理系统，采集、建立包括各种公路信息在内的数据库，以便对路面现状和使用性能做出正确的评价，预测路面的损坏趋势，制定出正确的养护对策和计划，为预防性养护提供科学依据。1243多功能养护车专用底盘针对缺少养护机械专用底盘的现状，应积极开发多功能养护车专用底盘，提高该类底盘的综合性能和机、电、液一体化水平。吉林农业大学发展学院毕业设计（论文）第8页共83页一、总体设计（一）总体布置吉林农业大学发展学院毕业设计（论文）第9页共83页切割机的使用性能、外廓尺寸、重量、外形、生产成本与总体设计密切相关。前进分三级速度1M/MIN、16M/MIN、256M/MIN后退也分三级速度，要比前进速度快些切割分三级速度1440R/MIN、1800R/MIN、2250R/MIN前面是切割系统、冷却系统，中间是操纵机构，后面是行走系统。（二）切割电动机选择圆锯片总的切向力和法向力理论计算公式TFN查1公式116212212ARCSISPSSSWPTDADDCVABKF（21）NTN（22）其中2ARCSIN212SPSSCDADDLMM501605RI50293ACSN2M31706401SSDL25UCMBSMSNRVS/5806214306吉林农业大学发展学院毕业设计（论文）第10页共83页SMVW/043IN/562AP10MHC431021046IN/250I/829M又有2ARCSIN2122SPSSPSWCDADDVHCPSWCLV2MMHC30169742/9580316501821230974/934SBKFTMMN8107/22105N4机械效率830972096034321机械功率（23）KWSMNVFPM16/515电机功率（24）KWE478306吉林农业大学发展学院毕业设计（论文）第11页共83页因有两个锯片，故电机功率增大一倍KW814则选用Y2160M2型15KW三相异步电动机，整机重117KG表21型号额定功率（KW）同步转速R/MIN效率功率因数COS堵转转矩重量KGY2160M215300089408922117（三）行走部分电机选择小型养路机械按重1500KG计算，行走车轮直径按04M计摩擦力（25）NMGF735089150摩擦力矩（26）MFMN1424由（27）KWNP/324950/（28）E6097/为满足输出转数最少，又能满足扭矩要求，故选择YCJ280型的齿轮减速三相异步电机表22机座号电机功率（KW）输出转速（R/MIN）输出转矩（NM）电动机代号2804132781132M16二、传动部分（一）链传动计算1切割部分1选择链轮齿数,1Z2吉林农业大学发展学院毕业设计（论文）第12页共83页小链轮齿数,估取链速825M/S查10表53取1Z21Z大链轮齿数2211I2确定链节数PL初选中心距则链节数为A40（21）10214028221PPZAZPL取偶数102节3确定链节距载荷系数查10表54AK1AK小链轮齿数系数查10表55Z6Z按套筒、磙子冲击疲劳多排链条系数查10表56M01M链长系数查10表513LKLK由式59（22）WPMLZA310169279520根据小链轮转速和查10图5121N0确定链条型号12A单排链MP594确定中心距A由式512吉林农业大学发展学院毕业设计（论文）第13页共83页（23）28241211ZZLZLPAPM72101059225验算链速V（24）SMPNZV/15069251063316计算压轴力Q链条工作拉力F（25）NVP7531/0/133压轴力系数QK2由10式513压轴力（26）NFKQ69037517链轮参数计算输入链轮分度圆直径（27）MZPD81270SIN18SI0齿顶圆直径（28）MPDA7136280COT54019COT5401齿根圆直径（29）MF82711吉林农业大学发展学院毕业设计（论文）第14页共83页轮毂厚度DKH0161M25784轮毂长度MHL54031IN1轮毂直径DKH21M475MBF915729011输出链轮参数分度圆直径（210）ZPD81270SIN18SI202齿顶圆直径（211）MPDA7136280COT54019COT54022齿根圆直径（212）MF81722轮毂厚度DKH062吉林农业大学发展学院毕业设计（论文）第15页共83页M8127654轮毂长度MHL4353IN2轮毂直径22DKHM64815MBF915729012312行走部分1选择链轮齿数,1Z2小链轮齿数,估取链速0053M/S查10表53取201Z大链轮齿数2401I2确定链节数PL初选中心距则链节数为A350（213）310204524721021PPZAZPL圆整PL3确定链节距载荷系数查10表54AK1AK小链轮齿数系数查10表55Z6Z吉林农业大学发展学院毕业设计（论文）第16页共83页按套筒、磙子冲击疲劳多排链条系数查10表56MK01MK链长系数查10表513LL由式59WKPMLZA3601270（214）根据小链轮转速和查10图5121N0确定链条型号12A单排链MP05194确定中心距A由式51228241211ZZLZLPP（215）M64204820124010595验算链速VSMPNZV/08160593103（216）6计算压轴力Q链条工作拉力FNVP462508/371/03（217）吉林农业大学发展学院毕业设计（论文）第17页共83页压轴力系数QK21由10式513压轴力（218）NFKQ50467链轮参数计算分度圆直径（219）MZPD8120SIN918SI0齿顶圆直径（220）MPDA613028COT5419COT54001齿根圆直径（221）MF08211轮毂厚度DKH061M78124轮毂长度MHL5361IN轮毂直径DKH21M95670吉林农业大学发展学院毕业设计（论文）第18页共83页MBF9157290511分度圆直径ZPD840SIN8SI202（222）齿顶圆直径MZPDA3254018COT50198COT54022（223）齿根圆直径MDF9318422（224）轮毂厚度DKH0162M518244轮毂长度MHL5936IN轮毂直径22DKHM795164MBF91729022313后轮部分1选择链轮齿数,1Z2吉林农业大学发展学院毕业设计（论文）第19页共83页小链轮齿数,估取链速0053M/S查10表53取1Z301Z大链轮齿数2301I2确定链节数PL初选中心距则链节数为A30902302362121PPZAZPL（225）取偶数90节3确定链节距载荷系数查10表54AK1AK小链轮齿数系数查10表55Z6Z按套筒、磙子冲击疲劳多排链条系数查10表56M01M链长系数查10表513LKLK由10式59WPMLZA29016340（226）根据小链轮转速和查10图5121N0确定链条型号12A单排链MP05194确定中心距A由式512吉林农业大学发展学院毕业设计（论文）第20页共83页28241211ZZLZLPAP（227）M5722308309230940125验算链速VSMPNZV/019160531603（228）6计算压轴力Q链条工作拉力FNVP178950/341/03（229）压轴力系数QK21由10式513压轴力（230）NFKQ21478957链轮参数计算分度圆直径（231）MZPD31820SIN18SI0齿顶圆直径（232）MPDA519308COT5419COT5400吉林农业大学发展学院毕业设计（论文）第21页共83页齿根圆直径（233）MDF417093182轮毂厚度KH06M3218259轮毂长度MHL456IN轮毂直径DKH2M6103MBF91572951输出链轮参数同输入链轮,其中H62ML871MDH2153（二）齿轮传动计算1切割变速器部分11挡1选择齿轮材料，确定许用应力查10表62小齿轮选用45调质1245HBS7BS大齿轮选用45正火0H2按齿面接触疲劳强度设计计算确定齿轮传动精度等级，按（00130022）VT1N3/P估取圆周速度113M/S,参考10表67,表68选取VT吉林农业大学发展学院毕业设计（论文）第22页共83页小轮分度圆直径，由10式65得1D（234）2312EHDZKTU齿宽系数查10表69按齿轮相对轴承为非对称布置，取08DD小齿轮齿数在推荐值2040中选311Z1Z大齿轮齿数取412234011I齿数比132U/Z传动比误差（13132）/130015误差在范围/U5故合适小齿轮转距1T436NM61950/PN3071596载荷系数由KAVK使用系数查表63取1A动载荷系数由推荐值12VVK齿向载荷分布系数由推荐值11K齿间载荷分布系数由推荐值11则载荷系数的初值145T121弹性系数查10表64得1898EZEZ2N/M节点影响系数查10图63（）得25H120XHZ重合度系数由推荐值087吉林农业大学发展学院毕业设计（论文）第23页共83页许用接触应力由10式66得HNHZSLIM接触疲劳极限应力、查10图64得1LIM2LIH700N/MM21LIM550N/MM22LIH应力循环次数由10式67得1N83013060HJLN94291/则查10图65得接触强度的寿命系数、得NZ211052N接触强度安全系数1MINHSN/MM21H70/N/MM22515故的设计初值为1D1TDM253180465257808931（235）齿轮模数M查10表66取M4/1ZD中心距A吉林农业大学发展学院毕业设计（论文）第24页共83页MZMA142/342/1小轮分度圆直径DZ1圆周速度VSMN/1960/2934360/不影响传动比，可以接受齿宽DB81581大轮齿宽418MM2小轮齿宽54185468MM123按齿根弯曲疲劳强度校核计算由10式610（236）1FSFFYMBDKT齿形系数查10表65AFY521F42Y应力修正系数小轮163AS1AS大轮1672A重合度系数025075/Y025075/158072Y故1F吉林农业大学发展学院毕业设计（论文）第25页共83页/926315312486021211FFMNYMDBKT/6742212FFF4齿轮其它主要尺寸计算大轮分度圆直径MZD162根圆直径HFF142541FF2顶圆直径MD31H172462212挡1选择齿轮材料，确定许用应力查10表62小齿轮选用45调质145HBS27BS大齿轮选用45正火202按齿面接触疲劳强度设计计算确定齿轮传动精度等级，按（00130022）VT1N3/P估取圆周速度113M/S,参考10表67,表68选取VT小轮分度圆直径，由10式65得1D2312EHDZKTU（237）齿宽系数查表69按齿轮相对轴承为非对称布置，取08DD小齿轮齿数在推荐值2040中选271Z1Z吉林农业大学发展学院毕业设计（论文）第26页共83页大齿轮齿数取452Z209456711I齿数比167U/Z传动比误差（167167）/1670误差在范围内，故U5合适小齿轮转距1T436NM61950/PN3071596载荷系数由KAVK使用系数查10表63取1AA动载荷系数由推荐值12VVK齿向载荷分布系数由推荐值11K齿间载荷分布系数由推荐值11则载荷系数的初值145T121弹性系数查10表64得1898EZEZ2N/M节点影响系数查10图63（）得25H120XHZ重合度系数由推荐值087许用接触应力由10式66得HNHSLIM接触疲劳极限应力、查10图64得1LIM2LIH700N/MM21LIM550N/MM22LIH吉林农业大学发展学院毕业设计（论文）第27页共83页应力循环次数由10式67得1N83013060HJLN9429/则查10图65得接触强度的寿命系数、得1NZ21052N接触强度安全系数1MINHSN/MM21H7/N/MM225105故的设计初值为1D1TDM65071804365257808931（238）齿轮模数M查表66取M4/1ZD中心距AM142/5742/1小轮分度圆直径1DMZ081圆周速度VSMN/610/2934360/1不影响传动比，可以接受吉林农业大学发展学院毕业设计（论文）第28页共83页齿宽MDB5406801大轮齿宽405MM2小轮齿宽54055455MM123按齿根弯曲疲劳强度校核计算由10式6101FSFFYMBDKT（239）齿形系数查10表65AFY5721FY3应力修正系数小轮16AS1S大轮1682Y重合度系数025075/Y025075/16807故1F/3560172308546221211FMNYMDBKT2F/84221FF4齿轮其它主要尺寸计算大轮分度圆直径MZD180452吉林农业大学发展学院毕业设计（论文）第29页共83页根圆直径MHDFF9842510821FF70顶圆直径61MHD184202213挡1选择齿轮材料，确定许用应力查10表62小齿轮选用45调质1245HBS7BS大齿轮选用45正火0H2按齿面接触疲劳强度设计计算确定齿轮传动精度等级，按（00130022）VT1N3/P估取圆周速度113M/S,参考10表67,表68选取VT小轮分度圆直径，由10式65得1D（240）21312EHDZKTU齿宽系数查10表69按齿轮相对轴承为非对称布置，取08D小齿轮齿数在推荐值2040中选231Z1Z大齿轮齿数取4922847031I齿数比213U/Z传动比误差（208213）/2080024误差在/U范围内，故合适5小齿轮转距1T吉林农业大学发展学院毕业设计（论文）第30页共83页436NM1T61950/PN3071596载荷系数由KAVK使用系数查10表63取1AA动载荷系数由推荐值12VVK齿向载荷分布系数由推荐值11K齿间载荷分布系数由推荐值11则载荷系数的初值145T121弹性系数查10表64得1898EZEZ2N/M节点影响系数查10图63（）得25H120XHZ重合度系数由推荐值087许用接触应力由10式66得HNHSLIM接触疲劳极限应力、查10图64得1LIM2LIH700N/MM21LIM550N/MM22LIH应力循环次数由10式67得1N83013060HJLN9429/则查10图65得接触强度的寿命系数、得1NZ2吉林农业大学发展学院毕业设计（论文）第31页共83页11NZ052接触强度安全系数1MINHSN/MM21H7/N/MM225105故的设计初值为1D1TDM4913280465257808931（241）齿轮模数M查10表66取M4/1ZD中心距AM142/9342/1小轮分度圆直径1DMZ1圆周速度VSMN/1460/2934360/1不影响传动比，可以接受齿宽DB81大轮齿宽392MM2小轮齿宽53925442MM123按齿根弯曲疲劳强度校核计算由10式610吉林农业大学发展学院毕业设计（论文）第32页共83页21FSFFYMBDKT齿形系数查10表65AFY6921F3Y应力修正系数小轮158AS1S大轮1702重合度系数025075/Y025075/16707故1F/14586923416022121FFMNYMDBKT/670922212FFF4齿轮其它主要尺寸计算大轮分度圆直径MZD1642根圆直径HFF825291FF2顶圆直径MD1041H862922（三）行走变速器部分吉林农业大学发展学院毕业设计（论文）第33页共83页1第轴1选择齿轮材料，确定许用应力查表62小齿轮选用20CRMNTI581HRCR62大齿轮选用20CRMNTI22按齿面接触疲劳强度设计计算确定齿轮传动精度等级，按（00130022）VT1N3/P估取圆周速度005M/S,参考10表67,表68选取VT小轮分度圆直径，由10式65得1D（242）2312EHDZKTU齿宽系数查10表69按齿轮相对轴承为非对称布置，取06DD小齿轮齿数在推荐值2040中选201Z1Z大齿轮齿数取4022401I齿数比2U/Z传动比误差（22）/20误差在范围内，故合适/U5小齿轮转距1T528923NMM61950/PN630596载荷系数由KAVK使用系数查10表63取1AA动载荷系数由推荐值12VVK齿向载荷分布系数由推荐值11K吉林农业大学发展学院毕业设计（论文）第34页共83页齿间载荷分布系数由推荐值11KK则载荷系数的初值145T121弹性系数查10表64得1898EZEZ2N/M节点影响系数查10图63（）得25H120XHZ重合度系数由推荐值087许用接触应力由10式66得HNHSLIM接触疲劳极限应力、查10图64得1LIM2LIH1500N/MM21LIM1430N/MM22LIH应力循环次数由10式671N83015606HJLN392664/则查10图65得接触强度的寿命系数、得1NZ21052N接触强度安全系数1MINHSN/MM21H10/N/MM22543吉林农业大学发展学院毕业设计（论文）第35页共83页故的设计初值为1D1TDM261605289345087289321（243）齿轮模数M查10表66取M6/1ZD中心距AM1802/4062/1小轮分度圆直径1DMZ1圆周速度VSMN/046/5204360/1与估取的005M接近，符合要求T齿宽DB791大轮齿宽397MM2小轮齿宽53975447MM123按齿根弯曲疲劳强度校核计算由10式6101FSFFYMBDKT（244）齿形系数查10表65AFY821FY4吉林农业大学发展学院毕业设计（论文）第36页共83页应力修正系数小轮155ASY1S大轮1672重合度系数025075/025075/164071Y故1F/817458260952418321211FMNYMDBKT2F/67221FF4齿轮其它主要尺寸计算大轮分度圆直径MZD2402根圆直径HFF15611FF2顶圆直径MD3201H564222第轴1第速1选择齿轮材料，确定许用应力查10表62小齿轮选用20CRMNTI581HRCR62大齿轮选用20CRMNTI22按齿面接触疲劳强度设计计算确定齿轮传动精度等级，按（00130022）VT1N3/P吉林农业大学发展学院毕业设计（论文）第37页共83页估取圆周速度003M/S,参考10表67,表68选取VT小轮分度圆直径，由10式65得1D（245）2312EHDZKTU齿宽系数查10表69按齿轮相对轴承为非对称布置，取06DD小齿轮齿数在推荐值2040中选201Z1Z大齿轮齿数取812280541I齿数比405U/Z传动比误差（405405）/4050误差在范围/U5内，故合适小齿轮转距1T1028462NMM61950/PN2530596载荷系数由KAVK使用系数查10表63取1AA动载荷系数由推荐值12VVK齿向载荷分布系数由推荐值11K齿间载荷分布系数由推荐值11则载荷系数的初值145T121弹性系数查10表64得1898EZEZ2N/M节点影响系数查10图63（）得25H120XHZ吉林农业大学发展学院毕业设计（论文）第38页共83页重合度系数由推荐值087ZZ许用接触应力由10式66得HNHZSLIM接触疲劳极限应力、查10图64得1LIM2LIH1500N/MM21LIM1430N/MM22LIH应力循环次数由10式671N83015360HJLN7426624/则查10图65得接触强度的寿命系数、得1NZ21052N接触强度安全系数1MINHSN/MM21H10/N/MM22543故的设计初值为1D1TDM7054160182455087289321齿轮模数M查10表66取M593/1ZD吉林农业大学发展学院毕业设计（论文）第39页共83页中心距AMZM52/81052/1小轮分度圆直径1DZ1圆周速度VSMN/026/2530460/1与估取的003M接近，符合要求T齿宽MDB1大轮齿宽40MM2小轮齿宽540545MM123按齿根弯曲疲劳强度校核计算由10式610（246）1FSFFYMBDKT齿形系数查10表65AFY821FY应力修正系数小轮AS51S大轮72重合度系数025075/Y025075/169069故吉林农业大学发展学院毕业设计（论文）第40页共83页1F/5718251042862121FFMNYMDBKT2F/86221FF4齿轮其它主要尺寸计算大轮分度圆直径MZD405812根圆直径HFF8721FF5392顶圆直径MD10501H42222第速1选择齿轮材料，确定许用应力查10表62小齿轮选用20CRMNTI581HRCR62大齿轮选用20CRMNTI22按齿面接触疲劳强度设计计算确定齿轮传动精度等级，按（00130022）VT1N3/P估取圆周速度003M/S,参考10表67,表68选取VT小轮分度圆直径，由10式65得1D（247）2312EHDZKTU齿宽系数查10表69按齿轮相对轴承为非对称布置，取06DD吉林农业大学发展学院毕业设计（论文）第41页共83页小齿轮齿数在推荐值2040中选281Z1Z大齿轮齿数取732275681I齿数比261U/Z传动比误差（256261）/2560019/U误差在范围内，故合适5小齿轮转距1T675846NMM61950/PN230596载荷系数由KAVK使用系数查10表63取1AA动载荷系数由推荐值12VVK齿向载荷分布系数由推荐值11K齿间载荷分布系数由推荐值11则载荷系数的初值145T121弹性系数查10表64得1898EZEZ2N/M节点影响系数查10图63（）得25H120XHZ重合度系数由推荐值087许用接触应力由10式66得HNHSLIM接触疲劳极限应力、查10图64得1LIM2LIH1500N/MM21LIM吉林农业大学发展学院毕业设计（论文）第42页共83页1430N/MM22LIMH应力循环次数由10式671N83015360HJLN742668/则查10图65得接触强度的寿命系数、得1NZ21052N接触强度安全系数1MINHSN/MM21H10/N/MM22543故的设计初值为1D1TDM17056260784515087289321齿轮模数M查10表66取M5/1ZD中心距A52/73285/21小轮分度圆直径1DMZ401圆周速度VSMN/0246/25360/1吉林农业大学发展学院毕业设计（论文）第43页共83页与估取的003M接近，符合要求VT齿宽MDB4217061大轮齿宽42MM2小轮齿宽542547MM123按齿根弯曲疲劳强度校核计算由10式6101FSFFYMBDKT（248）齿形系数查10表65AFY5721FY3应力修正系数小轮161AS1S大轮1762Y重合度系数025075/Y025075/173068故1F/5246157140765822121FFMNYMDBKT2/62173514068212FFYDBT吉林农业大学发展学院毕业设计（论文）第44页共83页4齿轮其它主要尺寸计算大轮分度圆直径MZD36572根圆直径HFF12721401FF2顶圆直径MD51H3726223第速1选择齿轮材料，确定许用应力查10表62小齿轮选用20CRMNTI581HRCR62大齿轮选用20CRMNTI22按齿面接触疲劳强度设计计算确定齿轮传动精度等级，按（00130022）VT1N3/P估取圆周速度003M/S,参考10表67,表68选取VT小轮分度圆直径，由10式65得1D2312EHDZKTU（249）齿宽系数查10表69按齿轮相对轴承为非对称布置，取06DD小齿轮齿数在推荐值2040中选391Z1Z大齿轮齿数取62224621391I齿数比159U/Z传动比误差（16159）/160006/U吉林农业大学发展学院毕业设计（论文）第45页共83页误差在范围内，故合适5小齿轮转距1T440769NMM61950/PN2310596载荷系数由KAVK使用系数查10表63取1AA动载荷系数由推荐值12VVK齿向载荷分布系数由推荐值11K齿间载荷分布系数由推荐值11则载荷系数的初值145T121弹性系数查10表64得1898EZEZ2N/M节点影响系数查10图63（）得25H120XHZ重合度系数由推荐值087许用接触应力由10式66得HNHSLIM接触疲劳极限应力、查10图64得1LIM2LIH1500N/MM21LIM1430N/MM22LIH应力循环次数由10式671N83015360HJLN74吉林农业大学发展学院毕业设计（论文）第46页共83页2N661092/1074则查10图65得接触强度的寿命系数、得ZN11N052接触强度安全系数1MINHSN/MM21H10/N/MM22543故的设计初值为1D1TDM645916047515087289321齿轮模数M查10表66取M539/64/1ZD中心距A52/652/1小轮分度圆直径1DMZ931圆周速度VSMN/036/25460/1与估取的003M接近，符合要求T齿宽MDB381大轮齿宽384MM2小轮齿宽53845434MM12吉林农业大学发展学院毕业设计（论文）第47页共83页3按齿根弯曲疲劳强度校核计算由10式61021FSFFYMBDKT（250）齿形系数查10表65AFY421F8应力修正系数小轮167ASY1S大轮1732重合度系数025075/025075/175068Y故1F/126745194307622121FFMNMDBKT2/713428519438076212FFYDBT4齿轮其它主要尺寸计算大轮分度圆直径MZD02根圆直径HFF518221973顶圆直径59D3022吉林农业大学发展学院毕业设计（论文）第48页共83页3轴的计算（一）切割轴部分1计算作用在圆锯片上的力NFT105R47最大转矩31363/9NPTEMN80571402初步估算轴的直径选取45号钢作为轴的材料，调制处理由10式82计算轴的最小直径并加大3以考虑键槽的影3NAD响查10表86取A11532则取45MMMD12401503MIN3轴的结构设计第一段直径42MM,外加5MM,选择螺母GB/T6170螺母厚342M30MM，选择垫圈GB/T9316M42厚105MM，锯片罩厚5MM,法兰厚20MM,锯片厚28MM,中间套筒厚100MM，锯片厚28MM,法兰厚20MM,锯片罩厚5MM,滑轮厚5MM第二段直径60MM,中间空20MM第三段直径55MM,支座厚95MM,右端GB/T89521986卡环固定,空轴长100MM第四段直径50MM,支座厚90MM,右端GB/T89521986卡环固定,中间空20MM第五段直径45MM,链轮厚405MM,键GB/TB1096200314X9X36固定，外加3MM4绘制轴的弯矩图和扭矩图1承反力,受力见图H水平面NRH6351492V垂直面V7吉林农业大学发展学院毕业设计（论文）第49页共83页2弯矩，弯矩见图H水平面MNMH1238MNMH41782V垂直面V570V063合成弯矩12649482扭矩MNT091/5035按弯扭合成强度校核轴的强度当量弯矩折合系数取3322MC6由10表82查得，由10表89查得材料许用应力/640MNB21由10式84得轴的计算应力为强度满足要求BCMNDW/185036121强度满足要求BM/4297112332吉林农业大学发展学院毕业设计（论文）第50页共83页吉林农业大学发展学院毕业设计（论文）第51页共83页图1（二）切割变速器部分KWPE7390215121732挡MIN/01RNIN/250312RMNPT64379/951N/022挡MI/31RNIN/1806702RMNPT643395/9511N7/222挡MI/301RNIN/140822RMNPT637395/9511N58/0221计算第轴吉林农业大学发展学院毕业设计（论文）第52页共83页1初步估算轴的直径取45号钢作为轴的材料，调制处理由10式82计算轴的最小直径并加大3以考虑键槽的影3NPAD响查10表86取A115（34）则第轴最小取42MMMD203150MIN2计算作用在齿轮上的力NDTFT605183/59/2611TR20TAN0A3轴的结构设计第一段直径42MM,选择GB/T10952003平键12X8X40，第二段直径50MM选择毛毡密封圈50JB/ZQ460686,第三段直径55MM，选择GB/T28194深沟球轴承6011，第四段花键轴660X54X14,第五段直径55MM，选择GB/T28194深沟球轴承6011。4绘制轴的弯矩图和扭矩图1支承反力,受力见图H水平面NRH268137V垂直面V981NR232弯矩，弯矩见图H水平面吉林农业大学发展学院毕业设计（论文）第53页共83页MNMH134V垂直面V4802合成弯矩MNM139扭矩MNT4750/0535按弯扭合成强度校核轴的强度当量弯矩折合系数取（35）22MC6由10表82查得，由10表89查得/640MNB材料许用应力21由10式84得轴的计算应力为强度满足要求BCMNDMW/2541038124吉林农业大学发展学院毕业设计（论文）第54页共83页吉林农业大学发展学院毕业设计（论文）第55页共83页图22计算第轴1初步估算轴的直径取45号钢作为轴的材料，调制处理由10式82计算轴的最小直径并加大3以考虑键槽的影响3NPAD查10表86取A115（36）则第轴最小取25MMMD61930715MIN2计算作用在齿轮上的力离合器上齿轮NDTFT725143097/1592/611NTR240TAN7AN最大转矩M3/305963最大转矩齿轮FT12659/421NR40TAN3轴的结构设计第一段直径35MM,选择GB/T28194深沟球轴承6207，第二段花键轴840X36X7,第三段直径30MM，选择GB/T28194深沟球轴承63064绘制轴的弯矩图和扭矩图1支承反力,受力见图H水平面NRH791082V垂直面V91吉林农业大学发展学院毕业设计（论文）第56页共83页NRV39522弯矩，弯矩见图H水平面MNMH34981MNMH59782V垂直面V27V160合成弯矩MN3721MN63542扭矩T0/109535按弯扭合成强度校核轴的强度当量弯矩折合系数取（37）22MC6由10表82查得，由10表89查得/640MNB材料许用应力21由10式84得轴的计算应力为强度满足要求BCMNDMW/8163045101231强度满足要求B/7123232吉林农业大学发展学院毕业设计（论文）第57页共83页吉林农业大学发展学院毕业设计（论文）第58页共83页图33计算第轴1初步