橡膠履帶車輛液壓機械差速轉向裝置設計

橡膠履帶車輛機械液壓差速轉向裝置設計一后橋總

成設計摘要本設計為履帶牽引車輛機械液壓轉向裝置設計。轉向裝置的功用是：保證車輛能按駕駛員的意志而進行轉向行駛。履帶拖拉機轉向機構的功用還包括增扭降速，改變扭矩傳遞方向和利用其殼體承擔整機的推動力。履帶車輛的轉向性能是影響其機動性和生產率的主要因素之一。雙功率流作為一種新型的轉向裝置應用于履帶車輛能大幅度提高履帶車輛的轉向性能。轉向裝置設計還要滿足必要的動力性和經濟性指標。本次設計為了選擇合適的轉向機構，對一拖公司、卡特公司、小松公司的三種不同的轉向機構進行性能分析；最終選擇一拖公司機械液壓雙功率流轉向機構比較適合本次設計的要求。為了提高車速和增加車輛在惡劣環(huán)境下工作的能力，特別增加了行星排特性參數和齒輪的模數。為了減少軸向力和滿足必要的經濟性，傳遞齒輪全部選擇直齒輪。在說明書的校核部分，主要對齒輪的彎曲疲勞強度和接觸疲勞強度，軸的剛度和強度以及軸承的壽命進行了計算，設計的零件均滿足要求。關鍵詞：履帶車輛，雙功率流，行星結構，無級轉向RUBBERTRACKEDVEHICLESTOWEDTOTHE

INSTALLATIONOFMECHANICALHYDRAULIC

STEERINGDEVICEDESIGN—DESIGNOFREAR

AXLEASSEMBLYABSTRACTThedesignoftrackedvehiclestowedtotheinstallationofmechanicalhydraulicdesign.Totheinstallationfunctionis:guaranteethatthevehicleswillbecarriedoutbydriverstotraffic.Trackedtractorstoinstitutionsfunctionalsoincludesadditionaltwistingfaster,changedirectionandtheuseofitsterminaltorquetransmissiontowholesetsofimpetus.Trackedvehiclestoaffectitsmobilityandproductivityperformanceisoneofthemainfactors.Doublepowerflowasanewtypeofdeviceshouldbeusedtrackedvehiclestobeabletosignificantlyenhancetheperformanceoftrackedvehicles.Devicesdesignedtomeetthenecessaryimpetustosexualandeconomicindicators.Tochooseasuitabledesignofthisbodytotheoneonthecompany,CarterCorporation,Komatsucompaniesthreedifferentagenciestoperformanceanalysis;Chooseoneonthefinalpowercompaniesmechanicalhydraulicdoublecirculationinstitutionsmoresuitedtothecurrentdesignrequirements.Toincreasethespeedofvehiclesandincreasetheabilitytoworkinharshenvironment,particularlyincreasedplanetaryemissionparametersandcharacteristicsofthemoduleboards.Toreducepower,andmustmeetthenecessaryeconomic,transmissiongearalltheoptionsstraightgear.Intheaccuracyofreports,themainshaftofthebendingfatiguestrengthandcontactfatiguestrength,axlerigidityandtheintensityoflifeandbearingthetermsofthepartsaredesignedtomeettherequirements.KEYWORDS:trackedvehicles,powerflowtothebodydouble,planetarystructure,Steplesschanges目錄^2-7^=734463446711§2.1履帶車輛轉向機構的研究現狀及其發(fā)展§2.2機械液壓轉向機構的性能分析§2.3三種轉向機構的性能分析第三章轉向機構參數的選擇與確定§3.1選取行星齒輪傳動的傳動類型和傳動簡圖...11TOC\o"1-5"\h\z\o"CurrentDocument"§3.2行星排特性參數的確定11\o"CurrentDocument"§3.3行星排各齒輪參數的確定13第四章校核16§4.1齒輪強度計算16§4.2軸的校核18§4.3軸承的選擇與壽命計算21§4.4鍵的選擇與校核22\o"CurrentDocument"總結25\o"CurrentDocument"參考文獻26\o"CurrentDocument"致謝27-XX.—刖言履帶作為車輛的行走機構既加強了車輛離開道路的越野能力,也增大了車輛的負重能力。轉向機構是車輛的重要組成部分，轉向機構性能的優(yōu)劣直接影響其技術性能。由于履帶車輛的轉向原理與輪式車輛根本不同，使履帶車輛很難在任何速度下按駕駛員意愿使車輛按任一半徑轉向。隨著農用履帶車輛功率的增大和車速的提高，對其轉向機動性的要求也越來越高，新型轉向機構的研究也越加迫切。機電液新技術的發(fā)展，使機動性高、能耗低、性能優(yōu)良的新型轉向機構的開發(fā)有了可能。依據不同的分類方法，履帶車輛轉向機構可根據車輛在轉向過程中功率流的傳遞方式分為單功率流轉向機構和雙功率流轉向機構，也可根據在轉向過程中兩側履帶的運動有無聯系而分為獨立式轉向機構和差速式轉向機構。傳統(tǒng)的轉向離合器、轉向制動器的最大特點是“差力不差速”（即傳入左右轉向機構的力可以不相等，但速度始終相等），它是通過轉向離合器和制動器的滑磨實現轉向。而一般輪式車輛是通過普通差速器實現轉向，它最大的特點是“差速不差力”，所以，當車輛行駛在泥濘路面上，如果一側驅動輪陷入泥坑而打滑，這時作用在該輪上的驅動力將大大減??；另一側驅動輪雖未陷入泥坑，由于差速器轉矩平均分配，使這一驅動輪上的轉矩跟著降低到兩側轉矩相等，所以車輛總的驅動力隨之而降低，甚至克服不了行駛阻力而行駛不動。新型差速轉向機構的最大特點是“差力又差速”，這就克服了以上兩種轉向方式的弱點，具有很大的優(yōu)越性。隨著液壓技術水平的不斷提高，液泵、液壓馬達及其它液壓元件性能的不斷改進，使機動性高、能耗低、性能優(yōu)良的機械液壓連續(xù)無級轉向機構的設計開發(fā)有了可能。這種轉向機構在大功率履帶車輛上的應用也使其轉向半徑連續(xù)無級變化的范圍將會越來越大。為了應對我國加入可丁0后來自于發(fā)達國家農機工業(yè)挑戰(zhàn)，努力提高國產大功率履帶車輛的技術性能已迫在眉睫。隨著液壓泵、液壓馬達及控制等主要液壓元件國際化生產進程的不斷深入、其制造成本的大幅度下降，國產大功率履帶車必將大量地裝備這種先進的無級轉向機構，從而使國產大功率履帶車輛的技術性能得到極大提高,逐步達到甚至超越國際先進水平。最后由于本人水平有限，經驗尚淺，設計中難免有錯漏之處，懇望老師批評指正，同時，本人也借此機會向一直默默地幫助我們順利完成設計的各位老師表示衷心感謝！第一章概述履帶拖拉機轉向機構是用來改變驅動力在兩側履帶的分配（包括改變方向）造成轉向力矩以實現履帶車輛的轉向。改變驅動輪的驅動力的機構即轉向機構。保證轉向機構有良好的工作性能對履帶牽引車輛的轉向機構有如下的基本要求：1、履帶牽引車輛直線行使穩(wěn)定性好。2、轉向時對發(fā)動機產生的附加載荷小。3、盡可能保證車輛平順而迅速地由直線運動過渡到給定半徑的曲線運動。4、最小轉向半徑盡可能地小。5、轉向機構在車輛后橋所占的橫向尺寸盡可能地小。機械液壓轉向裝置是一種新型的轉向機構，其性能較為優(yōu)越。該轉向裝置的開發(fā)，使大型拖拉機的轉向機動性的提高和新技術的應用成為現實，能產生明顯的經濟效益。本次設計主要包括三個方面：1、確定轉向機構傳動方案，滿足整車轉向性能的要求。根據給定的車輛的車速和選定發(fā)動機的功率，再結合當前國內外三種機械夜壓轉向機構的原理圖選擇一個較適合的傳動方案。2、合理選擇設計參數，滿足轉向運動學特性。根據轉向時所需的最大轉向阻力矩和車輛運動所要求的最大車速，確定行星機構參數的選擇原則和合理范圍，選定了轉向機構的傳動比，設計傳動參數。3、進行轉向機構零件的校核和分析。履帶拖拉機轉向時，轉向機構各構件的受力狀況是對其剛度和強度分析的基礎。在此基礎上完成總圖的設計和零部件的設計。第二章方案的選擇與分析§2.1履帶車輛轉向機構的研究現狀及其發(fā)展履帶作為車輛的行走機構既加強了車輛離開道路的越野能力，也增大了車輛的負重能力。車輛的轉向機構是車輛的重要組成部分，轉向機構性能的優(yōu)劣直接影響其技術性能。由于履帶車輛的轉向原理與輪式車輛根本不同，使履帶車輛很難在任何速度下按駕駛員意愿使車輛按一定半徑轉向。隨著農用履帶車輛功率的增大和車速的提高，對其轉向機動性的要求也越來越高，對新型轉向機構的研究也越加迫切。機電液新技術的發(fā)展，使機動性高、能耗低、性能優(yōu)良的新型轉向機構的開發(fā)有了可能。履帶車輛轉向機構可根據在轉向過程中功率的傳遞方式分為單功率流轉向機構和雙功率流轉向機構。單功率流轉向機構是最簡單的轉向，其中最常見的有轉向離合器；單雙差速器；行星轉向機構等。轉向離合器具有構造簡單、制造方便、轉向半徑小、直線行駛性好等優(yōu)點。由于傳遞轉矩較大，只得采用多片式離合器，分離徹底性差、摩擦面的磨損增大。雙差速轉向機構優(yōu)點是零件數目少、耐磨性好、壽命長。缺點是不能原地轉向、轉向平順性差、轉向半徑的變化范圍較小。行星轉向機構優(yōu)點能傳遞較大的轉向力矩、多點傳遞動力且機構內部徑向力互相平衡。缺點是結構復雜。綜合以上幾種轉向機構的分析可以知道：單功率轉向的缺點是明顯的，車輛只有幾個固定的轉向半徑、轉向過程中摩擦元件的劇烈滑磨帶來發(fā)熱和摩損傳遞效率降低、工作可靠性差、壽命降低。雙功率轉向機構包括機械式雙功率轉向機構和機械液壓式雙功率轉向機構。機械式雙功率轉向機構在單功率轉向機構上有很大提高，但它的轉向半徑是有級的，仍然不能適應車輛在不同曲率半徑道路上用圓滑軌跡轉向的需要，也不能排除部分結合摩擦元件進行轉向及滑磨所帶來的一系列問題。機械液壓式雙功率轉向機構由發(fā)動機、變量泵、控制閥、定量馬達、多檔變速箱以及后橋轉向差動機構組成。它可以實現無級轉向，具有機構性好、沒有摩擦元件、壽命長、效率高、工作可靠、布置簡單、維修調整少及降低能耗外，還在工作性能上避免履帶打滑、轉向穩(wěn)定等隨著農用車輛功率的增大和車速的提高對其轉向性能的要求越來越高，機械液壓轉向機構的研制和開發(fā)應運而生。要實現履帶車輛轉向半徑可控且連續(xù)無級變化的轉向性能，采用容積式液壓泵和液壓馬達等無級變速元件是較現實可行的方法。純液壓轉向機構通過泵的正反兩向無級變量調節(jié)，實現發(fā)動機動力經雙流傳動轉向路到匯流行星排間的無級變化的傳動比，最終實現車輛向左右兩側的轉向半徑可連續(xù)無級變化。直駛時，通過液壓泵和液壓馬達的閉鎖（變量泵的排量為零）來實現轉向零軸的閉鎖，從而保持穩(wěn)定的直駛。在變速機構掛空檔轉向的情況下，發(fā)動機所發(fā)出的功率全部由轉向路的液壓元件傳遞，可實現車輛原地轉向。目前的液壓工業(yè)水平還難以得到功率足夠大且性能優(yōu)良的液壓元件，并且液壓系統(tǒng)的效率低，這是純液壓無級轉向技術發(fā)展的最大障礙。目前可行的方案：復合轉向機構、雙泵雙馬達、機械液壓復合、雙半徑液壓轉向、液壓液力復合轉向等方案是比較可行的總之，采用液壓元件的無級變速特性來實現履帶車輛的無級轉向是較佳的選擇，解決液壓元件功率不足和效率低則是該方向研究的重點?！?.2機械液壓轉向機構的性能分析液壓機械雙功率差速式轉向機構是目前履帶車輛最為先進的轉向機構，是一種頗具發(fā)展?jié)摿Φ霓D向機構。這種轉向機構保證連續(xù)無級轉速的前提下應用較小的液壓元件功率大幅度提高車輛的輸出總功率，并且其傳動效率遠遠超過純液壓的傳動效率，正成為國內外車輛工程研究領域廣大工程技術人員的重要研究課題。（1）、轉向性能是車輛改變其運動方向的一種能力，是車輛整車性能的一個重要評價指標。它包括轉向半徑和周轉向時間。轉向半徑：轉向中心O到縱向軸線的距離。相對轉向半徑：轉向半徑R與兩側履帶中心距B的比值，P=R，具有中心轉向的履帶車輛，pmin=0。周轉向時間：履帶車輛繞其轉向中心O旋轉一周所需的時、一2冗間，t=一（b-平均旋轉角速度，rad/s）s（2）、評價指標包括平均旋轉角速度、規(guī)定轉向半徑、轉向所需要的單位牽引力。平均旋轉角速度：轉向過程中轉過的角度a與所用時間T的比值，s=—t規(guī)定轉向半徑：轉向過程中，車輪內側摩擦元件被完全制動，沒有制動功率損失，兩側主動輪和發(fā)動機之間的傳動比都是定值，這時的理論轉向半徑稱為規(guī)定的轉向半徑。規(guī)定的轉向半徑決定了車輛能夠持續(xù)進行轉向的可能性，規(guī)定轉向半徑越大，以規(guī)定轉向半徑轉向的可能性越大，轉向性能越好。裝備有液壓機械雙功率差速式轉向機構的車輛各檔具有無級規(guī)定的轉向半徑，車輛可在大于該檔最小規(guī)定轉向半徑的任意轉向半徑轉向轉向所需單位牽引力：車輛轉向所需單位牽引力表示了轉向時所受的內外阻力的大小，其值越小，轉向越容易，轉向性能越好?！?.3三種轉向機構的性能分析近幾年國內外開發(fā)的三種有代表性液壓機械雙功率差速式轉向機構有卡特公司、小松公司和一拖公司。下面是三種轉向機構的原理圖：圖2-1卡特公司液壓機械雙功率差速式轉向機構圖2-2小松公司液壓機械雙功率差速式轉向機構

圖2-3中國一拖液壓機械雙功率差速式轉向機構從機構看三種機構都是利用行星差速機構，都具有連續(xù)無級轉向的能力，下面從幾個方面對它們的轉向性能進行分析表2-1、三種轉向機構的轉向半徑卡特公司小松公司一拖公司轉向半徑R2+axi*n乂Bain2(1+a)xLxMx—i1nM2axLx%x—in2表2-2、三種轉向機構輸出轉速后橋左輸出軸后橋右輸出軸卡特公司2+a[a2+aa氣—2(1+a)inz12(1+a)i七122(1+a)inz2(1+a)i七12小松公司1+a1〃廣ai〃+ai七121+a1Tai〃-ai七12一拖公司a1n=n+na1n=nn1(1+a)iz(1+a)iM12R(1+a)iz(1+a)iM12表2-3、三種轉向機構的轉向角速度卡特公司小松公司一拖公司車輛的轉向角速度W2r兀aw=—k—?nBii1+aM4r兀1w=—k—?—niiBaMw二坨?JiiB1+aM表2-4、三種轉向機構的輸出轉矩后橋左輸出軸后橋右輸出軸卡特公司1+a1+aM[=氣一?iM^+——i2Mb1+a1+aMr=氣—?iMi2Mb小松公司aaMl=21―)?iM^+-i2MbaaMr=21)?iM^-2i2MB一拖公司1+a1+aMl=~2-?i^A+~2-i2M1+a1+aMr=-^—?iM-—^-i2Mb對于此次設計的轉向機構發(fā)動機功率較大、車速較大、所需的驅動力矩也較大。所以對于行星機構參數a的選擇應大于2，即a>2.在a>2時，根據以上表格的公式一拖公司轉向機構的轉向所需要的單位牽引力最小，對于大功率的拖拉機工作條件比較惡劣，對機構的力的要求比較高。一拖公司轉向機構的轉向所需要的單位牽引力最小大大減輕了機構的負荷，有利于拖拉機更好的作業(yè)。直線行駛速度它僅次于小松公司比卡特公司的大。轉向半徑也處于兩者之間。從機構上看卡特公司的轉向機構轉向時通過液壓泵改變一側的轉速和力矩再由差速器調節(jié)另一側的轉速和力矩實現轉向的，結構復雜、力的傳動繁瑣。小松公司的結構布置不緊湊、重要傳動機構離車輛的中心線太遠。一拖公司的轉向機構使通過液壓泵向兩側輸入大小相等、方向相反的轉速和驅動力矩來改變兩側的轉速和力矩實現差速轉向的。此結構緊湊、簡單、實用。適合大功率車輛力的傳動，所以此次設計選擇一拖公司轉向機構傳動方案。第三章轉向機構參數的選擇與確定§3.1選取行星齒輪傳動的傳動類型和傳動簡圖.選取行星齒輪傳動的傳動類型和傳動簡圖根據行星齒輪傳動設計一書，常用行星齒輪傳動的傳動類型及其特點，選擇2Z-X負號機構NGW型行星齒輪，傳動比范圍3ax為3~9，傳動功率值不限，傳動效率門=0.97?0.99,這種傳動類型的特點是：效率高，體積小，質量小，結構簡單，制造方便.適用于任何工況下的大小功率的傳動，且廣泛應用于動力及輔助傳動之中，工作制度不限；可作為減速增速和差速裝置。圖3-1,2Z-X負號機構NGW型行星齒輪§3.2行星排特性參數的確定行星排特性參數等于行星排中齒圈與太陽輪齒數之比。選擇一拖公司轉向機構的機構及其工作原理決定了該機構兩行星排的行星排特性參數必須相等，即滿足a=a=a由分析可知，轉向機構的傳動比為以1+以i—6.65i—5.39i—4.37i—3.56i—2.89i—2.34123456i—1.9i—1.54i—1.25i—1.02i—0.82i—0.665789101112各后退檔傳動比：iR—18.581iR—9.946iR23—5.32iR—2.854發(fā)動機的額定功率是95.6KW,額定轉速是2300轉/分.拖要設計的拖拉機機型參照東方紅1302R橡膠履帶拖拉機。具有十二個前進擋和四個倒擋，設計車速范圍3——30Km/小時。在下表中給出各擋的速比。各前進檔傳動比：拉機的中央傳動速比是2.5拖拉機行走系統(tǒng)驅動鏈輪半徑0.346m,前進：最低車速V=3km/hmin最高車速V=30km/h兀nr3.14x2300x0.3465=100.1——i30v130x3+3.6._兀nr,_3.14x2300x0.3465_1001%Z一30vk30x30-3.6.12倒退：VR=1.1km/hiR_兀nr_3.14x2300x0.3465_27929乞―30VR30x1.1:3.6.1iR_兀nr_3.14x2300x0.3465_429F—30VR30x7:3.6.4i^—iii其中：i一傳動器傳動比2.73；i一最終傳動比5.5；七-變速箱傳動比由上面的公式及拖拉機車速和轉向時得阻力矩為22253.84Nm—38944.2Nm..確定行星排特性參數偵=2.391再根據拖拉機結構布置得合理性確定行星排中齒圈齒數乙齒面55，太陽輪齒數乙太陽輪23,能滿足拖拉機行駛速度、行駛驅動力矩和轉向驅動力矩的要求。由于滿足車速的要求必須保證最終的傳動比，所i=工i,所maf以i二二i=3.94.再根據液壓馬達的功率及履帶牽引車輛轉向所f1+am需要的轉向功率確定液壓馬達到行星排的傳動比為i=2.6?§3.3行星排各齒輪參數的確定一、齒輪形式直齒輪有制造簡單，軸向力小等優(yōu)點；由于行星排要盡量減少軸向力所以本轉向裝置的齒輪均采用直齒輪。二、定齒輪齒數結合東方紅130R2系列拖拉機及任務書所給參數和性能要求得到行星排特性參數取值范圍為1.96?2.41。根據整體結構布置要求，確定行星排齒圈齒數Zq=55,太陽輪齒數Zt=23,得行星排特性參數A=2.391,能滿足拖拉機行駛速度、行駛驅動力和轉向驅動力矩的要求。取行星排齒輪為圓柱直齒輪，模數m=6,則行星齒輪齒數取z=16由i=竺4=2.6z5z6確定Z4=78,Z5=24,Z6=30三、齒輪參數1、齒輪模數齒輪模數m直接決定齒輪彎曲強度，從增強彎曲強度出發(fā)，應選用大模數。但是在中心距和速比一定的情況下，若選用小模數，則可以增加齒數，使重疊系數增大，傳動平穩(wěn)性和齒輪接觸強度都有所改善。因此，在滿足彎曲強度的前提下應用較小的模數。根據經驗公式m=k3瓦=6mm其中k：模數系數0.35M[:最大轉向阻力矩時齒輪承受的力矩M=1742.062、齒寬在一定范圍內b大強度就高，但后橋的軸向尺寸和重量亦增大。實踐證明，齒寬過分增大，由于沿齒寬方向負荷分布不均勻性增大，反而使齒輪承載能力隨之下降。對于直齒b=（4.4—7）m=6x6=36mm3、壓力角取a=20°4、變位系數行星齒輪齒數z「16<17則行星齒輪需要變位，其變位系數.=I"16=0.0588太陽輪也需要變位，取其變?yōu)橄禂禐閬V廣-0.0588齒圈變位系數也取乂勺=-0.05885、直齒齒輪參數表表3-1直齒圓柱齒輪參數參數齒圈1齒輪2齒輪3齒數551623模數（mm）666壓力角（°）202020

齒頂高系數111分度圓直徑（mm）33096138齒頂高（mm）666齒頂圓直徑（mm）366114150齒根高（mm）齒根圓直徑（mm）367.5115.5151.5變位系數（mm）-0.05880.0588-0.0588堡rm第四早校核§4.1齒輪強度計算轉向裝置的齒輪主要破壞形式是疲勞接觸和疲勞彎曲破壞一、彎曲疲勞強度計算齒輪材料為20CMT對于直齒輪卜「］=4°°?850S校核公式：b=2TgK、w兀Zm3yKc其中：K。一應力集中系數K=1.65；Kf一摩擦力影響系數,主動輪Kf=1.1；從動輪K=0.9;齒寬系數K=堡rm第四早校核一、彎曲疲勞強度計算齒輪材料為20CMT對于直齒輪卜「］=4°°?850S根據力矩分析得：作用在齒圈上的最大力矩M〃=1742.06Nm所以=2TK。七_2x1742.06x1.65x1.1x103w兀Zm3yK3.14x63x55x6x0.2一r137.5MPa<(400—850MPa)2、對行星齒輪2:M22=1742.06N.mb=2氣K。J_2x1742.06x1.65x1.1x103w兀Zm3yK3.14x63x16x6x0.2一r412.7MPa￡(400?850MPa)3、對小太陽輪3:Mi3_696.848N.m

=2TK。七_2x696.848x1.65x1.1x103w兀Zm3yK3.14x63x23x6x0.2一r145.9MPa<(400—850MPa)4、對大太陽輪4:Mi4=696.848N.m=2TK.K_2x696.848x1.65x1.1x103w兀Zm3yK3.14x83x65x4.5x0.2r25.4MPa<(400?850MPa)5、對傳動齒輪5:M5M5=M?24=274.235N.m1465_2T匕K_2x274.235x1.65x1.1x103w兀Zm3yK—3.14x83x24x4.5x0.2r27.8MPa<(400?850MPa)6、對和液壓馬達連接的齒輪6:MI5=M?30=268.02NMI51524=2TK.七_2x268.02N.mx1.65x1.1x103

w兀Zm3yK3.14x43x30x4.5x0.2一r193.5MPa<(4。0?850MPa)由上述計算結果可得所有齒輪均滿足彎曲疲勞強度要求。二、接觸疲勞強度計算K；(i+1)3MKK校核公式：.=―^hA\bi其中：k一系數(對直齒輪338.3,對斜齒輪292.5)；A——中心距i—傳動比；b—有效齒寬；M—小齒輪扭矩；K—工作狀況系I數K=1.65K^=1.許用接觸應力[。h]=1000?1400MPa1、對于齒輪1和2:M=522.62N.m_K"+1)3MKK_338.3,4.333x522.62N.mx1.65x1x103°H_就bi'a_126\：40x3.33=643.8MPa<(1000A1400MPa)2、對于齒輪2和3:M=522.62N.mK"+1)3MK匚_338.3(2.333x522.62N.mx1.65x1x103

氣-就bi'a=12640x1.33=385.25MPa<(1000A1400MPa)3、對于齒輪4和5:M=696.848N.m_K：(i+1)3MK匚_338.3：4.253x696.848N.mx1.65x1x103Ch—就bi'以=40840x3.25=216.6MPa<(1000A1400MPa)4、對于齒輪5和6:M=214.415N.m_Kj(i+1)3MKK_338.3R.253x214.415N.mx1.65x1x103°h-~a\bi'a=21640x1.25=137.34MPa<(1000A1400MPa)由上述計算結果可得所有齒輪均滿足接觸疲勞強度要求?！?.2、軸的校核一、軸的剛度驗算軸在水平面內的撓度f,垂直面內的撓度fc,轉角5,圓周力F,徑向力F,軸向力F

Fa2b2Fa2b2Fab（b一a）f=f=5=c3EIls3EIl3EIl彈性模量：E=E=2.1x105MPa慣性力矩：I=告d:軸的直徑1、對于中間軸:T=2390N.mF=艾=2X23瞄=46862.7Ntid0.102F=F?tana=46862.7xtan20=17056.6N.mr1t256F2=18671.8?tan20=6795.98N圖4-1F2=號=T=2390N.m256F2=18671.8?tan20=6795.98N圖4-1f=_d=f=_d=s248EIf=\：'f2+f2=0.0131<0.2mm1\c1s1f=Jf2+f2=0.0636<0.2mm2、c2s2TOC\o"1-5"\h\zf=一Fr1?l43=一17056.6X1543X64=0.00525<[f]=0.1mmc148EI48x2.1x105x3.14x704cf=一Fr2?l13=一6795.98x1543x64=0.06196<[f]=0.1mmc23EI3x2.1x105x3.14x604c水平面內的最大撓度為：f=-E=_46862.7X1463X64=0.012<[f]=0.15mms148EI48X2.1x105x3.14x704s18671.8x1543x64=0.0145<[f]=0.15mm3x2.1x105x3.14x62.54s

轉角：…Fjb(bF牝013EII8=^22=―6795.98x1542x64_=0.000512<[5]=0.002rad22EI2x2.1x105x3.14x62.542、對于末端軸:廠2T2x9390x103T=9390N.m402F=一==46716.42NT=9390N.m402tdF=Ftan20=46716.42Nxtan20=17003.386N.m圖4-2由上圖分析得：在水平面上的撓度為f=-H=_46716.42x1363x64=0.001623<[門=0.15mms48EI48x2.1x105x3.14x1104s垂直平面上的撓度為f=-1=-1700338x1363x64=0.00595<[/]=0.1mmc48EI48x2.1x105x3.14x1104cf=(f2+f2=0.0605<0.2mmcs8=Fab(b-a)機0<[5]=0.002rad3EIl根據上述計算結果可得軸符合剛度要求。二、軸的強度計算校核公式：其中M=*：M許用g]<400MPaM32M。==W兀d3

1、對于中間軸轉矩其中M=*：M許用g]<400MPaM=Fxl=18671.88Nx0.154=2875.47N.mMh1=F]xl]=6769Nx0.154=1046.584N.mM=^M2+Mh+T=3882.25NmM=v+M=v+mh+T2=3882.25N.mM32Mb=——W=M32Mb=——W=162.05MPa<400MPa。3.14x62.532、對于末端傳動軸各個面的轉矩：T=9390NmM=Fxl=6353.4Nm，M=Fx|=2312N.m；M=JM;+Mh+T=11570.57N.mM32Mb=——W=M32Mb=——W=88.59MPa<400MPa3.14x1103經計算，后橋轉向機構的兩個軸的強度在各檔位時都滿足強度要求，設計是合理的?！?.3軸承的選擇與壽命計算由于用的全部是直齒輪所以在軸承上主要承受徑向力。一、太陽輪套筒上的兩個圓柱滾子軸承：選擇型號為N1030,C=178kn,C=158kn,P=』F;+F「=19870N

Lhr106,2X178000嚴()360x90019870=2.5x105>12000h支撐架上的圓錐滾子軸承選擇型號為N314,=525kn,C=Lhr106,2X178000嚴()360x90019870=2.5x105>12000h支撐架上的圓錐滾子軸承選擇型號為N314,=525kn,C=1150kn,P=』F;+F「=19870N,525000、m()3=6.5x105h60x126019870106中間軸上的圓柱滾子軸承選擇型號N314=138kn,C=102kn,P=』「「+F「=24935.2N。60n106106r138000,10()3=6027h>6000h60x90024935.2末端傳動軸的圓錐滾子軸承選擇型號32922,C=152kn,C=168knPr=\：F：+F2=24935.2N,138000嚴()3=20522h>12000h60x23024935.2106h60nr由以上計算可得軸承都滿足壽命要求。§4.4鍵的選擇與校核

、花鍵的強度校核:二^7^vg]p*ZhlDmp其中：t—轉矩N.mm;載荷不均勻系數，一般取0.7-0.8;Z一齒數；l一齒的工作長度mm;°m—平均直徑mm;h—齒的工作高度；m—模數；'—許用強度60—100MPa.1、對于行星架上的花鍵漸開線花鍵參數：m=5,z=14,l=45,2T2乂2390x103b=*HD=075]：；4；70=2