喜歡這套資料就充值下載吧。資源目錄里展示的都可在線預覽哦。下載后都有，請放心下載，文件全都包含在內(nèi)，有疑問咨詢QQ:414951605 或 1304139763 太原科技大學華科學院畢業(yè)設計說明書- 1 -畢業(yè)設計說明書畢業(yè)設計說明書ZL50ZL50 裝載機定軸式動力換擋變速箱設計裝載機定軸式動力換擋變速箱設計學生姓名學生姓名 : :學學 號號 : :院院 系系 : :專專 業(yè)業(yè) : :機械設計制造及其自動化機械設計制造及其自動化指導教師指導教師 : : 填寫日期填寫日期 : :目錄目錄太原科技大學華科學院畢業(yè)設計說明書- 2 -摘要摘要 .- - 4 4 - -ABSTRACT .- 5 -第第 1 1 章章 輪式裝載機底盤構造簡述輪式裝載機底盤構造簡述 .- - 6 6 - -1.1 裝載機的總體構造 .- 6 -1.2 傳動系統(tǒng) .- 6 -第第 2 2 章章 發(fā)動機發(fā)動機變矩器匹配計算變矩器匹配計算 .- - 8 8 - -2.1 參考課程設計任務書得到相關數(shù)據(jù) .- 8 -2.2 發(fā)動機原始特性.- 9 -2.3 發(fā)動機與液力變矩器的匹配計算.- 13 -2.4 裝載機各擋總傳動比的確定.- 17 -2.5 裝載機整機性能分析.- 18 -第三章定軸式動力換擋變速箱的設計第三章定軸式動力換擋變速箱的設計 .- - 2222 - -3.1 變速箱傳動設計及結構分析.- 22 -3.2 確定變速箱的主要參數(shù)和配齒計算.- 23 -太原科技大學華科學院畢業(yè)設計說明書- 3 -3.3 軸的設計.- 30 -3.4 換擋離合器的設計.- 31 -第四章第四章 變速箱主要零件的校核和軸承壽命計算變速箱主要零件的校核和軸承壽命計算 .- - 3333 - -4.1 齒輪強度和計算.- 33 -4.2 軸的強度校核 .- 35 -4.3 輸出軸軸承的校核.- 43 -4.4 軸承壽命計算.- 46 -參考文獻參考文獻 .- - 4949 - -致致 謝謝 .- - 5050 - -附附 錄錄.- - 5 54 4 - -太原科技大學華科學院畢業(yè)設計說明書- 4 -ZL50 裝載機定軸式動力換擋變速箱設計摘要ZL50 裝載機的傳動系中采用雙渦輪液力變矩器，這種結構型式的變矩器在小傳動比范圍內(nèi)具有較大的變矩系數(shù)和較高的效率。因此，能夠改善裝載機的作業(yè)效率。另外，裝載機在輕載高速時，變矩器只有二級渦輪工作；在低速重載時，變矩器的一、二級渦輪同時工作，這樣，變矩器在自身速度轉換時，相當于兩擋速度，并隨外界負荷的變化自動變化，因此，可以減少變速箱的擋位數(shù)，簡化變速箱的結構?；谶@個原因，定軸式動力換擋變速箱只有三個前進擋，三個倒退擋。該變速箱具有結構簡單，緊湊，剛性大，傳動效率高，操縱輕便可靠，齒輪及摩擦片離合器壽命長等優(yōu)點。關鍵字： 雙渦輪變矩器，動力換擋，定軸變速機構。太原科技大學華科學院畢業(yè)設計說明書- 5 -ZL50 loader fixed shaft power shift transmission designAbstractAbstractZL50loader power transmission system used in the double turbine torque converter, this structure type of converter in small drive is larger than the scope of the change pitch coefficient and high efficiency, which can improve the loaders efficiency of operations. Moreover, when the loader in high-speed, torque converter has the second-level turbine wheel work; in heavy, the first-level and the second-level turbine wheel also works, like this, when torque converter changes own speeds, it is equal to have two speeds, and along with outside load change it automatic change its speed. Therefore, it may reduce the gear boxs speeds and simplifies gear boxs structure. For this reason, the power shifts planetary gears the gearbox has only two forward and a setback stalls, which has the simple structure, compact, high transmission efficiency , simple to operation, gear and friction disk clutch life long ,and so on.Keyword ：Power shift, Planetary Line, Planetary transmission 第第 1 1 章章 輪式裝載機底盤構造簡述輪式裝載機底盤構造簡述1.11.1 裝載機的總體構造裝載機的總體構造裝載機是一種廣泛用于公路、鐵路、礦山、建筑、水電、港口等工程的土石方工程施工太原科技大學華科學院畢業(yè)設計說明書- 6 -機械，其外形如圖 1.1 所示。它的作業(yè)對象主要是各種土壤、砂石料、灰料及其它筑路用散狀物料等，主要完成鏟、裝、卸、運等作業(yè)，也可對巖石、硬土進行輕度鏟掘作業(yè)。由于它具有作業(yè)速度快、效率高、操作輕便等優(yōu)點，因而裝載機在國內(nèi)外得到迅速發(fā)展，成為土、石方工程施工的主要機種之一。裝載機以柴油發(fā)動機或電動機為動力裝置，行走裝置為輪胎或履帶，由工作裝置來完成土石方工程的鏟挖、裝載、卸載及運輸作業(yè)。如圖 1.1 所示，輪胎式裝載機是由動力裝置、車架、行走裝置、傳動系統(tǒng)、轉向系統(tǒng)、制動系統(tǒng)、液壓系統(tǒng)和工作裝置等組成。1.21.2 傳動系統(tǒng)傳動系統(tǒng)輪胎式裝載機傳動系統(tǒng)如圖 1.2 所示，其動力傳遞路線為：發(fā)動機液力變矩器變速箱傳動軸前、后驅(qū)動橋輪邊減速器車輪。(1) 液力變矩器裝載機采用雙渦輪液力變矩器，能隨外載荷的變化自動改變其工況，相當于一個自動變速箱，提高了裝載機對外載荷的自適應性。變矩器的第一和第二渦輪輸出軸及其上的齒輪將動力輸入變速箱。在兩個輸入齒輪之間安裝有超越離合器。圖 1.1 輪胎式裝載機結構簡圖1-柴油機；2-傳動系統(tǒng)：3-防滾翻與落物保護裝置；4-駕駛室；5-空調(diào)系統(tǒng)；6-轉向系統(tǒng)；7-液壓系統(tǒng)；8-前車架；9-工作裝置；10-后車架；11-制動系統(tǒng)；12-電器儀表系統(tǒng)；13-覆蓋件太原科技大學華科學院畢業(yè)設計說明書- 7 -當二級齒輪從動齒輪的轉速高于一級齒輪從動齒輪的轉速時，超越離合器將自動脫開，此時，動力只經(jīng)二級渦輪及二級齒輪傳入變速箱。隨著外載荷的增加，渦輪的轉速降低，當二級齒輪從動齒輪的轉速低于一級齒輪從動齒輪的轉速時，超越離合器楔緊，則一級渦輪軸及一級齒輪與二級渦輪軸與二級齒輪一起回轉傳遞動力，增大了變矩系數(shù)。(2) 變速箱變速箱為定軸式動力換檔變速箱，由兩個制動器和一個閉鎖離合器實現(xiàn)三個擋位。前進擋和倒擋分別由各自的制動器實現(xiàn)換檔；前進擋（直接擋）通過結合閉鎖離合器實現(xiàn)。(3) 驅(qū)動橋 采用雙橋驅(qū)動，主傳動采用一級螺旋錐齒輪減速器，左右半軸為全浮式。輪邊減速器為行星傳動減速。定軸式動力換擋變速箱太原科技大學華科學院畢業(yè)設計說明書- 8 -第第 2 2 章章 發(fā)動機發(fā)動機變矩器匹配計算變矩器匹配計算2.12.1 參考課程設計任務書得到相關數(shù)據(jù)參考課程設計任務書得到相關數(shù)據(jù)2.1.1 液力變矩器所選用的液力變矩器均為單級四元件雙渦輪液力變矩器其結構型式參考有關資料。表 2.1 變矩器主要參數(shù)i0.00.10.20.30.4250.50.550.610.730.7650.85k4.133.452.952.51.9181.581.3641.1151.0271.00.9350.00.3450.590.750.8150.790.750.680.750.7650.79510B433.433.634.435.634.835.235.736.433.632.8230.40.9501.0001.0820.8560.8050.693太原科技大學華科學院畢業(yè)設計說明書- 9 -0.8130.8050.7527.425.414.42.1.2 整機參數(shù)表 2.2 機重及橋荷分配整機重 橋荷分配（）空載（噸） 滿 載（噸）空載滿載前橋后橋前橋后橋182335.164.964.835.2 表 2.3 油泵工作參數(shù)變 速 泵轉 向 泵工 作 泵壓 力（MPa）流量（l/min）壓 力（MPa）流 量（1/min）壓 力（MPa）流 量 （l/min）1.2120127610325表 2.5 傳動比分配主 傳 動 比輪 邊 減 速 比6.1674.4發(fā)動機額定功率/轉速-162/2200 kW/r/min最大扭矩/轉速-800/1300Nm/r/min傳動系的機械效率（變矩器除外）均取 n=0.88太原科技大學華科學院畢業(yè)設計說明書- 10 -2.22.2 發(fā)動機原始特性發(fā)動機原始特性根據(jù)畢業(yè)設計任務書已知：發(fā)動機（6135k） =2200 轉/分，=162KW，HneHNe95499549*162/ 2200703.154.ehehehNMN mn最大扭矩及相應轉速 800N m /1300 轉/分。由于工程機械發(fā)動機的標定功率均為 1 小時功率 ，但未扣除發(fā)動機附件所消耗的功率。發(fā)動機附件所消耗的可按照發(fā)動機額定功率的 10%計算，所以發(fā)動機傳遞給變矩器的有效功率有額定功率的 90%。發(fā)動機的原始特性曲線可根據(jù)下面的經(jīng)驗公式計算出不同轉速所對應的發(fā)動機扭矩，然后選擇合適的比例在坐標紙上描點連線。（2.1）22maxem)()(xAAeHeHeaxXnnnnMMMM式中：發(fā)動機最大扭矩（N m） ； 發(fā)動機額定扭矩（N m） ；maxeMHMe 對應轉速的扭矩（N m） ； 發(fā)動機額定轉速(r/min)；xMxnHne最大扭矩對應轉速(r/min)； 對應扭矩的轉速(r/min)；AnxnxM不同轉速對應的發(fā)動機扭矩列于下表： 表 2.6 發(fā)動機原始特性數(shù)據(jù) Memax( ( N m) )MeH( ( N m) )neH（rpmrpm）nA（rpmrpm）nx（rpmrpm）Me( ( N m) )800703.15422001300800770.1092800703.154220013001000789.2393800703.154220013001200798.8043800703.154220013001400798.8043800703.154220013001600789.2393太原科技大學華科學院畢業(yè)設計說明書- 11 -800703.154220013001800770.1092800703.154220013002000741.4141800703.154220013002200703.154800703.154220013002400655.3288 發(fā)動機用在裝載機上時，除其附件外，還要帶整機的輔助裝置，如工作裝置油泵、轉向油泵、變速操縱及變矩器補償冷卻油泵和氣泵等。在繪制發(fā)動機和變矩器共同工作輸入特性曲線時，必須根據(jù)裝載機的具體工作情況，扣除帶動這些輔助裝置所消耗的發(fā)動機扭矩。這些油泵在裝載機作業(yè)過程中，并不是同時滿載工作的。計算時通常取油泵的空載壓力為0.30.5 兆帕，這里取為 0.5 兆帕。發(fā)動機與變矩器的匹配，一般分為兩種方案，即全功率匹配和部分功率匹配。全功率匹配：以滿足裝載機在作業(yè)時對插入力的要求為主，就是說此時變速操縱泵與變矩器共同工作，而轉向泵和工作裝置油泵空轉，變矩器與發(fā)動機輸出的全部功率進行匹配。此時發(fā)動機傳給變矩器的力矩為：ezM ( N m) （2.2）czgeezMMMMM式中： 發(fā)動機的輸出扭矩（N m） ；eM、分別為工作裝置油泵和轉向油泵空轉時消耗的扭矩（N m） ，gMzM變速操縱泵消耗的扭矩；cM部分功率匹配：考慮工作裝置油泵所需的功率，預先留出一定的功率，就是說這時工作裝置油泵、變速操縱泵與變矩器共同工作，而轉向泵空轉，變矩器不是與發(fā)動機輸出的全部功率進行匹配，而是與部分功率進行匹配，此時發(fā)動機傳給變矩器的力矩為：ezM (N m） （2.3）czgeezMMMMM式中： 工作裝置油泵工作時消耗的扭矩，一般約占發(fā)動機功率的 4060%；gM為轉向油泵空轉時消耗的扭矩（N m） ；zM變速操縱泵消耗的扭矩；cM調(diào)查相關資料可知，變速泵的工作壓力為 1.2 Mpa，工作流量為 120l/min；轉向泵的變太原科技大學華科學院畢業(yè)設計說明書- 12 -速泵的工作壓力為 12 Mpa，工作流量為 76l/min；工作裝置油泵的工作壓力為 10Mpa，工作流量為 325l/min。各油泵在不同工作狀態(tài)消耗的扭矩按下式進行計算： （2.4）AbMibbTiinnnQpM2103式中： 為油泵的工作壓力（MPa） ，油泵空轉時壓力取為 0.5 MPa；ip 油泵的理論流量（l/min） ；TiQ油泵的在不同轉速時對應的流量；AbTinnQ油泵的機械效率，一般取 0.750.85，這里取 0.85；bMi油泵的轉速(rpm)；bn發(fā)動機的額定轉速（rpm） ；An計算結果如下：)(109. 585. 0220021205 . 0103mNMZ)(837.1385. 0220023255 . 0103mNMg )(7465.27685. 02200232510103mNMg)(262.1285. 0220021202 . 1103mNMc然后根據(jù)式（2.3）和式（2.4）計算出發(fā)動機與變矩器的不同匹配時，發(fā)動機向變矩器傳遞的有效扭矩，所得數(shù)據(jù)列于下表：表 2.7 發(fā)動機傳遞的扭矩數(shù)據(jù) 單位(Nm)n n（r/mr/minin）MgMgMcMeMzMezMez太原科技大學華科學院畢業(yè)設計說明書- 13 -800276.746513.83712.262770.1095.109475.9915738.9011000276.746513.83712.262789.2395.109495.1215758.0311200276.746513.83712.262798.8045.109504.6865767.5961400276.746513.83712.262798.8045.109504.6865767.5961600276.746513.83712.262789.2395.109495.1215758.0311800276.746513.83712.262770.1095.109475.9915738.9012000276.746513.83712.262741.4145.109447.2965710.2062200276.746513.83712.262703.1545.109409.0365671.9462400276.746513.83712.262655.3295.109361.2115624.121根據(jù)表（2.7）選擇合適的比例在坐標紙上描點連線，作出發(fā)動機的外特性曲線。(見圖2.1)2.32.3 發(fā)動機與液力變矩器的匹配計算發(fā)動機與液力變矩器的匹配計算 2.3.1 初步選擇液力變矩器的有效直徑 D全功率匹配時變矩器有效直徑按下式確定1D （m） （2.5）521HBezrnMD式中： 該狀態(tài)時發(fā)動機傳給變矩器的最大有效力矩（N m）;ezM太原科技大學華科學院畢業(yè)設計說明書- 14 - 所選變矩器最高效率時泵輪力矩系數(shù)；B r 工作液壓的重度（N/）;3m 發(fā)動機額定轉速（rpm） ；Hn524122008 .3410767.596D（m）539. 0部分功率匹配時變矩器有效直徑按下式確定2D （m） （2.6）522HBezrnMD式中： 該狀態(tài)時發(fā)動機傳給變矩器的最大有效力矩（N m）;ezM 所選變矩器最高效率時泵輪力矩系數(shù)；B R 工作液壓的重度（N/）;3m 發(fā)動機額定轉速（rpm） ；Hn524222008 .3410504.6865D(m)4958. 0裝載機在作業(yè)過程中，工作裝置油泵不是經(jīng)常滿負荷工作，因而，為了兼顧兩種工況的要求，使所選變矩器的有效直徑應該是;并使變矩器在工況之負荷拋物線3D132DDDmaxi與（全功率匹配）相交于接近額定扭矩點的調(diào)速特性區(qū)段，與（部分功率匹配）相ezMezM交于額定扭矩點的外特性區(qū)段。因此初步確定變矩器有效直徑=0.540m。3D2.3.2 做出發(fā)動機與液力變矩器的共同工作的輸入特性曲線。 變矩器的輸入特性是分析研究變矩器在不同工況 i 時，變矩器與柴油機共同工作的轉矩和轉速變化的特征。不同轉速比時，泵輪轉據(jù)隨泵輪轉速的變化而變化。BM已知泵輪轉矩為： ( N m) （2.7）BM52DgnMBBB對于透穿性液力變矩器，變矩器直徑 D 一定，用給定的工作液體（ 一定） ，但是泵輪太原科技大學華科學院畢業(yè)設計說明書- 15 -力矩系數(shù)隨不同工況 i 而變化，故變矩器的輸入特性曲線是過坐標原點的一束拋物線。根B據(jù)式（2.7）計算出發(fā)動機與變矩器的不同匹配時，發(fā)動機和變矩器共同工作的泵輪轉矩，BM并合適的比例在坐標紙上描點連線，作出發(fā)動機的外特性曲線。(見圖 2.1)。對液力變矩器與發(fā)動機共同工作時輸入特性圖分析。（1）高效工況：最大效率=0.815 時，傳動比 i*=0.425，接近最大功率，允許最低max效率 t=0.75 時，傳動比 i=0.3 和 i=0.73 兩條負載拋物線包括了最大功率范圍。（2）所得的負載拋物線絕大部分兼顧了作業(yè)工況和運輸工況的要求，即在穩(wěn)定工作區(qū)段內(nèi)。（3）起動工況 i=0 其負載拋物線與發(fā)動機扭矩曲線的交點在穩(wěn)定工作區(qū)內(nèi)。液力變矩器直徑 D=540mm 合適。圖 2.1 發(fā)動機與變矩器共同輸入特性曲線2.3.3、作出發(fā)動機與液力變矩器的共同工作的輸出特性曲線從共同工作輸入特性曲線上，找出各速比 i=0、0.1、1.2 時的共同工作的轉矩 MB和轉速nB。再根據(jù)各速比 i,由原始特性曲線查出對應的變矩系數(shù) k 和效率 ，按公式，,)(innBiTi，可得到發(fā)動機與液力變矩器共同工作輸出iBiTiKMM)101047. 0(3TiTiTinMN太原科技大學華科學院畢業(yè)設計說明書- 16 -時的轉矩、轉速和功率值，將計算數(shù)值，按一定比例，以為橫坐標，其他參數(shù)TMTnTNTn為坐標進行繪圖，即得到發(fā)動機和液力變矩器共同工作時的輸出特性曲線。圖 2.2 全功率匹配發(fā)動機與液力變矩器的共同工作輸出特性 EXCEL 數(shù)據(jù)表截圖 圖 2.3 全功率匹配發(fā)動機與液力變矩器的共同工作輸出特性曲線太原科技大學華科學院畢業(yè)設計說明書- 17 -2.42.4 裝載機各擋總傳動比的確定裝載機各擋總傳動比的確定2.4.1 車輪動力半徑的確定所選用的輪胎規(guī)格為：21-24從鏟土運輸機械設計P202 表 6-1 查得：輪胎自由半徑 r=0.885m，輪胎斷面寬度 b=0.590m；動力半徑可按下面公式求得近似值： (m) (2.8)brrk. 0式中：rk為車輪動力半徑；為輪胎自由半徑；0rb為輪胎斷面寬度； 系數(shù)，對于鏟土運輸機械用的低壓輪胎，在松軟土壤上：=0.080.1；在密實土壤上，=0.120.15；對于載重汽車使用的高壓輪胎=0.10.12；這里取 0.1。（m）826. 0590. 01 . 0885. 0. 0brrk2.4.2 低擋傳動比計算在液力變矩器和發(fā)動機共同工作輸出特性曲線中確定高效區(qū)的最高渦輪轉速,已知Bn=2228.475r/min, =7km/h，求得最低擋位傳動比：BnminTV （2.9）min377. 0TBKIVnri136.997475.2228826. 0377. 02.4.3 最高擋傳動比計算如果在液力變矩器和發(fā)動機共同工作輸出特性中確定高效區(qū)內(nèi)最高渦輪轉速，已知Bn=2228.475r/min, VTmax=36km/h，求得最高擋位傳動比：Bn （2.10）max377. 0TBKIVnri太原科技大學華科學院畢業(yè)設計說明書- 18 -915.2824475.2228826. 0377. 02.4.4 倒檔傳動比計算在液力變矩器和發(fā)動機共同工作輸出特性曲線中確定高效區(qū)的最高渦輪轉速,已知Bn=2228.475r/min, =8.5km/h，求得最低擋位傳動比：BnminTV （2.11）TxBKIVnri377. 0641.815 . 8475.2228826. 0377. 02.4.5 中間擋位數(shù)確定若規(guī)定在各中間擋工作時柴油機的轉速范圍,則可用下式計算必須的擋位數(shù) M。當AnBn然，這時得到的 M 不一定為整數(shù)，應加以圓整。 +1 (2.12)ABmInniiMlglglglg26974.117125.2480.3461.199623.11796.515lg475.2228lg915.28lg136.99lg通過上式可確定，該動力換擋變速箱有 3 個前進擋，3 個倒退擋。2.52.5 裝載機整機性能分析裝載機整機性能分析2.5.1 作牽引工況的理論牽引特性分析要求在同一坐標紙上繪出滑轉率，及各擋實際速度、牽引效率、牽引功率變矩器渦輪轉速、變矩器渦輪功率隨牽引力變化的關系曲線。(1) 實際牽引力的計算： （2.13）NfGPf1577807. 08 . 923000式中：車輛的滾動阻力(kN)；fP太原科技大學華科學院畢業(yè)設計說明書- 19 - 整機使用重量(kg)；sG f滾動阻力系數(shù)，從車輛地盤設計P170 表 2-1-1 取得，松散土路上的 f=0.07； （2.14）fkkpPPP式中：整機實際牽引力（KN） ；kpP 整機理論牽引力，從表 2-10 中查?。↘N） ；kP車輛的滾動阻力，根據(jù)式 2.13 計算得到(kN)；fP(2) 滑轉率的計算： （2.15）nBA式中：, 整機使用重量（KN） ；SkpGPSG A、B、n由輪胎充氣壓力及土壤性質(zhì)決定的系數(shù)，這里取A=0.11,B=12.31,n=6(3) 實際速度的計算：iV （2.16）irnVkT377. 0式中： 整機理論速度（m/s） ；TV n渦輪轉速（rpm） ； 各擋對應總傳動比；i （2.17）)1 (iTVV式中： 整機實際速度（m/s） ；iV 整機理論速度（m/s） ；TV 各擋對應滑轉率，由公式（2.15）計算得到；(4) 牽引功率及牽引效率的計算：太原科技大學華科學院畢業(yè)設計說明書- 20 - （2.18）iKPKPVPN式中： 整機實際牽引功率 （kw） ；KPN 整機實際牽引力（KN） ；kpP 整機實際速度（m/s） ；iV （2.19）%100TKPNN式中： 整機實際牽引效率； 整機實際牽引功率，由（式 2-24）計算得到（kw） ； KPN 整機理論牽引功率, 由表 2-10 取得（kw） ；TN按公式（2.132.19） ，可得到裝載機各擋位對應的實際牽引力、滑轉率、整機kpPiV實際速度、整機實際牽引功率和整機理論牽引功率和整機實際牽引效率值，所得iVKPNTN數(shù)據(jù)列于下表： 表 2.10 一擋二檔及倒擋理論牽引特性數(shù)據(jù)太原科技大學華科學院畢業(yè)設計說明書- 21 -2.5.2 運輸工況動力特性分析裝載機的動力特性反映的是工程車輛在不同坡度的路面上行駛時的加速度性能和所能達到的最大車速及爬坡性能。動力性能影響到作業(yè)生產(chǎn)率，尤其是對運輸為主的工程車輛。用動力性能圖來分析裝載機的動力性能。根據(jù)公式，進行分析計算，其中為車輪上的驅(qū)jiwfKPPPPPgdtduGPPwkkP動力，為滾動阻力，為空氣阻力，為坡道阻力，為加速阻力。令為車輛的fPwPiPjPGPPwk動力因數(shù)并用符號 D 表示，工程車輛在各擋位時的動力因數(shù)與對應車速的關系曲線稱為動力特性曲線?？諝庾枇Π聪旅婀接嬎?(KN) (2.20)2TwKSVP 式中： K空氣阻力系數(shù)，與車輛外形有關，由試驗確定，這里取 0.0006 N/(cm2km2h-2)；S車輛迎風面積，S=2.75。3.44=9.46()；bh2m 整機理論速度（m/s） ；TV SWGPPDk太原科技大學華科學院畢業(yè)設計說明書- 22 -（2.21）式中： D動力特性因數(shù)；為空氣阻力（KN） ；wP整機使用重量（KN） ；SG 整機理論牽引力，從表 2-10 中查?。↘N） ；kP太原科技大學華科學院畢業(yè)設計說明書- 23 -第三章定軸式動力換擋變速箱的設計第三章定軸式動力換擋變速箱的設計3.13.1 變速箱傳動設計及結構分析變速箱傳動設計及結構分析圖圖 3.13.1 前三后三變速箱簡圖前三后三變速箱簡圖檔位檔位接合的離合器接合的離合器傳動比傳動比前進前進F F8521276ZZZZZZiFl太原科技大學華科學院畢業(yè)設計說明書- 24 -F F94212106ZZZZZZiFlF F96212116ZZZZZZiFlR R8511274ZZZZZZiFlR R911210ZZZZiFl后退后退R R96112114ZZZZZZiFl3.1. 1 結構設計-變速箱傳動設計及結構分析定軸式動力換擋變速箱的優(yōu)點是結構簡單，加工與裝配精度容易保證，造價低。缺點是尺寸大，全部采用摩擦離合器換擋，比行星變速器采用制動器換擋的工作條件要惡劣，因而影響變速器的使用壽命。定軸式動力換擋變速器按自由度F 可分為二，三和四自由度三種，要獲得一個檔位需要結合（ F-1） 個離合器。本設計采用三自由度變速箱，需結合兩個離合器獲得一個檔位。在結構上，離合器裝在箱體內(nèi)部，較離合器在箱體外受力情況較好，但維修不如后者方便，變速箱內(nèi)有五個離合器，分為倒，順，一二三四檔離合器。離合器裝在軸中間，改善了支撐和軸的受了條件減少了軸的變形，提高了離合器的使用壽命。3.23.2 確定變速箱的主要參數(shù)和配齒計算確定變速箱的主要參數(shù)和配齒計算變速箱主要參數(shù)包括中心距 A，齒輪模數(shù) m，齒寬 b，螺旋 角及選配齒輪齒數(shù) z。太原科技大學華科學院畢業(yè)設計說明書- 25 -設計時，一般采用統(tǒng)計和類比的方法初步確定變速器的主要參數(shù)。首先，找現(xiàn)有的同類機型，同一等級,結構類型相似的變速器作為參考,分析，對比新的變速器與參考變速器,在結構和工況上上的差異正確選擇參數(shù)。3.2.1 中心距 A中心距 A 的大小直接影響到變速箱的緊湊性。因此在保證傳遞最大扭拒，齒輪足夠接觸強度的前提下，盡可能采収較小的中心距.另外還要考慮軸承能否布置得下，應保證變速箱殼體上必要的壁厚?？砂聪旅娼?jīng)驗公式初選變速箱中心距（頭檔傳動齒輪的中心距）)(3mmMKAIA式中：發(fā)動機頭檔被動齒輪所傳遞的扭矩（，為發(fā)動機額定扭矩，IMIehIiMM ehMi：I 檔輸出齒輪的傳動比。）AK：中心距參數(shù)，參考相似機型選取。由上計算的頭檔傳動齒輪的中心距A=153824. 143.1590=213.930mm取 A46=214mm3.2.2 齒輪模數(shù) m m 是直接決定齒輪大小與幾何參數(shù)的主要因素，直接決定著齒輪彎曲強度，模數(shù)的大小與下列因素有關。齒輪上所受力的大小。作用力大，模數(shù)也要大。 1材料、加工質(zhì)量、熱處理的好壞。材料好、齒輪制造精度和熱處理質(zhì)量高，有可能采 2用小一些的模數(shù)，使齒輪的齒數(shù)相對多些，可增大齒輪的重疊系數(shù)，改善齒輪傳動的平穩(wěn)性。按下面經(jīng)驗公式初選模數(shù)。31MKmm太原科技大學華科學院畢業(yè)設計說明書- 26 -初選 m=0.333824. 143.1590= 4.7 取 m=5（注:所取模數(shù)均勻且在推薦范圍內(nèi)。）3.2.3 齒寬 b齒寬 b 的大小直接影響齒輪強度。在一定范圍內(nèi)，齒寬大強度就高，但變速箱的軸向尺寸和重量亦大，齒面的載荷步均勻性也會增大，反而使齒輪的承載能力降低。所以，保證必要的強度條件下齒寬不宜過大。 對于斜齒輪齒寬系數(shù)為（78.6）中心距和模數(shù)一定時，齒寬 b 可用來調(diào)節(jié)齒所受應力，根據(jù)各對齒輪上受力不同選取不同齒寬，以減少變速箱的軸向尺寸和重量。齒寬系數(shù)應選大些，使接觸線的長度增加，接觸應力降低，一提高傳動平穩(wěn)性和齒輪壽命。初選 b=85=40mm3.2.4 齒輪壓力角我國標準壓力角為 20。因此變速箱普遍采用 20壓力角。3.2.5 斜齒輪螺旋角確定斜齒輪螺旋角0時，主要是從它對齒輪的嚙合性能、強度影響，以及軸向力平衡等方面綜合考慮。0增大，齒輪嚙合的重疊系數(shù)增大，運轉平穩(wěn)，噪聲下降。但0過大時，不僅使軸向力增大，且導致傳動效率降低，使軸承工作條件惡化。試驗證明，隨0的增大，齒輪的強度也相應提高，但是與之相應的直齒輪比較，當螺旋角大于 30時，其彎曲強度驟然下降，而接觸強度繼續(xù)上升。因此，從提高低檔的齒輪彎曲強度出發(fā)，不希望0過大。當一根軸上有兩個嚙合齒輪工作時，選擇軸上斜齒輪的螺旋角時，應使同時工作的兩組斜齒輪布置恰當，所產(chǎn)生的軸向力相互抵消或者抵消一部分。為達到軸向力的相互抵消或者抵消一部分，應使同一軸上的同時工作的兩斜齒輪螺旋方向應是相同的，因為要同時工作，一個是從動齒輪，一個是主動齒輪，因此，軸向力要相反。螺旋角按同類機型選取0163.2.6 選配齒輪由總體計算公式確定所需各檔傳動比如下：1fi40.1290.377 0.598 178010太原科技大學華科學院畢業(yè)設計說明書- 27 -2fi28.6640.377 0.598 1780143fi11.8030.377 0.598 1780341ri40.1290.377 0.598 1780102ri28.6640.377 0.598 1780143ri11.8030.377 0.598 178034初步確定了傳動系統(tǒng)各檔的總傳動比，但其數(shù)值很大，在傳動系統(tǒng)中要經(jīng)過多級減速才能實現(xiàn)式中為總傳動比，Ki為變速箱的傳動比，0i主傳動器的傳動比，fi最終傳動的fokiiii i傳動比。最終求的變速箱的各檔傳動比：1fi1.84240.129222fi1.30328.664223fi0.53611.803221ri1.84240.12922 2ri1.30328.664223ri0.53611.80322同時由分析已知各檔位傳動比:太原科技大學華科學院畢業(yè)設計說明書- 28 -1fi= 2fi= 3fi=Z6Z7Z12Z2Z5Z8Z6Z7Z12Z2Z5Z8Z6Z7Z12Z2Z5Z81ri= 2ri= 3ri=Z6Z7Z12Z2Z5Z8Z6Z7Z12Z2Z5Z8Z6Z7Z12Z2Z5Z8由前面計算已知 A46= 214mm，斜齒輪的螺旋角一般為0=8o20o，這里取016，當中心距，模數(shù)和螺旋角已知時，則總齒數(shù)為Z= =2Acosmn2Acosmn2 214cos165 83即 Z1+Z6=83 又取= 1.12 從而算的2Z=40,6Z=43;從而 A46=16cos262ZZmn=96625. 02835217 Z6Z2圓整為 217mm修正=arccosAZZmn262=17.04cos22nmZd =mm3.521001.17cos540；mmmZdn2.322601.17cos540cos66；有上面所有已知條件和分析結果，從而以確定各配對齒輪齒數(shù)為：1Z=19；2Z=40；3Z=20；4Z=23；5Z=44；6Z=437Z=51；8Z=38；9Z=67；10Z=31；11Z=27；12Z=53；齒頂高：mmxhmhnanna5015齒根高：mmxChmhnnannf25. 60125. 05從而確定各個中心距，取020 45A20cos243ZZmn=20cos223205=114.361mm修正：=947.1961.31142232052arccos43AZZmn太原科技大學華科學院畢業(yè)設計說明書- 29 -cos33nmZdmm.383106947.19cos520mmhddaa383.11652383.106233mmhddff883.9325. 62383.106233cos44nmZdmm.340112947.19cos523mmhddaa340.13252340.112244mmhddff840.10925. 62340.122244取02056AmmZZmn23.710320cos21920520cos213修正：=952.19.7231032192052arccos13AZZmncos11nmZdmm.064101952.19cos519mmhddaa063.11152064.101211mmhddff564.8825. 62383.106211取01634AmmZZmn.56919516cos26529416cos275修正：=922.15.5691952652942arccos75AZZmncos55nmZdmm.708120922.15cos429cos75nmZdmm.550270922.15cos465mmhddaa708.12842708.120255太原科技大學華科學院畢業(yè)設計說明書- 30 -mmhddff708.11052708.120255mmhddaa550.2784255.270277mmhddff550.2605255.270277取01012AmmZZmn.99830410cos25367510cos2129修正:=390.10304.9982536752arccos129AZZmncos99nmZdmm447.340390.10cos567cos1212nmZdmm310.269390.10cos553mmhddaa447.35052447.340299mmhddff947.32725. 62447.340299mmhddaa310.27952310.26921212mmhddff810.25625. 62447.34021212最終確定變速箱各檔傳動比1fi=2.598;2fi=1.146;3fi=0.540Z6Z7Z12Z2Z5Z8Z6Z7Z12Z2Z5Z8Z6Z7Z12Z2Z5Z81ri=2.598;2ri=1.146;3ri=0.540Z6Z7Z12Z2Z5Z8Z6Z7Z12Z2Z5Z8Z6Z7Z12Z2Z5Z8齒輪材料選用 20crMnTi，滲碳淬火后，表面硬度 58-62HRC，芯部硬度 300HB5，齒輪精度為8-8-7，表面粗糙度 Ra 值不大于 2.5 微米。太原科技大學華科學院畢業(yè)設計說明書- 31 -3.33.3 軸的設計軸的設計初步計算軸的直徑軸的直徑可以按扭距強度法進行估算，即 d35tT軸的材料選用 40Cr，【iT】/MPa35-55，0A為 112-97.1d315tT=mm875.3945660000531;mKNT 6601;取1d=40mm;2d325tT;2TmKNZZT737.6942312d;=42.579mm;取2d=45mm;3d335tT;3T=mKNZZT500.709262;3d=42.878mm;取3d=45mm;4d345tT;4T=mKNZZT375.822573;4d=45.041mm;取4d=45mm;5d355tT;5T=mKNZZT238.9564104;5d=47.364mm;取5d=50mm;6d365tT;6T=mKNZZT462.7569125;6d43.804mm;取6d=45mm;以上確定的軸頸為軸的最小軸頸，根據(jù)軸上零件的受力，安裝，固定及加工要求再確定軸的各段徑向尺寸。軸上零件用軸間定位的相鄰軸頸一般相差 5-10mm。當滾動軸承用軸向定位是、時，其軸間直徑由滾動軸承標準中查取。為了軸上零件裝拆方便或加工要求，相鄰軸段直徑之差應取 1-3mm。軸上裝滾動軸承，傳動件和密封件等處的軸段直徑應取相應的標準值。軸上安裝個零件的各段長度，根據(jù)相應零件的輪廓寬度和其他結構的需要來確定，不安裝零件的各段軸長度可以根據(jù)軸上零件相對位置來確定。用套筒固定軸上零件時，軸端面與套筒端面或輪轂斷面之間應留有 2-3mm 間隙，以防止加工誤差是零件在軸向固定不牢靠。軸段在軸承孔內(nèi)的結構與軸承的潤滑方式有關，軸承采用油潤滑，軸承的端面距箱體內(nèi)壁的距離為 3-5mm。太原科技大學華科學院畢業(yè)設計說明書- 32 -3.43.4 換擋離合器的設計換擋離合器的設計 本設計變速箱內(nèi)有五個離合器3.4.1 離合器的結構1.連接方式 齒輪和離合器的內(nèi)鼓相連，外雇宇宙，液壓缸布置在軸上，液壓缸的壓力油從軸上孔道中來。2.壓緊方式 液壓缸軸向固定不動，通過活塞軸向移動來壓緊。3.分離彈簧形式一個大的螺旋彈簧布置在中央，利用離合器內(nèi)鼓的徑向空間來布置此螺旋彈簧，這樣布置增加離合器的軸向尺寸。4.采用自動到控球閥消除離心壓力。3.4.1 離合器片數(shù)的確定由離合器摩擦轉矩的計算公式：mModmzkPRMM式中:儲備系數(shù)M:傳遞轉矩：摩擦系數(shù)P：壓緊力dR：摩擦力作用等效半徑z：摩擦副數(shù)量ok：壓緊力損失系數(shù) 其值可以由下列公式計算：11121okZ(對于干式摩擦離合器一般可取：0.30.13。對于濕式摩擦離合器一般可取0.080.06)太原科技大學華科學院畢業(yè)設計說明書- 33 -以 222112124,4dpDDqDDDRcD代入上式得 3221116moMMDccqzk式中 q：許用比壓2D：摩擦片外徑1D：摩擦片內(nèi)徑：摩擦片面積利用系數(shù)（螺旋槽為 0.6-0.65 徑向油槽為 0.8-0.9）經(jīng)計算得離合器外徑 93mm，離合器內(nèi)徑 83mm;依次求得 I 檔，II 檔，III 檔的離合器片數(shù)。I 檔時，主動片數(shù) 9，從動片數(shù) 8。II 檔時，主動片數(shù) 11，從動片數(shù) 10。III 檔位時，主動片數(shù) 9，從動片數(shù) 8注明：離合器的外徑與內(nèi)徑根據(jù)裝配大小進行確定，各離合器片數(shù)為初選。3.4.3 換檔離合器的結構設計1.傳動部分外鼓為整體結構，外鼓和外片一般采取漸開式花鍵或矩形槽相連，本設計采用矩形花鍵連接。內(nèi)鼓和內(nèi)片也采用矩形花鍵，外鼓和軸花鍵連接。內(nèi)鼓和齒輪制成一體。為了讓冷卻油更好的流過摩擦片，內(nèi)外孔上都開有幾排孔，每排孔都應錯開，使每對摩擦面都均勻流暢有通過潤滑油。摩擦襯面采用銅基粉末冶金，燒結在鋼的底板上，且在摩擦襯面上開有溝槽，底板采用65 錳鋼，摩擦片總厚為 2mm,光片材料也選取 65 錳鋼，百度為 3mm,片上花鍵采用 30 度壓力角漸開紅，花鍵齒的配合應有足夠的側隙，心避免摩擦片卡死，摩擦片兩段部壓板應有足夠的風度，否則變形后將使摩擦片各處不能均勻壓緊，導致摩擦片打滑。2壓緊分離部分太原科技大學華科學院畢業(yè)設計說明書- 34 - 液壓缸由鋼或可鍛鑄鐵制成，活塞由中碳鋼制成，配合面表面粗糙度值不大于 0.8 微米，液壓缸壁應有一定厚度，否則會因剛度不足而變形，影響活塞移動和引起漏油?；钊谝簤焊字幸苿討凶銐虻膶蜷L度（一般為 20mm）,活塞與液壓缸有兩個配合面，宜采用活塞內(nèi)孔處配合為 2-3 級滑動配合，其中心定位作用。活塞外徑處配合宜較松些，具有 0.25-0.50mm 的間隙，心便裝配方便。活塞的行程由離合器摩擦面的分離間隙來決定，摩擦現(xiàn)分離間隙過小，則相對空轉時摩擦阻力矩過大，功率損失過大，但摩擦片分離間隙過大，則活塞行程大。離合器結合時，消除片間間隙所需的時間長，同時也使離合器的軸向尺寸加長。3潤滑和密封（1）：離合器的摩擦片應得到可靠地冷卻潤滑，冷卻油不足往往引起摩擦片燒結和摩擦片翹曲變形，但冷卻油過多將使離合器空轉損失增加，功率損失過多，且使摩擦片摩擦系數(shù)有所降低，一般每對摩擦面冷卻有最小流量為4327810mm s,最好為43211 1310mm s ，不要大于43230 10mm s。（2）換檔離合器的故障往往是由于漏油引起的，故密封裝置很重要，換檔離合器有兩處需要密封，進入離合器軸處，需采用旋轉密封，油缸活塞處，需采用滑動密封，油缸密封的要求是，密封性好，移動的摩擦阻力小，較常用的密封形式，一是合金鑄鐵活塞環(huán)，二是唇口式密封環(huán)。太原科技大學華科學院畢業(yè)設計說明書- 35 -第四章第四章 變速箱主要零件的校核和軸承壽命計算變速箱主要零件的校核和軸承壽命計算4.14.1 齒輪強度和計算齒輪強度和計算 變速箱齒輪主要破壞形式是疲勞接觸破壞和疲勞彎曲破壞，因此一般變速箱齒輪進行疲勞彎曲強度計算和疲勞接觸強度計算。4.1.1 彎曲疲勞強度計算驗算齒根危險斷面處的彎曲應力，可按照下式進行：310FIFMk krbm y式中：M-計算扭矩（主動齒輪所處的扭矩） （公斤*米） r-主動齒輪節(jié)圓半徑（厘米）m-模數(shù)【對直齒輪為斷面模數(shù)（毫米） ，對斜齒輪為法面模數(shù)（毫米） 】b-齒輪齒寬（厘米） ，大小齒輪齒寬不同時取較小者y-齒形系數(shù)（查表 3-3-3，對短齒，將表中查得的y乘以 h/2.25m,式中 h為全齒高）k-螺旋角系數(shù)，對斜齒取 0.881Ik-工作狀況系數(shù)，對于輪胎式液力機械取 1F-許用彎曲應力（當齒輪材料為 20CrMnTi,20CrMnMo 時，許用彎曲應力F=2500-3200 公斤/厘米 2）對于輸入齒輪2Z 5nm,b=40, 2Z=40, =17.04mmdr265.1052858. 012004.1711201k對于輪式推土機液力傳動類型Ik=1y查設計手冊取為 0.475太原科技大學華科學院畢業(yè)設計說明書- 36 -代入以上數(shù)據(jù)，計算輸入齒輪彎曲疲勞強度為：ayiHMPrbmKMK012.14475. 0540265.1051881. 043.1590101022 250FaKP3204.1.2 接觸疲勞強度計算驗算節(jié)點處的接觸應力，對剛齒輪，可按照下式進行；31IHHiMK KKAbi式中：K-系數(shù)（對直齒輪取 1070，對斜齒輪取 925，這是由于斜齒輪傾斜，接觸線長增加，重合度增大，因此承載能力有所提高）A-中心距（厘米）i-傳動比，211ZiZM-小齒輪上的扭矩（公斤厘米）b-齒輪齒寬（厘米） ，大小齒輪齒寬不同時取較小者K-角變位修正對接觸強度影響系數(shù)，sin401sin2KIK-工作狀況系數(shù)，對于輪胎式液力機械取 1H-許用接觸應力（當齒輪材料為 20CrMnTi, 20CrMnMo 時，許用接觸應力H=10000-14000 公斤/厘米 2）71. 11012ZZ,A=244mm,b=40mm小齒輪上的扭矩：mNM7 .92798. 087.3240. 111941. 01 .86924對于液力機械1, 1aiKKMPaMPaH1400471.9681008 . 17 . 158. 111007 .92917 . 14 .245 .292滿足使用要求。太原科技大學華科學院畢業(yè)設計說明書- 37 -4.24.2 軸的強度校核軸的強度校核4.2.1 輸入軸花鍵設計及校核通過13表 11-29 和10，查得花鍵型號為：10 x102H7X112H10/f11X16H11/d10此處引用（式 5-3）和（式 5-4）進行校核。選輸入軸材料為 40Cr，滲碳后表面淬火。這種材料的接觸極限應力950HGMMPa，彎曲疲勞極限應力330FGMMPa.初取花鍵長度為 40mm。1. 彎曲疲勞強度計算根據(jù)（式 5-3）帶入相關數(shù)據(jù)，得：310FIMk krbm y 經(jīng)計算 FF4 .1921所以滿足彎曲疲勞要求。2. 接觸疲勞強度計算根據(jù)（式 5-4）帶入相關數(shù)據(jù)，得：31IHiMK KKAbi經(jīng)計算HH4 .11473所以滿足要求。為了更好的減少安裝難度，因此對花鍵的長度適當增大，最終取為 52mm。4.2.2 中間軸的校核1 根據(jù)裝載機裝配圖，作出中間軸的計算簡圖（即力學模型）Fr3Ft3Fr2Ft2BA 圖 4.1 中間軸力學模型太原科技大學華科學院畢業(yè)設計說明書- 38 -選取中間軸的材料為 40CrNi,調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)機械設計P355 表 15-1 查得： 彎曲疲勞極限1=430（MPa）,剪切疲勞極限1=210（MPa） ，許用彎曲應力1=75（MPa） 。2 對軸進行受力分析，并作出彎矩圖根據(jù)以前的計算可知，當閉鎖離合器結合時，中間軸受載最大，此時傳遞給中間軸的扭矩為1TM=197.9（Nm）圓周力：4 .929 .1972222dTFt=4.28（KN） （8.1）徑向力：020tan28. 4tantrFF=1.558（KN） （8.2）根據(jù)以前的計算可知，摩擦片傳遞給中間軸的的扭矩為3TM=-197.9（Nm）圓周力：6279 .1972233dTFt=0.912（KN） （8.3）徑向力：020tan912. 0tantrFF=0.332（KN） （8.4）根據(jù)上述簡圖及受力分析，分別按水平面和垂直面計算各力產(chǎn)生的彎矩，并按計算結果分別作出水平面上的彎矩HM圖和垂直面上的彎矩VM圖；然后按下式計算總彎矩并作出 M 圖。 太原科技大學華科學院畢業(yè)設計說明書- 39 -圖 4.2 中間軸的載荷分析圖從軸的結構圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面 B 是軸上較為危險的截面。現(xiàn)將計算出的截面 B 處的HM、VM和 M 的值列于下表：表 4.1 截面 B 所受載荷水平面 H垂直面 V太原科技大學華科學院畢業(yè)設計說明書- 40 -載荷 支反力 FKNFKNFHH94. 1,305. 521KNFKNFVV214. 0,68. 121彎矩 Mm675.185NMHm65.58NMV總彎矩m72.19465.58675.185221NM02MmN扭矩 Tm9 .197NT3 按彎扭合成應力校核軸的強度校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和 扭矩的危險截面。根據(jù)機械設計P336，按第三強度理論，計算應力 22ca4 （8.5）通常 由彎矩所產(chǎn)生的彎曲應力是對稱循環(huán)變應力，而 由扭矩所產(chǎn)生的扭轉切應力則常常不是 對稱循環(huán)應力。為了 考慮兩者循環(huán)特性不同的影響，引入折合系數(shù) ，則計算應力為 22ca4）（ （8.6）式中的彎曲應力為對稱循環(huán)變應力，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取6 . 0。對于直徑 為 d 的圓軸，彎曲應力WM，扭轉切應力WMWMT,將和代入上式，則軸的彎扭合成強度為22222ca)(24)(WTMWTWM）（ （8.7）式中：ca軸的計算應力，單位 Mpa； M軸所受的彎矩，單位為 Nm；太原科技大學華科學院畢業(yè)設計說明書- 41 - T軸所受的扭矩，單位為 Nm； W軸的抗彎截面系數(shù)，單位為3mm，計算公式由機械設計P365 表 15-1 查得，圓截面的計算公式31 . 0 dW =0.1350=12500 3mm,花鍵截面的計算公式DzbdDdDdW32/)(24, Z-花鍵齒數(shù)；W4032/ 4 . 116)3440(64024=6854.98 3mm 截面 B 處的計算應力： 12500/)9 .1976 . 0(72.19422ca =19.83 Mpa根據(jù)機械設計P255 表 15-1 查得，對稱循環(huán)變應力時，軸的許用彎曲應力1為75Mpa。 ca1 (8.8)因此，軸的強度滿足要求。4.2.3 輸出軸與軸上相關零件設計1.根據(jù)裝載機裝配圖，作出輸出軸的計算簡圖（即力學模型）Fr4Ft4AC1C2 圖 4.3 輸出軸力學模型簡圖選取中間輸入軸的材料為 40CrNi,調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)機械設計P355 表 15-1 查得：彎曲太原科技大學華科學院畢業(yè)設計說明書- 42 -疲勞極限1=430（MPa）,剪切疲勞極限1=210（MPa） ，許用彎曲應力1=75（MPa） 。2. 對軸進行受力分析，并作出彎矩圖 根據(jù)以前的計算可知，變矩器傳遞給中間輸入軸的扭矩為3TM=1171（Nm）圓周力： 35011712211dTFt =6.69（KN） （8.9）徑向力：020tan69. 6tantrFF=2.435（KN） （8.10）根據(jù)以前的計算可知，中間軸傳遞給輸出軸的扭矩為 1TM=1171（Nm）根據(jù)上述簡圖及受力分析，分別按水平面和垂直面計算各力產(chǎn)生的彎矩，并按計算結果分別作出水平面上的彎