539 352履帶拖拉機(jī)－單級(jí)最終傳動(dòng)裝置設(shè)計(jì)（有cad原圖+中英文翻譯）,539,352履帶拖拉機(jī)－單級(jí)最終傳動(dòng)裝置設(shè)計(jì)（有cad原圖+中英文翻譯）,履帶,拖拉機(jī),最終傳動(dòng),裝置,設(shè)計(jì),cad,原圖,中英文,翻譯 最終傳動(dòng)裝置設(shè)計(jì) 摘要 履帶式拖拉機(jī)能夠正常行駛，拖拉機(jī)驅(qū)動(dòng)輪需要足夠的驅(qū)動(dòng)力。這就需要一套能夠增加傳動(dòng)系的傳動(dòng)比的專署機(jī)構(gòu)。它將進(jìn)一步降低驅(qū)動(dòng)輪轉(zhuǎn)速，從而提高驅(qū)動(dòng)輪的轉(zhuǎn)矩，這就是所謂的最終傳動(dòng)。同時(shí)履帶式拖拉機(jī)的最終傳動(dòng)還用來(lái)提高后橋的離地間隙。所以最終傳動(dòng)要有適當(dāng)?shù)膫鲃?dòng)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(qū)動(dòng)輪布置的最終傳動(dòng)尤其要有可靠的密封。 外置式外嚙合圓柱齒輪最終傳動(dòng)，使最終傳動(dòng)成為一個(gè)獨(dú)立部件，便于拆裝和維修。這種結(jié)構(gòu)的主、從動(dòng)齒輪在殼體內(nèi)的支持可以布置成簡(jiǎn)支梁式，對(duì)提高支撐剛度有利。主動(dòng)輪的嚙合條件降低了輪齒上的載荷，提高了承載能力，但結(jié)構(gòu)復(fù)雜。 最終傳動(dòng)的傳動(dòng)比較大，齒輪和軸受載嚴(yán)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(jié)構(gòu)緊湊的情況下，保證齒輪有足夠的強(qiáng)度，外嚙合圓錐齒輪的最終傳動(dòng)常常采用較大的齒寬和較少的齒數(shù)。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(guān)鍵詞：主動(dòng)齒輪，最終傳動(dòng)，直齒，保護(hù)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(hào) 說(shuō) 明 C　　 基本額定動(dòng)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(shù) Kv　　 動(dòng)載系數(shù) KFβ 齒向載荷分布系數(shù) KFα 齒間載荷分布系數(shù) KHβ　 齒向載荷分布系數(shù) KHα　 齒間載荷分布系數(shù) Lh　 軸承壽命 n　 轉(zhuǎn)速 Yε 抗彎強(qiáng)度重合度系數(shù) Yβ 抗彎強(qiáng)度螺旋角系數(shù) Yεβ 抗彎強(qiáng)度重合、螺旋角系數(shù) Zh 節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù) ZE 材料的彈性系數(shù) Zε 接觸強(qiáng)度重合度系數(shù) Zβ 接觸強(qiáng)度螺旋角系數(shù) Zεβ 重合、螺旋角系數(shù) Zn 接觸疲勞壽命系數(shù) Zx 接觸強(qiáng)度尺寸系數(shù) 目 錄 第一章 前言....................................... ....1 第二章 傳動(dòng)系統(tǒng)概述....................................2 第三章 最終傳動(dòng)概述....................................3 §3.1 最終傳動(dòng)裝置的功用和要求.................... ..3 §3.2 最終傳動(dòng)的分類、結(jié)構(gòu)分析及評(píng)價(jià)..................3 §3.2.1 外嚙合圓柱齒輪最終傳動(dòng).................... .3 §3.2.2 內(nèi)嚙合圓柱齒輪最終傳動(dòng)......................4 §3.2.3 行星齒輪最終傳動(dòng)............................4 §3.3 最終傳動(dòng)的傳動(dòng)方案及結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖...................4 第四章 總體設(shè)計(jì).....................................6 §4.1機(jī)械式傳動(dòng)系統(tǒng)總傳動(dòng)比及各部件傳動(dòng)比的確定......6 §4.1.1 傳動(dòng)系的總傳動(dòng)比............................6 §4.1.2 總傳動(dòng)比在各部件間的分配....................7 第五章 最終傳動(dòng)裝置設(shè)計(jì)................................8 §5.1 最終傳動(dòng)裝置主要參數(shù)的選擇......................8 §5.2 最終傳動(dòng)裝置強(qiáng)度校核..........................9 §5.2.1 齒輪強(qiáng)度校核............................... 9 §5.2.2 軸承壽命校核............................. .18 §5.2.3 軸強(qiáng)度校核.................................20 §5.2.4 螺栓強(qiáng)度校核...............................22 第六章 結(jié)論................................. .........26 參考文獻(xiàn)...............................................27 致謝..................................... .............28 第一章 前 言 拖拉機(jī)的主要任務(wù)是用來(lái)拖帶農(nóng)機(jī)具進(jìn)行各種田間作業(yè)（如翻地、播種、中耕等）；也可作為其他農(nóng)業(yè)機(jī)械（如脫谷機(jī)、揚(yáng)場(chǎng)機(jī)等）的動(dòng)力；另外拖帶拖車可進(jìn)行運(yùn)輸作業(yè)。為適應(yīng)農(nóng)業(yè)生產(chǎn)中各項(xiàng)作業(yè)的需要，拖拉機(jī)分有履帶式和輪式兩種。 履帶式拖拉機(jī)的特點(diǎn)是行走部分與地面的接觸面積大，壓強(qiáng)小，對(duì)土壤壓實(shí)的作用小，而且不易打滑，可以在濕度較大的土壤上進(jìn)行作業(yè)。一般履帶式拖拉機(jī)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(nóng)業(yè)作業(yè)。如東方紅－54和75拖拉機(jī)。 拖拉機(jī)基本上是由發(fā)動(dòng)機(jī)、傳動(dòng)裝置、車架和行走裝置、操縱裝置、工作裝置和電氣設(shè)備等六部分組成。傳動(dòng)裝置的功用是將發(fā)動(dòng)機(jī)的動(dòng)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(jī)起步，停車；改變牽引力或行進(jìn)方向，它包括離合器、變速箱、中央傳動(dòng)和最終傳動(dòng)等。 本畢業(yè)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)，主要講述了最終傳動(dòng)的選擇設(shè)計(jì)和方案分析。對(duì)最終傳動(dòng)的分類和工作原理進(jìn)行了深入的對(duì)比和分析，選出最優(yōu)方案來(lái)進(jìn)行設(shè)計(jì)，選擇合適的機(jī)構(gòu)和零件。這次設(shè)計(jì)是在以往所學(xué)基礎(chǔ)和專業(yè)課程的基礎(chǔ)上設(shè)計(jì)的，經(jīng)過(guò)對(duì)比其他車型同類裝置的設(shè)計(jì)方案，有選擇的借鑒或創(chuàng)新來(lái)進(jìn)行設(shè)計(jì)。 由于本書(shū)編寫(xiě)時(shí)間倉(cāng)促，編者水平有限，難免有漏洞，誠(chéng)懇的希望老師和同學(xué)批評(píng)指正。 第二章 動(dòng)系概述 傳動(dòng)系使拖拉機(jī)底盤(pán)的重要組成部分。它的具體任務(wù)是：增扭減速、變扭變速、切斷動(dòng)力和平順接合動(dòng)力、改變動(dòng)力旋轉(zhuǎn)方向、改變動(dòng)力旋轉(zhuǎn)平面等。拖拉機(jī)的傳動(dòng)系由機(jī)械式和液壓式兩大類，目前普遍采用機(jī)械式傳動(dòng)系。 輪式拖拉機(jī)的傳動(dòng)系組成，它包括離合器、變速箱、中央傳動(dòng)、最終傳動(dòng)四個(gè)部分。通常將中央傳動(dòng)、最終傳動(dòng)和位于同一殼體內(nèi)的差速器合稱為后橋。離合器接合時(shí)，發(fā)動(dòng)機(jī)動(dòng)力便從離合器經(jīng)變速箱的掛檔齒輪副傳給中央傳動(dòng)，然后由中央傳動(dòng)大錐齒輪將動(dòng)力經(jīng)差速器分配給兩邊的最終傳動(dòng)，最后傳給驅(qū)動(dòng)輪。離合器分離時(shí)，動(dòng)力就切斷。 履帶拖拉機(jī)的傳動(dòng)系組成，其傳動(dòng)線路與輪式拖拉機(jī)基本相同。主要差別在于后橋中沒(méi)有差速器，而在中央傳動(dòng)與最終傳動(dòng)之間裝有左、右兩個(gè)轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)。如下圖所示： 圖2-1 拖拉機(jī)傳動(dòng)系統(tǒng)示意圖 根據(jù)傳動(dòng)系的功用、生產(chǎn)和使用等方面的情況，對(duì)它提出下列基本要求： 1. 零件要有足夠的強(qiáng)度和剛度； 2. 零件工作表面要有足夠的耐磨性，需要潤(rùn)滑的表面要保證良好潤(rùn)滑； 3. 要有較高的傳動(dòng)效率，盡可能減小傳動(dòng)損失； 4. 結(jié)構(gòu)盡可能簡(jiǎn)單，操作、裝拆和維修要方便。 第三章 最終傳動(dòng)概述 最終傳動(dòng)是傳動(dòng)系中最后一級(jí)增扭減速機(jī)構(gòu)。通常它的傳動(dòng)比比較大，以減輕變速箱、中央傳動(dòng)等傳動(dòng)件的受力，減小它們的結(jié)構(gòu)尺寸。最終傳動(dòng)大多采用直齒圓柱齒輪，材料多數(shù)采用22CrMnMo和18CrMnTi。在傳動(dòng)型式上用得較多的是外嚙合齒輪式傳動(dòng)，也有采用行星齒輪式傳動(dòng)的。 §3.1最終傳動(dòng)的功用和要求 最終傳動(dòng)的主要任務(wù)是再進(jìn)一步增扭減速。為了滿足拖拉機(jī)的工作要求，所需要的傳動(dòng)比是很大的。例如拖拉機(jī)作農(nóng)田耕作時(shí)，需將發(fā)動(dòng)機(jī)的扭矩增大數(shù)十倍，乃至一百倍，即使作高速運(yùn)輸作業(yè)，也需將發(fā)動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速降低二十多倍。顯然，僅僅靠變速箱和中央傳動(dòng)來(lái)實(shí)現(xiàn)這樣大的傳動(dòng)比是不夠合理的。實(shí)際上一般拖拉機(jī)的傳動(dòng)系都實(shí)行多級(jí)增扭減速，即變速箱、中央傳動(dòng)和最終傳動(dòng)都分擔(dān)著增扭減速的任務(wù)，整個(gè)傳動(dòng)系的傳動(dòng)比等于三者傳動(dòng)比的乘積。也有個(gè)別拖拉機(jī)不設(shè)最終傳動(dòng)，這樣就必須增加變速箱和中央傳動(dòng)的傳動(dòng)比，以滿足增扭減速的要求。 對(duì)最終傳動(dòng)的要求是：①要有適當(dāng)?shù)膫鲃?dòng)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(qū)動(dòng)輪布置的最終傳動(dòng)尤其要有可靠的密封。 §3.2最終傳動(dòng)的分類、結(jié)構(gòu)分析及評(píng)價(jià) 最終傳動(dòng)按其傳動(dòng)形式分為：①外嚙合圓柱齒輪最終傳動(dòng)②內(nèi)嚙合圓柱齒輪最終傳動(dòng)③行星齒輪最終傳動(dòng)。 §3.2.1外嚙合圓柱齒輪最終傳動(dòng) 按其結(jié)構(gòu)布置分為外置式和內(nèi)置式兩種。 外置式的左、右最終傳動(dòng)各自安裝在靠近驅(qū)動(dòng)輪的單獨(dú)殼體內(nèi)，使最終傳動(dòng)成為一個(gè)獨(dú)立部件，便于拆裝和維修。這種結(jié)構(gòu)的主、從動(dòng)齒輪在殼體內(nèi)的支承可以布置成簡(jiǎn)支梁式，對(duì)提高支撐剛度有利。主動(dòng)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(jié)構(gòu)復(fù)雜。 內(nèi)置式的左、右最終傳動(dòng)和中央傳動(dòng)、差速器共同布置在后橋殼內(nèi)。這種結(jié)構(gòu)節(jié)省了最終傳動(dòng)的單獨(dú)殼體。農(nóng)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(dòng)從動(dòng)齒輪的半徑。制動(dòng)器布置在左、右最終傳動(dòng)主動(dòng)軸外側(cè)，位于殼體之外，保養(yǎng)、維修方便。從動(dòng)齒輪軸審查殼體外較長(zhǎng)，便于將驅(qū)動(dòng)輪在軸上移動(dòng)進(jìn)行輪距調(diào)整。內(nèi)置式從動(dòng)齒輪多為懸臂支承，剛度較簡(jiǎn)支梁差。為了提高支承剛度以提高齒輪壽命，可改用簡(jiǎn)支梁方案。 §3.2.2內(nèi)嚙合圓柱齒輪最終傳動(dòng) 某些輪式拖拉機(jī)在設(shè)計(jì)時(shí)，要求較高的地隙和較大的傳動(dòng)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(dòng)不能抬高地隙的情況下，可以采用內(nèi)嚙合圓柱齒輪傳動(dòng)。由于內(nèi)嚙合小齒輪只能采用懸臂結(jié)構(gòu)，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(dòng)只在個(gè)別小型拖拉機(jī)上采用。 §3.2.3行星齒輪最終傳動(dòng) 行星齒輪最終傳動(dòng)結(jié)構(gòu)緊湊，能獲得較大傳動(dòng)比，但不能用來(lái)提高離地間隙。其結(jié)構(gòu)布置有靠近車輪的、靠近后橋殼體的和無(wú)專設(shè)驅(qū)動(dòng)軸的三種。行星齒輪最終傳動(dòng)結(jié)構(gòu)比較緊湊，它可在較小的外廓尺寸下獲得較大的傳動(dòng)比，又因它有三個(gè)行星齒輪沿圓周均布同時(shí)傳力，故輪齒上所受的作用力較小，工作壽命較長(zhǎng)。此外，行星齒輪機(jī)構(gòu)的主動(dòng)軸和從動(dòng)軸可以在同一軸線上，這樣可以降低拖拉機(jī)的重心，提高拖拉機(jī)的穩(wěn)定性。這種傳動(dòng)型式適用于把最終傳動(dòng)布置在靠近驅(qū)動(dòng)輪的位置。但行星齒輪機(jī)構(gòu)的齒輪數(shù)較多，故制造成本較高。 §3.3 最終傳動(dòng)的傳動(dòng)方案及機(jī)構(gòu)簡(jiǎn)圖 本次設(shè)計(jì)的352履帶式拖拉機(jī)主要用來(lái)進(jìn)行田間耕種，工作條件惡劣。參照國(guó)內(nèi)外拖拉機(jī)最終傳動(dòng)裝置的基本參數(shù)： 表3-1國(guó)內(nèi)外拖拉機(jī)型號(hào)及設(shè)計(jì)參數(shù) 由上分析本次設(shè)計(jì)選擇外置式外嚙合圓柱齒輪傳動(dòng)，其結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單且便于維修。機(jī)構(gòu)簡(jiǎn)圖如下 圖3-1外置式外嚙合圓柱齒輪傳動(dòng)機(jī)構(gòu)簡(jiǎn)圖 圖3-1中1為驅(qū)動(dòng)輪，2為主動(dòng)齒輪，3為從動(dòng)齒輪。 第四章 總體設(shè)計(jì) 由任務(wù)書(shū)可知：發(fā)動(dòng)機(jī)標(biāo)定轉(zhuǎn)速neb＝2000 r/min，標(biāo)定功率Peb=25.8Kw 則其標(biāo)定轉(zhuǎn)矩為Teb＝9550Peb/neb=9550·25.8/2000Nm=123.195Nm §4.1機(jī)械式傳動(dòng)系統(tǒng)總傳動(dòng)比及各部件傳動(dòng)比的確定 §4.1.1傳動(dòng)系的總傳動(dòng)比 傳動(dòng)系的總傳動(dòng)比是根據(jù)拖拉機(jī)的工作速度和發(fā)動(dòng)機(jī)的標(biāo)定轉(zhuǎn)速來(lái)確定。拖拉機(jī)某擋（j擋）的總傳動(dòng)比iΣj按下式計(jì)算： （4-1） 式中：neb――發(fā)動(dòng)機(jī)標(biāo)定轉(zhuǎn)速（r/min） rd ――驅(qū)動(dòng)輪動(dòng)力半徑（m） vij――拖拉機(jī)某擋(j擋)理論工作速度(km/h) 驅(qū)動(dòng)輪節(jié)圓直徑Dq(mm): （4-2） 式中：節(jié)距t＝125mm，齒數(shù)z＝12。 結(jié)果：Dq＝482.96mm 則rd＝241.5mm，neb＝2000 r/min，vi1＝2 km/h，vi5＝10km/h 所以總傳動(dòng)比iΣj＝18.2~91.45 §4.1.2 總傳動(dòng)比在各部件間的分配 傳動(dòng)系的總傳動(dòng)比iΣj一般是由變速器傳動(dòng)比ibj、中央傳動(dòng)傳動(dòng)比iz、最終傳動(dòng)傳動(dòng)比im組成。其一般表達(dá)式為：iΣj=ibjizim 根據(jù)相關(guān)設(shè)計(jì)手冊(cè)及工作經(jīng)驗(yàn)。 變速器的傳動(dòng)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(dòng)的傳動(dòng)比im≤6.5 中央傳動(dòng)錐齒輪的傳動(dòng)比iz可由下式確定： （4-3） 分配各部件的傳動(dòng)比：im＝4.62 iz=3.01 ibj=1~6.25 第五章 最終傳動(dòng)設(shè)計(jì) §5.1 最終傳動(dòng)裝置主要參數(shù)的選擇 最終傳動(dòng)的傳動(dòng)比較大，齒輪和軸受載嚴(yán)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(jié)構(gòu)緊湊的情況下，保證齒輪有足夠的強(qiáng)度，外嚙合圓柱齒輪的最終傳動(dòng)常常采用較大的齒寬b和較少的齒數(shù)z1。通常主動(dòng)齒輪齒數(shù)z1等于12-15，個(gè)別少到9。齒寬b和模數(shù)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(guò)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(duì)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(gè)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(lái)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(jiǎn)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(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)盡量使四個(gè)軸承孔在同一殼體上，便于在一次鏜孔中完成加工；②對(duì)于履帶拖拉機(jī)，由于驅(qū)動(dòng)輪受力嚴(yán)重，沖擊頻繁，這些力如傳給最終傳動(dòng)殼體，易于導(dǎo)致殼體（尤其是殼體和后橋聯(lián)接處）損壞。因此，一般常見(jiàn)結(jié)構(gòu)是使驅(qū)動(dòng)輪和齒輪上的力通過(guò)軸承經(jīng)過(guò)不轉(zhuǎn)動(dòng)的后軸，傳給后橋殼體。這就是最終傳動(dòng)殼體只有局部承受小齒輪上的力，大部分殼體只起到防護(hù)罩作用?，F(xiàn)有的一些拖拉機(jī)，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(fù)荷過(guò)大而變形，影響齒輪嚙合。另外在這種結(jié)構(gòu)中，兩軸的相對(duì)位置受多個(gè)加工、安裝環(huán)節(jié)的尺寸鏈的影響，軸線的平行度不易達(dá)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(jī)最終傳動(dòng)殼體的受力狀況，可將最終傳動(dòng)殼體的下部和后橋殼體相聯(lián)，以加強(qiáng)剛度。這種結(jié)構(gòu)是以油封座的外圓定位，裝入傳動(dòng)箱殼體，用螺栓把最終傳動(dòng)殼體和傳動(dòng)箱固定在一起。 除從提高最終傳動(dòng)剛度方面改善齒輪的嚙合狀態(tài)來(lái)提高承載能力外，還可以通過(guò)合理設(shè)計(jì)齒輪來(lái)提高齒輪副本身的承載能力。在拖拉機(jī)上，提高齒輪副承載能力的常用方法有：通過(guò)齒輪變位，降低小齒輪在單對(duì)齒嚙合區(qū)內(nèi)界點(diǎn)的接觸應(yīng)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(shù)X1，從動(dòng)齒輪的變位系數(shù)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(duì)齒的承載能力。試驗(yàn)和實(shí)踐表明，這樣做能有效地提高最終傳動(dòng)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(jī)的最終傳動(dòng)齒輪是采用高度變位的，即X1＝X2，當(dāng)X1很大時(shí)，大齒輪削弱較大，容易損壞。新設(shè)計(jì)的拖拉機(jī)已很少采用這種變位方法。 最終傳動(dòng)產(chǎn)生局部偏載的另一個(gè)主要原因時(shí)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(dòng)中的應(yīng)用，可避免載荷集中在一端，對(duì)減少輪齒的變形和應(yīng)力極為有利，試驗(yàn)表明，可使齒輪因偏載而引起的過(guò)高的局部彎曲應(yīng)力明顯降低。 根據(jù)前面對(duì)最終傳動(dòng)裝置傳動(dòng)比的分配，結(jié)合國(guó)內(nèi)外拖拉機(jī)的設(shè)計(jì)參數(shù)。本次設(shè)計(jì)的主要參數(shù)為模數(shù)(法面模數(shù)) Mn=5.5，齒輪1齒數(shù) z1=13，齒輪1變位系數(shù) x1=0.560，齒輪1齒寬 b1=67mm，齒輪2齒數(shù) z2=60，齒輪2變位系數(shù) x2=-0.327，齒輪2齒寬 b2=58mm，標(biāo)準(zhǔn)中心距 A0=200.75000mm，實(shí)際中心距 A=202.00262mm，齒數(shù)比 U=4.61538。 §5.2 最終傳動(dòng)裝置強(qiáng)度校核 零件設(shè)計(jì)出來(lái)必須滿足強(qiáng)度要求，無(wú)論是齒輪還是軸都要分析其受力情況。當(dāng)無(wú)法滿足強(qiáng)度要求時(shí)要及時(shí)更換零件。 §5.2.1 齒輪強(qiáng)度校核 名義計(jì)算載荷可按下述兩方面去計(jì)算，取其中較小者。 1) 按發(fā)動(dòng)機(jī)的標(biāo)定轉(zhuǎn)矩?fù)Q算到被計(jì)算的零件上去。換算時(shí)要考慮發(fā)動(dòng)機(jī)至該零件的傳動(dòng)比和傳動(dòng)效率： (5-1) 代入數(shù)據(jù)可得主動(dòng)齒輪的名義計(jì)算載荷： 按驅(qū)動(dòng)輪附著轉(zhuǎn)距計(jì)算，也要考慮傳動(dòng)比和傳動(dòng)效率： (5-2) 式中：――驅(qū)動(dòng)輪胎數(shù)或履帶數(shù)； ――單條履帶承載量； ――驅(qū)動(dòng)輪動(dòng)力半徑； ――分別從被計(jì)算零件到驅(qū)動(dòng)軸之間的傳動(dòng)比和傳動(dòng)效率； ――附著系數(shù)，履帶為0.83。 代入數(shù)據(jù)可得主動(dòng)齒輪的名義計(jì)算載荷T1： T1＝2·3500·0.83·0.2415/(4.62·0.98·0.5) =619.8 Nm 則從動(dòng)齒輪的名義計(jì)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(dòng)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(dòng)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(jí)別、支承方式也基本一致。因此可以用一些簡(jiǎn)化的計(jì)算公式一樣可以進(jìn)行齒輪的強(qiáng)度計(jì)算。齒輪彎曲強(qiáng)度簡(jiǎn)化計(jì)算公式： （5－3） 其中為彎曲應(yīng)力（MPa）；為圓周力（N）；為計(jì)算載荷（N·mm）；d 表5-1 設(shè)計(jì)齒輪參數(shù)及計(jì)算公式 尺寸和參數(shù)名稱 計(jì)算公式 模數(shù)m 5.5 齒數(shù)z及齒數(shù)和zΣ z1=13 , z2=60 , zΣ=73 齒形角α（°） 20° 漸開(kāi)線函數(shù)invα invα＝tanα-α 齒頂高系數(shù)ha*和頂隙系數(shù)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(dòng)系數(shù)y y＝（A－A0）/m 反變位系數(shù)σ σ＝z1＋z22〔invα‘-invαtanα－（cosαcosα‘-1）〕 變位系數(shù)和Xsum Xsum=y＋σ 變位系數(shù)x x1＋x2＝Xsum 齒頂高h(yuǎn)a（mm） ha＝（ha*＋x－σ）m 全齒高h(yuǎn)（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(zhǎng)度W（mm） W＝mcosα〔（k－0.5）π＋zinvα〕＋2xmsinα 為節(jié)圓直徑（mm）；為應(yīng)力集中系數(shù)，可近似?。?.65；為摩擦力影響系數(shù)，主從動(dòng)齒輪在嚙合點(diǎn)上摩擦力方向不同，對(duì)彎曲應(yīng)力的影響也不同：主動(dòng)齒輪＝1.1，從動(dòng)齒輪＝0.9；b為齒寬（mm）；t為端面齒距（mm），t＝m，m為模數(shù)；y為齒形系數(shù)。齒輪接觸應(yīng)力計(jì)算公式： （5-4） 其中為齒輪的接觸應(yīng)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(dòng)齒輪節(jié)點(diǎn)處的曲率半徑。 下面列出計(jì)算結(jié)果： 設(shè)計(jì)參數(shù) 傳遞功率 P=7.85(kW) 傳遞轉(zhuǎn)矩 T=757.17(N·m) 齒輪1轉(zhuǎn)速 n1=99(r/min) 齒輪2轉(zhuǎn)速 n2=21.43(r/min) 傳動(dòng)比 i=4.62 原動(dòng)機(jī)載荷特性 SF=中等振動(dòng) 工作機(jī)載荷特性 WF=強(qiáng)烈振動(dòng) 布置與結(jié)構(gòu) 結(jié)構(gòu)形式 ConS=閉式 齒輪1布置形式 ConS1=對(duì)稱布置 齒輪2布置形式 ConS2=對(duì)稱布置 材料及熱處理 齒面嚙合類型 GFace=硬齒面 熱處理質(zhì)量級(jí)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(yīng)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(yīng)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(shù) 模數(shù)(法面模數(shù)) Mn=5.5(2) 端面模數(shù) 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(shù) Z1=13 齒輪1變位系數(shù) X1=0.560 齒輪1齒寬 B1=67(mm) 齒輪1齒寬系數(shù) Φd1=0.937 齒輪2齒數(shù) Z2=60 齒輪2變位系數(shù) X2=-0.327 齒輪2齒寬 B2=58(mm) 齒輪2齒寬系數(shù) Φd2=0.176 總變位系數(shù) Xsum=0.233 標(biāo)準(zhǔn)中心距 A0=200.75000(mm) 實(shí)際中心距 A=202.00262(mm) 齒數(shù)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(shù) K1=3 齒輪1公法線長(zhǎng)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(shù) K2=7 齒輪2公法線長(zhǎng)度 Wk2=108.93028(mm) 齒頂高系數(shù) ha*=1.00 頂隙系數(shù) c*=0.25 壓力角 α*=20(度) 端面齒頂高系數(shù) ha*t=1.00000 端面頂隙系數(shù) c*t=0.25000 端面壓力角 α*t=20.0000000(度) 檢查項(xiàng)目參數(shù) 齒輪1齒距累積公差 Fp1=0.04662 齒輪1齒圈徑向跳動(dòng)公差 Fr1=0.04127 齒輪1公法線長(zhǎng)度變動(dòng)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(dòng)公差 Fr2=0.06031 齒輪2公法線長(zhǎng)度變動(dòng)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(qiáng)度校核數(shù)據(jù) 齒輪1接觸強(qiáng)度極限應(yīng)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(qiáng)度許用值 [σH]1=1745.2(MPa) 齒輪1彎曲疲勞強(qiáng)度許用值 [σF]1=827.9(MPa) 齒輪2接觸強(qiáng)度極限應(yīng)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(qiáng)度許用值 [σH]2=1745.2(MPa) 齒輪2彎曲疲勞強(qiáng)度許用值 [σF]2=827.9(MPa) 接觸強(qiáng)度用安全系數(shù) SHmin=1.00 彎曲強(qiáng)度用安全系數(shù) SFmin=1.40 接觸強(qiáng)度計(jì)算應(yīng)力 σH=1584.5(MPa) 接觸疲勞強(qiáng)度校核 σH≤[σH]=滿足 齒輪1彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算應(yīng)力 σF1=460.5(MPa) 齒輪2彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算應(yīng)力 σF2=168.3(MPa) 齒輪1彎曲疲勞強(qiáng)度校核 σF1≤[σF]1=滿足 齒輪2彎曲疲勞強(qiáng)度校核 σF2≤[σF]2=滿足 強(qiáng)度校核相關(guān)系數(shù) 齒形做特殊處理 Zps=特殊處理 齒面經(jīng)表面硬化 Zas=表面硬化 齒形 Zp=一般 潤(rùn)滑油粘度 V50=120(mm^2/s) 有一定量點(diǎn)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(zhuǎn)動(dòng)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(shù) Ka=2.000 動(dòng)載系數(shù) Kv=1.003 齒向載荷分布系數(shù) KHβ=1.000 綜合變形對(duì)載荷分布的影響 Kβs=1.000 安裝精度對(duì)載荷分布的影響 Kβm=0.000 齒間載荷分布系數(shù) KHα=1.100 節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù) Zh=2.432 材料的彈性系數(shù) ZE=189.800 接觸強(qiáng)度重合度系數(shù) Zε=0.927 接觸強(qiáng)度螺旋角系數(shù) Zβ=1.000 重合、螺旋角系數(shù) Zεβ=0.927 接觸疲勞壽命系數(shù) Zn=1.30000 潤(rùn)滑油膜影響系數(shù) Zlvr=0.97000 工作硬化系數(shù) Zw=1.00000 接觸強(qiáng)度尺寸系數(shù) Zx=1.00000 齒向載荷分布系數(shù) KFβ=1.000 齒間載荷分布系數(shù) KFα=1.100 抗彎強(qiáng)度重合度系數(shù) Yε=0.778 抗彎強(qiáng)度螺旋角系數(shù) Yβ=1.000 抗彎強(qiáng)度重合、螺旋角系數(shù) Yεβ=0.778 壽命系數(shù) Yn=1.34202 齒根圓角敏感系數(shù) Ydr=1.00000 齒根表面狀況系數(shù) Yrr=1.00000 尺寸系數(shù) Yx=0.99500 齒輪1復(fù)合齒形系數(shù) Yfs1=4.04035 齒輪1應(yīng)力校正系數(shù) Ysa1=1.65457 齒輪2復(fù)合齒形系數(shù) Yfs2=1.47670 齒輪2應(yīng)力校正系數(shù) Ysa2=1.54555 §5.2.2 軸承壽命校核 軸承的壽命的計(jì)算公式： （5-5） 式中L10的單位為106r。為指數(shù)。對(duì)于球軸承，＝3；對(duì)于滾子軸承，＝3.3333。實(shí)際計(jì)算時(shí)，用小時(shí)數(shù)表示壽命比較方便。此時(shí)，上式可以寫(xiě)成： （5-6） 其中n代表轉(zhuǎn)速（單位為r/min）。C為軸承的基本額定動(dòng)載荷，P為實(shí)際載荷。滾動(dòng)軸承的基本額定動(dòng)載荷時(shí)在一定的條件下確定的，如載荷條件為：向心軸承僅承受經(jīng)向載荷Fr，推力球軸承僅承受純軸向載荷Fa。實(shí)際上，軸承在許多場(chǎng)合，常常同時(shí)承受經(jīng)向載荷Fr和軸向載荷Fa。因此，在進(jìn)行軸承壽命計(jì)算時(shí)，必須把實(shí)際載荷轉(zhuǎn)換為確定基本額定動(dòng)載荷的載荷條件相一致的當(dāng)量動(dòng)載荷，用字母P表示。這個(gè)當(dāng)量動(dòng)載荷，對(duì)于以承受經(jīng)向載荷為主的軸承，稱為經(jīng)向當(dāng)量動(dòng)載荷，常用Pr表示；對(duì)于以承受軸向載荷為主的軸承，稱為軸向當(dāng)量動(dòng)載荷，常用Pa表示。當(dāng)量動(dòng)載荷的一般計(jì)算公式： （5-7） 式中，X、Y分別為經(jīng)向動(dòng)載系數(shù)和軸向動(dòng)載系數(shù)。 對(duì)于只能承受純經(jīng)向載荷Fr的軸承 （5-8） 對(duì)于只能承受軸向載荷Fa的軸承 （5-9） 按上式計(jì)算出來(lái)的只能算是理論數(shù)值。實(shí)際上，在許多支承中還會(huì)出現(xiàn)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(chǎn)生的附加力等等。這些理論上很難精確計(jì)算。為了計(jì)及這些影響，在對(duì)當(dāng)量動(dòng)載荷乘上一個(gè)根據(jù)經(jīng)驗(yàn)而定的載荷系數(shù)。式子就為： （5-10） （5-11） （5-12） 本最終傳動(dòng)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(jì)算結(jié)果： 設(shè)計(jì)參數(shù) 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(zhuǎn)速 n=21.43 (r/min) 要求壽命 Lh'=4500 (h) 作用點(diǎn)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(shù) ft=1 潤(rùn)滑方式 Grease=油潤(rùn)滑 選擇軸承型號(hào) 軸承類型 BType=圓錐滾子軸承 軸承型號(hào) BCode=32014 軸承內(nèi)徑 d=70 (mm) 軸承外徑 D=150 (mm) 軸承寬度 B=35 (mm) 基本額定動(dòng)載荷 C=188000 (N) 基本額定靜載荷 Co=230000 (N) 極限轉(zhuǎn)速(油) nlimy=3400 (r/min) 計(jì)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(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷 當(dāng)量動(dòng)載荷 P1=21436.87 (N) 當(dāng)量動(dòng)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(zhuǎn)) 軸承壽命 Lh=68102 (h) 驗(yàn)算結(jié)果 合格 §5.2.3 軸校核 最終傳動(dòng)裝置在工作時(shí)，由于齒輪上有圓周力、經(jīng)向力的作用，其軸要承受轉(zhuǎn)矩和彎矩。要求軸應(yīng)該有足夠的剛度和強(qiáng)度。因?yàn)閯偠炔蛔爿S會(huì)產(chǎn)生彎曲變形，結(jié)果破壞力齒輪的正確嚙合，對(duì)齒輪的強(qiáng)度、耐磨性和工作噪聲都有不利影響。因此，在設(shè)計(jì)軸時(shí)，其剛度大小應(yīng)以保證齒輪能有正確的嚙合為前提條件。 主動(dòng)軸的校核： 圖5-1 主動(dòng)軸受力簡(jiǎn)圖 所以： 所以 所以 彎矩： 所以 應(yīng)力 符合要求。 §5.2.4 螺栓強(qiáng)度校核 如圖所示，轉(zhuǎn)矩T作用在連接接合面內(nèi)，在轉(zhuǎn)矩T作用下，底板將繞通過(guò)螺栓組對(duì)稱中心O并與接合面垂直的軸線轉(zhuǎn)動(dòng)。為了一起轉(zhuǎn)動(dòng)，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(shí)，靠聯(lián)接預(yù)緊后在接合面間產(chǎn)生的摩擦力矩來(lái)抵抗轉(zhuǎn)矩T。假設(shè)各螺栓的預(yù)緊力相同，即各螺栓的預(yù)緊力都是。則各螺栓產(chǎn)生的摩擦力相等，并假設(shè)此摩擦力集中在螺栓中心處。為阻止接合面發(fā)生相對(duì)轉(zhuǎn)動(dòng)，各摩擦力應(yīng)與各該螺栓的軸線到螺栓組對(duì)稱中心O的連線相垂直。根據(jù)作用在底板上的力矩平衡及聯(lián)接強(qiáng)度的條件，應(yīng)有 （5-13） 由上式可得各螺栓所需的預(yù)緊力為 （5-14） 式中：－接合面的摩擦系數(shù)，見(jiàn)表2－4； －第i個(gè)螺栓的軸線到螺栓組對(duì)稱中心O的距離； －螺栓數(shù)目； －防滑系數(shù)，。 表5－2 聯(lián)接接合面的摩擦系數(shù) 被聯(lián)接件 接合面的表面狀態(tài) 摩擦系數(shù) 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(jié)構(gòu)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(duì)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(jiǎn)圖 四個(gè)螺栓圓周布置，離螺栓組對(duì)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(zhuǎn)矩， 所以 緊螺栓聯(lián)接裝配時(shí)，螺母需要擰緊，在擰緊力矩作用下，螺栓除受預(yù)緊力的拉伸應(yīng)力作用下，還受螺紋摩擦力矩扭轉(zhuǎn)而產(chǎn)生的轉(zhuǎn)切應(yīng)力，使螺栓處于拉伸與扭轉(zhuǎn)的復(fù)合應(yīng)力狀態(tài)下。因此，進(jìn)行僅承受預(yù)緊力的緊螺栓強(qiáng)度計(jì)算時(shí)，應(yīng)綜合考慮拉伸應(yīng)力和扭轉(zhuǎn)應(yīng)力的作用。 螺栓危險(xiǎn)截面的拉伸應(yīng)力為 螺栓危險(xiǎn)截面的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為 由于螺栓材料時(shí)塑性的，故可以根據(jù)第四強(qiáng)度理論，求出螺栓預(yù)緊狀態(tài)下的計(jì)算應(yīng)力為 （5－15） 由此可見(jiàn)，對(duì)于M10－M16的普通螺紋的鋼制緊螺栓聯(lián)接，在擰緊時(shí)雖是同時(shí)承受拉伸和扭轉(zhuǎn)的聯(lián)合作用，但在計(jì)算時(shí)可以只按拉伸強(qiáng)度計(jì)算，并將所受的拉力增大30％來(lái)考慮扭矩的影響。 螺栓危險(xiǎn)截面的拉伸強(qiáng)度條件根據(jù)式（5－13）和（5－15）可寫(xiě)為 （5-16） 所以 由 其中。得： 所以 符合要求。 最終傳動(dòng)裝置得有關(guān)設(shè)計(jì)已經(jīng)計(jì)算完畢，包括傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算和校核計(jì)算。 第六章 結(jié) 論 此次畢業(yè)設(shè)計(jì)是在我們掌握了相關(guān)基礎(chǔ)課程如：理論力學(xué)、材料力學(xué)、機(jī)械原理、機(jī)械設(shè)計(jì)及專業(yè)課程如：汽車構(gòu)造、汽車?yán)碚?、汽車設(shè)計(jì)的后所做的一次綜合性的設(shè)計(jì)，不僅是對(duì)我們大學(xué)四年所學(xué)知識(shí)的一個(gè)檢驗(yàn)，更是一次實(shí)戰(zhàn)練兵。使我們對(duì)所學(xué)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(shè)計(jì)方法和思路，為我們以后在自己專業(yè)領(lǐng)域內(nèi)的發(fā)展奠定了基礎(chǔ)。 在本次設(shè)計(jì)中，我設(shè)計(jì)的是單級(jí)最終傳動(dòng)裝置。 最終傳動(dòng)要有適當(dāng)?shù)膫鲃?dòng)比，以進(jìn)一步減速增扭。同時(shí)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(qū)動(dòng)輪布置的最終傳動(dòng)尤其要有可靠的密封。通過(guò)認(rèn)真準(zhǔn)確的計(jì)算，本次設(shè)計(jì)的最終傳動(dòng)裝置符合任務(wù)書(shū)的要求，滿足工作條件，同時(shí)達(dá)到強(qiáng)度要求。最終傳動(dòng)很長(zhǎng)時(shí)間沒(méi)有新的方案出現(xiàn)。在以后的設(shè)計(jì)和運(yùn)用中將要廣泛的應(yīng)用新技術(shù)新知識(shí)。 這次設(shè)計(jì)到現(xiàn)在基本是結(jié)束了，但是對(duì)于拖拉機(jī)傳動(dòng)系統(tǒng)的認(rèn)識(shí)還有待提高，由于過(guò)去的理論中缺乏這方面知識(shí)的培養(yǎng)，所以對(duì)于很多機(jī)構(gòu)的原理認(rèn)識(shí)不是很透徹，這就給設(shè)計(jì)本身帶來(lái)了困難，所以設(shè)計(jì)的最終傳動(dòng)系統(tǒng)可能在某些方面有漏洞和不足，但是它是對(duì)我自身能力的一種鍛煉，從中得到理論知識(shí)以外的實(shí)踐經(jīng)驗(yàn)，覺(jué)得畢業(yè)設(shè)計(jì)收獲頗豐。 參考文獻(xiàn) [1] 畢大寧.重型汽車的動(dòng)力轉(zhuǎn)向[M].人民交通出版社，1989 [2] 吳宗澤.機(jī)械設(shè)計(jì)實(shí)用手冊(cè)[M].北京：化學(xué)工業(yè)出版社，1991 [3] 蔡春源.機(jī)械設(shè)計(jì)設(shè)計(jì)手冊(cè)[M].冶金工業(yè)出版社，1996 [4] 吉林工業(yè)大學(xué)汽車教研室.汽車設(shè)計(jì)[M].機(jī)械工業(yè)出版社，1983 P404-442 [5] 王望予.汽車設(shè)計(jì)（第四版）[M].機(jī)械工業(yè)出版社. 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