毕业设计（论文）履带式行走装置的总体方案设计.doc

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1、摘 要工程机械是国民经济建设及国防工程施工中使用的重要技术装备，在国民经济建设中，尤其是城市建设、民用建筑、水利建设、道路构筑、机场修建、矿山开采、码头建造、农田改良中，工程机械起着越来越重要的作用。我国的工程机械行业目前进入了一个高速发展阶段，推、挖、装、起重、铲土运输、筑路、农用机械等各种品种齐全并形成了系列化，各种工程机械虽然品种很多但基本上可划分为动力装置、行走装置和工作装置。履带行走装置的挖掘机履带行驶系统包括车架。行走装置和悬架三部分。车架是整体骨架，用来安装所有的 总成和部件。行走装置用来支持机体，把动力装置传到驱动轮上的驱动转矩和旋转运动变为车辆工作与行驶所需的驱动力和速度。悬

2、架是车架和行走装置之间互相传力的连接装置。本文在详述履带行走装置整体设计的基础上，又对驱动轮、拖链轮、导向轮、支重轮结构进行了设计，对一些关键部分进行了设计校核计算。对各个轮的加工工艺有粗略的描述。本文还详述了减速系统的设计包括轴、齿轮的选择及校核。关键词：整体设计；驱动轮；支重轮；减速系统AbstractConstruction Machinery is a national economic construction and national defense construction in the importance of the use of technical equipment,

3、construction in the national economy, especially in urban construction, civil construction, water conservancy, road building, airport construction, mining, pier construction, agricultural improvement, mechanical engineering is playing an increasingly important role. Chinas construction machinery ind

4、ustry has now entered a phase of rapid development, pushing, digging, loading, lifting, shoveling transport, roads, agricultural machinery and other species and formed a complete series, all kinds of construction machinery but although many species can basically be classified into power plant, opera

5、ting equipment and working equipment. Crawler excavator crawler traveling device system includes the frame. Walking devices and suspension of three parts. Overall skeleton frame is used to install all the assemblies and components. Walking device used to support the body, the power plant came on the

6、 drive wheel torque and rotary movement into a vehicle required for work and driving the driving force and speed. Suspension is a walking frame and transmission device between the connected devices. In this paper, detailed walking track devices based on the overall design, but also on the driving wh

7、eel, drag chain, guide wheel, supporting wheels structure design, for some of the key parts of the design verification calculation. For each round of processing technology has a rough description. This article also details the system design, including speed shaft, gear selection and verification.Key

8、words: the overall design, wheel, supporting wheels, slowing the Department 目 录摘 要IAbstractII1 绪 论I2. 履带式行走装置的总体方案设计12.1 履带式行走装置的功用与组成12.2 履带式行走装置的特点22.3 履带式行走装置的各部分的功用及结构布置22.4 履带式行走装置的尺寸参数42.5 履带式行走装置的接地比压52.6 运行阻力计算93 拟定和分析传动方案144 传动方案的总体设计及各零部件的设计154.1选择液压马达154.2总传动比及各级传动比164.3一级传动斜齿轮及齿轮轴的设计184.

9、4二级传动斜齿轮设计254.5第一根轴的设计314.6第二根轴的设计364.7输出轴的设计434.8校核第二根轴的轴承444.9键的校核455. 驱动轮的设计485.1驱动轮的整体设计485.2 驱动轮的形状485.3 驱动轮各部分结构尺寸495.4 轴的设计505.5 轴承的计算535.6 驱动轮的加工工艺535.7 标准件的选择556 支重轮的设计及计算566.1 支重轮的直径566.2 支重轮的加工工艺597 导向轮的整体设计647.1 导向轮的结构设计657.2轴的加工工艺687.3 导向轮外部尺寸697.4轴承的计算707.5 标准件的选择728.履带张紧装置设计738.1 结构形式

10、和设计要求738.2 设计方法769. 履带设计789.1 履带板789.2 链轨节销套总成7910 托链轮轮体及轮架的制造过程8010.1 轮体的制造过程8010.2 托链轮架的制造过程8210.3 托链轮上的其他零件的选取及润滑8510.4 托链轮轮轴的强度校核86参考文献89致谢90附录911 绪 论20世纪初至40年代末，挖掘机进入动力和行走装置多样化的阶段。1910年,出现了第一台电机驱动的单斗挖掘机；1912年出现了汽油机和煤油机驱动的全回转式单斗挖掘机；1916年出产了柴油发电机驱动的单斗挖掘机；1924年柴油机直接驱动开始用于单斗挖掘机上；履带式行走装置于1910年开始采用。轮

11、胎式行走装置随着汽车工业的发展，广泛用于小型挖掘机。30年代，出现了步行行走装置；50年代中期，德国和法国相继研制出全回转式液压挖掘机，从此挖掘机的发展进入一个新阶段.挖掘机械一般由动力装置、传动装置、行走装置和工作装置等组成。单斗挖掘机和斗轮挖掘机还有转台，多斗挖掘机还有物料输送装置。动力装置有柴油机、电动机、柴油发电机组或外电源变流机组。柴油机和电动机大多用于中、小型挖掘机械，用一台原动机集中驱动，两者可互换。柴油发电机组和外电源变流机组用于大、中型挖掘机械，用多台电机分散驱动。行走装置主要用来支承机器、使机器变换工作位置和转移作业场地；另外，链斗式挖掘机和环轮式挖掘机的铲斗，随着行走装置

12、的连续行走而切削土壤。行走装置有履带式、轮胎式、步行式、轨行式、浮游式和拖挂式等几种。作业场地固定、要求接地比压较低时用履带式；作业场地多变时用轮胎式；因施工条件特殊而必须架设专用轨道时，用轨行式；挖掘水下泥土用浮游式；小型单斗挖掘机的行走装置无动力源时，用拖挂式；作业场地固定、机器重量大时，用步行式。步行式行走装置大多用于单斗挖掘机中的大、中型拉铲挖掘机和斗轮挖掘机。2. 履带式行走装置的总体方案设计2.1 履带式行走装置的功用与组成履带式行走装置的功用是支承机体及机械的全部质量，将发动机传到驱动轮上的扭矩转变成机械行驶和进行作业所需的牵引力，传递、承受各种力、力矩，缓和路面不平引起的冲击、

13、振动。履带式行走装置有结构完全相同的两部分，分别装在机械的两侧，主要由支重轮、托链轮、引导轮、缓冲装置及履带等组成。图 a 图a 为履带行走装置的结构图，其中5支重轮总成；6密封履带总成；7行走梁机构；8导向轮总成；9张紧装置护罩；10车辆型液压油缸；11油缸支架；12托链轮总成；13轴系统总成；14驱动轮支座；15牵引支架；16张紧装置。2.2 履带式行走装置的特点（1）支承面积大，接地比压小。例如，履带推土机接地比压为0.02Mpa0.08 Mpa,而轮式推土机的接地比压一般为0.2Mpa。因此，履带推土机适合在松软或泥泞场地进行作业，下限度小，滚动阻力也小，通过性能较好；（2）履带支承面

14、上有履齿，不易打滑，牵引附性能好，有利于发挥较大牵引力；（3）结构复杂，质量大，运动惯性大，减振功能差，使得零件易损坏。因此，行驶速度不能太高，机动性能差。2.3 履带式行走装置的各部分的功用及结构布置2.3.1驱动轮在履带推土机等工程机械上，多数是把驱动轮布置在后方。驱动轮中心的高度hk应有利于降低整机的重心高度，其直径尺寸Dk，应有利于增加履带的接地长度，但在决定上述两个尺寸时，还需综合考虑整机的离地间隙和离去角2的值。履带推土机的2值，一般不超过25。2.3.2 支重轮功用：支重轮用螺钉固定在轮架下面，用于支撑机械的质量，并将质量分布在履带板上。同时还依靠其滚轮凸缘夹持链轨不使履带横向滑

15、脱（脱轨），保证机械沿履带方向运动。结构布置：根据功率大小，履带推土机每侧有47个支重轮，功率小的取下限，功率大的取上限。当履带接地长度一定时，增加支重轮个数，可使接地压强均匀，减少履辙深度金额滚动阻力，但增加个数后，势必减少直径，从而增大支重轮在履轨上滚动的阻力，综合考虑这两个因素，一般取支重轮直径Dz=（12.0）lt。各支重轮等距分布，轴间距lz=(1.72.0)lt,最后端的支重轮轴与驱动轮轴之间的距离lk=(2.32.6)lt，最前端的支重轮位置应保证张紧轮调整到最后极限位置而缓冲弹簧又压缩达最大值时不会发生干涉。驱动链轮齿顶与支重轮轮毂之间，应留有足够的间隙，以防积泥。2.3.3导

16、向轮功用：引导轮安装在台车架的前部，它主要用来引导履带的行驶方向，并借助缓冲装置使履带保持一定的紧度，减小履带在运行中的跳动，从而减小冲击载荷以及额外的功率损耗，并防止履带脱轨。结构布置：较大的导向轮可以减少履带载荷的波动，但增大导向轮直径D。受结构布置限制。导向轮轮缘最高点，应比驱动轮低1060mm，这样能使上方区段的履带依靠本身重量顺势前滑。轮缘的最低点则受1限制。履带推土机因前方有推土板开路，故接近角可较小，一般为13。试验表明，导向轮轴与最前面的支重轮轴之间的距离，一般不应小于履带节距的三倍，否则履带运动的不均匀性太大。2.3.4缓冲装置功用：缓冲装置的主要功用是使履带保持有一定的紧度

17、，减少履带的下垂和在运动时的跳动。同时当引导轮前遇有障碍物或履带卡入石块等硬物而使履带过于张紧时，它能允许引导轮后移，以避免损坏机件。越过障碍物后，引导轮又在缓冲装置弹簧的作用下恢复原位。2.3.5托链轮功用：托链轮通过支架安装在台车车架上，其功用是用来将履带上部托起，防止履带下垂过大，减小履带在运动中产生的跳动和侧向摆动。靠近驱动轮的托链轮，还能减小因驱动轮旋转而将履带沿驱动轮的切线方向甩动时所产生的履带下垂。结构布置：托链轮主要用来限制上方区段履带的下垂量。因此，为了减少托链轮与履带间的摩擦损失，托链轮数目不宜过多，每侧履带一般为12个。托链轮的位置应有利于履带脱离驱动链轮的齿合，并平稳而

18、顺利地滑过托链轮和保持履带的张紧状态。当采用两个托链轮时，后面一个托链轮应靠近驱动链轮，并使托链轮轮缘的上平面高度ht1与0.5Dt之和等于或大于驱动轮的节圆半径0.5Dk,以限制该处履带下垂，并使履带易于脱开齿合。托链轮的位置尺寸，通常为lt20.4L，lt1（L-lt2）。2.3.6履带功用：履带用来将整个推土机的重量传给地面、并保证推土机有足够的牵引力、履带直接和土壤、沙石等较复杂地面接触，并承受地面不平所带来的冲击和局部负荷，因此，履带除应具有良好的附着性能外，还要有足够的强度、刚度和耐磨性。2.4 履带式行走装置的尺寸参数2.4.1履带支承长度L、轨距B和履带板宽b令 l驱动轮和引导

19、轮之间轮距；h表示高度；G表示整机质量（t）轨距B : 履带板宽 取 b=427.68mm2.4.2 履带的张紧度h的值一般取为： =（0.030.06）1944 =58.32116.64mm2.4.3 节距 根据机械工程手册第二版知，履带的节距已标准化，故取节距为154mm。2.5 履带式行走装置的接地比压采用履带行走装置的目的在于提高承载能力，便于在松软的土地上工作，所以确定承载能力就成为设计机械和决定性能的一个重要内容。履带行走装置的特点是，两条履带和机械行走架刚性连接且支承面处于同一水平面内。行走架是一个空间刚性结构，故只有当土壤表面是一个平面时，才能使履带表面和土壤完全接触。但是机械

20、在硬质土壤和多石土壤上工作时，往往只有一条履带与土壤完全接触，而另一条履带则支承在土壤的个别突起部分。土壤的凹下部分，履带并不承受载荷。此外，机械重心位置的改变和接地比压也有一定关系。2.5.1 平均接地比压当机械两条履带与水平地面完全接触，且整机重心近似地位于支承面中心时，机械对土壤产生的压力称为平均比压。 式中 G机械总重量，平均压力G N； b履带宽 （cm）； 履带支承长度 （cm）； 由此可见，平均比压这个概念并不能真正表达载荷的分布情况，实际的比压是和土壤表面的初始状态和硬度有关。当机械在硬度不高匀质土壤上工作时，比压的分布较固定。在这一条件下，挖掘机产生的最大接地比压很重要，它决

21、定了挖掘机的稳定性，也是确定机械能否正常工作的主要因素。2.5.2 最大接地比压纵向接地比压当重心离开支承面的中心，如图中的2点位置，该点是处于三分之一履带长度的左半部分的中间位置，距中央枢轴为，在此情况下，重心移动距离从零到这一范围内变化，而履带对土壤的比压图形是梯形。如图所示。对于一般比压力图中纵坐标P的求法与材料力学中计算受纯弯梁断面的应力方法相同。图（a）中的面积Lb，相当于一根受纯弯梁的矩形截面，nn为中性轴，当梁作用载荷时，在截面Lb上，将产生弯曲应力，因此对于图a，作用在支承面Lb上的比压力的最大（或最小）值，发生在距中性轴最远点上。当机械的重心移动量，（图c）得当机械的重心移动

22、量（图d），得当机械的重心移动量（图e），得即最小压力为负值，因此机械工作时履带支承面只有其中一部分承受压力。根据三角形面积相等，则求得传递给土壤压力的履带部分支承长度因而，当时，值是从到的范围内逐渐增加的，此时作用在土壤上的比压力急剧地增加，在这种情况下机械可能倾倒。当作用于行走装置上载荷的合力作用点无论是沿着横向方向一移动还是沿着纵向方向移动，机械对土壤的比压力相应地都要增加。在载荷的合力作用点移动的情况下，最不利的情况是载荷作用点沿着从中心到履带角的对角线方向移动。2.6 运行阻力计算行走装置的牵引力的产生过程是，由发动机发出的扭矩经传动系统和驱动轮把履带的工作区段张紧，引起支承面和地面

23、的相互作用。这时，地面给履带支承面一个切向反作用力，此力的方向与履带行走方向一致，推动了机械前进。机械行走时，需要不断克服行走中所遇到的各种运动阻力，牵引力也就是用于克服这些运动阻力的。履带行走装置的运行阻力，有土壤变形阻力、坡度阻力、转弯阻力和内阻力等。2.6.1 土壤变形阻力土壤变形阻力是由于履带将土壤挤压变形而引起的。1） 对于一条履带的变形阻力为：= 2)对双履带的变形阻力为： = = 式中 b履带板宽度，b为cm； P土壤的比压，p为KPa； 使受压表面下陷1cm的比压； 为KPa/cm； h受压表面下陷的深度 h cm土壤抗陷系数和地面最大允许比压机械在地面开行时，使地面沉陷密实抗

24、陷系数是使地面下陷1cm所需的压力，抗陷系数 KPa/cm，作用比压P（KPa）和沉陷深度h(cm)之间的关系是 h = 作用比压P/抗陷系数。土壤分类抗陷系数KPa/cm-1最大允许比压沼泽土51540100湿粘土、松沙土2030200400大粒沙、普通粘土3045400600坚实粘土5060600700湿黄土701008001000干黄土11013011001500由于机重力G = 2bLP令= 称运行比阻力，其值可按表地面种类运行比阻力地面种类运行比阻力沥青公路0.030.04野路0.090.12石砌公路0.050.06深砂、沼地、耕地0.100.15坚实土路0.060.09于是变形阻力

25、=在坡是上行走时 = 坡度角2.6.2坡度阻力坡度阻力是由于机械在斜坡上因自重分力所引起。=sin2.6.3转弯阻力履带行走装置转弯时所受的阻力较为复杂，其中包括履带板与地面的摩擦阻力，履带板侧面剪切土壤的阻力，以及履带板突然挤压土壤的阻力等要全部计算这些阻力十分困难。履带板与地面的摩擦阻力矩与工况和比压分布有关。机械转弯时空载而且工作装置是悬起的,因此可按均匀分布。2.6.4内部阻力内部阻力是履带销轴、销套之间的摩擦；支重轮、引导轮、驱动轮的滚动阻力和轴径摩擦阻力等组成 。1）履带销轴与销套之间的摩擦阻力，履带运行时不断绕上和绕出驱动轮和导向轮，即履带由直变弯、由弯变直，销轴与销套之间有相对

26、运动。因而产生摩擦力。设驱动轮的齿数Z，履带板的转角，履带总张力为，则驱动轮转向时的摩擦功：Z-销轴直径，-销轴与轴套之间的摩擦系数，0.4F值与驱动轮在前后的位置有关。2）、驱动轮的摩擦阻力驱动轮轴颈外径，cm驱动轮带直径，cm驱动轮摩擦阻力，N 经验公式计算： =（0.050.1）9.86000 =（2.945.88）KN以上四种运行阻力中，以坡度阻力和转弯阻力最大，它们分别占据总阻力的。3 拟定和分析传动方案液压挖掘机由工作装置、回转装置、液压传动系统和行走装置四大部分组成，行走装置主要有履带式和轮胎式两种，他们的特点是：作业时不行走，行走时则采用专门的锁销把转台与底座固定，并停止作业，

27、履带式行走装置均由行走液压马达通过减速器实现前进、后退、和转弯，轮胎式行走装置有机械传动、半液压传动和全液压传动三种形式。履带行走装置形式很多，其基本构造是类同的，大多由底座、行走液压马达、减速装置和履带总成等构成，发动机的动力通过驱动轮传给履带，因此，对其要求应是与履带啮合正确，传动平稳，并且当履带因销套磨损而伸长后仍能很好啮合，履带的驱动轮通常至于后部，这样，履带的张紧段较短，减少了磨损和功率损失。本次我设计的是履带行走装置的驱动部分驱动轮箱，通过驱动轮箱可以将原动力转速降低并使驱动轮获得较大的扭矩，同时可以降低成本。以下是驱动轮箱内部传动示意图：工作过程：液压马达作为原动力，将动力通过花

28、键传递给驱动轮箱，由驱动轮箱内各个斜齿轮传递转换，最终将输出扭矩传递给驱动力。4 传动方案的总体设计及各零部件的设计4.1选择液压马达4.1.1已知数据整机重为6t，行走速度02.5km/h，爬坡能力30，接地比压为0.20.8MPa，额定功率为50KW。大多数履带式液压挖掘机的行走牵引力与机重有一定关系，由公式得牵引力。4.1.2根据已知数据计算液压马达输出功率（1） 选择液压马达的容量工作机所需的功率，其中为行走机构效率范围（0.80.85），马达的定量系数K=1。故得，驱动轮所需的功率。液压马达的输出功率，为液压马达到驱动轮轮轴传动装置的总效率，包括一对齿轮传动、两对滚动轴承，由机械设计

29、基础课程设计表101查得，一对齿轮传动效率，一对滚动轴承效率。则，故。根据选取马达的额定功率，使,选取=5.75KW。（2） 确定液压马达的转速计算工作装置主轴的转速，即驱动轮的转速，式中履带节距，且履带节距已系列化、标准化、通用化。节距。根据机械工程手册（第二版）,取节距为154mm，其中驱动轮齿数选奇数范围（1923），在查得驱动轮齿数Z为21。由公式得驱动轮的最大转速由厂家需求减速比i=6 。则马达转速。由此可知液压马达扭矩,根据，。选液压马达的型号为1QJM02-0.32，参数如下：型号额定扭矩转速范围r/m排量（L/rev）压力（MPa）额定尖锋1QJM02-0.3248353200

30、.32610164.2总传动比及各级传动比由厂方要求，总体传动比，由机械设计基础课程设计知传动比按依从小到大原则，否定，则只有，。4.2.1计算传动装置的传动和动力参数(1) 各轴的转速式中、 、分别为一、二、三轴和马达的转速(2) 各轴的功率 由机械设计基础课程设计表10-1查得，一对斜齿轮的效率，一对滚动轴承的效率。式中、和分别为一、二、三轴和液压马达的功率。(3) 各轴的转矩将所计算的结果填入下表参数轴名马达一轴二轴三轴转速n(r/min)1501507525功率P(KW)5.755.695.245.03转矩T(Nm)366362.3667.21921.54.3一级传动斜齿轮及齿轮轴的设

31、计4.3.1选定齿轮材料、精度等级及齿数（1） 材料及其热处理根据机械设计（第七版）表10-1。查选齿轮材料为40Gr，热处理方式为调质，齿面硬度为280HBS，齿轮材料为45钢，调质处理后硬度为240HBS，两者材料硬度差40HBS。（2） 精度等级，选7级精度（GB1009588）（3） 齿轮轴的参数初选20，则（4） 初选螺旋角4.3.2按齿面接触强度设计根据机械设计（第七版）公式（10-21）试算 确定公式内的各计算数值：（1） 由表10-7查得齿宽系数；（2） 试选载荷系数；（3） 由图10-30查得区域系数；（4） 由表10-6查得弹性影响系数；（5） 由图10-26查得齿轮的接触

32、疲劳强度极限、，则；（6） 由图10-21（d）查得，；由式10-13计算应力循环次数由图10-19，可取接触疲劳寿命系数，。（7） 计算接触疲劳许用应力（失效概率7%，安全系数S=1），由式10-12得许用接触应力计算：（1） 试算齿轮轴分度圆直径（2）计算圆周速度（3）计算齿宽b及模数（4）计算纵向重合度，（5）计算载荷系数k根据，7级精度由图10-8查得动载系数，由表10-3查得。由表10-4中两软齿面齿轮栏中查得齿轮轴相对支承对称布置，7级精度查图10-13得 ，查表10-2取故载荷系数（6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 ，取（7）计算模数4.3.3按齿根弯曲疲劳强度设计确定

33、参数（1） 计算载荷系数（2） 根据纵向重合度 ，从图10-28查得螺旋角影响系数 （3） 计算当量齿数 ，（4） 查取齿形系数由表10-5查得 ，（5） 查取应力校正系数由表10-5查得 ，（6） 由图10-20c，查得齿轮的弯曲疲劳强度极限，齿轮的弯曲疲劳强度极限（7） 由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数（8） 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 由公式（10-12）得（9） 计算齿轮、的齿轮：齿轮：的数值较大设计计算对比计算结果，由齿轮面接触疲劳强度计算的法面模数相差不大，取标准模数，可满足弯曲强度，但为了同时满足接触疲劳强度，取分度圆直径取，则 4.3.4几何尺寸的计算（1）计算中

34、心距 圆整为180（2）按圆整后的中心距修正螺旋角因值改变不多，故参数等不变，不必修改（3）计算齿轮分度圆直径 （4）计算齿轮宽度 圆整后取 ， 由于为标准齿轮传动，则根据机械原理（第六版）查表10-4可 知变位系数齿轮：齿顶高：齿根高：分度圆直径：齿顶圆直径：齿根圆直径：齿轮：齿顶高：齿根高：分度圆直径：齿顶圆直径：齿根圆直径：花键齿轮轴和齿轮的几何图形如下所示：花键齿轮轴：圆盘齿轮：4.4二级传动斜齿轮设计4.4.1选定材料、精度等级及齿数（1） 材料及其热处理 根据机械设计（第七版）表10-1。查选齿轮、材料均为45，调质，齿面硬度为240HBS，调质处理后硬度为210HBS。（2） 精

35、度等级，选7级精度（GB1009588）（3） 齿轮齿数初选20，则（4） 初选螺旋角4.4.2按齿面接触强度计算设计根据机械设计（第七版）公式（10-21）试算 确定公式内的各计算数值：（1） 由表10-7查得齿宽系数；（2） 试选载荷系数；（3） 由图10-30查得区域系数； 由表10-6查得弹性影响系数；（4） 由图10-26查得齿轮的接触疲劳强度极限、，则；（5） 由图10-21（d）查得，；（6） 由式10-13计算应力循环次数由图10-19，可取接触疲劳寿命系数，。（7） 计算接触疲劳许用应力（失效概率7%，安全系数S=1），由式10-12得许用接触应力计算：（1） 试算齿轮轴分度

36、圆直径（2） 计算圆周速度（3） 计算齿宽b及模数（4） 计算纵向重合度，（5） 计算载荷系数k根据，7级精度由图10-8查得动载系数，由表10-3查得。由表10-4中两软齿面齿轮栏中查得齿轮轴相对支承对称布置，7级精度查图10-13得 ，查表10-2取故载荷系数（6） 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径 （7） 计算模数4.4.3按齿根弯曲疲劳强度设计确定参数（1） 计算载荷系数（2） 根据纵向重合度 ，从图10-28查得螺旋角影响系数（3） 计算当量齿数 ，（4） 查取齿形系数由表10-5查得 ，（5） 查取应力校正系数由表10-5查得 ，（6） 由图10-20c，查得齿轮的弯曲疲劳强

37、度极限，齿轮的弯曲疲劳强度极限（7） 由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数（8） 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 由公式（10-12）得（9） 计算齿轮、的齿轮：齿轮：的数值较大设计计算 对比计算结果，由齿轮面接触疲劳强度计算的法面模数相差不大，取标准模数，可满足弯曲强度，但为了同时满足接触疲劳强度，取分度圆直径取，则 4.4.4几何尺寸的计算（1） 计算中心距 圆整为278（2）按圆整后的中心距修正螺旋角因值改变不多，故参数等不变，不必修改（3）计算齿轮分度圆直径 （4）计算齿轮宽度 圆整后取 ，由于为标准齿轮传动，则根据机械原理（第六版）查表10-4可知变位系数齿轮：齿顶高：齿根高：

38、分度圆直径：齿顶圆直径：齿根圆直径：齿轮：齿顶高：齿根高：分度圆直径：齿顶圆直径：齿根圆直径：齿轮、的几何图形如下所示：齿轮：齿轮：4.5第一根轴的设计4.5.1对轴进行受力分析（1） 齿轮啮合过程中力的分析如下图：（2） 根据上图确定第一根轴受力如下：（3） 求作用在齿轮上的力 4.5.2初步确定轴的最小直径并拟定轴上零件装配方案（1） 选取轴的材料为45钢，调质处理，根据机械设计（第六版）表15-3 取, 于是 。齿轮轴的最小直径显然是与液压马达连接处的轴径，根据所选马达型号1QJM02-0.32，其花键的大径d=48mm,故马达内花键与花键轴配合的长度L4=30mm。（2） 拟定轴上零件

39、的装配方案，如下图：4.5.3计算轴上的载荷并画内力图 首先根据轴的装配方案结构图，做出轴向计算简图，在确定轴承的支点位置时，参看机械设计（第七版）图15-23。由于简支梁的轴的支承跨距为149mm，根据轴的计算，并绘出轴的弯扭图。（1） 求支反力，并绘图xoy面内，做力的投影图如下由得由 得Xoz面内，做力的投影图如下:由得得=3019N由得（2） xoy面内做剪力图与弯矩图剪力图： 弯矩图：（3） xoz面内剪力图与弯矩图 （4） 扭矩图4.5.4校核轴的强度 由图可知危险截面在C截面，校核该截面的强度。合成弯矩根据第三强度理论：根据前面选定轴的材料为40cr处理，由表15-1查得，因此，

40、故安全。4.6第二根轴的设计4.6.1对轴进行受力分析（1）确定第二根轴受力，如下图：（2） 求作用在齿轮上的力 4.6.2初步确定轴的最小直径并拟定其上装配方案（1） 选取轴的材料为45钢，调质处理，根据机械设计（第六版）表15-3 取, 于是 ，取（2） 拟定轴上的零件的装配方案，如下图：4.6.3根据轴向定位的要求，确定轴的各段（1） 初步选择滚动轴承，由于轴承同时承受径向力和轴向力的作用，故选用深沟球轴承，参照工作要求，初步选取深沟球轴承6314，其基本尺寸为,轴的最小直径显然是安装轴承处的直径，轴承孔的直径为d=70mm,则，滚动轴承右端采用轴肩进行轴向定位，且轴肩高度，取定位轴肩高

41、度（2） 取安装齿轮处的轴段-段的直径，齿轮的左端由轴环固定，轴环宽度，取，为了便于装卸轴承，轴环左端倒直角，齿轮左端由轴环定位，右端由齿轮连接套靠在齿轮上定位，则 ，齿轮的左端由齿轮连接套定位，右端由轴承定位，则取（3） 轴承端盖的总宽度为25mm（4） 取齿轮与箱体内壁的距离为a=16mm，考虑到箱体的焊接误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s,取s=8mm， 已知滚动轴承宽度b=35mm,则：，至此，已经初步确定该轴的各段直径和长度。4.6.4轴上零件的周向定位及倒、圆角尺寸（1）齿轮与轴的周向定位均采用平键联接，按机械设计基础课程设计表10-33。轴、，上的平键截面（GB/

42、71095-1979）。键槽用键槽铣刀加工，长为125mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性和精度。故选择齿轮轮毂与轴的配合为H7/h6，滚动轴承与轴的周向定位是通过过度配合来加以保证的。此外，选轴的直径尺寸公差为m6。（2）确定轴上圆角和倒角尺寸由机械设计（第九版）表15-2，取轴端倒角为。4.6.5计算轴上的载荷并画内力图（1） 首先根据轴的装配方案结构图，做出轴向计算简图，如页受力图所示，在确定轴承的支点位置时，参看机械设计（第七版）图15-23。由于简支梁的轴的支承跨距为307mm，根据轴的计算，简图做出轴的弯矩图。已知前面将下列各力求出：，（2）求支反力，并绘图。向xoy面上投

43、影由由由由 得向xoz面上投影由得（2）扭矩图：（3）xoy面内剪力图与弯矩图： （4）xoz面内剪力图与弯矩图（5）从轴的结构图以及弯矩、扭矩、轴力图可以看出截面C是轴的危险截面，现将它们的值列表如下：载荷xoy平面xoz平面支反力，,弯矩M总弯矩扭矩T4.6.6校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受的最大弯矩和扭矩的截面（即危险面D）的强度。合成弯矩根据第三强度理论：根据前面选定轴的材料为45钢，调质处理，由表15-1查得，因此，故安全。4.7输出轴的设计4.7.1受力分析4.7.2轴的结构设计（1）初步确定轴的最小直径 选取轴的材料为45钢，调质处理。根据机械设计（第七版）表15-3取，于是。取（2）拟定轴上零件的装备方案，如下图所示（3）根据轴向定位的要求，确定轴的各段直径和长度。该步与第二段轴的设计方法一样，在此不再重复。经设计可知： 4.8校核第二根轴的轴承