毕业设计（论文）-履带牵引车辆机械液压转向装置设计（全套图纸） .doc

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1、履带牵引车辆机械液压转向装置设计履带牵引车辆机械液压转向装置设计 摘摘 要要 本设计为履带牵引车辆机械液压转向装置设计。转向装置的功用是：保证 车辆能按驾驶员的意志而进行转向行驶。履带拖拉机转向机构的功用还包括增 扭降速，改变扭矩传递方向和利用其壳体承担整机的推动力。履带车辆的转向 性能是影响其机动性和生产率的主要因素之一。双功率流作为一种新型的转向 装置应用于履带车辆能大幅度提高履带车辆的转向性能。转向装置设计还要满 足必要的动力性和经济性指标。 本次设计为了选择合适的转向机构，对一拖公司、卡特公司、小松公司的 三种不同的转向机构进行性能分析；最终选择一拖公司机械液压双功率流转向 机构比较适

2、合本次设计的要求。为了提高车速和增加车辆在恶劣环境下工作的 能力，特别增加了行星排特性参数和齿轮的模数。为了减少轴向力和满足必要 的经济性，传递齿轮全部选择直齿轮。 在说明书的校核部分，主要对齿轮的弯曲疲劳强度和接触疲劳强度，轴 的刚度和强度以及轴承的寿命进行了计算，设计的零件均满足要求。 关键词：关键词： 履带车辆，双功率流，行星结构，无级转向 全全套套图图纸纸，加加 153893706 TRACKED VEHICLES TOWED TO THE INSTALLATION OF MECHANICAL HYDRAULIC DESIGN ABSTRACT The design of tracke

3、d vehicles towed to the installation of mechanical hydraulic design. To the installation function is : guarantee that the vehicles will be carried out by drivers to traffic. Tracked tractors to institutions function also includes additional twisting faster, change direction and the use of its termin

4、al torque transmission to whole sets of impetus. Tracked vehicles to affect its mobility and productivity performance is one of the main factors. Double power flow as a new type of device should be used tracked vehicles to be able to significantly enhance the performance of tracked vehicles. Devices

5、 designed to meet the necessary impetus to sexual and economic indicators. To choose a suitable design of this body to the one on the company, Carter Corporation, Komatsu companies three different agencies to performance analysis; Choose one on the final power companies mechanical hydraulic double c

6、irculation institutions more suited to the current design requirements. To increase the speed of vehicles and increase the ability to work in harsh environment, particularly increased planetary emission parameters and characteristics of the module boards. To reduce power, and must meet the necessary

7、 economic, transmission gear all the options straight gear. In the accuracy of reports, the main shaft of the bending fatigue strength and contact fatigue strength, axle rigidity and the intensity of life and bearing the terms of the parts are designed to meet the requirements. KEY WORDS : tracked v

8、ehicles, power flow to the body double, planetary structure，Stepless changes 目目 录录 前言1 第一章 概述2 第二章 方案的选择与分析确定 3 2.履带车辆转向机构的研究现状及其发展3 2.2 三种机械液压转向机构的性能分析 4 第三章 转向机构参数的选择与确定8 3.1 行星排特性参数的确定-8 3.2 行星排各齿轮参数的确定 -9 3.3 末端传动齿轮的选择 - 10 第四章 校核-11 4.1 齿轮强度计算 11 4.2 轴的校核 13 4.3 轴承的选择与寿命计算 16 4.4 键的选择与校核17 设计总结

9、 20 参考文献21 致谢- 22 前前 言言 随着农业科技的提高，农业科技成果的推广从而对农业拖拉机的需求 也发生了相应变化，国内外对大功率农用拖拉机的需求也日益迫切。大功 率拖拉机尺寸较大，转向困难，转向优劣直接影响拖拉机的生产率和经济 性。随着履带拖拉机功率的不断的增大和车速的提高，传统的机械式转向 机构已不能满足对其行驶机动性和工作效率越来越高的要求。利用液压元 件连续无级调速的机械液压双功率流转向装置实现动力转向大大提高了履 带车辆的转向性能。近年来，国内外正在积极开发和研制并成功的得到应 用。 近年来，国外一些大中型履带拖拉机、推土机生产厂家如美国的卡特 公司再挑战者 35-95E

10、 系列橡胶履带拖拉机、日本小松公司在大功率工业推 土机、约翰 .迪尔公司在 8000/9000 系列农用橡胶履带拖拉机上都成功应用 了液压机械双功率流差速转向机构，并推出实用产品。国内对机械液压双功 率流转向装置的研究和应用主要式针对军用履带车辆，在民用车辆应用方面 进行理论研究和产品开发有一拖生产的东方红1302R 橡胶履带拖拉机。为 了提高国产大功率农业拖拉机的技术性能，设计开发机动性高、能耗低、性 能优良的机械液压双功率流转向装置迫在眉睫。 本次设计结合一拖生产的东方红1302R 橡胶履带式拖拉机的转向机构， 设计出适合更大功率，速度更高的拖拉机的机械液压双功率流转向装置。由 于知识和经

11、验有限，此次设计的转向装置有不完善的地方。本次设计有十名 同学参与，由张文春老师曹青梅老师指导，并参阅了大量的文献。 鉴于本人水平有限，书中难免有疏漏谬误之处，望读者批评、指正。 第一章第一章概概 述述 履带拖拉机转向机构是用来改变驱动力在两侧履带的分配（包括改变方向） 造成转向力矩以实现履带车辆的转向。改变驱动轮的驱动力的机构即转向机构。 保证转向机构有良好的工作性能对履带牵引车辆的转向机构有如下的基本要求： 1，履带牵引车辆直线行使稳定性好。 2，转向时对发动机产生的附加载荷小。 3，尽可能保证车辆平顺而迅速地由直线运动过渡到给定半径的曲线运动。 4，最小转向半径尽可能的小。 5，转向机构

12、在车辆后桥所占地横向尺寸尽可能地小。 机械液压转向装置使一种新型的转向机构，其性能较为优越。该转向装置的开 发，使大型拖拉机的转向机动性的提高和新技术的应用成为现实，能产生明显的经 济效益。 本次设计主要包括三个方面： ，确定转向机构传动方案，满足整车转向性能的要求。根据给定的车辆的车速 和选定发动机的功率，再结合当前国内外三种机械夜压转向机构的原理图选择一个 较适合的传动方案。 ，合理选择设计参数，满足转向运动学特性。 根据转向时所需的最大转向阻力矩和车辆运动所要求的最大车速，确定行星机构参 数的选择原则和合理范围，选定了转向机构的传动比，设计传动参数。 ，进行转向机构零件的校核和分析。 履

13、带拖拉机转向时，转向机构各构件的受力状况是对其刚度和强度分析的基础。在 此基础上完成总图的设计和零部件的设计。 第二章第二章 方案的选择与分析方案的选择与分析 . .履带车辆转向机构的研究现状及其发展履带车辆转向机构的研究现状及其发展 履带车辆转向机构可根据在转向过程中功率的传递方式分为单功率流转向 机构和双功率流转向机构。 单功率流转向机构是最简单的转向，其中最常见的有转向离合器；单双差速 器； 行星转向机构等。 转向离合器具有构造简单、制造方便、转向半径小、直线行驶性好等优点。 由于传递转矩较大，只得采用多片式离合器，分离彻底性差、磨檫面的磨损增 大。 双差速转向机构优点是零件数目少、耐磨

14、性好、寿命长。缺点是不能原地 转向、转向平顺性差、转向半径的变化范围较小。 行星转向机构优点能传递较大的转向力矩、多点传递动力且机构内部径向 力互相平衡。缺点是结构复杂。 综合以上几种转向机构的分析可以知道：单功率转向的缺点是明显的，车 辆只有几个固定的转向半径、转向过程中磨檫元件的剧烈滑磨带来发热合磨损 传递效率降低、工作可靠性差、寿命降低。 双功率转向机构包括机械式双功率转向机构和机械液压式双功率转向机构。 机械式双功率转向机构在单功率转向机构上有很大提高，但它的转向半径 是有级的，仍然不能适应车辆在不同曲率半径道路上用圆滑轨迹转向的需要， 也不能排除部分结合磨檫元件进行转向及滑磨所带来的

15、一系列问题。 机械液压式双功率转向机构由发动机、变量泵、控制阀、定量马达、多档 变速箱以及后桥转向差动机构组成。它可以实现无级转向，具有机构性好、没 有磨檫元件、寿命长、效率高、工作可靠、布置简单、维修调整少及降低能耗 外。还在工作性能上避免履带打滑、转向稳定等 随着农用车辆功率的增大和车速的提高对其转向性能的要求越来越高，机 械液压转向机构的研制和开发应运而生。 2.22.2 三种机械液压转向机构的性能分析三种机械液压转向机构的性能分析 液压机械双功率差速式转向机构是目前履带车辆最为先进的转向机构，是 一种颇具发展潜力的转向机构。这种转向机构保证连续无级转速的前提下应用 较小的液压元件功率大

16、幅度提高车辆的输出总功率，并且其传动效率远远超过 纯液压的传动效率，正成为国内外车辆工程研究领域广大工程技术人员的重要 研究课题。 一、车辆转向性能与评价指标一、车辆转向性能与评价指标 （1）、 转向性能是车辆改变其运动方向的一种能力，是车辆整车性能的一 个重要评价指标。它包括转向半径和周转向时间。 （2）、评价指标包括平均旋转角速度、规定转向半径、转向所需要的单位牵 引力。 二，下面从转向性能的评价指标出发来分析三种转向机构的性能二，下面从转向性能的评价指标出发来分析三种转向机构的性能 近几年国内外开发的三种有代表性液压机械双功率差速式转向机构有卡特 公司、小松公司和一拖公司。下面是三种转向

17、机构的原理图： 从机构看三种机构都是利用行星差速机构，都具有连续无级转向的能力，下面 从几个方面对它们的转向性能进行分析 a a 、 三种转向机构的转向半径三种转向机构的转向半径 卡特公司小松公司一拖公司 转向半径R 2 1 2 2 z M inaB ain 2 1 (1) 2 z M inB a in 2 1 2 z M inB a in b b、 三种转向机构输出转速三种转向机构输出转速 c c、 三种转向机构的转向角速度三种转向机构的转向角速度 卡特公司小松公司一拖公司 车辆的转向角速度w 2 3 2 1 k M ra wn Bi ia A 2 3 41 k M r wn i i Ba

18、2 3 4 1 k M ra wn i i Ba d d、三种转向机构的输出转矩三种转向机构的输出转矩 对于此次设计的转向机构发动机功率较大、车速较大、所需的驱动力矩也 较大。所以对于行星机构参数a的选择应大于2，即a2.在a2时，根据以上表 格的公式一拖公司转向机构的转向所需要的单位牵引力最小，对于大功率的拖 拉机工作条件比较恶劣，对机构的力的要求比较高。一拖公司转向机构的转向 所需要的单位牵引力最小大大减轻了机构的负荷，有利于拖拉机更好的作业。 直线行驶速度它仅次于小松公司比卡特公司的大。转向半径也处于两者之间。 从机构上看卡特公司的转向机构转向时通过液压泵改变一侧的转速和力矩在 又差速器

19、调节另一侧的转速和力矩实现转向的，结构复杂、力的传动繁琐。小 松公司的结构布置不紧凑、重要传动机构离车辆的中心线太远。一拖公司的转 向机构使通过液压泵向两侧输入大小相等、方向相反的转速和驱动力矩来改变 后桥左输出轴 后桥右输出轴 卡特公司 12 2 2(1)2(1) lzm aa nnn a ia i 12 2 2(1)2(1) Rzm aa nnn a ia i 小松公司 12 11 lzm a nnn aiai 12 11 Rzm a nnn aiai 一拖公司 12 1 (1)(1) lzM a nnn a ia i 12 1 (1)(1) RzM a nnn a ia i 后桥左输出轴

20、后桥右输出轴 卡特公司 12 11 2 lAB aa Mi Mi M aa 12 11 2 RAB aa Mi Mi M aa 小松公司 12 2(1)2 LAB aa Mi Mi M a 12 2(1)2 RAB aa Mi Mi M a 一拖公司 12 11 22 LA aa Mi Mi M a 12 11 22 RAB aa Mi Mi M a 两侧的转速和力矩实现差速转向的。此结构紧凑、简单、实用。适合大功率车 辆力的传动，所以此次设计选择一拖公司转向机构传动方案。 第三章第三章 转向机构参数的选择与确定转向机构参数的选择与确定 3.1 行星排特性参数的确定行星排特性参数的确定 行星排

21、特性参数等于行星排中齿圈与太阳轮齿数之比。选择一拖公司转向 机构的机构及其工作原理决定了该机构两行星排的行星排特性参数必须相等， 即满足 ab 由分析可知，转向机构的传动比为 ， 1 要设计的拖拉机机型参照东方红 1302R 橡胶履带拖拉机。具有十二个前进挡和 四个倒挡，设计车速范围 330Km/小时。在下表中给出各挡的速比。 各前进档传动比： 1 6.65i 2 5.39i 3 4.37i 4 3.56i 5 2.89i 6 2.34i 7 1.9i 8 1.54i 9 1.25i 10 1.02i 11 0.82i 12 0.665i 各后退档传动比： 1 18.58 R i 2 9.94

22、6 R i 3 5.32 R i 4 2.85 R i 发动机的额定功率是，额定转速是转分拖拉机的中央 传动速比是.拖拉机行走系统驱动链轮半径.m, 前进： min max V3/ V30km/h km h最低车速 最高车速 1 1 3.14 2300 0.3465 100.1 3030 33.6 e k n r i v 12 12 3.14 2300 0.3465 10.01 3030 303.6 e k n r i v 倒退： 14 1.1/ ,7/ RR vkm h vkm h 1 1 4 4 3.14 2300 0.3465 279.29 3030 1.1 3.6 3.14 2300

23、0.3465 42.9 3030 73.6 R e k R R e k R n r i v n r i v 其中：传动器传动比.；最终传动比 5.5； o f k ii i i o i m i k i 变速箱传动比 由上面的公式及拖拉机车速和转向时得阻力矩为 22253.84m38944.2Nm.确定行星排特性参数再根据拖拉机结构布2.5 置得合理性确定行星排中齿圈齿数，太阳轮齿数，能满足拖拉60 q Z24 t Z 机行驶速度、行驶驱动力矩和转向驱动力矩的要求。 由于满足车速的要求必须保证最终的传动比,所,所以 1 mf ii =3.94.再根据液压马达的功率及履带牵引车辆转向所需要的转向功

24、率 1 fm ii 确定液压马达到行星排的传动比为2.6i 3.2 行星排各齿轮参数的确定行星排各齿轮参数的确定 一、齿轮形式一、齿轮形式 直齿轮有制造简单，轴向力小等优点；由于行星排要尽量减少轴向力所以 本转向装置的齿轮均采用直齿轮。 二、定齿轮齿数二、定齿轮齿数 由得2 qXt ZZZ18 X Z 由确定 45 56 2.6 Z Z i Z Z A 456 78,24,30ZZZ 三、三、 齿轮参数齿轮参数 1、齿轮模数、齿轮模数 齿轮模数 m 直接决定齿轮弯曲强度，从增强弯曲强度出发，应选用大模 数。但是在中心距和速比一定的情况下，若选用小模数，则可以增加齿数，使 重叠系数增大，传动平稳

25、性和齿轮接触强度都有所改善。因此，在满足弯曲强 度的前提下应用较小的模数。 根据经验公式mm 其中：模数系数 0.35 ：最大转 3 mI Mmk m k I M 向阻力矩时齿轮承受的力矩1742.06 I M 2、 齿宽齿宽 在一定范围内 b 大强度就高，但后桥的轴向尺寸和重量亦增大。实践证明， 齿宽过分增大，由于沿齿宽方向负荷分布不均匀性增大，反而使齿轮承载能力 随之下降。 对于直齿 b（4.47）m6mm 3、 压力角压力角 取20 4、直齿齿轮参数表、直齿齿轮参数表 直齿圆柱齿轮参数 参数齿圈 1齿轮 2齿轮 3齿轮 4齿轮 5齿轮 6 齿数601824782430 模数（mm）666

26、888 压力角（）202020202020 齿顶高系数111 111 分度圆直径（mm）360108144624192240 齿顶高（mm）666888 齿顶圆直径（mm）366114150632200248 齿根高（mm）7.57.57.5101010 齿根圆直径（mm）367.5115.5151.5634202250 3.3 末端传动齿轮的选择末端传动齿轮的选择 由由 i=3.94 得得 78 17,67,6,6; c ZZmk 第四章第四章 校核校核 4.14.1 齿轮强度计算齿轮强度计算 转向装置的齿轮主要破坏形式是疲劳接触和疲痨弯曲破坏 一、弯曲疲劳强度计算一、弯曲疲劳强度计算 齿轮

27、材料为 对于直齿轮20 rni C M T400850 F MPa 校核公式： g w 3 2T f c K K Zm yK 其中：应力集中系数1.65；摩檫力影响系数,主动轮=1.1； KK f K f K 从动轮 =0.9;齿宽系数6 或 8,齿形系数 y=0.2 f K c K 1、对齿圈对齿圈 1： 根据力矩分析得:作用在齿圈上的最大力矩所以 1 1742.06 . I MN m 3 g w 33 2T 2 1742.06 .1.65 1.1 10 129.5(400850) 3.14 660 6 0.2 f c K K N m MPaMPa Zm yK 2、对行星齿轮对行星齿轮 2:

28、 2 1742.06 . I MN m 3 g w 33 2T 2 1742.06 .1.65 1.1 10 431.65(400850) 3.14 618 6 0.2 f c K K N m MPaMPa Zm yK 3、对小太阳轮对小太阳轮 3: I3 M696.848 .N m 3 g w 33 2T 2 696.848 .1.65 1.1 10 129.5(400850) 3.14 624 6 0.2 f c K K N m MPaMPa Zm yK 4、对大太阳轮、对大太阳轮 4: I4 M696.848 .N m 3 g w 33 2T 2 696.848 .1.65 1.1 10

29、 22.4(400850) 3.14 878 4.5 0.2 f c K K N m MPaMPa Zm yK 5、对传动齿轮、对传动齿轮 5: I54 24 M214.415 . 78 I MN m 3 g w 33 2T 2 214.415 .1.65 1.1 10 22.4(400850) 3.14 824 4.5 0.2 f c K K N m MPaMPa Zm yK 6、对和液压马达连接的齿轮、对和液压马达连接的齿轮 6: I55 30 M268.02 . 24 I MN m 3 g w 33 2T 2 268.02 .1.65 1.1 10 22.4(400850) 3.14 8

30、24 4.5 0.2 f c K K N m MPaMPa Zm yK 7、对于齿轮、对于齿轮 7: 2395.4 . I MN m 3 g 33 2T 2 2395.4 .1.65 1.1 10 628.45(400850) 3.14 617 6 0.2 f c K K N m MPaMPa Zm yK 8、对于齿轮、对于齿轮 8: 8 9390.04 . I MN m 3 g w 33 2T 2 9390.04 .1.65 1.1 10 628.45(400850) 3.14 667 6 0.2 f c K K N m MPaMPa Zm yK 由上述计算结果可得所有齿轮均满足弯曲疲劳强度

31、要求。 二、接触疲劳强度计算二、接触疲劳强度计算 校核公式： 3 (1) I H iMK KK Abi 其中：k系数（对直齿轮 338.3，对斜齿轮 292.5） ；A中心距 i传动比； b有效齿宽； M小齿轮扭矩； 工作状况系数1.65 I K I K .许用接触应力10001400MPa1K H 1、对于齿轮对于齿轮 1 和和 2: M=522.62N.m 333 (1)338.34.33522.62N.m 1.65 1 10 648.8(10001400MPa) 12636 3.33 I H iMK KK MPa Abi 2、对于齿轮、对于齿轮 2 和和 3: M=522.62N.m 3

32、33 (1)338.32.33522.62N.m 1.65 1 10 405.25(10001400MPa) 12636 1.33 I H iMK KK MPa Abi 3、对于齿轮、对于齿轮 4 和和 5: M=696.848N.m 333 (1)338.34.25696.848N.m 1.65 1 10 227.74(10001400MPa) 40836 3.25 I H iMK KK MPa Abi 4、对于、对于齿轮 5 和 6: M214.415 .N m 333 (1)338.32.25214.415N.m 1.65 1 10 148.21(10001400MPa) 21636 1

33、.25 I H iMK KK MPa Abi 5、对于齿轮、对于齿轮 7 和和 8: M=2395.4N.m 333 (1)338.34.942395.4N.m 1.65 1 10 778.08(10001400MPa) 25236 3.94 I H iMK KK MPa Abi 由上述计算结果可得所有齿轮均满足接触疲劳强度要求。 4.2、轴的校核、轴的校核 一、轴的刚度验算一、轴的刚度验算 轴在水平面内的挠度，垂直面内的挠度，转角，圆周力，径向力 s f c f t F ，轴向力 r F a F 22 3 r c F a b f EIl 22 3 t s Fa b f EIl () 3 r

34、F ab ba EIl 弹性模量：E 惯性力矩： d：轴的直径 5 2.1 10EMPa 4 64 d I 1 、对于中间轴、对于中间轴： T=2390N.m 1 22 2390. 46862.7 0.102 t TN m FN d 1 tan46862.7tan2017056.6 . rt FFN m 3 2 22 2390 10 18671.8 256 t T FN d r2 F18671.8 tan206795.98N 由上面的图形可知垂直面内的最大挠度为： 3 3 14 c1 54 17056.6 15464 f0.005250.1 4848 2.1 103.14 70 r c Fl

35、fmm EI 3 3 21 c2 54 6795.98 15464 f0.061960.1 33 2.1 103.14 60 r c Fl fmm EI 水平面内的最大挠度为： 3 3 14 s1 54 46862.7 14664 f0.0120.15 4848 2.1 103.14 70 t s Fl fmm EI 3 3 21 s2 54 18671.8 15464 f0.01450.15 483 2.1 103.14 62.5 t s Fl fmm EI 22 1c1s1 fff0.01310.2mm 22 2c2s2 fff0.06360.2mm 转角: 1 1 () 0 3 r F

36、ab ba EIl 22 2 2 54 6795.98 15464 0.000512 0.002 22 2.1 103.14 62.5 r F l rad EI 2 、对于末端轴、对于末端轴： T=9390N.m 3 22 9390 10 46716.42 402 t T FN d tan2046716.42tan2017003.386 . rt FFNN m 由上图分析得:在水平面上的挠度为 3 3 1 s 54 46716.42 13664 f0.0016230.15 4848 2.1 103.14 110 t s Fl fmm EI 垂直平面上的挠度为 3 3 c 54 17003.38

37、 13664 f0.005950.1 4848 2.1 103.14 110 r c Fl fmm EI 22 cs fff0.06050.2mm () 0 0.002 3 r F ab ba rad EIl 根据上述计算结果可得轴符合刚度要求。 二、轴的强度计算二、轴的强度计算 校核公式： 其中 许用 3 32MM Wd 222 VHn MMMT 400MPa 1 、对于中间轴、对于中间轴 转矩:T=2390N.m H: 水平面 V：垂直面 由图分析的在 AB 段的轴受力最大只需要校核该段轴即可： 111 111 18671.880.1542875.47. 67690.1541046.584

38、 . vt Hr MFlNN m MFlNN m ， 222 3882.25 . VHn MMMTN m =3882.25N.m， 222 VHn MMMT 。 3 33 3232 3882.25 10 162.05400 3.14 62.5 MM MPaMPa Wd 2 、对于末端传动轴、对于末端传动轴 各个面的转矩：，9390. ,TN m6353.4. 2 vt l MFN m ；2312 . 2 hr l MFN m 222 11570.57. VHn MMMTN m 3 33 3232 11570.57 10 88.59400 3.14 110 MM MPaMPa Wd 经计算，后桥

39、转向机构的两个轴的强度在各档位时都满足强度要求，设计是合 理的。 4.3 轴承的选择与寿命计算轴承的选择与寿命计算 由于用的全部是直齿轮所以在轴承上主要承受径向力。 一、一、太阳轮套筒上的两个圆柱滚子轴承：太阳轮套筒上的两个圆柱滚子轴承： 选择型号为， ， 178 r Ckn158 or Ckn 22 11 19870 rart PFFN 1066 5 3 10102 178000 ()()2.5 1012000 6060 90019870 r h r C Lh n P 二、支撑架上的圆锥滚子轴承支撑架上的圆锥滚子轴承 选择型号为， ，525,1150 ror Ckn Ckn 22 11 19

40、870 rart PFFN 1066 5 3 1010525000 ()()6.5 10 6060 126019870 r h r C Lh n P 三、中间轴上的圆柱滚子轴承中间轴上的圆柱滚子轴承 选择型号， ，。138,102 ror Ckn Ckn 22 11 24935.2 rart PFFN 1066 3 1010138000 ()()60276000 6060 900 24935.2 r h r C Lhh n P 四、末端传动轴的圆锥滚子轴承末端传动轴的圆锥滚子轴承 选择型号， 22 11 152,16824935.2 rorrrt Ckn CknPFFN 1066 3 1010

41、138000 ()()2052212000 6060 230 24935.2 r h r C Lhh n P 由以上计算可得轴承都满足寿命要求。 4.4 键的选择与校核键的选择与校核 一、花键的强度校核一、花键的强度校核： 2 pp m T ZhlD 其中：T转矩 N.mm; 各齿载荷不均 匀系数，一般取 0.7-0.8; Z齿数；l齿的工作长度 mm; m D 平均直径 mm;h齿 的工作高度；m模数 ； p 许用强度 60100MPa. 1、对于行星架上的花键、对于行星架上的花键 渐开线花键参数：m=5,z=14,l=45, 3 22 2390 10 28.960 100 0.75 14

42、5 45 70 pp m T MPaMPa ZhlD 2、对于末端传动大齿轮上的花键、对于末端传动大齿轮上的花键 渐开线花键参数：m=10,z=13,l=30 3 22 9390 10 4.9760 100 0.75 13 10 30 130 pp m T MPaMPa ZhlD 二、平键的校核公式二、平键的校核公式： 2 2 pp T dkl T dbl 其中 T-转矩 N.mm; d轴的直径 mm; l键的长度 mm;b键的宽度 mm; k键与轮毂的接触高度 mm； 6090 p MPa 60MPa 1 、对于末端传动小齿轮上的平键、对于末端传动小齿轮上的平键 平键的参数：d=70mm,b

43、=20mm,h=12mm,l=30mm 3 22 2390 10 37.946090 70 6 30 pp T MPaMPa dkl 22 2390 11.39 60 70 20 30 T MPaMPa dbl 2 、制动毂上的平键、制动毂上的平键 平键的参数：d=90mm,b=25mm,h=14mm,l=60mm. 3 22 2390 10 12.646090 90 7 60 pp T MPaMPa dkl 22 2390 3.54 60 90 25 60 T MPaMPa dbl 3 、液压传动轴上的平键、液压传动轴上的平键 参数：d=40mm,l=30mm,b=12mm,h=8mm,T=

44、268N.m; 3 22 268 10 74.456090 40 6 30 pp T MPaMPa dkl 22 268 37.22 60 40 12 30 T MPaMPa dbl 以上结果显示所有的键均满足强度要求。 总结总结 本次毕业设计使我受益非浅，这也是我在大学生活中收获的一大笔财富， 我将一生难忘。 本次设计在吸取前人经验的前提下，通过自己的努力和老 师同学的帮助完成。在满足设计要求的前提下，尽可能使方案最优化。 三个月的毕业设计，是对大学四年来所学知识的系统总结和就业前的 一次练兵，对我们显得尤为有意义。这次设计使我对大学四年所学的基础知 识和专业知识有了一个系统的全面的应用，同时也让我学到了处理新问题的 策略。本次计还锻炼我独立解决问题的能力，同时也培养了我的团队合作意 识。为以后步入工作岗位打下坚实的基础。 参考文献 1、 拖拉机地盘结构设计图册 机械工业出版社 2、吴宗泽 机械设计实用手册 化学工业出版社 3、 机械设计手册 机械工业出版社 4、 拖拉机设计和计算 上海科学技术文献出版社 5、 拖拉机理论 中国农业出版社 6、洛阳拖拉机研究所主编 拖拉机设计手册 机械工业出版社