【正文】 ，CF== mm為外花鍵漸開線起始圓直徑最大值，可用下式計算： (41) mm esv為外花鍵作用齒厚上偏差，由[6]查得：esv=60μm= mm。把兩參數(shù)代入公式計算得： mm 2）鍵的強度校核 對于漸開線花鍵的強度可用下式進行計算： (42)式中：T轉(zhuǎn)矩，Nm；T=Mj= Nm 各齒間載荷不均勻系數(shù)，通常取，取 z 齒數(shù)，22 hg齒的工作高度，mm， mm lg齒的工作長度，mm， mm Dm平均直徑，mm， mm 許用擠壓應(yīng)力查[6]可知：使用和制造情況良好的齒面經(jīng)熱處理許用應(yīng)力可達(dá)到 Mpa把以上各參數(shù)代入公式得： Mpa此漸開線花鍵強度滿足主傳動輸入法蘭處花鍵的選擇與校核 1）最小軸徑估算 主傳動小錐齒輪是齒輪軸的形式，此處花鍵的齒根圓直徑應(yīng)大于軸徑受扭處的最小允許直徑。軸徑受扭處的最小允許直徑可用下式計算： (43)式中：M 小錐齒輪上所受的最大扭矩， NM?。郐樱菪″F齒輪上的許用切應(yīng)力，小錐齒輪材料用20Cr2Ni4制成，其屈服極限 Mpa， Mpa把各參數(shù)代入公式得： mm 2）花鍵的選擇與主要參數(shù)的計算 此處是動力輸入的重要位置，所以仍采用漸開線花鍵（平齒根），其參數(shù)見下表。表42 主傳動輸入法蘭處花鍵參數(shù) (長度 mm )名稱公式代號數(shù)值模數(shù)m3分度圓壓力角α30186。齒數(shù)z18理論工作齒高h(yuǎn)g=m3分度圓直徑d=mz54基圓直徑外花鍵大徑57外花鍵小徑內(nèi)花鍵大徑內(nèi)花鍵小徑 3)花鍵的校核該漸開線花鍵可用如下公式校核： (44)式中：T主動小錐齒輪上的計算轉(zhuǎn)矩，Nm， Nm各齒間的不均勻系數(shù)，通常，取z 齒數(shù)，18齒的工作高度，mm， mm齒的工作長度，mm，取 mmDm平均直徑，mm， mm花鍵聯(lián)接許用擠壓應(yīng)力，查[6]，使用和制造情況良好，齒面經(jīng)熱處理的許用擠壓為： Mpa把以上各參數(shù)代入公式得： Mpa＜所以此漸開線花鍵強度滿足。齒圈與橋殼花鍵的選擇與校核 由橋殼的結(jié)構(gòu)可定出齒圈與橋殼聯(lián)接處最小直徑為（二）螺栓的選擇及強度校核 驗算輪邊減速器行星架、輪輞、輪轂聯(lián)接所用螺栓的強度，此處是傳遞動力和制動的關(guān)鍵位置，故其強度必須滿足。 （1）螺栓所受剪切力計算取機械滿載時所受重力與行走時所受扭矩作用力之和作為螺栓強度校核力，即： 輪轂上所受扭矩 Nm從動錐齒輪與差速器殼聯(lián)接螺栓校核 1）螺栓所受剪切力的計算從動錐齒輪最大扭矩為： NM 由最大扭矩產(chǎn)生的力為： 式中：r螺栓中線到到從動大錐齒輪旋轉(zhuǎn)中心的距離，由結(jié)構(gòu)取r=102 mm所以 N螺栓個數(shù)為12，每個螺栓受力均等，所以單個螺栓受的力為： N2）選擇螺栓材料，確定許用應(yīng)力 因差速器結(jié)構(gòu)要求緊湊，容不下太大螺栓，故選用材質(zhì)較好的40Cr，調(diào)質(zhì)處理 Mpa Mpa3）確定螺栓直徑 mm 取螺栓規(guī)格為M124）確定螺孔軸向長度 螺栓與被聯(lián)接接件孔壁接觸面的擠壓強度可用下式進行計算： (45)式中：d螺栓桿受剪面的直徑,mm 螺孔軸向長度，mm許用擠壓應(yīng)力，和大錐齒輪聯(lián)接的差速器殼選用材料為45鋼，其屈服極限為 Mpa 所以許用擠壓應(yīng)力為： Mpa mm取 mm (三)主要軸承的校核 主傳動軸承的計算①作用在主傳動錐齒輪上的力1） 切向力P從動大錐齒輪上的切向力可按下式計算： (46) 式中：大錐齒輪上常用受載扭矩，由前面計算可知=4466 Nm 大錐齒輪平均分度圓直徑， mm所以： mm主動小錐齒輪上的切向力： 所以： N 2）軸向力Q a)前進時主動錐齒輪螺旋方向向左，軸旋轉(zhuǎn)方向為逆時針（從小端看）b)前進時從動錐齒輪螺旋方向為右旋，軸為順時針方向轉(zhuǎn)動 N3）徑向力R N N規(guī)定軸向力離開錐頂方向為正值，反之為負(fù)值，徑向力壓向軸線為正值，反之為負(fù)值。②軸承的初選及支承反力的確定 輪式裝載機驅(qū)動橋中，小錐齒輪采用三點式支承，即布置形式為跨置式，其簡圖如下： 根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)尺寸，按所選軸承壽命盡可能相等的原則，初選軸承的型號如下： 軸承A、B為型號相同的圓錐滾子軸承，初選為30310 軸承C為圓柱滾子軸承，初選為N407圖中 a=114 mm，b=68 mm，c=46 mm主動錐齒輪采用三點式支承，從受力特點來看是一靜不定梁，在計算軸承反力時，假定軸承A和軸承B合起來看作是一個點支承，求出總支反力后再分配在軸承A和軸承B上，軸向力Q按圖示方向應(yīng)由軸承B承受。 軸承A、B、C上的總支反力由下式計算： (47) (48)式中：小錐齒輪平均分度圓半徑，可用下式進行計算： mm把各參數(shù)代入公式得： N N③軸承壽命的計算 1）軸承A、B的壽命計算根據(jù)GB/T 2971994和GB/T 2831994查得軸承的性能參數(shù)為：30310 ： KN，，N407： KN派生軸向力： N N軸承軸向力： 因為軸承B被“壓緊”，軸承Ａ“放松”，小錐齒輪所受的軸向力由軸承Ｂ承受，軸承Ａ只受它自身的派生軸向力。所以A、B軸承的軸向力分別為： N N因為A、B為型號相同的軸承，而軸承B受力較大，所以只計算軸承B的使用壽命。因為徑向動載系數(shù)，軸向動載系數(shù)所以當(dāng)量動載荷為： N主動小錐齒輪轉(zhuǎn)速可用下式進行計算：式中：發(fā)動機標(biāo)定轉(zhuǎn)速，由設(shè)計任務(wù)書可知 r/min 一檔時變速箱傳動比， 額定工況下液力變矩器的傳動比，所以主動小錐齒輪的轉(zhuǎn)速為： r/min軸承壽命可用下式進行計算：把各參數(shù)代入公式得： h2)軸承C的壽命計算 軸承C為圓柱滾子軸承，它只承受徑向力，其當(dāng)量動載荷P等于徑向力Nc，即 N其壽命為： h故滿足要求結(jié)束語通過兩個多月的畢業(yè)設(shè)計，我對工程機械的了解又增加了一個深度。在此首先感謝指導(dǎo)老師連晉毅老師的精心指導(dǎo)，本次設(shè)計的成功與他是分不開的。本設(shè)計由于設(shè)計知識廣泛，設(shè)計有較大靈活性，所以參考了大量書籍，從而也發(fā)現(xiàn)了自己的薄弱環(huán)節(jié)。由于缺乏實踐知識，對結(jié)構(gòu)認(rèn)識的不夠全面，所以許多殼體，附件等都只能參考書上或往屆圖紙?？傊?，本設(shè)計對自身乃至今后的工作幫助很大。在次感謝老師。 參考文獻(xiàn)[1]：機械工業(yè)出版社出版，1997,5[2] 同濟大學(xué). 輪式裝載機設(shè)計[M]. 北京：建筑工業(yè)出版社，1992, 6[3] 同濟大學(xué)，西安冶金建筑學(xué)院 ，哈爾濱建筑工程學(xué)院編工程機械底盤構(gòu)造與設(shè) [4] 孫恒， . [5] [M]. [6] 成大先. 機械設(shè)計手冊[M]. 北京：化學(xué)工業(yè)出版社， 41 共 41