【正文】 還要再次感謝張老師對我的關(guān)心和照顧, 在此表示最誠摯的謝意。使我能夠不斷地學習提高，而且這些課程的研究成果也成為了本設(shè)計的主要素材。從設(shè)計的選題、資料的收集到設(shè)計說明書的撰寫整個過程中，我得到了許多的熱情幫助。在此，謹向?qū)煴硎境绺叩木匆夂椭孕牡母兄x！本設(shè)計的順利完成，離不開各位老師、同學和朋友的關(guān)心和幫助。不僅使我樹立了遠大的學術(shù)目標、掌握了基本的研究方法，還使我明白了許多待人接物與為人處世的道理。因為徑向動載系數(shù)，軸向動載系數(shù)所以當量動載荷為： N主動小錐齒輪轉(zhuǎn)速可用下式進行計算：式中：發(fā)動機標定轉(zhuǎn)速，由設(shè)計任務書可知 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： h (2) 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，其當量動載荷P等于徑向力Nc，即 N其壽命為： h參考文獻[1] 吉林工業(yè)大學工程機械教研室. 《輪式裝載機設(shè)計》[M]. 北京：中國建筑工業(yè)出版社. 1982. 11：63－85[2] 陸鳳儀.《機械設(shè)計》[M]. 機械工業(yè)出版社. 1992. 5[3] 張光珍.《工程機械底盤構(gòu)造與設(shè)計》. 中國建筑工業(yè)出版社. 1988. 6[4] 諸文農(nóng).《工程機械底盤構(gòu)造與設(shè)計》. 北京：機械工業(yè)出版社， [5] 孫恒 陳作模 葛文杰. 《機械原理》.高等教育出版社. [6] 成大先.《機械設(shè)計手冊》[M]. 北京：化學工業(yè)出版社，[7]同濟大學.《輪式裝載機設(shè)計》[M]. 北京：建筑工業(yè)出版社，1992, 6[8]《車輛底盤設(shè)計與構(gòu)造》冶金工業(yè)出版社, 林慕義 張福生[9] 其它網(wǎng)絡(luò)檢索到的相關(guān)資料.致 謝本設(shè)計是在導師張福生老師悉心指導下完成的。軸承A、B、C上的總支反力由下式計算： () ()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 N 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。m 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Q① 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）② 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 N(3) 徑向力R N N規(guī)定軸向力離開錐頂方向為正值，反之為負值，徑向力壓向軸線為正值，反之為負值。m 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)接許用擠壓應力，查《機械零件設(shè)計手冊》P592頁表713，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。齒數(shù)z18理論工作齒高hg=m分度圓直徑d=mz45基圓直徑外花鍵大徑外花鍵小徑內(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： ()式中：T主動小錐齒輪上的計算轉(zhuǎn)矩，NM?。郐樱菪″F齒輪上的許用切應力，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。 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大于軸徑受扭處的最小允許直徑。m 各齒間載荷不均勻系數(shù)，通常取，取 z 齒數(shù)，24 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 許用擠壓應力查《機械零件設(shè)計手冊》P592頁表713可知：使用和制造情況良好的齒面經(jīng)熱處理許用應力可達到 Mpa把以上各參數(shù)代入公式得： Mpa此漸開線花鍵強度滿足 輪邊減速器半軸與太陽輪處花鍵的選擇此處花鍵所受扭矩與差速器半軸齒輪花鍵所受扭矩近似相等，花鍵各參數(shù)可取相同的值。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： ()式中：T轉(zhuǎn)矩，N 主傳動中差速器半軸齒輪花鍵參數(shù) (長度：mm )名稱公式代號數(shù)值模數(shù)m分度圓壓力角α30186。 d)可用磨削的方法提高加工精度及聯(lián)接質(zhì)量。 b)因槽較淺，齒根處應力集中較小，軸與轂的強度削弱較小。5 各主要花鍵螺栓軸承的選擇與校核 花鍵的選擇及其強度校核花鍵聯(lián)接是由鍵與軸做成一體的外花鍵和具有相應凹槽的內(nèi)花鍵組成，多個鍵齒在軸和輪轂孔的周向均布。所以： mm(2) 橋殼上軸承的選取橋殼軸承的選取應盡量考慮到橋殼的結(jié)構(gòu)尺寸，以及軸承的壽命應盡量接近。輪轂與半軸外殼間軸承主要以徑向負荷為主，因此選用單列圓錐滾子軸承。m=42671860 N YFS復合齒形系數(shù)，由《機械零件設(shè)計手冊》P816頁圖1218查得：YFS = 彎曲強度計算的重合度與螺旋角系數(shù)，對于直齒圓柱齒輪把以上各參數(shù)代入公式得： Mpa Mpa 行星傳動的結(jié)構(gòu)設(shè)計 太陽輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計參數(shù)見前面幾何尺寸表，技術(shù)要求：進行熱處理滲碳淬火，～ mm，齒面硬度為58～62HRC，芯部硬度為320HBS，材料為20CrMnTi。M n為行星輪個數(shù)，n=3；為太陽輪節(jié)圓直徑；Ω為載荷修正系數(shù)取Ω=；把以上各參數(shù)代入得： N 節(jié)點區(qū)域系數(shù)，代入?yún)?shù)計算得 材料彈性系數(shù)，對于鋼材取ZE= 接觸強度計算的重合度與螺旋角系數(shù)，對于直齒圓柱齒輪b 齒寬， 圓整取b=90 mmdt太陽輪分度圓直徑，dt =112 mmi 齒數(shù)比，KA使用系數(shù)，取KA =KV動載系數(shù)，取KV=KHβ齒向載荷分布系數(shù)，KHβ=KHα齒間載荷分布系數(shù)，KHα=把以上各參數(shù)代入公式得： Mpa Mpa所以 接觸疲勞強度滿足。（即不大于1372Mpa）。 齒輪材料的選擇根據(jù)裝載機輪邊減速器行星結(jié)構(gòu)中齒輪的承載能力高，耐磨性好等特點，可選用材料為20CrMnTi，齒輪需進行表面滲碳淬火，滲碳淬火后表面硬度為5862HRC，芯部硬度為320HBS。表41為行星排各齒輪幾何尺寸，表中部分公式參照《機械零件設(shè)計手冊》P783頁表125和表126 tx外嚙合傳動幾何尺寸（長度：mm）名稱公式代號太陽輪（t）行星輪（x）變位系數(shù)χ齒頂高降低系數(shù)分度圓直徑基圓直徑齒頂高齒根高齒頂圓直徑齒根圓直徑分度圓齒厚分度圓周節(jié)標準中心距105實際中心距109節(jié)圓直徑嚙合角中心距變動系數(shù)系數(shù)齒頂高降低系數(shù)齒頂圓壓力角重疊系數(shù) xq　嚙合傳動幾何尺寸 （長度： mm）名稱公式代號行星輪（x）齒圈（q）變位系數(shù)χ齒頂高降低系數(shù)分度圓直徑基圓直徑齒頂高齒根高齒頂圓直徑 齒根圓直徑分度圓周節(jié)分度圓齒厚標準中心距111實際中心距109嚙合角節(jié)圓直徑中心距變動系數(shù)齒頂圓壓力角重疊系數(shù)注： 齒輪的校核行星排結(jié)構(gòu)中齒輪的主要破壞形式是接觸疲勞破壞和彎曲疲勞破壞，因此需對齒輪進行接觸疲勞計算和彎曲疲勞強度計算。齒輪變位的高度變位是基于削弱大齒輪的強度，增強小齒輪的強度，來平衡齒輪的強度，并使總壽命降低，而角度變位則不同，能同時增強兩齒輪強度，并能靈活選擇齒輪齒數(shù)，提高承載能力及改善嚙合特性，故本次設(shè)計采用角變位。 mm mm所以：～8所以相鄰條件滿足 齒輪變位標準齒輪傳動的性能通常都能得到保證，但隨著齒輪傳動高速、重載、小型、輕量化等更高的要求，標準齒輪暴露出一些缺點，如小齒輪“短命”，傳動不緊湊，傳動不穩(wěn)定等等，于是就需要采用漸開線非標準齒輪傳動，稱為變位