TY220推土機(jī)驅(qū)動(dòng)橋設(shè)計(jì)
目錄
摘要 - 3 -
Abstract - 4 -
引言 - 5 -
1 TY220主傳動(dòng)設(shè)計(jì) - 6 -
1.1 主傳動(dòng)形式的選擇 - 6 -
1.2 螺旋錐齒輪計(jì)算載荷的確定 - 6 -
1.3 基本參數(shù)的選擇 - 7 -
1.4 幾何參數(shù)的計(jì)算 - 9 -
1.5 弧齒錐齒輪強(qiáng)度的校核 - 11 -
2 TY220轉(zhuǎn)向離合器的設(shè)計(jì) - 14 -
2.1 轉(zhuǎn)向離合器類型的選擇 - 14 -
2.2 轉(zhuǎn)向離合器的計(jì)算公況 - 14 -
2.3 轉(zhuǎn)向離合器參數(shù)的確定及計(jì)算 - 14 -
2.4 轉(zhuǎn)向離合器主要結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì) - 15 -
3 TY220轉(zhuǎn)向制動(dòng)器設(shè)計(jì) - 19 -
3.1 制動(dòng)器的設(shè)計(jì)要求 - 19 -
3.2 制動(dòng)器設(shè)計(jì)容量的確定 - 19 -
3.3 帶式制動(dòng)器的結(jié)構(gòu)類型 - 20 -
3.4 基本參數(shù)的確定 - 20 -
4 TY220終傳動(dòng)設(shè)計(jì) - 21 -
4.1 終傳動(dòng)方案的確定及結(jié)構(gòu)特點(diǎn) - 21 -
4.2 終傳動(dòng)強(qiáng)度計(jì)算載荷的確定 - 21 -
4.3 第一級(jí)終傳動(dòng)設(shè)計(jì) - 21 -
4.4 第二級(jí)終傳動(dòng)設(shè)計(jì) - 25 -
5 軸的設(shè)計(jì)校核 - 31 -
5.1 終傳動(dòng)第一級(jí)傳動(dòng)軸的校核 - 31 -
5.2 終傳動(dòng)軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)與校核 - 33 -
6 軸承的與校選型核 - 37 -
6.1 中央傳動(dòng)的軸承的校核 - 37 -
6.2 終傳動(dòng)軸承的校核 - 38 -
7 鍵的設(shè)計(jì)與校核 - 42 -
7.1 一級(jí)終傳動(dòng)主動(dòng)軸上的漸開線花鍵校核 - 42 -
7.2 終傳動(dòng)主動(dòng)軸上的矩形花鍵的校核 - 42 -
7.3 太陽輪上的漸開線花鍵校核 - 43 -
7.4 齒圈固定花鍵的校核 - 43 -
8 螺栓的選擇與校核 - 44 -
8.1 驅(qū)動(dòng)鏈輪上的聯(lián)接螺栓校核 - 44 -
8.2 齒圈聯(lián)接螺栓校核 - 44 -
8.3 一級(jí)終傳動(dòng)大齒輪聯(lián)接盤螺栓校核 - 45 -
9 密封與潤(rùn)滑 - 47 -
9.1 中央傳動(dòng)部分的潤(rùn)滑與密封 - 47 -
9.2 終傳動(dòng)部分的潤(rùn)滑及密封 - 47 -
10 主要零件的熱處理工藝 - 47 -
10.1 錐齒輪、一級(jí)終傳動(dòng)齒輪、太陽輪的熱處理 - 48 -
10.2 各軸的熱處理 - 48 -
參考文獻(xiàn) - 49 -
致 謝 - 58 -
TY220推土機(jī)驅(qū)動(dòng)橋設(shè)計(jì)
摘要
本次設(shè)計(jì)根據(jù)TY220推土機(jī)的整機(jī)結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)該機(jī)的驅(qū)動(dòng)橋。主要包括中央傳動(dòng)、轉(zhuǎn)向離合器、轉(zhuǎn)向制動(dòng)器和最終傳動(dòng)，其中中央傳動(dòng)采用零度螺旋錐齒輪傳動(dòng)；轉(zhuǎn)向離合器采用濕式常接合式離合器；轉(zhuǎn)向制動(dòng)器采用浮動(dòng)式濕式制動(dòng)器；最終傳動(dòng)采用一級(jí)圓柱齒輪傳動(dòng)，一級(jí)行星排減速的傳動(dòng)方案。
關(guān)鍵詞：中央傳動(dòng) 離合器 制動(dòng)器 最終傳動(dòng) 設(shè)計(jì)
Abstract
The content of the TY220 bulldozer is about the driving axle,according to the structure of the bulldozer .Generally including central-transmission,steering-clutch and final transmission. In the design,the central-transmission uses the spiral bevel gear transmission,the steering clutch was the wet often joins clutch;the final transmission use one cylindrical and one planet transmission plan.
Key word: Central transmission Clutch,Detent Final drive planet platoon,
引 言
TY220推土機(jī)的驅(qū)動(dòng)橋由中央傳動(dòng)、轉(zhuǎn)向裝置、轉(zhuǎn)向制動(dòng)裝置及終傳動(dòng)組成。按設(shè)計(jì)任務(wù)書要求，終轉(zhuǎn)動(dòng)采用一級(jí)直齒圓柱齒輪傳動(dòng)，第二級(jí)終傳動(dòng)采用單行星排減速。傳動(dòng)簡(jiǎn)圖如下圖1.1所示：
圖1.1 TY220驅(qū)動(dòng)橋傳動(dòng)簡(jiǎn)圖
在設(shè)計(jì)過程中，某些參數(shù)直接采用原來TY220的參數(shù)（變速箱一檔傳動(dòng)比2.1，中央傳動(dòng)傳動(dòng)比2.33，最終傳動(dòng)傳動(dòng)比17.18）以方便制造和結(jié)構(gòu)布置，對(duì)于某些結(jié)構(gòu)和連接件，若非重要處，不在做校核。
本設(shè)計(jì)特點(diǎn)：
1.設(shè)計(jì)的容許值均采用均值，并且使設(shè)計(jì)值盡量接近容許值，尤其是齒輪軸的部件，以減小尺寸和成本。
2.盡量采用標(biāo)準(zhǔn)件和優(yōu)先系列，以方便加工，減少制造成本。
3.考慮到互換性，履帶中心距及驅(qū)動(dòng)鏈輪直接采用TY220的原型。驅(qū)動(dòng)輪動(dòng)力半徑,履帶支撐距離,履帶板節(jié)距。
4.對(duì)不重要的設(shè)計(jì)不做詳細(xì)校核。
1 TY220主傳動(dòng)設(shè)計(jì)
1.1 主傳動(dòng)形式的選擇
主傳動(dòng)是驅(qū)動(dòng)橋中一個(gè)重要的傳動(dòng)件，它將輸入的動(dòng)力降低轉(zhuǎn)速，增大轉(zhuǎn)矩，并將轉(zhuǎn)矩的旋轉(zhuǎn)軸線由縱向改變?yōu)闄M向后經(jīng)轉(zhuǎn)向離合器傳出。由于傳遞扭矩大，結(jié)合各廠家所采用的主傳動(dòng)形式，選用螺旋錐齒輪傳動(dòng)，并考慮到軸承壽命以及軸向力不能太大，所以選用零度圓弧齒錐齒輪，即其螺旋角控制在0°～10°之間。它比直齒錐齒輪有較大的重迭系數(shù)，可以傳遞較大的負(fù)荷及較平穩(wěn)的工作，并且避免由于齒線螺旋角而增加軸向力。
其次，對(duì)于螺旋錐齒輪的計(jì)算參數(shù)和齒形計(jì)算均按照格里森制（Gleason）計(jì)算，格里森制的變位方法綜合考慮了理論與實(shí)際使用情況，使齒輪運(yùn)轉(zhuǎn)平穩(wěn)，輪齒有一定的強(qiáng)度和避免輪齒根切。格里森制弧齒錐齒輪同時(shí)采用高度變位和切向變位，高度變位系數(shù)和切向變位系數(shù)都與傳動(dòng)比成正比，切向變位系數(shù)同時(shí)與小齒輪齒數(shù)有關(guān)。
1.2 螺旋錐齒輪計(jì)算載荷的確定
1.2.1 當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)扭矩為最大扭矩時(shí)（或額定扭矩）、液力變矩器在最大變矩比工作，變速箱掛一檔時(shí)，從動(dòng)錐齒輪上的最大扭矩為：
=（） (1.1)
式中：——發(fā)動(dòng)機(jī)扭矩，當(dāng)機(jī)械傳動(dòng)或采用可透性液力變矩器時(shí)，?。òl(fā)動(dòng)機(jī)最大扭矩）；當(dāng)機(jī)械采用非可透變矩器時(shí)，取（發(fā)動(dòng)機(jī)額定扭矩）；
——變矩器最大變矩比；
——變速器一檔傳動(dòng)比；
——主傳動(dòng)器傳動(dòng)比；
——從發(fā)動(dòng)機(jī)到主傳動(dòng)器的傳動(dòng)效率，一般??；
—— 驅(qū)動(dòng)橋數(shù)目。
故有：=
1.2.2 按附著力計(jì)算，即驅(qū)動(dòng)輪與地面之間達(dá)到最大附著力時(shí)，從動(dòng)錐齒輪上的最大
矩為：
式中：—— 驅(qū)動(dòng)橋滿載重量；
——附著系數(shù)，履帶式工程車輛=1.0～1.2；
——驅(qū)動(dòng)輪動(dòng)力半徑；
——輪邊減速器（或最終傳動(dòng)）傳動(dòng)比；
——最終傳動(dòng)效率，。
故有：
當(dāng)發(fā)動(dòng)機(jī)所提供的扭矩大于附著力時(shí)的扭矩時(shí)，履帶滑轉(zhuǎn)，地面無法提供足夠的牽引力，所以計(jì)算中取以上兩式中較小值作為從動(dòng)錐齒輪的最大扭矩，此扭矩在實(shí)際使用中并不是持續(xù)扭矩，僅在強(qiáng)度計(jì)算時(shí)用它來驗(yàn)算最大應(yīng)力。
所以主傳動(dòng)中從動(dòng)錐齒輪及終傳動(dòng)第一級(jí)主傳動(dòng)齒輪的計(jì)算扭矩為：
1.3 基本參數(shù)的選擇
1.3.1 一對(duì)弧齒錐齒輪實(shí)現(xiàn)正確嚙合的條件
1）兩輪大端的端面模數(shù)相等，即：；
2）兩輪嚙合齒面的法向壓力角相等，即：；
3）兩輪節(jié)錐齒線的曲率半徑相等，即：；
4）兩輪在齒線中點(diǎn)的螺旋角大小相等而螺旋方向相反，即：。
1.3.2 端面模數(shù)
對(duì)于錐齒輪，設(shè)計(jì)中通常是用大端的端面模數(shù)來標(biāo)志的，其選擇與圓柱齒一樣，同樣是從保證輪齒有足夠彎曲強(qiáng)度來考慮的，因此，亦是按照主動(dòng)小錐齒輪所傳遞的扭矩，由以下經(jīng)驗(yàn)公式來確定：
（厘米） (1.2)
式中： ——從動(dòng)錐齒輪的計(jì)算扭矩（千克·厘米）；
——模數(shù)系數(shù)，，取
所以可計(jì)算出端面模數(shù)為：，取
1.3.3 齒寬b的選擇
對(duì)于零度圓弧齒錐齒輪，通常0.25，另外一般不超過10，齒面過寬并不增大齒輪的強(qiáng)度和壽命，相反的引起切齒刀尖寬度變窄，齒根圓角變小，熱處理變形增大和裝配空間減小等問題。
對(duì)確定的齒面寬，可以按傳遞圓周力時(shí)，齒面所受的單寬負(fù)荷進(jìn)行驗(yàn)算，的許用值，對(duì)推土機(jī)，以一檔計(jì)算時(shí)，以不超過55600kg/m為宜。
1.3.4 齒數(shù)Z的選擇
通常，主傳動(dòng)采用零度圓弧齒錐齒輪時(shí)，應(yīng)使最小齒數(shù)≥14（當(dāng)端面壓力角時(shí)），以避免齒輪產(chǎn)生根切或齒頂變尖。
盡量使嚙合齒輪的齒數(shù)沒有公約數(shù)，為保證必要的重疊系數(shù)，大、小齒輪的齒數(shù)和不應(yīng)小于40，且主動(dòng)小齒輪最好采用奇數(shù)。
故兩齒輪齒數(shù)選擇為：。
1.3．5 變位系數(shù)與
錐齒輪采用等移距的高度變位和切向變位。
高度變位的目的，是使大小錐齒輪的滑動(dòng)比近于相等，同時(shí)使小錐齒輪不至產(chǎn)生根切現(xiàn)象。
切向變位的目的，是使大小錐齒輪輪齒的彎曲強(qiáng)度接近于相等。
在格里森齒制中，高度變位系數(shù)按照下列經(jīng)驗(yàn)公式確定：
(1.3)
式中：——小錐齒輪的高度變位系數(shù)；
——大錐齒輪的高度變位系數(shù)；
——主傳動(dòng)錐齒輪付的傳動(dòng)比。
則有：
小錐齒輪和大錐齒輪的切向變位系數(shù)其值可查出，即：
。
1.3.6 法向壓力角、螺旋角以及螺旋方向的選擇
圓弧錐齒輪的壓力角，是以法向截面的壓力角標(biāo)志的，按照格里森制推薦，取
圓弧齒錐齒輪的名義螺旋角，是指分度錐上輪齒齒寬中點(diǎn)的螺旋角，一對(duì)圓弧齒錐齒輪，小錐齒輪和大錐齒輪的螺旋角大小相等而方向相反，根據(jù)推薦系列，取螺旋角為5°
弧齒錐齒輪的螺旋方向用節(jié)錐齒線表示。通過實(shí)踐證明，弧支錐齒輪在嚙合時(shí)，其軸向推力的方向不僅與螺旋方向有關(guān)，還與齒輪的轉(zhuǎn)向有關(guān)，當(dāng)軸向推力指向錐頂時(shí)，兩輪在軸向推力的作用下會(huì)更加接近，使齒側(cè)間隙減小，甚至?xí)l(fā)生“卡死”現(xiàn)象，對(duì)傳動(dòng)極為不利；反之，當(dāng)軸向推力背離錐頂時(shí)，兩輪在嚙合時(shí)有離開的趨勢(shì)，使齒側(cè)間隙增大而避免“卡死”，有利于正常的嚙合傳動(dòng)。因此，兩輪的旋轉(zhuǎn)方向確定后，選擇螺旋方向應(yīng)使軸向推力背離錐頂。本設(shè)計(jì)采用旋向：小錐齒輪左旋，大錐齒輪右旋。
1.4 幾何參數(shù)的計(jì)算
其幾何參數(shù)的計(jì)算如下表1：
表1.1 零度圓弧齒錐齒輪幾何尺寸計(jì)算表
序號(hào)
參數(shù)名稱
計(jì)算過程
計(jì)算結(jié)果
1
齒數(shù)
，
，
2
端面模數(shù)
3
端面壓力角
4
傳動(dòng)比
5
分度圓直徑
6
外錐距
7
齒面寬
0.25b0.3
——
8
周節(jié)
9
齒頂高系數(shù)
10
齒頂間隙系數(shù)
11
工作齒高
12
全齒高
13
高度變位系數(shù)
14
齒頂高
15
齒根高
16
齒頂間隙
17
節(jié)錐角
18
齒根角
19
齒頂角
，
20
根錐角
21
頂錐角
22
大端齒頂圓直徑
23
齒根圓直徑
24
輪冠到錐頂距
25
切向變位系數(shù)
26
分度圓弧齒厚
27
齒側(cè)間隙
1.5 弧齒錐齒輪強(qiáng)度的校核
1.5.1 彎曲應(yīng)力計(jì)算
(1.4)
該式由三部分組成，為有關(guān)載荷的參數(shù)；為有關(guān)輪齒尺寸的參數(shù)；為有關(guān)應(yīng)力分布的參數(shù)。則：
——齒輪大端圓周力， ；
——過載系數(shù)，是考慮在傳動(dòng)中有瞬時(shí)過載的情況而引入的系數(shù)，與錐齒輪付主從動(dòng)部分運(yùn)轉(zhuǎn)的平穩(wěn)性有關(guān)，?。?
——?jiǎng)虞d系數(shù)，是反映齒形誤差、齒隙和慣性影響的系數(shù)，對(duì)于有良好齒形和精確齒隙的錐齒輪付，取；
——尺寸系數(shù)，反映了材料性質(zhì)的不均勻性，與輪齒尺寸和熱處理等因素有關(guān)，??；
——載荷再分配系數(shù)，考慮工作總輪齒嚙合由原始理論正確位置移動(dòng)后引起的影響，其值與兩個(gè)錐齒輪軸的支撐剛度有關(guān)，?。?
——彎曲計(jì)算的綜合參數(shù)，此系數(shù)綜合考慮了齒形系數(shù)，載荷作用點(diǎn)的位置，載荷在齒間的分布，有效齒面寬，應(yīng)力集中系數(shù)及慣性系數(shù)等對(duì)彎曲應(yīng)力計(jì)算的影響，查圖，取。
許用彎曲應(yīng)力
式中：——基本許用彎曲應(yīng)力，取決于材料的性質(zhì)。它與材料、熱處理和表面處理等因素有關(guān)，對(duì)于，可取；
——壽命系數(shù)，取決所需壽命，可取；
——溫度系數(shù)，通常情況下，可取；
—— 可靠性系數(shù)，視安全程度而定，當(dāng)允許損壞率為1%時(shí)，取。
則：
因此：
，彎曲應(yīng)力滿足要求。
1.5.2 輪齒齒面的接觸應(yīng)力校核
(1.5)
式中：——與材料有關(guān)的系數(shù)，決定于材料的彈性性質(zhì)，對(duì)鋼制錐齒輪，可?。?
——大齒輪齒輪大端圓周力，；
——齒面寬（5.5cm）；
——大錐齒輪大端節(jié)圓直徑（38.5cm）；
——過載系數(shù)，取；
——?jiǎng)虞d系數(shù)，取 ；
——尺寸系數(shù)，當(dāng)材料選擇適宜，滲碳層深度與表面硬度符合要求時(shí)，可??；
——載荷再分配系數(shù)，可??；
——表面質(zhì)量系數(shù)，與表面光潔度，表面最后加工性質(zhì)和表面處理情況有關(guān)，可取；
——表面接觸強(qiáng)度綜合系數(shù)，考慮了載荷作用點(diǎn)處嚙合齒面的相對(duì)曲率半徑，有效齒面寬及慣性系數(shù)的影響，查圖，可取。
許用接觸應(yīng)力：
式中：——基本許用表面接觸應(yīng)力，取決于材料性質(zhì)。它與材料、熱處理和表面處理等因素有關(guān)，對(duì)于，可??；
——壽命系數(shù)，決定于所需壽命，可??；
——溫度系數(shù)，可取；
——可靠性系數(shù)，可取；
——硬度比值系數(shù)，取決于錐齒輪付的傳動(dòng)比和表面硬度，通?？扇?。
則：
因此：
齒面接觸強(qiáng)度合格。
2 TY220轉(zhuǎn)向離合器的設(shè)計(jì)
2.1 轉(zhuǎn)向離合器類型的選擇
轉(zhuǎn)向離合器按摩擦片的工作條件可分為干式和濕式離合器，，干式離合器多在小型履帶底盤中應(yīng)用，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單。而濕式離合器工作較可靠，壽命長(zhǎng)，但結(jié)構(gòu)復(fù)雜，隨著近年推土機(jī)的發(fā)展，濕式離合器被廣泛運(yùn)用在工業(yè)履帶底盤上，因此，考慮到推土機(jī)工作的可靠性以及壽命，選擇濕式離合器。
轉(zhuǎn)向離合器壓緊和分離形式選擇彈簧壓緊、液壓分離，此種形式油路系統(tǒng)設(shè)計(jì)簡(jiǎn)單，除轉(zhuǎn)向時(shí)外，工作時(shí)液壓系統(tǒng)不需要建立常壓，因而液壓泵消耗功率小，但離合器的儲(chǔ)備系數(shù)會(huì)隨摩擦片的磨損及彈簧的殘余變形而降低。
2.2 轉(zhuǎn)向離合器的計(jì)算公況
機(jī)全部力矩由一側(cè)轉(zhuǎn)向離合器傳遞；二是由地面附著條件所限制到的轉(zhuǎn)向離合器傳遞的最大轉(zhuǎn)矩。通常，在變速箱掛最低檔傳來的發(fā)動(dòng)機(jī)額定扭矩，在一般情況下總是因附著條件限制，而不能在一側(cè)履帶轉(zhuǎn)向離合器的計(jì)算力矩，即它的最大摩擦力矩取決于以下兩方面：一是在最低檔發(fā)動(dòng)上產(chǎn)生相應(yīng)的驅(qū)動(dòng)力，所以用第二種情況決定其計(jì)算力矩即可。
按推土機(jī)附著條件來確定最大摩擦力矩：
(2.1)
式中：——儲(chǔ)備系數(shù)，一般濕式離合器取1.5～2，取；
——推土機(jī)使用重量；
——附著系數(shù)，取5；
——履帶驅(qū)動(dòng)輪節(jié)圓半徑；
——最終傳動(dòng)比；
——從離合器到驅(qū)動(dòng)鏈輪的效率，。
所以：
2.3 轉(zhuǎn)向離合器參數(shù)的確定及計(jì)算
2.3.1 材料的選擇
離合器摩擦片采用45號(hào)鋼板制造，摩擦襯面材料用銅基粉末冶金，用燒結(jié)的方
法固定在從動(dòng)片上。離合器的粉末冶金襯面上為螺旋徑向油槽，以便有較好的摩擦系數(shù)和冷卻效果。在計(jì)算時(shí)，應(yīng)扣除螺旋徑向油槽占總面積的45%～60%。
壓盤用HT200鑄造，應(yīng)具有一定的厚度，以保證足夠的剛度和熱容量，防止受
變形翹曲。
2.3.2 基本參數(shù)的確定
(2.2)
式中：——摩擦系數(shù)，在油中，鋼對(duì)粉末冶金一般為0.08～0.12，?。?
——摩擦副數(shù)量，，為主動(dòng)片數(shù)量，取，為從動(dòng)片數(shù)量，取，所以；
——摩擦力作用的等效半徑，，其中、 分別為摩擦襯片的內(nèi)外直徑；
——離合器上的壓緊力，，其中為摩擦片上的單位壓力，取；
——壓緊力損失系數(shù)，取。
一般，取
所以：
解得：
考慮到安全，離合器摩擦襯片應(yīng)有些剩余，因此，則。
2.3.3 摩擦材料許用比壓的驗(yàn)證
許用比壓合格。
2.4 轉(zhuǎn)向離合器主要結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì)
2.4.1 摩擦片的設(shè)計(jì)
為了保證離合器徹底分離，主、從動(dòng)摩擦片間的間隙Δ一般為：濕式、鋼對(duì)粉末冶金Δ=0.3～0.4mm，取Δ=0.4mm，那么活塞的總行程為：。
1) 摩擦片內(nèi)外齒的設(shè)計(jì)
主動(dòng)鼓和帶內(nèi)齒的摩擦片一般用漸開線花鍵連接，摩擦材料燒結(jié)在帶外齒摩擦片上的，即從動(dòng)片上，因?yàn)樵跓Y(jié)粉末冶金時(shí)，連接的齒要經(jīng)過退火，從而降低強(qiáng)度，硬度，而外齒的載荷相對(duì)較低，因此燒結(jié)在從動(dòng)片上。
對(duì)于燒結(jié)的摩擦材料有效外徑應(yīng)該接近從動(dòng)片的齒根圓直徑，有效內(nèi)徑應(yīng)接近主動(dòng)片的齒根圓。
取
外齒數(shù)：
內(nèi)齒數(shù)：
對(duì)于標(biāo)準(zhǔn)齒：齒高系數(shù)，徑向間隙系數(shù)。
所以：外齒分度圓直徑為
內(nèi)齒分度圓直徑為
齒頂高
齒根高
壓力角
2) 熱容量、溫升的驗(yàn)算
根據(jù)轉(zhuǎn)向離合器的工作條件，主要考慮扭矩容量，若是扭矩容量已滿足要求，即可以認(rèn)為熱量已滿足要求，不必另行計(jì)算。
由于采用的是濕式離合器，其溫升可由油液循環(huán)冷卻，此為改善散熱
的最好措施，因此可不必進(jìn)行這方面的驗(yàn)算。
2.4.2 轉(zhuǎn)向離合器壓緊彈簧計(jì)設(shè)
常結(jié)合式離合器多采用圓周布置圓柱螺旋彈簧。取大小彈簧各8根，材料為60S2M，硬度為HRC45～50，，，剪切彈簧模量為8000，抗壓彈簧模量為。
1) 圓柱彈簧的作用力
2) 確定外彈簧、內(nèi)彈簧的作用力
3) 初選彈簧及鋼絲直徑
式中：K——應(yīng)力校正系數(shù)，，取C=6，則K=1.2525；
——每個(gè)彈簧在離合器結(jié)合時(shí)的載荷；
——離合器分離時(shí)，因彈簧附加變形，保證分離間隙所引起的附加載荷，一般；
[]——許用扭轉(zhuǎn)應(yīng)力，可取800Mpa；
、——彈簧中徑、鋼絲直徑。
所以就有：
按標(biāo)準(zhǔn)取，
那么可得到：
大彈簧中徑：
小彈簧中徑：
大彈簧內(nèi)徑：
小彈簧內(nèi)徑：
大彈簧外徑：
小彈簧內(nèi)徑：
4) 彈簧的工作圈數(shù)
(2.3)
式中： ——彈簧的工作圈數(shù)；
——離合器分離時(shí)彈簧附加變形量，多盤式，此處取，那么；
——材料扭轉(zhuǎn)彈性模量，；
則：
按標(biāo)準(zhǔn)取，
由，可得離合器結(jié)合時(shí)彈簧的變形量
5) 彈簧的總?cè)?shù)
一般，彈簧的總?cè)?shù)比工作圈數(shù)多1.5～2圈，所以按標(biāo)準(zhǔn)取值總?cè)?shù)為：
6) 彈簧的自由長(zhǎng)度
此處為離合器分離時(shí)，彈簧的間隙，?。?
7) 工作長(zhǎng)度
8) 彈簧長(zhǎng)細(xì)比
注意，彈簧一端固定，另一端自由轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)，b<3.7彈簧才能穩(wěn)定
9) 彈簧扭轉(zhuǎn)應(yīng)力的驗(yàn)算
大彈簧
小彈簧
兩者均小于許用扭轉(zhuǎn)應(yīng)力，因此合格。
3 TY220轉(zhuǎn)向制動(dòng)器設(shè)計(jì)
3.1 制動(dòng)器的設(shè)計(jì)要求
（1）工作可靠，主要零件與操縱機(jī)構(gòu)應(yīng)有足夠的強(qiáng)度，以避免失效時(shí)造成事故；
（2）操縱省力，操縱行程不宜過大，因此在大型履帶式車輛的制動(dòng)系統(tǒng)中裝有制動(dòng)加力器；
（3）應(yīng)有制動(dòng)鎖定裝置，使履帶式車輛在坡道上停車；
（4）制動(dòng)器不會(huì)自剎，制動(dòng)轉(zhuǎn)矩的產(chǎn)生應(yīng)與操縱力成正比；
（5）制動(dòng)帶磨損后應(yīng)便于調(diào)整。
3.2 制動(dòng)器設(shè)計(jì)容量的確定
制動(dòng)器的設(shè)計(jì)容量按配合轉(zhuǎn)向進(jìn)行制動(dòng)和坡道制動(dòng)兩種工況確定。
3.2.1 履帶式車輛單邊制動(dòng)轉(zhuǎn)向時(shí)的制動(dòng)轉(zhuǎn)矩
履帶式車輛制動(dòng)器主要和經(jīng)常出現(xiàn)的工況是配合轉(zhuǎn)向進(jìn)行制動(dòng)。以原地轉(zhuǎn)向時(shí)的單邊制動(dòng)工況，計(jì)算制動(dòng)轉(zhuǎn)矩。履帶式車輛在平地空載穩(wěn)定轉(zhuǎn)向時(shí)，=0，,M
.制動(dòng)器制停慢側(cè)履帶的制動(dòng)轉(zhuǎn)矩為：
(3.1)
式中 Gs——履帶車輛使用重量；
U——轉(zhuǎn)向阻力系數(shù)；
——驅(qū)動(dòng)鏈輪節(jié)圓半徑；
L——履帶支承長(zhǎng)度；
B——軌距；
——最終傳動(dòng)傳動(dòng)比；
——滾動(dòng)阻力系數(shù)。
==3406.2563
3.2.2 坡道制動(dòng)時(shí)的制動(dòng)轉(zhuǎn)矩
履帶式工程車輛爬坡時(shí)，如果出現(xiàn)發(fā)動(dòng)機(jī)熄火等臨時(shí)故障，制動(dòng)器應(yīng)能將車輛制停在坡道上，以免發(fā)生事故。在坡道上制停車輛一側(cè)制動(dòng)器所需的制動(dòng)轉(zhuǎn)矩Mm2為：
=
式中：——坡道的最大坡度角，履帶推土機(jī)=30
==1480.98
故取=3406.2563
3.3 帶式制動(dòng)器的結(jié)構(gòu)類型
轉(zhuǎn)向制動(dòng)器采用浮動(dòng)式制動(dòng)器，這種制動(dòng)器的制動(dòng)帶兩端的固定點(diǎn)是浮動(dòng)的，制動(dòng)時(shí)，依據(jù)制動(dòng)鼓的旋轉(zhuǎn)方向不同，杠桿的支點(diǎn)自動(dòng)改變，使踏板拉動(dòng)的總是松邊，因此操縱比較省力，制動(dòng)效應(yīng)好。
3.4 基本參數(shù)的確定
制動(dòng)鼓的半徑R、制動(dòng)帶摩擦襯面寬度b和包角是帶式制動(dòng)鼓的基本參數(shù)。R的大小往往取決于轉(zhuǎn)向離合器鼓，襯面寬度b則應(yīng)根據(jù)磨損即單位壓力q確定。
假設(shè)制動(dòng)帶是一根撓性帶，不考慮制動(dòng)帶剛度對(duì)制動(dòng)摩擦力矩與單位壓力q的影響，則單位壓力q和制帶拉力S之間的關(guān)系
=
摩擦襯面的磨損還與單位滑磨功Wt有關(guān)，Wt是單位面積上的摩擦力和滑磨速度的乘積其最大值在緊邊處，即：
=
式中 ——摩擦系數(shù)，對(duì)銅絲石棉制動(dòng)帶，濕式取=0.08；
V——制動(dòng)鼓的圓周速度，按最高檔計(jì)算
制動(dòng)器基本參數(shù)確定：
（1） 制動(dòng)鼓的半徑R增加，可使拉力,和、減少，當(dāng)然操縱力也可減少。但在采用轉(zhuǎn)向離合器為轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)時(shí)，轉(zhuǎn)向離合器的從動(dòng)鼓即制動(dòng)鼓。
（2） 增加包角，可以減少操縱力與磨損，濕式包角=340
（3） 增加摩擦襯面寬度b，查相關(guān)資料b一般取100mm左右，
（4） 制動(dòng)帶鋼帶的厚度取14mm
?
4 TY220終傳動(dòng)設(shè)計(jì)
4.1 終傳動(dòng)方案的確定及結(jié)構(gòu)特點(diǎn)
4.1.1 確定方案
一級(jí)直齒圓柱齒輪與一級(jí)行星齒輪的雙級(jí)傳動(dòng)，該行星傳動(dòng)具有結(jié)構(gòu)緊湊，傳動(dòng)效率高優(yōu)點(diǎn)。
4.1.2 機(jī)構(gòu)特點(diǎn)
a.離地間隙小
b.剛度要求較高
c.有良好的密封性
4.2 終傳動(dòng)強(qiáng)度計(jì)算載荷的確定
根據(jù)前面結(jié)論，可直接按地面附著條件計(jì)算，?。?
(3.2)
4.3 第一級(jí)終傳動(dòng)設(shè)計(jì)
考慮到?jīng)_擊載荷大，對(duì)齒輪進(jìn)行滲碳淬火，滲碳層的厚度為齒根厚度的10～15%，且不能大于1.5～1.8mm，滲碳后表面硬度為HRC58～62，大小齒輪為硬齒面，選材為，精度等級(jí)選用7級(jí)。
4.3.1 初步確定主傳動(dòng)齒數(shù)
主動(dòng)齒數(shù)
傳動(dòng)比
被動(dòng)齒輪
取
實(shí)際傳動(dòng)比為
4.3.2 按齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算
(1) 初選小齒輪分度圓直徑
mm
1）初選載荷系數(shù)，；
2）小齒輪傳遞扭矩；
3）齒寬系數(shù)可按推薦選取；
4）材料彈性系數(shù)可由表10-6查得；
5）由圖10-21e按齒面硬度60HRc可查得大、小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限；
6）由式10-13計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：
轉(zhuǎn)速，則
，
；
7）由圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù)，；
8）計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力，取失效率為1%，安全系數(shù)S=1，由式10-12可得：
，
；
計(jì)算小齒輪分度圓直徑，代入較小者，則：
(2) 校正分度圓直徑
1）計(jì)算圓周速度
2）計(jì)算齒寬
3）計(jì)算齒寬與齒高比
4）計(jì)算載荷系數(shù)
根據(jù)，7級(jí)精度，由圖10-8查得動(dòng)載系數(shù)
對(duì)直齒輪，假設(shè)，由表10-3查得
5）由表10-2查得使用系數(shù)
6）由表10-4查得
7）由圖10-13查得
故載荷系數(shù)
則按實(shí)際載荷系數(shù)校正所得分度圓直徑為：
那么模數(shù)為：取m=9
4.3.3 按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度公式
(3.3)
1） 由圖10-20d查得大小齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度極限
2） 由圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù)，
3） 計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力，取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.25，由式10-12可得：
4） 計(jì)算載荷系數(shù)
5） 查取齒形系數(shù)，由表10-5查得，
6） 查取應(yīng)力校正系數(shù)，由表10-5查得，
7） 計(jì)算大小齒輪的，并加以比較，計(jì)算時(shí)取較大者：
由以上數(shù)據(jù)可計(jì)算模數(shù)，即：
對(duì)比計(jì)算結(jié)果，按標(biāo)準(zhǔn)選取模數(shù)為
4.3.4 齒輪的幾何參數(shù)計(jì)算
分度圓直徑為：
計(jì)算中心距：
齒寬：，取，對(duì)于與小齒輪嚙合的大齒輪，其齒寬通常比小齒輪每側(cè)窄5mm左右，所以，大齒輪齒寬?。?
4.3.5 齒輪的變位系數(shù)
第一級(jí)齒輪傳動(dòng)采用高度變位
計(jì)算最小變位系數(shù)
(3.4)
標(biāo)準(zhǔn)齒輪不發(fā)生根切現(xiàn)象的最小齒數(shù)是齒頂高系數(shù)及分度圓壓力角的函數(shù)，即，當(dāng)，時(shí)，，所以就有：
變位系數(shù)為
1) 基圓直徑
2) 由于變位是等變位變位齒輪傳動(dòng)，所以：
實(shí)際中心距：
中心距變動(dòng)系數(shù)
嚙合角
3) 齒頂高
4) 齒根高
5) 齒頂圓直徑
6) 齒根圓直徑
7) 分度圓齒厚
8) 節(jié)圓直徑
4.4 第二級(jí)終傳動(dòng)設(shè)計(jì)
4.4.1 確定第二級(jí)終傳動(dòng)的傳動(dòng)比
4.4.2 行星排參數(shù)的計(jì)算
(1) 行星排特性參數(shù)的確定
用于終傳動(dòng)的行星排，通常都為太陽輪輸入，齒圈固定，行星架輸出，如圖4.1。
圖4.1 行星排示意圖
因此可由轉(zhuǎn)速方程：
可以解得：
所以
(2) 太陽輪的模數(shù)
齒輪的模數(shù)通常由強(qiáng)度決定。在行星機(jī)構(gòu)中，由于內(nèi)齒圈與行星輪嚙合時(shí)的綜合曲率半徑較大，齒圈齒根部分的齒厚也較大，內(nèi)齒圈的強(qiáng)度是較大的，通常只考慮太陽輪與行星輪之間的傳動(dòng)強(qiáng)度，因此，行星機(jī)構(gòu)的齒輪模數(shù)值可根據(jù)太陽輪與行星輪嚙合傳遞的負(fù)荷大小，由強(qiáng)度公式初算，也可參照已有結(jié)構(gòu)選取，然后再驗(yàn)算。
參照已有產(chǎn)品，取模數(shù)，有結(jié)構(gòu)定齒圈Dq=538，則Zq=
特性參數(shù)=(1.5-4.5)取=3.3
Zt=
實(shí)際值=60/18=3.333
(3) 行星排各齒輪的齒數(shù)
行星機(jī)構(gòu)齒輪的齒數(shù)必須符合下列三個(gè)條件：
1）共軸條件：保證在工作中齒圈、太陽輪和行星輪能同時(shí)正確嚙合的條件，亦即設(shè)計(jì)應(yīng)使太陽輪與行星輪的中心距等于行星輪與內(nèi)齒圈的中心距。
即：，
且，可得到標(biāo)準(zhǔn)齒輪的共軸條件為：
所以：
2）裝配條件：保證裝配后行星輪均勻的分布在圓周上，能正確的同時(shí)與太陽輪和內(nèi)齒圈嚙合的條件：
取行星齒輪的個(gè)數(shù)為，則：，滿足裝配條件。
3）鄰界條件：保證兩相鄰行星齒輪間有一定的間隙而不致發(fā)生齒頂干涉亦即：
其中：為齒頂高系數(shù)，則：
滿足相鄰條件。
(4) 行星排外嚙合傳動(dòng)幾何計(jì)算
1）分度圓直徑
2）最小變位系數(shù)的確定
當(dāng)，時(shí)，則：
取變位系數(shù)
3）由于是等變位齒輪傳動(dòng)，所以：
標(biāo)準(zhǔn)中心距
4）基圓直徑
5）齒頂高
6）齒根高
7）齒頂圓直徑
8）齒根圓直徑
9）分度圓齒厚
10）節(jié)圓直徑
11）分度圓分離系數(shù)
12）齒頂高降低系數(shù)
13）齒寬，
4.4.3 行星排強(qiáng)度的計(jì)算校核
(1) 行星排太陽輪扭矩的計(jì)算
由前所述，太陽輪的扭矩亦由地面附著條件來確定，所以其扭矩為：
(2) 齒面接觸疲勞強(qiáng)度的校核
1）齒輪選材為，精度等級(jí)為7級(jí)；
2）轉(zhuǎn)矩；
3）按推薦選取齒寬系數(shù)為；
4）由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)；
5）由圖10-21e按齒面硬度60HRc可查得大、小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限；
6）由式10-13計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：
轉(zhuǎn)速，則
，
；
7）由圖10-19查得接觸疲勞壽命系數(shù)，；
8）計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力，取失效率為1%，安全系數(shù)S=1，由式10-12可得：
，
；
9）由標(biāo)準(zhǔn)直齒輪，
10）計(jì)算載荷系數(shù)
計(jì)算圓周速度
計(jì)算齒寬
，
取，行星輪齒寬取
計(jì)算齒寬與齒高比
計(jì)算載荷系數(shù)：
根據(jù)，7級(jí)精度，由圖10-8查得動(dòng)載系數(shù)；
對(duì)直齒輪，假設(shè)，由表10-3查得；由表10-2查得使用系數(shù)
由表10-4查得
由圖10-13查得
故載荷系數(shù)
所以，齒面的接觸應(yīng)力為：
，故，齒面的接觸疲勞強(qiáng)度合格。
(3) 齒根彎曲疲勞強(qiáng)度的校核
1）由圖10-20d查得大小齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度極限
2）由圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù)，
3）計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力，取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.25，由式10-12可得：
4）計(jì)算載荷系數(shù)
5）查取齒形系數(shù)，由表10-5查得，
查取應(yīng)力校正系數(shù)，由表10-5查得，
那么齒根的彎曲應(yīng)力為：
因此，齒根的彎曲疲勞強(qiáng)度合格
綜上所述，可見，所取的齒輪滿足設(shè)計(jì)，強(qiáng)度要求。
5 軸的設(shè)計(jì)校核
5.1 終傳動(dòng)第一級(jí)傳動(dòng)軸的校核
5.1.1 結(jié)構(gòu)如下圖5.1所示
圖5.1 第一級(jí)傳動(dòng)軸的結(jié)構(gòu)形式
5.1.2 力學(xué)模型如下圖5.2所示
圖5.2 第一級(jí)傳動(dòng)軸力學(xué)模型
5.1.3 齒輪受力計(jì)算
圓周力
徑向力
5.1.4 軸承受力
(1) 垂直面內(nèi)
解得：
(2) 水平面內(nèi)
解得：
5.1.5 做彎矩，扭矩圖
(1)按許用應(yīng)力計(jì)算：
查表16-3查的[]=150Mp []=90Mp
應(yīng)力矯正系數(shù)=
當(dāng)量轉(zhuǎn)矩
(2)合成力矩
(3)當(dāng)量彎矩
圖5.3 第一級(jí)傳動(dòng)軸彎矩、扭矩圖
5.1.6 第一級(jí)傳動(dòng)軸彎扭合成強(qiáng)度的校核
許用應(yīng)力為
按第三強(qiáng)度理論校核軸在彎曲、扭轉(zhuǎn)組合下的強(qiáng)度：
式中：W——抗彎截面系數(shù)，
則：
因此，終傳動(dòng)第一級(jí)傳動(dòng)，軸合格。
5.2 終傳動(dòng)軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)與校核
5.2.1 結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)如下圖5.4所示
圖5.4 終傳送軸的結(jié)構(gòu)形式
5.2.2 受力分析
終傳動(dòng)軸與機(jī)體過贏配合，相當(dāng)于固定端，認(rèn)為端點(diǎn)在殼體的外緣，終傳動(dòng)軸在輪轂的作用下，只受彎矩作用。終傳動(dòng)軸的受力模型如下圖5.5：
圖5.5 終傳動(dòng)軸的受力模型
終傳動(dòng)軸受力主要有（橫坡轉(zhuǎn)向工況）：
1）推土機(jī)的一部分重量（不包括行走系的重量）
（值計(jì)為20000，后半軸承重）
2）有履帶張緊拉力引起的2
式中：
——單位長(zhǎng)度履帶板重 取
——履帶支承間的最大距離
——履帶板節(jié)距
所以：
3）轉(zhuǎn)向阻轉(zhuǎn)矩引起的載荷，一側(cè)承受
式中
——轉(zhuǎn)向阻力系數(shù)
——整機(jī)使用重量
——履帶支承長(zhǎng)度
4）履帶上方區(qū)段和驅(qū)動(dòng)段的張緊拉力
5）快速側(cè)驅(qū)動(dòng)段的驅(qū)動(dòng)力
5.2.3 畫出終傳動(dòng)軸的彎矩圖
處的垂直面彎矩
處的水平面彎矩
處的合成彎矩
處的垂直面彎矩
處的水平面彎矩
處的合成彎矩
做彎矩圖，如圖4.6：
圖5.6 終傳動(dòng)軸的彎矩圖
5.2.4 終傳動(dòng)軸的校核
選危險(xiǎn)截面如圖所示，選三個(gè)危險(xiǎn)截面
彎曲應(yīng)力計(jì)算
參考資料，擺動(dòng)軸的許用彎曲應(yīng)力為
顯然危險(xiǎn)截面彎曲應(yīng)力均小于許用彎曲應(yīng)力，故半軸是安全的，校核合格。
6 軸承的與校選型核
6.1 中央傳動(dòng)的軸承的校核
6.1.1 軸承的選擇
軸承選用圓錐滾子軸承，型號(hào)為：30314，主要尺寸為：
d=70mm D=150mm B=35mm C=30mm a=30.6mm
e=0.35 Cr=218KN
6.1.2 力的計(jì)算
軸承的布置形式如下圖6.1所示：
圖6.1 軸承的布置形式
作用在大錐齒輪上的圓周力，徑向力，及軸向力
6.1.3 壽命計(jì)算
附加軸向力
則：
所以軸承有右移的趨勢(shì)，使軸承“壓緊”，由平衡關(guān)系，可求出軸承上的軸向力，即軸承2受的軸向力為：
軸承1只承受附加軸向力：
確定x,y的值：
故查表可得：
查表可得
動(dòng)載荷系數(shù)fc查表可得
當(dāng)量動(dòng)載荷P為：
計(jì)算軸承壽命：
轉(zhuǎn)速n=274r/min
因此，軸承合格。
6.2 終傳動(dòng)軸承的校核
6.2.1 終傳動(dòng)部分主要軸承布置如下圖6.2所示：
圖6.2 終傳動(dòng)部分軸承的布置
這些軸承選用圓柱滾子軸承
6.2.2 各軸承的壽命校核
（1）對(duì)于軸承，型號(hào)為：NF224E，其主要參數(shù)為：
d=120mm D=215mm B=40mm
=100mm Cr=322KN
其受力模型為下圖6.3所示：
圖6.3 軸承1的受力模型
對(duì)于圓柱滾子軸承，可認(rèn)為
則：
動(dòng)載系數(shù)
當(dāng)量載荷為
轉(zhuǎn)速n=274r/min
則：此軸承滿足要求，合格。
(2)軸承2，型號(hào)選為NF327，其基本參數(shù)為：
d=140mm D=300mm B=62mm
=180mm Cr=545KN Cor=690KN
轉(zhuǎn)速
，當(dāng)量載荷為
動(dòng)載系數(shù)
則，此軸承滿足要求，合格。
（3）軸承3，型號(hào)選為：NF336，其參數(shù)為：
d=220mm D=400mm B=65mm
=270mm Cr=702KN Cor=1050KN
當(dāng)量載荷可以認(rèn)為與一級(jí)傳動(dòng)被動(dòng)齒輪上的軸承的受力相同，且在選擇軸承的型號(hào)時(shí)，有一定的裕度，固不用校核，肯定滿足。
（4）軸承4的校核，軸承4的型號(hào)參數(shù)與軸承3相同，
轉(zhuǎn)速
動(dòng)載系數(shù)，當(dāng)量載荷為：
則，此軸承滿足要求，合格。
（5）軸承5的校核，型號(hào)選擇為：NF2310E，其基本參數(shù)為：
d=50mm D=110mm B=40mm
=65mm Cr=155KN Cor=185KN
由行星排內(nèi)轉(zhuǎn)矩方程
行星架所受的力為：
每個(gè)行星軸軸承所受的力為：
轉(zhuǎn)速
當(dāng)量載荷為
動(dòng)載系數(shù)
則，此軸承滿足要求，合格。
（6）終傳動(dòng)中還有一調(diào)心滾子軸承，如1號(hào)圖所示，選用型號(hào)為NF 2310，其基本參數(shù)為：
d=120mm D=200mm B=62mm
Cr=290KN Cor=572KN
轉(zhuǎn)速
動(dòng)載系數(shù)，當(dāng)量載荷為：
則，此軸承滿足要求，合格。
7 鍵的設(shè)計(jì)與校核
7.1 一級(jí)終傳動(dòng)主動(dòng)軸上的漸開線花鍵校核
花鍵的基本參數(shù)如下表7-1： （參考<4>P108-109）
表7-1 主傳動(dòng)軸上漸開線花鍵的參數(shù)
齒形
漸開線
齒高
h = m
6
模數(shù)
m
6
齒數(shù)
Z
10
壓力角
工作直徑
D=m(Z+1)
66
精度
4級(jí)
能傳遞的扭矩：
所以該花鍵合格。
7.2 終傳動(dòng)主動(dòng)軸上的矩形花鍵的校核
此處花鍵參數(shù)為
能傳遞的扭矩的大小為：
式中
——載荷不均勻系數(shù) 取
——齒數(shù)
——齒的工作高度h=3mm
——齒的接觸長(zhǎng)度
——平均半徑
則：
所以花鍵合格。
7.3 太陽輪上的漸開線花鍵校核
花鍵的基本參數(shù)如下表7-2：
表7-2 太陽輪上漸開線花鍵的參數(shù)
齒形
漸開線
齒高
h = m
5
模數(shù)
m
5
齒數(shù)
Z
35
壓力角
工作直徑
D=m(Z+1)
180
精度
4級(jí)
能傳遞的扭矩：
所以該花鍵合格。
7.4 齒圈固定花鍵的校核
花鍵基本參數(shù)如下表7-3：
表7-3 齒圈固定花鍵的基本參數(shù)
齒形
漸開線
齒高
h = m
5
模數(shù)
m
5
齒數(shù)
Z
42
壓力角
工作直徑
D=m(Z+1)
215
精度
4級(jí)
能傳遞的扭矩：
所以滿足要求。
8 螺栓的選擇與校核
8.1 驅(qū)動(dòng)鏈輪上的聯(lián)接螺栓校核
由于驅(qū)動(dòng)鏈輪上的螺栓為受剪螺栓，需保證聯(lián)接的擠壓強(qiáng)度和螺栓的剪切強(qiáng)度，故只對(duì)其進(jìn)行擠壓強(qiáng)度和剪切強(qiáng)度的校核。
，數(shù)目為24個(gè)，成圓形均勻分布。
每個(gè)螺栓所受工作剪力的確定
許用切應(yīng)力與許用擠壓應(yīng)力的確定
螺栓材料選用鋼，其。
則
其中、為安全系數(shù)。
強(qiáng)度校核
螺栓桿與孔壁的擠壓強(qiáng)度為：
螺栓桿的剪切強(qiáng)度為：
式中 ——螺栓剪切面的直徑（可取為螺栓孔的直徑）單位為；
——螺栓桿與孔壁擠壓面的最小高度，。
螺栓聯(lián)接件的剪切強(qiáng)度與擠壓強(qiáng)度均符合要求
8.2 齒圈聯(lián)接螺栓校核
初選，數(shù)目為40個(gè)，成圓形均勻分布。
拉應(yīng)力
式中：——預(yù)緊力；
——計(jì)算直徑；
預(yù)緊力
其中 ——摩擦傳力的可靠系數(shù)，；
——螺栓所受橫向力；
——接合面摩擦系數(shù)，對(duì)于鋼鐵，干燥時(shí)，取，有油時(shí)，取；
——接合面數(shù)目；
——螺栓數(shù)目；
所有螺栓所受的橫向力
則單根螺栓的預(yù)緊力N
計(jì)算直徑
式中 ——螺栓外徑
——螺栓牙型的高度，對(duì)于普通螺栓，取
則
拉應(yīng)力
螺栓材料為鋼，為塑性材料，可按第四強(qiáng)度理論求出螺栓預(yù)緊狀態(tài)下的計(jì)算應(yīng)力為：
螺栓的許用拉應(yīng)力的確定
則，螺栓強(qiáng)度符合要求。
8.3 一級(jí)終傳動(dòng)大齒輪聯(lián)接盤螺栓校核
由于聯(lián)接盤螺栓為受剪螺栓，需保證聯(lián)接的擠壓強(qiáng)度和螺栓的剪切強(qiáng)度，故只對(duì)其進(jìn)行擠壓強(qiáng)度和剪切強(qiáng)度的校核。
，數(shù)目為16個(gè)，成圓形均勻分布。
每個(gè)螺栓所受工作剪力的確定
許用切應(yīng)力與許用擠壓應(yīng)力的確定
螺栓材料選用鋼，其。
則
其中、為安全系數(shù)。
強(qiáng)度校核
螺栓桿與孔壁的擠壓強(qiáng)度為：
螺栓桿的剪切強(qiáng)度為：
式中 ——螺栓剪切面的直徑直徑（可取為螺栓孔的直徑）單位為；
——螺栓桿與孔壁擠壓面的最小高度，。
螺栓聯(lián)接件的剪切強(qiáng)度與擠壓強(qiáng)度均符合要求
9 密封與潤(rùn)滑
9.1 中央傳動(dòng)部分的潤(rùn)滑與密封
9.1.1 密封
由于所需密封的構(gòu)件均有相對(duì)轉(zhuǎn)動(dòng)，所以均采用油封圈。
9.1.2 潤(rùn)滑
橋箱中裝有潤(rùn)滑油，大錐齒輪浸在其中，當(dāng)其轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)，就帶動(dòng)箱中的油進(jìn)行飛濺潤(rùn)滑軸承和其他零部件。
9.2 終傳動(dòng)部分的潤(rùn)滑及密封
9.2.1 密封
對(duì)于旋轉(zhuǎn)件與靜止件之間采用浮動(dòng)油封，和迷宮油封的組合油封，對(duì)于其他連接處采用型密封圈密封。
9.2.2 潤(rùn)滑
采用飛濺潤(rùn)滑，由齒輪將油帶起飛濺到各處，從而對(duì)各零件進(jìn)行潤(rùn)滑。