履帶式推機變速動系統計畢業設計文式變動系計要變速箱使土機可變換檔，以不的牽力和行駛度工作實現進退行，以及掛空時切斷發機傳驅動輪的力。變箱有同的結構型，基上分兩大類，與摩離合器配的機械變速和與液力矩器配的動換檔變速(有定式與行式兩)，者是在切斷傳系動力情況換檔的，者則用變速箱的換檔合器不一切斷動系動的情下換檔。不論采用種傳動式，大限度地高推土動力性經濟保證推土機有大生產都是最終目的推土作為牽引工程機的典代表，追求速與負荷間的自應能充分用發動機率,提高作業生產率降低比耗，追求最大動力、經濟性作業生率，就是說發機功率得到分發揮，動系應有較高效率，機應較好的作生產率而上三者都與土機動系統有密切的系。次設計通參照典的幾工程機械構，裝載、小D155A履帶推土機TY180推機等設計了配液力變器的軸式動力擋變速箱、轉離合器行星雙級終轉，并齒輪進行計算及核。關鍵字：帶式推機；變速箱；行星式；引式1bstractysub-transmission,canbedividedintomechanicalbulldozer,hydrostaticbulldozersandhydraulicmechanicalbulldozer.Nomattertransmissionmaximizepowereconomybulldozers,toensuremaximumproductivitybulldozersaretheultimategoal.Bulldozers,constructionmachinery,Tractiontypicalofspeedandloadonlybetweenthepursuitofadaptivecapacity,fulluseofenginepower,improveoperationalproductivity,reducethespecificfuelconsumption,thatmaximizethepower,economy,jobproductivity,thatis,thatshouldbefullenginepower,transmissionefficiencyshouldbehigher,thewholeoperationshouldhavebetterproductivity,thesethreewiththebulldozeriscloselyrelatedtotransmission.Thedesignofseveralprojectsbyreferencetotypicalmechanicalstructure,astheloaders,KomatsuD155Abulldozer,C5-6-typetransportbulldozers,shovelisdesignedwithafixedaxistorqueconverterpowershifttransmissionbox,turnedtotwo-stageclutch2gearforcalculationchecking.Keywords:crawlertractors,fixed-axisgearbox,dual-stageplanetaryfinaldrive.目

錄第一章緒...................................................11.1題的背及課題究意義...........................1.2.1內研制現.........................................21.2.2外發展現.........................................21.3課題解決的題..................................4第二章傳系統的確.........................................42.1動系述.........................................42.2種典的傳動統..................................52.3速箱..............................................832.4合器.............................................122.5終傳...........................................14第三章傳系統參數確定....................................173.1位與動路線.....................................173.2速箱要參數確定...............................183.3齒圓齒輪的算及校...........................213.4軸計算..........................................29第四章結..................................................35參考文獻..............................................35致謝..................................................384第一章

緒

論1.1選的背及課研究意義推土機是種工程輛，方裝有大的金推土刀，用時放推土刀，向鏟削并送泥沙及石塊，推刀位置和度可以整。土機能單完成挖、運和卸土工，具操作靈活轉動方、所工作面小行駛速快等點。其主適用一至三類的淺挖運，場地清理平整，挖深不大的基以及填，筑高度不的路基。變速箱是土機的要組部分，它實現扭減速，低發動轉速，增大矩；變變速工程機械業時牽引阻力化范圍，而燃機轉速扭矩的化范不大，即用夜機械式傳，采用液力矩器也不滿足要，因必須通過換變箱排擋以變傳動的傳比，改變程機械牽引和運行速，以應阻力的化；也實現檔，以利發動機動和動機不熄的情下停車；能實現檔，改變運行向。隨著推土行業高發展推土機零件制商面臨著格的技法規約束以降低成等壓，因此，量最、體積最等輕量指標經成為考變速器產企競爭力的要依，所以它是影響車性的重要因之一。速器質量一直是推機行業競的焦點對變器的研究放也越越顯舉足輕重計算機虛現實技，為車專業教中出的實訓設投入不提供了某種術手段因此論文將通solidworks、ADAMS等軟件型推土機速箱進建模仿真，將速器內部結構視化，供先性的實訓段和工,少實訓設的投入,少原材料消耗和費。1.2國內外推土發展概11.2.1國內研制現狀近年來著工建筑施工露天礦開采規的不擴大,石方程作業量增加使國履式推土機到迅發展。但國輪式載機業起步較，其制技術陸續從美、德和日本等家引進。總表現為1缺乏高科含量，品質不穩定，次低（2設備的靈活性、舒性較差3用途單，產規格中間兩頭小隨著年來先進技術不斷引，我推土機行的發持續進步其作業能、靠性、修性安全及燃料經性有了顯的高,微子技術正向推土機滲透,機電一體方向發。1.2.2國外發展狀50年代履式推機功率只74kW,種規格不發展快,年代初出現了301.5kW的推土機.隨著源開發和型建筑程提高產率需要繞高效率低成本核心開了大型、液壓化和電一化的履帶式推土。（）美卡特勒公司1977年末該公司出522kWD10型推土機后繼又推574kW的D11N推土機使該司來地面的沖和振附加載荷履帶行走機構所帶來不良影,后繼續開了新型非等三角形式，架驅動鏈輪式應用履帶布的推機,而抬高驅動輪,后將性懸掛行走裝置作用傳動機，取了傳統“輪一”這種布結構形。其要特點是帶接地積大使單鏈節所受擊力減50%驅動輪高所受負荷由走裝置架和軸吸收而傳給傳動系統;防由于動鏈輪夾帶泥碎石而生附磨損;使得它的承能力高,并有較高較好的穩性和運機動活性;履和傳動統檢修速方從1978年到1992年末共生產多臺2目前從D4H到D11N成、HN三大列在此基礎發展了HⅡ列的新產,用模塊式構動傳動系差轉向構EMS電子操作系,舒適的駕室和較的潤點。在當國際程機械行居主導位。（）日小松司1975年推出56kW的D455A型推土;緊著又在1981年出755kW的D555A型土機，點為國世界工機械博會上;552kW的D475A-1型推土機1986年推圖,品的不更新使得日本松公司推土名聲遠揚，著574kW的D475-2型土機的推，半性履帶行裝置也得以應用大容量的推鏟和大的松器也安裝來,裝有電子測系統更是得首次使,履打滑的題也減了,牽引力也到加強,產能力和生效率也斷加,靠性加強便言而喻。松的美公司在最近更是出了超型的土機,功達到了人的845.8kW機重為142.6t,機身有推土為68.5m,這種推土機問世，是進步擴大了了生產能和生產率。（）德利勃爾公司靜液壓履推土機該公的主打產。種推土機有結構單、修簡化的點;將柴油動機轉速傳感進行改從而過對行走壓泵電子行控制將發機功率利用率到最大,而防止發動機過載運,免發動機載而壞，所履帶都通過電控制履帶經變量柱的馬達獨驅,進提高推土機的動性;走臺架用最減震懸掛術,裝在樞上的性結構裝和平衡能夠效地吸收震動效果從而得機運轉平穩;重心低,行駛穩定也較好的工裝置外形計較為理結構分堅子智控制裝對整液壓和系統進行自操控。論是它作為松作業作還是轉物料來用，款機器始都保證優的動效率，僅降了燃油消，減小環境3染，同時長了發機的用壽命。級別推土機中年來唯的靜壓驅動的型，豐的實經驗，PR7641.3課題解決的問本文首先定變速主要件的結構式和要設計參，在分變速器各部結構形、發過程及其往形的優缺點基礎上確定總體設計案，采傳統計方法對速器輪和軸進設計計，設出一種基符合要的前5后4定軸變速。本文主完成下一些主要工：1.查閱相文獻，完開題報；草擬變速器動方；3.定變速器的主參數；4.計算各位齒數數；5.行變速主要部件的強度校核；6.繪裝配。第二章動系統的確定2.1傳動概述4傳動系統類型有機械、液力機式、液壓式和動輪式在一般鏟運械中，多數機械式和力機式傳動系，挖掘有用液壓式傳該系統機械式、力式機傳動統一般包：離器、液力矩器（械式傳動系沒有變速箱分動箱萬向動裝置、動橋最終傳動部分。但非所有傳動統都包括些部。如推機傳系統中只有離器、變箱、動橋和最傳動自行式液壓運機傳系統中沒離合器分動。從分析同機的傳動系可知，動系組成和布型式，決于程機械的體結形式及傳系統本結構式等許多素。2.2幾種典型傳系2.2.1履帶推土機式動統如圖2.2.1所示TY180帶推土機動系統，它代了一般帶推機機械式動系統置形式。從圖可看到柴油1向前，與之連接的是主離合2。過聯軸3動力主離合傳給了變速箱4，變箱是斜齒常嚙合、套換檔械式速箱前進五后退四檔變速箱輸軸和主動器(稱中傳動)動錐齒輪成一，動力經一對5圖2.2.1常嚙合錐輪5，旋轉90°，經向離合器6、終傳動傳給了動鏈輪8。由中可見，傳動器轉向臺器都裝一個殼里，為驅動橋。圖中也看到變速箱輸軸后可把動力播輸出是用驅動附件動力輸處。2.2.2輪胎裝載液機式動統圖示為輪裝載機力機械傳動統，是這種式傳動系統典型布。縱后置柴油1通液力變器9將動力傳變速箱3變速箱是星式動換檔變箱，二個行星，變速經向傳動裝4、將動力傳給、后驅橋5、，通過終傳（也稱輪邊圖2.2.2減速器在圖中以看到變速箱的動力是通過對常嚙齒輪10將動力分傳給前、后動，輪對常嚙齒輪及所在體稱為分箱，一般都與速箱連一體在分動箱，可根據需要變速箱力傳前、后驅橋或只給前。圖中11表示的個齒輪動副為“三合6一”機構用來解拖起、柴油機熄火后向和制等問。2.2.3全液壓式動統全液壓式動系統有：構簡單、重輕、操輕便工作效率高、容改進變等優。圖示為臺小液壓裝載機傳示意圖柴油1通分動箱2直帶動5個液壓泵，中兩個雙變量塞泵供行走裝置中柱塞達4用兩個助齒輪

圖泵9作為行走置液系統補油，另個齒輪泵5供作裝用。從圖中可看到行走裝是由塞馬達4通過速箱7驅動個行輪6。有的工程械，有液壓馬直接帶行走輪從而進步簡傳動系統全液壓傳系統預在液元件有新發展況卜，會更大的破。綜上所述此次設最終照型帶式推土變速系，其送系統圖圖2.2.4所。7圖圖中1-柴油機，2-液變矩器3-速箱，4油泵，轉向離合，7-終傳動。2.3變速工程機械廣泛采的柴機(活塞式內機)，其矩變化圍較，而工程機使用情則十復雜。為解決種矛盾，傳動系中設變速箱。變速箱分方法很，除上述根檔數多分為有式和級式以外還可根據擋方法成機換檔(稱非力換檔)速箱動力換檔速箱。在動換檔變箱中又可根據輪傳型式分為軸式或稱線固定式或多多片離器式和行齒輪或稱軸旋轉式)種。變速箱檔越多，示這工程機械不同業或行駛件的適性就越好。使傳動在一范圍內連變化任意值，傳動比一定圍內為無多的變箱，為無級變。鏟運輸機械使用的級變箱大多為液傳動液力矩器。2.3.1非動力換變箱圖所為TY120推土變速傳機構TY120土機速箱非動力換變速箱用移齒輪的方進行檔，具有個前進和四倒退檔。速箱殼固定后橋殼上其上有加油口量油尺下部有放油螺13。主動軸前端由緣和離器軸相，力即由輸入后端出變速箱外，面固定小齒8，用來動液壓縱器的油泵花鍵部分連接動力出機構。主軸中間鍵部分有三個輪：進檔主齒輪3、檔主動輪4和五檔主齒輪。齒輪、4裝在上而齒可沿軸向動。前檔主齒輪3和惰輪中間輪18常嚙齒輪副。8圖中間軸上用花套裝著15、、、29和等個滑齒輪。齒輪15為中軸的動齒輪它能改推土機行駛向，稱為換向輪齒11和及齒輪與各用螺連成體形成塔(或稱雙齒輪，移時一起軸作向移動。從動軸位于變箱右側，與橋主動齒輪制一體增減調墊片數時，使軸作向移動用以調中央傳裝置錐輪的合間隙。從動上用花固裝齒輪28、2726、25和。上述變速是屬于動齒換檔式變箱，優點是結簡單，動效率高。點是換時，系撥動齒嚙合操縱較重移動距長，以換擋較難；齒既是動齒又是合齒且進入嚙只是一齒，檔時的沖只由一齒承，所以齒易損而影響傳；不能用斜輪，結構緊湊。2.3.2定軸式動換變箱9動力換擋速箱根齒輪動形式又分為定（或稱軸固定式）行星齒（或稱軸旋轉式）種。圖示為載機定軸式力換擋速箱變速箱系平行軸常嚙掄式結構近似于普機械式檔變箱，不問點在采用了個多摩擦離合器傳遞軸齒輪的動力。當合器接時，該離合器軸相接的齒和軸為一體。在合器分時，輪成為空套在上，它軸互分離，不能遞動力離合采用液壓操縱，故檔時較械式換擋機構輕。于摩擦離器的軸向尺寸大，因此兩軸間就不能實多檔變速，般在兩之間只能實現兩檔速，以這種速箱是一個多式變速，適應多檔變速。大部分工機械定式動力換擋速箱全采用擦式離合進行擋，這樣做到了部在負載情況進行換，因提圖高了車輛機動性生產，但這種速箱構較為復，摩擦合器10的數量相地也會增加。2.3.3行星式動換變器上述幾種構變速可以出當檔數加時特別在重鏟運運機械上，變箱將會得很，操縱不。因，近年來鏟土運機械動系統中大量使行星輪式動力檔變箱，不僅重型車上廣采用，而在中小鏟土輸機械上也日增多地采行星齒式動換檔變速。圖2.3.3所為自式液鏟運機傳系簡圖前行排：太陽輪11活塞15連成一，齒圈用花鍵中間II相，行星和輸入軸成一，變速箱的動件當離器C合時行星13、1活塞15太陽輪11連成一體和一起旋。而當摩片式制器接1合時，活15和太陽輪11就被鎖住不能轉。離合和制動具有液操縱有關塞進行合，油壓去除，在位彈簧作下，離器和動器便分。圖第一行星：陽輪16活塞20別以鍵和中間II連齒11圈17面有摩片式制器T在需時制器將齒17動住22行星架18和第二星排齒成一體，后者又第三行星排陽輪25成一體在需要離合器接后，行架18過和塞室2接合而與間軸一起轉第二行星：陽輪花鍵中間軸相連，星架與輸軸制成一，為變箱的動件。齒22上所述第一行星行星18第三星排太輪25連成一體它和太輪25的連接分是套在出軸III面（互接觸通過接部分的鍵和陽輪25成一體在需要時齒圈可由擦片式動器將其鎖住。3第三行星：行星27和輸出軸III用鍵相連和第行星架23一樣，為速箱的動件在需要，擦片式制器T可將齒26鎖住42.4離合離合器的用有以幾點第一，能速、徹地把燃機的動和傳系統分離以防止變速箱換擋齒輪產沖擊第二，能內燃機力和動系柔和接合鏟土運輸械平穩起步；第三，當界負荷劇增時可以利離舍打滑，以止傳動統和內燃機件超載第四，利離合器離可使鏟土運機械時間停車2.4.1TY180土多溫主合器圖2.4.1所為推土機用的片濕式主合器主離合器主動部分飛輪壓盤5主動片。飛帶毛凸，在沿上加工內齒，動片4壓盤5外齒與飛內齒相合，可以與飛一起旋，又可以沿作軸向動，保證其接與分。從動部有主離器軸、從動輪轂從動3等零。12圖2.4.1飛輪中間定有軸座，動輪轂2以內花鍵套軸l的前，以軸支承在飛輪間的軸座中離合器軸1的帶緣一端一滾柱承支，在該軸承裝有油，以止外部泥進入并阻止潤油往外露。從動輪轂的外緣外齒與個從動3的內相嚙合，個從動3以沿從動輪2的外旋轉和軸向移動從動轂2的輪緣成槽形，以聚集冷油，沿槽的圓上鉆小孔，這在槽內集的卻油經小流向離器從片3起冷卻用。離合器軸1中心有油道液壓助器15的油經散器冷卻，從離合器體上的孔，入離合器1內油道去潤滑運動件并冷卻離合器動片從動片由塊燒結銅基末冶金的板鉚而成，在板之間6個碟形彈，均布摩擦平均半徑圓周，因此，動片的面不一個平整平面，是形有6個波峰谷的凹表面，作用是主離13合器接合，比較穩、和。在從片上開有徑向，冷卻動片油液經此流出，于離力，油向甩出使主動片4邊的齒得潤滑，然后重力滴到離器殼底部2.4.2活塞缸旋式合擋板7和缸體3都緊在離器體1上壓力油軸孔入缸體油腔，推動塞4壓縮彈簧并壓內、外擦片和，使合器接；壓力油釋后，裝離合體內的彈2推動活4復位。的另一進油孔是用冷卻和滑摩片的。外連接8通滾動承裝在傳軸上，與齒等傳動連接以傳遞扭。這結構拆裝便，此設計采用這種構離合。2.5最終動最終傳動功用是主傳器傳來的力再次降低轉，增大矩后傳給驅輪，使運機行駛或進各種業。2.5.1TY180帶土最傳14圖2.5.1所為履帶推機采平行軸式終傳，它是由圖2.5.1對圓柱齒、輪轂驅動（鏈輪橫軸外殼體主要件組成。一級主動齒9與軸做一體通過端的錐形鍵與驅盤接，端則通過軸8支撐在殼體18上，與它嚙合的一級從齒輪13用三個平鍵固在第二主動輪7上而組第一級輪組。二級主齒輪7過軸6與分別支在外體和驅動箱體，與第二主動輪相嚙合的二級從齒圈14螺栓固定輪轂上，輪轂是過軸承與15裝在橫16；鏈齒圈用螺栓固在鏈輪轂4，一用6平鍵1:10的度固定輪轂17。橫軸16另一端通外殼壓入驅動箱體牢牢地定在驅橋箱15體中部下，橫軸16的另一端外端）過支架定在車架上。軸16輪轂17的外軸3采用球面滾柱軸，其余采用滾軸承鏈輪輪轂4和殼體18及支架19間的隙，別安裝組浮動油1和防止潤滑外漏和部泥進入最終動殼中。2.5.2行式級傳圖2.5.2中，動盤2-級減主動齒，3-級減從動齒輪齒圈4-級減從動齒轂，5、承，軸8-級減齒輪罩，9-端面動油封10-軸，級減速陽輪，12-二級減速行輪，13-二減速固定圈，動輪，承，16-內面浮動封。圖16平行軸式終傳動行星式最終傳相比在一定的動比下平行軸式最傳動的積較，不夠緊。另，因為平軸式最傳動有一對輪參與傳動力而行星輪最終動則同時幾對（行星數相同）齒參與遞動，故平行式最傳動的輪受力較。但星輪式最傳動得構復，制造和整的求都較高第三章動系統參的確定3.1檔位傳動路線前進退前進倒退前進

檔位

變速箱輸入軸→1-9→16-4→出軸輸入軸→1-9→15-5→出軸輸入軸→1-9→14-6→出軸輸入軸→1-9→13-8→出軸輸入軸→3-7→輸出軸輸入軸→2-12→16-4→出軸輸入軸→2-12→15-5→出軸輸入軸→2-12→14-6→出軸輸入軸→2-12→13-8→出軸/退

檔位

傳動比前進III

i=(Z/Z)(Z/Z)(Z)911110416i=(Z/Z)(Z/Z)(Z)911110515i=(Z/Z)(Z/Z)(Z)911110614i=(Z/Z)(Z/Z)(Z)911110813i=(Z)7317

2.2301.4651.0330.7200.535倒退

i=(Z)×(Z)122416i=(Z)×(Z)122515i=(Z)×(Z)122614i=(Z)×(Z)122813

1.7151.1270.7350.5543.2變速主要參數確定3.2.1壓力角我國和許國家都齒輪標準壓力規定。對轎車考到較小噪音一個主要求高檔齒輪采用小的壓力，例如14.5°15°、16°、16.5°等。中、型汽的倒檔為提高承載能力采用了22.5°或25°。故選取法壓力角

n

=22.5°端面壓力α=actanαt

n

/cosβ）=（tan22.5°/cos15°）=23.2°3.2.2螺旋角轎車和輕貨車螺角β的選取范為20°35°中重型貨車10°-30°

故可取=15°基圓柱螺角β

b

=actan（tancosα）t=（tan15°×=13.8°3.2.3齒輪模數變速器所模數的致范是：轎車輕型車2.5-3.5；中型車3.5-4.5；型貨車4.5-618根據GB/T1357-1987可由下選取漸線圓柱輪模：第一系列456810…第二系列4.55.56.579…綜上選取數m=6n端面模數m=mtn=6/cos15°=6.21173.2.4齒寬齒輪寬度

的大小直影響著輪的載能力b加，齒承載能增高。但驗表明在齒增大到一數值，由于載分配不勻，而使齒輪承載能降低所以，在證齒的強度條下，盡選取小的齒寬以有利減輕速器的重和縮其軸向尺。通常根據輪模數大小選定齒寬直齒b=(4.5~8.0)m，mm斜齒b=(6.0~8.5)m，mm第一軸常合齒輪齒寬系數值可大一，使接觸長度增，接應力降低以提高動的穩性和齒壽命3.2.5齒數分配根據檔位傳動路分配輪齒數如表:齒輪ZZZZZ1234代號

5

Z

6

Z

7

Z

8齒數1923262723

19

14

15齒輪代號

Z

9

Z

10

Z

11

Z

12

Z

13

Z

14

Z

15

Z

16齒數

21

19

23

22

27

23

19

153.2.6各檔齒輪幾參表經上訴計求得各齒輪數后，由械原所學知識法面頂隙數c=0.25n

法面齒頂系數

an

=1當量齒數=Z/cos3βv

分度圓直d=Zmn/cos19基圓直徑=dcosαb

t

齒頂高=mhn

an齒根高=mh+c）fnann

齒頂圓直da=+2ha齒根圓直d=d2hf

f

法面齒厚s=（π/2mn

n端面齒厚=（π/2）t

t

齒寬b=（6-8.5mn參數齒數

Z119

Z223

Z326

Z427

Z523

Z619

Z714

Z815模數

6

6

6

6

6

6

6

6齒頂高系

1

1

1

1

1

1

11分度圓直118142.9161.5167.7142.9118

8793.2齒頂高齒根高

67.5

67.5

67.5

67.5

67.5

67.5

667.57.5齒寬

42

42

42

42

42

424242齒根圓直103127.9146.5152.7127.9103齒頂圓直130154.9173.5179.7154.9130

7278.299105.2參數

Z9

Z10

Z11

Z12

Z13

Z14Z15Z16齒數模數齒頂高系

2161

1961

2361

2261

2761

2361

1961

1561分度圓直130.4118142.9136.7167.7142.911893.2齒頂高

6

6666666齒根高

7.5

7.57.57.57.57.57.5

7.5齒寬

4242424242424242齒根圓直115.4103127.9121.7152.7127.910378.2齒頂圓直142.4130154.9148.7179.7154.9130105.2202122123.2.6動力參數算（）各軸速軸

n

=1800r/min軸軸

n

n

1

z911z16z4

=1345.3r/min=1045.5r/min（）各傳副效率主離合器動效率

=0.961每對圓柱齒輪的動效

=0.97每對滾動承的傳效率=0.983聯軸器的動效率

4

=0.98（）各軸傳遞功輸入軸1

134(0.96中間軸2

P126(0.970.98)2

輸出軸3

P31

126(0.9723

113kw（）各軸遞轉矩1×106N19.55×6N23

6

P31.03×n3

6

N3.3斜齒柱齒輪的算及核3.3.1齒輪Z

1（）幾尺寸計算：法面頂隙數c=0.25n法面齒頂系數h

an

=121齒數=1當量齒數=Z/cosv1

3

β=19/cos

3

15°=21.08分度圓直d=zmn/cosβ=19×6/cos15°=118.0215mm基圓直徑db=dcosα

t

=108.45mm齒頂高=mhn

an

=6×16mm齒根高h=m（h+c）=6×1+0.25）=7.5fnann齒頂圓直da=+2ha=+2×6=130.0齒根圓直d=d2h=118.0-2×7.5103mmff法面齒厚s=（π/2m=（π/2）×6=mmnn端面齒厚s=（π/2m=（π/2）×6.21179.8mmtt齒寬=（6-8.5）mn7×6=42mm（）材：根據《機設計》P191頁表選取齒輪材料40Cr調質處，硬度250材料品質求為由P20810-20查取其曲疲勞度極限

FE

=590由P209頁圖10-21查其接觸勞強度σ（）強校核

Hlim

=700MPa由發動機主離合，聯器傳至軸I的扭為發動最大扭的80%：分度圓上圓周力

T=85×0.8=68N·mIN

Ft=2000T/d=2000×68/118=1152.54NI節圓上的周力Ft＇=2000T/d=2000×68/108.45=1254.03NIb徑向力Fr=F/cosβ=1152.54×tan22.5°/cos15°=494.2tn軸向力Fa=Ftan=1152.54×tan15°=308.8Nt22已知=19z=21由《械設》P215頁圖10-26查：19ε

α1

=0.74

ε

α9

=0.75故端面重度ε

α

=

α1

+ε

α2

=1.49斜齒輪的向重合

β

=bsinβ/（=42×sin15°/π×6）=0.577①按齒根曲疲勞度計：σ

F

=KFtYYY/bmεFaSaβn

α

）≤σ]F載荷系數K=KKKKAVα

β由《機械計》P193頁表10-2得使系數=A根據圓周度ν=πn/(60×1000)=π×118×1800/60000=11.1m/s7級精度，《機械計》P194圖10-8查，動載系=1.2V由《機械計》表查齒間載荷配系K

Hα

=

Fα

=由《機械計》表查得向載荷配系數

Hβ

=1.161由《機械計》圖10-13查得K

Fβ

=1.188故K=1.5×1.2×1.2×1.188=2.41由《機械計》表查：齒形系=2.85；力校正Fa系數Y

Sa

=1.54由《機械計》圖10-28查得螺旋角響系數

=0.93σ

F

β=2.41×1152.54×2.85×1.54×0.93/（42×6×1.49=30.2MPaσ

F

≤[]=σ/S=590/1.5=393.3，所強度足FFE夠。②按齒面觸強度算：σ

H

=Z≤[]HEH23由《機械計》圖10-30查：區域系=2.42H由《機械計》表查：彈性影系數=189.8E載荷系數=KKK=1.5×1.2×1.2×1.161=2.50AVHαHβu=z/z=21/191.191σ

H=

=ZH

E

2.42×189.8×√2.5×1152.54×2.1/（42×118×1.49×1.1）

=396.43MPaσ

H

≤[σ]=σH

Hlim

/S=700/1=700，所強度足夠3.3.2齒輪Z

11（）幾尺寸計算：法面頂隙數c=0.25n法面齒頂系數

an

=1齒數=11當量齒數Z=Z/cosv11

3

β=23/cos

3

15°=25.52分度圓直d=zmn/cosβ=23×6/cos15°=142.87mm基圓直徑db=dcosα

t

=142.87×cos23.2°=131.31mm齒頂高=mhn

an

=6×16mm齒根高h=m（h+c）=6×1+0.25）=7.5fnann齒頂圓直da=+2ha=142.87+2×6=154.87mm齒根圓直d=d2h=142.87-2×7.5=127.87ff法面齒厚s=（π/2m=（π/2）×6=mmnn端面齒厚s=（π/2m=（π/2）×6.21179.8mmtt齒寬=（6-8.5）mn7×6=42mm（）材：根據《機設計》P191頁表選取齒輪材料40Cr調質處，硬度250材料品質求為24由P20810-20查取其曲疲勞度極限

FE

=590由P209頁圖10-21查其接觸勞強度σ（）強校核

Hlim

=700MPaT

II

=T=68IN

分度圓上圓周力Ft=2000T/d=2000×68/142.87=951.9II節圓上的周力Ft＇=2000T/db=2000×68/131.31=1035.7II徑向力Fr=Ftan/cosβ=951.9×tan22.5°/cos15°=408.2tn軸向力Fa=Ftan=951.9×tan15°=254.82Nt已知

10

=z

11

=由《械設計P215頁查：ε

α10

=0.74

ε

α11

=0.765故端面重度ε

α

=

α1

+εα

2

=1.505斜齒輪的向重合

β

=bsinβ/πmn=42×sin15°/π×6）=0.577①按齒根曲疲勞度計：σ

F

=KFtYYY/bmnα）≤[σ]FaSaβF載荷系數K=KKKKAVα

β由《機械計》P193頁表10-2得使系數=A根據圓周度ν=πn/(60×1000)=π=13.47m/s7精度由《械設計》P194圖10-8查得，載系=1.2V《機設計》P195頁表10-3查得間載荷分系數K

Hα

=

Fα

=1.225由《機械計》表10-4查得向載荷分系數

Hβ

=1.161由《機械計》圖10-13查得K

Fβ

=1.112故K1.5×1.2×1.2×1.112=2.40由《機械計》P200頁表10-5得：形系數Y

Fa

=2.69；力校正系數Y

Sa

=1.575由《機械計》圖10-28查得螺旋角響系數=0.93βσ=2.40×951.9×2.69×1.575×0.93/（42×6×1.505）=23.73MPaFσ

F

≤[]=σ/S=590/1.5=393.3，所強度足FFE夠。②按齒面觸強度算：σ

H

=Z[σ]HEH由《機械計》圖10-30查得區域系Z=2.42H

《機械設計》頁表得：性影響數=189.8EK=KKKK=1.5×1.2×1.2×1.161=2.51AVHαHβu=z/z=19/23=0.831011

載荷系數σ=ZZHH

E=（42×142.87×1.505×0.83

2.42×189.8×√2.51×951.9×1.83/=350.81MPaσ

H

≤[σ]=σH

Hlim

/S=700/1=700，所強度足夠3.3.3齒輪Z

16（）幾尺寸計算：法面頂隙數c=0.25n法面齒頂系數

an

=1齒數

16

=當量齒數Z=Z/cos3β=15/cos3v1626分度圓直d=zmn/cosβ=15×6/cos15°=93.17mm基圓直徑db=dcosα

t

=93.17×cos23.2°=85.64mm齒頂高=mhn

an

=6×16mm齒根高h=m（h+c）=6×1+0.25）=7.5fnann齒頂圓直da=+2ha=+2×6=105.17齒根圓直d=d2h=93.17-2×7.5=78.17mmff法面齒厚s=（π/2m=（π/2）×6=mmnn端面齒厚s=（π/2m=（π/2）×6.21179.8mmtt齒寬=（6-8.5）mn7×6=42mm（）材：根據《機設計》P191頁表選取齒輪材料40Cr調質處，硬度250材料品質求為由P20810-20查取其曲疲勞度極限

FE

=590由P209頁圖10-21查其接觸勞強度σ（）強校核

Hlim

=700MPaT

II

=T=68IN

分度圓上圓周力Ft=2000T/d=2000×68/93.171459.7NII節圓上的周力Ft＇=2000T/db=2000×68/85.64=1588.04II徑向力Fr=F/cosβ=1459.7×tan22.5°/cos15°=625.96tn軸向力Fa=Ftan=1459.7×tan15°=391.1Nt已知=15z=，《機設計》P215頁圖查得：164ε

α16

=0.68

ε

α4

=0.774故端面重度ε

α

=

α1

+εα

2

=1.454斜齒輪的向重合

β

=bsinβ/πmn27=42×sin15°/π×6）=0.577①按齒根曲疲勞度計：σ

F

=KFtYYY/bmnα）≤[σ]FaSaβF載荷系數K=KKKKAVα

β由《機械計》P193頁表10-2得使系數=A根據圓周度ν=πn/(60×1000)=π×93.17×1800/60000=8.8m/s7精度由《械設計》P194圖10-8查得，載系=1.18V《機設計》P195頁表10-3查得間載荷分系數K

Hα

=

Fα

=1.2由《機械計》表10-4查得向載荷分系數

Hβ

=1.161由《機械計》圖10-13查得K

Fβ

=1.118故K1.5×1.18×1.2×1.118=2.37由《機械計》P200頁表10-5得：形系數Y

Fa

=3.12；力校正系數Y

Sa

=1.47由《機械計》圖10-28查得螺旋角響系數=0.93βσ=2.37×1459.7×3.12×1.47×0.93/（42×6×1.454）=40.27MPaFσ

F

≤[]=σ/S=590/1.5=393.3，所強度足FFE夠。②按齒面觸強度算：σ

H

=Z[σ]HEH由《機械計》圖10-30查得區域系Z=2.42H

《機械設計》頁表得：性影響數=189.8EK=KKKK=1.5×1.18×1.2×1.161=2.47AVHαHβu=z=27/151.841628

載荷系數TTσ=ZZHH

E=（42×93.17×1.454×1.8）

2.42×189.8×√2.47×1459.7×2.8/=456MPaσ

H

≤[σ]=σH

Hlim

/S=700/1=700，所強度足夠3.4轉軸計3.4.1輸入軸I由《機械計》表15-3查轉軸材為40Cr，用扭轉應力[]=MPa=106T

n=1800轉/分1τ

T

=T/W=9550P/(0.2nd3令3

)≤τ]T則

d

0

3

pn≥106×

3

√（180/1800≥39.2mm503.4.2中間軸II由《機械計》表查轉軸材料40Cr，用扭轉切力τ]=45，A=106T0n=n/z=1346轉/21191011令30.2t則

d

0

3

pn≥106×

3

√0.975×（180/1346）≥36.7mm3.4.3輸出軸III

40由《機械計》頁查轉軸材為40Cr，許扭轉切力[]=MPa=106T0

n=807轉/3d

0329tt≥106×√0.965×）≥36.7mm403.5間軸校核軸傳遞的矩：

T

0.8010N齒輪分度直徑：

d

142.9mm圓周力：

T0.80142.9m2

6

徑向力：軸向力：

r1

F/tan22.5/tF11196.6tanta13000N

30圖4-1軸1彎扭矩圖注：A,C處為軸安位置B處為齒輪安位圖由圖4-1可知，面B為險截面各數如表4-1表4-1

軸1危截面計算值31M623M623載

水面H

垂面支力F

FNH1NH2

FL/LtACFtNH1

127641NAB116444.4N

F

(FNV1r1abNVr1

)/L49.2NbCF-4752.2NNV1彎

M

V

MaM總

H

Ft

AB

638206N2MMH1

V1

M2

V2V2BC473240N矩M

M

2

M

H

22V2

684377N扭T

T

2

0.8010N按彎扭合應力校軸的度進行校時，常只校核上承受大彎矩和扭的界面強度即界面軸的計算力：

ca

M

1

2

3W

2

473240

2

800000)0.1

65MPa前已選定材料為40Cr，因此]ca

]70MPa結果：軸強度滿要求輸出軸傳的轉矩

T

3

6

N32tt齒輪分度直徑：

d

m4

167.7mm圓周力：

T1.03167.7m4

6

徑向力：

r1

F/tan22.5t

cos15

軸向力：

a

F