倒檔器錐齒輪計算因為轉向器沒有設置傳動比我選用兩個材料和尺寸大小一樣的錐齒輪1）選擇齒輪材料，確定許用應力由機械設計書表6.2選HBS1=260HBSHBS2=210HBS兩齒輪材料為：小齒輪40CrHBS1=260HBSHBS2=210HBS大齒輪45正火許用接觸應力［，］由€，］HHSNHmin=700N/mmHlim1接觸疲勞極限，查機械設計圖=700N/mmHlim1Hlim2接觸強度壽命系數Z接觸強度壽命系數ZN應力循環次數N=550N/mmHlim2N=60njL=60x8000x1x(10x300x4)hN=5.76x109查圖機械設計6-5（如沒有特殊說明圖表都來源于機械設計書）得ZNZ=1N接觸最小安全系數SHlim［,］=700xl/1H1［,］=550xl/1H2許用彎曲應力［，］FS=1Hlim€， ]=700N/mm2H1[,]=550N/mm2H2由式[，]? F4imYYFSNXFmin設模數設模數m小于5）彎曲疲勞極限， 查圖6-7Flim彎曲強度壽命Y 查圖6-8N彎曲強度尺寸系數Y查圖6-9X彎曲強度最小安全系數SFmin則［，］=540xlx1/1.4F1［,］=420x1x1/1.4F22）齒面解除疲勞強度設計計算=540N/mm2,, ?420N/mm2Flim1 Flim2Y?Y=1

N1 N2Y=1XS=1.4Fmin[,]=450N/mm2F1[,]=300N/mm2F2確定齒輪傳動精度等級，估取圓周速度€二7m/s，參考表6-7、6-8選取,公差等級組7級錐齒輪分度圓直徑d齒寬系數… 查表6.14dm小齒輪齒數z=131那么 大齒輪齒數z二zi=18.2圓整211齒數傳動比u=1.385z二18差等級組7級錐齒輪分度圓直徑d齒寬系數… 查表6.14dm小齒輪齒數z=131那么 大齒輪齒數z二zi=18.2圓整211齒數傳動比u=1.385z二182u=1.385傳動比誤差為u/uu/u=(1.4-1.385)/1.4=0.0107<0.05倒檔器輸入軸扭矩T1T二9550P/n=10050Nm111T=10050N?mm1K—A—使用系數查表6.3K=1.1AK—V—動載系數由推薦值1.05-1.4K=1.2VK——齒向載荷分布系數由推薦值1.0-1.2K=1.1載荷系數K=KKKAV卩載荷系數KK二KKK二1.1x1.2x1.1AV卩K=1.452材料彈性系數ZE查6.4Z=189.8N/mm2E節點區域系數Z查圖6-3H計算得d1>44.74mm齒輪模數m m=dl/zl=3.44圓整Z=2.5Hd1>44.74mmm=3.5小齒輪大端分度圓直徑d1=mz1=3.5x13d1=45.5mm大齒輪大端分度圓直徑 d2=mz2=3.5x18d2=63mm齒輪平均分度圓直徑d=d/(1+dm)m Ju2+1d=45.5/(1+m10.3<1.385d=45.5/(1+m10.3<1.3852€1d=38.7mmm1d=53.59mmm2u，16.2m/sm1u，18.84m/sm2b1=12mmb2=16mmz=16.04v1z，30.75u2Y=3.21，Y，2.91Fa1 Fa2Y=1.46，Y=1.53Sa1 Sa2所以齒根彎曲強度滿足TOC\o"1-5"\h\z\o"CurrentDocument"d=63/(1+ 0.3 )m2 <1.3852€1圓周速度u，3.14dn/60000ml mlIu，3.14dn/60000m2 m22齒寬b b1=?d=11.61mm圓整dmm1b2=?d=16.007mm圓整dmm2齒根彎曲疲勞強度校核計算由式q,竺[(1+?dm)2YY<[c]TOC\o"1-5"\h\zFbdm J%2+1 FaSa F當量齒數zz，z/cos8，30—-—，16.04v v1 1 uz，zu2=30.75u2 u1齒形系數Y應力修正系數Y查表6.5Fa Sa計算彎曲疲勞強度Q，197.17V[Q]F1 H4）齒輪其他主要尺寸計算分度錐角cos8=-=L== 1.385 =0.8107 8=35.831 +171.3852+1 1錐距 R，弋2xq2/2，55.1 R=55.1mm齒頂咼 h，h<m，3mmaa齒根高h，(h<+c<)m，3.6mmfa齒頂圓直徑 d，d+2hcos8，82.24mmaa齒根圓直徑d，d一2hcos8,72.9mmff齒頂角€=arctan(h/R)=3.1aa齒根角€=arctan(h/R)=3.7ff4)結構設計及繪制齒輪零件圖花鍵連接強度計算花鍵軸的內徑為20mm,軸與發動機軸用凸緣聯軸器連接；選取花鍵規格N,d,D,B為6,20,24,5；因為花鍵是連接發動機輸出軸和轉向器軸，因此，他們是動連接。動連接強度計算條件為：<[P<[P?P二 …zhldm式中，T為工作轉矩，T=6180N.mm；…為各齒間載荷分配不均勻系數，一般取…=0.7-0.8，我們取0.8:；z為花鍵齒數，取z=6；hm為花鍵齒面的工作高度，對矩形花鍵h=0.5(D-d)-2c，其中d和D為花鍵軸的內徑和外徑，c為齒頂的倒圓半徑。計算h=3；d=0.5(D+d),計算得22mm；l為工作長度40mm；[P?——

許用擠壓應力,N/mm ,查看機械設計書表3.4為10-20:p= 2€6180 =2.93<\_P］；0.8€6€3€40€22發動機和轉向器連接的聯軸器選型（1）轉向器輸入軸的設計與校核輸入功率P?4.851kw轉速n?7500r/min齒寬B=31mm11模數m=3壓力角…?201） 計算作用在軸上的力轉矩T1=6180Nmm齒輪分度圓直徑d=78mm圓周力F?2T/d?2€6180/78?206Nt11徑向力F?Ftan20/cos45?106Nrt軸向力F?F?106Nar軸材料：45號鋼軸材料：45號鋼選用45號鋼作為軸的材料,調質處理由式8-2 d>A3 計算軸的最小直徑并加大3%以考慮鍵槽的影響ndmin查表8.6取A=dmind=26mmmin3）軸的結構設計（1）確定軸的結構方案軸承靠軸肩定位，左端軸承靠套筒與端蓋定位。兩軸承之間靠套筒定位，因為是齒輪軸，無須定位齒輪，軸承選用角接觸球軸承（2）確定軸各段直徑和長度Q段根據d圓整，選擇連軸器YL4型，連軸器轂孔長62mm，該min段應比連軸器短1?4mm 取dl=28mml=60mm1Q段為使連軸器定位，軸肩高度h€c+（2~3）mm，孔倒角C取3mm,d€d+2h且符合標準密封內徑，取端蓋寬度15mm，轉向器齒輪軸兩軸承接21在同一個軸肩上，中間用套筒固定，軸承選用角接觸球軸承型號為7001ACd,D,B,a=35,62,14,18.5 l=15+2B+77 l=120mmd222=35mmQ段為了卡住軸承d=d2+2h軸肩h取5mmd=45mml=3310mmQ4段本身這跟齒輪軸就是齒輪與軸連在一起，這段是齒輪寬l=42mm44）軸的強度校核齒輪采用的是直齒，因此軸主要承受扭矩，其工作能力按扭轉強度條件計算。扭轉強度條件為：TPN/mm2…€ €9.55,106, <|rN/mm2tW 0.2d3n tTmmmm式中，…―軸的扭轉切應力，N/mm2；TT―軸所受的扭矩，Nmm；W－軸的抗扭截面模量，mm3；Tn－軸的轉速，r/min；P－軸所傳遞的功率，Kw;k]—軸的許用扭轉切應力，N/mm2,見表8.6；TA—取決于軸材料的許用扭轉切應力I，]的系數，其值可查表8.6.TP30,二二9.55?106? 二9.55?106?tW 0.2d3n 0.2?283?7500T,=8.7N/mm2…\r]=40N/mm2TT精確校核軸的疲勞強度(1)選擇危險截面在第一段軸與第二段軸之間有應力集中源，第一段軸上有鍵，其應力較大，應力集中嚴重，選其接近第二段軸處截面為危險截面。（2）計算危險截面上工作應力軸主要承受扭矩，其扭矩T=6180Nmm其抗彎截面系數兀d3bt(d-1)2兀?28338?4.3?(28-4.3)2=1030mm332d3228抗扭截面系數兀d3bt(d-1)2兀?28316?4.3?(28-4.3)2-=2928.08mm3.16d1628W=WT截面上的扭剪應力：，=T/W=6180/2928.08=2.11N/mm2T扭切應力：，=，=，/2=1.055N/mm2am3）確定軸材料機械性能查表8.2，彎曲疲勞極限a=275mm2，剪切疲勞極限,=155N/mm2-1 -1碳鋼材料特性系數：甲=0.1，甲=0.5?a ， a

（4）確定綜合影響系數K,KTOC\o"1-5"\h\z€ T軸肩圓角處有效應力集中系數k,k,根據r/d，1.6/28，0.057,由€ T表8.9插值計算得k，1.86,k，1.30€ T配合處綜合影響系數K，K，根據d，€，配合H7/r6，由表8.11€ T b插值計算得K，3.4,K，0.4+0.6K，2.44€ T €鍵槽處有效應力集中系數k,k，根據€，由表8.10插值計算得k，1.80，€T b €k，1.61T尺寸系數?，?，根據d，由表8-12查得，?，0.81，?，0.75。€ T € T表面狀況系數…，根據€，表面加工方法查圖8-2得€b…，…,0.84€ T軸肩處的綜合影響系數K，K為:€ TK€，^T，08^84=2.73€€2.44K，二，一，3.87

t?… 0.75x0.84TT鍵槽處綜合影響系數K，K為:€ T1.800.811.800.81x0.84，2.64€€1.610.751.610.75x0.84，2.56同一截面上有兩個以上應力集中源，取其中較大的綜合影響系數來計算安全系數，故按配合處系數K，K。€ T（5）計算安全系數由表8.13取許用安全系數[S]=1.6由式8-6

S= -1 = =80.1€k€+申€ 3.4…1+0.1x0€a€m155二3.77T155二3.77= -1 =kt+qt2.44…16.5?0.05…16.5TaTmScaSca二5.2軸的彎矩圖和扭矩圖求軸承反力H軸的彎矩圖和扭矩圖求軸承反力H水平面R二R二103N,H1R二103NH2VV垂直面R=—R=—60N,V1R=166NV2(2)求第一個軸承處彎矩H水平面(2)求第一個軸承處彎矩H水平面M二10918NmmHV垂直面M=6360M=6360Nmm,V1M二9960NV2mm合成彎矩MM合成彎矩MM=14080Nmm， M=17680mm12扭矩TT=6180NmmM=%/M2?(aT)2=14560Nmm彎扭合成當量彎矩ca1 _J M=、IM2+(aT)2=18064.7Nmmca2 2彎矩圖，扭矩圖如下：軸上鍵的設計及校核靜聯接，按擠壓強度條件計算，其計算式為,=竺?€,]PdhlP式中，T—轉矩，Nmm；d－軸徑，mm;h—鍵的高度，mm;

l—鍵的工作長度,mm,A型鍵l€L-b；B型鍵l=L；C型鍵l=L-b/2,其中L為鍵的長度，b為鍵的寬度；[?]—許用擠壓應力，N/mm2,見表3.2；P根據軸徑，選用C型鍵，b=15mm,h=10mm,L=18-90mm,取L=38mml€L-b/2€38-15/2=30.5=4T=4…6180=2.32Pdhl28…10…38按輕微沖擊算b]=100~120N/mm2P所以此鍵符合強度要求2）輸出軸的設計與校核輸出轉速n=7500r/min，轉矩T=5930Nmm221）計算作用在軸上的力轉矩T=5930Nmm，總傳動效率取n=0.97，則輸出功率P=30x0.97222）初步估算軸的直徑選用40Cr作為軸的材料，由式8—2 d>A3 計算軸的最小直徑并加大3%以考慮鍵槽的影響n查表8.6取A