545 橡膠履帶牽引車輛改進設(shè)計（機械雙功率流轉(zhuǎn)向裝置）（有cad圖）
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橡膠履帶牽引車輛改進設(shè)計
（機械雙功率流轉(zhuǎn)向裝置）
摘 要
隨著科學(xué)技術(shù)發(fā)展的日新月異，農(nóng)業(yè)技術(shù)也在不斷進步。為了滿足農(nóng)業(yè)生產(chǎn)的需要，農(nóng)業(yè)機械功率逐漸增大，于是，功率大、功能強且可以適應(yīng)現(xiàn)代發(fā)達的公路交通的橡膠履帶式逐漸產(chǎn)生并投入使用。
履帶式車輛的轉(zhuǎn)向機構(gòu)同一般車輛有著很大區(qū)別，其技術(shù)的發(fā)展也經(jīng)歷了一個很長的過程。雙功率流轉(zhuǎn)向裝置是相對于單功率流而言的。它除由發(fā)動機到側(cè)傳動的直駛變速功率流外，還可以分出另一路轉(zhuǎn)向功率流，專門用于造成兩側(cè)輸出轉(zhuǎn)向速度差。這種分直駛轉(zhuǎn)向兩流傳遞功率的履帶車輛傳動系，稱為雙功率傳動。同傳統(tǒng)單功率流傳動機構(gòu)相比，雙功率流傳動是一個新的發(fā)展趨勢。機械雙功率流轉(zhuǎn)向裝置能夠?qū)崿F(xiàn)低擋轉(zhuǎn)向半徑小，高擋轉(zhuǎn)向半徑大的車輛行駛需求；并且可以減少單功率流中過多使用的滑摩工況，減小轉(zhuǎn)向時能耗；最后，雙流傳動空擋是可以實現(xiàn)一側(cè)履帶向前、另一側(cè)履帶向后運動的原位中心轉(zhuǎn)向。
雙功率流傳動已經(jīng)在現(xiàn)代履帶式車輛上普遍采用，并且隨著液壓技術(shù)的發(fā)展，液壓機械雙功率流傳動成為一個新的發(fā)展方向。但機械雙功率流傳動在履帶車輛的發(fā)展過程中仍是不可或缺的，它是雙功率流傳動發(fā)展過程的基礎(chǔ)階段，其地位是無法取代的。
關(guān)鍵詞：履帶，雙功率流，轉(zhuǎn)向，液壓
RUBBER TRACK TRACTOR IMPROVE DESIGN (MECHANICAL DOUBLE POWER TRANSFER DEVICE)
ABSTRACT
Along with the development of science and technology changing, agricultural technology has been steadily progressing. To meet the needs of agricultural production, agricultural machinery power is gradually increasing, therefore, power, strong function and can adapt to the modern developed highway traffic rubber crawler gradually produced and put into use.
Crawler vehicle's steering bodies and vehicles have great differences, the development of technology has also gone through a very long process. Power-flow device is for single-phase power flow speaking. Apart from its engine to the drive side of the straight ahead speed power flow, we can also set aside another road to power flow, both devoted to the cause output to the speed difference. This appeared to 2 pm flow transfer power transmission system tracked vehicle, known as the dual-power transmission. With the traditional single-power spread Mechanism, the two-power dynamic is a popular new trend of development. Double transfer power to the device to achieve low-block radius to small, high-block radius to large traffic demand; and can reduce the power flow single excessive use of the sliding friction conditions, to reduce energy consumption when; Finally, Shuangliu transmission in neutral gear can be achieved side track forward, the other side of the track backward movement to the center in situ.
Double Power has already spread in the modern crawler vehicles generally used, and with the development of hydraulic technology, Hydraulic machinery-power spread to become a dynamic new direction of development. But mechanical power spread-tracked vehicles move in the development process is essential. It is a two-power process of the development and spread of the foundation stage, the status is irreplaceable.
KEY WORD：Crawler, double power ，steering, hydraulic
符 號 說 明
P 功率, kW
n 轉(zhuǎn)速，n·min-1
T 扭矩，N·m
v 線速度，m/s
Ft 齒輪所受切向力，N
Fr 齒輪所受徑向力，N
Fa 齒輪所受軸向力，N
齒輪傳動效率
行星輪系傳動效率
離合器效率
d 齒輪分度圓直徑，mm
a 齒輪中心矩，mm
m 齒輪模數(shù)，mm
z 齒輪齒數(shù)
mn 端面模數(shù)，mm
齒輪螺旋角，o
齒輪壓力角，o
b 齒寬，mm
R 車輛轉(zhuǎn)彎半徑，m
M 彎矩，N·m
目 錄
第一章 緒論（或引言或前言）..............................1
第二章 方案分析......................................1
§2.1機械雙功率流傳動基本原理........................2
§2.2機械雙功率流傳動分類............................2
§2.3 確定方案........................................3
第三章 圓柱斜齒輪設(shè)計................................4
§3.1設(shè)計前預(yù)定參數(shù)值...........................4
§3.2確定傳動比.................................4
§3.3 選擇材料，確定試驗齒輪的疲勞極限................5
§3.4按接觸強度初步確定中心距，并初選主要參數(shù).........5
§3.5 校核齒面接觸強度...............................6
§3.6 校核齒根彎曲強度................................8
§3.7 主要幾何尺寸...................................9
第四章 錐齒輪的設(shè)計....................................10
§4.1 選擇齒輪的材料、齒數(shù)、分錐角等.................10
§4.2 按齒面接觸強度設(shè)計.............................10
§4.3 接觸強度校核...................................12
§4.4 彎曲強度校核...................................13
第五章 圓柱直齒輪......................................15
§5.1 選擇材料確定試驗齒輪的極限應(yīng)力.................15
§5.2 按接觸強度計算小齒輪直徑.......................15
§5.3 校核齒面接觸強度..............................16
§5.4 計算安全系數(shù)...................................17
§5.5 修正中心距.....................................17
第六章 行星輪系設(shè)計....................................19
§6.1 初定主要參數(shù)...................................19
§6.2按接觸強度初算a-c傳動的中心距和模數(shù)............19
§6.3 計算a-c傳動的實際中心距變動系數(shù)...............20
§6.4 計算a-c傳動變位系數(shù)...........................20
§6.5 計算c-b傳動的中心變位系數(shù)和嚙合角...........21
§6.6 計算c-b傳動變位系數(shù)...........................21
§6.7 幾何尺寸計算...................................21
第七章 軸的設(shè)計......................................22
§7.1 選擇材料.......................................22
§7.2 初步確定軸端直徑...............................22
§7.3 鍵的強度校核...................................22
§7.4 計算支撐反力...................................22
§7.5 校核軸的疲勞強度...............................23
§7.6 軸的靜強度校核.................................26
第八章 結(jié) 論...........................................27
參考文獻...............................................28
致謝...................................................29
第一章 緒 論
隨著公路設(shè)施的日漸完備，可以在公路上方便行駛的履帶式車輛也越來越多地進入人們的視野，馬力大、性能強勁的履帶式拖拉機也越來越多地被投入使用。
履帶車輛的轉(zhuǎn)向裝置不同于一般車輛，它比普通車輛的結(jié)構(gòu)復(fù)雜且要求要高得多。履帶車輛的轉(zhuǎn)向機構(gòu)是其重要的總成之一，其性能的優(yōu)劣直接影響著車輛的轉(zhuǎn)向機動性和生產(chǎn)效率。履帶作為車輛的行走機構(gòu)加強了車輛離開道路的越野能力。車輛的轉(zhuǎn)向機構(gòu)是車輛的重要組成部分，轉(zhuǎn)向機構(gòu)性能的優(yōu)劣直接影響著車輛的整體性能。因此，為提高整車的性能，對轉(zhuǎn)向裝置進行改進是極為重要的一部分。
由于履帶車輛的轉(zhuǎn)向原理與輪式車輛根本不同，使履帶車輛很難在任何速度下按駕駛員意愿使車輛按一定半徑轉(zhuǎn)向。隨著農(nóng)業(yè)履帶車輛功率的增大和速度的提高，對轉(zhuǎn)向機動性的要求也越來越高，對新型轉(zhuǎn)向機構(gòu)的研究也越來越迫切。
機械雙功率流轉(zhuǎn)向系統(tǒng)是履帶車輛轉(zhuǎn)向裝置發(fā)展過程中的一個飛躍，它徹底改變了履帶式車輛的原始轉(zhuǎn)向理論，將轉(zhuǎn)向傳動同變速傳動并列起來，不但提高了履帶車輛的轉(zhuǎn)向性能，而且提高了發(fā)動機功率的有效利用率。這是一個極為重要的進步。國外從20世紀20年代開始出現(xiàn)最初形式的機械雙功率流傳動裝置。20世紀30-40年代，現(xiàn)代形式的機械雙功率流轉(zhuǎn)向已經(jīng)成形。到現(xiàn)在，機械雙功率流傳動已經(jīng)相當成熟，并開始向機械液壓相結(jié)合的方向發(fā)展。
機電液新技術(shù)的發(fā)展，使機動性能高、能耗低、性能優(yōu)良的新型轉(zhuǎn)向機構(gòu)的開發(fā)成為可能。機械雙功率流轉(zhuǎn)向機構(gòu)就是能夠?qū)崿F(xiàn)這種可能的途徑，并且技術(shù)已經(jīng)相當成熟，有向液壓機械雙功率流轉(zhuǎn)向技術(shù)發(fā)展的新趨勢。
第二章 方案分析
§2.1 機械雙功率流傳動基本原理
機械雙功率流傳動裝置主要是利用一機械的分流裝置將發(fā)動機功率分為變速和轉(zhuǎn)向兩部分，然后在左右末端傳動前分別利用一行星輪系匯流。變速和轉(zhuǎn)向兩路功率分別在行星機構(gòu)的齒圈和太陽輪上產(chǎn)生一個轉(zhuǎn)速，由于轉(zhuǎn)向一路在左右太陽輪上產(chǎn)生的轉(zhuǎn)速不同，從而使左右驅(qū)動輪產(chǎn)生一個速度差，進而實現(xiàn)履帶車的轉(zhuǎn)向。
§2.2 機械雙功率流傳動分類
因為目前幾乎所有的雙流傳動采取的都是兩側(cè)差速雙匯流傳動，因此我們在此僅對這種形式的分類進行分析。從其轉(zhuǎn)向運動學(xué)原理角度可分為以下兩大類：
一、獨立式轉(zhuǎn)向的雙流轉(zhuǎn)向系
傳動系由直駛工況進入轉(zhuǎn)向工況時，只改變一側(cè)的輸出速度，另一側(cè)保持原來直駛速度不變，車輛幾何中心的平均速度因而改變。在示意圖2-1（a）中，直駛時匯流太陽輪被制動，由齒圈提供前進速度。轉(zhuǎn)向時松釋一側(cè)制動器和結(jié)合離合器，該側(cè)匯流太陽輪就可具有與齒圈相反的一定轉(zhuǎn)度，降低該側(cè)履帶速度。
二、差速式轉(zhuǎn)向的雙流傳動系
由直駛工況變?yōu)檗D(zhuǎn)向工況時，一側(cè)降低速度的大小，等于另一側(cè)升高的速度大小，車輛幾何中心的平均速度因而不變。如圖4-5（b）的轉(zhuǎn)向機構(gòu)Z可在直駛時不轉(zhuǎn)，iz=∞。轉(zhuǎn)向時轉(zhuǎn)向機構(gòu)則以±iz作正轉(zhuǎn)或反轉(zhuǎn)，使兩側(cè)匯流排太陽輪以相等相反方向回轉(zhuǎn)，從而使一側(cè)履帶增速而另一側(cè)減速，或相反地使此側(cè)減速而另冊增速。
圖2-1 兩類雙流傳動系示意圖
（a）獨立式雙流傳動系 （b）差速式雙流傳動系
§2.3 確定方案
由于獨立式雙流傳動系在轉(zhuǎn)向時會使幾何中心速度產(chǎn)生變化，速度的波動會使人身體感覺不適，從舒適性的角度考慮，決定采用差速式傳動方案。經(jīng)對比選擇最終方案原理如下：
圖2-2 方案原理圖
第三章 圓柱斜齒輪設(shè)計
§3.1 設(shè)計前預(yù)定參數(shù)值
齒輪傳動效率：；
行星輪系傳動效率：；
離合器效率：
三擋轉(zhuǎn)向角速度的計算：
三擋轉(zhuǎn)向半徑：
三擋時幾何中心速度：；
轉(zhuǎn)向角速度：；
轉(zhuǎn)向消耗功率：；
那么，發(fā)動機輸入到轉(zhuǎn)向一路的功率；
§3.2 確定傳動比
一、 確定最小轉(zhuǎn)彎半徑
由式5-19：最小轉(zhuǎn)彎半徑
B為履帶軌距。
已知B=1435mm，取；
二、分配傳動比
由式（3-21）[參考書1]轉(zhuǎn)彎半徑，其中、分別為變速流與轉(zhuǎn)向流傳遞到行星機構(gòu)的傳動比。初選k=3，則
初定，則
再取，則：。
§3.3 選擇材料，確定試驗齒輪的疲勞極限
小齒輪選用40C,調(diào)質(zhì)，HB=241~286;
大齒輪選用45鋼，調(diào)質(zhì)，HB=217~255;
由圖23·2－18，按MQ級質(zhì)量要求查得：σ=750N/mm;σ=580 N/mm。
由圖23·2-29, 按MQ級質(zhì)量要求查得：σ=620 N/mm；σ=430N/mm。
§3.4 按接觸強度初步確定中心距，并初選主要參數(shù)
按表23·2-21：a476(μ+1)
T=9550×=9550×=162.64 N·m
載荷系數(shù)：由表23·2-21, 取K=1.8
齒寬系數(shù)：=0.3
齒數(shù)比：μ=i=1.745
許用接觸應(yīng)力：按表23·2-21,=
取：=1.1 則
將以上數(shù)據(jù)代入中心距計算公式：
a
取標準中心距：
按經(jīng)驗公式：
取
初取 則cos=cos12
則 取
精求螺旋角：
所以
§3.5 校核齒面接觸強度
按表 23·2-22：；
一、確定式中參數(shù)：
分度圓上圓周力：
使用系數(shù)：
根齒輪圓周速度，參考表23·2-46，選擇精度等級為6級
按表23·2－27，
計算得：
齒向載荷分布系數(shù)，按式23·2-13，
按
查圖23·2-14c得：；
查圖23·2-15， 則
齒向載荷分配系數(shù)：按
查表23·2-28，
節(jié)點區(qū)域系數(shù)：按查圖23·2-16，
查表23·2-29，
接觸強度計算重合度及螺旋角系數(shù)：
計算當量齒數(shù)：
。
求當量齒數(shù)的端面重合度按查圖23·2－10，得：，所以；
按查圖23·2-11的縱向重合度；
按查圖23·2-17，。
二、將以上各數(shù)值代入公式計算
三、計算安全系數(shù)：
按表23·2-22
式中，壽命系數(shù)：先計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)（按工作15年）
由圖23·2-19查得：，
潤滑油膜影響系數(shù)：按照，選用90號中極壓型工業(yè)齒輪油，其運動粘度。查圖23·2-20，
工作硬化系數(shù)：小齒輪未硬化，齒面未光整，故取=1。
接觸強度計算的尺寸系數(shù)：查圖23·2-23，=1。
將以上數(shù)值代入安全系數(shù)的計算公式得：、
按式23·2-19，，故安全。
§3.6 校核齒根彎曲強度
按表23·2-22：
式中，彎曲強度計算的載荷分布系數(shù)：
彎曲強度計算的載荷分配系數(shù)
復(fù)合齒形系數(shù)按，查圖23·2-24得
彎曲強度計算的重合度與螺旋角系數(shù)：按，由圖23·2-28查得：。
將以上數(shù)值代入公式得：
計算安全系數(shù)
按表23·2-22
式中，壽命系數(shù)：對調(diào)質(zhì)鋼，由圖23·2-30查得彎曲強度疲勞應(yīng)力循環(huán)系數(shù)。因為，均大于，所以。
相對齒根圓敏感系數(shù)：由圖23·2-24知：，查表23·2-30得：。
尺寸系數(shù)：查圖23·2-31，=1。
將以上數(shù)值代入安全系數(shù)的公式得：
由式23·2-20，
和都大于，故均安全。
§3.7 主要幾何尺寸
取.
第四章 錐齒輪的設(shè)計
§4.1 選擇齒輪的材料、齒數(shù)、分錐角等
小齒輪材料選用調(diào)質(zhì)20Cr，并進行滲碳淬火，HRC=60;大齒輪選用40Cr，+調(diào)質(zhì)+表面感應(yīng)淬火。
初選齒數(shù)：小齒輪齒數(shù)：?。?
初選分錐角為：；
齒寬系數(shù)：；
§4.2按齒面接觸強度設(shè)計
計算公式：
（3-1）
一、確定公式中各參數(shù)
由表23·4-22[參考文獻1]，取K=1.8;
輸入轉(zhuǎn)矩：；
由表23·4-22，取估算時安全系數(shù)；
查圖23·2-18，得試驗齒輪接觸疲勞強度：，則。
二、計算
計算圓周速度：；
計算齒寬和大端模數(shù)：，??；
；
；
；
大端分度圓直徑：；
平均分度圓直徑：
平均模數(shù)： ；
大端齒頂高：；。
齒頂角：
齒根角：；
；
根錐角： ；
；
大端齒頂圓直徑：；
大端分度圓齒厚： ； ；
當量齒數(shù)：
端面重合度：
；
；
§4.3 接觸強度校核
； （3-2）
分度圓切向力：；
使用系數(shù)：由表23·2-24，23·2-25，23·2-26得；
動載荷系數(shù)：由表23·4-23，（選用6級精度）；
；
載荷分布系數(shù)：
（式23·4-4）；
載荷分配系數(shù)：由表23·4-25，（6級精度）；
節(jié)點區(qū)域系數(shù)：由圖23·4－21查得，；
彈性系數(shù)：查表23·2-29得；
重合度、螺旋角系數(shù)：
螺旋角系數(shù) ；
錐齒輪系數(shù)：；
計算結(jié)果：
許用接觸應(yīng)力：
（式23·4－11）；
試驗齒輪接觸疲勞極限：；
壽命系數(shù)：（長期工作）；
潤滑油膜影響系數(shù)：由圖23·2－21，；
最小安全系數(shù)：；
尺寸系數(shù)：；
工作硬化系數(shù)：；
許用接觸應(yīng)力值：；
，通過。
§4.4 彎曲強度校核
（3-3）
復(fù)合齒形系數(shù)：由圖23·4－19查得，；
重合度和螺旋角系數(shù)： 由圖23·2－29d查得；
計算結(jié)果：；
顯然，。
許用彎曲應(yīng)力計算公式：（式23·4-13）；
齒根基本強度：由圖23·2－29查得，
壽命系數(shù)：；
相對齒根圓角敏感系數(shù)：；
相對齒根表面狀況系數(shù)：；
尺寸系數(shù)：；
最小安全系數(shù)：；
許用彎曲應(yīng)力值：；
結(jié)論：，故校核通過。
第五章 圓柱直齒輪
§5.1 選擇材料確定試驗齒輪的極限應(yīng)力
參考表23·2-37，23·2-38選擇材料：
小齒輪選擇40Cr,調(diào)質(zhì)處理，HRC=242—286;大齒輪選用45鋼，調(diào)質(zhì)處理，HB=229—286。
由圖23·2-18及圖23·2-29，按MQ級質(zhì)量要求取值，查得：；
§5.2 按接觸強度計算小齒輪直徑
確定參數(shù)：
由表23·2-21，取K=1.2×1.2=1.44;
;
;
;
由4·2條??；
由表23·2-21：，取=1.1；則。
計算:；
模數(shù)：；取m=5mm；
則；。
§5.3 校核齒面接觸強度
按表23·2-22，；
式中：分度圓上的圓周力：；
使用系數(shù)：由表23·2-24，；
動載荷系數(shù)：按式（23·3-12），
；
根據(jù)齒輪的圓周速度：參考23·2-46，選擇精度等級為：8-7-7。按表23·2-27，；
將各參數(shù)值代入公式得：
；
齒向載荷分布系數(shù)：按式（23·2-13），；
按，查圖23·2-14，；查圖23·2-15，。
；
齒向載荷分配系數(shù)：按；查表23·2-16，；
節(jié)點區(qū)域系數(shù)：按，查圖23·2-16，；
查表23·2-129，；
球端面重合度：；
查圖23·2-10：；
按查圖23·2－11，得縱向重合度；
按，按式23·2－16，；
；
將以上各數(shù)值代入接觸應(yīng)力計算公式得：
§5.4計算安全系數(shù)
按表23·2－22，
；
一、式中壽命系數(shù)
先計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)；
從圖23·2－19可查得：
，所以取。按，從圖23·2－19查得：；
潤滑油膜影響系數(shù)：按v=3.92m/s 選用90號中級極壓型工業(yè)齒輪油：其運動粘度，查圖23·2－20，=0.94；
工作硬化系數(shù)：小齒輪未做硬化，吃面未光整，故取=1；
接觸強度計算尺寸系數(shù)：查圖23·2-23，；
二、將以上數(shù)值代入安全系數(shù)計算公式得
按式23·2-19，；>,>,故均安全。
§5.5修正中心距
為了湊中心距，以滿足轉(zhuǎn)向裝置結(jié)構(gòu)的要求，避免中央傳動錐齒輪與離合器等產(chǎn)生干涉，將增加至25，則，取；齒數(shù)增加不會降低齒輪強度，因此無需再進行強度校核。此時
；
另外一側(cè)，需同時滿足條件：，取齒輪9、10模數(shù)與齒輪6、7、8相同，為5 mm。材料選擇齒輪9與齒輪6相同，為40Cr；齒輪10與齒輪8相同，為45鋼。
由于。
則；
此時；因此無需變位即可滿足條件。
由于齒輪9、10比齒輪6、8齒數(shù)大，且材料和模數(shù)均與之相等，因此，齒輪9、10強度一定滿足條件，無需校核。
湊中心距之后，齒輪6、7、8、9、10的分度圓直徑為：
第六章 行星輪系設(shè)計：
§6.1 初定主要參數(shù)
1、傳動結(jié)構(gòu)形式：NGW型傳動；
2、齒輪材料：
主動中心輪和行星輪用20CrMnTi，滲碳淬火，齒面硬度HRC58～62，試驗齒輪齒面接觸應(yīng)力極限：；試驗齒輪齒根彎曲應(yīng)力極限：；行星輪齒根彎曲應(yīng)力極限：；齒圈材料采用40Cr，調(diào)質(zhì)硬度HB=250～280，由圖9-4，9-5[參考書2]查得：
3、行星齒輪數(shù)：；
4、齒寬系數(shù)：；
5、載荷不均勻系數(shù)：大齒輪采用浮動均載機構(gòu)，；
6、采用直齒輪，精度等級8-7-7；
7、確定齒數(shù)：查表24·2-4[參考書2]，取
8、由于，由圖24·2-3查出適用的預(yù)計嚙合角在，到之間；故取。
§6.2按接觸強度初算a-c傳動的中心距和模數(shù)
輸入轉(zhuǎn)矩：
；
查表24·2-16，取載荷不均勻系數(shù)。
在一對a-c傳動中，小輪傳遞的轉(zhuǎn)矩：；
按表24·2-31查得接觸疲勞強度使用的綜合系數(shù)：K=3.0;
齒數(shù)比；
太陽輪和行星輪材料用20CrMnTi滲碳淬火，齒面硬度HRC56～60,查圖23·2－18??；
取齒寬系數(shù)；
按表23·2-20中的公式計算中心距
mm；
模數(shù)：；取m=6mm;
未變位時：；
按預(yù)取嚙合角：，可得a-c傳動中心距變動系數(shù)：
；
則中心距：；??；
§6.3 計算a-c傳動的實際中心距變動系數(shù)，和嚙合角
。
§6.4計算a-c傳動變位系數(shù)
；
用圖23·2-7校核，在P5與P6線之間，為綜合性能較好區(qū)；
由圖23·2-8分配變位系數(shù)，得，而。
§6.5 計算c-b傳動的中心變位系數(shù)和嚙合角
c-b傳動變位時候的中心距：
；
則；
。
§6.6 計算c-b傳動變位系數(shù)
故；
§6.7幾何尺寸計算：
按表23·2-7中公式計算：
；
；
。
齒頂圓：；
；
。
第七章 軸的設(shè)計
§7.1 選擇材料
選擇軸的材料為45剛，調(diào)質(zhì)處理。由表6-1-1 [參考文獻4] 查得：；；
§7.2初步確定軸端直徑
按表6-1-19[參考文獻4]，取，已知：；則軸的最小直徑；取軸端直徑為d=35mm，其余部分具體結(jié)構(gòu)根據(jù)需要而定。
§7.3 鍵的強度校核
選用A型平鍵（GB/T1096-1979）,與齒輪聯(lián)結(jié)處鍵的尺寸b×h×L=12×8×70。
按表5-3-16公式[參考文獻4]計算：；
由表5-3-17[參考文獻4]，；
K=;
;
;則；
故鍵聯(lián)結(jié)強度通過。
§7.4計算支撐反力
支撐反力、彎矩及扭矩:
；
；
；
；；
。
水平面內(nèi)反力：。
由
；
軸在水平面內(nèi)受到彎矩：
豎直平面內(nèi)反力：
豎直平面內(nèi)彎矩：
Ft1
Fa1
Fr1
Ft2 Fr2 Ft3 Fr3
Fr1
RvA RvB
Fr2 Fr3
245.49N·m
2.86N·m
Ft2 33.73N·m
Ft3
RHA Ft1 RHB
113.729N·m
-60.791N·m
696.263N·m
716.324N·m
595.034N·m
豎直面 118.625N·m
345N·m
345N·m
圖5-1 軸的受力彎矩圖
§7.5 校核軸的疲勞強度
由彎矩合成圖可以看出明顯有四個危險截面，如圖示Ⅰ、Ⅱ、 Ⅲ、 Ⅳ。按比例計算四個截面彎矩和直徑分別為：
Ⅰ：MⅠ=453.7Nm Ⅰ=44mm
Ⅱ：MⅡ=577.3Nm Ⅱ=48mm
Ⅲ:MⅢ=716.324Nm Ⅲ=52mm
Ⅳ:MⅣ=60.18Nm Ⅳ=48mm
只需要校核Ⅰ、Ⅲ、Ⅳ截面即可：
表5-1
截面Ⅰ
截面Ⅲ
截面Ⅳ
T/Nm
345
345
345
M/Nm
453.7
716.324
601.8
Z
8.36
15.5
10.9
Zp/cm3
16.73
31
21.8
/MPa
=255,=140
=255,=140
=255,=140
=0.34,=0.21
=0.34,=0.21
=0.34,=0.21
圓角
=1.855，=1.577
螺紋=1.942；=1
配合：=1.873，=1.45
花鍵：=1.54，=1.45
配合：=1.873，=1.45
圓角
=1.855，=1.577
花鍵：=1.954；=2.34；
配合：=1.873，=1.45
0.926
0.926
0.926
=0.84，=0.78
=0.81，=0.76
=0.84，=0.78
=
=0 對稱
=46.21
=0
=55.21
=0
=1.882
=2.21
=1.69
=7.86
=9.92
=6.69
S=1.83
S=2.16
S=1.64
由表計算選取許用安全系數(shù)，計算安全系數(shù)均大于許用值，故軸的疲勞強度足夠。
§7.6 軸的靜強度校核
1、確定危險截面，根據(jù)危險截面載荷大小及截面較小的原則選擇截面Ⅰ、 Ⅲ、 Ⅳ為危險截面。
2、校核危險截面安全系數(shù)：
表5-2
計算內(nèi)容及公式
計算值或數(shù)據(jù)
截面Ⅰ
690
907.4
8.36
16.73
截面Ⅲ
690
1154.6
15.5
31
截面Ⅳ
690
1432.648
10.9
21.8
表5-3
計算內(nèi)容及公式
計算值或數(shù)據(jù)
截面Ⅰ
360
208.8
3.32
7.308
3.02
截面Ⅲ
360
208.8
4.83
13.54
4.55
截面Ⅳ
360
208.8
2.74
9.52
2.63
取許用安全系數(shù)，計算安全系數(shù)均大于許用值，故靜強度足夠,上述計算中取=0.58=208.8MPa.
第八章 結(jié) 論
通過本次設(shè)計，我對汽車及拖拉機又有了新的進一步的認識，對其設(shè)計的思路和方法有了初步的了解，對以前所學(xué)的知識進行了總結(jié)和鞏固，將理論知識初次應(yīng)用到了實際，為今后的工作和學(xué)習(xí)打下了一定的基礎(chǔ)。
在這次設(shè)計中，我深深地感受到動手能力的重要性。因為之前所學(xué)得理論知識掌握得不夠熟練，也沒有像這樣親自動手來設(shè)計如此完備又要求實用的裝置，所以在進行時總是感覺無從下手，但是在發(fā)后來的設(shè)計中翻閱了大量的資料，向老師請教了多次之后，才將相關(guān)內(nèi)容有了了解，漸漸地我學(xué)會了靈活運用。
除此之外，我也充分體會到我們這行技術(shù)人員應(yīng)當具備的素質(zhì)：認真負責的態(tài)度，團隊協(xié)作的精神，服從命令的堅決，團結(jié)一致。
由于初次設(shè)計，自己覺得存在的遺憾還是不少的，由于我的能力和水平有限，在設(shè)計中難免會存在有一些缺點和不足，例如思考問題不夠全面，短時間內(nèi)掌握知識不夠深入，設(shè)計存在偏差等，懇請老師給予批評指正。
參考文獻
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[18] 機械電子工業(yè)部洛陽拖拉機研究所.拖拉機設(shè)計手冊（上下冊）. 北京：機械工業(yè)出版社，1994
致 謝
本次的畢業(yè)設(shè)計能夠順利完成離不開學(xué)校、學(xué)院、車輛教研室、汽拖實驗室等老師們從始至終的指導(dǎo)和關(guān)懷。雖然是在離開母校的最后的日子里，在實驗樓的地下室，我們依然干勁十足，絲毫沒有懈怠。學(xué)院為我們提供了良好的設(shè)計工作的環(huán)境以及各種繪制工具，老師也給予我們不倦不怠的指導(dǎo)。在這樣的情況下我們抱著與設(shè)計奮戰(zhàn)，其樂無窮的態(tài)度投入本次戰(zhàn)斗，全力以赴地做好我們的畢業(yè)設(shè)計。
在此，特別感謝我的指導(dǎo)老師：張文春老師。我能夠順利的完成畢業(yè)設(shè)計，離不開張老師的全力指導(dǎo)和幫助，身為咱們車輛研究所的教授，忙碌之中抽身來指導(dǎo)我們，對于我們提出的問題，他總是孜孜不倦給予指導(dǎo)。古人云“師者，傳道授業(yè)解惑也”這正是張老師的寫照。雖然他對我們要求嚴格，但是卻在無形中培養(yǎng)了我們自己動手解決問題的能力。在設(shè)計的過程中，他不時地解決我們的問題，指出我的錯誤，淳淳教導(dǎo)我們，讓我深受感動。
最后，感謝輔導(dǎo)員袁老師及各位尊敬的院領(lǐng)導(dǎo)，謝謝他們對我們生活上的照顧，為我們解決了后顧之憂，謝謝對我們的關(guān)注和支持。
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