平地机整机及工作装置设计

题目：平地机整机及工作装置设计
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摘要
平地机的主要用途是大面积平整场地、筑路养路及其多种辅助性工作。

在这些应用场合，它是一种高效率机械。

随着我国经济建设的飞速发展，交通运输任务日益繁重，要求兴建更多的现代化机场和铁路公路网，尤其是高速公路的建设，必将在我国的交通运输中发挥更大的作用。

机场和高速公路对路面的平整精度有很高的要求，这种高精度的大面积平整作业，通常必须使用具有较高生产率和平整精度的平地机。

虽然推土机也有平整场地的作业功能，但是其效率和平整精度却远不如平地机，因此它可称作是平整作业的专用机器。

铲刀是平地机的主要工作装置，铲刀安装在弓形梁架下方牵引架的回转圈上。

回转圈是一个带内齿的大齿圈，它支承在牵引架上，可在回转驱动装置的驱动下绕牵引架转动，从而带动铲刀回转。

平地机的铲刀在空间的运动形式比较复杂，可以完成六个自由度的运动。

本文主要介绍了平地机的工作装置的设计方法，并对蜗杆减速机构和铲刀进行了设计和校核。

关键词：平地机；工作装置；铲刀
Abstract
Grader are mainly used for large-scale land leveling, road maintenance and various ancillary road construction work. In these applications, it is an efficient machine. With the rapid development of China's economic construction, the increasing volume of traffic transportation task, for the construction of more modern airports and railways, highways network, You Qi is an expressway in the building, it will Zai Zhong of China's transport Fahuigengda role. Airport and highway pavement in the formation of the high accuracy requirements, this high-precision large area of flat work, usually have to use the formation of high productivity and precision of motor graders. Although there are bulldozers leveling the ground and operating functions, but its efficiency and accuracy of Queyuanburu ground leveling machines, so it can be called a smooth operation of the dedicated machine.
Grader blade is the main working device, installed in the arched beams blade below the turning circle on the traction frame. Turning circle is a large ring gear with internal teeth, which supports the shelves in traction, may be driven by rotary drive rotating around the tractor to drive the blade rotation. Grader blade movement in the form of more complex space, six degrees of freedom of movement can be completed.
This paper describes the work grader device design method, and worm gear box and blade were designed and checked.
Key words: motor grader；working device ；blade
目录
摘要 (I)
Abstrac (II)
第 1 章绪论 (1)
1.1平地机概述 (1)
1.1.1平地机简介 (1)
1.1.2平地机用途 (1)
1.1.3平地机的主要技术参数 (1)
1.2国内外平地机发展现状 (2)
1.2.1国外平地机发展现状 (2)
1.2.2国内平地机发展现状 (2)
第 2 章总体方案设计 (3)
2.1平地机的结构选型 (3)
2.1.1传动系的选择 (3)
2.1.2前桥的选择 (3)
2.1.3后桥的选择 (3)
2.2平地机总体参数的确定 (4)
第 3 章工作装置蜗轮蜗杆减速机构设计 (6)
3.1总体设计——传动方案的确定 (6)
3.1.1液压马达选择 (6)
3.1.2总传动比及传动比分配 (7)
3.1.3传动装置运动参数的计算 (8)
3.2传动件设计计算 (9)
3.2.1第一级蜗杆减速机构的设计 (9)
3.2.2第二级圆柱直齿轮减速机构的设计 (12)
第 4 章工作装置铲刀的设计 (17)
4.1平地机基本作业分析 (17)
4.2铲刀的结构 (18)
4.3铲刀尺寸的确定 (18)
4.3.1铲刀的长度 (18)
4.3.2铲刀的高度 (19)
4.3.3铲刀曲率半径 (20)
4.3.4刀片的横截面主要形状和基本尺寸 (20)
4.3.5螺栓孔的形状和尺寸 (22)
表4-2 螺栓形状的基本尺寸和极限偏差表 (22)
4.4技术要求 (22)
第 5 章轴的设计与校核 (23)
5.1蜗杆轴的设计与校核 (23)
5.1.1计算作用在蜗杆上的力 (23)
5.1.2初步估算轴颈 (23)
5.1.3轴的结构设计 (23)
5.2蜗轮轴的设计与校核 (27)
5.2.1计算作用在蜗轮上的力 (27)
5.2.2初步估算轴颈 (27)
5.3轴的结构设计 (27)
第 6 章键和轴承的选择与校核 (31)
6.1键的选择与校核 (31)
6.1.1蜗轮轴的键 (31)
6.1.2蜗杆轴的键 (31)
6.2轴承的选择与校核 (32)
6.2.1蜗轮轴承的选择与校核 (32)
6.2.2蜗杆轴承的选择与校核 (33)
第 7 章平地机的新技术展望 (34)
7.1大型化、功能多样化、高速度 (34)
7.2提高产品的可靠性和使用寿命 (34)
7.3智能化和信息技术的应用 (34)
7.4环境保护和人机工程的应用 (35)
参考文献 (36)
致谢 (37)
附录1 (38)
附录2 (41)
第 1 章绪论
1.1 平地机概述
1.1.1 平地机简介
平地机是利用刮刀平整地面的土方机械。

刮刀装在机械前后轮轴之间，能升降、倾斜、回转和外伸。

动作灵活准确，操纵方便，平整场地有较高的精度，适用于构筑路基和路面、修筑边坡、开挖边沟，也可搅拌路面混合料、扫除积雪、推送散粒物料以及进行土路和碎石路的养护工作。

原始的平地机可以追述到19世纪末的美国。

自20世纪20年代起，在近80年的发展历程中，平地机经历了低速到高速、小型到大型、机械操纵到液压操纵、机械换挡到动力换挡、机械转向到液压助力转向再到全液压转向以及整体机架到铲接机架的发展过程。

整机可靠性、耐久性、安全性和舒适性都有了很大的提高。

今天随着高新技术的发展，机械制造和液压技术的发展与应用。

已及它们组合式地在工程机械产品上的应用，以现代微电子技术为代表的高科技正越来越普遍地用来改造工程机械产品的传统结构。

成熟技术的移植应用已大大促进了平地机综合技术水平的进一步提高。

平地机已经发展成自行平地的水平。

自动化已经成为平地机的发展趋势。

因此平地机也得已广泛的使用。

1.1.2 平地机用途
平地机的主要工作装置为装有刀片的刮刀，可配备其他多种可换挡作业装置，主要完成土壤平整和整形作业。

平地机的刮刀比推土机的铲刀具有较大的灵活性，它能连续改变刮刀的平面角和倾斜角，也可以横向伸出机体。

因此，平地机是一种多功能的连续作业方式的土方施工机械。

平地机主要用于公路路基基底处理，整修路堤的断面；开挖路槽和边沟；修刷边坡；清除路面积雪；松土；拌和、摊铺路面基层材料等各类施工和养护工程中。

现代平地机具备有铲刀自动调平装置，采用电子控制技术，控制精度高，并装有防倾翻和防落物的驾驶室。

1.1.3 平地机的主要技术参数
平地机的主要技术参数有发动机的额定功率、刮刀的宽度和高度、提升高度和切土深度、最大牵引力、前轮的摆动、转向和倾斜角、最小转弯半径以及整机质量等。

1.2 国内外平地机发展现状
1.2.1 国外平地机发展现状
平地机已有100多年的发展历史，最早是于19世纪后期在英国出现的拖式平地机。

20世纪20年代出现了自行式平地机，20世纪80年代后期，平地机开始采用机电液一体化技术，逐步向自动化、智能化方向发展。

自20世纪80年代开始，平地机经历了从低速到高速、小型到大型、机械操纵到液压操纵、机械换挡到动力换挡、机械转向到液压助力转向再到全液压转向以及整体机架到铰接机架的发展过程，整机的可靠性、耐久性、安全性和舒适性都有了很大提高。

尤其在20世纪90年代，美国的德莱赛870以及加拿大冠军两款平地机在国内市场享有较高的知名度，其电控动力换挡系统给机器带来了卓越的载荷自适应性能，大大简化了驾驶员的操作。

1.2.2 国内平地机发展现状
中国平地机生产始于20世纪印年代。

由天津鼎盛天工(原天津工程机械厂，原中外建发展股份公司)参照前苏联样机试制第1台机械式平地机，1980年生产出国内第1台Y160A 型平地机，1985年又引进德国O&K公司F系列(5种)机型平地机生产技术。

1987年开发了PY250型平地机，1990起先后开发生产出了9大类18个型号50多种配置的系列产品。

这些产品的特点为:引进美国克拉克公司先进技术生产的变矩器与上柴发动机匹配；定轴式动力换挡变速箱，性能可靠，操纵轻便;后桥为三段式结构驱动桥，两级减速装有公司专利无滑转差速器，保证在各工况下为车轮提供足够的牵引力；铰接机架，大的前桥摆动角，以及摆动平衡箱；可以根据需要加装前推土板、后松土器、自动调平装置等备件。

三一重工在广泛吸收国内外平地机先进技术的基础上创新研制成功的全液压平地机将静液压传动技术应用于平地机的行驶驱动，替代了传统的液力机械传动，具有传动环节少、操作省时省力、无级变速、自动适应负载能力强以及便于实现自动控制等特
点，享有世界专利。

全液压平地机目前仍属于国际前沿技术，重型全液压式平地机在全世界仅有三一重工一家研制开发并批量生产，国内有个别企业(如徐工、鼎盛天工等)也开始进行相关产品的研制开发，目前处于初期探索阶段。

第 2 章总体方案设计
2.1 平地机的结构选型
2.1.1 传动系的选择
考虑平地机的使用性能要求、结构的合理性和制造成本等，选用的平地机传动系统如图2-1所示。

它由变矩器、主离合器、人力换挡变速箱、主传动和平衡箱链式终传动等组成。

图2-1 平地机传动系统简图
2.1.2 前桥的选择
平地机的前桥有两种，即驱动前桥和非驱动前桥。

考虑到驱动前桥的结构很复杂，制造困难，本次设计选用从动桥，它是转向桥，在转向时，前轮能够左右偏转；在有较大侧向作业阻力或整机在斜坡上作业时，前轮能够左右倾斜，以防止作业时出现跑偏和增加横向稳定性。

2.1.3 后桥的选择
后桥的主传动有差速器，并采用平衡箱链式终传动型式。

图2-2所示是MG185平地
机的后桥，它通过导板、托架与机架相连，托架与机架用螺栓紧固，后桥相对于托架可以自由转动，从而实现后桥转向或平地机斜身直线前进。

图2-2 后桥结构
2.2 平地机总体参数的确定
平地机的总体参数很多，包括许多方面的内容，一般把它们分为作业能力、牵引性能和动力性能等方面的参数。

参考万邦重科MG185型平地机，确定本次设计的平地机总体参数：
发动机功率132/180
kW hp
r
转速2200min
⨯
铲刀长×弦高3965610
回转角度360︒
km h
车速前进Ⅰ档5/
Ⅱ档8/
km h
km h
Ⅲ档11/
km h
Ⅳ档19/
km h
Ⅴ档23/
km h
Ⅵ档38/
后退Ⅰ档h
5
km/
Ⅱ档11/
k m h
Ⅲ档h
23
km/
最小转弯半径m
8.7
爬坡能力20︒
轮距mm
2156
-
轮胎规格17.525
前桥倾斜角0
±
17
±︒
转向角45
±︒
摆动角15
离地间隙mm
430
铰接转向角度左右各0
25
制动形式液压制动
整机质量kg
15000
最大牵引力82kN
⨯⨯
外形尺寸913226103440
第 3 章工作装置蜗轮蜗杆减速机构设计
3.1 总体设计——传动方案的确定
蜗杆传动速比大，结构紧凑，传递运动平稳，但效率低，消耗有色金属。

因此普通圆柱面蜗杆传动适用于中小功率，由于其效率低，不适用于连续工作，故多用于间歇工作的
︒-︒，功率不大，且刮土板回转不是连续工作的，场合。

平地机刮土板的回转速度为36/s
只有需要调整刮板角度时才工作，所以，综合考虑蜗杆传动的特点，它成为平地机工作装置减速机构的首选。

传动系统方案最后确定为图3-1所示型式。

图3-1传动系统方案图
1.液压马达
2.蜗轮
3.蜗杆
4.小齿轮
5.内齿圈
3.1.1 液压马达选择
在系统流量和压力一定的情况下,选择合适的动力头减速比和合适排量马达,达到设计目标。

刮土板回转速度6/s
︒
r
所以刮土板转速为1/min
i=
参考同类样机，设定传动比为360
所以输入转速为min
360r
/
由经验选取蜗杆减速器传递的功率为 2p kw =
设定马达的容积效率 0.9MV η= 机械效率0.9Mm η=
马达实际输出转矩 29550955053.1360
M
P T N m n ==⨯=⋅
马达理论转矩 53.1/0.959M Mt
Mm
T T N m η===⋅
设定工作压力 MPa p 10=∆， π22p
T M ∆=
式中， V ——马达排量，r mL / p ∆——马达计算压差，MPa Mt T ——马达理论转矩，M N ∙
得 225937.1/10
Mt T V mL r P ππ⋅⨯===∆
根据上面的计算，选择45D CM -马达，排量 '46.1/V mL r = 所以 实际工作压力 2259'846.1Mt a
T P MP V ππ⋅⨯∆==≈
蜗杆转矩 153.1M T T N m ==⋅ 3.1.2 总传动比及传动比分配 参考同类样机，设定总传动比为360i =
传动比分配应使传动系统结构紧凑，重量轻，成本低，润滑条件良好；各级传动尺寸要协调、合理。

减速器为二级蜗杆-齿轮减速器，故2(0.030.06)i i ≈- 式中，2i ——齿轮传动比 i ——减速器总传动比 取 20.0331
2i i ≈≈
12
360
3012
i
i i ===
1i ——蜗轮蜗杆传动比
根据分配得到的1i 、2i 计算各级传动比，在计算传动件时，主从动轮齿数及直径圆整后1i 、2i 可能有些变化，故按实际齿数及直径重算1i 及2i ，同时按实际的传动比重算工作
机构的转速，其误差不超过设计要求即可。

3.1.3 传动装置运动参数的计算
从减速器的高速轴开始各轴命名为I 轴、II 轴 （1）各轴转速计算
第I 轴转速 131360360/min n n i r =⋅=⨯=
第II 轴转速 23211212/min n n i r =⋅=⨯=
刮土板转速 31/min n r = （2）各轴功率计算
第I 轴功率 132P P kW
η=⋅=
第II 轴功率 211220.750.99 1.49P P kW ηη=⋅⋅=⨯⨯= 式中， 1η——蜗杆传动效率； 2η——轴承效率；
3η ——联轴器效率 30.99η=； （3）各轴扭矩计算
第Ⅰ轴扭矩 1
1
1
29550955053.1360
P T N m n ==⨯=⋅
第Ⅱ轴扭矩 22
2 1.49955095501181.812P T N m n ==⨯=⋅
（4）各轴转速、功率、扭矩列表如下表
3.2 传动件设计计算
3.2.1 第一级蜗杆减速机构的设计
传动类型为闭式ZA 蜗杆传动。

蜗杆传递功率12P kW =，蜗杆转速1360/min n r =，蜗轮转速212/min n r =，传动比130i =，单向传动，工作平稳，每天工作8小时，每年工作300天，预期寿命5年。

1）选择齿轮材料，确定许用应力
选用45号钢表面淬火，表面硬度5045-=HRC 选用101ZCuSn Pb （砂模铸造）
蜗轮许用接触应力[]H σ [][]'H H N H
K σσ
=
蜗轮的基本许用接触应力[]'H σ []2
'200/H N m m
σ= 应力循环次数N 由式 260h N n jL = 式中，2n ——蜗轮的转速，212/min n r =；
j ——齿轮每转一圈时同一齿面的啮合次数，1=j ；
h L ——齿轮的工作寿命，53008h L =⨯⨯； 得 6
60121(53008)
8.6410
N =⨯⨯⨯⨯⨯=⨯ 接触强度的寿命系数HN K
HN K == 则 蜗轮许用接触应力[]21.0184200204H N mm σ=⨯≈ 蜗轮的许用弯曲应力[]F σ 得： [][]'F FN F K σσ= 蜗轮的基本许用弯曲应力[]'F σ []2'51F N mm σ=
弯曲强度的寿命系数FN K
FN K == 则 蜗轮的许用弯曲应力[]20.78695140F N mm σ=⨯≈
2）齿面接触疲劳强度设计计算 []2
212210E H Z m d KT z σ⎛⎫≥ ⎪
⎪
⎝⎭
蜗杆头数1z 11z =
蜗轮齿数2z 21130130z i z ==⨯= 蜗轮转矩2T 62129.5510T P n η=⨯ 估取效率η 0.750.990.7425η=⨯= 蜗轮转速2n 212min n r =
则 蜗轮转矩2T 629.551020.7425121181813T N mm =⨯⨯⨯=⋅ 载荷系数k A V K K K K β= 使用系数A K 1A K =
动载系数V K 估计23v m s < 1.05V K = 载荷分布不均匀系数βK 载荷平稳 1K β= 则 载荷系数K 1 1.051 1.05K =⨯⨯= 材料弹性系数E Z 2
/155mm N Z E =
故 2
23115510 1.0511818137959.730204m d mm ⎛⎫≥⨯⨯⨯= ⎪
⨯⎝⎭
得 模数m mm m 10= 蜗杆分度圆直径1d mm d 901= 蜗杆导程角r 620'25''r =︒
蜗轮分度圆直径2d 221030300d mz mm ==⨯=
蜗轮圆周速度2v 222600003001260000v d n ππ==⨯⨯
20.19v m s = 符合估计
3）齿根弯曲强度校核计算
蜗轮齿根弯曲应力F σ []2
122cos F
F F KT Y d d m σσγ
=
≤
蜗轮齿形系数F Y 2.44F Y =
故
2 1.0511818
3 2.4422.69030010c o s 620'25''
F σ⨯⨯=
⨯=⨯⨯⨯︒ []F F σσ≤ 弯曲强度足够
4）热平衡计算
蜗杆传动所需的散热面积01000(1)()
P A K t t αη-≥-
传动效率η 1231
η
ηηηη= 啮合效率1η 1tan tan()
V γηγϕ=
+ 滑动速度11
90360
1.71601000cos 601000cos620'25''
s d n v m s ππγ
⨯⨯=
=
=⨯⨯⨯︒
因 230'
V ϕ=︒
则 1tan 620'25''
0.71tan(620'25''230')
η︒=
=︒+︒
取轴承效率20.99η=（滚动轴承） 搅油效率30.95η=
则 1230.71
0.990.950.
67η
ηηη==⨯⨯= 散热系数
K α 按通风良好，取217K W m C α
=︒
油的工作温度t
85t C =︒ 周围空气温度0t
020t C =︒
故 210002(10.67)0.617(8520)
A m ⨯⨯-≥=⨯-
5）其他主要尺寸计算
蜗杆顶圆直径11290210110a d d m mm =+=+⨯= 蜗杆根圆直径11 2.490 2.41066f d d m mm =-=-⨯=
蜗杆螺纹部分长度12(110.06)(110.0630)10128b z m mm =+=+⨯⨯=
蜗轮喉圆直径222300210320a d d m mm =+=+⨯= 蜗轮根圆直径22 2.4300 2.410276f d d m mm =-=-⨯= 蜗轮外圆直径22 1.5320 1.510e a d d m ≤+=+⨯ 2323e d mm = 蜗轮宽度B 10.750.75110a B d ≤=⨯ 3.2.2 第二级圆柱直齿轮减速机构的设计
采用直齿圆柱齿轮传动，高速齿轮传递功率2 1.49P kW =，高速齿轮转速212min n r =，内齿圈转速11min n r =，传动比122=i ，双向传动，工作平稳，每天工作8小时，每年工作300天，预期寿命10年。

1）选择齿轮材料，确定许用应力
小齿轮40Cr 调质，1HBS =260HBS
大齿轮
45正火， 2HBS =210HBS
许用接触应力][H σ 由式 H l i m H N
Hmin
[]=Z S σσ
式中 ][lim H σ——试验齿轮的接触疲劳强度极限，2/N mm ；
][lim H S ——接触强度计算的最小安全系数，通常5.11lim -=H S ；
接触疲劳极限lim H σ 2
l i m 1700/H N m m σ= 22l i m /580mm N H =σ
接触强度寿命系数N Z 应力循环次数N 60h N njL = 式中 n ——齿轮的转速，r/min ；
j ——齿轮每转一圈时同一齿面的啮合次数；
h L ——齿轮的工作寿命，h ；
m i n H S ——接触强度计算的最小安全系数，通常lim 1 1.5H S =-；
7116060121(103008) 1.710h N n jL ==⨯⨯⨯⨯⨯=⨯
76212/ 1.710/12 1.410N N i ==⨯=⨯
得 1 1.12N Z =
2 1.34N Z =
接触强度最小安全系数 lim 1H S = 则 []21700 1.12/1784/H N m m σ=⨯=
[]2
2580 1.34/1
777.2/H N m m
σ=⨯= 所以 []2777.2/H N m m
σ= 许用弯曲应力[]F σ 由式 X N F F F Y Y S m i n
l i m
][σσ=
式中 l i m F σ——试验齿轮的弯曲疲劳强度极限，2/mm N ；
m i n
F S ——弯曲强度计算的最小安全系数，由于断齿破坏比点蚀破坏具有更严重的后果，所以通常设计时，弯曲强度的安全系数应大于接触强度的安全系数，
lim 1.43F S =-；
N Y ——弯曲强度计算的寿命系数，考虑当齿轮只要求有限寿命时，齿轮的许用应力可以提高的系数；
X Y ——弯曲强度计算的尺寸系数，它是考虑计算齿轮的尺寸比试验齿轮的尺寸大时，是材料强度降低的系数；
弯曲疲劳极限[]lim F σ ,双向传动乘0.7
[]2lim1378/F N mm σ= []2lim2294/F N mm σ=
弯曲强度寿命系数N Y 121N N Y Y ==
弯曲强度尺寸系数X
Y
1X Y =
弯曲强度最小安全系数min F S 4.1min =F S
则 []2
137811/1.4270/
F N m m σ=⨯⨯=
[]2229411/1.4210/F N m m σ=⨯⨯=
2） 齿面接触疲劳强度设计计算
确定齿轮传动精度等级，按1(0.0130.022)v n =-0.126t v m s =，
小轮分度圆直径1d ，得
1d ≥齿宽系数d ψ ，按齿轮相对轴承为悬臂布置35.0=d ψ 小齿轮齿数1z 在推荐值20-40中选 120z = 内齿圈齿数2z 2211220240z i z ==⨯= 齿数比u 21/240/2012u z z === 传动比误差05.00<= 合适
小轮转矩1T 66119.5510/9.5510 1.49/121181813N mm T P n =⨯=⨯⨯=⋅ 载荷系数K A V K K K K K αβ= 式中 A K ——使用系数 取1A K =
V K ——动载系数 由推荐值4.1_05.1 取2.1=V K αK ——齿间载荷分配系数 由推荐值2.10.1- 取1=αK βK ——齿向载荷分布系数 由推荐值2.10.1- 取1=βK 载荷系数K 1 1.211 1.
2A V K K K K K αβ==⨯⨯⨯= 材料弹性系数
E Z 18E Z =节点区域系数H Z ()120,0x x β=︒== 2.5H Z = 重合度系数Z ε 由推荐值92.085.0- 取0.87Z ε=
故
197.15d mm ≥=
齿轮模数m mm z d m 8575.420/15.97/11===
圆整 取5=m
小轮分度圆直径1d mm mz d 10020511=⨯==
圆周速度v 11/6000010012/600000.0628/v d n m s ππ==⨯⨯=与估取接近
标准中心距α
12()/25(20240)/2650a m z z mm =+=⨯+=
齿宽b 10.3510035d b d mm ψ==⨯= 内齿圈齿宽2b 235b b mm ==
小轮齿宽1b 12(510)40b b mm =+-=
3） 齿根弯曲疲劳强度校核计算 []112F F a S a F
KT Y Y Y bd m
εσσ
=≤ 式中 Fa Y ——齿形系数，考虑当载荷作用于齿顶时齿形对弯曲应力的影响，与齿数、
变位系数有关，与模数无关；
Sa Y ——应力修正系数，考虑齿根过渡曲线处的应力集中及其他应力对齿根应力
的影响，与齿数、变位系数有关，与模数无关；
εY ——重合度系数，是将载荷作用于齿顶时的齿根弯曲应力折算为载荷作用在
单齿对啮合区上界点时齿根弯曲应力的系数，0.250.75/a Y εε=+；
齿形系数Fa Y 小轮1 2.80Fa Y =
大轮2 2.12Fa Y =
应力修正系数Sa Y 小轮1 1.55Sa Y =
大轮2 1.87Sa Y =
重合度a ε
[]11221
(tan tan )(tan tan )2a a a z z εααααπ
=
-+-
1520cos20[20(tan(arccos )tan 20)252025
π⨯︒=
⨯-︒+⨯+⨯
5240cos20240(tan(arccos )tan 20)]524025
⨯︒
⨯-︒⨯+⨯ 1.74=
重合度系数 0.250.75/0.250.75/1.740.68a Y εε=+=+= 故 212 1.4511818132.8 1.550.68238/
851005F N mm σ
⨯⨯=
⨯⨯⨯=⨯⨯
22
2 1.45118181
3 2.12 1.870.68231/801005
F N mm σ⨯⨯=⨯⨯⨯=⨯⨯
[]11F F σσ≤,[]22F F σσ≤ 齿根弯曲强度满足
4) 齿轮其他主要尺寸计算
内齿圈分度圆直径2d 2252401200d mz mm ==⨯= 根圆直径f
d
1121002 1.25587.5f f d d h mm =-=-⨯⨯=
22212002 1.2551212.5f f d d h mm =+=+⨯⨯=
顶圆直径a d 11210025110a a d d h mm =+=+⨯=
2221200251190a a d d h mm =-=-⨯=
第 4 章 工作装置铲刀的设计
4.1 平地机基本作业分析
1）刀角铲土侧移
利用平地机铲刀切入土中铲土，将土向平地机行驶方向的边侧移动一段距离。

在切土和刮土时，采用Ⅰ档速度前进。

2）铲刀刮土侧移
平地机以Ⅱ档或Ⅲ档的速度前进，铲刀平面角（一般为
6070︒-︒）和铲土角（约
045）。

机械以Ⅱ档或Ⅲ档的速度前进。

3）铲刀刮土直移（如图4-1）
作业前，铲刀的铲土角调为 7060-，平面角 90调至，倾角为 0，平地机以∏档或Ⅲ档的速度前进，铲刀切入深度很小，所受阻力不大。

图4-1 刮土直移
4）机外刮土（如图4-2）
作业前，先将铲刀倾斜于机外，按照需要调整好一定的坡度角，铲刀的上端斜向行驶方向的前部，下端斜向行驶的后部。

机械以I 档的速度前进，铲刀贴向斜工作面。

图 4-2 机外刮土
左：修刷边坡边沟 右：修刷路基路堑边坡
4.2 铲刀的结构
铲刀是由铲刀体、刀片和侧刀组成。

如图4-3所示：
图4-3铲刀组图
1．铲刀体 2.刀片 3.侧刀片
铲刀体1是一个焊接件，刀片和侧刀片用螺钉固定在铲刀体上，磨损后可随时更换，刀片和侧刀片均用耐磨耐冲击的钢材制成，刀片需经过热处理。

4.3
铲刀尺寸的确定
4.3.1 铲刀的长度
平地机的工作是刮削不厚的土层，并把它移到平地机行驶路线一旁。

铲刀的长度L 就根据这一要求确定的，当平地机的各档作业速度确定后，也就确定了该平地机的额定有效牵引力H P ，利用公式：(0.70.73)H H s s P G G φξξ==-
使得H Q P P =，得到铲刀铲刀切土部分的长度1l ，1l 只是铲刀的整个长度的一部分。

由
于MG185平地机是前轮转向，后桥驱动形式。

因此，取
0.7ξ=，则
KN g M P s H 888.9162007.072.07.072.0=⨯⨯⨯=⨯⨯⨯= 令 H Q P P = ，得到 cp
b H h K p l =
1
90b K = ，
由于MG185平地机的最大铲土深度为mm 500 故 取max 2
500333.33
c h mm =⨯=， 所以：1
88
2.94900.333
H
b cp
P l m K h ==
=⨯
再确定铲刀平面角为：45︒
图4-4 （左）根据F 和
ε
确定 2l
（右）铲刀作业参数
计算铲土面积 2111
2.940.3330.4922
cp F l h m =
=⨯⨯= 已知 9=ε，查图4-4（左）得 m l 52.02= 计算铲刀长度 12 2.940.52
3.9953995sin 'sin 60l l L m mm ϕ++=
===
4.3.2 铲刀的高度
根据图4-4（右）作图法求得土垄断面积226.0m F p =，其中ϕ为土垄斜边夹角查表可取 38=ϕ
637H mm ===
参考同类样机选定 mm H 610=
4.3.3 铲刀曲率半径
刮土板断面尺寸参考图4-5。

刮土板端点的切线与水平线所夹的角，称作翻土角，记作 β，通常为45︒，但近年研究证明该角应是6570︒-︒，否则土屑易落到刮土板背后。

刮土板切削角δ可在3070︒-︒之间变化。

刮土板曲率半径为：δ
sin 2H
R = 将和的值代入公式 得 mm R 39850
sin 2610
==
图4-5 刮土板断面参数
刮土板断面尺寸参考图4-5。

刮土板端点的切线与水平线所夹的角，称作翻土角，记作 β，通常为45︒，但近年研究证明该角应是 7065-，否则土屑易落到刮土板背后。

刮土板切削角δ可在 7030-之间变化。

刮土板曲率半径为：δ
sin 2H
R = 将和的值代入公式 得 610
3982sin50R mm
=
=︒
4.3.4 刀片的横截面主要形状和基本尺寸
由机械行业标准《推土机、铲运机和平地机刀片的主要形状和基本尺寸》，查得刀片
形状与相应尺寸。

刀片的横截面的形状和尺寸应符合图4-6和表4-1的要求。

图4-6 平地机刀片横截面 表4-1 平地机刀片横截面尺寸
()mm
根据4.5的设计计算，可选择185MG 平地机的铲刀刀片的基本尺寸：
330280
6.0192040
.35.1===±==+-F E R T W
4.3.5
螺栓孔的形状和尺寸
表4-2 螺栓形状的基本尺寸和极限偏差表
图4-7 螺栓形状及标注
根据前面的选择6.019±=T ，故对应的螺栓尺寸可以确定了
1039+=D ，1
024+=B ，31=C ，5.2=r ，20=d
4.4
技术要求
1.螺栓孔用冲压的方法加工时，周边凸起量不大于mm 3.0；
2.刀片热处理，最小淬火宽度mm 50，淬硬层深mm 42-，硬度为mm 5040-；
3.刀刃的直线度在任一mm 1000长度上为2mm ；
4.刀片不得有裂纹、毛刺及其他不利使用的缺陷；
第 5 章 轴的设计与校核
5.1 蜗杆轴的设计与校核
5.1.1
计算作用在蜗杆上的力
蜗杆轴传递的功率为kw 2，转速为min /360r 蜗杆、蜗轮转矩 m N T ∙=1.531 m N T ⋅=8.11812 蜗杆、蜗轮分度圆直径 mm d 901= mm d 3002= 圆周力 12
112253.111800.09
t a T F N F d ⨯====-
径向力 122tan 7879tan 202868r r t F F F N α=-=⋅=⨯︒= 轴向力 12
22
221181.878790.3
a t T F F N d ⨯=-=== 5.1.2 初步估算轴颈
选取45号钢作为轴的材料，调质处理
由式d ≥%3以考虑键槽的影响 取115=A 则
m i n
1.031120.9
d mm ≥⨯=
5.1.3 轴的结构设计
1）确定轴的结构方案
蜗杆轴是做成一体的，左轴承从轴的左端装入，内圈靠轴肩定位，外圈靠箱体壁定位。

右轴承和半联轴器从轴的右端装入，右轴承的内圈靠轴肩定位，从箱体左端旋入的螺纹环使其外圈得以定位，半联轴器靠轴肩定位。

半联轴器靠轴端挡圈得到轴向固定，采用普通平键得到周向固定。

采用单列圆锥滚子轴承和凸缘联轴器。

轴的结构如图5-1所示
图5-1 轴的结构图
2）确定各轴段直径和长度
（1） 该轴段用来安装滚动轴承，直径应符合滚动轴承内径155d mm =，长度等于滚动轴
承宽度，即1132133l T mm =+=+=
（2） 该轴段用来定位轴承内圈，查设计手册中的轴承标准，轴肩高度应满足轴承拆卸要
求，故265d mm =，轴段长度210l mm =
（3） 该轴段的作用是增长轴伸，保证箱体中的轴承座可以加工出来，取355d mm =，
375l mm =
（4） 该轴段直接加工成蜗杆的齿形，根据传动件的设计计算，4
66d mm = ，
mm b l 12814==
（5） 该轴段直径mm d d 5535==，长度mm l l 7535== （6） 该轴段直径mm d d 6526==，长度6210l l mm ==
（7）该轴段用来安装滚动轴承，直径mm d d 5517==，长度mm l l 3317==
（8） 该轴段用来定位半联轴器，为便于装拆轴承内圈，应使78d d <。

所以mm d 408=，
824l mm =
（9） 该轴段联接凸缘联轴器，长度比毂孔长度64mm 短14mm -，故mm l 609=，
mm d 259=
3）确定轴承及齿轮作用力的位置
如图5-2所示，先确定轴承支点位置，查30311轴承，其支点尺寸mm 9.24≈α，因此轴的支承点到齿轮载荷作用点距离1153.1L mm =，2153.1L mm =；mm L 9.823= 4）绘制轴的弯矩图和扭矩图 （1）求轴承反力
H 水平面 N R H 5901
=，2
590H R N =
V 垂直面 1
2592V R N =，N R V 2762
=
（2）求齿宽中点处弯矩
H 水平面 90329H M N mm =⋅ V 垂直面 1
396835.2V M N mm =⋅，2
42255.6V
M N mm =⋅
合成弯矩 1406985.9M N mm =⋅，299723.9M N mm =⋅ 扭矩T
mm N T ⋅=53056
弯矩图、扭矩图见图5-2 5）按弯扭合成强度校核轴的强度
当量弯矩22)(T M M ca α+=，取折合系数6.0=α 则齿宽中点处当量弯矩
1408229ca M N mm ==⋅
2104682ca M N mm ==⋅
当量弯矩图见图5-2
蜗杆轴的材料为45号钢，调质处理。

查得2640b N mm σ=，查得材料许用应力
[]2160b N
mm σ-=，得轴的计算应力为
2
1133
440822914.20.10.166
ca ca ca M M N mm W d σ=
===⨯ 该轴满足强度要求
图5-2 轴的计算简图
5.2 蜗轮轴的设计与校核
5.2.1
计算作用在蜗轮上的力
蜗轮轴传递的功率为kw 49.1，转速为12min r 蜗轮轴转矩 21181.8T N m =⋅ 圆周力 2
1
7879t a F F N =-=
径向力 212868r r F F N =-=
轴向力 N F F t a 118012=-= 各力方向如图5-4所示 5.2.2
初步估算轴颈
选取Cr 40作为轴的材料，调质处理
由d ≥003以考虑键槽的影响 取97=A
则 m i n 1.03949.8
d mm ≥⨯=
5.3 轴的结构设计
1）确定轴的结构方案
小齿轮和左轴承从轴的左端装入，靠轴肩定位。

蜗轮和右轴承从轴的右端装入，齿轮左侧端面靠轴肩定位，齿轮和右轴承之间用定位套筒使右轴承内圈得以定位。

左右轴承均
采用轴承端盖，小齿轮靠轴端挡圈得到轴向固定。

小齿轮和蜗轮采用普通平键得到周向固定。

采用深沟球轴承。

轴的结构如图5-3所示
图5-3 轴的结构图
2）确定各轴段直径和长度
（1） 该轴段用来安装小齿轮，直径根据min d 圆整150d mm =，为使轴端挡圈可靠的压紧小齿轮，1l 应比齿轮毂孔长（取等于齿宽1b ）短15mm -，mm b l 80585511=-=-= （2） 为使小齿轮定位，轴肩高度 2.5h mm =，故mm h d d 55212=+=且符合标准密封内径)864606/(-ZQ JB ，轴段长度242l mm =
（3） 该轴段用来安装滚动轴承，为便于装拆轴承内圈，32d d >且符合标准轴承内径，查轴承标准选取mm d 603=，轴段长度等于滚动轴承宽度即335l T mm ==
（4） 该轴段用来定位左轴承内圈和蜗轮左端面，查设计手册中的轴承标准，轴肩高度应满足轴承拆卸要求，所以mm d 754= ，mm l 204=
（5） 该轴段用来装蜗轮，取蜗轮左端面定位轴肩高度 5.5h mm =，则直径
mm h d d 64245=-=，长度应比蜗轮毂孔长短mm 41-，mm l 864905=-=
（6 ） 为便于装拆轴承内圈，56d d <且符合标准轴承内径，查轴承标准选取660d mm =，。