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4.7.3.3 纵向的横梁轮轴 纵向叉骨轴的上止点 E 在一条对于转向轴 CF 和以 D 为圆心的一段弧的下止点 G 直立的直线上运动 。为 了和 P1相交，平行轴 CF 必须 通过 E 点，而且和控制臂 G 的延长线相交。为了使 EP1和 GP2相交平行。通过低点 D 延长与 GP2交于P2。 EP1和 UP1所成 必须和 P1P2与 P1P3所成的角相等。 4.7.3.4 转向臂角度 的反馈 nts 图 4.40 到 4.49 揭示了 把外部连接点 U移动到 内部可以引起 UT长度的变化。但是，如果角度 和给定的转向节臂长度 必须减小或增大时，这个移动就是必须的。 当从背后看时，连接棒上突出的长度 U 和它全部的长度 U 是变化的。然而， U0的长度对于转向角度 i和0起 着决定性的作用。因此 用连接棒去检查T 的预期位置是长了还是短了是非常重要的。 5.减震系统 5.1 舒适度要求 汽车的减震系统和阻尼系统的主要作用是 ：控制舒适性和驱动轮载荷。他们在操纵机构，车轮滚动，车体允许侧倾等方面起着非常重要的作用， 运动学的变化和当轮子跳动震动时运用的弹性运动学对操纵机构的性能有着重要的影响。这些细节将在第三章中 2 到 9 节详细的讲解。 汽车拥有者对驾驶舒适性的要求是由合适的座椅位置，对方向盘和油门的控制，加速性能，机械振动效应共同作用决定的。临界频率的范围 是 1-80HZ。当要求有不同的舒适类型时，把这个频率范围分为两个部分是十分明智的做法。要求减震和操控舒适时，频率必须低于 4HZ。当要求轮胎跳跃和道路不平时减缓震动，频率必须大于 4HZ. 这种分类的方法是明智的。对于人体来讲，两种频率范围带给人们的感受不同。对于悬挂系统的各个组成部分，例如弹簧，减震器，悬挂连接负荷等做出对舒适性 的影响程度的评价是同样需要考虑的。同样需要考虑弹簧的挤压平衡。 当一辆汽车弹跳于地面的时候没有产生车体碰撞，而是以一种平行转化的方式上下移动，我们就说这辆车有一个好的减震系统 。为了提供一个客观的舒适性评价结果，使得的测量仪器必须满足 VDI2057 的要求，使得因为频率而产生的震动和现在已存在的人体感觉的认知相一致。测量结果必须有数字上的可用性，就是nts所谓的 K 值。低值表示有好的操作舒适性，相反高值表示有差的操纵舒适性。 5.1.1 减震舒适性 舒适程度主要由人体上部分对加速的反应和大约由 1HZ 到 4HZ 的频率来共同影响。有着一种给定的大量的车身，临界变量是汽车车体减震结构的减震速率和升高的车体震荡频率。 按照图中显示的车身弹簧组的相似模型，大部分免费的陈 列品在自然频率下无阻尼振动。根据式 5.4 和通信振动频率式 5.4A。 柔性的减震，就是比较低的减震速率，对于一个特殊的车体来讲，越低的自然频率，就会带来越舒适的操纵性。不尽如人意的是，这一时刻，卷轴增加了弯曲度。此时刹车或刚起步会有晃动现象。 振幅的频率达到 1HZ 还是比较合适的，但并不是轻易就可以完成的。 柔性减震系统的另一个优点是吸收了跳动势能和增强了轮胎的附着力。例如当一个负荷了 300N 的前轮陷入了一个 60 毫米深的路面坑洼中，柔性线性减震系统以 15Nmm1的比率，剩余在坑底的残余力是2100N。而运动型港行减震系统以30Nmm1 的比率，剩余在坑底的残余力 1200N.最大的残余附着力等于在良好路面上的承载力。这就是说一辆汽车通过了一个 40mm 的障碍物。刚性减震中，冲击力作为一种影响从轴传递给了车体，忽视了颠簸和时间的影响。这个力有 1200N，而柔性系统只传递了 6000N，加强了较低的轮胎的承载作用。 不利的一面是一个大的卷轴体在弯曲，并存的低承载轮传递侧面压力。就像图中所示，在独立 悬架系统中，轮子随车体倾斜。轮子在车体弯曲处的外面，它吸收了大部分的侧面压力，失去了负面中的凸形，结果这时需要大的轮胎滑动角度。 减震系统的舒适度同操纵机构紧密联系，不仅仅取决于汽车的重量，减nts震器重所占的比例，还取决于其他 它可变的，相互作用的独立个体的作用。 载荷的分配 轮系悬架的设计 座椅的类型和弹簧设计种类 防转动销 橡胶衬套的扭曲比率 减震器的结构和安装 轴的重量 发动机的类型和 变速器的安装 轴距 胎面宽度 通常的轮胎 5.1.2 驱动轮的舒适度 甚至在看起来非常平坦的路面上也会有看不见的不规则突起。传到壳体上的撞击被当作了高频加速和摇摆。汽车拥有者感觉他们在汽车的底部，在汽车座垫上。当然司机同样感觉在转向轮和踏板上。他们感觉哪个轮子舒服和伴随的粗糙道路。 这种在车体和悬架 上各部分 的振动通常被减弱。 各个部分是指 ，悬架连接，悬架骨架，麦弗逊式悬架中的斜梁，悬架控制节臂符合产生的摩擦，轮系节点， 吸振器和弹簧跳动。 在麦弗逊式悬架中的梁或减震梁上的活塞销 侧反力产生的摩擦是能够被引 起的。减震系统的反应并不是很好。而今天的宽面轮胎 也没有吸收跳动负荷。这些符合都直接传递给了车体。 这种关系可以简单的用弹簧的滞后弯曲来解释。在中央范围内的每一个轮子上面的摩擦力是 200N，例如从中央线开始， F Nft 100.在前部弹簧体减震系数为 Cf=15Nmm 1 和越障高度为 6mm 时，弹簧压力为 f=CfS1 =156=90N。当 Ffr Ff，在这个例子中，柔性弹簧并不吸收振动 ，而是由车架把这些震动传给车体。但是如果弹簧的刚度 Cf=30Nmm1 ，这个冲击力会被弹簧nts吸收。象图 5.3， 5.4 中所示，问题在这里是相反的。柔性弹簧在路面不好的情况下完成 预期舒适性要求要比刚性弹簧困难许多。这种情况在前驱车辆上的表现尤为突出。 nts履带拖拉机液压机械双功率流差速转向机构设计 Design of Hydromechanical Double Power Differential Steering Mechanism for Tracked Tractor 农业机械学报 Transactions of the Chinese Society for Agricultural Machinery 曹付义 , 周志立 , 贾鸿社 东方红 1302R 拖拉机液压机械差速转向机构的功率分析 Power analysis of hydro-mechanical differential turning mechanism of Dongfanghong1302R tractor 农业工程学报 Transactions of the Chinese Society of Agricultural Engineering 曹付义 , 王军 , 周志立 , 贾鸿社 , Cao Fuyi , Wang Jun , Zhou Zhili , Jia Hongshe 液压机械双功率差速式转向机构的转向性能分析 Analysis on Steering Performance of Hydro-mechanical Dual Power Differential Steering Mechanism 工程机械 Construction Machinery and Equipment 曹付义 , 周志立 橡胶履带拖拉机差动传动系分析 A analysis for differential transmission system of rubber track tractor 拖拉机与农用运输车 Tractor & Farm Transporter 贾鸿社 , 李天石 , 杨为民 履带车辆差速式转向机构动力学分析与比较 Dynamic Analysis and Comparison of Differential Type Steering Mechanism on Crawler Vehicles 工程机械 Construction Machinery and Equipment 赵建军 卡特 R 型履带车辆差速转向机构之运动与力矩分析 Kinematic and Static Analysis of a Differential Steering for Carter R- Type Tracked Vehicles 机械设计与研究 Machine Design and Research 林建德 , Kin-tak , LAM 大功率履带推土机的差速转向技术 Differential Steering Technique of Heave-duty Crawler Dozer 筑路机械与施工机械化 Road Machinery & Construction Mechanization 祖炳洁 , 刘希太 , 王海花 , ZU Bing-jie , LIU Xi-tai , WANG Hai-hua 一种履带车辆正独立式液压转向原理的分析与设计 Analysis and Research on a Hydraulic Steering Principle of Positive Independent Style for Tracked Vehicles 车辆与动力技术 Vehicle & Power Technology 梁健 , LIANG Jian 正独立式双流传动液压机械复合转向原理和分析 Analysis of Principle of Hydro-mechanical Complex Steering for Positive Independent Dual-stream Transmission 兵工学报 Acta Armamentarii 梁健 大功率履带推土机的差速转向技术 Differential Steering Technique of Heave - duty Crawler Dozer 机械传动 Journal of Mechanical Transmission 祖炳洁 , 王军 , 刘希太 , Zu Bingjie , Wang Jun , Liu Xitai 履带式机械差速转向机构的设计 Design of Track Machine Differential Change Over Mechanism 机 械传动 Journal of Mechanical Transmission 李岚 , 张桂华 , 陈艾华 , Li Lan , Zhang Guihua , Chen Aihua 履带车辆转向过程循环功率分析 Analysis of Circular Power for Tracked Vehicles Steering 装甲兵工程学院学报 Journal of Academy of Armorde Force Engineering 程军伟 , 高连华 , 王良曦 转向液压助力器试验台设计 拖拉机与农用运输车 Tractor & Farm Transporter 李兰生 , 尚彩红 , 刘晋军 nts 1 摘 要 为了适应现代化生产的需要，履带拖拉机不断提高了行驶速度。为了增强履带拖拉机的机动性能，要求其能够进行任意半径转向。为了避免拖拉机履带对路面的滑磨，又要求两条履带能够实现差速。这就需要有一种机构来实现拖拉机的这些使用要求。此时，机械液压双功率流差速式转向机构的优点就体现出来了。这种转向机构在保证连续无级输出转速的前提下应用较小的液压元件功率大幅度提高车辆输出的总功率，并且其传动效率远远超过纯液压转向机构的传动效率。对此，基于双功率流传动原理，利用液压元件的无极调速特性，对适合履带车辆的液压机 械双功率流差速转向机构的转向原理进行了分析。并且从履带拖拉机机械液压双功率差速式转向机构的转向特点入手，分析了三种有代表性的液压机械双功率差速式转向机构的转向性能和转向指标。最后，选择了一拖公司设计的行星排机构进行设计计算，提出了转向机构行星排特性参数的确定原则，并结合东方红 1302R 型橡胶履带拖拉机进行了参数设计和转向运动性能分析，所选参数满足整机性能的要求。 关键词 ：拖拉机 机械液压双功率流差速转向机构 设计 Abstract Production in order to meet the needs of modernization, crawler tractors continuously improve the speed. To enhance tractor mechanical functions required to carry out arbitrary radius steering. To avoid crawler tractor on the road friction and also requires two tracks to achieve different ial. This need for a body to achieve these tractor use requirements. At this time, the mechanical-hydraulic power flow Differential Steering institutions on the merits of the reflected. This shift in the level of continuous output speed without the prerequisite of the application of smaller hydraulic components significantly improve power transmission The total power, and its transmission efficiency far exceed net hydraulic steering mechanism of transmission efficiency. In this regard, based on the popular action-power principle, the use of hydraulic components of limitless speed characteristics, Tracked vehicles suitable for the nts 2 mechanical-hydraulic differential power flow shifted to the principle of analysis. Tractor and machinery from the two hydraulic power differential steering the steering characteristics, Analysis of three representative mechanical-hydraulic power-shift differential to the performance indicators and steering. Finally, the choice of a trailer company in the planetary bodies arrangements for the design, made arrangements to planetary bodies characteristic parameters of the principles, and the combination of the East-1302 R-rubber track tractor parameters for the design and performance analysis to campaign, Whole selected parameters to meet performance requirements. Keywords : tractor-mechanical hydraulic power flow differential steering mechanism design nts 3 目 录 第一章 绪论 . . .1 第二章 方案分析 .4 2.1 转向性能 . . . .4 2.2 评价指标 . . . .4 2.3 卡特 .小松 .一拖公司三种产品方案的比较 . .5 第三章 设计计算 .7 3.1 行星齿轮的设计计算 . . .7 3.1.1 选取行星齿轮传动的传动类型和传动简图 . 7 3.1.2 进行行星齿轮传动的配齿计算 . . .7 3.1.3 初步计算齿轮的主要参数 . . . . 8 3.1.4 几何尺寸计算 . . . . . . . . .9 3.1.5 行星齿轮传动装配条件的验算 . . . . . . . .11 3.1.6 计算行星齿轮传动的效率 . . . . . . .11 3.2 最终传动部分的设计计算 .12 3.2.1 最终传动比齿轮的设计计算 . .12 3.2.2 最终传动比齿轮的尺寸计算 . . 13 3.2.3 最终传动齿轮上短支撑轴的设计计算 . 14 3.3 液压马达部分的设计计算 . .14 3.3.1 液压 马达输出端齿轮的设计计算 .14 3.3.2 液压马达输出端齿轮的尺寸计算 . .15第四章 校核计算 . . . . . . . . . . . .17 4.1 行星齿轮传动的校核计算 . . . . . . . . 17 4.2 最终传动部分的校核计算 . . . . . . . . 19 参考文献 .21 致谢 .22 nts 4 第一章 绪论 履带作为车辆的行走机构既加强了车辆离开道路的越野能力，也增大了车辆的负重能力。车辆的转向机构是车辆的重要组成部分，转向机构性能的优劣直接影响其技术性能。由于履带车辆的转向原理与轮式车辆根本不同，是履带车辆很难再任何速度下按驾驶员意愿使车辆按一定的转向半径转向。随着农用履带车辆功率的增大和车速的提高，对其转向机动性的要求也越来越高，对新 型转向机构的研究也越加迫切。机电液新技术的发展，使机动性高，能耗低，性能优良的新型转向机构的开发有了可能。 依据不同的分类方法，履带车辆的转向机构可根据车辆在转向过程中功率流的传递方式分为单公履流转向和双功率流转向机构，也可根据在转向中履带的运动有无联系而分为独立式转向机构和差速式转向机构。 单功率流转向机构一般构造的方法是在变速机构后串联某种转向机构，是构成履带车辆转向传动的最为简单的方法。单功率流转向机构是最简单的转向机构，其中最常用的有转向离合器，单差速器，双差速器，行星转向机构等。单功率转向的缺点是 明显的，车辆仅有几个固定的转向半径，按非规定的转向半径转向时，要靠摩擦元件的滑磨来实现，难以得到稳定准确的转向半径；其次是在转向过程中摩擦元件的剧烈滑磨会带来发热和磨损，使传动效率降低，特别是在较大功率的转向状态下，会存在较大的功率损失，以致常需降速转向；另外，剧烈的摩擦也使机构容易损坏，导致工作可靠性差，寿命降低。 在发动机后，将发动机功率分成变速和转向两路并列传递，就是双功率转向机构。双功率流转向机构将用于直线推进的变速机构与造成左右不、侧履带速度差的转向机构在传动系统中并列，转向机构在车辆直驶时不造成 两侧履带的速度差，在转向时，变速流提供各档不同的直线行驶速度与转向机构造成的两侧履带的速度差汇流，实现车辆的转向。 在双功率流转向机构中又分为机械是双功率流转向机构和机械液压式双功率流转向机构。 在单功率流转向机构的基础上最早出现的是直驶和转向两功率流均由机械装置来实现的机械式双功率流转向机构。此种转向机构主要由两个变速箱，nts 5 行星齿轮传动机构，离合器和行星齿轮机构制动器组成，在转向性能上较单功率流转向机构有很大的提高，但是它的转向半径仍然是有级的。档位越低，得到的转向半径越小；档位越高，得到的转向半径越大。仍 然不适应车辆在所有不同曲率的道路上用圆滑轨迹转向行驶的需要，也不能排除部分接合摩擦元件进行滑磨转向及由滑膜所带来的一系列问题。 机械式转向机构的转向性能容易受到驾驶员的驾驶技术，体力条件和离合器制动器磨损的影响，并且容易给驾驶员带来疲劳。随着机电液压及人机工程技术的发展，机械式转向机构必将会在大功率拖拉机，推土机等工程车辆上遭到淘汰。在机械系统上附加液压泵 -液压马达驱动的机械 -液压转向系统将逐渐得到应用。 机械液压式双功率流转向机构由发动机，变量泵，控制阀，定量马达，多档变速箱以及后桥转向差动机构组成。它将 由发动机传来的机械功率流在多档变速箱的输入轴上分流，一路流经由液压泵 -液压马达组成的转向调速系统；另一路流经多档变速器，最后在行星排上合流，然后经行星排中的某一部件（如行星架）传到车辆的最终传动上。由于液压泵和液压马达可以无级控制，因此使用这类转向机构既可以获得车辆两侧的速度差实现无级控制，又克服了机械式转向机构的许多特点。若液压马达不工作，只有来自中央传动的功率流，由于液压马达可实现无级控制，因此车辆两侧履带驱动轮转速差可以有无穷多个，可得到无穷多个转向半径，即可实现无级转向，驾驶员只要操纵转向盘转动液压 装置，就可使车辆稳定的沿一定的圆弧行驶。 这种转向机构不但具有结构好，没有摩擦元件，寿命长，效率高，工作可靠，布置简便，维修调教少及降低能耗等特点外，而且在工作性能上它不是通过部分或全部切断一侧履带的动力来制动一侧驱动轮实现转向的，而是两侧履带始终传递动力，这样可很好地实现动力转向，基本上消除了履带打滑现象，适用于进行偏载推土和切除树根作业；在坡地转向时不会出现逆转向现象，提高了车辆的安全性；由于转向时不切断动力，因此车辆的平均车速不降低；履带不停止行驶，对土壤破坏少，在松软土壤上的通过性好；转向半径的大小 可任意控制，提高了履带车辆的机动性，转向平稳；转向时车辆能发挥直线行驶同样高的工作性能；容易实现一根操纵杆来控制进退和转向。 随着液压技术水平的不断提高，液压泵 -液压马达及其它液压元件性能的nts 6 不断改进，使机动性高，能耗低，性能优良的机械液压连续无级转向机构的设计开发有了可能。这种转向机构在大功率履带车辆上的应用也使其转向半径连续无级变化的范围将会越来越大。 为了应对我国加入 WTO 后来自于发达国家农机工业的挑战，努力提高国产大功率车辆的技术性能已迫在眉睫。随着液压泵液压马达及控制阀等主要液压元件国际化生产进程的 不断深入，其制造成本的大幅度下降，国产大功率履带车辆必将大量地装备这种先进的无级转向机构，从而使国产大功率履带车辆的技术性能得到极大提高，逐步达到甚至超越国际先进水平。 nts 7 第二章 方案分析 为了更清楚地分析车辆的转向性能，这里叙述一下车辆的转向性能与评价指标。 2.1转向性能 转向性能是车辆改变其运动方向的一种能力，是车辆整车性能的一个重要评价指标。 2.1.1 转向半径 R 和相对转向半径 转向中心 O 到纵向轴线的距离叫转向半径 R，如图 1 所示。 相对转向半径 是转向半径 R 与两侧履带中心距 B 的比值，BR，具有中心转向的履带车辆， 0min 。 2.1.2 周转向时间 履 带 车 辆 绕 其 转 向 中 心 O 旋 转 一 周 所 需 的 时 间 ，)/(2 sra dt 平均旋转角速度， 。 2.2评价指标 2.2.1 平均旋转角速度 转向过程中转过的角度 与所用时间 T 的比值，t 2.2.2 规定转向半径 转向过程中，车轮内侧摩擦元件被完全制动，没有制动功率损失，两nts 8 侧主动轮和发动机之间的传动比都是定值，这时的理论转向半径称为规定的转向半径。规定的转向半径决定了车辆能够持续进行转向的可能性，规定转向半径越大，以规定转向半径转向的可能性越大，转向性能越好。装备有液压机械双功率差速式转向机构的车辆各档具有无级规定的转向半径，车辆可在大于该档最小规定转向半径的任意转向半径 转向。 2.2.3 转向所需单位牵引力 车辆转向所需单位牵引力表示了转向时所受的内外阻力的大小，其值越小，转向越容易，转向性能越好。 2.3卡特，小松，一拖公司三种产品方案的比较 车辆后桥左右输出轴转速 N L 和 NR N Z 和 N M 为中央传动输出转速和液压马达输出转速 为行星 排特性参数 =tqZZ ， Zq 、 Zt 为行星轮齿圈和太阳轮的齿数 由三种转向机构的结构可知 卡左+1=卡中=小松=一拖i1 、 i2 为中央传动和液压马达到转向机构的传动比 rk为履带驱动轮半径， i3为终传动比 卡特公司 小松公司 一拖公司 结构简图 输 出 后桥左输出轴 nts 9 轴 转 速 后桥右输出轴 车辆转向角速度 322 iBirk 1nM324iBirk 1 nM 324iBirk 1 nM 转向半径 R 2212 BnniiMZ 2)1( 12BnniiMZ 212BnniiMZ 相对转向半径 MZnnii 1222 MZnnii1221 MZnnii 122转向机构输出转矩 后桥左输出轴 ML =BM Mii A 21 121 ML =BM Mii A 21 2121 后桥右输出轴 MR =BM Mii A 21 121 MR =BM Mii A 21 2121 通过计算，求得当 2.372 时有以下参数的对比资料： 性能参数对比 卡特公司 小松公司 一拖公司 转向角速度 最大 次之 最小 转向时间 最小 次之 最大 直线行驶速度 最小 最大 次之 转向半径 相对转向半径 最小 最大 次之 单位牵引力 最大 次之 最小 直线行驶驱动力矩 最大 最小 次之 经过各种参数的对比，选择适合中国环境的一拖公司的方案，并选择此机构进行近一步的设计计算。 nts 10 第三章 设计计算 3.1行星齿轮的设计计算 3.1.1 选取行星齿轮传动的传动类型和传动简图 . 选取行星齿轮传动的传动类型和传动简图 根据行星齿轮传动设计表 1-1 常用行星齿轮传动的传动类型及其特点，选择 2Z-X 负号机构 NGW 型行星齿轮，传动比范围 ibax为 39，传动功率植不限，传动效率 bax=0.970.99,这种传动类型的 特点是 :效率高，体积小，质量小，结构简单，制造方便 .适用于任何工况下的大小功率的传动，且广泛应用于动力及辅助传动之中，工作制度不限；可作为减速增速和差速装置。 3.1.2 进行行星齿轮传动的配齿计算 所谓行星齿轮的配齿计算就是给定的传动比 ip来确定行星齿轮传动中的各轮的齿数。特征参数 P 与给定的传动比 ip有关。 P 的数值必须合理的选取。依据书中给定的范围 3 8， 选取此设计中的 P=3。因为 ip=P+1，所以ip=4。参考行星齿轮传动设计一书 P 41 页标准，选择 np=3， Za=22， Zc=17，Zb=56， ibax=3.5455。 nts 11 3.1.3 初步计算齿轮的主要参数 行星齿轮输出轴传递最大扭距时，变速箱挂入三挡 nb=总ine = 2.052.732300 =410 minr 根据使用要求及行星轮传动的特点，选择 ip=4， np=3， Za=22， Zc=17， Zb=56，i bax=3.5455 ，由 i bax=Hn-nn-nbHa=-baZZ, 此时液压马达的输出转速 na=0 ， nH =294 minr . 根据初算轴直径公式 d 7 1 .1 m m2 9 41 0 61 0 0n 330 PA ， d 取 72mm。 选取轴的材料为 40Cr，所以 A=100,这时，由于轴传递的更多的是扭矩，所以只需要进行扭转强度的校核计算。 对于光轴， 92.03272101.82941069 5 5 0 0 0 01073.5105 . 7 3 4444 PGIT，这时 m01 ，所以轴满足要求。 齿轮材料和热处理的选择：中心轮 a 和 太阳轮 c 均采用 20CrMnTi，渗碳淬火，齿面硬度 58 62HRC，据图 6-15 和图 6-27，取 limH =1400N/mm2 ，limF =400N/mm 2 ，中心轮 a 和太阳轮 c 的加工精度等级为 6 级 ;内齿轮 b 采用 35CrMo，调质硬度 217 255，据图 6-13 和图 6-27，取 limH =780N/mm2 ，limF =300N/mm 2 ，内齿轮的加工精度等级为 7 级。 根 据 结 构 的 设 计 行 星 轮 C 的转速 nc=968 minr ，T1 =9549b1nnP =9549 m3 4 8n9683 106 初步确定齿轮的模数 m， m=lim21131FdFaFPFAm ZYKKKTK 对于直齿轮的传动mK=12.1 从表 6-7 中查得 AK =1.75 nts 12 从表 6-5 查得FK=2，当 n 3p， KHP=1.4 由 K )1(5.11 HPFP K=1.6 查图 6-22 得，1FaY=2.356，2FaY=2.74 又1limF=4002mmN，2limF 343Y21aFa FY2mmN所以2lim mmN343F查表 6-6，dcd 0.6 m=lim21131FdFaFPFAm ZYKKKTK =12.1433177.03 56.26.1275.13 4823 =5.15 选择小齿轮的模数为 6. 3.1.4 几何尺寸计算 对于 a-c 外啮合副，这时 c 为小齿轮，记为 1。 a 为大齿轮记为 2. 1模数 m=6 2压力角 =200 3分度圆直径 d 1d m z1 =6 17=102mm d2 m z2 =6 22=132mm 4齿顶高 ha外齿高 h1a h2a mh*a m=6mm 5齿根高 hfhf（ h*a c * ） m 1.25m=7.5mm 6全齿高 h h ha hf=6+7.5=13.5mm 7齿顶圆直径 dad1a=d1 +2 ha=102+12=114mm d 2a =d2 2 ha=132+12=144mm 8齿根圆直径 dfd1f= d1 -2hf=102-15=87mm d2f= d2 -2hf=132-15=117mm 9基圆直径 dbdb1=d1 cos =99.6mm db2=d2 cos =124mm nts 13 10中心距 a a= 21 ( d2 d1)=83mm 11齿顶圆压力角a1a=arccos11abdd= arccos11499.6=29.1 2a=arccos22abdd= arccos14124=30.5 12端面重合度=21z1 (tan1a-tan ) z2 (tan2a-tan ) = 1. 280. 36-0. 58220. 36-0. 55172 1 对于 b-c 内啮合副 , 这时 c 为小齿轮，记为 1,b 为大齿轮记为 2. 1模数 m=6 2压力角 =200 3分度圆直径 d 1d m z1 =102mm d2 m z2 =6 56=336mm 4齿顶高 ha内齿高 h1a h*am m=6mm h2a（ 1255.7 Z） m=（ 1- 567.55 ） 6=5.1mm 5齿根高 hfhf（ h*a c * ） m 1.25m=7.5mm 6全齿 高 h h1 ha hf=6+7.5=13.5mm h2 ha hf=5.1+7.5=12.6mm 7齿顶圆直径 dad1a=d1 +2 ha=102+12=114mm da2=d2 -ha=336-10.2=325.8mm 8齿根圆直径 dfd1f= d1 -2hf=102-15=87mm d2f= d+2hf=336+15=351mm 9基圆直径 dbdb1=d1 cos =99.6mm db2=d2 cos =315.7mm nts 14 10中心距 a a= 21 m(Z2 Z1)=83mm 11齿顶圆压力角a1a=arccos11abdd=29.1 2a=arccos22abdd=14.3 12端面重合度=21z1 (tan1a-tan ) z2 (tan2a-tan ) = 1 . 490 . 11560 . 19172 1 3.1.5 行星齿轮传动装配条件的验算 1传动比条件 Zb=Y-Za，由于选择的是标准行星齿轮，所以满 足条件。 2邻接条件的验算，两相邻行星轮的齿顶圆半径之和应小于其中心距Lcdac=144mm2a acsinpn =204mm，所以满足邻接条件。 3同心条件的验算就是中心轮 a， b 与行星轮的所有啮合副的实际中心距必须相等，因为 a ac=abc，所以满足同心 条件。 4安装条件 （整数）2635622 pba n zZ ，满足安装条件。 3.1.6 计算行星齿轮传动的效率 查表 5-1，选择公式xbax pp 11 017.0)56 117 1(06.049.12)17 1221(06.028.12 xmbxmax nts 15 9 8 7.00 1 7.0155.2 55.2111 xbax p p 3.2 最终传动的设计计算 3.2.1 最终传动比齿轮的设计计算 选择小齿轮齿数为 17，大齿 F 轮为 63。 1. 选择小齿轮材料为 40Cr，调质处理，大齿轮为 45 钢 2. 由图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳极限1FE=500MPa，大齿轮的弯曲疲劳极限21FE=380MPa 3. 由图 10-18 查得弯曲疲劳寿命系数 K1FN=0.85,K2FN=0.88 4. 取安全疲劳系数为 S=1.1 3861.1 500*85.0111 SK FEFNF MPa 3041.1 380*88.0222 SK FEFNF MPa 5. 计算载荷系数 K= FFVA KKKK=1.25 1.1 1.1 1.13=1.7 由于对称支撑， KH=1.12+0.18 2d+0.23 b10-3 =1.13 6. 由表 10-5 查得， Y ，2.97a1FYa2F=2.27 7. 由表 10-5 查得， Ya1S=1.52， Ya2F=1.735 8. 计算大小齿轮的 FSFYY aa并加以比较 1a1a1F SF YY= 0. 011 838 21. 522. 97 2a2a2F SF YY= 0. 012 930 41. 7352. 27 nts 16 T=3442Nm m 3 aa21d 12K F SF YYZT = 5 . 5 80 . 0 1 2 9170 . 3105 . 9 5 41 . 72324 ，取 6. 3.3.2 最终传动比齿轮的尺寸计算 1模数 m=6 2压力角 =200 3分度圆直径 d 1d mz1 =17 6=102mm d2 mz2 =63 6=378mm 4齿顶高 ha外齿高 h1a h2a mh*a 6mm 5齿根高 hfhf（ h*a c* ） m 1.25m=7.5mm 6全齿高 h h ha hf=6+7.5=13.5mm 7齿顶圆直径 dad1a=d1 +2 ha=102+12=114mm d 2a =d2 +2 ha=378+12=390mm 8齿根圆直径 dfd1f= d1 -2hf=102-15=87mm d2f= d2 -2hf=378-15=363mm 9基圆直径 dbdb1=d1 cos =94.86mm db2=d2 cos =351.5mm 10中心距 a a= 21 m(Z2 Z 1 )= 24080621 mm 11齿顶圆压力角a1a=arccos11abdd= arccos 6.3311486.94 2a=arccos22abdd = arccos 6.25390 5.351 12端面重合度=21z1 (tan1a-tan ) z2 (tan2a-tan ) nts 17 =21 36.047.06336.066.017 =21（ 5.1+6.93） =1.91 3.3.3 最终传动齿轮上短支撑轴的设计计算 m in4.797.3294 rINN H mmNPAd 1 1 04.791 0 61 0 0 330 3.3 液压马达部分的设计计算 3.3.1 液压马达输出端齿轮的设计计算 选择小齿轮材料为 40Cr，大齿轮材料为 45 钢 1. 计算载荷系数 6.113.11.13.11 FFVA KKKKK 2. 由表 10-5 查得， Y ，2.97a1FYa2F=2.45 3.由表 10-5 查得， Ya1S=1.52， Ya2F=1.65 4.计算大小齿轮的 FSFYY aa并加以比较 1a1a1F SF YY= 0. 011 838 21. 522. 97 2a2a2F SF YY= 0. 013 230 41. 522. 45 5. T=243Nm nts 18 m 3 aa21d 12K F SF YYZT = 5 . 5 80 . 0 1 2 9170 . 3105 . 9 5 41 . 72324 ，取 m=2.5. 3.3.2 液压马达输出端齿轮的尺寸计算 1模数 m=2.5 2压力 角 020 3分度圆直径 d 1d mz1 =17*2.5=42.5mm d2 mz2 =35*2.5=87.5mm d mmmz 5.2 8 25.2*1 1 333 4齿顶高 ha外齿高 h1a h2a mh*a 2.5mm 5齿根高 hfhf（ h*a c* ） m 1.25m=3.125mm 6全齿高 h h ha hf=2.5+3.125=5.625mm 7齿顶圆直径 dad1a=d1 +2 ha=42.5+5=4 7.5mm d 2a =d2 +2 ha=87.5+5=92.5mm d mmhdaa 5.28755.282233 8齿根圆直径 dfd1f= d1 -2hf=42.5-6.25=36.25mm d2f= d2 -2hf=87.5-6.25=81.25mm d mmhdff 25.2 7 625.65.2 8 2233 9基圆直径 dbdb1=d1 cos =39.9mm db2=d2 cos =81.3mm d33 db cos =262.7mm 10中心距 a a12 = 21 m(Z2 Z1 )= )3517(*5.2*21 65mm a23= 21 m(Z2 Z3)= )3511 3(*5.2*21 185mm 11齿顶圆压力角a1a=arccos11abdd= arccos 8.325.47 9.39 nts 19 2a=arccos22abdd= arccos 4.285.92 3.81 3a=arccos 9.235.2 8 77.2 6 2ar cco s33 abdd12端面重合度12=21z1(tan1a-tan ) z2(tan2a-tan ) =21 )36.054.0(*35)36.064.0(*17 =21(4.76+6.3) =1.76 23=21z3(tan3a-tan ) z2 (tan2a-tan ) =21 )36.054.0(*35)36.044.0(*113 =21(8.5+6.3)=2.44 nts 20 第四章 校核计算 4.1 行星齿轮传动的校核计算 根据履带式车辆的使用要求，属于短期间断工作特点的行星齿轮传动，所以只需要进行齿面接触疲劳强度的校核计算 1 有关系数和接触疲劳极限 1） 使用系数 KA 考虑由齿轮啮合外部因素引起的附加动在何影响的系数。考虑到原动机的工作特性为中等冲击，工作机的工作特性也为中等冲击，所以选择 A 1.75 2） 动载荷系 数 KV=1.15 3） 齿向载荷分布系数 bdbK H 3211023.018.012.1 401023.01024018.012.1 32 =1.1562 4） 齿间载荷分配系数，查表 6-9， KH=KF=1.1 Nd TF t 1 61 372 00 0 1 29.31756 uNMNpTT 82334101069549395493 轴 5） 行星轮间载荷分配不均匀系数 KHp=1.15 6） 节点区域系数查图 6-9， ZH =2.37 7） 弹性系数查表 6-10， ZE =189.8 8） 重合度系数查图 6-10， Z=0.96 9） 螺旋角系数 Z=1 nts 21 10） 实验齿轮的接触疲劳极限limH=14002mmN11） 最小安全系数 SlimH=1 12） 接触强度计算的寿命系数 N2L=60 810*918000*3*294*60 ptxa nnnN1L= 882 10*8.33 29.1*10*9 pLn UN05.18.31010057.0057.09LNT NZ13） 润滑油膜影响系数查表 6-14（ ZL 、 ZV、 Z R ）CONN,=1 14） 齿面工作硬化系数 ZW=1.1 15） 查图 6-21， ZX =1.1 16） 齿面接触应力 H 2.在行星齿轮传动的啮合齿轮副中，其齿面接触应力可以按下式计算：0H=ZH ZE ZZ uubdFt 1*1 =2.37*189.8*0.96*1*29.329.4*40*10216137 2980 mmN1H = 0H 11 HpHHUA KKKKK = 1615.1*1.1*1 5 6 2.1*15.1*75.1*9 8 0 812mmN3.许用接触应力HpHp=limlimHHSZNTZL ZVZR ZWZX = 7.17781.1*1.1*1*05.1*11400 2mmNH Hp ,满足许用接触强度计算 . nts 22 4.2 最终传动部分的校核计算 1有关系数和弯曲疲劳极限 1）弯曲强度计算中的切向力 F 18211378 3442*2000 小tN 67 4