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橡胶履带牵引车辆改进设计（机械双功率流转向装置）【优秀含2张CAD图纸+汽车车辆全套毕业设计】

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!【详情如下】【汽车车辆工程类课题】CAD图纸+word设计说明书.doc[8000字，35页]【需要咨询购买全套设计请加QQ97666224】.bat

任务书.doc

开题报告.doc

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设计说明书.doc[8000字，35页]

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离合器.dwg

装配图.dwg


摘  要

随着科学技术发展的日新月异，农业技术也在不断进步。为了满足农业生产的需要，农业机械功率逐渐增大，于是，功率大、功能强且可以适应现代发达的公路交通的橡胶履带式逐渐产生并投入使用。

履带式车辆的转向机构同一般车辆有着很大区别，其技术的发展也经历了一个很长的过程。双功率流转向装置是相对于单功率流而言的。它除由发动机到侧传动的直驶变速功率流外，还可以分出另一路转向功率流，专门用于造成两侧输出转向速度差。这种分直驶转向两流传递功率的履带车辆传动系，称为双功率传动。同传统单功率流传动机构相比，双功率流传动是一个新的发展趋势。机械双功率流转向装置能够实现低挡转向半径小，高挡转向半径大的车辆行驶需求；并且可以减少单功率流中过多使用的滑摩工况，减小转向时能耗；最后，双流传动空挡是可以实现一侧履带向前、另一侧履带向后运动的原位中心转向。

双功率流传动已经在现代履带式车辆上普遍采用，并且随着液压技术的发展，液压机械双功率流传动成为一个新的发展方向。但机械双功率流传动在履带车辆的发展过程中仍是不可或缺的，它是双功率流传动发展过程的基础阶段，其地位是无法取代的。

关键词：履带，双功率流，转向，液压


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


目  录

第一章  绪论（或引言或前言）..............................1

第二章  方案分析......................................1

§2.1机械双功率流传动基本原理........................2

§2.2机械双功率流传动分类............................2

§2.3 确定方案........................................3

第三章  圆柱斜齿轮设计................................4

§3.1设计前预定参数值...........................4

§3.2确定传动比.................................4

 §3.3 选择材料，确定试验齿轮的疲劳极限................5

 §3.4按接触强度初步确定中心距，并初选主要参数.........5

§3.5  校核齿面接触强度...............................6

§3.6 校核齿根弯曲强度................................8

§3.7  主要几何尺寸...................................9

第四章 锥齿轮的设计....................................10

 §4.1 选择齿轮的材料、齿数、分锥角等.................10

 §4.2 按齿面接触强度设计.............................10

 §4.3 接触强度校核...................................12

 §4.4 弯曲强度校核...................................13

第五章 圆柱直齿轮......................................15

 §5.1 选择材料确定试验齿轮的极限应力.................15

 §5.2 按接触强度计算小齿轮直径.......................15

  §5.3 校核齿面接触强度..............................16

 §5.4 计算安全系数...................................17

 §5.5 修正中心距.....................................17

第六章 行星轮系设计....................................19

 §6.1 初定主要参数...................................19

 §6.2按接触强度初算a-c传动的中心距和模数............19

 §6.3 计算a-c传动的实际中心距变动系数...............20

 §6.4 计算a-c传动变位系数...........................20

 §6.5 计算c-b传动的中心变位系数和啮合角...........21

 §6.6 计算c-b传动变位系数...........................21

 §6.7 几何尺寸计算...................................21

第七章轴的设计......................................22

§7.1 选择材料.......................................22

§7.2 初步确定轴端直径...............................22

§7.3 键的强度校核...................................22

 §7.4 计算支撑反力...................................22

§7.5 校核轴的疲劳强度...............................23

 §7.6 轴的静强度校核.................................26

第八章 结 论...........................................27

参考文献...............................................28

致谢...................................................29

参考文献

[1]刘修骥．车辆传动系统分析．北京：国防工业出版，1998

[2]徐灏．机械设计手册（第3卷）．北京：机械工业出版社出版,1991

[3]成大先．机械设计实用手册（第3卷）．北京:化学工业出版社出版，2002

[4]成大先．机械设计实用手册（第2卷）．北京:化学工业出版社出版，2002

[5]中国农业机械化科学研究院编．机械设计实用手册（上册）．北京：中国农业机械出版社，1991

[6]贾鸿社，李天石，杨为民．橡胶履带拖拉机差动传动系统分析．拖拉机与农用运输车，2003年第6期

[7]王金武、蒋子龙.橡胶履带行走装置转向性能分析.农业机械化研究,1999年第31期

[8] 濮良贵、纪名刚.机械原理(第七版). 北京:高等教育出版社,2001

[9] 中国农业机械化科学研究院编.农业机械设计手册（上下册）. 北京:中国工业出版社,1991.

[10]陈晋元、陈子思、杜慕荪.汽车配件知识（上下册）.北京:人民交通出版社,1985

[11]臧杰、阎岩.汽车构造（上下册）.北京:机械工业出版社,2005

[12] 濮良贵、纪名刚.机械设计(第五版).北京:高等教育出版社,

[13]吴宗泽.机械设计实用手册.北京:化学工业出版社,2000

[14]侯洪生.机械工程图学.北京:科学出版社

[15]刘鸿文.简明材料力学.北京:高等教育出版社,1995

[16] 余志生. 汽车理论（第三版）. 北京：机械工业出版社，2003

[17] 王望予. 汽车设计（第三版）. 北京：机械工业出版社，2003


内容简介：
毕 业 设 计（ 论 文 ）任 务 书 （指导教师填表） 填表时间： 2007年 3月 6日 学生姓名 李伟谱 专业班级 汽车 031 指导教师 张文春 课题类型 工程设计 设计（论文）题目 橡胶履带牵引车辆改进设计（机械双功率流转向装置 ） 主要研 究内容 设计 106KW马力履带拖拉机机械双功率流转向装置，转向装置为机械主传动，机械 分流的双功率流传动。转向 装置 由 液压控制， 方向盘 操纵。发动机功率 NE 106KW，转速 nee=2300 转转转 / 分分分 。 变速箱传动比i1=3.5,i2=2.389,i3=2.05,i4=1.833,i5=1.48,i6=0.876;R1=3.561,R2=2.42.中央传动传动比 io=2.73. 主要技 术指标(或研究目标 ) 进行转向装置原理设计；绘制转向装置传动装配图，分 流 部分的零部件图，对转向装置的转向特性进行计算；对传动零部件的强度、刚度进行计算和校核。 要求： 1、 绘制总量不低于 AO号的图纸 3.0张，其中计算机图纸 1张。 2、 不低于 12000 字的设计计算说明书 （摘要不少于 400 字，参考文献不少于 15 篇） ，3、 10000 外文字符资料翻译。 进度计划 调查研究，熟悉设计内容，收集文献资料，时间占 20 25（约 2.03周）； 设计任务分析与实施方案的确定，写出开题报告；时间占 3 5（约 1周）； 实施设计、计算、绘图，论文起草时间占 45 50（约 6周）； 整理论文，时间占 5 8（约 1.5周）； 毕业论文答辩，时间占 3 5（约 1.5 周）。 主要参 考文献 拖拉机底盘结构设计图册；机械设计手册；拖拉机设计；拖拉机理论；拖拉机设计 手册。东方红 1302R 1302RA 拖拉机设计、使用说明书工程机械底盘设计 , 拖拉机 与农用运输车（ 2001 年 2 期） 、杭州师范学院学报（ 2002 年 2 期） 等 相关杂志 。 研究所（教研室）主任签字： 2007年 3 月 6 日 nts河南科技大学毕业设计（论文）开题报告 （学生填表） 院系： 车辆与动力工程学院 2007 年 4 月 20 日 课题名称 橡胶履带牵引车辆的改进（机械双功率流转向装置） 学生姓名 李伟谱 专业班级 车辆 031 班 课题类型 工程设计 指导教师 张文春 职称 课题来源 1. 设计（或研究）的依据与意义 履带车辆的转向机构是重要的总成之一，其性能的优劣直接影响着车辆的转向机动性和生产效率。履带作为车辆的行走机构加强了车辆离开道路的越野能力。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着车辆的整体性能。 由于履带车辆的转向原理与轮式车辆根本不同，使履带车辆 很难在任何速度下按驾驶员意愿使车辆按一定半径转向。随着农业履带车辆功率的增大和速度的提高，对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来越迫切。机电液新技术的发展，使机动性能高、能耗低、性能优良的新型转向机构的开发成为可能。 机械双功率流转向机构就是能够实现这种可能的途径，并且技术已经相当成熟，有向液压机械双功率流转向技术发展的新趋势。 nts2. 国内外同类设计（或同类研究）的概况综述 履带式牵引车辆的传动系统最早的行驶同轮式车辆一样，都是单功率流的。1936 年法国生产了一种 SOMUA 转向机，这是最早的一种双功率流转向装置。它利用两个差速器和两个离合器组成的中央差速双功率流传动系。 20 世纪 3040 年代，英国和德国逐渐发展了现代形式的双功率传动系。它们相当于把 SOMUA 传动位于中央的两个差速器，都分成左右两半来分别加以组合，即用左右汇流行星排来代替，结构比较简单合理，形成现代把变速和转向机构综合在一起的综合传动基础，成为至今的典型。它用不同的变速档工作时，会对转向性能产生影响。主要 低档实现的半径小，而高档实现的转向半径大。这正符合车辆行驶的需要，也可在转向时减小滑摩工况的使用。在空挡时转向，则得到一侧履带向前，一侧履带向后运动的原为中心转向。第二次世界大战后的西方国家的坦克装甲履带车辆，绝大多数采用这种双流传动。 然而机械双功率转向机构的转向半径是有级的，不能适应车辆在所有不同曲率道路上用圆滑轨迹转向行驶的需要， 也不能排除部分结合摩擦元件进行滑摩转向及由摩擦 所带来的一系列的问题。随着液压技术的发展，机械液压式双功率流转向机构成为新趋势。这种转向机构可以实现真正意义上的无级转向，并且有 结构性好、无摩擦元件、寿命长、效率高、工作可靠、布置简单等众多优点。 nts3. 课题设计（或研究）的内容 设计 106kw 马力履带拖拉机机械双功率流转向装置，转向装置为机械主传动，机械分流的双功率流传动。转向装置由液压控制、方向盘操纵。 4. 设计（或研究）方法 1、应用机械原理课中理论方法做出基本结构、原理。 2、利用机械设计课知识设计出各齿轮、离合器、轴及制动器，并进行校核。 3、绘制总装配图及零件图。 5. 实施计划 用 2-3周时间调查研究，熟悉设计内容，收集文献资料； 设计任 务分析与实施方案的确定，写出开题报告； 需 1周时间 ； 用 6周时间实施设计、计算、绘图，论文起草； 用 1.5周 时间 整理论文，； 毕业论文答辩 。 指导教师意见 指导教师签字： 年 月 日 研究所（教研室）意见 研究所所长（教研室主任）签字： 年 月 日 nts I 橡胶履带牵引车辆改进设计 （机械双功率流转向装置） 摘 要 随着科学技术 发展的日新月异，农业技术也在不断进步。为了满足农业生产的需要，农业机械功率逐渐增大，于是，功率大、功能强且可以适应现代发达的公路交通的橡胶履带式逐渐产生并投入使用。 履带式车辆的转向机构同一般车辆有着很大区别，其技术的发展也经历了一个很长的过程。双功率流转向装置是相对于单功率流而言的。它除由发动机到侧传动的直驶变速功率流外，还可以分出另一路转向功率流，专门用于造成两侧输出转向速度差。这种分直驶转向两流传递功率的履带车辆传动系，称为双功 率传动。同传统单功率流传动机构相比，双功率流传动是一个新的发展趋势。 机械双功率流转向装置 能够实现低挡转向半径小，高挡转向半径大的车辆行驶需求；并且可以减少单功率流中过多使用的滑摩工况，减小转向时能耗；最后，双流传动空挡是可以实现一侧履带向前、另一侧履带向后运动的原位中心转向。 双功率流传动已经在现代履带式车辆上普遍采用，并且随着液压技术的发展，液压机械双功率流传动成为一个新的发展方向。但机械双功率流传动在履带车辆的发展过程中仍是不可或缺的，它是双功率流传动发展过程的基础阶段，其地位是无法取代的。 关键词 ： 履 带 ， 双功率 流 ， 转向，液压 nts II 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 vehicles 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 nts III 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 nts IV 符 号 说 明 P 功率 , kW n 转速 ， n min-1 T 扭矩， N m v 线速度， m/s Ft 齿轮所受切向力， N Fr 齿轮所受径向力， N Fa 齿轮所受轴向力， N c齿轮传动效率 x行星轮系传动效率 l离合器效率 d 齿轮分度圆直径， mm a 齿轮中心矩 ， mm m 齿轮模数 ， mm z 齿轮齿数 mn 端面模数， mm 齿轮螺旋角，o 齿轮压力角， o b 齿宽 ， mm R 车辆转弯半径， m M 弯矩， N m nts V 目 录 第一章 绪论 （或引言或前言） .1 第 二 章 方案分析 .1 2.1 机械双功率流传动基本原理 .2 2.2 机械双功率流传动分类 .2 2.3 确定方案 .3 第 三 章 圆柱斜齿轮设计 .4 3.1 设计前预定参数值 .4 3.2 确定传动比 .4 3.3 选择材料，确定试验齿轮的疲劳极限 .5 3.4 按接触强度初步确定 中心距，并初选主要参数 .5 3.5 校核齿面接触强度 .6 3.6 校核齿根弯曲强度 .8 3.7 主要几何尺寸 .9 第四章 锥齿轮的设计 .10 4.1 选择齿轮的材料、齿数、分锥角等 .10 4.2 按齿面接触强度设计 .10 4.3 接触强度校核 .12 4.4 弯曲强度校核 .13 第五章 圆柱直齿轮 .15 5.1 选择材料确定试验齿轮的极限应力 .15 5.2 按接触强度计算 小齿轮直径 .15 5.3 校核齿面接触强度 .16 5.4 计算安全系数 .17 5.5 修正中心距 .17 第六章 行星轮系设计 .19 6.1 初定主要参数 .19 6.2按接触强度初算 a-c 传动的中心距和模数 .19 6.3 计算 a-c 传动的实际中心距变动系数 .20 nts VI 6.4 计算 a-c 传动变位系数 .20 6.5 计算 c-b 传动的中心变位系数cby和啮合角 .21 6.6 计算 c-b 传动变位系数 .21 6.7 几何尺寸计算 .21 第七章 轴的设计 .22 7.1 选择材料 .22 7.2 初步确定轴端直径 .22 7.3 键的强度校核 .22 7.4 计算支撑反力 .22 7.5 校核轴的疲劳强度 .23 7.6 轴的静强度校核 .26 第八 章 结 论 .27 参考文献 .28 致谢 .29 nts 1 橡胶履带牵引车辆改进设计 （机械双功率流转向装置） 摘 要 随着科学技术发展的日新月异，农业技术也在不断进步。为了满足农业生产的需要，农业机械功率逐渐增大，于是，功率大、功能强且可以适应现代发达的公路交通的橡胶履带式逐渐产生并投入使用。 履带式车辆的转向机构同一般车辆有着很大区别，其技术的发展也经历了一个很长的过程。双功率流转向装置是相对于单功率流而言的。它除由发动机到侧传动的直驶变速功率流外，还可以分出另一路转向功率流，专门用于造成两侧输出转向速度差。这种分直驶转向两流传递功率的履带车辆传动系，称为双功 率传动。同传统单功率流传动机构相比，双功率流传动是一个新的发展趋势。机械双功率流转向装置能够实现低挡转向半径小，高挡转向半径大的车辆行驶需求；并且可以减少单功率流中过多使用的滑摩工况，减小转向时能耗；最后，双流传动空挡是可以实现一侧履带向前、另一侧履带向后运动的原位中心转向。 双功率流传动已经在现代履带式车辆上普遍采用，并且随着液压技术的发展，液压机械双功率流传动成为一个新的发展方向。但机械双功率流传动在履带车辆的发展过程中仍是不可或缺的，它是双功率流传动发展过程的基础阶段，其地位是无法取代的。 关键词： 履 带，双功率流， 转向，液压 nts 2 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 vehicles 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 nts 3 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 nts 4 符 号 说 明 P 功率 , kW n 转速， n min-1 T 扭矩， N m v 线速度， m/s Ft 齿轮所受切向力， N Fr 齿轮所受径向力， N Fa 齿轮所受轴向力， N c齿轮传动效率 x行星轮系传动效率 l离合器效率 d 齿轮分度圆直径， mm a 齿轮中心矩， mm m 齿轮模数， mm z 齿轮齿数 mn 端面模数， mm 齿轮螺旋角，o 齿轮压力角， o b 齿宽， mm R 车辆转弯半径， m M 弯矩， N m nts 5 目 录 第一章 绪论（或引言或前言） .1 第二章 方案分析 .1 2.1 机械双功率流传动基本原理 .2 2.2 机械双功率流传动分类 .2 2.3 确定方案 .3 第三章 圆柱斜齿轮设计 .4 3.1 设计前预定参数值 .4 3.2 确定传动比 .4 3.3 选择材料，确定试验齿轮的疲劳极限 .5 3.4 按接触强度初步确定 中心距，并初选主要参数 .5 3.5 校核齿面接触强度 .6 3.6 校核齿根弯曲强度 .8 3.7 主要几何尺寸 .9 第四章 锥齿轮的设计 .10 4.1 选择齿轮的材料、齿数、分锥角等 .10 4.2 按齿面接触强度设计 .10 4.3 接触强度校核 .12 4.4 弯曲强度校核 .13 第五章 圆柱直齿轮 .15 5.1 选择材料确定试验齿轮的极限应力 .15 5.2 按接触强度计算 小齿轮直径 .15 5.3 校核齿面接触强度 .16 5.4 计算安全系数 .17 5.5 修正中心距 .17 第六章 行星轮系设计 .19 6.1 初定主要参数 .19 6.2按接触强度初算 a-c传动的中心距和模数 .19 6.3 计算 a-c 传动的实际中心距变动系数 .20 nts 6 6.4 计算 a-c 传动变位系数 .20 6.5 计算 c-b 传动的中心变位系数cby和啮合角 .21 6.6 计算 c-b 传动变位系数 .21 6.7 几何尺寸计算 .21 第七章 轴的设计 .22 7.1 选择材料 .22 7.2 初步确定轴端直径 .22 7.3 键的强度校核 .22 7.4 计算支撑反力 .22 7.5 校核轴的疲劳强度 .23 7.6 轴的静强度校核 .26 第八章 结 论 .27 参考文献 .28 致谢 .29 nts 7 第一章 绪 论 随着公路设施的日渐完备，可以在公路上方便行驶的履带式车辆也越来越多地进入人们的视野，马力大、性能强劲的履带式拖拉机也越来越多地被投入使用。 履带车辆的转向装置不同于一般车辆，它比普通车辆的结构复杂且要求要高得多。履带车辆的转向机构是其重要的总成之一，其性能的优劣直接影响着车辆的转向机动性和生产效率。履带作为车辆的行走机构加强了车辆离开道路的越野能力。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着车辆的整体性能。因此，为提高整车的性能，对转向装置进行改进是极为重要的一部分。 由于履带车辆的转向原理与轮式车辆根本不同，使履带车辆很难在任何速度下按驾驶员意愿使车辆按一定半径转向。随着农业履带车辆功率的增大和速度的提高，对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来越迫切。 机械双功率流转向系统是履带车辆转向装置发展过程中的一个飞跃，它彻底改变了履带式车辆的原始转向理论，将转向传动同变速传动并列起来，不但提高了履带车辆的转向性能，而且提高了 发动机功率的有效利用率。这是一个极为重要的进步。国外从 20 世纪 20 年代开始出现最初形式的机械双功率流传动装置。 20 世纪 30-40 年代，现代形式的机械双功率流转向已经成形。到现在，机械双功率流传动已经相当成熟，并开始向机械液压相结合的方向发展。 机电液新技术的发展，使机动性能高、能耗低、性能优良的新型转向机构的开发成为可能。机械双功率流转向机构就是能够实现这种可能的途径，并且技术已经相当成熟，有向液压机械双功率流转向技术发展的新趋势。 nts 8 第二章 方案分析 2.1 机械双功率流传动基本原理 机械双功率流 传动装置主要是利用一机械的分流装置将发动机功率分为变速和转向两部分，然后在左右末端传动前分别利用一行星轮系汇流。变速和转向两路功率分别在行星机构的齿圈和太阳轮上产生一个转速，由于转向一路在左右太阳轮上产生的转速不同，从而使左右驱动轮产生一个速度差，进而实现履带车的转向。 2.2 机械双功率流传动分类 因为目前几乎所有的双流传动采取的都是两侧差速双汇流传动，因此我们在此仅对这种形式的分类进行分析。从其转向运动学原理角度可分为以下两大类： 一、独立式转向的双流转向系 传动系由直驶工况进入转向工况时，只改变一 侧的输出速度，另一侧保持原来直驶速度不变，车辆几何中心的平均速度因而改变。在示意图 2-1（ a）中，直驶时汇流太阳轮被制动，由齿圈提供前进速度。转向时松释一侧制动器和结合离合器，该侧汇流太阳轮就可具有与齿圈相反的一定转度，降低该侧履带速度。 二、差速式转向的双流传动系 由直驶工况变为转向工况时，一侧降低速度的大小，等于另一侧升高的速度大小，车辆几何中心的平均速度因而不变。如图 4-5（ b）的转向机构 Z可在直驶时不转， iz=。转向时转向机构则以 iz 作正转或反转，使两侧汇流排太阳轮以相等相反方向回转，从而使一侧 履带增速而另一侧减速，或相反地使此侧减速而另册增速。 nts 9 图 2-1 两类双流传动系示意图 （ a）独立式双流传动系 （ b）差速式双流传动系 2.3 确定方案 由于独立式双流传动系在转向时会使几何中心速度产生变化，速度的波动会使人身体感觉不适，从舒适性的角度考虑，决定采用差速式传动方案。经对比选择最终方案原理如下： 图 2-2 方案原理图 nts 10 第三章 圆柱斜齿轮设计 3.1 设计前预定参数值 齿轮传动效率： 0.98c ； 行星轮系传动效率： 0.98x ； 离合器效率： 0.95l 三挡转向角速度的计算： 三挡转向半径：3 303 1 0 . 1 9 21 . 4 3 5 3 . 9 22 2 2 . 0 5 2 . 7 3zBkiR B mii 三 挡 时 几 何 中 心 速 度 ：3 302 2 2 3 0 0 0 . 3 4 6 2 . 7 0 7 /6 0 1 0 0 0 2 . 0 5 2 . 7 3 5 . 5 6 0 1 0 0 0kBmnrv m si i i ； 转向角速度：3332 . 7 0 7 0 . 6 9 0 6 /1 . 4 3 53 . 9 222v r a d sBR ； 转向消耗功率： 3 4 9 . 7 0 . 6 9 0 6 3 4 . 3 2 3zP M k w ； 那 么 ， 发 动 机 输 入 到 转 向 一 路 的 功 率 3 33 4 . 3 2 3 0 . 9 8 0 . 9 8 0 . 9 5 3 9 . 1 7z z c x lP P k w ； 3.2 确定传动比 一、 确定最小转弯半径 由式 5-19：最小转弯半径 m i n 1 .3 2 .0RB :B 为履带轨距。 已知 B=1435mm，取m i n 1 . 6 2 2 9 6R B m m； 二、分配传动比 由式（ 3-21） 参考书 1转弯半径2 ZBkiBR i，其中Bi、Zi分别为变速流nts 11 与转向流传递到行星机构的传动比。初选 k=3，则 m i n 12 2 2 2 9 6 3 . 5 2 . 7 3 1 0 . 1 9 23 1 4 3 5BZ Rii kB 初定6 8 9 ,1 0 3 .1 6ii，则 1 2 4 5 68 1 0 . 1 9 2 3 . 2 2 53 . 1 6Ziii i 再取45 1.848i ，则：12 1.745i 。 3.3 选择材料，确定试验齿轮的疲劳极限 小齿轮选用 40Cr,调质， HB=241286; 大齿轮选用 45 钢，调质， HB=217255; 由图 23 2 18，按 MQ 级质量要求查得：lim1H=750N/mm2 ;lim2H=580 N/mm2 。 由图 23 2-29, 按 MQ 级 质 量 要求 查 得 ：1FE=620 N/mm 2 ；2FE=430N/mm2 。 3.4 按接触强度初步确定中心距，并初选主要参数 按表 23 2-21： a 476( +1) 13 2a HPKT T1=95501Pn =9550 39.172300 =162.64 N m 载荷系数：由表 23 2-21, 取 K=1.8 齿宽系数：a=0.3 齿数比： =i12=1.745 许用接触应力：按表 23 2-21,HP=limlimHHS 取：limHS=1.1 则1 75 6 1 8 .81 .1HP 2/N mm nts 12 22 570 5 1 8 . 2 /1 . 1HP N m m 将以上数据代入中心距计算公式： a 23 21 . 8 1 6 2 . 6 44 7 6 1 6 6 . 8 7 50 . 3 5 1 8 . 2 1 . 7 4 5 mm 取标准中心距： 170a mm 按经验公式： 0 . 0 0 7 0 . 0 2 0 . 0 0 7 0 . 0 2 1 6 6 . 8 7 5 1 . 1 6 8 3 . 3 4nm a m m 取 5nm mm初取 12 o 则 cos =cos12 0.978148o 则 1 2 c o s 2 1 7 0 0 . 9 7 8 1 4 8 2 4 . 2 31 5 1 . 7 4 5 1n az mu 取1 24;z 2142;z uz精求螺旋角： 12 5 2 4 4 2c o s 0 . 9 7 0 5 8 8 ;2 2 1 7 0nm z za 所以 1 3 5 5 5 0 ; o 115 5 . 1 5 1 5 1 5 ;c o s 0 . 9 7 0 5 8 85 . 1 5 1 5 1 5 2 4 1 2 3 . 6 4 ;0 . 3 1 2 3 . 6 4 3 7 . 0 9 1nttamm m md m z m mb a m m g 3.5 校核齿面接触强度 按表 23 2-22：11tH H E A V H HF uZ Z Z K K K Kb d u g； 一、确定式中参数 ： 分度圆上圆周力：112 2 1 6 2 . 4 1 0 0 0 2 6 3 1 ;1 2 3 . 6 4tTFNd nts 13 使用系数：2112 21111001 2 3 . 6 4 2 3 0 01 4 . 8 9 0 / ;6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0AtAK z v uKKF uKbdnv m s 根齿轮圆周速度，参考表 23 2-46，选择精度等级为 6 级 按表 23 2 27，121 3 . 3 0 ; 0 . 0 0 8 7 ;KK计算得：221 3 . 3 0 2 4 1 4 . 8 9 0 1 . 7 4 51 0 . 0 0 8 72631 1 0 0 1 1 . 7 4 51 . 2 53 7 . 0 9 11 . 4 9 2 ;vK 齿向载荷分布系数HK，按式 23 2-13，H H S H MK K K 按13 7 . 0 9 1 0 . 3 0 0 ;1 2 3 . 6 4dbd 查图 23 2-14c 得： 1.05SK ； 查图 23 2-15， 0.10;MK 则 1 . 0 5 0 . 1 0 1 . 1 5 ;HK 齿向载荷分配系数HK：按 1 . 2 5 2 6 3 1 8 8 . 6 6 7 /3 7 . 0 9 1atKF N m mb 查表 23 2-28， 1.0;HK 节点区域系数HZ：按 1 3 5 5 5 0 , 0 ,x o 查图 23 2-16， 2.42.HZ 查表 23 2-29， 21 8 9 . 8 / ;EZ N m m接触强度计算重合度及螺旋角系数 Z： 计算当量齿数：11 3324 2 6 . 2 4 9 ;c o s 0 . 9 7 0 5 8 8v zz 2 342 4 5 . 9 3 50 . 9 7 0 5 8 8vz 。 求当量齿数的端面重合度 :;v a v v v 按 121 3 5 5 5 0 , 2 6 . 2 4 9 , 4 5 . 9 3 5 ,vvzz o 查图 23 2 10，得： 120 . 7 7 , 0 . 8 2vv，所以 0 . 7 7 0 . 8 2 1 . 5 9v ； 按 3 7 . 0 9 1 5 7 . 4 2 ; 1 3 5 5 5 0 ,m bm o查图 23 2-11 的纵向重合度0.60 ； nts 14 按 1 . 5 9 , 0 . 6 0 , 1 3 5 5 5 0 ,v o查图 23 2-17， 0.87Z 。 二、将以上各数值代入公式计算 22 6 3 1 1 . 7 4 5 12 . 4 2 1 8 9 . 8 0 . 8 5 1 . 2 5 1 . 4 9 2 1 . 1 5 1 . 0 5 4 3 . 1 7 33 7 . 0 9 1 1 2 3 . 6 4 1 . 7 4 5H mm 三、计算安全系数 ： 按表 23 2-22 l i mH N L V R w xHHz z z zS 式中，寿命系数Nz：先计算应力循环次数（按工作 15年） 9119226 0 6 0 1 2 3 0 0 3 6 0 8 1 5 5 . 9 6 1 6 1 023006 0 6 0 1 3 6 0 8 1 5 3 . 4 1 6 4 1 01 . 7 4 5N r n tN r n t 由图 23 2-19查得： 910N ，1 2 1 2, 1 , 1NNN N N N z z Q润滑油膜影响系数LVRz：按照 1 4 .8 9 9 /v m s ，选用 90 号中极压型工业齿轮油，其运动粘度 250 9 0 /v m m s。查图 23 2-20， 0.96LVRz 工作硬化系数wz：小齿轮未硬化，齿面未光整，故取wz=1。 接触强度计算的尺 寸系数xY：查图 23 2-23，xY=1。 将以上数值代入安全系数的计算公式得：、 127 5 0 1 0 . 9 6 1 1 1 . 3 2 6 ;5 4 3 . 1 7 35 8 0 1 0 . 9 6 1 1 1 . 0 2 55 4 3 . 1 7 3HHSS 按式 23 2-19，lim 1HS ，lim,HHSS故安全。 3.6 校核齿根弯曲强度 按表 23 2-22： t A V F F F SnF K K K K Y Ybm g式中，弯曲强度计算的载荷分 布系数FK： 1 . 0 5 0 . 1 0 1 . 1 5FHKK nts 15 弯曲强度计算的载荷分配系数 : 1 . 0F F HK K K 复 合 齿 形 系 数 :FSY按122 6 . 2 4 9 , 4 5 . 9 3 5vvzz，查图 23 2-24 得124 . 2 0 , 4 . 0 2FFYY弯曲强度计算的重合度与螺旋角系数 Y：按 1 . 5 9 , 1 3 5 5 5 0 v o，由图 23 2-28查得： 0.64Y 。 将以上数值代入公式得： 21222631 1 . 2 5 1 . 4 9 2 1 . 1 5 1 . 0 4 . 2 0 0 . 6 4 8 3 . 5 4 0 / ;3 7 . 0 9 1 52631 1 . 2 5 1 . 4 9 2 1 . 1 5 1 . 0 4 . 0 2 0 . 6 4 7 8 . 2 8 3 /3 7 . 0 9 1 5FFN m mN m m 计算安全系数 按表 23 2-22 ReF E N e l t xFFY Y Y YS 式中，寿命系数NY：对调质钢，由图 23 2-30 查得弯曲强度疲劳应力循环系数 63 10N。因为 99125 . 9 6 1 6 1 0 , 3 . 4 1 6 4 1 0NN ，均大于 N，所以121NNYY。 相对齿根圆敏感系数eTY：由图 23 2-24 知：121 .5 , 1 .5ssqq，查表23 2-30 得：121eT eTYY。 尺寸系数XY：查图 23 2-31，XY=1。 将以上数值代入安全系数FS的公式得： 126 2 0 1 1 1 1 7 . 4 2 ;8 3 . 5 4 04 3 0 1 1 1 1 5 . 4 9 37 8 . 2 8 3FFSS由式 23 2-20，min 1.4;FS 1FS和2FS都大于，故均安全。 3.7 主要几何尺寸 nts 16 121 2 21122125 ; 5 . 1 5 1 5 1 5 ;2 4 , 4 2 , 1 3 5 5 5 0 ;1 2 3 . 6 4 , 5 . 1 5 1 5 1 5 4 2 2 1 6 . 3 6 ;2 1 2 3 . 6 4 2 5 1 3 3 . 6 4 ;2 2 2 6 . 3 6 ;111 2 3 . 6 4 2 1 6 . 3 6 1 7 0 ;220 . 3 1 7 0 5 1nttaaaaam m m m m mzzd m m d m z m md d h m md d h m ma d d m mb a m m o取126 0 , 5 5b m m b m m. 第四章 锥齿 轮的设计 4.1 选择齿轮的材料、齿数、分锥角等 小齿轮材料选用调质 20Cr，并进行渗碳淬火， HRC=60;大齿轮选用 40Cr，+调质 +表面感应淬火。 初选齿数：小齿轮齿数：4 3 52 3 , 2 3 1 . 8 4 8 4 2 . 5 0 4 ;z z z 取5643zz； 初选分锥角为： 20 o ； 齿宽系数： 0.3R ； 4.2 按齿面接触强度设计 计算公式： 431 2 2451172 1 0 . 5e R R H PKTdi （ 3-1） 一、确定公式中各参数 由表 23 4-22参考文献 1，取 K=1.8; 输入转矩：4 125 6 . 6 3 0 . 9 89 5 5 0 9 5 5 0 4 0 2/ 2 3 0 0 / 1 . 7 4 5eceNT N mni ； 由表 23 4-22，取估算时安全系数 1.1HS ； nts 17 查图 23 2-18，得试验齿轮接触疲劳强度： 2l i m 1 5 0 0 /H N m m ，则 2 2l i m 1 5 0 0 1 . 1 1 3 6 3 . 6 /H P H HS N m m 。 二、计算 34 m i n 2 21 . 6 4 0 21 1 7 2 1 1 1 . 6 11 0 . 5 0 . 3 0 . 3 1 . 8 4 8 1 3 6 3 . 6ed m m 计算圆周速度：444 1 1 1 . 6 1 2 3 0 0 / 1 . 7 4 5 7 . 7 0 /6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0ednv m s ； 计算齿宽和大端模数： 1 1 1 . 6 1 2 3 4 . 8 5em m m，取 5em mm； 145223a r c t a n a r c t a n 2 8 8 3 0 ; 6 1 5 1 3 043zz oo； 44 41 1 1 . 6 1 1 0 8 . 8 42 s i n 2 s i n 2 8 8 3 0eedR m m o； 4 0 . 3 1 0 8 . 8 4 3 2 . 6 5reb R m m ； 大端分度圆直径：4 4 4 2 3 5 1 1 5eed z m m m ； 平均分度圆直径： 4455( 1 0 . 5 ) 1 1 5 1 0 . 5 0 . 3 9 7 . 7 5 ;1 0 . 5 2 1 5 1 0 . 5 0 . 3 1 8 2 . 7 5 ;m e Rm e Rd d m md d m m 平均模数： 1 0 . 5 5 1 0 . 5 0 . 3 4 . 2 5m e Rm m m m ； 大端齿顶高： 441 1 0 5 5aeh x m m m ；5 5ah mm。 齿顶角：4 5 4 5,;a f f a 齿根角： 4 46a r c t a n a r c t a n 3 4 3 81 1 1 . 6 1fef ehR o； 5 5 a r c t a n 3 4 3 8fefehR o； 根锥角： 4 4 4 2 8 8 3 0 3 4 3 8 2 5 3 5 2ff o o o； 5 5 5 6 1 5 1 3 0 3 4 3 8 5 8 4 6 5 2ff o o o； 大端齿顶圆直径： 4 4 4 42 c o s 1 1 5 2 5 c o s 2 8 8 3 0 1 2 3 . 8 2a e e ad d h m m o； 5 5 5 52 c o s 2 1 5 2 5 c o s 6 1 5 1 3 0 2 1 9 . 7 2a e e ad d h m m o 大 端 分 度 圆 齿 厚 ： 4 4 12 t a n 5 7 . 8 5 422eis m x x m m ； 54 7 . 8 5 4es m s m m ； nts 18 当量齿数：44 455 523 2 6 . 0 8 3c o s c o s 2 8 8 3 043 9 1 . 1 6 9c o s c o s 6 1 5 1 3 0vvzzzz oo端面重合度： 44 *44c o s 2 6 . 0 8 3 c o s 2 0a r c c o s a r c c o s 2 9 . 2 1 82 2 2 6 . 0 8 3 2vva vazz h x o o； 59 1 . 1 6 9 c o s 2 0a r c c o s 2 3 . 1 4 49 1 . 1 6 9 2va o o； 1 5 2 61t a n t a n t a n t a n212 6 . 0 8 3 t a n 2 9 . 2 1 8 t a n 2 0 9 1 . 1 6 9 t a n 2 3 . 1 4 4 t a n 2 021 . 7 3 2v a v v a v v azz o o o o 4.3 接触强度校核 2110 . 8 5t A V H HH E H k H PmF K K K K u Z Z Z Zb d u ； （ 3-2） 分度圆切向力：442000 2 0 0 0 4 0 2 82259 7 . 7 5t mTFNd ； 使用系数：由表 23 2-24， 23 2-25， 23 2-26 得 1.25AK ； 动载荷系数：由表 23 4-23，1 10.11K （选用 6 级精度）； 441 9 7 0 7 5 2 3 0 0 / 1 . 7 4 5 6 . 7 4 6 /6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0mm dnv m s ； 21112 22211 0 0 10 . 8 51 0 . 1 1 2 5 6 . 7 4 6 1 . 8 4 80 . 0 1 9 3 1 1 . 0 8 01 . 2 5 8 2 2 5 1 0 0 1 . 8 4 8 10 . 8 5 3 2 . 6 5mvAtzvK uKKKF ub 载荷分布系数： nts 19 1 . 5 1 . 5 1 . 2 5 1 . 9H H b eKK （式 23 4-4）； 载荷分配系数：由表 23 4-25， 1HK （ 6 级精度）； 节点区域系数：由图 23 4 21 查得， 2.5EZ ； 弹性系数：查表 23 2-29 得 21 8 9 . 8 /EZ N m m； 重合度、螺旋角系数： 4 4 1 . 7 3 2 0 . 8 6 933vZ 螺旋角系数 1Z； 锥齿轮系数： 1KZ ； 计算结果： 2 28 2 2 5 1 . 2 5 1 . 0 8 0 1 . 9 1 1 . 8 4 8 1 1 8 9 . 8 2 . 5 0 . 8 6 9 1 1 2 2 6 /0 . 8 5 3 2 . 6 5 9 7 . 7 5 1 . 8 4 8H N m m 许用接触应力： l i ml i mHH P N L R X WHZ Z v Z ZS （式 23 4 11）； 试验齿轮接触疲劳极限： 2l i m 1 5 0 0 /H N m m ； 寿命系数： 1NZ （长期工作）； 润滑油膜影响系数：由图 23 2 21， 0.985LVRZ ； 最小安全系数：lim 1.1HS ； 尺寸系数： 1XZ ； 工作硬化系数： 1wZ ； 许用接触应力值： 21500 1 0 . 9 8 5 1 1 3 4 3 /1 . 1HP N m m ； H HP，通过。 4.4 弯曲强度校核 440 . 8 5t A F FF F SmF K K K YYbm （ 3-3） 复合齿形系数：由图 23 4 19 查得，454 . 5 9 ; 4 . 4 8F S F SYY； 重合度和螺旋角系数： 1 . 9 ; 1 ;F H F HK K K K 由图 23 2 29d查得 0.56Y ； nts 20 计算结果： 24 8 2 2 5 1 . 2 5 1 . 0 8 9 1 . 9 1 4 . 5 9 0 . 5 6 4 6 3 . 6 /0 . 8 5 3 2 . 6 5 4 . 2 5F N m m ； 显然，54FF。 许用弯曲应力计算公式：m i nFEF P N e T R c T XY Y Y VSF （式 23 4-13）； 齿根基本强度：由图 23 2 29 查得， 29 2 0 /FE N m m 寿命系数： 1NY ； 相对齿根圆角敏感系数： 1ETY ； 相对齿根表面状况系数： 1RCTY ； 尺寸系数： 1xY； 最小安全系数：min 1.4FS ； 许用弯曲应力值： 2920 1 1 1 6 5 7 /1 . 4FP N m m ； 结论：54F F F P ，故校核通过。 nts 21 第五章 圆柱直齿轮 5.1 选择材料确定试验齿轮的极限应力 参考表 23 2-37， 23 2-38 选择材料： 小齿轮选择 40Cr,调质处理， HRC=242 286;大 齿轮选用 45 钢，调质处理， HB=229 286。 由图 23 2-18 及图 23 2-29，按 MQ 级质量要求取值，查得：22l i m 6 l i m 87 5 0 / , 6 1 0 /HHN m m N m m； 22686 2 0 / , 4 2 0 /F E F EN m m N m m 5.2 按接触强度计算小齿轮直径 736 2 1766d H PKT udu 确定参数： 由表 23 2-21，取 K=1.2 1.2=1.44; 2 2 26 5 6 . 6 3 5 6 . 6 3 0 . 9 8 0 . 9 5 2 5 . 8 322clP k W ; 66 1 2 4 5 2 5 . 8 39 5 5 0 9 5 5 0 3 4 5/ 2 3 0 0 / 1 . 7 4 5 1 . 8 4 8e PT N mn i i ; 68 3.16ui; 由 4 2 条取 0.6d ； 由表 23 2-21 ：li m li mH P H HS，取limHS=1.1 ；则27 5 0 / 1 . 1 6 8 1 . 8 /HP N m m 。 计算 :36 21 . 4 4 3 4 5 3 . 1 6 17 6 6 9 6 . 0 80 . 6 6 8 1 . 8 3 . 1 6d m m ； 模数：679 6 . 0 5 8 4 . 3 6 622dm m mz ；取 m=5mm； 则6 5 2 1 1 0 5d m z m m ；6 0 . 6 1 0 5 6 3db d m m 。 nts 22 5.3 校核齿面接触强度 按表 23 2-22，11TH H E A V H HF uZ Z Z K K K Kb d u ； 式中：分度圆上的圆周力：662 2 3 4 5 1 0 0 0 6571105tTF
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