机械双功率流转向装置橡胶履带牵引车辆改进设计【含CAD图纸、说明书】
收藏
资源目录
压缩包内文档预览：(预览前20页/共35页)
编号：82427048
类型：共享资源
大小：831.83KB
格式：ZIP
上传时间：2020-05-31
上传人：机****料
认证信息
个人认证
高**（实名认证）
河南
IP属地：河南
50
积分
- 关 键 词：
-
含CAD图纸、说明书
机械
功率
流转
装置
橡胶
履带
牵引
车辆
改进
设计
CAD
图纸
说明书
- 资源描述：
-
压缩包已打包上传。下载文件后为完整一套设计。【清晰，无水印，可编辑】dwg后缀为cad图纸，doc后缀为word格式，所见即所得。有疑问可以咨询QQ 197216396 或 11970985
- 内容简介：
-
毕 业 设 计（ 论 文 ）任 务 书（指导教师填表） 填表时间： 年3月6日学生姓名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 NE106KW，转速 ne=2300转/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2025（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35（约1周）；实施设计、计算、绘图，论文起草时间占4550（约6周）；整理论文，时间占58（约1.5周）；毕业论文答辩，时间占35（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1302R1302RA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： 年3 月6 日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RUBBER TRACK TRACTOR IMPROVE DESIGN (MECHANICAL DOUBLE POWER TRANSFER DEVICE)ABSTRACTAlong 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 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 号 说 明P 功率, kWn 转速，nmin-1T 扭矩，Nmv 线速度，m/sFt 齿轮所受切向力，NFr 齿轮所受径向力，NFa 齿轮所受轴向力，N 齿轮传动效率 行星轮系传动效率 离合器效率d 齿轮分度圆直径，mma 齿轮中心矩，mmm 齿轮模数，mmz 齿轮齿数mn 端面模数，mm 齿轮螺旋角，o 齿轮压力角，ob 齿宽，mmR 车辆转弯半径，mM 弯矩，Nm目 录第一章 绪论（或引言或前言）.1第二章 方案分析.12.1机械双功率流传动基本原理.22.2机械双功率流传动分类.22.3 确定方案.3第三章 圆柱斜齿轮设计.43.1设计前预定参数值.43.2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.53.5 校核齿面接触强度.63.6 校核齿根弯曲强度.83.7 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.227.1 选择材料.227.2 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.29VI 毕 业 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）姓 名 院 系 专 业 指导教师毕业设计（论文）包含内容及装订顺序1. 毕业设计（论文）任务书2. 中英文摘要（含关键词）3. 目录4. 前言5. 正文6. 结论7. 参考文献8. 致谢9. 附录10. 外文资料译文 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 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）学生姓名专业班级 课题类型工程设计指导教师职称课题来源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。2. 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。3. 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 日翻译图5.11 前轮家庭型轻便轿车车桥载荷的分配是通过测试来确定的。空载时，车辆的实际载荷值只能比额定值多6千克，而制造商声称的500千克（或者更精确的494千克）的高有效负荷将十分难以实现。如果将其充分利用，对驾驶安全产生一系列难以预料的影响。当承载量达到其最大值1400千克是，后桥的载荷达到780千克，而起驱动作用的前桥载荷仅为620千克，像这样44.2/55.8的载荷分配在前轮驱动车辆上是不合理的。155R1378S型轮胎在的轮胎气压下，当车速达到160km/h是仍能承受410千克的许用载荷。5362关于具有可变容积行李箱的乘用车。 在这种乘用车设计时，载荷分配必须按照ISO2416的标准算出，包括车辆只用来乘坐和用来载货两种情况。像制造商详细说明的那样，要做载货时的运算，后排座椅的坐垫必须向前折叠，并且将靠背向下折叠（或者只将靠背向前折下）或者将后排座椅全部移出，可能出现的问题是，在一些车辆上前排座椅将无法向后移动得足够远，于是驾驶员做的移动被后排折向前面的座垫所限制。车桥载荷计算时需有两人乘坐，且每人体重为68千克，两人坐在前排，货物的质量按照Epuation 5.7d标准来定。两人乘坐时的运算公式如下（表示已占用座椅的数量）：这样大的载货量可能导致超出后桥额定载荷，为了避免出现这种情况，ISO 2416标准允许按照制造商说明的分配重量。将后座向前只折叠可能引起空载状态和可驾驶状态之间微小的轴荷变化，或者如果后排座椅移出后，会使车身重量降低而有效负荷反而增大。5.3.6.3 关于货车和机动卡车那些有三个或者四个轮子并且总重超过一吨的商用车会遇到EU Directive 71/320/EEC中所提到的N级状况，在这里，驾驶员的体重按75千克计，包括在车身总重里面（见5.3.1.3部分内容）。只需要确定出任何质量下载货部分重力中心完全承重的状态下的载荷分配，要计算出设计重量下的轴荷，这些车型要计算出85%的有效载荷下完全承重的状态。54 弹簧曲线、541 前桥为了是乘坐者有很好的舒适感，为了让车辆能够运输货物并使它们不被颠簸，同时使汽车拥有好的附着性能（见5.1.1部分），乘用车或商务车的前桥弹簧刚度应该小一些。在极低的振动频率（n30 ）下人感受到的振动幅度和振动速度比他们在振动频率为100左右的高刚度弹簧下所感受到的要低80%，然而，弹簧的刚度总是受其有效行程的限制：；它包括车轮压缩行程和往复行程，因此至少为：、在前、后桥上，使弹簧上有一个的弹簧余量是十分重要的，这样可以避免转弯是车身重心增高过大（见图5.11）。对众多乘用车模型的测试表明，在舒适的车辆上（装钢簧），前桥上的振动频率在60到70之间，总行程（上限点到下限点）为200mm；其弹簧曲线如图5.9所示。在自动化工程中，x坐标轴上的轨迹和y坐标轴方向上的车轮载荷变得平滑。为了区分两条线的不同和前后轮上复合载荷的变化，需要使它们有一个充分大的比例，x轴上至少为1：1，y轴上100 kg40mm。在图5.9中，线性范围内的弹性系数，车轮会从中性面偏移的距离（）这个通过N和mm的关系可以很容易算出。 （5.10） 从舒适性和操纵性的角度看，这样大的行程是没有必要的，并且无法设计出来。由于这个原因，需要一个振动限位元件来限制车辆的振动行程，在乘用车和轻型货车上，这个零件包含在减震器里（图5.31，5.51和5.54）或者在麦弗逊式悬架阻尼器上。图5.9中的相对较大，为115mm，这个曲线上的缺陷是在大约S=30mm点表明操纵被限制，低刚度弹簧也要求限制压缩行程。如果没有缓冲装置，车桥会产生猛烈的冲击。图5.9中的缓冲力（或载荷）为 （5.10a） 在不平整的路面上，和可能产生2.5倍于平时的冲击，在中性位置正常力为，那么其最大值为： (5.10b)主弹簧的设计弹性系数为8.3 , 吸收的力为，同时附加的橡胶或聚胺脂弹簧剩余的力。图5.21和 5.50给出了各种结构及它们的特征曲线，图5.9可看出，在弹簧发生140mm的位移后才开始起作用，如果车辆从中性面开始的压缩位移超过67mm之后弹簧力开始以一种乘坐者觉察不到的方式逐渐增大。图5.12给出了标准乘用车上的低刚度弹簧的弹性曲线（而图5.10是复合载荷的分配）。频率，在低刚度的期望范围内，当时，弹簧总行程很大。相反，图5.10所示的前轮驱动车辆频率较高，但弹簧总行程仍是合理的。当有五人乘坐是的弹簧行程（54mm）是有效行程，如果压力非常大，允许前轴的额定载荷770kg被充分利用，降低到36mm这样一个过低的值。图5.12，低刚度前桥弹簧用长行程线性螺旋弹簧。这种弹簧用与中型标准乘用车上。它的渐变特征曲线是同辅助弹簧一起实现的（见图5.21）；图5.10包括车轮载荷。在设计车身重量时为了能够确定弹簧的弹性系数，必须划一条该渐变曲线的切线（线AB）,然后就可以通过这两条曲线找出两点：车轮载荷4.5kN，车轮变形量183mm车轮载荷：3.0kN，车轮变形量78mm弹性系数在部分满载情况下为：，需计算频率特征的车桥重为59kN，按照欧洲5.4标准，它的频率为63。图5.13，渐增前轮弹簧用于轻便型前轮驱动的乘用车。其剩余弹性行程很高，有156mm的总行程是有效的。当五人乘坐时尚能提供54mm的剩余行程。行李箱的货物载重会导致前端颠簸，即行李会增大车辆颠簸的程度。就象图5.11中所看到的，制造商的许用前轴载荷为770kg，这是不可能被全部利用的，当车轮载荷为385 kg，此时剩余弹性行程就会过小，为360mm。频率和弹性系数表明它的弹簧装置刚度相对较高，其设计值为：和；542后桥后桥的弹簧装置结构更加复杂，因为其载荷变化更大。另外，剩余弹性行程也包括在观测结果内。油箱装在车桥的前面、后面或者上面。如果没有满载并且只有一个人在车上的话，后桥就相当于处于空载状态。如果车轮不能弹回到足够远的距离，地面附着力就会降低；理论上前桥上，许用载荷可能会因为行李箱里的装满行李而被全部利用。按照图5.10和5.11，一人乘坐同五人乘坐是的载荷只相差。前排座椅上人的体重基本上是平均分配到前、后桥上的。然而，如果人坐到了后排座位上，则他们75%的体重由后桥弹簧装置来承受。按标准设计的车辆和前轮驱动的车辆在设计时都要考虑后面的行李箱。当行李箱装货时，基本上100%的行李重量都由后桥来承受。这就是这两种车型上后桥空载时载荷许用载荷相差或者几乎相当大的原因。结果可能是车桥两端均为。这相当于产生一个两轮受力差。如果我们假定线性弹簧弹性系数为，由于会产生一个的弹簧变化量。然而每一边还需要留50mm的剩余行程，以至于弹簧总行程仅仅小于。图5.14示了标准乘用车上的后轮线性弹簧装置。尽管低刚度弹簧弹性系数为，成语弹性行程为86mm或50mm。汽车部分承载时（三人乘坐）频率为，当有附加载荷时，频率会降低，增加了舒适性（弹性系数不变但弹簧变化量增大，见Epuation 5.4）。实现这种良好布局的条件是：l 有一个长的弹簧总行程（）l 只相当于车厢载重45%的有效载荷l 长的轴距（l=2665mm）l 行李箱不能向后伸出太长。图5.14，在标准乘用车型上，近似线性的后轮弹簧和低刚度弹簧都有一个很大的行程；止动弹簧和辅助弹簧均不止在减震器上。图5.10表示了复合车轮载荷，当五人乘坐并有大量行李（427kg）时，后轮依然有50mm的压缩余量。弹性系数（在设计车重下，mV,r,pl=672kg）cr,pl=18.9N mm-1，频率为nr,pl=77min-1。制造商明确指出，将公式作为未压缩弹簧的质量。当汽车承载时产生的缺陷是使车尾下降，离去角减小，这样会产生使路上行人眩目的危险，但这个问题可以通过调整前照灯的高度来解决，关于这方面已经设定了标准。缩短弹簧的行程和减小车尾离地间隙可以通过装渐变弹簧来实现。因为弹性行程超出了正常的浮动高度。图5.15所示就是这种曲线，它配置在前轮驱动轿车上。频率nr,pl=93min-1（有三人乘坐在车上）表明弹簧刚度更高。尽管有399kg这样高的载荷差，车桥的弹簧变化行程只有sr=76mm，见图5.11。一般情况下载荷可以为500kg，为制造商已定的车厢重量（893kg）的56%。这种不好的比例会导致受驱动力的前轮受到很严重的阻力，图5011可以看出，同时还会导致后桥产生使弹簧剩余行程只剩28mm的高负荷，而在s2,Re=89mm时，弹性行程还很大。弹性曲线（前后桥在同一图中画出）让我们假设汽车的初始比原来增加s20mm。汽车被用户降低高度（假设因为震动距离太大）和高负荷就是前后桥弹簧剩余行程太低的原因。5.4.3 弹簧装置和转弯行驶5.4.3.1 独立悬架上的车轮载荷变化如图1.6所示，离心力与前桥在汽车重力中心的作用有关 Fc,V,f=mm,f ay=Y,W Fz,v,f (5.11) 转弯时车轮受力的变化（向外弯曲为+FZ,W，向内弯曲为-FZ,W）可以对前后桥分别进行模拟。后桥上的计算公式为： FZ,W,r=Y,WFZ,V,r hv/bf (5.12)在前轮驱动汽车上这个值需要插入许用车桥载荷和重心高度hV530mm，轮距br=1425mm，以及横向摩擦系数Y，W=0.7，那么力大小为：FZ,W,r=0.77809081530/1425=1993N轮距越大，重心越低，FZ,W就会越小。前桥的计算公式是：FZ,W,f=Y,WFZ,V,f hv/bf;图5.15前轮驱动汽车上的后桥渐变弹簧；一个用许用车桥载荷进行设计的失败设计方案。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RUBBER TRACK TRACTOR IMPROVE DESIGN (MECHANICAL DOUBLE POWER TRANSFER DEVICE)ABSTRACTAlong 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 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 号 说 明P 功率, kWn 转速，nmin-1T 扭矩，Nmv 线速度，m/sFt 齿轮所受切向力，NFr 齿轮所受径向力，NFa 齿轮所受轴向力，N 齿轮传动效率 行星轮系传动效率 离合器效率d 齿轮分度圆直径，mma 齿轮中心矩，mmm 齿轮模数，mmz 齿轮齿数mn 端面模数，mm 齿轮螺旋角，o 齿轮压力角，ob 齿宽，mmR 车辆转弯半径，mM 弯矩，Nm目 录第一章 绪论（或引言或前言）.1第二章 方案分析.12.1机械双功率流传动基本原理.22.2机械双功率流传动分类.22.3 确定方案.3第三章 圆柱斜齿轮设计.43.1设计前预定参数值.43.2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.53.5 校核齿面接触强度.63.6 校核齿根弯曲强度.83.7 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.227.1 选择材料.227.2 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 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。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。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：；行星轮系传动效率：；离合器效率：三挡转向角速度的计算：三挡转向半径：三挡时几何中心速度：；转向角速度：；转向消耗功率：；那么，发动机输入到转向一路的功率；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B为履带轨距。已知B=1435mm，取；二、分配传动比由式（3-21）参考书1转弯半径，其中、分别为变速流与转向流传递到行星机构的传动比。初选k=3，则初定，则再取，则：。3.3 选择材料，确定试验齿轮的疲劳极限小齿轮选用40C,调质，HB=241286; 大齿轮选用45钢，调质，HB=217255; 由图23218，按MQ级质量要求查得：=750N/mm;=580 N/mm。 由图232-29, 按MQ级质量要求查得：=620 N/mm；=430N/mm。3.4 按接触强度初步确定中心距，并初选主要参数按表232-21：a476(+1)T=9550=9550=162.64 Nm载荷系数：由表232-21, 取K=1.8齿宽系数：=0.3齿数比：=i=1.745许用接触应力：按表232-21,=取：=1.1 则将以上数据代入中心距计算公式：a取标准中心距：按经验公式：取初取 则cos=cos12则 取精求螺旋角：所以 3.5 校核齿面接触强度按表 232-22：；一、确定式中参数：分度圆上圆周力：使用系数：根齿轮圆周速度，参考表232-46，选择精度等级为6级按表23227，计算得：齿向载荷分布系数，按式232-13，按查图232-14c得：；查图232-15， 则齿向载荷分配系数：按查表232-28，节点区域系数：按查图232-16，查表232-29，接触强度计算重合度及螺旋角系数：计算当量齿数： 。求当量齿数的端面重合度按查图23210，得：，所以；按查图232-11的纵向重合度；按查图232-17，。二、将以上各数值代入公式计算三、计算安全系数：按表232-22式中，寿命系数：先计算应力循环次数（按工作15年）由图232-19查得：，润滑油膜影响系数：按照，选用90号中极压型工业齿轮油，其运动粘度。查图232-20，工作硬化系数：小齿轮未硬化，齿面未光整，故取=1。接触强度计算的尺寸系数：查图232-23，=1。将以上数值代入安全系数的计算公式得：、按式232-19，故安全。3.6 校核齿根弯曲强度按表232-22：式中，弯曲强度计算的载荷分布系数：弯曲强度计算的载荷分配系数复合齿形系数按，查图232-24得弯曲强度计算的重合度与螺旋角系数：按，由图232-28查得：。将以上数值代入公式得：计算安全系数按表232-22 式中，寿命系数：对调质钢，由图232-30查得弯曲强度疲劳应力循环系数。因为，均大于，所以。相对齿根圆敏感系数：由图232-24知：，查表232-30得：。尺寸系数：查图232-31，=1。将以上数值代入安全系数的公式得：由式232-20，和都大于，故均安全。3.7 主要几何尺寸取.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：取；初选分锥角为：；齿宽系数：；4.2按齿面接触强度设计计算公式： （3-1）一、确定公式中各参数 由表234-22参考文献1，取K=1.8; 输入转矩：； 由表234-22，取估算时安全系数； 查图232-18，得试验齿轮接触疲劳强度：，则。二、计算计算圆周速度：；计算齿宽和大端模数：，取；大端分度圆直径：；平均分度圆直径：平均模数： ；大端齿顶高：；。齿顶角：齿根角：；根锥角： ；大端齿顶圆直径：；大端分度圆齿厚： ； ；当量齿数：端面重合度：；4.3 接触强度校核 ； （3-2）分度圆切向力：；使用系数：由表232-24，232-25，232-26得；动载荷系数：由表234-23，（选用6级精度）；载荷分布系数： （式234-4）；载荷分配系数：由表234-25，（6级精度）；节点区域系数：由图23421查得，；弹性系数：查表232-29得；重合度、螺旋角系数：螺旋角系数 ；锥齿轮系数：；计算结果： 许用接触应力： （式23411）；试验齿轮接触疲劳极限：；寿命系数：（长期工作）；润滑油膜影响系数：由图23221，；最小安全系数：；尺寸系数：；工作硬化系数：；许用接触应力值：；，通过。4.4 弯曲强度校核 （3-3）复合齿形系数：由图23419查得，；重合度和螺旋角系数： 由图23229d查得；计算结果：； 显然，。许用弯曲应力计算公式：（式234-13）；齿根基本强度：由图23229查得，寿命系数：；相对齿根圆角敏感系数：；相对齿根表面状况系数：；尺寸系数：；最小安全系数：；许用弯曲应力值：；结论：，故校核通过。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232-37，232-38选择材料：小齿轮选择40Cr,调质处理，HRC=242286;大齿轮选用45钢，调质处理，HB=229286。由图232-18及图232-29，按MQ级质量要求取值，查得：；5.2 按接触强度计算小齿轮直径确定参数：由表232-21，取K=1.21.2=1.44;由42条取；由表232-21：，取=1.1；则。计算:；模数：；取m=5mm；则；。5.3 校核齿面接触强度按表232-22，；式中：分度圆上的圆周力：；使用系数：由表232-24，；动载荷系数：按式（233-12），；根据齿轮的圆周速度：参考232-46，选择精度等级为：8-7-7。按表232-27，；将各参数值代入公式得：；齿向载荷分布系数：按式（232-13），；按，查图232-14，；查图232-15，。；齿向载荷分配系数：按；查表232-16，；节点区域系数：按，查图232-16，；查表232-129，；球端面重合度：；查图232-10：；按查图23211，得纵向重合度；按，按式23216，；将以上各数值代入接触应力计算公式得：5.4计算安全系数按表23222，；一、式中寿命系数先计算应力循环次数；从图23219可查得：，所以取。按，从图23219查得：；润滑油膜影响系数：按v=3.92m/s 选用90号中级极压型工业齿轮油：其运动粘度，查图23220，=0.94；工作硬化系数：小齿轮未做硬化，吃面未光整，故取=1；接触强度计算尺寸系数：查图232-23，；二、将以上数值代入安全系数计算公式得按式232-19，；,故均安全。5.5修正中心距为了凑中心距，以满足转向装置结构的要求，避免中央传动锥齿轮与离合器等产生干涉，将增加至25，则，取；齿数增加不会降低齿轮强度，因此无需再进行强度校核。此时；另外一侧，需同时满足条件：，取齿轮9、10模数与齿轮6、7、8相同，为5 mm。材料选择齿轮9与齿轮6相同，为40Cr；齿轮10与齿轮8相同，为45钢。由于。则；此时；因此无需变位即可满足条件。由于齿轮9、10比齿轮6、8齿数大，且材料和模数均与之相等，因此，齿轮9、10强度一定满足条件，无需校核。凑中心距之后，齿轮6、7、8、9、10的分度圆直径为：第六章 行星轮系设计：6.1 初定主要参数1、传动结构形式：NGW型传动；2、齿轮材料：主动中心轮和行星轮用20CrMnTi，渗碳淬火，齿面硬度HRC5862，试验齿轮齿面接触应力极限：；试验齿轮齿根弯曲应力极限：；行星轮齿根弯曲应力极限：；齿圈材料采用40Cr，调质硬度HB=250280，由图9-4，9-5参考书2查得：3、行星齿轮数：；4、齿宽系数：；5、载荷不均匀系数：大齿轮采用浮动均载机构，；6、采用直齿轮，精度等级8-7-7；7、确定齿数：查表242-4参考书2，取8、由于，由图242-3查出适用的预计啮合角在，到之间；故取。6.2按接触强度初算a-c传动的中心距和模数输入转矩：；查表242-16，取载荷不均匀系数。在一对a-c传动中，小轮传递的转矩：；按表242-31查得接触疲劳强度使用的综合系数：K=3.0;齿数比；太阳轮和行星轮材料用20CrMnTi渗碳淬火，齿面硬度HRC5660,查图23218取；取齿宽系数；按表232-20中的公式计算中心距mm；模数：；取m=6mm;未变位时：；按预取啮合角：，可得a-c传动中心距变动系数：；则中心距：；取；6.3 计算a-c传动的实际中心距变动系数，和啮合角。6.4计算a-c传动变位系数；用图232-7校核，在P5与P6线之间，为综合性能较好区；由图232-8分配变位系数，得，而。6.5 计算c-b传动的中心变位系数和啮合角c-b传动变位时候的中心距：；则；。6.6 计算c-b传动变位系数故；6.7几何尺寸计算：按表232-7中公式计算：；。齿顶圆：；。第七章 轴的设计7.1 选择材料选择轴的材料为45刚，调质处理。由表6-1-1 参考文献4 查得：；7.2初步确定轴端直径 按表6-1-19参考文献4，取，已知：；则轴的最小直径；取轴端直径为d=35mm，其余部分具体结构根据需要而定。7.3 键的强度校核 选用A型平键（GB/T1096-1979）,与齿轮联结处键的尺寸bhL=12870。按表5-3-16公式参考文献4计算：；由表5-3-17参考文献4，；K=;则；故键联结强度通过。7.4计算支撑反力支撑反力、弯矩及扭矩:；。水平面内反力：。由；轴在水平面内受到弯矩：竖直平面内反力：竖直平面内弯矩： Ft1 Fa1 Fr1 Ft2 Fr2 Ft3 Fr3 Fr1 RvA RvB Fr2 Fr3 245.49Nm 2.86Nm Ft2 33.73Nm Ft3 RHA Ft1 RHB 113.729Nm -60.791Nm 696.263Nm 716.324Nm 595.034Nm 竖直面 118.625Nm 345Nm 345Nm图5-1 轴的受力弯矩图7.5 校核轴的疲劳强度由弯矩合成图可以看出明显有四个危险截面，如图示、 、 。按比例计算四个截面弯矩和直径分别为：M=453.7Nm =44mm：M=577.3Nm =48mm:M=716.324Nm =52mm:M=60.18Nm =48mm只需要校核、截面即可：表5-1截面截面截面T/Nm345345345M/Nm453.7716.324601.8Z8.3615.510.9Zp/cm316.733121.8/MPa=255,=140=255,=140=255,=140=0.3
- 温馨提示:
1: 本站所有资源如无特殊说明，都需要本地电脑安装OFFICE2007和PDF阅读器。图纸软件为CAD,CAXA,PROE,UG,SolidWorks等.压缩文件请下载最新的WinRAR软件解压。
2: 本站的文档不包含任何第三方提供的附件图纸等，如果需要附件，请联系上传者。文件的所有权益归上传用户所有。
3.本站RAR压缩包中若带图纸，网页内容里面会有图纸预览，若没有图纸预览就没有图纸。
4. 未经权益所有人同意不得将文件中的内容挪作商业或盈利用途。
5. 人人文库网仅提供信息存储空间，仅对用户上传内容的表现方式做保护处理，对用户上传分享的文档内容本身不做任何修改或编辑，并不能对任何下载内容负责。
6. 下载文件中如有侵权或不适当内容，请与我们联系，我们立即纠正。
7. 本站不保证下载资源的准确性、安全性和完整性, 同时也不承担用户因使用这些下载资源对自己和他人造成任何形式的伤害或损失。
人人文库网所有资源均是用户自行上传分享，仅供网友学习交流，未经上传用户书面授权，请勿作他用。
川公网安备: 51019002004831号