551 履带牵引车辆转向机构的设计（说明书+翻译）
收藏
资源目录
压缩包内文档预览：
编号：834231
类型：共享资源
大小：1.53MB
格式：RAR
上传时间：2016-10-10
上传人：hon****an
认证信息
个人认证
丁**（实名认证）
江苏
IP属地：江苏
12
积分
- 关 键 词：
-
履带
牵引
车辆
转向
机构
设计
- 资源描述：
-
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
- 内容简介：
-
向的横梁轮轴 纵向叉骨轴的上止点 E 在一条对于转向轴 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 交，平行轴 须 通过 E 点，而且和控制臂 G 的延长线相交。为了使 交平行。通过低点 D 延长与 于 成 必须和 2 与 3所成的角相等。 向臂角度 的反馈 图 示了 把外部连接点 U 移动到 内部可以引起 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， 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。 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 4要求轮胎跳跃和道路不平时减缓震动，频率必须大于 4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 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。 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 1 4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 通信振动频率式 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 1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 15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30 的比率，剩余在坑底的残余力 就是说一辆汽车通过了一个 40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 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 005 和越障高度为 6，弹簧压力为 f= =156=90N。当 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 0 ，这个冲击力会被弹簧吸收。象图 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。 履带拖拉机液压机械双功率流差速转向机构设计 农业机械学报 of 曹付义 , 周志立 , 贾鸿社 东方红 1302of 农业工程学报 of 曹付义 , 王军 , 周志立 , 贾鸿社 , 液压机械双功率差速式转向机构的转向性能分析 工程机械 曹付义 , 周志立 橡胶履带拖拉机差动传动系分析 A of 拖拉机与农用运输车 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 工程机械 赵建军 卡特 of a - 机械设计与研究 林建德 , 大功率履带推土机的差速转向技术 筑路机械与施工机械化 祖炳洁 , 刘希太 , 王海花 , 一种履带车辆正独立式液压转向原理的分析与设计 on a 车辆与动力技术 梁健 , 正独立式双流传动液压机械复合转向原理和分析 兵工学报 梁健 大功率履带推土机的差速转向技术 机械传动 祖炳洁 , 王军 , 刘希太 , 履带式机械差速转向机构的设计 机 械传动 李岚 , 张桂华 , 陈艾华 , 履带车辆转向过程循环功率分析 装甲兵工程学院学报 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 李兰生 , 尚彩红 , 刘晋军 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 2 in to of To to To on to a to At on of in of of of he of In on of of to of of to of a in to of of to to 3 目 录 第一章 绪论 . . . 二 章 方案分析 . 向性能 . . . . 价指标 . . . . 特 一拖公司三种产品方案的比较 . . 三 章 设计计算 . 星齿轮的设计计算 . . . 取行星齿轮传动的传动类型和传动简图 . 7 行行星齿轮传动的配齿计算 . . . 步计算齿轮的主要参数 . . . . 8 何尺寸计算 . . . . . . . . 星齿轮传动装配条件的验算 . . . . . . . 算行星齿轮传动的效率 . . . . . . 终传动部分的设计计算 . 终传动比齿轮的设计计算 . . 终传动比齿轮的尺寸计算 . . 13 终传动齿轮上短支撑轴的设计计算 . 14 压马达部分的设计计算 . . 压马达输出端齿轮的设计计算 . 压马达输出端齿轮的尺寸计算 . . 章 校核计算 . . . . . . . . . . . . 星齿轮传动的校核计算 . . . . . . . . 17 终传动部分的校核 计算 . . . . . . . . 19 参考文献 .谢 .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，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 5 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 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 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 6 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 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。 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。 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。 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，具有 中心转向的履带车辆， 0 。 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 sr a 均 旋 转 角 速 度 ， 。 价指标 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 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 8 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。 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。 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 R 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 = 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 i 2 为中央传动和液压马达到转向机构的传动比 卡特公司 小松公司 一拖公司 结构简图 输 出 后桥左输出轴 9 轴 转 速 后桥右输出轴 车辆转向角速度 322 1324 1 324 1 转向半径 R 2212 2)1( 12 212相对转向半径 1222 122转向机构输出转矩 后桥左输出轴 21 121 21 2121 后桥右输出轴 M R = 21 121 21 2121 通过计算，求得当 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。 10 第三章 设计计算 星齿轮的设计计算 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用行星齿轮传动的传动类型及其特点，选择 2号机构 行星齿轮，传动比范围 i 9，传动功率植不限，传动效率 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 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。 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 征参数 P 与给定的传动比 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 +1，所以。参考行星齿轮传动设计一书 P 41 页标准，选择 ， 2， 7，6， 11 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 =410 根据使用要求及行星轮传动的特点，选择 ， ， 2， 7， 6，i i 此时液压马达的输出转速 ， 294 根据初算轴直径公式 d 7 1 .1 m 41 0 61 0 0n 330 d 取 72 选取轴的材料为 40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， 5 0 0 0 7 3 4444 时 ，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 20碳淬火，齿面硬度 58 62图 6图 6 =1400N/ ，=400N/ ，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 35质硬度 217 255，据图 6图 6 =780N/=300N/ ，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 68 9549549 8 06 初步确定齿轮的模 数 m， m= 对于直齿轮的传动 从表 6查得 12 从表 6得 2，当 n 3p， 由 K )1( =图 6，114002343查表 6-6， m= =823 =择小齿轮的模数为 6. 何尺寸计算 对于 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 6 17=102mm m z 2 =6 22=1324齿顶高 mh*a m=6齿根高 h*a c* ） m 全齿高 h h +齿顶圆直径 2 02+12=114d 2a = 2 32+12=144齿根圆直径 2027mm 23217基圆直径 d1 =d2 =12413 10中心距 a a= 21 ( =831齿顶圆压力角a1a=a=2端面重合度=21) ) = 1. 280. 3658220. 3655172 1 对于 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 102mm m z 2 =6 56=3364齿顶高 h*m=6mm 1） m=（ 1- 6=齿根高 h*a c* ） m 全齿高 h + 齿顶圆直径 2 02+12=114mm 齿根圆直径 2027mm d+236+15=351基圆直径 d1 =d2 =14 10中心距 a a= 21 m( =831齿顶圆压力角a1a=a=2端面重合度=21) ) = 1 . 490 . 11560 . 19172 1 星齿轮传动装配条件的验算 1传动比条件 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44a =204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=a以满足同心条件。 4安装条件 （整数）2635622 n 足安装条件。 算行星齿轮传动的效率 查表 5择公式 11 6 117 1(7 1221( 15 9 8 p p 终传动的设计计算 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 40质处理，大齿轮为 45 钢 2. 由图 10得小齿轮的弯曲 疲劳极限1500齿轮的弯曲疲劳极限21380. 由图 10得弯曲疲劳寿命系数 2. 取安全疲劳系数为 S= 00* 80* 5. 计算载荷系数 K= 于对称支撑， KH=d+=. 由表 10得， Y ，. 由表 10得， . 计算大小齿轮的 Y 1F 0. 011 838 21. 522. 97 2F 0. 012 930 41. 7352. 27 16 T=3442Nm m 3 2K F = 5. 580. 012 9170. 3105. 9541. 72324 ，取 6. 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 17 6=102mm 63 6=378 4齿顶高 mh*a 6齿根高 h*a c* ） m 全齿高 h h +齿顶圆直径 2 02+12=114mm d 2a =2 78+12=390 8齿根圆直径 2027mm 27863基圆直径 d1 =d2 =0中心距 a a= 21 m( = 24080621 1齿顶圆压力角a1a=4 2a=12端面重合度=21) ) 17 =21 =21（ = 终传动齿轮上短支撑轴的设计计算 m 1 61 0 0 330 压马达部分的设计计算 压马达输出端齿轮的设计计算 选择小齿轮材料为 40齿轮材料为 45 钢 1. 计算载荷系数 2. 由表 10得， Y ，0得， Y 1F 0. 011 838 21. 522. 97 2F 0. 013 230 41. 522. 45 5. T=24318 m 3 2K F = 5. 580. 012 9170. 3105. 9541. 72324 ，取 m= 压马达输出端齿轮的尺寸计算 1模数 m=压力角 020 3分度圆直径 d 1d 17* 35*d 1 333 4齿顶高 mh*a 齿根高 h*a c* ） m 全齿高 h h 齿顶圆直径 2 =4 d 2a =2 =d 82233 8齿根圆直径 22d 2233 9基圆直径 d1 =d2 =0中心距 a 21 m( = )3517(*1 65mm 21 m( )3511 3(*1 1851 齿顶圆压力角a1a=7 19 2a=2 3a= 8 2ar 面重合度12=21) ) =21 )35)17 =21(=3=21z3() ) =21 )35)113 =21( 20 第四章 校核计算 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 K A 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 ） 动载荷系数 ） 齿向载荷分布系数 2 =） 齿间载荷分配系数 ，查表 6KH=KF=d TF t 1 61 372 00 0 1 2334101069549395493 轴 5） 行星轮间载荷分配不均匀系数 ） 节点区域系数 查图 6） 弹性系数 查表 6） 重合度系数 查图 6Z=） 螺旋角系数 Z=1 21 10） 实验齿轮的接触疲劳极限 =14002 最小安全系数 S 1 12） 接触强度计算的寿命系数 N 2L =60 810*918000*3*294*60 L = 882 10*0*9 润滑油膜影响系数查表 6 1 14） 齿面工作硬化系数 5） 查图 6Z X =6） 齿面接触应力 H 齿面接触应力可以按下式计算：0H=E ZZ *1 =*0*10216137 2980 H = 0H 11 = 5 6 8 0 p= *1400 2 ,满足许用接触强度计算 . 22 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7 49010 2 34 42*20 00 大用系数 K A =载荷系数 )齿向载荷分布系数 KF= 1 2 6 N= 222 K 2 2 3) 齿间载荷分配系数 KF= KH=)齿形系数 查图 6齿轮 齿轮 )应力修正系数 查图 6齿轮 齿轮 )重合度系数 Y= n 7)弯曲强度计算的螺旋角系数 查图 6Y=)试验齿轮的弯曲疲劳极限 =4002曲强度的寿命计算 ，查表 6 10)弯曲强度计算的尺寸系数 ，查图 61)相对齿根圆敏感系数 ，查图 61 12)相对齿根表面状况系数 查表 63)最小安全系数 S 23 大齿轮 =4.*7818211 F= =067490 F=340*472用齿根应力R r e l e l l i m l i m *1*40 0=8972度条件 ,设计齿轮满足要求 . 24 参考文献 1 曹付义 , 周志立 , 贾鸿社 农业机械学报 2 曹付义 , 王军 , 周志立 , 贾鸿社 302转向机构的功率分析 农业工程学报 3 曹付义 , 周志立 . 液压机械双功率差速式转向机构的转向性能分析 4 贾鸿社 , 李天石 , 杨为民 . 橡胶履带拖拉机差动传动系分析 . 拖拉机与农用运输车 5 赵建军 . 履带车辆差速式转向机构动力学分析与比较 6 林建德 , 卡特 R 型履带车辆差速转向机构之运动与力矩分析 7 祖炳洁 , 刘希太 , 王海花 , 大功率履带推土机的差速转向技术 8 梁健 , 一种履带车辆正独立式液压转向原理的分析与设计 . 车辆与动力技术 9 梁健 . 正独立式双流传动液压机械复合转向原理和分析 10 祖炳洁 , 王军 , 刘希太 , 大功率履带推土机的差速转向技术 11 李 岚 , 张桂华 , 陈艾华 , 履带式机械差速转向机构的设计 12 程军伟 , 高连华 , 王良曦 . 履带车辆转向过程循环功率分析 13 李兰生 , 尚彩红 , 刘晋军 . 转向液压助力器试验台设计 14刘洪林 15饶振纲 25 致 谢 在学院领导，指导老师 张文春的帮助和耐心指导下， 设计 顺利而圆满的完成了。设计过程中，指导老师给我们 充分的督促和鼓舞，督促我们的设计工作，检查我们的设计进度，使我们的设计能够很好的完成 。 在 准备资料的过程中，图书馆的教职工总是不厌其烦的 提供他们的热情帮助。在此感谢他们为我们提供了一个良好的查询资料的 环境。 最后，还要感谢这几年中，指导、教育过我的各位老师和领导，通过这几年教育和指导，我掌握了不少新的知识 。它必将为我以后步入社会 ，深造打下了良好的基础，在此再次表示衷心的感谢！ 由于能力和水平有限，设计中难免有一些不足之处，希望大家不吝指教，以便能及时的发现和改正错误，使我不断的得以提高和进步。 摘 要 为了适
- 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