《毕业设计（论文）-橡胶履带牵引车辆改进设计（机械双功率流转向装置）全套图纸.doc》由会员分享，可在线阅读，更多相关《毕业设计（论文）-橡胶履带牵引车辆改进设计（机械双功率流转向装置）全套图纸.doc（27页珍藏版）》请在三一文库上搜索。
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。全套图纸，加153893706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。
2、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 TRANSFE
3、R 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 dev
4、eloped 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 t
5、o 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 tradition
6、al 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, t
7、o 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 hydrau
8、lic 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.K
9、EY 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.
10、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
11、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
12、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
13、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
14、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
15、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
16、。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
17、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
18、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
19、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
20、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
21、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
22、： （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
23、：；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
24、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2321
25、9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，
26、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
27、：；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27