【正文】 軸的中心距.解決方法:先在傳動(dòng)比不變的條件下改變齒數(shù)。由于嚙合角的增大和實(shí)際嚙合線減短。軸的彎曲變形就會(huì)產(chǎn)生軸向力?？捎行У姆乐箛Ш咸椎淖詣?dòng)脫檔.嚙合套一般都采用漸開線齒形。~。軸的轉(zhuǎn)速 r/min。能自動(dòng)調(diào)心。中部為花鍵形式. 軸承、鍵和連軸器的選擇 輸入軸根據(jù)輸入軸的軸徑選擇其鍵、軸承和連軸器. 已知輸入軸的軸徑為40 mm。單位為MP對(duì)于變速箱軸上的鍵。由于油遍布變速箱內(nèi)壁。5行星齒輪軸。星星輪齒數(shù). 行星輪數(shù)目的選擇行星輪數(shù)目取得多。經(jīng)過(guò)計(jì)算得：由于齒數(shù)必須是整數(shù)。 相鄰條件的校核圖5－2 相鄰條件校核如圖52所示，要使兩相鄰的行星輪齒頂圓布致干涉，兩齒頂之間應(yīng)留有必要的間隙（5～8mm）。滿足要求. 行星傳動(dòng)系設(shè)計(jì) 主要參數(shù)確定.一般在設(shè)計(jì)中采用統(tǒng)計(jì)類比的方法來(lái)初步去誒女冠傳動(dòng)系的主要參數(shù).首先找倒現(xiàn)有的同類機(jī)械。 b 齒寬 在一定范圍內(nèi)齒寬大齒的強(qiáng)度就高。行星機(jī)構(gòu)中中心輪往往有一定的浮動(dòng)性。許用彎曲應(yīng)力為500~600 MPa。重合度增大。故一般為不對(duì)稱循環(huán)彎曲應(yīng)力)。得輪式挖掘機(jī)行走馬達(dá)輸出扭矩計(jì)算公式: (61)式中 馬達(dá)工作壓力(MPa)馬達(dá)排量(ml/r)液壓馬達(dá)機(jī)械效率()代入具體數(shù)值得: == 行走牽引力計(jì)算① 變速箱和驅(qū)動(dòng)橋機(jī)械總傳動(dòng)比:一檔 ==21= (62)二檔 ==21=② 牽引力計(jì)算變速一檔 (63)式中 變速箱至輪胎得機(jī)械效率(=)代入具體數(shù)據(jù)得:= N變速二檔 代入具體數(shù)據(jù)得: 附著力計(jì)算 =G (64)式中 為地面摩擦系數(shù)。2轉(zhuǎn)向軸。12轉(zhuǎn)向梯形臂。也即轉(zhuǎn)彎半徑的最小極限位置.當(dāng)機(jī)構(gòu)處在極限位置時(shí)。 第一軸一檔位置花鍵校核花鍵型號(hào)為： 花鍵聯(lián)接的強(qiáng)度條件為 ： 式中 載荷分配不均勻系數(shù),與齒數(shù)多少有關(guān),??； 花鍵齒數(shù),取； 齒的工作長(zhǎng)度,； 花鍵齒側(cè)面的工作高度,矩形花鍵,計(jì)算得； 花鍵的平均直徑, 矩形花鍵,計(jì)算得； 花鍵聯(lián)接的許用擠壓應(yīng)力,取 代入公式計(jì)算得： 第一軸二檔位置花鍵校核花鍵型號(hào)為： 花鍵聯(lián)接的強(qiáng)度條件為 ： 式中 載荷分配不均勻系數(shù),與齒數(shù)多少有關(guān),??； 花鍵齒數(shù),取8； 齒的工作長(zhǎng)度,； 花鍵齒側(cè)面的工作高度,矩形花鍵,計(jì)算得； 花鍵的平均直徑, 矩形花鍵,計(jì)算得； 花鍵聯(lián)接的許用擠壓應(yīng)力,取 代入公式計(jì)算得：通過(guò)上述校核可知各處花鍵均滿足要求。為以后的學(xué)習(xí)工作積累了經(jīng)驗(yàn). 參考文獻(xiàn)[1]張玉川、[M].～64.[2]曹善華、[M].（內(nèi)部材料）.～203.[3]濮良貴、[M].～383.[4]唐增寶、何永然、[M].. 65～159.[5][M].～90.[6]郝興明、王佰華、[N].～137. 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The reasonable procedures for the chamber excavation blasting and anchoring operation。邢老師首先細(xì)致的為我解題；在我迷茫于眾多的資料時(shí)，他又為我提綱挈領(lǐng)，梳理脈絡(luò)，使我確定了整體的設(shè)計(jì)思路。在老師細(xì)心的指導(dǎo)下?；ㄦI聯(lián)接的主要失效形式是工作面壓潰(靜聯(lián)接)或工作面過(guò)度磨損(動(dòng)聯(lián)接)。如下圖所示。8轉(zhuǎn)向節(jié)臂。主要有轉(zhuǎn)向操縱機(jī)構(gòu)。在選用許用應(yīng)力值時(shí)。齒輪單向旋轉(zhuǎn)只受單向載荷。計(jì)算得出齒輪彎曲疲勞應(yīng)力為:= MPa b. 接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算驗(yàn)算節(jié)點(diǎn)處接觸應(yīng)力≤ (59)式中 K系數(shù)(，這是由于斜齒輪輪齒傾斜。因?yàn)槭芰Υ蟮媚莻€(gè)行星輪齒面受到局部接觸。反而使齒輪承載能力隨之降低.查參考文獻(xiàn)[3]第201頁(yè)，表107 圓柱齒輪的齒寬系數(shù)結(jié)合本機(jī)工作情況。一般可按下面的經(jīng)驗(yàn)公式來(lái)初選模數(shù): (56)式中 太陽(yáng)輪扭矩模數(shù)系數(shù)。本設(shè)計(jì)取的太陽(yáng)輪18個(gè)齒。行星輪的夾角為：式中 N為行星輪個(gè)數(shù)。對(duì)標(biāo)準(zhǔn)傳動(dòng)、高度變?yōu)閭鲃?dòng)以及等嚙合角的角度變位，即 ，式中 ——太陽(yáng)輪與行星輪的嚙合角；——齒圈與行星輪的嚙合角。以免齒輪產(chǎn)生根切和結(jié)構(gòu)上無(wú)法布置軸和軸承.===式中 齒圈齒數(shù)。3太陽(yáng)輪。軸的直徑，單位為mm；鍵、軸、輪轂三者中最弱材料的許用擠壓應(yīng)力，單位為MP對(duì)于變速箱軸上的鍵， 取為100 MPa。b為鍵的寬度，單位為mm軸的直徑。計(jì)算如下:所以輸出軸選最小軸徑65毫米。還可采用雙列球面滾柱軸承。 取三倍模數(shù)為12mm。許用應(yīng)力應(yīng)滿足: (42)式中 嚙合套所傳遞的扭矩。傳動(dòng)后相互叉開。則采用外嚙合.進(jìn)行嚙合套結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)時(shí)。兩輪的齒全高比標(biāo)準(zhǔn)齒輪短.正傳動(dòng)的優(yōu)點(diǎn)是可以減少齒輪機(jī)構(gòu)的尺寸。避免浪費(fèi). 齒輪變位因?yàn)橛?jì)算的上對(duì)齒輪已將兩軸的中心距確定。由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力。有 =. =164 mm⑦ 計(jì)算模數(shù) / == mm 按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式為:a 確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值: ① 由參考文獻(xiàn)[3]第204頁(yè)，圖1020 齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限查得 小齒輪得彎曲疲勞強(qiáng)度極限=500 MPa。⑦ 由參考文獻(xiàn)[3]第203頁(yè)，圖1019 灰鑄鐵接觸疲勞壽命系數(shù)。因其傳動(dòng)速度不高,故齒面嚙合選用7級(jí)精度（GB10095－88）。按接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的分度圓直徑計(jì)算。 = =。 ==。 按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)由設(shè)計(jì)公式進(jìn)行計(jì)算，即 (31) 式中 載荷系數(shù)；齒輪分度圓直徑； 齒寬系數(shù)； 齒輪傳動(dòng)比；彈性影響系數(shù)；齒輪所傳遞的扭矩材料許用應(yīng)力?？汕袛鄠鲃?dòng)系統(tǒng)的動(dòng)力傳遞，以使發(fā)動(dòng)機(jī)能夠啟動(dòng)、怠速。流量: 200 L/min.公路行駛時(shí)的主要參數(shù):速度: 31 Km/h。 挖掘機(jī)最大行駛速度(Km/h).==根據(jù)上面的總傳動(dòng)比計(jì)算。 q==(21)==(22)===1704r/min (23)= =30= (24)= △pq=30= (25)式中 壓力損失，容積效率， 機(jī)械效率， 額定扭矩() 實(shí)際扭矩 即油馬達(dá)啟動(dòng)扭矩()(2) 傳動(dòng)比分配根據(jù)啟動(dòng)牽引力作為計(jì)算第一檔速度的依據(jù)(越野檔)。查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)選長(zhǎng)江液壓件廠油泵G20＊＊＊15＊＊＊系列。另兩個(gè)安裝在前后車輪之間這種形式用于轉(zhuǎn)臺(tái)偏置于驅(qū)動(dòng)橋端的挖掘機(jī)。液壓缸輸入壓力油后，活塞桿外伸，支腿即支撐于地面。液壓缸伸出后支撐于地面部超出車身寬度，因此，適于狹窄場(chǎng)地工作。 (2) 雙液壓缸雙支腿雙液壓缸驅(qū)動(dòng)的雙支腿是每個(gè)支腿由一個(gè)液壓缸驅(qū)動(dòng)。 雙支腿在小型輪胎式挖掘機(jī)中，轉(zhuǎn)臺(tái)常偏置于車架的一端。輪胎式底盤考慮到公路運(yùn)輸。采用全輪驅(qū)動(dòng)，使整車具有良好的越野性能。Q—輪胎載荷。B裝在理想輪輞上的充氣輪胎斷面寬度.由此可見，Q值不僅和輪胎的尺寸、機(jī)構(gòu)、內(nèi)壓等有關(guān)，而且和速度也有關(guān)。A=。隨著輪胎中空氣壓力的降低，相應(yīng)的輪胎斷面寬度要增加，如斷面尺寸為347的輪胎。 b) 為前后輪轉(zhuǎn)向，車身較長(zhǎng)時(shí)可使轉(zhuǎn)彎半徑較小。這種轉(zhuǎn)向器的作用不僅可使輪胎的轉(zhuǎn)角與方向盤轉(zhuǎn)角成正比，而且當(dāng)液壓泵出現(xiàn)故障時(shí)還能當(dāng)手動(dòng)泵用。轉(zhuǎn)向液壓缸運(yùn)動(dòng)后推動(dòng)輪胎向右轉(zhuǎn)動(dòng)，此時(shí)由于轉(zhuǎn)向液壓缸4小腔的回油進(jìn)入反饋液壓缸3的小腔，反饋液壓缸縮回。6前軸。減輕勞動(dòng)強(qiáng)度。4前橋 轉(zhuǎn)向機(jī)構(gòu)輪胎式挖掘機(jī)的司機(jī)室布置在回轉(zhuǎn)平臺(tái)上。此時(shí)液壓缸將前橋的平衡懸掛鎖住。:輪胎式單斗液壓挖掘機(jī)由于行走速度不高。7減速器外殼。通過(guò)性也好，但對(duì)馬達(dá)要求較高。以此來(lái)調(diào)節(jié)馬達(dá)輸出軸的轉(zhuǎn)向，并調(diào)節(jié)車輪的前進(jìn)和倒退。7中央制動(dòng)氣缸。省掉了上下傳動(dòng)箱及垂直軸。成本低、維修方便。4變速箱。 19－雙聯(lián)齒輪泵。另一回路分別控制動(dòng)臂油缸1鏟斗油缸15。原因是：?jiǎn)味芬簤和诰驒C(jī)的油缸工作頻繁，發(fā)熱量大。液壓傳動(dòng)系統(tǒng)按常按主泵的數(shù)量、功率調(diào)節(jié)方式和回路的數(shù)量來(lái)分類。油溫不超過(guò)85度，或溫升不大于45度。 液壓系統(tǒng)根據(jù)挖掘機(jī)的工作環(huán)境和條件。c 為了改善越野性能。前軸擺動(dòng)。受力較好。b．全輪驅(qū)動(dòng)，轉(zhuǎn)臺(tái)偏于固定軸一邊，減輕了轉(zhuǎn)向橋的負(fù)荷，并便于操作。 挖掘機(jī)樣機(jī)圖輪胎式液壓挖掘機(jī)形式很多，有裝在標(biāo)準(zhǔn)汽車地盤上的液壓挖掘機(jī)，也有裝在輪胎式拖拉機(jī)地盤上的懸掛式液壓挖掘機(jī)。因而，設(shè)計(jì)單斗液壓挖掘機(jī)的行走裝置時(shí)應(yīng)盡量滿足以下要求：?jiǎn)味芬簤和诰驒C(jī)應(yīng)有較大的牽引力，使挖掘機(jī)在濕軟的地面或高低不平的地面上行走時(shí)具有良好的越野性能，并有較強(qiáng)的爬坡能力和轉(zhuǎn)彎能力：在不增高行走裝置的總高度的前提下應(yīng)使行走裝置具有較大的離地間隙，使挖掘機(jī)在不平地面上行走具有良好的通過(guò)性能：要降低挖掘機(jī)的接地比壓或使其具有較大的支撐面積，以提高挖掘機(jī)的穩(wěn)定性：挖掘機(jī)在斜坡下行時(shí)不發(fā)生超速溜坡現(xiàn)象，挖掘時(shí)不發(fā)生下滑，提高工作時(shí)的安全可靠性：挖掘機(jī)的行走裝置外形尺寸應(yīng)符合道路運(yùn)輸?shù)囊?。輪胎式行走裝置的缺點(diǎn)是接地比壓較大（150～500KPa）爬坡能力較?。ㄍǔ２怀^(guò)65％）。專用輪胎地盤的行走裝置式根據(jù)挖掘機(jī)的工況、行駛要求等因素合理設(shè)計(jì)的行走裝置，挖掘機(jī)的作業(yè)及行駛操作均在駕駛室內(nèi)進(jìn)行，因此，操作方便，靈活可靠。c. 單橋驅(qū)動(dòng)。阻力較大。易操作。d 長(zhǎng)距離運(yùn)輸時(shí)為了提高效率。前橋軸可以懸掛擺動(dòng)。2. 系統(tǒng)和元件應(yīng)保證在外負(fù)荷變化大和急劇的振動(dòng)沖擊作用下。要求所用元件對(duì)油液污染的敏感性低。在定量系統(tǒng)中，液壓泵的輸出流量不變，各液壓組件在泵的固定流量下工作，泵的功率按固定流量和最大工作壓力確定。閉式系統(tǒng)中的執(zhí)行組件的回油直接返回油泵，該系統(tǒng)結(jié)構(gòu)緊湊，油箱小，進(jìn)回油路都有一定的壓力，空氣不易進(jìn)入管路，運(yùn)轉(zhuǎn)比較平穩(wěn)，避免了換向時(shí)的沖擊，但系統(tǒng)較復(fù)雜，散熱條件差。因此，限速閥對(duì)挖掘機(jī)挖掘作業(yè)不起限速作用。22－濾油器輪胎式行走裝置的傳動(dòng)可有三種形式:機(jī)