【正文】 旋轉(zhuǎn)構(gòu)件得靜力平衡方程 018 ?? AMiM （ ） 024 ?? BMiM （ ） 0621 ??? MMM （ ） 0181615 ??? MMM （ ） 01413 ?? MM （ ） 式中 MA——變速箱輸出軸輸出轉(zhuǎn)矩； MB——轉(zhuǎn)向液壓馬達輸出轉(zhuǎn)矩； i 1, i 2——錐齒輪副 9， 17 的傳動比； M1 , M14——左、右輸出軸輸出轉(zhuǎn)矩。 由公式（ ），（ ）得 AMiaaM 12111 1??? （ ） 哈爾濱遠東理工學(xué)院學(xué)士學(xué)位論文 13 因 a 1=a 21，故此時行星排 Ⅲ 齒圈固定連接處承受的轉(zhuǎn)矩 M? 11? i 1MA 由公式 ()、 ()、 ()、 ()知，此時機構(gòu)將變速箱輸入軸提供的轉(zhuǎn)矩扣除行星排 Ⅲ 齒圈連接處的轉(zhuǎn)矩部分而平均分配給左、右輸出軸，以實現(xiàn)最終傳動，故該轉(zhuǎn)向機構(gòu)具有輪胎式機械中采用普通行星齒輪式差速器平均分配轉(zhuǎn)矩的特點。與此同時，因 ? ? ,01121 ?? aMia B 則 ,0?BM 故此時轉(zhuǎn)向液壓馬達由動力源轉(zhuǎn)化為負載。動力經(jīng)行星排 Ⅰ 從某一端傳遞到需要動力較大的另一端。 由公 式 ()+()得 ? ?212141 1/2 aMiaMM A ??? 因 a 2 1? ,所以 M1+M14 i? 1MA。 功率分析 左側(cè)： 1 1 2P Mn? ，將（ ）、（ ）代入 ，得： ? ? 221 8 8 4 4 8 4 4 81111 ()2 2 1 1aaP M n M n M n M n??? ? ? ??? （ ） 右側(cè)： 14 14 13P M n? 將 (25)、 (218)代入 ，得 ： ? ? 221 4 8 8 4 4 8 4 4 81111 ()2 2 1 1aaP M n M n M n M n??? ? ? ??? （ ） 其中， M8n8為變速器輸出功率， M4n4為轉(zhuǎn)向馬達輸出功率，其余兩項為耦合項。 （ ） 地面對履帶的轉(zhuǎn)向阻力矩 oiM （繞履帶接地面中心 iO ）為 xiixiioi dFDxdFAyM )()(39。 ——側(cè)面推土產(chǎn)生的測向力。39。12 2m a x ?G f dia aM A ?? （ ） 1222m a x 2)2(2 1 ?dBMGfiaaM B ??? （ ） 其中： 39。mm 518 ??? iMM A Nmm 51815 108 6 4 ???? MM N 小齒輪與大齒輪的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)分別為 811 ????????? haLnN 8812 ????? ?NN 由參考文獻 [1]查得壽命系數(shù) ?NZ ?NZ 取安全系數(shù) ?HS （高可 靠性） 71 ][ 1l i m11 ???? HHNH SZ ?? MPa ][ 2l22 ???? H imHNH SZ ??MPa 故取 ][][ 2 ?? HH ?? MPa 初算小齒輪的分度圓直徑 td1 得 32211 ][)(4 ?????????? H HERR tt ZZu TKd ??? = 3 225 1 0 8 9)( ?????? ?????? ??? ?mm 哈爾濱遠東理工學(xué)院學(xué)士學(xué)位論文 24 確定傳動尺寸 （ 1） 計算載荷系數(shù) K。 小齒輪與大齒輪的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)分別為 811 102 2 0 01014 4 06060 ????????? haLnN 7112 ???? NNN ? 由參考文獻 [1]查 得壽命系數(shù) ?NZ ?NZ 取安全系數(shù) ?HS （高可靠性） 14 ][ 1l i m11 ???? HHNH SZ ?? MPa ][ 2l22 ???? H imHNH SZ ??MPa 故取 1 1 3][][ 2 ?? HH ?? MPa 初算小齒輪的分度圓直徑 td1 得 32211 ][)(4 ?????????? H HERR tt ZZu TKd ??? = 3 225 1 1 3 8 9)( 109 5 。 221 ????? udR mm （ 7） 齒寬。mm 61413 105 6 5 8 ???? MM Nmm 552166 ??????? aMM N 4OGLM ?? （ ? 取 ） （ ） 本章小結(jié) 本章通過對動力差速式轉(zhuǎn)向機構(gòu)履帶理論轉(zhuǎn)向阻力矩的分析，了解了履帶與路面摩擦引起的力及履帶側(cè)面推土產(chǎn)生 的力，明確了該機構(gòu)工作時的履帶理論轉(zhuǎn)向阻力矩。 回轉(zhuǎn)阻力矩橫向偏心距 圖 轉(zhuǎn)向阻力矩的偏心距 由理論和實驗，我們可以得知履帶最大的轉(zhuǎn)向阻力矩應(yīng)該發(fā)生在履帶繞一側(cè)履帶中心位置轉(zhuǎn)向時。39。 履帶兩側(cè)任一單位長度上的推土阻力 R 可從力的平衡式中得到 ??????????????????0)c o s (2c o ss i n0)s i n (c o sc o s2 ???????????NZCZRZNZCRYs （ ） 式中： s? ——土壤容重。 原地轉(zhuǎn)向時，將 M8=0,M1=? M14 代入公式 ()、 ()、 ()、 ()，可得： 21 4 82 1112 2 1M aP P M na ?? ? ? ? （ ） 21 4 4 82 1112 2 1M aP P M na ?? ? ? ? （ ） 0TP? （ ） 1 14MP P P?? （ ） 本章小結(jié) 本章通過對動力差速式轉(zhuǎn)向機構(gòu)的組成和工作原理的介紹，了解差速式轉(zhuǎn)向機構(gòu)的構(gòu)成及采用的主要原件，明確三個行星排之間所起到的相互作用。 根據(jù)變速箱輸出軸的轉(zhuǎn)速大小和旋轉(zhuǎn)方向的不同。 由公式 ()、 ()得 ? ?2 1 2/ 1 0Aa i M a?? 若 ? ? ,01/ 212 ?? aMia A 則 ,141 MM ? 反之，則 141 MM ? 。左、右兩側(cè)輸出轉(zhuǎn)矩數(shù)值相等 ，方向相反，機械繞自身中心原地轉(zhuǎn)向。勢必影響到轉(zhuǎn)向機構(gòu)輸出轉(zhuǎn)矩的改變，使得 M1? M14，左、右輸出轉(zhuǎn)矩不等。 這里著眼于討論兩輸入轉(zhuǎn)矩 MA , MB 對于左、右兩輸入端轉(zhuǎn)矩的分配情況，附帶給出行星排 Ⅲ齒圈與殼體固定連接處的轉(zhuǎn)矩。此時從轉(zhuǎn)向液壓馬達輸入的大錐齒輪至左、右端輸出軸的速比為 121141211 1,1 a aaia aai BB ??????? （ ） 當(dāng)變速箱及 轉(zhuǎn)向液壓馬達同時向差速轉(zhuǎn)向機構(gòu)輸入動力時，此時 nA? 0, nB 0? ，根據(jù)前面對 Ⅰ 、 Ⅱ 、 Ⅲ 行星排參數(shù)的限定， a 1=a 3=a 21，將其代入公式 ()、公式 ()，則有 ? ? ? ?21121421121 11,11 aa nananaa nanan BABA ?? ????? ??? （ ） 若設(shè)轉(zhuǎn)向液壓馬達輸入的大錐齒輪逆時針轉(zhuǎn)動時，此時的 n8為正，則有 n1? n14，機械向右轉(zhuǎn)向；反之，大錐齒輪順時針轉(zhuǎn)動時，此時的 n8為負，則有 n1? n14，機械向左轉(zhuǎn)向。此時左、右端輸出軸轉(zhuǎn)矩和轉(zhuǎn)速相等，但旋轉(zhuǎn)方向相反，機械繞其自身中心回轉(zhuǎn) (原地轉(zhuǎn)向 )。 16行星排Ⅲ行星排Ⅱ8行星架7行星齒輪A變速箱輸入1左端輸出軸3行星齒輪18太陽輪太陽輪154齒圈17錐齒輪副B轉(zhuǎn)向液壓馬達輸入行星排Ⅰ5大錐齒輪10軸 11齒圈12行星齒輪 13行星架14右端輸出軸9錐齒輪副6齒圈2行星架 圖 21 差速式轉(zhuǎn)向機構(gòu)示意圖 差速式轉(zhuǎn)向機構(gòu)有兩路功率輸入，一路來自變速箱 (包括速度和方向 )，另一路來自轉(zhuǎn)向液壓馬達 (含左轉(zhuǎn)和右轉(zhuǎn) )。即提高了液壓傳動裝置效率，又優(yōu)化了機械的轉(zhuǎn)向性能。此種轉(zhuǎn)向機構(gòu)由三個行星排與變速箱動力輸出連接的錐齒輪副及轉(zhuǎn)向液壓馬達動力輸出軸連接的圓錐齒輪副組成，其中與變速箱動力輸出軸連接的大錐齒輪與行星排 Ⅱ 的行星架連接為一體，而與轉(zhuǎn)向液壓馬達動力輸出端連接的大錐齒輪與行星排Ⅰ 的齒輪的齒圈連接為一體，行星排 B 齒圈與行星排 Ⅰ 的行星架及左端輸出連接為一體順向轉(zhuǎn)向；行星排 Ⅲ 的行星架與右端輸出軸連接為 一體逆向轉(zhuǎn)動，行星排 Ⅲ 的齒圈固定在轉(zhuǎn)動機構(gòu)的殼體上，且三個行星排的太陽輪安裝在共用軸上。它代表著履帶車輛轉(zhuǎn)向機構(gòu)的發(fā)展方向。利用功率不大的液壓元件實現(xiàn)大半徑轉(zhuǎn)向的連續(xù)無級變化；利用機械轉(zhuǎn)向機構(gòu)實現(xiàn)有級的小半徑轉(zhuǎn)向。 履帶車輛的轉(zhuǎn)向機構(gòu)發(fā)展趨勢 純液壓無級轉(zhuǎn)向機構(gòu) 要實現(xiàn)履帶車輛轉(zhuǎn)向半徑可控且連續(xù)無級變化的轉(zhuǎn)向性能，采用容積式液壓泵和液壓馬達等無級變速元件是較現(xiàn)實可行的方法。 機械液壓式雙功率流轉(zhuǎn)向機構(gòu) 機械式轉(zhuǎn)向機構(gòu)的轉(zhuǎn)向性能容易受到駕駛員的駕駛技術(shù)、體力條件和離合器、制哈爾濱遠東理工學(xué)院學(xué)士學(xué)位論文 4 動器磨損的影響，并且容易給駕駛員帶來疲勞。但由于其結(jié)構(gòu)復(fù)雜，僅在大功率的工業(yè)拖拉機、推土機及其它重型車輛上應(yīng)用。 圖 11 轉(zhuǎn)向離合器轉(zhuǎn)向機構(gòu) 單差速器轉(zhuǎn)向機構(gòu)可使車輛幾何中心位置的速度在轉(zhuǎn)向過程中仍保持原直線行駛速度，但當(dāng)一側(cè)完全制動時，轉(zhuǎn)向半徑過小，而另一側(cè)履帶速度過高、轉(zhuǎn)向角速度過大，因此所需 轉(zhuǎn)向功率很大，會超出一般發(fā)動機的功率限制，駕駛員若持續(xù)轉(zhuǎn)向，稍有不慎就會使發(fā)動機熄火，因而只能靠滑磨，用較大的半徑轉(zhuǎn)向，或極不穩(wěn)定地以小半徑繼續(xù)轉(zhuǎn)向。目前國內(nèi)主要采用單功率轉(zhuǎn)向機構(gòu)，而國外多采用雙功率轉(zhuǎn)向機構(gòu)。要實現(xiàn)履 帶式拖拉機轉(zhuǎn)向半徑可控且連續(xù)無級變化的轉(zhuǎn)向性能 ,采用容積式液壓泵和液壓馬達無級變速元件是較現(xiàn)實可行的方法。 50 致謝 39 鍵的設(shè)計 20 各傳動比的選擇 16 履帶側(cè)面推土產(chǎn)生的力 14 本章小結(jié) 9 轉(zhuǎn)速分析 2 雙功率流轉(zhuǎn)向機構(gòu) 1 履帶車輛轉(zhuǎn)向機構(gòu)的選題背景目的及意義 Ⅱ 第 1 章 緒 論 因此對性能優(yōu)良的轉(zhuǎn)向機構(gòu)的研究一直是車輛工程領(lǐng)域的重要研究課題。Harbin哈爾濱遠東理工學(xué)院學(xué)士學(xué)位論文 I 摘 要 履帶車輛的轉(zhuǎn)向機構(gòu)是重要的總成之一，其性能的優(yōu)劣直接影響著車輛的轉(zhuǎn)向機動性和生產(chǎn)效率。 關(guān)鍵詞 ：差速式轉(zhuǎn)向機構(gòu)；轉(zhuǎn)向離合器；轉(zhuǎn)向半徑；履帶車輛；轉(zhuǎn)向控制器 哈爾濱遠東理工學(xué)院學(xué)士學(xué)位論文 II AB