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正文內(nèi)容

履帶推土機(jī)傳動系統(tǒng)設(shè)計畢業(yè)論文(編輯修改稿)

2024-07-17 05:25 本頁面
 

【文章內(nèi)容簡介】 面就是各前進(jìn)擋的傳動比要比對應(yīng)的倒退擋的傳動比大。根據(jù)對推土機(jī)變速箱的統(tǒng)計,換向機(jī)構(gòu)中的等于1左右,/。在變速機(jī)構(gòu)中,當(dāng)=,1擋齒輪副需要實現(xiàn)的傳動比為: ;取1,4擋齒輪副實現(xiàn)的傳動比為:。(2) 分析變速箱中分度圓最大、最小的齒輪:1) 在換向機(jī)構(gòu)中,倒退擋常嚙合齒輪實現(xiàn)的傳動比為1,說明主、被動齒輪的分度圓直徑比較接近;,說明主、被動齒輪的分度圓直徑相差不大,故換向機(jī)構(gòu)中不存在最大、最小的齒輪問題。2) 在變速機(jī)構(gòu)中,;,故分度圓最大、最小的齒輪出現(xiàn)在換向機(jī)構(gòu)的1擋和4擋的齒輪副中。 ,假設(shè):1  1擋和4擋齒輪副中的齒輪模數(shù)相等;2  1擋齒輪副中的主動小齒輪與4擋齒輪副中的被動小齒輪分度圓直徑相同;3  1擋齒輪副中的被動大齒輪與4擋齒輪副中的主動大齒輪分度圓直徑相同。 根據(jù)以上假設(shè),可以得到結(jié)構(gòu)緊湊的變速箱。1擋和4擋齒輪副實現(xiàn)的傳動比應(yīng)滿足以下條件:把代如上式得: 所以,各齒輪副實現(xiàn)的傳動比為:;;;; ;。(3) 確定斜齒輪齒數(shù)對于斜齒輪,其齒輪副總齒數(shù)計算式為:; (35) 齒輪副中主動輪齒數(shù)計算式為: (36)被動輪齒數(shù)計算式為: ; (37)實現(xiàn)的兩對齒輪齒數(shù)根據(jù)已知中心距試湊。根據(jù)以上原理計算各齒輪副中各齒輪的齒數(shù)如下:; ; ; ; ; 對于第5擋,根據(jù)傳動比試取,則: 由(4) 修正中心距由 (38)代入上文所計算得的齒數(shù),最終得輸入軸與輸出軸之間的中心距=184mm,中間軸與輸出軸之間的中心距=190mm。 (5) 斜齒輪旋向確定由于變速箱中采用的是常嚙合的斜齒輪,有螺旋角,會產(chǎn)生一定的軸向力,為了盡可能減小軸所承受的壓力,可以使輪與輪之間產(chǎn)生的軸向力相互抵消一部分。如果同一軸上既有齒輪輸入動力又有齒輪輸出動力時,同時工作的兩個輪齒的傾斜方向應(yīng)相同,這樣才能抵消一部分軸向力。: 斜齒輪旋向布置根據(jù)以上原則,、: 換向齒輪齒數(shù)及旋向換向齒輪Z1Z5Z4Z11Z12Z2齒數(shù)253126323331旋向左右右左左右 換擋齒輪齒數(shù)及旋向擋位數(shù)12345齒輪Z16Z10Z15Z9Z14Z8Z13Z6Z3Z7齒數(shù)21372731312736223521旋向左右右左右左左右左右 變速箱軸結(jié)構(gòu)設(shè)計 計算各軸的轉(zhuǎn)矩發(fā)動機(jī)最大扭矩854Nm。 發(fā)動機(jī)軸: =,=1850 r/min,=854 Nm 輸入軸Ⅰ: === kW r/min Nm 中間軸Ⅱ: === r/min Nm 輸出軸Ⅲ: 對于1~4擋: === 對于第5擋: === 一擋: r/min Nm 二擋: r/min Nm 三擋: r/min Nm 四擋: r/min Nm 五擋: r/min Nm由于對應(yīng)的倒擋比前進(jìn)擋小,因此此處就不用計算倒擋的轉(zhuǎn)矩了。 輸入軸結(jié)構(gòu)設(shè)計軸傳遞的扭矩 Nm選取軸的材料以及熱處理方式輸入軸采用40Cr,經(jīng)過調(diào)質(zhì)處理,由文獻(xiàn)[15]查得:抗拉強(qiáng)度:MPa 扭轉(zhuǎn)疲勞極限:MPa屈服點:MPa 彎曲疲勞極限:MPa軸的許用彎曲應(yīng)力:MPa MPa初步確定軸的最小直徑一般在設(shè)計軸時,先要確定軸的最小直徑,才能進(jìn)行后續(xù)的設(shè)計。此處,按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度計算,依據(jù)公式: (39)式中:——軸徑;——許用扭轉(zhuǎn)剪應(yīng)力,MPa;——軸傳遞的功率,kW;——軸的轉(zhuǎn)速,r/min;——由扭轉(zhuǎn)剪應(yīng)力確定的系數(shù)。軸的材料選取是決定軸承載能力的的重要因素,本設(shè)計中采用40Cr,調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)所選軸材料,查表得,此處選取100。因此,可以根據(jù)式(39)確定變速箱輸入軸的最小直徑范圍: mm 輸入軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計對于輸入軸的設(shè)計,第一是要明確該軸上的裝配關(guān)系,確定裝配方案。軸上主要的零件由離合器、萬向節(jié)盤、軸承壓蓋(左)、軸承(左)、齒輪、同步器、軸承(右)向左端裝配。由以上分析可得,輸入軸的設(shè)計需要根據(jù)軸向定位的要求,來確定軸的各段直徑和長度。 (1) 安裝萬向接盤、軸承透蓋、軸段A:d1=43mm l1=30mm。該段參數(shù)的確定主要是有所設(shè)計的軸承透蓋直徑及其萬向接盤的尺寸確定的。(2) 左端軸承段B:d2=50mm l2=109mm。這段軸徑由雙列調(diào)心滾子軸承的內(nèi)圈孔徑?jīng)Q定。由于選用的滾子軸承是2000C/W型,其尺寸是dDB=5011040,故d2=50mm,至于l2確定,出了根據(jù)軸承的寬度之外,需要根據(jù)后期的關(guān)系來確定。(3) 齒輪段C:此段由于要安裝三個斜齒輪及其嚙合套,因此采用花鍵軸形式,由于選擇矩形花鍵中系列NxdxDxB=8566510,長度l3=526mm。(4) 右端滾柱軸承D段:d4=45mm l4=321mm。該段軸徑由所選滾柱軸承的內(nèi)徑確定,因選用的滾柱軸承是N209E,dDB=509020,故d4=50mm,l4確定依賴于整體的尺寸。關(guān)于軸上零件的周向固定,齒輪采用花鍵固定,嚙合套套轂與花鍵軸花鍵聯(lián)接,嚙合套外圈與其轂通過花鍵套聯(lián)接,同時為了保證滾動軸承與軸配合有良好對中性,滾動軸承與軸采用過渡配合H6/n6。軸肩處的圓角半徑R=1mm,軸端倒角1。(5) 繪制輸入軸的結(jié)構(gòu)簡圖 根據(jù)以上的計算,: 輸入軸 中間軸結(jié)構(gòu)設(shè)計由于本設(shè)計中有多個擋位,但在設(shè)計時不用考慮所有擋,可以只需考慮要求最高的一擋就行,因此在接下來的設(shè)計中,均已要求最高的前進(jìn)第一擋作為首要滿足條件。計算軸的扭矩Nm選取軸的材料以及熱處理方式經(jīng)過計算發(fā)現(xiàn)軸所受到的力均較大,因此選材時盡量選能滿足的。在設(shè)計之前先使用性能較好地40Cr,經(jīng)過調(diào)質(zhì)處理,由文獻(xiàn)[15]查得:抗拉強(qiáng)度:MPa 扭轉(zhuǎn)疲勞極限:MPa屈服點:MPa 彎曲疲勞極限:MPa軸的許用彎曲應(yīng)力:MPa MPa初步確定軸的最小直徑依據(jù)扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度確定:,查表得,所以中間軸最小直徑范圍為: mm 中間軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計對于中間軸的設(shè)計,第一同樣是要明確該軸上的裝配關(guān)系,確定裝配方案。軸上主要的零件由調(diào)心滾子軸承、前進(jìn)倒退主動齒輪1擋變速主動齒輪及其其間的嚙合套(右)向左端裝配。由于中間軸上的齒輪均需要與軸形成空套,只有在該擋工作時,才會與軸連接,所以本設(shè)計中間軸采用花鍵軸形式。由于選擇矩形花鍵中系列NxdxDxB=8566510,長度L2=830mm。左端部分選用軸承同輸入軸,因此d1=50mm,L1=80mm;右端部分選用N210E型號軸承,dxDxB=509020,故d3=50mm,L3=50mm。關(guān)于軸上零件的周向固定,齒輪采用花鍵固定,嚙合套套轂與花鍵軸花鍵聯(lián)接,嚙合套外圈與其轂通過兩個180176?;I聯(lián)接,同時為了保證滾動軸承與軸配合有良好對中性,滾動軸承與軸采用過渡配合H6/n6。軸肩處的圓角半徑R=1mm,軸端倒角1。繪制中間軸的結(jié)構(gòu)簡圖根據(jù)以上的計算,: 中間軸 輸出軸結(jié)構(gòu)設(shè)計計算軸的扭矩計算產(chǎn)生扭矩最大的擋,即一擋:所以軸傳遞的扭矩最大為: Nm軸結(jié)構(gòu)確定 輸出軸上主要布置前進(jìn)擋換向齒輪,這是一個雙聯(lián)齒輪,通過軸承與軸連接,與軸存在相對圓周運(yùn)動,因此其對該軸的受力影響不大;又因軸上的受力與中間軸基本相同,故其應(yīng)力也相差不大,只是其扭矩相對大一些,所以關(guān)于此軸,材料選取同中間軸,只是軸徑需要作相應(yīng)的改動,再根據(jù)其上齒輪與中間軸和輸入軸上的齒輪之間的關(guān)系,: 輸出軸 同步器結(jié)構(gòu)設(shè)計 在本設(shè)計中,變速器要實現(xiàn)5個前進(jìn)擋,4個倒退擋,主要通過四個換擋裝置來執(zhí)行,由于結(jié)構(gòu)空間尺寸限制、所要同步的齒輪尺寸限制及其軸向尺寸的限制,同步器的尺寸會有所不同,但是原理都是一樣的。我就以設(shè)計一二擋之間即Z15與Z16之間的換擋裝置的同步器為例子進(jìn)行設(shè)計。 同步器是改善推土機(jī)變速器換擋性能的重要部件,能有效實現(xiàn)輕便換擋、避免沖擊、消除噪聲、延長齒輪壽命,且便于實現(xiàn)多個前進(jìn)擋和多個倒退擋,提高了推土機(jī)機(jī)的動力性和經(jīng)濟(jì)性。常見的同步器類型有常壓式、慣性式和慣性增力式三種[17]。常壓式同步器的同步性能不夠穩(wěn)定,已經(jīng)很少使用,目前得到廣泛使用的是慣性式同步器。慣性式同步器又分為鎖銷式、滑塊式、鎖環(huán)式、多片式和多錐式等幾種。其中鎖銷式慣性同步器,由于其摩擦錐面徑向尺寸大、轉(zhuǎn)矩容量大、結(jié)構(gòu)尺寸易于調(diào)整的特點,能夠適應(yīng)大扭矩等復(fù)雜的推土機(jī)作業(yè)工況,能夠滿足推土機(jī)換擋使用要求。 鎖銷式同步器工作過程分析鎖銷式同步器有外錐與內(nèi)錐之分,這里設(shè)計外錐式,:換擋時,在撥叉軸向推力作用下,推動摩擦錐環(huán)的外錐面壓向與被同步齒輪嚙合的摩擦錐盤的內(nèi)錐面,具有轉(zhuǎn)速差的兩錐面一經(jīng)接觸便產(chǎn)生促使其迅速同步的摩擦力矩,而鎖銷倒角與銷孔端部的倒角相互抵觸( 所示),阻止接合套繼續(xù)前移,倒角斜面上法向壓緊力N 可分解為軸向力F1 和徑向力F2 ,軸向力F 1產(chǎn)生慣性力矩,徑向力F2 產(chǎn)生拔環(huán)力矩。只有當(dāng)輸入端和輸出端轉(zhuǎn)速相同時,起鎖止作用的摩擦力矩和慣性力矩才會消失為零,鎖銷才能轉(zhuǎn)過一個角度與銷孔對中,于是接合套順利移動與被同步齒輪的齒圈接合,實現(xiàn)換擋。 同步器主要參數(shù)確定同步環(huán)錐面角的確定在同步階段中摩擦力矩隨著同步環(huán)錐面角的減小而增大, 為了增大同步器的容量, 錐面角應(yīng)盡量取小值。但是它的極限值又受錐面角自鎖條件的限制, 為了避免錐面角發(fā)生自鎖,的選取要滿足 (310)式中 為摩擦系數(shù) 。同步環(huán)材料選取銅合金,=,所以≥ ~176。此處取8176。,=。同步環(huán)錐面螺紋和油槽的設(shè)計為了破壞被同步齒輪內(nèi)錐面上的油膜, 增大同步環(huán)與摩擦錐盤之間的摩擦力矩, 并在螺紋垂直方向開設(shè)排油槽, 油槽的大小及數(shù)量應(yīng)根據(jù)同步環(huán)錐面直徑來確定。一般油槽寬為2mm~4mm,此處選取3mm, 數(shù)量30 ~40個,取40。同步環(huán)螺紋齒頂寬對摩擦系數(shù)的影響較大, 在設(shè)計時, 一般螺紋齒頂寬為0. 15mm~0. 2mm,, 螺紋牙形角為50176。,螺距為0. 65mm~0. 9mm。1二擋主動齒輪;2雙金屬滑動軸承;3摩擦錐盤;4摩擦錐環(huán);5定位銷;6接合套;7一擋主動齒輪;8軸;9鎖銷;10嚙合套轂;11定位鋼球;12彈簧 鎖銷同步器結(jié)構(gòu)3接合套;2鎖銷; 鎖銷運(yùn)作段同步環(huán)錐面直徑和寬度的確定在中間軸結(jié)構(gòu)允許的情況下, 為了增大錐面間的摩擦力矩, 縮短同步時間, 同步環(huán)錐面直徑應(yīng)盡量取大值。同步環(huán)錐面寬B 與摩擦錐面的發(fā)熱有關(guān), 一般取B= R鎖/ 10~R鎖/ 14 ( R鎖為撥環(huán)半徑)B=9~,此處試取da15=189mm,da16=149mm,與輸出軸距36mm,故先試取同步環(huán)錐面直徑為210mm(平均直徑)。同步環(huán)的材料同步環(huán)的材料,我主要采用銅合金, 通過精鍛成型后對其進(jìn)行機(jī)加工。 其強(qiáng)度高, 耐磨性好。銅合金應(yīng)控制其化學(xué)成分,其抗拉強(qiáng)度大于600N/mm2, 屈服強(qiáng)度大于210N/mm2, 硬度為HB150~HB200。同步器鎖止角的確定
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