【正文】 嚙合套所傳遞的扭矩。如不允許則分度圓直徑應(yīng)放大些.齒面工作寬度可以初選為2~。M嚙合套所需傳遞的扭矩()可由上式初步確定Z和m?？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。傳動(dòng)后相互叉開。掛檔后。將與軸固定連接的嚙合齒環(huán)切成三段。軸的彎曲變形就會(huì)產(chǎn)生軸向力。則采用外嚙合.進(jìn)行嚙合套結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)時(shí)。它比外嚙合少一個(gè)零件。 =⑥ 計(jì)算齒輪的幾何尺寸 齒頂高 =(+)m =(1+) 3 = (+)m =(1+) 3 = 齒根高 =(+)m =(1+) 3 = =(+)m =(1+) 3 =節(jié)圓直徑 = = mm = = mm 齒頂圓直徑 =+2 = =+2 =第四章 變速箱其他部件設(shè)計(jì) 嚙合套設(shè)計(jì) 常用的嚙合套有內(nèi)、外嚙合兩種。由于嚙合角的增大和實(shí)際嚙合線減短。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。其中心距大于標(biāo)準(zhǔn)中心距。再通過(guò)齒輪的變位來(lái)達(dá)到滿足中心距的要求.重新確定小齒輪齒數(shù)為:。來(lái)滿足兩軸的中心距.解決方法:先在傳動(dòng)比不變的條件下改變齒數(shù)。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。又滿足了齒根彎曲疲勞強(qiáng)度。取m=3。僅與齒輪直徑(即模數(shù)與齒數(shù)的乘積)有關(guān)。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。大齒輪的數(shù)值大.b 設(shè)計(jì)計(jì)算 對(duì)比計(jì)算結(jié)果。 = =。=.③ 計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)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。 由參考文獻(xiàn)[3]第190頁(yè)，表102 取使用系數(shù)=。代入中較小的數(shù)值 = = mm② 計(jì)算圓周速度 ③ 計(jì)算齒寬bb== mm④ 計(jì)算齒寬與齒高之比 模數(shù): =/= mm 齒高: h=== mm =⑤ 計(jì)算載荷系數(shù) 根據(jù)= m/s。 =⑧ 計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1%。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)。所傳遞的扭矩 = ③ 由參考文獻(xiàn)[3]第201頁(yè)，表10－7 兩支撐相對(duì)小齒輪作不對(duì)稱布置，故?。舰?由參考文獻(xiàn)[3]第198頁(yè)，表10－6 彈性影響系數(shù)取 = MPa⑤ 由參考文獻(xiàn)[3]第207頁(yè)，表10－21d 調(diào)質(zhì)處理鋼的。 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 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。兩者材料硬度相差40HBS。因其傳動(dòng)速度不高,故齒面嚙合選用7級(jí)精度（GB10095－88）。 幾何尺寸計(jì)算① 分度圓直徑=m=110 mm=m=510 mm② 計(jì)算中心距 =(+)/2=310 mm③ 計(jì)算齒輪寬度==110 mm 取 =110 mm。并做到結(jié)構(gòu)緊湊。大齒輪齒數(shù) == 圓整取102這樣設(shè)計(jì)出來(lái)的齒輪傳動(dòng)即滿足了齒面接觸疲勞強(qiáng)度。按接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的分度圓直徑計(jì)算?？捎蓮澢趶?qiáng)度計(jì)算的模數(shù)m=。而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力。由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)m。 = =。 大齒輪得彎曲疲勞強(qiáng)度極限=550 MPa.② 由參考文獻(xiàn)[3]第202頁(yè)，圖1018 彎曲疲勞壽命系數(shù) 查得 =。齒輪所傳遞的扭矩；彎曲疲勞強(qiáng)度極限。有=. (38) = = mm⑦ 計(jì)算模數(shù) = (39) = = 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: ≥ (310)式中 載荷系數(shù) 齒寬系數(shù)； 齒輪齒數(shù)； 齒形系數(shù)。 ==。[3]第192頁(yè)，圖108 動(dòng)載系數(shù)值 得動(dòng)載系數(shù)=。 =⑧ 計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1%。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)。 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。因其傳動(dòng)速度不高，故齒面嚙合選用7級(jí)精度（GB10095－88）. 材料選擇由參考文獻(xiàn)[3]第189頁(yè)，表101，選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)后表面淬火），硬度為50HRC，大齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS。因此兩對(duì)齒輪的中心距離要相等。本設(shè)計(jì)采用機(jī)械式換檔，即人力通過(guò)操縱機(jī)構(gòu)撥動(dòng)嚙合套進(jìn)行換檔?？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。在發(fā)動(dòng)機(jī)旋轉(zhuǎn)方向不變的前提下，使車輛能前進(jìn)和倒退行駛。如起步、加速、上坡等，同時(shí)使發(fā)動(dòng)機(jī)在有利的工況下作業(yè)。變速箱傳動(dòng)比: 變速箱輸出軸扭矩: 變速箱及驅(qū)動(dòng)橋效率: 第三章 變速箱設(shè)計(jì)的變速箱要能保證一下要求:(1) 改變傳動(dòng)比。流量: 200 L/min.公路行駛時(shí)的主要參數(shù):速度: 31 Km/h。油馬達(dá)主要參數(shù):排量: 。牽引力: 66 KN輪胎規(guī)格: 。所以驅(qū)動(dòng)橋總減速比可取.變速箱: 第一檔 第二檔 實(shí)際速度及牽引力越野檔速度: == Km/h牽引力為: == 66 KN變速箱輸出軸扭矩: 公路檔速度: == 31 Km/h牽引力為: == KN變速箱輸出軸扭矩: 列出挖掘機(jī)行走裝置諸參數(shù): 行走裝置型式: 輪胎式。 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。其總傳動(dòng)比為: (27)式中 油馬達(dá)最大轉(zhuǎn)速(r/min)。軸與變速箱總效率。 油馬達(dá)啟動(dòng)扭矩()。 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)。額定壓力21MPa.Q=200L/min。 根據(jù)樣機(jī)數(shù)據(jù)并參考機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)。 選擇液壓馬達(dá)類型、行走速度及傳動(dòng)比(1) 確定油馬達(dá)的參數(shù)此挖掘機(jī)采用定量系統(tǒng)，故液壓馬達(dá)選用雙速定量低速大扭矩（軸向柱塞液壓馬達(dá)），采用雙速的原因是因?yàn)殡p速液壓馬達(dá)有利于調(diào)節(jié)牽引力和行走速度。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。最高行駛速度31Km/h，設(shè)計(jì)取全橋驅(qū)動(dòng)。第二章 傳動(dòng)系的設(shè)計(jì)根據(jù)設(shè)計(jì)任務(wù)書要求，機(jī)重為11噸；；輪胎動(dòng)力半徑r=。工作時(shí)同樣有較好的側(cè)向穩(wěn)定性。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)。對(duì)轉(zhuǎn)臺(tái)中心設(shè)于車架中部者最合適，前后作業(yè)都一樣。此時(shí)輪胎車軸減速，甚至離地不受力。但支腿位置需要人工輔助調(diào)整，費(fèi)時(shí)不便是其缺點(diǎn)。液壓缸輸入壓力油后，活塞桿外伸，支腿即支撐于地面。工作時(shí)先將支腿拉出，隨需要而確定其位置。支腿通過(guò)垂直銷軸鉸接在支架上，液壓缸隨支腿可任意調(diào)整位置。其缺點(diǎn)是側(cè)向穩(wěn)定性差。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。 橫向伸縮支腿B 縱向伸縮支腿 縱向伸縮支腿這種支腿通常都裝在車架的中部?jī)蓚?cè)，呈縱向布置。雙液壓缸雙支腿由于結(jié)構(gòu)的不同又可分為橫向伸縮支腿、縱向支腿和活動(dòng)支腿三種類型。在不平路面上工作時(shí)，每個(gè)支腿可以調(diào)整，支撐效果好。 (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)。反之如油進(jìn)入液壓缸小腔，支腿提起縮回。液壓缸布置于箱形橫梁中缸體端與一支腿鉸接，活塞桿端與另一支腿鉸接。雙支腿按液壓缸結(jié)構(gòu)的不同，可分為單液壓缸式和雙液壓缸式兩種。 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。有橫向收縮的，也有縱向收縮的液壓支腿的形式。對(duì)液壓挖掘機(jī)的要求是操縱簡(jiǎn)便、動(dòng)作迅速，液壓回路中應(yīng)有閉鎖裝置防止受力后液壓缸回縮。提高了側(cè)向穩(wěn)定性。輪胎式底盤考慮到公路運(yùn)輸。為了使挖掘機(jī)獲得穩(wěn)定的工作，并使輪胎減速，通常都在車架兩側(cè)裝置液壓支腿。 支腿的布置與構(gòu)造輪胎式挖掘機(jī)在作業(yè)時(shí)由于挖掘反力使輪胎車軸等行走裝置受力很大，不但會(huì)影響機(jī)械強(qiáng)度而且輪胎的變形會(huì)使工作不穩(wěn)定。輪輞的選用重要是根據(jù)車輛類型選定橫斷面的形式。采用全輪驅(qū)動(dòng)，使整車具有良好的越野性能。14)27101073280參考Liebherr公司的A9