【正文】 使改變后的中心距與實際要求的相差較小。 此時的中心距為==309采用角度變位齒輪傳動中的正傳動。嚙合角大于分度圓壓力角。并且兩輪均采用正變位。故使重合度減少較多.a. 變位齒輪傳動的設(shè)計已知 、m、① 確定嚙合角=arccos () = arccos () ② 確定變位系數(shù)和+= (+)(+)/(2) =③ 確定中心距變動系數(shù)===④ 確定齒頂高降低系數(shù)=(+) ==⑤ 分配變位系數(shù)(盡量平均分配)=。內(nèi)嚙合結(jié)構(gòu)簡單緊湊。但當齒輪徑向尺寸小而不允許制成內(nèi)齒時。嚙合套齒的端面應倒圓.嚙合套的齒因經(jīng)常換檔。來防止自動脫檔.在挖掘機的變速箱中廣泛采用的是。~。有一邊齒環(huán)位于嚙合套的環(huán)槽中。形成檔肩。變速箱所有嚙合套都采用同一模數(shù).嚙合套齒的模數(shù)可根據(jù)如下公式選定: (41)式中 Z嚙合套齒數(shù)。校核齒圈的尺寸在結(jié)構(gòu)上是否允許。按漸開線花鍵的標準計算.具體計算如下:初選齒數(shù)為21，模數(shù)為:= mm取模數(shù)為4 mm.按漸開線花鍵設(shè)計。載荷分配不均勻系數(shù)。花鍵齒數(shù)。齒的工作長度 mm花鍵平均直徑 mm材料許用應力。為4mm。 為80mm.代入計算得:滿足材料許用應力. 軸和軸承設(shè)計 初選軸徑 由參考文獻[3]第362頁，公式(152)可初步估算出軸得直徑即 式中 軸所受得扭矩 KW。=(查參考文獻[3]第362頁，表15—3取126)代入各數(shù)據(jù)得:所以輸入軸得最小直徑取40毫米。往往采用圓錐滾子軸承。當要求承載能力大時。這種軸承耐沖擊能力好。允許內(nèi)外圈軸線有較大的現(xiàn)對偏斜。適宜用于高速。代入輸出軸的扭矩。兩端用65毫米的圓錐滾子軸承支撐。由參考文獻[4]第107頁，表1128。公稱直徑=128.由參考文獻[3] 第103頁，公式(61) 校核普通平鍵聯(lián)接的強度.式中 傳遞的轉(zhuǎn)矩，N. m；鍵與輪轂鍵槽的接觸高度。平頭平鍵，這里為鍵的公稱長度，單位為mm。單位為mm鍵、軸、輪轂三者中最弱材料的許用擠壓應力。 取為100 MPa.代入數(shù)值得:= MPa故，此鍵滿足工作要求.連軸器:由軸徑和轉(zhuǎn)矩并查參考文獻[4]第125頁，表132 選取YL10型.軸承: 由軸徑和轉(zhuǎn)矩并查參考文獻[4]第119頁，表126 選取6209型深溝球軸承.軸承端蓋:由軸徑和轉(zhuǎn)矩并查參考文獻[4]第132頁，表141 輸出軸根據(jù)輸出軸的軸徑選擇其鍵、軸承和連軸器. 已知輸出軸的軸徑為65 mm。選擇普通平鍵。b為鍵的寬度，單位為mm。代入數(shù)值得:= MPa≤故，此鍵滿足工作要求.連軸器:由軸徑和轉(zhuǎn)矩并查參考文獻[4]第123頁，表132 選取YLD 10型.軸承: 由軸徑和轉(zhuǎn)矩并查參考文獻[4]第119頁，表126 選取6214型深溝球軸承.軸承端蓋:由軸徑和轉(zhuǎn)矩并查參考文獻[4]第132頁，表141 潤滑和冷卻。對變速箱也起到了散熱得作用. 第五章 輪邊減速器 傳動方案的選擇由參考文獻[12]第123頁，初定輪邊減速傳動比為。太陽輪輸入行星架輸出。2半軸。4行星齒輪。6齒圈。其具體內(nèi)容包括：齒數(shù)的確定、行星輪數(shù)目的選擇、同心條件的校核、裝配條件的校核、相鄰條件的校核。太陽輪齒數(shù)不能取的太小。太陽輪齒數(shù)。負荷由更多得行星輪來負擔。因為行星輪數(shù)目增多使行星架連接部分金屬減少。使齒輪接觸情況大大惡化.綜合考慮，本設(shè)計行星輪取三個. 同心條件的校核為了使太陽輪與齒圈的旋轉(zhuǎn)中心重合，太陽論與行星輪的中心距應和齒圈與行星輪的中心距相等，即。應滿足： (51) 即齒圈和太陽輪應同為奇數(shù)或同為偶數(shù)。不能超過指定范圍。當?shù)谝粋€行星輪裝入后，行星架上與該行星輪相隔任意角度的地方，就不一定能裝入行星輪，必須滿足一定條件才能裝入。對于單行星排： (53)因此對單行星排來說，只要行星架上間隔角為的整數(shù)倍的地方行星輪就都能裝入。對單行星應滿足下式：（C為整數(shù)） (54) 將設(shè)計的齒數(shù)值代入公式得：滿足均勻分布的裝配條件。即要求滿足下式： （55）式中 A——行星輪圓心的半徑（mm）； ——相鄰兩個行星輪的夾角； ——行星輪的直徑。 配齒中希望a 各行星排齒圈齒數(shù)盡量接近，最好是取成相同。c行星輪最小齒數(shù)不小于14～17，太陽輪的最小齒數(shù)應取得更多一些。行星輪30個齒。適當?shù)倪x擇參數(shù).a 齒輪模數(shù)齒輪模數(shù)直接決定齒輪彎曲強度。則可以增加齒數(shù)。應盡量采用小模數(shù)。模數(shù)初取4 mm.經(jīng)計算:=96 mm。但輪邊減速器受徑向尺寸和軸向尺寸的限制。試驗證明。由于沿齒寬方向負荷分布不均勻性增大。取=.則: =184=36 行星傳動齒輪強度計算在強度計算中需考慮行星輪間載荷分配不均勻。這在一定程度上消除了行星輪間載荷分配的的不均勻性。行星輪個數(shù)。).接觸強度計算時取得小。產(chǎn)生塑性變形區(qū)導致行星輪間載荷均勻化.齒輪材料取。許用接觸應力為1300~1500 。計算時只要在此范圍之內(nèi)就行.驗算齒根危險斷面處的彎曲應力: (58)式中 M計算扭矩(主動齒輪所傳遞的扭矩) r主動齒輪節(jié)圓半徑 cmm模數(shù) mmb齒輪寬度?，F(xiàn)需要重新計算主傳動的減速比:==傳至太陽輪的扭矩== === 太陽輪半徑為 r = cm模數(shù)為 = 4 mm行星輪齒寬 = 35 mm齒形系數(shù) =工作狀況系數(shù) =代入以上數(shù)據(jù)。接觸線長增加。因此承載能力有所提高)；A中心距 cm；傳動比，大于1；小齒輪的有效齒寬 cm；M小齒輪的扭矩 ；工作狀況系數(shù)。計算公式中所需數(shù)據(jù):傳至太陽輪的扭矩 == === ， cm， ==，b為行星輪有效齒寬， cm。滿足要求.c. 幾點說明: 這里使用的計算方法帶有統(tǒng)計類比的性質(zhì)。而當齒輪正反旋轉(zhuǎn)時受倒雙向載荷(因為機械在前進時齒輪受力比后退時大。行星輪轉(zhuǎn)一圈。有些齒輪支撐不好(例如懸臂支撐).上述這些情況都要求我們在齒輪強度計算中加以考慮。因此只能在許用應力選取上加以考慮?？紤]這些因素按經(jīng)驗選取不同的數(shù)值. 第六章 爬坡能力的校核 行走馬達輸出扭矩計算:參考參考文獻[1]第114頁中計算過程。. G為整機重(KN). =110=66 KN有此可見整機附著力大于最大牽引力， 馬達牽引力能得到充分發(fā)揮。即:= 在工作路面行駛時。此次轉(zhuǎn)向系統(tǒng)采用機械轉(zhuǎn)向。機械轉(zhuǎn)向器和轉(zhuǎn)向傳動機構(gòu)組成.圖 7—1 機械轉(zhuǎn)向系統(tǒng)組成示意圖1轉(zhuǎn)向盤。3轉(zhuǎn)向萬向節(jié)。5轉(zhuǎn)向器。7轉(zhuǎn)向主拉桿。9左轉(zhuǎn)向節(jié)。11轉(zhuǎn)向橫拉桿。轉(zhuǎn)向器選擇目前車輛中最廣泛采用的循環(huán)球式結(jié)構(gòu). 轉(zhuǎn)向梯形結(jié)構(gòu)設(shè)計 圖 7—2 轉(zhuǎn)向梯形結(jié)構(gòu)一般取角a在70~。M取1340毫米。取四桿機構(gòu)的極限位置來計算輪胎的最大轉(zhuǎn)向角。有幾何關(guān)系可確定D的角度。代入具體數(shù)據(jù)得: = mm ＜6200 mm所以滿足最小轉(zhuǎn)彎半徑要求.第八章 花鍵的校核花鍵聯(lián)接是由內(nèi)花鍵和外花鍵組成,可用于靜聯(lián)接和動聯(lián)接。 花鍵聯(lián)接的強度計算與鍵聯(lián)接相似,首先根據(jù)鍵聯(lián)接的結(jié)構(gòu)特點、使用要求和工作條件選定花鍵類型和尺寸,然后進行必要的強度校核計算。花鍵聯(lián)接為多齒工作，承載能力高，對中性，導向性好，齒根較淺，應力集中較小，軸與軸轂強度削弱小。第九章 行走系統(tǒng)設(shè)計結(jié)果評估本次設(shè)計的行走裝置有三項基本要求:行走速度、爬坡能力和最小轉(zhuǎn)彎半徑. 行走系統(tǒng)結(jié)果評估設(shè) 計 標 準設(shè)計結(jié)果行走裝置行走速度Km/h31爬坡能力45%52%最小轉(zhuǎn)彎半徑m通過上表的比較可以看出。比樣機更靈活。而且也沒有經(jīng)驗。對設(shè)計的大方向有了一定了解。在大學生活的最后一段時期內(nèi)，能以緊張，忙碌的設(shè)計作為最后的大學快樂時光，使我對未來的工作，生活，學習充滿了期待。學會了如何將關(guān)注教材轉(zhuǎn)到開始利用圖書館藏書及一些手冊等正規(guī)設(shè)計用書。感謝邢普老師對我的畢業(yè)設(shè)計不厭其煩的細心指導。設(shè)計過程中，又經(jīng)常得到邢老師的指點。同時感謝工程機械教研室的全體老師，你們的指點使我受益匪淺。有了本次的過程，以后我會更熟練運用所學的理論知識。Chamber Excavation Blasting Technique and Analysis of the Blast Vibration Influences on the Permanent Ship Lock at Three Gorges Project GUO Monishing ZHOU Gangrene ( The Three Gorges Project Command of Hydropower Troop of Armed Yichang443133 ，China)ABSTRACT: The structures of the permanent ship lock 。 the interacting influences of blasting vibration caused by the excavation of the lock chamber and underground tunnels and shafts are also discussed and analyzed. Finally the evaluation of the excavation quality of the ship lock slopes is presented.KEYWORDS: Three gorges project。 Slope。 Blasting vibration.1 BRIEF INTRODUCTION OF THE ENGINEERING 1． Engineering scale The permanent ship lock is one of the main navigation structures of the Three Gorges Project 。 and the length of the lock chambers is 1637m. The water head between the upstream and downstream during operation is 113m。 Continuum fivestep ship lock. The dimension of the lock chamber is 280m X 34m X 5m (the depth of the sill of the ship lock gate is 5m ) . A Fleet with a capacity of l000O tons can go transportation capacity of ship lock reaches 510tons annually. It is the largest excavated gorge along the Yangtze River. The total excavation quantity of the ship lock was 42 X 10m. A total of 4319 prestress anchorage cables 。 and the lower part is a high standing slope (vertical rock wall). The maximum excavation height of the slopes is 170m and the maximum depth of the standing slopes is general depth of the standing slopes is 4550m. The excavation width of the lock chambers is 37m