11t液壓機械式輪胎挖掘機行走裝置設計畢業論文(編輯修改稿)

　

【文章內容簡介】 齒輪傳動比；彈性影響系數；齒輪所傳遞的扭矩材料許用應力。a 確定公式內的各計算數值① 試選載荷系數=② 小齒輪所傳遞的扭矩 ③ 由參考文獻[3]第201頁，表10－7 兩支撐相對小齒輪作不對稱布置，故取 ＝④ 由參考文獻[3]第198頁，表10－6 彈性影響系數，取 = MPa⑤ 由參考文獻[3]第207頁，表10－21d 調質處理合金鋼的查得 小齒輪得接觸疲勞強度極限＝1200 MPa；大齒輪的接觸疲勞強度極限＝800 MPa⑥ 計算應力循環系數=60170482006＝ h (32) =6082006 式中 轉速；同側齒廓嚙合次數；工作小時數。⑦ 由參考文獻[3]第203頁，圖1019 灰鑄鐵接觸疲勞壽命系數。查得 =。 =⑧ 計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1%。安全系數為S=1==1200=1140 MPa (33) ==800=776 MPab 計算① 計算小齒輪分度圓直徑，代入中較小的數值 = = mm② 計算圓周速度 == m/s (34)③ 計算齒寬 == mm④ 計算齒寬與齒高之比 模數: =/= mm 齒高: === mm =⑤ 計算載荷系數 根據= m/s。[3]第192頁，圖108 動載系數值 得動載系數=。 由參考文獻[3]第190頁，表102 取使用系數=，7級精度.由參考文獻[3]第193頁，表103 及 (35)= 100 查得 == 小齒輪相對支撐非對稱布置時:=+(1+)2+103b (36)102=由=。 ==。故載荷系數 (37) =2=⑥ 按實際得載荷系數校正所算得的分度圓直徑。有=. (38) = = mm⑦ 計算模數 = (39) = = 按齒根彎曲強度設計彎曲強度的設計公式為: ≥ (310)式中 載荷系數 齒寬系數； 齒輪齒數； 齒形系數。應力校正系數。齒輪所傳遞的扭矩；彎曲疲勞強度極限。a 確定公式內的各計算數值: ① 由參考文獻[3]第204頁，圖1020 齒輪的彎曲疲勞強度極限查得 小齒輪得彎曲疲勞強度極限=650 MPa。 大齒輪得彎曲疲勞強度極限=550 MPa.② 由參考文獻[3]第202頁，圖1018 彎曲疲勞壽命系數 查得 =。=.③ 計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞許用系數 S= 得 = (311)=650/= MPa ==550/= MPa ④ 計算載荷系數 (312) =2 = ⑤ 由參考文獻[3]第197頁，表105齒形系數 及應力校正系數 查得 =。 = =。 = ⑥ 計算大小齒輪的并加以比較 == (313) ==兩者比較,大齒輪的數值大.b 設計計算 = mm對比計算結果。由齒面接觸疲勞強度計算的模數m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數m。由于齒輪模數m的大小主要取決于彎曲疲勞強度所決定的承載能力。而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力。僅與齒輪直徑(即模數與齒數的乘積)有關。可由彎曲疲勞強度計算的模數m=。取m=5。按接觸疲勞強度計算的分度圓直徑計算。.小齒輪的齒數 =/m=圓整取22。大齒輪齒數 == 圓整取102這樣設計出來的齒輪傳動即滿足了齒面接觸疲勞強度。又滿足了齒根彎曲疲勞強度。并做到結構緊湊。避免浪費。 幾何尺寸計算① 分度圓直徑=m=110 mm=m=510 mm② 計算中心距 =(+)/2=310 mm③ 計算齒輪寬度==110 mm 取 =110 mm。=115 mm 高速檔齒輪設計根據設計方案,選用直齒圓柱齒輪傳動。因其傳動速度不高,故齒面嚙合選用7級精度（GB10095－88）。由參考文獻[3]第189頁，表10－1，選擇小齒輪材料為40Cr（調質），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為280HBS。兩者材料硬度相差40HBS。 齒數確定選小齒輪齒數 = 取＝24。 按齒面接觸強度設計由設計公式進行計算，即 式中 載荷系數；齒輪分度圓直徑； 齒寬系數； 齒輪傳動比；彈性影響系數；齒輪所傳遞的扭矩材料許用應力。a 確定公式內的各計算數值① 試選載荷系數=② 此時小齒輪為從動輪。所傳遞的扭矩 = ③ 由參考文獻[3]第201頁，表10－7 兩支撐相對小齒輪作不對稱布置，故取＝④ 由參考文獻[3]第198頁，表10－6 彈性影響系數取 = MPa⑤ 由參考文獻[3]第207頁，表10－21d 調質處理鋼的。查得 小齒輪得接觸疲勞強度極限＝600 MPa；大齒輪的接觸疲勞強度極限＝550 MPa⑥ 計算應力循環系數=60170482006＝ h 式中 轉速；同側齒廓嚙合次數；工作小時數。⑦ 由參考文獻[3]第203頁，圖1019 灰鑄鐵接觸疲勞壽命系數。查得 =。 =⑧ 計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1%。安全系數為S=1==600=570 MPa ==550= MPab 計算① 計算小齒輪分讀圓直徑。代入中較小的數值 = = mm② 計算圓周速度 ③ 計算齒寬bb== mm④ 計算齒寬與齒高之比 模數: =/= mm 齒高: h=== mm =⑤ 計算載荷系數 根據= m/s。[3]第192頁，圖108 動載系數值 得動載系數=。 由參考文獻[3]第190頁，表102 取使用系數=。7級精度.由參考文獻[3]第193頁，表103 及 = 100 查得 == 小齒輪相對支撐非對稱布置時:=+(1+)+b=由=， =得: =故載荷系數 =2=⑥ 按實際得載荷系數校正所算得的分度圓直徑。有 =. =164 mm⑦ 計算模數 / == mm 按齒根彎曲強度設計彎曲強度的設計公式為:a 確定公式內的各計算數值: ① 由參考文獻[3]第204頁，圖1020 齒輪的彎曲疲勞強度極限查得 小齒輪得彎曲疲勞強度極限=500 MPa。 大齒輪得彎曲疲勞強度極限=380 MPa.② 由參考文獻[3]第202頁，圖1018 彎曲疲勞壽命系數 查得 =。=.③ 計算彎曲疲勞許用應力。取彎曲疲勞許用系數 S= 得 ==500/= MPa ==380/= MPa ④ 計算載荷系數K =2 = ⑤ 由參考文獻[3]第197頁，表105齒形系數 及應力校正系數 查得 =。 = =。 = ⑥ 計算大小齒輪的并加以比較== == 兩者比較。大齒輪的數值大.b 設計計算 對比計算結果。由齒面接觸疲勞強度計算的模數m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數m。由于齒輪模數m的大小主要取決于彎曲疲勞強度所決定的承載能力。而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力。僅與齒輪直徑(即模數與齒數的乘積)有關。可由彎曲疲勞強度計算的模數m=。取m=3。按接觸疲勞強度計算的分度圓直徑 計算小齒輪的齒數 ==50大齒輪齒數 =50=24這樣設計出來的齒輪傳動即滿足了齒面接觸疲勞強度。又滿足了齒根彎曲疲勞強度。并做到結構緊湊。避免浪費. 齒輪變位因為計算的上對齒輪已將兩軸的中心距確定。所以現在需要調整兩對齒輪的分度圓直徑。來滿足兩軸的中心距.解決方法:先在傳動比不變的條件下改變齒數。使改變后的中心距與實際要求的相差較小。再通過齒輪的變位來達到滿足中心距的要求.重新確定小齒輪齒數為:。 此時的中心距為==309采用角度變位齒輪傳動中的正傳動。其中心距大于標準中心距。嚙合角大于分度圓壓力角。兩輪的齒全高比標準齒輪短.正傳動的優點是可以減少齒輪機構的尺寸。并且兩輪均采用正變位。由于嚙合角的增大和實際嚙合線減短。故使重合度減少較多.a. 變位齒輪傳動的設計已知 、m、① 確定嚙合角=arccos () = arccos () ② 確定變位系數和+= (+)(+)/(2) =③ 確定中心距變動系數===④ 確定齒頂高降低系數=(+) ==⑤ 分配變位系數(盡量平均分配)=。 =⑥ 計算齒輪的幾何尺寸 齒頂高 =(+)m =(1+) 3 = (+)m =(1+) 3 = 齒根高 =(+)m =(1+) 3 = =(+)m =(1+) 3 =節圓直徑 = = mm =