裝載機(jī)的輪邊減速器結(jié)構(gòu)設(shè)計

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1、真誠為您提供優(yōu)質(zhì)參考資料，若有不當(dāng)之處，請指正。 本 科 畢 業(yè) 設(shè) 計 (論 文) 裝載機(jī)的終傳動結(jié)構(gòu)設(shè)計 Design of Final Drive Structure of Loader 學(xué) 院： 機(jī)械工程學(xué)院 專業(yè)班級： 機(jī)械設(shè)計制造及其自動化 機(jī)械092 學(xué)生姓名： 李磊 學(xué) 號： 510910239 指導(dǎo)教師： 楊平

2、 2013 年 5 月畢業(yè)設(shè)計（論文）中文摘要 裝載機(jī)的終傳動結(jié)構(gòu)設(shè)計 摘 要：本次設(shè)計的內(nèi)容為ZL50裝載機(jī)終的傳動結(jié)構(gòu)設(shè)計，總體分為輪邊減速器的設(shè)計，輸入軸和輸出軸的設(shè)計，以及齒輪的設(shè)計這三大部分。裝載機(jī)的終傳動在驅(qū)動橋中，所以這次的設(shè)計其實(shí)和驅(qū)動橋的設(shè)計差不多，只是驅(qū)動橋有差速器以及主傳動裝置，本次設(shè)計主要圍繞減速器來設(shè)計，最終傳動采用行星齒輪減速器。這次設(shè)計能夠讓我更加了解減速器的特點(diǎn)以及結(jié)構(gòu)原理還有就是使用條件這次設(shè)計分析了裝載機(jī)的使用工況特點(diǎn)、以及工作特性，詳細(xì)講解了傳動方案、擋位、速比、齒輪模數(shù)等主要參數(shù)的選擇和確定過程，設(shè)計了前二、后一動力換檔。

3、基于ZL50裝載機(jī)終傳動的參數(shù)，對整機(jī)進(jìn)行了理論匹配計算和研究。為了檢驗設(shè)計的正確性，進(jìn)行了行星排行星輪數(shù)目和齒輪齒數(shù)的確定和齒輪的校核，表明達(dá)到了設(shè)計要求，具有一定的經(jīng)濟(jì)和社會價值。 關(guān)鍵詞: ZL50；驅(qū)動橋；裝載機(jī)；機(jī)構(gòu)設(shè)計 畢業(yè)設(shè)計（論文）外文摘要 Design of final drive structure of loader Abstract: This design content for the transmission structure design of ZL50 loader final

4、, the design is divided into the design of the wheel reducer, shaft and the output shaft and input, and the gear design of the three most. Loader final drive in the drive axle, so the design of this design in fact and drive axle almost, just drive axle with differential and the main transmission dev

5、ice, this design mainly to design reducer, final drive using planetary gear reducer. This design can let me know more about the reducer and the principle of the structure and characteristics of the design is the use of conditions of use condition, loader and job characteristics, explain in detail th

6、e transmission scheme, and the determination of main parameters of retaining, ratio, gear modulus selection process, design of the former two, after a power shift. Parameters of ZL50 loader final drive based on machine, the calculation and Research on matching theory. In order to verify the design,

7、check and determine the number of gears and gear of the planetary gear in planetary gear, that meet the design requirements, and has a certain economic and social value. Keywords: ZL50； bridge drive； loader； mechanism design  目 錄 1 緒論………………………………………………………………………………1 1.1 裝載機(jī)發(fā)展

8、史…………………………………………………………………2 1.2 裝載機(jī)的分類…………………………………………………………………3 2 輪邊減速器………………………………………………………………………4 2.1 輪邊減速器的主要型式及其特性……………………………………………4 2.2 輪邊減速器的選用……………………………………………………………5 2.3 輪邊減速器的潤滑……………………………………………………………5 3 輪邊減速器齒輪的設(shè)計…………………………………………………………7 3.1 選定齒輪類型、精度等級、材料以及齒數(shù)…………………………………7

9、3.2 按齒面接觸強(qiáng)度來進(jìn)行設(shè)計…………………………………………………7 3.3 按齒輪的齒根彎曲強(qiáng)度來設(shè)計………………………………………………9 3.4 幾何尺寸的計算………………………………………………………………10 4 輸入軸的設(shè)計……………………………………………………………………11 4.1 尺寸設(shè)計………………………………………………………………………11 4.2 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度………………………………………………14 4.3 精確校核軸的疲勞強(qiáng)度………………………………………………………15 4.4 按照靜強(qiáng)度條件進(jìn)行校核…………………

10、…………………………………21 5 輸出軸的設(shè)計……………………………………………………………………23 5.1 尺寸設(shè)計………………………………………………………………………23 5.2 精確校核軸的疲勞強(qiáng)度………………………………………………………24 結(jié)論 …………………………………………………………………………………28 致謝 …………………………………………………………………………………29 參考文獻(xiàn) ……………………………………………………………………………30 31 / 38 1 緒論 裝載機(jī)在港口、鐵路、水電、公路、礦山、建筑等建設(shè)工程中是一種常用的施工

11、機(jī)械，用途十分廣泛，其主要作用就是用來鏟裝泥土、砂子、煤炭、石灰等散狀物體，顯然它當(dāng)然也可以對地下的礦材和堅硬土壤等等物體進(jìn)行鏟挖作業(yè)。如果將它的的工作裝置進(jìn)行改變還可以起到起重、推土以及裝卸的作用。此外，在建設(shè)公路中，特別是在高級公路建設(shè)中，裝載機(jī)作用于路基工程的運(yùn)輸、填埋、挖取以及混凝土料場的收集與裝取等作業(yè)。另外裝載機(jī)還可進(jìn)行推運(yùn)土壤、碾平地面和牽引其他工程機(jī)械等作用。因為裝載機(jī)在這些方面具有作業(yè)運(yùn)輸速度快、操作方便、辦事效率高、機(jī)械的機(jī)動性好等很多優(yōu)點(diǎn)，所以它成為了工程施工建設(shè)中的主要核心機(jī)械。 國內(nèi) ZL50型號的裝載機(jī)生產(chǎn)廠家除了極個別廠家采用了自行研制生產(chǎn)的傳動系外，大多數(shù)的廠

12、家采用的幾乎都是同一套傳動系而且十分結(jié)構(gòu)相似，液壓變速器和驅(qū)動橋都是我國六七十年代測繪的外國公司產(chǎn)品所模仿設(shè)計的，這幾十年來還未作設(shè)計改變。 國產(chǎn)輪式裝載機(jī)正在從低水平、低質(zhì)量、低價位、滿足功能型向高水平、高質(zhì)量、中等價位、經(jīng)濟(jì)的實(shí)用過渡。再從仿制走向自己研發(fā)過渡，各大主要制造廠不斷的進(jìn)行技術(shù)創(chuàng)新以及改變，另外加上采用不同的技術(shù)方案，技術(shù)人員在主要部件及系統(tǒng)上進(jìn)行技術(shù)創(chuàng)新，解決了產(chǎn)品雷同的窘境，在這些年的研發(fā)里國內(nèi)的裝載機(jī)發(fā)生了天大的變化，從低質(zhì)量以及低價位的競爭之中閃亮走出，從而成為了裝載機(jī)這一行業(yè)的領(lǐng)先者。 （1）大型和小型輪式裝載機(jī)，在近幾年的發(fā)展過程中，受到客觀條件及市場需求量的干

13、擾。在這些輪式裝載機(jī)的競爭中，中型的裝載機(jī)更新最為之快相信它的發(fā)展速度會越來越快。 （2）根據(jù)各生產(chǎn)廠家的實(shí)際情況，重新進(jìn)行總體設(shè)計，優(yōu)化各項性能指標(biāo)，強(qiáng)化結(jié)構(gòu)件的剛度以及強(qiáng)度，這使現(xiàn)在的整機(jī)的穩(wěn)定性以及可靠性得到了大幅度的提高。 （3）從細(xì)微的方面改變裝載的系統(tǒng)以及結(jié)構(gòu)。比如裝載機(jī)的動力系統(tǒng)的減振，還有散熱系統(tǒng)等結(jié)構(gòu)的優(yōu)化、裝載機(jī)的工作裝置性能指標(biāo)的優(yōu)化及各方面的防塵、建設(shè)中的造型設(shè)計等等。 （4）提高裝載機(jī)的穩(wěn)定性和安全性能。讓駕駛室具備更多的功能，將駕駛室的環(huán)境變得和汽車差不多，這樣駕駛員才能更有效率的操作，其中包括裝載機(jī)的座椅、方向盤、各操縱檔都能方便調(diào)節(jié)，使駕駛員能夠隨時隨地的

14、處于最佳工作狀態(tài)。 （5）利用電子技術(shù)及負(fù)荷傳感技術(shù)來實(shí)現(xiàn)變速箱的自動換擋及液壓變量系統(tǒng)的應(yīng)用，從而來提高工作效率，節(jié)約資源，以及裝載機(jī)工作中的成本。 （6）把裝載機(jī)的噪聲以及排放都進(jìn)行降低，從而達(dá)到環(huán)保效果?，F(xiàn)在隨著人們?nèi)找嬖鰪?qiáng)的環(huán)保意識，裝載機(jī)噪聲以及排放的降低工作已經(jīng)一觸即發(fā)，很多的大城市都已經(jīng)開始制定機(jī)動車的噪音、尾氣排放等標(biāo)準(zhǔn)，如果該工程機(jī)械在審查中若不符合國家制定的標(biāo)準(zhǔn)，它此地區(qū)的銷售將被限制。 （7）現(xiàn)如今廣泛利用新型工藝、新的材料、新的技術(shù)，尤其是機(jī)電一體化技術(shù)，來提高裝載機(jī)的使用壽命以及安全性。 （8）盡量減少裝載機(jī)的保養(yǎng)次數(shù)以及維修時間從而達(dá)到最大限度地進(jìn)行盡量

15、，普遍采用電子監(jiān)控及監(jiān)視技術(shù)，更進(jìn)一步的改善自動故障診斷系統(tǒng)，使駕駛員更輕松的解決不會的問題。 1.1裝載機(jī)發(fā)展簡史 最早期制造的裝載機(jī)大概在九十多年前。當(dāng)時是最原始的裝載機(jī)，就是在農(nóng)用的拖拉機(jī)前面裝上類似于鏟斗的裝置而成。而自己帶有發(fā)動能力的裝載機(jī)，是在一九二零年的年初才出現(xiàn)的，它的鏟斗被裝在兩根筆直的圓柱之上，鏟斗的上升和下降都是用鋼絲繩來進(jìn)行操縱的。 但是到了一九三零年，研究人員對裝載機(jī)的結(jié)構(gòu)設(shè)計進(jìn)行了很大的改裝。直到一九三九年，先進(jìn)的輪胎式裝載機(jī)才就此誕生，比如美國一個公司制造的Pay型裝載機(jī)。但是這種裝載機(jī)的系后輪驅(qū)動以及前輪轉(zhuǎn)向。由于它的工作結(jié)構(gòu)尺寸太小，所以它的穩(wěn)定性以

16、及轉(zhuǎn)向性令人不太滿意，后來這個公司把它主要作為其他機(jī)器的使用，例如用于裝載散裝或輕一點(diǎn)的貨物。 到了四十年代，裝載機(jī)的發(fā)展得到了巨大的提高。一九四一年的那天，駕駛室從裝載機(jī)的后面移動到前面，增大了駕駛員操作時的視野；裝載機(jī)的發(fā)動機(jī)反之移動到裝載機(jī)的后面，從而大大增加了裝載機(jī)的平衡性；為了讓駕駛員的工作更具有可靠性以及安全性，人們覺得柴油發(fā)動比汽油發(fā)動機(jī)要好所以就代替了汽油發(fā)動機(jī)。就這樣裝載機(jī)的功率變得更大了。后來人們把裝載機(jī)的質(zhì)量都用來提高牽引力，因此那個年代的裝載機(jī)的插入力都增加了不少。 一九五零年世界首臺紫帶液力變矩器的輪式裝載機(jī)橫空出世。液力變矩器這一改裝對裝載機(jī)以后的前景有著關(guān)鍵性的作

17、用，它使裝載機(jī)在工作時能夠更加平穩(wěn)準(zhǔn)確的插進(jìn)物料堆之中并且它的工作速度也變得更加的快，在插進(jìn)物料運(yùn)動同時，裝載機(jī)的發(fā)動機(jī)并不會因為阻力太大而停止工作。這一次裝載機(jī)機(jī)構(gòu)上的重大改變，裝載機(jī)的生產(chǎn)能力大幅度提高，裝載機(jī)因此也越來越多的使用在工程施工中，產(chǎn)量也在逐年增加。 一九六零年世界首臺鉸接式裝載機(jī)被研發(fā)出來了，這一研發(fā)使裝載機(jī)機(jī)械各個性能變得越來越優(yōu)良，也從而彌補(bǔ)了裝載機(jī)的機(jī)動性差和穩(wěn)定性不足的缺陷。隨著技術(shù)的改革還有時代的推前，裝載機(jī)也隨之有著重大改變。盜了六十年代，電動輪裝載機(jī)出現(xiàn)了，這一出現(xiàn)是裝載機(jī)在歷史上的又一個突破，這使裝載機(jī)的工作范圍更進(jìn)一步的增加了。今后裝載機(jī)的發(fā)展的趨勢，是通過

18、工作機(jī)構(gòu)尺寸的增加和結(jié)構(gòu)的改進(jìn)，使裝載機(jī)的生產(chǎn)能力得到進(jìn)一步的增加。 裝載機(jī)的結(jié)構(gòu)和斗容漸漸的隨著改進(jìn)和增加，使裝載機(jī)的工作范圍逐漸增大，那時最原始的裝載機(jī)是不可以進(jìn)行挖鏟材料的，但是現(xiàn)在由于裝載機(jī)鏟掘能力比一九三九年的挖鏟能力增大了兩倍多，所以越來越多的裝載機(jī)亦能從事一般的單斗挖掘機(jī)所做的一些鏟掘工作，使裝載機(jī)從僅在建筑工程上使用，從而漸漸的從建筑工程發(fā)展到了露天采礦。直到一九六零年之前，因為裝載機(jī)的斗容太小，所以往往它只用在搗堆、清掃工作面等輔助的工作。自從研發(fā)出了大斗容輪式裝載機(jī)之后，該輪式裝載機(jī)就成為了露天施工采礦的主要采礦機(jī)械之一。隨著時間的過渡六十年代之前，這段時間也生產(chǎn)試制了很多

19、大功率以及大容量輪式裝載機(jī)利用在露天采礦上面，所以它們被廣泛的運(yùn)用在了露天采礦這方面上。后來人們開始研究裝載機(jī)的行走部分，對它進(jìn)行了結(jié)構(gòu)的分析，從而裝載機(jī)的整體開始得到完善。一開始的人們制造的裝載機(jī)都是履帶式的，到后來為了增加它的靈活性和機(jī)動性，因此改用了輪胎式。后來出現(xiàn)了輪胎壽命不長、損耗能源太大和成本太高等很多問題，又迫于種種原因被重新改為了履帶式裝載機(jī)。七零年之后，因為輪胎的磨損問題得到全面的解決，從而履帶式又被輪式裝載機(jī)所代替，輪式裝載機(jī)又得到了重大的發(fā)展。到如今，全世界的輪式裝載機(jī)產(chǎn)量大概占了所有類型裝載機(jī)總生產(chǎn)量的百分之七十到百分之八十。一般功率大的裝載機(jī)，都是輪胎式裝載機(jī)。在露天

20、采礦中，機(jī)動性和靈活性都很欠缺的履帶式裝載機(jī)受到了極大限制，所以輪胎式裝載機(jī)得到了廣泛的運(yùn)用。 1.2.裝載機(jī)的分類 裝載機(jī)主要可以分為履帶式裝載機(jī)和輪胎式裝載機(jī)這兩種裝載機(jī)，這是按裝載機(jī)的行走結(jié)構(gòu)來劃分的。以專用底盤或工業(yè)拖拉機(jī)為履帶式裝載機(jī)的基礎(chǔ)車，另外加上工作裝置和操縱系統(tǒng)組裝而成。履帶式裝載機(jī)行駛速度慢、裝載效率低、轉(zhuǎn)移不靈活還會對場地有著破壞的負(fù)面影響，所以在工程施工中履帶式裝載機(jī)已經(jīng)被輪式裝載機(jī)所代替。操縱轉(zhuǎn)向離合器和正轉(zhuǎn)連桿機(jī)構(gòu)的工作裝置。輪胎式裝載機(jī)由行走裝置、液壓系統(tǒng)、動力裝置、傳動系統(tǒng)、轉(zhuǎn)向系統(tǒng)、車架、工作裝置和制動系統(tǒng)等組成。輪式裝載機(jī)的移動速度快、移動快捷

21、方便，可在城市道路上行駛，因此輪式裝載機(jī)的使用比較廣泛。 2 輪邊減速器 2.1 輪邊減速器特性以及主要類型 （1）圓柱齒輪減速器：該類型的傳動比一般都小于8，在這個條件下可選用單級圓柱齒輪減速器；當(dāng)大于8時，最好選用二級圓柱齒輪減速器（傳動比在8到40之間），當(dāng)傳動比大于40時，最好是三級圓柱齒輪減速器。 圓柱齒輪減速器的等級如果在兩級和兩級以上，則傳動布置型式分為分流式、同軸式和展開式等數(shù)種。展開式最簡單，但由于齒輪兩側(cè)的軸承不是對稱布置，因而將使載荷沿齒寬分布不均勻，且使兩邊軸承受力不等；分流式減速器，由于齒輪兩側(cè)的軸承對稱布置，而且受力大的低速級又正好位于兩軸之間，

22、所以載荷沿齒寬的分布情況顯然比展開式好；同軸式減速器的就如意思上所說輸入軸和輸入軸位置在同一軸線上，所以該減速器的箱體長度比較短，但是該同軸式減速器的重量和軸向尺寸都比較大。所有減速器中圓柱齒輪減速器是使用最為廣泛的減速器。該減速器的傳遞功率可大至幾萬KW范圍十分大，它的圓周速度范圍也十分大，一些減速器的圓周速度達(dá)到140m/s，而有的減速器的圓周速度才70m/s。 圓柱齒輪減速器有圓弧齒形以及漸開線齒形兩種。它們除齒形不同之外，減速器的結(jié)構(gòu)設(shè)計幾乎相同。如果他們的傳動比和傳動功率相同時，漸開線齒輪減速器在長度方向的尺寸比圓弧齒輪減速器大約長30%~40%。 （2）蝸桿減速器：該類型的減速

23、器一般用于的場合是在傳動比大于10的時候。如果減速器的傳動比很大時，則該減速器的傳動結(jié)構(gòu)會變得十分緊湊，尺寸也會變小。但是因為蝸桿減速器的傳動效率比較低，所以蝸桿減速器不宜在長期連續(xù)使用的動力傳動中應(yīng)用。蝸桿減速器主要有蝸桿在上和在下兩種不同的形式。如果蝸桿減速器的蝸桿周圍的速度小于4m/s時蝸桿在下式是采用的比較好的方法，這個時候，齒輪嚙合處能得到充分的冷卻和潤滑。但是如果蝸桿圓周速度大于4m/s時，為了避免油量太多，導(dǎo)致發(fā)熱過多，蝸桿在上式是必須采用的。 阿基米德蝸桿減速器是常用的蝸桿減速器，但其承載能力、傳動效率、使用壽命都是較低的。最近幾年來有些新型的蝸桿減速器出現(xiàn)在了市面上。例如：

24、圓弧齒蝸桿減速器、球面蝸桿減速器、平面包絡(luò)蝸桿減速器等。其中球面蝸桿減速器的傳動功率已達(dá)到1000KW，單級傳動效率達(dá)到85%~90%，體積只有普通蝸桿減速器的50%~60%。 （3）圓錐齒輪減速器：這種類型的減速器是用在輸入軸的部位成相交的狀態(tài)。因為圓錐齒輪的懸臂通常是裝在軸端的，并且因為圓錐齒輪的精加工非常困難，所以在范圍內(nèi)它的圓周速度一般較低，因此這種圓錐齒輪減速器沒有圓柱齒輪減速器的涉及廣泛。 （4）行星齒輪減速器：傳動效率高是行星齒輪減速器的最大特點(diǎn)，另外它的傳動比范圍十分廣，其中它的傳動功率最高可達(dá)到50000kW，行星齒輪減速器的重量和占地范圍要比圓柱齒輪減速器還有蝸桿減速器

25、要小。 目前行星齒輪減速器不僅僅漸開線行星齒輪，行星擺線針輪邊減速器和諧波齒輪減速器也廣泛的運(yùn)用在各個行業(yè)。 2.2 輪邊減速器的選用 (1)首先根據(jù)實(shí)際使用情況，按表確定輪邊減速器的工作制度表2-1。 表2-1 工作制度表 工作制度 輕 型 （15%） 中 型 （25%） 重 型 （40%） 連續(xù)型 （100%） Kr KN tg/tx Tg ≤0.33 ≤0.25 ≤0.15 ≤1250 0.33＜Kr≤0.67 0.25＜Kn≤0.5 0.15＜tg/tx≤0.25 1250＜Tg≤7300 0.67＜Kr≤1

26、0.5＜Kn≤0.75 0.25＜tg/tx≤0.4 7300＜Tg≤17600 ＜1 ≤0.75 ≤0.4 17600＜Tg≤50000 （2）根據(jù)工作制度、總傳動比、輸入轉(zhuǎn)速和功率，可在各產(chǎn)品“減速器承 載能力表”中選出接近或偏大中心距的減速器。 （3）檢驗輸入軸的最大短暫扭矩。輸入軸最大短暫扭矩，在每一工作循環(huán)內(nèi)，連續(xù)作用時間不應(yīng)超過工作時間tg的3%，同時小齒輪進(jìn)入嚙合次數(shù)不應(yīng)超過500次。 （4）對于軸端需承受徑向載荷者，應(yīng)校驗軸端徑向載荷。 （5）如果（3）、（4）兩條中任意一條超過“減速器承載能力表”中的范圍，必須重新考慮選較大中心距的減速器。 （6）

27、所選用的減速器型號可以用型號標(biāo)記的方法來寫出。 （7）若輸入的轉(zhuǎn)速小于600轉(zhuǎn)每分鐘，則按600轉(zhuǎn)每分鐘來計算的輸出扭矩，弱國輸入轉(zhuǎn)速沒有列入其中，可以用插入法來計算得出。 當(dāng)減速器為兩端出軸時，應(yīng)按兩端的輸入功率或輸出扭矩之和選取減速器。 如果已知條件為輸入軸扭矩，應(yīng)將扭矩T轉(zhuǎn)化為功率P P=Tn/9550iη （kW） 式中 T——輸出扭矩（N*m）； n——輸入轉(zhuǎn)速（r/min）； i——總傳動比; η——總傳動效率。 2.3 輪邊減速器的潤滑 減速器之所以潤滑，其目的在于減少傳動件接觸表面的磨損和摩擦，于此同時還起散熱和冷卻的作

28、用。 齒輪減速器的潤滑油粘度，一般是根據(jù)齒輪圓周速度高低來選擇。其薦用值可參考一些書籍。 噴油潤滑要比油浴潤滑條件好，所以選用油的粘度要稍大一些。 油的飛濺、齒輪的攪拌及噴油潤滑，都會使油與空氣的接觸機(jī)會增加，加速油的氧化氣泡。故應(yīng)選用抗氧化性能好的油液。 在大氣中水分多（在停止工作時還有冷凝水）或工作環(huán)境潮濕等場合，易使油液乳化。故要求選用的油，有抗乳化性能。 因輪齒齒面接觸應(yīng)力大，而且有滑動，故要求油膜應(yīng)有做夠的強(qiáng)度（承載能力）。 此外，為保證正常潤滑性能，有油中要添加適量的添加劑，如極壓劑、防氧化劑、防銹劑等。在使用時，應(yīng)充分考慮齒輪的材質(zhì)和其他一些要求

29、 3 齒輪的設(shè)計 輸入功率大約30KW,輸入轉(zhuǎn)速1000r/min，傳動比14，每天工作16小時，使用壽命10年（假設(shè)每年工作300天）。 3.1 選定齒輪類型、精度等級、材料以及齒數(shù) 1）減速器傳動比i=14,故屬于2級NGW型行星傳動系統(tǒng)。 2）該齒輪屬于低速傳動，以及方便加工，所以采用齒形角為20，直齒傳動，精度定位6級。 3）材料的選擇。根據(jù)表10-1選擇小齒輪材料為40Cr，熱處理使用調(diào)質(zhì)硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼，熱處理為調(diào)質(zhì)硬度為240HBS。 查《漸開線行星齒輪傳動設(shè)計》中圖4-7a的，查得，故取。 3.2 按齒面接觸強(qiáng)度來進(jìn)行設(shè)計

30、 用式進(jìn)行計算，其中：齒數(shù)比 （1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 1）試選載荷系數(shù)K1=1.3 2）計算齒輪傳遞的扭矩： 3）查《機(jī)械設(shè)計》表10-7選取齒寬系數(shù)φd=0.5 4）查《機(jī)械設(shè)計》表10-6材料的單性影響系數(shù)選取 5）查圖10-21d按齒面的硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限σHlim 1=600Mpa；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度σHlim 2=550Mpa。 6）根據(jù)公式10-13計算齒輪的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)。 7）由《機(jī)械設(shè)計》圖10-19取該接觸疲勞的壽命系數(shù)KHN1=0.90;KHN2=0

31、.95。 8）計算齒輪的接觸疲勞的許用應(yīng)力。 取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，由式（10-12）得 （2） 計算 1）試算齒輪的分度圓直徑 2）計算齒輪的圓周速度V。 3）計算齒輪的齒寬b。 4）計算齒輪的齒寬齒高的比值 模數(shù) 齒高 5）計算齒輪的載荷系數(shù)。 根據(jù)v=5.088m/s，6級精度，由圖10-8查得動載系數(shù)為Kv=1.05 直齒輪，； 查《機(jī)械設(shè)計》表10-2查得的使用系數(shù)為KA=1.75 查《機(jī)械設(shè)計》表10-4得相對支承卻非對稱布置時，取，用插值法

32、查得6級精度。 b/h=6.671, 查《機(jī)械設(shè)計》圖10-13的；故得載荷系數(shù)為 6)按實(shí)際載荷系數(shù)校正所計算得出的分度圓直徑，由式（10-10a）得 7）計算齒輪的模數(shù)m。 3.3 按齒輪的齒根彎曲強(qiáng)度來設(shè)計 根據(jù)公式10-5得出的彎曲強(qiáng)度的計算公式為 （1）確定設(shè)計公式內(nèi)的各個計算數(shù)值 1）由《機(jī)械設(shè)計》圖10-20c得大齒輪的彎曲強(qiáng)度極限為；小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限為； 2）由《機(jī)械設(shè)計》圖10-18得出彎曲疲勞壽命系數(shù)為KFN1=0.85，KFN2=0.88； 3）計算出彎曲疲勞許用應(yīng)力。

33、 根據(jù)實(shí)際情況取彎曲疲勞的安全系數(shù)為S=1.4再根據(jù)公式（10-12）得出計算  4）計算載荷系數(shù)K。 5）查取齒形系數(shù)。 由《機(jī)械設(shè)計》表10-5查得 YFa1=2.97 YFa2=2.52。 6）查取應(yīng)力校正系數(shù)。 由《機(jī)械設(shè)計》表10-5查得 YSa1=1.52 YSa2=1.625。 7）計算出大齒輪和小齒輪的并加以比較。 大齒輪的數(shù)值大 （2）實(shí)際計算 經(jīng)過2次計算對2個數(shù)據(jù)進(jìn)行比較，按齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算出的模數(shù)大于按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算出的模數(shù)，因為齒輪模數(shù)的大小所決定的承

34、載能力主要由彎曲強(qiáng)度來決定，僅與齒輪直接（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關(guān)，可取由彎曲強(qiáng)度算得的模數(shù)4.68并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值m=5mm，按接觸強(qiáng)度算得的分度圓直徑da=119.62mm，算出小齒輪齒數(shù) 則大齒輪齒輪 3.4 幾何尺寸的計算 （1）計算出分度圓的直徑 （2）計算出齒輪中心距 （3）計算出齒輪的寬度 取B2=60mm，B1=65mm。 齒根圓直徑：小齒輪

35、大齒輪 齒頂圓直徑：小齒輪 大齒輪 以上設(shè)計環(huán)節(jié)為標(biāo)注的表以及圖均為《機(jī)械設(shè)計》上查得。 4 輸入軸的設(shè)計 4.1 尺寸設(shè)計 4.1.1 求出輸入軸的功率P1、轉(zhuǎn)速n1、和轉(zhuǎn)矩T1 P1=30 KW, n1=100 r/min 則 4.1.2 初步確定軸的最小直徑 先按式初步計算出軸的最小直徑。軸的材料選用40Cr鋼，熱處理用調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表15-3得A的值（126-103），由于該軸無軸向載荷，所以A取較大值，即A =115，于是得： 我們知道輸入軸的最小直徑就是聯(lián)軸器的軸的直徑。為了使所選取的軸的直徑與聯(lián)軸器的孔以及直徑相適應(yīng)，所以

36、同時要計算出聯(lián)軸器的轉(zhuǎn)矩等參數(shù)以及聯(lián)軸器的型號。 聯(lián)軸器計算轉(zhuǎn)矩，查《機(jī)械設(shè)計》表14-1，考慮到它的轉(zhuǎn)矩變化和沖擊載荷大，故取KA=1.9，則： 按照公式計算轉(zhuǎn)矩應(yīng)該不大于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，然后查標(biāo)準(zhǔn)GB/T5014-2003或者相關(guān)手冊，選用LH7型彈性柱銷聯(lián)軸器，得到它的公稱轉(zhuǎn)矩是630000 Nmm。半聯(lián)軸器的孔徑d=80 mm，故取直徑為，半聯(lián)軸器的長度L=172 mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L1=132。 4.1.3 根據(jù)軸向定位要求確定軸的各段直徑和長度 輸入軸的裝配方案如圖4-1所示 圖 4-1 輸入軸的裝配圖 （1）為了達(dá)到半聯(lián)軸器軸向的定位要

37、求，I-II軸的右端需要制出一軸肩，故取II-III段直徑為。半聯(lián)軸器和軸配合轂孔的長度，為了確保軸向定位可靠以及軸端的擋圈壓在半聯(lián)軸器上但不壓在軸端面上，故I-II段長度應(yīng)該比轂孔的長度略短2~3 mm，所以取。 （2）初步選擇滾動軸承。因軸承只受徑向力作用，故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù)，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度級的深溝球軸承61919，其尺寸為dDB=95 mm130 mm18 mm。 右端深溝球軸承采用軸肩進(jìn)行軸向定位，軸肩高度一般用h>0.0.7d，h故取8mm，故取。 （3）為了軸承端蓋的方便拆裝及便于對軸承添加潤滑脂的要求，查得相關(guān)手冊，取端蓋的

38、外端面與半聯(lián)軸器右端面之間的距離l=36 mm；考慮到軸承端蓋和前機(jī)蓋的寬度，故取。 （4）因該行星輪傳動系統(tǒng)為太陽輪浮動，故輸入軸的IV-V段與太陽輪通過花鍵連接，查取相關(guān)手冊選取小徑d=92mm的花鍵，故IV-V段直徑為；為了保證太陽輪和輸入軸通過花鍵的裝配，故??；為了保證輸入軸的正常裝配，取。 4.1.4 軸上零件軸向定位 半聯(lián)軸器與軸的軸向定位采用平鍵連接，太陽輪與軸的軸向定位采用花鍵連接。 4.1.5 確定軸上圓角和倒角尺寸 參考《機(jī)械設(shè)計》表15-2，輸入軸I-II段的軸端倒角為245，IV-V段的軸端倒角為2.545，截面I處的軸肩圓角為R2，其余的軸肩圓角為R2.5。

39、 4.1.6 輸入軸的受力分析 求出軸上的載荷首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的受力簡圖如何4-2；做出軸的彎矩圖和扭矩圖如圖4-2所示 （1）作為簡支梁的軸的支撐跨距： （2）左端聯(lián)軸器屬于有彈性元件的彈性柱銷聯(lián)軸器，有方向不定徑向力，?。ㄈ鐖D4-2），則： （3）軸xoz平面上受力分布及彎矩圖（如圖4-2）: 則B點(diǎn)處的彎矩 （4）在軸xoy平面上受力分布及彎矩圖（如圖4-2）： 則B點(diǎn)的彎矩 （5）根據(jù)2平面的受力彎矩初步合成彎矩圖（如圖4-2） （6）與聯(lián)軸器徑向力在同一平面內(nèi)的受力分布及彎矩圖（如圖4-2）： 則該平面內(nèi)彎矩為 （

40、7）最后合成彎矩圖如圖（4-2）所示 （8）扭矩圖如圖（4-2）所示： T=2865000 Nmm 圖 4-2 輸入軸受力扭矩圖 4.2按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 在按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度時，通常我們一般只是校核軸上承受最大扭矩和彎矩的截面。根據(jù)公式進(jìn)行校核。 ——軸的計算應(yīng)力，MPa； M——軸所受的彎矩，Nmm； T——軸所受的扭矩, Nmm； W——軸的抗彎截面系數(shù),mm3； ——對稱循環(huán)變應(yīng)力時軸的許用彎曲應(yīng)力，按表15-1選用。 其中，因為軸的單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力應(yīng)為脈動循環(huán)應(yīng)力，故取α=0.6，因為截面C形狀為圓形，所以選用W=0.1d。 一

41、般的校核都是校核承受最大彎矩和扭矩的截面， 則計算軸的應(yīng)力為; 因為選定的軸材料是40Cr鋼，熱處理為調(diào)質(zhì)處理，查表15-1查得。因為，故截面C處安全。 4.3 精確校核軸的疲勞強(qiáng)度 （1）截面Ⅱ處的疲勞強(qiáng)度校核 ① 截面Ⅱ左側(cè) 抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 在截面II的左側(cè)彎矩M為 在截面II上的扭矩T為T=286500 Nmm 在截面II上的彎曲應(yīng)力 在截面II上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 選取軸的材料為40Cr，熱處理為調(diào)質(zhì)處理，查機(jī)械設(shè)計查得: 抗拉強(qiáng)度極限 彎曲疲勞極限 剪切疲勞極限 截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)和可按相關(guān)手冊查取。因r/d=2.0/80

42、=0.025，D/d=95/80=1.19,經(jīng)過插值后可查得： 又由相關(guān)手冊可查得軸的材料的敏感系數(shù)為： 故有效應(yīng)力集中為： 根據(jù)相關(guān)手冊查得尺寸系數(shù)，表面質(zhì)量系數(shù)為軸按磨削加工，則表面質(zhì)量系數(shù)為；軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，即，則綜合系數(shù)為： 又由碳鋼的特性系數(shù)： ，取 ，取 于是，計算安全系數(shù)的值，得： 故可知其安全。 ② 截面Ⅱ右側(cè) 抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面Ⅱ右側(cè)的彎矩M為 截面Ⅱ上的扭矩T為T=2865000 Nmm 截面Ⅱ上的彎曲應(yīng)力 截面Ⅱ上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 因r/d=2.5/95=0.026，D/d=95/80=1.19,經(jīng)過插

43、值后可查得： 有效應(yīng)力集中為 根據(jù)相關(guān)手冊查得尺寸系數(shù)，表面質(zhì)量系數(shù)為，則綜合系數(shù)為： 于是，計算安全系數(shù)的值，得： 故可知其安全。 （2）截面Ⅲ處校核 ① 截面Ⅲ左側(cè) 抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面Ⅲ左側(cè)的彎矩M為： 截面Ⅲ上的扭矩T為T=2865000 Nmm 截面Ⅲ上的彎曲應(yīng)力 截面Ⅲ上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 因r/d=2.5/95=0.026，D/d=103/95=1.08,經(jīng)過插值后可查得： 有效應(yīng)力集中為: 根據(jù)相關(guān)手冊查得尺寸系數(shù)，表面質(zhì)量系數(shù)為，則綜合系數(shù)為： 于是，計算安全系數(shù)的值，得： 故可知其安全。 ②

44、 截面Ⅲ右側(cè) 抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面Ⅲ右側(cè)的彎矩M為： 截面Ⅲ上的扭矩T為T=2865000 Nmm 截面Ⅲ上的彎曲應(yīng)力 截面Ⅲ上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 因r/d=2.5/103=0.024，D/d=103/95=1.08,經(jīng)過插值后可查得： 有效應(yīng)力集中為 根據(jù)相關(guān)手冊查得尺寸系數(shù)，表面質(zhì)量系數(shù)為，則綜合系數(shù)為： 于是，計算安全系數(shù)的值，得： 故可知其安全。 (3) 截面Ⅳ處校核 ① 截面Ⅳ左側(cè) 抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面Ⅳ左側(cè)的彎矩M為： 截面Ⅳ上的扭矩T為T=2865000 Nmm 截面Ⅳ上的彎曲應(yīng)力 截面Ⅳ上的扭轉(zhuǎn)

45、切應(yīng)力 因r/d=2.5/103=0.024，D/d=103/95=1.08,經(jīng)過插值后可查得： 有效應(yīng)力集中為 根據(jù)相關(guān)手冊查得尺寸系數(shù)，表面質(zhì)量系數(shù)為，則綜合系數(shù)為： 于是，計算安全系數(shù)的值，得： 故可知其安全。 ② 截面Ⅳ右側(cè) 抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面Ⅳ左側(cè)的彎矩M為： 截面Ⅳ上的扭矩T為T=2865000 Nmm 截面Ⅳ上的彎曲應(yīng)力 截面Ⅳ上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 因r/d=2.5/92=0.027，D/d=103/95=1.08,經(jīng)過插值后可查得： 有效應(yīng)力集中為： 根據(jù)相關(guān)手冊查得尺寸系數(shù)，表面質(zhì)量系數(shù)為，則綜合系數(shù)為

46、： 于是，計算安全系數(shù)的值，得： 故可知其安全。 4.4 按靜強(qiáng)度條件進(jìn)行校核 (1)截面A處靜強(qiáng)度校核 最大彎曲應(yīng)力 最大扭轉(zhuǎn)應(yīng)力 選取軸的材料為40Cr，熱處理為調(diào)質(zhì)處理，查機(jī)械設(shè)計查得: 抗拉強(qiáng)度極限 彎曲疲勞極限 剪切疲勞極限 抗扭屈服極限，?。? 因，有，取，則按屈服強(qiáng)度設(shè)計的安全系數(shù)： 故安全。 （2）截面B處按靜強(qiáng)度條件進(jìn)行校核 最大彎曲應(yīng)力 最大扭轉(zhuǎn)應(yīng)力 按屈服強(qiáng)度設(shè)計的安全系數(shù)： 故安全。 至此，軸的設(shè)計完成。 5 輸出軸的設(shè)計 5.1 尺寸設(shè)計 5.1.1求輸出軸上的功率P

47、2，轉(zhuǎn)速n2和轉(zhuǎn)矩T2 假設(shè)取每一級齒輪的傳動效率（包括軸承效率在內(nèi)）η=0.97，則 P=Pη2=300.972kW=28.227kW 又 5.1.2 初步確定輸出軸的最小直徑 先按式初步計算出軸的最小直徑。軸的材料選用40Cr鋼，熱處理用調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表15-3得A的值（126-103），由于該軸無軸向載荷，所以A取較大值，即A =120，于是得： 5.1.3 根據(jù)軸向定位要求確定軸的各段直徑和長度 輸出軸的裝配方案如圖5-1所示 圖5-1 輸出軸的裝配圖

48、輸出軸的最小直徑顯然就是安裝聯(lián)軸器位置的直徑dI-II。為了使所選的軸直徑dI-II與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時選取聯(lián)軸器型號。 聯(lián)軸器計算轉(zhuǎn)矩，查表14-1，考慮到它的轉(zhuǎn)矩變化和沖擊載荷大，故取KA=1.9 （1）按照公式計算轉(zhuǎn)矩應(yīng)該不大于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，然后查標(biāo)準(zhǔn)GB/T5014-2003或者相關(guān)手冊，選用LH7型彈性柱銷聯(lián)軸器。半聯(lián)軸器的孔徑d=95 mm，故取直徑為，半聯(lián)軸器的長度L=180 mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L1=175。 （2）齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩的高度用式h>0.07d，去h=7mm，故軸環(huán)處的直徑dII-III=102mm。軸環(huán)的寬度用式

49、，故取LII-III=10mm。 （3）取安裝齒輪處的軸段III-IV的直徑也為dIII-IV=95mm，齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位起來。已知齒輪輪轂的寬度為120mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，所以該軸的長度應(yīng)該略短于輪轂長度，故取lIII-IV=115mm。 到此，已經(jīng)大概的確定了軸的各段長度以及各段的直徑。 5.1.4 確定軸上倒角尺寸 查書《機(jī)械設(shè)計》表15-2，輸出軸的I-II和III-IV段的軸端倒角為2.545，軸肩圓角為R2.5。 5.2 精確校核軸的疲勞強(qiáng)度 （1）截面II處校核 ① 截面II左側(cè) 因r/d=2.5/95=0.02

50、6，D/d=102/95=1.08,經(jīng)過插值后可查得： 有效應(yīng)力集中為: 根據(jù)相關(guān)手冊查得尺寸系數(shù)，表面質(zhì)量系數(shù)為，則綜合系數(shù)為： 于是，計算安全系數(shù)的值，得： 故可知其安全。 ② 截面II右側(cè) 因r/d=2.5/102=0.024，D/d=102/95=1.08,經(jīng)過插值后可查得： 有效應(yīng)力集中為 根據(jù)相關(guān)手冊查得尺寸系數(shù)，表面質(zhì)量系數(shù)為，則綜合系數(shù)為： 于是，計算安全系數(shù)的值，得： 故可知其安全。 (2) 截面III處校核 ① 截面III左側(cè) 因r/d=2.5/102=0.024，D/d=102/95=1.08,經(jīng)過插值后可查得：

51、 有效應(yīng)力集中為 根據(jù)相關(guān)手冊查得尺寸系數(shù)，表面質(zhì)量系數(shù)為，則綜合系數(shù)為： 于是，計算安全系數(shù)的值，得： 故可知其安全。 ② 截面III右側(cè) 因r/d=2.5/95=0.026，D/d=102/95=1.07,經(jīng)過插值后可查得： 有效應(yīng)力集中為： 根據(jù)相關(guān)手冊查得尺寸系數(shù)，表面質(zhì)量系數(shù)為，則綜合系數(shù)為： 于是，計算安全系數(shù)的值，得： 故可知其安全 以上查得數(shù)據(jù)出處均為《機(jī)械設(shè)計》，《漸開線行星齒輪傳動設(shè)計》。 結(jié) 論 經(jīng)過這么多天的努力，裝載機(jī)的終傳動結(jié)構(gòu)設(shè)計圓滿結(jié)束了

52、。通過這次的畢業(yè)設(shè)計，我發(fā)現(xiàn)這不是單純的畢業(yè)設(shè)計，這是對我們4年來的一次檢驗，也是對我們自己的能力的一種提高，并且充分了解了裝載機(jī)的終傳動。 這次的畢業(yè)設(shè)計是對輪邊減速器進(jìn)行分析，它在如今機(jī)械行業(yè)應(yīng)用十分的廣，在工程機(jī)械中有著重要作用，起著傳遞轉(zhuǎn)矩以及匹配轉(zhuǎn)速的作用。在這幾十天的努力中，有時候為了一個標(biāo)準(zhǔn)件查閱了好幾本書，也沒有找到。這次的設(shè)計其實(shí)就是為了給今后的工作提供一個良好的平臺。在制作過程的期間，雖然遇到了很多困難，但是通過導(dǎo)師和同學(xué)們的討論和交流，最終都把這些問題解決了， 我經(jīng)過這次的畢業(yè)設(shè)計的專研和學(xué)習(xí)，開拓了我的視野，以及更加鞏固了設(shè)計的步驟和方法以及這四年的知識，與此同時，

53、在這次設(shè)計設(shè)計中我碰到了好多新的知識，都沒有完全弄明白。所以這次的設(shè)計還有待完善和改進(jìn)。在以后的日子我也要像設(shè)計的這段期間里一樣努力奮斗。 致 謝 這次的畢業(yè)設(shè)計是在導(dǎo)師楊老師悉心指導(dǎo)下完成的。楊老師認(rèn)真的工作態(tài)度對我影響深遠(yuǎn)，并且老師寬以待人，樸實(shí)無華的風(fēng)范使我萬分敬意，雖然老師話語很直，但是只有這樣才能讓我知道該方面的錯誤性，能讓我正確的該掉這個錯誤。另外，楊老師在這次的畢業(yè)設(shè)計中讓我學(xué)會了如何學(xué)習(xí)和研究。本次設(shè)計從選取課題到設(shè)計完成，幾乎每一步都是在楊老師的細(xì)心指導(dǎo)中完成的，傾注了導(dǎo)師大量的心血。在這里，我向楊老師表示崇高的敬意和萬分的感

54、謝！ 這次畢業(yè)設(shè)計的順利完成，和各位老師、同學(xué)的關(guān)心和幫助有著莫大的關(guān)系。在這次畢業(yè)設(shè)計完成之際，我的心情都十分的激動。從開始選課題、收集資料到畢業(yè)設(shè)計說明書的編寫與改動，在整個過程中，我得到了大家的幫助。在這近三個月的這段時間里，我受到老師細(xì)心的教導(dǎo)和教誨。老師讓我學(xué)到了很多以前都沒有學(xué)到的知識并且鞏固了大學(xué)四年所學(xué)的知識。同時，楊老師的知識、嚴(yán)格的教學(xué)態(tài)度也令我萬分敬佩，他是我今后學(xué)習(xí)和工作的好榜樣。尤其在繪制裝配圖的過程中老師給與了我很大的幫助，細(xì)心幫我改錯。對于我計算過程中的錯誤，老師給予了細(xì)心的修改。到了致謝的最后，我還是要感謝一下這四年來學(xué)校對我的關(guān)心和幫助。 參考文獻(xiàn) [1]鄒慧君.機(jī)構(gòu)系統(tǒng)設(shè)計.上?？茖W(xué)技術(shù)出版社，1996 [2]劉躍南.機(jī)械系統(tǒng)設(shè)計.機(jī)械工業(yè)出版社，1999 [3]徐灝.機(jī)械設(shè)計手冊.機(jī)械工業(yè)出版社，1991 [4]濮良貴.紀(jì)名剛，機(jī)械設(shè)計.高等教育出版社，2006 [5]朱龍根.機(jī)械系統(tǒng)設(shè)計.機(jī)械工業(yè)出版社，1992 [6]王忠茂.減速器實(shí)用技術(shù)手冊.機(jī)械工業(yè)出版社，1992 [7]馬從謙，陳自修，張文照，張展，蔣學(xué)全，吳中心.漸開線行星齒輪傳動設(shè)計[M].機(jī)械工業(yè)出版社,1987. [8]申屠留芳.機(jī)械原理.中國電力出版社，2010