裝載機的輪邊減速器結構設計

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1、- 本 科 畢 業(yè) 設 計 (論 文) 裝載機的終傳動構造設計 Design of Final DriveStructure of Loader 學院： 機械工程學院 專業(yè)班級： 機械設計制造及其自動化機械092 學生： 磊 **： 510910239 指導教師： 平 2021 年 5 月畢業(yè)設計〔論文〕中文摘要 裝載機的終傳動構造設計 摘 要：本次設計的容為ZL50裝載機終的傳動構造設計，總體分為輪邊減速器的設計，輸入軸和輸出軸的設計，以及齒輪的設計這三大局部。裝載機的終傳動在驅動橋中，所以這次的設計其實和驅動橋的設計差不多，只是驅動橋有差

2、速器以及主傳動裝置，本次設計主要圍繞減速器來設計，最終傳動采用行星齒輪減速器。這次設計能夠讓我更加了解減速器的特點以及構造原理還有就是使用條件這次設計分析了裝載機的使用工況特點、以及工作特性，詳細講解了傳動方案、擋位、速比、齒輪模數等主要參數的選擇和確定過程，設計了前二、后一動力換檔?；赯L50裝載機終傳動的參數，對整機進展了理論匹配計算和研究。為了檢驗設計的正確性，進展了行星排行星輪數目和齒輪齒數確實定和齒輪的校核，說明到達了設計要求，具有一定的經濟和社會價值。 關鍵詞:ZL50；驅動橋；裝載機；機構設計 畢業(yè)設計〔論文〕

3、外文摘要 Design of final drive structure of loader Abstract:This design content for the transmission structure design of ZL50 loader final, 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

4、 the drive a*le, so the design of this design in fact and drive a*le almost, just drive a*le with differential and the main transmission device, 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

5、 structure and characteristics of the design is the use of conditions of use condition, loader and job characteristics, e*plain in detail the transmission scheme, and the determination of main parameters of retaining, ratio, gear modulus selection process, design of the former two, after a power shi

6、ft. Parameters of ZL50 loader final drive based on machine, the calculation and Research on matching theory. In order to verify the design, 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 soci

7、al value. Keywords: ZL50； bridge drive； loader； mechanism design 目 錄 1 緒論………………………………………………………………………………1 1.1 裝載機開展史…………………………………………………………………2 1.2 裝載機的分類…………………………………………………………………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………………………………………

8、……………………5 2.3 輪邊減速器的潤滑……………………………………………………………5 3輪邊減速器齒輪的設計…………………………………………………………7 3.1選定齒輪類型、精度等級、材料以及齒數…………………………………7 3.2 按齒面接觸強度來進展設計…………………………………………………7 3.3 按齒輪的齒根彎曲強度來設計………………………………………………9 3.4 幾何尺寸的計算………………………………………………………………10 4 輸入軸的設計……………………………………………………………………11 4.1 尺寸設計………………………………

9、………………………………………11 4.2按彎扭合成應力校核軸的強度………………………………………………14 4.3 準確校核軸的疲勞強度………………………………………………………15 4.4 按照靜強度條件進展校核……………………………………………………21 5 輸出軸的設計……………………………………………………………………23 5.1尺寸設計………………………………………………………………………23 5.2準確校核軸的疲勞強度………………………………………………………24 結論…………………………………………………………………………………28 致…………………………

10、………………………………………………………29 參考文獻……………………………………………………………………………30 . z - 1 緒論 裝載機在港口、鐵路、水電、公路、礦山、建筑等建立工程中是一種常用的施工機械，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，顯然它當然也可以對地下的礦材和堅硬土壤等等物體進展鏟挖作業(yè)。如果將它的的工作裝置進展改變還可以起到起重、推土以及裝卸的作用。此外，在建立公路中，特別是在高級公路建立中，裝載機作用于路基

11、工程的運輸、填埋、挖取以及混凝土料場的收集與裝取等作業(yè)。另外裝載機還可進展推運土壤、碾平地面和牽引其他工程機械等作用。因為裝載機在這些方面具有作業(yè)運輸速度快、操作方便、辦事效率高、機械的機動性好等很多優(yōu)點，所以它成為了工程施工建立中的主要核心機械。 國 ZL50型號的裝載機生產廠家除了極個別廠家采用了自行研制生產的傳動系外，大多數的廠家采用的幾乎都是同一套傳動系而且十分構造相似，液壓變速器和驅動橋都是我國六七十年代測繪的外國公司產品所模仿設計的，這幾十年來還未作設計改變。 國產輪式裝載機正在從低水平、低質量、低價位、滿足功能型向高水平、高質量、中等價位、經濟的實用過渡。再從仿制走向自己研發(fā)

12、過渡，各大主要制造廠不斷的進展技術創(chuàng)新以及改變，另外加上采用不同的技術方案，技術人員在主要部件及系統(tǒng)上進展技術創(chuàng)新，解決了產品雷同的窘境，在這些年的研發(fā)里國的裝載機發(fā)生了天大的變化，從低質量以及低價位的競爭之中閃亮走出，從而成為了裝載機這一行業(yè)的領先者。 〔1〕大型和小型輪式裝載機，在近幾年的開展過程中，受到客觀條件及市場需求量的干擾。在這些輪式裝載機的競爭中，中型的裝載機更新最為之快相信它的開展速度會越來越快。 〔2〕根據各生產廠家的實際情況，重新進展總體設計，優(yōu)化各項性能指標，強化構造件的剛度以及強度，這使現(xiàn)在的整機的穩(wěn)定性以及可靠性得到了大幅度的提高。 〔3〕從細微的方面改變裝載的

13、系統(tǒng)以及構造。比方裝載機的動力系統(tǒng)的減振，還有散熱系統(tǒng)等構造的優(yōu)化、裝載機的工作裝置性能指標的優(yōu)化及各方面的防塵、建立中的造型設計等等。 〔4〕提高裝載機的穩(wěn)定性和平安性能。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，其中包括裝載機的座椅、方向盤、各操縱檔都能方便調節(jié)，使駕駛員能夠隨時隨地的處于最正確工作狀態(tài)。 〔5〕利用電子技術及負荷傳感技術來實現(xiàn)變速箱的自動換擋及液壓變量系統(tǒng)的應用，從而來提高工作效率，節(jié)約資源，以及裝載機工作中的本錢。 〔6〕把裝載機的噪聲以及排放都進展降低，從而到達環(huán)保效果?，F(xiàn)在隨著人們日益增強的環(huán)保意識，裝載機噪聲以及排

14、放的降低工作已經一觸即發(fā)，很多的大城市都已經開場制定機動車的噪音、尾氣排放等標準，如果該工程機械在審查中假設不符合國家制定的標準，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，尤其是機電一體化技術，來提高裝載機的使用壽命以及平安性。 〔8〕盡量減少裝載機的保養(yǎng)次數以及維修時間從而到達最大限度地進展盡量，普遍采用電子監(jiān)控及監(jiān)視技術，更進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裝載機開展簡史 最早期制造的裝載機大概在九十多年前。當時是最原始的裝載機，就是在農用的拖拉機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，是在一九

15、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展操縱的。 但是到了一九三零年，研究人員對裝載機的構造設計進展了很大的改裝。直到一九三九年，先進的輪胎式裝載機才就此誕生，比方美國一個公司制造的Pay型裝載機。但是這種裝載機的系后輪驅動以及前輪轉向。由于它的工作構造尺寸太小，所以它的穩(wěn)定性以及轉向性令人不太滿意，后來這個公司把它主要作為其他機器的使用，例如用于裝載散裝或輕一點的貨物。 到了四十年代，裝載機的開展得到了巨大的提高。一九四一年的那天，駕駛室從裝載機的后面移動到前面，增大了駕駛員操作時的視野；裝載機的發(fā)動機反之移動到裝載機的后面，從而大大增加了裝

16、載機的平衡性；為了讓駕駛員的工作更具有可靠性以及平安性，人們覺得柴油發(fā)動比汽油發(fā)動機要好所以就代替了汽油發(fā)動機。就這樣裝載機的功率變得更大了。后來人們把裝載機的質量都用來提高牽引力，因此那個年代的裝載機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橫空出世。液力變矩器這一改裝對裝載機以后的前景有著關鍵性的作用，它使裝載機在工作時能夠更加平穩(wěn)準確的插進物料堆之中并且它的工作速度也變得更加的快，在插進物料運動同時，裝載機的發(fā)動機并不會因為阻力太大而停頓工作。這一次裝載機機構上的重大改變，裝載機的生產能力大幅度提高，裝載機因此也越來越多的使用在工程施工中，產量也在逐年增加。 一

17、九六零年世界首臺鉸接式裝載機被研發(fā)出來了，這一研發(fā)使裝載機機械各個性能變得越來越優(yōu)良，也從而彌補了裝載機的機動性差和穩(wěn)定性缺乏的缺陷。隨著技術的改革還有時代的推前，裝載機也隨之有著重大改變。盜了六十年代，電動輪裝載機出現(xiàn)了，這一出現(xiàn)是裝載機在歷史上的又一個突破，這使裝載機的工作圍更進一步的增加了。今后裝載機的開展的趨勢，是通過工作機構尺寸的增加和構造的改進，使裝載機的生產能力得到進一步的增加。 裝載機的構造和斗容漸漸的隨著改進和增加，使裝載機的工作圍逐漸增大，那時最原始的裝載機是不可以進展挖鏟材料的，但是現(xiàn)在由于裝載機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亦能從事一般

18、的單斗挖掘機所做的一些鏟掘工作，使裝載機從僅在建筑工程上使用，從而漸漸的從建筑工程開展到了露天采礦。直到一九六零年之前，因為裝載機的斗容太小，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之后，該輪式裝載機就成為了露天施工采礦的主要采礦機械之一。隨著時間的過渡六十年代之前，這段時間也生產試制了很多大功率以及大容量輪式裝載機利用在露天采礦上面，所以它們被廣泛的運用在了露天采礦這方面上。后來人們開場研究裝載機的行走局部，對它進展了構造的分析，從而裝載機的整體開場得到完善。一開場的人們制造的裝載機都是履帶式的，到后來為了增加它的靈活性和機動性，因此改用了輪胎式。后來出現(xiàn)了

19、輪胎壽命不長、損耗能源太大和本錢太高等很多問題，又迫于種種原因被重新改為了履帶式裝載機。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所代替，輪式裝載機又得到了重大的開展。到如今，全世界的輪式裝載機產量大概占了所有類型裝載機總生產量的百分之七十到百分之八十。一般功率大的裝載機，都是輪胎式裝載機。在露天采礦中，機動性和靈活性都很欠缺的履帶式裝載機受到了極大限制，所以輪胎式裝載機得到了廣泛的運用。 1.2.裝載機的分類 裝載機主要可以分為履帶式裝載機和輪胎式裝載機這兩種裝載機，這是按裝載機的行走構造來劃分的。以專用底盤或工業(yè)拖拉機為履帶式裝載機的根底車，另外加上工

20、作裝置和操縱系統(tǒng)組裝而成。履帶式裝載機行駛速度慢、裝載效率低、轉移不靈活還會對場地有著破壞的負面影響，所以在工程施工中履帶式裝載機已經被輪式裝載機所代替。操縱轉向離合器和正轉連桿機構的工作裝置。輪胎式裝載機由行走裝置、液壓系統(tǒng)、動力裝置、傳動系統(tǒng)、轉向系統(tǒng)、車架、工作裝置和制動系統(tǒng)等組成。輪式裝載機的移動速度快、移動快捷方便，可在城市道路上行駛，因此輪式裝載機的使用比較廣泛。 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〕，當傳動比大

21、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種。展開式最簡單，但由于齒輪兩側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，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圍十分大，它的圓周速度圍也十分大，

22、一些減速器的圓周速度到達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，減速器的構造設計幾乎一樣。如果他們的傳動比和傳動功率一樣時，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，則該減速器的傳動構造會變得十分緊湊，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

23、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，為了防止油量太多，導致發(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：圓弧齒蝸桿減速器、球面蝸桿減速器、平面包絡蝸桿減速器等。其中球面蝸桿減速器的傳動功率已到達1000KW，單級傳動效率到達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

24、圓錐齒輪的精加工非常困難，所以在圍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，另外它的傳動比圍十分廣，其中它的傳動功率最高可到達50000kW，行星齒輪減速器的重量和占地圍要比圓柱齒輪減速器還有蝸桿減速器要小。 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用在各個行業(yè)。 2.2 輪邊減速器的選用 (1)首先根據實際使用情況，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%〕

25、 重 型 〔40%〕 連續(xù)型 〔100%〕 Kr KN tg/t* Tg ≤0.33 ≤0.25 ≤0.15 ≤1250 0.33＜Kr≤0.67 0.25＜Kn≤0.5 0.15＜tg/t*≤0.25 1250＜Tg≤7300 0.67＜Kr≤1 0.5＜Kn≤0.75 0.25＜tg/t*≤0.4 7300＜Tg≤17600 ＜1 ≤0.75 ≤0.4 17600＜Tg≤50000 〔2〕根據工作制度、總傳動比、輸入轉速和功率，可在各產品“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

26、最大短暫扭矩，在每一工作循環(huán)，連續(xù)作用時間不應超過工作時間tg的3%，同時小齒輪進入嚙合次數不應超過500次。 〔4〕對于軸端需承受徑向載荷者，應校驗軸端徑向載荷。 〔5〕如果〔3〕、〔4〕兩條中任意一條超過“減速器承載能力表〞中的圍，必須重新考慮選較大中心距的減速器。 〔6〕所選用的減速器型號可以用型號標記的方法來寫出。 〔7〕假設輸入的轉速小于600轉每分鐘，則按600轉每分鐘來計算的輸出扭矩，弱國輸入轉速沒有列入其中，可以用插入法來計算得出。 當減速器為兩端出軸時，應按兩端的輸入功率或輸出扭矩之和選取減速器。 如果條件為輸入軸扭矩，應將扭矩T轉化為功率P P=Tn/9550

27、iη 〔kW〕 式中 T——輸出扭矩〔N*m〕； n——輸入轉速〔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外表的磨損和摩擦，于此同時還起散熱和冷卻的作用。 齒輪減速器的潤滑油粘度，一般是根據齒輪圓周速度上下來選擇。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時機增加，加速油的氧化氣泡。故應選用抗氧化性能好的油液。 在大氣中水分多〔在停頓工作時還有冷凝水〕或工作環(huán)境潮濕等場合，易

28、使油液乳化。故要求選用的油，有抗乳化性能。 因輪齒齒面接觸應力大，而且有滑動，故要求油膜應有做夠的強度〔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，應充分考慮齒輪的材質和其他一些要求 3齒輪的設計 輸入功率大約30KW,輸入轉速1000r/min，傳動比14，每天工作16小時，使用壽命10年〔假設每年工作300天〕。 3.1 選定齒輪類型、精度等級、材料以及齒數 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20o，直齒傳動，精度定位6級。 3〕材料

29、的選擇。根據表10-1選擇小齒輪材料為40Cr，熱處理使用調質硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼，熱處理為調質硬度為240HBS。 查?漸開線行星齒輪傳動設計?中圖4-7a的，查得，故取。 3.2 按齒面接觸強度來進展設計 用式進展計算，其中：齒數比 〔1〕確定公式的各計算數值 1〕試選載荷系數K1=1.3 2〕計算齒輪傳遞的扭矩： 3〕查?機械設計?表10-7選取齒寬系數φd=0.5 4〕查?機械設計?表10-6材料的單性影響系數選取 5〕查圖10-21d按齒面的硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限σHlim 1=600Mpa；大齒輪的接觸疲勞強度σHlim

30、 2=550Mpa。 6〕根據公式10-13計算齒輪的應力循環(huán)次數。 7〕由?機械設計?圖10-19取該接觸疲勞的壽命系數KHN1=0.90;KHN2=0.95。 8〕計算齒輪的接觸疲勞的許用應力。 取失效概率為1%，平安系數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 齒高 5〕計算齒輪的載荷系數。 根據v=5.088m/s，6級精度，由圖10-8查得動載系數為Kv=1.05 直齒輪，； 查?機械設計?表10-2查得的使用系

31、數為KA=1.75 查?機械設計?表10-4得相對支承卻非對稱布置時，取，用插值法查得6級精度。 b/h=6.671,查?機械設計?圖10-13的；故得載荷系數為 6)按實際載荷系數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m。 3.3 按齒輪的齒根彎曲強度來設計 根據公式10-5得出的彎曲強度的計算公式為 〔1〕確定設計公式的各個計算數值 1〕由?機械設計?圖10-20c得大齒輪的彎曲強度極限為；小齒輪的彎曲疲勞強度極限為； 2〕由?機械設計?圖10-18得出彎曲疲勞壽命系數為KFN1=0.85，KFN2=0.88； 3〕計算出彎曲疲勞許用應力

32、。 根據實際情況取彎曲疲勞的平安系數為S=1.4再根據公式〔10-12〕得出計算 4〕計算載荷系數K。 5〕查取齒形系數。 由?機械設計?表10-5查得 YFa1=2.97 YFa2=2.52。 6〕查取應力校正系數。 由?機械設計?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。 大齒輪的數值大 〔2〕實際計算 經過2次計算對2個數據進展比較，按齒面接觸疲勞強度計算出的模數大于按齒根彎曲疲勞強度計算出的模數，因為齒輪模數的大小所決定的承載能力主要由彎曲強度來決定，僅與齒輪直接〔即模數與齒數的乘積〕有關，可取由彎曲強度算得的

33、模數4.68并就近圓整為標準值m=5mm，按接觸強度算得的分度圓直徑da=119.62mm，算出小齒輪齒數 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 大齒輪 齒頂圓直徑：小齒輪 大齒輪 以上設計環(huán)節(jié)為標注的表以及圖均為?機械設計?上查得。 4 輸入軸的設計 4.1 尺寸設計 4.1.1 求出輸入軸的功率P1、轉速n1、和轉矩T1 P1=30 KW, n1=100 r/m

34、in 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，熱處理用調質處理。根據表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，所以同時要計算出聯(lián)軸器的轉矩等參數以及聯(lián)軸器的型號。 聯(lián)軸器計算轉矩，查?機械設計?表14-1，考慮到它的轉矩變化和沖擊載荷大，故取KA=1.9，則： 按照公式計算轉矩應該不大于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件，然后查標準GB/T5014-2003或者相關手冊，選用LH7型彈性柱銷聯(lián)軸

35、器，得到它的公稱轉矩是630000 N·mm。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〕為了到達半聯(lián)軸器軸向的定位要求，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，應選用深溝球軸承。參照

36、工作要求并根據，由軸承產品目錄中初步選取0根本游隙組、標準精度級的深溝球軸承61919，其尺寸為d×D×B=95 mm×130 mm×18 mm。 右端深溝球軸承采用軸肩進展軸向定位，，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，查得相關手冊，取端蓋的外端面與半聯(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

37、.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?機械設計?表15-2，輸入軸I-II段的軸端倒角為2×45°，IV-V段的軸端倒角為2.5×45°，截面I處的軸肩圓角為R2，其余的軸肩圓角為R2.5。 4.1.6 輸入軸的受力分析 求出軸上的載荷首先根據軸的構造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，取〔如圖4-2〕，則： 〔3〕軸*oz平面上受力分布及彎矩圖

38、〔如圖4-2〕: 則B點處的彎矩 〔4〕在軸*oy平面上受力分布及彎矩圖〔如圖4-2〕： 則B點的彎矩 〔5〕根據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的受力分布及彎矩圖〔如圖4-2〕： 則該平面彎矩為 〔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 N·mm 圖 4-2 輸入軸受力扭矩圖 4.2按彎扭合成應力校核軸的強度 在按彎扭合成應力校核軸的強度時，通常我們一般只是校核軸上承受最大扭矩和彎矩的截面。根據公式進展校核。 ——軸的計算應力，MPa； M——軸所受的彎矩，N·mm；

39、 T——軸所受的扭矩, N·mm； W——軸的抗彎截面系數,mm3； ——對稱循環(huán)變應力時軸的許用彎曲應力，按表15-1選用。 其中，因為軸的單向旋轉，扭轉切應力應為脈動循環(huán)應力，故取α=0.6，因為截面C形狀為圓形，所以選用W=0.1d3。 一般的校核都是校核承受最大彎矩和扭矩的截面， 則計算軸的應力為; 因為選定的軸材料是40Cr鋼，熱處理為調質處理，查表15-1查得。因為，故截面C處平安。 4.3準確校核軸的疲勞強度 〔1〕截面Ⅱ處的疲勞強度校核 ①截面Ⅱ左側 抗彎截面系數 抗扭截面系數 在截面II的左側彎矩M為 在截面II上的扭矩T為T=286500 N·mm

40、 在截面II上的彎曲應力 在截面II上的扭轉切應力 選取軸的材料為40Cr，熱處理為調質處理，查機械設計查得: 抗拉強度極限 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力集中系數和可按相關手冊查取。因r/d=2.0/80=0.025，D/d=95/80=1.19,經過插值后可查得： 又由相關手冊可查得軸的材料的敏感系數為： 故有效應力集中為： 根據相關手冊查得尺寸系數，外表質量系數為軸按磨削加工，則外表質量系數為；軸未經外表強化處理，即，則綜合系數為： 又由碳鋼的特性系數： ，取 ，取 于是，計算平安系數的值，得： 故可知其平安。 ②截面Ⅱ右側

41、抗彎截面系數 抗扭截面系數 截面Ⅱ右側的彎矩M為 截面Ⅱ上的扭矩T為T=2865000 N·mm 截面Ⅱ上的彎曲應力 截面Ⅱ上的扭轉切應力 因r/d=2.5/95=0.026，D/d=95/80=1.19,經過插值后可查得： 有效應力集中為 根據相關手冊查得尺寸系數，外表質量系數為，則綜合系數為： 于是，計算平安系數的值，得： 故可知其平安。 〔2〕截面Ⅲ處校核 ①截面Ⅲ左側 抗彎截面系數 抗扭截面系數 截面Ⅲ左側的彎矩M為： 截面Ⅲ上的扭矩T為T=2865000 N·mm 截面Ⅲ上的彎曲應力 截面Ⅲ上的扭轉切應力 因r/d=2.5/95=0.026，D/

42、d=103/95=1.08,經過插值后可查得： 有效應力集中為: 根據相關手冊查得尺寸系數，外表質量系數為，則綜合系數為： 于是，計算平安系數的值，得： 故可知其平安。 ②截面Ⅲ右側 抗彎截面系數 抗扭截面系數 截面Ⅲ右側的彎矩M為： 截面Ⅲ上的扭矩T為T=2865000 N·mm 截面Ⅲ上的彎曲應力 截面Ⅲ上的扭轉切應力 因r/d=2.5/103=0.024，D/d=103/95=1.08,經過插值后可查得： 有效應力集中為 根據相關手冊查得尺寸系數，外表質量系數為，則綜合系數為： 于是，計算平安系數的值，得： 故可知其平安。 (3) 截面Ⅳ處校核 ①截面

43、Ⅳ左側 抗彎截面系數 抗扭截面系數 截面Ⅳ左側的彎矩M為： 截面Ⅳ上的扭矩T為T=2865000 N·mm 截面Ⅳ上的彎曲應力 截面Ⅳ上的扭轉切應力 因r/d=2.5/103=0.024，D/d=103/95=1.08,經過插值后可查得： 有效應力集中為 根據相關手冊查得尺寸系數，外表質量系數為，則綜合系數為： 于是，計算平安系數的值，得： 故可知其平安。 ②截面Ⅳ右側 抗彎截面系數 抗扭截面系數 截面Ⅳ左側的彎矩M為： 截面Ⅳ上的扭矩T為T=2865000 N·mm 截面Ⅳ上的彎曲應力 截面Ⅳ上的扭轉切應力 因r/d=2.5/92=0.027，D/d=1

44、03/95=1.08,經過插值后可查得： 有效應力集中為： 根據相關手冊查得尺寸系數，外表質量系數為，則綜合系數為： 于是，計算平安系數的值，得： 故可知其平安。 4.4按靜強度條件進展校核 (1)截面A處靜強度校核 最大彎曲應力 最大扭轉應力 選取軸的材料為40Cr，熱處理為調質處理，查機械設計查得: 抗拉強度極限 彎曲疲勞極限 剪切疲勞極限 抗扭屈服極限，取： 因，有，取，則按屈服強度設計的平安系數： 故平安。 〔2〕截面B處按靜強度條件進展校核 最大彎曲應力 最大扭轉應力 按屈服強度設計的平安系數： 故平安。 至此，軸的設計完成。 5 輸出軸的

45、設計 5.1 尺寸設計 5.1.1求輸出軸上的功率P2，轉速n2和轉矩T2 假設取每一級齒輪的傳動效率〔包括軸承效率在〕η=0.97，則 P=Pη2=30×0.972kW=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，熱處理用調質處理。根據表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

46、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，故需同時選取聯(lián)軸器型號。 聯(lián)軸器計算轉矩，查表14-1，考慮到它的轉矩變化和沖擊載荷大，故取KA=1.9 〔1〕按照公式計算轉矩應該不大于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件，然后查標準GB/T5014-2003或者相關手冊，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，故

47、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。齒輪輪轂的寬度為120mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，所以該軸的長度應該略短于輪轂長度，故取lIII-IV=115mm。 到此，已經大概確實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?機械設計?表15-2，輸出軸的I-II和III-IV段的軸端倒角為2.5×45°，軸肩圓角為R2.5。 5.2準確校核軸的疲勞強度 〔1〕截面II處校核 ①截面II左側 因r/d=2.5/95=0.026，D/d=102/95=

48、1.08,經過插值后可查得： 有效應力集中為: 根據相關手冊查得尺寸系數，外表質量系數為，則綜合系數為： 于是，計算平安系數的值，得： 故可知其平安。 ②截面II右側 因r/d=2.5/102=0.024，D/d=102/95=1.08,經過插值后可查得： 有效應力集中為 根據相關手冊查得尺寸系數，外表質量系數為，則綜合系數為： 于是，計算平安系數的值，得： 故可知其平安。 (2) 截面III處校核 ①截面III左側 因r/d=2.5/102=0.024，D/d=102/95=1.08,經過插值后可查得： 有效應力集中為 根據相關手冊查得尺寸系數，外表質量系數為，

49、則綜合系數為： 于是，計算平安系數的值，得： 故可知其平安。 ②截面III右側 因r/d=2.5/95=0.026，D/d=102/95=1.07,經過插值后可查得： 有效應力集中為： 根據相關手冊查得尺寸系數，外表質量系數為，則綜合系數為： 于是，計算平安系數的值，得： 故可知其平安 以上查得數據出處均為?機械設計?，?漸開線行星齒輪傳動設計?。 結 論 經過這么多天的努力，裝載機的終傳動構造設計圓滿完畢了。通過這次的畢業(yè)設計，我發(fā)現(xiàn)這不是單純的畢業(yè)設計，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的終傳動。 這次的畢業(yè)設計是對輪

50、邊減速器進展分析，它在如今機械行業(yè)應用十分的廣，在工程機械中有著重要作用，起著傳遞轉矩以及匹配轉速的作用。在這幾十天的努力中，有時候為了一個標準件查閱了好幾本書，也沒有找到。這次的設計其實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，但是通過導師和同學們的討論和交流，最終都把這些問題解決了， 我經過這次的畢業(yè)設計的專研和學習，開拓了我的視野，以及更加穩(wěn)固了設計的步驟和方法以及這四年的知識，與此同時，在這次設計設計中我碰到了好多新的知識，都沒有完全弄明白。所以這次的設計還有待完善和改進。在以后的日子我也要像設計的這段期間里一樣努力奮斗。 致 這次的畢業(yè)設

51、計是在導師教師悉心指導下完成的。教師認真的工作態(tài)度對我影響深遠，并且教師寬以待人，樸實無華的風使我萬分敬意，雖然教師話語很直，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，教師在這次的畢業(yè)設計中讓我學會了如何學習和研究。本次設計從選取課題到設計完成，幾乎每一步都是在教師的細心指導中完成的，傾注了導師大量的心血。在這里，我向教師表示崇高的敬意和萬分的感！ 這次畢業(yè)設計的順利完成，和各位教師、同學的關心和幫助有著莫大的關系。在這次畢業(yè)設計完成之際，我的心情都十分的沖動。從開場選課題、收集資料到畢業(yè)設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

52、段時間里，我受到教師細心的教誨和教誨。教師讓我學到了很多以前都沒有學到的知識并且穩(wěn)固了大學四年所學的知識。同時，教師的知識、嚴格的教學態(tài)度也令我萬分敬仰，他是我今后學習和工作的好典范。尤其在繪制裝配圖的過程中教師給與了我很大的幫助，細心幫我改錯。對于我計算過程中的錯誤，教師給予了細心的修改。到了致的最后，我還是要感一下這四年來學校對我的關心和幫助。 參考文獻 [1]鄒慧君.機構系統(tǒng)設計.科學技術，1996 [2]躍南.機械系統(tǒng)設計.機械工業(yè)，1999 [3]*灝.機械設計手冊.機械工業(yè)，1991 [4]濮良貴.紀名剛，機械設計.高等教育，2006 [5]朱龍根.機械系統(tǒng)設計.機械工業(yè)，1992 [6]王忠茂.減速器實用技術手冊.機械工業(yè)，1992 [7]馬從謙，自修，文照，展，學全，吳中心.漸開線行星齒輪傳動設計[M].機械工業(yè),1987. [8]申屠留芳.機械原理.中國電力，2021 . z