180噸運梁車三級減速器設(shè)計

180噸運梁車三級減速器設(shè)計,噸運梁車,三級,減速器,設(shè)計 江西農(nóng)業(yè)大學(xué)畢業(yè)設(shè)計目錄一 設(shè)計任務(wù) 1二 設(shè)計方案分析 2三 原動件的選擇 4四 機構(gòu)運動分析與動力參數(shù)選擇與計算 5五 齒輪的設(shè)計及校核 8六 軸的設(shè)計及校核 16七 軸承的選擇及校核 24八 花鍵的設(shè)計及校核 29九 減速器機體結(jié)構(gòu)設(shè)計 32十 潤滑與密封 33十一 小結(jié) 34十二 參考文獻 35180t運梁車三級減速器設(shè)計一、 設(shè)計任務(wù)運梁車載重量180T，車輛自身質(zhì)量（含拖梁小車）約15T，合計195T，空載時行駛速度為3-4km/h,滿載時行駛最低速度0.8-0.9km/h，裝載最大爬坡能力6%，根據(jù)軸線布置需要考慮運梁車通過的路基和橋涵結(jié)構(gòu)的允許承載能力、與架橋機相適應(yīng)的車身型式、以及運梁車的其它用途等多種因素，設(shè)計載荷分配為前橋25%，中橋38.5%,后橋36.5% 。運梁車在施工作業(yè)中，運行速度低、運輸距離短，車輛在橋面行駛時要求行駛路線精確，不允許發(fā)生較大偏差而對橋梁造成損壞，整車運行過程平穩(wěn)。該車設(shè)計使用壽命為十年，檢修間隔期為四年一次大修，二年一次中修，一年一次小修。平均每天實際工作只有四個小時左右。工作環(huán)境：室外常溫，灰塵較大。運梁車的動力和傳動系統(tǒng)是整車的核心設(shè)計部分，要求該車傳動路線圖如下所示： 變速器采用是標(biāo)準(zhǔn)件，且當(dāng)它為最低檔為時傳動比i變=6.4； 減速器要自行設(shè)計，是該課題的主要任務(wù)，采用展開式二級以上閉式齒輪傳動，允許速度誤差為5%，保持中心距a=300mm., 能夠掛倒檔，以保證運梁車倒車時能保持前進時相同的速度，提高工作效率； 減速器采用單級開式斜齒輪傳動，傳動比i=2.03， 驅(qū)動橋采用東風(fēng)140，總傳動比i驅(qū)=38/6=6.33；輪胎處采用一對單級開式直齒輪傳動，傳動比i胎=86/14=6.14。傳動過程允許速度誤差為5%；二、 設(shè)計方案分析 傳動方案1： 減速器（以下簡稱減速器）采用展開式二級閉式齒輪傳動，結(jié)構(gòu)簡單，在滿足中心距的條件下，由于齒輪和軸的減少，傳動效率較高，但齒輪直徑大，加工精度不高，而且噪聲較大，大齒輪在經(jīng)濟方面不理想，加工起來又比較困難，減速箱的體積比較大，不利于安裝。它的結(jié)構(gòu)簡圖如圖1-1所示： 圖1-1傳動方案2：減速器采用展開式三級閉式齒輪傳動，特點：結(jié)構(gòu)簡單、效率高、容易制造、使用壽命較長、維護方便，裝拆容易，工作可靠，。當(dāng)打倒檔時，高速級滑移齒輪布置在遠離轉(zhuǎn)矩輸入端，這樣，軸在轉(zhuǎn)矩下產(chǎn)生的扭轉(zhuǎn)變形與軸在彎矩下產(chǎn)生的彎彎曲變形可部分地相互抵消，以減緩沿齒寬載荷分布不均勻的現(xiàn)象在滿足中心距的條件下，傳動的齒輪的直徑可以取小，這樣可以使傳動的傳動比較精確可靠，壽命長，結(jié)構(gòu)緊湊，而且滑移齒輪操作方便不費力。其結(jié)構(gòu)簡圖如圖1-2所示。比較起來，方案2的三級閉式齒輪傳動比較適合運梁車的減速傳動，該機具有較強的市場競爭力。三、 原動件的選擇發(fā)動機的計算：1、 整車滾動阻力F1（平實路面地）2、 整車上坡阻力F2 3、 總阻力F3 圖1-2可跨檔減速器1 滑移齒輪；2軸承1；3齒輪2；4齒輪3；5軸承3；6齒輪4；7軸承5；8軸承7；9軸承8；10輸出齒輪6；11齒輪5；12軸承6；13軸承4；14軸承24、 總阻力矩T阻(輪胎半徑R=530mm) 5、 半軸切應(yīng)力6、 輪功率P轉(zhuǎn)7、 發(fā)動機功率P（總傳動效率為=0.66） 8、 附著力 F附 不打滑條件：該車在工作情況下不會打滑。發(fā)動機選擇柴油機，XY4108Q，功率P=75kW，n=2800r/min。四、 機構(gòu)運動分析與動力參數(shù)選擇與計算（一）運梁車的總傳動比和各傳動比的分配方案選擇(1) 總傳動比的計算發(fā)動機轉(zhuǎn)速 ，車輪的轉(zhuǎn)速，（根據(jù)運梁車滿載時每小時只走800-900m，而輪胎的直徑為1.06m）總傳動比(2)傳動比的分配變速器采用是標(biāo)準(zhǔn)件，且當(dāng)它為最低檔為時傳動比i變=6.4；減速器傳動比i=2.03，允許速度誤差為5%； 驅(qū)動橋采用東風(fēng)140，總傳動比i驅(qū)=38/6=6.33； 輪胎處傳動比i胎=86/14=6.14； 則減速器的傳動比（二）傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算(1)各軸的轉(zhuǎn)速 將傳動裝置各軸由高速到低速依次定為軸、軸、軸;軸，分別表示為。 減速器分為跨倒檔與不跨檔（見圖1-2）跨倒檔時，通過輸入軸的滑動齒輪與轉(zhuǎn)向軸右齒輪嚙和，在通過轉(zhuǎn)向軸齒輪3與傳動軸齒輪4的嚙和，在通過傳動軸的齒輪5與輸出軸齒輪6的嚙和，從而傳動動力。 由發(fā)動機到輸出，通過變速器最底檔(i=6.4),推出n1=2800/6.4=437.5r/min， 傳到輸入軸n=437.5r/min, ,傳動軸 n=437.5r/min , ,傳動軸 n=437.5r/min , 輸出軸 不跨倒檔時，通過輸入軸的滑動齒輪與轉(zhuǎn)向軸右齒輪嚙和，在通過傳動軸右齒輪在和輸出軸齒輪嚙和，從而傳遞動力。(2)各軸的效率和功率 根據(jù)條件已知：變速箱的機械傳動效率 花鍵聯(lián)軸器的傳動效率 每對圓柱齒輪的傳動效率（很好的跑和的7級精度齒輪傳動） 每對滾動軸承的傳動效率 萬向節(jié)的傳動效率a）各軸的傳動效率 第一級的傳動效率第二級的傳動效率第三級的傳動效率第四級的傳動效率b) 各軸的功率減速器輸入軸的輸入功率： 轉(zhuǎn)向軸的功率： 轉(zhuǎn)向軸的功率：輸出軸的功率 （3）各軸的轉(zhuǎn)矩 輸入軸轉(zhuǎn)向軸轉(zhuǎn)向軸輸出軸運動和動力參數(shù)結(jié)果如下表軸名輸出功率P（kW）轉(zhuǎn)速n(r/min)轉(zhuǎn)矩T（N.mm）效率輸入軸437.50.9456轉(zhuǎn)向軸55.8437.50.9702轉(zhuǎn)向軸54.1437.50.9702輸出軸52.5324.60.9702五、齒輪的設(shè)計及校核（一）、 選擇材料，熱處理，齒輪精度等級和齒數(shù) 由機械設(shè)計手冊，考慮到工廠加工條件和減速器要承受很大的轉(zhuǎn)矩，選擇大小齒輪材料都為20CrMnTi,滲碳處理，硬度為5560HRC，抗拉強度，屈服強度；精度7級。 取滑移齒輪，且由于要滿足中心距達到300mm，取齒輪2、齒輪3、齒輪4、齒輪5的齒數(shù)都為23，即，輸出齒輪 取模數(shù)m=6, 實際傳動比, 傳動比誤差，滿足傳動要求。 實際輸入軸轉(zhuǎn)速實際輸出軸轉(zhuǎn)速 （二）、 校核齒輪強度1 滑移齒輪和齒輪2的設(shè)計計算a)、設(shè)計參數(shù) 傳遞功率 P=57.5kW 傳遞轉(zhuǎn)矩T1= N.mm 齒輪1轉(zhuǎn)速 n1=437.5r/min 齒輪2轉(zhuǎn)速 n2=437.5r/min 該嚙合傳動比 i=1.00原動機載荷特性:均勻平穩(wěn);工作機載荷特性:均勻平穩(wěn)預(yù)定壽命取6000時（壽命4年，每年工作360天，每天工作用4小時）b)、齒面接觸疲勞強度設(shè)計計算公式按 閉式齒輪結(jié)構(gòu)，硬齒面齒輪，滑移齒輪5采用非對稱布置（軸鋼性較大），齒輪6也采用非對稱布置（軸鋼性較大）取齒寬系，齒面嚙合類型 ：硬齒面，熱處理質(zhì)量級別 ML齒輪1、2材料及熱處理 20CrMnTi滲碳齒輪1、2硬度取值范圍 HRC=5560齒輪1、2硬度 HRC=59 齒輪1、2接觸強度極限應(yīng)力 Hlim=1500MPa 齒輪1、2抗彎疲勞基本值FE=580MPa由機械設(shè)計表6-7，查得使用系數(shù)，試取動載荷系數(shù)，按齒輪在兩軸承中間非對稱布置，取齒向載荷分布系數(shù)，按齒面硬化，直齒輪，7級精度，取齒間載荷分布系數(shù)。 載荷系數(shù)節(jié)點區(qū)域系數(shù)材料的彈性系數(shù)接觸強度重合度系數(shù)接觸強度螺旋角系數(shù)重合、螺旋角系數(shù) 齒面接觸許用應(yīng)力 齒輪1、2的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)接觸疲勞壽命系數(shù)由機械設(shè)計表6-11得（不允許有一定量點蝕） 查表得潤滑油膜影響系數(shù)工作硬化系數(shù) 最小安全系數(shù)接觸強度尺寸系數(shù) Zx=1.0 齒面接觸許用應(yīng)力： 齒寬，圓整取齒寬b=30,模數(shù),取m=6,由此可知大小齒輪直徑d=138mm。 按計算結(jié)果校核前面的假設(shè)是否正確： 齒輪節(jié)圓速度 由此可得 動載系數(shù) Kv=1.033。 圓周力 由此可知，原假設(shè)合理： 齒間分布載荷系數(shù) 重新設(shè)計后數(shù)據(jù)如下：載荷系數(shù)齒向載荷分布系數(shù) KH=0.137綜合變形對載荷分布的影響 Ks=0.0安裝精度對載荷分布的影響 Km=0.137節(jié)點區(qū)域系數(shù) Zh=2.5材料的彈性系數(shù) ZE=189.800接觸強度重合度系數(shù) Z=0.89接觸強度螺旋角系數(shù) Z=1.0重合、螺旋角系數(shù) Z=0.89接觸疲勞壽命系數(shù) Zn=1.3潤滑油膜影響系數(shù) Zlvr=0.97模數(shù)(法面模數(shù)) Mn=6.0端面模數(shù) Mt=6.0螺旋角 =0度基圓柱螺旋角 b=0度齒輪1、2變位系數(shù) X=0齒輪1、2齒寬 B=30mm齒輪1、2齒寬系數(shù) d=30/138=0.217齒頂高系數(shù) ha*=1.頂隙系數(shù) c*=0.25壓力角 *=20度端面齒頂高系數(shù) ha*t=1.端面頂隙系數(shù) c*t=0.25端面壓力角 *t=20度 標(biāo)準(zhǔn)中心距 a=138mm實際中心距 a=138mm齒數(shù)比 U=1.0端面重合度 =1.59縱向重合度 =0.00總重合度 =1.591校核：由式： 結(jié)果：齒輪的接觸疲勞強度安全。c)、齒根彎曲疲勞強度校核 計算公式 由查表可知，齒輪1復(fù)合齒形系數(shù) Yfs1=2.72齒輪1應(yīng)力修正系數(shù) Ysa1=1.57齒輪2復(fù)合齒形系數(shù) Yfs2=2.72齒輪2應(yīng)力修正系數(shù) Ysa2=1.57抗彎強度重合度系數(shù) Y=0.72抗彎強度螺旋角系數(shù) Y=1.000抗彎強度重合、螺旋角系數(shù) Y=0.721按式計算彎曲疲勞許用應(yīng)力 查取齒輪材料彎曲疲勞極限應(yīng)力 壽命系數(shù) 查表可知尺寸系數(shù) Yx=0.99 實驗齒輪的應(yīng)力修正系數(shù)YST=2.0彎曲疲勞強度安全系數(shù)一般取SF=1.25彎曲疲勞許用應(yīng)力 校核：彎曲疲勞強度結(jié)果： 齒根彎曲疲勞強度校核滿足要求兩個齒輪齒面粗糙度 Z1R=Rz6m(Ra1m) 齒根表面粗糙度 ZFR=Rz16m (Ra2.6m)2、 齒輪5和輸出齒輪6的設(shè)計計算a)、設(shè)計參數(shù)傳遞功率 P=54.1kW 傳遞轉(zhuǎn)矩T3= N.mm 齒輪5轉(zhuǎn)速 n1=437.5r/min齒輪6轉(zhuǎn)速 n2=324.6r/min 該嚙合傳動比 i=1.348原動機載荷特性:均勻平穩(wěn);工作機載荷特性:均勻平穩(wěn) 預(yù)定壽命 取6000時b)、齒面接觸疲勞強度設(shè)計計算公式按 閉式齒輪結(jié)構(gòu)，硬齒面齒輪，滑移齒輪1采用非對稱布置（軸鋼性較大），齒輪2也采用非對稱布置（軸鋼性較大）取齒寬系，齒面嚙合類型 ：硬齒面，熱處理質(zhì)量級別 Q=ML齒輪1、2材料及熱處理 20CrMnTi齒輪1、2硬度取值范圍 HRC=5560 齒輪1、2接觸強度極限應(yīng)力 Hlim=1500MPa 齒輪5、6抗彎疲勞基本值FE=580MPa由機械設(shè)計表6-7，查得使用系數(shù)，試取動載荷系數(shù)，按齒輪在兩軸承中間非對稱布置，取齒向載荷分布系數(shù)，按齒面硬化，直齒輪，7級精度，取齒間載荷分布系數(shù)。 載荷系數(shù)節(jié)點區(qū)域系數(shù)材料的彈性系數(shù)接觸強度重合度系數(shù)接觸強度螺旋角系數(shù)重合、螺旋角系數(shù) 齒面接觸許用應(yīng)力 齒輪5、6的應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 接觸疲勞壽命系數(shù)由機械設(shè)計表6-11得（不允許有一定量點蝕） 查表得潤滑油膜影響系數(shù)工作硬化系數(shù) 最小安全系數(shù)接觸強度尺寸系數(shù) Zx=1.0 齒面接觸許用應(yīng)力：計算公式 齒寬，圓整取齒寬b=30,模數(shù),取m=6,由此可知大小齒輪直徑d=138mm。 按計算結(jié)果校核前面的假設(shè)是否正確： 齒輪節(jié)圓速度 由此可得 動載系數(shù) Kv=1.033。 圓周力 由此可知，原假設(shè)合理： 齒間分布載荷系數(shù) 重新設(shè)計后數(shù)據(jù)如下：載荷系數(shù)校核：公式如下： 結(jié)果： 齒輪的接觸疲勞強度安全。c)、齒根彎曲疲勞強度校核 計算公式 查表可知：齒輪5復(fù)合齒形系數(shù) Yfa5=2.72齒輪5應(yīng)力修正系數(shù) Ysa5=1.57齒輪6復(fù)合齒形系數(shù) Yfa6=3.58齒輪6應(yīng)力修正系數(shù) Ysa6=1.63抗彎強度重合度系數(shù) Y=0.72抗彎強度螺旋角系數(shù) Y=1.000抗彎強度重合、螺旋角系數(shù) Y=0.721按式計算彎曲疲勞許用應(yīng)力 查取齒輪材料彎曲疲勞極限應(yīng)力 壽命系數(shù)查表可知尺寸系數(shù) Yx=0.99 實驗齒輪的應(yīng)力修正系數(shù)YST=2.0彎曲疲勞強度安全系數(shù)一般取SF=1.25彎曲疲勞許用應(yīng)力 比較： 應(yīng)按大齒輪校核齒輪彎曲疲勞強度。校 核: 結(jié) 果：齒根彎曲疲勞強度校核滿足要求3、 齒輪3、4校核計算 由于齒輪3和齒輪4的轉(zhuǎn)速與齒輪相相同，且它們的材料和外形尺寸一樣，但它的輸入功率和輸入轉(zhuǎn)矩卻比齒輪2要小，而齒輪2已經(jīng)滿足齒面接觸疲勞強度和彎曲疲勞強度，所以同理可以推出齒輪3和齒輪4滿足設(shè)計要求。 結(jié)果： 強度校核滿足要求。4、 齒輪主要幾何參數(shù)表滑移齒輪1小齒輪2、3、4、5 6 61 0.250.25 23 311381861501981231713030六、 軸的設(shè)計及校核（一）、軸材料選擇由于該減速器中各軸所承受的載荷都很大，傳遞的轉(zhuǎn)矩較大，且又是在高速狀況下工作，運行平穩(wěn)，無很大的沖擊，但安裝齒輪的位置不對稱，對材料的剛度有一定的要求，考慮到加工的難易程度和工廠現(xiàn)有的材料，選擇40Cr.調(diào)質(zhì)處理，加工精度為7級。材料牌號: 40Cr熱處理: 調(diào)質(zhì)毛坯直徑/mm: 80硬度（HB）: 241286抗拉強度b: 750MPa屈服點s: 550 MPa彎曲疲勞極限-1: 350 MPa扭轉(zhuǎn)疲勞極限-1: 200 MPa許用靜應(yīng)力+1: 300 MPa許用疲勞應(yīng)力-1: 194233 Mpa（二）、 輸入軸的設(shè)計計算 1、輸入軸的基本技術(shù)參數(shù) 軸的轉(zhuǎn)向方式：雙向旋轉(zhuǎn) 軸的工作情況：無腐蝕條件 軸的轉(zhuǎn)速：n=437.5r/min 功率: P=57.5kW轉(zhuǎn)矩：T=1255000Nmm齒輪直徑d=138mm 2、軸上滑移齒輪和軸的力分析 圓周力 徑向力 軸向力 （由于是直齒輪，在該方向上齒輪沒有受力）初算最小直徑 圖1-3取軸承處（即A，B點）的直徑d=50mm取滑移部分（如危險截面C、D）花鍵分度圓直徑d=57.5mm軸的結(jié)構(gòu)簡圖如圖1-3所示：A、B 點在水平面的支承反力 危險截面C、D在水平面的彎矩 A、B點在垂直面的支承反力 危險截面C、D在垂直面的彎矩 危險截面C、D的合成彎矩 畫軸轉(zhuǎn)矩圖 畫當(dāng)量彎矩圖 校 核：C點的當(dāng)量彎矩 D點的當(dāng)量彎矩 取 結(jié) 果：軸的強度滿足要求。（三） 轉(zhuǎn)向軸設(shè)計計算1 軸的轉(zhuǎn)向方式：雙向旋轉(zhuǎn) 軸的工作情況：無腐蝕條件 軸的轉(zhuǎn)速：n=437.5r/min 功率: P=55.8kW轉(zhuǎn)矩：T=1218000Nmm齒輪直徑d=138mm 2、軸的力分析 圓周力 徑向力 軸向力 （由于是直齒輪，在該方向上齒輪沒有受力）法向力 取軸承處（即A，B點）的直徑d=45mm取導(dǎo)程部分（如危險截面C、D）花鍵分度圓直徑d=57.5mmA、B 點在水平面的支承反力 危險截面C、D在水平面的彎矩 A、B點在垂直面的支承反力 危險截面C、D在垂直面的彎矩 危險截面C、D的合成彎矩 畫軸轉(zhuǎn)矩圖 畫當(dāng)量彎矩圖 校 核： C點的當(dāng)量彎矩 顯然此軸的C點當(dāng)量彎矩小于傳動軸的C點當(dāng)量彎矩 ,故不用作校核 D點的當(dāng)量彎矩 由于D點不受轉(zhuǎn)矩 當(dāng)量彎矩等與合成彎矩 即 取 結(jié) 果：軸的強度滿足要求。（四） 轉(zhuǎn)向軸設(shè)計計算1 軸的轉(zhuǎn)向方式：雙向旋轉(zhuǎn) 軸的工作情況：無腐蝕條件 軸的轉(zhuǎn)速：n=437.5r/min 功率: P=54.1kW轉(zhuǎn)矩：T=1181000Nmm齒輪直徑d=138mm 2、軸的力分析 圓周力 徑向力 軸向力 （由于是直齒輪，在該方向上齒輪沒有受力）法向力 取軸承處（即A，B點）的直徑d=45mm取滑移部分（如危險截面C、D）花鍵分度圓直徑d=57.5mmA、B 點在水平面的支承反力 危險截面C、D在水平面的彎矩 A、B點在垂直面的支承反力 危險截面C、D在垂直面的彎矩 危險截面C、D的合成彎矩 畫軸轉(zhuǎn)矩圖 畫當(dāng)量彎矩圖 校 核：C點的當(dāng)量彎矩 顯然此軸的C點當(dāng)量彎矩小于傳動軸的C點當(dāng)量彎矩 ,故不用作校核 D點的當(dāng)量彎矩 由于D點不受轉(zhuǎn)矩 當(dāng)量彎矩等與合成彎矩 即 取 結(jié) 果：軸的強度滿足要求。（五） 輸出軸的設(shè)計計算 軸的轉(zhuǎn)向方式：雙向旋轉(zhuǎn) 軸的工作情況：無腐蝕條件 軸的轉(zhuǎn)速：n=324.5r/min 功率: P=52.5kW轉(zhuǎn)矩：T=1545000Nmm齒輪直徑d=186mm 2、軸的力分析 圓周力 徑向力 軸向力 （由于是直齒輪，在該方向上齒輪沒有受力）法向力 取軸承處（即A，B點）的直徑d=55mm取滑移部分（如危險截面C、D）花鍵分度圓直徑d=60mm軸的結(jié)構(gòu)簡圖如圖1-4所示：A、B 點支承反力 危險截面C、D的彎矩 畫軸轉(zhuǎn)矩圖 畫當(dāng)量彎矩圖 校 核：C點的當(dāng)量彎矩 D點的當(dāng)量彎矩 取 結(jié) 果：軸的強度滿足要求。 圖1-4七、 軸承的選擇及校核（一） 輸入軸承1的設(shè)計計算1、設(shè)計基本參數(shù)徑向力軸向力 Fa=0 N軸頸直徑 d1=50 mm轉(zhuǎn)速 n=437.5r/min要求壽命 Lh=3000 h（以兩年一次中修，每年工作360天，每天工作4小時）潤滑方式 油潤滑2、被選軸承信息由于沒有軸向力，且是高速運轉(zhuǎn)，在滿足強度的前提下一般都考慮用深溝球軸承，此種軸承噪聲低，使用壽命較長，精度高，價格低廉,互換性好。試選軸承型號6310軸承內(nèi)徑 d=50 mm軸承外徑 D=110 mm軸承寬度 B=27 mm基本額定動載荷 C=61800 N基本額定靜載荷 Co=38000 N極限轉(zhuǎn)速(油) nlimy=7000 r/min3、當(dāng)量動載荷接觸角 a=0 (度)負荷系數(shù) fp=1.2判斷系數(shù) e=0.16徑向載荷系數(shù) X=1軸向載荷系數(shù) Y=0當(dāng)量動載荷 軸承所需基本額定動載荷 C=61141.632 N校核：由式計算軸承壽命結(jié)果：選用深溝球軸承6310滿足要求（二） 輸入軸承2的設(shè)計計算 1、設(shè)計基本參數(shù)徑向力軸向力 Fa=0 N軸頸直徑 d1=50 mm轉(zhuǎn)速 n=437.5r/min要求壽命 Lh=3000 h（以兩年一次中修，每年工作360天，每天工作4小時）潤滑方式 油潤滑2、理由和選軸承1一樣。試選軸承：深溝球軸承軸承型號 6310和 軸承型號 6210軸承內(nèi)徑 d1=50 mm 軸承內(nèi)徑 d2=50 mm軸承外徑 D1=110mm 軸承外徑 D2=90 mm軸承寬度 B1=27mm 軸承寬度 B2=20 mm基本額定動載荷 C1=61800 N 基本額定動載荷 C2=35000N基本額定靜載荷 Co1=38000 N 基本額定靜載荷 Co2=23200 N極限轉(zhuǎn)速(油) nlimy=7000 r/min 極限轉(zhuǎn)速(油) nlimy=8500 r/min3、當(dāng)量動載荷接觸角 a=0度 接觸角 a=0 (度)負荷系數(shù) fp=1.2 負荷系數(shù) fp=1.2判斷系數(shù) e=0.271 判斷系數(shù) e=0.304徑向載荷系數(shù) X1=0.56 徑向載荷系數(shù) X2=0.56軸向載荷系數(shù) Y1=1.624 軸向載荷系數(shù) Y2=1.435當(dāng)量動載荷 軸承所需基本額定動載荷 C1=45199.236 N C2=42574.471 N校核：軸承 6310的壽命 軸承 6210的壽命 結(jié)果：軸承2選用軸承6310滿足要求。（三） 轉(zhuǎn)向軸軸承3，4，5，6的設(shè)計計算 由于轉(zhuǎn)向軸和輸入軸一樣都沒有軸向力，軸承3所受載荷最大，軸承3選用的是6209故軸承，計算過程略， 4、5、6只需要采用深溝球軸承6209不用作校核就可以滿足要求。 結(jié)果：軸承3，4，5，6選用軸承型號6209。（四） 輸出軸軸承7的設(shè)計計算 1、設(shè)計基本參數(shù)徑向力軸向力 Fa=0 N軸頸直徑 d1=55 mm轉(zhuǎn)速 n=324.6r/min要求壽命 Lh=3000 h 潤滑方式 油潤滑2、被選軸承信息由于其所受的徑向力很小，但又要保持其軸頸直徑，所以試選深溝球軸承6211軸承內(nèi)徑 d=55 mm軸承外徑 D=100 mm軸承寬度 B=21 mm基本額定動載荷 C=43200 N基本額定靜載荷 Co=29200 N極限轉(zhuǎn)速(油) nlimy=7500 r/min3、當(dāng)量動載荷接觸角 a=0 (度)負荷系數(shù) fp=1.2判斷系數(shù) e=0.16徑向載荷系數(shù) X=1軸向載荷系數(shù) Y=0當(dāng)量動載荷 軸承所需基本額定動載荷 C=13489.735 (N)校核：軸承壽命 軸承壽命 由此可知該軸承遠遠滿足要求，每次大修時也可以不必更換這個軸承。結(jié)果：軸承7選用6211。（五） 輸出軸軸承8的設(shè)計計算 1、設(shè)計基本參數(shù)徑向力 軸向力 Fa=0 N 軸頸直徑 d1=55 mm 轉(zhuǎn)速 n=324.6 r/min 要求壽命 Lh=3000 h 潤滑方式 油潤滑2、被選軸承信息試選軸承型號 6311軸承內(nèi)徑 d=55mm軸承外徑 D=120mm軸承寬度 B=29mm基本額定動載荷 C=71500 N基本額定靜載荷 Co=44800 N極限轉(zhuǎn)速(油) nlimy=6700 r/min3、當(dāng)量動載荷接觸角 a=0度負荷系數(shù) fp=1.2判斷系數(shù) e=0.16徑向載荷系數(shù) X=1軸向載荷系數(shù) Y=0當(dāng)量動載荷軸承所需基本額定動載荷 C=68785.076 (N)校核：軸承壽命 結(jié)果：軸承選用6311（六） 各軸承的參數(shù)如下表所示名稱軸承1軸承2軸承3軸承4軸承5軸承6軸承7軸承8軸承代號63106310620962096209620962116311軸頸直徑5050454545455555軸承外徑11011085858585100120軸承寬度2727191919192129八 花鍵的設(shè)計及校核（一）輸入軸花鍵設(shè)計參數(shù)及校核傳遞的轉(zhuǎn)矩 T = 1255000 Nmm模數(shù) m = 2.5 mm花鍵壓力角 = 30齒數(shù) z = 23分度圓直徑 D= 57.5 mm鍵齒工作高度 h = 2.50 mm鍵的長度 L = 52 mm不均勻系數(shù) = 0.75使用和制造情況 中等齒面熱處理 齒面經(jīng)熱處理移動情況 載荷作用下移動許用應(yīng)力 p = 45.0 MPa校核： 結(jié)果： p p 軸左段矩形花鍵連接（靜連接）校核計算：傳遞的轉(zhuǎn)矩 T = 1255000 Nmm花鍵參數(shù) NdDB = 842488 mm倒角c = 0.4 mm鍵齒的工作高度不均勻系數(shù) = 0.75鍵的長度L = 60 mm使用和制造情況中等，齒面經(jīng)熱處理，鍵系列采用中系列許用擠壓應(yīng)力范圍pp = 100140 MPa取許用應(yīng)力p = 120.0 MPa校 核：計算應(yīng)力結(jié)果： pp 滿足（二）傳動軸的花鍵設(shè)計參數(shù)及校核傳遞的轉(zhuǎn)矩 T = 1218000 Nmm模數(shù) m = 2.5 mm花鍵壓力角 = 30齒數(shù) z = 22分度圓直徑 D = 57.5 mm花鍵軸大徑直徑 Dmax = 60.0 mm鍵齒工作高度 h = 2.50 mm鍵的長度 L = 32 mm不均勻系數(shù) = 0.75使用和制造情況 中等齒面熱處理 齒面經(jīng)熱處理許用應(yīng)力 p = 120.0 MPa校核： 結(jié)果： p p 滿足要求（三）傳動軸的花鍵設(shè)計參數(shù)及校核傳遞的轉(zhuǎn)矩 T = 1181000 Nmm模數(shù) m = 2.5 mm花鍵壓力角 = 30齒數(shù) z = 22分度圓直徑 D = 57.5 mm花鍵軸大徑直徑 Dmax = 60.0 mm鍵齒工作高度 h = 2.50 mm鍵的長度 L = 32 mm不均勻系數(shù) = 0.75使用和制造情況 中等齒面熱處理 齒面經(jīng)熱處理許用應(yīng)力 p = 120.0 MPa校核： 結(jié)果： p p 滿足要求（四）輸出軸的花鍵設(shè)計參數(shù)及校核 軸右段花鍵傳遞的轉(zhuǎn)矩 T = 1545000 Nmm模數(shù) m = 2.5 mm花鍵壓力角 = 30齒數(shù) z = 23分度圓直徑 D = 57.5 mm花鍵軸大徑直徑 Dmax = 60.0 mm鍵齒工作高度 h = 2.50 mm鍵的長度 L = 32 mm不均勻系數(shù) = 0.75使用和制造情況 中等齒面熱處理 齒面經(jīng)熱處理許用應(yīng)力 p =120.0 MPa校核： 結(jié)果： p p 滿足要求 軸左段矩形花鍵連接（靜連接）校核計算： 傳遞的轉(zhuǎn)矩 T = 1545000 Nmm鍵系列采用輕系列花鍵參數(shù) NdDB = 846509 mm倒角c = 0.3 mm鍵齒的工作高度不均勻系數(shù) = 0.75鍵的長度L = 67 mm由于使用和制造情況良好，而且齒面經(jīng)熱處理查表可知許用擠壓應(yīng)力范圍p= 120200 MPa取許用應(yīng)力p = 160.0 MPa校核：計算應(yīng)力 結(jié)果： pp 滿足傳遞的轉(zhuǎn)矩 九、 減速器機體結(jié)構(gòu)尺寸如下名稱符號計算公式結(jié)果箱座厚度20箱蓋厚度10支架螺釘直徑M16支架螺釘數(shù)目查手冊4軸承旁聯(lián)結(jié)螺栓直徑M16蓋與座聯(lián)結(jié)螺栓直徑=（0.5 0.6）M10軸承端蓋螺釘直徑=（0.40.5）M10視孔蓋螺釘直徑=（0.30.4）M8定位銷直徑=（0.70.8）M8，至外箱壁的距離查手冊表11224，至凸緣邊緣距離查手冊表11220外箱壁至軸承端面距離=+（510）45大齒輪頂圓與內(nèi)箱壁距離1.210齒輪端面與內(nèi)箱壁距離10箱蓋，箱座肋厚98.5軸承端蓋外徑+（55.5）120軸承旁聯(lián)結(jié)螺栓距離120十、 潤滑與密封（一）、潤滑變速器潤滑采用稀油潤滑，潤滑形式是飛濺潤滑，主要靠輸出軸的旋轉(zhuǎn)來實現(xiàn)，潤滑油的量不能太多，一般在填充到輸出軸的中心平面，如果太多的話，齒輪在旋轉(zhuǎn)的時候噪音太大，而且功率損失也大。窺視孔：窺視孔用于檢查傳動零件的嚙合、潤滑及輪齒損壞情況，并兼作注油孔，可向減速器箱體內(nèi)注入潤滑油定位銷：對由箱蓋和箱座通過聯(lián)接而組成的剖分式箱體，為保證其各部分在加工及裝配時能夠保持精確位置，特別是為保證箱體軸承座孔的加工精度及安裝精度放油孔及放油螺塞：為排放減速器箱體內(nèi)污油和便于清洗箱體內(nèi)部，在箱座油池的最低處設(shè)置放油孔，箱體內(nèi)底面做成斜面，向放油孔方向傾斜12使油易于流出。通氣器：使箱體內(nèi)受熱膨脹的氣體自由排出，以保持箱體內(nèi)外壓力平衡，不致使?jié)櫥脱胤窒涿婊蜉S伸密封件處向外滲漏。（二）、密封 由于機箱是立式機箱，且整體密封性又較好，在軸輸入端與輸出端的線速度為1-2m/s，又在室外工作，有較多的灰塵和雨水外來雜質(zhì)，應(yīng)該具有良好的防塵，防水的功能，因此在選擇在輸入軸與輸出軸的密封處采用有副唇旋轉(zhuǎn)軸唇形密封圈的內(nèi)包骨架油封（FB 50X72X8）。此密封圈適用溫度及轉(zhuǎn)速范圍寬，成本低廉，檢修方便，密封性能好，壽命長，結(jié)構(gòu)緊湊，裝拆方便，互換性好。十一、 小結(jié)通過對運梁車的減速器設(shè)計，綜合運用機械設(shè)計、機械工程材料、畫法幾何、機械設(shè)計基礎(chǔ)、機械制造基礎(chǔ)和材料力學(xué)的知識和繪圖技能，完成傳動裝置的測繪與分析，通過這一過程使我全面了解一個機械產(chǎn)品所涉及的結(jié)構(gòu)、強度、制造、裝配以及表達等方面的知識，不僅培養(yǎng)了我的綜合分析、實際解決工程問題的能力，而且還培養(yǎng)了我的團隊協(xié)作精神。由于時間倉促和本人能力有限，如有誤漏欠妥之處，敬請各位老師指正批評。十二、參考文獻1 吳宗澤 主編.機械設(shè)計實用手冊.北京:高等教育出版社,2003.112 吳宗澤 主編.機械設(shè)計.北京:高等教育出版社,2001.73 卜 炎 主編.機械傳動裝置設(shè)計手冊.北京:機械工業(yè)出版社,1999.44 鄭文緯 主編.機械原理.北京: 高等教育出版社,1997.75 邱宣懷 主編.機械設(shè)計.北京: 高等教育出版社,1997.76 席偉光 主編.機械設(shè)計課程設(shè)計.北京:高等教育出版社,2003.27 陳家瑞 主編.汽車構(gòu)造.北京:機械工業(yè)出版社,2005.18 劉鴻文 主編.材料力學(xué).北京:高等教育出版社,2004.19 嚴霖元 主編.機械制造基礎(chǔ).南昌:江西農(nóng)業(yè)大學(xué)出版社2000.810 與永泗 主編.機械工程材料.大連:大連理工大學(xué)出版社2003.536