裝載機(jī)的輪邊減速器結(jié)構(gòu)設(shè)計

裝載機(jī)的終傳動結(jié)構(gòu)設(shè)計學(xué)院：機(jī)械工程學(xué)院指導(dǎo)教師：實用文檔.實用文檔.畢業(yè)設(shè)計〔論文〕外文摘要Abstract:ThisdesigncontentforthetransmissionstructuredesignofZL50loaderfinal,thedesignisdividedintothedesignofthewheelreducer,shaftandtheoutputshaftandinput,andthegeardesignofthethreemost.Loaderfinaldriveinthedriveaxle,sothedesignofthisdesigninfactanddriveaxlealmost,justdriveaxlewithdifferentialandthemaintransmissiondevice,thisdesignmainlytodesignreducer,finaldriveusingplanetarygearreducer.Thisdesigncanletmeknowmoreaboutthereducerandtheprincipleofthestructureandcharacteristicsofthedesignistheuseofconditionsofusecondition,loaderandjobcharacteristics,explainindetailthetransmissionscheme,andthedeterminationofmainparametersofretaining,ratio,gearmodulusselectionprocess,designoftheformertwo,afterapowershiftParametersofZL50loaderfinaldrivebasedonmachine,thecalculationandResearchonmatchingtheory.Inordertoverifythedesign,checkanddeterminethenumberofgearsandgearoftheplanetarygearinplanetarygear,thatmeetthedesignrequirements,andhasacertaineconomicandsocialvalueKeywords:ZL50;bridgedrive;loader;mechanismdesign實用文檔.1緒論 1裝載機(jī)開展史 2裝載機(jī)的分類 32輪邊減速器 4輪邊減速器的主要型式及其特性 4輪邊減速器的選用 52.3輪邊減速器的潤滑 53輪邊減速器齒輪的設(shè)計 73.1選定齒輪類型、精度等級、材料以及齒數(shù) 73.2按齒面接觸強(qiáng)度來進(jìn)行設(shè)計 73.3按齒輪的齒根彎曲強(qiáng)度來設(shè)計 93.4幾何尺寸的計算 4輸入軸的設(shè)計 4.1尺寸設(shè)計 4.2按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 4.3精確校核軸的疲勞強(qiáng)度 4.4按照靜強(qiáng)度條件進(jìn)行校核 215輸出軸的設(shè)計 235.1尺寸設(shè)計 23精確校核軸的疲勞強(qiáng)度 24結(jié)論 28致謝 29 實用文檔.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(1)大型和小型輪式裝載機(jī)，在近幾年的開展過程中，受到客觀條件及市場需(2)根據(jù)各生產(chǎn)廠家的實際情況，重新進(jìn)行總體設(shè)計，優(yōu)化各項性能指標(biāo)，強(qiáng)(3)從細(xì)微的方面改變裝載的系統(tǒng)以及結(jié)構(gòu)。比方裝載機(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)(5)利用電子技術(shù)及負(fù)荷傳感技術(shù)來實現(xiàn)變速箱的自動換擋及液壓變量系統(tǒng)的實用文檔.(6)把裝載機(jī)的噪聲以及排放都進(jìn)行降低，從而到達(dá)環(huán)保效果?，F(xiàn)在隨著人們來提高裝載機(jī)的使用壽命以及平安性(8)盡量減少裝載機(jī)的保養(yǎng)次數(shù)以及維修時間從而到達(dá)最大限度地進(jìn)行盡量，實用文檔.實用文檔.(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。也十分大，一些減速器的圓周速度到達(dá)140m/s,而有的減速器的圓周速度才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擬好器的傳動功率已到達(dá)1000KW,單級傳動效率到達(dá)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實用文檔.(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，另外它的傳動比范圍十分廣，其中它的傳動功率最高可到達(dá)50000kW,行星齒輪減速器2.2輪邊減速器的選用(1)首先根據(jù)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重型連續(xù)型K0.33<K.≤0.67<K,≤1≤0.25<K,≤0.5<K,≤八≤0.15<t./t.≤0.25<t。/t.≤八1250<T?！?3007300<T?！?7600(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(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t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。(6)所選用的減速器型號可以用型號標(biāo)記的方法來寫出。(7)假設(shè)輸入的轉(zhuǎn)速小于600轉(zhuǎn)每分鐘，那么按600轉(zhuǎn)每分鐘來計算的輸如果條件為輸入軸扭矩，應(yīng)將扭矩T轉(zhuǎn)化為功率P式中T——輸出扭矩(N*m);實用文檔.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。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(承載能實用文檔.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Z=20,查得13<Z。<20,故取Za=15。3.2按齒面接觸強(qiáng)度來進(jìn)行設(shè)計u=Z/Za=30/15=2(1)確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值1〕試選載荷系數(shù)K?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)φa4)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σHlim1-=600Mpa;大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度σHim2=550Mpa。6〕根據(jù)公式10-13計算齒輪的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)。N=60njL=601001×x8)39010?7〕由?機(jī)械設(shè)計?圖10-19取該接觸疲勞的壽命系數(shù)KH=0.90;KHN2=0.95。8〕計算齒輪的接觸疲勞的許用應(yīng)力。取失效概率為1%,平安系數(shù)S=1,由式(10-12)得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。b=①?·d?=0.&97mm7≈1A84〕計算齒輪的齒寬齒高的比齒高h(yuǎn)=2.25=2.&56.≠48mi5〕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查?機(jī)械設(shè)計?表10-2查得的使用系數(shù)為KA插值法查得6級精度。系數(shù)為K=K?K,KK=1.751×081=.326)按實際載荷系數(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σpg?=380MPa小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限為σpg=500MPa2〕由?機(jī)械設(shè)計?圖10-18得出彎曲疲勞壽命系數(shù)為KF=0.85,3〕計算出彎曲疲勞許用應(yīng)力。根據(jù)實際情況再根據(jù)公式(10-12)得出計算4)計算載荷系數(shù)K。K=K?K,KK=1.781×081=1.285〕查取齒形系數(shù)。由?機(jī)械設(shè)計?表10-5查得Yral=2.97YFa?=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Ysa=1.52Ysa?=1.625。7〕計算出大齒輪和小齒輪的并加以比擬。(2)實際計算經(jīng)過2次計算對2個數(shù)據(jù)進(jìn)行比擬，按齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算出的模數(shù)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d?=119.62mm,算出小齒輪齒數(shù)3.4幾何尺寸的計算(1)計算出分度圓的直徑d?=7m=24×5=12mid?=zm=48×5=24m(2)計算出齒輪中心距(3)計算出齒輪的寬度n0b=①d?=0.&120n0取B?=60mm,B?=65mm。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P?、轉(zhuǎn)速n?、和轉(zhuǎn)矩TP?=30KW,4.1.2初步確定軸的最小直徑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di-π。為了使所選取的軸的直徑di-n與聯(lián)軸器的孔以及直徑相適應(yīng)，所以同時要計算出聯(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Ta=K?T,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,那么:Ta=K?T=1.9×2865000=544350按照公式計算轉(zhuǎn)矩Ta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630000Nmm。半聯(lián)軸器的孔徑d=80mm,故取直徑為di-n=80mm,半聯(lián)軸器的長度L=172mm,半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L?=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所示故取II-III段直徑為dn-m=95mm。半聯(lián)軸器和軸配合轂孔的長度L=132mm,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2~3mm,所以取l,_=130mm。(2)初步選擇滾動軸承。因軸承只受徑向力作用，應(yīng)選用深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù)d,-m=95mm,由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0根本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度級的深溝球軸承61919,其尺寸為d×D×B=95mm×130mm×18mm。右端深溝球軸承采用軸肩進(jìn)行軸向定位，軸肩，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和前機(jī)蓋的寬度，故取l?-m=268mm。(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dmy=92mm;為了保證太陽輪和輸入軸通過花鍵的裝配，故取Lγy=65mm;為了保證輸入軸的正常裝配，取Lm-m=10mm。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(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：L+L?+L?=197mm+164mm+255mm=616mm(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F=0.3F=0.3×1790.6=5372N(3)軸xoz平面上受力分布及彎矩圖(如圖4-2):R?=R?+F=695+1080.64=1775.64N(4)在軸xoy平面上受力分布及彎矩圖(如圖4-2):R?=R+F=2969.81+1910=4879.81N(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F在同一平面內(nèi)的受力分布及彎矩圖(如圖4-2):R=R+F=537.2+654.29=1182.49N那么該平面內(nèi)彎矩為Mo=FL=537.2×197=105828.4N·mm(7)最后合成彎矩圖如圖〔4-2〕所示M=105828.4N·mm,M?=518291.81N·mm(8)扭矩圖如圖〔4-2〕所示：T=2865000N·mm4.2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σ——軸的計算應(yīng)力，MPa;M——軸所受的彎矩，N·mm;[o_]——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。C形狀為圓形，所以選用W=0.1d3。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)W=0.1d3=0.1×803=51200mm3抗扭截面系數(shù)W=0.2d3=0.2×803=102400mm3在截面Ⅱ的左側(cè)彎矩M為M=5372×102=547944N·mm在截面II上的扭矩T為T=286500N·mm在截面II上的彎曲應(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：彎曲疲勞極限σ?=355MPa剪切疲勞極限r(nóng)_=200MPa截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)Qo和Qr可按相關(guān)手冊查取。a?=1.96,a,=1.63又由相關(guān)手冊可查得軸的材料的敏感系數(shù)為：q=0.82、q=0.85故有效應(yīng)力集中為：k,=1+q,(a,-1)=1+0.85(1.63-1)=1.54根據(jù)相關(guān)手冊查得尺寸系數(shù)ε。=0.65,外表質(zhì)量系數(shù)為ε,=0.79軸按磨削加工，那么外表質(zhì)量系數(shù)為β。=β=0.92;軸未經(jīng)外表強(qiáng)化處理，即β。=1,那么又由碳鋼的特性系數(shù)：9=0.05:0.1,取φ=0.05于是，計算平安系數(shù)Sa的值，得：故可知其平安。②截面Ⅱ右側(cè)抗彎截面系數(shù)W=0.1d3=0.1×953=85737.5抗扭截面系數(shù)Wr=0.2d3=0.2×953=171475mm3mm3截面Ⅱ右側(cè)的彎矩M為Mπ右=5372×102=547944N·mm截面Ⅱ上的扭矩T為T=2865000N·mm截面Ⅱ上的彎曲應(yīng)力截面Ⅱ上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)有效應(yīng)力集中為ko=1+qo(ao-1)=1+0.82×(1.96-1)=1.79kr=1+q-(ar-1)=1+0.85×(1.62-1)=1.53根據(jù)相關(guān)手冊查得尺寸系數(shù)εo=0.63,外表質(zhì)量系數(shù)為Er=0.77,那么綜于是，計算平安系數(shù)Sca的值，得：故可知其平安。(2)截面Ⅲ處校核①截面Ⅲ左側(cè)抗彎截面系數(shù)W=0.1d3=0.1×953=85737.5mm3抗扭截面系數(shù)Wr=0.2d3=0.2×953=171475mm3截面Ⅲ左側(cè)的彎矩M為：截面Ⅲ上的扭矩T為T=2865000N·mm截面Ⅲ上的彎曲應(yīng)力ko=1+qo(ao-1)=1+0.82×(1.85-1)=1.70kx=1+q-(ar-1)=1+0.85×(1.25-1)=1.21根據(jù)相關(guān)手冊查得尺寸系數(shù)εo=0.63,外表質(zhì)量系數(shù)為Er=0.77,那么綜②截面Ⅲ右側(cè)抗彎截面系數(shù)W=0.1d3=0.1×1033=109272.7抗扭截面系數(shù)Wr=0.2d3=0.2×1033=218545.4mm3mm3ko=1+qo(ao-1)=1+0.82×(1.84-1)=1.69kr=1+q-(ar-1)=1+0.85×(1.20-1)=1.17根據(jù)相關(guān)手冊查得尺寸系數(shù)ε=0.61,外表質(zhì)量系數(shù)為ε,=0.76,那么綜合故可知其平安。(3)截面IV處校核抗彎截面系數(shù)W=0.1d3=0.1×1033=109272.7mm3mm2抗扭截面系數(shù)Wr=0.2d3=0.2×1033=2185mm2截面IV左側(cè)的彎矩M為：截面IV上的扭矩T為T=2865000N·mm截面IN上的彎曲應(yīng)力因，D/d=103/95=1.08,經(jīng)過插值后可查得：有效應(yīng)力集中為ko=1+qo(ao-1)=1+0.82×(1.84-1)=1.69kr=1+q-(ar-1)=1+0.85×(1.20-1)=1.17根據(jù)相關(guān)手冊查得尺寸系數(shù)εo=0.61,外表質(zhì)量系數(shù)為εr=0.76,那么綜合故可知其平安?？箯澖孛嫦禂?shù)W=0.1d3=0.1×923=77868.8抗扭截面系數(shù)Wr=0.2d3=0.2×923=155737.6截面IV左側(cè)的彎矩M為：mm3mm3截面IV上的扭矩T為T=2865000N·mm截面IV上的彎曲應(yīng)力截面IV上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)ko=1+go(ao-1)=1+0.82×(1.85-1)=1.70kr=1+q-(ar-1)=1+0.85×(1.26-1)=1.22按靜強(qiáng)度條件進(jìn)行校核選取軸的材料為40Cr,熱處理為調(diào)質(zhì)處理，查機(jī)械設(shè)計查得：彎曲疲勞極限σ?=355MPa剪切疲勞極限r(nóng)=200MPa抗扭屈服極限r(nóng)s=(0.55-0.62)σs,Ts=0.58σs=0.58×355=206MPa(2)截面B處按靜強(qiáng)度條件進(jìn)行校核按屈服強(qiáng)度設(shè)計的平安系數(shù)：故平安。至此，軸的設(shè)計完成。實用文檔.5輸出軸的設(shè)計尺寸設(shè)計1求輸出軸上的功率P?,轉(zhuǎn)速n?和轉(zhuǎn)矩T?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,那么P=Pn2=30×2472N2血(5.1.2初步確定輸出軸的最小直徑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所示輸出軸的最小直徑顯然就是安裝聯(lián)軸器位置的直徑di-。為了使所選的軸直徑djπ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Ta=K?T,查表14-1,考慮到它的轉(zhuǎn)矩變化和沖擊載荷大，T=KT=1.9×4729260=8985595mm(1)按照公式計算轉(zhuǎn)矩Tca應(yīng)該不大于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，然后查標(biāo)徑d=95mm,故取直徑為d=95mm,半聯(lián)軸器的長度L=180mm,半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L?=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du-m=102mm。軸環(huán)的寬度用式b≥1.4h,故取Lμ-m=10mm。(3)取安裝齒輪處的軸段Ⅲ-IV的直徑也