1、本 科 畢 業 設 計 (論 文)裝載機的終傳動結構設計Design of Final Drive Structure of Loader學 院： 機械工程學院 專業班級： 機械設計制造及其自動化 機械092 學生姓名： 李磊 學 號： 510910239 指導教師： 楊平 2013 年 5 月畢業設計（論文）中文摘要裝載機的終傳動結構設計摘 要：本次設計的內容為ZL50裝載機終的傳動結構設計，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部分。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，只是驅動橋有差速器以及主傳動裝置，本次設計主要圍繞減速器來設計

2、，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結構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，對整機進行了理論匹配計算和研究。為了檢驗設計的正確性，進行了行星排行星輪數目和齒輪齒數的確定和齒輪的校核，表明達到了設計要求，具有一定的經濟和社會價值。關鍵詞: ZL50；驅動橋；裝載機；機構設計畢業設計（論文）外文摘要Design of final drive structure of loaderAbstract: This

3、 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 the drive axle, so the design of this design in fact and drive ax

4、le almost, just drive axle 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 structure and characteristics of the design is the use of conditi

5、ons of use condition, loader and job characteristics, explain 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 shift. Parameters of ZL50 loader final drive based on machine, the ca

6、lculation 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 social value.Keywords: ZL50； bridge drive； loader； mechanism design目 錄

7、1 緒論11.1 裝載機發展史21.2 裝載機的分類32 輪邊減速器42.1 輪邊減速器的主要型式及其特性42.2 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計73.1 選定齒輪類型、精度等級、材料以及齒數73.2 按齒面接觸強度來進行設計73.3 按齒輪的齒根彎曲強度來設計93.4 幾何尺寸的計算104 輸入軸的設計114.1 尺寸設計114.2 按彎扭合成應力校核軸的強度144.3 精確校核軸的疲勞強度154.4 按照靜強度條件進行校核215 輸出軸的設計235.1 尺寸設計235.2 精確校核軸的疲勞強度24結論 28致謝 29參考文獻 30淮海工學院二一三屆本科

8、畢業設計（論文） 第30頁 共30頁1 緒論裝載機在港口、鐵路、水電、公路、礦山、建筑等建設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行鏟挖作業。如果將它的的工作裝置進行改變還可以起到起重、推土以及裝卸的作用。此外，在建設公路中，特別是在高級公路建設中，裝載機作用于路基工程的運輸、填埋、挖取以及混凝土料場的收集與裝取等作業。另外裝載機還可進行推運土壤、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點，所以它成為了工程施工

9、建設中的主要核心機械。國內 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結構相似，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過渡，各大主要制造廠不斷的進行技術創新以及改變，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上進行技術創新，解決了產品雷同的窘境，在這些年的研發里國內的裝載機發生了天大的變化，從低質量以及低價位的競爭之中閃亮走出，從而成為了

10、裝載機這一行業的領先者。（1）大型和小型輪式裝載機，在近幾年的發展過程中，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發展速度會越來越快。（2）根據各生產廠家的實際情況，重新進行總體設計，優化各項性能指標，強化結構件的剛度以及強度，這使現在的整機的穩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系統以及結構。比如裝載機的動力系統的減振，還有散熱系統等結構的優化、裝載機的工作裝置性能指標的優化及各方面的防塵、建設中的造型設計等等。（4）提高裝載機的穩定性和安全性能。讓駕駛室具備更多的功能，將駕駛室的環境變得和汽車差不多，這樣駕駛員才能

11、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，使駕駛員能夠隨時隨地的處于最佳工作狀態。（5）利用電子技術及負荷傳感技術來實現變速箱的自動換擋及液壓變量系統的應用，從而來提高工作效率，節約資源，以及裝載機工作中的成本。（6）把裝載機的噪聲以及排放都進行降低，從而達到環保效果?，F在隨著人們日益增強的環保意識，裝載機噪聲以及排放的降低工作已經一觸即發，很多的大城市都已經開始制定機動車的噪音、尾氣排放等標準，如果該工程機械在審查中若不符合國家制定的標準，它此地區的銷售將被限制。（7）現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安全性

12、。（8）盡量減少裝載機的保養次數以及維修時間從而達到最大限度地進行盡量，普遍采用電子監控及監視技術，更進一步的改善自動故障診斷系統，使駕駛員更輕松的解決不會的問題。1.1裝載機發展簡史 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。而自己帶有發動能力的裝載機，是在一九二零年的年初才出現的，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行操縱的。 但是到了一九三零年，研究人員對裝載機的結構設計進行了很大的改裝。直到一九三九年，先進的輪胎式裝載機才就此誕生，比如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

13、動以及前輪轉向。由于它的工作結構尺寸太小，所以它的穩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，裝載機的發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；裝載機的發動機反之移動到裝載機的后面，從而大大增加了裝載機的平衡性；為了讓駕駛員的工作更具有可靠性以及安全性，人們覺得柴油發動比汽油發動機要好所以就代替了汽油發動機。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

14、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，裝載機的發動機并不會因為阻力太大而停止工作。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。 一九六零年世界首臺鉸接式裝載機被研發出來了，這一研發使裝載機機械各個性能變得越來越優良，也從而彌補了裝載機的機動性差和穩定性不足的缺陷。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，電動輪裝載機出現了，這一出現是裝載機在歷史上的又一個突破，這使裝載機

15、的工作范圍更進一步的增加了。今后裝載機的發展的趨勢，是通過工作機構尺寸的增加和結構的改進，使裝載機的生產能力得到進一步的增加。 裝載機的結構和斗容漸漸的隨著改進和增加，使裝載機的工作范圍逐漸增大，那時最原始的裝載機是不可以進行挖鏟材料的，但是現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發展到了露天采礦。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

16、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。后來人們開始研究裝載機的行走部分，對它進行了結構的分析，從而裝載機的整體開始得到完善。一開始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。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發展。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

17、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結構來劃分的。以專用底盤或工業拖拉機為履帶式裝載機的基礎車，另外加上工作裝置和操縱系統組裝而成。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、動力裝置、傳動系統、轉向系統、車架、工作裝置和制動系

18、統等組成。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

19、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，減速器的結構設計幾乎相同。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

20、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，則該減速器的傳動結構會變得十分緊湊，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，導致發熱過多，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在了市面上。例如：

21、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達到1000KW，單級傳動效率達到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。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，另外它的傳動比范圍十分廣，其中它的傳動功率最高可達到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要小。目前行

22、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。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%） 重 型（40%）連續型（100%）KrKNtg/txTg0.330.250.1512500.33Kr0.670.25Kn0.50.15tg/tx0.251250Tg73000.67Kr10.5Kn0.750.25tg/tx0.47300Tg1760010.750.417600Tg50000（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

23、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，在每一工作循環內，連續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”中的范圍，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）若輸入的轉速小于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。如果已

24、知條件為輸入軸扭矩，應將扭矩T轉化為功率PP=Tn/9550i （kW）式中 T輸出扭矩（N*m）； n輸入轉速（r/min）； i總傳動比; 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用。齒輪減速器的潤滑油粘度，一般是根據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會增加，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（在停止工作時還有冷凝水）或工作環境潮濕等場合，易使油液乳化。故要求選

25、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。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）材料的選擇。根據表10-1選擇小齒輪材料為4

26、0Cr，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行設計用式進行計算，其中：齒數比（1）確定公式內的各計算數值1）試選載荷系數K1=1.32）計算齒輪傳遞的扭矩： 3）查機械設計表10-7選取齒寬系數d=0.54）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Hlim 1=600Mpa；大齒輪的接觸疲勞強度Hlim 2=550Mpa。6）根據公式10-13計算齒輪的應力循環次數。 7）由機械設計圖10-19取該接觸疲勞

27、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%，安全系數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

28、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）確定設計公式內的各個計算數值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。根據實際情況取彎曲疲勞的安全系數為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

29、 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個數據進行比較，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

30、大齒輪齒頂圓直徑：小齒輪 大齒輪以上設計環節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T1P1=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軸器的軸的直徑。為了使所選取的軸的直徑與聯軸器的孔以及直徑相適應，所以同時要計算出聯軸器的轉矩等參數以及聯軸器的型號。聯軸器計算轉矩，查機械設計表14-

31、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型彈性柱銷聯軸器，得到它的公稱轉矩是630000 N·mm。半聯軸器的孔徑d=80 mm，故取直徑為，半聯軸器的長度L=172 mm，半聯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）為了達到半聯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。半聯軸器和軸配合轂孔的長度，為了確保軸向定位可靠

32、以及軸端的擋圈壓在半聯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23 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，由軸承產品目錄中初步選取0基本游隙組、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，查得相關手冊，取端蓋的外端面與半聯軸器右端面之間的距離l=36 mm；考慮到軸承端蓋和前機蓋

33、的寬度，故取。（4）因該行星輪傳動系統為太陽輪浮動，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。4.1.4 軸上零件軸向定位半聯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

34、先根據軸的結構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）左端聯軸器屬于有彈性元件的彈性柱銷聯軸器，有方向不定徑向力，取（如圖4-2），則：（3）軸xoz平面上受力分布及彎矩圖（如圖4-2）:則B點處的彎矩（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）與聯軸器徑向力在同一平面內的受力分布及彎矩圖（如圖4-2）：則該平面內彎矩為（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

35、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。根據公式進行校核。軸的計算應力，MPa；M軸所受的彎矩，N·mm；T軸所受的扭矩, N·mm；W軸的抗彎截面系數,mm3；對稱循環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應力，故取=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處安全。4.3 精確校核

36、軸的疲勞強度（1）截面處的疲勞強度校核 截面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，表面質量系數為軸按磨削加工，則表面質量系數為；軸未經表面強化處理，即，則綜合系數

37、為：又由碳鋼的特性系數：，取，取于是，計算安全系數的值，得：故可知其安全。 截面右側抗彎截面系數抗扭截面系數截面右側的彎矩M為截面上的扭矩T為T=2865000 N·mm截面上的彎曲應力截面上的扭轉切應力因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，表面質量系數為，則綜合系數為：于是，計算安全系數的值，得： 故可知其安全。（2）截面處校核 截面左側抗彎截面系數抗扭截面系數截面左側的彎矩M為：截面上的扭矩T為T=2865000 N·mm截面上的彎曲應力截面上的扭轉切應力因r/d=2.5/95=0.0

38、26，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，表面質量系數為，則綜合系數為：于是，計算安全系數的值，得：故可知其安全。 截面右側抗彎截面系數抗扭截面系數截面右側的彎矩M為：截面上的扭矩T為T=2865000 N·mm截面上的彎曲應力截面上的扭轉切應力因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，表面質量系數為，則綜合系數為：于是，計算安全系數的值，得： 故可知其安全。(3) 截面處校核 截面左側抗彎截面系數抗扭截面系數截面左側的彎矩M為：截面上的扭矩T

39、為T=2865000 N·mm截面上的彎曲應力截面上的扭轉切應力因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，表面質量系數為，則綜合系數為：于是，計算安全系數的值，得：故可知其安全。 截面右側抗彎截面系數抗扭截面系數截面左側的彎矩M為：截面上的扭矩T為T=2865000 N·mm截面上的彎曲應力截面上的扭轉切應力因r/d=2.5/92=0.027，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，表面質量系數為，則綜合系數為：于是，計算安全系數的值，得

40、：故可知其安全。4.4 按靜強度條件進行校核(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，?。阂?，有，取，則按屈服強度設計的安全系數：故安全。（2）截面B處按靜強度條件進行校核最大彎曲應力最大扭轉應力按屈服強度設計的安全系數：故安全。至此，軸的設計完成。5 輸出軸的設計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（包括軸承效率在內）=0.97，則 P=P2=30×0.972kW=28.227kW又 5.1.2 初步確定輸出軸的最

41、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 輸出軸的裝配圖輸出軸的最小直徑顯然就是安裝聯軸器位置的直徑dI-II。為了使所選的軸直徑dI-II與聯軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯軸器型號。聯軸器計算轉矩，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

42、LH7型彈性柱銷聯軸器。半聯軸器的孔徑d=95 mm，故取直徑為，半聯軸器的長度L=180 mm，半聯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，故軸環處的直徑dII-III=102mm。軸環的寬度用式，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，所以該軸的長度應該略短于輪轂長度，故取lIII-IV=115mm。到此，已經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 精確校核軸的疲勞強度（1）截面II處校核 截面II左側因r/d=2.5/95=0.026，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，表面質量系數為，則綜合系數為：于是，計算安全系數的值，得：故可知其安全。 截面II右側因r/d=2.5/102=0.024，D/d=102/95=1.08,經過插值后