裝載機的終傳動結構設計學院：機械工程學院指導教師：實用文檔.實用文檔.畢業設計〔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裝載機開展史 2裝載機的分類 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 4輸入軸的設計 4.1尺寸設計 4.2按彎扭合成應力校核軸的強度 4.3精確校核軸的疲勞強度 4.4按照靜強度條件進行校核 215輸出軸的設計 235.1尺寸設計 23精確校核軸的疲勞強度 24結論 28致謝 29 實用文檔.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(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(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(3)從細微的方面改變裝載的系統以及結構。比方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(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實用文檔.(6)把裝載機的噪聲以及排放都進行降低，從而到達環保效果。現在隨著人們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次數以及維修時間從而到達最大限度地進行盡量，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。也十分大，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50000kW,行星齒輪減速器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重型連續型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。≤73007300<T。≤17600(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(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t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。(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，那么按600轉每分鐘來計算的輸如果條件為輸入軸扭矩，應將扭矩T轉化為功率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)或工作環境潮濕等場合，易使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(承載能實用文檔.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20°,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Z=20,查得13<Z。<20,故取Za=15。3.2按齒面接觸強度來進行設計u=Z/Za=30/15=2(1)確定公式內的各計算數值1〕試選載荷系數K?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φa4)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σHlim1-=600Mpa;大齒輪的接觸疲勞強度σHim2=550Mpa。6〕根據公式10-13計算齒輪的應力循環次數。N=60njL=601001×x8)39010?7〕由?機械設計?圖10-19取該接觸疲勞的壽命系數KH=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=2.25=2.&56.≠48mi5〕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查?機械設計?表10-2查得的使用系數為KA插值法查得6級精度。系數為K=K?K,KK=1.751×081=.326)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σpg?=380MPa小齒輪的彎曲疲勞強度極限為σpg=500MPa2〕由?機械設計?圖10-18得出彎曲疲勞壽命系數為KF=0.85,3〕計算出彎曲疲勞許用應力。根據實際情況再根據公式(10-12)得出計算4)計算載荷系數K。K=K?K,KK=1.781×081=1.285〕查取齒形系數。由?機械設計?表10-5查得Yral=2.97YFa?=2.52。6)查取應力校正系數。由?機械設計?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)實際計算經過2次計算對2個數據進行比擬，按齒面接觸疲勞強度計算出的模數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d?=119.62mm,算出小齒輪齒數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輸入軸的設計4.1尺寸設計4.1.1求出輸入軸的功率P?、轉速n?、和轉矩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di-π。為了使所選取的軸的直徑di-n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Ta=K?T,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,那么:Ta=K?T=1.9×2865000=544350按照公式計算轉矩Ta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630000Nmm。半聯軸器的孔徑d=80mm,故取直徑為di-n=80mm,半聯軸器的長度L=172mm,半聯軸器與軸配合的轂孔長度L?=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所示故取II-III段直徑為dn-m=95mm。半聯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2~3mm,所以取l,_=130mm。(2)初步選擇滾動軸承。因軸承只受徑向力作用，應選用深溝球軸承。參照工作要求并根據d,-m=95mm,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=95mm×130mm×18mm。右端深溝球軸承采用軸肩進行軸向定位，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蓋的寬度，故取l?-m=268mm。(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：L+L?+L?=197mm+164mm+255mm=616mm(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F在同一平面內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σ——軸的計算應力，MPa;M——軸所受的彎矩，N·mm;[o_]——對稱循環變應力時軸的許用彎曲應力，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，熱處理為調質處理，查表15-1查得4.3精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W=0.1d3=0.1×803=51200mm3抗扭截面系數W=0.2d3=0.2×803=102400mm3在截面Ⅱ的左側彎矩M為M=5372×102=547944N·mm在截面II上的扭矩T為T=286500N·mm在截面II上的彎曲應力選取軸的材料為40Cr,熱處理為調質處理，查機械設計查得：彎曲疲勞極限σ?=355MPa剪切疲勞極限r_=200MPa截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數Qo和Qr可按相關手冊查取。a?=1.96,a,=1.63又由相關手冊可查得軸的材料的敏感系數為：q=0.82、q=0.85故有效應力集中為：k,=1+q,(a,-1)=1+0.85(1.63-1)=1.54根據相關手冊查得尺寸系數ε。=0.65,外表質量系數為ε,=0.79軸按磨削加工，那么外表質量系數為β。=β=0.92;軸未經外表強化處理，即β。=1,那么又由碳鋼的特性系數：9=0.05:0.1,取φ=0.05于是，計算平安系數Sa的值，得：故可知其平安。②截面Ⅱ右側抗彎截面系數W=0.1d3=0.1×953=85737.5抗扭截面系數Wr=0.2d3=0.2×953=171475mm3mm3截面Ⅱ右側的彎矩M為Mπ右=5372×102=547944N·mm截面Ⅱ上的扭矩T為T=2865000N·mm截面Ⅱ上的彎曲應力截面Ⅱ上的扭轉切應有效應力集中為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根據相關手冊查得尺寸系數εo=0.63,外表質量系數為Er=0.77,那么綜于是，計算平安系數Sca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W=0.1d3=0.1×953=85737.5mm3抗扭截面系數Wr=0.2d3=0.2×953=171475mm3截面Ⅲ左側的彎矩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根據相關手冊查得尺寸系數εo=0.63,外表質量系數為Er=0.77,那么綜②截面Ⅲ右側抗彎截面系數W=0.1d3=0.1×1033=109272.7抗扭截面系數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根據相關手冊查得尺寸系數ε=0.61,外表質量系數為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W=0.1d3=0.1×1033=109272.7mm3mm2抗扭截面系數Wr=0.2d3=0.2×1033=2185mm2截面IV左側的彎矩M為：截面IV上的扭矩T為T=2865000N·mm截面IN上的彎曲應力因，D/d=103/95=1.08,經過插值后可查得：有效應力集中為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根據相關手冊查得尺寸系數εo=0.61,外表質量系數為εr=0.76,那么綜合故可知其平安。抗彎截面系數W=0.1d3=0.1×923=77868.8抗扭截面系數Wr=0.2d3=0.2×923=155737.6截面IV左側的彎矩M為：mm3mm3截面IV上的扭矩T為T=2865000N·mm截面IV上的彎曲應力截面IV上的扭轉切應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按靜強度條件進行校核選取軸的材料為40Cr,熱處理為調質處理，查機械設計查得：彎曲疲勞極限σ?=355MPa剪切疲勞極限r=200MPa抗扭屈服極限rs=(0.55-0.62)σs,Ts=0.58σs=0.58×355=206MPa(2)截面B處按靜強度條件進行校核按屈服強度設計的平安系數：故平安。至此，軸的設計完成。實用文檔.5輸出軸的設計尺寸設計1求輸出軸上的功率P?,轉速n?和轉矩T?假設取每一級齒輪的傳動效率(包括軸承效率在內)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所示輸出軸的最小直徑顯然就是安裝聯軸器位置的直徑di-。為了使所選的軸直徑djπ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Ta=K?T,查表14-1,考慮到它的轉矩變化和沖擊載荷大，T=KT=1.9×4729260=8985595mm(1)按照公式計算轉矩Tca應該不大于聯軸器公稱轉矩的條件，然后查標徑d=95mm,故取直徑為d=95mm,半聯軸器的長度L=180mm,半聯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,故軸環處的直徑du-m=102mm。軸環的寬度用式b≥1.4h,故取Lμ-m=10mm。(3)取安裝齒輪處的軸段Ⅲ-IV的直徑也