装载机的轮边减速器结构设计

装载机的终传动结构设计学院：机械工程学院指导教师：实用文档.实用文档.毕业设计〔论文〕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实用文档.1绪论 1装载机开展史 2装载机的分类 32轮边减速器 4轮边减速器的主要型式及其特性 4轮边减速器的选用 52.3轮边减速器的润滑 53轮边减速器齿轮的设计 73.1选定齿轮类型、精度等级、材料以及齿数 73.2按齿面接触强度来进行设计 73.3按齿轮的齿根弯曲强度来设计 93.4几何尺寸的计算 4输入轴的设计 4.1尺寸设计 4.2按弯扭合成应力校核轴的强度 4.3精确校核轴的疲劳强度 4.4按照静强度条件进行校核 215输出轴的设计 235.1尺寸设计 23精确校核轴的疲劳强度 24结论 28致谢 29 实用文档.国内ZL50型号的装载机生产厂家除了极个别厂家采用了自行研制生产的(1)大型和小型轮式装载机，在近几年的开展过程中，受到客观条件及市场需(2)根据各生产厂家的实际情况，重新进行总体设计，优化各项性能指标，强(3)从细微的方面改变装载的系统以及结构。比方装载机的动力系统的减振，还有散热系统等结构的优化、装载机的工作装置性能指标的优(5)利用电子技术及负荷传感技术来实现变速箱的自动换挡及液压变量系统的实用文档.(6)把装载机的噪声以及排放都进行降低，从而到达环保效果。现在随着人们来提高装载机的使用寿命以及平安性(8)尽量减少装载机的保养次数以及维修时间从而到达最大限度地进行尽量，实用文档.实用文档.(1)圆柱齿轮减速器：该类型的传动比一般都小于8,在这个条件下可选用单级圆柱齿轮减速器；当大于8时，最好选用二级圆柱齿轮减速器(传动比在8到40之间〕,当传动比大于40时，最好是三级圆柱齿轮减速器。也十分大，一些减速器的圆周速度到达140m/s,而有的减速器的圆周速度才速器在长度方向的尺寸比圆弧齿轮减速器大约长30%~40%。(2)蜗杆减速器：该类型的减速器一般用于的场合是在传动比大于10的时式。如果蜗杆减速器的蜗杆周围的速度小于4m/s时蜗杆在下式是采用的比拟好器的传动功率已到达1000KW,单级传动效率到达85%~90%,体积只有普通蜗杆减速器的50%~60%。(3)圆锥齿轮减速器：这种类型的减速器是用在输入轴的部位成相交的状实用文档.(4)行星齿轮减速器：传动效率高是行星齿轮减速器的最大特点，另外它的传动比范围十分广，其中它的传动功率最高可到达50000kW,行星齿轮减速器2.2轮边减速器的选用(1)首先根据实际使用情况，按表确定轮边减速器的工作制度表2-1。表2-1工作制度表工作制度重型连续型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)根据工作制度、总传动比、输入转速和功率，可在各产品“减速器承(3)检验输入轴的最大短暂扭矩。输入轴最大短暂扭矩，在每一工作循环内，连续作用时间不应超过工作时间t的3%,同时小齿轮进入啮合次数不应超过500次。(4)对于轴端需承受径向载荷者，应校验轴端径向载荷。(6)所选用的减速器型号可以用型号标记的方法来写出。(7)假设输入的转速小于600转每分钟，那么按600转每分钟来计算的输如果条件为输入轴扭矩，应将扭矩T转化为功率P式中T——输出扭矩(N*m);实用文档.喷油润滑要比油浴润滑条件好，所以选用油的粘度要稍大一些。在大气中水分多(在停止工作时还有冷凝水)或工作环境潮湿等场合，易使因轮齿齿面接触应力大，而且有滑动，故要求油膜应有做够的强度(承载能实用文档.输入功率大约30KW,输入转速1000r/min,传动比14,每天工作16小时，使用寿命10年(假设每年工作300天)。3.1选定齿轮类型、精度等级、材料以及齿数1〕减速器传动比i=14,故属于2级NGW型行星传动系统。2)该齿轮属于低速传动，以及方便加工，所以采用齿形角为20°,直齿传动，精度定位6级。3)材料的选择。根据表10-1选择小齿轮材料为40Cr,热处理使用调质硬度为280HBS,大齿轮材料为45钢，热处理为调质硬度为240HBS。查?渐开线行星齿轮传动设计?中图4-7a的Z=20,查得13<Z。<20,故取Za=15。3.2按齿面接触强度来进行设计u=Z/Za=30/15=2(1)确定公式内的各计算数值1〕试选载荷系数K₁2)计算齿轮传递的扭矩：3〕查?机械设计?表10-7选取齿宽系数φa4)查?机械设计?表10-6材料的单性影响系数选取5)查图10-21d按齿面的硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1-=600Mpa;大齿轮的接触疲劳强度σHim2=550Mpa。6〕根据公式10-13计算齿轮的应力循环次数。N=60njL=601001×x8)39010⁹7〕由?机械设计?图10-19取该接触疲劳的寿命系数KH=0.90;KHN2=0.95。8〕计算齿轮的接触疲劳的许用应力。取失效概率为1%,平安系数S=1,由式(10-12)得1〕试算齿轮的分度圆直径2〕计算齿轮的圆周速度V。3〕计算齿轮的齿宽b。b=①₄·d₄=0.&97mm7≈1A84〕计算齿轮的齿宽齿高的比齿高h=2.25=2.&56.≠48mi5〕计算齿轮的载荷系数。根据v=5.088m/s,6级精度，由图10-8查得动载系数为Kv查?机械设计?表10-2查得的使用系数为KA插值法查得6级精度。系数为K=K₁K,KK=1.751×081=.326)按实际载荷系数校正所计算得出的分度圆直径，由式(10-10a)得7〕计算齿轮的模数m。3.3按齿轮的齿根弯曲强度来设计根据公式10-5得出的弯曲强度的计算公式为(1)确定设计公式内的各个计算数值1)由?机械设计?图10-20c得大齿轮的弯曲强度极限为σpg₂=380MPa小齿轮的弯曲疲劳强度极限为σpg=500MPa2〕由?机械设计?图10-18得出弯曲疲劳寿命系数为KF=0.85,3〕计算出弯曲疲劳许用应力。根据实际情况再根据公式(10-12)得出计算4)计算载荷系数K。K=K₁K,KK=1.781×081=1.285〕查取齿形系数。由?机械设计?表10-5查得Yral=2.97YFa₂=2.52。6)查取应力校正系数。由?机械设计?表10-5查得Ysa=1.52Ysa₂=1.625。7〕计算出大齿轮和小齿轮的并加以比拟。(2)实际计算经过2次计算对2个数据进行比拟，按齿面接触疲劳强度计算出的模数能力主要由弯曲强度来决定，仅与齿轮直接(即模数与齿数的乘积)有关，可取由弯曲强度算得的模数4.68并就近圆整为标准值m=5mm,按接触强度算得的分度圆直径d₄=119.62mm,算出小齿轮齿数3.4几何尺寸的计算(1)计算出分度圆的直径d₄=7m=24×5=12mid₄=zm=48×5=24m(2)计算出齿轮中心距(3)计算出齿轮的宽度n0b=①d₄=0.&120n0取B₂=60mm,B₁=65mm。4输入轴的设计4.1尺寸设计4.1.1求出输入轴的功率P₁、转速n₁、和转矩TP₁=30KW,4.1.2初步确定轴的最小直径初步计算出轴的最小直径。轴的材料选用40Cr钢，热处理用调质处理。根据表15-3得A的值(126-103),由于该轴无轴向载荷，所以A取较大值，即A=115,于是得：我们知道输入轴的最小直径就是联轴器的轴的直径di-π。为了使所选取的轴的直径di-n与联轴器的孔以及直径相适应，所以同时要计算出联轴器的转矩等参数以及联轴器的型号。联轴器计算转矩Ta=K₄T,查?机械设计?表14-1,考虑到它的转矩变化和冲击载荷大，故取KA=1.9,那么:Ta=K₄T=1.9×2865000=544350按照公式计算转矩Ta应该不大于联轴器公称转矩的条件，然后查标准GB/T5014-2003或者相关手册，选用LH7型弹性柱销联轴器，得到它的公称转矩是630000Nmm。半联轴器的孔径d=80mm,故取直径为di-n=80mm,半联轴器的长度L=172mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度L₁=132。4.1.3根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度输入轴的装配方案如图4-1所示故取II-III段直径为dn-m=95mm。半联轴器和轴配合毂孔的长度L=132mm,为了确保轴向定位可靠以及轴端的挡圈压在半联轴器上但不压在轴端面上，故I-Ⅱ段长度应该比毂孔的长度略短2~3mm,所以取l,_=130mm。(2)初步选择滚动轴承。因轴承只受径向力作用，应选用深沟球轴承。参照工作要求并根据d,-m=95mm,由轴承产品目录中初步选取0根本游隙组、标准精度级的深沟球轴承61919,其尺寸为d×D×B=95mm×130mm×18mm。右端深沟球轴承采用轴肩进行轴向定位，轴肩，h故取8mm,故取〔3〕为了轴承端盖的方便拆装及便于对轴承添加润滑脂和前机盖的宽度，故取l₇-m=268mm。(4)因该行星轮传动系统为太阳轮浮动，故输入轴的IV-V段与太阳轮通过花键连接，查取相关手册选取小径d=92mm的花键，故IV-V段直径为dmy=92mm;为了保证太阳轮和输入轴通过花键的装配，故取Lγy=65mm;为了保证输入轴的正常装配，取Lm-m=10mm。半联轴器与轴的轴向定位采用平键连接，太阳轮与轴的轴向定位采用花键连接。4.1.5确定轴上圆角和倒角尺寸参考?机械设计?表15-2,输入轴I-II段的轴端倒角为2×45°,IV-V段的轴端倒角为2.5×45°,截面I处的轴肩圆角为R2,其余的轴肩圆角为R2.5。4.1.6输入轴的受力分析求出轴上的载荷首先根据轴的结构图做出轴的受力简图如何4-2;做出轴的弯矩图和扭矩图如图4-2所示(1)作为简支梁的轴的支撑跨距：L+L₂+L₃=197mm+164mm+255mm=616mm(2)左端联轴器属于有弹性元件的弹性柱销联轴器，有方向不定径向力F=0.3F=0.3×1790.6=5372N(3)轴xoz平面上受力分布及弯矩图(如图4-2):R₈=R₄+F=695+1080.64=1775.64N(4)在轴xoy平面上受力分布及弯矩图(如图4-2):R₂=R+F=2969.81+1910=4879.81N(5)根据2平面的受力弯矩初步合成弯矩图(如图4-2)(6)与联轴器径向力F在同一平面内的受力分布及弯矩图(如图4-2):R=R+F=537.2+654.29=1182.49N那么该平面内弯矩为Mo=FL=537.2×197=105828.4N·mm(7)最后合成弯矩图如图〔4-2〕所示M=105828.4N·mm,M₈=518291.81N·mm(8)扭矩图如图〔4-2〕所示：T=2865000N·mm4.2按弯扭合成应力校核轴的强度在按弯扭合成应力校核轴的强度时，通常我们一般只是校核轴上承受最大扭矩和弯矩的截面。根据公σ——轴的计算应力，MPa;M——轴所受的弯矩，N·mm;[o_]——对称循环变应力时轴的许用弯曲应力，按表15-1选用。C形状为圆形，所以选用W=0.1d³。因为选定的轴材料是40Cr钢，热处理为调质处理，查表15-1查得4.3精确校核轴的疲劳强度(1)截面Ⅱ处的疲劳强度校核①截面Ⅱ左侧抗弯截面系数W=0.1d³=0.1×80³=51200mm³抗扭截面系数W=0.2d³=0.2×80³=102400mm³在截面Ⅱ的左侧弯矩M为M=5372×102=547944N·mm在截面II上的扭矩T为T=286500N·mm在截面II上的弯曲应力选取轴的材料为40Cr,热处理为调质处理，查机械设计查得：弯曲疲劳极限σ₁=355MPa剪切疲劳极限r_=200MPa截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数Qo和Qr可按相关手册查取。a₄=1.96,a,=1.63又由相关手册可查得轴的材料的敏感系数为：q=0.82、q=0.85故有效应力集中为：k,=1+q,(a,-1)=1+0.85(1.63-1)=1.54根据相关手册查得尺寸系数ε。=0.65,外表质量系数为ε,=0.79轴按磨削加工，那么外表质量系数为β。=β=0.92;轴未经外表强化处理，即β。=1,那么又由碳钢的特性系数：9=0.05:0.1,取φ=0.05于是，计算平安系数Sa的值，得：故可知其平安。②截面Ⅱ右侧抗弯截面系数W=0.1d³=0.1×95³=85737.5抗扭截面系数Wr=0.2d³=0.2×95³=171475mm³mm³截面Ⅱ右侧的弯矩M为Mπ右=5372×102=547944N·mm截面Ⅱ上的扭矩T为T=2865000N·mm截面Ⅱ上的弯曲应力截面Ⅱ上的扭转切应有效应力集中为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根据相关手册查得尺寸系数εo=0.63,外表质量系数为Er=0.77,那么综于是，计算平安系数Sca的值，得：故可知其平安。(2)截面Ⅲ处校核①截面Ⅲ左侧抗弯截面系数W=0.1d³=0.1×95³=85737.5mm³抗扭截面系数Wr=0.2d³=0.2×95³=171475mm³截面Ⅲ左侧的弯矩M为：截面Ⅲ上的扭矩T为T=2865000N·mm截面Ⅲ上的弯曲应力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根据相关手册查得尺寸系数εo=0.63,外表质量系数为Er=0.77,那么综②截面Ⅲ右侧抗弯截面系数W=0.1d³=0.1×103³=109272.7抗扭截面系数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根据相关手册查得尺寸系数ε=0.61,外表质量系数为ε,=0.76,那么综合故可知其平安。(3)截面IV处校核抗弯截面系数W=0.1d³=0.1×103³=109272.7mm³mm²抗扭截面系数Wr=0.2d³=0.2×103³=2185mm²截面IV左侧的弯矩M为：截面IV上的扭矩T为T=2865000N·mm截面IN上的弯曲应力因，D/d=103/95=1.08,经过插值后可查得：有效应力集中为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根据相关手册查得尺寸系数εo=0.61,外表质量系数为εr=0.76,那么综合故可知其平安。抗弯截面系数W=0.1d³=0.1×92³=77868.8抗扭截面系数Wr=0.2d³=0.2×92³=155737.6截面IV左侧的弯矩M为：mm³mm³截面IV上的扭矩T为T=2865000N·mm截面IV上的弯曲应力截面IV上的扭转切应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按静强度条件进行校核选取轴的材料为40Cr,热处理为调质处理，查机械设计查得：弯曲疲劳极限σ₁=355MPa剪切疲劳极限r=200MPa抗扭屈服极限rs=(0.55-0.62)σs,Ts=0.58σs=0.58×355=206MPa(2)截面B处按静强度条件进行校核按屈服强度设计的平安系数：故平安。至此，轴的设计完成。实用文档.5输出轴的设计尺寸设计1求输出轴上的功率P₂,转速n₂和转矩T₂假设取每一级齿轮的传动效率(包括轴承效率在内)η=0.97,那么P=Pn²=30ײ472N2血(5.1.2初步确定输出轴的最小直径初步计算出轴的最小直径。轴的材料选用40Cr钢，热处理用调质处理。根据表15-3得A的值(126-103),由于该轴无轴向载荷，所以A取较大值，即A=120,于是得：5.1.3根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度输出轴的装配方案如图5-1所示输出轴的最小直径显然就是安装联轴器位置的直径di-。为了使所选的轴直径djπ与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器计算转矩Ta=K₄T,查表14-1,考虑到它的转矩变化和冲击载荷大，T=KT=1.9×4729260=8985595mm(1)按照公式计算转矩Tca应该不大于联轴器公称转矩的条件，然后查标径d=95mm,故取直径为d=95mm,半联轴器的长度L=180mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度L₁=175。(2)齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩的高度用式h>0.07d,去h=7mm,故轴环处的直径du-m=102mm。轴环的宽度用式b≥1.4h,故取Lμ-m=10mm。(3)取安装齿轮处的轴段Ⅲ-IV的直径也