大功率減速器液壓加載試驗臺機械系統(tǒng)設計【說明書+CAD】,說明書+CAD,大功率減速器液壓加載試驗臺機械系統(tǒng)設計【說明書+CAD】,大功率,減速器,液壓,加載,試驗臺,機械,系統(tǒng),設計,說明書,仿單,cad 遼寧工程技術大學畢業(yè)設計（論文） 前言 減速器是機械系統(tǒng)重要組成部件之一。通常，在出廠前減速器都要做出廠試驗，如加載實驗等。 液壓傳動具有易于實現(xiàn)直線運動、功率質量之比大，動態(tài)響應快等優(yōu)點，在工程機械、冶金、農林、實驗設備、航空航天、仿真運動平臺和武器裝備等領域得到了廣泛應用。液壓傳動作為動力控制與控制技術的重要部分，對工業(yè)和國防技術進步和發(fā)展起到了很大的推動作用，是現(xiàn)代機械的基本要素和工程控制的關鍵技術之一。液壓加載系統(tǒng)能實現(xiàn)較大范圍內比較方便地實現(xiàn)無級調速，體積小、重量輕、結構緊湊，易于實現(xiàn)過載保護。液壓加載系統(tǒng)存在液壓傳動效率低、噪聲大、成本高、成本高、泄露污染環(huán)境等缺點降低了它的競爭力。 為提高液壓傳動的核心競爭力，擴大其應用領域，因此應抓住主要的核心技術問題，改進技術，不斷改進自身缺點，發(fā)揮自身優(yōu)勢，使液壓傳動創(chuàng)造新的活力，以滿足未來發(fā)展的需要。對液壓系統(tǒng)設計要求環(huán)保與節(jié)能并行,不僅滿足環(huán)境目標,考慮回收利用率,資源,能源的有效利用率,以達到環(huán)境保護和資源優(yōu)化應用的效應.從液壓工業(yè)發(fā)展帶來的環(huán)境污染,資源枯竭,生態(tài)破壞等諸多問題的方面來看有著重要的現(xiàn)實意義. 要實現(xiàn)液壓技術綠色化，液壓技術必須充分發(fā)揮自身優(yōu)點和借鑒其他領域的先進技術成果，對自身進行引進和創(chuàng)新，以提高液壓元件和系統(tǒng)性能，降低成本，并符合節(jié)能、環(huán)保和可持續(xù)發(fā)展的要求才能保持強大競爭力和不斷擴大應用領域。 1 緒言 1.1 加載技術的發(fā)展狀況 目前使用的加載方式有多種，如伺服加載加載系統(tǒng)、摩擦加載加載系統(tǒng)及液壓加載加載系統(tǒng)等。伺服加載系統(tǒng)有可分為液壓加載伺服加載系統(tǒng)、氣動伺服加載系統(tǒng)和電動伺服加載系統(tǒng)等。如電液伺服加載系統(tǒng)具有高響應、高精度、高功率重量比和大功率輸出的優(yōu)點，在國防軍事武器、航空航天、船舶、冶金等許多領域發(fā)揮著重要的作用，隨著機械工作精度、響應速度和自動化程度的提高，電液伺服系統(tǒng)比與以往相比，應用環(huán)境和任務更為復雜，普遍存在較大程度的參數(shù)變化和外負載干擾（有時還存在多對象間的干擾）；摩擦加載這種方式在摩擦過程中損失了大量的能量,造成了能量的大量的流失,近而效率低.液壓加載系統(tǒng)能實現(xiàn)較大范圍內比較方便地實現(xiàn)無級調速，體積小、重量輕、結構緊湊、慣性小，操縱、控制簡單、省力，易于實現(xiàn)過載保。 1.2液壓技術的發(fā)展狀況 液壓傳動具有易于實現(xiàn)直線運動、功率質量之比大，動態(tài)響應快等優(yōu)點，在工程機械、冶金、農林、實驗設備、航空航天、仿真運動平臺和武器裝備等領域得到了廣泛應用。液壓傳動作為動力控制與控制技術的重要部分，對工業(yè)和國防技術進步和發(fā)展起到了很大的推動作用，是現(xiàn)代機械的基本要素和工程控制的關鍵技術之一。 當前，液壓技術在實現(xiàn)高壓、高速、大功率、低噪聲、高度集成化等方面都取得了較大進展，在完善比例控制、伺服控制、數(shù)字控制技術方面也有很大成就。此外，在液壓元件和液壓系統(tǒng)的計算機輔助設計、計算機仿真和優(yōu)化以及微機控制等開發(fā)性工作方面，日益顯示出顯著成果。 1.3液壓傳動系統(tǒng)存在的不足與解決方法 液壓系統(tǒng)的工作過程是傳動裝置將原動機的輸出能量轉化為液壓能，并通過執(zhí)行機構做功的過程。在這一次過程中存在著多次的能量轉換，在能量轉換的過程中，每個環(huán)節(jié)都存在能量的損失，因此我們有必要分析一下能量損失的原因： 液壓泵、液壓缸、液壓馬達作為能量轉換元件把機械能轉換成液壓能，它們對整個液壓系統(tǒng)的總效率影響最大，在能量轉換過程中，它不可避免的存在能量的損耗，主要是泄露產生的流量損耗和有相對運動的表面間由于摩擦所產生的機械損耗，也都要消耗能量，從而造成系統(tǒng)的效率降低；液壓源和負載特性不適應造成匹配損失，（如液壓系統(tǒng)的輸出壓力，輸出流量與執(zhí)行元件所需的壓力、流量不匹配。當流量不匹配時，產生溢流損失；當壓力不匹配，產生壓力損失。匹配程度越低，系統(tǒng)效率就越低，能力損失就必然越大。液壓控制元件、輔助元件及結構布局所造成的能量損失。 綜合上所述，液壓系統(tǒng)在工作時，存在著多種壓力損失、容積損失和機械損失，這些損失造成總的能量損失，其中大部分轉變成為熱能，使系統(tǒng)溫度升高，從而造成液油的老化。誘發(fā)各種故障，影響液壓元件的使用壽命和系統(tǒng)工作時間的可靠性，同時也浪費了大量的能量。 因此，在設計液壓系統(tǒng)時，我們可以采取相應的措施來減少系統(tǒng)的能量損失，提高系統(tǒng)效率達到節(jié)能的目的。 如在液壓系統(tǒng)中大多數(shù)采用變量泵，這類泵能夠根據(jù)工況的要求自動調節(jié)排量的大小，減少流量的損失，從而提高整個液壓系統(tǒng)的效率，減少能量的損耗；液壓缸和液壓馬達也是液壓系統(tǒng)中能量損耗較大的元件，在選擇液壓缸和液壓馬達時，要注意液壓缸、液壓馬達與泵的流量相匹配，在滿足工作系統(tǒng)工作的前提下，使能量不至大量損失；應根據(jù)系統(tǒng)中閥類元件的相應位置和可能出現(xiàn)的最大壓力及流量來確定其規(guī)格，其不宜過大或過??；對于低壓大流量的液壓系統(tǒng)，一般采用大流量的液壓泵，如果采用低壓蓄能器來增加短時大流量的液壓泵，可以大大節(jié)省能源、降低溫升同時蓄能器也能緩和沖擊、吸收壓力脈沖。使系統(tǒng)運行更平穩(wěn)；在液壓系統(tǒng)中液壓泵的工作條件也極為嚴格，不但要求壓力大、轉速高、溫度高，而且油液在被吸入和由泵壓出，要受到剪力作用，所以一般根據(jù)泵的要求來確定液壓油的粘度。 在液壓傳動領域實現(xiàn)高效節(jié)能的途徑主要為：通過改進結構設計等以減少能量損失，提高能量的利用率，借助于輔助設備實現(xiàn)能量回收使得能量再次被利用。 減少能量損失的傳動方法主要集中在系統(tǒng)結構設計、采用元件、使用介質等方面來考慮。在系統(tǒng)結構設計上：設計合理的液壓回路，最大限度地減少由于液壓元件的布局而產生的能量損失；在元件選擇上，采用節(jié)能變頻交流電動機驅動液壓泵來代替原來直流電動機的驅動方式，盡可能選取具有高頻率的液壓泵、閥等減少壓力和溢流損失；在介質的使用上：使用具有良好粘溫特性的介質避免低溫時粘度過高引起壓力損失和高溫時壓力過小導致泄露加劇。另外還可以借助于儲能器存儲液壓能，長時間小流量需求時可關閉電機的運行，短時間大流量需求可減少驅動功率實現(xiàn)節(jié)能的目的。如今在系統(tǒng)中存在著較多的剩余液壓能，如一些化工行業(yè)廢液中液壓能、大型試驗臺白白溢流掉的液壓能?；厥蘸屠眠@些能量是非常有價值的。 展望未來，液壓傳動的主要競爭者是電氣傳動和機械傳動。在當今科學技術飛速發(fā)展的情況下，要實現(xiàn)液壓技術綠色化，液壓技術必須充分發(fā)揮自身優(yōu)點和借鑒其他領域的先進技術成果，對自身進行引進和創(chuàng)新，以提高液壓元件和系統(tǒng)性能，降低成本，并符合節(jié)能、環(huán)保和可持續(xù)發(fā)展的要求才能保持強大競爭力和不斷擴大應用領域。 2 方案設計 設計任務：要求對220千瓦的大功率減速器進行加載試驗，我列出了以下幾種加載方案，進行比較，用以參考。 方案（一） 伺服加載系統(tǒng) （1）氣動伺服加系統(tǒng)載： 輸出力矩較大，但機械結構、工藝操作復雜，重量體積大，功耗和噪聲大，能源利用率低，而且它們與主控制器可傳遞的信息量小、簡單，響應慢，精度與可靠性也不高，摩擦力較大啟動緩慢，同時還需要一套油泵、泵站和相應的油路支持，容易漏氣漏油，對氣體或油液中的污染物比較敏感，經常發(fā)生故障，維修修理不方便，從、而大大提高了成本。（2）電動加載系統(tǒng)的特點： 響應快、機械結構、工藝流程相對簡單，重量體積小，易于控制器通訊，精度和可靠性高，但它的輸出力矩較小，頻寬較低、功率密度較小。 根據(jù)上訴優(yōu)缺點可知，在要求輸出力或力矩較小且加載精度要求比較高時使用電動加載。 （3）電液伺服加載系統(tǒng)： 有高響應、高精度、高功率重量比和大功率輸出的優(yōu)點，在國防軍事武器、航空航天、船舶、冶金等許多領域發(fā)揮著重要的作用。 隨著機械工作精度、響應速度和自動化程度的提高，電液伺服系統(tǒng)比與以往相比，應用環(huán)境和任務更為復雜，普遍存在較大程度的參數(shù)變化和外負載干擾（有時還存在多對象間的干擾）。 方案（二） 摩擦加載 摩擦加載系統(tǒng)： 利用摩擦片相互摩擦對系統(tǒng)進行加載摩擦。這種加載方式浪費了大量的材料，而且在摩擦過程中損失了大量的能量,造成了能量的大量的流失,，不符合環(huán)保要求，并且效率低。 方案（三） 液壓加載 液壓加載系統(tǒng)： 利用節(jié)流閥對系統(tǒng)進載。 對節(jié)流閥的性能要求是：要有足夠寬的流量調節(jié)范圍，微量調節(jié)性能要好；流量要穩(wěn)定，受溫度變化的影響要?。阂凶銐虻膹姸?；行堵塞性要好，節(jié)流損失要小。但存在液壓傳動效率低、噪聲大、成本高、成本高、泄露污染環(huán)境等缺點降低了它的競爭力。 以上的幾種方案存在著許多不足之處，因此都有待于進一步完善，綜合比較而言，液壓加載系統(tǒng)組成元件體積小、重量輕、結構緊湊、慣性小，操縱、控制簡單、省力，易于實現(xiàn)過載保護，液壓元件之間能實現(xiàn)自動潤滑液壓元件的使用壽命長，但存在液壓傳動效率低、噪聲大、成本高、成本高、泄露污染環(huán)境等缺點降低了它的競爭力。 根據(jù)設計要求，我設計了如下圖所示的液壓加載試驗臺系統(tǒng)。 總體系統(tǒng)圖如下圖所示： 1.雙向變量馬達 2.聯(lián)軸器 3.傳感器 4.變速器 5.減速器 6.增速器7.雙向變量加載泵 8.單向閥 9.蓄能器 10.壓力計 11.輔助泵 12.電動機13.安全閥 14.油箱 原理：馬達1和加載泵7組成的主回路為開式回路，油箱14供油給加載泵7，啟動時，電動機12帶動輔助泵11驅動馬達1運行，馬達1帶動變速器4、減速器5、增速器6，進而驅動加載泵7啟動，之后油箱14供油給加載泵對減速器5進行加載，輔助泵11作為輔助動力源，用于補償在系統(tǒng)中能量的損失，變速器4起到變速變扭的作用，蓄能器9用于穩(wěn)定液壓沖擊。 本設計實現(xiàn)了能量的回收，實現(xiàn)了能量的二次再利用，利用輔助泵對系統(tǒng)進行補油，提高了能量的利用率，通過改進結構設計等以減少能量損失，借助于輔助設備實現(xiàn)能量回收使得能量再次被利用。該液壓加載系統(tǒng)不僅滿足環(huán)境目標,考慮回收利用率,資源,能源的有效利用率,達到環(huán)境保護和資源優(yōu)化應用的效應。 3 大功率減速器設計 大功率減速器設計：參照ZSY型三級減速器部分參數(shù)進行設計， 減速器公稱輸入功率 ，公稱輸入轉速 輸出轉速 ，公稱傳動比 ， 3.1 三級減速器傳動比的分配： 按等強度分配： ， 式中 ， ——高、中、低速級中心距（㎜）； ——分別為總傳動比和高、中、低速級傳動比； ——高、中、低速級齒輪的接觸疲勞極限（）; 設 ， ， 根據(jù)逼近原則，選，， ； 3.2 傳動裝置的效率: 按《機械設計課程設計》表4.2-9?。郝?lián)軸器效率 ＝0.994 ， 齒輪嚙合效率 （齒輪精度為8級）＝0.97 滾動軸承效率 ＝0.98 3.3 減速器各軸運動及動力參數(shù)計算 0軸：（即減速器輸入軸） P= 50kw n＝1500r/min T=9.55P/n=9.55×50×10/1500＝318.3N.m Ⅰ軸（減速器中間軸）： P== 50×0.97×0.98＝47.53kw n==1500/3.42＝438.60r/min T=9.55×P/n=9.55×47.53×10/438.60＝1034.91 N·m Ⅱ軸（減速器中間軸）： P= =47.53×0.97×0.98＝45.18 kw n==438.60/2.91=150.72 r/min T=9.55×P/=9.55×45.18×103/150.72=2862.72N.m Ⅲ軸（減速器輸出軸）： ==45.18×0.97×0.98= 42.96 kw 150.72/2.81=53.64r/min T=9.55×P/n=9.55×42.96×103/53.64=7648.55 N.m 計算結果匯總列表如下： 3.4 傳動零件的設計計算 3.4.1 減速器高速級齒輪傳動計算 選擇材料及熱處理方法 查表8-17（p174） 小齒輪： 45號鋼 調質HBS=245-275 HBS 大齒輪： 45號鋼 正火HBS=210-240 HBS 按齒根彎曲疲勞強度設計計算: 采用斜齒圓柱齒輪傳動，按V=(0.012～0.021)n=5.79～10.14 m/s, 估取圓周速度 7.5 m/s, 參考表8-14，8-15選取第Ⅱ公差組8級 小齒輪分度圓直徑由式8-77得 齒寬系數(shù)查表8-23按齒輪相對軸非對稱布置取=0.8 小齒輪齒數(shù)，按推薦值20—40中選=24 大齒輪齒數(shù)=×=3.42×24=82.08,圓整取=83， 傳動比= / =83/24=3.46 傳動比誤差=3.50-3.46/3.50=0.09，誤差在5%范圍內，合適 小輪轉矩=9.55 / =9.55×10×50/1500=318300 N·㎜ 載荷系數(shù)K K=KKKK 使用系數(shù) K 查表8-20 K=1.00 動載荷系數(shù)K 初值查圖 8-57 K=1.22 齒向載荷分布系數(shù) 查圖 8-60得=1.12 齒間載荷分配系數(shù)的初值，初選 由式8-55和8-56得 =+=[1.88-3.2（1/+1/）]+ =1.67＋1.41=3.08 查表8-21插值得K＝1.42 載荷系數(shù)K初值K=1×1.22×1.12×1.42=1.94 彈性系數(shù)查表8-22得＝189.8 節(jié)點影響系數(shù)Z 查圖8-64（X=X=0）得Z=2.45 重合度系數(shù)查圖8-65，=0.77 螺旋角系數(shù)=0.99 許用接觸應力[]由式[]=.ZZ/S 接觸疲勞極限應力、查圖8-69 ＝570 N/㎜ ＝460 N/㎜ 應力循環(huán)次數(shù)由式8-70得 N=60nj=60×1500×1×8×300×8＝1.73×109 N= N/＝1.73×/3.46=5× 查圖8-70接觸強度壽命系數(shù)Z Z Z = Z=1 硬化系數(shù)Z查圖8-71及說明Z=1.15 接觸強度安全系數(shù)S查表8-27按一般可靠度S=1.0～1.1取 S=1.0 []=570×1×1.15/1.0＝656 N/mm []=460×1×1.15/1.0＝529 N/mm 的設計初值 95.94㎜ 模數(shù)：m=/ = 95.94/24=3.62 圓整取模數(shù)m =4 中心距a=m (+)/(2)=4×107/2=219.63㎜ 分度圓螺旋角 = 小輪分度圓直徑的計算㎜ 圓周速度V=/60000=3.14×98.53×1500/60000=7.74m/s與估取的值相近.對K取值影響不大不必修正取K=K=1.22 齒間載荷分配系數(shù) =+ = [1.88-3.2（1/24+1/83）]=1.67 =1.67+1.41=3.08 查表8-21得=1.42 載荷系數(shù) K=1×1.22×1.12×1.42=1.94 小輪分度圓直徑取㎜ 取㎜ 大輪分度圓直徑==4×83/=340.73㎜ 齒寬==0.8×95.94=76.75㎜ 大齒輪齒寬＝b圓整取齒寬＝80㎜ 小齒輪寬=b+（5～10）=80+5=85㎜ 按齒根彎曲疲勞強度校核計算 =[] 齒形系數(shù) 查圖8-67得 與 ＝2.62 ＝2.21 應力修正系數(shù)Y查圖8-68 ＝1.6 ＝1.78 重合修正系數(shù)Y由式8-67得 Y＝0.25+0.75/=0.25+0.75/1.67=0.70，所以Y=0.70 螺旋角系數(shù) 許用彎曲應力[]由式（8-71）計算 []=YY/S 彎曲疲勞極限查圖（8- 72） = 460 N/㎜ = 390N/㎜ 彎曲疲勞強度得壽命系數(shù)查圖8-73查得 =1.0 尺寸系數(shù)Y 查圖8-74 Y=1.0 安全系數(shù)S 查表8-27 則 S=1.25 [] = 460×1×1/1.25=368 N/㎜ [] =390×1×1/1.25=312N/㎜ 故 =×2.62×1.60×0.70×0.85=90.65 N/㎜<[] =×2.21×1.78×0.70×0.85=90.38 N/㎜<[] 滿足要求，合格。 3.4.2 減速器中間級齒輪傳動計算 選擇材料及熱處理方法 查表8-17（p174） 小齒輪： 45號鋼 調質HBS=245-275 HBS 大齒輪： 45號鋼 正火HBS=210-240 HBS 按齒根彎曲疲勞強度設計計算: 采用斜齒圓柱齒輪傳動，按V=(0.012～0.021) n=2.51～4.39 m/s, 估取圓周速度 3.4 m/s, 參考表8-14，8-15選取第Ⅱ公差組8級 小齒輪分度圓直徑由式8-77得 齒寬系數(shù)查表8-23按齒輪相對軸非對稱布置取=0.8 小齒輪齒數(shù) 按推薦值20—40中選=24 大齒輪齒數(shù)=×=2.91×24=69.84,圓整取=70， 傳動比 = / =70/24=2.92 傳動比誤差=2.95-2.92/2.95=0.01，誤差在5%范圍內，合適 小輪轉矩=9.55/=9.55×10×47.53/438.60=1034910N·㎜ 載荷系數(shù)K K =KKKK 使用系數(shù) K 查表8-20 K=1.00 動載荷系數(shù)K 初值查圖8-57 K=1.12 齒向載荷分布系數(shù) 查圖8-60得=1.12 齒間載荷分配系數(shù)的初值，初選 由式8-55和8-56得 =+=[1.88-3.2（1/+1/）]+ =1.66＋1.41=3.07 查表8-21插值得K＝1.42 載荷系數(shù)K初值K=1×1.12×1.12×1.42=1.78 彈性系數(shù)查表8-22得＝189.8 節(jié)點影響系數(shù)Z查圖8-64（X=X=0）得Z=2.45 重合度系數(shù)查圖8-65= 0.77 螺旋角系數(shù)=0.99 許用接觸應力[]由式[]=.ZZ/S 接觸疲勞極限應力、查圖8-69 ＝600 N/㎜ ＝500 N/㎜ 應力循環(huán)次數(shù)由式8-70得 N=60nj=60×438.60×1×8×300×8＝5.05× N= N/＝5.05×/2.92=1.73× 查圖8-70接觸強度壽命系數(shù)Z Z Z = Z= 1 硬化系數(shù)Z查圖8-71及說明Z=1.15 接觸強度安全系數(shù)S查表8-27按一般可靠度S=1.0～1.1取 S=1.0 []=600×1×1.15/1.0＝690 N/mm []=500×1×1.15/1.0＝575N/mm 的設計初值 132.94㎜ 模數(shù)：m=/ =132.94×/24=5.40 圓整取模數(shù)m=6 中心距a=m (+)/2=6×94/(2)=289.42㎜ 分度圓螺旋角 = 小輪分度圓直徑的計算㎜ 圓周速度V=/60000=×147.79×438.6/60000=3.39m/s與估取的值相近.對K取值影響不大，不必修正取K=K=1.12 齒間載荷分配系數(shù) =+ = [1.88-3.2（1/24+1/70）]=1.66 =1.66+1.41=3.07 查表8-21得=1.42 載荷系數(shù) K=1×1.12×1.12×1.42=1.78 小輪分度圓直徑取㎜ 取㎜ 大輪分度圓直徑==6×70/=431.05㎜ 齒寬==0.8×132.94=106.35㎜ 大齒輪齒寬＝b，圓整取齒寬＝110㎜ 小齒輪寬=b+（5～10）=110+5=115㎜ 按齒根彎曲疲勞強度校核計算 =YYYY[] 齒形系數(shù) 查圖8-67得 與 ＝2.62 ＝2.23 應力修正系數(shù)Y查圖8-68 ＝1.6 ＝1.76 重合修正系數(shù)Y由式8-67得 Y＝0.25+0.75/=0.25+0.75/1.67=0.70，所以Y=0.70 螺旋角系數(shù) 許用彎曲應力[]由式（8-71）計算 []=YY/S 彎曲疲勞極限查圖（8- 72） =460 N/㎜ =390N/㎜ 彎曲疲勞強度得壽命系數(shù)查圖8-73查得 =1.0 尺寸系數(shù)Y 查圖8-74 Y=1.0 安全系數(shù)S 查表8-27 則 S=1.25 []=460×1×1/1.25=368N/㎜ []=390×1×1/1.25=312N/㎜ 故 =×2.62×1.60×0.70×0.85=90.11 N/㎜<[] =×2.23×1.76×0.70×0.85=88.70 N/㎜<[] 滿足要求，合格。 3.4.3 減速器低速級齒輪傳動計算 選擇材料及熱處理方法 查表8-17（p174） 小齒輪： 45號鋼 調質HBS=245-275 HBS 大齒輪： 45號鋼 正火HBS=210-240 HBS 按齒根彎曲疲勞強度設計計算: 采用斜齒圓柱齒輪傳動，按V=(0.012～0.021) n=1.21～2.12 m/s, 估取圓周速度 1.5 m/s, 參考表8-14，8-15選取第Ⅱ公差組8級 小齒輪分度圓直徑由式8-77得 齒寬系數(shù)查表8-23按齒輪相對軸非對稱布置取=0.8 小齒輪齒數(shù) 按推薦值20—40中選=24 大齒輪齒數(shù)=×=2.81×24=67.44,圓整取=67， 傳動比= / =67/24=2.79 傳動比誤差=2.80-2.79/2.80=0.0036，誤差在5%范圍內，合適 小輪轉矩=9.55/=9.55×10×45.18/150.72 =2862720N·㎜ 載荷系數(shù)K K=KKKK 使用系數(shù) K 查表8-20 K=1.00 動載荷系數(shù)K 初值查圖8-57 K=1.05 齒向載荷分布系數(shù) 查圖8-60得=1.12 齒間載荷分配系數(shù)的初值，初選 由式8-55和8-56得 =+=[1.88-3.2（1/+1/）]+ =1.66＋1.41=3.07 查表8-21插值得K＝1.42 載荷系數(shù)K初值K=1×1.05×1.12×1.42=1.67 彈性系數(shù)查表8-22得＝189.8 節(jié)點影響系數(shù)Z查圖8-64（X=X=0）得Z=2.45 重合度系數(shù)查圖8-65=0.77 螺旋角系數(shù)=0.99 許用接觸應力[]由式[]=.ZZ/S 接觸疲勞極限應力、查圖8-69 ＝600 N/㎜ ＝500 N/㎜ 應力循環(huán)次數(shù)由式8-70得 N=60nj=60×150.72×1×8×300×8＝1.84× N= N/＝1.84×/2.79=0.66× 查圖8-70接觸強度壽命系數(shù)Z Z Z = Z=1 硬化系數(shù)Z查圖8-71及說明Z=1.15 接觸強度安全系數(shù)S查表8-27按一般可靠度S=1.0～1.1取 S=1.0 []=600×1×1.15/1.0＝690 N/mm []=500×1×1.15/1.0＝575N/mm 的設計初值 183.42㎜ 模數(shù)：m=/ =183.42×/24=7.45 圓整取模數(shù)m=8 中心距a=m (+)/（2）=8×91/(2)=373.57㎜ 分度圓螺旋角： = 小輪分度圓直徑的計算㎜ 圓周速度V=/60000=×197.05×150.72/60000=1.56m/s與估取的值相近.對K取值影響不大不必修正取K=K=1.05 齒間載荷分配系數(shù) =+ = [1.88-3.2（1/24+1/67）]=1.66 =1.66+1.41=3.07 查表8-21得=1.42 載荷系數(shù) K=1×1.05×1.12×1.42=1.67 小輪分度圓直徑取㎜ 取㎜ 大輪分度圓直徑==8×67/=550.09㎜ 齒寬==0.8×183.42=146.74㎜ 大齒輪齒寬＝b圓整取齒寬＝150㎜ 小齒輪寬=b+（5～10）=150+5=155㎜ 按齒根彎曲疲勞強度校核計算 =YYYY[] 齒形系數(shù) 查圖8-67得 與 ＝2.62 ＝2.24 應力修正系數(shù)Y查圖8-68 ＝1.6 ＝1.76 重合修正系數(shù)Y，由式8-67得 Y＝0.25+0.75/=0.25+0.75/1.66=0.70，所以Y=0.70 螺旋角系數(shù) 許用彎曲應力[]由式（8-71）計算 []=YY/S 彎曲疲勞極限查圖（8- 72） =500 N/㎜ =400N/㎜ 彎曲疲勞強度得壽命系數(shù)查圖8-73查得 =1.0 尺寸系數(shù)Y 查圖8-74 Y=1.0 安全系數(shù)S 查表8-27 則 S=1.25 []=500×1×1/1.25=400N/㎜ []=400×1×1/1.25=320N/㎜ 故 =×2.62×1.60×0.70×0.85=97.60 N/㎜<[] =×2.24×1.76×0.70×0.85=94.85 N/㎜<[] 滿足要求，合格 3.4.4 減速器低速軸的強度校核 （1）求軸的載荷 首先根據(jù)軸的結構圖做出軸的計算簡圖（見下圖）。對于32024型圓錐滾子軸承，查得a38㎜,因此軸的支承跨距L=99+319=418㎜ 根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖，扭矩圖，和當量彎矩圖（見下圖）。從軸的結構圖和當量彎矩圖可看出，C截面的當量彎矩最大，是軸的危險截面。C截面處的、、、及的數(shù)值如下。 支反力 水平面 =20523.31 N， =6630.61 N 垂直面 =11675.20 N， =-1532.13 N 彎矩和 水平面 =2154947.55 N·㎜ 垂直面 =1225896 N·㎜ 合成彎矩 N·㎜ 扭矩T T=7468550 N·㎜ 當量彎矩 N·㎜ （2）校核軸的強度 軸的材料為45鋼，調質處理。由表4-1（機械設計工程學[]）查得=650 N/㎜，則[]=0.09～0.1，即58～65 N/㎜，取[]=60 N/㎜，軸的計算應力為 N/㎜<[]=60 N/㎜ 根據(jù)計算結果可知，該軸滿足強度要求。 3.4.5 精確校核軸的疲勞強度 （1）判斷危險截面 從受載情況觀察，截面C上最大，但應力集中不大（過盈配合及鍵槽引起的應力均集中在兩端），而且這里軸徑最大，故截面C不必校核。從應力集中對軸的疲勞強度削弱程度觀察，截面IV和V處過盈配合引起的應力集中最嚴重。截面V的應力集中與截面IV相近，但截面V不受扭矩作用，同時軸徑也較大。分析可知，危險截面為IV截面（左側）。 （2）計算危 險截面應力 截面右側彎矩為 N/㎜ 截面上的扭矩為 =7468550 N·㎜ 抗彎截面系數(shù) N/㎜ 抗扭截面系數(shù) N/㎜ 截面上的彎曲應力 N/㎜ 截面上的扭轉剪應力 N/㎜ 彎曲應力幅 N/㎜ 彎曲平均應力 扭轉剪應力的應力幅與平均應力相等，即 N/㎜ （3）確定影響系數(shù) 軸的材料為45號鋼，調質處理。由表查4-1得 N/㎜, N/㎜, N/㎜. 軸肩圓角處的有效應力集中系數(shù)、。根據(jù)r/d=2.5/120=0.021, D/d=122/120=1.02,由表4-5經插值后可得。 尺寸系數(shù)、，查得 =0.6，=0.77。 表面質量系數(shù)、 根據(jù)=650 N/㎜和表面加工為精車，查圖4-19，得 材料彎曲、扭轉的特性系數(shù) ， 由上面的結果可得 查表4-4 中的許用安全系數(shù)[S]值，可知該軸安全。 4 變速箱內齒輪傳動的設計計算 4.1 第一變速齒輪的設計 選擇齒輪材料： 小輪選用45#，調質=245-275 HBS 大輪選用45#，正火=210-240 HBS 按齒根彎曲疲勞強度設計計算： 采用直齒圓柱齒輪傳動，按V=(0.013～0.022)=6.44～10.89 m/s 估取圓周速度V＝7.5m/s ,參考教材表8-14，8-15選取II公差組8級 小齒輪分度圓直徑由式8-77得 齒寬系數(shù) ,查教材表8-23按齒輪相對軸承為非對稱布置，?。?.8 小齒輪齒數(shù) Z1在推薦值20～40中選24 大齒輪齒數(shù) Z2=Z1×i=4.4×24=105.6，圓整 齒數(shù)比 u=Z2/Z1=106/24＝4.42 傳動比誤差=（4.45-4.42）/4.45=0.0067, 誤差在5%內,合適 小輪轉矩=9.55×10/n=9.55×10×54.0/1500=343.8 N·㎜ 載荷系數(shù)K由式（8-54）得 K=·K·K·K 使用系數(shù)，查教材表（8-20）=1.00 動載荷系數(shù)K的初值 K由教材圖（8-57）查得K=1.24 齒向載荷分布系數(shù) K由教材圖（8-60）查得K=1.12 由式（8-55），（8-56）得 = [1.88-3.2(1/Z+1/Z)] = [1.88-3.2(1/24+1/106)] = 1.72 查教材表8-21并插值K=1.16 則載荷系數(shù)的初值為 =×=1×1.24×1.12×1.16=1.61 彈性系數(shù)查表8-22得＝189.8 節(jié)點影響系數(shù)Z查圖8-64（X=X=0）得Z=2.5 重合度系數(shù)查圖8-65，=0.87 許用接觸應力[]由式[]=.ZZ/S 接觸疲勞極限應力、查圖8-69 600N/mm 500N/mm 應力循環(huán)次數(shù)由式8-70得 =60n2j=60×1500×1×8×300×8＝1.73× = /＝1.73×/4.4=3.93× 查圖8-70接觸強度壽命系數(shù)Z ，Z Z= Z=1.0 硬化系數(shù)Z查圖8-71及說明Z=1.15 接觸強度安全系數(shù)S查表8-27按一般可靠度S=1.0～1.1取 S=1.0 []=600×1×1.15/1.0＝690N/mm []=500×1×1.15/1.0＝575N/mm 的設計初值 95.63㎜ 模數(shù)：m= /=95.63/24=3.98 圓整取模數(shù)m=4 中心距a=m(+)/2=4×（24+106）/2=260㎜ 小輪分度圓直徑的計算 ，24×4=96㎜ 圓周速度v=/60000=×96×1500/60000=7.54m/s與估取的值相近.對K取值影響不大不必修正K取 K=K=1.61 大輪分度圓直徑=m=4.0×106=424 mm， 齒寬==0.8×95.63=76.50㎜ 大齒輪齒寬＝b圓整取齒寬＝80㎜ 小齒輪齒寬=b+（5～10）=80+5=85㎜ 按齒根彎曲疲勞強度校核計算 =YYYY[] 查圖8-67得 與 小輪 ＝2.67 大輪 ＝2.18 應力修正系數(shù)Y查圖8-68 ＝1.58 ＝1.81 重合修正系數(shù)Y由式8-67得 Y＝0.25+0.75/=0.25+0.75/1.71=0.69 所以Y=0.69 許用彎曲應力[]由式（8-71）計算 []=YY/S 彎曲疲勞極限查圖（8- 72） =460N/mm =390N/mm 彎曲疲勞強度得壽命系數(shù)查圖8-73查得 =1.0 尺寸系數(shù)Y 查圖8-74 Y=1.0 安全系數(shù)S 查表8-27則 S=1.3 []=460×1×1/1.3=353.85N/㎜ []=390×1×1/1.3=300N/㎜ 故 =2×1.61×343800×2.67×1.58×0.69/（85×96×4）=98.74N/㎜ [] =2×1.61×343800×2.18×1.81×0.69/（80×96×4）=98.11N/㎜ [] 滿足要求，合格。 4.2 另一組變速齒輪的設計 依據(jù)變速組內模數(shù)相等理論設計。所以m=4 根據(jù)需要，， =65 所以分度圓直徑㎜ 兩輪齒寬＝b圓整取齒寬＝80㎜ 選擇齒輪材料： 齒輪均選用45# HBS=210-240 HBS [1.88-3.2（）]=1.78 K=1×1.3×1.19×1.12=1.73 按齒根彎曲疲勞強度校核計算 =YYYY[] 查圖8-67得 ＝2.27 應力修正系數(shù)Y查圖8-68 ＝1.74 重合修正系數(shù)Y由式8-67得 Y＝0.25+0.75/=0.25+0.75/1.78=0.67 所以Y=0.67 許用彎曲應力[]由式（8-71）計算 []=YY/S 彎曲疲勞極限查圖（8- 72） =390N/mm 彎曲疲勞強度得壽命系數(shù)查圖8-73查得 =1.0 尺寸系數(shù)Y 查圖8-74 Y=1.0 安全系數(shù)S 查表8-27則S=1.3 []=390×1×1/1.3=300N/㎜，故 =2×1.73×343800×2.27×1.74×0.67/80×260×4=37.84N/mm [] 滿足要求，合格。 變速箱內部結構如圖所示： 4.3 變速箱低速軸的強度校核 4.3.1 求軸的載荷 首先根據(jù)軸的結構圖做出軸的計算簡圖（見下圖）。對于32024型圓錐滾子軸承，查得a9.5㎜,因此軸的支承跨距L=68+366㎜ 根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖，扭矩圖，和當量彎矩圖（見下圖）。從軸的結構圖和當量彎矩圖可看出，C截面的當量彎矩最大，是軸的危險截面。C截面處的、、、及的數(shù)值如下。 支反力 水平面 =6017.47 N， =1118 N 垂直面 =2190.18 N， =406.92 N 彎矩和 水平面 =409187.96 N·㎜ 垂直面 =148932.72 N·㎜ 合成彎矩 N·㎜ 扭矩T T=1512720 N·㎜ 當量彎矩 N·㎜ 4.3.2 校核軸的強度 （1）求軸的載荷 軸的材料為45鋼，調質處理。由表4-1（機械設計工程學[]）查得=650 N/㎜，則[]=0.09～0.1，即58～65 N/㎜，取[]=60 N/㎜，軸的計算應力為 N/㎜<[]=60 N/㎜ 根據(jù)計算結果可知，該軸滿足強度要求。 4.3.3 精確校核軸的疲勞強度 （1）判斷危險截面 從受載情況觀察，截面C上最大，但應力集中不大（過盈配合及鍵槽引起的應力均集中在兩端），而且這里軸徑最大，故截面C不必校核。從應力集中對軸的疲勞強度削弱程度觀察，截面IV和V處過盈配合引起的應力集中最嚴重。截面V的應力集中與截面IV相近，但截面V不受扭矩作用，同時軸徑也較大。分析可知，危險截面為IV截面（左側）。 （2）計算危 險截面應力 截面右側彎矩為 N/㎜ 截面上的扭矩為 =1512720 N·㎜ 抗彎截面系數(shù) N/㎜ 抗扭截面系數(shù) N/㎜ 截面上的彎曲應力 N/㎜ 截面上的扭轉剪應力 N/㎜ 彎曲應力幅 N/㎜ 彎曲平均應力 扭轉剪應力的應力幅與平均應力相等，即N/㎜ （3）確定影響系數(shù) 軸的材料為45號鋼，調質處理。由表查4-1得 N/㎜, N/㎜, N/㎜. 軸肩圓角處的有效應力集中系數(shù)、。根據(jù)r/d=2.0/68=0.029, D/d=70/68=1.03,由表4-5經插值后可得。 尺寸系數(shù)、，查得 =0.67，=0.80。 表面質量系數(shù)、 根據(jù)=650 N/㎜和表面加工為精車，查圖4-19，得 材料彎曲、扭轉的特性系數(shù) ， 由上面的結果可得 查表4-4 中的許用安全系數(shù)[S]值，可知該軸安全。 5 結論 在能源日益緊缺的今天，高效節(jié)能的產品日益受到人們的青睞，節(jié)能技術一直是液壓領域所關注的重大課題之一。在滿足性能要求的前提下實現(xiàn)對液壓傳動系統(tǒng)具有機器重要的意義。 本文以機械設計理論為基礎，結合液壓傳動理論，對大功率液壓加載試驗臺機械系統(tǒng)設計進行研究。該試驗臺是由液壓加載泵、液壓馬達、變速器、減速器、增速器、輔助泵以及傳感器等組成的系統(tǒng)。本文系統(tǒng)的對減速器、變速器進行了設計，其中包括參數(shù)計算、齒輪校核、軸的校核、具體的結構設計、零件設計，以及整個系統(tǒng)的設計等各項工作。 本設計還有一些不足之處，一是基于能量回收的液壓加載試驗臺實例還比較少，設計時參考資料少，考慮必然會出現(xiàn)欠缺之處。二是對于液壓設計理論的理解還不夠深刻，運用起來不是很得心應手。另外，本設計只是處于理論階段，由于條件制約，沒能做成實物進行試驗，所以這些都是需要進一步研究和實踐的。 致謝 經過幾個月的忙碌和學習，本次畢業(yè)設計已經接近尾聲，作為一個本科生的畢業(yè)設計，由于經驗的匱乏，難免有許多考慮不周全的地方，如果沒有老師的督促指導，以及一起工作的同學們的支持，想要完成這個設計是難以想象的。 在這里首先要感謝我的指導老師張建卓教授。他平日里工作繁多，但在我做畢業(yè)設計的每個階段，從外出實習到查閱資料，設計草案的確定和修改，中期檢查，后期詳細設計，裝配草圖等整個過程中都給予了我悉心的指導。我的設計較為復雜煩瑣，但是張建桌老師仍然細心地糾正圖紙中的錯誤。除了敬佩張老師的專業(yè)水平外，他嚴謹?shù)闹螌W態(tài)度和鉆研科學的精神也是我永遠學習的榜樣，并將積極影響我今后的學習和工作。 然后還要感謝大學四年來所有的老師，為我們打下機械專業(yè)知識的基礎；同時還要感謝所有的同學們，正是因為有了你們的支持和鼓勵。此次畢業(yè)設計才會順利完成。 最后感謝各位老師大學四年來對我的大力栽培，在此，我向各位老師表示深深的感謝和崇高的敬意。 參考文獻 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