180噸運(yùn)梁車(chē)三級(jí)減速器設(shè)計(jì),噸運(yùn)梁車(chē),三級(jí),減速器,設(shè)計(jì) 江西農(nóng)業(yè)大學(xué)畢業(yè)設(shè)計(jì) 目錄 一 設(shè)計(jì)任務(wù)………………………………………………………… 1 二 設(shè)計(jì)方案分析………………………………………………… 2 三 原動(dòng)件的選擇………………………………………………… 4 四 機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)分析與動(dòng)力參數(shù)選擇與計(jì)算…………… 5 五 齒輪的設(shè)計(jì)及校核………………………………………… 8 六 軸的設(shè)計(jì)及校核…………………………………………… 16 七 軸承的選擇及校核………………………………………… 24 八 花鍵的設(shè)計(jì)及校核………………………………………… 29 九 減速器機(jī)體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)……………………………………… 32 十 潤(rùn)滑與密封…………………………………………………… 33 十一 小結(jié)……………………………………………………………… 34 十二 參考文獻(xiàn)……………………………………………………… 35 180t運(yùn)梁車(chē)三級(jí)減速器設(shè)計(jì) 一、 設(shè)計(jì)任務(wù) 運(yùn)梁車(chē)載重量180T，車(chē)輛自身質(zhì)量（含拖梁小車(chē)）約15T，合計(jì)195T，空載時(shí)行駛速度為3-4km/h,滿(mǎn)載時(shí)行駛最低速度0.8-0.9km/h，裝載最大爬坡能力6%，根據(jù)軸線(xiàn)布置需要考慮運(yùn)梁車(chē)通過(guò)的路基和橋涵結(jié)構(gòu)的允許承載能力、與架橋機(jī)相適應(yīng)的車(chē)身型式、以及運(yùn)梁車(chē)的其它用途等多種因素，設(shè)計(jì)載荷分配為前橋25%，中橋38.5%,后橋36.5% 。 運(yùn)梁車(chē)在施工作業(yè)中，運(yùn)行速度低、運(yùn)輸距離短，車(chē)輛在橋面行駛時(shí)要求行駛路線(xiàn)精確，不允許發(fā)生較大偏差而對(duì)橋梁造成損壞，整車(chē)運(yùn)行過(guò)程平穩(wěn)。該車(chē)設(shè)計(jì)使用壽命為十年，檢修間隔期為四年一次大修，二年一次中修，一年一次小修。平均每天實(shí)際工作只有四個(gè)小時(shí)左右。工作環(huán)境：室外常溫，灰塵較大。 運(yùn)梁車(chē)的動(dòng)力和傳動(dòng)系統(tǒng)是整車(chē)的核心設(shè)計(jì)部分，要求該車(chē)傳動(dòng)路線(xiàn)圖如下所示： 變速器采用是標(biāo)準(zhǔn)件，且當(dāng)它為最低檔為時(shí)傳動(dòng)比i變=6.4； 減速器Ⅰ要自行設(shè)計(jì)，是該課題的主要任務(wù)，采用展開(kāi)式二級(jí)以上閉式齒輪傳動(dòng)，允許速度誤差為5%，保持中心距a>=300mm., 能夠掛倒檔，以保證運(yùn)梁車(chē)倒車(chē)時(shí)能保持前進(jìn)時(shí)相同的速度，提高工作效率； 減速器Ⅱ采用單級(jí)開(kāi)式斜齒輪傳動(dòng)，傳動(dòng)比iⅡ=2.03， 驅(qū)動(dòng)橋采用東風(fēng)—140，總傳動(dòng)比i驅(qū)=38/6=6.33； 輪胎處采用一對(duì)單級(jí)開(kāi)式直齒輪傳動(dòng)，傳動(dòng)比i胎=86/14=6.14。 傳動(dòng)過(guò)程允許速度誤差為5%； 二、 設(shè)計(jì)方案分析 傳動(dòng)方案1： 減速器Ⅰ（以下簡(jiǎn)稱(chēng)減速器）采用展開(kāi)式二級(jí)閉式齒輪傳動(dòng)，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，在滿(mǎn)足中心距的條件下，由于齒輪和軸的減少，傳動(dòng)效率較高，但齒輪直徑大，加工精度不高，而且噪聲較大，大齒輪在經(jīng)濟(jì)方面不理想，加工起來(lái)又比較困難，減速箱的體積比較大，不利于安裝。它的結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖如圖1-1所示： 圖1-1 傳動(dòng)方案2： 減速器Ⅰ采用展開(kāi)式三級(jí)閉式齒輪傳動(dòng)，特點(diǎn)：結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單、效率高、容易制造、使用壽命較長(zhǎng)、維護(hù)方便，裝拆容易，工作可靠，。當(dāng)打倒檔時(shí)，高速級(jí)滑移齒輪布置在遠(yuǎn)離轉(zhuǎn)矩輸入端，這樣，軸在轉(zhuǎn)矩下產(chǎn)生的扭轉(zhuǎn)變形與軸在彎矩下產(chǎn)生的彎彎曲變形可部分地相互抵消，以減緩沿齒寬載荷分布不均勻的現(xiàn)象在滿(mǎn)足中心距的條件下，傳動(dòng)的齒輪的直徑可以取小，這樣可以使傳動(dòng)的傳動(dòng)比較精確可靠，壽命長(zhǎng)，結(jié)構(gòu)緊湊，而且滑移齒輪操作方便不費(fèi)力。其結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖如圖1-2所示。 比較起來(lái)，方案2的三級(jí)閉式齒輪傳動(dòng)比較適合運(yùn)梁車(chē)的減速傳動(dòng)，該機(jī)具有較強(qiáng)的市場(chǎng)競(jìng)爭(zhēng)力。 三、 原動(dòng)件的選擇 發(fā)動(dòng)機(jī)的計(jì)算： 1、 整車(chē)滾動(dòng)阻力F1（平實(shí)路面地） 2、 整車(chē)上坡阻力F2 3、 總阻力F3 圖1-2可跨檔減速器 1— 滑移齒輪；2—軸承1；3—齒輪2；4—齒輪3；5—軸承3；6—齒輪4；7—軸承5；8—軸承7； 9—軸承8；10—輸出齒輪6；11—齒輪5；12—軸承6；13—軸承4；14—軸承2 4、 總阻力矩T阻(輪胎半徑R=530mm) 5、 半軸切應(yīng)力 6、 輪功率P轉(zhuǎn) 7、 發(fā)動(dòng)機(jī)功率P（總傳動(dòng)效率為=0.66） 8、 附著力 F附 不打滑條件： ∴該車(chē)在工作情況下不會(huì)打滑。 發(fā)動(dòng)機(jī)選擇柴油機(jī)，XY4108Q，功率P=75kW，n=2800r/min。 四、 機(jī)構(gòu)運(yùn)動(dòng)分析與動(dòng)力參數(shù)選擇與計(jì)算 （一）運(yùn)梁車(chē)的總傳動(dòng)比和各傳動(dòng)比的分配方案選擇 (1) 總傳動(dòng)比的計(jì)算 發(fā)動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速 ， 車(chē)輪的轉(zhuǎn)速，（根據(jù)運(yùn)梁車(chē)滿(mǎn)載時(shí)每小時(shí)只走800-900m，而輪胎的直徑為1.06m） 總傳動(dòng)比 (2)傳動(dòng)比的分配 變速器采用是標(biāo)準(zhǔn)件，且當(dāng)它為最低檔為時(shí)傳動(dòng)比i變=6.4； 減速器Ⅱ傳動(dòng)比iⅡ=2.03，允許速度誤差為5%； 驅(qū)動(dòng)橋采用東風(fēng)—140，總傳動(dòng)比i驅(qū)=38/6=6.33； 輪胎處傳動(dòng)比i胎=86/14=6.14； 則減速器Ⅰ的傳動(dòng)比 （二）傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算 (1)各軸的轉(zhuǎn)速 將傳動(dòng)裝置各軸由高速到低速依次定為Ⅰ軸、Ⅱ軸、Ⅲ軸;Ⅳ軸，分別表示為。 減速器分為跨倒檔與不跨檔（見(jiàn)圖1-2）跨倒檔時(shí)，通過(guò)輸入軸的滑動(dòng)齒輪與轉(zhuǎn)向軸Ⅱ右齒輪嚙和，在通過(guò)轉(zhuǎn)向軸Ⅱ齒輪3與傳動(dòng)軸Ⅲ齒輪4的嚙和，在通過(guò)傳動(dòng)軸Ⅲ的齒輪5與輸出軸Ⅳ齒輪6的嚙和，從而傳動(dòng)動(dòng)力。 由發(fā)動(dòng)機(jī)到輸出，通過(guò)變速器最底檔(i=6.4),推出n1=2800/6.4=437.5r/min， 傳到輸入軸Ⅰn=437.5r/min, , 傳動(dòng)軸Ⅱ n=437.5r/min , , 傳動(dòng)軸Ⅲ n=437.5r/min , 輸出軸Ⅳ 不跨倒檔時(shí)，通過(guò)輸入軸Ⅰ的滑動(dòng)齒輪與轉(zhuǎn)向軸Ⅲ右齒輪嚙和，在通過(guò)傳動(dòng)軸Ⅲ右齒輪在和輸出軸Ⅳ齒輪嚙和，從而傳遞動(dòng)力。 (2)各軸的效率和功率 根據(jù)條件已知：變速箱的機(jī)械傳動(dòng)效率 花鍵聯(lián)軸器的傳動(dòng)效率 每對(duì)圓柱齒輪的傳動(dòng)效率（很好的跑和的7級(jí)精度齒輪傳動(dòng)） 每對(duì)滾動(dòng)軸承的傳動(dòng)效率 萬(wàn)向節(jié)的傳動(dòng)效率 a）各軸的傳動(dòng)效率 第一級(jí)的傳動(dòng)效率 第二級(jí)的傳動(dòng)效率 第三級(jí)的傳動(dòng)效率 第四級(jí)的傳動(dòng)效率 b) 各軸的功率 減速器輸入軸Ⅰ的輸入功率： 轉(zhuǎn)向軸Ⅱ的功率： 轉(zhuǎn)向軸Ⅲ的功率： 輸出軸Ⅳ的功率 （3）各軸的轉(zhuǎn)矩 輸入軸Ⅰ 轉(zhuǎn)向軸Ⅱ 轉(zhuǎn)向軸Ⅲ 輸出軸Ⅳ 運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)結(jié)果如下表 軸名 輸出功率P（kW） 轉(zhuǎn)速n(r/min) 轉(zhuǎn)矩T（N.mm） 效率η 輸入軸Ⅰ 437.5 0.9456 轉(zhuǎn)向軸Ⅱ 55.8 437.5 0.9702 轉(zhuǎn)向軸Ⅲ 54.1 437.5 0.9702 輸出軸Ⅳ 52.5 324.6 0.9702 五、齒輪的設(shè)計(jì)及校核 （一）、 選擇材料，熱處理，齒輪精度等級(jí)和齒數(shù) 由機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)，考慮到工廠加工條件和減速器要承受很大的轉(zhuǎn)矩，選擇大小齒輪材料都為20CrMnTi,滲碳處理，硬度為55～60HRC，抗拉強(qiáng)度，屈服強(qiáng)度；精度7級(jí)。 取滑移齒輪，且由于要滿(mǎn)足中心距達(dá)到300mm，取齒輪2、齒輪3、齒輪4、齒輪5的齒數(shù)都為23，即，輸出齒輪 取模數(shù)m=6, 實(shí)際傳動(dòng)比, 傳動(dòng)比誤差，滿(mǎn)足傳動(dòng)要求。 實(shí)際輸入軸轉(zhuǎn)速 實(shí)際輸出軸轉(zhuǎn)速 （二）、 校核齒輪強(qiáng)度 1 滑移齒輪和齒輪2的設(shè)計(jì)計(jì)算 a)、設(shè)計(jì)參數(shù) 傳遞功率 P=57.5kW 傳遞轉(zhuǎn)矩T1= N.mm 齒輪1轉(zhuǎn)速 n1=437.5r/min 齒輪2轉(zhuǎn)速 n2=437.5r/min 該嚙合傳動(dòng)比 i=1.00 　　原動(dòng)機(jī)載荷特性:均勻平穩(wěn);工作機(jī)載荷特性:均勻平穩(wěn) 　預(yù)定壽命取6000時(shí)（壽命4年，每年工作360天，每天工作用4小時(shí)） b)、齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì) 計(jì)算公式按 閉式齒輪結(jié)構(gòu)，硬齒面齒輪，滑移齒輪5采用非對(duì)稱(chēng)布置（軸鋼性較大），齒輪6也采用非對(duì)稱(chēng)布置（軸鋼性較大）取齒寬系， 齒面嚙合類(lèi)型 ：硬齒面， 　　熱處理質(zhì)量級(jí)別 ML 齒輪1、2材料及熱處理 20CrMnTi滲碳 　　齒輪1、2硬度取值范圍 HRC=55～60 　　齒輪1、2硬度 HRC=59 齒輪1、2接觸強(qiáng)度極限應(yīng)力 σHlim=1500MPa 齒輪1、2抗彎疲勞基本值σFE=580MPa 由機(jī)械設(shè)計(jì)表6-7，查得使用系數(shù)，試取動(dòng)載荷系數(shù)，按齒輪在兩軸承中間非對(duì)稱(chēng)布置，取齒向載荷分布系數(shù)，按齒面硬化，直齒輪，7級(jí)精度，，取齒間載荷分布系數(shù)。 載荷系數(shù) 節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù) 　　材料的彈性系數(shù) 　　接觸強(qiáng)度重合度系數(shù)　　 接觸強(qiáng)度螺旋角系數(shù) 　　重合、螺旋角系數(shù)　 齒面接觸許用應(yīng)力 齒輪1、2的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)　 接觸疲勞壽命系數(shù)由機(jī)械設(shè)計(jì)表6-11得（不允許有一定量點(diǎn)蝕） 　　查表得潤(rùn)滑油膜影響系數(shù) 　　工作硬化系數(shù) 最小安全系數(shù) 　　接觸強(qiáng)度尺寸系數(shù) Zx=1.0 齒面接觸許用應(yīng)力： 齒寬，圓整取齒寬b=30,模數(shù),取m=6,由此可知大小齒輪直徑d=138mm。 按計(jì)算結(jié)果校核前面的假設(shè)是否正確： 齒輪節(jié)圓速度 由此可得 動(dòng)載系數(shù) Kv=1.033。 圓周力 由此可知，原假設(shè)合理： 齒間分布載荷系數(shù) 重新設(shè)計(jì)后數(shù)據(jù)如下： 載荷系數(shù) 　　齒向載荷分布系數(shù) KHβ=0.137 　　綜合變形對(duì)載荷分布的影響 Kβs=0.0 　　安裝精度對(duì)載荷分布的影響 Kβm=0.137 　　節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù) Zh=2.5 　　材料的彈性系數(shù) ZE=189.800 　　接觸強(qiáng)度重合度系數(shù) Zε=0.89 　　接觸強(qiáng)度螺旋角系數(shù) Zβ=1.0 　　重合、螺旋角系數(shù) Zεβ=0.89 　　接觸疲勞壽命系數(shù) Zn=1.3 　　潤(rùn)滑油膜影響系數(shù) Zlvr=0.97 模數(shù)(法面模數(shù)) Mn=6.0 　　端面模數(shù) Mt=6.0 　　螺旋角 β=0度 　　基圓柱螺旋角 βb=0度 齒輪1、2變位系數(shù) X=0 　　齒輪1、2齒寬 B=30mm 　　齒輪1、2齒寬系數(shù) Φd=30/138=0.217 齒頂高系數(shù) ha*=1. 　　頂隙系數(shù) c*=0.25 　　壓力角 α*=20度 　　端面齒頂高系數(shù) ha*t=1. 　　端面頂隙系數(shù) c*t=0.25 　　端面壓力角 α*t=20度 　 標(biāo)準(zhǔn)中心距 a=138mm 　　實(shí)際中心距 a=138mm 　　齒數(shù)比 U=1.0 　　端面重合度 εα=1.59 　　縱向重合度 εβ=0.00 　　總重合度 ε=1.591 校核：由式： 　 結(jié)果：齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度安全。 c)、齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核 　 計(jì)算公式 由查表可知， 齒輪1復(fù)合齒形系數(shù) Yfs1=2.72 　　齒輪1應(yīng)力修正系數(shù) Ysa1=1.57 　　齒輪2復(fù)合齒形系數(shù) Yfs2=2.72 　　齒輪2應(yīng)力修正系數(shù) Ysa2=1.57 抗彎強(qiáng)度重合度系數(shù) Yε=0.72 　　抗彎強(qiáng)度螺旋角系數(shù) Yβ=1.000 　　抗彎強(qiáng)度重合、螺旋角系數(shù) Yεβ=0.721 　　按式計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力 查取齒輪材料彎曲疲勞極限應(yīng)力 壽命系數(shù) 　　查表可知尺寸系數(shù) Yx=0.99 實(shí)驗(yàn)齒輪的應(yīng)力修正系數(shù)YST=2.0 彎曲疲勞強(qiáng)度安全系數(shù)一般取SF=1.25 彎曲疲勞許用應(yīng)力 校核：彎曲疲勞強(qiáng)度 結(jié)果： 齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核滿(mǎn)足要求 兩個(gè)齒輪齒面粗糙度 Z1R=Rz＞6μm(Ra≤1μm) 　　 齒根表面粗糙度 ZFR=Rz≤16μm (Ra≤2.6μm) 2、 齒輪5和輸出齒輪6的設(shè)計(jì)計(jì)算 a)、設(shè)計(jì)參數(shù) 傳遞功率 P=54.1kW 傳遞轉(zhuǎn)矩T3= N.mm 齒輪5轉(zhuǎn)速 n1=437.5r/min 齒輪6轉(zhuǎn)速 n2=324.6r/min 該嚙合傳動(dòng)比 i=1.348 　　原動(dòng)機(jī)載荷特性:均勻平穩(wěn);工作機(jī)載荷特性:均勻平穩(wěn) 　 預(yù)定壽命 取6000時(shí) b)、齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì) 計(jì)算公式按 閉式齒輪結(jié)構(gòu)，硬齒面齒輪，滑移齒輪1采用非對(duì)稱(chēng)布置（軸鋼性較大），齒輪2也采用非對(duì)稱(chēng)布置（軸鋼性較大）取齒寬系， 齒面嚙合類(lèi)型 ：硬齒面， 　　熱處理質(zhì)量級(jí)別 Q=ML 齒輪1、2材料及熱處理 20CrMnTi<滲碳> 　　齒輪1、2硬度取值范圍 HRC=55～60 齒輪1、2接觸強(qiáng)度極限應(yīng)力 σHlim=1500MPa 齒輪5、6抗彎疲勞基本值σFE=580MPa 由機(jī)械設(shè)計(jì)表6-7，查得使用系數(shù)，試取動(dòng)載荷系數(shù)，按齒輪在兩軸承中間非對(duì)稱(chēng)布置，取齒向載荷分布系數(shù)，按齒面硬化，直齒輪，7級(jí)精度，，取齒間載荷分布系數(shù)。 載荷系數(shù) 節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù) 　　材料的彈性系數(shù) 　　接觸強(qiáng)度重合度系數(shù)　　 接觸強(qiáng)度螺旋角系數(shù) 　　重合、螺旋角系數(shù)　 齒面接觸許用應(yīng)力 齒輪5、6的應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 　 接觸疲勞壽命系數(shù)由機(jī)械設(shè)計(jì)表6-11得（不允許有一定量點(diǎn)蝕） 　　查表得潤(rùn)滑油膜影響系數(shù) 　　工作硬化系數(shù) 最小安全系數(shù) 　　接觸強(qiáng)度尺寸系數(shù) Zx=1.0 齒面接觸許用應(yīng)力： 計(jì)算公式 齒寬，圓整取齒寬b=30,模數(shù),取m=6,由此可知大小齒輪直徑d=138mm。 按計(jì)算結(jié)果校核前面的假設(shè)是否正確： 齒輪節(jié)圓速度 由此可得 動(dòng)載系數(shù) Kv=1.033。 圓周力 由此可知，原假設(shè)合理： 齒間分布載荷系數(shù) 重新設(shè)計(jì)后數(shù)據(jù)如下： 載荷系數(shù) 校核：公式如下： 　 結(jié)果： 齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度安全。 c)、齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核 　 計(jì)算公式 查表可知： 齒輪5復(fù)合齒形系數(shù) Yfa5=2.72 　　齒輪5應(yīng)力修正系數(shù) Ysa5=1.57 　　齒輪6復(fù)合齒形系數(shù) Yfa6=3.58 　　齒輪6應(yīng)力修正系數(shù) Ysa6=1.63 抗彎強(qiáng)度重合度系數(shù) Yε=0.72 　　抗彎強(qiáng)度螺旋角系數(shù) Yβ=1.000 　　抗彎強(qiáng)度重合、螺旋角系數(shù) Yεβ=0.721 　　按式計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力 查取齒輪材料彎曲疲勞極限應(yīng)力 壽命系數(shù) 　　查表可知尺寸系數(shù) Yx=0.99 實(shí)驗(yàn)齒輪的應(yīng)力修正系數(shù)YST=2.0 彎曲疲勞強(qiáng)度安全系數(shù)一般取SF=1.25 彎曲疲勞許用應(yīng)力 比較： ∴ 應(yīng)按大齒輪校核齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度。 校 核: 結(jié) 果：齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核滿(mǎn)足要求 3、 齒輪3、4校核計(jì)算 由于齒輪3和齒輪4的轉(zhuǎn)速與齒輪相相同，且它們的材料和外形尺寸一樣，但它的輸入功率和輸入轉(zhuǎn)矩卻比齒輪2要小，而齒輪2已經(jīng)滿(mǎn)足齒面接觸疲勞強(qiáng)度和彎曲疲勞強(qiáng)度，所以同理可以推出齒輪3和齒輪4滿(mǎn)足設(shè)計(jì)要求。 結(jié)果： 強(qiáng)度校核滿(mǎn)足要求。 4、 齒輪主要幾何參數(shù)表 滑移齒輪1 小齒輪2、3、4、5 6 6 1 0.25 0.25 23 31 138 186 150 198 123 171 30 30 六、 軸的設(shè)計(jì)及校核 （一）、軸材料選擇 由于該減速器中各軸所承受的載荷都很大，傳遞的轉(zhuǎn)矩較大，且又是在高速狀況下工作，運(yùn)行平穩(wěn)，無(wú)很大的沖擊，但安裝齒輪的位置不對(duì)稱(chēng)，對(duì)材料的剛度有一定的要求，考慮到加工的難易程度和工廠現(xiàn)有的材料，選擇40Cr.調(diào)質(zhì)處理，加工精度為7級(jí)。 材料牌號(hào): 40Cr 熱處理: 調(diào)質(zhì) 毛坯直徑/mm: ≤80 硬度（HB）: 241～286 抗拉強(qiáng)度σb: ≥750MPa 屈服點(diǎn)σs: ≥550 MPa 彎曲疲勞極限σ-1: ≥350 MPa 扭轉(zhuǎn)疲勞極限τ-1: ≥200 MPa 許用靜應(yīng)力[σ+1]: ≥300 MPa 許用疲勞應(yīng)力[σ-1]: 194～233 Mpa （二）、 輸入軸Ⅰ的設(shè)計(jì)計(jì)算 1、輸入軸Ⅰ的基本技術(shù)參數(shù) 軸的轉(zhuǎn)向方式：雙向旋轉(zhuǎn) 軸的工作情況：無(wú)腐蝕條件 軸的轉(zhuǎn)速：n=437.5r/min 功率: P=57.5kW 轉(zhuǎn)矩：T=1255000N·mm 齒輪直徑d=138mm 2、軸上滑移齒輪和軸的力分析 圓周力 徑向力 軸向力 （由于是直齒輪，在該方向上齒輪沒(méi)有受力） 初算最小直徑 圖1-3 取軸承處（即A，B點(diǎn)）的直徑d=50mm 取滑移部分（如危險(xiǎn)截面C、D）花鍵分度圓直徑d=57.5mm 軸的結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖如圖1-3所示： A、B 點(diǎn)在水平面的支承反力 危險(xiǎn)截面 C、D在水平面的彎矩 A、B點(diǎn)在垂直面的支承反力 危險(xiǎn)截面 C、D在垂直面的彎矩 危險(xiǎn)截面 C、D的合成彎矩 畫(huà)軸轉(zhuǎn)矩圖 畫(huà)當(dāng)量彎矩圖 校 核： C點(diǎn)的當(dāng)量彎矩 D點(diǎn)的當(dāng)量彎矩 取 結(jié) 果：軸的強(qiáng)度滿(mǎn)足要求。 （三） 轉(zhuǎn)向軸Ⅱ設(shè)計(jì)計(jì)算 1 軸的轉(zhuǎn)向方式：雙向旋轉(zhuǎn) 軸的工作情況：無(wú)腐蝕條件 軸的轉(zhuǎn)速：n=437.5r/min 功率: P=55.8kW 轉(zhuǎn)矩：T=1218000N·mm 齒輪直徑d=138mm 2、軸的力分析 圓周力 徑向力 軸向力 （由于是直齒輪，在該方向上齒輪沒(méi)有受力） 法向力 取軸承處（即A，B點(diǎn)）的直徑d=45mm 取導(dǎo)程部分（如危險(xiǎn)截面C、D）花鍵分度圓直徑d=57.5mm A、B 點(diǎn)在水平面的支承反力 危險(xiǎn)截面 C、D在水平面的彎矩 A、B點(diǎn)在垂直面的支承反力 危險(xiǎn)截面 C、D在垂直面的彎矩 危險(xiǎn)截面 C、D的合成彎矩 畫(huà)軸轉(zhuǎn)矩圖 畫(huà)當(dāng)量彎矩圖 校 核： C點(diǎn)的當(dāng)量彎矩 顯然此軸的C點(diǎn)當(dāng)量彎矩小于傳動(dòng)軸Ⅰ的C點(diǎn)當(dāng)量彎矩 ,故不用作校核 D點(diǎn)的當(dāng)量彎矩 由于D點(diǎn)不受轉(zhuǎn)矩 當(dāng)量彎矩等與合成彎矩 即 取 結(jié) 果：軸的強(qiáng)度滿(mǎn)足要求。 （四） 轉(zhuǎn)向軸Ⅲ設(shè)計(jì)計(jì)算 1 軸的轉(zhuǎn)向方式：雙向旋轉(zhuǎn) 軸的工作情況：無(wú)腐蝕條件 軸的轉(zhuǎn)速：n=437.5r/min 功率: P=54.1kW 轉(zhuǎn)矩：T=1181000N·mm 齒輪直徑d=138mm 2、軸的力分析 圓周力 徑向力 軸向力 （由于是直齒輪，在該方向上齒輪沒(méi)有受力） 法向力 取軸承處（即A，B點(diǎn)）的直徑d=45mm 取滑移部分（如危險(xiǎn)截面C、D）花鍵分度圓直徑d=57.5mm A、B 點(diǎn)在水平面的支承反力 危險(xiǎn)截面 C、D在水平面的彎矩 A、B點(diǎn)在垂直面的支承反力 危險(xiǎn)截面 C、D在垂直面的彎矩 危險(xiǎn)截面 C、D的合成彎矩 畫(huà)軸轉(zhuǎn)矩圖 畫(huà)當(dāng)量彎矩圖 校 核： C點(diǎn)的當(dāng)量彎矩 顯然此軸的C點(diǎn)當(dāng)量彎矩小于傳動(dòng)軸Ⅰ的C點(diǎn)當(dāng)量彎矩 ,故不用作校核 D點(diǎn)的當(dāng)量彎矩 由于D點(diǎn)不受轉(zhuǎn)矩 當(dāng)量彎矩等與合成彎矩 即 取 結(jié) 果：軸的強(qiáng)度滿(mǎn)足要求。 （五） 輸出軸Ⅳ的設(shè)計(jì)計(jì)算 軸的轉(zhuǎn)向方式：雙向旋轉(zhuǎn) 軸的工作情況：無(wú)腐蝕條件 軸的轉(zhuǎn)速：n=324.5r/min 功率: P=52.5kW 轉(zhuǎn)矩：T=1545000N·mm 齒輪直徑d=186mm 2、軸的力分析 圓周力 徑向力 軸向力 （由于是直齒輪，在該方向上齒輪沒(méi)有受力） 法向力 取軸承處（即A，B點(diǎn)）的直徑d=55mm 取滑移部分（如危險(xiǎn)截面C、D）花鍵分度圓直徑d=60mm 軸的結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖如圖1-4所示： A、B 點(diǎn)支承反力 危險(xiǎn)截面 C、D的彎矩 畫(huà)軸轉(zhuǎn)矩圖 畫(huà)當(dāng)量彎矩圖 校 核： C點(diǎn)的當(dāng)量彎矩 D點(diǎn)的當(dāng)量彎矩 取 結(jié) 果：軸的強(qiáng)度滿(mǎn)足要求。 圖1-4 七、 軸承的選擇及校核 （一） 輸入軸承1的設(shè)計(jì)計(jì)算 1、設(shè)計(jì)基本參數(shù) 　　徑向力 　　軸向力 Fa=0 N 　　軸頸直徑 d1=50 mm 　　轉(zhuǎn)速 n=437.5r/min 　　要求壽命 Lh'=3000 h（以?xún)赡暌淮沃行?，每年工?60天，每天工作4小時(shí)） 　　潤(rùn)滑方式 油潤(rùn)滑 2、被選軸承信息 　　由于沒(méi)有軸向力，且是高速運(yùn)轉(zhuǎn)，在滿(mǎn)足強(qiáng)度的前提下一般都考慮用深溝球軸承，此種軸承噪聲低，使用壽命較長(zhǎng)，精度高，價(jià)格低廉,互換性好。 　　試選軸承型號(hào)6310 　　軸承內(nèi)徑 d=50 mm 　　軸承外徑 D=110 mm 　　軸承寬度 B=27 mm 　　基本額定動(dòng)載荷 C=61800 N 　　基本額定靜載荷 Co=38000 N 　　極限轉(zhuǎn)速(油) nlimy=7000 r/min 3、當(dāng)量動(dòng)載荷 　　接觸角 a=0 (度) 　　負(fù)荷系數(shù) fp=1.2 　　判斷系數(shù) e=0.16 　　徑向載荷系數(shù) X=1 　　軸向載荷系數(shù) Y=0 　　當(dāng)量動(dòng)載荷 　　 軸承所需基本額定動(dòng)載荷 C'=61141.632 N 校核：由式計(jì)算軸承壽命 結(jié)果：選用深溝球軸承6310滿(mǎn)足要求 （二） 輸入軸承2的設(shè)計(jì)計(jì)算 1、設(shè)計(jì)基本參數(shù) 　　徑向力 　　軸向力 Fa=0 N 　　軸頸直徑 d1=50 mm 　　轉(zhuǎn)速 n=437.5r/min 　　要求壽命 Lh'=3000 h（以?xún)赡暌淮沃行?，每年工?60天，每天工作4小時(shí)） 　　潤(rùn)滑方式 油潤(rùn)滑 2、理由和選軸承1一樣。 　　試選軸承：深溝球軸承 　　軸承型號(hào) 6310和 軸承型號(hào) 6210 　　軸承內(nèi)徑 d1=50 mm 軸承內(nèi)徑 d2=50 mm 　　軸承外徑 D1=110mm 軸承外徑 D2=90 mm 　　軸承寬度 B1=27mm 軸承寬度 B2=20 mm 　　基本額定動(dòng)載荷 C1=61800 N 基本額定動(dòng)載荷 C2=35000N 　　基本額定靜載荷 Co1=38000 N 基本額定靜載荷 Co2=23200 N 　　極限轉(zhuǎn)速(油) nlimy=7000 r/min 極限轉(zhuǎn)速(油) nlimy=8500 r/min 3、當(dāng)量動(dòng)載荷 　　接觸角 a=0度 接觸角 a=0 (度) 　　負(fù)荷系數(shù) fp=1.2 負(fù)荷系數(shù) fp=1.2 　　判斷系數(shù) e=0.271 判斷系數(shù) e=0.304 　　徑向載荷系數(shù) X1=0.56 徑向載荷系數(shù) X2=0.56 　　軸向載荷系數(shù) Y1=1.624 軸向載荷系數(shù) Y2=1.435 　　當(dāng)量動(dòng)載荷 　　軸承所需基本額定動(dòng)載荷 C1'=45199.236 N C2'=42574.471 N 校核：軸承 6310的壽命 軸承 6210的壽命 結(jié)果：軸承2選用軸承6310滿(mǎn)足要求。 （三） 轉(zhuǎn)向軸軸承3，4，5，6的設(shè)計(jì)計(jì)算 由于轉(zhuǎn)向軸ⅡⅢ和輸入軸一樣都沒(méi)有軸向力，軸承3所受載荷最大， 軸承3選用的是6209故軸承，計(jì)算過(guò)程略， 4、5、6只需要采用深溝球軸承6209不用作校核就可以滿(mǎn)足要求。 結(jié)果：軸承3，4，5，6選用軸承型號(hào)6209。 （四） 輸出軸軸承7的設(shè)計(jì)計(jì)算 1、設(shè)計(jì)基本參數(shù) 　　徑向力 　　軸向力 Fa=0 N 　　軸頸直徑 d1=55 mm 　　轉(zhuǎn)速 n=324.6r/min 　　要求壽命 Lh'=3000 h 　 潤(rùn)滑方式 油潤(rùn)滑 2、被選軸承信息 　　由于其所受的徑向力很小，但又要保持其軸頸直徑，所以試選深溝球軸承6211 　　軸承內(nèi)徑 d=55 mm 　　軸承外徑 D=100 mm 　　軸承寬度 B=21 mm 　　基本額定動(dòng)載荷 C=43200 N 　　基本額定靜載荷 Co=29200 N 　　極限轉(zhuǎn)速(油) nlimy=7500 r/min 3、當(dāng)量動(dòng)載荷 　　接觸角 a=0 (度) 　　負(fù)荷系數(shù) fp=1.2 　　判斷系數(shù) e=0.16 　　徑向載荷系數(shù) X=1 　　軸向載荷系數(shù) Y=0 　　當(dāng)量動(dòng)載荷 　　軸承所需基本額定動(dòng)載荷 C'=13489.735 (N) 校核：軸承壽命 　 軸承壽命 由此可知該軸承遠(yuǎn)遠(yuǎn)滿(mǎn)足要求，每次大修時(shí)也可以不必更換這個(gè)軸承。 結(jié)果：軸承7選用6211。 （五） 輸出軸軸承8的設(shè)計(jì)計(jì)算 1、設(shè)計(jì)基本參數(shù) 　　徑向力 　　 軸向力 Fa=0 N 　 軸頸直徑 d1=55 mm 　 轉(zhuǎn)速 n=324.6 r/min 　 要求壽命 Lh'=3000 h 　 潤(rùn)滑方式 油潤(rùn)滑 2、被選軸承信息 　　試選軸承型號(hào) 6311 　　軸承內(nèi)徑 d=55mm 　　軸承外徑 D=120mm 　　軸承寬度 B=29mm 　　基本額定動(dòng)載荷 C=71500 N 　　基本額定靜載荷 Co=44800 N 　　極限轉(zhuǎn)速(油) nlimy=6700 r/min 3、當(dāng)量動(dòng)載荷 　　接觸角 a=0度 　　負(fù)荷系數(shù) fp=1.2 　　判斷系數(shù) e=0.16 　　徑向載荷系數(shù) X=1 　　軸向載荷系數(shù) Y=0 　　當(dāng)量動(dòng)載荷 　　軸承所需基本額定動(dòng)載荷 C'=68785.076 (N) 校核：軸承壽命 　 結(jié)果：軸承選用6311 （六） 各軸承的參數(shù)如下表所示 名稱(chēng) 軸承1 軸承2 軸承3 軸承4 軸承5 軸承6 軸承7 軸承8 軸承代號(hào) 6310 6310 6209 6209 6209 6209 6211 6311 軸頸直徑 50 50 45 45 45 45 55 55 軸承外徑 110 110 85 85 85 85 100 120 軸承寬度 27 27 19 19 19 19 21 29 八 花鍵的設(shè)計(jì)及校核 （一）輸入軸Ⅰ花鍵設(shè)計(jì)參數(shù)及校核 傳遞的轉(zhuǎn)矩 T = 1255000 N·mm 　模數(shù)　 m = 2.5 mm 　花鍵壓力角　 α = 30° 　齒數(shù)　 z = 23 　分度圓直徑　 D= 57.5 mm 　鍵齒工作高度　 h = 2.50 mm 　鍵的長(zhǎng)度　 L = 52 mm 　不均勻系數(shù)　 ψ = 0.75 　使用和制造情況 中等 　齒面熱處理　 齒面經(jīng)熱處理 　移動(dòng)情況　 載荷作用下移動(dòng) 　許用應(yīng)力　 [p] = 45.0 MPa 校核： 結(jié)果： p ≤[p] 軸左段矩形花鍵連接（靜連接）校核計(jì)算： 傳遞的轉(zhuǎn)矩 T = 1255000 N·mm 花鍵參數(shù) N×d×D×B = 8×42×48×8 mm 倒角　c = 0.4 mm 鍵齒的工作高度 不均勻系數(shù)　ψ = 0.75 鍵的長(zhǎng)度　L = 60 mm 使用和制造情況中等，齒面經(jīng)熱處理，鍵系列采用中系列 許用擠壓應(yīng)力范圍　σpp = 100～140 MPa 取許用應(yīng)力　[σp] = 120.0 MPa 校 核： 計(jì)算應(yīng)力　　 結(jié)果： σp≤[σp] 滿(mǎn)足 （二）傳動(dòng)軸Ⅱ的花鍵設(shè)計(jì)參數(shù)及校核 　傳遞的轉(zhuǎn)矩 T = 1218000 N·mm 　模數(shù)　 m = 2.5 mm 　花鍵壓力角　 α = 30° 　齒數(shù)　 z = 22 　分度圓直徑 D = 57.5 mm 花鍵軸大徑直徑 　Dmax = 60.0 mm 　鍵齒工作高度 　h = 2.50 mm 　鍵的長(zhǎng)度 　L = 32 mm 　不均勻系數(shù)　 ψ = 0.75 　使用和制造情況　 中等 　齒面熱處理 齒面經(jīng)熱處理 　許用應(yīng)力　 [p] = 120.0 MPa 校核： 結(jié)果： p ≤[p] 滿(mǎn)足要求 （三）傳動(dòng)軸Ⅲ的花鍵設(shè)計(jì)參數(shù)及校核 　傳遞的轉(zhuǎn)矩 T = 1181000 N·mm 　模數(shù)　 m = 2.5 mm 　花鍵壓力角　 α = 30° 　齒數(shù)　 z = 22 　分度圓直徑 D = 57.5 mm 花鍵軸大徑直徑 　Dmax = 60.0 mm 　鍵齒工作高度 　h = 2.50 mm 　鍵的長(zhǎng)度 　L = 32 mm 　不均勻系數(shù)　 ψ = 0.75 　使用和制造情況　 中等 　齒面熱處理 齒面經(jīng)熱處理 　許用應(yīng)力　 [p] = 120.0 MPa 校核： 結(jié)果： p ≤[p] 滿(mǎn)足要求 （四）輸出軸Ⅳ的花鍵設(shè)計(jì)參數(shù)及校核 軸右段花鍵 傳遞的轉(zhuǎn)矩 T = 1545000 N·mm 　模數(shù)　 m = 2.5 mm 　花鍵壓力角　 α = 30° 　齒數(shù)　 z = 23 　分度圓直徑 D = 57.5 mm 花鍵軸大徑直徑 　Dmax = 60.0 mm 　鍵齒工作高度 　h = 2.50 mm 　鍵的長(zhǎng)度 　L = 32 mm 　不均勻系數(shù)　 ψ = 0.75 　使用和制造情況　 中等 　齒面熱處理 齒面經(jīng)熱處理 　許用應(yīng)力　 [p] =120.0 MPa 校核： 結(jié)果： p ≤[p] 滿(mǎn)足要求 軸左段矩形花鍵連接（靜連接）校核計(jì)算： 　傳遞的轉(zhuǎn)矩 T = 1545000 N·mm 　鍵系列采用輕系列 花鍵參數(shù) N×d×D×B = 8×46×50×9 mm 　倒角　c = 0.3 mm 　鍵齒的工作高度` 不均勻系數(shù)　ψ = 0.75 　鍵的長(zhǎng)度　L = 67 mm 　由于使用和制造情況良好，而且齒面經(jīng)熱處理 　查表可知許用擠壓應(yīng)力范圍　σp= 120～200 MPa 　取許用應(yīng)力　[σp] = 160.0 MPa 校核： 計(jì)算應(yīng)力　 　結(jié)果： σp≤[σp] 滿(mǎn)足傳遞的轉(zhuǎn)矩 九、 減速器機(jī)體結(jié)構(gòu)尺寸如下 名稱(chēng) 符號(hào) 計(jì)算公式 結(jié)果 箱座厚度 20 箱蓋厚度 10 支架螺釘直徑 M16 支架螺釘數(shù)目 查手冊(cè) 4 軸承旁聯(lián)結(jié)螺栓直徑 M16 蓋與座聯(lián)結(jié)螺栓直徑 =（0.5 0.6） M10 軸承端蓋螺釘直徑 =（0.40.5） M10 視孔蓋螺釘直徑 =（0.30.4） M8 定位銷(xiāo)直徑 =（0.70.8） M8 ，，至外箱壁的距離 查手冊(cè)表11—2 24 ，至凸緣邊緣距離 查手冊(cè)表11—2 20 外箱壁至軸承端面距離 =++（510） 45 大齒輪頂圓與內(nèi)箱壁距離 >1.2 10 齒輪端面與內(nèi)箱壁距離 > 10 箱蓋，箱座肋厚 9 8.5 軸承端蓋外徑 +（55.5） 120 軸承旁聯(lián)結(jié)螺栓距離 120 十、 潤(rùn)滑與密封 （一）、潤(rùn)滑 變速器潤(rùn)滑采用稀油潤(rùn)滑，潤(rùn)滑形式是飛濺潤(rùn)滑，主要靠輸出軸的旋轉(zhuǎn)來(lái)實(shí)現(xiàn)，潤(rùn)滑油的量不能太多，一般在填充到輸出軸的中心平面，如果太多的話(huà)，齒輪在旋轉(zhuǎn)的時(shí)候噪音太大，而且功率損失也大。 窺視孔：窺視孔用于檢查傳動(dòng)零件的嚙合、潤(rùn)滑及輪齒損壞情況，并兼作注油孔，可向減速器箱體內(nèi)注入潤(rùn)滑油 定位銷(xiāo)：對(duì)由箱蓋和箱座通過(guò)聯(lián)接而組成的剖分式箱體，為保證其各部分在加工及裝配時(shí)能夠保持精確位置，特別是為保證箱體軸承座孔的加工精度及安裝精度 放油孔及放油螺塞：為排放減速器箱體內(nèi)污油和便于清洗箱體內(nèi)部，在箱座油池的最低處設(shè)置放油孔，箱體內(nèi)底面做成斜面，向放油孔方向傾斜1～2使油易于流出。 通氣器：使箱體內(nèi)受熱膨脹的氣體自由排出，以保持箱體內(nèi)外壓力平衡，不致使?jié)櫥脱胤窒涿婊蜉S伸密封件處向外滲漏。 （二）、密封 由于機(jī)箱是立式機(jī)箱，且整體密封性又較好，在軸輸入端與輸出端的線(xiàn)速度為1-2m/s，又在室外工作，有較多的灰塵和雨水外來(lái)雜質(zhì)，應(yīng)該具有良好的防塵，防水的功能，因此在選擇在輸入軸與輸出軸的密封處采用有副唇旋轉(zhuǎn)軸唇形密封圈的內(nèi)包骨架油封（FB 50X72X8）。此密封圈適用溫度及轉(zhuǎn)速范圍寬，成本低廉，檢修方便，密封性能好，壽命長(zhǎng)，結(jié)構(gòu)緊湊，裝拆方便，互換性好。 十一、 小結(jié) 通過(guò)對(duì)運(yùn)梁車(chē)的減速器設(shè)計(jì)，綜合運(yùn)用機(jī)械設(shè)計(jì)、機(jī)械工程材料、畫(huà)法幾何、機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)、機(jī)械制造基礎(chǔ)和材料力學(xué)的知識(shí)和繪圖技能，完成傳動(dòng)裝置的測(cè)繪與分析，通過(guò)這一過(guò)程使我全面了解一個(gè)機(jī)械產(chǎn)品所涉及的結(jié)構(gòu)、強(qiáng)度、制造、裝配以及表達(dá)等方面的知識(shí)，不僅培養(yǎng)了我的綜合分析、實(shí)際解決工程問(wèn)題的能力，而且還培養(yǎng)了我的團(tuán)隊(duì)協(xié)作精神。由于時(shí)間倉(cāng)促和本人能力有限，如有誤漏欠妥之處，敬請(qǐng)各位老師指正批評(píng)。 十二、參考文獻(xiàn) 1 吳宗澤 主編.機(jī)械設(shè)計(jì)實(shí)用手冊(cè).北京:高等教育出版社,2003.11 2 吳宗澤 主編.機(jī)械設(shè)計(jì).北京:高等教育出版社,2001.7 3 卜 炎 主編.機(jī)械傳動(dòng)裝置設(shè)計(jì)手冊(cè).北京:機(jī)械工業(yè)出版社,1999.4 4 鄭文緯 主編.機(jī)械原理.北京: 高等教育出版社,1997.7 5 邱宣懷 主編.機(jī)械設(shè)計(jì).北京: 高等教育出版社,1997.7 6 席偉光 主編.機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì).北京:高等教育出版社,2003.2 7 陳家瑞 主編.汽車(chē)構(gòu)造.北京:機(jī)械工業(yè)出版社,2005.1 8 劉鴻文 主編.材料力學(xué).北京:高等教育出版社,2004.1 9 嚴(yán)霖元 主編.機(jī)械制造基礎(chǔ).南昌:江西農(nóng)業(yè)大學(xué)出版社2000.8 10 與永泗 主編.機(jī)械工程材料.大連:大連理工大學(xué)出版社2003.5 36