180噸運梁車三級減速器設計

180噸運梁車三級減速器設計,噸運梁車,三級,減速器,設計 江西農業(yè)大學畢業(yè)設計 目錄 一 設計任務………………………………………………………… 1 二 設計方案分析………………………………………………… 2 三 原動件的選擇………………………………………………… 4 四 機構運動分析與動力參數(shù)選擇與計算…………… 5 五 齒輪的設計及校核………………………………………… 8 六 軸的設計及校核…………………………………………… 16 七 軸承的選擇及校核………………………………………… 24 八 花鍵的設計及校核………………………………………… 29 九 減速器機體結構設計……………………………………… 32 十 潤滑與密封…………………………………………………… 33 十一 小結……………………………………………………………… 34 十二 參考文獻……………………………………………………… 35 180t運梁車三級減速器設計 一、 設計任務 運梁車載重量180T，車輛自身質量（含拖梁小車）約15T，合計195T，空載時行駛速度為3-4km/h,滿載時行駛最低速度0.8-0.9km/h，裝載最大爬坡能力6%，根據(jù)軸線布置需要考慮運梁車通過的路基和橋涵結構的允許承載能力、與架橋機相適應的車身型式、以及運梁車的其它用途等多種因素，設計載荷分配為前橋25%，中橋38.5%,后橋36.5% 。 運梁車在施工作業(yè)中，運行速度低、運輸距離短，車輛在橋面行駛時要求行駛路線精確，不允許發(fā)生較大偏差而對橋梁造成損壞，整車運行過程平穩(wěn)。該車設計使用壽命為十年，檢修間隔期為四年一次大修，二年一次中修，一年一次小修。平均每天實際工作只有四個小時左右。工作環(huán)境：室外常溫，灰塵較大。 運梁車的動力和傳動系統(tǒng)是整車的核心設計部分，要求該車傳動路線圖如下所示： 變速器采用是標準件，且當它為最低檔為時傳動比i變=6.4； 減速器Ⅰ要自行設計，是該課題的主要任務，采用展開式二級以上閉式齒輪傳動，允許速度誤差為5%，保持中心距a>=300mm., 能夠掛倒檔，以保證運梁車倒車時能保持前進時相同的速度，提高工作效率； 減速器Ⅱ采用單級開式斜齒輪傳動，傳動比iⅡ=2.03， 驅動橋采用東風—140，總傳動比i驅=38/6=6.33； 輪胎處采用一對單級開式直齒輪傳動，傳動比i胎=86/14=6.14。 傳動過程允許速度誤差為5%； 二、 設計方案分析 傳動方案1： 減速器Ⅰ（以下簡稱減速器）采用展開式二級閉式齒輪傳動，結構簡單，在滿足中心距的條件下，由于齒輪和軸的減少，傳動效率較高，但齒輪直徑大，加工精度不高，而且噪聲較大，大齒輪在經(jīng)濟方面不理想，加工起來又比較困難，減速箱的體積比較大，不利于安裝。它的結構簡圖如圖1-1所示： 圖1-1 傳動方案2： 減速器Ⅰ采用展開式三級閉式齒輪傳動，特點：結構簡單、效率高、容易制造、使用壽命較長、維護方便，裝拆容易，工作可靠，。當打倒檔時，高速級滑移齒輪布置在遠離轉矩輸入端，這樣，軸在轉矩下產(chǎn)生的扭轉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)象在滿足中心距的條件下，傳動的齒輪的直徑可以取小，這樣可以使傳動的傳動比較精確可靠，壽命長，結構緊湊，而且滑移齒輪操作方便不費力。其結構簡圖如圖1-2所示。 比較起來，方案2的三級閉式齒輪傳動比較適合運梁車的減速傳動，該機具有較強的市場競爭力。 三、 原動件的選擇 發(fā)動機的計算： 1、 整車滾動阻力F1（平實路面地） 2、 整車上坡阻力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、 半軸切應力 6、 輪功率P轉 7、 發(fā)動機功率P（總傳動效率為=0.66） 8、 附著力 F附 不打滑條件： ∴該車在工作情況下不會打滑。 發(fā)動機選擇柴油機，XY4108Q，功率P=75kW，n=2800r/min。 四、 機構運動分析與動力參數(shù)選擇與計算 （一）運梁車的總傳動比和各傳動比的分配方案選擇 (1) 總傳動比的計算 發(fā)動機轉速 ， 車輪的轉速，（根據(jù)運梁車滿載時每小時只走800-900m，而輪胎的直徑為1.06m） 總傳動比 (2)傳動比的分配 變速器采用是標準件，且當它為最低檔為時傳動比i變=6.4； 減速器Ⅱ傳動比iⅡ=2.03，允許速度誤差為5%； 驅動橋采用東風—140，總傳動比i驅=38/6=6.33； 輪胎處傳動比i胎=86/14=6.14； 則減速器Ⅰ的傳動比 （二）傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算 (1)各軸的轉速 將傳動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（見圖1-2）跨倒檔時，通過輸入軸的滑動齒輪與轉向軸Ⅱ右齒輪嚙和，在通過轉向軸Ⅱ齒輪3與傳動軸Ⅲ齒輪4的嚙和，在通過傳動軸Ⅲ的齒輪5與輸出軸Ⅳ齒輪6的嚙和，從而傳動動力。 由發(fā)動機到輸出，通過變速器最底檔(i=6.4),推出n1=2800/6.4=437.5r/min， 傳到輸入軸Ⅰn=437.5r/min, , 傳動軸Ⅱ n=437.5r/min , , 傳動軸Ⅲ n=437.5r/min , 輸出軸Ⅳ 不跨倒檔時，通過輸入軸Ⅰ的滑動齒輪與轉向軸Ⅲ右齒輪嚙和，在通過傳動軸Ⅲ右齒輪在和輸出軸Ⅳ齒輪嚙和，從而傳遞動力。 (2)各軸的效率和功率 根據(jù)條件已知：變速箱的機械傳動效率 花鍵聯(lián)軸器的傳動效率 每對圓柱齒輪的傳動效率（很好的跑和的7級精度齒輪傳動） 每對滾動軸承的傳動效率 萬向節(jié)的傳動效率 a）各軸的傳動效率 第一級的傳動效率 第二級的傳動效率 第三級的傳動效率 第四級的傳動效率 b) 各軸的功率 減速器輸入軸Ⅰ的輸入功率： 轉向軸Ⅱ的功率： 轉向軸Ⅲ的功率： 輸出軸Ⅳ的功率 （3）各軸的轉矩 輸入軸Ⅰ 轉向軸Ⅱ 轉向軸Ⅲ 輸出軸Ⅳ 運動和動力參數(shù)結果如下表 軸名 輸出功率P（kW） 轉速n(r/min) 轉矩T（N.mm） 效率η 輸入軸Ⅰ 437.5 0.9456 轉向軸Ⅱ 55.8 437.5 0.9702 轉向軸Ⅲ 54.1 437.5 0.9702 輸出軸Ⅳ 52.5 324.6 0.9702 五、齒輪的設計及校核 （一）、 選擇材料，熱處理，齒輪精度等級和齒數(shù) 由機械設計手冊，考慮到工廠加工條件和減速器要承受很大的轉矩，選擇大小齒輪材料都為20CrMnTi,滲碳處理，硬度為55～60HRC，抗拉強度，屈服強度；精度7級。 取滑移齒輪，且由于要滿足中心距達到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, 實際傳動比, 傳動比誤差，滿足傳動要求。 實際輸入軸轉速 實際輸出軸轉速 （二）、 校核齒輪強度 1 滑移齒輪和齒輪2的設計計算 a)、設計參數(shù) 傳遞功率 P=57.5kW 傳遞轉矩T1= N.mm 齒輪1轉速 n1=437.5r/min 齒輪2轉速 n2=437.5r/min 該嚙合傳動比 i=1.00 　　原動機載荷特性:均勻平穩(wěn);工作機載荷特性:均勻平穩(wěn) 　預定壽命取6000時（壽命4年，每年工作360天，每天工作用4小時） b)、齒面接觸疲勞強度設計 計算公式按 閉式齒輪結構，硬齒面齒輪，滑移齒輪5采用非對稱布置（軸鋼性較大），齒輪6也采用非對稱布置（軸鋼性較大）取齒寬系， 齒面嚙合類型 ：硬齒面， 　　熱處理質量級別 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接觸強度極限應力 σHlim=1500MPa 齒輪1、2抗彎疲勞基本值σFE=580MPa 由機械設計表6-7，查得使用系數(shù)，試取動載荷系數(shù)，按齒輪在兩軸承中間非對稱布置，取齒向載荷分布系數(shù)，按齒面硬化，直齒輪，7級精度，，取齒間載荷分布系數(shù)。 載荷系數(shù) 節(jié)點區(qū)域系數(shù) 　　材料的彈性系數(shù) 　　接觸強度重合度系數(shù)　　 接觸強度螺旋角系數(shù) 　　重合、螺旋角系數(shù)　 齒面接觸許用應力 齒輪1、2的應力循環(huán)次數(shù)　 接觸疲勞壽命系數(shù)由機械設計表6-11得（不允許有一定量點蝕） 　　查表得潤滑油膜影響系數(shù) 　　工作硬化系數(shù) 最小安全系數(shù) 　　接觸強度尺寸系數(shù) Zx=1.0 齒面接觸許用應力： 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。 按計算結果校核前面的假設是否正確： 齒輪節(jié)圓速度 由此可得 動載系數(shù) Kv=1.033。 圓周力 由此可知，原假設合理： 齒間分布載荷系數(shù) 重新設計后數(shù)據(jù)如下： 載荷系數(shù) 　　齒向載荷分布系數(shù) KHβ=0.137 　　綜合變形對載荷分布的影響 Kβs=0.0 　　安裝精度對載荷分布的影響 Kβm=0.137 　　節(jié)點區(qū)域系數(shù) Zh=2.5 　　材料的彈性系數(shù) ZE=189.800 　　接觸強度重合度系數(shù) Zε=0.89 　　接觸強度螺旋角系數(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 　 標準中心距 a=138mm 　　實際中心距 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： 　 結果：齒輪的接觸疲勞強度安全。 c)、齒根彎曲疲勞強度校核 　 計算公式 由查表可知， 齒輪1復合齒形系數(shù) Yfs1=2.72 　　齒輪1應力修正系數(shù) Ysa1=1.57 　　齒輪2復合齒形系數(shù) Yfs2=2.72 　　齒輪2應力修正系數(shù) Ysa2=1.57 抗彎強度重合度系數(shù) Yε=0.72 　　抗彎強度螺旋角系數(shù) Yβ=1.000 　　抗彎強度重合、螺旋角系數(shù) Yεβ=0.721 　　按式計算彎曲疲勞許用應力 查取齒輪材料彎曲疲勞極限應力 壽命系數(shù) 　　查表可知尺寸系數(shù) Yx=0.99 實驗齒輪的應力修正系數(shù)YST=2.0 彎曲疲勞強度安全系數(shù)一般取SF=1.25 彎曲疲勞許用應力 校核：彎曲疲勞強度 結果： 齒根彎曲疲勞強度校核滿足要求 兩個齒輪齒面粗糙度 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的設計計算 a)、設計參數(shù) 傳遞功率 P=54.1kW 傳遞轉矩T3= N.mm 齒輪5轉速 n1=437.5r/min 齒輪6轉速 n2=324.6r/min 該嚙合傳動比 i=1.348 　　原動機載荷特性:均勻平穩(wěn);工作機載荷特性:均勻平穩(wěn) 　 預定壽命 取6000時 b)、齒面接觸疲勞強度設計 計算公式按 閉式齒輪結構，硬齒面齒輪，滑移齒輪1采用非對稱布置（軸鋼性較大），齒輪2也采用非對稱布置（軸鋼性較大）取齒寬系， 齒面嚙合類型 ：硬齒面， 　　熱處理質量級別 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接觸強度極限應力 σHlim=1500MPa 齒輪5、6抗彎疲勞基本值σFE=580MPa 由機械設計表6-7，查得使用系數(shù)，試取動載荷系數(shù)，按齒輪在兩軸承中間非對稱布置，取齒向載荷分布系數(shù)，按齒面硬化，直齒輪，7級精度，，取齒間載荷分布系數(shù)。 載荷系數(shù) 節(jié)點區(qū)域系數(shù) 　　材料的彈性系數(shù) 　　接觸強度重合度系數(shù)　　 接觸強度螺旋角系數(shù) 　　重合、螺旋角系數(shù)　 齒面接觸許用應力 齒輪5、6的應力循環(huán)次數(shù) 　 接觸疲勞壽命系數(shù)由機械設計表6-11得（不允許有一定量點蝕） 　　查表得潤滑油膜影響系數(shù) 　　工作硬化系數(shù) 最小安全系數(shù) 　　接觸強度尺寸系數(shù) Zx=1.0 齒面接觸許用應力： 計算公式 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。 按計算結果校核前面的假設是否正確： 齒輪節(jié)圓速度 由此可得 動載系數(shù) Kv=1.033。 圓周力 由此可知，原假設合理： 齒間分布載荷系數(shù) 重新設計后數(shù)據(jù)如下： 載荷系數(shù) 校核：公式如下： 　 結果： 齒輪的接觸疲勞強度安全。 c)、齒根彎曲疲勞強度校核 　 計算公式 查表可知： 齒輪5復合齒形系數(shù) Yfa5=2.72 　　齒輪5應力修正系數(shù) Ysa5=1.57 　　齒輪6復合齒形系數(shù) Yfa6=3.58 　　齒輪6應力修正系數(shù) Ysa6=1.63 抗彎強度重合度系數(shù) Yε=0.72 　　抗彎強度螺旋角系數(shù) Yβ=1.000 　　抗彎強度重合、螺旋角系數(shù) Yεβ=0.721 　　按式計算彎曲疲勞許用應力 查取齒輪材料彎曲疲勞極限應力 壽命系數(shù) 　　查表可知尺寸系數(shù) Yx=0.99 實驗齒輪的應力修正系數(shù)YST=2.0 彎曲疲勞強度安全系數(shù)一般取SF=1.25 彎曲疲勞許用應力 比較： ∴ 應按大齒輪校核齒輪彎曲疲勞強度。 校 核: 結 果：齒根彎曲疲勞強度校核滿足要求 3、 齒輪3、4校核計算 由于齒輪3和齒輪4的轉速與齒輪相相同，且它們的材料和外形尺寸一樣，但它的輸入功率和輸入轉矩卻比齒輪2要小，而齒輪2已經(jīng)滿足齒面接觸疲勞強度和彎曲疲勞強度，所以同理可以推出齒輪3和齒輪4滿足設計要求。 結果： 強度校核滿足要求。 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、 軸的設計及校核 （一）、軸材料選擇 由于該減速器中各軸所承受的載荷都很大，傳遞的轉矩較大，且又是在高速狀況下工作，運行平穩(wěn)，無很大的沖擊，但安裝齒輪的位置不對稱，對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.調質處理，加工精度為7級。 材料牌號: 40Cr 熱處理: 調質 毛坯直徑/mm: ≤80 硬度（HB）: 241～286 抗拉強度σb: ≥750MPa 屈服點σs: ≥550 MPa 彎曲疲勞極限σ-1: ≥350 MPa 扭轉疲勞極限τ-1: ≥200 MPa 許用靜應力[σ+1]: ≥300 MPa 許用疲勞應力[σ-1]: 194～233 Mpa （二）、 輸入軸Ⅰ的設計計算 1、輸入軸Ⅰ的基本技術參數(shù) 軸的轉向方式：雙向旋轉 軸的工作情況：無腐蝕條件 軸的轉速：n=437.5r/min 功率: P=57.5kW 轉矩：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，在該方向上齒輪沒有受力） 初算最小直徑 圖1-3 取軸承處（即A，B點）的直徑d=50mm 取滑移部分（如危險截面C、D）花鍵分度圓直徑d=57.5mm 軸的結構簡圖如圖1-3所示： A、B 點在水平面的支承反力 危險截面 C、D在水平面的彎矩 A、B點在垂直面的支承反力 危險截面 C、D在垂直面的彎矩 危險截面 C、D的合成彎矩 畫軸轉矩圖 畫當量彎矩圖 校 核： C點的當量彎矩 D點的當量彎矩 取 結 果：軸的強度滿足要求。 （三） 轉向軸Ⅱ設計計算 1 軸的轉向方式：雙向旋轉 軸的工作情況：無腐蝕條件 軸的轉速：n=437.5r/min 功率: P=55.8kW 轉矩：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，在該方向上齒輪沒有受力） 法向力 取軸承處（即A，B點）的直徑d=45mm 取導程部分（如危險截面C、D）花鍵分度圓直徑d=57.5mm A、B 點在水平面的支承反力 危險截面 C、D在水平面的彎矩 A、B點在垂直面的支承反力 危險截面 C、D在垂直面的彎矩 危險截面 C、D的合成彎矩 畫軸轉矩圖 畫當量彎矩圖 校 核： C點的當量彎矩 顯然此軸的C點當量彎矩小于傳動軸Ⅰ的C點當量彎矩 ,故不用作校核 D點的當量彎矩 由于D點不受轉矩 當量彎矩等與合成彎矩 即 取 結 果：軸的強度滿足要求。 （四） 轉向軸Ⅲ設計計算 1 軸的轉向方式：雙向旋轉 軸的工作情況：無腐蝕條件 軸的轉速：n=437.5r/min 功率: P=54.1kW 轉矩：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，在該方向上齒輪沒有受力） 法向力 取軸承處（即A，B點）的直徑d=45mm 取滑移部分（如危險截面C、D）花鍵分度圓直徑d=57.5mm A、B 點在水平面的支承反力 危險截面 C、D在水平面的彎矩 A、B點在垂直面的支承反力 危險截面 C、D在垂直面的彎矩 危險截面 C、D的合成彎矩 畫軸轉矩圖 畫當量彎矩圖 校 核： C點的當量彎矩 顯然此軸的C點當量彎矩小于傳動軸Ⅰ的C點當量彎矩 ,故不用作校核 D點的當量彎矩 由于D點不受轉矩 當量彎矩等與合成彎矩 即 取 結 果：軸的強度滿足要求。 （五） 輸出軸Ⅳ的設計計算 軸的轉向方式：雙向旋轉 軸的工作情況：無腐蝕條件 軸的轉速：n=324.5r/min 功率: P=52.5kW 轉矩：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，在該方向上齒輪沒有受力） 法向力 取軸承處（即A，B點）的直徑d=55mm 取滑移部分（如危險截面C、D）花鍵分度圓直徑d=60mm 軸的結構簡圖如圖1-4所示： A、B 點支承反力 危險截面 C、D的彎矩 畫軸轉矩圖 畫當量彎矩圖 校 核： C點的當量彎矩 D點的當量彎矩 取 結 果：軸的強度滿足要求。 圖1-4 七、 軸承的選擇及校核 （一） 輸入軸承1的設計計算 1、設計基本參數(shù) 　　徑向力 　　軸向力 Fa=0 N 　　軸頸直徑 d1=50 mm 　　轉速 n=437.5r/min 　　要求壽命 Lh'=3000 h（以兩年一次中修，每年工作360天，每天工作4小時） 　　潤滑方式 油潤滑 2、被選軸承信息 　　由于沒有軸向力，且是高速運轉，在滿足強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，精度高，價格低廉,互換性好。 　　試選軸承型號6310 　　軸承內徑 d=50 mm 　　軸承外徑 D=110 mm 　　軸承寬度 B=27 mm 　　基本額定動載荷 C=61800 N 　　基本額定靜載荷 Co=38000 N 　　極限轉速(油) nlimy=7000 r/min 3、當量動載荷 　　接觸角 a=0 (度) 　　負荷系數(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 　　當量動載荷 　　 軸承所需基本額定動載荷 C'=61141.632 N 校核：由式計算軸承壽命 結果：選用深溝球軸承6310滿足要求 （二） 輸入軸承2的設計計算 1、設計基本參數(shù) 　　徑向力 　　軸向力 Fa=0 N 　　軸頸直徑 d1=50 mm 　　轉速 n=437.5r/min 　　要求壽命 Lh'=3000 h（以兩年一次中修，每年工作360天，每天工作4小時） 　　潤滑方式 油潤滑 2、理由和選軸承1一樣。 　　試選軸承：深溝球軸承 　　軸承型號 6310和 軸承型號 6210 　　軸承內徑 d1=50 mm 軸承內徑 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 　　基本額定動載荷 C1=61800 N 基本額定動載荷 C2=35000N 　　基本額定靜載荷 Co1=38000 N 基本額定靜載荷 Co2=23200 N 　　極限轉速(油) nlimy=7000 r/min 極限轉速(油) nlimy=8500 r/min 3、當量動載荷 　　接觸角 a=0度 接觸角 a=0 (度) 　　負荷系數(shù) fp=1.2 負荷系數(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 　　當量動載荷 　　軸承所需基本額定動載荷 C1'=45199.236 N C2'=42574.471 N 校核：軸承 6310的壽命 軸承 6210的壽命 結果：軸承2選用軸承6310滿足要求。 （三） 轉向軸軸承3，4，5，6的設計計算 由于轉向軸ⅡⅢ和輸入軸一樣都沒有軸向力，軸承3所受載荷最大， 軸承3選用的是6209故軸承，計算過程略， 4、5、6只需要采用深溝球軸承6209不用作校核就可以滿足要求。 結果：軸承3，4，5，6選用軸承型號6209。 （四） 輸出軸軸承7的設計計算 1、設計基本參數(shù) 　　徑向力 　　軸向力 Fa=0 N 　　軸頸直徑 d1=55 mm 　　轉速 n=324.6r/min 　　要求壽命 Lh'=3000 h 　 潤滑方式 油潤滑 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 　　軸承內徑 d=55 mm 　　軸承外徑 D=100 mm 　　軸承寬度 B=21 mm 　　基本額定動載荷 C=43200 N 　　基本額定靜載荷 Co=29200 N 　　極限轉速(油) nlimy=7500 r/min 3、當量動載荷 　　接觸角 a=0 (度) 　　負荷系數(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 　　當量動載荷 　　軸承所需基本額定動載荷 C'=13489.735 (N) 校核：軸承壽命 　 軸承壽命 由此可知該軸承遠遠滿足要求，每次大修時也可以不必更換這個軸承。 結果：軸承7選用6211。 （五） 輸出軸軸承8的設計計算 1、設計基本參數(shù) 　　徑向力 　　 軸向力 Fa=0 N 　 軸頸直徑 d1=55 mm 　 轉速 n=324.6 r/min 　 要求壽命 Lh'=3000 h 　 潤滑方式 油潤滑 2、被選軸承信息 　　試選軸承型號 6311 　　軸承內徑 d=55mm 　　軸承外徑 D=120mm 　　軸承寬度 B=29mm 　　基本額定動載荷 C=71500 N 　　基本額定靜載荷 Co=44800 N 　　極限轉速(油) nlimy=6700 r/min 3、當量動載荷 　　接觸角 a=0度 　　負荷系數(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 　　當量動載荷 　　軸承所需基本額定動載荷 C'=68785.076 (N) 校核：軸承壽命 　 結果：軸承選用6311 （六） 各軸承的參數(shù)如下表所示 名稱 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 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 花鍵的設計及校核 （一）輸入軸Ⅰ花鍵設計參數(shù)及校核 傳遞的轉矩 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 　移動情況　 載荷作用下移動 　許用應力　 [p] = 45.0 MPa 校核： 結果： p ≤[p] 軸左段矩形花鍵連接（靜連接）校核計算： 傳遞的轉矩 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 許用擠壓應力范圍　σpp = 100～140 MPa 取許用應力　[σp] = 120.0 MPa 校 核： 計算應力　　 結果： σp≤[σp] 滿足 （二）傳動軸Ⅱ的花鍵設計參數(shù)及校核 　傳遞的轉矩 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 　許用應力　 [p] = 120.0 MPa 校核： 結果： p ≤[p] 滿足要求 （三）傳動軸Ⅲ的花鍵設計參數(shù)及校核 　傳遞的轉矩 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 　許用應力　 [p] = 120.0 MPa 校核： 結果： p ≤[p] 滿足要求 （四）輸出軸Ⅳ的花鍵設計參數(shù)及校核 軸右段花鍵 傳遞的轉矩 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 　許用應力　 [p] =120.0 MPa 校核： 結果： p ≤[p] 滿足要求 軸左段矩形花鍵連接（靜連接）校核計算： 　傳遞的轉矩 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力范圍　σp= 120～200 MPa 　取許用應力　[σp] = 160.0 MPa 校核： 計算應力　 　結果： σp≤[σp] 滿足傳遞的轉矩 九、 減速器機體結構尺寸如下 名稱 符號 計算公式 結果 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 4 軸承旁聯(lián)結螺栓直徑 M16 蓋與座聯(lián)結螺栓直徑 =（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 定位銷直徑 =（0.70.8） M8 ，，至外箱壁的距離 查手冊表11—2 24 ，至凸緣邊緣距離 查手冊表11—2 20 外箱壁至軸承端面距離 =++（510） 45 大齒輪頂圓與內箱壁距離 >1.2 10 齒輪端面與內箱壁距離 > 10 箱蓋，箱座肋厚 9 8.5 軸承端蓋外徑 +（55.5） 120 軸承旁聯(lián)結螺栓距離 120 十、 潤滑與密封 （一）、潤滑 變速器潤滑采用稀油潤滑，潤滑形式是飛濺潤滑，主要靠輸出軸的旋轉來實現(xiàn)，潤滑油的量不能太多，一般在填充到輸出軸的中心平面，如果太多的話，齒輪在旋轉的時候噪音太大，而且功率損失也大。 窺視孔：窺視孔用于檢查傳動零件的嚙合、潤滑及輪齒損壞情況，并兼作注油孔，可向減速器箱體內注入潤滑油 定位銷：對由箱蓋和箱座通過聯(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污油和便于清洗箱體內部，在箱座油池的最低處設置放油孔，箱體內底面做成斜面，向放油孔方向傾斜1～2使油易于流出。 通氣器：使箱體內受熱膨脹的氣體自由排出，以保持箱體內外壓力平衡，不致使?jié)櫥脱胤窒涿婊蜉S伸密封件處向外滲漏。 （二）、密封 由于機箱是立式機箱，且整體密封性又較好，在軸輸入端與輸出端的線速度為1-2m/s，又在室外工作，有較多的灰塵和雨水外來雜質，應該具有良好的防塵，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軸唇形密封圈的內包骨架油封（FB 50X72X8）。此密封圈適用溫度及轉速范圍寬，成本低廉，檢修方便，密封性能好，壽命長，結構緊湊，裝拆方便，互換性好。 十一、 小結 通過對運梁車的減速器設計，綜合運用機械設計、機械工程材料、畫法幾何、機械設計基礎、機械制造基礎和材料力學的知識和繪圖技能，完成傳動裝置的測繪與分析，通過這一過程使我全面了解一個機械產(chǎn)品所涉及的結構、強度、制造、裝配以及表達等方面的知識，不僅培養(yǎng)了我的綜合分析、實際解決工程問題的能力，而且還培養(yǎng)了我的團隊協(xié)作精神。由于時間倉促和本人能力有限，如有誤漏欠妥之處，敬請各位老師指正批評。 十二、參考文獻 1 吳宗澤 主編.機械設計實用手冊.北京:高等教育出版社,2003.11 2 吳宗澤 主編.機械設計.北京:高等教育出版社,2001.7 3 卜 炎 主編.機械傳動裝置設計手冊.北京:機械工業(yè)出版社,1999.4 4 鄭文緯 主編.機械原理.北京: 高等教育出版社,1997.7 5 邱宣懷 主編.機械設計.北京: 高等教育出版社,1997.7 6 席偉光 主編.機械設計課程設計.北京:高等教育出版社,2003.2 7 陳家瑞 主編.汽車構造.北京:機械工業(yè)出版社,2005.1 8 劉鴻文 主編.材料力學.北京:高等教育出版社,2004.1 9 嚴霖元 主編.機械制造基礎.南昌:江西農業(yè)大學出版社2000.8 10 與永泗 主編.機械工程材料.大連:大連理工大學出版社2003.5 36