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遼寧工程技術(shù)大學(xué)畢業(yè)設(shè)計（論文）
前言
減速器是機(jī)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(yàn)，如加載實(shí)驗(yàn)等。
液壓傳動具有易于實(shí)現(xiàn)直線運(yùn)動、功率質(zhì)量之比大，動態(tài)響應(yīng)快等優(yōu)點(diǎn)，在工程機(jī)械、冶金、農(nóng)林、實(shí)驗(yàn)設(shè)備、航空航天、仿真運(yùn)動平臺和武器裝備等領(lǐng)域得到了廣泛應(yīng)用。液壓傳動作為動力控制與控制技術(shù)的重要部分，對工業(yè)和國防技術(shù)進(jìn)步和發(fā)展起到了很大的推動作用，是現(xiàn)代機(jī)械的基本要素和工程控制的關(guān)鍵技術(shù)之一。液壓加載系統(tǒng)能實(shí)現(xiàn)較大范圍內(nèi)比較方便地實(shí)現(xiàn)無級調(diào)速，體積小、重量輕、結(jié)構(gòu)緊湊，易于實(shí)現(xiàn)過載保護(hù)。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(diǎn)降低了它的競爭力。
為提高液壓傳動的核心競爭力，擴(kuò)大其應(yīng)用領(lǐng)域，因此應(yīng)抓住主要的核心技術(shù)問題，改進(jìn)技術(shù)，不斷改進(jìn)自身缺點(diǎn)，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(shè)計要求環(huán)保與節(jié)能并行,不僅滿足環(huán)境目標(biāo),考慮回收利用率,資源,能源的有效利用率,以達(dá)到環(huán)境保護(hù)和資源優(yōu)化應(yīng)用的效應(yīng).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(shí)意義.
要實(shí)現(xiàn)液壓技術(shù)綠色化，液壓技術(shù)必須充分發(fā)揮自身優(yōu)點(diǎn)和借鑒其他領(lǐng)域的先進(jìn)技術(shù)成果，對自身進(jìn)行引進(jìn)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(qiáng)大競爭力和不斷擴(kuò)大應(yīng)用領(lǐng)域。
1 緒言
1.1 加載技術(shù)的發(fā)展?fàn)顩r
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(yīng)、高精度、高功率重量比和大功率輸出的優(yōu)點(diǎn)，在國防軍事武器、航空航天、船舶、冶金等許多領(lǐng)域發(fā)揮著重要的作用，隨著機(jī)械工作精度、響應(yīng)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(yīng)用環(huán)境和任務(wù)更為復(fù)雜，普遍存在較大程度的參數(shù)變化和外負(fù)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(shí)現(xiàn)較大范圍內(nèi)比較方便地實(shí)現(xiàn)無級調(diào)速，體積小、重量輕、結(jié)構(gòu)緊湊、慣性小，操縱、控制簡單、省力，易于實(shí)現(xiàn)過載保。
1.2液壓技術(shù)的發(fā)展?fàn)顩r
液壓傳動具有易于實(shí)現(xiàn)直線運(yùn)動、功率質(zhì)量之比大，動態(tài)響應(yīng)快等優(yōu)點(diǎn)，在工程機(jī)械、冶金、農(nóng)林、實(shí)驗(yàn)設(shè)備、航空航天、仿真運(yùn)動平臺和武器裝備等領(lǐng)域得到了廣泛應(yīng)用。液壓傳動作為動力控制與控制技術(shù)的重要部分，對工業(yè)和國防技術(shù)進(jìn)步和發(fā)展起到了很大的推動作用，是現(xiàn)代機(jī)械的基本要素和工程控制的關(guān)鍵技術(shù)之一。
當(dāng)前，液壓技術(shù)在實(shí)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(jìn)展，在完善比例控制、伺服控制、數(shù)字控制技術(shù)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(jī)輔助設(shè)計、計算機(jī)仿真和優(yōu)化以及微機(jī)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(jī)的輸出能量轉(zhuǎn)化為液壓能，并通過執(zhí)行機(jī)構(gòu)做功的過程。在這一次過程中存在著多次的能量轉(zhuǎn)換，在能量轉(zhuǎn)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(dá)作為能量轉(zhuǎn)換元件把機(jī)械能轉(zhuǎn)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(zhuǎn)換過程中，它不可避免的存在能量的損耗，主要是泄露產(chǎn)生的流量損耗和有相對運(yùn)動的表面間由于摩擦所產(chǎn)生的機(jī)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(fù)載特性不適應(yīng)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(dāng)流量不匹配時，產(chǎn)生溢流損失；當(dāng)壓力不匹配，產(chǎn)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(jié)構(gòu)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(jī)械損失，這些損失造成總的能量損失，其中大部分轉(zhuǎn)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(fèi)了大量的能量。
因此，在設(shè)計液壓系統(tǒng)時，我們可以采取相應(yīng)的措施來減少系統(tǒng)的能量損失，提高系統(tǒng)效率達(dá)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(diào)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(dá)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(dá)時，要注意液壓缸、液壓馬達(dá)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(yīng)根據(jù)系統(tǒng)中閥類元件的相應(yīng)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?。粚τ诘蛪捍罅髁康囊簤合到y(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(yùn)行更平穩(wěn)；在液壓系統(tǒng)中液壓泵的工作條件也極為嚴(yán)格，不但要求壓力大、轉(zhuǎn)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(lǐng)域?qū)崿F(xiàn)高效節(jié)能的途徑主要為：通過改進(jìn)結(jié)構(gòu)設(shè)計等以減少能量損失，提高能量的利用率，借助于輔助設(shè)備實(shí)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(jié)構(gòu)設(shè)計、采用元件、使用介質(zhì)等方面來考慮。在系統(tǒng)結(jié)構(gòu)設(shè)計上：設(shè)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(chǎn)生的能量損失；在元件選擇上，采用節(jié)能變頻交流電動機(jī)驅(qū)動液壓泵來代替原來直流電動機(jī)的驅(qū)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(zhì)的使用上：使用具有良好粘溫特性的介質(zhì)避免低溫時粘度過高引起壓力損失和高溫時壓力過小導(dǎo)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(guān)閉電機(jī)的運(yùn)行，短時間大流量需求可減少驅(qū)動功率實(shí)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(yàn)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(jī)械傳動。在當(dāng)今科學(xué)技術(shù)飛速發(fā)展的情況下，要實(shí)現(xiàn)液壓技術(shù)綠色化，液壓技術(shù)必須充分發(fā)揮自身優(yōu)點(diǎn)和借鑒其他領(lǐng)域的先進(jìn)技術(shù)成果，對自身進(jìn)行引進(jìn)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(qiáng)大競爭力和不斷擴(kuò)大應(yīng)用領(lǐng)域。
2 方案設(shè)計
設(shè)計任務(wù)：要求對220千瓦的大功率減速器進(jìn)行加載試驗(yàn)，我列出了以下幾種加載方案，進(jìn)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(jī)械結(jié)構(gòu)、工藝操作復(fù)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(yīng)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(yīng)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(jīng)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(diǎn)：
響應(yīng)快、機(jī)械結(jié)構(gòu)、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(diǎn)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(yīng)、高精度、高功率重量比和大功率輸出的優(yōu)點(diǎn)，在國防軍事武器、航空航天、船舶、冶金等許多領(lǐng)域發(fā)揮著重要的作用。
隨著機(jī)械工作精度、響應(yīng)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(yīng)用環(huán)境和任務(wù)更為復(fù)雜，普遍存在較大程度的參數(shù)變化和外負(fù)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(jìn)行加載摩擦。這種加載方式浪費(fèi)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(jìn)載。
對節(jié)流閥的性能要求是：要有足夠?qū)挼牧髁空{(diào)節(jié)范圍，微量調(diào)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?qiáng)度；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(diǎn)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(jìn)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(jié)構(gòu)緊湊、慣性小，操縱、控制簡單、省力，易于實(shí)現(xiàn)過載保護(hù)，液壓元件之間能實(shí)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(diǎn)降低了它的競爭力。
根據(jù)設(shè)計要求，我設(shè)計了如下圖所示的液壓加載試驗(yàn)臺系統(tǒng)。
總體系統(tǒng)圖如下圖所示：
1.雙向變量馬達(dá) 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(jī)13.安全閥 14.油箱
原理：馬達(dá)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(jī)12帶動輔助泵11驅(qū)動馬達(dá)1運(yùn)行，馬達(dá)1帶動變速器4、減速器5、增速器6，進(jìn)而驅(qū)動加載泵7啟動，之后油箱14供油給加載泵對減速器5進(jìn)行加載，輔助泵11作為輔助動力源，用于補(bǔ)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(shè)計實(shí)現(xiàn)了能量的回收，實(shí)現(xiàn)了能量的二次再利用，利用輔助泵對系統(tǒng)進(jìn)行補(bǔ)油，提高了能量的利用率，通過改進(jìn)結(jié)構(gòu)設(shè)計等以減少能量損失，借助于輔助設(shè)備實(shí)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(biāo),考慮回收利用率,資源,能源的有效利用率,達(dá)到環(huán)境保護(hù)和資源優(yōu)化應(yīng)用的效應(yīng)。
3 大功率減速器設(shè)計
大功率減速器設(shè)計：參照ZSY型三級減速器部分參數(shù)進(jìn)行設(shè)計，
減速器公稱輸入功率 ，公稱輸入轉(zhuǎn)速
輸出轉(zhuǎn)速 ，公稱傳動比 ，
3.1 三級減速器傳動比的分配：
按等強(qiáng)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(shè) ， ，
根據(jù)逼近原則，選，，
；
3.2 傳動裝置的效率:
按《機(jī)械設(shè)計課程設(shè)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(yùn)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(jié)果匯總列表如下：
3.4 傳動零件的設(shè)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(diào)質(zhì)HBS=245-275 HBS
大齒輪： 45號鋼 正火HBS=210-240 HBS
按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)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(nèi)，合適
小輪轉(zhuǎn)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(diǎn)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(yīng)力[]由式[]=.ZZ/S
接觸疲勞極限應(yīng)力、查圖8-69
＝570 N/㎜
＝460 N/㎜
應(yīng)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(qiáng)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(qiáng)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(shè)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(qiáng)度校核計算
=[]
齒形系數(shù)
查圖8-67得 與
＝2.62
＝2.21
應(yīng)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(yīng)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(qiáng)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(diào)質(zhì)HBS=245-275 HBS
大齒輪： 45號鋼 正火HBS=210-240 HBS
按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)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(nèi)，合適
小輪轉(zhuǎn)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(diǎn)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(yīng)力[]由式[]=.ZZ/S
接觸疲勞極限應(yīng)力、查圖8-69
＝600 N/㎜
＝500 N/㎜
應(yīng)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(qiáng)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(qiáng)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(shè)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(qiáng)度校核計算
=YYYY[]
齒形系數(shù)
查圖8-67得 與
＝2.62
＝2.23
應(yīng)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(yīng)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(qiáng)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(diào)質(zhì)HBS=245-275 HBS
大齒輪： 45號鋼 正火HBS=210-240 HBS
按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)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(nèi)，合適
小輪轉(zhuǎn)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(diǎn)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(yīng)力[]由式[]=.ZZ/S
接觸疲勞極限應(yīng)力、查圖8-69
＝600 N/㎜
＝500 N/㎜
應(yīng)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(qiáng)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(qiáng)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(shè)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(qiáng)度校核計算
=YYYY[]
齒形系數(shù)
查圖8-67得 與
＝2.62
＝2.24
應(yīng)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(yīng)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(qiáng)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(qiáng)度校核
（1）求軸的載荷
首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)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(dāng)量彎矩圖（見下圖）。從軸的結(jié)構(gòu)圖和當(dāng)量彎矩圖可看出，C截面的當(dāng)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(dāng)量彎矩
N·㎜
（2）校核軸的強(qiáng)度
軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由表4-1（機(jī)械設(shè)計工程學(xué)[]）查得=650
N/㎜，則[]=0.09～0.1，即58～65 N/㎜，取[]=60 N/㎜，軸的計算應(yīng)力為
N/㎜<[]=60 N/㎜
根據(jù)計算結(jié)果可知，該軸滿足強(qiáng)度要求。
3.4.5 精確校核軸的疲勞強(qiáng)度
（1）判斷危險截面
從受載情況觀察，截面C上最大，但應(yīng)力集中不大（過盈配合及鍵槽引起的應(yīng)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(yīng)力集中對軸的疲勞強(qiáng)度削弱程度觀察，截面IV和V處過盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴(yán)重。截面V的應(yīng)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(cè)）。
（2）計算危 險截面應(yīng)力
截面右側(cè)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(yīng)力 N/㎜
截面上的扭轉(zhuǎn)剪應(yīng)力 N/㎜
彎曲應(yīng)力幅 N/㎜
彎曲平均應(yīng)力
扭轉(zhuǎn)剪應(yīng)力的應(yīng)力幅與平均應(yīng)力相等，即 N/㎜
（3）確定影響系數(shù)
軸的材料為45號鋼，調(diào)質(zhì)處理。由表查4-1得 N/㎜, N/㎜, N/㎜.
軸肩圓角處的有效應(yīng)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(jīng)插值后可得。
尺寸系數(shù)、，查得 =0.6，=0.77。
表面質(zhì)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(zhuǎn)的特性系數(shù) ，
由上面的結(jié)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(nèi)齒輪傳動的設(shè)計計算
4.1 第一變速齒輪的設(shè)計
選擇齒輪材料：
小輪選用45#，調(diào)質(zhì)=245-275 HBS
大輪選用45#，正火=210-240 HBS
按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)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(nèi),合適
小輪轉(zhuǎn)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(diǎn)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(yīng)力[]由式[]=.ZZ/S
接觸疲勞極限應(yīng)力、查圖8-69
600N/mm
500N/mm
應(yīng)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(qiáng)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(qiáng)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(shè)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(qiáng)度校核計算
=YYYY[]
查圖8-67得 與
小輪 ＝2.67
大輪 ＝2.18
應(yīng)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(yīng)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(qiáng)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(shè)計
依據(jù)變速組內(nèi)模數(shù)相等理論設(shè)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(qiáng)度校核計算
=YYYY[]
查圖8-67得
＝2.27
應(yīng)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(yīng)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(qiáng)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(nèi)部結(jié)構(gòu)如圖所示：
4.3 變速箱低速軸的強(qiáng)度校核
4.3.1 求軸的載荷
首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)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(dāng)量彎矩圖（見下圖）。從軸的結(jié)構(gòu)圖和當(dāng)量彎矩圖可看出，C截面的當(dāng)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(dāng)量彎矩
N·㎜
4.3.2 校核軸的強(qiáng)度
（1）求軸的載荷
軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由表4-1（機(jī)械設(shè)計工程學(xué)[]）查得=650
N/㎜，則[]=0.09～0.1，即58～65 N/㎜，取[]=60 N/㎜，軸的計算應(yīng)力為
N/㎜<[]=60 N/㎜
根據(jù)計算結(jié)果可知，該軸滿足強(qiáng)度要求。
4.3.3 精確校核軸的疲勞強(qiáng)度
（1）判斷危險截面
從受載情況觀察，截面C上最大，但應(yīng)力集中不大（過盈配合及鍵槽引起的應(yīng)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(yīng)力集中對軸的疲勞強(qiáng)度削弱程度觀察，截面IV和V處過盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴(yán)重。截面V的應(yīng)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(cè)）。
（2）計算危 險截面應(yīng)力
截面右側(cè)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(yīng)力 N/㎜
截面上的扭轉(zhuǎn)剪應(yīng)力 N/㎜
彎曲應(yīng)力幅 N/㎜
彎曲平均應(yīng)力
扭轉(zhuǎn)剪應(yīng)力的應(yīng)力幅與平均應(yīng)力相等，即N/㎜
（3）確定影響系數(shù)
軸的材料為45號鋼，調(diào)質(zhì)處理。由表查4-1得 N/㎜, N/㎜, N/㎜.
軸肩圓角處的有效應(yīng)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(jīng)插值后可得。
尺寸系數(shù)、，查得 =0.67，=0.80。
表面質(zhì)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(zhuǎn)的特性系數(shù) ，
由上面的結(jié)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(jié)論
在能源日益緊缺的今天，高效節(jié)能的產(chǎn)品日益受到人們的青睞，節(jié)能技術(shù)一直是液壓領(lǐng)域所關(guān)注的重大課題之一。在滿足性能要求的前提下實(shí)現(xiàn)對液壓傳動系統(tǒng)具有機(jī)器重要的意義。
本文以機(jī)械設(shè)計理論為基礎(chǔ)，結(jié)合液壓傳動理論，對大功率液壓加載試驗(yàn)臺機(jī)械系統(tǒng)設(shè)計進(jìn)行研究。該試驗(yàn)臺是由液壓加載泵、液壓馬達(dá)、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(jìn)行了設(shè)計，其中包括參數(shù)計算、齒輪校核、軸的校核、具體的結(jié)構(gòu)設(shè)計、零件設(shè)計，以及整個系統(tǒng)的設(shè)計等各項工作。
本設(shè)計還有一些不足之處，一是基于能量回收的液壓加載試驗(yàn)臺實(shí)例還比較少，設(shè)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(shè)計理論的理解還不夠深刻，運(yùn)用起來不是很得心應(yīng)手。另外，本設(shè)計只是處于理論階段，由于條件制約，沒能做成實(shí)物進(jìn)行試驗(yàn)，所以這些都是需要進(jìn)一步研究和實(shí)踐的。
致謝
經(jīng)過幾個月的忙碌和學(xué)習(xí)，本次畢業(yè)設(shè)計已經(jīng)接近尾聲，作為一個本科生的畢業(yè)設(shè)計，由于經(jīng)驗(yàn)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(dǎo)，以及一起工作的同學(xué)們的支持，想要完成這個設(shè)計是難以想象的。
在這里首先要感謝我的指導(dǎo)老師張建卓教授。他平日里工作繁多，但在我做畢業(yè)設(shè)計的每個階段，從外出實(shí)習(xí)到查閱資料，設(shè)計草案的確定和修改，中期檢查，后期詳細(xì)設(shè)計，裝配草圖等整個過程中都給予了我悉心的指導(dǎo)。我的設(shè)計較為復(fù)雜煩瑣，但是張建桌老師仍然細(xì)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(yán)謹(jǐn)?shù)闹螌W(xué)態(tài)度和鉆研科學(xué)的精神也是我永遠(yuǎn)學(xué)習(xí)的榜樣，并將積極影響我今后的學(xué)習(xí)和工作。
然后還要感謝大學(xué)四年來所有的老師，為我們打下機(jī)械專業(yè)知識的基礎(chǔ)；同時還要感謝所有的同學(xué)們，正是因?yàn)橛辛四銈兊闹С趾凸膭?。此次畢業(yè)設(shè)計才會順利完成。
最后感謝各位老師大學(xué)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。
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