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装载机的轮边减速器结构设计

装载机的轮边减速器结构设计
装载机的轮边减速器结构设计

本科毕业设计 (论文)

装载机的终传动结构设计

Design of Final Drive Structure

of Loader

学院:机械工程学院

专业班级:机械设计制造及其自动化机械092 学生姓名:李磊学号: 510910239 指导教师:杨平

2013 年 5 月

目录

1 绪论 (1)

1.1装载机发展史 (2)

1.2装载机的分类 (3)

2轮边减速器 (4)

2.1轮边减速器的主要型式及其特性 (4)

2.2轮边减速器的选用 (5)

2.3 轮边减速器的润滑 (5)

3 轮边减速器齿轮的设计 (7)

3.1选定齿轮类型、精度等级、材料以及齿数 (7)

3.2 按齿面接触强度来进行设计 (7)

3.3按齿轮的齿根弯曲强度来设计 (9)

3.4 几何尺寸的计算 (10)

4输入轴的设计 (11)

4.1尺寸设计 (11)

4.2按弯扭合成应力校核轴的强度 (14)

4.3精确校核轴的疲劳强度 (15)

4.4按照静强度条件进行校核 (21)

5输出轴的设计 (23)

5.1尺寸设计 (23)

5.2 精确校核轴的疲劳强度 (24)

结论 (28)

致谢 (29)

参考文献 (30)

1 绪论

装载机在港口、铁路、水电、公路、矿山、建筑等建设工程中是一种常用的施工机械,用途十分广泛,其主要作用就是用来铲装泥土、砂子、煤炭、石灰等散状物体,显然它当然也可以对地下的矿材和坚硬土壤等等物体进行铲挖作业。如果将它的的工作装置进行改变还可以起到起重、推土以及装卸的作用。此外,在建设公路中,特别是在高级公路建设中,装载机作用于路基工程的运输、填埋、挖取以及混凝土料场的收集与装取等作业。另外装载机还可进行推运土壤、碾平地面和牵引其他工程机械等作用。因为装载机在这些方面具有作业运输速度快、操作方便、办事效率高、机械的机动性好等很多优点,所以它成为了工程施工建设中的主要核心机械。

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传动系外,大多数的厂家采用的几乎都是同一套传动系而且十分结构相似,液压变速器和驱动桥都是我国六七十年代测绘的外国公司产品所模仿设计的,这几十年来还未作设计改变。

国产轮式装载机正在从低水平、低质量、低价位、满足功能型向高水平、高质量、中等价位、经济的实用过渡。再从仿制走向自己研发过渡,各大主要制造厂不断的进行技术创新以及改变,另外加上采用不同的技术方案,技术人员在主要部件及系统上进行技术创新,解决了产品雷同的窘境,在这些年的研发里国内的装载机发生了天大的变化,从低质量以及低价位的竞争之中闪亮走出,从而成为了装载机这一行业的领先者。

(1)大型和小型轮式装载机,在近几年的发展过程中,受到客观条件及市场需求量的干扰。在这些轮式装载机的竞争中,中型的装载机更新最为之快相信它的发展速度会越来越快。

(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,强化结构件的刚度以及强度,这使现在的整机的稳定性以及可靠性得到了大幅度的提高。

(3)从细微的方面改变装载的系统以及结构。比如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化及各方面的防尘、建设中的造型设计等等。

(4)提高装载机的稳定性和安全性能。让驾驶室具备更多的功能,将驾驶室的环境变得和汽车差不多,这样驾驶员才能更有效率的操作,其中包括装载机的座椅、方向盘、各操纵档都能方便调节,使驾驶员能够随时随地的处于最佳工作状态。

(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应用,从而来提高工作效率,节约资源,以及装载机工作中的成本。

(6)把装载机的噪声以及排放都进行降低,从而达到环保效果。现在随着人们日益增强的环保意识,装载机噪声以及排放的降低工作已经一触即发,很多的大城市都已经开始制定机动车的噪音、尾气排放等标准,如果该工程机械在审查中若不符合国家制定的标准,它此地区的销售将被限制。

(7)现如今广泛利用新型工艺、新的材料、新的技术,尤其是机电一体化技术,来提高装载机的使用寿命以及安全性。

(8)尽量减少装载机的保养次数以及维修时间从而达到最大限度地进行尽量,普遍采用电子监控及监视技术,更进一步的改善自动故障诊断系统,使驾驶员更轻松的解决不会的问题。

1.1装载机发展简史

最早期制造的装载机大概在九十多年前。当时是最原始的装载机,就是在农用的拖拉机前面装上类似于铲斗的装置而成。而自己带有发动能力的装载机,是在一九二零年的年初才出现的,它的铲斗被装在两根笔直的圆柱之上,铲斗的上升和下降都是用钢丝绳来进行操纵的。但是到了一九三零年,研究人员对装载机的结构设计进行了很大的改装。直到一九三九年,先进的轮胎式装载机才就此诞生,比如美国一个公司制造的Pay型装载机。但是这种装载机的系后轮驱动以及前轮转向。由于它的工作结构尺寸太小,所以它的稳定性以及转向性令人不太满意,后来这个公司把它主要作为其他机器的使用,例如用于装载散装或轻一点的货物。到了四十年代,装载机的发展得到了巨大的提高。一九四一年的那天,驾驶室从装载机的后面移动到前面,增大了驾驶员操作时的视野;装载机的发动机反之移动到装载机的后面,从而大大增加了装载机的平衡性;为了让驾驶员的工作更具有可靠性以及安全性,人们觉得柴油发动比汽油发动机要好所以就代替了汽油发动机。就这样装载机的功率变得更大了。后来人们把装载机的质量都用来提高牵引力,因此那个年代的装载机的插入力都增加了不少。一九五零年世界首台紫带液力变矩器的轮式装载机横空出世。液力变矩器这一改装对装载机以后的前景有着关键性的作用,它使装载机在工作时能够更加平稳准确的插进物料堆之中并且它的工作速度也变得更加的快,在插进物料运动同时,装载机的发动机并不会因为阻力太大而停止工作。这一次装载机机构上的重大改变,装载机的生产能力大幅度提高,装载机因此也越来越多的使用在工程施工中,产量也在逐年增加。一九六零年世界首台铰接式装载机被研发出来了,这一研发使装载机机械各个性能变得越来越优良,也从而弥补了装载机的机动性差和稳定性不足的缺陷。随着技术的改革还有时代的推前,装载机也随之有着重大改变。盗了六十年代,电动轮装载机出现了,这一出现是装载机在历史上的又一个突破,这使装

载机的工作范围更进一步的增加了。今后装载机的发展的趋势,是通过工作机构尺寸的增加和结构的改进,使装载机的生产能力得到进一步的增加。装载机的结构和斗容渐渐的随着改进和增加,使装载机的工作范围逐渐增大,那时最原始的装载机是不可以进行挖铲材料的,但是现在由于装载机铲掘能力比一九三九年的挖铲能力增大了两倍多,所以越来越多的装载机亦能从事一般的单斗挖掘机所做的一些铲掘工作,使装载机从仅在建筑工程上使用,从而渐渐的从建筑工程发展到了露天采矿。直到一九六零年之前,因为装载机的斗容太小,所以往往它只用在捣堆、清扫工作面等辅助的工作。自从研发出了大斗容轮式装载机之后,该轮式装载机就成为了露天施工采矿的主要采矿机械之一。随着时间的过渡六十年代之前,这段时间也生产试制了很多大功率以及大容量轮式装载机利用在露天采矿上面,所以它们被广泛的运用在了露天采矿这方面上。后来人们开始研究装载机的行走部分,对它进行了结构的分析,从而装载机的整体开始得到完善。一开始的人们制造的装载机都是履带式的,到后来为了增加它的灵活性和机动性,因此改用了轮胎式。后来出现了轮胎寿命不长、损耗能源太大和成本太高等很多问题,又迫于种种原因被重新改为了履带式装载机。七零年之后,因为轮胎的磨损问题得到全面的解决,从而履带式又被轮式装载机所代替,轮式装载机又得到了重大的发展。到如今,全世界的轮式装载机产量大概占了所有类型装载机总生产量的百分之七十到百分之八十。一般功率大的装载机,都是轮胎式装载机。在露天采矿中,机动性和灵活性都很欠缺的履带式装载机受到了极大限制,所以轮胎式装载机得到了广泛的运用。

1.2.装载机的分类

装载机主要可以分为履带式装载机和轮胎式装载机这两种装载机,这是按装载机的行走结构来划分的。以专用底盘或工业拖拉机为履带式装载机的基础车,另外加上工作装置和操纵系统组装而成。履带式装载机行驶速度慢、装载效率低、转移不灵活还会对场地有着破坏的负面影响,所以在工程施工中履带式装载机已经被轮式装载机所代替。操纵转向离合器和正转连杆机构的工作装置。轮胎式装载机由行走装置、液压系统、动力装置、传动系统、转向系统、车架、工作装置和制动系统等组成。轮式装载机的移动速度快、移动快捷方便,可在城市道路上行驶,因此轮式装载机的使用比较广泛。

2 轮边减速器

2.1 轮边减速器特性以及主要类型

(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。

圆柱齿轮减速器的等级如果在两级和两级以上,则传动布置型式分为分流式、同轴式和展开式等数种。展开式最简单,但由于齿轮两侧的轴承不是对称布置,因而将使载荷沿齿宽分布不均匀,且使两边轴承受力不等;分流式减速器,由于齿轮两侧的轴承对称布置,而且受力大的低速级又正好位于两轴之间,所以载荷沿齿宽的分布情况显然比展开式好;同轴式减速器的就如意思上所说输入轴和输入轴位置在同一轴线上,所以该减速器的箱体长度比较短,但是该同轴式减速器的重量和轴向尺寸都比较大。所有减速器中圆柱齿轮减速器是使用最为广泛的减速器。该减速器的传递功率可大至几万KW范围十分大,它的圆周速度范围也十分大,一些减速器的圆周速度达到140m/s,而有的减速器的圆周速度才70m/s。

圆柱齿轮减速器有圆弧齿形以及渐开线齿形两种。它们除齿形不同之外,减速器的结构设计几乎相同。如果他们的传动比和传动功率相同时,渐开线齿轮减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的时候。如果减速器的传动比很大时,则该减速器的传动结构会变得十分紧凑,尺寸也会变小。但是因为蜗杆减速器的传动效率比较低,所以蜗杆减速器不宜在长期连续使用的动力传动中应用。蜗杆减速器主要有蜗杆在上和在下两种不同的形式。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较好的方法,这个时候,齿轮啮合处能得到充分的冷却和润滑。但是如果蜗杆圆周速度大于4m/s时,为了避免油量太多,导致发热过多,蜗杆在上式是必须采用的。

阿基米德蜗杆减速器是常用的蜗杆减速器,但其承载能力、传动效率、使用寿命都是较低的。最近几年来有些新型的蜗杆减速器出现在了市面上。例如:圆弧齿蜗杆减速器、球面蜗杆减速器、平面包络蜗杆减速器等。其中球面蜗杆减速器的传动功率已达到1000KW,单级传动效率达到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态。因为圆锥齿轮的悬臂通常是装在轴端的,并且因为圆锥齿轮的精加工非常困难,所以在范围内它的圆周速度一般较低,因此这种圆锥齿轮减速器没有圆柱齿轮减速器的涉及广泛。

(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达到50000kW,行星齿轮减速器的重量和占地范围要比圆柱齿轮减速器还有蜗杆减速器要小。

目前行星齿轮减速器不仅仅渐开线行星齿轮,行星摆线针轮边减速器和谐波齿轮减速器也广泛的运用在各个行业。

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

工作制度轻型

(15%)中型

(25%)

重型

(40%)

连续型

(100%)

K r

K N

t g /t

x

T g ≤0.33

≤0.25

≤0.15

≤1250

0.33<K

r

≤0.67

0.25<K

n

≤0.5

0.15<t

g

/t

x

≤0.25

1250<T

g

≤7300

0.67<K

r

≤1

0.5<K

n

≤0.75

0.25<t

g

/t

x

≤0.4

7300<T

g

≤17600

<1

≤0.75

≤0.4

17600<T

g

≤50000

(2)根据工作制度、总传动比、输入转速和功率,可在各产品“减速器承载能力表”中选出接近或偏大中心距的减速器。

(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

g

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。

(5)如果(3)、(4)两条中任意一条超过“减速器承载能力表”中的范围,必须重新考虑选较大中心距的减速器。

(6)所选用的减速器型号可以用型号标记的方法来写出。

(7)若输入的转速小于600转每分钟,则按600转每分钟来计算的输出扭矩,弱国输入转速没有列入其中,可以用插入法来计算得出。

当减速器为两端出轴时,应按两端的输入功率或输出扭矩之和选取减速器。

如果已知条件为输入轴扭矩,应将扭矩T转化为功率P

P=Tn/9550iη(kW)

式中 T——输出扭矩(N*m);

n——输入转速(r/min);

i——总传动比;

η——总传动效率。

2.3 轮边减速器的润滑

减速器之所以润滑,其目的在于减少传动件接触表面的磨损和摩擦,于此同时还起散热和冷却的作用。

齿轮减速器的润滑油粘度,一般是根据齿轮圆周速度高低来选择。其荐用值可参考一些书籍。

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。

油的飞溅、齿轮的搅拌及喷油润滑,都会使油与空气的接触机会增加,加速油的氧化气泡。故应选用抗氧化性能好的油液。

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,易使油液乳化。故要求选用的油,有抗乳化性能。

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(承载能力)。

此外,为保证正常润滑性能,有油中要添加适量的添加剂,如极压剂、防氧化剂、防锈剂等。在使用时,应充分考虑齿轮的材质和其他一些要求

3 齿轮的设计

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20o,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max 20a Z =,查得1320a Z <<,故取15a Z =。

3.2 按齿面接触强度来进行设计

用式()

2.a d ≥进行计算,其中:齿数比

u=30152c a Z Z ==

(1)确定公式内的各计算数值

1)试选载荷系数K 1=1.3 2)计算齿轮传递的扭矩:

555195.51095.51030 2.865101000

P T N mm n ???===?? 3)查《机械设计》表10-7选取齿宽系数φd =0.5

4)查《机械设计》表10-6材料的单性影响系数选取12

198.8E Z MPa =

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σ

Hlim 1-=600Mpa ;大齿轮的接触疲劳强度σHlim 2=550Mpa 。 6)根据公式10-13计算齿轮的应力循环次数。

911h 60n j L 60100012830010 2.8810N ==

???????()= 892 2.8810==1.44102

N ?? 7)由《机械设计》图10-19取该接触疲劳的寿命系数K HN1=0.90;K HN2=0.95。

8)计算齿轮的接触疲劳的许用应力。

取失效概率为1%,安全系数S=1,由式(10-12)得

[][]1lim112lim 220.96005400.95550522.5HN H HN H K MPa MPa S K MPa MPa S

σσσσ=

=?===?= (2) 计算

1)试算齿轮的分度圆直径

()

97.17a d ≥== 2)计算齿轮的圆周速度V 。 197.1710005.088601000601000

a d n v m s m s ππ??===?? 3)计算齿轮的齿宽

b 。

0.597.1748.6d a b d mm mm =Φ?=?≈

4)计算齿轮的齿宽齿高的比值

b h 模数 97.17 6.47815

a t a d m mm mm z === 齿高 2.25 2.25 6.74814.t h m m m ==

?=

97.17 6.6714.57

b h == 5)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K v =1.05

直齿轮,1H F K K αα==;

查《机械设计》表10-2查得的使用系数为K A =1.75

查《机械设计》表10-4得相对支承却非对称布置时,取 1.320H K β=,

用插值法查得6级精度。

b/h=6.671, 1.320H K β=查《机械设计》图10-13的 1.28F K β=;故得载

荷系数为

1.75 1.051 1.322A V H F K K K K K αβ==?

??= 6)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

597.1119.62

a d d mm === 7)计算齿轮的模数m 。

119.627.9715

a a d m z === 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

m ≥ (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2380FE MPa σ=;小齿轮的弯曲疲劳强度极限为1500FE MPa σ=;

2)由《机械设计》图10-18得出弯曲疲劳寿命系数为K FN1=0.85,

K FN2=0.88;

3)计算出弯曲疲劳许用应力。

根据实际情况取弯曲疲劳的安全系数为S=1.4再根据公式(10-12)得

出计算 [][]1112220.85500303.571.40.88380238.861.4

FN FE F FN FE F K MPa S K MPa S σσσσ?=

==?=== 4)计算载荷系数K 。

1.75 1.051 1.282A V H

F K K K K K αβ==???= 5)查取齿形系数。

由《机械设计》表10-5查得 Y Fa1=2.97 Y Fa2=2.52。

6)查取应力校正系数。

由《机械设计》表10-5查得 Y Sa1=1.52 Y Sa2=1.625。

7)计算出大齿轮和小齿轮的[]Fa Sa F Y Y σ并加以比较。

[][]11

1222

2.97 1.520.0146730

3.572.52 1.6250.01709238.86Fa Sa F Fa Sa F Y Y Y Y σσ?=

=?== 大齿轮的数值大

(2)实际计算

94.68

m ≥== 经过2次计算对2个数据进行比较,按齿面接触疲劳强度计算出的模数

大于按齿根弯曲疲劳强度计算出的模数,因为齿轮模数的大小所决定的承载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d a =119.62mm ,算出小齿轮齿数

1119.62245

a d z m ==≈ 则大齿轮齿轮 222448

z =?= 3.4 几何尺寸的计算

(1)计算出分度圆的直径

12

245120485240a b d z m m m d z m m m ==?===?= (2)计算出齿轮中心距

12024018022

a b d d a mm ++=

== (3)计算出齿轮的宽度

0.512060d a b d mm =Φ=?=

取B 2=60mm ,B 1=65mm 。

齿根圆直径:小齿轮()1**122107.5f a

d z h c m mm =--= 大齿轮()2**222227.5f a

d z h c m mm =--= 齿顶圆直径:小齿轮()*112130a a d z h m mm =+=

大齿轮()*222250a a d z h m mm =+= 以上设计环节为标注的表以及图均为《机械设计》上查得。

4 输入轴的设计

4.1 尺寸设计

4.1.1 求出输入轴的功率P 1、转速n 1、和转矩T 1

P 1=30 KW,

n 1=100 r/min 则1309550000

95500002865000 N mm 100

P T n ==?=? 4.1.2 初步确定轴的最小直径

先按式min d 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:

min d 11580 mm =≈ 我们知道输入轴的最小直径就是联轴器的轴的直径d Ⅰ-Ⅱ。为了使所选取的轴的直径d Ⅰ-Ⅱ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ca A T K T =,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K A =1.9,则:

1.928650005443500ca A T K T N mm ==?=?

按照公式计算转矩ca T 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630000 N·mm 。半联轴器的孔径d=80 mm ,故取直径为d Ⅰ-Ⅱ=80mm ,半联轴器的长度L=172 mm ,半联轴器与轴配合的毂孔长度L 1=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

图 4-1 输入轴的装配图

(1)为了达到半联轴器轴向的定位要求,I -II 轴的右端需要制出一轴肩,故取II-III 段直径为95d mm -=ⅡⅢ。半联轴器和轴配合毂孔的长度1132L mm =,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2~3 mm ,所以取130I II l mm -=。

(2)初步选择滚动轴承。因轴承只受径向力作用,故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据95II III d mm -=,由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的深沟球轴承61919,其尺寸为d×D×B=95 mm×130 mm×18 mm。

右端深沟球轴承采用轴肩进行轴向定位,轴肩高度一般用h>0.0.7d ,h 故取8mm ,故取103III IV d mm -=。

(3)为了轴承端盖的方便拆装及便于对轴承添加润滑脂的要求,查得相关手册,取端盖的外端面与半联轴器右端面之间的距离l=36 mm ;考虑到轴承端盖和前机盖的宽度,故取268II III l mm -=。

(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92IV V d mm -=;为了保证太阳轮和输入轴通过花键的装配,故取65IV V L mm -=;为了保证输入轴的正常装配,取10III IV L mm -=。

4.1.4 轴上零件轴向定位

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:

123197164255616L L L mm mm mm mm ++=++=

(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()0.2:0.5AO tA F F =,取0.3AO tA F F =(如图4-2),则:

22286500017906320

tA T F N D ?=== 0.30.31790.65372AO tA F F N ==?=

(3)轴xoz 平面上受力分布及弯矩图(如图4-2):

322556951080.641646951080.641775.64z z z A ra B A ra L R F N L R R F N

==?==+=+=

则B 点处的弯矩3695255177225z B ra M F L N mm ==?=?

(4)在轴xoy 平面上受力分布及弯矩图(如图4-2):

3225519102969.811642969.8119104879.81y y y A ta B A ta L R F N L R R F N

==?==+=+=

则B 点的弯矩31910255487050y B ta M F L N mm ==?=?

(5)根据2平面的受力弯矩初步合成弯矩图(如图4-2)

518291.81B

M N mm '==? (6)与联轴器径向力AO F 在同一平面内的受力分布及弯矩图(如图4-2):

12197537.2645.29164537.2654.291182.49BO AO AO BO AO L R F N L R R F N

==?==+=+=

则该平面内弯矩为1537.2197105828.4AO AO M F L N mm ==?=?

(7)最后合成弯矩图如图(4-2)所示

105828.4,518291.81A B M N mm M N mm =?=?

(8)扭矩图如图(4-2)所示:

T=2865000 N·mm

图 4-2 输入轴受力扭矩图

4.2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。根据公式[]1ca σσ-=≤进行校核。

ca σ——轴的计算应力,MPa ;

M ——轴所受的弯矩,N ·mm ;

T ——轴所受的扭矩, N ·mm ;

W ——轴的抗弯截面系数,mm 3;

[]1σ-——对称循环变应力时轴的许用弯曲应力,按表15-1选用。

其中,因为轴的单向旋转,扭转切应力应为脉动循环应力,故取α=0.6,因为截面C 形状为圆形,所以选用W=0.1d3。

一般的校核都是校核承受最大弯矩和扭矩的截面,

则计算轴的应力为;

41.44ca MPa σ===

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[]170MPa σ-=。因为[]1ca σσ-≤,故截面C 处安全。

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3330.10.18051200W d mm ==?=

抗扭截面系数3330.20.280102400W d mm ==?=

在截面II 的左侧弯矩M 为5372102547944II M N mm =?=?左

在截面II 上的扭矩T 为T=286500 N·mm

在截面II 上的弯曲应力54794410.7051200

b M MPa W σ=== 在截面II 上的扭转切应力28650027.9810240

T T T MPa W τ=== 选取轴的材料为40Cr ,热处理为调质处理,查机械设计查得:

抗拉强度极限735B MPa σ=

弯曲疲劳极限1355MPa σ-=

剪切疲劳极限1200MPa τ-=

截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数σα和τα可按相关手册查取。因r/d=2.0/80=0.025,D/d=95/80=1.19,经过插值后可查得:

1.96, 1.63σταα==

又由相关手册可查得轴的材料的敏感系数为:

0.820.85q q στ==、

故有效应力集中为:

()()()()1110.82 1.961 1.79

1110.851.631 1.54k q k q σσσττταα=+-=+?-==+-=+-=

根据相关手册查得尺寸系数0.65σε=,表面质量系数为0.79τε=轴按磨削加工,则表面质量系数为0.92στββ==;轴未经表面强化处理,即1q β=,则综合系数为:

1 1.79111 2.840.650.921 1.54111 2.040.790.92

k K k K σ

σσ

σττττεβεβ=+-=+-==+-=+-=

又由碳钢的特性系数: 0.1:0.2σ?=,取0.1σ?=

0.05:0.1τ?=,取0.05τ?=

于是,计算安全系数ca S 的值,得:

12759.052.8410.700.10

a m S K σσσσσ?σ-===+?+?

-1a 155 5.3027.9827.98

2.040.05224.57 1.5m ca S K S S τττστττ?τ===+?+?=

==>= 故可知其安全。

② 截面Ⅱ右侧

抗弯截面系数3330.10.19585737.5 mm W d ==?=

抗扭截面系数3330.20.295171475 mm T W d ==?=

截面Ⅱ右侧的弯矩M 为M =5372102=547944 N mm ??Ⅱ右

截面Ⅱ上的扭矩T 为T=2865000 N·mm

汽车轮边减速器的运动仿真与分析

编号 毕业设计(论文)题目汽车轮边减速器运动仿真与分析 二级学院重庆汽车学院 专业车辆工程 班级 09454 学生姓名学号 指导教师职称副教授 时间 2013/5/31

目录 摘要 ............................................................................................................................................ I Abstract ...................................................................................................................................... I 第一章绪论 . (1) 1.1课题研究的目的及其意义 (1) 1.2课题研究的内容 (2) 第二章. 行星齿轮轮边减速器工作原理 (4) 2.1 行星齿轮轮边减速器结构结构 (4) 第三章汽车行星齿轮轮边减速器模型建立 (5) 第四章汽车行星齿轮轮边减速器模型ADAMS运动仿真及动力学分析 (8) 4.1运动仿真: (8) 4.2动力学特性: (12) 4.3动力学特性分析: (13) 第五章结构模态分析 (15) 5.1 ANSYS模态分析理论 (15) 5.2 有限元模型建立 (16) 5.3模型模态求解和分析 (18) 全文总结 (22) 致谢 (24) 参考文献 (25)

摘要 汽车轮边减速器是重型汽车的重要运动件,减速器的好坏很大程度上作用着重型汽车的动力学和稳定性。本文以行星齿轮减速器为研究对象。首先,分析了该减速器的结构形式,进行了正确的选择。 其次,通过CATIA三维图形软件绘制出行星齿轮轮边减速器机构的CAD图形,并完成零件装配。然后通过通用接口导入到ADAMS虚拟样机,在ADAMS里面对各个零件添加正确的约束及运动副并进行仿真得到运动特性和动力学特性。 通过CATIA与ANSYS的通用接口将模型导入到ANSYS软件里面,对该模型进行处理划分网格。利用ANSYS里面的模态分析处理程序,对该连杆进行模态分析,从而得到构件的模态变形图和沿不通方向的位移场分布图。 关键词:行星齿轮减速器;运动仿真;动力学特性;模态分析; Abstract Automotivewheel reducerisan importantheavy vehiclesmoving parts, reducergood or badlargelyfocused onthe role ofcarsdynamicsand stability.In this paper,the planetarygear reducerfor the study.First, theanalysis of thereducerstructure,werethe right choice. Secondly, through theCATIA3D graphics softwaredrawplanetary gearwheel reducerinstitutionsCAD drawings, and completeparts assembly. Then througha common interfaceintoADAMSvirtual prototype,inwhichthe variouspartsADAMSadd the correctconstraintsanddeputy campaignand conductsimulatedmotion characteristicsanddynamics. CATIAand ANSYSthrougha common interfacetoimport the model intoANSYSsoftware inside, the model isprocessedmesh. Using ANSYSmodal analysisinsidethe handler, modal analysisof theconnecting rod, resulting in componentmodaldeformation mapsanddirectionsalong thebarrierdisplacement fielddistribution. Key word: Planetary gear reducer;Motion simulation;Dynamics; Modal analysis;

减速器箱体主要结构尺寸

名称符号减速器形式及尺寸关系齿轮减速器 二级 0.025a +3≥8 0.025(d 1m+d 2m)+1≥8 圆锥齿轮减速器蜗杆减速器一级 0.025a +1≥8 箱座壁厚或 0.01(d 1+d 2)+1≥8 三级 0.025a +5≥8其中d 1、d 2为小、大圆锥齿轮的大端直径;d 1m、d

2m 为小、大圆锥齿轮的平均直径一级 0.02a +1≥8 二级 0.02a +3≥ 80.04a +3≥8蜗杆在上: 0.01(d 1m+d 2m)+1≥8或0.085(d 1+d 2)+1≥8≈蜗杆在下: =0.85≥8箱盖壁厚1三级0.02a +5≥8 箱盖凸缘厚 箱座凸缘厚 箱座底凸缘厚

地脚螺钉直径b1bb2df 0.036a+121.5 1 1.5 2.5 0.018(d 1m+d 2m)+1≥ 120.036a +12a ≤250时,n =4 地脚螺钉数目n a>250~500,n=6 a>500时,n=8n= 0.75df( 0.5~ 0.6)df150~200(0.4~0.5)df( 0.3~ 0.4)df( 0.7~

0.8)d 24轴承旁联接螺栓直径 盖与座联接螺栓直径 联接螺栓d 2的间距 轴承端盖螺钉直径 检查孔盖螺钉直径 定位销直径d1d2ld3d4dC1 C2 R1df、d 1、d 2至 外箱壁距离见表“凸台及凸缘的结构尺寸” 见表“凸台及凸缘的结构尺寸” C2 根据低速级轴承座外径确定,以便于扳手操作为准C1+C2+(5~10)df、d 2至凸缘 边缘距离 轴承旁凸台半径 凸台高度

外箱壁至轴承座端面距离hl1 铸造过渡尺寸 齿轮顶圆与内箱壁距离 齿轮端面与内箱壁距离 箱盖、箱座肋厚x 、y 1 2见“一般标准”中的“铸造过渡斜度”> 1.2 >m 1、m2D2m 1≈ 0.85 1,m 2≈ 0.85 D+(5~ 5.5)d 3;D–轴承外径

TYQ4190型汽车轮边减速器的设计

任务书 毕业设计(论文)题目: 汽车轮边减速器设计 毕业设计(论文)要求及原始数据(资料): 要求: 1.根据原始数据和有关资料,进行文献检索、调查研究工作; 2.综合应用所学基础理论和专业知识,制定最佳设计方案; 3.所设计的轮边减速器总成应满足1250型载重车的各项性能要求; 4.设计图纸要求布局合理,正确清晰,符合国家制图标准及有关规定; 5.毕业设计说明书要求内容完整、层次清晰、文理通顺,具体按照太原理工大学毕业论文规范 撰写; 6.通过毕业设计,掌握轮边减速器的结构型式、设计方法; 7.独立按时完成毕业设计所承担的各项任务。 原始数据(资料): 1、质量参数:(kg) 载质量整备质量总质量挂车质量半挂鞍座质量 12000 7000 19000 35000 11000 尺寸参数: (mm) 外形尺寸5980×2500×3030 轴距3400 接近角/离去角(度) 18/32 车箱内部尺寸轮距2027/1820 最小离地间隙240 2、其它参数: 1)、最高车速:98km/h 2)、最大爬坡度(%):30 3)、车轮及轮胎:12.00R20 4)、轴数:2 毕业设计(论文)主要内容: 1.结合4190型牵引车的相关参数及结构特点,进行轮边减速器总成的设计; 2.确定轮边减速器的结构类型; 3.确定轮边减速器总成的主要性能参数; 4.轮边减速器总成的设计、计算、分析、制图; 5.其他相关零部件的设计; 6.结合本课题查阅并翻译1万印刷符合的英文资料; 7.模拟申请专利一份 8.编写设计说明书。

学生应交出的设计文件(论文): 1. 轮边减速器总成图纸一套; 2.毕业设计说明书。(按太原理工大学学生毕业论文撰写规范写) 主要参考文献(资料): 1吉林大学汽车工程系编著.汽车构造(下册) 第五版. 北京:人民交通出版社2王望予.汽车设计(第4版).北京:机械工业出版社 3 机械设计手册(上.中册).北京:化学工业出版社 4(日)武田信之著.方泳龙译.载货汽车设计.北京:人民交通出版社 5高维山.驱动桥.北京:人民交通出版社 6 QC/T 265-2004《汽车零部件编号规则》 专业班级学生 要求设计(论文)工作起止日期2011-3-21---2011-6-17 指导教师签字日期2011-3-21 教研室主任审查签字日期 系主任批准签字日期

电动汽车轮边减速器设计与分析

摘要 电动汽车是一种以电能作为动力来源的非轨道承载车辆,因其“节能高效、低碳环保”的突出优势,在我国汽车市场消费中占据相当一部分比例,也正是如此,围绕电动汽车进行的研究变得炙手可热。对于电动汽车而言,轮边驱动技术是传动系统的核心要素,基本特点是电动机输出的动力经过中间传动机构传到轮边减速器,轮边减速器对驱动力进行调节,以实现减速增扭的目的,因此这一技术在重型机械、矿山车辆、载货汽车等车辆上广泛应用。 本文以电动汽车轮边减速器作为研究对象,介绍了轮边减速器的发展现状、总体构造、工作原理等内容,并且根据轮边减速器的工作条件与要求,以缩小结构尺寸,增大减速比为切入点,对整个传动方案和关键零部件进行了设计校核,并且借助有限元对总体结构强度进行了仿真分析。 关键词:电动汽车;轮边减速器;结构设计;仿真分析

Abstract Electric vehicle (EV) is a kind of non rail carrying vehicle with electric energy as its power source. Because of its outstanding advantages of "energy saving, high efficiency, low carbon and environmental protection", it accounts for a considerable proportion in the consumption of the automobile market in China. So, the research on EV has become hot. For electric vehicles, the wheel drive technology is the core element of the transmission system. The basic feature is that the power output by the motor is transmitted to the wheel reducer through the intermediate transmission mechanism. The wheel reducer adjusts the driving force to achieve the purpose of reducing speed and increasing torque. Therefore, this technology is widely used in heavy machinery, mining vehicles, trucks and other vehicles. This paper takes the wheel reducer of electric vehicle as the research object, introduces the development status, overall structure, working principle and other contents of the wheel reducer, and according to the working conditions and requirements of the wheel reducer, taking reducing the structure size and increasing the reduction ratio as the breakthrough point, designs and checks the whole transmission scheme and key parts, and uses the finite element to strengthen the overall structure The simulation analysis is carried out. Key words: electric vehicle; wheel reducer; structural design; simulation analysis

装载机的轮边减速器结构设计

本科毕业设计 (论文) 装载机的终传动结构设计 Design of Final Drive Structure of Loader 学院:机械工程学院 专业班级:机械设计制造及其自动化机械092 学生姓名:李磊学号: 510910239 指导教师:杨平 2013 年 5 月

目录 1 绪论 (1) 1.1装载机发展史 (2) 1.2装载机的分类 (3) 2轮边减速器 (4) 2.1轮边减速器的主要型式及其特性 (4) 2.2轮边减速器的选用 (5) 2.3 轮边减速器的润滑 (5) 3 轮边减速器齿轮的设计 (7) 3.1选定齿轮类型、精度等级、材料以及齿数 (7) 3.2 按齿面接触强度来进行设计 (7) 3.3按齿轮的齿根弯曲强度来设计 (9) 3.4 几何尺寸的计算 (10) 4输入轴的设计 (11) 4.1尺寸设计 (11) 4.2按弯扭合成应力校核轴的强度 (14) 4.3精确校核轴的疲劳强度 (15) 4.4按照静强度条件进行校核 (21) 5输出轴的设计 (23) 5.1尺寸设计 (23) 5.2 精确校核轴的疲劳强度 (24) 结论 (28) 致谢 (29) 参考文献 (30)

1 绪论 装载机在港口、铁路、水电、公路、矿山、建筑等建设工程中是一种常用的施工机械,用途十分广泛,其主要作用就是用来铲装泥土、砂子、煤炭、石灰等散状物体,显然它当然也可以对地下的矿材和坚硬土壤等等物体进行铲挖作业。如果将它的的工作装置进行改变还可以起到起重、推土以及装卸的作用。此外,在建设公路中,特别是在高级公路建设中,装载机作用于路基工程的运输、填埋、挖取以及混凝土料场的收集与装取等作业。另外装载机还可进行推运土壤、碾平地面和牵引其他工程机械等作用。因为装载机在这些方面具有作业运输速度快、操作方便、办事效率高、机械的机动性好等很多优点,所以它成为了工程施工建设中的主要核心机械。 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传动系外,大多数的厂家采用的几乎都是同一套传动系而且十分结构相似,液压变速器和驱动桥都是我国六七十年代测绘的外国公司产品所模仿设计的,这几十年来还未作设计改变。 国产轮式装载机正在从低水平、低质量、低价位、满足功能型向高水平、高质量、中等价位、经济的实用过渡。再从仿制走向自己研发过渡,各大主要制造厂不断的进行技术创新以及改变,另外加上采用不同的技术方案,技术人员在主要部件及系统上进行技术创新,解决了产品雷同的窘境,在这些年的研发里国内的装载机发生了天大的变化,从低质量以及低价位的竞争之中闪亮走出,从而成为了装载机这一行业的领先者。 (1)大型和小型轮式装载机,在近几年的发展过程中,受到客观条件及市场需求量的干扰。在这些轮式装载机的竞争中,中型的装载机更新最为之快相信它的发展速度会越来越快。 (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,强化结构件的刚度以及强度,这使现在的整机的稳定性以及可靠性得到了大幅度的提高。 (3)从细微的方面改变装载的系统以及结构。比如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化及各方面的防尘、建设中的造型设计等等。 (4)提高装载机的稳定性和安全性能。让驾驶室具备更多的功能,将驾驶室的环境变得和汽车差不多,这样驾驶员才能更有效率的操作,其中包括装载机的座椅、方向盘、各操纵档都能方便调节,使驾驶员能够随时随地的处于最佳工作状态。 (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应用,从而来提高工作效率,节约资源,以及装载机工作中的成本。

汽车主减速器设计

主减速器设计 3.2 主减速器设计 3.2.1 主减速器的结构型式 主减速器的结构型式,主要是根据其齿轮类型、主动齿轮和从动齿轮的安置方法以及减速型式的不同而异。 (1)主减速器齿轮的类型 在现代汽车驱动桥上,主减速器采用得最广泛的是螺旋锥齿轮和双曲面齿轮。在双级主减速器中,通常还要加一对圆柱齿轮(多采用斜齿圆柱齿轮),或一组行星齿轮。在轮边减速器中则常采用普通平行轴式布置的斜齿圆柱齿轮传动或行星齿轮传动。在某些公共汽车、无轨电车和超重型汽车的主减速器上,有时也采用蜗轮传动。 (2)主减速器主动锥齿轮的支承型式及安置方法 在壳体结构及轴承型式已定的情况下,主减速器主动齿轮的支承型式及安置方法,对其支承刚度影响很大,这是齿轮能否正确啮合并具有较高使用寿命的重要因素之一。 现在汽车主减速器主动锥齿轮的支承型式有以下两种: 悬臂式 齿轮以其轮齿大端一侧的轴颈悬臂式地支承于一对轴承上。为了增强支承刚度,应使两轴承支承中心间的距离齿轮齿面宽中点的悬臂长度大两倍以上,同时比齿轮节圆直径的70%还大,并使齿轮轴径大于等于悬臂长。当采用一对圆锥滚子轴承支承时,为了减小悬臂长度和增大支承间的距离,应使两轴承圆锥滚子的小端相向朝内,而大端朝外,以缩短跨距,从而增强支承刚度。 (3)主减速器从动锥齿轮的支承型式及安置方法 主减速器从动锥齿轮的支承刚度依轴承的型式、支承间的距离和载荷在支承之间的分布而定。为了增加支承刚度,支承间的距离应尽可能缩小。两端支承多采用圆锥滚子轴承,安装时应使他们的圆锥滚子的大端相向朝内,小端相背朝外。为了防止从动齿轮在轴向载荷作用下的偏移,圆锥滚子轴承也应预紧。 轿车和轻型载货汽车主减速从动锥齿轮采用无辐式结构并用细牙螺钉以精度较高的紧配合固定在差建界壳的突缘上。这种方法对增强刚性效果较好,中型和重型汽车主减速从动锥齿轮多采用有幅式结构并有螺栓或铆钉与差速器壳突缘连结。 (4)主减速器的轴承预紧及齿轮啮合调整 支承主减速器齿轮的圆锥滚子轴承需预紧以消除安装的原始间隙、磨合期间该间隙的增大及增强支承刚度。预紧力的大小与安装形式、载荷大小、轴承刚度特性及使用转速有关。 主动锥齿轮轴承预紧度的调整,可通过精选两轴承内圈间的套筒长度、调整垫圈厚度、轴承与轴肩之间的调整垫片等方法进行。近年来采用波形套筒调整轴承预紧度极为方便,波形套筒安装在两轴承内圈间或轴承与轴肩间。 (5)主减速器的减速型式 主减速器的减速型式分为单级减速、双级减速、双速减速、单级贯通、双级贯通、主减速及轮边减速等。 单级主减速器 由于单级主减速器具有结构简单、质量小、尺寸紧凑及制造成本低廉的优点,广

轮边减速器开题报告

燕山大学 本科毕业设计开题报告 课题名称:45t矿用自卸车轮边减速器设计 课题性质:理工类:工程设计 课题来源:自选题目 学院(系):燕山大学里仁学院 专业:机械设计制造及其自动化 2012 年03 月14 日 一、综述本课题国内外研究动态,说明选题的依据和意义 轮边减速器一般为双极减速驱动桥中安装在轮毂中间或附近的第二级减速器。在一些矿山水利及其他大型工程等所用的重型汽车,工程和军事上用的重型牵引汽车及大型公共汽车等,要求有较高的动力性,而汽车车速相对较低,因而其传动系的低档总传动比很大,为了使变速器分动器传动轴等总成不致因承受过大尺寸及质量过大,应将传动系的传动比以尽可能大的比率分配给驱动桥。这就导致一些重型汽车大型汽车的主减速比必须很大,还有一些越野

汽车要求在坏路上和无路地区具有良好的通过性,即要求汽车在满载情况下能以平均车速通过各种坏路及无路地带时有足够离地间隙(如松软的土壤、沙漠、山地、雪地沼泽等),因此在设计上述重型汽车、大型公共汽车、越野汽车时,需要在车轮旁附加轮边减速器。 我国研制汽车轮边减速器始于20世纪70年代中期,由于各种原因,至今发展不快,只有几个厂家从事生产,技术水平只相当国外20世纪80年代末的水平,数量和质量也远远满足不了国内运输业发展的需要。进入21世纪以来,我国经济形势发生了很大的变化。公路运输得到了很快的发展,为了降低运输成本,缓解铁路压力,促使了汽车的运输能力和载货量逐渐加大。因此,重型汽车轮边减速器在我国的应用前景十分广阔。自从我国加入WTO之后,减速器行业面临极大的压力与挑战,为了应对这一严峻形势,一方面要引进更多更好的国外产品与相关技术,另一方面必须迅速发展民族工业。国外的汽车减速器应用得比较好,技术也比较先进,但价格比较高。一般情况是:国外的整机的价格是国内价格的2~3倍,而易损件、备件的价格却是5~8倍,因此,发展我国的轮边减速器产品是非常必要的。轮边减速器属于汽车减速零部件的关键总成,是为了提高汽车的驱动力,以满足或修正整个传动系统力的匹配。本论文就是对轮边减速器进行研究,找出合适的方法,为自主研发出具有结构简单,高精度和高可靠性的减速器提供理论支持。 (1)重型汽车轮边减速器多以行星齿轮为主,世界上的一些发达国家,如日本、瑞典、俄罗斯和美国等,对行星齿轮传动的研究、生产和应用都十分重视,在传动性能、传递功率、结构优化、转矩等方面均处于领先地位。发展比较快且取得一定科研成果的是在行星齿轮传动动力学方面。近几年来,随着我国对制造业的扶持和资金的投入以及科学技术不断进步,机械科技人员经过不懈的努力以及技术引进和消化吸收,在行星齿轮理论研究和优化设计等方面取得了~定的研究成果,在行星齿轮传动非线性动力学模型和方程方面的研究是国内两个关于行星齿轮传动动力学的代表,他们的研究成果取得了一定的成就并把许多技术应用于实际当中。与此同时,现代优化设计理论也应用到行星齿轮传动技术中,根据不同的优化目标,通过建立轮边减速器行星齿轮数学模型,产生了多种优化设计方法。在已经取得的成果中,有针对行星轮均载机构和功率分流方面的优化设计,有针对行星齿轮传动啮合效率、结构性能、体积的多目标优化设计研究,有专门针对如重型汽车轮边减速器行星传动机构齿轮模态优化设计,有针对行星机构噪声、振动、固有频率特性研究,这些成果的研究有利于提高了工程技术人员对行星传动技术的认识。在新理论和新数学计算方法出现的同时,行星齿轮减速器的优化设计方法也随着更新,比较新的研究成果:有可靠性工程理论在优化设计中的应用,有遗传算法在行星齿轮优化设计中的应用,有模糊数学在行星齿轮优化设计中的应用,有可靠性工程理论在优化设计中的应用,基于可靠性工程的理论通过引入强度可靠性系数方程来进行优化设计。这些新的设计理论和新的设计方法将许多设计理论概念和研究成果应用到优化设计中,对行星齿轮传动优化设计理论研究的发展有很大的贡献。 (2)对于行星齿轮减速器结构设计方面,目前国外已经广泛采用了CAD/CAE/CAM一体化的设计方法,这是一种面向零件的参数化的3D实体模型

装载机的轮边减速器结构设计

本科毕业设计(论文) 装载机的终传动结构设计Design of Final Drive Structure of Loader 学院:机械工程学院 专业班级:机械设计制造及其自动化机械092 学生姓名:李磊学号:510910239 指导教师:杨平 2013 年 5 月

目录 1 绪论 (1) 1.1 装载机发展史 (2) 1.2 装载机的分类 (3) 2 轮边减速器 (4) 2.1 轮边减速器的主要型式及其特性 (4) 2.2 轮边减速器的选用 (5) 2.3 轮边减速器的润滑 (5) 3 轮边减速器齿轮的设计 (7) 3.1 选定齿轮类型、精度等级、材料以及齿数 (7) 3.2 按齿面接触强度来进行设计 (7) 3.3 按齿轮的齿根弯曲强度来设计 (9) 3.4 几何尺寸的计算 (10) 4 输入轴的设计 (11) 4.1 尺寸设计 (11) 4.2 按弯扭合成应力校核轴的强度 (14) 4.3 精确校核轴的疲劳强度 (15) 4.4 按照静强度条件进行校核 (21) 5 输出轴的设计 (23) 5.1 尺寸设计 (23) 5.2 精确校核轴的疲劳强度 (24) 结论 (28) 致谢 (29) 参考文献 (30)

1 绪论 装载机在港口、铁路、水电、公路、矿山、建筑等建设工程中是一种常用的施工机械,用途十分广泛,其主要作用就是用来铲装泥土、砂子、煤炭、石灰等散状物体,显然它当然也可以对地下的矿材和坚硬土壤等等物体进行铲挖作业。如果将它的的工作装置进行改变还可以起到起重、推土以及装卸的作用。此外,在建设公路中,特别是在高级公路建设中,装载机作用于路基工程的运输、填埋、挖取以及混凝土料场的收集与装取等作业。另外装载机还可进行推运土壤、碾平地面和牵引其他工程机械等作用。因为装载机在这些方面具有作业运输速度快、操作方便、办事效率高、机械的机动性好等很多优点,所以它成为了工程施工建设中的主要核心机械。 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传动系外,大多数的厂家采用的几乎都是同一套传动系而且十分结构相似,液压变速器和驱动桥都是我国六七十年代测绘的外国公司产品所模仿设计的,这几十年来还未作设计改变。 国产轮式装载机正在从低水平、低质量、低价位、满足功能型向高水平、高质量、中等价位、经济的实用过渡。再从仿制走向自己研发过渡,各大主要制造厂不断的进行技术创新以及改变,另外加上采用不同的技术方案,技术人员在主要部件及系统上进行技术创新,解决了产品雷同的窘境,在这些年的研发里国内的装载机发生了天大的变化,从低质量以及低价位的竞争之中闪亮走出,从而成为了装载机这一行业的领先者。 (1)大型和小型轮式装载机,在近几年的发展过程中,受到客观条件及市场需求量的干扰。在这些轮式装载机的竞争中,中型的装载机更新最为之快相信它的发展速度会越来越快。 (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,强化结构件的刚度以及强度,这使现在的整机的稳定性以及可靠性得到了大幅度的提高。 (3)从细微的方面改变装载的系统以及结构。比如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化及各方面的防尘、建设中的造型设计等等。 (4)提高装载机的稳定性和安全性能。让驾驶室具备更多的功能,将驾驶室的环境变得和汽车差不多,这样驾驶员才能更有效率的操作,其中包括装载机的座椅、方向盘、各操纵档都能方便调节,使驾驶员能够随时随地的处于最佳工作状态。 (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应用,从而来提高工作效率,节约资源,以及装载机工作中的成本。

主减速器设计

课程论文 主减速器的设计 指导教师 学院名称专业名称

摘要 汽车主减速器作为汽车驱动桥中重要的传力部件,是汽车最关键的部件之一。它承担着在汽车传动系中减小转速、增大扭矩的作用,同时在动力向左右驱动轮分流的差速器之前设置一个主减速器,可以使主减速器前面的传动部件,如变速箱、分动器、万向传动装置等传递的扭矩减小,同时也减小了变速箱的尺寸和质量,而且操控灵敏省力。汽车主减速器结构多种多样,主要是根据其齿轮类型、主动齿轮和从动齿轮的安置方法以及减速型式的不同而异。按照主减速器齿轮的类型分为:螺旋锥齿轮和双曲面齿轮;按照主减速器主动锥齿轮的支承型式及安置方法分为:悬臂式和跨置式;按照主减速器减速形式分为:单级减速、双级减速、双速减速、贯通式主减速器和轮边减速等。主减速器设计的好坏关系到汽车的动力性、经济性以及噪声、寿命等诸多方面。如何协调好各方关系、合理匹配设计参数,以达到满足使用要求的最优目标,是主减速器设计中最重要的问题。 关键词:中型客车主减速器圆锥齿轮

主减速器的设计 1、汽车的主要参数 车型 中型货车 驱动形式 FR4×2 发动机位置 前置、纵置 最高车速 U max =90km/h 最大爬坡度 i max ≥28% 汽车总质量 m a =9290kg 满载时前轴负荷率 25.4% 外形尺寸 总长L a ×总宽B a ×总高H a =6910×2470×2455mm 3 轴距 L=3950mm 前轮距 B 1=1810mm 后轮距 B 2=1800mm 迎风面积 A ≈B 1×H a 空气阻力系数 C D =0.9 轮胎规格 9.00—20或9.0R20 离合器 单片干式摩擦离合器 变速器 中间轴式、五挡 下面参数为参考资料所得: 发动机最大功率及转速 114Kw-2600r/min; 发动机最大转矩及转速 539Nm-1600r/min ; 主减速比 0i =4.44; 变速器传动比抵挡/高档 6.3/1 轮胎半径:型号为9.0R20,轮胎胎体直径为9.0英尺,轮辋直径为20英尺,所以半径为 ()m 48.02 4.522020.9≈?+?= r r 汽车满载时质量 14t 2、主减速器结构形式的确定 主减速器可以根据其齿轮类型、减速形式以及主、从动齿轮的支承形式的不

减速机型号标示说明

减速机型号标示说明 减速机型号说明 1、H、B系列大功率减速机 HB系列标准工业齿轮箱特点: 1. H、B大功率齿轮减速机采用通用设计方案,可按客户需求变型为行业专用的齿轮箱。 2.实现平行轴、直交轴、立式、卧式通用箱体,零部件种类减少,规格型号增加。 3.采用吸音箱体结构、较大的箱体表面积和大风扇、圆柱齿轮和螺旋锥齿轮均采用先进的磨齿工艺,使整机的温升、噪声降低、运转的可靠性得到提高,传递功率增大。 4.输入方式:电机联接法兰、轴输入。 5.输出方式:带平键的实心轴、带平键的空心轴、胀紧盘联结的空心轴、花键联结的空心轴、花键联结的实心轴和法兰联结的实心轴。 6.安装方式:卧式、立式、摆动底座式、扭力臂式。 7.H、B系列产品有3,26型规格,减速传动级数有1,4级,速比1.25,450;和我厂R、K、S系列组合得到更大的速比。技术参数:

1.速比范围 1.25-450 2.扭矩范围 2.6-900kN 3.功率范围 4-5000kW H、B系列产品结构图及产品实例: 2、列摆线针轮减速机标记方法及其使用条件1、标记方法如下: =

2、使用条件 A、适用于连续工作制,允许正、反向运转。 B、输出轴及输入轴轴伸上的键按GB/T1096普通平键型式及尺寸。 C、卧式双轴型减速器输出轴应处于水平位置工作,必须倾斜使用时请与制造厂联系。 D、立式减速器输出轴应垂直向下使用, 3、K系列螺旋锥齿轮减速机 节省空间,可靠耐用,承受过载能力高,功率可达200KW,能耗低,性能优越,减速效率高达95%以上, 振动小,噪音低,刚性铸铁箱体,齿轮表面经高频热处理,经过精密加工,构成了斜齿轮,伞齿轮 技术参数: 功率:0.12KW,200KW 转矩:10N?m,58500N?m 输出转速:0.08,263r/min 结构形式: K-轴伸式、底脚安装 ; KA-轴装式联接 KF-轴伸式、法兰安装 ;KAF-轴装式、法兰安装 KS-表示轴输入 型号如下: K37 K47 K57 K67 K77 K87 K97 K107 K127 K157 K167 K187 KA37 KA47 KA57 KA67 KA77 KA87 KA97 KA107 KA127 KA157 KA167 KA187 KF37 KF47 KF57 KF67 KF77 KF87 KF97 KF107 KF127 KF157 KAF37 KAF47 KAF57 KAF67 KAF77 KAF87 KAF97 KAF107 KAF127 KAF157 KAZ37 KAZ47 KAZ57 KAZ67 KAZ77 KAZ87 KAZ97

减速器工作原理及各部分结构

齿轮、螺纹及标准件的测量及计算方法 1.标准直齿圆柱齿轮测绘方法和步骤

①数出齿数 Z 。 ②测量齿顶圆直径d a : 如下图所示,如果是偶数齿,可直接测得,见图( a )。若是奇数齿,则可先测出孔的直径尺寸D1 及孔壁到齿顶间的单边径向尺寸H,见图( c ) , 则齿顶圆直径:da =2H+D1 ③计算和确定模数m: 根据公式m = da /( Z+2) 算出m的测得值,然后与标准模数值比较,取较接近的标准模数为被测齿轮的模数。 ( 同时要根据标准模数反推出理论da 值 ) ④计算分度圆直径d: d=mZ ,与相啮合齿轮两轴的中心距a校对,应符合 a=(d1+d2)/2 =m(Z1+Z2)/2 ⑤测量计算齿轮其它各部分尺寸。 2.测绘螺纹方法 :①外螺纹测绘 测螺纹公称直径: (1) 用卡尺或外径千分尺测出螺纹实际大径,与标准值比较,取较接近的标准值为被测外螺纹的公称直径。 (2) 测螺距: 可用螺纹规直接测量。无螺纹规时,可用压痕法测量,即用一张薄纸在外螺纹上沿轴向压出痕迹,再沿轴向测出几个(至少4个)痕迹之间的尺寸,除以间距数(痕迹数减去1)即得平均螺距,然后再与标准螺距比较,取较接近的标准值为被测螺纹的螺距。也可以沿外螺纹轴向用卡尺或直尺直接量出若干螺距的总尺寸,再取平均值,然后查表比较取标准值。 (3) 旋向: 将外螺纹竖直向上,观察者正对螺纹,若螺纹可见部分的螺旋线从左往右上升,则该外螺纹为右旋螺纹,若螺纹可见部分的螺旋线从右往左上升,则为左旋螺纹。 (4) 测螺纹其它尺寸。 ②内螺纹测绘: 内螺纹一般不便直接测绘,但可找一能旋入(能相配)的外螺纹,测出外螺纹的大径及螺距,取标准值即为内螺纹的相关尺寸。螺纹孔的深度可用卡尺直接量取。 3.标准件的测量 标准件一般不画零件图,但在装配图中应进行必要的标注,以便采购人员按其规格尺寸、数量进行采购。因此,对标准件也必须进行测量,按相关标准取其标准值,再按相关标准的标注示例在装配图中注出标记代号。 实训考核标准. 测绘有关附表及参考图零件的尺寸公差及配合要求 零件的表面粗糙读要求

车用轮边减速器设计

摘要 本论文是结合当今汽车行业发展的形势,对微型电动汽车的车用轮边减速器进行设计,设计一种微型电动车用的轮边减速器,是为微型电动汽车的轮边驱动系统使用,工作力矩较小,但因没有主减速器而需要更大的减速比。以大型车辆的轮边减速器的结构型式可以为电动汽车的轮边减速器提供参考,缩小结构尺寸,而增大减速比,满足轮边驱动系统的使用要求。 近年来随着汽车工业的高速发展,全球汽车总保有量不断增加,汽车所带来的环境污染、能源短缺,资源枯竭等方面的问题越来越突出。日益严重的石油危机与人们环保意识的加强,对汽车工业的发展提出了极为严峻的挑战。采用电能为驱动设备的电动汽车由于能真正实现“零排放”,而成为各国汽车研发的焦点。为了保护人类的居住环境和保障能源供给,各国政府不惜投入大量人力、物力寻求解决这些问题的途径。而电动汽车(包括纯电动汽车、混合动力电动汽车以及燃料电池汽车),即全部或部分用电能驱动电动机作为动力系统的汽车,具有高效、节能、低噪声、零排放等显著优点,在环保和节能方面具有不可比拟的优势,因此它是解决上述问题的最有效途径。 本论文所设计的微型电动汽车用的轮边减速器在电动汽车上的应用提供了一种可以借鉴的减速装置形式,有助于电动汽车的设计和研发。 关键词:电动;轮边;减速器;设计;驱动

ABSTRACT This thesis is to combine current situation of the development of automobile industry of miniature electric cars, car wheel edges reducer design, design a kind of mini-bev wheel edge speed reducer, miniature electric cars for driving wheel edges system USES, work torque smaller, but because there is no main reducer and need more than the slowdown. The wheel edges with large vehicles for the structural type gear reducer electric car wheel edges provide reference, narrow gear reducer while increasing structure size than, satisfy wheel edges slowing the use requirement driving system. In recent years, with the rapid development of auto industry, global car total quantities increases unceasingly, car brings the environment pollution, energy shortage, resource exhaustion issues such as more and more outstanding. The increasingly serious oil crisis and the people environmental protection consciousness, the strengthening of the development of automobile industry forward very serious challenges. Using electricity for driving equipment electric car true "is a result of zero emission and become the focus of the world automobile research. In order to protect the human living environment and safeguard energy supply, governments invest a lot of manpower and material resources at the way to seek solutions to these problems. But electric cars (including pure electric cars, hybrid electric cars and fuel cell cars), namely all or part of the electricity can drive motor cars, as power system with high efficiency, energy saving, low noise, zero emissions and other significant advantages in environmental protection and energy saving, has incomparable advantage, therefore it solve the above problem is the most effective way. This thesis miniature electric vehicle designed by the wheel edges with the electric car on the speed reducer can be used provided a reference of the deceleration device form, help electric vehicle design and development. Key words: Power-driven;Welting rolling;Reducer;Devise;Drive

汽车主减速器设计教学内容

汽车主减速器设计

主减速器设计 3.2 主减速器设计 3.2.1 主减速器的结构型式 主减速器的结构型式,主要是根据其齿轮类型、主动齿轮和从动齿轮的安置方法以及减速型式的不同而异。 (1)主减速器齿轮的类型 在现代汽车驱动桥上,主减速器采用得最广泛的是螺旋锥齿轮和双曲面齿轮。在双级主减速器中,通常还要加一对圆柱齿轮(多采用斜齿圆柱齿轮),或一组行星齿轮。在轮边减速器中则常采用普通平行轴式布置的斜齿圆柱齿轮传动或行星齿轮传动。在某些公共汽车、无轨电车和超重型汽车的主减速器上,有时也采用蜗轮传动。 (2)主减速器主动锥齿轮的支承型式及安置方法 在壳体结构及轴承型式已定的情况下,主减速器主动齿轮的支承型式及安置方法,对其支承刚度影响很大,这是齿轮能否正确啮合并具有较高使用寿命的重要因素之一。 现在汽车主减速器主动锥齿轮的支承型式有以下两种: 悬臂式 齿轮以其轮齿大端一侧的轴颈悬臂式地支承于一对轴承上。为了增强支承刚度,应使两轴承支承中心间的距离齿轮齿面宽中点的悬臂长度大两倍以上,同时比齿轮节圆直径的70%还大,并使齿轮轴径大于等于悬臂长。当采用一对圆锥滚子轴承支承时,为了减小悬臂长度和增大支承间的距离,应使两轴承圆锥滚子的小端相向朝内,而大端朝外,以缩短跨距,从而增强支承刚度。

(3)主减速器从动锥齿轮的支承型式及安置方法 主减速器从动锥齿轮的支承刚度依轴承的型式、支承间的距离和载荷在支承之间的分布而定。为了增加支承刚度,支承间的距离应尽可能缩小。两端支承多采用圆锥滚子轴承,安装时应使他们的圆锥滚子的大端相向朝内,小端相背朝外。为了防止从动齿轮在轴向载荷作用下的偏移,圆锥滚子轴承也应预紧。 轿车和轻型载货汽车主减速从动锥齿轮采用无辐式结构并用细牙螺钉以精度较高的紧配合固定在差建界壳的突缘上。这种方法对增强刚性效果较好,中型和重型汽车主减速从动锥齿轮多采用有幅式结构并有螺栓或铆钉与差速器壳突缘连结。 (4)主减速器的轴承预紧及齿轮啮合调整 支承主减速器齿轮的圆锥滚子轴承需预紧以消除安装的原始间隙、磨合期间该间隙的增大及增强支承刚度。预紧力的大小与安装形式、载荷大小、轴承刚度特性及使用转速有关。 主动锥齿轮轴承预紧度的调整,可通过精选两轴承内圈间的套筒长度、调整垫圈厚度、轴承与轴肩之间的调整垫片等方法进行。近年来采用波形套筒调整轴承预紧度极为方便,波形套筒安装在两轴承内圈间或轴承与轴肩间。 (5)主减速器的减速型式 主减速器的减速型式分为单级减速、双级减速、双速减速、单级贯通、双级贯通、主减速及轮边减速等。 单级主减速器

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