(论文)轮摆式挖掘机驱动桥设计说明书最新优秀毕业论文资料搜集呕血奉献

南华大学船山学院毕业设计 第 1 页 共 58 页 第一章第一章 绪绪 论论 1.11.1 概述概述 产品设计是产品生产的第一道工序。传统的产品的生产过程是：首先由设计 者根据个人经验初步设计出产品、或者在已有的产品基础上进行模仿、或者改 进已有的产品设计出新产品，然后做出模型或样品，再进行试验，对设计上的 问题进行改进，重新设计、制造、试验和分析，不但要耗费大量的时间，也要 耗费大量的人力和物力。在设计中要求对机器的工作原理、功能、结构、零部 件设计、甚至加工制造和装配都要确定下来。虽然不同的设计者可能有不同的 设计方法和设计步骤，机械设计的共性规律是客观存在的，其一般步骤是：目 标预测、方案设计、技术设计、加工设计、试生产。它需要不断地总结和完善。 用传统的设计方法，产品设计质量和风格在很大程度上受设计人员水平的局限， 有时严重限制设计质量的提高。 单斗挖掘机是一种重要的工程机械，广泛应用在房屋建筑、道路工程、水利 建设、农田开发、港口建设、国防工事等的土石方施工和矿山采掘工业中，对 减轻繁重的体力劳动、保证工程质量、加快建设速度、提高劳动生产率起巨 大作用。单斗挖掘机分机械传动和液压传动两种。机械传动挖掘机已有一百多 年历史，近一、二十年来，随着液压传动技术在工程机械上的广泛应用，单斗 液压挖掘机有了通速发展，在中小型单斗挖掘机中，液压挖掘机几乎取代了机 械传动挖掘机，大型单斗液压挖掘机也应用日广，这是由于液压挖掘机具有重 量轻、体积小、结构紧凑、挖掘力大、传动平稳、操纵简便，以及容易实现无 级变速和自动控制等一系列优点。 1.21.2 挖掘机设计思路概述挖掘机设计思路概述 挖掘机要完成其独特的功能，大部分零件结构复杂，工作条件恶劣，这些零 件的结构分析和设计是一件比较困难的工作。全回转步履式液压挖掘机(以下 简称步挖机) 为斗容量小于0. 6m3 的小型挖掘机,与一般挖掘机的区别在于下 南华大学船山学院毕业设计 第 2 页 共 58 页 车没有行走和转向机构,采用4 个支脚支承整机,依靠工作装置和回转机构的联 动实现机械的前进、后退和转向。它主要由工作装置、平台、回转机构、下车、 动力装置和液压系统等组成。其主要特点是结构简单,质量轻,故障少,性能良 好,成本只有同等级履带式挖掘机的50 %60 % ,便于制造和维护;缺点是行走 和转向速度慢。 1.2.1.1.2.1.步挖机在结构形式和参数选择步挖机在结构形式和参数选择 (1) 整机具有较高的稳定性, 在全域内(360) 挖掘性能良好; (2) 步履行走性好,即步挖机能开进没有道路的施工现场; (3) 支脚调整简便、迅速、适应性强,安全可靠; (4) 小型步挖机长距离转场移动时,能自行上、下运输车辆; (5) 为了防止支脚沉陷和挖掘时的水平移动,支承爪上部为水平板,下部为放射 状的爪; (6) 能在靠近建筑物的边角和狭小场地上挖掘作业。 1.2.2.1.2.2.其工作简图如图其工作简图如图 1.11.1 所示所示 南华大学船山学院毕业设计 第 3 页 共 58 页 图1.1 轮摆式挖掘机工作简图 4 个支脚的长度和在水平面内的调节尺寸主要影响步挖机在横向和纵向的稳 定性以及行走时的通过性(通过某一最窄的路段) ,同时考虑步挖机对横向与纵 向稳定性要求接近, 因此,a1 、a2 、b1 和b2 之间的比值一般取: ;5 . 22 1 2 a a ;5 . 22 1 2 b b ;3 . 11 . 1 1 1 a b ;3 . 11 . 1 2 2 a b 为适应作业场地大小和作业条件多变,前支脚由可伸缩的两节组成,其长度可进 行34 级的调节,伸缩比 1. 9。8 . 1 min max l l 后支脚长度约为前支脚回缩状态下的长度,每个支脚座上有24 个定位销 孔,这样前、后支脚在水平面内从最小到最大位置可进行23 档的有级调节, 以适应各作业条件要求的整机稳定性。4 个支脚在垂直方向的运动由4 个油缸 控制,可无级调节。支脚上下调节尺寸除满足步挖机在凹凸不平和斜坡上作业 时能调平上车外,还要满足上、下运输车辆的高度要求。前支脚向下调节角度 应与最大长度相互协调。前支脚向下调节角度过大,造成支脚油缸力臂太小,油 缸受力过大,对油缸闭锁不利。后支脚向上调节尺寸使行走轮下边缘高于底座 下部1025cm ,向下调节尺寸见图1.2 。 图中。 31 4 3 3 2 hn 南华大学船山学院毕业设计 第 4 页 共 58 页 图1.2 挖掘机摆臂运动图 1.31.3 挖掘机驱动桥机构件设计思路分析步骤挖掘机驱动桥机构件设计思路分析步骤 轮摆式挖掘机以液压驱动作为动力，其设计的主要步骤是： 1.3.1.1.3.1.根据挖掘机的工作方式确定其驱动桥结构根据挖掘机的工作方式确定其驱动桥结构 挖掘机驱动桥处于动力传动端，其基本功能是增大由传动轴或变速器传来的 转 矩,并将动力合理地分配四个摆臂驱动轮，另外还承受作用于路面和车架或车 身 之间的垂直力和横向力驱动桥设计应当满足如下基本要求： 1) 所选择的主减速比应能保证挖掘机具有最佳的动力性和燃料经济性。 2) 外形尺寸要小，保证有必要的离地间隙。 3) 齿轮及其它传动件工作平稳，噪声小。 4) 在各种转速和载荷下具有高的传动效率。 5) 在保证足够的强度、刚度条件下，应力求质量小，尤其是簧下质量应尽量 小，以改善挖掘机平顺性。 6) 结构简单，加工工艺性好，制造容易，拆装，调整方便 7)摆臂整体结构简图如下图1.3所示。 南华大学船山学院毕业设计 第 5 页 共 58 页 图1.3 摆臂整体结构简图 1.3.2.1.3.2.确定平行可移式摆臂的结构确定平行可移式摆臂的结构 由于轮摆式挖掘机设计用于斜坡，山体等复杂环境下工作，为保证挖掘 机的工作平稳和可靠性，故需从其摆臂方面进行设计，即其摆臂各角度需 要三维立体摆动。以保证挖掘机操作员在任意工作平面处于水平位置。 当 车轮采用摆臂独立悬架时，摆臂应为一根连接左右驱动车轮的刚性空心梁 (图1.4)，而主减速器、差速器及车轮传动装置都装在它里面。 图1.4 摆臂接口简图 1.3.2.1. 摆臂设计应当满足如下基本要求；该摆臂为可移动式摆臂，在结构简 单的基础上，易于加工。为了使摆臂的左右运动可靠，满足刚度要求，故设计 成平行四边形四杆铰链机构，如下图1.5： 南华大学船山学院毕业设计 第 6 页 共 58 页 图1.5 摆臂铰链机构简图 该平行四边形铰链四杆机构自由度为1，故该结构具有确定的运动， 1) 131425(36)345(6 345 PPPnF 平行四边形机构是双曲柄机构的一个特例。组成四边形对边的构件长度 分 别相等。从动曲柄和主动曲柄的回转方向相同，角速度时时相等。根据已 知条件，该四杆机构最大的内外转动角度为30： 则：A点的转动角度为30，如下运动简图1.6： 图1.6 摆臂运动角度分析 已知摆臂长1.2米，为满足摆臂内外摆角30，故铰链的端杆长度应满足： L1=L*sin15=1.2m3 . 015sin 2)为保证挖掘机行进方便可靠，摆臂应具有轮式结构， 3)摆臂外形尺寸要小，保证挖掘机重量较轻。 南华大学船山学院毕业设计 第 7 页 共 58 页 1.3.2.2. 设计驱动桥及摆臂外形，结构大小，幷进行临界受力分析 对关键部位及零件进行强度及抗疲劳强度校核。绘制各个零件图,摆臂的计算主要按 作业时的工况。作业时有支腿支承, 轮胎离地, 但作业过程中机器的晃动较大, 长期作业后, 在松软地面上支腿容易陷人地面而出现轮胎支地情况,司机也不易察觉。此外, 也要考虑支 腿失灵的情况。因此, 实际的最大桥荷应考虑轮胎支地工况。作业时主要考虑三种情况挖 掘作业时, 计算挖掘力及机器重量作用于桥的垂直力当垂直力很大时一般水平力很小可忽 略起吊重物时, 按机器的抗倾翻能力考虑装满铲斗后在任意位置突然启动提升或下降过程 中突然制动, 此时有巨大的惯性力作用, 正常情况下后者要大一些。 1.41.4 小结小结 本章节主要介绍了挖掘机驱动桥的总体结构，并且确定了驱动桥摆臂、接 口端等结构尺寸。 南华大学船山学院毕业设计 第 8 页 共 58 页 第二章第二章 挖掘机驱动桥结构设计挖掘机驱动桥结构设计 2.2. 1 1 主要参数的选择主要参数的选择 主要参数的选择与整机的结构形式和工作要求有关,其中最重要的参数有斗 容量、机重和功率( g 、G、N ) 。斗容量主要依据工作条件和适用范围选 择。 发动机功率则取决于各机构的力、力矩和工作速度。选择发动机的功率时, 既要满足步挖机作业过程中的动力要求,还要使发动机的功率得到充分利用。 机重通常作为主设计参数和系列等级的分级标志,设计时,以机重为指标,可 2.1.12.1.1 利用经验公式确定其它总体参数。利用经验公式确定其它总体参数。 常用的经验公式为: 尺寸参数： Lii GKL 质量参数：iGKG Gi 功率参数：GKN Nii 式中: G 整机质量,单位t ; KLi 、KGi 、KNi 分别是尺寸、质量和功率系数。 根据步挖机的作业性能、速度和生产率的要求,可初步确定液压系统的流量Q : /smq2,Vd 4 maxQ 3 maxmax 2 式中: d 油缸直径,m ; Vmax 工作油缸最大移动速度,m/ s ; 回转马达最大转速,r/ s ; max n 南华大学船山学院毕业设计 第 9 页 共 58 页 q - - 马达排量,m3/ r 。 2.1.22.1.2 步挖机的行走机构步挖机的行走机构, ,铲斗挖掘时所克服的最大阻力计算铲斗挖掘时所克服的最大阻力计算 (考虑复合动作) 和动臂油缸提升、步挖机自行上下运输车辆时所需功率 为整机所需最大功率,由此可初步确定液压系统所需功率为: t PQ Ny 式中: P 工作油缸克服最大阻力所需的压力,Pa ; Q 泵的输出流量,m3/ s ; 泵的总效率,一般取 = 0. 87 0. 9 。 t t 液压功率确定后就可确定发动机功率: = (0. 8 1. 1) Ny=70Kw 发 N 对于功率较小的发动机,功率储备系数较小,为防止过载熄火,功率系数可取 大些。 2.22.2 挖掘机驱动桥摆臂整体设计挖掘机驱动桥摆臂整体设计 2.2.12.2.1挖掘机摆臂受力分析挖掘机摆臂受力分析 挖掘机摆臂受力临界条件，当斗容量满载时，由摆臂为1.2米，最大内外摆 角30，最大上下摆角25，重心偏移0.4米时，挖掘机及其单摆臂受力处于 极端受力，简图2.1如下所示： 南华大学船山学院毕业设计 第 10 页 共 58 页 图2.1 挖掘机底盘受力图 O点为挖掘机的几何理论重心，A点为挖掘机工作时的的偏移重心 行走装置摆臂总受力 驱阻坡阻转弯牵 挖重力牵总 FFF F F FFF 则靠近轮胎A点的反作用力， 44 1085 . 3 106 22 4 . 02 GA F AB CB F 4 10 . 2 AGB FFF 2.2.2.2.2.2.挖掘机驱动阻力的计算挖掘机驱动阻力的计算 由于挖掘机工作环境较差，其驱动阻力包括土壤行驶阻力及克服挖机的静摩 擦阻力。 （KPa）hPP t 设轮宽为b=150mm,轮半径为R=400mm，这时土壤的变形下陷深为h=10mm， 则轮端部微面积压力为 p-为深度h的比压力 s bdpdp 此处的水平阻力为 sinabdpd swi 000 coscosaraRphpp 0 Rdads 将上面三式联立积分得： R hR a aabRp daaaabRpF ai 0 0 2 020 020 cos coscos5 . 05 . 0 sincossincos 南华大学船山学院毕业设计 第 11 页 共 58 页 代入得 2 0 2 1 bhPFi 双轮行进阻力为： 0 2 1 2 p bp FF i 机重 G=2blp, 由于该挖机为双轮驱动，则单个轮胎行进阻力为： 302 1 1025 . 3 1 . 0105 . 6 2 1 2 1 2 1 2 / 2 1 4 G ppl pbp G F F i 16005 . 0103.25RFM 3 i行 选择运行比阻力0.1，如下图2.2所示 图2.2 轮胎行进受力分析 2.2.3.2.2.3.挖掘机坡度阻力的计算挖掘机坡度阻力的计算 坡度阻力是由于机器在斜坡上因自重的分力所引起的。挖掘机的最大行走允 许坡度35，则一个轮胎的各受力大小为： 44 105 . 1105 . 05 . 06sin 2 G aF 总 坡阻 34 1025 . 7 5 . 0105 . 1RFM 坡阻坡阻 南华大学船山学院毕业设计 第 12 页 共 58 页 2.2.4.2.2.4.挖掘机转弯阻力的计算挖掘机转弯阻力的计算 轮式运行装置转弯时所受到的阻力较为复杂，轮胎表面与地面的摩插阻力是 所受到的阻力中最为主要的，所以重点研究轮胎在转弯时与地面的摩擦阻力矩。 轮胎与地面的摩擦阻力矩主要与轮胎上比压的分布以及不同的工况有关。列： 对于挖掘机来说，由于转弯时机器空载，而且工作装置是悬起的。因此轮胎上 比压基本相同；可看作均匀分布。因此，轮胎的转弯运动可看作如图所示运动， 设轮胎宽B为150mm，着地面积长度L为40mm，则轮胎的微面积bdx绕轮胎中心 点转动时的力矩可表示为： bxdxpdM 式中 p比压（kPa） 轮胎与地面的摩擦系数，通常取=0.1-0.5之间，这里取 0.3 则一个轮胎的转弯阻力矩为 90 1004 . 0 1063 . 0125 . 0 8 1 4 1 22 33 2 0 2 0 GLbLp xdxbpdMM LL 式中 G挖掘机自重； L轮胎接地长度; 因此，挖掘机原地转弯时一个轮胎的牵引阻力为 900102 . 01063 . 025 . 0 B L G25 . 0 B GL 4 1 2 B M 3 1 转 F 并且考虑到转弯时轮胎板边缘挂土的附加阻力，故需引加一阻力系数，由 挖掘机工作条件根据上表所选取=1.15，则挖掘机的牵引力变为： 南华大学船山学院毕业设计 第 13 页 共 58 页 33 1 10035. 115. 11011065 . 025 . 0 B L G25 . 0 B GL 4 1 2 B M 转 F 2.2.5.2.2.5.挖掘机摆臂受力总分析挖掘机摆臂受力总分析 当只有两只摆臂着地，且位于30坡角的瞬间，Fg最大,Ft为工作时满载的 斗容量，其受力如图2.3： 33 F阻 FG FG1 FG2 图2.3 挖掘机上坡阻力 则在竖直方向的受力为： 4 3 4 1055 . 2 2/10105 . 0 2 1055 . 4 2/ 2 t F G Fg 竖直方向的最大扭矩： 44 1055 . 2 11055 . 2 LFg 竖 M 最大行进牵引力 4 1048 . 3 1800300003000 FF2F2F 转弯坡阻行进总 最大行进牵引扭矩 4 1069 . 1 90725021500 )M2MM2 坡阻转弯行进牵总 M 南华大学船山学院毕业设计 第 14 页 共 58 页 2.2.62.2.6 摆臂刚度及强度校核摆臂刚度及强度校核 该摆臂为刚性空心梁结构，其结构截面图2.4如下所示： 图2.4 空心梁 由于摆臂承载较大，为加强其强度和刚度，采用了整体箱型焊接结构，由 于要求有较好的焊缝，故该结构的材料选择焊接性能优良的45钢,E=200GPa, 取2 s n MPaMPaMPa n MPaMPa bs s s bs 83,100 ,176 ,598,353 并经淬火，回火处理，在摆臂内部全长范围内，为加强其空间强度，焊有 许多隔板，把摆臂分层若干小箱型结构，使壁体坚固，可以承受较大的弯曲应 力，为了减轻动壁质量，隔板中间挖掉一部分。 2.2.7.2.2.7.梁的强度计算梁的强度计算 主要考虑受弯时的正应力，该梁可看成单向受弯， 南华大学船山学院毕业设计 第 15 页 共 58 页 MpaMPaMPa y 1768 .3115 . 0 212 15 . 0 12 09 . 0 27 . 0 12 . 0 3 . 0 2 1 25 . 0 11055 . 4 12 bh3-BH3 FL y I M 33 4 M所计算截面的弯矩，M=FL 查表的=0.25，L为摆臂的有效作 系数 用长度， 横截面上的最大拉伸或压缩正应力， Y横截面上距中性轴最远的点，y表示与x垂直方向， 许用应力， p F为挖掘机摆臂端所的最大力 该梁的强度完全符合要求 该型钢截面，A=BH-bh，Ix 5 33 1068 . 2 12 bhBH 2.2.8.2.2.8.梁的刚度校核梁的刚度校核 摆臂是一长臂梁，承受整个挖掘机的重量，以及工作时的各种阻力，受力 状态比较复杂，但挖机本身重力是最主要的，为了控制其变形量的范围，使 挖机在极端条件下也能正常工作，需对挖机进行刚度校核， 在挖机的本身重力和满载的情况下，摆臂的受力可看成单端固定梁受集中 载荷作用。受力如图2.5： 南华大学船山学院毕业设计 第 16 页 共 58 页 图2.5 摆臂弯矩图 则该摆臂的挠曲线方程为：摆臂为型钢截面， A=BH-bh，Ix 5 33 1068 . 2 12 bhBH 500 1 . 0101 1068 . 2 102003 1 4 3 4 59 2 l mmm QG EI Fl 中心最大偏移时挖掘机摆臂受力如下图2.6所示，图中F1和F2分别为轮胎 的支反力，Fg为挖机的整体重力，挖掘机状态重心偏移到最大时，摆臂所 受扭矩最大。 图2.6 挖掘机整体受力 44 2max 105 . 0 2 1 103 . 055 . 4 2 1 BFT 由于h/b=300/120=2.5，查矩形截面扭转系数表得系数 249 . 0 ,258 . 0 则该摆臂的最大切应力为： 南华大学船山学院毕业设计 第 17 页 共 58 页 MPaMPa hb T 836.371076.3 12.03.0258.0 105.0 7 3 4 2 max 杆件两端相对扭转角 的计算公式是：式中G的量纲为80GPa， 3 93 4 3 1022 . 0 1012 . 0 3 . 0249 . 0 80 1105 . 0T hbG l 2.32.3 本章小结本章小结 本章节主要对挖掘机驱动桥摆臂进行了具体的强度校核，并对摆臂的各种受 力状态做出了具体的分析，对摆臂接口端进行了抗扭抗剪强度校核。 南华大学船山学院毕业设计 第 18 页 共 58 页 第三章第三章 驱动桥接口端设计驱动桥接口端设计 摆臂具有多自由度的运动，驱动桥摆臂需要与臂肩通过轴的连接形成铰链机构， 由于摆臂挖机挖机的整体重力及挖掘力，故需要对驱动桥摆臂接口进行详细 的分析和设计，并进行相应的抗扭抗剪强度校核。 3.1.1.3.1.1.驱动桥与摆臂接口端图示驱动桥与摆臂接口端图示 3.1.1.1滑动轴承对摆臂和臂肩连接图 滑动轴承对摆臂和臂肩进行连接, 如图3.1所示, 南华大学船山学院毕业设计 第 19 页 共 58 页 图3.1 摆臂结构图 由于该滑动轴承是在低速、重载、交变应力的场合下工作，还必须有 良好的耐磨性能，故选用铜基轴承合金，型号为CuPb30，许用载荷P= ,许用，轴承受挖机本身重力和牵引力作用， a p 6 1025 1 30 smMPaPV a p Rs F BD F P 6 1025 2015 . 0 3250019500 总 总 得R=0.022m=22mm，d=44mm 所以轴选用38CrMoAiA，许用应力 Mpa ns s 170 4 1 轴承受到径向的剪切力作用，故需进行剪切强度校核， MPaMPa R A Fs 170137 022 . 0 14 . 3 25. 0 52000 4 1 2 1 )3250019500( 2 2 符合剪切强度要求。 3.1.1.2.滑动轴承的刚度校核 轴承受力如下见图3.2所示： 图3.2 轴承受力图 由于两个合力作用点分别集中于两个端点，其主要受力破坏点为剪切破 坏，对轴的刚度没有多大影响，故不需要进行刚度校核。 平行四边形摆臂于臂肩的连接轴承设计： 材料同上，由于四边形摆臂连接轴只受行进推力作用，当挖掘机呈90立 起时，则摆臂受力为： 南华大学船山学院毕业设计 第 20 页 共 58 页 Pa r 6 1025 4055 . 0 3250019500 BD F P 总 Rmmm11011 . 0 a170MPa 5 . 68 Pa1085 . 6 4r 4 1 3250019500 A Fs 7 2 MP 故平行四边形摆臂连接轴强度符合要求。 3.1.23.1.2 驱动桥与摆臂接口端抗扭强度校核驱动桥与摆臂接口端抗扭强度校核 摆臂接口端是支撑整个挖掘机重量的关键部分，它同时必须符合摆臂多角 度旋转的特性，故采用滑动轴承对摆臂和臂肩进行连接，摆臂材料为Q235 焊接箱型结构,其许用值为： 其结 MPaMPaMPaMPaMPaE sb 50,100,215,400 ,200 构简图如下图3.3。 图3.3 滑动轴承简图 臂肩承受挖掘机的整体重力，以及挖机前进的驱动力等，在轴端接口受最 大 弯矩力， ba ba de A dA p I 3 1 0 , 0 3 2 南华大学船山学院毕业设计 第 21 页 共 58 页 MPaMPa I M p 10080 02 . 0 3 . 0 3 1 2 2 . 0107 3 4 梁接口剪切强度计算与校核，摆臂端口平行四边形端口受压情况分析： 4 105 . 6 22 G 4 压 F MPaMPa r F 50 4 . 18 4 3 4 105 . 6 A 4 压 故该摆臂接口满足剪切及挤压强度要求。 第四章第四章 驱动桥减速器设计驱动桥减速器设计 4.4. 1 1 挖掘机驱动桥内减速器设计挖掘机驱动桥内减速器设计 减速器是在液压马达和轮胎主轴之间的独立传动部件，它可以改变输出的转 速，以及增大主轴扭矩等， 4.1.1.4.1.1.减速器齿轮设计减速器齿轮设计 由行走速度可得：,/35maxhKmV 减速器末端输出转速为 min/ r180n 由行走阻力和转弯阻力可知：减速器末端需扭矩T=9000N/M，由于挖掘机扭 矩大，减速器末端输出速度较低，故选择QJM型径向柱塞马达，具体型号为： 型号：2QJM52-2.5 排量：L=2.5L/r 额定最高压力：P=20Mpa 额定最高转速：n=320r/min 最大输出扭矩：T=7903N/m 南华大学船山学院毕业设计 第 22 页 共 58 页 1)传动比 9 16 180320 1 nni 2)选择材料由表18-4 小齿轮：40Cr，调质，平均取齿面硬度为260HBS 大齿轮：45钢调质，平均取齿面硬度为230HBS 3)初选齿数，取小齿轮齿数=36，则大齿轮齿数 1 Z 6436 9 16 2 Z 4)选择齿宽系数和传动精度等级，参照表，取齿宽系数=0.5，初估小 d d 齿轮直径则齿宽， 估 mm100 1 dmm501005 . 0db 1d 估 d 齿轮圆周速度 m/s67. 1 10060 nd 11 估 V 参照表（），选择精度等级8级 5)确定重合度系数YZ , 62 . 1 11 2 . 388 . 1 21 ZZ 重合度 793. 0 3 4 Z 713 . 0 75 . 0 25 . 0 Y 6)确定载荷系数Kh，Kf 由已知条件查表（），取使用系数Ka=1.6，取动载系数Kv=1.17，齿向载荷 分布系数38 . 1 K 4480 2 1 1 bd TK b FK AtA 查表德齿间载荷分配系数 59 . 1 1 2 Z KH 南华大学船山学院毕业设计 第 23 页 共 58 页 4 . 1 1 Y KF 56 . 3 15938. 117. 16 . 1 HVAH KKKKK 9 . 3 H F HF K K KK 7)齿面接触疲劳强度计算 确定许用接触应力，总工作时间： H hhth750025 . 0 825015 由表可知接触应力循环次数 8 3 1 1 11 1008 . 1 60 i i hVH T T tnNN 7 102029 1 2 u N NH 由下图。取寿命系数Zn1=0.98，Zn2=0.98， 取接触疲劳极限，MPa H 720 1lim MPa H 580 2lim 取安全系数Sh=1， 则： MPa S Z H NH H 6 . 705 1lim 1 MPa S Z H NH H 4 . 568 2lim 2 由表，取弹性系数，MPaZE1905 . 2 H Z 求所需小齿轮直径d1 mm ZZZ u uTK d H HE d H 120)( 12 1 2 3 2 1 参照表取中心距a=315mm 模数 mm zz a m3 . 6 2 21 分度圆直径mmmzd230363 . 6 11 南华大学船山学院毕业设计 第 24 页 共 58 页 mmmzd400643 . 6 22 取大齿轮齿宽mmb d 1152305 . 0230 1 mmb130 2 4.1.24.1.2 齿根弯曲强度验算齿根弯曲强度验算 弯曲强度的设计公式为 2 1 3 1 2 () FaSa n daF KTY COS YY m z 取弯曲疲劳安全系数，S=1.4，由表 10-20C 查得弯曲疲劳强度极限小齿轮为 ，大齿轮的弯曲强度极限为则可得 MPa FE 500 1 MPa FE 380 2 = F 1 MPa S K FEFN 29.314 4 . 1 50088. 0 11 = F 2 MPa S K FEFN 72.249 4 . 1 38092 . 0 22 查取齿型系数查表 10-5 得 Y，Y，592 . 2 Fa 2.2 2Fa 查取应力校正系数得：Y, Y59 . 1 1sa 774 . 1 2sa 计算大小齿轮的，并加以比较： 1 F SaFaY Y 01316 . 0 1 11 F SaFaY Y 015756 . 0 2 F SaFaY Y 大齿轮的数值大。 根据大齿轮数值来算则： 2 1 3 1 2 () FaSa n daF KTY COS YY m z 6 . 3015756 . 0 88 . 0 65 . 1 241 14cos1092 . 6 665 . 1 2 3 2 5 对此计算结果由齿面接触疲劳计算法得 Mn 大于齿根弯曲疲劳强度计算法面 南华大学船山学院毕业设计 第 25 页 共 58 页 模数去 Mn=4mm，可以满足接触疲劳强度，需要接触疲劳强度算得分度圆直径 ,mmmzd 6 . 108 11 来计算应有的齿数 Z 1 36 4 . 36 4 20cos230cos 1 m d 那么 Z 6436 9 16 2 则有 i=Z2/Z1=16/9 误差=（4-4）/4=0 符合要求。 4.4. 2.2.减速器箱体尺寸设计减速器箱体尺寸设计 4.2.14.2.1 减速箱箱体设计减速箱箱体设计 减速箱为一级圆柱齿轮减速箱，减速器各设计参数如下表4.1所示： 表4.1 减速器型式及尺寸关系 mm 名 称符号圆柱齿轮减速器 箱座壁厚 0.025a+3=10.2258, 取 =15 箱盖壁厚 1 0.02a+18,取 =10 箱座凸缘厚bb= 5 . 22155 . 1 箱盖凸缘厚b1 b1 =15105 . 1 箱座底凸缘厚b2b2=28155 . 2 地脚螺钉直径df df =.036a+12=19.272 地脚螺钉数目n8 轴承旁联接螺栓直径d1 0.75 df=0.07519.272=14.454 箱盖与机座联接螺栓 直径 d2(0.50.6) df=9.636 联接螺栓 d2 的间距l150200,取 180 轴承端盖螺钉直径d3(0.40.5)df=810 取 8M 南华大学船山学院毕业设计 第 26 页 共 58 页 窥视孔盖螺钉直径d4(0.30.4)df=68 取 6M 定位销直径d 0.7512=9 取 10M df d1 d2 至外机壁距离c1查表得 C1min=22mm df d2 至凸缘边缘距离c2查表得 C2min=20mm 轴承旁凸台半径R1R1=C2min=20mm 凸台高度h根据底速级轴承座确定， 外机壁至轴承座端面 距离 l1c1+c2+(812)=22+20+8=4852 取 52 大齿轮顶圆与内机壁 距离 11.2=13.2, 取 14 齿轮端面与内机壁距 离 2, 取 12 机盖机座肋厚m1 m m10.851 取 8 m=8 1 m 轴承端盖外径D2轴承孔直径+（55.5）嵌入式端盖 d2=1.2D+10 轴承端盖凸缘厚度t(11.2) d3=9.636 轴承旁联接螺栓距离s sD2 4.2.24.2.2 减速箱连接螺栓设计减速箱连接螺栓设计 如下表 4.2 所示 表 4. 2 螺栓直径M8M10M12M16M20M24M30 c1min 13161822263440 c2min 11141620242834 沉头直径20242432404860 南华大学船山学院毕业设计 第 27 页 共 58 页 4.2.34.2.3 减速器轴承的选择计算减速器轴承的选择计算 根据公式得： 轴承载荷 3 22 1456 10 40444 72 t T FN d 轴承径向载荷 tantan20 4044414869 coscos8 06 34 rtFFN 轴向载荷tan40444 tan205763atFFN 1）求相对轴承载荷 由初选轴承查表得 基本额定动载荷，基本额定静载荷，19.5rCkN014.2rCkN 则相对轴承载荷为，在表中介于 0.2900.440 之间 3 0 5763 0.406 14.2 10 a r F C 对应的 e 值为 0.550.56，Y 值为 1.021.00。 2）用线性插值法求 Y 值 Y= 1.02 1.000.440.406 1.001.0045 0.440.29 故 X=0.44，Y=1.0045 3）求当量动载荷 P 由表查得=1.01.2，取=1.2pfpf 则 P=1.20.44 14869 1.0045 576314797.6N 4）演算 7007C 轴承的寿命，根据公式得 h20000h 3 663 101019.5 10 21188.8 6060 1814797.6 h C L nP 符合要求。由于 7007C 是高速轴上的轴承，7009C 为低速轴上的轴承，故 7009C 也满足条件。 4.2.44.2.4 减速器的润滑减速器的润滑 因齿轮的圆周速度0.07d,取，则轴环处的直径6hmm 轴环宽度。 5 4 102dmm ，1.4bh， (4)轴承盖的总宽度取为 20mm, ,根据轴承端盖的装拆及便于对轴承加以添加 润滑剂的要求。取端盖的外端面与半联轴器右端的距离为故取30lmm， 。 取齿轮距箱体内壁之间的距离锥齿轮与圆柱齿轮 2 3 50lmm 16amm， 之间的距离为考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，34cmm， 应距箱体内壁一段距离，取已知滚动轴承宽度，大锥8smm，32.5Tmm， 齿轮轮毂的长度为则72Lmm， 3 4 (135 130)32.58 16561.5LTsamm ， 4 54 5 7234 168 16124LLcaslmm ， 至此，已经初步的确定了轴的各段的直径和长度。 5.25.2 轴上零件的周向定位轴上零件的周向定位 齿轮，半联轴器的轴向定位均采用平键联接。按由手册查得平键截 4 5 d 南华大学船山学院毕业设计 第 34 页 共 58 页 2012,hmmmm 键槽采用键槽铣刀加工，长度为 63mm（标准键长见 GB/T 1096-1979）, 同时为了保证齿轮与轴具有良好的对中性，故选择齿轮轮觳与轴的配合 为 H7/n6;同样，半联轴器与轴的联接， 选用平键为 16 10 70,b h lmm 半联轴器与轴配合为 H7/k6，滚动轴承与轴的周向定位是借过度配合来保 证的，此处的选轴的直径尺寸公差为 m6. 4) 确定轴上圆角和倒角尺寸：取轴左端的倒角为 2.5，其右端倒角 2 0 45 。从左至右轴肩的圆角半径分别为 1mm，1mm，1mm，1mm，1mm. 0 45 5.2.15.2.1 求轴上的载荷求轴上的载荷 首先根据轴的结构图作出轴的计算简图，在确定轴承的支点位置时，应从 手册中查取 a 值，对于 7218E 型号的圆锥滚子轴承，由手册查得 a=28mm。因 此，作为简支梁的轴的支承跨距 L2+L3=90+206.5=296.5mm。根据轴的计算简 图作出轴的弯矩图和扭矩，如下图 5.3。 南华大学船山学院毕业设计 第 35 页 共 58 页 图 5.3 齿轮弯矩图 从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面 C 是轴的危险点。现计 算出截面 C 处的 ，以及的值列于下表 5.2 中： H M V MM 南华大学船山学院毕业设计 第 36 页 共 58 页 表 5.2 载荷水平面H垂直面V 支反力 F,34890 1 N NH NFNH8450, 2 FNFN vv 1363,12139 21 弯矩M M= H Nm4186 NmmM23602 总弯矩 扭矩TNmmT31070 5.2.25.2.2 按弯扭合成应力校核轴的强度按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面 C 的强度。根据 式 15-5 及上表中的数据可，并取 a=0.6,轴的计算应力为： MPa W TM 6 . 29 931 . 0 )310706 . 0()44328()( 3 222 3 2 1 ca 前已经确定轴的材料为 45 钢，调质处理，由表 15-1 查得。因 1 60MPa 此，故此轴的设计是安全的，符合设计的要求。 1 ca NmM17621 NmM2232)1762()4186(1 22 NmM3150)2360()4186(2 22 南华大学船山学院毕业设计 第 37 页 共 58 页 第六章第六章 连接螺栓的设计与校核连接螺栓的设计与校核 如下图所示，转矩 T 作用在联接接合面内，在转拒 T 的作用下，底板将绕通 过螺栓组对称中心 O 并与接合面相垂直的轴线转动。为了防止底板转动，可 以采用普通螺栓联接，也可以采用铰制孔用螺栓联接。其传力方式和受横向 载荷的螺栓组联接相同。 采用普通螺栓时，靠联接领紧后在接合面间产生的 摩擦力矩来抵抗转矩 T。假设各螺栓的预紧程度相同，即各螺栓的预紧力均 为 Qp，则各螺栓联接处产生的摩擦力均相等，并假设此摩擦力集中作用在螺 栓中心处。为阻止接合面发生相对转动，各摩擦力应与各该螺栓的轴线到 6.16.1 各螺栓所需的预紧力各螺栓所需的预紧力 式中：f接合面的摩擦系数，见表； ri第 i 个螺栓的轴线到螺栓组对称中心 O 的距离； z 螺栓数目； Ks 防滑系数，同前。 由上式求得预紧力Qp=1120N 6.26.2 螺栓的强度校核螺栓的强度校核 南华大学船山学院毕业设计 第 38 页 共 58 页 MPaMP D F 30 2 . 10 012 . 0 4 14 . 3 1120 4 2 2 1 受倾覆力矩的底板螺栓组联接。倾覆力矩 M 作用在通过 xx 轴并垂直于联 接接合面的对称平面内。底板承受倾覆力矩前，由于螺栓已拧紧，螺栓受预 紧力 Qp，有均匀的伸长；地基在各螺栓的 Qp 作用下有均匀的压缩，如图 b 所示。当底板受到倾覆力矩作用后，它绕轴线 OO 倾转一个角度，假定仍 保持为平面。此时，在轴线 OO 左侧，地基被放松，螺栓被进一步拉伸， 在右侧，螺栓被放松，地基被进一步压缩。 联接接合面材料的许用挤压应力p,可查下表 6.1。 表 6.1:联接接合面材料的许用挤压应力p 表 6.1 材料钢铸铁混泥土砖木材 MPa p s 8 . 0 s 5 . 04 . 02.0-3.01.5- 2.0 2.0-4.0 注： l）s 为材料屈服权限，MPa; B 为材料强度极限,MPa。 2）当联接接合面的材料不同时，应按强度较弱者选取。 3）联接承受载荷时，p 应取表中较大值；承受变载荷时，则应取较小值 计算受倾覆力矩的螺栓组的强度时，首先由预紧力 Qp、最大工作载荷 Fmax 确定受力最大的螺栓的总拉力 Q,由式（518）得 然后按照下式进行强度计算。 南华大学船山学院毕业设计 第 39 页 共 58 页 确定螺栓直径 首先选择螺栓材料，确定其性能等级，查出其材料的屈服极限，并查出安全 系数，计算出螺栓材料的许用应力= s/S。 根据以下公式计算螺纹小径 d1： 最后按螺纹标准，选用螺纹公称直径。 螺纹联接件的材料 适合制造螺纹联接件的材料品种很多，常用材料有低碳钢 Q215、10 号钢和 中碳钢 Q235、35、45 号钢。对于承受冲击、振动或变载荷的螺纹联接件，可采 用低合金钢、合金钢，如 15Cr、40Cr、30CrMnsi 等。对于特殊用途（如防锈蚀、 防磁、导电或耐高温等）的螺纹联接件，可采用特种钢或铜合金、铝合金等。 表：螺栓的性能等级（摘自 GB 3098.1-82），各材料性能如下表 6.2 所示。 表 6.2 注:规定性能等级的螺栓、螺母在图纸中只标出性能等级，不应标出材料牌号。 表:螺母的性能等级（摘自 GB 3098.2-82） 南华大学船山学院毕业设计 第 40 页 共 58 页 参考文献参考文献 1濮良贵，纪名刚.机械设计M.8 版.北京：高等教育出版社，2005. 2张策，机械原理与机械设计M.7 版.武汉：机械工业出版社.2006. 3孙桓，陈作模. 机械原理M.7 版.北京：高等教育出版社，2005. 4寇尊权，王多. 机械设计课程设计M.北京：机械工业出版社，2006. 5成大先，机械设计手册M. 4 版.北京： 化学工业出版社，2004. 6机械设计手册编委会.机械设计手册M2.新版.北京：机械工业出版社，2004. 7谢铁邦，李柱.互换性与技术测量M.3 版.武汉：华中科技大学出版社，1998. 8胡宗武，徐履冰.非标准机械设备设计手册M. 北京：机械工业出版社，2002. 9傅水根，张学政.机械制造工艺基础M.2 版.北京：清华大学出版社，2004. 10大连理工大学工程画教研室.机械制图M.5 版.北京：高等教育出版社，2003. 11于永泗，齐民.机械工程材料M.7 版.大连：大连理工大学出版社，2007. 13王运敏.中国采矿设备手册M.北京：科学出版社，2007. 14李振清，机械设计简明手册M.北京：兵器工业出版社，2003. 15孔凌嘉，张春林，机械基础综合课程设计M.机械工业出版社，2005. 16机械设计手册编委会.机械设计手册 3M.新版.北京：机械工业出版社，2004. 17机械设计手册编委会.机械设计手册 4M.新版.北京：机械工业出版社，2004. 南华大学船山学院毕业设计 第 41 页 共 58 页 谢辞谢辞 四年的大学生活匆匆而过，心中是无尽的难舍与眷恋。从这里走出，对我 的人生来说，将是踏上一个新的征程，二我以后所要做的，就是要把所学的知 识应用到实际工作中去。 踉踉跄跄地忙碌了两个月，我的毕业设计课题也终将告一段落。轮摆式挖 掘机驱动桥的设计结构出来了，虽然做得不是很完美，但也基本达到预期的效 果。但由于能力和时间的关系，总是觉得有很多不尽人意的地方，譬如外观不 漂亮、结构略显复杂、有些选材过不十分合适数不胜数。可是，我又会有 点自恋式地安慰自己：做一件事情，不必过于在乎最终的结果，可贵的是过程 中的收获。以此语言来安抚我尚没平复的心。 毕业设计，也许是我大学生涯交上的最后一个作业了。想借这次机会感谢 四年以来给我帮助的所有老师、同学、朋友，你们的友谊是我人生的财富，是 我生命中不可或缺的一部分。特别是在我的十几年求学历程里，离不开父母的 鼓励和支持，是他们辛勤的劳作，无私的付出，为我创造良好的学习条件，我 才能顺利完成完成学业，感激他们一直以来对我的抚养与培育。我的毕业指导 老师邱长军老师，虽然我们相互了解不深，但她却能以一位长辈的风范来容谅 我的无知和冲动，给我不厌其烦的指导。