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180型液压挖掘机行走机构减速器设计【全套CAD图纸和毕业答辩论文】

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毕业设计（论文）-180型液压挖掘机行走机构减速器设计（含全套CAD图纸）

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导向轮.dwg

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行星减速器装配图2.dwg

行星轮架I.dwg

行星轮架II.dwg

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驱动轮图.dwg

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关键词：: 液压挖掘机行走机构减速器设计全套 cad 图纸以及毕业答辩论文

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摘要 1

关键词 1

1 前言 2

第一章绪论 2

1.1 液压挖掘机在现代化建设中的作用 2

1.2 液压挖掘机的工作特点和基本类型 3

1.2.1 液压挖掘机的主要优缺点 3

1.4 课题设计的目的和意义 4

1.5 本设计所要完成的主要任务 4

第二章减速器的方案设计 5

2.1 减速器的功用及分类 5

2.2 减速器方案的选择及传动方案的确定 6

2.2.1 减速器方案的选择 7

2.2.2 行星减速器传动方案的选定 8

2.2.3 减速器传动比的分配 8

2.2.4 传动比公式推导 8

2.3 行星减速器齿轮配齿与计算 9

2.3.1 行星排齿轮的配齿 9

2.3.2 行星齿轮模数计算与确定 10

2.4 啮合参数计算 11

2.5 变位系数选取 12

2.6 各行星齿轮几何尺寸计算 13

2.6.1 第Ⅰ排行星齿轮的几何尺寸 13

2.6.2 第Ⅱ排行星轮的几何尺寸 16

2.7 各行星齿轮强度校核 19

2.7.1 太阳轮和行星轮接触疲劳强度校核 19

2.7.2 太阳轮和行星轮弯曲疲劳强度校核 21

2.7.3 内齿轮材料选择 22

第三章减速器结构的设计 23

3.1 齿轮轴的设计计算 23

3.2 传递连接 24

3.3 轴承选用与校核与其他附件说明 24

3.3.1 轴承选用与校核 24

3.3.2 其他附件说明 26

第四章设计工作总结 26

参考文献 27

致谢 27

附录 28

180型液压挖掘机行走机构减速器设计

学生：周江

指导老师：魏刚

(湖南农业大学东方科技学院，长沙 410128)

摘要：本次设计的主要内容为：行星减速器及零部件的设计计算，主要零件强度校核；绘制零、部件图和总装配图，编写设计计算说明书。

本设计的主要特点是：方案设计中提出多种方案，从可靠性、可实现性、综合性能等进行方案比较，选择方案。技术设计中应考虑总体配置合理、安全；选材、加工方法和技术条件可行；制图正确、标注齐全符合国家标准。充分注意整机各子系统之间的相关性，力求整机性能的一致性和最优化性。

关键词：液压挖掘机；行星减速器；强度校核

Abstract

Author:Zhou Jiang

Tutor:Wei Gang

(Oriental Science ＆Technology College of Hunan Agricultural University, Changsha 410128)

Abstract:The design of the main features are: design in a variety of programmes, from the reliability, can be realized, such as comprehensive performance programme, the options. Technical design should be considered in the overall allocation of reasonable safety; selection, processing methods and technical conditions feasible; correct mapping, tagging complete with national standards.full attention to the relationship between the various subsystems, to the consistency and performance optimization of.

KeyWords: Planetary reducer,Tensioning device.

前言

液压挖掘机是工程机械的一个重要品种，是一种广泛用于建筑、铁路、公路、水利、采矿等建设工程的土方机械。它的发展与应用反映了一个国家施工机械化的水平。

液压挖掘机由发动机、液压系统、回转机构、工作装置、底盘五部分组成。发动机的作用是提供动力；液压系统功能是把发动机机械能以油液为介质，利用油泵转变为液压能传送给油缸、马达等，再传动各个执行机构，实现各种运动；回转机构是实现转台的回转；工作装置的作用是进行作业；底盘的作用是承重、传力并保证满足对车速、牵引力和行驶方向的要求。底盘是组成整体的主要部分，行走机构的性能优劣直接影响整机的使用性能、经济性能，因此着力研究液压挖掘机的底盘具有十分重要的意义。

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内容简介：: 1湖南农业大学东方科技学院全日制普通本科生毕业论文180 型液压挖掘机行走机构减速器设计The Design on the Overall Walking Device and Reducer of the 180 Hydraulic Excavator学生姓名：学号：年级专业及班级：指导老师及职称：学部：湖南长沙提交日期：2012 年 5 月2目录摘要 1关键词 11 前言 2第一章绪论 .21.1 液压挖掘机在现代化建设中的作用 21.2 液压挖掘机的工作特点和基本类型 31.2.1 液压挖掘机的主要优缺点 31.4 课题设计的目的和意义 41.5 本设计所要完成的主要任务 4第二章减速器的方案设计 52.1 减速器的功用及分类 52.2 减速器方案的选择及传动方案的确定 .62.2.1 减速器方案的选择 72.2.2 行星减速器传动方案的选定 82.2.3 减速器传动比的分配 82.2.4 传动比公式推导 82.3 行星减速器齿轮配齿与计算 92.3.1 行星排齿轮的配齿 92.3.2 行星齿轮模数计算与确定 .102.4 啮合参数计算 .112.5 变位系数选取 .122.6 各行星齿轮几何尺寸计算 .132.6.1 第排行星齿轮的几何尺寸 .1332.6.2 第排行星轮的几何尺寸 .162.7 各行星齿轮强度校核 192.7.1 太阳轮和行星轮接触疲劳强度校核 .192.7.2 太阳轮和行星轮弯曲疲劳强度校核 .212.7.3 内齿轮材料选择 .22第三章减速器结构的设计 .233.1 齿轮轴的设计计算 .233.2 传递连接 .243.3 轴承选用与校核与其他附件说明 .243.3.1 轴承选用与校核 .243.3.2 其他附件说明 .26第四章设计工作总结 .26参考文献 .27致谢 27附录 284180 型液压挖掘机行走机构减速器设计学生：周江指导老师：魏刚(湖南农业大学东方科技学院，长沙 410128)摘要：本次设计的主要内容为：行星减速器及零部件的设计计算，主要零件强度校核；绘制零、部件图和总装配图，编写设计计算说明书。本设计的主要特点是：方案设计中提出多种方案，从可靠性、可实现性、综合性能等进行方案比较，选择方案。技术设计中应考虑总体配置合理、安全；选材、加工方法和技术条件可行；制图正确、标注齐全符合国家标准。充分注意整机各子系统之间的相关性，力求整机性能的一致性和最优化性。关键词：液压挖掘机；行星减速器；强度校核AbstractAuthor:Zhou JiangTutor:Wei Gang(Oriental Science Technology College of Hunan Agricultural University, Changsha 410128)Abstract:The design of the main features are: design in a variety of programmes, from the reliability, can be realized, such as comprehensive performance programme, the options. Technical design should be considered in the overall allocation of reasonable safety; selection, processing methods and technical conditions feasible; correct mapping, tagging complete with national standards.full attention to the relationship between the various subsystems, to the consistency and performance optimization of.KeyWords: Planetary reducer,Tensioning device.前言液压挖掘机是工程机械的一个重要品种，是一种广泛用于建筑、铁路、公路、水利、采矿等建设工程的土方机械。它的发展与应用反映了一个国家施工机械化的水平。5液压挖掘机由发动机、液压系统、回转机构、工作装置、底盘五部分组成。发动机的作用是提供动力；液压系统功能是把发动机机械能以油液为介质，利用油泵转变为液压能传送给油缸、马达等，再传动各个执行机构，实现各种运动；回转机构是实现转台的回转；工作装置的作用是进行作业；底盘的作用是承重、传力并保证满足对车速、牵引力和行驶方向的要求。底盘是组成整体的主要部分，行走机构的性能优劣直接影响整机的使用性能、经济性能，因此着力研究液压挖掘机的底盘具有十分重要的意义。第一章绪论1.1 液压挖掘机在现代化建设中的作用液压挖掘机是在机械传动挖掘机的基础上发展起来的。它的工作过程是以铲斗的切割刃切削土壤，铲斗装满后提升、回转至卸土位置，卸空后的铲斗再回到挖掘位置并开始下一次的作业。因此，液压挖掘机是一种周期作业的土方机械。液压挖掘机与机械传动挖掘机一样，在工业与民用建筑、交通运输、水利施工、露天采矿及现代化军事工程中都有着广泛的应用，是各种土石方施工中不可缺少的一种重要机械设备。在建筑工程中，可用来挖掘基坑、排水沟，拆除旧有建筑物，平整场地等。更换工作装置后，可进行装卸、安装、打桩和拔除树根等作业。在水利中，可用来开挖水库、运河、水电站堤坝的基坑、排水或灌溉的沟渠，疏浚和挖深原有河道等。在铁路、公路建设中，用来挖掘土方、建筑路基、平整地面和开挖路旁排水沟。在石油、电力、通信业的基础建设及市政建设中，用来挖掘电缆沟和管道沟等。在露天采矿场上，可用来剥离表土、采掘矿石或煤，也可用来进行堆弃、装载和钻孔等作业。在军事工程中，可用来筑路、挖壕沟和掩体、建造各种军事建筑物。所以，液压挖掘机作为工程机械的一个重要品种，对于减轻工人繁重的体力劳动，提高施工机械化水平，加快施工进度，促进各项建设事业的发展，都起着很大的作用。6据建筑施工部门统计，一台容量为 1.0 的液压挖掘机挖掘级土壤时。每班生3m产率大约相当于 300400 和工人一天的工作量。因此，大力发展液压挖掘机，对于提高劳动生产率和加速国民经济的发展具有重要意义。1.2 液压挖掘机的工作特点和基本类型1.2.1 液压挖掘机的基本类型及主要特点液压挖掘机的种类繁多，可以从不同角度对其来写进行划分。（1）根据液压挖掘机主要机构传动来写划分根据液压挖掘机主要机构是否全部采用液压传动，分为全液压传动和非全液压（或称半液压）传动两种。如图 1.1 和图 1.2 所示为某小型和中型液压挖掘机。图 1.1 小型全液压挖掘机图 1.2 中型全液压挖掘机Figure 1.1 small hydraulic excavator Figure 1.2 medium full hydraulic excavator（2）根据行走机构的类型划分根据行走机构的不同，液压挖掘机可分为履带式、轮胎式、汽车式、悬挂式和拖式。（3）根据工作装置划分根据工作装置结构不同，可分为铰链式和伸缩臂式挖掘机，铰链式工作装置应用较为普遍。这种挖掘机的工作装置靠各构件绕铰点转动来完成作业。伸缩臂式挖掘机的动臂由主臂及伸缩臂组成，伸缩臂可在主臂内伸缩，还可以变幅。伸缩臂前端装有铲斗，适于进行平整和清理作业，尤其是休整沟坡。71.3 课题设计的目的和意义液压挖掘机在工业与民用建筑、道路建设、农田水力、油田矿山、市政工程、机场港口等部门土石方施工中，占有重要位置。并反映了这些部门施工机械化水平。该课题结合机械设计专业的教学内容和国内外液压挖掘机的应用与发展。对履带式液压挖掘机底盘作较深入的分析研究。根据设计依据及要求，完成挖掘机行走机构总体及减速器设计，进一步掌握挖掘机的设计方法和步骤。通过毕业设计，使我们进一步巩固、加深对所学的基础理论、基本技能和专业知识的掌握，使之系统化、综合化；培养我们独立思考、独立工作和综合运用已学知识分析与解决实际问题的能力，尤其注重培养我们独立获取新知识的能力；培养我们在方案设计、设计计算、工程绘图、文字表达、文献查阅、计算机应用及工具书使用等方面的基本工作实践能力；使我们树立具有符合国情和生产实际的正确设计思想和观点，树立严谨、负责、实事求是、刻苦钻研、勇于探索、勇于创新、善于与他人合作的工作作风。1.4 本设计所要完成的主要任务1.减速器的功用及分类；2.减速器方案的选择及传动方案的确定；3.行星减速器齿轮配齿与计算；4.减速器结构的设计；5.轴承选用与校核与其他附件说明；6.所有零、部件设计计算、绘制零、部件图。第二章减速器的方案设计180 型液压挖掘机减速机构的设计是本次设计的一个重要环节。减速器是应用于原动机和工作机之间的独立传动装置。减速器的主要功能是降低转速，增大扭矩，以便带动大扭矩的机械。由于其结构紧凑、效率较高、传递运动准确可靠、使用维护简单，并可成批生产，故在现代工程机器中应用很广。2.1 减速器的功用及分类8减速器的作用有以下几点：增扭减速，降低发动机转速，增大扭矩；变扭变速，工程机械作业时，牵引阻力变化范围大，而内燃机转速和扭矩的变化范围不大，即使用液力机械式传动，采用了液力变矩器也不能满足要求，因此必须通过变换变速箱排档以改变传动系的传动比，改变工程机械的牵引力和运行速度，以适应阻力的变化；实现空档，以利于发动机启动和发动机在不熄火的情况下停车。减速器的分类按其传动结构特点可分为圆柱齿轮减速器、圆锥齿轮减速器、蜗杆减速器、行星齿轮减速器四大类。下面对以上四种减速器的特点及用途作简要说明：圆柱齿轮减速器：当传动比在 8 以下时，可采用单级圆柱齿轮减速器，大于8 时，最好选用两级（i=840 ）和两级以上（i40 ）的减速器。两级和两级以上的圆柱齿轮减速器的传动布置型式有展开式、分流式和同轴式等到数种。它是图 2.1 圆柱齿轮减速器Figure 2.1 cylindrical gear reducer所有减速器中应用最广的，它传递功率的范围可从很小至 40000KW，圆周速度也可以从很低至 6070m/s，有的甚至于高达 140m/s。其结构如图 2.1 示。圆锥齿轮减速器：它用于输入轴和输出轴位置布置成相交的场合。因为圆锥齿轮常常是悬臂装在轴端的，且由于圆锥齿轮的精加工比较困难，允许的圆周速度又较低，因此圆锥齿轮减速器的应用不如圆柱齿轮减速器那么广。其结构如图 2.2 示。蜗杆减速器：主要用于传动比较大（i10 ）的场合。当传动比较大时，其传动结9图 2.2 圆锥齿轮减速器图 2.3 蜗杆减速器Figure 2.2 tapered gear reducer Figure 2.3 worm reducer构紧凑，轮廓尺寸小。由于蜗杆传动效率较低，所以蜗杆减速器不宜在长期连续使用的动力传递中应用，其结构主要有蜗杆在上和蜗杆在下两种不同的形式。蜗杆圆周速度小于 4m/s 时最好采用蜗杆在下式，在啮合处能得到良好的润滑和冷却。但蜗杆圆周速度大于 4m/s 时，为避免搅油太甚，发热过多，最好采用蜗杆在上式。其结构如图 2.3 示。行星减速器：行星减速器的最大特点是传动效率高，传动比范围广，其图 2.4 行星减速器传动效率可从 10w 到 50000kw，体积和重量比普通齿轮减速器、蜗杆减速器小得多。其结构如图 2.4 示。 2.2 减速器方案的选择及传动方案的确定 2.2.1 减速器方案的选择行星齿轮减速器与普通齿轮减速器相比，前者具有许多突出的优点，已成为世界各国机械传动发展的重点。行星齿轮减速器的主要特点如下：体积小、重量轻、结构紧凑、传递功率大、承载能力高；传动效率高，工作可靠。行星齿轮传动由于采用了对称的分流传动结构，使作用中心轮和行星架等主要轴承上的作用力互相平衡，有利于提高传动效率；传动比大。适当选择传动类型和齿轮数，便可利用少数几个齿轮而获得很大的传动比；10运动平稳、抗冲击和振动能力强。由于采用了数个结构相同的行星齿轮，均匀地分布于中心轮的周围，从而可以使行星轮与转臂的惯性力相互平衡；因此，综合考虑四种减速器的各特点和适用范围，本次设计选用减速器为行星齿轮减速器。 2.2.2 行星减速器传动方案的选定行星减速器的传动形式有很多种，以下对最为典型的三种传动形式作简要说明：高速马达和定轴行星混合式行走减速机构此种传动系统一般采用定量的柱塞式、叶片式或齿轮式高速液压马达，行走液压系统压力一般采用中压，而马达的转速较高，最高时可以达到 3000r/min。所以要求齿轮减速机构的传动比也比较大。这种传动方式的部件通用化程度比较高，便于安装、使用和维修，但是轴向和径向尺寸均较大，对中小型液压挖掘机的最小轴距和最小离地间隙都有一定的限制。低速大转矩马达和一级定轴齿轮减速机构一级定轴齿轮减速器安装在履带架上，大齿轮和驱动轮装在同一轴上，小齿轮和行走马达装在同一轴上。这种方案的缺点是马达的径向尺寸大，低速大转矩马达的成本较高，使用寿命也低于高速马达，在中小型液压挖掘机上的使用也爱到了限制。斜盘式轴向柱塞马达和双行星排减速机构此机构析液压系统压力可以高达 300MPa 以上，马达转速一般在 2200 r/min 以内，双行星排具有较大的传动比，省去了定轴齿轮传动，结构紧凑，适合于专业化批量生产。其中共齿圈式双行星排的结构有以下几种，如图 2.5。比较上述三种典型方案：a 图为齿圈输出带动驱动轮，输出稳定，结构比较紧凑，布局合理，同时也能获得较大的图为行星架输出，传动比、效率也较高；b 图齿圈固定，这种结构设计较为复杂。因此本设计选择 a 图结构为减速器的传动方案。11（a）轴固定行星减速器（b）齿圈固定行星减速器图 2.5 行星减速器Figure 2.5 a planetary reducer2.2.3 减速器传动比的分配由于单级齿轮减速器的传动比最大不超过 10，当总传动比要求超过此值时，应采用二级或多级减速器。此时就应考虑各级传动比的合理分配问题，否则将影响到减速器外形尺寸的大小、承载能力能否充分发挥等。根据使用要求的不同，可按下列原则分配传动比：(1)使各级传动的承载能力接近于相等；(2)使减速器的外廓尺寸和质量最小；(3)使传动具有最小的转动惯量；(4)使各级传动中大齿轮的浸油深度大致相等。2.2.4 传动比公式推导对于 a 图的传动公式推导如下：运动学方程为：1110tqjnk（2.1）222tqj（2.2）式中：为对应的太阳轮转速；tin为对应的齿轮圈转速；qi为对应的行星架转速。ji为特性参数，为对应的齿圈与太阳轮齿数之比（下同）ik连接方程为： 12jtn0j12q12将连接方程代入运动方程，解得传动比 i 为：12ik（2.3）其中负号表示，太阳轮输入与齿圈的输出转向方向相反。2.3 行星减速器齿轮配齿与计算2.3.1 行星排齿轮的配齿行星排的正确啮合和传动，应满足四个配齿条件，即是传动比条件、同心条件、装配条件以及相邻条件。根据已知的传动比范围 =33 44，由表 14-5- 取行星轮数目 C=3，查表 3-1i73配齿，可得如下可行传动比方案：42 =38.998 i123780126.543k =38.64 2.95193287k =33.982 i 125.3740 =41.625 126.7123485k =43.62 i12.91328468k =38.64 12.35597该设计的传动比选择方案，配齿结果如下表 2.1 所示：表 2.1 双行星排各齿轮齿数 Table 2.1 dual planetary row number the gears排数太阳轮 A 齿数行星轮 C 齿数齿圈 B 齿数行星轮数目第行星排 12 33 78 313第行星排 18 30 78 32.3.2 行星齿轮模数计算与确定按照接触强度初步计算 A-C 传动的中心距和模数，根据第三章的参数每条履带的牵引力为 7.2 吨，，则驱动轮的扭矩 ,为：KM= Tkr（2.4）=7.2 9.8 331310323355.36Nmg式中：为单条履带的行走牵引力（吨）；T为驱动轮节圆半径（mm）。kr则太阳轮的输入转矩为：1AZ= 1AT KMi（2.5）= 235.6890665.43Nmg式中：为太阳轮的输入转矩；1AT1AZi 为总传动比；为传动系统的效率（取 0.85 0.9）。齿数比 u 2.75，查表 14-5- 选取太阳轮和行星轮的材料为 20CrMnTi，渗碳734淬火处理，齿面硬度分别为 60 62HRC 和 56 58HRC，查表 14-1- 得 =1500724limH和 =340 ，太阳轮和行星轮的加工精度为 6 级。内齿轮采用2/NmliF2/Nm42CrMo，调质硬度 207 269HB，查表 14-1- 得 =780 和 =260724limH2/NlimF，内齿轮的加工精度为 7 级。根据公式得许用接触应力：2/ HP14= (2.6)HPlimliHS=150.1363.642/N根据表 14-1- 选取齿宽系数 =0.6，载荷系数 K 由文献资料7 推荐值 K=1.27d2，取 K=1.5，查表 14-1- 取系数值为 483，则初步中心距为：75aAa= (2.7)132()AadHPTu= 32.56.4348(.7)07124.57 mm下面由中心距初步估算模数 m 得：m = (2.8) 12ACaZ= 4.5735.5查表 14-1- 取模数标准系列值： m =5（m 的含义下同）。722.4 啮合参数计算第行星排的中心距。太阳轮和行星轮： 1A1C= 1ACa11()2ACmZ（2.9）= 5(3)= 112.5 mm行星轮和内齿轮： 1C1B= 1Ca1()2BCmZ15（2.10）= 15(783)2=112.5 mm因为 = ，所以，此行星排不需要角度变位。1ACa1B第行星排的中心距。太阳轮和行星轮： 22C= 2Aa21()ACmZ（2.11）= 5(3)= 120 mm行星轮和内齿轮： 2C2B= 2Ca21()BCmZ（2.12）= 5(783)=120 mm因为 = ，所以，此行星排不需要角度变位。2ACa2B据以上条件知， =120）。1x根据齿数总和 = + =12+33=45,齿数比 u=2.75，查图 13-1- ，取Z1AC 34=0.42，所以 = 0.42。其中行星轮和内齿圈为负变位，太阳轮为正变位，下面将1x2x16各齿轮的变位系数列于表 2.2 表 2.2 各齿轮变位系数Table 4.2 each gear shift coefficient齿轮太阳轮 A 行星轮 C 内齿圈 B变位系数 0.42 -0.42 -0.422.6 各行星齿轮几何尺寸计算2.6.1 第排行星齿轮的几何尺寸（1）太阳轮几何尺寸为了直观方便，现将太阳轮各尺寸计算列于下表 2.3。为了表述简洁，以下几个齿轮的几何尺寸计算表中与前面重复出现的参数将不再赘述其意义。表 2.3 第排行星排太阳轮几何尺寸Table 2.3 the first row planets round the sun row geometry size项目代号直齿轮（外啮合）计算公式及说明计算结果/mm分度圆直径1d1512AdmZ60齿顶高 1ah*11()(0.4)aAhx式中：为齿顶高系数，取标准值 =1*ah7.1齿根高 1f *11()(.25)faAcxm式中：为齿顶隙系数，取标准值 =0.25*c4.15齿全高 1h114.7fah11.25齿顶圆直径ad260.ad74.2齿根圆直径1f 114.5ffh51.7节圆直径1d 11 1222.3ACZda式中：表示第排中行星轮齿数，中心距1Ca6017基圆直径1bd 01cos6cs2bd式中：为分度圆压力角，取标准值56.38齿顶圆压力角1a115.38arcosarcs742bd 04.5表 2.3（续）项目代号直齿轮（外啮合）计算公式及说明计算结果/mm重合度 1a 112(tant)(tant)2ACZZ00004.5234.8a 对于直齿轮纵向重合度 =0，总重合度式中：为行星轮的齿顶圆压力角，见表 4.4 计算2a1.46（2）行星轮几何尺寸表 2.4 为行星轮的几何尺寸设计表 2.4 第排行星轮几何尺寸Table 2.4 the first row of the planet round geometry size项目代号直齿轮（按照外啮合）计算公式及说明计算结果/mm分度圆直径2d2153CdmZ165齿顶高 2ah*21()(0.42)ahx式中：为齿顶高系数，取标准值 =1*ah2.9齿根高 2f *21()(.5)faCcxm8.3518式中：为齿顶隙系数，取标准值 =0.25*c*c齿全高 2h228.359fah11.25齿顶圆直径ad16.ad170.8齿根圆直径2f 2258.3ffh148.3节圆直径2d 12 .12CAZda165表 2.4（续）项目代号直齿轮（按照外啮合）计算公式及说明计算结果/mm基圆直径2 bd 02cos165cs2bd式中：为分度圆压力角，取标准值155齿顶圆压力角2a22arcosarcs170.8bd 024.8重合度 2a =2a 1.46（3）内齿圈几何尺寸计算表 2.5 为内齿圈的几何尺寸计算过程：表 2.5 第行星排内齿圈几何尺寸Table 2.5 the first planet gear geometry size within the circle line项目代号直齿轮（内啮合）计算公式及说明计算结果/ mm分度圆直径3d31578Bdmz390齿顶高 3ah*31()(0.9.42)aaBhx式中：为齿顶高系数，取标准值 =1*ah6.1219是为了避免过渡曲线干涉而将齿2*7.5(1)axhz顶高系数的量。此处 =0.195。*ah齿根高 3fh*31()(0.254)faBhcxm4.15齿全高 361fa 10.27齿顶圆直径3ad9.ad377.76齿根圆直径3f 33204.15ffh398.3表 2.5（续）项目代号直齿轮（内啮合）计算公式及说明计算结果/ mm节圆直径3d 13 7822.53BCZda390基圆直径3b 03cos39cosb式中：为分度圆压力角，取标准值 2366.48齿顶圆压力角3a33 6.48arcosarcs7bd 014重合度 11312(tnt)(tnta)2aBaCZZ000034.8284 对于直齿轮纵向重合度 =0，总重合度a式中：为行星轮的齿顶圆压力角，见表 2.4 计算2a2.022.6.2 第排行星轮的几何尺寸第排行星齿轮的模数，变位系数等都与第行星排的相同。下面将其计算过程列于表 2.6 和表 2.7 中。（1）太阳轮几何尺寸20为了直观方便，现将太阳轮各尺寸计算列于下表 2.6。为了表述简洁，以下几个齿轮的几何尺寸计算表中与前面重复出现的参数将不再赘述其意义。表 2.6 第排行星排太阳轮几何尺寸Table 2.6 the first row planets round the sun row geometry size项目代号直齿轮（外啮合）计算公式及说明计算结果/mm分度圆直径1d12518AdmZ90齿顶高 1ah*12()(0.4)aAhx式中：为齿顶高系数，取标准值 =1*ah7.1表 2.6（续）项目代号直齿轮（外啮合）计算公式及说明计算结果/ mm齿根高 1fh*12()(10.542)faAhcxm式中：为齿顶隙系数，取标准值 =0.25*c4.15齿全高 111.7fah11.25齿顶圆直径ad290.ad104.2齿根圆直径1f 114.5ffh81.7节圆直径1d 21 1803ACZda式中：表示第排中行星轮齿数，中心距2C a90基圆直径1bd 01cos9cs2bd式中：为分度圆压力角，取标准值 084.5721齿顶圆压力角1a1184.57arcosarcs02bd 035.7重合度 1a 121(tnt)(tnta)aAaCZZ0000835.735. 对于直齿轮纵向重合度 =0，总重合度a式中：为第排中行星轮的齿顶圆压力角，见表2a2.7 计算1.53（2）行星轮几何尺寸计算表 2.7 为行星轮的几何尺寸计算过程：表 2.7 第排行星轮几何尺寸Table 2.7 the first row of the planet round geometry size项目代号直齿轮（按照外啮合）计算公式及说明计算结果/mm分度圆直径 2d22530CdmZ150齿顶高 ah*()(1.4)ahx式中：为齿顶高系数，取标准值 =1*ah2.9齿根高 2f *22()(0.52)faCcxm式中：为齿顶隙系数，取标准值=0.25*c8.35齿全高 2h228.359fah11.25齿顶圆直径 ad10.ad155.8齿根圆直径 2f 22ff133.3节圆直径 223108CAZda15022基圆直径 2 bd 02cos15cs2bd式中：为分度圆压力角，取标准值140.95齿顶圆压力角2a22 40.9arcosarcs158bd025.重合度 2a=2a1.53（3）内齿圈几何尺寸计算由于第排行星排中内齿圈的齿数、模数、变位系数等参数与第排行星排中相同，所以其几何尺寸也相同，此处便不作赘述。2.7 各行星齿轮强度校核2.7.1 太阳轮和行星轮接触疲劳强度校核经过前面计算，太阳轮齿宽系数 0.6，则太阳轮齿宽为 b= =0.6 60=36ad1，根据经验公式，取 =46mm。mmb)105(11b下面计算查取其他校核用参数；查表 14-1- 取弹性系数 =189.8 。70EZ2/mN 确定和所以用的圆周速度用相对于行星架的圆周速度： VK601)(1kndvx（2.13）式中：为太阳轮的转速，为了方便计算初步用马达的输出转速来计算；1n mn为特性参数，见前面部分计算。k将上述已知参数代入式（2.13）计算得 4.15 。xs/查表 10- 确定使用系数 =2.00；查图 10- 取动载系数 =1.04；查表82AK8VK10- 取齿间载荷分配系数 =1.1，查表 10- 利用直插法齿向载荷分配系83H423数 = =1.182，则计算载荷系数为：HKF KHAv（2.14）= 1.04 1.1 1.18222.7太阳轮传递的载荷的计算tF太阳轮输入转矩为 =665.56 ，根据公式有太阳轮所传递的扭矩为：1ATMN 1T1AcvTkC（2.15）= 65.13244.04MN式中：为行星齿轮传动载荷不均匀系数，由表 14-5- 查取，ck 78则太阳轮传递的载荷为：tF12tTFd（2.16）= 4.067156.32N所以太阳轮接触应力和之配对的行星轮的接触应力为：1H2H121.5tEkFuZbd（2.17）= 2.756.32.81.589401321.5Mpa24 许用接触应力计算本挖掘机的设计工作时间为 10 年，每年按照 365 天计算，每天工作 8 小时，则工作应力循环次数 N 为：N=60n hL（2.18）=60 1470 1 10 365 82.6 次90式中： n 为太阳轮转速，按照液压马达的输出转速计算：j 齿轮每转一圈时，同一齿面啮合的次数：为总工作时间，以小时计算。hL由图 10- 和图 10- 查取寿命系数得： = =0.9，取接触疲劳强度安全81819HNKF系数 =1，弯曲疲劳强度安全系数 =1.3，查图 10- 和图 10- 取齿轮的接触HSFS820821疲劳极限 =1500 ，弯曲疲劳强度极限 =750 。则太阳轮的许用接lim2NAFEmA触应力为：1 = 1limHNKS（2.19）= 0.951=1350 MPa经计算与太阳轮配对的行星轮，由图 10- 和图 10- 查取寿命系数得； =889HNK=0.94.则由（4.19）式计算得其许用接触应力 =1410 显然，故FNK 221以值代入计算。由上述计算得：因为 = ，所以将后者代入计算。下面将弯曲强度进行检验：MPa1 FaSY2 FaStFaSKbmY（2.22）对于太阳轮：=tKFb2.7156.3484.01MPa满足弯曲强度条件。对于行星轮：=tbm2.7156.3107.34a满足强度要求。2.7.3 内齿轮材料选择下面根据接触疲劳强度计算来确定内齿轮材料，取最小安全系数 =1 由公式：minHS26(2.23)3min1tAVHH ENTLRWXFuKdbZZ式中：为节点区域系数，查图 14-1- 取 =2.51；HZ7H为弹性系数，查表 14-1- 取弹性系数 =189.8 ；E105E2/Nm为重合度系数，查图 14-1- 取 =0.82； 79Z为螺旋角系数，查图 14-1- 取 1；Z 2为接触强度计算的寿命系数，查图 14-1- 取 =0.9；NT 726NTZ为润滑剂系数，查图 14-1- 取 =1；L 7LZ为速度系数，查图 14-1- 取 =0.96；VZ28V为粗糙度系数，查图 14-1- 取 =0.95；R 79R为工作硬化系数，查图 14-1- 取 =1.2；W30WZ为尺寸系数，查图 14-1- 取 =0.8；XZ71X为齿圈分度圆直径。3d内齿圈所传递的扭矩为：3T= 3KM（2.24）= 25.67785.12NmA式中为驱动轮转矩，则其所传递的载荷为：KMtF32tTd（2.25）= 2785.10339923.69N27齿数比 u=81/34 2.364，取齿宽 b=44mm。将上述参数代入（4.23）式计算得416.80 。根据，选用 42 Mo，调质硬度 209 269HB。一般其弯曲limHMPalimHrC强度皆可满足设计要求，这里不再校核。与第行星排校核计算一样，对于第排的各齿轮接触疲劳和弯曲疲劳强度校核，经检验，其均满足设计强度要求。第三章减速器结构的设计3.1 齿轮轴的设计计算由于太阳轮的尺寸较小，从强度方面考虑将其做成齿轮轴形式，材料为200CrMnTi。经力学分析，该轴只在扭转情况下工作，故按照扭转强度条件初步估计轴颈：30nPAd（3.1）式中：为系数值，查表 15- 取 =100（范围：98 100.7)；0A830为轴传递功率，KW（取液压马达输出功率）；P为轴的转速。n将上述已知参数带入（3.1）式计算得 35.93 ，考虑到其将由花键套与制dm动器输出轴连接，故取轴颈 =40 ，由公式：dm(3.2)TW= 3402.165=36.51MPa28式中：为扭转切应力；T为该轴所传递的扭矩，取太阳轮输入力矩值；为轴的抗扭截面系数。TW显然 =45 52 ,满足要求。该轴的细部结构件附件其零件图。MPa3.2 传递连接本设计采用双壁整体式行星架，行星架与太阳轮采用渐开线花键连接。齿圈I和壳体采用螺钉固定链接。动力传递过程为：动力经由液压马达传到制动器。制动器输出轴与齿轮轴采用渐开线花键套连接，齿轮轴另一端由钢球顶住，防止其运转时轴向穿动，动力由制动器传递给齿轮轴。太阳轮将动力传给行星轮，在此动力分流：一部分直接通过和齿圈啮合将动力传递给齿圈然后由齿圈和壳体等传给驱动轮；另一部分动力则由行星架传递给太阳轮。太阳轮和行星轮啮合传动，动力经由此III到达齿圈再通过壳体到达驱动轮。另外几处的连接：行星架和齿圈支架的连接采用渐开线花键连接；齿圈支架和I制动器的连接采用螺钉连接；壳体与制动器和液压马达的连接采用滚动轴承连接和浮动油封密封；壳体与驱动轮采用螺栓连接；太阳轮与滚针轴承连接，滚针轴承套在I齿轮轴上从而齿轮轴转动并不直接影响太阳轮转动。3.3 轴承选用与校核与其他附件说明3.3.1 轴承

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