180吨运梁车减速器设计说明书_大学毕业设计

江西农业大学毕业设计1180吨运梁车减速器设计说明书目录一设计任务1二设计方案分析2三原动件的选择4四机构运动分析与动力参数选择与计算5五齿轮的设计及校核8六轴的设计及校核16七轴承的选择及校核24八花键的设计及校核29九减速器机体结构设计32十润滑与密封33十一小结34十二参考文献35江西农业大学毕业设计2180T运梁车减速器设计一、设计任务运梁车载重量180T，车辆自身质量（含拖梁小车）约15T，合计195T，空载时行驶速度为34KM/H,满载时行驶最低速度0809KM/H，装载最大爬坡能力6，根据轴线布置需要考虑运梁车通过的路基和桥涵结构的允许承载能力、与架桥机相适应的车身型式、以及运梁车的其它用途等多种因素，设计载荷分配为前桥25，中桥385,后桥365。运梁车在施工作业中，运行速度低、运输距离短，车辆在桥面行驶时要求行驶路线精确，不允许发生较大偏差而对桥梁造成损坏，整车运行过程平稳。该车设计使用寿命为十年，检修间隔期为四年一次大修，二年一次中修，一年一次小修。平均每天实际工作只有四个小时左右。工作环境室外常温，灰尘较大。运梁车的动力和传动系统是整车的核心设计部分，要求该车传动路线图如下所示万向节万向节连联器减速器减速器减速器变速器发动机轮胎轮胎最终传动最终传动驱动桥驱动桥变速器采用是标准件，且当它为最低档为时传动比I变64；减速器要自行设计，是该课题的主要任务，采用展开式二级以上闭式齿轮传动，允许速度误差为5，保持中心距A300MM,能够挂倒档，以保证运梁车倒车时能保持前进时相同的速度，提高工作效率；减速器采用单级开式斜齿轮传动，传动比I203，江西农业大学毕业设计3驱动桥采用东风140，总传动比I驱38/6633；轮胎处采用一对单级开式直齿轮传动，传动比I胎86/14614。传动过程允许速度误差为5；二、设计方案分析传动方案1减速器（以下简称减速器）采用展开式二级闭式齿轮传动，结构简单，在满足中心距的条件下，由于齿轮和轴的减少，传动效率较高，但齿轮直径大，加工精度不高，而且噪声较大，大齿轮在经济方面不理想，加工起来又比较困难，减速箱的体积比较大，不利于安装。它的结构简图如图11所示当该减速器挂了倒档时当该减速器没有挂倒档时滑移齿轮输出轴输入轴滑移齿轮输出轴转向轴输入轴图11传动方案2减速器采用展开式三级闭式齿轮传动，特点结构简单、效率高、容易制造、使用寿命较长、维护方便，装拆容易，工作可靠，。当打倒档时，高速级滑移齿轮布置在远离转矩输入端，这样，轴在转矩下产生的扭转变形与轴在弯矩下产生的弯弯曲变形可部分地相互抵消，以减缓沿齿宽载荷分布不均匀的现象在满足中心距的条件下，传动的齿轮的直径可以取小，这样可以使传动的传动比较精确可靠，寿命长，结构紧凑，而且滑移齿轮操作方便不费力。其结构简图如图12所示。比较起来，方案2的三级闭式齿轮传动比较适合运梁车的减速传动，该机具有较强的江西农业大学毕业设计4市场竞争力。三、原动件的选择发动机的计算1、整车滚动阻力F1（平实路面地）0253F10395879FNKN2、整车上坡阻力F22SINTATAN13061478GWKN3、总阻力F31271KN4321输出轴转向轴输出轴转向轴输入轴输入轴转向轴滑移齿轮当该减速器没有跨倒档时当该减速器跨了倒档时图12可跨档减速器1滑移齿轮；2轴承1；3齿轮2；4齿轮3；5轴承3；6齿轮4；7轴承5；8轴承7；9轴承8；10输出齿轮6；11齿轮5；12轴承6；13轴承4；14轴承24、总阻力矩T阻轮胎半径R530MM73172309120NMFRKNM阻5、半轴切应力MAX7AX391250/1608702TMPAWD江西农业大学毕业设计56、轮功率P转2/6091254965/041TKW转阻7、发动机功率P（总传动效率为066）总/7K轮总8、附着力F附193503862GKN附不打滑条件附阻驱动力该车在工作情况下不会打滑。发动机选择柴油机，XY4108Q，功率P75KW，N2800R/MIN。四、机构运动分析与动力参数选择与计算（一）运梁车的总传动比和各传动比的分配方案选择1总传动比的计算发动机转速，MIN280/NR发车轮的转速，（根据运梁车满载时每小MIN585041965/6RD轮时只走800900M，而轮胎的直径为106M）总传动比/2/419672IN总发轮2传动比的分配变速器采用是标准件，且当它为最低档为时传动比I变64；减速器传动比I203，允许速度误差为5；驱动桥采用东风140，总传动比I驱38/6633；轮胎处传动比I胎86/14614；则减速器的传动比6721324034I总变驱轮（二）传动装置的运动和动力参数计算1各轴的转速将传动装置各轴由高速到低速依次定为轴、N发动机转速发动机至输出轴的传动比江西农业大学毕业设计6轴、轴轴，分别表示为。1234,N减速器分为跨倒档与不跨档（见图12）跨倒档时，通过输入轴的滑动齿轮与转向轴右齿轮啮和，在通过转向轴齿轮3与传动轴齿轮4的啮和，在通过传动轴的齿轮5与输出轴齿轮6的啮和，从而传动动力。由发动机到输出，通过变速器最底档I64,推出N12800/644375R/MIN，传到输入轴N4375R/MIN,传动轴N4375R/MIN,传动轴N4375R/MIN,输出轴143751/MIN2NRI减不跨倒档时，通过输入轴的滑动齿轮与转向轴右齿轮啮和，在通过传动轴右齿轮在和输出轴齿轮啮和，从而传递动力。2各轴的效率和功率根据条件已知变速箱的机械传动效率096变花键联轴器的传动效率095联每对圆柱齿轮的传动效率（很好的跑和的7级精度齿轮传动）8齿每对滚动轴承的传动效率滚万向节的传动效率0930963万万A）各轴的传动效率第一级的传动效率1509456变联滚第二级的传动效率209872齿滚第三级的传动效率3齿滚第四级的传动效率40齿滚B各轴的功率减速器输入轴的输入功率10795097PKW变联滚转向轴的功率江西农业大学毕业设计721570985PKW齿滚转向轴的功率32941P齿滚输出轴的功率435410852K齿滚（3）各轴的转矩输入轴666117991043PTNMN转向轴66622585002转向轴6663319190437PTN输出轴6664452500NM运动和动力参数结果如下表轴名输出功率P（KW）转速NR/MIN转矩T（NMM）效率输入轴5743756125009456转向轴5584375809702转向轴5414375609702输出轴5253246154009702五、齿轮的设计及校核（一）、选择材料，热处理，齿轮精度等级和齿数由机械设计手册，考虑到工厂加工条件和减速器要承受很大的转矩，选择大小齿轮材料都为20CRMNTI,渗碳处理，硬度为5560HRC，抗拉强度，屈1079BMPA服强度；精度7级。834SMPA江西农业大学毕业设计8取滑移齿轮，且由于要满足中心距达到300MM，取齿轮2、齿轮3、齿轮4、齿123Z轮5的齿数都为23，即，输出齿轮取模数M6,234523Z61Z实际传动比,618IZ传动比误差，满足传动要求。|13248|01025I实际输入轴转速475/MINNR实际输出轴转速15346/MINZRI发变（二）、校核齿轮强度1滑移齿轮和齿轮2的设计计算A、设计参数传递功率P575KW传递转矩T1NMM6250齿轮1转速N14375R/MIN齿轮2转速N24375R/MIN该啮合传动比I100原动机载荷特性均匀平稳工作机载荷特性均匀平稳预定寿命取6000时（寿命4年，每年工作360天，每天工作436057H时用4小时）B、齿面接触疲劳强度设计计算公式按321146EHDZKTUD闭式齿轮结构，硬齿面齿轮，滑移齿轮5采用非对称布置（轴钢性较大），齿轮6也采用非对称布置（轴钢性较大）取齿宽系，02D齿面啮合类型硬齿面，热处理质量级别ML齿轮1、2材料及热处理20CRMNTI渗碳齿轮1、2硬度取值范围HRC5560江西农业大学毕业设计9齿轮1、2硬度HRC59齿轮1、2接触强度极限应力HLIM1500MPA齿轮1、2抗弯疲劳基本值FE580MPA由机械设计表67，查得使用系数，试取动载荷系数，按齿轮在10AK05VK两轴承中间非对称布置，取齿向载荷分布系数，按齿面硬化，直齿轮，7级6精度，取齿间载荷分布系数。1/0ATKFBNM1载荷系数05624V节点区域系数25HZ材料的弹性系数189EMPA接触强度重合度系数0接触强度螺旋角系数Z重合、螺旋角系数8910齿面接触许用应力LIMHNWZS齿轮1、2的应力循环次数8126043751605710HNT接触疲劳寿命系数由机械设计表611得（不允许有一定量点蚀）03603677128515195NZ查表得润滑油膜影响系数9LVRZ工作硬化系数10W最小安全系数HS接触强度尺寸系数ZX10齿面接触许用应力125096510475HMPAMPA321146134EHDZKTUDM江西农业大学毕业设计10齿宽，圆整取齿宽B30,模数,取M6,由1023468DB134682TDMZ此可知大小齿轮直径D138MM。按计算结果校核前面的假设是否正确齿轮节圆速度13847516/6060DNVMS由此可得132/ZS动载系数KV1033。圆周力6151083TFND由此可知，原假设合理11/8/ATKBM齿间分布载荷系数1重新设计后数据如下载荷系数0316204AVK齿向载荷分布系数KH0137综合变形对载荷分布的影响KS00安装精度对载荷分布的影响KM0137节点区域系数ZH25材料的弹性系数ZE189800接触强度重合度系数Z089接触强度螺旋角系数Z10重合、螺旋角系数Z089接触疲劳寿命系数ZN13润滑油膜影响系数ZLVR097模数法面模数MN60端面模数MT60螺旋角0度基圆柱螺旋角B0度江西农业大学毕业设计11齿轮1、2变位系数X0齿轮1、2齿宽B30MM齿轮1、2齿宽系数D30/1380217齿顶高系数HA1顶隙系数C025压力角20度端面齿顶高系数HAT1端面顶隙系数CT025端面压力角T20度标准中心距A138MM实际中心距A138MM齿数比U10端面重合度159纵向重合度000总重合度1591校核由式612210451268468412589381375HEHKTUZBDMPA17HHMPA结果齿轮的接触疲劳强度安全。C、齿根弯曲疲劳强度校核计算公式12FFASFKTYBDM由查表可知，齿轮1复合齿形系数YFS1272齿轮1应力修正系数YSA1157齿轮2复合齿形系数YFS2272齿轮2应力修正系数YSA2157抗弯强度重合度系数Y072抗弯强度螺旋角系数Y1000江西农业大学毕业设计12抗弯强度重合、螺旋角系数Y0721按式计算弯曲疲劳许用应力FLIMNXSTFY查取齿轮材料弯曲疲劳极限应力LI1LI2385MPA寿命系数02066128319457NY查表可知尺寸系数YX099实验齿轮的应力修正系数YST20弯曲疲劳强度安全系数一般取SF125弯曲疲劳许用应力FLIM12385092405671NXSTFFYMPA校核弯曲疲劳强度611204527502374138FFASFKTYBD结果齿根弯曲疲劳强度校核满足要求两个齿轮齿面粗糙度Z1RRZ6MRA1M齿根表面粗糙度ZFRRZ16MRA26M2、齿轮5和输出齿轮6的设计计算A、设计参数传递功率P541KW传递转矩T3NMM6180齿轮5转速N14375R/MIN齿轮6转速N23246R/MIN该啮合传动比I1348原动机载荷特性均匀平稳工作机载荷特性均匀平稳预定寿命取6000时436057H时江西农业大学毕业设计13B、齿面接触疲劳强度设计计算公式按321146EHDZKTUD闭式齿轮结构，硬齿面齿轮，滑移齿轮1采用非对称布置（轴钢性较大），齿轮2也采用非对称布置（轴钢性较大）取齿宽系，02D齿面啮合类型硬齿面，热处理质量级别QML齿轮1、2材料及热处理20CRMNTI齿轮1、2硬度取值范围HRC5560齿轮1、2接触强度极限应力HLIM1500MPA齿轮5、6抗弯疲劳基本值FE580MPA由机械设计表67，查得使用系数，试取动载荷系数，按齿轮在10AK10VK两轴承中间非对称布置，取齿向载荷分布系数，按齿面硬化，直齿轮，7级6精度，取齿间载荷分布系数。1/0ATKFBNM载荷系数056124V节点区域系数25HZ材料的弹性系数1E接触强度重合度系数089接触强度螺旋角系数Z重合、螺旋角系数1089齿面接触许用应力LIMHNWZS齿轮5、6的应力循环次数856043751605710NT2H接触疲劳寿命系数由机械设计表611得（不允许有一定量点蚀）江西农业大学毕业设计14036036775815195NZ036036776874查表得润滑油膜影响系数9LVRZ工作硬化系数10W最小安全系数HS接触强度尺寸系数ZX10齿面接触许用应力51096510475HMPAMPA67计算公式32114134EHDZKTUDM齿宽，圆整取齿宽B30,模数,取M6,由102368DB16382TDZ此可知大小齿轮直径D138MM。按计算结果校核前面的假设是否正确齿轮节圆速度13847516/6060DNVMS由此可得132/ZS动载系数KV1033。圆周力6181073TFND由此可知，原假设合理11/7/5ATKBM齿间分布载荷系数1重新设计后数据如下江西农业大学毕业设计15载荷系数10361204AVK校核公式如下612218034812684845893130HEHTUZBDMPA57HHMPA结果齿轮的接触疲劳强度安全。C、齿根弯曲疲劳强度校核计算公式12FFASFKTYBDM查表可知齿轮5复合齿形系数YFA5272齿轮5应力修正系数YSA5157齿轮6复合齿形系数YFA6358齿轮6应力修正系数YSA6163抗弯强度重合度系数Y072抗弯强度螺旋角系数Y1000抗弯强度重合、螺旋角系数Y0721按式计算弯曲疲劳许用应力FLIMNXSTFY查取齿轮材料弯曲疲劳极限应力LI5LI6385MPA寿命系数020266583131947NY02026668查表可知尺寸系数YX099江西农业大学毕业设计16实验齿轮的应力修正系数YST20弯曲疲劳强度安全系数一般取SF125弯曲疲劳许用应力FLIM53850924056341NXSTFYMPALI6XSTFF比较5271507834ASFY63581603FASY应按大齿轮校核齿轮弯曲疲劳强度。56ASASFFY校核612210481350724813ASFKTMPABDM结果齿根弯曲疲劳强度校核满足要求3、齿轮3、4校核计算由于齿轮3和齿轮4的转速与齿轮相相同，且它们的材料和外形尺寸一样，但它的输入功率和输入转矩却比齿轮2要小，而齿轮2已经满足齿面接触疲劳强度和弯曲疲劳强度，所以同理可以推出齿轮3和齿轮4满足设计要求。结果强度校核满足要求。4、齿轮主要几何参数表名称滑移齿轮1小齿轮2、3、4、5大齿轮6M法向模数66法向压力角020A齿顶高系数H11顶隙系数C025025齿数Z2331江西农业大学毕业设计17分度圆直径DM138186A齿顶圆直径150198F齿根圆直径123171齿宽B3030六、轴的设计及校核（一）、轴材料选择由于该减速器中各轴所承受的载荷都很大，传递的转矩较大，且又是在高速状况下工作，运行平稳，无很大的冲击，但安装齿轮的位置不对称，对材料的刚度有一定的要求，考虑到加工的难易程度和工厂现有的材料，选择40CR调质处理，加工精度为7级。材料牌号40CR热处理调质毛坯直径/MM80硬度（HB）241286抗拉强度B750MPA屈服点S550MPA弯曲疲劳极限1350MPA扭转疲劳极限1200MPA许用静应力1300MPA许用疲劳应力1194233MPA（二）、输入轴的设计计算1、输入轴的基本技术参数轴的转向方式双向旋转轴的工作情况无腐蚀条件轴的转速N4375R/MIN功率P575KW转矩TNMM齿轮直径D138MM2、轴上滑移齿轮和轴的力分析江西农业大学毕业设计18圆周力62150813TNDTF径向力ANTAN20RT轴向力（由于是直齿轮，在该方向上齿轮没有受力）0N初算最小直径33695104562TPDCMN江西农业大学毕业设计19当量弯矩图转矩图合成弯矩图垂直面弯矩图垂直受力图水平面弯矩图水平受力图轴受力图图13江西农业大学毕业设计20取轴承处（即A，B点）的直径D50MM取滑移部分（如危险截面C、D）花键分度圆直径D575MM轴的结构简图如图13所示A、B点在水平面的支承反力945109487BHTFN2ATB危险截面C、D在水平面的弯矩65CHMM134798DBFNA、B点在垂直面的支承反力9457BVR06ARBV危险截面C、D在垂直面的弯矩28975CMFNM13DVB危险截面C、D的合成弯矩250CHCV27DDNM画轴转矩图150TNM画当量弯矩图6530校核C点的当量弯矩222555781073104710CMTNM31496CCBDD点的当量弯矩225710DMT3314906BDM取57CDM5D结果轴的强度满足要求。江西农业大学毕业设计21（三）转向轴设计计算1轴的转向方式双向旋转轴的工作情况无腐蚀条件轴的转速N4375R/MIN功率P558KW转矩TNMM齿轮直径D138MM2、轴的力分析圆周力621807523TNDTF径向力ANTAN39RT轴向力（由于是直齿轮，在该方向上齿轮没有受力）0N法向力175628COS94TNFN取轴承处（即A，B点）的直径D45MM取导程部分（如危险截面C、D）花键分度圆直径D575MMA、B点在水平面的支承反力945COS20165907NNBHFN。84ANBH危险截面C、D在水平面的弯矩94516CHMM32DBFNA、B点在垂直面的支承反力2SIN049157VI1ANBV危险截面C、D在垂直面的弯矩6238CVBMFNM59D危险截面C、D的合成弯矩2510CHCV78DDNM画轴转矩图1280TNM江西农业大学毕业设计22画当量弯矩图06128730TNM校核C点的当量弯矩显然此轴的C点当量弯矩小于传动轴的C点当量弯矩,故不用作校核D点的当量弯矩由于D点不受转矩当量弯矩等与合成弯矩即50781MNM35310236DBD取57CM45结果轴的强度满足要求。（四）转向轴设计计算1轴的转向方式双向旋转轴的工作情况无腐蚀条件轴的转速N4375R/MIN功率P541KW转矩TNMM齿轮直径D138MM2、轴的力分析圆周力62180713TNDTF径向力ANTAN230RT轴向力（由于是直齿轮，在该方向上齿轮没有受力）0N法向力17689COS4TNFN取轴承处（即A，B点）的直径D45MM取滑移部分（如危险截面C、D）花键分度圆直径D575MMA、B点在水平面的支承反力126547NBHFN3ANB江西农业大学毕业设计23危险截面C、D在水平面的弯矩305471CHBMFNM982DA、B点在垂直面的支承反力BV14672AFN危险截面C、D在垂直面的弯矩3051879CVBMM42D危险截面C、D的合成弯矩2560CHCVN1DDM画轴转矩图180TNM画当量弯矩图67086校核C点的当量弯矩显然此轴的C点当量弯矩小于传动轴的C点当量弯矩,故不用作校核D点的当量弯矩由于D点不受转矩当量弯矩等与合成弯矩即52041MNM353103246DBD取57CM45结果轴的强度满足要求。（五）输出轴的设计计算轴的转向方式双向旋转轴的工作情况无腐蚀条件轴的转速N3245R/MIN功率P525KW转矩TNMM齿轮直径D186MM2、轴的力分析江西农业大学毕业设计24圆周力621540128TNDTF径向力ANTAN4RT轴向力（由于是直齿轮，在该方向上齿轮没有受力）0N法向力1697COS4TNFN取轴承处（即A，B点）的直径D55MM取滑移部分（如危险截面C、D）花键分度圆直径D60MM轴的结构简图如图14所示A、B点支承反力305289716NBFN4ANB危险截面C、D的弯矩3056CMM192DAFN画轴转矩图154TN画当量弯矩图06760校核C点的当量弯矩2225554109810310CMTNM3316CCBDD点的当量弯矩22594810DMT33160BDM取60CDM5D结果轴的强度满足要求。江西农业大学毕业设计26当量轴受力图当量弯矩图水平受力图水平面弯矩图垂直受力图垂直面弯矩图合成弯矩图转矩图图14江西农业大学毕业设计27七、轴承的选择及校核（一）输入轴承1的设计计算1、设计基本参数径向力2187RAHVFN轴向力FA0N轴颈直径D150MM转速N4375R/MIN要求寿命LH3000H（以两年一次中修，每年工作360天，每天工作4小时）润滑方式油润滑2、被选轴承信息由于没有轴向力，且是高速运转，在满足强度的前提下一般都考虑用深沟球轴承，此种轴承噪声低，使用寿命较长，精度高，价格低廉,互换性好。试选轴承型号6310轴承内径D50MM轴承外径D110MM轴承宽度B27MM基本额定动载荷C61800N基本额定静载荷CO38000N极限转速油NLIMY7000R/MIN3、当量动载荷接触角A0度负荷系数FP12判断系数E016径向载荷系数X1轴向载荷系数Y0当量动载荷1426PRAPFXFYN轴承所需基本额定动载荷C61141632N校核由式计算轴承寿命610103980HCLHNP结果选用深沟球轴承6310满足要求江西农业大学毕业设计28（二）输入轴承2的设计计算1、设计基本参数径向力2227403678RAHVFN轴向力FA0N轴颈直径D150MM转速N4375R/MIN要求寿命LH3000H（以两年一次中修，每年工作360天，每天工作4小时）润滑方式油润滑2、理由和选轴承1一样。试选轴承深沟球轴承轴承型号6310和轴承型号6210轴承内径D150MM轴承内径D250MM轴承外径D1110MM轴承外径D290MM轴承宽度B127MM轴承宽度B220MM基本额定动载荷C161800N基本额定动载荷C235000N基本额定静载荷CO138000N基本额定静载荷CO223200N极限转速油NLIMY7000R/MIN极限转速油NLIMY8500R/MIN3、当量动载荷接触角A0度接触角A0度负荷系数FP12负荷系数FP12判断系数E0271判断系数E0304径向载荷系数X1056径向载荷系数X2056轴向载荷系数Y11624轴向载荷系数Y21435当量动载荷1054PRAPFXFYN2936PRAPFFN轴承所需基本额定动载荷C145199236NC242574471N校核轴承6310的寿命6110076830HCLHN江西农业大学毕业设计29轴承6210的寿命62102106730HCLHNP结果轴承2选用轴承6310满足要求。（三）转向轴轴承3，4，5，6的设计计算由于转向轴和输入轴一样都没有轴向力，轴承3所受载荷最大，轴承3选用的是6209故轴承，计算过程略，4、5、6只需要采用深沟球轴承6209不用作校核就可以满足要求。结果轴承3，4，5，6选用轴承型号6209。（四）输出轴轴承7的设计计算1、设计基本参数径向力2897RBHVFN轴向力FA0N轴颈直径D155MM转速N3246R/MIN要求寿命LH3000H润滑方式油润滑2、被选轴承信息由于其所受的径向力很小，但又要保持其轴颈直径，所以试选深沟球轴承6211轴承内径D55MM轴承外径D100MM轴承宽度B21MM基本额定动载荷C43200N基本额定静载荷CO29200N极限转速油NLIMY7500R/MIN3、当量动载荷接触角A0度负荷系数FP12判断系数E016径向载荷系数X1轴向载荷系数Y0江西农业大学毕业设计30当量动载荷3476PRAPFXFYN轴承所需基本额定动载荷C13489735N校核轴承寿命轴承寿命61010985230HCLHNP由此可知该轴承远远满足要求，每次大修时也可以不必更换这个轴承。结果轴承7选用6211。（五）输出轴轴承8的设计计算1、设计基本参数径向力21472RAHVFN轴向力FA0N轴颈直径D155MM转速N3246R/MIN要求寿命LH3000H润滑方式油润滑2、被选轴承信息试选轴承型号6311轴承内径D55MM轴承外径D120MM轴承宽度B29MM基本额定动载荷C71500N基本额定静载荷CO44800N极限转速油NLIMY6700R/MIN3、当量动载荷接触角A0度负荷系数FP12判断系数E016径向载荷系数X1轴向载荷系数Y0当量动载荷17264PRAPFXFYN江西农业大学毕业设计31轴承所需基本额定动载荷C68785076N校核轴承寿命610103690HCLHNP结果轴承选用6311（六）各轴承的参数如下表所示名称轴承1轴承2轴承3轴承4轴承5轴承6轴承7轴承8轴承代号63106310620962096209620962116311轴颈直径5050454545455555轴承外径11011085858585100120轴承宽度2727191919192129八花键的设计及校核（一）输入轴花键设计参数及校核传递的转矩TNMM模数M25MM花键压力角30齿数Z23分度圆直径D575MM键齿工作高度H250MM键的长度L52MM不均匀系数075使用和制造情况中等齿面热处理齿面经热处理移动情况载荷作用下移动许用应力P450MPA校核633322150204072157MTNMPMPANHLD结果PP轴左段矩形花键连接（静连接）校核计算传递的转矩TNMM江西农业大学毕业设计32花键参数NDDB842488MM倒角C04MM键齿的工作高度4820422DDHCM不均匀系数075键的长度L60MM使用和制造情况中等，齿面经热处理，键系列采用中系列许用挤压应力范围PP100140MPA取许用应力P1200MPA校核计算应力212507426120786PPMTMAAZHLD结果PP满足（二）传动轴的花键设计参数及校核传递的转矩TNMM模数M25MM花键压力角30齿数Z22分度圆直径D575MM花键轴大径直径DMAX600MM键齿工作高度H250MM键的长度L32MM不均匀系数075使用和制造情况中等齿面热处理齿面经热处理许用应力P1200MPA校核2307MTPMPNHLD结果PP满足要求（三）传动轴的花键设计参数及校核传递的转矩TNMM江西农业大学毕业设计33模数M25MM花键压力角30齿数Z22分度圆直径D575MM花键轴大径直径DMAX600MM键齿工作高度H250MM键的长度L32MM不均匀系数075使用和制造情况中等齿面热处理齿面经热处理许用应力P1200MPA校核298MTPMPNHLD结果PP满足要求（四）输出轴的花键设计参数及校核轴右段花键传递的转矩TNMM模数M25MM花键压力角30齿数Z23分度圆直径D575MM花键轴大径直径DMAX600MM键齿工作高度H250MM键的长度L32MM不均匀系数075使用和制造情况中等齿面热处理齿面经热处理许用应力P1200MPA校核2415MTPMPNHLD结果PP满足要求江西农业大学毕业设计34轴左段矩形花键连接（静连接）校核计算传递的转矩TNMM键系列采用轻系列花键参数NDDB846509MM倒角C03MM键齿的工作高度504622314DDHCM不均匀系数075键的长度L67MM由于使用和制造情况良好，而且齿面经热处理查表可知许用挤压应力范围P120200MPA取许用应力P1600MPA校核计算应力2154014381607867PPMTMAAZHLD结果PP满足传递的转矩九、减速器机体结构尺寸如下名称符号计算公式结果箱座厚度02510A20箱盖厚度1110支架螺钉直径FD36DFM16支架螺钉数目N查手册4轴承旁联结螺栓直径1DFD7201M16盖与座联结螺栓直径22（0506）FM10轴承端盖螺3D3D（0405）FD江西农业大学毕业设计35钉直径M10视孔盖螺钉直径4D4D（0304）FDM8定位销直径（0708）2M8FD，1，2至外箱壁的距离1C查手册表11224FD，2至凸缘边缘距离2C查手册表11220外箱壁至轴承端面距离1L1L2C（510）45大齿轮顶圆与内箱壁距离111210齿轮端面与内箱壁距离2210箱盖，箱座肋厚M,1850,11M985轴承端盖外径2D2（555）3D120轴承旁联结螺栓距离S2DS120十、润滑与密封（一）、润滑变速器润滑采用稀油润滑，润滑形式是飞溅润滑，主要靠输出轴的旋转来实现，润滑油的量不能太多，一般在填充到输出轴的中心平面，如果太多的话，齿轮在旋转的时候噪音太大，而且功率损失也大。窥视孔窥视孔用于检查传动零件的啮合、润滑及轮齿损坏情况，并兼作注油孔，江西农业大学毕业设计36可向减速器箱体内注入润滑油定位销对由箱盖和箱座通过联接而组成的剖分式箱体，为保证其各部分在加工及装配时能够保持精确位置，特别是为保证箱体轴承座孔的加工精度及安装精度放油孔及放油螺塞为排放减速器箱体内污油和便于清洗箱体内部，在箱座油池的最低处设置放油孔，箱体内底面做成斜面，向放油孔方向倾斜12使油易于流出。通气器使箱体内受热膨胀的气体自由排出，以保持箱体内外压力平衡，不致使润滑油沿分箱面或轴伸密封件处向外渗漏。（二）、密封由于机箱是立式机箱，且整体密封性又较好，在轴输入端与输出端的线速度为12M/S，又在室外工作，有较多的灰尘和雨水外来杂质，应该具有良好的防尘，防水的功能，因此在选择在输入轴与输出轴的密封处采用有副唇旋转轴唇形密封圈的内包骨架油封（FB50X72X8）。此密封圈适用温度及转速范围宽，成本低廉，检修方便，密封性能好，寿命长，结构紧凑，装拆方便，互换性好。十一、小结通过对运梁车的减速器设计，综合运用机械设计、机械工程材料、画法几何、机械设计基础、机械制造基础和材料力学的知识和绘图技能，完成传动装置的测绘与分析，通过这一过程使我全面了解一个机械产品所涉及的结构、强度、制造、装配以及表达等方面的知识，不仅培养了我的综合分析、实际解决工程问题的能力，而且还培养了我的团队协作精神。由于时间仓促和本人能力有限，如有误漏欠妥之处，敬请各位老师指正批评。江西农业大学毕业设计37十二、参考文献1吴宗泽主编机械设计实用手册北京高等教育出版社,2003112吴宗泽主编机械设计北京高等教育出版社,200173卜炎主编机械传动装置设计手册北京机械工业出版社,199944郑文纬主编机械原理北京高等教育出版社,199775邱宣怀主编机械设计北京高等教育出版社,199776席伟光主编机械设计课程设计北京高等教育出版社,200327陈家瑞主编汽车构造北京机械工业出版社,200518刘鸿文主编材料力学北京高等教育出版社,200419严霖元主编机械制造基础南昌江西农业大学出版社2000810与永泗主编机械工程材料大连大连理工大学出版社20035内部资料仅供参考内部资料仅供参考图23地块位置图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