8吨运梁车减速器设计说明书

1、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 351 / 35180t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 =300mm.,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U采用单级开式斜齿轮传动，传动比i n =2.03，驱动桥采用东风一140，总传动比i驱=38/6=6.33;轮胎处采用一对单级开式直齿轮传动，传动

2、比i胎=86/14=6.14。传动过程允许速度误差为5%;2 / 35设计方案分析传动方案1:减速器I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1-1所示：当该减速器挂了倒档时当该减速器没有挂倒档时输入轴I转向轴n输出轴皿滑移齿轮图1-1传动方案2:减速器I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

3、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1-2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 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f = 0.025 0.035 )3 / 35Fi = f N =0.03 195 9.8 = 57.3kN2、整车上坡阻力F2FzGsin Gtan； =Wt

4、an； =1913 0.06 = 114.78kN3、总阻力F3F3 二 F1 F2二 172.17kN当该减速器没有跨倒档时滑移齿轮当该减速器跨了倒档时图1-2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R=530mmT阻=F3 R=172.17KN 530mm = 9.125 107N mm5、半轴切应力- max-maxTWtT0.2 d39.125 107/2 16.460.225=110.87MPa6、轮功率P转P转

5、耳阻 2 /60=91.25 2二 4.196560 = 40. kW7、发动机功率P总传动效率为总=0.66)4 / 35P = P轮 / 总二 40.1/ 0.66 : 60.76kW8附着力F附1913F 附二 G =(75%) 0.5 =358.68kN2不打滑条件：F附 卩阻=F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P=75kW, n=2800r/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n发二2800r/min，车轮的转速n轮型卫850m4.1965r/min，根据运梁车满载

6、时每小60汉兀汉D 60汉兀汇1.06m时只走800-900m,而轮胎的直径为1.06m)总传动比 i总二 n发/n轮二 2800/4.1965 =667.2(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=6.4 ;减速器U传动比i n =2.03,允许速度误差为5%;驱动桥采用东风一140，总传动比i驱=38/6=6.33;轮胎处传动比i胎=86/14=6.14;则减速器I的传动比i变i | I驱i轮667.26.4 2.03 6.33 6.14= 1.32二)传动装置的运动和动力参数计算(1各轴的转速发动机转速发动机至输出轴的传动比将传动装置各轴由高速到低速依次定为I轴、

7、n轴、川轴IV轴，分别表示为n,n2,n3,n4。减速器分为跨倒档与不跨档 见图1-2)跨倒档时，通过输入轴的滑动齿轮与转向轴n右齿轮啮和，在通过转向轴n齿轮3与传动轴川齿轮4的啮和，在通过传动轴川的齿轮5与输出轴V齿轮6的啮和，从而传动动力。5 / 35由发动机到输出，通过变速器最底档 （i=6.4,推出ni=2800/6.4=437.5r/min.传到输入轴I n=437.5r/min,传动轴 n n=437.5r/min ”传动轴川 n=437.5r/min ,输出轴 w n =也=437.5 = 331.4r / mini 减1.32不跨倒档时，通过输入轴I的滑动齿轮与转向轴川右齿轮啮

8、和，在通过传动轴川右 齿轮在和输出轴W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变二0.96花键联轴器的传动效率 联=0.995每对圆柱齿轮的传动效率齿二0.98很好的跑和的7级精度齿轮传动）每对滚动轴承的传动效率滚二0.99万向节的传动效率 万=0.98（_3）万二0.96（- 3）a）各轴的传动效率第一级的传动效率1=变 联 滚=0.96 0.995 0.99= 0.9456第二级的传动效率2二齿 滚二0.98 0.99二0.9702第三级的传动效率3二齿 滚二0.98 0.99二0.9702第四级的传动效率 4二齿 滚二0.98 0.99= 0.970

9、2b各轴的功率减速器输入轴I的输入功率：p p变 联 滚二 60.76 0.96 0.995 0.99 57.5kW转向轴n的功率：P2齿衮=57.5沃 0.98汇 0.9955.8kW转向轴川的功率：= p2齿 滚二 55.8 0.98 0.99 54.1kW6 / 35输出轴W的功率P4 二 P3齿 滚二 54.1 0.98 0.99 52.5kW3)各轴的转矩6 p657 56输入轴 I =9.55 10= 9.55 101.255 10 N mmE437.5p55 8转向轴U T2 = 9.55 1 06 = 9.55 1 061.2 1 8 1 06N mmn2437.56 P365

10、4 16转向轴川 T3=9.55 10= 9.55 101.181 10 N mmn3437.56 p65256输出轴W T4 =9.55 10=9.55 101.545 10 N mmn4324.6运动和动力参数结果如下表轴名输出功率P转矩 TN.mm)效率n输入轴I57.5437.51.255 060.9456转向轴U55.8437.561.218X00.9702转向轴川54.1437.561.181100.9702输出轴W52.5324.61.545 心060.9702五、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

11、，选择大小齿轮材料都为20CrMnTi,渗碳处理，硬度为5560HRC抗拉强度 1079MPa，屈服强度 J =834MPa ;精度 7 级。取滑移齿轮Z1 =23，且由于要满足中心距达到 300mm取齿轮2、齿轮3、齿轮4、齿 轮5的齿数都为23，即乙-ZZZ23，输出齿轮Z6 =31取模数m=6,实际传动比i =生=31 =1.348,Z1237 / 35传动比误差Li二LM 100%1.32 -1.348 100% =2.1% :：: 5% ,满足传动要求。i1.32实际输入轴转速n= 437.5r/min实际输出轴转速毁二23 2800 = 3246/minz5 i 变316.4二）、

12、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P=57.5kW传递转矩=1.255 1 06N.mm齿轮 1 转速 n1=437.5r/mi n齿轮 2 转速 n2=437.5r/min该啮合传动比i=1.00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H =4 4 360 =5760时取6000时寿命4年，每年工作360天，每天工作用4小时）b、齿面接触疲劳强度设计闭式齿轮结构，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-d =0.2，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20CrMn

13、Ti渗碳齿轮1、2硬度取值范围HRC=5L60齿轮1、2硬度HRC=59齿轮1、2接触强度极限应力 （T Hlim=1500MPa齿轮1、2抗弯疲劳基本值c FE=580MPa由机械设计表6-7，查得使用系数Ka =1.00，试取动载荷系数 心=1.05，按齿轮在两轴承中间非对称布置，取齿向载荷分布系数K=1.06，按齿面硬化，直齿轮，78 / 35级精度，KaFt/b .lOONLmm，取齿间载荷分布系数K广1.1载荷系数 K 二 KaKvK K 一 =1.00 1.05 1.06 1.1 ： 1.224节点区域系数Zh =2.5材料的弹性系数ZE =1898. MPa接触强度重合度系数Z.

14、=0.89接触强度螺旋角系数Z=1.0重合、螺旋角系数Z =ZZ =0.89 1.0 =0.89齿面接触许用应力-H lim ZN ZWHSh齿轮 1、2 的应力循环次数 N1=N2=60n tH =60 437.5 1 6000 = 1.575 108接触疲劳寿命系数由机械设计表 6-11得 不允许有一定量点蚀）ZN1270.0306i 5心07I N51078 6卩m(Ra 齿根表面粗糙度 ZFR=Rz2、齿轮5和输出齿轮6的设计计算a、设计参数传递功率P=54.1kW传递转矩 T3=1.1808 106 N.mm齿轮 5 转速 n1=437.5r/min齿轮 6 转速 n2=324.6r

15、/min该啮合传动比i=1.348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H =4 4 360 =5760时取6000时b、齿面接触疲劳强度设计3计算公式按d1 =41.6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12 / 35对称布置 轴钢性较大）取齿宽系 0.2 ,齿面啮合类型：硬齿面，热处理质量级别Q=ML齿轮1、2材料及热处理20CrM门渗碳齿轮1、2硬度取值范围HRC=55-60齿轮1、2接触强度极限应力 （T Hlim=1500MPa齿轮5、6抗弯疲劳基本值c FE=580MPa由机械设计表6-7，查得使用系数Ka =1.0

16、0，试取动载荷系数 C.05，按齿轮在两轴承中间非对称布置，取齿向载荷分布系数K ： = 1.06，按齿面硬化，直齿轮，7级精度，KAFt/b 100N_mmJ，取齿间载荷分布系数K：. =1.1。载荷系数 K =KAKVK K. =1.00 1.05 1.06 1.1：1.224节点区域系数Zh = 2.5材料的弹性系数Ze -1接触强度重合度系数Z；=0.89接触强度螺旋角系数Z-：=1.0重合、螺旋角系数Z -，ZZ=0.89 1.0=0.89齿面接触许用应力k- 1=，HlimZNZWHSh齿轮 5、6 的应力循环次数 N5=60n tH =60 437.5 1 6000 = 1.57

17、5 108N6 =60n tH =60 324.6 1 6000=1.168 108接触疲劳寿命系数由机械设计表 6-11得 不允许有一定量点蚀）ZN5ZN65 10N70.03065 100.03061.575 08:0.9655 107N0.03065 100.03061.168 108:0.974查表得润滑油膜影响系数Zlvr二0.9713 / 35工作硬化系数Zw =1.0最小安全系数SH =1.0齿面接触许用应力：1500MPa 0.965 1.1447.5MPaH5 1.0接触强度尺寸系数Zx=1.0cr 1H 61500MPa 0.974 1.01.0= 1461MPa计算公式d

18、141；存朗审134mmd 134齿宽b dd1 = 0.2 134= 26.8，圆整取齿宽 b=30,模数m = -6.38 ,取 m=6,由此可Z 21知大小齿轮直径d=138mm按计算结果校核前面的假设是否正确：齿轮节圆速度: d1 m60 1000二 138 437.560 1000=3.16m/ s必丿16 23 =0.73m/s由此可得100 100动载系数Kv=1.033 。2 1.181 106138：17116NKAFt/b=1 17116/30 =570N mm，100NLmm，由此可知，原假设合理:齿间分布载荷系数K-. =1.1重新设计后数据如下:载荷系数 K 二 KA

19、KVK 理.=1.00 1.033 1.06 1.1 ： 1.204校核：公式如下:= 268.4ZeZhZKT； u -1 ,bd： u= 268.4 1 2.5 0.891.204 1.181 106 V30 汉 13821.348 11.348T243.0MPa-h =1243.0MPa ：卜 L5 =1447.5MPa14 / 35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c F =空卫YFaYsaY门Fbd1m名下查表可知：齿轮5复合齿形系数Yfa5=2.72齿轮5应力修正系数Ysa5=1.57齿轮6复合齿形系数Yfa6=3.58齿轮6应力修正系数Ysa6=1.6

20、3抗弯强度重合度系数丫 =0.72抗弯强度螺旋角系数丫 3 =1.000抗弯强度重合、螺旋角系数丫 3 =0.721按式计算弯曲疲劳许用应力匕FFlimYN丫XYSTSf查取齿轮材料弯曲疲劳极限应力二f lim5f lim6 - 385MPai3 X106 寿命系数Yn5=i和厂;0.0263 100.028(1.575 工 10 丿:0.924YN6/ 6 =0.023咒1063 100.028(1.168心0 丿:0.929查表可知尺寸系数Yx=0.99实验齿轮的应力修正系数Yst=2.0弯曲疲劳强度安全系数一般取 9=1.25弯曲疲劳许用应力LFlim YNYXYSTSF385 0.92

21、4 0.99 2.01.25:563.4MPa15 / 35比较:Sa5YFa5YSa5FlimYNYXYSTSF2.72 1.57563.4YFa6Ysa6385 0.929 0.99 2.01.25=0.00758泉66- T63.58 1.63566.5应按大齿轮校核齿轮弯曲疲劳强度:566.5MPa= 0.010302KT12 1.204 1.181 106校核：二F =1YFaYSaY =3.58 1.63 0.72 ： 481.0MPa _ -.工bcm30x138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

22、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6法向模数m66法向压力角。20；20；齿顶咼系数ha11顶隙系数c*0.250.25齿数Z2331分度圆直径d(mm)138186齿顶圆直径da (mm)150198齿根圆直径df (mm)123171齿宽b(mm)3030六、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

23、轮的位置不对称，对材料的刚度有16 / 35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/mm: 80硬度 750MPa屈服点 c s: 550MPa弯曲疲劳极限c-1:350MPa扭转疲劳极限t -1:200MPa许用静应力c +1: 300MPa许用疲劳应力c-1: 194233Mpa二）、输入轴I的设计计算1、输入轴I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：n=437.5r/mi n功率:P=57.5kW转矩：T=1255000N mm齿轮直径d=138mm2 、轴上滑移齿轮

24、和轴的力分析6圆周力 F 二红=2 1.255 10 ：18188Nd138径向力 Fr =Ft tan： =18188 tan20 : 6620N9.55 106P- 0.2】T n=45.6mm轴向力Fa =0NOi转矩图T=5?7602KPc当量弯矩图当量图1-4七、轴承的选择及校核24 / 35一）输入轴承1的设计计算1、设计基本参数径向力 Fr = . Fah2 Fav2 =11887N轴向力Fa=0 N轴颈直径d仁50 mm转速 n=437.5r/mi n要求寿命Lh=3000 h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

25、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d=50 mm轴承外径D=110 mm轴承宽度B=27 mm基本额定动载荷C=61800 N基本额定静载荷Co=38000 N极限转速（油 nlimy=7000 r/min3、当量动载荷接触角a=0 （度负荷系数fp=1.2判断系数e=0.16径向载荷系数X=1轴向载荷系数丫=0当量动载荷 P = fp XFr YFa =14264.4N轴承所需基本额定动载荷 C=61141.632 N校核：由式计算轴承寿命Lh二型 J。- C = 3098h 300

26、0h60n IP 丿结果：选用深沟球轴承6310满足要求二）输入轴承2的设计计算25 / 351设计基本参数径向力 F= . Fah2 Fav2 二.72402 30672 = 7862 N轴向力Fa=0 N轴颈直径d仁50 mm转速 n=437.5r/mi n要求寿命Lh=3000 h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d 1=50 mm轴承内径d 2=50 mm轴承外径D1=110mm由承外径D2=90 mm轴承宽度B1=27mm由承宽度B2=20 mm基本额定动载荷 C1

27、=61800 N基本额定动载荷 C2=35000N基本额定静载荷 Co1=38000 N基本额定静载荷 Co2=23200 N极限转速（油 nlimy=7000 r/min极限转速（油 nlimy=8500 r/min3、当量动载荷接触角a=0度接触角a=0 （度负荷系数fp=1.2负荷系数fp=1.2判断系数e=0.271判断系数e=0.304径向载荷系数X1=0.56径向载荷系数X2=0.56轴向载荷系数丫1=1.624轴向载荷系数丫2=1.435当量动载荷 R = fp(XF+YFa ) = 10545N R = fp(X?Fr+Y,Fa )= 9932.6N轴承所需基本额定动载荷C1=

28、45199.236 NC2=42574.471 NL1060n= 7668h 3000h106f C 校核：轴承6310的寿命Lgh1二Lg二C1一IP丿详W 300106轴承6210的寿命L10h2 =L1060n26 / 35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，6209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 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 二 Fbh2Fbv2 =28

29、97N轴向力Fa=0 N轴颈直径d仁55 mm转速 n=324.6r/mi n要求寿命Lh=3000 h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d=55 mm轴承外径D=100 mm轴承宽度B=21 mm基本额定动载荷C=43200 N基本额定静载荷Co=29200 N极限转速（油 nlimy=7500 r/min3、当量动载荷接触角a=0 （度负荷系数fp=1.2判断系数e=0.16径向载荷系数X=1轴向载荷系数丫=0当量动载荷 P = fp XFr YFa =3476.4N轴承所需基本额定动载荷C=13489.735 （

30、N27 / 35校核：轴承寿命106f c 辛轴承寿命 ShL1098529h . 3000h60n（P 丿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斤Fah2Fav=14772N轴向力Fa=0 N轴颈直径d仁55 mm转速 n=324.6 r/min要求寿命Lh=3000 h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d=55mm轴承外径D=120mm轴承宽度B=29mm基本额定动载荷C=71500 N基本额定静载荷Co=44800 N极限转速（油 nlimy=6700 r/min3

31、、当量动载荷接触角a=0度负荷系数fp=1.2判断系数e=0.16径向载荷系数X=1轴向载荷系数丫=0当量动载荷 P = fp XFr YFai-17726.4N轴承所需基本额定动载荷C=68785.076 （N28 / 35106fc V校核：轴承寿命LmhLm3369h 300Oh60n（P 丿结果：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

32、八花键的设计及校核一）输入轴I花键设计参数及校核传递的转矩T = 1255000 N mm模数 m = 2.5 mm花键压力角a = 30 齿数 z = 23分度圆直径 D= 57.5 mm 键齿工作高度 h = 2.50 mm 键的长度 L = 52 mm不均匀系数书=0.75使用和制造情况中等齿面热处理齿面经热处理移动情况许用应力校核：载荷作用下移动p = 45.0 MPa2TNhlDm= 20.4MPa2 1.255 106 10； N m0.75 22 2.5 10“ 52 10“ 57.5 10结果：p p轴左段矩形花键连接 静连接）校核计算：传递的转矩T = 1255000 N m

33、m花键参数 N X dx DX B = 8 X 42X 48X 8 mm29 / 35倒角 c = 0.4 mm键齿的工作高度 h = D -2C =48 一42 -2 0.4 = 2.2mm2 2不均匀系数书=0.75键的长度 L = 60 mm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（T pp = 100140 MPa取许用应力（T p = 120.0 MPa校核：计算应力2T Zhld2 32550000.75 8 2.2 60 45= 70.426MPa ： Lp l = 120MPa结果：（T p C p满足二）传动轴u的花键设计参数及校核传递的转矩T =

34、1218000 N mm模数 m = 2.5 mm花键压力角 a = 30 齿数 z = 22分度圆直径 D = 57.5 mm花键轴大径直径 Dnax = 60.0 mm键齿工作高度h = 2.50 mm键的长度 L = 32 mm不均匀系数 书=0.75使用和制造情况中等齿面热处理齿面经热处理许用应力 p = 120.0 MPa校核:2T NhlD= 30.7MP结果：p p满足要求三）传动轴川的花键设计参数及校核传递的转矩T = 1181000 N mm模数 m = 2.5 mm30 / 35花键压力角a = 30齿数 z = 22分度圆直径D = 57.5 mm花键轴大径直径 D-x = 60.0 mm键齿工作高度h = 2.50 mm键的长度 L = 32 mm不均匀系数书=0.75使用和制造情况中等齿面热处理齿面经热处理许用应力p = 120.0 MPa校核：2Tp29.8MP屮 NhlDm结果：p p满足要求四）输出轴W的花键设计参数及校核轴右段花键传递的转矩T = 1545000 N mm模数 m = 2.5 mm花键压力角a齿