180吨运梁车减速器设计说明书

江西农业大学毕业设计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………………………………………………………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3-4km/h,满载时行驶最低速度0.8-0.9km/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38.5%,后桥36.5%。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Ⅱ万向节Ⅰ连联器减速器Ⅱ减速器Ⅰ减速器Ⅱ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=6.4；减速器Ⅰ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a=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Ⅱ采用单级开式斜齿轮传动，传动比iⅡ=2.03，驱动桥采用东风—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，传动比i胎=86/14=6.14。传动过程允许速度误差为5%；江西农业大学毕业设计3二、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滑移齿轮输出轴Ⅲ输入轴Ⅰ滑移齿轮输出轴Ⅲ转向轴Ⅱ输入轴Ⅰ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0.025~0.035f）江西农业大学毕业设计410.031959.857.39FfNkN2、整车上坡阻力F22sintantan19130.06114.78FGGWkN3、总阻力F3312172.17FFFkN4321输出轴Ⅳ转向轴Ⅲ输出轴Ⅳ转向轴Ⅲ输入轴Ⅰ输入轴Ⅰ转向轴Ⅱ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=530mm)73172.175309.12510NmmTFRKNmm阻5、半轴切应力max7max39.12510/216.46110.870.20.2125TTTMPaWd6、轮功率P转2/6091.2524.1965/6040.1PTkW转阻=7、发动机功率P（总传动效率为总=0.66）江西农业大学毕业设计5/40.1/0.6660.76PPkW轮总8、附着力F附1913(75%)0.5358.682FGkN附不打滑条件：F附阻驱动力F=F∴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min2800/nr发，车轮的转速min8508504.1965/60601.06mmnrDm轮，（根据运梁车满载时每小时只走800-900m，而轮胎的直径为1.06m）总传动比/2800/4.1965667.2inn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=6.4；减速器Ⅱ传动比iⅡ=2.03，允许速度误差为5%；驱动桥采用东风—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667.21.326.42.036.336.14ii总变驱轮iiii（二）传动装置的运动和动力参数计算(1)各轴的转速n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、Ⅱ轴、Ⅲ轴;Ⅳ轴，分别表示为1234,,,nnnn。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Ⅱ右齿轮啮和，在通过转向轴Ⅱ齿轮3与传动轴Ⅲ齿轮4的啮和，在通过传动轴Ⅲ的齿轮5与输出轴Ⅳ齿轮6的啮和，从而传动动力。江西农业大学毕业设计6由发动机到输出，通过变速器最底档(i=6.4),推出n1=2800/6.4=437.5r/min，传到输入轴Ⅰn=437.5r/min,,传动轴Ⅱn=437.5r/min,,传动轴Ⅲn=437.5r/min,输出轴Ⅳ1437.5331.4/min1.32nnri减不跨倒档时，通过输入轴Ⅰ的滑动齿轮与转向轴Ⅲ右齿轮啮和，在通过传动轴Ⅲ右齿轮在和输出轴Ⅳ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0.96变花键联轴器的传动效率0.995联每对圆柱齿轮的传动效率0.98齿（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0.99滚万向节的传动效率0.98(3)0.96(3)万万a）各轴的传动效率第一级的传动效率10.960.9950.990.9456变联滚第二级的传动效率20.980.990.9702齿滚第三级的传动效率30.980.990.9702齿滚第四级的传动效率40.980.990.9702齿滚b)各轴的功率减速器输入轴Ⅰ的输入功率：160.760.960.9950.9957.5ppkW变联滚转向轴Ⅱ的功率：2157.50.980.9955.8PPkW齿滚转向轴Ⅲ的功率：3255.80.980.9954.1ppkW齿滚江西农业大学毕业设计7输出轴Ⅳ的功率4354.10.980.9952.5ppkW齿滚（3）各轴的转矩输入轴Ⅰ66611157.59.55109.55101.25510437.5PTNmmn转向轴Ⅱ66622255.89.55109.55101.21810437.5PTNmmn转向轴Ⅲ66633354.19.55109.55101.18110437.5PTNmmn输出轴Ⅳ66644452.59.55109.55101.54510324.6PTNmmn运动和动力参数结果如下表轴名输出功率P（kW）转速n(r/min)转矩T（N.mm）效率η输入轴Ⅰ57.5437.561.255100.9456转向轴Ⅱ55.8437.561.218100.9702转向轴Ⅲ54.1437.561.181100.9702输出轴Ⅳ52.5324.661.545100.9702五、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，选择大小齿轮材料都为20CrMnTi,渗碳处理，硬度为55～60HRC，抗拉强度1079bMPa，屈服强度834sMPa；精度7级。取滑移齿轮123Z，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234523ZZZZ，输出齿轮631Z取模数m=6,实际传动比61311.34823ZiZ,江西农业大学毕业设计8传动比误差|||1.321.348|100%100%2.1%5%1.32iiii，满足传动要求。实际输入轴转速437.5/minnr实际输出轴转速15232800324.6/min316.4nznrzi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P=57.5kW传递转矩T1=61.25510N.mm齿轮1转速n1=437.5r/min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443605760H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计算公式按3211141.6EHdHZZZKTudu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0.2d，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HRC=55～60齿轮1、2硬度HRC=59齿轮1、2接触强度极限应力σHlim=1500MPa齿轮1、2抗弯疲劳基本值σFE=580MPa由机械设计表6-7，查得使用系数1.00AK，试取动载荷系数1.05vK，按齿轮在两轴承中间非对称布置，取齿向载荷分布系数1.06K，按齿面硬化，直齿轮，7级精江西农业大学毕业设计9度，1/100AtKFbNmm，取齿间载荷分布系数1.1K。载荷系数1.001.051.061.11.224AVKKKKK节点区域系数2.5hZ材料的弹性系数189.8EZMPa接触强度重合度系数0.89Z接触强度螺旋角系数1.0Z重合、螺旋角系数0.891.00.89ZZZ齿面接触许用应力limHNWHHZZS齿轮1、2的应力循环次数8126060437.5160001.57510HNNnt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）0.03060.0306771285105100.9651.57510NNZZN查表得润滑油膜影响系数0.97lvrZ工作硬化系数1.0WZ最小安全系数1.0HS接触强度尺寸系数Zx=1.0齿面接触许用应力：1215000.9651.01447.51.0HH