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本科畢業(yè)論文（設計）
論文（設計）題目：挖掘機輪邊減速器設計
學 院：＿＿＿＿＿＿＿＿
專 業(yè)：＿＿＿＿＿＿＿＿
班 級：＿＿＿＿＿＿＿＿
學 號：＿＿＿＿＿＿＿＿
學生姓名：＿＿＿＿＿＿＿＿
指導教師：＿＿＿＿＿＿＿＿
年 月 日
貴州大學本科畢業(yè)論文（設計）
誠信責任書
本人鄭重聲明：本人所呈交的畢業(yè)論文（設計），是在導師的指導下獨立進行研究所完成。畢業(yè)論文（設計）中凡引用他人已經(jīng)發(fā)表或未發(fā)表的成果、數(shù)據(jù)、觀點等，均已明確注明出處。
特此聲明。
論文（設計）作者簽名：
日 期：
目 錄
摘 要 III
Abstract IV
第一章 緒論 1
1.1研究背景及意義 1
1.2輪式挖掘機概況 1
1.3國內外研究及發(fā)展現(xiàn)狀 2
第二章 總體設計 5
2.1設計參數(shù)選定 5
2.2方案設計 5
2.3總體動力參數(shù)計算 6
第三章 主要零部件的設計 8
3.1 行星輪數(shù)和齒輪齒數(shù)的確定 8
3.1.1 行星輪數(shù)目的選擇 8
3.1.2 行星排各齒輪齒數(shù)的確定 8
3.1.3 同心條件校核 9
3.1.4 裝配條件的校核 9
3.1.5 相鄰條件的校核 9
3.2齒輪的幾何尺寸計算 10
3.3齒輪的校核 11
3.3.1齒輪材料的選擇 11
3.3.2齒輪彎曲疲勞強度校核 12
3.3.3齒面接觸疲勞強度校核 12
3.4行星傳動的結構設計 13
3.4.1太陽輪的結構設計 13
3.4.2行星輪結構設計 13
3.4.3行星輪軸的結構設計 13
3.4.4軸承的選擇 13
3.5花鍵、螺栓、軸承的選擇與校核 15
3.5.1花鍵的選擇及其強度校核 15
3.5.2螺栓的選擇及強度校核 17
3.5.3軸承的校核 18
第四章 其他附件的設計與選擇 20
4.1行星架結構設計 20
4.2潤滑與密封 22
4.3相關附件設計與選擇 23
總 結 25
參考文獻 26
致 謝 27
摘 要
挖掘機輪邊減速器作為工程機械動力與控制信息傳遞的重要一環(huán)，有著十分重要的作用，它與液壓馬達組成車輪動力裝置，將液壓油路的能量及控制信息完整地表現(xiàn)在車輪上，相比以往的驅動橋和中央傳動更為簡便、更利于實現(xiàn)自動化。
本次設計主要針對輪邊減速器進行設計。首先，通過對輪邊減速器結構及原理進行分析，在此分析基礎上提出了總體結構方案；接著，對主要技術參數(shù)進行了計算選擇；然后，對各主要零部件進行了設計與校核；最后，通過AutoCAD制圖軟件繪制了輪邊減速器裝配圖及主要零部件圖。
通過本次設計，鞏固了大學所學專業(yè)知識，如：機械原理、機械設計、材料力學、公差與互換性理論、機械制圖等；掌握了普通機械產(chǎn)品的設計方法并能夠熟練使用AutoCAD制圖軟件，對今后的工作于生活具有極大意義。
關鍵詞：挖掘機，輪邊減速器，行星齒輪，設計
Abstract
Wheel excavator construction machinery reducer as power and control information is passed an important part, has a very important role, it is composed of a wheel with a hydraulic motor power unit, the information is complete and now the wheel surface energy of the hydraulic circuit and the control phase easier than ever drive axle and the central drive, more conducive to automation.
This design is mainly designed for wheel reducer. First, by carrying on the wheel reducer structure and principle analysis, this analysis is proposed based on the overall structure of the program; Next, the main technical parameters were calculated choice; then, for the main components were designed and verification; Finally, through the AutoCAD drawing software to draw the wheel reducer assembly drawings and the main parts diagram.
Through this design, the consolidation of the university is expertise, such as: mechanical principles, mechanical design, mechanics of materials, tolerances and interchangeability theory, mechanical drawing, etc; mastered the design method of general machinery products and be able to skillfully use AutoCAD drawing software for the future work of great significance in life.
Keywords: Excavators, Wheel reducer, Planetary gear, Design
IV
貴州大學本科畢業(yè)論文（設計）
第一章 緒論
1.1研究背景及意義
隨著中國改革開放的進一步加快，基礎設施建設與住房建設迎來了一輪新的高潮，與此同時也帶來了工程機械行業(yè)的高速發(fā)展期。大功率高效率的工程機械對于加快工程進度提高施工效率提供了堅實的保障，而采用輪邊行星齒輪減速器進行減速驅動的工程機械也隨著液壓技術與電子控制技術的發(fā)展而得到廣泛采用。小體積的液壓馬達或高速電機與輪邊行星減速器配合可以實現(xiàn)工程機械的電液控制或電子控制，對于工程機械的自動化與智能化提供極大的幫助。
輪邊行星齒輪減速器以其傳動比大、結構緊湊、工作平穩(wěn)及效率高而廣泛使用，然而工程機械行走車輪中使用的行星齒輪減速器由于承受較大的沖擊振動載荷，工作工況惡劣而相對于普通行星減速器有其特殊要求。在進行行星齒輪減速器設計時，為獲得所期望的速度比，構成方法有很多，但卻缺少從眾多的組合中選擇出最適合項的高效率方法。比如在討論為減少離合器的牽引阻力、或減小整體尺寸而削減行星數(shù)量時，有必要研究出高效率的方法。研制緊湊可靠的減速箱就成為一個重大挑戰(zhàn)。
1.2輪式挖掘機概況
輪式挖掘機是以輪胎作為行走部件的挖掘機械，簡稱輪挖。輪挖行走速度快，不損壞路面，能遠距離自行轉場及可快速更換多種作業(yè)裝置。國外輪挖的最高行走速度大多為25—40 km／h，國產(chǎn)的大多為20—35 km／h，貴州詹陽動力生產(chǎn)的高速輪挖JYL200G行走速度甚至達到了51 km／h，而履挖的行走速度僅為3—5 km／h。同等級輪挖與履挖對比，雖然輪挖工作效率不如同等級的履挖，但與履挖昂貴的轉移費相比，頻繁轉場時輪挖更具經(jīng)濟優(yōu)勢。正是以其機動、靈活、高效的鮮明特點，輪挖在市政維護工程、公路交通建設及快速搶修等物料挖掘、搬移方面得到了廣泛應用。[1]
據(jù)統(tǒng)計，在西方發(fā)達國家輪挖需求量約占挖掘機需求總量的12％，有的甚至達到70—80％，應用十分廣泛。而我國的輪挖僅為3％左右，故從世界范圍看，輪挖在我國的應用有待挖掘。[2]可以說，在未來幾年繼續(xù)擴大內需，擴大基礎建設發(fā)展戰(zhàn)略，城市及小城鎮(zhèn)建設發(fā)展戰(zhàn)略的大環(huán)境決定了我國輪挖市場的廣闊前景。
國外輪挖生產(chǎn)企業(yè)較多且品種齊全，如日立、小松、利勃海爾、卡特彼勒、沃爾沃、JCB、現(xiàn)代等。這些公司的產(chǎn)品基本體現(xiàn)了當今世界輪式挖掘機技術發(fā)展的最高水平，且很多著名公司都擁有其專有關鍵技術及元器件。國產(chǎn)輪挖在品牌、品種上可選擇性都較少，這與國外“百家爭鳴”的現(xiàn)象形成鮮明對比。[3]近年來，雖然國產(chǎn)輪挖在產(chǎn)量、品種和技術水平等方面都有了一定的發(fā)展，比如詹陽動力重工開發(fā)生產(chǎn)的高速輪挖填補了國產(chǎn)空白、實現(xiàn)了行駛速度的重大突破甚至比國外同類機型還要略高一籌，但發(fā)展規(guī)模仍然很小，技術性能和工作可靠性還不能滿足國內市場的需要，嚴重缺乏關鍵技術。總之國產(chǎn)輪挖與國外的相比相差較遠，其發(fā)展任重而道遠。
1.3國內外研究及發(fā)展現(xiàn)狀
（1）國外輪式挖掘機現(xiàn)狀
國外生產(chǎn)輪挖的企業(yè)較多且產(chǎn)品系列齊全。國外輪挖公司的產(chǎn)品基本體現(xiàn)了當今世界輪挖技術發(fā)展的最高水平，其中很多公司有其自主知識產(chǎn)權的關鍵技術和元器件。國外輪挖的技術特點主要有以下幾點：
1）液壓系統(tǒng)多采用負荷傳感系統(tǒng)或負控制系統(tǒng)。如日本小松帶有載荷感應和壓力補償閥的閉心式液壓系統(tǒng)(CLSS)，德國力士樂公司推出的與負荷無關的流量分配系統(tǒng)(LUDV)，德國林德推出的負荷傳感同步控制系統(tǒng)(LSC)等結構原理與功能基本相同的液壓系統(tǒng)，得到較好的應用卡特彼勒、利勃海爾、沃爾沃、斗山、JCB等公司也采用了負荷傳感系統(tǒng)。負荷傳感系統(tǒng)在液壓挖掘機上的優(yōu)點是顯而易見的，能實現(xiàn)對不同負載壓力的多個執(zhí)行元件同時進行快速和精確的控制，各個執(zhí)行元件互不干涉。而負控制技術具有穩(wěn)定性好、響應快、可靠性和維修性好等特點，但在起始點為重負荷下作業(yè)時，因流量與負載有關，所以可控制性較差。由于成熟的制造技術和低廉的價格將會使負控制系統(tǒng)繼續(xù)發(fā)揮作用，尤其在發(fā)展中國家還將繼續(xù)存在。
2）國外品牌輪挖多采用自主研發(fā)的電子節(jié)能及微機控制技術。JCB公司的AMS控制系統(tǒng)兼顧操作簡便與實現(xiàn)各種工況下的最高效率，系統(tǒng)設計有幾種功率模式，能按操縱手柄的運動和使用要求自動感知液壓要求并作出反應，使發(fā)動機功率與液壓功率匹配，并按需要激活動力提升和發(fā)動機自動怠速功能。韓國斗山的獨創(chuàng)新一代電子功率優(yōu)化系統(tǒng)(e—EPOS)，為了操作簡便，工作模式僅設計為兩檔挖掘檔和挖溝檔；德國利勃海爾輪挖采用全部電子控制，LSC電子極限載荷調節(jié)專有技術具有壓力補償、流量補償功能，增強功率檔、高功率檔、經(jīng)濟檔、精細檔、超精密控制開關等多種工作模式選擇；LCD顯示、聲光報警、傳感器控制發(fā)動機空載怠速。這些控制系統(tǒng)基本具備了多種功率(工作)模式選擇、瞬時增力功能、發(fā)動機自動怠速、發(fā)動機工作自動預熱及過熱保護、實時電子監(jiān)控和自診斷功能，從而提高挖掘機的生產(chǎn)效率，降低油耗，改善司機作業(yè)環(huán)境，提高機器的自動化程度。
3）安全、舒適、可靠的駕駛室。采用帶有墜物保護結構(Foes)和傾翻保護結構(ROPS)的駕駛室，安裝可調節(jié)的彈性座椅，用隔音措施降低噪聲干擾。如邁克拉克采用了ROes和FOes的駕駛室、沃爾沃采用了獨創(chuàng)自帶RPOS的Care Cab駕駛室。駕駛室將逐步實施RODS和FOPS設計方法，配裝冷暖空調。全密封及降噪處理的“安全環(huán)保型”駕駛室，采用人機工程學設計的司機座椅可全方位調節(jié)，以及功能集成的操縱手柄、全自動換擋裝置及電子監(jiān)控與故障白診斷系統(tǒng)，以改善司機的工作環(huán)境，提高作業(yè)效率。
4）節(jié)能與環(huán)保。為提高產(chǎn)品的節(jié)能效果和滿足日益苛刻的環(huán)保要求，國外輪挖企業(yè)主要從降低發(fā)動機排放、提高液壓系統(tǒng)效率和減振、降噪等方面人手。國外工程機械柴油機的發(fā)展已經(jīng)達到全電子控制的程度，采用直噴技術，對柴油的噴射量和噴射時間進行控制，取消了傳統(tǒng)的機械式調速器和定時齒輪，簡化了柴油機結構。目前世界上卡特和小松等廠家都開發(fā)了這種電子控制柴油機，它們的特性曲線可以由軟件來決定，對于不同的作業(yè)工況采用不同的特性，使柴油機的經(jīng)濟性、排放和動力性都達到最優(yōu)。日立建機推出的ZXl30W型輪式挖掘機配置了符合歐Ⅱ和Tier 11排放標準的發(fā)動機，采用超低噪聲型消音器并采用其他措施，降低了發(fā)動機的噪聲。
5）多功能化。輪挖愈來愈傾向于多功能化，除了挖掘和起重功能，還有液壓錘、鉗、剪、夯，鉆孔器，銑刨頭等，可根據(jù)工況更換不同的工作裝置。使用這些配套裝置可以降低成本，可以減少人工勞動，提高生產(chǎn)率。與此相適應的是挖掘機上配置了快速更換系統(tǒng)，新型的更換系統(tǒng)能夠在正常液壓系統(tǒng)的壓力下自動快速更換各種裝置，司機無須離開司機室。如利勃海爾的組合快裝系統(tǒng)(Likufix．System)，該系統(tǒng)包括一套組合液壓快裝裝置和一個自動轉換耦合裝置，利用該裝置操作員可以在幾秒鐘之內完成工裝機械和液壓部分的轉換；邁克拉克用于遠程自動換接的自鎖式夾鉗俠換裝繼續(xù)發(fā)揮作用，尤其在發(fā)展中國家還將繼續(xù)存在。[4]
由以上幾點可以看出國外企業(yè)在發(fā)動機燃料燃燒與電控、液壓控制系統(tǒng)、自動操縱、駕駛室條件改善、故障診斷與監(jiān)控、節(jié)能與環(huán)保等方面，進行了大量的研究，開發(fā)出許多薪結構和新產(chǎn)品，提高了輪挖的高科技含量，促進了輪挖的發(fā)展。
（2）國內輪式挖掘機現(xiàn)狀
國產(chǎn)輪挖主要有兩大類一種是360度回轉的輪挖，采用專用底盤；另一類是只能有180度轉角的經(jīng)濟適用型輪挖，多是在農用小型拖拉機改裝而成。這些公司的產(chǎn)品基本體現(xiàn)了國內輪挖技術的最高發(fā)展水平，如貴州詹陽動力重工開發(fā)出行走系統(tǒng)采用本廠配套件、獨特的三節(jié)折疊臂工作裝置的高速輪挖，山河智能的130w型輪挖等。國產(chǎn)零部件企業(yè)在工作油缸、回轉支承、駕駛室、座椅、電氣儀表等方面已經(jīng)取得了技術突破。基本可以替代進口產(chǎn)品，但是在工藝性和可靠性上還有待加強。
而在發(fā)動機、電控系統(tǒng)和液壓系統(tǒng)中泵、閥、馬達等關鍵技術。基本掌握在日本、德國等發(fā)達國家手中，所以國產(chǎn)輪挖的關鍵技術及元器件還需要依賴進口。國產(chǎn)柴油機的綜合性能指標還無法滿足需要，因此國產(chǎn)輪挖多采用康明斯、洋馬、道依茨、五十鈴、珀金斯等國外品牌；在液壓系統(tǒng)及元件方面，由于國內企業(yè)基本上還不具備生產(chǎn)各種具有節(jié)能效果的多路閥和液壓泵的能力，所以液壓系統(tǒng)一般來自國外企業(yè)，主要有德國Rexroth、德國Linde、日本NACHI和KYB、意大利Comer等企業(yè)，行走馬達、泵、回轉馬達多來自德國、韓國、日本等，驅動橋多數(shù)來自德國ZF或意大利DANA橋。例如：(1)山河智能的輪挖130W采用康明斯水冷柴油機，Rexroth的LUDV閉心系統(tǒng)；(2)徐州徐挖的XCGl40W-8采用ISUZU柴油機，Bexroth的LUDV，采用意大利DANA公司輪挖驅動橋。
另一類是只能有180度轉角的經(jīng)濟適用型輪挖，是在農用四輪拖拉機的基礎上增加挖掘工作裝置改制而成，其技術含量低、性能不穩(wěn)定、可靠性差。[5]
第二章 總體設計
2.1設計參數(shù)選定
本次設計的是JYL80型輪式挖掘機輪邊減速器，其參數(shù)如下：
發(fā)動機功率/轉速：231KW（2100rpm）
液力變矩器的變矩比
主減速器的傳動比為
輪邊減速器傳動比為
變速箱傳動比
2.2方案設計
輪邊減速器是傳動系中最后一個增扭減速機構，它可以加大傳動系總的減速比，滿足整機的行駛和作業(yè)要求；同時由于可以相應減小主減速器的速比，因此降低了這些零部件傳遞的轉矩，減小了他們的結構尺寸。
在本次設計中，輪邊減速器采用單排內外嚙合行星排傳動，其中太陽輪由半軸驅動為主動件，行星架和車輪輪轂用螺栓連接為從動件，齒圈用花鍵和驅動橋殼體固定連接。此種傳動形式傳動比為1+α（α為齒圈和太陽輪的齒數(shù)之比），可以在較小的輪廓尺寸獲得較大的傳動比，可以布置在車輪輪轂內部，而不增加機械的外形尺寸。
為改善太陽輪與行星輪的嚙合條件，使載荷分布比較均勻，太陽輪連同半軸端部完全是浮動的，不加任何支承，此時太陽輪連同半軸端部是靠對稱布置的幾個行星齒輪對太陽輪的相互平衡的徑向力處于平衡位置的。
圖4.1 輪邊減速裝置
1- 太陽輪；2-半軸；3-行星輪；4-行星架；5-內齒圈；6-半軸套管
2.3總體動力參數(shù)計算
發(fā)動機的功率出來傳給液力變矩器，液力變矩器在將動力傳給主離合器，之后傳給變速箱，最后到達驅動橋的主動錐齒輪軸。[22]
由已知參數(shù)，求得發(fā)動機轉矩
已知液力變矩器的變矩比，并查得液力變矩器的效率為，此次設計取，則
而變速箱采用單排行星傳動方案由機械設計手冊查得傳動效率為，又已知變速箱傳動比，則
若變速箱輸出軸與驅動橋主動錐齒輪間不損耗能量，則主動錐齒輪的轉矩、功率等與變速箱一致。
由手冊查得，圓錐滾子軸承效率（每對），太陽輪與行星輪嚙合效率，行星輪與齒圈嚙合效率，錐齒輪嚙合效率，則
上述為發(fā)動機傳遞的動力在各個變速機構中的動力參數(shù)，這些動力最終傳送到輪邊減速器的輸入軸（半軸），輪邊減速器動力參數(shù)計算如下：
第三章 主要零部件的設計
3.1 行星輪數(shù)和齒輪齒數(shù)的確定
3.1.1 行星輪數(shù)目的選擇
行星輪數(shù)目取的多，負荷由更多的行星輪來負擔，有可能減小尺寸和齒輪模數(shù)，設計中行星輪數(shù)目一般為3～6個，行星輪數(shù)目不能增多往往是由于受行星架的剛度和強度的限制，因為行星輪數(shù)目增多使行星架連接部分金屬減少，受力后會產(chǎn)生扭曲變形，使齒輪接觸大大惡化。在設計單排齒輪時，必須考慮安裝問題，因此，首先考慮行星齒輪機構中各齒輪節(jié)圓直徑之間的關系，此設計行星齒輪數(shù)選為4個。
3.1.2 行星排各齒輪齒數(shù)的確定
采用單排內外嚙合行星輪傳動，太陽輪為主動輪（由半軸驅動），齒圈用花鍵和驅動橋殼體固定連接，行星架和車輪用螺栓連接，這種傳動方案的傳動比為，為齒圈和太陽輪的齒數(shù)之比。由，得出。
由《機械設計手冊》當，時可選太陽輪齒數(shù)則：
取整得則：
齒輪齒數(shù)間的關系公式：
式中：-----最終傳動傳動比，
-----齒圈齒數(shù)， ----太陽輪齒數(shù)， ----行星輪齒數(shù)
所以：
驗算傳動比：
所以傳動比合適
3.1.3 同心條件校核
為了使太陽輪與齒圈的旋轉中心重合，太陽輪與行星輪的中心距應和齒圈與行星輪的中心距相等，即、、應滿足下列條件：
將，，代入公式得：
滿足同心條件
3.1.4 裝配條件的校核
為使行星排各元件上所受徑向力平衡，應使各行星輪均勻分布或對稱分布，即、、、n應滿足條件：，N為任意整數(shù)。
把，，n=4代入公式得：
所以滿足裝配條件
3.1.5 相鄰條件的校核
設計行星傳動時，必須保證相鄰行星輪之間有一定間隙，對于單行星傳動而言，即兩相鄰行星輪的中心距應大于它們的齒頂圓半徑之和。用公式則可以表示為：
在實際設計中相鄰條件多控制在：
式中：-----太陽輪與行星輪的中心距
------因四行星輪均勻分布，所以
-----兩行星輪齒頂圓半徑之和，即行星輪齒頂圓直徑。
對于工程機械，輪邊減速器齒輪模數(shù)為之間，此處取。
所以：
所以相鄰條件滿足
3.2齒輪的幾何尺寸計算
本設計的太陽輪、行星輪、齒圈均采用直齒圓柱齒輪，齒輪參數(shù)參照《機械零件設計手冊》計算如下：
1）分度圓直徑的計算
2）螺旋角 取
3）齒頂高的計算
由式3.22計算齒頂高
（3.22）
4）齒根高的計算
由式3.23計算齒根高
（3.23）
5）齒頂圓直徑的計算
由機械設計教材式（10.6）知
6）齒根圓直徑的計算
由機械設計教材式（10.6）知
7）齒寬的計算
由式3.24計算而得
（3.24）
圓整為大齒輪寬度，則
3.3齒輪的校核
行星排結構中齒輪的主要破壞形式是接觸疲勞破壞和彎曲疲勞破壞，因此需對齒輪進行接觸疲勞計算和彎曲疲勞強度計算。
在行星機械中，通常只計算太陽輪與行星輪的強度，齒輪所受圓周力應考慮到幾個行星輪的影響，此時一個行星輪與太陽輪所受的圓周力（為太陽輪扭矩，為太陽輪節(jié)圓半徑，n行星輪個數(shù)），在計算時還應考慮到由于幾個行星輪同時和太陽輪嚙合時載荷分布不均勻的影響，因此在圓周力計算公式中引入修正系數(shù)。
3.3.1齒輪材料的選擇
根據(jù)裝載機輪邊減速器行星結構中齒輪的承載能力高，耐磨性好等特點，可選用材料為20CrMnTi，齒輪需進行表面滲碳淬火，滲碳淬火后表面硬度為56-62HRC，芯部硬度為320HBS。齒輪精度一般為7級，其彎曲疲勞許用應力一般不大于455Mpa，接觸疲勞許用應力一般不大于14000公斤/厘米2（即不大于1372Mpa）。
3.3.2齒輪彎曲疲勞強度校核
由式3.25進行校核計算
（3.25）
式中 ——超載系數(shù)，可取；
——動載系數(shù)，可?。?
——尺寸系數(shù)，當時， ；
——載荷分配系數(shù)，可??；
——計算彎曲強度應力系數(shù)，查表得。
因此，
3.3.3齒面接觸疲勞強度校核
由式3.26校核齒面強度
（3.26）
式中 ——齒輪表面質量系數(shù)，?。?
——彈性系數(shù)，取；
——計算接觸應力綜合系數(shù)，取。
因此，
由以上校核結果看出，兩齒輪滿足設計和使用要求。
3.4行星傳動的結構設計
3.4.1太陽輪的結構設計
參數(shù)見前面幾何尺寸表，技術要求：進行熱處理滲碳淬火，使深度達0.8～1.3 mm，齒面硬度為56～62HRC，芯部硬度為320HBS，材料為20CrMnTi。
3.4.2行星輪結構設計
參數(shù)見前面幾何尺寸表，技術要求：進行熱處理，表面滲碳淬火，深度為0.8～1.3 mm，齒面硬度56～62HRC，芯部硬度320HBS，規(guī)定圓截面與齒輪徑向跳動均為
3.4.3行星輪軸的結構設計
選取行星輪軸的材料為40Cr，行星輪軸主要受剪切應力，可用下式來計算：
式中：-----輪邊減速行星輪軸上的總扭矩，
-------許用剪切應力，安全系數(shù)取4,40Cr的屈服極限，所以
n-------行星齒輪數(shù)目，為4
------太陽輪與行星輪實際中心距，
把以上各參數(shù)代入公式得：
圓整取
3.4.4軸承的選擇
行星輪與行星輪軸之間裝有滾針軸承，該滾針軸承選為沒有套保護的滾針。輪轂與半軸外殼間軸承主要以徑向負荷為主，因此選用單列圓錐滾子軸承。
(1) 滾針軸承
① 滾針數(shù)的確定
作為滾針軸承外圈的行星輪內孔，滾針直徑一般不小于齒輪內孔的10%，在毫米之間，此設計可取
則：
式中：-----實際行星輪軸計算直徑
------行星輪軸的直徑
-----滾針與行星輪軸之間間隙，一般取
所以：
式中：------滾針軸承直徑， ----滾針直徑
所以：
又因為：
式中： -----滾針間的間隙取
-----滾針數(shù)， -----正弦系數(shù)
則：
所以：
取每個行星輪上的滾針數(shù)
② 滾針的長度
若取滾針過長，則易磨損，若過短則易使行星輪軸受力不均勻且易損傷輪軸表面，故取大于齒寬3/4～3/2。
所以：
(2) 橋殼上軸承的選取
橋殼軸承的選取應盡量考慮到橋殼的結構尺寸，以及軸承的壽命應盡量接近。此處選用。
3.5花鍵、螺栓、軸承的選擇與校核
3.5.1花鍵的選擇及其強度校核
花鍵聯(lián)接是由鍵與軸做成一體的外花鍵和具有相應凹槽的內花鍵組成，多個鍵齒在軸和輪轂孔的周向均布。由于結構形式和制造工藝的不同，與平鍵聯(lián)接比較，花鍵聯(lián)接在強度、工藝和使用方面有下述一些優(yōu)點：
a)齒數(shù)較多，總接觸面積較大，因而可承受較大的載荷。
b)因槽較淺，齒根處應力集中較小，軸與轂的強度削弱較小。
c)軸上零件與軸的對中性和導向性較好。
d)可用磨削的方法提高加工精度及聯(lián)接質量。
（1） 鍵參數(shù)的選擇
此處是動力傳遞的重要位置，所以此處花鍵采用漸開線花鍵（平齒根），由《機械零件設計手冊》查取計算出花鍵各參數(shù)見下表5-1。
表3.1 輪邊減速器齒輪花鍵參數(shù) (長度：mm )
名稱
公式代號
數(shù)值
模數(shù)
2.5
分度圓壓力角
30o
齒數(shù)
24
理論工作齒高
2.5
分度圓直徑
60
基圓直徑
51.96
外花鍵大徑尺寸
62.5
外花鍵小徑尺寸
56.25
內花鍵大徑尺寸
內花鍵小徑尺寸
57.65
表中為齒形裕度，
為外花鍵漸開線起始圓直徑最大值，可用下式計算：
，為外花鍵作用齒厚上偏差，由《機械零件設計手冊》表7-28查得：。
把兩參數(shù)代入公式計算得：
(2) 鍵的強度校核
對于漸開線花鍵的強度可用下式進行計算：
式中：T-----轉矩，N·m；
-----各齒間載荷不均勻系數(shù)，通常取，取
z -----齒數(shù)，24
-----齒的工作高度，，
-----齒的工作長度，，取
-----平均直徑，，
----許用擠壓應力查《機械零件設計手冊》頁表7-13可知：使用和制造情況良好的齒面經(jīng)熱處理許用應力可達到
把以上各參數(shù)代入公式得：
此漸開線花鍵強度滿足
3.5.2螺栓的選擇及強度校核
取機械滿載時所受重力與行走時所受扭矩作用力之和作為螺栓強度校核：
輪轂上所受扭矩
（1）螺栓所受剪切力的計算
從動錐齒輪最大扭矩為：
由最大扭矩產(chǎn)生的力為：
式中：r-----螺栓中線到到從動大錐齒輪旋轉中心的距離，由結構取
所以
螺栓個數(shù)為12，每個螺栓受力均等，所以單個螺栓受的力為：
（2）選擇螺栓材料，確定許用應力
因差速器結構要求緊湊，容不下太大螺栓，故選用材質較好的40Cr，調質處理
（3）確定螺栓直徑
取螺栓規(guī)格為M12
（4）確定螺孔軸向長度
螺栓與被聯(lián)接接件孔壁接觸面的擠壓強度可用下式進行計算：
式中：-----螺栓桿受剪面的直徑,
---螺孔軸向長度，
-----許用擠壓應力，和大錐齒輪聯(lián)接的差速器殼選用材料為45鋼，其屈服極限為
所以許用擠壓應力為：
取
3.5.3軸承的校核
(1) 軸承A、B的壽命計算
根據(jù)GB/T 297-1994和GB/T 283-1994查得軸承的性能參數(shù)為：
30310 ： ，，，
N407：
派生軸向力：
軸承軸向力：
因為軸承B被“壓緊”，軸承Ａ“放松”，小錐齒輪所受的軸向力由軸承Ｂ承受，軸承Ａ只受它自身的派生軸向力。
所以A、B軸承的軸向力分別為：
因為A、B為型號相同的軸承，而軸承B受力較大，所以只計算軸承B的使用壽命。
因為
徑向動載系數(shù)，軸向動載系數(shù)
所以當量動載荷為：
主動小錐齒輪轉速可用下式進行計算：
式中：----發(fā)動機標定轉速，由設計任務書可知
----- 一檔時變速箱傳動比，
-----額定工況下液力變矩器的傳動比，
所以主動小錐齒輪的轉速為：
軸承壽命可用下式進行計算：
把各參數(shù)代入公式得：
(2) 軸承C的壽命計算
軸承C為圓柱滾子軸承，它只承受徑向力，其當量動載荷P等于徑向力，即，其壽命為：
第四章 其他附件的設計與選擇
4.1行星架結構設計
行星架的結構應該滿足剛性好、質量輕、加工與裝配方便等要求。常見的行星架結構有雙壁整體式，雙壁分開式和單壁式三種。
三種結構的優(yōu)缺點如下：
雙壁整體式：剛性好，但若采用整體鍛造則加工不方便，若采用鑄造或焊接則存在鑄造與焊接缺陷以及內應力等不利因素。
雙壁分開式：結構復雜用于傳動比較小的情況，此時行星輪直徑較小，行星軸承需裝在行星架兩側壁板上，這樣行星架外徑大于內齒輪齒頂圓直徑，只能采取分開式。
單壁式：結構簡單，可容納較多行星輪，但是由于是懸臂狀態(tài)，受力狀態(tài)不佳。軸與孔采用過盈配合，一般取H7/u7,采用用溫差法進行裝配，配合長度一般在1.5～2.5d之間選取。
綜合以上各種結構的優(yōu)缺點，考慮輪邊減速器的實際工作狀況有必要對行星架進行設計計算。根據(jù)結構需要和經(jīng)驗數(shù)據(jù)所設計的行星架通常能保證足夠的強度，但往往有可能由于剛度不夠，在受力后產(chǎn)生變形，容易影響到齒輪的正常傳動，對此需進行剛度校核，方法如下：
行星架的變形指在扭矩作用下，側板1相對于側板2的位移，位移量在半徑rn圓周的切線方向度量,半徑rn的圓通過連接板的截面形心。
位移Δ由下式表示的作用力引起：
Fn=F1arn
行星架的柔度可表示為：
?Fn=1ELn2LnLs3K02αs1+K0-12αs2+αn
式中：Ls為沿半徑rn的圓周上，側板1np段的弧長；
Ln為連接板長度，等于兩側板中心平面間距離；
K0為兩側板的剛度比較系數(shù)，決定連接板彎矩為零的點的位置。
各影響系數(shù)可按下式進行計算：
αs1=lse1324Is1+ks11+γlse1Ss1βs1Ls
αs2=lse2324Is2+ks21+γlse2Ss2βs2Ls
αn=lne33In+2kn1+γlneSnβnLn
K0=11+αs1+Ls2Ln/(4In)αs2+Ls2Ln/(4In)
對于橫截面為矩形的側板：
Is=hsc3/12
Ss=hsc
ks=1.2
如果連接板本身為行星輪的行星軸，軸徑為d,則：
In=πd4/64
Sn= πd2/4
kn=1.11
對于側板可看成是圓盤形（帶中心孔；帶中心孔且外圈有凸緣；帶軸頸）的結構方案，系數(shù)βs按下式計算：
βs=1.74nphsrnFmFa
式中Fm、Fa均為函數(shù)，根據(jù)參數(shù)m=Rn/R；n=RB/R; np; α(連接板斷面兩側在半徑rn的圓周上的中心角為2α)查圖確定。
當連接板是直徑為d的懸臂行星輪心軸時：
Rn=rn-0.5d
α=d/2r
對于有一個側板剛性夾緊的行星架（低速級行星架采用此方法），αs2→0，αs1=αs，K0=12+4InLs2Lnαs.
當行星輪心軸懸臂地固定在單壁式行星架上時（中間級與高速級采用此方法），αs2→0，αs1=αs，K0=1，則：
?Fn=1ELn2LnLs3αs+αn
行星架柔度的許用極限值，可用由行星架變形而引起的行星輪齒相對于中心輪輪齒的歪斜角的大小來評定：
γ=?α'cosα'γnLn
對于單壁式行星架，歪斜角：
γ=?cosα'0.5(ln+c)
根據(jù)以上公式，結合所設計的行星架尺寸進行校核計算，結果如下：
高速級：γ=1.643×10-3rad
中間級：γ=1.303×10-3rad
低速級：γ=7.365×10-3rad
在NGW型行星齒輪傳動中，由于行星架變形而產(chǎn)生的輪齒歪斜角γ可以補償由于太陽輪扭轉變形而產(chǎn)生的沿齒長方向的載荷集中現(xiàn)象，起到均載作用。所以γ的大小以不超過太陽輪扭轉變形引起的齒輪歪斜角為宜。
4.2潤滑與密封
潤滑與密封的設計與元件選擇參考機械設計手冊第十篇密封件、密封與潤滑[10].
潤滑在行星齒輪減速器中主要有以下作用：
減少齒輪和軸承在傳動中的摩擦損失，提高傳動效率；減輕和延緩磨損，防止因磨損而導致的損失和失效；嚙合齒面存在的彈性潤滑油膜起緩沖和減振作用、提高傳動的工作平穩(wěn)性和降低嚙合噪音；潤滑油通過機殼或冷卻裝置使傳動中產(chǎn)生的熱量及時傳導出去，維持減速器的正常工作溫度；由潤滑油帶走磨損顆粒等雜質；另外采用良好的潤滑措施、選用抗膠合能力強的潤滑油(如硫化油)還可防止齒面膠合，避免齒輪傳動失效。
合理的潤滑設計必須考慮齒輪圓周速度、載荷性質、加工精度，機體散熱條件，工作環(huán)境和工作制度等因素。對于行星傳動來說還必須考慮到以下特點：散熱面積小、傳熱條件壞、潤滑部位多、攪油損失和噴濺損失較大。
行星減速器常用的潤滑方法有油池潤滑、循環(huán)潤滑和油池循環(huán)潤滑三種。其中軸承的潤滑一般隨齒輪一起靠飛濺或循環(huán)供油，也可單獨用潤滑脂潤滑。
對于內齒輪圓周速度小于5m/s的一般用途減速器，采用油池潤滑即可。所以此處擬采用油池潤滑。
和其他類型的減速器一樣，行星輪邊減速器的密封也包括靜密封和動密封兩種。根據(jù)本設計的結構特征，靜密封有三處，動密封有一處。根據(jù)減速器結構特點和尺寸要求選擇標準密封件.內包骨架式旋轉軸唇形密封圈應用較為廣泛，但在定位準確性和同軸度以及骨架散熱方面存在不足，但本設計中不要求過高的定位與同軸度，因此可以采用。動密封采用O型橡膠密封圈，它有良好的密封性能，是一種壓縮性密封圈，同時也擁有自封能力，并且使用范圍廣泛。密封件選型與尺寸見下表：
表3.2 密封件的選擇
元件名稱
元件型號
數(shù)量
采用標準
內包骨架式旋轉軸唇形密封圈
(F)B220 250 15
1
(GB9877.1-1988)
O型橡膠密封圈
224X5.3
1
(GB3452.1-1992)
O型橡膠密封圈
272X5.3
2
(GB3452.1-1992)
注：內包骨架式旋轉軸唇形密封圈基本尺寸參照GB/T13871-1992選用，截面型式詳細尺寸參照GB9877.1-1988選用。
4.3相關附件設計與選擇
在滿足結構和尺寸要求的前提下，根據(jù)經(jīng)濟合理性原則，能夠選用標準件的元件，盡量選用標準件。除上述章節(jié)中所述軸承、密封圈等之外，如彈性擋圈、彈簧墊片、螺釘、螺栓、軸端擋圈等均可以選用標準件。
其他零件，如機座、機體、端蓋、套筒、軸承擋圈、齒輪聯(lián)軸器等可以借助前人經(jīng)驗根據(jù)機器尺寸、標準件尺寸、強度、剛度、可靠性、壽命等要求進行結構設計和尺寸選擇。設計原則是在滿足使用要求的前提下盡量使質量輕、加工方便、成本低廉、結構簡單。
總 結
本設計針對挖掘機輪邊減速器進行了傳動與結構設計，并對減速傳動比不大的單級減速器設計做了簡要的說明。設計內容包括傳動比分配、齒數(shù)選配與模數(shù)選擇、齒輪參數(shù)確定與校核、效率計算、標準件選用、行星架等關鍵零部件設計與校核、密封潤滑等附件設計與選配。由于本人能力有限，對于齒輪齒形設計、行星架設計與校核等方面的知識儲備有不足之處，僅僅使用普遍通用方案，并未針對設計使用要求進行系統(tǒng)優(yōu)化，也未進行進一步的研究。相信能夠在以后的學習與工作中不斷完善與改進，并最終得到最佳的解決方法。
通過這次對搓絲機傳動裝置理論知識和實際設計的相結合，鍛煉了我的綜合運用所學專業(yè)知識，解決實際工程問題的能力，同時也提高了我查閱文獻資料、設計手冊、設計規(guī)范能力以及其他專業(yè)知識水平，而且通過對整體的掌控，對局部的取舍，以及對細節(jié)的斟酌處理，都使我的能力得到了鍛煉，經(jīng)驗得到了豐富，并且意志品質力，抗壓能力以及耐力也都得到了不同程度的提升。
順利如期的完成本此畢業(yè)設計給了我很大的信心，讓我了解專業(yè)知識的同時也對本專業(yè)的發(fā)展前景充滿信心，但同時也發(fā)現(xiàn)了自己的許多不足與欠缺，留下了些許遺憾，不過不足與遺憾不會給我打擊只會更好的鞭策我前行，今后我更會關注新科技新設備新工藝的出現(xiàn)，并爭取盡快的掌握這些先進知識，更好的為祖國的四化服務。
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致 謝
大學生活即將結束，在這短短的四年里，讓我結識了許許多多熱心的朋友、工作嚴謹教學相幫的教師。畢業(yè)設計的順利完成也脫離不了他們的熱心幫助及指導老師的精心指導，在此向所有給予我此次畢業(yè)設計指導和幫助的老師和同學表示最誠摯的感謝。
首先，向本設計的指導老師表示最誠摯的謝意。在自己緊張的工作中，仍然盡量抽出時間對我們進行指導，時刻關心我們的進展狀況，督促我們抓緊學習。老師給予的幫助貫穿于設計的全過程，從借閱參考資料到現(xiàn)場的實際操作，他都給予了指導，不僅使我學會書本中的知識，更學會了學習操作方法。也懂得了如何把握設計重點，如何合理安排時間和論文的編寫，同時在畢業(yè)設計過程中，她和我們在一起共同解決了設計中出現(xiàn)的各種問題。
其次，要向給予此次畢業(yè)設計幫助的老師們，以及同學們以誠摯的謝意，在整個設計過程中，他們也給我很多幫助和無私的關懷，更重要的是為我們提供不少技術方面的資料，在此感謝他們，沒有這些資料就不是一個完整的論文。
另外，也向給予我?guī)椭乃型瑢W表示感謝。
總之，本次的設計是老師和同學共同完成的結果，在設計的一個月里，我們合作的非常愉快，教會了大我許多道理，是我人生的一筆財富，我再次向給予我?guī)椭睦蠋熀屯瑢W表示感謝！
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