大功率減速器液壓加載試驗臺機械系統(tǒng)設計

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1、 遼寧工程技術(shù)大學畢業(yè)設計（論文） 前言 減速器是機械系統(tǒng)重要組成部件之一。通常，在出廠前減速器都要做出廠試驗，如加載實驗等。 液壓傳動具有易于實現(xiàn)直線運動、功率質(zhì)量之比大，動態(tài)響應快等優(yōu)點，在工程機械、冶金、農(nóng)林、實驗設備、航空航天、仿真運動平臺和武器裝備等領(lǐng)域得到了廣泛應用。液壓傳動作為動力控制與控制技術(shù)的重要部分，對工業(yè)和國防技術(shù)進步和發(fā)展起到了很大的推動作用，是現(xiàn)代機械的基本要素和工程控制的關(guān)鍵技術(shù)之一。液壓加載系統(tǒng)能實現(xiàn)較大范圍內(nèi)比較方便地實現(xiàn)無級調(diào)速，體積小、重量輕、結(jié)構(gòu)緊湊，易于實現(xiàn)過載保護。液壓加載系統(tǒng)存在液壓傳動效率低、噪

2、聲大、成本高、成本高、泄露污染環(huán)境等缺點降低了它的競爭力。 為提高液壓傳動的核心競爭力，擴大其應用領(lǐng)域，因此應抓住主要的核心技術(shù)問題，改進技術(shù)，不斷改進自身缺點，發(fā)揮自身優(yōu)勢，使液壓傳動創(chuàng)造新的活力，以滿足未來發(fā)展的需要。對液壓系統(tǒng)設計要求環(huán)保與節(jié)能并行,不僅滿足環(huán)境目標,考慮回收利用率,資源,能源的有效利用率,以達到環(huán)境保護和資源優(yōu)化應用的效應.從液壓工業(yè)發(fā)展帶來的環(huán)境污染,資源枯竭,生態(tài)破壞等諸多問題的方面來看有著重要的現(xiàn)實意義. 要實現(xiàn)液壓技術(shù)綠色化，液壓技術(shù)必須充分發(fā)揮自身優(yōu)點和借鑒其他領(lǐng)域的先進技術(shù)成果，對自身進行引進和創(chuàng)新，以提高液壓元件和系統(tǒng)性能，降低成本，并符合節(jié)能、環(huán)保和

3、可持續(xù)發(fā)展的要求才能保持強大競爭力和不斷擴大應用領(lǐng)域。 1 緒言 1.1 加載技術(shù)的發(fā)展狀況 目前使用的加載方式有多種，如伺服加載加載系統(tǒng)、摩擦加載加載系統(tǒng)及液壓加載加載系統(tǒng)等。伺服加載系統(tǒng)有可分為液壓加載伺服加載系統(tǒng)、氣動伺服加載系統(tǒng)和電動伺服加載系統(tǒng)等。如電液伺服加載系統(tǒng)具有高響應、高精度、高功率重量比和大功率輸出的優(yōu)點，在國防軍事武器、航空航天、船舶、冶金等許多領(lǐng)域發(fā)揮著重要的作用，隨著機械工作精度、響應速度和自動化程度的提高，電液伺服系統(tǒng)比與以往相比，應用環(huán)境和任務更為復雜，普遍存在較大程度的參數(shù)變化和外負載干擾（有時還

4、存在多對象間的干擾）；摩擦加載這種方式在摩擦過程中損失了大量的能量,造成了能量的大量的流失,近而效率低.液壓加載系統(tǒng)能實現(xiàn)較大范圍內(nèi)比較方便地實現(xiàn)無級調(diào)速，體積小、重量輕、結(jié)構(gòu)緊湊、慣性小，操縱、控制簡單、省力，易于實現(xiàn)過載保。 1.2液壓技術(shù)的發(fā)展狀況 液壓傳動具有易于實現(xiàn)直線運動、功率質(zhì)量之比大，動態(tài)響應快等優(yōu)點，在工程機械、冶金、農(nóng)林、實驗設備、航空航天、仿真運動平臺和武器裝備等領(lǐng)域得到了廣泛應用。液壓傳動作為動力控制與控制技術(shù)的重要部分，對工業(yè)和國防技術(shù)進步和發(fā)展起到了很大的推動作用，是現(xiàn)代機械的基本要素和工程控制的關(guān)鍵技術(shù)之一。 當前，液壓技術(shù)在實現(xiàn)高壓、高速、大功率、低噪聲、

5、高度集成化等方面都取得了較大進展，在完善比例控制、伺服控制、數(shù)字控制技術(shù)方面也有很大成就。此外，在液壓元件和液壓系統(tǒng)的計算機輔助設計、計算機仿真和優(yōu)化以及微機控制等開發(fā)性工作方面，日益顯示出顯著成果。 1.3液壓傳動系統(tǒng)存在的不足與解決方法 液壓系統(tǒng)的工作過程是傳動裝置將原動機的輸出能量轉(zhuǎn)化為液壓能，并通過執(zhí)行機構(gòu)做功的過程。在這一次過程中存在著多次的能量轉(zhuǎn)換，在能量轉(zhuǎn)換的過程中，每個環(huán)節(jié)都存在能量的損失，因此我們有必要分析一下能量損失的原因： 液壓泵、液壓缸、液壓馬達作為能量轉(zhuǎn)換元件把機械能轉(zhuǎn)換成液壓能，它們對整個液壓系統(tǒng)的總效率影響最大，在能量轉(zhuǎn)換過程中，它不可避免的存在能量的損耗，

6、主要是泄露產(chǎn)生的流量損耗和有相對運動的表面間由于摩擦所產(chǎn)生的機械損耗，也都要消耗能量，從而造成系統(tǒng)的效率降低；液壓源和負載特性不適應造成匹配損失，（如液壓系統(tǒng)的輸出壓力，輸出流量與執(zhí)行元件所需的壓力、流量不匹配。當流量不匹配時，產(chǎn)生溢流損失；當壓力不匹配，產(chǎn)生壓力損失。匹配程度越低，系統(tǒng)效率就越低，能力損失就必然越大。液壓控制元件、輔助元件及結(jié)構(gòu)布局所造成的能量損失。 綜合上所述，液壓系統(tǒng)在工作時，存在著多種壓力損失、容積損失和機械損失，這些損失造成總的能量損失，其中大部分轉(zhuǎn)變成為熱能，使系統(tǒng)溫度升高，從而造成液油的老化。誘發(fā)各種故障，影響液壓元件的使用壽命和系統(tǒng)工作時間的可靠性，同時也浪費

7、了大量的能量。 因此，在設計液壓系統(tǒng)時，我們可以采取相應的措施來減少系統(tǒng)的能量損失，提高系統(tǒng)效率達到節(jié)能的目的。 如在液壓系統(tǒng)中大多數(shù)采用變量泵，這類泵能夠根據(jù)工況的要求自動調(diào)節(jié)排量的大小，減少流量的損失，從而提高整個液壓系統(tǒng)的效率，減少能量的損耗；液壓缸和液壓馬達也是液壓系統(tǒng)中能量損耗較大的元件，在選擇液壓缸和液壓馬達時，要注意液壓缸、液壓馬達與泵的流量相匹配，在滿足工作系統(tǒng)工作的前提下，使能量不至大量損失；應根據(jù)系統(tǒng)中閥類元件的相應位置和可能出現(xiàn)的最大壓力及流量來確定其規(guī)格，其不宜過大或過??；對于低壓大流量的液壓系統(tǒng)，一般采用大流量的液壓泵，如果采用低壓蓄能器來增加短時大流量的液壓泵，

8、可以大大節(jié)省能源、降低溫升同時蓄能器也能緩和沖擊、吸收壓力脈沖。使系統(tǒng)運行更平穩(wěn)；在液壓系統(tǒng)中液壓泵的工作條件也極為嚴格，不但要求壓力大、轉(zhuǎn)速高、溫度高，而且油液在被吸入和由泵壓出，要受到剪力作用，所以一般根據(jù)泵的要求來確定液壓油的粘度。 在液壓傳動領(lǐng)域?qū)崿F(xiàn)高效節(jié)能的途徑主要為：通過改進結(jié)構(gòu)設計等以減少能量損失，提高能量的利用率，借助于輔助設備實現(xiàn)能量回收使得能量再次被利用。 減少能量損失的傳動方法主要集中在系統(tǒng)結(jié)構(gòu)設計、采用元件、使用介質(zhì)等方面來考慮。在系統(tǒng)結(jié)構(gòu)設計上：設計合理的液壓回路，最大限度地減少由于液壓元件的布局而產(chǎn)生的能量損失；在元件選擇上，采用節(jié)能變頻交流電動機驅(qū)動液壓泵來代

9、替原來直流電動機的驅(qū)動方式，盡可能選取具有高頻率的液壓泵、閥等減少壓力和溢流損失；在介質(zhì)的使用上：使用具有良好粘溫特性的介質(zhì)避免低溫時粘度過高引起壓力損失和高溫時壓力過小導致泄露加劇。另外還可以借助于儲能器存儲液壓能，長時間小流量需求時可關(guān)閉電機的運行，短時間大流量需求可減少驅(qū)動功率實現(xiàn)節(jié)能的目的。如今在系統(tǒng)中存在著較多的剩余液壓能，如一些化工行業(yè)廢液中液壓能、大型試驗臺白白溢流掉的液壓能?；厥蘸屠眠@些能量是非常有價值的。 展望未來，液壓傳動的主要競爭者是電氣傳動和機械傳動。在當今科學技術(shù)飛速發(fā)展的情況下，要實現(xiàn)液壓技術(shù)綠色化，液壓技術(shù)必須充分發(fā)揮自身優(yōu)點和借鑒其他領(lǐng)域的先進技術(shù)成果，對自

10、身進行引進和創(chuàng)新，以提高液壓元件和系統(tǒng)性能，降低成本，并符合節(jié)能、環(huán)保和可持續(xù)發(fā)展的要求才能保持強大競爭力和不斷擴大應用領(lǐng)域。 2 方案設計 設計任務：要求對220千瓦的大功率減速器進行加載試驗，我列出了以下幾種加載方案，進行比較，用以參考。 方案（一） 伺服加載系統(tǒng) （1）氣動伺服加系統(tǒng)載： 輸出力矩較大，但機械結(jié)構(gòu)、工藝操作復雜，重量體積大，功耗和噪聲大，能源利用率低，而且它們與主控制器可傳遞的信息量小、簡單，響應慢，精度與可靠性也不高，摩擦力較大啟

11、動緩慢，同時還需要一套油泵、泵站和相應的油路支持，容易漏氣漏油，對氣體或油液中的污染物比較敏感，經(jīng)常發(fā)生故障，維修修理不方便，從、而大大提高了成本。（2）電動加載系統(tǒng)的特點： 響應快、機械結(jié)構(gòu)、工藝流程相對簡單，重量體積小，易于控制器通訊，精度和可靠性高，但它的輸出力矩較小，頻寬較低、功率密度較小。 根據(jù)上訴優(yōu)缺點可知，在要求輸出力或力矩較小且加載精度要求比較高時使用電動加載。 （3）電液伺服加載系統(tǒng)： 有高響應、高精度、高功率重量比和大功率輸出的優(yōu)點，在國防軍事武器、航空航天、船舶、冶金等許多領(lǐng)域發(fā)揮著重要的作用。 隨著機械工作精度、響應速度和自動化程度的提高，電液伺服系統(tǒng)比

12、與以往相比，應用環(huán)境和任務更為復雜，普遍存在較大程度的參數(shù)變化和外負載干擾（有時還存在多對象間的干擾）。 方案（二） 摩擦加載 摩擦加載系統(tǒng)： 利用摩擦片相互摩擦對系統(tǒng)進行加載摩擦。這種加載方式浪費了大量的材料，而且在摩擦過程中損失了大量的能量,造成了能量的大量的流失,，不符合環(huán)保要求，并且效率低。 方案（三） 液壓加載 液壓加載系統(tǒng)： 利用節(jié)流閥對系統(tǒng)進載。 對節(jié)流閥的性能要求是：要有足夠?qū)挼牧髁空{(diào)節(jié)范圍，微量調(diào)節(jié)性能要好；流量要穩(wěn)定，受溫度變化的影響要?。阂凶銐虻膹姸?；行堵塞性要好，節(jié)流損失要小。但存在液壓傳動效率低、噪聲大、成本高、成本高、泄露污

13、染環(huán)境等缺點降低了它的競爭力。 以上的幾種方案存在著許多不足之處，因此都有待于進一步完善，綜合比較而言，液壓加載系統(tǒng)組成元件體積小、重量輕、結(jié)構(gòu)緊湊、慣性小，操縱、控制簡單、省力，易于實現(xiàn)過載保護，液壓元件之間能實現(xiàn)自動潤滑液壓元件的使用壽命長，但存在液壓傳動效率低、噪聲大、成本高、成本高、泄露污染環(huán)境等缺點降低了它的競爭力。 根據(jù)設計要求，我設計了如下圖所示的液壓加載試驗臺系統(tǒng)。 總體系統(tǒng)圖如下圖所示： 1.雙向變量馬達 2.聯(lián)軸器 3.傳感器 4.變速器 5.減速器 6.增速器7.雙向變量加載泵 8.單向閥 9.蓄能器 10.壓力計 11.輔助泵 12.電動機13.安全閥

14、14.油箱 原理：馬達1和加載泵7組成的主回路為開式回路，油箱14供油給加載泵7，啟動時，電動機12帶動輔助泵11驅(qū)動馬達1運行，馬達1帶動變速器4、減速器5、增速器6，進而驅(qū)動加載泵7啟動，之后油箱14供油給加載泵對減速器5進行加載，輔助泵11作為輔助動力源，用于補償在系統(tǒng)中能量的損失，變速器4起到變速變扭的作用，蓄能器9用于穩(wěn)定液壓沖擊。 本設計實現(xiàn)了能量的回收，實現(xiàn)了能量的二次再利用，利用輔助泵對系統(tǒng)進行補油，提高了能量的利用率，通過改進結(jié)構(gòu)設計等以減少能量損失，借助于輔助設備實現(xiàn)能量回收使得能量再次被利用。該液壓加載系統(tǒng)不僅滿足環(huán)境目標,考慮回收利用率,資源,能源的有效利用率,達到

15、環(huán)境保護和資源優(yōu)化應用的效應。 3 大功率減速器設計 大功率減速器設計：參照ZSY型三級減速器部分參數(shù)進行設計， 減速器公稱輸入功率 ，公稱輸入轉(zhuǎn)速 輸出轉(zhuǎn)速 ，公稱傳動比 ， 3.1 三級減速器傳動比的分配： 按等強度分配： ， 式中 ， ——高、中、低速級中心距（㎜）； ——分別為總傳動比和高、中、低速級傳動比； ——高、中、低速級齒輪的接觸疲勞極限（）; 設 ， ， 根據(jù)逼近原則

16、，選，， ； 3.2 傳動裝置的效率: 按《機械設計課程設計》表4.2-9?。郝?lián)軸器效率 ＝0.994 ， 齒輪嚙合效率 （齒輪精度為8級）＝0.97 滾動軸承效率 ＝0.98 3.3 減速器各軸運動及動力參數(shù)計算 0軸：（即減速器輸入軸） P= 50kw n＝1500r/min T=9.55P/n=9.555010/1500＝318.3N.m Ⅰ軸（減速器中間軸）： P== 500.970.98＝47.53kw

17、 n==1500/3.42＝438.60r/min T=9.55P/n=9.5547.5310/438.60＝1034.91 Nm Ⅱ軸（減速器中間軸）： P= =47.530.970.98＝45.18 kw n==438.60/2.91=150.72 r/min T=9.55P/=9.5545.18103/150.72=2862.72N.m Ⅲ軸（減速器輸出軸）： ==45.180.970.98= 42.96 kw 150.72/2.81=53.64r/min T=9.55P/n=9.5542.96103/53.

18、64=7648.55 N.m 計算結(jié)果匯總列表如下： 3.4 傳動零件的設計計算 3.4.1 減速器高速級齒輪傳動計算 選擇材料及熱處理方法 查表8-17（p174） 小齒輪： 45號鋼 調(diào)質(zhì)HBS=245-275 HBS 大齒輪： 45號鋼 正火HBS=210-240 HBS 按齒根彎曲疲勞強度設計計算: 采用斜齒圓柱齒輪傳動，按V=(0.012～0.021)n=5.79～10.14 m/s, 估取圓周速度 7.5 m/s, 參考表8-14，8-15選取第Ⅱ公差組8級 小齒輪分度圓直徑由式8-77得 齒寬系數(shù)查表8-23按齒輪相對軸非對稱布置取

19、=0.8 小齒輪齒數(shù)，按推薦值20—40中選=24 大齒輪齒數(shù)==3.4224=82.08,圓整取=83， 傳動比= / =83/24=3.46 傳動比誤差=3.50-3.46/3.50=0.09，誤差在5%范圍內(nèi)，合適 小輪轉(zhuǎn)矩=9.55 / =9.551050/1500=318300 N㎜ 載荷系數(shù)K K=KKKK 使用系數(shù) K 查表8-20 K=1.00 動載荷系數(shù)K 初值查圖 8-57 K=1.22 齒向載荷分布系數(shù) 查圖 8-60得=1.12 齒間載荷分配系數(shù)的初值，初選 由式8-55和8-56得 =+=[1.88-3.2（1/+1/）]+ =1.67＋

20、1.41=3.08 查表8-21插值得K＝1.42 載荷系數(shù)K初值K=11.221.121.42=1.94 彈性系數(shù)查表8-22得＝189.8 節(jié)點影響系數(shù)Z 查圖8-64（X=X=0）得Z=2.45 重合度系數(shù)查圖8-65，=0.77 螺旋角系數(shù)=0.99 許用接觸應力[]由式[]=.ZZ/S 接觸疲勞極限應力、查圖8-69 ＝570 N/㎜ ＝460 N/㎜ 應力循環(huán)次數(shù)由式8-70得 N=60nj=601500183008＝1.73109 N= N/＝1.73/3.46=5 查圖8-70接觸強度壽命系數(shù)Z Z Z = Z=1 硬化系數(shù)Z查圖8-71及說明Z

21、=1.15 接觸強度安全系數(shù)S查表8-27按一般可靠度S=1.0～1.1取 S=1.0 []=57011.15/1.0＝656 N/mm []=46011.15/1.0＝529 N/mm 的設計初值 95.94㎜ 模數(shù)：m=/ = 95.94/24=3.62 圓整取模數(shù)m =4 中心距a=m (+)/(2)=4107/2=219.63㎜ 分度圓螺旋角 = 小輪分度圓直徑的計算㎜ 圓周速度V=/60000=3.1498.531500/60000=7.74m/s與估取的值相近.對K取值影響不大不必修正取K=K=1.22 齒間載荷分配系數(shù) =+ = [1.88

22、-3.2（1/24+1/83）]=1.67 =1.67+1.41=3.08 查表8-21得=1.42 載荷系數(shù) K=11.221.121.42=1.94 小輪分度圓直徑取㎜ 取㎜ 大輪分度圓直徑==483/=340.73㎜ 齒寬==0.895.94=76.75㎜ 大齒輪齒寬＝b圓整取齒寬＝80㎜ 小齒輪寬=b+（5～10）=80+5=85㎜ 按齒根彎曲疲勞強度校核計算 =[] 齒形系數(shù) 查圖8-67得 與 ＝2.62 ＝2.21 應力修正系數(shù)Y查圖8-68 ＝1.6 ＝1.78 重合修正系數(shù)Y由式8-67得 Y＝

23、0.25+0.75/=0.25+0.75/1.67=0.70，所以Y=0.70 螺旋角系數(shù) 許用彎曲應力[]由式（8-71）計算 []=YY/S 彎曲疲勞極限查圖（8- 72） = 460 N/㎜ = 390N/㎜ 彎曲疲勞強度得壽命系數(shù)查圖8-73查得 =1.0 尺寸系數(shù)Y 查圖8-74 Y=1.0 安全系數(shù)S 查表8-27 則 S=1.25 [] = 46011/1.25=368 N/㎜ [] =39011/1.25=312N/㎜ 故 =2.621.600.700.85=90.65 N/㎜<[] =2.211.780.700.85=90.38 N/

24、㎜<[] 滿足要求，合格。 3.4.2 減速器中間級齒輪傳動計算 選擇材料及熱處理方法 查表8-17（p174） 小齒輪： 45號鋼 調(diào)質(zhì)HBS=245-275 HBS 大齒輪： 45號鋼 正火HBS=210-240 HBS 按齒根彎曲疲勞強度設計計算: 采用斜齒圓柱齒輪傳動，按V=(0.012～0.021) n=2.51～4.39 m/s, 估取圓周速度 3.4 m/s, 參考表8-14，8-15選取第Ⅱ公差組8級 小齒輪分度圓直徑由式8-77得 齒寬系數(shù)查表8-23按齒輪相對軸非對稱布置取=0.8 小齒輪齒數(shù) 按推薦值20—40中選=24 大

25、齒輪齒數(shù)==2.9124=69.84,圓整取=70， 傳動比 = / =70/24=2.92 傳動比誤差=2.95-2.92/2.95=0.01，誤差在5%范圍內(nèi)，合適 小輪轉(zhuǎn)矩=9.55/=9.551047.53/438.60=1034910N㎜ 載荷系數(shù)K K =KKKK 使用系數(shù) K 查表8-20 K=1.00 動載荷系數(shù)K 初值查圖8-57 K=1.12 齒向載荷分布系數(shù) 查圖8-60得=1.12 齒間載荷分配系數(shù)的初值，初選 由式8-55和8-56得 =+=[1.88-3.2（1/+1/）]+ =1.66＋1.41=3.07 查表8-21插值得K＝1.42

26、 載荷系數(shù)K初值K=11.121.121.42=1.78 彈性系數(shù)查表8-22得＝189.8 節(jié)點影響系數(shù)Z查圖8-64（X=X=0）得Z=2.45 重合度系數(shù)查圖8-65= 0.77 螺旋角系數(shù)=0.99 許用接觸應力[]由式[]=.ZZ/S 接觸疲勞極限應力、查圖8-69 ＝600 N/㎜ ＝500 N/㎜ 應力循環(huán)次數(shù)由式8-70得 N=60nj=60438.60183008＝5.05 N= N/＝5.05/2.92=1.73 查圖8-70接觸強度壽命系數(shù)Z Z Z = Z= 1 硬化系數(shù)Z查圖8-71及說明Z=1.15 接觸強度安全系數(shù)S查表8-27按一

27、般可靠度S=1.0～1.1取 S=1.0 []=60011.15/1.0＝690 N/mm []=50011.15/1.0＝575N/mm 的設計初值 132.94㎜ 模數(shù)：m=/ =132.94/24=5.40 圓整取模數(shù)m=6 中心距a=m (+)/2=694/(2)=289.42㎜ 分度圓螺旋角 = 小輪分度圓直徑的計算㎜ 圓周速度V=/60000=147.79438.6/60000=3.39m/s與估取的值相近.對K取值影響不大，不必修正取K=K=1.12 齒間載荷分配系數(shù) =+ = [1.88-3.2（1/24+1/70）]=1.66 =1

28、.66+1.41=3.07 查表8-21得=1.42 載荷系數(shù) K=11.121.121.42=1.78 小輪分度圓直徑取㎜ 取㎜ 大輪分度圓直徑==670/=431.05㎜ 齒寬==0.8132.94=106.35㎜ 大齒輪齒寬＝b，圓整取齒寬＝110㎜ 小齒輪寬=b+（5～10）=110+5=115㎜ 按齒根彎曲疲勞強度校核計算 =YYYY[] 齒形系數(shù) 查圖8-67得 與 ＝2.62 ＝2.23 應力修正系數(shù)Y查圖8-68 ＝1.6 ＝1.76 重合修正系數(shù)Y由式8-67得 Y＝0.25+0.75/=0.25+0

29、.75/1.67=0.70，所以Y=0.70 螺旋角系數(shù) 許用彎曲應力[]由式（8-71）計算 []=YY/S 彎曲疲勞極限查圖（8- 72） =460 N/㎜ =390N/㎜ 彎曲疲勞強度得壽命系數(shù)查圖8-73查得 =1.0 尺寸系數(shù)Y 查圖8-74 Y=1.0 安全系數(shù)S 查表8-27 則 S=1.25 []=46011/1.25=368N/㎜ []=39011/1.25=312N/㎜ 故 =2.621.600.700.85=90.11 N/㎜<[] =2.231.760.700.85=88.70 N/㎜<[] 滿足要求，合格。 3.4.3

30、減速器低速級齒輪傳動計算 選擇材料及熱處理方法 查表8-17（p174） 小齒輪： 45號鋼 調(diào)質(zhì)HBS=245-275 HBS 大齒輪： 45號鋼 正火HBS=210-240 HBS 按齒根彎曲疲勞強度設計計算: 采用斜齒圓柱齒輪傳動，按V=(0.012～0.021) n=1.21～2.12 m/s, 估取圓周速度 1.5 m/s, 參考表8-14，8-15選取第Ⅱ公差組8級 小齒輪分度圓直徑由式8-77得 齒寬系數(shù)查表8-23按齒輪相對軸非對稱布置取=0.8 小齒輪齒數(shù) 按推薦值20—40中選=24 大齒輪齒數(shù)==2.8124=67.44,圓整取=

31、67， 傳動比= / =67/24=2.79 傳動比誤差=2.80-2.79/2.80=0.0036，誤差在5%范圍內(nèi)，合適 小輪轉(zhuǎn)矩=9.55/=9.551045.18/150.72 =2862720N㎜ 載荷系數(shù)K K=KKKK 使用系數(shù) K 查表8-20 K=1.00 動載荷系數(shù)K 初值查圖8-57 K=1.05 齒向載荷分布系數(shù) 查圖8-60得=1.12 齒間載荷分配系數(shù)的初值，初選 由式8-55和8-56得 =+=[1.88-3.2（1/+1/）]+ =1.66＋1.41=3.07 查表8-21插值得K＝1.42 載荷系數(shù)K初值K=11.051.121.

32、42=1.67 彈性系數(shù)查表8-22得＝189.8 節(jié)點影響系數(shù)Z查圖8-64（X=X=0）得Z=2.45 重合度系數(shù)查圖8-65=0.77 螺旋角系數(shù)=0.99 許用接觸應力[]由式[]=.ZZ/S 接觸疲勞極限應力、查圖8-69 ＝600 N/㎜ ＝500 N/㎜ 應力循環(huán)次數(shù)由式8-70得 N=60nj=60150.72183008＝1.84 N= N/＝1.84/2.79=0.66 查圖8-70接觸強度壽命系數(shù)Z Z Z = Z=1 硬化系數(shù)Z查圖8-71及說明Z=1.15 接觸強度安全系數(shù)S查表8-27按一般可靠度S=1.0～1.1取 S=1.0 []

33、=60011.15/1.0＝690 N/mm []=50011.15/1.0＝575N/mm 的設計初值 183.42㎜ 模數(shù)：m=/ =183.42/24=7.45 圓整取模數(shù)m=8 中心距a=m (+)/（2）=891/(2)=373.57㎜ 分度圓螺旋角： = 小輪分度圓直徑的計算㎜ 圓周速度V=/60000=197.05150.72/60000=1.56m/s與估取的值相近.對K取值影響不大不必修正取K=K=1.05 齒間載荷分配系數(shù) =+ = [1.88-3.2（1/24+1/67）]=1.66 =1.66+1.41=3.07 查表8-21得

34、=1.42 載荷系數(shù) K=11.051.121.42=1.67 小輪分度圓直徑取㎜ 取㎜ 大輪分度圓直徑==867/=550.09㎜ 齒寬==0.8183.42=146.74㎜ 大齒輪齒寬＝b圓整取齒寬＝150㎜ 小齒輪寬=b+（5～10）=150+5=155㎜ 按齒根彎曲疲勞強度校核計算 =YYYY[] 齒形系數(shù) 查圖8-67得 與 ＝2.62 ＝2.24 應力修正系數(shù)Y查圖8-68 ＝1.6 ＝1.76 重合修正系數(shù)Y，由式8-67得 Y＝0.25+0.75/=0.25+0.75/1.66=0.70，所以Y=0.

35、70 螺旋角系數(shù) 許用彎曲應力[]由式（8-71）計算 []=YY/S 彎曲疲勞極限查圖（8- 72） =500 N/㎜ =400N/㎜ 彎曲疲勞強度得壽命系數(shù)查圖8-73查得 =1.0 尺寸系數(shù)Y 查圖8-74 Y=1.0 安全系數(shù)S 查表8-27 則 S=1.25 []=50011/1.25=400N/㎜ []=40011/1.25=320N/㎜ 故 =2.621.600.700.85=97.60 N/㎜<[] =2.241.760.700.85=94.85 N/㎜<[] 滿足要求，合格 3.4.4 減速器低速軸的強度校核 （1）求軸的載荷

36、 首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計算簡圖（見下圖）。對于32024型圓錐滾子軸承，查得a38㎜,因此軸的支承跨距L=99+319=418㎜ 根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖，扭矩圖，和當量彎矩圖（見下圖）。從軸的結(jié)構(gòu)圖和當量彎矩圖可看出，C截面的當量彎矩最大，是軸的危險截面。C截面處的、、、及的數(shù)值如下。 支反力 水平面 =20523.31 N， =6630.61 N 垂直面 =11675.20 N， =-1532.13 N 彎矩和 水平面 =2154947.55 N㎜ 垂直面 =1225896

37、 N㎜ 合成彎矩 N㎜ 扭矩T T=7468550 N㎜ 當量彎矩 N㎜ （2）校核軸的強度 軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由表4-1（機械設計工程學[]）查得=650 N/㎜，則[]=0.09～0.1，即58～65 N/㎜，取[]=60 N/㎜，軸的計算應力為 N/㎜<[]=60 N/㎜ 根據(jù)計算結(jié)果可知，該軸滿足強度要求。 3.4.5 精確校核軸的疲勞強度 （1）判斷危險截面 從受載情況觀察，截面C上最大，但應力集中不大（過盈配合及鍵槽引起的應力均集中在兩端），而且這里軸徑最大，

38、故截面C不必校核。從應力集中對軸的疲勞強度削弱程度觀察，截面IV和V處過盈配合引起的應力集中最嚴重。截面V的應力集中與截面IV相近，但截面V不受扭矩作用，同時軸徑也較大。分析可知，危險截面為IV截面（左側(cè)）。 （2）計算危 險截面應力 截面右側(cè)彎矩為 N/㎜ 截面上的扭矩為 =7468550 N㎜ 抗彎截面系數(shù) N/㎜ 抗扭截面系數(shù) N/㎜ 截面上的彎曲應力 N/㎜ 截面上的扭轉(zhuǎn)剪應力 N/㎜ 彎曲應力幅 N/㎜ 彎曲平均應力

39、 扭轉(zhuǎn)剪應力的應力幅與平均應力相等，即 N/㎜ （3）確定影響系數(shù) 軸的材料為45號鋼，調(diào)質(zhì)處理。由表查4-1得 N/㎜, N/㎜, N/㎜. 軸肩圓角處的有效應力集中系數(shù)、。根據(jù)r/d=2.5/120=0.021, D/d=122/120=1.02,由表4-5經(jīng)插值后可得。 尺寸系數(shù)、，查得 =0.6，=0.77。 表面質(zhì)量系數(shù)、 根據(jù)=650 N/㎜和表面加工為精車，查圖4-19，得 材料彎曲、扭轉(zhuǎn)的特性系數(shù) ， 由上面的結(jié)果可得 查表4-4 中的許用安全系

40、數(shù)[S]值，可知該軸安全。 4 變速箱內(nèi)齒輪傳動的設計計算 4.1 第一變速齒輪的設計 選擇齒輪材料： 小輪選用45#，調(diào)質(zhì)=245-275 HBS 大輪選用45#，正火=210-240 HBS 按齒根彎曲疲勞強度設計計算： 采用直齒圓柱齒輪傳動，按V=(0.013～0.022)=6.44～10.89 m/s 估取圓周速度V＝7.5m/s ,參考教材表8-14，8-15選取II公差組8級 小齒輪分度圓直徑由式8-77得 齒寬系數(shù) ,查教材表8-23按齒輪相對軸承為非對稱布置，取＝0.8 小齒輪齒數(shù) Z1在推薦值20～40中選24 大齒輪

41、齒數(shù) Z2=Z1i=4.424=105.6，圓整 齒數(shù)比 u=Z2/Z1=106/24＝4.42 傳動比誤差=（4.45-4.42）/4.45=0.0067, 誤差在5%內(nèi),合適 小輪轉(zhuǎn)矩=9.5510/n=9.551054.0/1500=343.8 N㎜ 載荷系數(shù)K由式（8-54）得 K=KKK 使用系數(shù)，查教材表（8-20）=1.00 動載荷系數(shù)K的初值 K由教材圖（8-57）查得K=1.24 齒向載荷分布系數(shù) K由教材圖（8-60）查得K=1.12 由式（8-55），（8-56）得 = [1.88-3.2(1/Z+1/Z)] = [1.88-3.2(1/24+1

42、/106)] = 1.72 查教材表8-21并插值K=1.16 則載荷系數(shù)的初值為 ==11.241.121.16=1.61 彈性系數(shù)查表8-22得＝189.8 節(jié)點影響系數(shù)Z查圖8-64（X=X=0）得Z=2.5 重合度系數(shù)查圖8-65，=0.87 許用接觸應力[]由式[]=.ZZ/S 接觸疲勞極限應力、查圖8-69 600N/mm 500N/mm 應力循環(huán)次數(shù)由式8-70得 =60n2j=601500183008＝1.73 = /＝1.73/4.4=3.93 查圖8-70接觸強度壽命系數(shù)Z ，Z Z= Z=1.0 硬化系數(shù)Z查圖8-71及說明Z=1.15

43、 接觸強度安全系數(shù)S查表8-27按一般可靠度S=1.0～1.1取 S=1.0 []=60011.15/1.0＝690N/mm []=50011.15/1.0＝575N/mm 的設計初值 95.63㎜ 模數(shù)：m= /=95.63/24=3.98 圓整取模數(shù)m=4 中心距a=m(+)/2=4（24+106）/2=260㎜ 小輪分度圓直徑的計算 ，244=96㎜ 圓周速度v=/60000=961500/60000=7.54m/s與估取的值相近.對K取值影響不大不必修正K取 K=K=1.61 大輪分度圓直徑=m=4.0106=424 mm， 齒寬==0.895.63=76

44、.50㎜ 大齒輪齒寬＝b圓整取齒寬＝80㎜ 小齒輪齒寬=b+（5～10）=80+5=85㎜ 按齒根彎曲疲勞強度校核計算 =YYYY[] 查圖8-67得 與 小輪 ＝2.67 大輪 ＝2.18 應力修正系數(shù)Y查圖8-68 ＝1.58 ＝1.81 重合修正系數(shù)Y由式8-67得 Y＝0.25+0.75/=0.25+0.75/1.71=0.69 所以Y=0.69 許用彎曲應力[]由式（8-71）計算 []=YY/S 彎曲疲勞極限查圖（8- 72） =460N/mm =390N/mm 彎曲疲勞強度得壽命系數(shù)查圖8-73查得 =1.0 尺寸系數(shù)Y 查圖8-74

45、 Y=1.0 安全系數(shù)S 查表8-27則 S=1.3 []=46011/1.3=353.85N/㎜ []=39011/1.3=300N/㎜ 故 =21.613438002.671.580.69/（85964）=98.74N/㎜ [] =21.613438002.181.810.69/（80964）=98.11N/㎜ [] 滿足要求，合格。 4.2 另一組變速齒輪的設計 依據(jù)變速組內(nèi)模數(shù)相等理論設計。所以m=4 根據(jù)需要，， =65 所以分度圓直徑㎜ 兩輪齒寬＝b圓整取齒寬＝80㎜ 選擇齒輪材料： 齒輪均選用45# HBS=210-240 H

46、BS [1.88-3.2（）]=1.78 K=11.31.191.12=1.73 按齒根彎曲疲勞強度校核計算 =YYYY[] 查圖8-67得 ＝2.27 應力修正系數(shù)Y查圖8-68 ＝1.74 重合修正系數(shù)Y由式8-67得 Y＝0.25+0.75/=0.25+0.75/1.78=0.67 所以Y=0.67 許用彎曲應力[]由式（8-71）計算 []=YY/S 彎曲疲勞極限查圖（8- 72） =390N/mm 彎曲疲勞強度得壽命系數(shù)查圖8-73查得 =1.0 尺寸系數(shù)Y 查圖8-74 Y=1.0 安全系數(shù)S 查表8-27則S=1.3 []=39

47、011/1.3=300N/㎜，故 =21.733438002.271.740.67/802604=37.84N/mm [] 滿足要求，合格。 變速箱內(nèi)部結(jié)構(gòu)如圖所示： 4.3 變速箱低速軸的強度校核 4.3.1 求軸的載荷 首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計算簡圖（見下圖）。對于32024型圓錐滾子軸承，查得a9.5㎜,因此軸的支承跨距L=68+366㎜ 根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖，扭矩圖，和當量彎矩圖（見下圖）。從軸的結(jié)構(gòu)圖和當量彎矩圖可看出，C截面的當量彎矩最大，是軸的危險截面。C截面處的、、、及的數(shù)值如下。 支反力 水平面 =6017.

48、47 N， =1118 N 垂直面 =2190.18 N， =406.92 N 彎矩和 水平面 =409187.96 N㎜ 垂直面 =148932.72 N㎜ 合成彎矩 N㎜ 扭矩T T=1512720 N㎜ 當量彎矩 N㎜ 4.3.2 校核軸的強度 （1）求軸的載荷 軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由表4-1（機械設計工程學[]）查得=650 N/㎜，則[]=0.09～0.1，即58～65 N/㎜，取[]=60 N/㎜，軸的計算應力

49、為 N/㎜<[]=60 N/㎜ 根據(jù)計算結(jié)果可知，該軸滿足強度要求。 4.3.3 精確校核軸的疲勞強度 （1）判斷危險截面 從受載情況觀察，截面C上最大，但應力集中不大（過盈配合及鍵槽引起的應力均集中在兩端），而且這里軸徑最大，故截面C不必校核。從應力集中對軸的疲勞強度削弱程度觀察，截面IV和V處過盈配合引起的應力集中最嚴重。截面V的應力集中與截面IV相近，但截面V不受扭矩作用，同時軸徑也較大。分析可知，危險截面為IV截面（左側(cè)）。 （2）計算危 險截面應力 截面右側(cè)彎矩為 N/㎜ 截面上的扭矩為 =1512720 N㎜ 抗彎

50、截面系數(shù) N/㎜ 抗扭截面系數(shù) N/㎜ 截面上的彎曲應力 N/㎜ 截面上的扭轉(zhuǎn)剪應力 N/㎜ 彎曲應力幅 N/㎜ 彎曲平均應力 扭轉(zhuǎn)剪應力的應力幅與平均應力相等，即N/㎜ （3）確定影響系數(shù) 軸的材料為45號鋼，調(diào)質(zhì)處理。由表查4-1得 N/㎜, N/㎜, N/㎜. 軸肩圓角處的有效應力集中系數(shù)、。根據(jù)r/d=2.0/68=0.029, D/d=70/68=1.03,由表4-5經(jīng)插值后可得。 尺寸系數(shù)、，查得 =0.67

51、，=0.80。 表面質(zhì)量系數(shù)、 根據(jù)=650 N/㎜和表面加工為精車，查圖4-19，得 材料彎曲、扭轉(zhuǎn)的特性系數(shù) ， 由上面的結(jié)果可得 查表4-4 中的許用安全系數(shù)[S]值，可知該軸安全。 5 結(jié)論 在能源日益緊缺的今天，高效節(jié)能的產(chǎn)品日益受到人們的青睞，節(jié)能技術(shù)一直是液壓領(lǐng)域所關(guān)注的重大課題之一。在滿足性能要求的前提下實現(xiàn)對液壓傳動系統(tǒng)具有機器重要的意義。 本文以機械設計理論為基礎，結(jié)合液壓傳動理論，對大功率液壓加載試驗臺機械系統(tǒng)設計進行研究。該試驗臺是由液壓加載泵、液壓馬達、變速器、減速器、增速器、輔助泵以及傳

52、感器等組成的系統(tǒng)。本文系統(tǒng)的對減速器、變速器進行了設計，其中包括參數(shù)計算、齒輪校核、軸的校核、具體的結(jié)構(gòu)設計、零件設計，以及整個系統(tǒng)的設計等各項工作。 本設計還有一些不足之處，一是基于能量回收的液壓加載試驗臺實例還比較少，設計時參考資料少，考慮必然會出現(xiàn)欠缺之處。二是對于液壓設計理論的理解還不夠深刻，運用起來不是很得心應手。另外，本設計只是處于理論階段，由于條件制約，沒能做成實物進行試驗，所以這些都是需要進一步研究和實踐的。 致謝 經(jīng)過幾個月的忙碌和學習，本次畢業(yè)設計已經(jīng)接近尾聲，作為一個本科生的畢業(yè)設計，由于經(jīng)驗的匱乏

53、，難免有許多考慮不周全的地方，如果沒有老師的督促指導，以及一起工作的同學們的支持，想要完成這個設計是難以想象的。 在這里首先要感謝我的指導老師張建卓教授。他平日里工作繁多，但在我做畢業(yè)設計的每個階段，從外出實習到查閱資料，設計草案的確定和修改，中期檢查，后期詳細設計，裝配草圖等整個過程中都給予了我悉心的指導。我的設計較為復雜煩瑣，但是張建桌老師仍然細心地糾正圖紙中的錯誤。除了敬佩張老師的專業(yè)水平外，他嚴謹?shù)闹螌W態(tài)度和鉆研科學的精神也是我永遠學習的榜樣，并將積極影響我今后的學習和工作。 然后還要感謝大學四年來所有的老師，為我們打下機械專業(yè)知識的基礎；同時還要感謝所有的同學們

54、，正是因為有了你們的支持和鼓勵。此次畢業(yè)設計才會順利完成。 最后感謝各位老師大學四年來對我的大力栽培，在此，我向各位老師表示深深的感謝和崇高的敬意。 參考文獻 [1]彭熙偉，陳建萍.液壓技術(shù)的發(fā)展方向[J].液壓與氣動，2007（3）：1～4 [2]劉志峰，劉光復.綠色設計.北京：機械工業(yè)出版社，1999年. [3]隗金文,王慧.液壓傳動.沈陽:東北大學出版社,2001年. [4]桑勇，占林，祁小野，白國長.液壓系統(tǒng)中節(jié)能技術(shù)的討論[J].機床與液壓， 2007（3）：83～86 [5]Step

55、W.James,sarfraz Khaliq,Ralph P.Tatam..A long period grating liquid level sensor [C].Proc.of 15th Optical Fiber Sensors Conference Technical Digest,2002 [6]張展，葉少華，韓為峰.減速器設計選用設計手冊.上海：上海科學技術(shù)出版社，2001年 [7]鞏云鵬,田萬祿,張祖立,黃秋波.機械設計課程設計.沈陽:東北大學出版社,2000年. [8]王洪欣,李木,劉秉忠.機械設計工程學(I).徐州: 中國礦業(yè)大學出版社,2001年. [9] 唐大放,馮曉寧,楊現(xiàn)卿.機械設計工程學(II).徐州: 中國礦業(yè)大學出版社,2001年. [10]吳宗澤.機械設計實用手冊.北京:化學工業(yè)出版社,1999年. [11]馬曉春.我國現(xiàn)代機械制造技術(shù)的發(fā)展趨勢[J].森林工程，2002（3） 35