本 科 毕 业 设 计 (论 文)
装载机的终传动结构设计
Design of Final Drive Structure
of Loader
学 院： 机械工程学院 专业班级： 机械设计制造及其自动化 机械092 学生姓名： 李磊 学 号： 510910239 指导教师： 杨平
2013 年 5 月
目 录
1 绪论„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„1
1.1 装载机发展史„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„2
1.2 装载机的分类„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„3 2 轮边减速器„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„4
2.1 轮边减速器的主要型式及其特性„„„„„„„„„„„„„„„„„4
2.2 轮边减速器的选用„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„5
2.3 轮边减速器的润滑„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„5 3 轮边减速器齿轮的设计„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„7
3.1 选定齿轮类型、精度等级、材料以及齿数„„„„„„„„„„„„„7
3.2 按齿面接触强度来进行设计„„„„„„„„„„„„„„„„„„„7
3.3 按齿轮的齿根弯曲强度来设计„„„„„„„„„„„„„„„„„„9
3.4 几何尺寸的计算„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„10 4 输入轴的设计„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„11
4.1 尺寸设计„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„11
4.2 按弯扭合成应力校核轴的强度„„„„„„„„„„„„„„„„„„14
4.3 精确校核轴的疲劳强度„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„15
4.4 按照静强度条件进行校核„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„21 5 输出轴的设计„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„23
5.1 尺寸设计„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„23
5.2 精确校核轴的疲劳强度„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„24 结论 „„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„28 致谢 „„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„29 参考文献 „„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„30
1 绪论
装载机在港口、铁路、水电、公路、矿山、建筑等建设工程中是一种常用的施工机械，用途十分广泛，其主要作用就是用来铲装泥土、砂子、煤炭、石灰等散状物体，显然它当然也可以对地下的矿材和坚硬土壤等等物体进行铲挖作业。如果将它的的工作装置进行改变还可以起到起重、推土以及装卸的作用。此外，在建设公路中，特别是在高级公路建设中，装载机作用于路基工程的运输、填埋、挖取以及混凝土料场的收集与装取等作业。另外装载机还可进行推运土壤、碾平地面和牵引其他工程机械等作用。因为装载机在这些方面具有作业运输速度快、操作方便、办事效率高、机械的机动性好等很多优点，所以它成为了工程施工建设中的主要核心机械。
国内 ZL50型号的装载机生产厂家除了极个别厂家采用了自行研制生产的传动系外，大多数的厂家采用的几乎都是同一套传动系而且十分结构相似，液压变速器和驱动桥都是我国六七十年代测绘的外国公司产品所模仿设计的，这几十年来还未作设计改变。 国产轮式装载机正在从低水平、低质量、低价位、满足功能型向高水平、高质量、中等价位、经济的实用过渡。再从仿制走向自己研发过渡，各大主要制造厂不断的进行技术创新以及改变，另外加上采用不同的技术方案，技术人员在主要部件及系统上进行技术创新，解决了产品雷同的窘境，在这些年的研发里国内的装载机发生了天大的变化，从低质量以及低价位的竞争之中闪亮走出，从而成为了装载机这一行业的领先者。
（1）大型和小型轮式装载机，在近几年的发展过程中，受到客观条件及市场需求量的干扰。在这些轮式装载机的竞争中，中型的装载机更新最为之快相信它的发展速度会越来越快。
（2）根据各生产厂家的实际情况，重新进行总体设计，优化各项性能指标，强化结构件的刚度以及强度，这使现在的整机的稳定性以及可靠性得到了大幅度的提高。
（3）从细微的方面改变装载的系统以及结构。比如装载机的动力系统的减振，还有散热系统等结构的优化、装载机的工作装置性能指标的优化及各方面的防尘、建设中的造型设计等等。
（4）提高装载机的稳定性和安全性能。让驾驶室具备更多的功能，将驾驶室的环境变得和汽车差不多，这样驾驶员才能更有效率的操作，其中包括装载机的座椅、方向盘、各操纵档都能方便调节，使驾驶员能够随时随地的处于最佳工作状态。
（5）利用电子技术及负荷传感技术来实现变速箱的自动换挡及液压变量系统的应用，从而来提高工作效率，节约资源，以及装载机工作中的成本。
（6）把装载机的噪声以及排放都进行降低，从而达到环保效果。现在随着人们日益增强的环保意识，装载机噪声以及排放的降低工作已经一触即发，很多的大城市都已经开始制定机动车的噪音、尾气排放等标准，如果该工程机械在审查中若不符合国家制定的标准，它此地区的销售将被限制。
（7）现如今广泛利用新型工艺、新的材料、新的技术，尤其是机电一体化技术，来提高装载机的使用寿命以及安全性。
（8）尽量减少装载机的保养次数以及维修时间从而达到最大限度地进行尽量，普遍采用电子监控及监视技术，更进一步的改善自动故障诊断系统，使驾驶员更轻松的解决不会的问题。
1.1装载机发展简史
最早期制造的装载机大概在九十多年前。当时是最原始的装载机，就是在农用的拖拉机前面装上类似于铲斗的装置而成。而自己带有发动能力的装载机，是在一九二零年的年初才出现的，它的铲斗被装在两根笔直的圆柱之上，铲斗的上升和下降都是用钢丝绳来进行操纵的。 但是到了一九三零年，研究人员对装载机的结构设计进行了很大的改装。直到一九三九年，先进的轮胎式装载机才就此诞生，比如美国一个公司制造的Pay型装载机。但是这种装载机的系后轮驱动以及前轮转向。由于它的工作结构尺寸太小，所以它的稳定性以及转向性令人不太满意，后来这个公司把它主要作为其他机器的使用，例如用于装载散装或轻一点的货物。 到了四十年代，装载机的发展得到了巨大的提高。一九四一年的那天，驾驶室从装载机的后面移动到前面，增大了驾驶员操作时的视野；装载机的发动机反之移动到装载机的后面，从而大大增加了装载机的平衡性；为了让驾驶员的工作更具有可靠性以及安全性，人们觉得柴油发动比汽油发动机要好所以就代替了汽油发动机。就这样装载机的功率变得更大了。后来人们把装载机的质量都用来提高牵引力，因此那个年代的装载机的插入力都增加了不少。 一九五零年世界首台紫带液力变矩器的轮式装载机横空出世。液力变矩器这一改装对装载机以后的前景有着关键性的作用，它使装载机在工作时能够更加平稳准确的插进物料堆之中并且它的工作速度也变得更加的快，在插进物料运动同时，装载机的发动机并不会因为阻力太大而停止工作。这一次装载机机构上的重大改变，装载机的生产能力大幅度提高，装载机因此也越来越多的使用在工程施工中，产量也在逐年增加。 一九六零年世界首台铰接式装载机被研发出来了，这一研发使装载机机械各个性能变得越来越优良，也从而弥补了装载机的机动性差和稳定性不足的缺陷。随着技术的改革还有时代的推前，装载机也随之有着重大改变。盗了六十年代，电动轮装载机出现了，这一出现是装载机在历史上的又一个突破，这使装
载机的工作范围更进一步的增加了。今后装载机的发展的趋势，是通过工作机构尺寸的增加和结构的改进，使装载机的生产能力得到进一步的增加。 装载机的结构和斗容渐渐的随着改进和增加，使装载机的工作范围逐渐增大，那时最原始的装载机是不可以进行挖铲材料的，但是现在由于装载机铲掘能力比一九三九年的挖铲能力增大了两倍多，所以越来越多的装载机亦能从事一般的单斗挖掘机所做的一些铲掘工作，使装载机从仅在建筑工程上使用，从而渐渐的从建筑工程发展到了露天采矿。直到一九六零年之前，因为装载机的斗容太小，所以往往它只用在捣堆、清扫工作面等辅助的工作。自从研发出了大斗容轮式装载机之后，该轮式装载机就成为了露天施工采矿的主要采矿机械之一。随着时间的过渡六十年代之前，这段时间也生产试制了很多大功率以及大容量轮式装载机利用在露天采矿上面，所以它们被广泛的运用在了露天采矿这方面上。后来人们开始研究装载机的行走部分，对它进行了结构的分析，从而装载机的整体开始得到完善。一开始的人们制造的装载机都是履带式的，到后来为了增加它的灵活性和机动性，因此改用了轮胎式。后来出现了轮胎寿命不长、损耗能源太大和成本太高等很多问题，又迫于种种原因被重新改为了履带式装载机。七零年之后，因为轮胎的磨损问题得到全面的解决，从而履带式又被轮式装载机所代替，轮式装载机又得到了重大的发展。到如今，全世界的轮式装载机产量大概占了所有类型装载机总生产量的百分之七十到百分之八十。一般功率大的装载机，都是轮胎式装载机。在露天采矿中，机动性和灵活性都很欠缺的履带式装载机受到了极大限制，所以轮胎式装载机得到了广泛的运用。
1.2.装载机的分类
装载机主要可以分为履带式装载机和轮胎式装载机这两种装载机，这是按装载机的行走结构来划分的。以专用底盘或工业拖拉机为履带式装载机的基础车，另外加上工作装置和操纵系统组装而成。履带式装载机行驶速度慢、装载效率低、转移不灵活还会对场地有着破坏的负面影响，所以在工程施工中履带式装载机已经被轮式装载机所代替。操纵转向离合器和正转连杆机构的工作装置。轮胎式装载机由行走装置、液压系统、动力装置、传动系统、转向系统、车架、工作装置和制动系统等组成。轮式装载机的移动速度快、移动快捷方便，可在城市道路上行驶，因此轮式装载机的使用比较广泛。
2 轮边减速器
2.1 轮边减速器特性以及主要类型
（1）圆柱齿轮减速器：该类型的传动比一般都小于8，在这个条件下可选用单级圆柱齿轮减速器；当大于8时，最好选用二级圆柱齿轮减速器（传动比在8到40之间），当传动比大于40时，最好是三级圆柱齿轮减速器。
圆柱齿轮减速器的等级如果在两级和两级以上，则传动布置型式分为分流式、同轴式和展开式等数种。展开式最简单，但由于齿轮两侧的轴承不是对称布置，因而将使载荷沿齿宽分布不均匀，且使两边轴承受力不等；分流式减速器，由于齿轮两侧的轴承对称布置，而且受力大的低速级又正好位于两轴之间，所以载荷沿齿宽的分布情况显然比展开式好；同轴式减速器的就如意思上所说输入轴和输入轴位置在同一轴线上，所以该减速器的箱体长度比较短，但是该同轴式减速器的重量和轴向尺寸都比较大。所有减速器中圆柱齿轮减速器是使用最为广泛的减速器。该减速器的传递功率可大至几万KW范围十分大，它的圆周速度范围也十分大，一些减速器的圆周速度达到140m/s，而有的减速器的圆周速度才70m/s。
圆柱齿轮减速器有圆弧齿形以及渐开线齿形两种。它们除齿形不同之外，减速器的结构设计几乎相同。如果他们的传动比和传动功率相同时，渐开线齿轮减速器在长度方向的尺寸比圆弧齿轮减速器大约长30%~40%。
（2）蜗杆减速器：该类型的减速器一般用于的场合是在传动比大于10的时候。如果减速器的传动比很大时，则该减速器的传动结构会变得十分紧凑，尺寸也会变小。但是因为蜗杆减速器的传动效率比较低，所以蜗杆减速器不宜在长期连续使用的动力传动中应用。蜗杆减速器主要有蜗杆在上和在下两种不同的形式。如果蜗杆减速器的蜗杆周围的速度小于4m/s时蜗杆在下式是采用的比较好的方法，这个时候，齿轮啮合处能得到充分的冷却和润滑。但是如果蜗杆圆周速度大于4m/s时，为了避免油量太多，导致发热过多，蜗杆在上式是必须采用的。
阿基米德蜗杆减速器是常用的蜗杆减速器，但其承载能力、传动效率、使用寿命都是较低的。最近几年来有些新型的蜗杆减速器出现在了市面上。例如：圆弧齿蜗杆减速器、球面蜗杆减速器、平面包络蜗杆减速器等。其中球面蜗杆减速器的传动功率已达到1000KW，单级传动效率达到85%~90%，体积只有普通蜗杆减速器的50%~60%。
（3）圆锥齿轮减速器：这种类型的减速器是用在输入轴的部位成相交的状态。因为圆锥齿轮的悬臂通常是装在轴端的，并且因为圆锥齿轮的精加工非常困难，所以在范围内它的圆周速度一般较低，因此这种圆锥齿轮减速器没有圆柱齿轮减速器的涉及广泛。
（4）行星齿轮减速器：传动效率高是行星齿轮减速器的最大特点，另外它的传动比范围十分广，其中它的传动功率最高可达到50000kW，行星齿轮减速器的重量和占地范围要比圆柱齿轮减速器还有蜗杆减速器要小。
目前行星齿轮减速器不仅仅渐开线行星齿轮，行星摆线针轮边减速器和谐波齿轮减速器也广泛的运用在各个行业。
2.2 轮边减速器的选用
(1)首先根据实际使用情况，按表确定轮边减速器的工作制度表2-1。
表2-1 工作制度表
工作制度
Kr
KN
tg/tx
Tg
轻 型 （15%） ≤0.33 ≤0.25 ≤0.15 ≤1250 中 型 （25%） 0.33＜Kr≤0.67 0.25＜Kn≤0.5 1250＜Tg≤7300 重 型 （40%） 0.67＜Kr≤1 0.5＜Kn≤0.75 7300＜Tg≤17600 连续型 （100%） ＜1 ≤0.75 ≤0.4 17600＜Tg≤50000 0.15＜tg/tx≤0.25 0.25＜tg/tx≤0.4
（2）根据工作制度、总传动比、输入转速和功率，可在各产品“减速器承 载能力表”中选出接近或偏大中心距的减速器。
（3）检验输入轴的最大短暂扭矩。输入轴最大短暂扭矩，在每一工作循环内，连续作用时间不应超过工作时间tg的3%，同时小齿轮进入啮合次数不应超
过500次。
（4）对于轴端需承受径向载荷者，应校验轴端径向载荷。
（5）如果（3）、（4）两条中任意一条超过“减速器承载能力表”中的范围，必须重新考虑选较大中心距的减速器。
（6）所选用的减速器型号可以用型号标记的方法来写出。
（7）若输入的转速小于600转每分钟，则按600转每分钟来计算的输出扭矩，弱国输入转速没有列入其中，可以用插入法来计算得出。
当减速器为两端出轴时，应按两端的输入功率或输出扭矩之和选取减速器。 如果已知条件为输入轴扭矩，应将扭矩T转化为功率P
P=Tn/9550iη （kW）
式中 T——输出扭矩（N*m）；
n——输入转速（r/min）；
i——总传动比;
η——总传动效率。
2.3 轮边减速器的润滑
减速器之所以润滑，其目的在于减少传动件接触表面的磨损和摩擦，于此同时还起散热和冷却的作用。
齿轮减速器的润滑油粘度，一般是根据齿轮圆周速度高低来选择。其荐用值可参考一些书籍。
喷油润滑要比油浴润滑条件好，所以选用油的粘度要稍大一些。
油的飞溅、齿轮的搅拌及喷油润滑，都会使油与空气的接触机会增加，加速油的氧化气泡。故应选用抗氧化性能好的油液。
在大气中水分多（在停止工作时还有冷凝水）或工作环境潮湿等场合，易使油液乳化。故要求选用的油，有抗乳化性能。
因轮齿齿面接触应力大，而且有滑动，故要求油膜应有做够的强度（承载能力）。
此外，为保证正常润滑性能，有油中要添加适量的添加剂，如极压剂、防氧化剂、防锈剂等。在使用时，应充分考虑齿轮的材质和其他一些要求
3 齿轮的设计
输入功率大约30KW,输入转速1000r/min，传动比14，每天工作16小时，使用寿命10年（假设每年工作300天）。
3.1 选定齿轮类型、精度等级、材料以及齿数
1）减速器传动比i=14,故属于2级NGW型行星传动系统。
2）该齿轮属于低速传动，以及方便加工，所以采用齿形角为20º，直齿传动，精度定位6级。
3）材料的选择。根据表10-1选择小齿轮材料为40Cr，热处理使用调质硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢，热处理为调质硬度为240HBS。
查《渐开线行星齿轮传动设计》中图4-7a的Zamax=20，查得13
3.2 按齿面接触强度来进行设计
用式
(d)
a≥2
.进行计算，其中：齿数比
u=ZcZa==2
（1）确定公式内的各计算数值
1）试选载荷系数K1=1.3 2）计算齿轮传递的扭矩：
95.5⨯105P95.5⨯105⨯30==2.865⨯105N⋅mm T1=
n1000
3）查《机械设计》表10-7选取齿宽系数φd=0.5
4）查《机械设计》表10-6材料的单性影响系数选取ZE=198.8MPa 5）查图10-21d按齿面的硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σ=600Mpa；大齿轮的接触疲劳强度σ
Hlim 2=550Mpa。
Hlim 1-1
2
6）根据公式10-13计算齿轮的应力循环次数。 N1=60n1jLh=
6⨯010⨯0（0⨯1⨯2⨯8）＝⨯30010
9
⨯2.8810
2.88⨯108
N2==1.44⨯109
2
7）由《机械设计》图10-19取该接触疲劳的寿命系数KHN1=0.90;KHN2=0.95。 8）计算齿轮的接触疲劳的许用应力。
取失效概率为1%，安全系数S=1，由式（10-12）得
[σH]1=[σH]2
KHN1σlim1
=0.9⨯600MPa=540MPaS
KHN2σlim2==0.95⨯550MPa=522.5MPa
S
（2） 计算
1）试算齿轮的分度圆直径
=(d)
a≥=97.17
2）计算齿轮的圆周速度V。 πdan1π⨯97.1⨯7100
=ms=5.08ms v=
60⨯1000⨯601003）计算齿轮的齿宽b。
b=Φd⋅da=0.5⨯97.mm17≈4）计算齿轮的齿宽齿高的比值 模数 mt=
b
h
6mm48.
da97.17
=mm=6.47mm8 za15
齿高 h=2.25 4.m2.2⨯56.=748m1mt=
b97.17==6.67 h14.57
5）计算齿轮的载荷系数。
根据v=5.088m/s，6级精度，由图10-8查得动载系数为Kv=1.05 直齿轮，KHα=KFα=1；
查《机械设计》表10-2查得的使用系数为KA=1.75
查《机械设计》表10-4得相对支承却非对称布置时，取KHβ=1.320，用插值法查得6级精度。
b/h=6.671, KHβ=1.320查《机械设计》图10-13的KFβ=1.28；故得载荷系数为
K=KAKVKαH
K51.⨯0⨯51=1.32 2βF=1.7⨯
6)按实际载荷系数校正所计算得出的分度圆直径，由式（10-10a）得
da=d5=97.1=119.mm6 2
7）计算齿轮的模数m。 m=
da119.62
==7.9 7za15
3.3 按齿轮的齿根弯曲强度来设计
根据公式10-5得出的弯曲强度的计算公式为
m≥ （1）确定设计公式内的各个计算数值
1）由《机械设计》图10-20c得大齿轮的弯曲强度极限为σFE2=380MPa；小齿轮的弯曲疲劳强度极限为σFE1=500MPa；
2）由《机械设计》图10-18得出弯曲疲劳寿命系数为KFN1=0.85，KFN2=0.88；
3）计算出弯曲疲劳许用应力。
根据实际情况取弯曲疲劳的安全系数为S=1.4再根据公式（10-12）得出计算
[σF]1=[σF]2
KFN1σFE10.85⨯500
==303.57MPaS1.4
Kσ0.88⨯380=FN2FE2==238.86MPa
S1.4
4）计算载荷系数K。 K=KAKVKαH5）查取齿形系数。
由《机械设计》表10-5查得 YFa1=2.97 YFa2=2.52。 6）查取应力校正系数。
由《机械设计》表10-5查得 YSa1=1.52 YSa2=1.625。 7）计算出大齿轮和小齿轮的
K51.⨯0⨯51=1.28 2βF=1.7⨯
YFaYSa
σF并加以比较。
YFa1YSa1
σF1
==
2.97⨯1.52
=0.01467
303.57
2.52⨯1.625
=0.01709
238.86
YFa2YSa2
σF2
大齿轮的数值大 （2）实际计算
==9
m≥
4 .68
经过2次计算对2个数据进行比较，按齿面接触疲劳强度计算出的模数大于按齿根弯曲疲劳强度计算出的模数，因为齿轮模数的大小所决定的承载能力主要由弯曲强度来决定，仅与齿轮直接（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数4.68并就近圆整为标准值m=5mm，按接触强度算得的分度圆直径da=119.62mm，算出小齿轮齿数
d119.62
≈24 z1=a=
m5
则大齿轮齿轮 z2=2⨯24=4 8
3.4 几何尺寸的计算
（1）计算出分度圆的直径
da=zmm1m=24⨯5=120 db=zm=48⨯5=240mm2（2）计算出齿轮中心距 a=（3）计算出齿轮的宽度
b=Φdda=0.5⨯12=0mm60 取B2=60mm，B1=65mm。
*
-2c*)m=107.5mm 齿根圆直径：小齿轮df1=(z1-2ha
*
-2c*)m=227.5mm 大齿轮df2=(z2-2ha
*
齿顶圆直径：小齿轮da1=(z1+2ha)m=130mm * 大齿轮da2=(z2+2ha)m=250mm
da+db120+240
==180mm 22
以上设计环节为标注的表以及图均为《机械设计》上查得。
4 输入轴的设计
4.1 尺寸设计
4.1.1 求出输入轴的功率P1、转速n1、和转矩T1
P1=30 KW, n1=100 r/min
P30=9550000⨯=2865000 N⋅mm n100
4.1.2 初步确定轴的最小直径
则T1=9550000
先按式dmin初步计算出轴的最小直径。轴的材料选用40Cr钢，热处理用调质处理。根据表15-3得A的值（126-103），由于该轴无轴向载荷，所以A取较大值，即A =115，于是得：
dmin=115≈80 mm 我们知道输入轴的最小直径就是联轴器的轴的直径dⅠ-Ⅱ。为了使所选取的轴的直径dⅠ-Ⅱ与联轴器的孔以及直径相适应，所以同时要计算出联轴器的转矩等参数以及联轴器的型号。
联轴器计算转矩Tca=KAT，查《机械设计》表14-1，考虑到它的转矩变化和冲击载荷大，故取KA=1.9，则：
Tca=KAT=1.9⨯2865000=5443500N⋅mm
按照公式计算转矩Tca应该不大于联轴器公称转矩的条件，然后查标准GB/T5014-2003或者相关手册，选用LH7型弹性柱销联轴器，得到它的公称转矩是630000 N·mm。半联轴器的孔径d=80 mm，故取直径为dⅠ-Ⅱ=80mm，半联轴器的长度L=172 mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=132。 4.1.3 根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度
输入轴的装配方案如图4-1所示
图 4-1 输入轴的装配图
（1）为了达到半联轴器轴向的定位要求，I-II轴的右端需要制出一轴肩，故取II-III段直径为dⅡ-Ⅲ=95mm。半联轴器和轴配合毂孔的长度L1=132mm，为了确保轴向定位可靠以及轴端的挡圈压在半联轴器上但不压在轴端面上，故I-II段长度应该比毂孔的长度略短2~3 mm，所以取lI-II=130mm。
（2）初步选择滚动轴承。因轴承只受径向力作用，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据dII-III=95mm，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的深沟球轴承61919，其尺寸为d×D×B=95 mm×130 mm×18 mm。
右端深沟球轴承采用轴肩进行轴向定位，轴肩高度一般用h>0.0.7d，h故取8mm，故取dIII-IV=103mm。
（3）为了轴承端盖的方便拆装及便于对轴承添加润滑脂的要求，查得相关手册，取端盖的外端面与半联轴器右端面之间的距离l=36 mm；考虑到轴承端盖和前机盖的宽度，故取lII-III=268mm。
（4）因该行星轮传动系统为太阳轮浮动，故输入轴的IV-V段与太阳轮通过花键连接，查取相关手册选取小径d=92mm的花键，故IV-V段直径为
dIV-V=92mm；为了保证太阳轮和输入轴通过花键的装配，故取LIV-V=65mm；为了保证输入轴的正常装配，取LIII-IV=10mm。 4.1.4 轴上零件轴向定位
半联轴器与轴的轴向定位采用平键连接，太阳轮与轴的轴向定位采用花键连接。
4.1.5 确定轴上圆角和倒角尺寸
参考《机械设计》表15-2，输入轴I-II段的轴端倒角为2×45°，IV-V段的轴端倒角为2.5×45°，截面I处的轴肩圆角为R2，其余的轴肩圆角为R2.5。 4.1.6 输入轴的受力分析
求出轴上的载荷首先根据轴的结构图做出轴的受力简图如何4-2；做出轴的弯矩图和扭矩图如图4-2所示
（1）作为简支梁的轴的支撑跨距：
L1+L2+L3=197mm+164mm+255mm=616mm
（2）左端联轴器属于有弹性元件的弹性柱销联轴器，有方向不定径向力
FAO=(0.2:0.5)FtA，取FAO=0.3FtA（如图4-2），则：
FtA=
2T2⨯2865000
==17906N D320
FAO=0.3FtA=0.3⨯1790.6=5372N
（3）轴xoz平面上受力分布及弯矩图（如图4-2）:
RAz=Fra
L3255=695⨯=1080.64NL2164
RBz=RAz+Fra=695+1080.64=1775.64N
则B点处的弯矩MBz=FraL3=695⨯255=177225N⋅mm （4）在轴xoy平面上受力分布及弯矩图（如图4-2）：
RAy=Fta
L3255=1910⨯=2969.81NL2164
RBy=RAy+Fta=2969.81+1910=4879.81N
则B点的弯矩MBy=FtaL3=1910⨯255=487050N⋅mm （5）根据2平面的受力弯矩初步合成弯矩图（如图4-2）
'==518291.81N⋅mm MB
（6）与联轴器径向力FAO在同一平面内的受力分布及弯矩图（如图4-2）：
RBO=FAO
L1197=537.2⨯=645.29NL2164
RAO=RBO+FAO=537.2+654.29=1182.49N
则该平面内弯矩为MAO=FAOL1=537.2⨯197=105828.4N⋅mm （7）最后合成弯矩图如图（4-2）所示
MA=105828.4N⋅mm,MB=518291.81N⋅mm
（8）扭矩图如图（4-2）所示：
T=2865000 N·
mm
图 4-2 输入轴受力扭矩图
4.2按弯扭合成应力校核轴的强度
在按弯扭合成应力校核轴的强度时，通常我们一般只是校核轴上承受最大扭矩和弯矩的截面。根据公式
σca=
≤[σ-1]进行校核。
σca——轴的计算应力，MPa；
M——轴所受的弯矩，N·mm；
T——轴所受的扭矩, N·mm； W——轴的抗弯截面系数,mm3；
[σ-1]——对称循环变应力时轴的许用弯曲应力，按表15-1选用。
其中，因为轴的单向旋转，扭转切应力应为脉动循环应力，故取α=0.6，因为截面C形状为圆形，所以选用W=0.1d³。
一般的校核都是校核承受最大弯矩和扭矩的截面， 则计算轴的应力为;
σca=
=
=41.44MPa
因为选定的轴材料是40Cr钢，热处理为调质处理，查表15-1查得
[σ-1]=70MPa。因为σca≤[σ-1]，故截面C处安全。
4.3 精确校核轴的疲劳强度
（1）截面Ⅱ处的疲劳强度校核 ① 截面Ⅱ左侧
抗弯截面系数W=0.1d3=0.1⨯803=51200mm3 抗扭截面系数W=0.2d3=0.2⨯803=102400mm3
在截面II的左侧弯矩M为MII左=5372⨯102=547944N⋅mm 在截面II上的扭矩T为T=286500 N·mm
M547944==10.70MPa 在截面II上的弯曲应力σb=W51200在截面II上的扭转切应力τT=
T286500
==27.98MPa WT10240
选取轴的材料为40Cr，热处理为调质处理，查机械设计查得: 抗拉强度极限σB=735MPa 弯曲疲劳极限σ-1=355MPa 剪切疲劳极限τ-1=200MPa
截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数ασ和ατ可按相关手册查取。因r/d=2.0/80=0.025，D/d=95/80=1.19,经过插值后可查得：
ασ=1.96,ατ=1.63
又由相关手册可查得轴的材料的敏感系数为：
qσ=0.82、qτ=0.85
故有效应力集中为：
kσ=1+qσ(ασ-1)=1+0.82⨯(1.96-1)=1.79kτ=1+qτ(ατ-1)=1+0.85(1.63-1)=1.54
根据相关手册查得尺寸系数εσ=0.65，表面质量系数为ετ=0.79轴按磨削加工，则表面质量系数为βσ=βτ=0.92；轴未经表面强化处理，即βq=1，则综合系数为：
Kσ=
kσ
εσ
kτ
+
1
βσ
1
-1=
1.791
+-1=2.840.650.92
1.541
Kτ=+-1=+-1=2.04
ετβτ0.790.92
又由碳钢的特性系数：
ϕσ=0.1:0.2，取ϕσ=0.1
ϕτ=0.05:0.1，取ϕτ=0.05
于是，计算安全系数Sca的值，得：
Sσ=
σ-1275==9.05
Kσσa+ϕσσm2.84⨯10.70+0.1⨯
τ-1155
==5.30
Kττa+ϕττm2.04⨯27.98+0.05⨯27.98
στ
==4.57>S=1.52
2
Sτ=
Sca=
故可知其安全。 ② 截面Ⅱ右侧
抗弯截面系数W=0.1d3=0.1⨯953=85737.5 mm3 抗扭截面系数WT=0.2d3=0.2⨯953=171475 mm3 截面Ⅱ右侧的弯矩M为MⅡ右=5372⨯102=547944 N⋅mm 截面Ⅱ上的扭矩T为T=2865000 N·mm
M547944==6.39 MPa W85737.5T2865000==16.71 MPa 截面Ⅱ上的扭转切应力τT=
WT171475
因r/d=2.5/95=0.026，D/d=95/80=1.19,经过插值后可查得：
截面Ⅱ上的弯曲应力σb=
ασ=1.96、ατ=1.62 有效应力集中为
kσ=1+qσ(ασ-1)=1+0.82⨯(1.96-1)=1.79
kτ=1+qτ(ατ-1)=1+0.85⨯(1.62-1)=1.53
根据相关手册查得尺寸系数εσ=0.63，表面质量系数为ετ=0.77，则综合系数为：
1.791
+-1=2.93
εσβσ0.630.92
kτ11.531Kτ=+-1=+-1=2.07
ετβτ0.770.92Kσ=
+
-1=
于是，计算安全系数Sca的值，得：
Sσ=
kσ1
σ-1275==14.69
Kσσa+ϕσσm2.93⨯6.39+0.1⨯0
Sτ=
τ-1155
==8.75
16.7116.71Kττa+ϕττm2.07⨯+0.05⨯
2
2
στ==7.52>S=1.5 Sca=
故可知其安全。 （2）截面Ⅲ处校核 ① 截面Ⅲ左侧
抗弯截面系数W=0.1d3=0.1⨯953=85737.5 mm3 抗扭截面系数WT=0.2d3=0.2⨯953=171475 mm3 截面Ⅲ左侧的弯矩M为：
255-9
=3676497 N⋅mm 255
截面Ⅲ上的扭矩T为T=2865000 N·mm
M3676497==42.88 MPa 截面Ⅲ上的弯曲应力σb=W85737.5
MⅢ左=3811003⨯
截面Ⅲ上的扭转切应力τT=因
T2865000==16.71 MPa WT171475
r/d=2.5/95=0.026，D/d=103/95=1.08,经过插值后可查得：
ασ=1.85、ατ=1.25
有效应力集中为:
kσ=1+qσ(ασ-1)=1+0.82⨯(1.85-1)=1.70
kτ=1+qτ(ατ-1)=1+0.85⨯(1.25-1)=1.21
根据相关手册查得尺寸系数εσ=0.63，表面质量系数为ετ=0.77，则综合系数为：
1.701
+-1=2.79
εσβσ0.630.92
kτ11.211Kτ=+-1=+-1=1.66
ετβτ0.770.92Kσ=
+
-1=
于是，计算安全系数Sca的值，得：
kσ1
σ-1275
==2.3
Kσσa+ϕσσm2.79⨯42.88+0.1⨯0
τ-1155
Sτ===10.85
16.7116.71Kττa+ϕττm1.66⨯+0.05⨯
Sσ=Sca=
στ
==2.25>S=1.52
2
故可知其安全。 ② 截面Ⅲ右侧
抗弯截面系数W=0.1d3=0.1⨯1033=109272.7 mm3 抗扭截面系数WT=0.2d3=0.2⨯1033=218545.4 mm3 截面Ⅲ右侧的弯矩M为：
255-9
=3676497 N⋅mm 255
截面Ⅲ上的扭矩T为T=2865000 N·mm
M3676497==33.65 MPa 截面Ⅲ上的弯曲应力σb=
W109272.7T2865000==13.11 MPa 截面Ⅲ上的扭转切应力τT=
WT218545.4
因r/d=2.5/103=0.024，D/d=103/95=1.08,经过插值后可查得：
MⅢ右=3811003⨯
ασ=1.84、ατ=1.20
有效应力集中为
kσ=1+qσ(ασ-1)=1+0.82⨯(1.84-1)=1.69
kτ=1+qτ(ατ-1)=1+0.85⨯(1.20-1)=1.17
根据相关手册查得尺寸系数εσ=0.61，表面质量系数为ετ=0.76，则综合系数为：
1.691
+-1=2.86
εσβσ0.610.92
kτ11.171Kτ=+-1=+-1=1.63
ετβτ0.760.92Kσ=
+
-1=
于是，计算安全系数Sca的值，得：
kσ1
σ-1275
==2.86
Kσσa+ϕσσm2.86⨯33.65+0.1⨯0
τ-1155
Sτ===14.08
13.1113.11Kττa+ϕττm1.63⨯+0.05⨯
Sσ=
2
2
Sca=
故可知其安全。 (3) 截面Ⅳ处校核 ① 截面Ⅳ左侧
抗弯截面系数W=0.1d3=0.1⨯1033=109272.7 mm3 抗扭截面系数WT=0.2d3=0.2⨯1033=218545.4 mm3 截面Ⅳ左侧的弯矩M为：
255-19
=3527046 N⋅mm 255
截面Ⅳ上的扭矩T为T=2865000 N·mm
M3527046==32.28 MPa 截面Ⅳ上的弯曲应力σb=
W109272.7T2865000==13.11 MPa 截面Ⅳ上的扭转切应力τT=
WT218545.4
因r/d=2.5/103=0.024，D/d=103/95=1.08,经过插值后可查得：
MⅣ左=3811003⨯
στ==2.80>S=1.5 ασ=1.84、ατ=1.20 有效应力集中为
kσ=1+qσ(ασ-1)=1+0.82⨯(1.84-1)=1.69
kτ=1+qτ(ατ-1)=1+0.85⨯(1.20-1)=1.17
根据相关手册查得尺寸系数εσ=0.61，表面质量系数为ετ=0.76，则综合系数为：
Kσ=
kσ
εσ
kτ
+
1
βσ
1
-1=
1.691
+-1=2.86 0.610.92
1.171
+-1=1.63 0.760.92
Kτ=
ετ
+
βτ
-1=
于是，计算安全系数Sca的值，得：
σ-1275
==2.98
Kσσa+ϕσσm2.86⨯32.28+0.1⨯0
τ-1155
Sτ===14.08
13.1113.11Kττa+ϕττm1.63⨯+0.05⨯
Sσ=Sca=
στ
==2.92>S=1.52
2
故可知其安全。 ② 截面Ⅳ右侧
抗弯截面系数W=0.1d3=0.1⨯923=77868.8 mm3 抗扭截面系数WT=0.2d3=0.2⨯923=155737.6 mm3 截面Ⅳ左侧的弯矩M为：
255-19
=3527046 N⋅mm 255
截面Ⅳ上的扭矩T为T=2865000 N·mm
M3527046σb===45.29 MPa
截面Ⅳ上的弯曲应力 W77868.8
MⅣ右=3811003⨯
T2865000
==18.40 MPa WT155737.6
因r/d=2.5/92=0.027，D/d=103/95=1.08,经过插值后可查得：
截面Ⅳ上的扭转切应力τT=
ασ=1.85、ατ=1.26 有效应力集中为：
kσ=1+qσ(ασ-1)=1+0.82⨯(1.85-1)=1.70
kτ=1+qτ(ατ-1)=1+0.85⨯(1.26-1)=1.22
根据相关手册查得尺寸系数εσ=0.64，表面质量系数为ετ=0.78，则综合系数为：
1.701
+-1=2.74
εσβσ0.640.92
kτ11.221Kτ=+-1=+-1=1.65
ετβτ0.780.92Kσ=
+
-1=
于是，计算安全系数Sca的值，得：
kσ1
σ-1275
==2.22
Kσσa+ϕσσm2.74⨯45.29+0.1⨯0
τ-1155
Sτ===9.91
Kττa+ϕττm1.65⨯+0.05⨯Sσ=Sca=
στ
==2.17>S=1.52
2
故可知其安全。
4.4 按静强度条件进行校核
(1)截面A处静强度校核
3MC3⨯1058284
==37.03 N/mm 最大弯曲应力σmax=W0.1⨯9533T3⨯2865000==50.12 N/mm 最大扭转应力τmax=3WT0.2⨯95
选取轴的材料为40Cr，热处理为调质处理，查机械设计查得: 抗拉强度极限σB=735MPa 弯曲疲劳极限σ-1=355MPa 剪切疲劳极限τ-1=200MPa
抗扭屈服极限τS=（0.55-0.62）σS，取： τS=0.58σS=0.58⨯355=206 MPa
因σSB≤0.6，有SS=1.2-1.4，取SS=1.3，则按屈服强度设计的安全系数：
SSσ=
σS355
==9.59 σmax37.03
SSτ=
τS206
==4.11τmax50.12
SσSτSSca
S=1.3
故安全。
（2）截面B处按静强度条件进行校核
3MD3⨯3811003
==133.35 N/mm 最大弯曲应力σmax=W0.1⨯9533T3⨯2865000==50.12 N/mm 最大扭转应力τmax=3WT0.2⨯95
按屈服强度设计的安全系数：
σS355
==2.66σmax133.35τS206SSτ===4.11
τmax50.12
SSσ=SScaSσSτ
S=1.3
故安全。
至此，轴的设计完成。
5 输出轴的设计
5.1 尺寸设计
5.1.1求输出轴上的功率P2，转速n2和转矩T2
假设取每一级齿轮的传动效率（包括轴承效率在内）η=0.97，则 P=Pη2=30×0.972kW=28.227kW
1
又 n2=n1=57rmin
i
P
T2=955002≈
n2
472N92⋅m60m
5.1.2 初步确定输出轴的最小直径
先按式dmin初步计算出轴的最小直径。轴的材料选用40Cr钢，热处理用调质处理。根据表15-3得A的值（126-103），由于该轴无轴向载荷，所以A取较大值，即A =120，于是得：
dmin=≈95mm 5.1.3 根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度
输出轴的装配方案如图5-1所示
图5-1 输出轴的装配图
输出轴的最小直径显然就是安装联轴器位置的直径dI-II。为了使所选的轴直径dI-II与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。
联轴器计算转矩Tca=KAT，查表14-1，考虑到它的转矩变化和冲击载荷大，故取KA=1.9
Tca=KAT=1.9⨯4729260=8985595mm
（1）按照公式计算转矩Tca应该不大于联轴器公称转矩的条件，然后查标准GB/T5014-2003或者相关手册，选用LH7型弹性柱销联轴器。半联轴器的孔径d=95 mm，故取直径为dI-II=95mm，半联轴器的长度L=180 mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=175。
（2）齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩的高度用式h>0.07d，去h=7mm，故轴环处的直径dII-III=102mm。轴环的宽度用式b≥1.4h，故取LII-III=10mm。
（3）取安装齿轮处的轴段III-IV的直径也为dIII-IV=95mm，齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位起来。已知齿轮轮毂的宽度为120mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，所以该轴的长度应该略短于轮毂长度，故取lIII-IV=115mm。
到此，已经大概的确定了轴的各段长度以及各段的直径。 5.1.4 确定轴上倒角尺寸
查书《机械设计》表15-2，输出轴的I-II和III-IV段的轴端倒角为2.5×45°，轴肩圆角为R2.5。
5.2 精确校核轴的疲劳强度
（1）截面II处校核 ① 截面II左侧 因
r/d=2.5/95=0.026，D/d=102/95=1.08,经过插值后可查得：
ασ=1.85、ατ=1.25
有效应力集中为:
kσ=1+qσ(ασ-1)=1+0.82⨯(1.85-1)=1.70
kτ=1+qτ(ατ-1)=1+0.85⨯(1.25-1)=1.21
根据相关手册查得尺寸系数εσ=0.63，表面质量系数为ετ=0.77，则综合系数为：
1.701
+-1=2.79
εσβσ0.630.92
kτ11.211Kτ=+-1=+-1=1.66
ετβτ0.770.92Kσ=
+
-1=
kσ1
于是，计算安全系数Sca的值，得：
σ-1275
==2.3
Kσσa+ϕσσm2.79⨯42.88+0.1⨯0
τ-1155
Sτ===10.85
16.7116.71Kττa+ϕττm1.66⨯+0.05⨯
Sσ=Sca=
στ
==2.25>S=1.5
2
2
故可知其安全。 ② 截面II右侧 因
r/d=2.5/102=0.024，D/d=102/95=1.08,经过插值后可查得：
ασ=1.84、ατ=1.20
有效应力集中为
kσ=1+qσ(ασ-1)=1+0.82⨯(1.84-1)=1.69
kτ=1+qτ(ατ-1)=1+0.85⨯(1.20-1)=1.17
根据相关手册查得尺寸系数εσ=0.61，表面质量系数为ετ=0.76，则综合系数为：
1.691
+-1=2.86
εσβσ0.610.92
kτ11.171Kτ=+-1=+-1=1.63
ετβτ0.760.92Kσ=
+
-1=
于是，计算安全系数Sca的值，得：
kσ1
σ-1275
==2.86
Kσσa+ϕσσm2.86⨯33.65+0.1⨯0
τ-1155
Sτ===14.08
Kττa+ϕττm1.63⨯13.11+0.05⨯13.11
Sσ=
2
2
Sca=
故可知其安全。 (2) 截面III处校核 ① 截面III左侧
因r/d=2.5/102=0.024，D/d=102/95=1.08,经过插值后可查得：
στ==2.80>S=1.5 ασ=1.84、ατ=1.20
有效应力集中为
kσ=1+qσ(ασ-1)=1+0.82⨯(1.84-1)=1.69
kτ=1+qτ(ατ-1)=1+0.85⨯(1.20-1)=1.17
根据相关手册查得尺寸系数εσ=0.61，表面质量系数为ετ=0.76，则综合系数为：
Kσ=
kσ
εσ
kτ
+
1
βσ
1
-1=
1.691
+-1=2.86 0.610.92
1.171
+-1=1.63 0.760.92
Kτ=
ετ
+
βτ
-1=
于是，计算安全系数Sca的值，得：
σ-1275
==2.98
Kσσa+ϕσσm2.86⨯32.28+0.1⨯0
τ-1155
Sτ===14.08
Kττa+ϕττm1.63⨯13.11+0.05⨯13.11
Sσ=Sca=
στ
==2.92>S=1.52
2
故可知其安全。 ② 截面III右侧
因r/d=2.5/95=0.026，D/d=102/95=1.07,经过插值后可查得：
ασ=1.85、ατ=1.26 有效应力集中为：
kσ=1+qσ(ασ-1)=1+0.82⨯(1.85-1)=1.70 kτ=1+qτ(ατ-1)=1+0.85⨯(1.26-1)=1.22
根据相关手册查得尺寸系数εσ=0.64，表面质量系数为ετ=0.78，则综合系数为：
1.701
+-1=2.74
εσβσ0.640.92
kτ11.221Kτ=+-1=+-1=1.65
ετβτ0.780.92Kσ=
+
-1=
于是，计算安全系数Sca的值，得：
kσ1
σ-1275==2.22Kσσa+ϕσσm2.74⨯45.29+0.1⨯0
τ-1155Sτ===9.91 18.4018.40Kττa+ϕττm1.65⨯+0.05⨯Sσ=
Sca=στ==2.17>S=1.522
故可知其安全
以上查得数据出处均为《机械设计》，《渐开线行星齿轮传动设计》。
结 论
经过这么多天的努力，装载机的终传动结构设计圆满结束了。通过这次的毕业设计，我发现这不是单纯的毕业设计，这是对我们4年来的一次检验，也是对我们自己的能力的一种提高，并且充分了解了装载机的终传动。
这次的毕业设计是对轮边减速器进行分析，它在如今机械行业应用十分的广，在工程机械中有着重要作用，起着传递转矩以及匹配转速的作用。在这几十天的努力中，有时候为了一个标准件查阅了好几本书，也没有找到。这次的设计其实就是为了给今后的工作提供一个良好的平台。在制作过程的期间，虽然遇到了很多困难，但是通过导师和同学们的讨论和交流，最终都把这些问题解决了，
我经过这次的毕业设计的专研和学习，开拓了我的视野，以及更加巩固了设计的步骤和方法以及这四年的知识，与此同时，在这次设计设计中我碰到了好多新的知识，都没有完全弄明白。所以这次的设计还有待完善和改进。在以后的日子我也要像设计的这段期间里一样努力奋斗。
致 谢
这次的毕业设计是在导师杨老师悉心指导下完成的。杨老师认真的工作态度对我影响深远，并且老师宽以待人，朴实无华的风范使我万分敬意，虽然老师话语很直，但是只有这样才能让我知道该方面的错误性，能让我正确的该掉这个错误。另外，杨老师在这次的毕业设计中让我学会了如何学习和研究。本次设计从选取课题到设计完成，几乎每一步都是在杨老师的细心指导中完成的，倾注了导师大量的心血。在这里，我向杨老师表示崇高的敬意和万分的感谢！
这次毕业设计的顺利完成，和各位老师、同学的关心和帮助有着莫大的关系。在这次毕业设计完成之际，我的心情都十分的激动。从开始选课题、收集资料到毕业设计说明书的编写与改动，在整个过程中，我得到了大家的帮助。在这近三个月的这段时间里，我受到老师细心的教导和教诲。老师让我学到了很多以前都没有学到的知识并且巩固了大学四年所学的知识。同时，杨老师的知识、严格的教学态度也令我万分敬佩，他是我今后学习和工作的好榜样。尤其在绘制装配图的过程中老师给与了我很大的帮助，细心帮我改错。对于我计算过程中的错误，老师给予了细心的修改。到了致谢的最后，我还是要感谢一下这四年来学校对我的关心和帮助。
参考文献
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[2]刘跃南.机械系统设计.机械工业出版社，1999
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[4]濮良贵.纪名刚，机械设计.高等教育出版社，2006
[5]朱龙根.机械系统设计.机械工业出版社，1992
[6]王忠茂.减速器实用技术手册.机械工业出版社，1992
[7]马从谦，陈自修，张文照，张展，蒋学全，吴中心.渐开线行星齿轮传动设计[M].机械工业出版社,1987.
[8]申屠留芳.机械原理.中国电力出版社，2010
本 科 毕 业 设 计 (论 文)
装载机的终传动结构设计
Design of Final Drive Structure
of Loader
学 院： 机械工程学院 专业班级： 机械设计制造及其自动化 机械092 学生姓名： 李磊 学 号： 510910239 指导教师： 杨平
2013 年 5 月
目 录
1 绪论„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„1
1.1 装载机发展史„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„2
1.2 装载机的分类„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„3 2 轮边减速器„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„4
2.1 轮边减速器的主要型式及其特性„„„„„„„„„„„„„„„„„4
2.2 轮边减速器的选用„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„5
2.3 轮边减速器的润滑„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„5 3 轮边减速器齿轮的设计„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„7
3.1 选定齿轮类型、精度等级、材料以及齿数„„„„„„„„„„„„„7
3.2 按齿面接触强度来进行设计„„„„„„„„„„„„„„„„„„„7
3.3 按齿轮的齿根弯曲强度来设计„„„„„„„„„„„„„„„„„„9
3.4 几何尺寸的计算„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„10 4 输入轴的设计„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„11
4.1 尺寸设计„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„11
4.2 按弯扭合成应力校核轴的强度„„„„„„„„„„„„„„„„„„14
4.3 精确校核轴的疲劳强度„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„15
4.4 按照静强度条件进行校核„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„21 5 输出轴的设计„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„23
5.1 尺寸设计„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„23
5.2 精确校核轴的疲劳强度„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„24 结论 „„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„28 致谢 „„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„29 参考文献 „„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„„30
1 绪论
装载机在港口、铁路、水电、公路、矿山、建筑等建设工程中是一种常用的施工机械，用途十分广泛，其主要作用就是用来铲装泥土、砂子、煤炭、石灰等散状物体，显然它当然也可以对地下的矿材和坚硬土壤等等物体进行铲挖作业。如果将它的的工作装置进行改变还可以起到起重、推土以及装卸的作用。此外，在建设公路中，特别是在高级公路建设中，装载机作用于路基工程的运输、填埋、挖取以及混凝土料场的收集与装取等作业。另外装载机还可进行推运土壤、碾平地面和牵引其他工程机械等作用。因为装载机在这些方面具有作业运输速度快、操作方便、办事效率高、机械的机动性好等很多优点，所以它成为了工程施工建设中的主要核心机械。
国内 ZL50型号的装载机生产厂家除了极个别厂家采用了自行研制生产的传动系外，大多数的厂家采用的几乎都是同一套传动系而且十分结构相似，液压变速器和驱动桥都是我国六七十年代测绘的外国公司产品所模仿设计的，这几十年来还未作设计改变。 国产轮式装载机正在从低水平、低质量、低价位、满足功能型向高水平、高质量、中等价位、经济的实用过渡。再从仿制走向自己研发过渡，各大主要制造厂不断的进行技术创新以及改变，另外加上采用不同的技术方案，技术人员在主要部件及系统上进行技术创新，解决了产品雷同的窘境，在这些年的研发里国内的装载机发生了天大的变化，从低质量以及低价位的竞争之中闪亮走出，从而成为了装载机这一行业的领先者。
（1）大型和小型轮式装载机，在近几年的发展过程中，受到客观条件及市场需求量的干扰。在这些轮式装载机的竞争中，中型的装载机更新最为之快相信它的发展速度会越来越快。
（2）根据各生产厂家的实际情况，重新进行总体设计，优化各项性能指标，强化结构件的刚度以及强度，这使现在的整机的稳定性以及可靠性得到了大幅度的提高。
（3）从细微的方面改变装载的系统以及结构。比如装载机的动力系统的减振，还有散热系统等结构的优化、装载机的工作装置性能指标的优化及各方面的防尘、建设中的造型设计等等。
（4）提高装载机的稳定性和安全性能。让驾驶室具备更多的功能，将驾驶室的环境变得和汽车差不多，这样驾驶员才能更有效率的操作，其中包括装载机的座椅、方向盘、各操纵档都能方便调节，使驾驶员能够随时随地的处于最佳工作状态。
（5）利用电子技术及负荷传感技术来实现变速箱的自动换挡及液压变量系统的应用，从而来提高工作效率，节约资源，以及装载机工作中的成本。
（6）把装载机的噪声以及排放都进行降低，从而达到环保效果。现在随着人们日益增强的环保意识，装载机噪声以及排放的降低工作已经一触即发，很多的大城市都已经开始制定机动车的噪音、尾气排放等标准，如果该工程机械在审查中若不符合国家制定的标准，它此地区的销售将被限制。
（7）现如今广泛利用新型工艺、新的材料、新的技术，尤其是机电一体化技术，来提高装载机的使用寿命以及安全性。
（8）尽量减少装载机的保养次数以及维修时间从而达到最大限度地进行尽量，普遍采用电子监控及监视技术，更进一步的改善自动故障诊断系统，使驾驶员更轻松的解决不会的问题。
1.1装载机发展简史
最早期制造的装载机大概在九十多年前。当时是最原始的装载机，就是在农用的拖拉机前面装上类似于铲斗的装置而成。而自己带有发动能力的装载机，是在一九二零年的年初才出现的，它的铲斗被装在两根笔直的圆柱之上，铲斗的上升和下降都是用钢丝绳来进行操纵的。 但是到了一九三零年，研究人员对装载机的结构设计进行了很大的改装。直到一九三九年，先进的轮胎式装载机才就此诞生，比如美国一个公司制造的Pay型装载机。但是这种装载机的系后轮驱动以及前轮转向。由于它的工作结构尺寸太小，所以它的稳定性以及转向性令人不太满意，后来这个公司把它主要作为其他机器的使用，例如用于装载散装或轻一点的货物。 到了四十年代，装载机的发展得到了巨大的提高。一九四一年的那天，驾驶室从装载机的后面移动到前面，增大了驾驶员操作时的视野；装载机的发动机反之移动到装载机的后面，从而大大增加了装载机的平衡性；为了让驾驶员的工作更具有可靠性以及安全性，人们觉得柴油发动比汽油发动机要好所以就代替了汽油发动机。就这样装载机的功率变得更大了。后来人们把装载机的质量都用来提高牵引力，因此那个年代的装载机的插入力都增加了不少。 一九五零年世界首台紫带液力变矩器的轮式装载机横空出世。液力变矩器这一改装对装载机以后的前景有着关键性的作用，它使装载机在工作时能够更加平稳准确的插进物料堆之中并且它的工作速度也变得更加的快，在插进物料运动同时，装载机的发动机并不会因为阻力太大而停止工作。这一次装载机机构上的重大改变，装载机的生产能力大幅度提高，装载机因此也越来越多的使用在工程施工中，产量也在逐年增加。 一九六零年世界首台铰接式装载机被研发出来了，这一研发使装载机机械各个性能变得越来越优良，也从而弥补了装载机的机动性差和稳定性不足的缺陷。随着技术的改革还有时代的推前，装载机也随之有着重大改变。盗了六十年代，电动轮装载机出现了，这一出现是装载机在历史上的又一个突破，这使装
载机的工作范围更进一步的增加了。今后装载机的发展的趋势，是通过工作机构尺寸的增加和结构的改进，使装载机的生产能力得到进一步的增加。 装载机的结构和斗容渐渐的随着改进和增加，使装载机的工作范围逐渐增大，那时最原始的装载机是不可以进行挖铲材料的，但是现在由于装载机铲掘能力比一九三九年的挖铲能力增大了两倍多，所以越来越多的装载机亦能从事一般的单斗挖掘机所做的一些铲掘工作，使装载机从仅在建筑工程上使用，从而渐渐的从建筑工程发展到了露天采矿。直到一九六零年之前，因为装载机的斗容太小，所以往往它只用在捣堆、清扫工作面等辅助的工作。自从研发出了大斗容轮式装载机之后，该轮式装载机就成为了露天施工采矿的主要采矿机械之一。随着时间的过渡六十年代之前，这段时间也生产试制了很多大功率以及大容量轮式装载机利用在露天采矿上面，所以它们被广泛的运用在了露天采矿这方面上。后来人们开始研究装载机的行走部分，对它进行了结构的分析，从而装载机的整体开始得到完善。一开始的人们制造的装载机都是履带式的，到后来为了增加它的灵活性和机动性，因此改用了轮胎式。后来出现了轮胎寿命不长、损耗能源太大和成本太高等很多问题，又迫于种种原因被重新改为了履带式装载机。七零年之后，因为轮胎的磨损问题得到全面的解决，从而履带式又被轮式装载机所代替，轮式装载机又得到了重大的发展。到如今，全世界的轮式装载机产量大概占了所有类型装载机总生产量的百分之七十到百分之八十。一般功率大的装载机，都是轮胎式装载机。在露天采矿中，机动性和灵活性都很欠缺的履带式装载机受到了极大限制，所以轮胎式装载机得到了广泛的运用。
1.2.装载机的分类
装载机主要可以分为履带式装载机和轮胎式装载机这两种装载机，这是按装载机的行走结构来划分的。以专用底盘或工业拖拉机为履带式装载机的基础车，另外加上工作装置和操纵系统组装而成。履带式装载机行驶速度慢、装载效率低、转移不灵活还会对场地有着破坏的负面影响，所以在工程施工中履带式装载机已经被轮式装载机所代替。操纵转向离合器和正转连杆机构的工作装置。轮胎式装载机由行走装置、液压系统、动力装置、传动系统、转向系统、车架、工作装置和制动系统等组成。轮式装载机的移动速度快、移动快捷方便，可在城市道路上行驶，因此轮式装载机的使用比较广泛。
2 轮边减速器
2.1 轮边减速器特性以及主要类型
（1）圆柱齿轮减速器：该类型的传动比一般都小于8，在这个条件下可选用单级圆柱齿轮减速器；当大于8时，最好选用二级圆柱齿轮减速器（传动比在8到40之间），当传动比大于40时，最好是三级圆柱齿轮减速器。
圆柱齿轮减速器的等级如果在两级和两级以上，则传动布置型式分为分流式、同轴式和展开式等数种。展开式最简单，但由于齿轮两侧的轴承不是对称布置，因而将使载荷沿齿宽分布不均匀，且使两边轴承受力不等；分流式减速器，由于齿轮两侧的轴承对称布置，而且受力大的低速级又正好位于两轴之间，所以载荷沿齿宽的分布情况显然比展开式好；同轴式减速器的就如意思上所说输入轴和输入轴位置在同一轴线上，所以该减速器的箱体长度比较短，但是该同轴式减速器的重量和轴向尺寸都比较大。所有减速器中圆柱齿轮减速器是使用最为广泛的减速器。该减速器的传递功率可大至几万KW范围十分大，它的圆周速度范围也十分大，一些减速器的圆周速度达到140m/s，而有的减速器的圆周速度才70m/s。
圆柱齿轮减速器有圆弧齿形以及渐开线齿形两种。它们除齿形不同之外，减速器的结构设计几乎相同。如果他们的传动比和传动功率相同时，渐开线齿轮减速器在长度方向的尺寸比圆弧齿轮减速器大约长30%~40%。
（2）蜗杆减速器：该类型的减速器一般用于的场合是在传动比大于10的时候。如果减速器的传动比很大时，则该减速器的传动结构会变得十分紧凑，尺寸也会变小。但是因为蜗杆减速器的传动效率比较低，所以蜗杆减速器不宜在长期连续使用的动力传动中应用。蜗杆减速器主要有蜗杆在上和在下两种不同的形式。如果蜗杆减速器的蜗杆周围的速度小于4m/s时蜗杆在下式是采用的比较好的方法，这个时候，齿轮啮合处能得到充分的冷却和润滑。但是如果蜗杆圆周速度大于4m/s时，为了避免油量太多，导致发热过多，蜗杆在上式是必须采用的。
阿基米德蜗杆减速器是常用的蜗杆减速器，但其承载能力、传动效率、使用寿命都是较低的。最近几年来有些新型的蜗杆减速器出现在了市面上。例如：圆弧齿蜗杆减速器、球面蜗杆减速器、平面包络蜗杆减速器等。其中球面蜗杆减速器的传动功率已达到1000KW，单级传动效率达到85%~90%，体积只有普通蜗杆减速器的50%~60%。
（3）圆锥齿轮减速器：这种类型的减速器是用在输入轴的部位成相交的状态。因为圆锥齿轮的悬臂通常是装在轴端的，并且因为圆锥齿轮的精加工非常困难，所以在范围内它的圆周速度一般较低，因此这种圆锥齿轮减速器没有圆柱齿轮减速器的涉及广泛。
（4）行星齿轮减速器：传动效率高是行星齿轮减速器的最大特点，另外它的传动比范围十分广，其中它的传动功率最高可达到50000kW，行星齿轮减速器的重量和占地范围要比圆柱齿轮减速器还有蜗杆减速器要小。
目前行星齿轮减速器不仅仅渐开线行星齿轮，行星摆线针轮边减速器和谐波齿轮减速器也广泛的运用在各个行业。
2.2 轮边减速器的选用
(1)首先根据实际使用情况，按表确定轮边减速器的工作制度表2-1。
表2-1 工作制度表
工作制度
Kr
KN
tg/tx
Tg
轻 型 （15%） ≤0.33 ≤0.25 ≤0.15 ≤1250 中 型 （25%） 0.33＜Kr≤0.67 0.25＜Kn≤0.5 1250＜Tg≤7300 重 型 （40%） 0.67＜Kr≤1 0.5＜Kn≤0.75 7300＜Tg≤17600 连续型 （100%） ＜1 ≤0.75 ≤0.4 17600＜Tg≤50000 0.15＜tg/tx≤0.25 0.25＜tg/tx≤0.4
（2）根据工作制度、总传动比、输入转速和功率，可在各产品“减速器承 载能力表”中选出接近或偏大中心距的减速器。
（3）检验输入轴的最大短暂扭矩。输入轴最大短暂扭矩，在每一工作循环内，连续作用时间不应超过工作时间tg的3%，同时小齿轮进入啮合次数不应超
过500次。
（4）对于轴端需承受径向载荷者，应校验轴端径向载荷。
（5）如果（3）、（4）两条中任意一条超过“减速器承载能力表”中的范围，必须重新考虑选较大中心距的减速器。
（6）所选用的减速器型号可以用型号标记的方法来写出。
（7）若输入的转速小于600转每分钟，则按600转每分钟来计算的输出扭矩，弱国输入转速没有列入其中，可以用插入法来计算得出。
当减速器为两端出轴时，应按两端的输入功率或输出扭矩之和选取减速器。 如果已知条件为输入轴扭矩，应将扭矩T转化为功率P
P=Tn/9550iη （kW）
式中 T——输出扭矩（N*m）；
n——输入转速（r/min）；
i——总传动比;
η——总传动效率。
2.3 轮边减速器的润滑
减速器之所以润滑，其目的在于减少传动件接触表面的磨损和摩擦，于此同时还起散热和冷却的作用。
齿轮减速器的润滑油粘度，一般是根据齿轮圆周速度高低来选择。其荐用值可参考一些书籍。
喷油润滑要比油浴润滑条件好，所以选用油的粘度要稍大一些。
油的飞溅、齿轮的搅拌及喷油润滑，都会使油与空气的接触机会增加，加速油的氧化气泡。故应选用抗氧化性能好的油液。
在大气中水分多（在停止工作时还有冷凝水）或工作环境潮湿等场合，易使油液乳化。故要求选用的油，有抗乳化性能。
因轮齿齿面接触应力大，而且有滑动，故要求油膜应有做够的强度（承载能力）。
此外，为保证正常润滑性能，有油中要添加适量的添加剂，如极压剂、防氧化剂、防锈剂等。在使用时，应充分考虑齿轮的材质和其他一些要求
3 齿轮的设计
输入功率大约30KW,输入转速1000r/min，传动比14，每天工作16小时，使用寿命10年（假设每年工作300天）。
3.1 选定齿轮类型、精度等级、材料以及齿数
1）减速器传动比i=14,故属于2级NGW型行星传动系统。
2）该齿轮属于低速传动，以及方便加工，所以采用齿形角为20º，直齿传动，精度定位6级。
3）材料的选择。根据表10-1选择小齿轮材料为40Cr，热处理使用调质硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢，热处理为调质硬度为240HBS。
查《渐开线行星齿轮传动设计》中图4-7a的Zamax=20，查得13
3.2 按齿面接触强度来进行设计
用式
(d)
a≥2
.进行计算，其中：齿数比
u=ZcZa==2
（1）确定公式内的各计算数值
1）试选载荷系数K1=1.3 2）计算齿轮传递的扭矩：
95.5⨯105P95.5⨯105⨯30==2.865⨯105N⋅mm T1=
n1000
3）查《机械设计》表10-7选取齿宽系数φd=0.5
4）查《机械设计》表10-6材料的单性影响系数选取ZE=198.8MPa 5）查图10-21d按齿面的硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σ=600Mpa；大齿轮的接触疲劳强度σ
Hlim 2=550Mpa。
Hlim 1-1
2
6）根据公式10-13计算齿轮的应力循环次数。 N1=60n1jLh=
6⨯010⨯0（0⨯1⨯2⨯8）＝⨯30010
9
⨯2.8810
2.88⨯108
N2==1.44⨯109
2
7）由《机械设计》图10-19取该接触疲劳的寿命系数KHN1=0.90;KHN2=0.95。 8）计算齿轮的接触疲劳的许用应力。
取失效概率为1%，安全系数S=1，由式（10-12）得
[σH]1=[σH]2
KHN1σlim1
=0.9⨯600MPa=540MPaS
KHN2σlim2==0.95⨯550MPa=522.5MPa
S
（2） 计算
1）试算齿轮的分度圆直径
=(d)
a≥=97.17
2）计算齿轮的圆周速度V。 πdan1π⨯97.1⨯7100
=ms=5.08ms v=
60⨯1000⨯601003）计算齿轮的齿宽b。
b=Φd⋅da=0.5⨯97.mm17≈4）计算齿轮的齿宽齿高的比值 模数 mt=
b
h
6mm48.
da97.17
=mm=6.47mm8 za15
齿高 h=2.25 4.m2.2⨯56.=748m1mt=
b97.17==6.67 h14.57
5）计算齿轮的载荷系数。
根据v=5.088m/s，6级精度，由图10-8查得动载系数为Kv=1.05 直齿轮，KHα=KFα=1；
查《机械设计》表10-2查得的使用系数为KA=1.75
查《机械设计》表10-4得相对支承却非对称布置时，取KHβ=1.320，用插值法查得6级精度。
b/h=6.671, KHβ=1.320查《机械设计》图10-13的KFβ=1.28；故得载荷系数为
K=KAKVKαH
K51.⨯0⨯51=1.32 2βF=1.7⨯
6)按实际载荷系数校正所计算得出的分度圆直径，由式（10-10a）得
da=d5=97.1=119.mm6 2
7）计算齿轮的模数m。 m=
da119.62
==7.9 7za15
3.3 按齿轮的齿根弯曲强度来设计
根据公式10-5得出的弯曲强度的计算公式为
m≥ （1）确定设计公式内的各个计算数值
1）由《机械设计》图10-20c得大齿轮的弯曲强度极限为σFE2=380MPa；小齿轮的弯曲疲劳强度极限为σFE1=500MPa；
2）由《机械设计》图10-18得出弯曲疲劳寿命系数为KFN1=0.85，KFN2=0.88；
3）计算出弯曲疲劳许用应力。
根据实际情况取弯曲疲劳的安全系数为S=1.4再根据公式（10-12）得出计算
[σF]1=[σF]2
KFN1σFE10.85⨯500
==303.57MPaS1.4
Kσ0.88⨯380=FN2FE2==238.86MPa
S1.4
4）计算载荷系数K。 K=KAKVKαH5）查取齿形系数。
由《机械设计》表10-5查得 YFa1=2.97 YFa2=2.52。 6）查取应力校正系数。
由《机械设计》表10-5查得 YSa1=1.52 YSa2=1.625。 7）计算出大齿轮和小齿轮的
K51.⨯0⨯51=1.28 2βF=1.7⨯
YFaYSa
σF并加以比较。
YFa1YSa1
σF1
==
2.97⨯1.52
=0.01467
303.57
2.52⨯1.625
=0.01709
238.86
YFa2YSa2
σF2
大齿轮的数值大 （2）实际计算
==9
m≥
4 .68
经过2次计算对2个数据进行比较，按齿面接触疲劳强度计算出的模数大于按齿根弯曲疲劳强度计算出的模数，因为齿轮模数的大小所决定的承载能力主要由弯曲强度来决定，仅与齿轮直接（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数4.68并就近圆整为标准值m=5mm，按接触强度算得的分度圆直径da=119.62mm，算出小齿轮齿数
d119.62
≈24 z1=a=
m5
则大齿轮齿轮 z2=2⨯24=4 8
3.4 几何尺寸的计算
（1）计算出分度圆的直径
da=zmm1m=24⨯5=120 db=zm=48⨯5=240mm2（2）计算出齿轮中心距 a=（3）计算出齿轮的宽度
b=Φdda=0.5⨯12=0mm60 取B2=60mm，B1=65mm。
*
-2c*)m=107.5mm 齿根圆直径：小齿轮df1=(z1-2ha
*
-2c*)m=227.5mm 大齿轮df2=(z2-2ha
*
齿顶圆直径：小齿轮da1=(z1+2ha)m=130mm * 大齿轮da2=(z2+2ha)m=250mm
da+db120+240
==180mm 22
以上设计环节为标注的表以及图均为《机械设计》上查得。
4 输入轴的设计
4.1 尺寸设计
4.1.1 求出输入轴的功率P1、转速n1、和转矩T1
P1=30 KW, n1=100 r/min
P30=9550000⨯=2865000 N⋅mm n100
4.1.2 初步确定轴的最小直径
则T1=9550000
先按式dmin初步计算出轴的最小直径。轴的材料选用40Cr钢，热处理用调质处理。根据表15-3得A的值（126-103），由于该轴无轴向载荷，所以A取较大值，即A =115，于是得：
dmin=115≈80 mm 我们知道输入轴的最小直径就是联轴器的轴的直径dⅠ-Ⅱ。为了使所选取的轴的直径dⅠ-Ⅱ与联轴器的孔以及直径相适应，所以同时要计算出联轴器的转矩等参数以及联轴器的型号。
联轴器计算转矩Tca=KAT，查《机械设计》表14-1，考虑到它的转矩变化和冲击载荷大，故取KA=1.9，则：
Tca=KAT=1.9⨯2865000=5443500N⋅mm
按照公式计算转矩Tca应该不大于联轴器公称转矩的条件，然后查标准GB/T5014-2003或者相关手册，选用LH7型弹性柱销联轴器，得到它的公称转矩是630000 N·mm。半联轴器的孔径d=80 mm，故取直径为dⅠ-Ⅱ=80mm，半联轴器的长度L=172 mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=132。 4.1.3 根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度
输入轴的装配方案如图4-1所示
图 4-1 输入轴的装配图
（1）为了达到半联轴器轴向的定位要求，I-II轴的右端需要制出一轴肩，故取II-III段直径为dⅡ-Ⅲ=95mm。半联轴器和轴配合毂孔的长度L1=132mm，为了确保轴向定位可靠以及轴端的挡圈压在半联轴器上但不压在轴端面上，故I-II段长度应该比毂孔的长度略短2~3 mm，所以取lI-II=130mm。
（2）初步选择滚动轴承。因轴承只受径向力作用，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据dII-III=95mm，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的深沟球轴承61919，其尺寸为d×D×B=95 mm×130 mm×18 mm。
右端深沟球轴承采用轴肩进行轴向定位，轴肩高度一般用h>0.0.7d，h故取8mm，故取dIII-IV=103mm。
（3）为了轴承端盖的方便拆装及便于对轴承添加润滑脂的要求，查得相关手册，取端盖的外端面与半联轴器右端面之间的距离l=36 mm；考虑到轴承端盖和前机盖的宽度，故取lII-III=268mm。
（4）因该行星轮传动系统为太阳轮浮动，故输入轴的IV-V段与太阳轮通过花键连接，查取相关手册选取小径d=92mm的花键，故IV-V段直径为
dIV-V=92mm；为了保证太阳轮和输入轴通过花键的装配，故取LIV-V=65mm；为了保证输入轴的正常装配，取LIII-IV=10mm。 4.1.4 轴上零件轴向定位
半联轴器与轴的轴向定位采用平键连接，太阳轮与轴的轴向定位采用花键连接。
4.1.5 确定轴上圆角和倒角尺寸
参考《机械设计》表15-2，输入轴I-II段的轴端倒角为2×45°，IV-V段的轴端倒角为2.5×45°，截面I处的轴肩圆角为R2，其余的轴肩圆角为R2.5。 4.1.6 输入轴的受力分析
求出轴上的载荷首先根据轴的结构图做出轴的受力简图如何4-2；做出轴的弯矩图和扭矩图如图4-2所示
（1）作为简支梁的轴的支撑跨距：
L1+L2+L3=197mm+164mm+255mm=616mm
（2）左端联轴器属于有弹性元件的弹性柱销联轴器，有方向不定径向力
FAO=(0.2:0.5)FtA，取FAO=0.3FtA（如图4-2），则：
FtA=
2T2⨯2865000
==17906N D320
FAO=0.3FtA=0.3⨯1790.6=5372N
（3）轴xoz平面上受力分布及弯矩图（如图4-2）:
RAz=Fra
L3255=695⨯=1080.64NL2164
RBz=RAz+Fra=695+1080.64=1775.64N
则B点处的弯矩MBz=FraL3=695⨯255=177225N⋅mm （4）在轴xoy平面上受力分布及弯矩图（如图4-2）：
RAy=Fta
L3255=1910⨯=2969.81NL2164
RBy=RAy+Fta=2969.81+1910=4879.81N
则B点的弯矩MBy=FtaL3=1910⨯255=487050N⋅mm （5）根据2平面的受力弯矩初步合成弯矩图（如图4-2）
'==518291.81N⋅mm MB
（6）与联轴器径向力FAO在同一平面内的受力分布及弯矩图（如图4-2）：
RBO=FAO
L1197=537.2⨯=645.29NL2164
RAO=RBO+FAO=537.2+654.29=1182.49N
则该平面内弯矩为MAO=FAOL1=537.2⨯197=105828.4N⋅mm （7）最后合成弯矩图如图（4-2）所示
MA=105828.4N⋅mm,MB=518291.81N⋅mm
（8）扭矩图如图（4-2）所示：
T=2865000 N·
mm
图 4-2 输入轴受力扭矩图
4.2按弯扭合成应力校核轴的强度
在按弯扭合成应力校核轴的强度时，通常我们一般只是校核轴上承受最大扭矩和弯矩的截面。根据公式
σca=
≤[σ-1]进行校核。
σca——轴的计算应力，MPa；
M——轴所受的弯矩，N·mm；
T——轴所受的扭矩, N·mm； W——轴的抗弯截面系数,mm3；
[σ-1]——对称循环变应力时轴的许用弯曲应力，按表15-1选用。
其中，因为轴的单向旋转，扭转切应力应为脉动循环应力，故取α=0.6，因为截面C形状为圆形，所以选用W=0.1d³。
一般的校核都是校核承受最大弯矩和扭矩的截面， 则计算轴的应力为;
σca=
=
=41.44MPa
因为选定的轴材料是40Cr钢，热处理为调质处理，查表15-1查得
[σ-1]=70MPa。因为σca≤[σ-1]，故截面C处安全。
4.3 精确校核轴的疲劳强度
（1）截面Ⅱ处的疲劳强度校核 ① 截面Ⅱ左侧
抗弯截面系数W=0.1d3=0.1⨯803=51200mm3 抗扭截面系数W=0.2d3=0.2⨯803=102400mm3
在截面II的左侧弯矩M为MII左=5372⨯102=547944N⋅mm 在截面II上的扭矩T为T=286500 N·mm
M547944==10.70MPa 在截面II上的弯曲应力σb=W51200在截面II上的扭转切应力τT=
T286500
==27.98MPa WT10240
选取轴的材料为40Cr，热处理为调质处理，查机械设计查得: 抗拉强度极限σB=735MPa 弯曲疲劳极限σ-1=355MPa 剪切疲劳极限τ-1=200MPa
截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数ασ和ατ可按相关手册查取。因r/d=2.0/80=0.025，D/d=95/80=1.19,经过插值后可查得：
ασ=1.96,ατ=1.63
又由相关手册可查得轴的材料的敏感系数为：
qσ=0.82、qτ=0.85
故有效应力集中为：
kσ=1+qσ(ασ-1)=1+0.82⨯(1.96-1)=1.79kτ=1+qτ(ατ-1)=1+0.85(1.63-1)=1.54
根据相关手册查得尺寸系数εσ=0.65，表面质量系数为ετ=0.79轴按磨削加工，则表面质量系数为βσ=βτ=0.92；轴未经表面强化处理，即βq=1，则综合系数为：
Kσ=
kσ
εσ
kτ
+
1
βσ
1
-1=
1.791
+-1=2.840.650.92
1.541
Kτ=+-1=+-1=2.04
ετβτ0.790.92
又由碳钢的特性系数：
ϕσ=0.1:0.2，取ϕσ=0.1
ϕτ=0.05:0.1，取ϕτ=0.05
于是，计算安全系数Sca的值，得：
Sσ=
σ-1275==9.05
Kσσa+ϕσσm2.84⨯10.70+0.1⨯
τ-1155
==5.30
Kττa+ϕττm2.04⨯27.98+0.05⨯27.98
στ
==4.57>S=1.52
2
Sτ=
Sca=
故可知其安全。 ② 截面Ⅱ右侧
抗弯截面系数W=0.1d3=0.1⨯953=85737.5 mm3 抗扭截面系数WT=0.2d3=0.2⨯953=171475 mm3 截面Ⅱ右侧的弯矩M为MⅡ右=5372⨯102=547944 N⋅mm 截面Ⅱ上的扭矩T为T=2865000 N·mm
M547944==6.39 MPa W85737.5T2865000==16.71 MPa 截面Ⅱ上的扭转切应力τT=
WT171475
因r/d=2.5/95=0.026，D/d=95/80=1.19,经过插值后可查得：
截面Ⅱ上的弯曲应力σb=
ασ=1.96、ατ=1.62 有效应力集中为
kσ=1+qσ(ασ-1)=1+0.82⨯(1.96-1)=1.79
kτ=1+qτ(ατ-1)=1+0.85⨯(1.62-1)=1.53
根据相关手册查得尺寸系数εσ=0.63，表面质量系数为ετ=0.77，则综合系数为：
1.791
+-1=2.93
εσβσ0.630.92
kτ11.531Kτ=+-1=+-1=2.07
ετβτ0.770.92Kσ=
+
-1=
于是，计算安全系数Sca的值，得：
Sσ=
kσ1
σ-1275==14.69
Kσσa+ϕσσm2.93⨯6.39+0.1⨯0
Sτ=
τ-1155
==8.75
16.7116.71Kττa+ϕττm2.07⨯+0.05⨯
2
2
στ==7.52>S=1.5 Sca=
故可知其安全。 （2）截面Ⅲ处校核 ① 截面Ⅲ左侧
抗弯截面系数W=0.1d3=0.1⨯953=85737.5 mm3 抗扭截面系数WT=0.2d3=0.2⨯953=171475 mm3 截面Ⅲ左侧的弯矩M为：
255-9
=3676497 N⋅mm 255
截面Ⅲ上的扭矩T为T=2865000 N·mm
M3676497==42.88 MPa 截面Ⅲ上的弯曲应力σb=W85737.5
MⅢ左=3811003⨯
截面Ⅲ上的扭转切应力τT=因
T2865000==16.71 MPa WT171475
r/d=2.5/95=0.026，D/d=103/95=1.08,经过插值后可查得：
ασ=1.85、ατ=1.25
有效应力集中为:
kσ=1+qσ(ασ-1)=1+0.82⨯(1.85-1)=1.70
kτ=1+qτ(ατ-1)=1+0.85⨯(1.25-1)=1.21
根据相关手册查得尺寸系数εσ=0.63，表面质量系数为ετ=0.77，则综合系数为：
1.701
+-1=2.79
εσβσ0.630.92
kτ11.211Kτ=+-1=+-1=1.66
ετβτ0.770.92Kσ=
+
-1=
于是，计算安全系数Sca的值，得：
kσ1
σ-1275
==2.3
Kσσa+ϕσσm2.79⨯42.88+0.1⨯0
τ-1155
Sτ===10.85
16.7116.71Kττa+ϕττm1.66⨯+0.05⨯
Sσ=Sca=
στ
==2.25>S=1.52
2
故可知其安全。 ② 截面Ⅲ右侧
抗弯截面系数W=0.1d3=0.1⨯1033=109272.7 mm3 抗扭截面系数WT=0.2d3=0.2⨯1033=218545.4 mm3 截面Ⅲ右侧的弯矩M为：
255-9
=3676497 N⋅mm 255
截面Ⅲ上的扭矩T为T=2865000 N·mm
M3676497==33.65 MPa 截面Ⅲ上的弯曲应力σb=
W109272.7T2865000==13.11 MPa 截面Ⅲ上的扭转切应力τT=
WT218545.4
因r/d=2.5/103=0.024，D/d=103/95=1.08,经过插值后可查得：
MⅢ右=3811003⨯
ασ=1.84、ατ=1.20
有效应力集中为
kσ=1+qσ(ασ-1)=1+0.82⨯(1.84-1)=1.69
kτ=1+qτ(ατ-1)=1+0.85⨯(1.20-1)=1.17
根据相关手册查得尺寸系数εσ=0.61，表面质量系数为ετ=0.76，则综合系数为：
1.691
+-1=2.86
εσβσ0.610.92
kτ11.171Kτ=+-1=+-1=1.63
ετβτ0.760.92Kσ=
+
-1=
于是，计算安全系数Sca的值，得：
kσ1
σ-1275
==2.86
Kσσa+ϕσσm2.86⨯33.65+0.1⨯0
τ-1155
Sτ===14.08
13.1113.11Kττa+ϕττm1.63⨯+0.05⨯
Sσ=
2
2
Sca=
故可知其安全。 (3) 截面Ⅳ处校核 ① 截面Ⅳ左侧
抗弯截面系数W=0.1d3=0.1⨯1033=109272.7 mm3 抗扭截面系数WT=0.2d3=0.2⨯1033=218545.4 mm3 截面Ⅳ左侧的弯矩M为：
255-19
=3527046 N⋅mm 255
截面Ⅳ上的扭矩T为T=2865000 N·mm
M3527046==32.28 MPa 截面Ⅳ上的弯曲应力σb=
W109272.7T2865000==13.11 MPa 截面Ⅳ上的扭转切应力τT=
WT218545.4
因r/d=2.5/103=0.024，D/d=103/95=1.08,经过插值后可查得：
MⅣ左=3811003⨯
στ==2.80>S=1.5 ασ=1.84、ατ=1.20 有效应力集中为
kσ=1+qσ(ασ-1)=1+0.82⨯(1.84-1)=1.69
kτ=1+qτ(ατ-1)=1+0.85⨯(1.20-1)=1.17
根据相关手册查得尺寸系数εσ=0.61，表面质量系数为ετ=0.76，则综合系数为：
Kσ=
kσ
εσ
kτ
+
1
βσ
1
-1=
1.691
+-1=2.86 0.610.92
1.171
+-1=1.63 0.760.92
Kτ=
ετ
+
βτ
-1=
于是，计算安全系数Sca的值，得：
σ-1275
==2.98
Kσσa+ϕσσm2.86⨯32.28+0.1⨯0
τ-1155
Sτ===14.08
13.1113.11Kττa+ϕττm1.63⨯+0.05⨯
Sσ=Sca=
στ
==2.92>S=1.52
2
故可知其安全。 ② 截面Ⅳ右侧
抗弯截面系数W=0.1d3=0.1⨯923=77868.8 mm3 抗扭截面系数WT=0.2d3=0.2⨯923=155737.6 mm3 截面Ⅳ左侧的弯矩M为：
255-19
=3527046 N⋅mm 255
截面Ⅳ上的扭矩T为T=2865000 N·mm
M3527046σb===45.29 MPa
截面Ⅳ上的弯曲应力 W77868.8
MⅣ右=3811003⨯
T2865000
==18.40 MPa WT155737.6
因r/d=2.5/92=0.027，D/d=103/95=1.08,经过插值后可查得：
截面Ⅳ上的扭转切应力τT=
ασ=1.85、ατ=1.26 有效应力集中为：
kσ=1+qσ(ασ-1)=1+0.82⨯(1.85-1)=1.70
kτ=1+qτ(ατ-1)=1+0.85⨯(1.26-1)=1.22
根据相关手册查得尺寸系数εσ=0.64，表面质量系数为ετ=0.78，则综合系数为：
1.701
+-1=2.74
εσβσ0.640.92
kτ11.221Kτ=+-1=+-1=1.65
ετβτ0.780.92Kσ=
+
-1=
于是，计算安全系数Sca的值，得：
kσ1
σ-1275
==2.22
Kσσa+ϕσσm2.74⨯45.29+0.1⨯0
τ-1155
Sτ===9.91
Kττa+ϕττm1.65⨯+0.05⨯Sσ=Sca=
στ
==2.17>S=1.52
2
故可知其安全。
4.4 按静强度条件进行校核
(1)截面A处静强度校核
3MC3⨯1058284
==37.03 N/mm 最大弯曲应力σmax=W0.1⨯9533T3⨯2865000==50.12 N/mm 最大扭转应力τmax=3WT0.2⨯95
选取轴的材料为40Cr，热处理为调质处理，查机械设计查得: 抗拉强度极限σB=735MPa 弯曲疲劳极限σ-1=355MPa 剪切疲劳极限τ-1=200MPa
抗扭屈服极限τS=（0.55-0.62）σS，取： τS=0.58σS=0.58⨯355=206 MPa
因σSB≤0.6，有SS=1.2-1.4，取SS=1.3，则按屈服强度设计的安全系数：
SSσ=
σS355
==9.59 σmax37.03
SSτ=
τS206
==4.11τmax50.12
SσSτSSca
S=1.3
故安全。
（2）截面B处按静强度条件进行校核
3MD3⨯3811003
==133.35 N/mm 最大弯曲应力σmax=W0.1⨯9533T3⨯2865000==50.12 N/mm 最大扭转应力τmax=3WT0.2⨯95
按屈服强度设计的安全系数：
σS355
==2.66σmax133.35τS206SSτ===4.11
τmax50.12
SSσ=SScaSσSτ
S=1.3
故安全。
至此，轴的设计完成。
5 输出轴的设计
5.1 尺寸设计
5.1.1求输出轴上的功率P2，转速n2和转矩T2
假设取每一级齿轮的传动效率（包括轴承效率在内）η=0.97，则 P=Pη2=30×0.972kW=28.227kW
1
又 n2=n1=57rmin
i
P
T2=955002≈
n2
472N92⋅m60m
5.1.2 初步确定输出轴的最小直径
先按式dmin初步计算出轴的最小直径。轴的材料选用40Cr钢，热处理用调质处理。根据表15-3得A的值（126-103），由于该轴无轴向载荷，所以A取较大值，即A =120，于是得：
dmin=≈95mm 5.1.3 根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度
输出轴的装配方案如图5-1所示
图5-1 输出轴的装配图
输出轴的最小直径显然就是安装联轴器位置的直径dI-II。为了使所选的轴直径dI-II与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。
联轴器计算转矩Tca=KAT，查表14-1，考虑到它的转矩变化和冲击载荷大，故取KA=1.9
Tca=KAT=1.9⨯4729260=8985595mm
（1）按照公式计算转矩Tca应该不大于联轴器公称转矩的条件，然后查标准GB/T5014-2003或者相关手册，选用LH7型弹性柱销联轴器。半联轴器的孔径d=95 mm，故取直径为dI-II=95mm，半联轴器的长度L=180 mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=175。
（2）齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩的高度用式h>0.07d，去h=7mm，故轴环处的直径dII-III=102mm。轴环的宽度用式b≥1.4h，故取LII-III=10mm。
（3）取安装齿轮处的轴段III-IV的直径也为dIII-IV=95mm，齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位起来。已知齿轮轮毂的宽度为120mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，所以该轴的长度应该略短于轮毂长度，故取lIII-IV=115mm。
到此，已经大概的确定了轴的各段长度以及各段的直径。 5.1.4 确定轴上倒角尺寸
查书《机械设计》表15-2，输出轴的I-II和III-IV段的轴端倒角为2.5×45°，轴肩圆角为R2.5。
5.2 精确校核轴的疲劳强度
（1）截面II处校核 ① 截面II左侧 因
r/d=2.5/95=0.026，D/d=102/95=1.08,经过插值后可查得：
ασ=1.85、ατ=1.25
有效应力集中为:
kσ=1+qσ(ασ-1)=1+0.82⨯(1.85-1)=1.70
kτ=1+qτ(ατ-1)=1+0.85⨯(1.25-1)=1.21
根据相关手册查得尺寸系数εσ=0.63，表面质量系数为ετ=0.77，则综合系数为：
1.701
+-1=2.79
εσβσ0.630.92
kτ11.211Kτ=+-1=+-1=1.66
ετβτ0.770.92Kσ=
+
-1=
kσ1
于是，计算安全系数Sca的值，得：
σ-1275
==2.3
Kσσa+ϕσσm2.79⨯42.88+0.1⨯0
τ-1155
Sτ===10.85
16.7116.71Kττa+ϕττm1.66⨯+0.05⨯
Sσ=Sca=
στ
==2.25>S=1.5
2
2
故可知其安全。 ② 截面II右侧 因
r/d=2.5/102=0.024，D/d=102/95=1.08,经过插值后可查得：
ασ=1.84、ατ=1.20
有效应力集中为
kσ=1+qσ(ασ-1)=1+0.82⨯(1.84-1)=1.69
kτ=1+qτ(ατ-1)=1+0.85⨯(1.20-1)=1.17
根据相关手册查得尺寸系数εσ=0.61，表面质量系数为ετ=0.76，则综合系数为：
1.691
+-1=2.86
εσβσ0.610.92
kτ11.171Kτ=+-1=+-1=1.63
ετβτ0.760.92Kσ=
+
-1=
于是，计算安全系数Sca的值，得：
kσ1
σ-1275
==2.86
Kσσa+ϕσσm2.86⨯33.65+0.1⨯0
τ-1155
Sτ===14.08
Kττa+ϕττm1.63⨯13.11+0.05⨯13.11
Sσ=
2
2
Sca=
故可知其安全。 (2) 截面III处校核 ① 截面III左侧
因r/d=2.5/102=0.024，D/d=102/95=1.08,经过插值后可查得：
στ==2.80>S=1.5 ασ=1.84、ατ=1.20
有效应力集中为
kσ=1+qσ(ασ-1)=1+0.82⨯(1.84-1)=1.69
kτ=1+qτ(ατ-1)=1+0.85⨯(1.20-1)=1.17
根据相关手册查得尺寸系数εσ=0.61，表面质量系数为ετ=0.76，则综合系数为：
Kσ=
kσ
εσ
kτ
+
1
βσ
1
-1=
1.691
+-1=2.86 0.610.92
1.171
+-1=1.63 0.760.92
Kτ=
ετ
+
βτ
-1=
于是，计算安全系数Sca的值，得：
σ-1275
==2.98
Kσσa+ϕσσm2.86⨯32.28+0.1⨯0
τ-1155
Sτ===14.08
Kττa+ϕττm1.63⨯13.11+0.05⨯13.11
Sσ=Sca=
στ
==2.92>S=1.52
2
故可知其安全。 ② 截面III右侧
因r/d=2.5/95=0.026，D/d=102/95=1.07,经过插值后可查得：
ασ=1.85、ατ=1.26 有效应力集中为：
kσ=1+qσ(ασ-1)=1+0.82⨯(1.85-1)=1.70 kτ=1+qτ(ατ-1)=1+0.85⨯(1.26-1)=1.22
根据相关手册查得尺寸系数εσ=0.64，表面质量系数为ετ=0.78，则综合系数为：
1.701
+-1=2.74
εσβσ0.640.92
kτ11.221Kτ=+-1=+-1=1.65
ετβτ0.780.92Kσ=
+
-1=
于是，计算安全系数Sca的值，得：
kσ1
σ-1275==2.22Kσσa+ϕσσm2.74⨯45.29+0.1⨯0
τ-1155Sτ===9.91 18.4018.40Kττa+ϕττm1.65⨯+0.05⨯Sσ=
Sca=στ==2.17>S=1.522
故可知其安全
以上查得数据出处均为《机械设计》，《渐开线行星齿轮传动设计》。
结 论
经过这么多天的努力，装载机的终传动结构设计圆满结束了。通过这次的毕业设计，我发现这不是单纯的毕业设计，这是对我们4年来的一次检验，也是对我们自己的能力的一种提高，并且充分了解了装载机的终传动。
这次的毕业设计是对轮边减速器进行分析，它在如今机械行业应用十分的广，在工程机械中有着重要作用，起着传递转矩以及匹配转速的作用。在这几十天的努力中，有时候为了一个标准件查阅了好几本书，也没有找到。这次的设计其实就是为了给今后的工作提供一个良好的平台。在制作过程的期间，虽然遇到了很多困难，但是通过导师和同学们的讨论和交流，最终都把这些问题解决了，
我经过这次的毕业设计的专研和学习，开拓了我的视野，以及更加巩固了设计的步骤和方法以及这四年的知识，与此同时，在这次设计设计中我碰到了好多新的知识，都没有完全弄明白。所以这次的设计还有待完善和改进。在以后的日子我也要像设计的这段期间里一样努力奋斗。
致 谢
这次的毕业设计是在导师杨老师悉心指导下完成的。杨老师认真的工作态度对我影响深远，并且老师宽以待人，朴实无华的风范使我万分敬意，虽然老师话语很直，但是只有这样才能让我知道该方面的错误性，能让我正确的该掉这个错误。另外，杨老师在这次的毕业设计中让我学会了如何学习和研究。本次设计从选取课题到设计完成，几乎每一步都是在杨老师的细心指导中完成的，倾注了导师大量的心血。在这里，我向杨老师表示崇高的敬意和万分的感谢！
这次毕业设计的顺利完成，和各位老师、同学的关心和帮助有着莫大的关系。在这次毕业设计完成之际，我的心情都十分的激动。从开始选课题、收集资料到毕业设计说明书的编写与改动，在整个过程中，我得到了大家的帮助。在这近三个月的这段时间里，我受到老师细心的教导和教诲。老师让我学到了很多以前都没有学到的知识并且巩固了大学四年所学的知识。同时，杨老师的知识、严格的教学态度也令我万分敬佩，他是我今后学习和工作的好榜样。尤其在绘制装配图的过程中老师给与了我很大的帮助，细心帮我改错。对于我计算过程中的错误，老师给予了细心的修改。到了致谢的最后，我还是要感谢一下这四年来学校对我的关心和帮助。
参考文献
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[7]马从谦，陈自修，张文照，张展，蒋学全，吴中心.渐开线行星齿轮传动设计[M].机械工业出版社,1987.
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