散料装车机设计.docx
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散料装车机设计
1前言
1.1选题背景与意义
1.1.1装车机的发展状况：
伴随着经济社会的不断发展，工程机械在现代化基础建设等方面扮演着越来越重要的角色。
集机、电、液一体化和信息、激光等高新技术于一身的工程机械产品，正在向着自动化、远程控制和智能化等方向迅速的发展。
装车机作为现代工程机械中的一员有着同样的发展趋势。
装车机主要用于输送土壤、沙石、煤炭、石灰等散状物料。
由于装车机工作速度快、效率高、灵活机动好、操作轻便等优点，因此广泛用于公路、铁路、建筑、水电、港口、矿山等建筑工程。
轮式装车机行业在我国起步较晚，且制造技术是陆续从美国、德国和日本等发达国家引进的。
所以我国轮式国产轮式装车机的技术发展水平与西方发达国家差距十分明显。
目前国产轮式装车机也正从水平低、质量差、利润低、的处境向高水平、高质量、中价位、经济实用型过渡。
已经从仿制仿造向自主研发过渡，各主要厂家也不断加大技术研发的投入，采用新型的技术路线，在关键部件及系统上实现了高水平的技术自主创新，摆脱目前产品设计中抄袭的困境和无自己特色和优势的发展现状，从低层次混乱竞争的怪圈中脱颖而出，成为装车机行业的领头羊。
特别是大型和小型轮胎式装车机，在近年来的发展过程中，受到市场总需求量和客观经济条件的限制。
在这种背景下，中型装车机得更新速度越来越快；且各项性能指标不断优化，结构件的强度和刚度不断大幅度提升，以使整机的可靠性得到极大的提高；系统结构得到极大的优化，系统性能极大提高；特别是电子技术及负荷传感技术的不断发展实现了变速箱的自动换挡和液压变量系统的高效利用，效率极大地提高了、能源利用率得到极大的提升、降低了装车机作业时的工作成本；安全性和舒适性得到极大地提高；与此同时噪声和排放大大降低了，环保指标不断地到强化；广泛采用新型材料、新工艺和新技术，特别是机、电、液一体化技术的应用，是产品的寿命和可靠性得到极大的提高；维修得到最大限度的简化，维修时间和保养次数极大地减少，维修空间极大地扩大，电子监视及监控技术得到广泛的应用，故障诊断系统得到进一步的改善，提出了一些解决问题的新方法。
1.1.2选题的目的和意义:
本次毕业设计主要先对轮胎式散料装车机的总体进行设计，然后着手个工作部件装置的设计、功能的分析，从而对装车机进行进一步的研究，其中对装车机的工作状况进行了一些简单的探讨，以及对工作装置的液压系统进行简单的设计与讨论。
通过整个设计，让自己对装载机有了更深的了解与认识。
1.2设计内容
本设计主要包括四部分，第一部分是装车机行走机构的设机，第二部分是装车机取料机构的设计，第三部分是装车机送料部分机构的设计，最后是三个部分的有机连接的支撑部分的设计。
图1轮胎式散料装车机
1.3设计方案
一种装车机械轮胎式散料装车机，由取料、送料、行走机构和车身组成，取料机构为两套曲柄摇杆机构，能实现连续取料动作。
行走机构由电机、传动轴和轮胎组成，在传动轴两侧各装有一只电磁离合器，通过对单只或两只电磁离合器的控制，从而实现装车机的左右转弯或进退等动作。
1.3.1设计构思
（1）带传动：
带传动是一种挠性传动。
带传动的基本组成零件为带轮（主动带轮
和从动带轮）和传动带。
主动带轮通过与传动带之间的摩擦将动力传递给从动轮。
带
传动具有结构简单、传动平稳、价格低廉和缓冲吸震的特点。
（2）链传动：
链传动是一种挠性传动，它由链条和链轮（小链轮和大链轮）组成。
通过链轮轮齿与链条链节的啮合来传递运动和动力。
主要用在要求工作可靠，两轴相距较远，低速重载，工作环境恶劣，以及其他不宜采用齿轮传动的场合。
（3）齿轮传动：
齿轮传动的特点主要有：
效率高，结构紧凑，工作可靠、寿命长和传动比稳定等特点。
但制造及安装精度高，价格较贵，且不宜用于传动距离较大
的场合[1]
2行走机构的设计
2.1行走机构的构思
行走机构采用电动机直联摆线针轮减速器，经减速器主轴上的圆锥齿轮和传动轴上的圆锥齿轮齿合，将主电机运动传至传动轴上，在传动轴两端对称布置了两台电磁离合器，离合器外侧紧靠安装有半轴，离合器的摩擦片与联接爪联接，联接爪通过螺钉与半轴联接。
当断电时，外摩擦片恢复初始状态两者分离。
当通电时，离合器线圈产生磁力吸引磁铁压向摩擦片，产生摩擦力矩，通过离合器上与半轴刚性联接的联接爪将力矩传递给半轴断部的轮毂上的轮胎，实现传力。
图2.1行走装置示意图
当主电机和左侧离合器通电时，通过左半轴和传动轴的刚性连接，使左轮转动；而右侧离合器断电，右轮不转，从而实现了左转弯。
若要右转弯，则可使右侧离合器通电来实现。
两侧的离合器同时通电时，左右轮可同时转动，从而实现后退或前进运动。
为配合行走机构结构的设计，选用DLM7S式多片电磁离合器。
该离合器的工作环境为润滑条件良好且无足以腐蚀金属和破坏绝缘的气体及导电尘埃的介质中。
2.2行走机构锥齿轮的设计与校核
齿轮的设计主要包括结构的设计和强度的校核。
齿轮的结构设计主要包括齿轮类型的选择、精度等级的确定、齿轮材料的选取机齿数的确定等；齿轮的强度校核主要包括接触疲劳强度的校核和弯曲疲劳强度的校核。
2.2.1齿轮型号、精度等级、材料及齿数的确定
（1）设计该散料装车机使用寿命为15年，每年工作300天，每天工作10小时，传
动比i=2。
1.通过对传动的分析，选用=90的标准直齿锥齿轮传动。
2.该装车机工作在一般速度下，故选用7级精度（GB10095-90。
3.材料选择。
选择小齿轮材料为40Cr，（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢,（调质）硬度为240HBS，两者材料硬度相差为40HBS。
4.选小齿轮齿数Z1=22，因i=2，所以与其配对的大齿轮齿数为/1=44
在GB12369-90中规定了大端的压力角a=20,齿顶高系数ha=1，顶隙系数c=0.2
锥齿轮模数选择1.6GB12368-90
tan「2=2
，计算得^26，2二64，计算该对齿轮的当量齿数
为:
zv1=乙；cos、j=22cos26=24.5
乙2二z2.cos、2=44/cos64=100
（2）按弯曲疲劳强度计算，由设计计算公式（2.1）进行试算，即
mJ4KT1"YFaYSa
V^R（1一0.5备丫z；Ju2+1g】
（2.1）
1.确定式内的各未知参数
2.计算载荷系数K
K=KaKvK.K:
（2.2）
使用系数KA=1.1
动载系数KvT3
齿间载荷分配系数
齿向载荷分布系数
KF：
二KH：
=1.5KH）e=1.51.1=1.65
所以载荷系数
3.计算扭矩
=1.11.31.65=2.3595
（2.3）
P
£=955095501.368=182574N.mm
n
4.锥齿轮传动齿宽系数R
r=b/R二鮎
锥齿轮传动的齿宽系数，通常取0.25-0.35，最常用的值为5.查取齿形系数
（2.4）
1/3
由齿形系数表查得YFa1=2.72论2=2.35。
6.查取应力校正系数
Ysa1=1.57;Ysa^1.68
o
7.由式（2.5）计算应力循环系数
汕=60nJLh=601361030010=2.4108
N2二M2=2.410：
.2=1.2108
（2.5）
8.弯曲疲劳寿命系数KFN1巾95
9.计算弯曲疲劳许用应力
；kfn0.98。
取弯曲疲劳系数S“・4，由式
（2.6）得
'KFN1；-FE1
'Kfn2；-FE2
■-F'2
l-F12
=空4=0.0141
280
（2.7）
0.95530
359.64
1.4
二0.98400=280
（2.6）
1.4
Y-aYsa
10.计算大小齿轮的lYFa1YSa12.72!
^.0.01187
359.64
YFaE
4KT,
©R（1_0.5©r）2z2Ju?
+1丘F】
42.145182574
20.0141=5.45
11.直齿锥齿轮的弯曲疲劳强度可近似的按平均分度圆处的圆柱齿轮进行计算，因而可直接沿用式子
大齿轮分度圆直径
锥距
，f一（1-0.5GR）bm
d2=mz2=644=264mm
Ft日
dm1
2182574
1383
264
（2.8）
（2.9）
KFYFa论A
（1-0.5：
：
」R）bm
Rb48.7
3
2.14513832.351.68
=48乞［二f］
（1-1）48.76
6
齿跟疲劳强度合适
（3）按接触疲劳强度设计
由设计计算公式（2.10）进行试算校核，即
d,一2.92
KT1
钻（1—0.5©r）2u
（2.10）
查表得弹性影响系数同上查表并计算得：
Ze=188.9
79.15（mm）
d1空.92』1889）2：
145勺82574
357013^0^13
计算数值与由按弯曲疲劳强度计算所得的m=6,d=13mm相比较，d1=79.1mm13i2m所取数值符合要求。
由齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限CHnm^600Mpa
大齿轮的接触疲劳强度极限''Hlim2=550Mpa
接触疲劳寿命系数Khn1".9；S=0.95
取接触疲劳系数S二1，由式（2.11）得
HN1；-Hliml
0.95600
570
1
KHN2；-HIim2_0.9855°
s-1
（2.11）
=5Ze
R（1—0.5：
，R）2d3u
（2.12）
二H
KT1
O.5：
R）2d3u
=5188.9
=104—[二h]
J2.145182.57
；（5）226422
2.2.2行走机构轴的设计与校核
（1）电机转速1400r/min减速器传动比i=10功率1.5则小齿轮转速V小齿轮=1400/10=140r/min
锥齿轮传动传动比i2=1：
2则轴的转速为70r/min轴的功率巳=123・.
两锥齿轮传动效率为°.940.94摆线针轮减速器工作效率为0.92
Pa'/S小3……
=1.50.940.940.92=1.3
初始数据为PaT3KW；v=70r/min
（2）据公式d＞两頑计算
式中D---计算剖面处轴的直径，m
T---轴传递的额定转矩，N.m
T=9550000P/N
P---轴传递的额定功率，kw
N---轴的转速，r/min
[T卜--轴的许用转应力Mpa
计算的d=65.3，圆整后取66
对于直径小于lOOmnU勺轴：
由一个键槽时，轴颈增大5%-7%由两个键槽时应增大10%-15%
d=66x1.15=75.9mm
圆整后取76mm
（3）轴的结构设计
第一段轴上安装电磁离合器，电磁离合器的直径为76mm该轴段的长度为110mm第二段由于同时承受径向力和轴向力，所以采用圆锥棍子轴承，根据工作要求并
兼顾第一轴段的直径，选择基本游隙组为0组，标准精度级的圆锥辊子轴承30317,其尺寸为dxDxT=85mmx180mmx44.5m故第二段轴直径为86mm由于其右端安装有齿轮。
第三段安装齿轮，直径93mn长度80m
第四段属于轴肩，h>0.07d所以选择此段直径100mm长度24mn;
第五段是按机构要求产生的轴段，直径可与安装齿轮段相等，此处取93mm长度
由结构决定；
第六段与第二段作用相同，安装圆锥辊子轴承，所以直径也为86mm由于没有
套筒只有箱体的一部分，所以长度选择52mm
第七段与第一段相同作用形式，同样装有电磁离合器选择直径为76mm勺电磁离
合器，直径为100mm
100
78
35
175
52
100
・85耐*76H7/k6
i85n6*93H"n6*10（
1
图2.2行走装置轴从左到右第一至第七
2.3键的设计
2.3.1键的选择
键的选择包括类型和尺寸选择两个方面。
键连接的结构特点，使用要求和工作条件决定了键类型的选取；键的尺寸则按符合标准规格和强度要求来取定。
键的截面尺寸（键
宽b键高h）和长度L为其主要尺寸。
键的截面尺寸bxh按轴的直径d由标准中选定。
键的长度L一般由轮毂的长度而定，即键长等于或略短于轮毂的长度；而导向键则按轮毂的长度及其滑动距离而定。
一般轮毂的长度为『、（1.5-2）d，其中d为轴
的直径。
由于此处键主要用于传递转矩，所以选用普通平键。
键的强度设计准则：
强度校核后，如果强度不够时，可采用双肩。
这时应考虑键的合
理布置。
两个平键最好周向相隔1800布置。
考虑到两键上载荷分配的不均匀性在强度校核中只按1.5个键计算。
如果轮毂允许适当加长，也可相应地增加键的长度，以提高单键连接的承载能力。
但由于传递转矩时键上载荷沿其长度方向分布不均，故键的
长度不宜过大。
当键的长度大于2.25d时，其多余的长度可认为并不承受载荷，故一般采用的键长不能超过（1.6-1.8）do[2]
已知：
齿轮和轴的材料都是45号钢，用键构成静连接。
齿轮的精度为7级，安装齿轮处的轴径d=76mm齿轮轮毂的宽度为90mm需传递的转矩为2500N.m有轻微冲击载荷。
解：
1.选择键连接的类型和尺寸
因8级精度以上的齿轮有定心要求，应选用平键连接。
由于齿轮不在轴端所以选用圆头普通平键（A型）
根据d=76mm查表6-1得键的截面尺寸为：
宽度b=22mm高度h=14mm根据轮毂宽度
并参考键长系列，取键长L=80mm
2.校核键连接的强度
因键、轴和轮毂的材料都是钢，查表6-2得许用应力[[]=100-130MPa,取
[；「p]=120MPa键的工作长度l=L-b=（80-22）mm=58mm,键与轮毂键槽的接触高度
k=0.5h=0.5x14mm=7mm。
由公式（6-1）得
3
2T10
kld
3
2250010
75876
MPa=162.04MPa
卞p]=120MPa
可见连接的强度不够。
考虑到相差较大，因此改用双键，相隔1800布置。
双键的工作
长度l=1.5x58mm=87mm。
由式6-1可得
2T103
kld
2250010=117.3MPa[；「p]=120MPa
78770
合适
3取料机构的设计
3.1取料机构的构思
采用一对曲柄摇杆机构实现取料运动，圆盘相当于曲柄是主动部件，连杆作为取料臂，连杆一端与圆盘铰接，另一端与摇杆铰接，摇杆一端则与机架铰接，当两台对称布置的电机启动时，经减速器和圆锥齿轮两个主动圆盘相向回转，两个取料臂的运动轨迹是一个倒腰形封闭曲线，此时物料被拨到车上，然后经输送机构传送到物料车，当一个取料臂取料时另一个则处于返回行程，因此装置可进行连续取料动作，克服了
间断送料而浪费时间的缺陷。
图3.1曲柄摇杆机构原理图
驱动圆盘的电机与减速器的连接采用的是直连型摆线针轮减速器。
摆线针轮减速
器的工作原理如下：
它采用的是行星传动的原理，作为驱动和减速装置广泛应用于各个行业。
其优点是：
具备高的效率和强度比，单级减速就能实现高的减速比，若采用多级减速，则能实现更高的减速要求，且体积小结构简单，由于输入轴和输出轴的同轴度高，所以机型获得了足够小的尺寸空间。
因它的齿数较多所以传动平稳，噪音低,因此延长了其寿命。
除此之外它有设计合理，装拆方便，易于维修等优点。
1098
图3.2摆线针轮减速器结构图
1.机体2.输出轴3.输出转换机构4、8.针轮5、9.摆线轮6、10.偏心套7输入轴
3.2取料机构锥齿轮的设计与校核
3.2.1齿轮型号、精度等级的选择、齿数及材料的确定
设计该散料装车机使用寿命为15年，每年工作300天，每天工作10小时，传动比i=2，根据这些条件设计并校核该对齿轮。
1.根据传动的需要，选用=90的标准直齿锥齿轮传动。
2.该装车机工作转速不高，故选用7级精度（GB10095-90。
3.材料选择。
选择小齿轮材料为40Cr,（调质），硬度为280HBS大齿轮材料为45钢，（调质），硬度为240HBS两者材料硬度相差为40HBS
4.选小齿轮齿数Z1=22，大齿轮齿数Z2=35。
在GB12369-90中规定了大端的压力角a=20，齿顶高系数ha=1，顶隙系数c=0.锥齿轮模数选择1.6GB12368-90
5.由i=22z=cot、：
1=tan=1.6，计算得「=32，、：
2=58，计算该对齿轮的当量齿数为：
乙=乙cos「=22.cos32=25.9，
42=勺•cos、2=35cos58=66.9
322按齿根弯曲疲劳强度计算
由设计计算公式（3.1）得
心吧2尸耳（3.1）\r1-0.5rziu1fi
1.确定公式内的各计算数值
2.计算载荷系数K
K=KaKvK：
K（3.2）
由实用系数表，查得使用系数Ka=1；
查得动载系数Kv=1.3；
齿间载荷分配系数Kh=Kh[=1；
齿向载荷分布系数Kf=Kh=1.5Kh-：
be=1.51.1=1.65，
所以载荷系数K=11.311.65=2.145。
3.计算扭矩
P
T=955095501.355=225727（N.mm）（3.3）
n
4.锥齿轮传动齿宽系数R
r二b/R=打
取锥齿轮传动的齿宽系数值为1/3
5.查取齿形系数
查表得齿形系数YFa1=2.72;YFa2=2.28。
6.查取应力校正系数
Ysa1"57仏2=1.73
7.计算应力循环系数
N^60^jL^60881030010=1.6108
N2二N仁'1.6=1.6108.j.6=1108
8.查得弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.95；KfN2=0.98
9.计算弯曲疲劳许用应力
取弯曲疲劳系数S=1.4，
KFN1'-FE1
S
0.95530
1.4
=359.64
'-F
KFN2FE2
S
0.98400
1.4
（3.4）
10.计算大小齿轮的''F1并加以比较
大齿轮的数值大。
YFa1YSa1
2.721.57
359.64
=0.01187
YFa2YSa2
/281.73“01409
280
（3.5）
I4KT1YFaYsa
*©r（1—0.5>riz2Ju2+1Hf]
42.145225727
0.01409=6.054
齿轮模数m主要取决于它的弯曲疲劳强度，由计算结果
m圆整并取标准值
m=7，由此算得的小齿轮分度圆直径d1二mz,=722=154mm
11.直齿锥齿轮的弯曲疲劳强度的计算公式如下
KF^Vsa
（1-0.5：
：
」R）bm
（3.6）
大齿轮分度圆直径
d2二mz2=735二245mm
2T12汇225727
Ft11842
dm1245
（3.7）
锥距
R=1m.z'z|=145.1
2
R
b48.4
3
KRYfrYsa
（1-0.5：
」R）bm
2.14518422.281.73
155—]
（1—1）48.47
6
齿跟疲劳强度合适
3.2.3按接触疲劳强度计算
由接触疲劳强度计算公式（3.8）进行校核，即
4-2.923（
Ze）2KT1
丘h『铅（1-0.5知九
（3.8）
—2.92（188・9）22・145225乎7=80.98mm
3600%（1-O.51»1.6
计算数值和由按弯曲疲劳强度计算所得的m=7，©=15由供目比较，di=8°.9mm1晡丁所取数值符合要求
按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极限cH问1二600Mpa
大齿轮的接触疲劳强度极限二Hlim2二550Mpa
查得接触疲劳寿命系数Khni=09Khn2=0.95
取接触疲劳系数S=1，由式（2-10）得
KhN1；「Hlim1
0.95600
1
=570
!
>h
KhN2=Hlim2
0.98550
1
-539
KT1
\：
：
」R（1-0.5「R）2d13u
5Ze【「R（1-0.5：
」R）2d3u
（3.9）
=5^188.9[f5*225.73=139兰gH]
；3（5）224521.6
3.3取料机构轴的设计
3.3.1确定轴的最小直径
根据公式d>35T/[]计算（3.10）
式中D---计算剖面处轴的直径，mm
T---轴传递的额定转矩，N.mm
T=9550000P/N
P---轴传递的额定功率，kw
N---轴的转速，r/min
[T卜一轴的许用转应力Mpa
计算的d=49.86圆整后取50
对于直径小于100mn的轴：
由一个键槽时，轴颈增大5%-7%由两个键槽时应增大10%-15%
d=50x1.1=55（mm）
3.3.2轴的结构设计
因第一段轴上要安装圆盘，所以最小直径取55mm长度取为29mm
第二段轴上装端盖，直径需扩大7mm直径为62mm长度由端盖确定其值是30mm因第三段受径向力和轴向力的联合作用，根据其受力特点选择0基本游隙组，标
准精度的圆锥滚子轴承，代号为30314,其尺寸为d*D*T=70mm*150mm*38m故第二段轴直径为70mnS它的右端安装有齿轮，且该齿轮需要用套筒定位，所以取第三段长为61mm
第四段安装齿轮，齿轮结构决定轴径的长度分别是78mn长度75mm
第五段是轴肩因没有配合所以精度要求较低，h>0.07d所以选择此段直径86mm长度10mm
第六段是按机构要求产生的轴段，直径可与安装齿轮段相等，此处取78mn长度
由结构决定，为150mm
第七段与第三段作用相同，安装圆锥辊子轴承，所以直径也为70mm长度选择
40mm.
150
.29.
61
75
10
40
I
J
1
1、
r
*55*62*78H7/n6疵i78讦伽6
图3.3取料传动轴
3.3.3轴上载荷
该轴所受的力矩如下图所示
图3.4轴的力距图
大齿轮的直径d2=245mm
轴传递的功率R=1.3KW
传递的扭矩为Ta=225727N.mm
2T
（3.11）
Fta=2225727/245=1842N
d2
FFtanan1642
Fr二卜tcosP0.3
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