（毕业设计图纸全套）P90B型耙斗式装载机设计（含说明书）
A0总装备图.dwg
（CAD图纸）
A1减速器.dwg
（CAD图纸）
A1空程滚筒.dwg
（CAD图纸）
A2齿轮.dwg
（CAD图纸）
A2卷筒.dwg
（CAD图纸）
A2行星轮架.dwg
（CAD图纸）
A3太阳轮.dwg
（CAD图纸）
A3轴.dwg
（CAD图纸）
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这两截面处的及的数值如下。
求支反力水平面由上面两式得.垂直面由上面式子得弯矩和水平面垂直面合成弯矩扭矩.当量弯矩.校核轴的强度轴的材料为钢调质。
由表查得，则即，取，轴的计算应力为.轴承的选择与校核.求轴上的转矩求作用在齿轮上的力选取的是圆锥滚子轴承型轴上齿轮的分度圆直径为圆周力径向力和轴向力的大小如下，方向如图所示圆周力径向力轴向力求支反力水平面由上面两式得.垂直面由上面式子得合成支反力轴承的派生轴向力为接触角轴承所受的轴向载荷因.轴承的当量载荷因因轴承寿命因，故应按计算式中轴的转速温度系数载荷系数轴向当量载荷基本额定载荷代入.合格.花键的选择与校核矩形花键的齿数通常为偶数，设计时，按联接处的轴径从标准中选取相应的规格，选取。
计算时，假设载荷沿键的工作长度均匀分布，各齿面上压力的合力作用在平均直径处，为了考虑花键各齿间实际载荷分配不均匀的影响，计入系数，则当花键传递工作转距时，静联接挤压强度条件条件分别为式中载荷分配不均匀系数，般取花键齿工作高度，为倒角尺寸花键的平均直径，许用挤压应力，取齿数.代入得符合要求行星轮的设计.工作滚筒行星机构设计齿轮材料热处理工艺及制造的确定太阳轮和行星轮的材料，表面渗碳淬火处理，表面硬度为，齿面接触，试验齿轮齿根弯曲疲劳极限太阳轮行星轮.齿形为渐开线直齿，最终加工为磨齿，精度为级。
内齿圈材料为，调质处理，硬度为，试验齿轮的接触疲劳极限，试验齿轮的弯曲疲劳极限，齿形的最终加工为插齿，精度为级。
齿轮几何尺寸确定.齿轮模数和中心距按齿面接触强度初算太阳轮小齿轮分度圆直径式中齿数比算式系数，对于钢对钢配对的齿轮副，直齿轮传动取斜齿轮传动取对于钢对非钢配对的齿轮副，应对上述的算式系数进行修正。
使用系数为.载荷不均匀系数综合系数为齿宽系数，取.试验齿轮的接触疲劳极限，啮合齿轮副中，小齿轮的名义转距，式中“”正号用于外啮合，负号用于内啮合。
代入模数圆整取则齿轮几何尺寸计算计算项目及计算公式为分度圆直径基圆直径齿顶圆直径齿根圆直径齿顶高系数太阳轮行星轮.内齿圈.顶隙系数.分度圆压力角。
将已知数据代入以上各公式，可得太阳轮.行星轮内齿圈.齿宽圆整啮合要素验算型耙斗式装载机设计摘要定减速器的传动比.工作滚筒行星轮的传动比为空程滚筒行星轮的传动比为行星轮数目和齿数的确定行星轮数目的确定行星轮越多，传动的承载能力越高，但行星轮数目的增加使各行星轮受力不均匀，而且由于邻接条件限制又会减小传动比的范围。
因而通常采用个行星轮。
由.查表得齿数的确定工作滚筒各齿轮齿数的确定初定内齿圈的齿数为则校核装配条件符合要求。
空程滚筒各齿轮齿数的确定初定内齿圈的齿数为则校核装配条件符合要求。
.卷筒直径的确定．前面已知卷筒内径．确定卷筒的宽度初选每层缠绕圈数式中钢丝绳排列不均匀系数。
.钢丝绳直径。
初选钢丝绳缠绕层数验算卷筒容绳量确定卷筒直径钢丝绳在卷筒上的最小缠绕直径钢丝绳在卷筒上的最大缠绕直径式中钢丝绳每层降低系数.钢丝绳在卷筒上的平均缠绕直径卷筒是结构外径减速器的设计.传动装置的运动和动力参数的确定.减速器传动比要求高低速级的大齿轮浸入油中深度大致相近且，其中为前级传动比，为后级总传动比。
由式取则减速器各轴转速式中电机输出转速高速轴转速过渡轴转速低速轴转速。
.减速器各轴实际功率式中电机输出功率高速轴功率过渡轴功率低速轴功率齿轮传动效率滚子轴承传动效率。
.减速器各轴输出转矩.行星轮的动力参数行星轮总效率为.则中心轮处的功率为中心轮转距高速级传动装置的运动和动力参数计算.选择齿轮的材料查表小齿轮选用调质大齿轮选用正火.按齿面接触疲劳强度设计计算确定齿轮传动精度等级，按估取圆周速度，参考表，表选取小轮分度圆直径，由式得齿宽系数查表按齿轮相对轴承为非对称布置，取.小齿轮齿数在推荐值中选大齿轮齿数齿数比传动比误差误差在范围内，故合适小齿轮转距由式得载荷系数由式得使用系数查表取动载荷系数查图得初值.齿向载荷分布系数查图得.齿间载荷分布系数其初值在推荐值中初选由式得.查表，得.则载荷系数的初值.弹性系数查表得.节点影响系数查图得.重合度系数查图得.螺旋角系数得.许用接触应力由式得接触疲劳极限应力查图得应力循环次数由式得则查图得接触强度的寿命系数不允许有点接触得硬化系数查图及说明得接触强度安全系数查表，按般可靠度查取故的设计初值为法面模数查表取中心距圆整取
