本科畢業(yè)設(shè)計( 論文)煤棒機畢業(yè)設(shè)計II摘要煤棒機是煤礦生產(chǎn)系統(tǒng)的主要設(shè)備之一,煤棒機 的可靠性,特別是關(guān)鍵咽喉部位煤棒機 的可靠性 ,直接影響整個生產(chǎn)系統(tǒng)的正常運行。 生產(chǎn)實踐證明,現(xiàn)有的往復(fù)式給料機的生產(chǎn)能力小、安裝和拆卸不方便、受力不均勻等缺點。，隨著煤炭工業(yè)的發(fā)展,煤礦井型不斷地擴大,現(xiàn)有煤棒機生產(chǎn)能力小,不能滿足大型礦井的要求，本設(shè)計的煤棒機 是在原有的基礎(chǔ)上作了一些改進，具有結(jié)構(gòu)簡單、維修量小、性能穩(wěn)定、噪音低、安裝方便等優(yōu)點。本文主要介紹了：煤棒機的發(fā)展歷史，用途，組成及工作原理；煤棒機的特點；設(shè)計的一般步驟；使用中存在的問題及改進措施；安裝和維護等內(nèi)容。在本次煤棒機的設(shè)計過程中，著重對減速器、傳動機構(gòu)分析和設(shè)計。對重要的部件進行了受力分析、強度的校核，根據(jù)其常見失效形式、影響因素及基本設(shè)計要求，給出了重要部件的受力分析、強度和剛度的設(shè)計方法。關(guān)鍵詞:煤棒機,總體設(shè)計,減速器IIIAbstractCoal bar machine is one of the main equipment of coal mine production system, the reliability of coal rods machine, especially the reliability of a key throat coal rods machine, directly affect the normal operation of the entire production system. Practice has proved that the existing production capacity of reciprocating feeder is small, convenient installation and removal, discontinuity and other shortcomings. With the development of the coal industry, coal mine type continues to expand, the existing small coal rods machine production capacity can not meet the requirements of large-scale mine, the design of coal rods machine is made some improvements on the basis of the original, having the structure simple, small amount of maintenance, stable performance, low noise, easy installation, and other advantages.This paper describes: coal rods machine history, purpose, composition and working principle; characteristics of coal rods machine; general steps designed; the use of problems and improvement measures; such as the installation and maintenance of content. In this coal rods machine design process, focusing on the reduction gear transmission mechanism analysis and design. The important parts of the stress analysis and strength check, in accordance with their common failure modes, influencing factors and basic design requirements given important part of stress analysis, strength and stiffness design method.Keywords: coal rods machine, overall design, reducerIV目 錄摘要 .IIAbstractIII第 1 章 緒論11.1 選題依據(jù)及研究意義11.2 選題的研究現(xiàn)狀11.3 擬研究的主要內(nèi)容和思路2第 2 章 煤棒機總體設(shè)計方案3第 3 章 電 機 的 選 擇 及 傳 動 裝 置 的 運 動 和 動 力 參 數(shù) 的 計 算 53.1 電 機 類 型 和 結(jié) 構(gòu) 形 式 的 選 擇 53.2 選 擇 電 機 的 容 量 .53.3 確 定 電 機 轉(zhuǎn) 速 63.4 傳 動 比 分 配 7第 4 章 傳 動 零 件 的 設(shè) 計 計 算 84.1 高 速 級 齒 輪 的 設(shè) 計 計 算 84.2 低 速 級 齒 輪 的 設(shè) 計 計 算 11第 5 章 軸 的 計 算 155.1 高 速 軸 的 計 算 155.2 中 間 軸 的 計 算 195.3 低 速 軸 的 計 算 22第 6 章 鍵 連 接 的 選 擇 和 計 算 266.1 高 速 軸 （ I 軸 ） 上 鍵 的 選 擇 及 校 核 .266.2 中 間 軸 （ II 軸 ） 上 鍵 的 選 擇 及 校 核 266.3 高 速 軸 （ III 軸 ） 上 鍵 的 選 擇 及 校 核 .27第 7 章 滾 動 軸 承 的 選 擇 和 計 算 28第 8 章 聯(lián) 軸 器 的 選 擇 和 計 算 31第 9 章 螺 旋 機 構(gòu) 的 設(shè) 計 計 算 32總 結(jié)37參考文獻38致謝391第 1 章 緒論1.1 選題依據(jù)及研究意義煤棒機是煤礦生產(chǎn)系統(tǒng)的主要設(shè)備之一,煤棒機 的可靠性,特別是關(guān)鍵咽喉部位煤棒機 的可靠性,直接影響整個生產(chǎn)系統(tǒng)的正常運行。生產(chǎn)實踐證明,現(xiàn)有的往復(fù)式給料機的生產(chǎn)能力小、安裝和拆卸不方便、受力不均勻等缺點。，隨著煤炭工業(yè)的發(fā)展,煤礦井型不斷地擴大,現(xiàn)有煤棒機生產(chǎn)能力小,不能滿足大型礦井的要求，本設(shè)計的煤棒機 是在原有的基礎(chǔ)上作了一些改進，具有結(jié)構(gòu)簡單、維修量小、性能穩(wěn)定、噪音低、安裝方便等優(yōu)點。本文主要介紹了：煤棒機的發(fā)展歷史，用途，組成及工作原理；煤棒機 的特點；設(shè)計的一般步驟；使用中存在的問題及改進措施；安裝和維護等內(nèi)容。在本次煤棒機的設(shè)計過程中，著重對減速器、傳動機構(gòu)分析和設(shè)計。對重要的部件進行了受力分析、強度的校核，根據(jù)其常見失效形式、影響因素及基本設(shè)計要求，給出了重要部件的受力分析、強度和剛度的設(shè)計方法。1.2 選題的研究現(xiàn)狀當今的社會越來越重視能源利用效率與環(huán)境保護，因此新型設(shè)備的研制必須在滿足工藝要求的基礎(chǔ)上重點考慮降低能耗，并把對環(huán)境造成的影響降到最低，加大在材料科學(xué)、機械制造科學(xué)及金屬冶煉科學(xué)等相關(guān)學(xué)科上的研究投入，以促進我國煤棒機設(shè)備及其相關(guān)技術(shù)的研發(fā)，加強相關(guān)技術(shù)的知識產(chǎn)權(quán)保護工作，打造一流的國內(nèi)品牌。煤棒機到目前我們一直在研究，探索想研制好的煤棒機設(shè)備我們就需要有好的源頭，目前我們使用多的還是煤棒機，也就是目前我們常見的藍色的煤棒機，對于這種煤棒機我們需要如何去做的更好，目前的這種煤棒機在發(fā)展中有什么好處那，1、煤棒機使用外觀較小，生產(chǎn)穩(wěn)定性好，2、優(yōu)點多，利用螺旋擠壓原理來制棒，3、利用廉價粉煤來做為物料擠壓生產(chǎn)，5、解決了粉煤的運輸問題，6、燃燒沒有油煙，7、環(huán)保節(jié)能。 煤棒機設(shè)備運行的時候我們大家需要做的很多工作才能夠保證我們的穩(wěn)定性，特備是我們使用的時候，我們需要對于每個階段都進行檢查，這樣才能夠保證整個生產(chǎn)線的運行，而且我們使用前，對于設(shè)備的清理，檢查也是非常的重要的，所以我們大2家一定要做好這方面的要素。1.3 擬研究的主要內(nèi)容和思路本課題主要設(shè)計是在原有的煤棒機的理論基礎(chǔ)上，利用煤棒機組成及工作原理，同時利用相應(yīng)的 CAD 軟件，對煤棒機系統(tǒng)進行設(shè)計，本設(shè)計的煤棒機 是在原有的基礎(chǔ)上作了一些改進，具有結(jié)構(gòu)簡單、維修量小、性能穩(wěn)定、噪音低、安裝方便等優(yōu)點。本課題主要研究內(nèi)容：煤棒機的發(fā)展歷史，用途，組成及工作原理；煤棒機 的特點；設(shè)計的一般步驟；使用中存在的問題及改進措施；安裝和維護等內(nèi)容。在本次煤棒機 的設(shè)計過程中，著重對減速器、傳動機構(gòu)進行了分析和設(shè)計。對重要的部件進行了受力分析、強度的校核，根據(jù)其常見失效形式、影響因素及基本設(shè)計要求，給出了重要部件的受力分析、強度和剛度的設(shè)計方法。3第 2 章 煤棒機總體設(shè)計方案煤棒機（又叫煤棒擠壓機）是利用螺旋擠壓的原理，將調(diào)制好的粉煤壓縮成具有一定強度的預(yù)定形狀的煤棒成型設(shè)備。煤棒擠出機采用硬齒面減速機，體積小，承載能力高。煤棒擠出機內(nèi)部的葉輪采用加厚葉片設(shè)計，葉輪及筒體內(nèi)襯板采用耐磨精鑄材料而成，壽命比普通材質(zhì)提高 4-5 倍；機頭部的煤棒出口采用可更換的耐磨合金鋼制作，更換方便。機頭與筒體采用絞接形式，檢修時可打開，更換內(nèi)部的葉輪及筒襯很方便。煤棒機是我公司經(jīng)過多年的研究出的新產(chǎn)品。TF 型煤棒擠壓機是氨肥廠、煤氣廠造氣系統(tǒng)中燃料成型工段成套設(shè)備中的一臺主要設(shè)備，它是將燃料粉煤擠壓成為有一定強度的圓形（或六棱形或方形）煤棒，進入造氣爐中燃燒的新工藝來取代燃燒塊煤和煤球造氣的傳統(tǒng)工藝。利用煤棒機制作煤棒可以充分利用煤粉，在制作過程中不需要摻加石灰，降低了燃料的成本，并提高了煤的發(fā)熱量，具有較高的經(jīng)濟效益，另外設(shè)備體積小，不需要炭化烘干設(shè)備，不需要蒸汽，節(jié)省投資，減少了占地面積。同時為生產(chǎn)廠家有效利用廉價煤粉，代替高價煤塊，從而降低生產(chǎn)成本，提高經(jīng)濟效益，提供了可靠的保障。煤棒擠出機結(jié)構(gòu)特點：4煤棒擠出機煤棒擠出機是利用螺旋擠出原理，將調(diào)制好的煤粉壓縮成具有一定強度的圓柱或梅花形狀的成型設(shè)備。煤棒擠出機是系統(tǒng)中的燃料成型工段中的主要設(shè)備，它將燃料粉煤擠出成具有一定強度的煤棒( 形狀根據(jù)要求有多種)，用于代替塊煤，送入造氣爐中燃燒的新工藝。它可以充分利用煤粉，降低燃料成本。煤棒擠出機本機采用變螺距葉輪，將筒體后部的煤粉強力向前推進，煤粉在桶內(nèi)體積受到壓縮后，通過前部機頭的圓孔擠出，形成煤棒，圓孔的形狀有多種，煤棒的形狀也有多種。煤棒在前進過程中受到重力而自然折斷。煤棒擠出機本機采用硬齒面減速機，體積小，承載能力高。內(nèi)部的葉輪采用加厚葉片設(shè)計，葉輪及筒體內(nèi)襯板采用耐磨精鑄材料而成，壽命比普通材質(zhì)提高 4-5 倍；機頭部的煤棒出口采用可更換的耐磨合金鋼制作，更換方便。機頭與筒體采用絞接形式，檢修時可打開，更換內(nèi)部的葉輪及筒襯很方便。5第 3 章 電 機 的 選 擇 及 傳 動 裝 置 的 運 動 和 動 力 參 數(shù) 的 計 算3.1 電 機 類 型 和 結(jié) 構(gòu) 形 式 的 選 擇由于直流電機需要直流電源，結(jié)構(gòu)較復(fù)雜，價格較高，維護比較不便，因此選擇交流電動機。我國新設(shè)計的 Y 系列三相籠型異步電機屬于一般用途的全封閉自扇冷電動機，其結(jié)構(gòu)簡單、工作可靠、價格低廉、維護方便，適用于不易燃、不易爆、無腐蝕性氣體和無特殊要求的機械上，如金屬切削機床、運輸機、風(fēng)機、攪拌機等，由于啟動性能較好，也適用于某些要求啟動轉(zhuǎn)矩較高的機械，如壓縮機等。在這里選擇三相籠式異步交流電機，封閉式結(jié)構(gòu)，電壓 380V，Y 型。3.2 選 擇 電 機 的 容 量本次設(shè)計為設(shè)計不變（或變化很小）下長期連續(xù)運行的機械，只有所選電機的額功率Ped 等于或稍大于所需的電動機工作功率 Pd,即 Ped ≥Pd ，電動機在工作時就不會過熱，通常就不必校驗發(fā)熱和啟動力矩。電動機傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算公式引自【1】第 12~20 頁電機所需工作功率按式（1）為kwwdP??由式 = kww10Fv因此 advP??設(shè)： ——為帶傳動的效率。 =0.96?帶 輪 帶 輪——為聯(lián)軸器的效率。 =0.99聯(lián) 軸 器 聯(lián) 軸 器——對滾動軸承效率。 =0.99軸 承 ?軸 承——為 7 級齒輪傳動的效率。 =0.98?齒 輪 齒 輪——效率。 =0.96滾 筒 滾 筒6估算傳動系統(tǒng)的總效率： 242 2420.96.0.9.80.97.82?????????帶 輪 齒 輪 聯(lián) 軸 器 軸 承 滾 筒工作機所需的電動機功率為：kw310.1.682dFvP?3.3 確 定 電 機 轉(zhuǎn) 速符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速為 1500r/min,3000r/min. 查閱相關(guān)手冊得到符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有 750 r/min，1000 r/min，1500 r/min 和 3000r/min，由于 750 r/min 型電動機的尺寸過大，重量較重，且價格高，故不可取，而 3000r/min 價格高，轉(zhuǎn)速高,也不可取。所以在沒選擇 1000 r/min 與 1500 r/min 兩種一中選取，根據(jù)容量和轉(zhuǎn)速，由有關(guān)手冊查出有兩種適合的電機型號，因此有兩種傳動方案，如下頁表一。表一電機轉(zhuǎn)速r/min方案電動機型號額定功率kedPw同步轉(zhuǎn)速滿載轉(zhuǎn)速1 Y100L-6 1.5 1000 9402 Y90L-4 1.5 1500 1400綜合考慮電機和傳動裝置的尺寸，重量，價格，減速器的傳動比，可見第 2 中方案比較合理，因此選擇電機型號 Y90L-4,其主要性能表二。表二型號 額定功率KW同步轉(zhuǎn)速r/min滿載轉(zhuǎn)速r/min堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩最大轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩Y90L- 1.5KW 1500 1400 2.0 2.0743.4 傳 動 比 分 配電機型號 Y90L-4，滿載時轉(zhuǎn)速 nm=1400r/min.8第 4 章 傳 動 零 件 的 設(shè) 計 計 算4.1 高 速 級 齒 輪 的 設(shè) 計 計 算按設(shè)計計算公式 1 選擇齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)。1）根據(jù)傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動。2）運輸機為一般工作機器，速度不高，選用 7 級精度（GB10095-88 ）3）材料選擇 由表(10-1)選擇小齒輪材料為 40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為 280 HBS，大齒輪材料為 45 鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為 240 HBS，二者硬度差為 40 HBS。4）初選小齒輪的齒數(shù) ， ，選124Z?14.8962=17.504iZ??217Z?2 按齒面接觸強度設(shè)計由設(shè)計公式 （注:腳標 t 表示試選或試 ??2131. ()t Ht dKTud????算值,下同.）（1）確定公式內(nèi)各計算數(shù)值1）試選載荷系數(shù) 1.3tK?2）計算小齒輪轉(zhuǎn)矩 11 .495052.560pTNmn??3）由表 10-7 選取齒寬系數(shù) （非對稱布置）1.d??4）由表 10-6 查取材料彈性影響系數(shù) 1289.EaZMp5）由圖 10-21d 按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限 ；大齒lim160HaMp??輪的接觸疲勞強度 lim250Hap??6）由式 10-13 計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 910614(83).6410hNnjl?????（j 為齒輪轉(zhuǎn)一圈，同一齒面嚙合次數(shù)； 為工作壽命）82.905 hl7）由圖 10-19 取接觸疲勞壽命系數(shù) 120.93,.6HNHNK8）計算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為 1%，安全系數(shù)為 S=1，由式 10-12 得 9??1lim2li58HNaKMpS??（2）計算1）試算小齒輪分度圓直徑 ，代入 較小值1td[]H?由計算式 得，??2312. ()tt dKTZud????mm146.5t?2）計算圓周速度 13.65760tnmVs????3）計算齒輪 b 14.52.dtm???4)計算齒寬與齒高比 h模數(shù) 18.2.0154ttz?齒輪高 *()4.78ahcmm????齒高比 6.510.748b5）計算載荷系數(shù) K根據(jù) ，7 級精度，由圖 10-8 查得動載系數(shù) 3.9Vs?1.2v由表 10-2 查得 A?由表 10-4 用插值法，7 級精度,小齒輪相對軸承為非對稱布置查得 1.420Hk?由 查圖 10-13 得1.4,.6Hbkh??1.34FK??故載荷系數(shù)=1.562AVHKK????6）按實際的載荷系數(shù)校正所算分度圓直徑，由式（10-10a）得103147.5ttkdm?7）計算模數(shù) 1.1.9724dZ??3 按齒根彎曲強度設(shè)計由式（10-5 ） ??132FasdYKTmZ?????（1）確定計算參數(shù)1)圖 10-20C 查得小齒輪彎曲疲勞強度極限 ，大齒輪彎曲疲勞 150FEaMp?強度極限為 2380FEaMp??2)由圖 10-18 取彎曲疲勞壽命系數(shù)120.9,.FNFNK3)算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù) 由公式(10-12)得1.4s???1329FNaMPS???2.K?4)算載荷系數(shù) =AVFK????1.2.34150??5)取齒形系數(shù)，應(yīng)力校正系數(shù)由表 10-5 查得 1122.65,.8FSY???6)比較大小齒輪 的大小??aSF????110.32FaSFY??22.6aS??大齒輪的數(shù)值大（2）設(shè)計計算3 21.56240.154981.5mm????對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模11數(shù)，終合考慮，滿足兩方面，對模數(shù)就近取整，則m=2 4 幾何尺寸計算計算得齒輪的參數(shù)為：齒輪參數(shù)表名 稱 計 算 公 式 結(jié) 果 /mm模數(shù) m 2Z1 24齒數(shù)Z2 117壓力角 nd1 48分度圓直徑d2 234齒頂圓直徑`12538ad?齒根圓直徑1249fd中心距12()nzma???141齒 寬21560b?4.2 低 速 級 齒 輪 的 設(shè) 計 計 算1 選擇齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)。1）根據(jù)傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動。2）運輸機為一般工作機器，速度不高，選用 7 級精度（GB10095-88 ）3）材料選擇 由表(10-1)選擇小齒輪材料為 40Cr（表面淬火），硬度為 48-55HRC,大齒輪材料為 40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為 280 HBS4）初選小齒輪齒數(shù) ， 。取124Z?13.6278.04Z?287Z?2 按齒面接觸強度設(shè)計12按設(shè)計計算公式（10-9a） ??2231 1.*()t Ht dKTZud????（1）確定公式內(nèi)各計算數(shù)值1）試選 1.3tK?2）計算小齒輪轉(zhuǎn)矩21.4095056.893pTNmn??3）由表 10-7 選取齒寬系數(shù) .d?4）由表 10-6 查取材料彈性影響系數(shù) 1289.EaZMp5）由圖 10-21d 按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限 ；大齒lim190HaMp??輪的接觸疲勞強度 lim2650Hap??6）由式 10-13 計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 7106198910hNnjL???7725.4.302i?7）由圖 10-19 取接觸疲勞壽命系數(shù) 120.96,.08HNHNK?8）計算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為 1%，安全系數(shù)為 S=1，由式 10-12 得 ??1lim2li0.96864537HNaaKMpS????（2）計算1）試算小齒輪分度圓直徑 ，由計算式1td得， mm??2123. *()t Ht dKTiZd????A167.58t?2）計算圓周速度 2.9.21.2676010tn mV s???????3）計算齒輪 b 1.8754.dt m?134)計算齒寬與齒高比 bh模數(shù) 154.062.ttdmmz??齒輪高 *().56.08athc???齒高比 54.061.78b5）計算載荷系數(shù) K由 10-2 查得使用系數(shù) ，；A?根據(jù) ，7 級精度，由圖 10-8 查得動載系數(shù) 1.8mVs?03v因為是直齒輪 所以 ； 1,HFK??由表 10-4 用插值法查的 7 級精度,小齒輪相對軸承為非對稱軸承時 .1426Hk??由 查圖 10-13 得..3FK?故載荷系數(shù)=1.4691.03.426AVHK???????6）按實際的載荷系數(shù)校正所算分度圓直徑，由式（10-10a）得=70.39mm331 .4697.581ttkdm7）計算模數(shù) 10.2.38dZ??對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，終合考慮，滿足兩方面，對模數(shù)就近取整，則m=3取 。取170.392.46dzm??124z?13.678.04Z?287Z?4 幾何尺寸計算（1）計算中心距14??127261.5Zma m?????(2)分度圓直徑 126dz?（3）算齒輪寬度1db?0.875.60mm???圓整后取 26,B5.結(jié)構(gòu)設(shè)計及齒輪零件草圖見附件齒輪參數(shù)表名 稱 計 算 公 式 結(jié) 果 /mm模數(shù) m 3Z1 24齒數(shù)Z2 87壓力角 nd1 55.70分度圓直徑d2 261齒頂圓直徑`12786ad?齒根圓直徑124.53fd中心距 ?cos2)(1nmza???166.5齒 寬21605b?綜合，得出高速級和低速級大小齒輪參數(shù)所計算得齒輪的參數(shù)為： dmzab*ah*c?低 大 261 3 87 166.5 65 1 0.25 20?15速級 小 72 24 6016第 5 章 軸 的 計 算5.1 高 速 軸 的 計 算１．輸入軸上的功率 11.4,n60/minPkwr??轉(zhuǎn) 速轉(zhuǎn)矩 412.5625TNmN???軸的計算公式及有關(guān)數(shù)據(jù)和圖表皆引自【2】第 360~385 頁２．求作用在齒輪上的力412.561038.8tantan2.50.coscos.t134t1437traTFdN???????３．初定軸的最小直徑選軸的材料為４５鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表１５－３，取 12??A（以下軸均取此值），于是由式１５－２初步估算軸的最小直徑 33min1/2.4/56021.dAPm???輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑 .為了使所選的軸直徑 12d? 12d?與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng),故需同時選取聯(lián)軸器型號.聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩 Tca=KAT1,查表 14-1,考慮到轉(zhuǎn)矩的變化很小 ,故取 KA=1.3,則，41.328603589.caATKNm????查《機械設(shè)計手冊》，選用 HL１型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為160000N·ｍｍ。半聯(lián)軸器的孔徑 ，故取 半聯(lián)軸器長度12d12dm?L＝42mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度 。'30mL?４．軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計１）擬定軸上零件的裝配方案（見下圖）２）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度（１）為滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，１軸段右端需制處一軸肩，軸肩高度半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度 =30mm.，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上1L17而不壓在軸的端面上，故 的長度應(yīng)該比 略短一點，現(xiàn)取1l1L128lm?(3)取齒輪左端面與箱體內(nèi)壁間留有足夠間距，取 。為減小應(yīng)力集中,并49l?考慮右軸承的拆卸,軸段 4 的直徑應(yīng)根據(jù)６００５的深溝球軸承的定位軸肩直徑 確定ad431am?（4）軸段 5 上安裝齒輪,為便于齒輪的安裝, 應(yīng)略大與 ,可取 .齒輪左5d453dm?端用套筒固定,為使套筒端面頂在齒輪左端面上,即靠緊,軸段 5 的長度 應(yīng)比齒5l輪轂長略短,若轂長與齒寬相同,已知齒寬 ,故取 。齒輪右端0bm?8l用肩固定,由此可確定軸段 6 的直徑, 軸肩高度 ,取 ,dh1.0~7.640?,故取61.4lh?65lm為減小應(yīng)力集中,并考慮右軸承的拆卸,軸段 7 的直徑應(yīng)根據(jù)６００５的深溝球軸承的定位軸肩直徑 確定,即 ，ad731adm?72l?（5）取齒輪齒寬中間為力作用點,則可得 , ，5.L5.348.5Lm?(6)參考表 15－2，取軸端為 ，各軸肩處的圓角半徑見 CAD 圖。014?5.輸入軸的結(jié)構(gòu)布置185．受力分析、彎距的計算（１）計算支承反力在水平面上3275.8tAXFLN???972.5BXtAXFN??.0Ya（２）在垂直面上 1320, 5.3raBAZdFLMN????故 5.8.90.ZrF?總支承反力 222223715.348.AXAYZ N?????950BBF２）計算彎矩并作彎矩圖19（１）水平面彎矩圖2375.81.4762.9AXMFLNm???BAX（２）垂直面彎矩圖215.32.70.AZL????9485193BZFNm?（３）合成彎矩圖22276.0.45.6AXAZM??????4198391BB3）計算轉(zhuǎn)矩并作轉(zhuǎn)矩圖128.46TNm??6．作受力、彎距和扭距圖聯(lián)軸器:由式６－１， 1 9446847.(253)10TMPapdhl?????查表６－２，得 ，鍵校核安全MPa0~][ ][p??齒輪: 1 9428.146.307(5)Tpdhl?????查表 6－2，得 ，鍵校核安全[]~a][p?8．按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度由合成彎矩圖和轉(zhuǎn)矩圖知，C 處左側(cè)承受最大彎矩和扭矩，并且有較多的應(yīng)力集中，故 c 截面為危險截面。根據(jù)式１５－５，并取 ，軸的計算應(yīng)力6.0??221()/4.7aAMTWMPa?????由表１５－１查得 ， ，故安全60][??][1???c9．校核軸承和計算壽命（１）校核軸承 A 和計算壽命徑向載荷 22215.37.843.1rAZXFN????軸向載荷 37aN20由 ，在表１３－５取 X＝0.56。相對軸向載荷為/0.78AarFe??，在表中介于 0.040－0.070 之間，對應(yīng)的 e 值為03.42C0.24－0.27 之間，對應(yīng) Y 值為 1.8－1.6，于是，用插值法求得，故 。(1.86)(0.742)1.78Y?????0.56,1.782XY?由表１３－６取 則，A 軸承的當量動載荷1.pf?，校核安全()ApArarPfXFYNC?該軸承壽命該軸承壽命663 3100140()()67.AhAL hnP???（２）校核軸承 B 和計算壽命徑向載荷 22290.57.05.rZXFN???當量動載荷 ，校核安全1.18Bpr rPf C???該軸承壽命該軸承壽命663 31140()()756028.rBhBL hnP??5.2 中 間 軸 的 計 算1. 中間軸上的功率 221.4,4.38/miPkwr??轉(zhuǎn) 速轉(zhuǎn)矩 52.680TNm??２．求作用在齒輪上的力高速大齒輪:52113.1027.4tantan. 8.5coscos.t12754t137traTFNd???????低速小齒輪: 5213.029.7tan.tan1.6trTFNd????３．初定軸的最小直徑 選軸的材料為４５鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表１５－３，取 ，于是由式１５－２初步估算軸的最小直徑12??A2133min2/1.4/.836.2dAPm???這是安裝軸承處軸的最小直徑 1d4．根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度（ 1 ）初選型號 7208 的角接觸球軸承參數(shù)如下基本額定動載荷 基本額定靜載荷 故4072dDB???19.5rCKN?1.5rCKN??。軸段 1 和 7 的長度與軸承寬度相同,故取 ，173m176lm，26a260lm?( 2 )軸段 3 上安裝低速級小齒輪,為便于齒輪的安裝 , 應(yīng)略大與 ,可取 。3d2340d?齒輪左端用套筒固定,為使套筒端面頂在齒輪左端面上,即靠緊,軸段 3 的長度 應(yīng)比l齒輪轂長略短,若轂長與齒寬相同,已知齒寬 ，取 。小齒輪右端用175bm?370l?軸肩固定,由此可確定軸段 4 的直徑, 軸肩高度 ,取 ,dh1.~.4m?,故取hl4.1?ml64?( 3)軸段 5 上安裝高速級大齒輪,為便于齒輪的安裝 , 應(yīng)略大與 ,可取 。5d650齒輪右端用套筒固定,為使套筒端面頂在齒輪右端面上,即靠緊,軸段 5 的長度 應(yīng)比l齒輪轂長略短,若轂長與齒寬相同,已知齒寬 ，取 。大齒輪左端4bm?541l?用軸肩固定,由此可確定軸段 4 的直徑, 軸肩高度 ,取 ,dh.0~7.4m?,故取 。hl4.1?ml64?取齒輪齒寬中間為力作用點,則可得 , ，163L?2351L（4）參考表 15－2，取軸端為 ，各軸肩處的圓角半徑見 CAD 圖。0.245?5.中間軸的結(jié)構(gòu)布置225.軸的受力分析、彎距的計算1）計算支承反力：在水平面上 1323()2514.ttAXFLLN????18.7YaN20.BXttAX?在垂直面上： 2132313()0, 108.7rarBAZdFLFLMN??????23故 12597.4BZrAZFFN????總支承反力： 22222.318.0.75.AXAYZ N??05794BBF???2)計算彎矩在水平面上： 132057.14907.BXMLNm???216382AF149.XB25872A?在垂直面上： 13046.BZMFLNm?' 2158.ad???2.791AZ13046zB?''582.ZMNm?291A?故 2221104736.41093.XZ Nm??????' ' 95867M2222 5.4XZ ?3)計算轉(zhuǎn)矩并作轉(zhuǎn)矩圖 21390TNm??8．按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度由合成彎矩圖和轉(zhuǎn)矩圖知，2 處當量彎矩最大，并且有較多的應(yīng)力集中，為危險截面根據(jù)式１５－５，并取 6.0??222()/8aMTWMPa???24由表１５－１查得 ， ，校核安全。MPa60][1???21[]???9．校核軸承和計算壽命１）校核軸承 A 和計算壽命徑向載荷 2736.rXAZFN??軸向載荷 18.AaY,查表 13-5 得 X=1,Y=0,按表 13-6, ,取 ,故/0.1AarFe? 2.1~0?pf .0pf?()2736.pAraPfF???因為 ，校核安全。C該軸承壽命該軸承壽命63210()715rAhACLhnP?２）校核軸承 B 和計算壽命徑向載荷 214.0rXBZFN??當量動載荷 ，校核安全BprrPfC?該軸承壽命該軸承壽命632()8500rBhBLhnP?查表 13-3 得預(yù)期計算壽命 ，故安全。'1hL?5.3 低 速 軸 的 計 算１． 輸入功率 轉(zhuǎn)速31.6PKW?3.85/minnr?轉(zhuǎn)矩 4079TNm?2． 第三軸上齒輪受力 3321.018.26tFNd???an8.2tan5.rt 。 ＝3．初定軸的直徑軸的材料同上。由式１５－２，初步估算軸的最小直徑 33min/126.509/4.5.104dAPm???4．軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計25１）擬定軸的結(jié)構(gòu)和尺寸（見下圖）２）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度（1）軸段 2 和軸段 7 用來安裝軸承，根據(jù) ，初選型號 6210 的深溝球軸承，150dm?參數(shù)基本： 基本額定動載荷 基本額定靜載荷5013dDB???52.8rCKN?。由此可以確定：31.8rCKN??2745m27lm（2）為減小應(yīng)力集中,并考慮左右軸承的拆卸,軸段 3 和 6 的直徑應(yīng)根據(jù) 6209 的深溝球軸承的定位軸肩直徑 確定,即 ，取ad3654adm?618l?( 3)軸段 5 上安裝低速級大齒輪,為便于齒輪的安裝 , 應(yīng)略大與 ,可取 。d5m齒輪左端用套筒固定,為使套筒端面頂在齒輪右端面上,即靠緊,軸段 5 的長度 應(yīng)5l比齒輪轂長略短,若轂長與齒寬相同,已知齒寬 ，取 。大齒輪70b?6l?右端用軸肩固定,由此可確定軸段 4 的直徑, 軸肩高度 ,取dh1.0~7., ,故取 。468dm?hl4.147lm?(4)取齒輪左端面與箱體內(nèi)壁間留有足夠間距，取 358lm?（5）取齒輪齒寬中間為力作用點,則可得 , ，16L21035.Lm?（6）參考表 15－2，取軸端為 ，各軸肩處的圓角半徑見 CAD 圖。0.245?265.軸的受力分析、彎距的計算（１）計算支承反力在水平面上0AXM????1123546.8tPBFLLN???940.tBXN??在垂直面上 210,7.rBZAFL??