割煤机截割机构设计说明书

攀枝花学院 Panzhihua University 攀枝花学院本科毕业设计（论文）薄煤层割煤机截割机构结构设计及典型零件的加工工艺编制及工装设计学生姓名： 杨茂梅 学 号： 200410627163 院 （系）： 机电工程学院 专 业： 机械设计制造及其自动化 班 级： 2004级机械设计制造及其自动化4班 指导教师： 陈 永 强 职 称： 副教授 二八年六月攀枝花学院本科毕业设计（论文） 摘要摘 要我国是煤炭资源大国,薄煤层储量十分丰富，但是其开采的效率低，所以对于薄煤层的割煤机的开发有着重要的研究意义。本文提供的是薄煤层割煤机的截割机构结构的设计，包括了截割部的动力部分、传动部分以及截割部分的设计，从防暴电动机输入，经两级的斜齿轮和一级锥齿轮传动，带动链轮转动，刀具采用焊接到链子上，从而实现一起运动。然后是对割煤机机构进行工艺分析，并编制箱体的加工工艺以及箱体加工的一套工装设计，最后再用三维软件来表达典型零件。此薄煤层割煤机结构简单、制造容易、操作使用和维护管理都极其方便，特别适于中小型煤矿用于对薄煤层进行机械化掏槽切割采煤作业的机械，可减轻工人劳动强度，提高生产效率和煤品的块个率，产量增加，经济效益十分显著。关键词：割煤机 截割部 箱体 工艺I攀枝花学院本科毕业设计（论文） ABSTRACTABSTRACTIn our country the coal resource is very rich.The thin coal bed reserves is very rich, but its mining efficiency is low.Therefore the important thing is researching significance regarding the thin coal beds coalcutters development. This paper offers the design of the cutting frame structure of the thin seam coal cutter, including the design of the driving part of the cutting part, transmitting part and cutting part; imputed in the anti-violent motor and transmitted by the two stage helical gear and one stage bevel gear, and then the chain wheels will be driven to roll, with the cutting tools welded on the chains to move together. Workmanship analysis of the structure of the coal-cutter should be made afterwards, and the process workmanship of the box body and one set of uniform design of its processing should be established, the representative parts shall be indicated by the triaxiality programs at last. This thin coal bed coalcutter structure is simple. The manufacture is easy, the operation uses and maintains the management extremely to be convenient, so it is suitable for the middle and small scale coal mine to use in specially to the thin coal bed carries on the mechanized cutting and cutting mining coal work. It may reduce the worker labor intensity , raises the production efficiency and coal block rate. The output increases and the economic efficiency is very remarkable.Key Words: Coal-cutter, Cutting part, Box body, WorkmanshipII攀枝花学院本科毕业设计（论文） 目录目 录摘 要IABSTRACT1 绪论11薄煤层割煤机的研究意义12薄煤层割煤机主要要求12 传动系统方案拟定22.1方案一22.2方案二22.3方案三32.4 方案比较43 计算功率53.1类比法求一个刀具的切削力53.2功率的计算54 各轴运动与动力参数74.1传动比分配74.2 各轴的转速（r/min）计算74.3各轴输入功率（kW）计算74.4各轴输入扭矩（Nm）计算75 传动零件设计计算95.1 高速齿轮设计95.1.1齿轮设计计算95.1.2齿轮几何尺寸计算125.2低速齿轮机构设计125.2.1齿轮设计计算125.2.2齿轮结构参数155.3锥齿轮传动的设计185.3.1选择材料185.3.2接触强度设计计算185.3.3主要尺寸计算185.3.4齿根按弯曲强度设计195.3.5齿面接触强度验算195.4 键轮结构设计206 轴系零件的初步选择216.1 第三轴的设计216.1.1 拟定轴上零件的装配方案216.1.2 求作用在齿轮上的力216.1.3 初步设计轴的最小直径：226.1.3 轴的结构设计236.1.3 求轴上的载荷246.1.4 按弯扭合成应力校核轴的强度266.1.5 精确校核轴的疲劳强度276.2 高速轴的设计286.2.1 求作用在齿轮上的力286.2.2 初步设计轴的最小直径：296.2.3 轴的结构设计296.2.4 求轴上的载荷306.2.5 按弯扭合成应力校核轴的强度326.3第二轴的设计326.3.1 求作用在齿轮上的力326.3.2 初步估计轴的最小直径：336.3.3 轴的结构设计346.3.4 求轴上的载荷356.3.5 按弯扭合成应力校核轴的强度376.4 低速轴的设计376.4.1 求作用在齿轮上的力376.4.2 初步设计轴的最小直径：376.4.3 轴的结构设计386.4.4 求轴上的载荷396.4.5 按弯扭合成应力校核轴的强度417 轴承的校核427.1 高速轴上的轴承的校核427.2 第二轴上的轴承的校核437.3第三轴上的轴承的校核447.4 低速轴上的轴承的校核448 键的校核468.1 高速轴上键的校核468.2 第二轴上键的校核468.3 第三轴上键的校核478.4 垂直轴上键的校核479 箱体加工工艺的编制499.1 分析箱体零件图499.2 薄煤层割煤机箱体加工定位基准的选择509.3 箱体的加工工序安排5110 铣平面工装设计5410.1 定位方案及定位元件设计5410.2 夹具体的设计5410.3 对刀装置的选择5411 典型零件造型55结 论56参考文献56致 谢56II攀枝花学院本科毕业设计（论文） 1 绪论1 绪论1薄煤层割煤机的研究意义我国是煤炭资源大国,薄煤层储量十分丰富,占全部可采储量的20%以上。薄可采储量约为60多亿t,而产量只占总产量的14%,远远低于储量所占的比例,并且产量的比重还有进一步下降的趋势。薄煤层的开采问题越来越突出,已是无法回避的现实问题。并且随着一些煤矿中厚煤层已近枯竭，薄煤层的开采更加得到充分重视。薄煤层割煤机可对薄型煤层进行切割掏槽机械化采煤作业，它结构简单、制造容易、操作使用和维护管理都极其方便，可减轻工人劳动强度，提高生产效率和煤品的块个率，产量增加，经济效益十分显著。2薄煤层割煤机主要要求为了更好的进行薄煤层开采，对薄煤层割煤机的一些要求主要有以下几点需要注意：（1）机身矮，但要有足够的电动机功率，以保证高效采煤；（2）有可靠的支承导向装置，以保证采煤机稳定运行；（3）力求避免工作面两端人工开缺口；（4）结构简单、可靠，以便安装维修。3薄煤层割煤机的主要设计内容首先收集薄煤层的一些相关资料，对薄煤层割煤机的综合分析。然后根据我的设计题目，对割煤机的截割机构进行设计，包括动力部分、传动部分、截割部分的设计，并编制典型零件的加工工艺和一套工装设计，最后用三维软件表达典型零件。1攀枝花学院本科毕业设计（论文） 2 传动系统方案拟定2 传动系统方案拟定2.1方案一 截割机构采用液压截割机构，液压传动具有效率高，启动力矩大，噪声低，抗油液污染强，可传递介质真空运转，可靠性好，寿命长，转速范围广，耐高压，传递功率大等一系列优点。液压截割一般采用定量泵-定量马达的容积调速系统，通过溢流阀改变液压泵的输入压力和流量来实现无级调速，通过改变液压泵的供油方向来实现截割头的工作与否。这样实现了牵引机构的快速运动时，电动机的双输出轴在转动，而液压马达不转动。这样来实现截割机构的空载与负载的两个状态，让整个机构的运动满足了设计要求。设计液压系统图如下：1液压马达 2三位两通换向阀 3溢流阀 4液压泵 5过滤器 6油箱图2.1 液压传动系统2.2方案二由于薄煤层割煤机的所需的传动比不是很大，采用三级齿轮来减速就可以。由于割煤机的输入轴与输出轴必须是垂直的，所以在这里选用二个斜齿轮传动和一个锥齿轮传动来实现。其中有个齿轮是惰轮，它在刀头不工作的时候，但电动机不是单独的只带动截割部工作，它还要继续带动牵引部空载运动，这时只要用拔叉的形式来拔动卡盘，使惰轮和另外一个齿轮脱离，这样只有惰轮在进行空转。运动不会传递到锥齿轮，从而也就传递到割头，实现了割煤机的截割部的传动设计要求。由于割煤机的工作环境，大多是在矿井下作业，考虑到安全性，电机要选择防暴电动机。在图1.2中我们可以看到利用锥齿轮的传动实现了输入轴与输出轴的直角传动。其具体的传动系统如图1.2所示。图2.2 锥齿传动系统2.3方案三通过二级斜齿轮传动，和一个蜗轮传动来实现。其中有个齿轮是惰轮，它在刀头不工作的时候，但电动机不是单独的只带动截割部工作，它还要继续带动牵引部空载运动，这时只要用拔叉的形式来拔动卡盘，使惰轮和另外一个齿轮脱离，这样只有惰轮在进行空转。运动不会传递到锥齿轮，从而也就传递到割头，实现了割煤机的截割部的传动设计要求。利用蜗轮的传动实现了输入轴与输出轴的直角传动，如图1.3所示。使用蜗轮蜗杆来传递运动和动力，并实现直角传动。蜗杆传动是在空间交错的两轴间传递运动和动力的一种传动机构，两轴线交错的夹角可为任意值，我们要用的是它的90度。蜗杆传动能实现大的传动比。由于传动比大，零件数目又少，因而结构很紧凑。在蜗杆传动中，由于蜗杆齿是连续不断的螺旋齿，它和蜗轮齿是逐渐进入啮合及逐渐退出啮合的，同时啮合的齿的对数又较多，故冲击载荷小，传动平稳，噪声低。当蜗杆的螺旋线升角小于啮合面的当量摩擦角时，蜗杆传动便具有自锁性。蜗杆传动与螺旋齿轮传动相似，在啮合处有相对滑动。当滑动速度很大，工作条件不够良好时，会产生较严重的磨擦与磨损，从而引起过分发热，使润滑情况恶化。因此摩擦损失较大，效率低；当传动具有自锁性时，效率仅为0.4左右。同时由于磨擦与磨损严重，常需耗用有色金属制造蜗轮（或轮圈），以便与钢制蜗杆配对组成减摩性良好的滑动摩擦副。图2.3 蜗杆传动系统2.4 方案比较综合上面的三种方案来进行方案的比较。方案一是要使用液压传动需要另外配一个电机，用于给液压泵的驱动。而且还要给整个液压系统配一个液压工作站，这样就还需要一个电机或一个柴油机。我们都知道煤矿中含有大量的易燃的气体，这样就要求所以的电机都是防爆电机，还有就是要用液压马达时还要另外有一个空压设备。这样制造的成本就比方案二和方案三高了。所以方案一不适合在煤矿这种环境中使用。所以方案一被排除。方案二采用斜齿轮传动和蜗轮传动相集合，这样不仅满足了要求。而且也适合在高的传动比下进行传动，在成本方面也不是很高。方案三采用斜齿轮传动和蜗轮传动相集合，这样虽然能得到较高的传动比，但是截割部的传动比不是很高，而且用价格较使宜的圆锥齿轮就能满足要求，还能加大截割部的重量，对承受截割头的重量和在截割头工作时防止摆动。方案三不适合在中、小型煤矿中不合适，方案三被排除。所以最后综选择方案二。4攀枝花学院本科毕业设计（论文） 3 计算功率3 计算功率3.1类比法求一个刀具的切削力已知BMD-100型薄煤层割煤机的一些技术特征如下：截深/m 0.8 滚筒直径/mm 1000滚筒的截齿数 46滚筒转速/ 95牵引速度/ 06牵引力/KN 牵引速度6m/min时 58.8牵引速度3m/min时 117.6电动机功率/kW 100 由此可以算得： 式（3.1）式中：牵引机构所需的功率，单位KW； 牵引力，=117.6KN; V牵引速度，V=3m/min; 效率，=0.5。所以每个齿的受力 初选割头长1m，截深0.8m，每10cm装一对齿,齿的角度有0、+15、+30、+45、-15、-30、-45度。截割头割煤层工作时受力作用的齿就有15个。3.2功率的计算割煤机截割部的传动系统线路图如下图2.1所示。弹性联轴器效率。取0.99圆柱齿轮（8级精度）传动效率。取0.97锥齿轮（8级精度）传动效率。取0.95滚动轴承效率。取0.98滚子链传动效率。取0.91传动系数总效率 图2.1 割煤机传动系统割煤机所需功率（kW）为 电动机所需功率（kW）为7攀枝花学院本科毕业设计（论文） 4 各轴运动与动力参数4 各轴运动与动力参数选截割部的链轮的直径为30cm，加上刀具后，其直径为40cm总传动比： 4.1传动比分配最小等效转动惯量设计小功率传动，各级传动比的分配按“前后大”次序，结构紧凑。设计公式为： 式（4.1）式中：i总传动比；n为整数； 第k级传动比。第一级斜齿轮的传动比为 则第二级斜齿轮的传动比为 那么，锥齿轮的传动比是 4.2 各轴的转速（r/min）计算 4.3各轴输入功率（kW）计算 4.4各轴输入扭矩（Nm）计算 上述结果列入表1-1中，以供查用表 1-1 各轴运动与动力参数轴号转速n/(r/min)功率P/kW扭矩T/(Nm)146044.25288.45831.8942.07493.64353.8639.991079.2599.6936.113459.5919攀枝花学院本科毕业设计（论文） 5 传动零件设计计算5 传动零件设计计算 5.1 高速齿轮设计5.1.1齿轮设计计算已知=1465r/min,831.89r/min,u=1.81选定齿轮类、精度等级、材料及齿数1）选用斜齿轮传动。2）割煤机工作在矿山中，由于齿轮是用于薄煤层割煤机的传动系统中，精度要求不高，速度也不高，故选齿轮为8级精度。（GB1009588）3）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,两者材料硬度差为 40HBS.4）初选取小齿轮齿数=20，则大齿轮齿数=365）选取螺旋角。初选螺旋角=142按齿面接触强度进行设计设计公式： 式（5.1）式中：小齿轮分度圆真径，单位mm； 载荷系数；小齿轮传递的转矩，单位N.mm； 齿宽系数；端面重合度； 传动比；弹性影响系数，单位为； 区域系数；许用接触应力。1）确定公式内的各计算数值 试选Kt=1.6；由图10-30，选得区域系数=2.433；由图10-26，查得端面重合度=0.726, =0.823，=+=1.55计算小齿轮传递的转矩N.mm由表10-7选取齿宽系数 =1由表10-6查得材料的弹性影响系数 =189.8由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 =600MPa =560MPa由式10-13计算应力循环次数 由图10-19查得接触疲劳寿命系数 =0.89 =0.93取失效概率为1%,安全系数S=1。齿轮的许用应力按下式计算 式（5.2）式中：许用应力，单位MP； 寿命系数；齿轮的疲劳极限； S疲劳强度安全系数。由式5.2可得： 许用接触应力 =(+)/2=527.42）计算（1）试算小齿轮分度圆直径,由计算公式得 （2） 计算圆周速度 （3）计算齿宽b及模数 （4）计算纵向重合度 （5）计算载荷系数K由表10-2查得使用系数=1.75根据v=5.75m/s,8级精度，由图10-8查得动载荷系数=1.32由表10-3，查得齿间载荷分配系数由表10-4，查得的计算公式 =1.15+0.181+0.3110-374.98=1.33由图10-13查得，故载荷系数 =1.751.321.41.33=4.30 （6）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径 （7）计算模数 3按齿根弯曲强度设计 式（5.3）式中：斜齿轮法面模数，单位； 螺旋角；螺旋角影响系数； 齿形系数；小齿轮齿数； 应力校正系数；许用弯曲应力,其于各符号的意义和单位同前。（1）计算载荷系数 （2）根据重合度1.528,从图10-28查得螺旋角影响系数 =0.88（3）计算当量齿数 =21.89（4）查取齿形系数由表10-5查得 =2.724 =2.444（5）查取应力校正系数由表10-5查得 =1.569 =1.672（6）由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 =400 =520（7）由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数 =0.83 =0.86（8）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4，则由式5.2可得：（9）计算大、小齿轮的并加以比较 （10）设计计算 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取=4.0mm（GB/T 135787）,已知满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度，算得的分度圆直径=104mm来计算应有的齿数。于是有 取=26，则=u=1.826=475.1.2齿轮几何尺寸计算1）计算中心距 将中心距圆整为150mm.1）按圆整后的中心距修正螺旋角 因值改变不多，故参数、等不必修正。3）计算大、小齿轮的分度圆直径 =106.85mm=193.15mm4）计算齿轮宽度 圆整后取 =105mm =110mm5.2低速齿轮机构设计5.2.1齿轮设计计算1、已知831.89r/min,=2.32、选择齿轮精度为7级，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,两者材料硬度差为 40HBS.采用圆柱斜齿轮传动，螺旋角初选为=14初选小齿轮的齿数为20。那么大齿轮齿数为202.346。3、由于减速器采用闭式传动，所以按齿面接触疲劳强度进行设计。设计公式式（5-1）：确定公式中各参数，选Kt=1.6,ZH=2.433,=0.765, ,=0.872. =0.765+0.872=1.635由小齿轮转速为:n2=831.89r/min，功率：P242.07KW由公式 T= =N.min再由表查得齿宽系数1。查表得：材料弹性影响系数ZE=189.8再按齿面硬度查得：小齿轮得接触疲劳强度极限600MPa，大齿轮得接触疲劳强度极限：550MPa.由计算公式N=算出循环次数：60831.891（2812300）2.87=1.25再由N1,N2查得接触疲劳寿命系数=0.92, =0.95.计算接触疲劳许用应力，取安全系数S=1,失效概率1。=0. 92600=552Mpa=0.95550=522.5Mpa=537.35MPa4、计算小齿轮分度圆直径,由计算公式式（5-1）得：101.02mm（1）计算小齿轮圆周速度：v=4.4m/s（2）计算齿宽b及模数mb=mm=2.254.64=10.44 =9.68（3）计算纵向重合度：0.318120tan141.59（4）计算载荷系数K已知使用系数=1.5已知V4.46m/s，7级齿轮精度，由表查得动载荷系数=1.12由表查得：的计算公式： 1.120.18（10.6）0.23101.021.434再由表查的： =1.49, =1.2所以求得载荷系数： 再按实际载荷系数校正所算得分度院圆直径： =123.03mm计算模数： =5.97mm5、再按齿根弯曲强度设计：计算载荷系数：根据纵向重合度：1.59，从表查得螺旋角影响系数=0.88查取齿形系数=2.8, =2.344查取应力校正系数=1.55， =1.684再由表查得小齿轮弯曲疲劳强度极限：500MPa,大齿轮弯曲疲劳强度极限380Mpa。再由表查得弯曲疲劳系数： =0.85, =0.88计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数：S=1.4 =303.57Mpa =238.86MPa计算大，小齿轮的，并加以比较：=0.01413=0.01653大齿轮的数值大，选用大齿轮 =0.01653设计计算： mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿面接触强度计算的法面模数，取标准模数=5mm，既满足弯曲强度，但为了满足接触疲劳强度需要按接触疲劳强度计算得分度圆直径=123.03mm来计算齿数： =23.88=24=242.3=55.2=556、几何尺寸计算：计算中心距：将中心距圆整为：206mm按圆整后中心距修正螺旋角： 因的值改变不大，故参数等不必修正。计算大小齿轮分度圆直径：=123.60mm=283.25mm计算齿轮宽度：=1123.6=123.6mm取=125mm,=130mm5.2.2齿轮结构参数1、第二级齿轮的参数如表4.1 和表4.22、第一级齿轮的参数计算 齿轮1、2的尺寸做调整以适应加工工艺，需得使。这样就把齿轮1、2的强度均堤高。取模数m=5mm。取，则。修正。表4.1 小齿轮的参数名称计算公式结果/mm法面模数mn5面压力角螺旋角分度圆直径d1123.60齿顶圆直径da1=d1+2ha*mn 133.60齿根圆直径df1=d12hf*mn111.10中心距a=mn(Z1+Z2)/（2cos）206齿宽b1=b2+(510)mm130表4.2 大齿轮的参数名称计算公式结果/mm法面模数mn5面压力角n螺旋角分度圆直径d2283.25齿顶圆直径da2=d2+2ha*mn293.25齿根圆直径df2=d22hf*mn270.75中心距a=mn(Z1+Z2)/（2cos）206齿宽B2125表4.3 小齿轮的参数名称计算公式结果/mm法面模数mn5面压力角螺旋角分度圆直径d1147.59齿顶圆直径da1=d1+2ha*mn 157.59齿根圆直径df1=d12hf*mn135.09中心距a=mn(Z1+Z2)/（2cos）206齿宽b1=b2+(510)mm110表4.4 大齿轮的参数名称计算公式结果/mm法面模数mn5面压力角n螺旋角分度圆直径d2265.66齿顶圆直径da2=d2+2ha*mn275.66齿根圆直径df2=d22hf*mn253.16中心距a=mn(Z1+Z2)/（2cos）206齿宽B2105由于变化不是很大且我们是将齿轮1、2的弯曲强度和接触强度均增加来算的，故可以不必修正。第一级齿轮的参数如表4.3 和表4.4图5.1 齿轮结构图3、齿轮结构设计以第一级齿轮的大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故以选用腹板式结构为宜。其它有关尺寸的设计及结构如图5.1所示。5.3锥齿轮传动的设计5.3.1选择材料 为了传递的平稳，选用弧齿圆锥齿轮传动、小齿轮选用40Cr调质，大齿轮45钢调质。其硬度分别为280HBS、240HBS。由图3-3-11b按齿根接触强度极限查得：=730Mpa =580Mpa由图3-3-17查得 =260Mpa =210Mpa5.3.2接触强度设计计算 式（5.4）式中：齿宽系数； 许用接触应力，单位Pa。式中其于各符号的意义和单位同前。取K=1.4,=0.2,=i=3.5 =/1.1=527Mpa5.3.3主要尺寸计算齿数：根据=166.56MM 查图3-4-5得=22 =223.5=77模数：m=/=166.56/22=7.57mm取标准模数:m=8mm大端分度圆直径：=822=176mm=877=616mm节锥角： 锥距： 齿宽： 周节： 工作齿高：全齿高： 齿顶高： 齿顶间隙：齿根角： 平均分度圆直径：5.3.4齿根按弯曲强度设计 式（5.5）式中：齿形系数；许肜弯曲应力，单位Pa;小齿轮大端的模数，单位m。式中其于各符号的意义和单位同前。齿形系数：=2.72 =2.226 =1.57 =1.7645.3.5齿面接触强度验算 式（5.6）式中：平均分度圆上的圆周力，N；A 工况系数；动载系数；载荷分布系数；=，为材料弹性系数，单位；为节点区域系数。式中其于各符号的意义和单位同前。查表3-3-17得查3-3-7得 由表3-4-9得=2.433 =189.8527MPa故强度足够。5.4 键轮结构设计由于链轮的尺寸不大，所以一般做成整体结构，如图5.2所示。由资料4表8-2-21 可得：轮毂的厚h ，其中K=6.4，d=227mm。所以可得轮毂长度, ,取 =80mm。轮毂直径齿宽根据链的结构而定。 图 5.2 键轮结构设计 攀枝花学院本科毕业设计（论文） 6 轴系零件的初步选择6 轴系零件的初步选择6.1 第三轴的设计根椐传动方案得，号轴上安装的零件最多。所以设计时，从第号轴开始设计。6.1.1 拟定轴上零件的装配方案 装配方案如图所示：方案比较：显而易见，图b较图a多了一个用于轴向定位 的大套筒，使机器的零件增多，增加了工序。相比之下，可知图中的装配方案较为合理。图a）图 b)图 6.1 第三轴的两种结构方案6.1.2 求作用在齿轮上的力分析齿轮的受力情况如下： =7.89KN =2.99KN = 零度弧齿锥齿轮的受力情况如下： =13.62KN =4.77KN=由上面对齿轮4和齿轮5的受力计算可得，轴向力，方向向右，径向力，圆周力，方向垂直纸面向里。轴向力，方向向左，径向力，圆周力，方向垂直纸面向外。其受力如下图6.1：图 6.2 齿轮受力图6.1.3 初步设计轴的最小直径：先由公式（6-1）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。有表查得=112,于是得： =54.15mm如图下图号轴，所以轴的最小直显然是安装锥齿轮的直径（图），段就是安装轴承的，为了方便与安装轴承相适应，再加上留出一安装轴肩，故取，然后-段与轴承相配合，故选择。图 6.3 轴的结构与装配6.1.3 轴的结构设计1）根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度。（1）初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单例圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据=65 mm，由轴承产品目录中初步选取滚动轴承30213 GB/T297-1994，其尺寸为=65mm140mm36mm。轴承和齿轮之间的轴向定位采用套筒定位，取套筒的宽度为10mm,故=36+10=46mm。-段的长度=36mm,其右端是采用