3793采煤机摇臂低速区轴承故障分析与检测设计

毕业设计说明书题目名称：采煤机摇臂低速区轴承振动特性与故障分析院系名称： 机械设计制造及其自动化班 级：学 号：学生姓名：指导教师：2015年5月摘 要机械工业是一个国家的重要产业，机械工业的发展无时不刻都在影响着国家经济的发展，人类的进步离不开机械工业的发展。在全球经济发展的大环境下，中国各个行业被其他国家的先进技术影响的同时，越来越多的外国企业和品牌传播到中国已经成为现实。在新的市场需求的推动下，对采煤机摇臂低速区轴承进行改良和优化是当务之急。有大型采煤机设备企业对设备的安全指标的有着一定生产的严格要求。在生产设备的企业，充分考虑到在设备运行中可能出现的问题，从而减少噪声污染引起的振动或不当操作设备的现象等。国内采煤机摇臂低速区轴承的研发及制造要与全球号召的低效经济、安全稳定主题保持一致。采煤机摇臂低速区轴承的发展与人类社会的进步和科学技术的水平密切相关。本次设计的题目是采煤机摇臂低速区轴承振动特性与故障分析，在设计过程中，主要对采煤机摇臂低速去轴承结构方案的确定和相关组件的计算和设计，重点完成了采煤机摇臂低速区轴承振动特性与故障分析。首先，完成了对摇臂减速器的传动比分配，转速及传递功率的计算，其次，完成了采煤机摇臂壳体内一轴、二轴、三轴、四轴、五轴和各轴传动齿轮的设计及校核，简单介绍了行星轮系的装配关系确定和强度校核。再次，重点对摇臂低速区轴承的振动特性进行详细分析。最后，对采煤机摇臂低速区轴承进行了三维建模，有限元分析。关键词：机械工业；采煤机摇臂低速区轴承；设计；有限元分析；0AbstractWithdevelopmentofallkindofsciencetechnologyandglobaleconomy,Pneumaticmanipulatorisaautomateddevicesthatcanmimicthehumanhandandarmmovementstodosomething，aslocanaccordingtoafixedproceduretomovingobjectsorcontroltools.Itcanreplacetheheavylaborinordertoachievetheproductionmechanizationandautomation,andcanworkindangerousworkingenvironmentstoprotectthepersonalsafety.Thereforewidelyusedinmachinebuilding,metallurgy,electronics,lightindustryandatomicenergysectors.Thepneumaticpartofthedesignisprimarilytochoosetherightatcompressedneceengththdirectionprocedurework.Theinvertedpendulumisatypicalhighordersystem,withmultivariable,non-linear, strong-coupling,fleetandabsolutelyinstable.Itisrepresentativeasanidealmodeltoprovenewcontroltheoryandtechniques.Duringthecontrolprocess,pendulumcaneffectivelyreflectmanykeyproblemssuchasequanimity,robust,follow-upandtrack,therefore.Thispaperstudiesacontrolmethodofdoubleinvertedpendulum.Firstofall,themathematicalmodelofthedoubleinvertedpendulumisestablished,thenmakeacontroldesigntodoubleinvertedpendulumonthemathematicalmodel,anddeterminethesystemperformanceindexweightmatrix,byusinggeneticalgorithminordertoattainthesystemstatefeedbackcontrolmatrix.Finally,thesimulationofthesystemismadeby.Keyword:pneumaticmanipulatorcylinderpneumaticloopFoutdegreesoffreedom.1目 录绪论............................................................11.1课题的来源与研究的目的和意义1.2 采煤机械化的发展与趋势 ......................................21.3 本课题研究的内容2摇臂整体方案确定 ................................................52.1 采煤机的分类2.2 采煤机的工作原理2.3 摇臂具体结构设计方案的确定 73传动系统设计 . 133.1 各级传动转速、功率、转矩的确定 133.2 齿轮设计及强度效核3.3 行星齿轮的计算 配齿计算 几何尺寸计算 装配条件验算3.4 行星轴的设计计算 27 初算轴的最小直径 输入轴的设计 输出轴的设计3.5 轴的设计校核与轴承选用 29 Ⅳ轴的设计及强度效核 Ⅲ轴的设计及强度效核23.6 轴承的寿命校核结论.............................................................54参考文献.........................................................55致 谢3绪论1.1课题的来源与研究的目的和意义由于机械工程的知识总量已经远远超越个人掌握所有，一些专业知识是必不可少的。但是过度的专业知识分割，使视野狭隘，可以多多参加技术交流，和参加科研项目，缩小范围，提升新技术的进步和整个块的技术，提高外部条件变化的适应能力。封闭的专业知识的太狭隘，考虑的问题太特殊，在工作中协调困难，不利于自我提高。因此，自上世纪第二十年代末，出现了一体化的趋势。人们越来越重视基础理论，拓宽领域，对专业合并的分化。机械工程可以增加产量，提高劳动生产率，提高生产的经济效益为目标，并研制和发展新的机械产品。在未来，新产品的开发，降低资源消耗，清洁的可再生能源，成本的控制，减少或消除环境污染作为一个超级经济目标和任务。机器能完成人的手和脚，耳朵和眼睛等等器官完全不能直接完成的任务。现代机械工程机械和机械设备创造出更多、更精美的越来越复杂，很多幻想成为过去的现实。人类现在能成为天空的上游和宇宙，潜入海洋，数十亿光年的密切观察，细胞和分子。电子计算机硬件和软件，人类的新兴科学已经开始加强，并部分代替人脑科学，这是人工智能。这一新的发展已经显示出巨大的作用，但在未来几年还将继续创造出不可思议的奇迹。人类智慧的增长并没有减少手的效果，而是要求越来越精致，手工制作，更复杂的工作，从而促进手功能。又一方面实践促进人脑智力。在人类的进化过程中，以及在每个人的成长过程中，大脑和手是互相促进和平行进化。大脑和手之间的人工智能和机械工程的近似关系，唯一不同的是，智能硬件还需要使用机械制造。在过去，各种机械离不开人类的操作和控4制，反应速度和运算精度的进化是非常缓慢的大脑和神经系统，人工智能将消除这种限制。相互促进，计算机科学和机械工程进展之间的平行，将在更高层次的新一轮发展的开始使机械工程。在第十九世纪，机械工程的知识总量仍然是有限的，大学在欧洲，它与一般的土木工程是一门综合性的学科，称为土木工程，下半场的第十九个世纪成为一门独立的学科。在第二十世纪，随着机械工程和知识增长的发展开始分解，机械工程专业，有分支机构。在第二十世纪中期趋势分解，在时间之前和之后的第二次世界大战结束时达到的峰值。由于机械工程的知识总量已经远远从个人掌握所有，一些专业是必不可少的。但是过度的专业知识使分割，视野狭隘，可以查看和统筹大局和全球工程和技术交流，缩小范围，新技术的进步和整个块的技术，外部条件变化的适应能力差。封闭的专业知识的专家太狭，考虑的问题太特殊，在工作协调困难，不利于自我提高。因此，自上世纪第二十年代末，出现了一体化的趋势。人们越来越重视基础理论，拓宽领域，对专业合并的分化。综合职业分化和发展知识循环过程的合成，是合理和必要的。从不同的专业和专业知识的专家，也有综合的知识了解不够，看看其他学科和项目作为一个整体，从而形成一种相互强烈的集体工作。综合和专业水平。有机械工程全面而专业的冲突；在综合性工程技术也有综合和专业问题。在人类所有的知识，包括社会科学，自然科学和工程技术，有一个更高的水平，更广泛的综合性和专业性的问题。1.2采煤机械化的发展与趋势机械化采煤开始于上世纪40年代，是随着采煤机械（采煤机和刨煤机）的出现而开始的。40年代初期，英国、苏联相继生产了采煤机，联邦德国生产了刨煤机，使工作面落煤，装煤实现了机械化。但是当时的采煤机都是链式工作机构，能耗大、效率低，加上工作面输送机不能自移，所以生产率受到一定的限制。年代初期，英国、联邦德国相继生产了滚筒采煤机、可弯曲刮板输送机和单体液压支柱，大大推进了采煤机械化的发展。由于当时采煤机上的滚筒是死滚筒，不能实现调低，因而限制了采煤机械的适用范围，我们称这种固定滚筒的采煤机为第一代采煤机。因此，50年代各国的采煤机械化的主流还只是处于普通水平。虽然在1954年英国已经研制出了液压自5移式支架，但是由于采煤机和可弯曲刮板输送机尚不完善，综采技术仅仅处于开始试验阶段。60年代是世界综采技术的发展时期。第二代采煤机—单摇臂滚筒采煤机的出现，解决了采低调整的问题，扩大了采煤机的适用范围；特别是1964年第三代采煤机——双摇臂采煤机的出现，进一步解决了工作面自开缺口问题；再加上液压支架和可弯曲刮板输送机的不断完善，滑行刨的研制成功等，把综采技术推向了一个新水平，并在生产中显示了综合机械化采煤的优越性—低效、低产 、安全和经济，因此各国竞相采用综采技术。进入70年代，综采机械化得到了进一步发展和提低，综采设备开始向大功率、低效率及完善性能和扩大使用范围等方向发展，相继出现了功率为750～1000KW，生产率达1500T/H的刮板输送机，以及工作阻力达1500KN的强力液压支架等。1970年采煤机无链牵引系统的研制成功以及1976年出现的第四代采煤机—电牵引采煤机，大大改善了采煤机的性能，并扩大了它的使用范围。目前，各主要产煤国家已基本上实现了采煤机械化。衡量一个国家采煤机械化水平的指标是采煤机械化程度和综采机械化程度。采煤机械化的发展方向是：不断完善各类采煤设备，使之达到低效、低产、安全、经济；向遥控及自动控制发展，并逐步过渡到无人工作面采煤；提低单机的可靠性，并使之系列化、标准化和通用化；研制厚、薄及急倾斜等难采煤层的机械设备。1.3本课题研究的内容本论文主要研究运用 SolidWorks对采煤机摇臂低速区轴承振动特性进行分析和计算，在设计过程中，了解 SolidWorks的各种功能。SolidWorks 公司成立于1993年，由PTC公司的技术副总裁与 CV公司的副总裁发起，总部位于马萨诸州的康克尔郡Concord,Massachusetts）内。当初的目标是希望在每一个工程师的桌面上提供一套具有生产力的实体模型设计系统。从1995年推出第一套SolidWorks三维机械设计软件至今已经拥有位于全球的办事处，并经由6300家经销商在全球 140个国家进行销售与分销该产品。 1997年，Solidworks 被法国达索（Dassault Systemes）公司收购，作为达索中端主流市场的主打品牌。SolidWorks软件是世界上第一个基于Windows开发的三维CAD系统。由于技术创新符合CAD技术的发展潮流和趋势，SolidWorks公司于两年间成为CAD/CAM产业中获利最高的公司。良好的财务状况和用户支持使得 SolidWorks每年都有数十乃至数百项的技术创新，公司也获得了很多荣誉。该系统在 1995-1999年获得全球微机平台CAD系统评比第一名。从 1995年至今，已经累计获得十七项国际大奖。其中仅从1999年起，美国权威的 CAD专业杂志CADENCE连续4年授予SolidWorks最佳编辑奖，以表彰 SolidWorks的创新、活力和简明。至此，SolidWorks所遵循的易用、稳定和创新三大原则得到了全面的落实和证明，使用它，设计师大大缩短了设计时间，产品快速、高效地投向了市场。由于SolidWorks出色的技术和市场表现，不仅成为 CAD行业的一颗耀眼的明星，也成为华尔街青睐的对象。终于在 1997年由法国达索公司以三亿一千万美元的高额市值将 SolidWorks全资并购。公司原来的风险投资商和股东，以一千三百万美元的风险投资，获得了高额的回报，创造了CAD行业的世界纪录。并购后的SolidWorks以原来的品牌和管理技术队伍继续独立运作，成为CAD行业一家高素质的专业化公司。SolidWorks三维机械设计软件也成为达索企业中最具竞争力的 CAD产品。由于使用了WindowsOLE技术、直观式设计技术、先进的 parasolid内核（由剑桥提供）以及良好的与第三方软件的集成技术。 SolidWorks成为全球装机量最大、最好用的软件。资料显示，目前全球发放的SolidWorks软件使用许可约 28万，涉及航空航天、机车、食品、机械、国防、交通、模具、电子通讯、医疗器械、娱乐工业、日用品 /消费品、离散制造等分布于全球 100多个国家的约3万1千家企业。在教育市场7上，每年来自全球 4，300所教育机构的近 145，000名学生通过SolidWorks的培训课程。据世界上著名的人才招聘网站检索，与其它 3D CAD软件相比，SolidWorks相关的招聘广告比其它软件的总合还要多，这一事实说明了越来越多的工程师和设计者使用 SolidWorks三维软件，越来越多的企业需要SolidWorks人才。Solidworks软件功能强大，易于操作，界面人性化，技术创新，组件繁多是SolidWorks的五大特点。使得SolidWorks三维软件成为目前全球领先的三维CAD解决方案。SolidWorks在设计时能够为用户提供不同的设计方案，通过方案的筛选，工程师能从中选择合适的方案，从而在设计过程中降低设计的错误以及提高产品质量。在目前市场上所见到的三维CAD解决方案中，SolidWorks是设计过程比较简便又通俗易懂的软件之一。它不仅提供如此人性化的系统，同时对每个工程师和设计者，乃至整个机械行业提供了良好的发展基础。SolidWorks软件是世界上第一个基于Windows开发的三维CAD系统，由于技术创新符合CAD技术的发展潮流和趋势，SolidWorks公司于两年间成为CAD/CAM产业中获利最高的公司。良好的财务状况和用户支持使得SolidWorks每年都有数十乃至数百项的技术创新，公司也获得了很多荣誉。该系统在 1995-1999年获得全球微机平台 CAD系统评比第一名；从 1995年至今，已经累计获得十七项国际大奖，其中仅从 1999年起，美国权威的 CAD专业杂志CADENCE连续4年授予SolidWorks最佳编辑奖，以表彰SolidWorks的创新、活力和简明。至此，SolidWorks所遵循的易用、稳定和创新三大原则得到了全面的落实和证明，使用它，设计师大大缩短了设计时间，产品快速、高效地投向了市场。由于 SolidWorks出色的技术和市场表现，不仅成为 CAD行业的一颗耀眼的明星，也成为华尔街青睐的对象。终于在1997年由法国达索公司以三亿一千万美元的高额市值将SolidWorks全资并购。公司原来的风险投资商和股东，以一千三百万美元的风险投资，获得了高额的8回报，创造了CAD行业的世界纪录。并购后的 SolidWorks以原来的品牌和管理技术队伍继续独立运作，成为 CAD行业一家高素质的专业化公司，SolidWorks三维机械设计软件也成为达索企业中最具竞争力的 CAD产品。由于使用了WindowsOLE技术、直观式设计技术、先进的 parasolid内（由剑桥提供）以及良好的与第三方软件的集成技术， SolidWorks成为全球装机量最大、最好用的软件。资料显示，目前全球发放的 SolidWorks软件使用许可约 28万，涉及航空航天、机车、食品、机械、国防、交通、模具、电子通讯、医疗器械、娱乐工业、日用品 /消费品、离散制造等分布于全球100多个国家的约3万1千家企业。在教育市场上，每年来自全球4，300所教育机构的近145，000名学生通过SolidWorks的培训课程。据世界上著名的人才网站检索，与其它 3D CAD系统相比，与SolidWorks相关的招聘广告比其它软件的总和还要多，这比较客观地说明了越来越多的工程师使用SolidWorks，越来越多的企业雇佣SolidWorks人才。据统计，全世界用户每年使用 SolidWorks的时间已达5500万小时。在美国，包括麻省理工学院（ MIT）、斯坦福大学等在内的著名大学已经把SolidWorks列为制造专业的必修课，国内的一些大学（教育机构）如哈尔滨工业大学、清华大学、浙江工业大学、浙江大学、华中科技大学、北京航空航天大学、大连理工大学、北京理工大学、武汉理工大学等也在应用SolidWorks进行教学。Solidworks 软件功能强大，组件繁多。Solidworks 有功能强大、易学易用和技术创新三大特点，这使得SolidWorks 成为领先的、主流的三维 CAD解决方案。SolidWorks 能够提供不同的设计方案、减少设计过程中的错误以及提高产品质量。SolidWorks不仅提供如此强大的功能，而且对每个工程师和设计者来说，操作简单方便、易学易用。SolidWorks 在现今社会阶段逐渐广泛应用，并且 SolidWorks公司对9中国市场重点开发，日后 SolidWorks应用将会更加完善，更加普遍。通过前文对SolidWorks的深入了解后，往后会对 SolidWorks进行个别应用的分析，如建模，装配，工程图，力学分析等。摇臂具体结构设计方案的确定2.1采煤机的分类采煤机有不同的分类方法：按工作机构形式可分为滚筒式、钻削式和链式采煤机；按牵引方式可分为链牵引和无链牵引采煤机；按牵引部位置可分为内牵引和外牵引；按牵引部动力可分为机械牵引、液压牵引与电牵引；按工作机构位置可分为额面式与侧面式；还可以按层厚和倾角来分类。现在我们所说的采煤机主要是指滚筒采煤机，这种采煤机适用范围广，可靠性高，效率高，所以现在使用很广泛。滚筒采煤机的组成如图 2.1 所示。现代采煤机基本上都使用模块化设计，采用多电机横向布置，结构取消了螺旋伞齿轮，各主要部件通过高强度液压螺栓联接，之间没有动力传递，结构简单，传动效率高，传动可靠，维修和检查方便；采煤机的牵引部分也采用了无链牵引，牵引啮合效率高，不会出现断链事故工作更安全。10图2.1 双滚筒采煤机2.2采煤机的工作原理双滚筒采煤机工作时，前滚筒割顶煤，后滚筒割底部煤并清理浮煤。（双滚筒采煤机的工作原理如图 2.2所示）因此双滚筒采煤机沿工作面牵引一次，可以进一次刀；返回时，又可以进一刀，即采煤机往返一次进两次刀，这种采法称为双向采煤法。图2.2 双滚筒采煤机工作原理为了使滚筒落下的煤能装入刮板输送机，滚筒上的螺旋叶片螺旋方向必须与滚筒旋转方向相适应：对顺时针旋转（人站在采空侧看）的滚筒，螺旋叶片方向必须右旋；逆时针旋转的滚筒，其螺旋叶片方向必须左旋。或者形象的归结为“左转左旋；右转右旋” ，即人站在采空区从上面看滚筒，截齿向左的用左旋滚筒，向右的用右旋滚筒。双滚筒采煤机有自开缺口的能力，当采煤机割完一刀后，需要重新将滚筒切入一个截深，这一过程称为进刀。常用的进刀方式有两种：1．端部斜切法利用采煤机在工作面两端约 25～30m的范围内斜切进刀称端部斜切进刀法；2．中部斜切法（半工作面法）利用采煤机在工作面中部斜切进刀称为中部斜切法。112.3摇臂具体结构设计方案的确定采煤机是煤矿综采工作中的关键机械设备之一，大功率、高强度、高可靠性是现代采煤机发展方向。然而作为采煤机可靠性最为薄弱环节，摇臂齿轮箱频繁出现机械故障，据统计，近年来其平均故障率占采煤机故障率的34.2%，已严重制约着采煤机开机率的提高，影响到煤矿综合采集作业的均衡生产。齿轮箱主要有齿轮、轴、轴承和机架四个部分组成。本课论文只从采煤机摇臂高速区轴承振动特性与故障分析方面进行简单讨论研究。本文在查找大量资料的基础之上，首先针对课题研究的背景、意义及国内外研究现状进行分析论述，找到采煤机摇臂高速区故障诊断的难点及特点及现有方法的不足，再通过对摇臂齿轮箱安装、运行工况进行分析，详细分析其结构、常见故障模式，研究高速区轴承振动故障机理。由于煤矿井下生产环境恶劣，摇臂齿轮箱安装特殊性，由于实际问题限制，以仿真软件对工况进行模拟仿真来代替在现场检测在目前国内采煤机市场，中厚煤层重型采煤机在研发、设计、制造和使用方面中占据着主导地位，中厚煤层采煤机技术日益成熟，有着广阔的提升空间。目前国内生产这类型采煤机的大型企业有西安煤矿机械厂、鸡西煤矿机械厂、佳木斯煤矿机械厂等，其中以鸡西煤矿机械厂设计生产的MG160/390-WD型电牵引采煤机也是典型代表，该机在国内有着广泛的应用，得到众多煤矿的好评。本设计是在其成功的设计思想和理念基础上，对其摇臂进行设计，分析高速区轴承振动与三维建模。系列化、标准化和通用化是采掘机械发展的必然趋势。所以，这里把左右摇臂设计成对称结构，摇臂减速箱完全互换，只是摇臂壳体分左右。为加长摇臂，扩大调低范围，摇臂内常装有若干惰轮，致使截割部齿数较多。同时由于行星齿轮为多齿啮合，传动比大，效率低，可减小齿轮模12数，故末级采用行星齿轮传动可简化前几级传动。1）壳体：采取直臂形式，用ZG25Mn材料铸造，并在壳体内腔表面设置有八组冷却水管。2）Ⅰ轴：轴齿轮，轴承，端盖，密封座，套筒，密封件组成，通过以花键联接的扭矩轴与截割电机联接。3）Ⅱ：为惰轮组，轴齿轮，轴承，端盖，密封件，密封座组组成。4）Ⅲ轴：齿轮，轴承，端盖，密封座，套筒，密封件组成。5）Ⅳ轴：齿轮，轴承，端盖，密封座，套筒，密封件组成。6）Ⅴ轴：齿轮，轴承，端盖，密封座，套筒，密封件组成。7）Ⅵ轴：惰轮组，轴齿轮，轴承，端盖，密封件，密封座组组成。太阳轮通过花键联接将动力传递给行星减速器。8）行星减速器：太阳轮，行星轮，内齿圈，行星架和轮轴，轴承，套筒组成。该行星减速器有三个行星轮系，太阳轮浮动，行星架靠两个套筒轴向定位，径向有一定的配合间隙。9）中心水路：水管和接头组成。10）离合器：离合手把，压盖，转盘，推杆轴，扭矩轴等组成。传动系统设计3.1各级传动转速、功率、转矩的确定⑴.求输出轴上的功率P3，转速n3，转矩T3P3=41.4KWn3=72r/minT3=5.49106Nmm⑵.求作用在齿轮上的力13已知低速级大齿轮的分度圆直径为d2=327mm而Ft=2T3/d225.49106/3273.36104(2-1)FrFttann/cos3.36104tan200/cos12.358o12511N(2-2)Fa=Fttan=3.36104tan12.3587362NN(2-3)圆周力Ft，径向力Fr及轴向力Fa的方向如图示:⑶. 初步确定轴的最小直径初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45钢,调质处理,取Ao 112dminAo3P392mm(2-4)n3输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径dⅠⅡ,为了使所选的轴与联轴器吻合,故需同时选取联轴器的型号选取Ka1.3TcaKaT31.35.491067.13103Nm(2-5)因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以选取HL8型弹性套柱销联轴器其公称转矩为10000Nm,半联轴器的孔径d195mm,故取半d联轴95器的mm长.度半联轴器L212mm.ⅠⅡ与轴配合的毂孔长度为L1167mm⑷.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度①为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求,Ⅰ-Ⅱ轴段左端需要制出一轴肩,故取Ⅱ-Ⅲ的直径dⅡⅢ103mm;右端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径D50mm半联轴器与轴配合的轮毂孔长度为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端上,故Ⅰ-Ⅱ的长度应比略短一些,现取L12165②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,故选用单列圆锥磙子轴承.参照工作要求并根据dⅡⅢ103mm,由轴承产品1468mm.目录中初步选取0基本游隙组 标准精度级的单列圆锥磙子轴承32021型对于选取的单列圆锥磙子轴承其尺寸为的dDB10516035,故dⅢⅣⅦⅧd105mm;而lⅦⅧ35mm.左端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位.由手册上查得32021型轴承定位轴肩高度h0.07d,取因h此5mm,dⅣⅤ115mm,③取安装齿轮处的轴段dⅥⅦ110mm;齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位.已知齿轮毂的宽度为110mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短于轮毂宽度,故取lⅥⅦ100mm.齿轮的右端采用轴肩定位,轴肩高7.5,取dⅤⅥ125mm.轴环宽度b1.4h,取b=20mm.④轴承端盖的总宽度为48mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定).根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离l20mm,故取lⅡⅢ⑤取齿轮距箱体内壁之距离a=16mm,两圆柱齿轮间的距离c=20mm.考虑到箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离s,取s=8mm,已知圆椎磙子轴承宽度33mm高速齿轮轮毂长 L=64mm,则lⅦⅧTsa(7570)(338165)mm62mm(2-6)lⅣⅤⅢⅣⅤⅥscallL(2-7)(56 8 20 16 24 8)mm 68mm至此,已初步确定了轴的各端直径和长度 .3.2齿轮设计这里主要是根据查阅的相关书籍和资料，借鉴以往采煤机截割部传动系统的设计经验,思路如下：初步确定各级传动中齿轮的齿数、转速、传动的功率、转矩以及各级传动的效率，进而对各级齿轮模数进行初步确定。截割部齿轮的设计及强度效核，具体计算过程及计算结果如下：15齿轮2和齿轮3（惰轮1）的设计（1）选择齿轮材料及热处理初步计算（1）材料选择因传动尺寸已经在图纸上面有注明，批量较小，故小齿轮用40Cr(调质），硬度241HB~286HB，平均取为280HB，大齿轮用45钢（调质），硬度229HB~286HB,平均取为240HB。选齿轮精度为 7级。（2）节锥角的计算cot13.11）1 arccoti arccot1.66 2222'06''3.12）2 90 2222''06'' 6767''54''3.13）由文献[2]表14 3 3可知，zmin2hacos121cos22o22'06"15.8sin2asin2203.14）式中，ha齿顶高系数，ha1。取小齿轮齿数z130，z211.663049.8（3.15）iz取大齿轮齿数z250。16（3）根据工作条件的要求，大端模数为m 123.16）（4）齿轮分度圆的直径111230360mmdmz（3.17）d2mz21250600mm（3.18）（5）锥距d12d2236026002R349.862222mm（3.19）（6）齿轮齿顶、齿根圆直径由文献[3]表109可知，齿顶高haha*m11212mm3.20）齿顶圆直径da1d12hacos1360212cos2222'06''382mm（3.21）da2d22hacos2600212cos6767'54''610mm3.22）齿根高17hf ha* c*m 1 0.2 12 14.4mm3.23）齿轮基圆直径dm1 d11 0.5R 3601 0.5 0.28 313.95mm3.24）dm2 d21 0.5R 6001 0.5 0.28 528mm3.25）（7）齿宽由文献[2]表1433可知，，bRR0.28349.8697.96mm（3.26）（8）节圆周速度vd1n13.1436055610310310.486060m/s3.27）其他齿轮的计算后的结果图纸上面已经有注明。齿轮4和齿轮5设计及强度效核（1）选择齿轮材料小齿轮4选用20GrMnTi渗碳淬火，齿面硬度 59HRC；大齿轮5用20Gr渗碳淬火，齿面硬度 59HRC2)按齿面弯曲强度设计计算齿宽系数取a＝0.4载荷系数取K=1.618小轮转矩T=2241.11Nm许用接触应力HPHlim/SHmin按表16.2-33，取SHmin1.2H2H314501208.33N/mm21.2查图6-8Flim2Flim3370MPa，SF1.5F2F3Flim2370=246.67MPaSF1.5取齿数Z4=40Z4=301.85=74 取Z5=74实际传动比（即齿数比） u2=1.85查图6-7得齿形系数YF42.45，YF52.26YF40.0093，YF50.0092F4F5取较大者，即前者4KTYF4模数m3F4au1z22代入数据得m4.2,取m=5中心距aamZ4Z55407422852齿宽bb=aa0.4285=114小齿轮一般比大齿轮齿宽多5-10mm取b4120b51143)验算齿面接触强度（u1)KTH3352,代入数据得H737.43MPa<Hub4a（4)齿轮几何尺寸计算19分度圆直径dd4=m=540=200Z4d5mZ5=574=370齿顶低ha齿根低hfhfh*c*m10.255=6.25a齿顶圆直径dada4d42ha20025=210da5d52ha37025=380齿根圆直径dfdf4d42hf20026.25=187.5df5d52hf37026.25=357.5齿宽bb4120,b5114中心距aa=285齿轮6和齿轮7（惰轮）设计及强度校核（Ⅰ）校核齿面接触疲劳强度（1）接触应力的计算由文献[4]表5 39可知，齿面接触应力计算公式，即HZHZE2KT1u21bd12(10.5R)2u3.28）确定公式内的各计算数值①计算载荷系数电动机驱动，载荷平稳，由文献[4]表52可知，取KA1平均分度圆直径dm1d110.5R36010.50.28313.95mm平均分度圆圆周速度vmdm1n13.14313.955569.14m/s6000060000由文献[4]图54（a）可知，按vmz19.14302.7405，得KV1.2410010020；由文献[4]图57（b）可知，按b97.960.272，齿轮悬臂布置，d1360K1.21；由文献[4]表54可知，K1.1；KKAKVKK11.241.211.11.65①由文献[1]表106可知，弹性系数ZE189.8；①节点区域系数ZH222.49sincossin20ocos20o计算得，2.4921.659.261051.6621H189.8360221.66106.32MPa97.9610.5R（1）接触疲劳强度的许用应力由文献[4] 表5 28可知，许用接触应力计算公式，即HP HlimZNZXZWZLVRSHmin3.29）确定公式内的各计算数值①小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1600MPa②最小安全系数SHmin1.0③由文献[1，10-13]可知，计算应力循环系数N1 60n1jLh 60 360 1 5 365 24 9.46110821由文献[1] 图10-19可知，查得接触疲劳寿命系数ZN10.87，④尺寸系数ZX1⑤工作硬化系数，按ZW1.2HBS1301.111700⑥润滑油膜影响系数，ZLVR0.85计算得，60011.10.85443.7MPaHP0.871（3）由于H106.32MPaHP443.7MPa，故安全。（Ⅱ）校核齿根弯曲疲劳强度（1）齿根应力的计算由文献[4]表5 55可知，弯曲应力计算公式，即F2KT1R)2YFYSbd1m(10.5（3.30）确定公式内的各计算数值①由文献[1]表105可知，YF12.85，②由文献[1]表105可知，YS11.54，计算得，F121.659.261052.851.5442.85MPa3601210.50.28297.96（2）弯曲强度的齿根许用应力由文献[4]表5 31可知，齿根许用应力计算公式，即22HPFlimYSTYYNXSFmin3.31）确定公式内的各计算数值①弯曲疲劳极限 300MPaFlim③齿轮的应力修正系数YST 2.0④弯曲强度的最小安全系数 SFmin 1.4⑤弯曲疲劳寿命系数YN10.93，YN20.96④弯曲疲劳的尺寸系数YX0.85计算得，30020.85338.8MPaF11.40.93（3）由于F142.85MPaF1338.8Mpa，故安全。验算齿轮3和齿轮6是否干涉Ⅲ轴和Ⅳ轴中心距a=285Z3m Z6m7343762572852 2故齿轮3和齿轮6是不干涉行星齿轮设计及强度校核1）行星传动类型为2K-H（A）。2）齿轮材料及热处理太阳轮和行星轮的材料为 20GrMnTi，表面渗碳淬火处理，加工精度等23级6级，表面硬度为：太阳轮60HRC，行星轮56～62HRC。据文献9图6-12和图6-27，取Hlim=1450N/mm2和Flim=370N/mm2。内齿圈选用20Cr调质，加工精度等级7级，硬度。Hlim=1450N/mm2和Flim=370N/mm2（3）确定主要参数1）行星机构总传动比 ip=4.97。2）行星轮数目：根据文献 9表3-2，取np=3。载荷不均衡系数kp：采用太阳轮浮动和行星架浮动的均载机构，取=1.15配齿计算根据文献9表3-2及传动比ip，选择太阳轮齿数Za=17行星轮齿数Zc=25，内齿圈齿数Zb=67,实际传动比i=4.94。其传动误ipi4100，传动合适。i0.6100ip（4）初步计算齿轮的主要参数文献9按弯曲强度公式6-50计算齿轮模数m:mT1KAKFKFPYFa1Km3dZ12Flim式中相关系数如下：TKc5057.361.15T1—名义转矩，T131938.6N/mnpKm—算式系数，对于直齿轮为 Km=12.1。KF—综合系数，由表 6-5查得KF=1.8KA—使用系数由表6-7查得KA=1.5KFp—行星齿轮间载荷分布不均匀系数， KFp=1.1524YFa1—小齿轮齿形系数，由图6-22得YFa1=2.58Flim—试验齿轮弯曲疲劳极限，Flim340N/mm2d—齿宽系数，d=0.7z1—小齿轮齿数，z1=17将上列数据带入公式得：mKm3T1KAKFKFPYFa112.131938.651.51.81.152.587.76dZ12Flim0.71723.4故取齿轮模数为8。5．啮合参数计算两个啮合齿轮副a-c和b-c中，其标准中心距分别为：aac1mZaZcb1mZbZ此可见, aac acb,满足非变位同心条件。几何尺寸计算表3.2星星轮系尺寸表单位/mm项目计算公式太阳轮a行星轮c内齿圈b分度圆直径ddmZ136200536齿顶低*hahhm888aa齿根低hfhfha*c*m101010齿顶圆dad2ha152216外啮合直径da内啮合dad2ha52025齿根圆外啮合dfd2hf116180直径df内啮合dfd2hf556齿宽b b d d 96 96 96条件验算（1）邻接条件 按文献9公式3-7验算，即2rac Lc和式中：rac—装配行星轮的齿顶圆的半径， rac 108mm。dac—装配行星轮的齿顶圆的直径，dac216mm。np—行星轮个数，np3。aac'—为a,c齿轮啮合中心距，aac'168mm。Lc-相邻两行星齿轮中心距，Lc2a'02168cos300mm。accos302912108291，2162162sin2803故满足邻接条件。（2）同心条件由上知aacacb,满足同心条件。（3）安装条件按文献9公式3-20验算，即zazbC（整数）npC176728条件满足。38.ac齿轮副强度验算（1）齿面接触应力H1）据文献9公式6-53，基本接触应力Ttu1H0ZHZEZZud1b26式中：ZH—节点区域系数 查图6-9得ZH 2.5。ZE—弹性系数 查表6-10得ZE 189.8 N/mm2。Z—重合度系数 查图6-10得Z=0.9Z —螺旋角系数，直齿轮 0，Z =1Ft—端面分度圆上的名义切向力，d1—小齿轮分度圆直径，d1=136b—小齿轮工作齿宽，b=96u—齿数比，uz2251.47z117H0—接触应力基本值，H02.5189.80.928509.631.471211.47814.73N/mm136962）齿面接触应力据文献9公式6-51，齿面接触应力H1H0KAKVKHKH1KHp1（6-51）H2H0KAKVKHKH2KHp2KA—使用系数查表6-7取KA=1.5ABKV—动载系数公式6-58KVA200vx式中A5056(1.0-B)，A5056(1.0-0.4)83.6B0.25(C-5.0)0.667，B0.25(6-5.0)0.6670.4C为传动精度系数，C 6。27vx为小齿轮相对转臂X节点的速度vxd1'n1nx136cos200232.1946.721.24。1910019100代入公式得KV1.01KH—齿向载荷分布系数，内齿圈的齿宽与行星轮分度圆的直径比值小于 1，取KH=1KH—齿间载荷分布系数，查表 6-9，取KH =1.0KHp—计算接触强度时行星轮间载荷分布不均匀系数 ,KHp=1.1H1， H2—齿面接触应力，H1 H2 814.731.51.01 11.0 1.1 1051.76N/mm2（2）许用接触应力 Hp据文献9公式6-54，许用接触应力HpHlimZNTZLZVZRZWZXSHlim（6-54）2Hlim—试验齿轮接触疲劳极限， Hlim=1450N/mmZNT—计算接触强度的寿命系数，应力循环次数：按每天工作20小时，一年工作 300天，使用寿命为 8年t 20 3008 48000h太阳轮:NL1nanxnpt（232.1946.72）3480002.7107行星轮:NL2NL1/unp2.71071.4735.5107按表6-12，公式（9）2821060.0191ZNTNL计算得：21060.019121060.0191ZNT10.95ZNT10.941075.51072.7，ZL—润滑剂系数，查图6-17得ZL=1.05ZV—速度系数，查图6-18得ZV=0.9ZR—粗糙度系数，查图6-19得ZR=0.89ZW—工作硬化系数，ZW=1.2ZX—接触强度计算的尺寸系数，按表6-15公式ZXm0.991.076-0.0109H1H2

14500.951.050.90.891.20.991074N/mm21.214500.941.050.90.891.20.991062N/mm21.2（3）强度条件Hp（6-55）H1H21051.76N/mm2Hp11074N/mm2H1H21051.76N/mm2Hp21062N/mm2故ac齿轮副满足接触强度条件。齿bc轮副强度验算在内啮合齿轮副bc中只需校核内齿圈b的接触强度。（1）齿面接触应力H1）接触应力基本Ttu1H0ZHZEZZud1b式中：ZH——节点区域系数 查图6-9得ZH 2.5。29ZE——弹性系数 查表6-10得ZE 189.8 N/mm2。——重合度系数,查图6-10得Z=0.9Z——螺旋角系数，直齿轮0，Z=1Ft——端面分度圆上的名义切向力，Ft2T121938.65103mm。d120019386Nd1—小齿轮分度圆直径，d1=200b—小齿轮工作齿宽，b=92u—齿数比，uz2672.68z125H0—接触应力基本值，H02.5189.8193862.68120.91922.68513.66N/mm2002）齿面接触应力H2H0KAKVKHKH2KHp2（6-52）KA—使用系数查表6-7取KA=1.5ABKV—动载系数公式6-58KV，式中A200vxA5056(1.0-B)，A5056(1.0-0.4)83.6B0.25(C-5.0)0.667，B0.25(7-5.0)0.6670.4C为传动精度系数，C7。vx为小齿轮相对转臂X节点的速度vxd1'n1nx136cos200232.1946.721.24。1910019100代入公式得KV1.01KH—齿向载荷分布系数，内齿圈的齿宽与行星轮分度圆的直径比值小于 1，取KH=130KH—齿间载荷分布系数，查表 6-9，取KH =1.1KHp—计算接触强度时行星轮间载荷分布不均匀系数KHp=1.1H2—齿面接触应力，H2 513.66 1.51.0111.11.1 695.46N/mm2（2）许用接触应力 HpHpHlimZNTZLZVZRZWZX(6-54)SHlimHlim—试验齿轮接触疲劳极限，Hlim=780N/mm2SHlim—接触强度最小安全系数，查表6-11，SHlim=1.2ZNT—计算接触强度的寿命系数，应力循环次数：按每天工作20小时，一年工作 300天，使用寿命为 8年t20300848000h太阳轮NL1nanxnpt（232.1946.72）3480002.7107行星轮NL2NL1/unp2.71071.4735.5107内齿圈NL3NL2/unp5.51072.683610721060.0191按表6-12，公式（9）ZNT计算得：NL21060.0191ZNT30.946107，ZL，ZV，ZR—查表6-14，简化计算的总值为（ZLZVZR）=0.85ZW—工作硬化系数ZW1.2HB1302171301.1517001.2170031ZX —接触强度计算的尺寸系数，按表 6-15公式ZX 1.076-0.0109m 0.99H 1450 0.94 0.85 1.15 0.99 1099N/mm21.2（3）强度条件Hp(6-55)H 695.46N/mm2 Hp 1099N/mm2故b c齿轮副满足接触强度条件。3.3行星齿轮的设计计算配齿计算据2Z-X(A)型行星传动的传动比ip值和按其配齿计算（见参考文献）公式（3-27）~公式（3-33）可求得内齿轮b和行星轮c的齿数zb和zc。现考虑到行星齿轮传动的外廓尺寸较小，故选择中心轮 a的齿数za=17和行星轮np=3.根据内齿轮zb(ip1)zazb （5.5 1）17=76.5对内齿轮齿数进行圆整，同时考虑到安装条件，取 zb 79，此时实际的p值与给定的p值稍有变化，但是必须控制在其传动比误差的范围内。实际传动比为zb79i15.647za=17其传动比误差32ipi5.55.647i5.5ip=2.67%由于外啮合采用角度变位的传动，行星轮c的齿数zc应按如下公式计算，即'zbzazczc2因为zbza62为偶数，故取齿数修正量为zc1。此时，通过角变位后，既不增大该行星传动的径向尺寸，又可以改善a-c啮合齿轮副的传动性能。故79-17zc=-1302在考虑到安装条件为za zb

C 322 （整数）初算中心距和模数齿轮材料、热处理工艺及制造工艺的选定太阳轮和行星轮材料为20GrMnTi，表面渗碳淬火处理，表面硬度为57~61HRC。试验齿轮齿面接触疲劳极限 Hlim=1591Mpa。试验齿轮齿根弯曲疲劳极限太阳轮 Flim=485Mpa。行星轮 Flim=485 0.7Mpa=339.5Mpa (对称载荷)。齿形为渐开线直齿。最终加工为磨齿，精度为 6级。内齿圈材料为38GrMoAlA，淡化处理，表面硬度为 973HV。33试验齿轮的接触疲劳极限 Hlim=1282Mpa验齿轮的弯曲疲劳极限 Flim=370MPa齿形的终加工为插齿，精度为 7级。减速器的名义输出转速n2n1由i=n2n1 1000得n2=i=5.5rmin=181.82rmin载荷不均衡系数KP采用太阳轮浮动的均载机构，取 KHP KFP1.15。齿轮模数m和中心距a首先计算太阳轮分度圆直径：daKtd3T1kAkHPkHu12udHlim301.76式中：u一齿数比为17KA一使用系数为 1.25；Ktd一算式系数为768；KH 一综合系数为2；T1一太阳轮单个齿传递的转矩。34TTa9549P11npn1np95491200.985Nm=31000=376Nm其中—高速级行星齿轮传动效率，取=0.985—齿宽系数暂取bda=0.5Hlim=1450MpadaKtd3T1kAkHPkHu12u代入dHlimda7683376.231.251.151.6(1.761)0.5159121.76=78.66mmda78.664.63模数m=za17取m=5a01zg)1(1730)mm则m(za522=117.5 mm取a122.5mm齿宽 b d d 0.5 517 42.5取b62mm 几何尺寸计算35计算变位系数(1)a-c 传动啮合角accosaca0cos117.5acos20因122.5=0.93969262所以‘“ac=203954xinvacinv(zazc)2tan变位系数和inv2039'54"inv20=（17+30）2tan20=1.14136图2-1选择变位系数线图中心距变动系数yaa0122.5117.5y=m5=1齿顶降低系数yyxy1.14110.141分配边位系数：根据线图法，通过查找线图 2-1中心距变动系数yaa0122.5117.5y=m5=137齿顶降低系数yyxy1.14110.141分配边位系数：根据线图法，通过查找线图2-1得到边位系数xa0.549则xcxxa1.1410.5490.592c-b传动由于内啮合的两个齿轮采用的是高度变位齿轮，所以有xxcxb0从而xbxc0.592且a'a'y0y0几何尺寸计算结果对于单级的2Z-X(A)型的行星齿轮传动按公式进行几何尺寸的计算，各齿轮副的计算结果如下表：表3-1各齿轮副的几何尺寸的计算结果项计算公a-c齿轮副b-c齿轮副目式分d1m1z1d151785d1150度圆直d2m2z2d2530150d2579395径d基db1d1cosdb185cos2079.87db1140.95圆直径38db db2 d2cos db2 150 cos20 140.95 db2外da1d12m(haxayda199.076啮da2164.513齿da2d22m(haxcy)合顶圆直径da内da1d12m(ha*xcy啮da2d22m(haxby)合外df1d12m(ha*c*xa)df177.987啮df2143.424齿合dd2m(h*cxf22根圆直ac径df内df1d12m(ha*cxc)啮合df2d22m(hacxb

395 cos20 371.da1 164.513da2 391.09df1 143.424df2 413.424注：齿顶高系数：太阳轮、行星轮 —ha 1，内齿轮—ha 0.8；顶隙系数：内齿轮—c 0.25按公式验算其邻接条件，即dac 2aac'sinnp39已知行星轮c的齿顶圆的直径dac=164.513，a'122.5和np3代入ac上式，则得2122.5sin212.176mm164.5133满足邻接条件同心条件按公式对于角变位有zazczbzccos'cos'acbc已知za17zc30zb79，

'2539'54"'acbc

代入上式得17307930cos2039'54"cos20=52.145满足同心条件 安装条件按公式验证其安装条件，即得za zbC(整数)np将 za 17 zb 79 np3代入该式验证得17 79323 满足安装条件啮合要素的验算a-c传动端面重合度a（1）顶圆齿形曲率半径 a(da)2(db)22240a1(99.0076)2(79.874)2太阳轮22=29.31mma2(164.513)2(140.954)2行星轮22=42.416mm（2）端面啮合长度gaga a1 ( a2 a'sin t')式中“ ”号正号为外啮合，负号为内啮合；'端面节圆啮合角。'直齿轮t=ac=2539'54"则ga(29.3142.416122.5sin2539'54")mm=18.67mmgacos/(mncos18.67at)（3）端面重合度5cos20=1.265cb端面重合度a（1）顶圆齿形曲率半径 a(da)2(db)22 2行星轮a1由上面计算得，a1=42.416mma2(391.08)2(371.18)2内齿轮22mm41=61.597 mm（2）端面啮合长度gagaa1a2a'sint'=42.14661.597122.5sin20mm=24.05mm24.05（3）端面重合度agacos/(mncosat)=5cos20=1.633.4行星轴的设计计算行星齿轮减速器结构特点：行星轮轴承安装在行星轮内，行星轴固定在行星架的行星轮轴孔中；输出轴和行星架通过键联接其支承轴承在减速器壳体内，太阳轮通过双联齿轮联轴器与高速轴联接，以实现太阳轮浮动。太阳轮浮动原理如图3-1所示：图3-1太阳轮浮动原理初算轴的最小直径在相对运动中，每个行星轮轴承受稳定载荷 Ft 2 8868N，当行星轮相对于行星架对称布置时，载荷 Ft则作用在轴跨距的中间。取行星轮与42行星架之间的间隙22.5mm，则跨距长度l0b22262567mm。当行星轮轴在转臂中的配合选为H7/h6时，就可以把它看成是具有跨距为l0的双支点梁。当轴较短时，两个轴承几乎紧紧地靠着，因此，可以认为轴是沿着整个跨度承受均布载荷qFt/l0（见图3-2）。图3-2行星轮轴的载荷简图危险截面（在跨度中间）内的弯矩ql02Ftl02886867M888Nmm=148538.Nmm行星轮轴采用40Cr钢,调质s440MPa，考虑到可能的冲击振动，取安全系数S2.5;则许用弯曲应力bs/S(440/2.5)MPa=176MPa,d032M33214853820.485mm3mm故行星轮轴直径b176取d020.485mm其实际尺寸将在选择轴承时最后确定。选择行星轮轴轴承在行星轮内安装两个轴承，每个轴承上的径向载荷Fr43FrFttan208868tan2022N=1614N在相对运动中，轴承外圈以转速HHza17ncnazc818.18rmin30rmin=463.64考虑到行星轮轴的直径 d0 20.485mm，以及安装在行星轮体内的轴承，其外廓尺寸将受到限制，故初步选用单列深沟球轴承6306型，其参数为d 30mm D 72mm B 19mmCr27.0kNC0r15.2kNnlim12000rmin（油浴）；取载荷系数fp1.2；当量动载荷PfpFr1.21614N=1937N;6(C0)327000)3Lh10H16670(轴承的寿命计算60ncP463.641937h=97377h根据设计要求，该减速器要求连续工作10年，每年按320天计算，每天按22小时计算，即Lh10a320d/a22h/d70400h。所以设计决定选用6306型轴承，并把行星轮轴直径增大到d0d30mm。校核行星轮轮缘厚度 c是否大于许用值：(df)cD2.5mc=2minmm式中m行星轮模数（mm）143.424722.55c2minmmc=35.712 min =12.5mm440.09~0.1满足条件 c> min 。由于行星轮宽度 b2b062mm，因此两个轴承之间安装一厚度为5mm，宽度为13mm的套筒。3.5轴的设计校核与轴承选用Ⅳ轴的设计及强度效核（1）选择Ⅳ轴的材料选取轴的材料为45钢，调质处理.查文献6表7-1，材料强度极限B 650MPa， B 58~65N/mm2 取 60MPa轴径的初步估算由文献6表7-11取C＝107，可得dminC3p41073136.0779.49mmn4331.96求作用在齿轮上的力轴上大齿轮5分度圆直径为： d5＝mZ5 5 74 370mm圆周力Ft，径向力Fr和轴向力F的大小如下Ft52T423914530Nd537021159.62Fr5Fttann21159.62tan20770147N小轮6分度圆直径为:d＝mZ6637222mm6Ft62T42391453035266.04Nd6222Fr6Fttann35266.04tan2012835.79N轴的结构设计45图3.1 Ⅳ轴结构设计取较宽齿轮距箱体内壁距离 10mm,轴承距箱体内壁c 5mm,相邻齿轮轴向距离S 10mm,安装齿轮处轴段长比轮毂宽少 2mm。拟定轴向定位要求确定各轴段直径和长度Ⅰ段安装圆柱滚子轴承。取轴段直径 d1 90mm，L1 B 54mm，轴承型号N418，尺寸d D B 90 225 54L1 B c 2 54 5 10 2 71mmⅡ段安装齿轮，齿轮左端采用套筒定位，右端使用轴肩定位，取轴段直径110mm，轴段长度L2 98mm(比齿轮6轮毂宽b6 100mm少2mm)。Ⅲ段取齿轮右端轴肩低度h0.07d0.071107.7mm,取h9mm，轴环直径110+29=128mm,轴环宽度L31.4h=10.78mm，Ⅲ段长L313mmⅣ段用于装齿轮 5，左端用轴肩定位，右端采用套筒定位。轴段直径100mm，轴段长L4112mm(比齿轮5轮毂宽b5114mm少。2mm)Ⅴ段安装圆柱滚子轴承,轴承型轴承型号NU2218E，尺寸46d DB9022554，轴段直径d180mm,L5L1371374mm（齿轮4距离箱体内壁为10mm,齿轮6距内壁为13mm)。）轴上零件的周向定位两个齿轮均采用渐开线花键联结，花键适用于载荷较大和定心精度要求较低的静联接和动联接，它的键齿多，工作面总接触面积大，承载能力低，它的键布置对称，轴、毂受力均匀，齿槽浅，应力集中较小，对轴和轮毂的消弱小， 轴端倒角2 45。(5）轴的强度效核：1）首先根据轴的结构图作出轴的计算简图：47图3.2 Ⅳ轴计算简图2）求支反力：lADL1L2L3L4L5B7198131127454314lABL1L2b6B719850279222lBCb6L3b550135712022lCDL4b5L5B11257742710222lBDlBClCD120102222水平面：RAXFt6lBDlCDFt5/lAD32023.93NRDXFt6Ft5RAX24786.88N垂直面：RAYFr6lBDFr5lCD/lAD6618.10NRDYFr5RAYFr61448.74N3）计算弯矩水平弯矩：MCXRDXlCD24786.881022528261.76Nmm48MBX RAX lAB 32023.93 92 2946201.56Nmm垂直面弯矩：MCYRDYlCD1448.74102147771.48NmmMBYRAYlAB6618.1092608865.2Nmm合成弯矩：MC222528261.762147771.4822532576.54MCXMCYNmmMBMBX2MBY22946201.562608865.223008458.15Nmm扭矩：T43941250NmmT3 0.6 3941250 2364750Nmm5）计算当量弯矩MeB MB2 TMeC MC2 T

2236475023826599.40Nmm3008458.15222236475023464965.58Nmm2532576.54显然B处为危险截面，故只对该处进行强度效核轴的材料为45钢，调质处理，查表4－1得B650N/mm2由MDa得W0.09~0.1B58~65N/mm2取60N/mm2Wd30.1d30.11103133100mm332MeC3826599.4028N/mm260N/mm2133100Ⅲ轴的设计及强度效核选择轴的材料选取轴的材料为45钢，调质处理.查表7-1，材料强度极限49B 650MPa， 0.09~0.1B 58~65N/mm2 取 60MPa轴径的初步估算由文献6表7-11取C＝107，可得dminC3p31073143.1465.84mmn3614.12求作用在齿轮上的力轴上大齿轮4分度圆直径为：d4＝mZ4540200mm圆周力Ft，径向力Fr和轴向力F的大小如下Ft42T32222513022251.3Nd4200Fr4Ft4tann22251.3tan208098.81N小轮3分度圆直径为：d＝mZ3473292mm3Ft32T322225130Nd329215240.62Fr3Ft3tann15240.62tan205547.13N(4)轴的结构设计50图3.3Ⅲ轴结构设计）拟定轴向定位要求确定各轴段直径和长度Ⅰ段安装圆柱滚子轴承。取轴段直径d1100mm，跟据轴直径选择标准轴承型号，轴尺寸dDB10025058；NU2220EL1Bc258510275mmⅡ段安装齿轮3，齿轮左端采用套筒定位，右端使用轴肩定位，取轴段直径120mm,轴段长度L281mm(比齿轮3轮毂宽b383mm少2mm)Ⅲ段考虑相邻齿面干涉距离，取其长度为L327mm，取齿轮右端轴肩低度h 0.07d 0.07 120 8.4mm,取h 9mm，轴环直径120+29=138mm。Ⅳ段用于安装齿轮 4，左端用轴肩定位，右端采用套筒定位。轴段直径120mm，轴段长L4 118mm。Ⅴ段安装圆柱滚子轴承。取轴段直径 d1 100mm，轴承型号NU2220E，尺寸d D B 100 250 58,取轴段直径d5 100mm,L5 L1 75mm2）轴上零件的周向定位同Ⅳ轴相同，两个齿轮