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任務書 畢業(yè)生 姓名 專業(yè) 指導教師 姓名 類別 學號 班級 職稱 外聘、√本校 一、畢業(yè)設計題目 MG400/930-WD電牽引采煤機截割部設計計算 二、畢業(yè)設計提供的原始數(shù)據(jù)資料 截割電機功率：400KW 截割電機轉(zhuǎn)速：1480 r/min 滾筒截深：800mm 采高范圍：1.8-3.76m 煤層傾角：Y<45 滾筒轉(zhuǎn)速：27-30 r/min 適應煤層硬度：中硬或中硬以上，能截割一定的矸石層 三、畢業(yè)設計應完成主要內(nèi)容： 1、說明書： （1）分析說明設備的工作原理； （2）完成設備整體設計計算； （3）完成截割部傳動設計計算； （4）完成關(guān)鍵部件的設計計算； 2、圖紙： （1）總體設計完整、圖紙表達清晰、標注采用國家最新標準； （2）完成整機裝配圖紙設計，保證結(jié)構(gòu)方案確定最優(yōu)化； 四、畢業(yè)生應提交的畢業(yè)設計資料要求 1、說明書： （1）畢業(yè)設計說明書必須打印成冊； （2）同時提交電子文檔； （3）電子文檔的格式是： ① 說明書必須是Word．DOC和EXCEL．Xls ② 圖紙?zhí)峤坏碾娮游臋n資料必須是AUTOCAD．dwg的格式。 （4）郵箱地址（E-Mail）：yqgxe @163.com 2、圖紙： （1）設備圖： 1） 總裝圖————1張（A0） 2）采煤機截割部裝配圖————1張（A0） 3）左臂外形圖——————1張（A0） 4）零件圖——————若干張 注意：手工繪圖不得少于三分之一，其余為AUTOCAD．Dwg繪制。 （2）說明書一份————（不少于2萬字） （3）電子文檔資料（全部） 五、設計進度安排（從第二周起） 序號 時間 周次 設計任務完成的內(nèi)容及質(zhì)量要求 1 3月04日~3月11日 第02周 查閱資料，了解采煤機的結(jié)構(gòu)及工作機理 2 3月14日~3月20日 第03周 方案制定， 3 3月21日~3月27日 第04周 各結(jié)構(gòu)元件的選型設計 4 3月28日~4月03日 第05周 部分結(jié)構(gòu)的設計 5 4月04日~4月10日 第06周 草圖繪制 6 4月11日~4月17日 第07周 繪制截割部 7 4月18日~4月24日 第08周 繪制零、部件圖 8 4月25日~5月01日 第09周 設計、編寫說明書 9 5月02日~5月08日 第10周 修改說明 六、主要參考文獻資料 1、工具書： （1）《機械設計手冊》 （2）《液壓傳動設計手冊》機械工業(yè)出版社 1987 （3）《機械設計手冊》上、中、下 （4）《機械零件設計手冊》續(xù)編 （5）《液壓和氣壓傳動》 冶金工業(yè)出版社 （6）《國外采煤工作面綜合機械化設備》 （7）《煤礦機械設計手冊》（上、下）上海煤礦機械研究所 （8）《機床液壓傳動》機械工業(yè)出版社 2、參考資料： （1）《煤礦設備管理使用手冊》； （2）零件圖、說明書 （3）MGTY400/900-3.3D電牽引采煤機產(chǎn)品說明書 （4）MGTY400/900-3.3D電牽引采煤機圖冊 （5）《煤礦設備管理使用手冊》 七、簽字欄 簽 字 欄 畢業(yè)生 姓名 專業(yè) 班級 要求設計工作起止日期 20xx年03月10日~~~20xx年05月11日 教師審核 指導教師（簽字） 日期 20xx年 月 日 教研室主任審查（簽字） 日期 20xx年 月 日 系主任批準（簽字） 日期 20xx年 月 日 畢業(yè)設計說明書 畢業(yè)生姓名 ： 專業(yè) ： 學號 ： 指導教師 所屬系（部） ： 二〇xx年五月 成 績 評 定 指導教師評定成績 答辯組評定成績 綜合成績 注：評定成績?yōu)?00分制，指導教師為30%，答辯組為70%。 專業(yè)答辯組組長：　　　　?。ê灻? 　　　　　　　　　 200 年　　月　　日 答辯記錄卡 系　 　專業(yè) 姓名 答 辯 內(nèi) 容 問 題 摘 要 評 議 情 況 　　　　　　　　　 記錄員： （簽名） 摘 要 本文完成了MG400／930一WD電牽引采煤機的整機外形的布局設計，介紹了采煤機的類型和工作原理，以及目前國內(nèi)采煤機的現(xiàn)狀和發(fā)展趨勢，從左搖臂、左牽引部、左行走部、左電器控制箱、右電器控制箱、右行走箱、右牽引部、右搖臂的具體布局到各次的特點都有所涉及；重點完成了采煤機搖臂的設計計算，包括搖臂殼體以及殼體內(nèi)一軸、第一級惰輪組、二軸、第二級惰輪組、第三級惰輪組、中心輪組、第一級行星減速器、第二級行星減速器幾乎所有零部件的裝配關(guān)系，各軸的轉(zhuǎn)速計算，功率的傳遞計算，第一級 圓柱直齒齒輪減速器的設計計算，第二級圓柱直齒齒輪減速器的設計計算，第一級行星減速器的設計計算，第二級行星減速器的設計計算，各軸的設計以及校核，所有軸承支撐處軸承的選擇校核、花鍵連接處花鍵的選用以及校核。 關(guān)鍵詞： 采煤機 ；電牽引；搖臂 ；行星輪減速器 1 目 錄 摘 要 1 第一章 綜述 2 第一節(jié) 對設計題目的分析 2 一、設計思路的提出 2 二、設計藍圖 2 三、選取采煤機的搖臂完成傳動和結(jié)構(gòu)的設計 3 四、牽引行走部 4 五、截割部、行走部電機的選用 4 六、搖臂減速箱 4 第二節(jié) 采煤機的概況 4 一、采煤機的類型 4 二、采煤機的主要組成 5 三、滾筒采煤機的工作原理 5 四、采煤機的進刀方法 5 第三節(jié) 采煤機的發(fā)展趨勢 6 第二章 設計過程 7 第一節(jié) 整機功率的安排 7 第二節(jié) 搖臂減速器傳動比的安排 7 第三節(jié) 搖臂減速箱的具體結(jié)構(gòu) 7 一、殼體 7 二、一軸 7 三、第一級減速惰輪組 7 四、二軸 7 五、第二級減速惰輪 7 六、中心齒輪組 8 七、第一級行星減速器 8 八、第二級行星減速器 8 九、中心水路 8 十、離合器 8 第四節(jié) 各軸的轉(zhuǎn)速 8 第五節(jié) 各軸的功率 8 第六節(jié) 截割部齒輪的設計計算 9 一、第一級減速圓柱直齒輪的設計計算 9 二、第二級減速圓柱直齒輪的設計計算 16 三、第一級行星減速器的設計計算 24 四、第二級行星減速器的設計計算 32 第七節(jié) 截割部軸的設計及校核以及軸承的選用和校核 39 一、齒輪軸1 39 二、第一級惰輪軸 42 三、二軸齒輪 44 四、第二級惰輪軸 47 五、第三級惰輪軸（與第二級惰輪軸相同） 49 六、中心齒輪軸 49 第八節(jié) 截割部花鍵連接強度校核 53 一、電動機輸出軸與齒輪嚙合處的花鍵 53 二、二軸處與齒輪嚙合的花鍵 53 三、中心輪與太陽輪嚙合處的花鍵 54 四、第一級行星減速器機架與第二級行星減速器太陽輪嚙合處的花鍵 54 五、方法蘭與第二級行星減速器機架嚙合處的花鍵 55 參考文獻 56 致 謝 57 前 言 畢業(yè)設計是高校教學中最后一個環(huán)節(jié)，它是在學生學習了一系列專業(yè)基礎課程和專業(yè)課程，并且在實習、實踐基礎上，利用自己所學知識，結(jié)合生產(chǎn)實際，在老師指導、幫助下，自行設計與解決實際問題的過程。它是學生三年大學課程的一次全面總結(jié)和綜合利用，通過畢業(yè)設計不僅可以鞏固所學的專業(yè)知識，而且可接觸實際，發(fā)現(xiàn)不足，開拓視野，在實踐中檢驗和豐富所學知識，增強分析和解決問題能力，因此它是非常重要的一個環(huán)節(jié)。 隨著社會主義建設與改革開放的深入，與在當前市場經(jīng)濟條件下激烈的競爭，一切企業(yè)必須進行深刻改革與創(chuàng)新，更對我們工程技術(shù)人員提出了嚴峻要求，我們不僅要有專業(yè)技術(shù)方面的能力，更要有經(jīng)濟頭腦，我們所設計與提供的產(chǎn)品，將是更為輕巧、靈便、美觀、經(jīng)濟的，所以我們在設計中要大膽革新，換新見解、新方案，緊密聯(lián)系所學知識，向最優(yōu)秀化靠近。 MG400/930-WD電牽引采煤機截割部 第一章 綜述 第一節(jié) 對設計題目的分析 一、設計思路的提出 在目前的國內(nèi)采煤機市場，不管從研發(fā)、設計、制造還是使用方面中厚煤層所使用的重型采煤機都占據(jù)著主導的地位，也正是這種龐大的市場優(yōu)勢使得中厚煤層采煤機在技術(shù)上日趨成熟，而且有著非常大的改進刷新速度，目前國內(nèi)生產(chǎn)這種類型采煤機的大型企業(yè)有西安煤礦機械廠、雞西煤礦機械廠、佳木斯煤礦機械廠等，其中以西安煤礦機械廠設計制造的MG400/930-WD型交流電牽引采煤機為典型代表，2004年中國能源集團旗下的進出口設備公司出口俄羅斯的成套綜采設備中，采煤機就選用的是西安煤機廠的MG400/930-WD型交流電牽引采煤機 ，該機型在國內(nèi)也有著廣泛的應用，其優(yōu)越的性能得到了各大礦的好評。其成功的設計思想和理念給了我很大的震撼，也給我的這次畢業(yè)設計提出了一個基本的框架和藍圖，所以我的設計以此為啟發(fā)、也以此為依據(jù)展開。 二、設計藍圖 （1）整機的設計方案 表1-1 主要技術(shù)特征 項目 數(shù)據(jù) 單位 最大計算生產(chǎn)能力 2500 t/h 采高 1.80～3.76 m 裝機功率 2×400+2×55+20 kW 供電電壓 3300 v 滾筒直徑 φ1800, φ2000 mm 截深 800 mm 牽引力 680～410 kN 牽引速度 0～8.3～13.8 m/min 滅塵方式 內(nèi)處噴霧 拖電纜方式 自動拖纜 主機外形尺寸 14400×2292×1535 mm 主機重量 60 t 最大不可拆卸尺寸 3070×1200×1000 mm 最大不可拆卸重量 7.0 t （2）主要結(jié)構(gòu)特點 1.整機為多電機橫向布置，框架式結(jié)構(gòu)，機身由三段組成，無底托架。三段機身采用液壓拉杠聯(lián)結(jié)，所有部件均可從老塘側(cè)抽出。 2.采用直搖臂，左右可互換，左右牽引部對稱，結(jié)構(gòu)完全相同。 3.用二臺交流電機牽引,電氣拖動系統(tǒng)為一拖一。 4.電氣系統(tǒng)具有四象限運行的能力，可用于大傾角工作面。 5.采用水冷式變頻器，技術(shù)領(lǐng)先，可靠性高，體積小。 6.采用PLC控制，全中文液晶顯示系統(tǒng)。 7.具有簡易智能監(jiān)測，系統(tǒng)保護功能齊全，查找故障方便。 8.具有手控、電控、遙控操作方式。 （3）用途及適用條件 該機型的采煤機是一種多電機驅(qū)動,電機橫向布置,交流變頻調(diào)速無鏈 雙驅(qū)動電牽引采煤機.總裝機功率930kW，機面高度1535mm，適用于采高1.80～3.76m，煤層傾角≤40°的中厚煤層綜采工作面，要求煤層頂板中等穩(wěn)定，底板起伏不大,不過于松軟,煤質(zhì)硬或中硬,能截割一定的矸石夾層.工作面長度以150～200m為宜。 三、選取采煤機的搖臂完成傳動和結(jié)構(gòu)的設計 （1）搖臂處其動力通過兩級直齒圓柱齒輪減速和兩級行星齒輪減速傳給輸出軸，再由方法蘭驅(qū)動滾筒旋轉(zhuǎn)，搖臂減速箱設有離合裝置、冷卻裝置、潤滑裝置、噴霧降塵裝置等，搖臂減速箱殼體與一連接架鉸接后再與牽引部機殼鉸接，搖臂和滾筒之間采用方榫連接。 （2）截割部的機械傳動 截割電機的空心軸通過扭矩軸花鍵與一軸軸齒輪連接，將動力傳入搖臂減速箱，在通過二級圓柱直齒齒輪和三級惰輪組傳遞到二級行星減速器，末級的行星減速器的行星架出軸漸開線花鍵連接驅(qū)動滾筒。 （3）搖臂傳動系統(tǒng)圖 圖1-1搖臂傳動系統(tǒng)簡圖 四、牽引行走部 牽引行走部包括固定箱和型走箱兩大部分組成。固定箱內(nèi)有三級直齒傳動和一級行星傳動。行走箱內(nèi)有驅(qū)動輪、行走輪和導向滑靴。牽引電機輸出的動力經(jīng)過減速后，傳到行走箱的行走輪，與刮板輸送機銷軌相嚙合，使采煤機行走。導向滑靴通過銷軌對采煤機進行導向，保證行走輪與銷軌正常嚙合。 為使采煤機能在較大傾角條件下安全工作，在固定箱內(nèi)設有液壓制動器，能可靠防滑。該牽引行走部有如下特點： （1）采用銷軌牽引，承載能力大，導向好，拆裝、維修方便； （2）采用雙浮動、四行星輪行星減速機構(gòu)，軸承壽命和齒輪的強度裕度大，可靠性高； （3）導向滑靴回轉(zhuǎn)中心與行走輪中心同軸，保證行走輪與銷軌的正常嚙合。 五、截割部、行走部電機的選用 截割部：選取型號為YBCS3—400(A)的礦用隔爆型三相交流異步電動機。 行走部：選取型號為YB280M-4的礦用隔爆型三相交流異步電動機。 六、搖臂減速箱 有殼體、一軸、第一級減速惰輪組、二軸、第二級惰輪組、中心齒軸輪組、第一級行星減速器、第二級行星減速器、中心水路、離合器等組成。 第二節(jié) 采煤機的概況 一、采煤機的類型 采煤機有不同的分類方法，按工作機構(gòu)可分為滾筒式、鉆削式和鏈式采煤機；按牽引部位置可分為內(nèi)牽引和外牽引；按牽引部動力可分為機械牽引、液壓牽引和電牽引；按工作機構(gòu)位置可分為額面式和側(cè)面式；還可以按層厚、傾角來進行分類。 二、采煤機的主要組成 電動機是采煤機的動力部分，它通過兩端出軸驅(qū)動滾筒和牽引部。牽引部通過其主動輪與固定在工作面前方的軌道相嚙合，使采煤機沿工作面移動，因此牽引部是采煤機的行走機構(gòu)；左、右截割部減速箱將電動機的動力經(jīng)齒輪減速傳到搖臂的齒輪，以驅(qū)動滾筒；滾筒式采煤機直接進行落煤和裝煤的機構(gòu)，稱為采煤機的工作機構(gòu)。滾筒上焊接有端盤及螺旋葉片，其上裝有截煤用的截齒，由螺旋葉片將落下的煤裝到刮板輸送機種，為了提高螺旋滾筒的裝煤效果，滾筒側(cè)裝有弧形擋煤板，它可以根據(jù)不同的采煤方向來回翻轉(zhuǎn)180°；底托架用來固定整個采煤機，底托架內(nèi)的調(diào)高油缸用來使搖臂升降，以調(diào)整采煤機的采高；采煤機的電纜和供水管靠托纜裝置來夾持，并由采煤機托著在工作面輸送機的電纜槽中移動；電氣控制箱內(nèi)裝有各種電控元件，以實現(xiàn)各種控制及電氣保護；為降低電動機和牽引部的溫度來提供噴霧降塵用水，采煤機上還設有專門的供水系統(tǒng)和內(nèi)噴霧系統(tǒng)。 三、滾筒采煤機的工作原理 單滾筒采煤機的滾筒一般位于采煤機下端，以使?jié)L筒割落下來的煤不經(jīng)機身下部運走，從而可降低采煤機機面高度，單滾筒采煤機上行工作時，滾筒割頂部煤并把落下的煤裝入刮板輸送機，同時跟機懸掛鉸接頂梁，割完工作面全長后，將弧形擋煤板翻轉(zhuǎn)180°；接著，機器下行工作，滾筒割底部煤及裝煤，并隨之推移工作面輸送機。這種采煤機沿工作面往返一次進一刀的采煤法叫單向采煤機；雙滾筒采煤機工作時，前滾筒割頂部煤，后滾筒割底部煤，因此雙滾筒采煤機沿工作面牽引一次，可以進一刀，返回時，又可以進一刀，即采煤機往返一次進二刀，這種采煤法稱為雙向采煤法；必須指出，為了使?jié)L筒落下的煤能裝入刮板輸送機，滾筒上螺旋葉片的螺旋方向必須與滾筒旋轉(zhuǎn)方向相適應；對順時針旋轉(zhuǎn)的滾筒，螺旋葉片方向必須右旋；逆時針旋轉(zhuǎn)的滾筒，其螺旋葉片方向必須左旋?；蛘咝蜗蟮貧w結(jié)為“左轉(zhuǎn)左旋，右轉(zhuǎn)右旋”，即人站在采空區(qū)側(cè)從上面看滾筒，截齒向左的用左旋滾筒，向右的用右旋滾筒。 四、采煤機的進刀方法 （1）端部斜切法 （2）中部斜切法 （3）正切進刀法 第三節(jié) 采煤機的發(fā)展趨勢 電牽引采煤機仍然是采煤機的發(fā)展方向，液壓牽引采煤機制造進度高，在井下易被污染，因而維修困難，使用費用高，效率和可靠性則較低。德國Eickhoff公司于1976年制造出了世界上第一臺電牽引采煤機，在隨后的20年中，美國、日本、法國、英國等都大力研制并發(fā)展了電牽引采煤機。電牽引采煤機具有良好的牽引特性、可用于大傾角煤層、運行可靠、適用壽命長、反應靈敏、動態(tài)特性好、效率高、結(jié)構(gòu)簡單、有完善的檢測和顯示系統(tǒng)。因此，電牽引采煤機是今后的發(fā)展方向，近年來綜采高產(chǎn)高效的世界記錄都是由電牽引采煤機創(chuàng)造的。 第二章 設計過程 第一節(jié) 整機功率的安排 設計機型的總裝機功率為930KW，其中左右搖臂處各設一個功率為400KW的礦用隔爆型三相交流異步電動機，左右牽引部各設一個功率為55KW的礦用隔爆型三相交流異步電動機，液壓部分的泵用電機采用一個功率為20KW的礦用隔爆型三相交流異步電動機 。 第二節(jié) 搖臂減速器傳動比的安排 根據(jù)采煤機械手冊，總裝機功率在900KW左右的重型采煤機滾筒的轉(zhuǎn)速沒有一個確定的數(shù)值，只要在20～35r/min之間都可以滿足所需的要求，再根據(jù)搖臂減速箱的結(jié)構(gòu)安排，參考西安煤礦機械廠的MG400/930-WD型交流電牽引采煤機選取總的傳動比為53，當電機的轉(zhuǎn)速為1470r/min時，滾筒的轉(zhuǎn)速為： n=1470÷53 =27.73 符合要求 第三節(jié) 搖臂減速箱的具體結(jié)構(gòu) 一、殼體 采取直搖臂形式，用ZG25Mn材料鑄造成整體，并在殼體內(nèi)腔殼體表面設置有八組冷卻水管。 二、一軸 軸齒輪、軸承、端蓋、密封座、銅套、密封件等組成，與截割電機空心軸以花鍵軸聯(lián)接的扭矩軸通過INT/E×T16Z×5m×30p×6H/6h花鍵與一軸軸齒輪相聯(lián)。 三、第一級減速惰輪組 齒輪、軸承、距離墊、擋圈組成，先成組裝好，再與惰輪軸一起裝入殼體。 四、二軸 軸齒輪、齒輪、軸承、端蓋、距離墊、密封圈等組成。 五、第二級減速惰輪 由齒輪、軸承、擋圈、墊等組成，先成組裝好，再與惰輪軸一起裝入殼體。 六、中心齒輪組 由軸齒輪、太陽輪、兩個軸承座、兩個NCF2940V軸承和四個骨架油封等組成，太陽輪通過花鍵與軸齒輪相聯(lián)并將動力傳給第一級行星減速器。 七、第一級行星減速器 內(nèi)齒圈、行星架、太陽輪、行星輪及輪軸、行星輪軸承、兩個距離墊，該行星減速器為三個行星輪結(jié)構(gòu)，太陽輪浮動，行星架靠兩個銅質(zhì)距離墊軸向定位，徑向有一定的配合間隙，因而行星架徑向也有一定的浮動量。 八、第二級行星減速器 行星架、內(nèi)齒圈、行星輪、行星輪軸及軸承、支承行星輪的兩個軸承、軸承座、聯(lián)接法蘭、滑動密封圈、及一些輔助材料和密封件組成，該行星減速器為四行星輪結(jié)構(gòu)，太陽輪浮動，行星架一端通過軸承HM266449/HM266410和軸承座支承與殼體上，另一端通過軸承M268749/M268710支承與軸承杯上，軸承杯、內(nèi)齒圈通過螺栓、銷子和殼體緊固為一體。 九、中心水路 有水管和一些接頭組成。 十、離合器 離合手把、壓蓋、轉(zhuǎn)盤、推桿軸、扭矩軸等組成。 第四節(jié) 各軸的轉(zhuǎn)速 一軸齒輪的轉(zhuǎn)速：由于與電機相連所以 二軸的轉(zhuǎn)速： 中心輪組的轉(zhuǎn)速： 第二級行星減速器太陽輪的轉(zhuǎn)速： 第五節(jié) 各軸的功率 一軸齒輪的功率： 二軸齒輪的功率： 中心輪組的功率： 第二級行星減速器太陽輪的功率： 第六節(jié) 截割部齒輪的設計計算 一、第一級減速圓柱直齒輪的設計計算 （1）選擇齒輪材料 查機械手冊：小齒輪選用18Cr2Ni4WA調(diào)質(zhì) 惰輪選用20CrMnTi調(diào)質(zhì) 大齒輪選用18Cr2Ni4WA調(diào)質(zhì) （2）按齒面接觸疲勞強度設計計算 確定齒輪傳動精度等級，按vt=(0.013～0.022) n11估計圓周速度vt=17.15m/s，參考機械設計工程學【1】中的表8-14，表8-15選取 小輪分度圓直徑d1,查機械手冊得 齒寬系數(shù)根據(jù)機械手冊得，按齒輪相對軸承為對稱布置，取=0.4 小輪齒數(shù)Z1 在推薦值20～40中選Z1=28 大輪齒數(shù)Z2 Z2=i·Z1=1.43×28=40.04圓整取Z2=40 齒數(shù)比u= Z2/ Z1=40/28 傳動比誤差△u/u △u/u=(1.43-1.428)/1.43=0.001誤差在±5%范圍內(nèi)，所以符合要求 小輪轉(zhuǎn)矩T1 由公式得T1=9550P/n =9550×392.04/1470 =2546.926KN·m 載荷系數(shù)K 由公式得 使用系數(shù)根據(jù)機械手冊得=2 動載荷系數(shù)根據(jù)機械手冊得=1.3 齒向載荷分布系數(shù)根據(jù)機械手冊得=1 齒間載荷分配系數(shù) 由公式及β=0得 εγ=εα= = =1.68 查表并插值得=1.1 則載荷系數(shù)的初值 = =2.0×1.3×1×1.1 =2.86 彈性系數(shù) 根據(jù)機械手冊得=189.8 節(jié)點影響系數(shù) 根據(jù)機械手冊得（β=0，x1=0.2568、x2=0.2529）=2.4 重合度系數(shù) 根據(jù)機械手冊得（）=1.0 許用接觸應力 由公式得 接觸疲勞極限應力根據(jù)機械手冊得=1650N/mm2 =1300 N/mm2 應力循環(huán)次數(shù)由公式得：N1=60njLh =60×1470×1×(24×300×8) =5.08×109 N2=N1/u =5.08×109/1.428 =3.56×109 則根據(jù)機械手冊得接觸強度的壽命系數(shù)、（不允許有點蝕） ==1 硬化系數(shù)根據(jù)機械手冊得及說明得 =1 按接觸強度安全系數(shù)根據(jù)機械手冊得 ，按較高可靠強度=1.25～1.3取 =1.2 則 =1650×1×1/1.2 =1375 N/mm2 =1300×1×1/1.2 =1083 N/mm2 d1的設計初值d1t為 ≥223.578mm 齒輪模數(shù)m m=d1t/Z1 =223.578/28 =7.89 查表取m=8 小齒輪分度圓直徑的參數(shù)圓整值=Z1m =28×8 =224mm 圓周速 與估計值vt=17.15m/s 很相近，對值影響不大，不必修正 =t=1.3, 小齒輪分度圓直徑 大齒輪分度圓直徑 中心矩 齒寬 大齒輪齒寬 小齒輪齒寬 （3）考慮到搖臂的長度以及大小齒輪的直徑，在大小齒輪間加一級惰輪組 由于要分別和大小齒輪嚙合傳遞扭矩，所以模數(shù)必須和大小齒輪的模數(shù)相同都取8，惰輪的齒數(shù)按推薦值取，變位系數(shù)取，也采用圓柱直齒漸開線齒形。 （4）齒根彎曲疲勞強度校核計算 由公式 齒形系數(shù)根據(jù)機械手冊得 小輪 2.3 大輪 2.2 應力修正系數(shù)根據(jù)機械手冊得 小輪 =1.725 大輪 =1.755 重合度系數(shù) 由公式 = 許用彎曲應力 由式 彎曲疲勞極限 根據(jù)機械手冊得=1100N/mm2 =660 N/mm2 彎曲壽命系數(shù) 根據(jù)機械手冊得==1 尺寸系數(shù) 根據(jù)機械手冊得=1 安全系數(shù) 根據(jù)機械手冊得=1.6 則 =1100×1×1/1.6=687.5 ＝660×1×1/1.6=412.5 故 287.96 N/mm2≤ 193.16N/mm2≤ 所以齒根彎曲強度足夠 （5）其他尺寸的計算 已知參數(shù)： 計算參數(shù)：嚙合角 按如下公式計算 中心矩變動系數(shù) 按如下公式計算 中心矩 按如下公式計算 齒高變動系數(shù) 按如下公式計算 齒頂高 按如下公式計算 齒根高 按如下公式計算=（+-x）m 齒全高 =（2+-）m 齒頂圓直徑 =d1±2 齒根圓直徑 =d1-2 一齒輪軸與第一級惰輪嚙合傳動的相關(guān)參數(shù)的計算值： 嚙合角 = 中心矩變動系數(shù) =0.5025 中心矩 =272.02mm 齒高變動系數(shù) =0.0243 齒頂高 齒根高 齒全高 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 =208.10mm 大齒輪與第一級惰輪嚙合傳動的相關(guān)參數(shù)的計算值： 嚙合角 = 中心矩變動系數(shù) = 0.4963 中心矩 = 319.97mm 齒高變動系數(shù) = 0.0266 齒頂高 齒根高 齒全高 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 = 304.22mm 注：其他的大、小齒輪參數(shù)一樣。 （6）結(jié)構(gòu)設計 小齒輪的結(jié)構(gòu)設計：考慮到齒輪直接和電動機的輸出軸相連，因此采用內(nèi)設花鍵與電動機的扭矩軸連接， 圖2-1小齒輪結(jié)構(gòu)圖 大齒輪的結(jié)構(gòu)： 圖2-2大齒輪結(jié)構(gòu)圖 第一級惰輪的結(jié)構(gòu)： 圖2-3第一級惰輪結(jié)構(gòu)圖 二、第二級減速圓柱直齒輪的設計計算 （1）選擇齒輪材料 查機械手冊：小齒輪選用18Cr2Ni4WA調(diào)質(zhì) 大齒輪選用18Cr2Ni4WA調(diào)質(zhì) （2）按齒面接觸疲勞強度設計計算 確定齒輪傳動精度等級，按vt=(0.013～0.022) 估計圓周速度=14.26m/s,參考《機械設計工程學》【1】中的表8-14，表8-15選取齒輪的公差組為7級 小輪分度圓直徑d1,查機械手冊得 齒寬系數(shù)根據(jù)機械手冊得按齒輪相對軸承為非對稱布置，取=0.3 小輪齒數(shù)Z3 在推薦值20～40中選Z3=27 大輪齒數(shù)Z4 Z4=i·Z3=1.45×27=39.15圓整取Z4=40 齒數(shù)比u= Z2/ Z1=40/27 傳動比誤差△u/u △u/u=(1.48-1.45)/1.48=0.020誤差在±5%范圍內(nèi)，所以符合要求。 小輪轉(zhuǎn)矩T3 由公式得T3=9550P/n3 =9550×376.476/1029 =3494.019KN·mm 載荷系數(shù)K 由公式得 使用系數(shù)根據(jù)機械手冊得=2.2 動載荷系數(shù)根據(jù)機械手冊得=1.4 齒向載荷分布系數(shù)根據(jù)機械手冊得=1.08 齒間載荷分配系數(shù) 由公式及β=0得 εγ=εα= = =1.68 根據(jù)機械手冊得并插值得=1.1 則載荷系數(shù)的初值 = =2.2×1.4×1.08×1.1 =3.65 彈性系數(shù) 根據(jù)機械手冊得=189.8 節(jié)點影響系數(shù) 根據(jù)機械手冊得（β=0，x3=0.2662、x4=0.2611）=2.35 重合度系數(shù) 根據(jù)機械手冊得（）=0.856 許用接觸應力 由公式得 接觸疲勞極限應力根據(jù)機械手冊得=1650N/mm2 =1300 N/mm2 應力循環(huán)次數(shù)由公式得：N3=60njLh =60×1029×1×(24×300×8) =3.56×109 N4=N3/u =3.56×109/1.48 =2.41×109 則查表得接觸強度的壽命系數(shù)、（不允許有點蝕） ==1 硬化系數(shù)根據(jù)機械手冊得及說明得 =1 按接觸強度安全系數(shù)根據(jù)機械手冊得，按較高可靠強度=1.25～1.3取 =1.2 則 =1650×1×1/1.2 =1375 N/mm2 =1300×1×1/1.2 =1083 N/mm2 D3的設計初值d3t為 ≥267.46mm 齒輪模數(shù)m m=d3t/Z3 =267.46/27 =9.906 根據(jù)機械手冊得取m=10 小齒輪分度圓直徑的參數(shù)圓整值=Z3m =27×10 =270mm 圓周速 與估計值vt=14.26m/s 很相近，對值影響不大，不必修正 =t=1.4, 小齒輪分度圓直徑mm 大齒輪分度圓直徑mm 中心矩a 齒寬 考慮到受內(nèi)部花鍵的影響取 大齒輪齒寬mm 小齒輪齒寬mm （3）考慮到搖臂的長度以及大小齒輪的直徑，在大小齒輪間加二級惰輪組 由于要分別和大小齒輪嚙合傳遞扭矩，所以模數(shù)必須和大小齒輪的模數(shù)相同都取10，惰輪的齒數(shù)按推薦值取，變位系數(shù)取，也采用圓柱直齒漸開線齒形。 （4）齒根彎曲疲勞強度校核計算 由公式 齒形系數(shù)根據(jù)機械手冊得 小輪 2.1 大輪 2.063 應力修正系數(shù)根據(jù)機械手冊得 小輪 =1.85 大輪 =1.855 重合度系數(shù) 由公式 = 許用彎曲應力 由式 彎曲疲勞極限根據(jù)機械手冊得=1100N/mm2 =660 N/mm2 彎曲壽命系數(shù) 根據(jù)機械手冊得==1 尺寸系數(shù) 根據(jù)機械手冊得 =1 安全系數(shù) 根據(jù)機械手冊得 =1.6 則 =1100×1×1/1.6=687.5 ＝660×1×1/1.6=412.5 故 241.44N/mm2≤ 164.99N/mm2≤ 所以齒根彎曲強度足夠 （5）其他尺寸的計算 已知參數(shù)： 計算參數(shù)：嚙合角 按如下公式計算 中心矩變動系數(shù) 按如下公式計算 中心矩 按如下公式計算 齒高變動系數(shù) 按如下公式計算 齒頂高 按如下公式計算 齒根高 按如下公式計算=（+-x）m 齒全高 =（2+-）m 齒頂圓直徑 =d1±2 齒根圓直徑 =d1-2 二齒輪軸與第二級惰輪嚙合傳動的相關(guān)參數(shù)的計算值： 嚙合角 = 中心矩變動系數(shù) = 0.5069 中心矩 = 305.06mm 齒高變動系數(shù) = 0.0229 齒頂高 齒根高 齒全高 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 = 254.10mm 第三級惰輪與第二級惰輪嚙合傳動的相關(guān)參數(shù)的計算值： 嚙合角 = 中心矩變動系數(shù) = 0.4926 中心矩 = 334.926mm 齒高變動系數(shù) = 0.0346 齒頂高 齒根高 齒全高 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 中心齒輪與第三級惰輪嚙合傳動的相關(guān)參數(shù)的計算值： 嚙合角 = 中心矩變動系數(shù) = 0.5055 中心矩 = 370.055mm 齒高變動系數(shù) = 0.0192 齒頂高 齒根高 齒全高 齒頂圓直徑 齒根圓直徑 = 380.22mm 注：其他的大、小齒輪參數(shù)一樣。 （6）結(jié)構(gòu)設計 小齒輪的結(jié)構(gòu)設計：考慮到齒輪直接和電動機的輸出軸相連，因此采用內(nèi)設花鍵與電動機的扭矩軸連接， 二軸齒輪 圖2-4二軸齒輪圖 中心輪組齒輪結(jié)構(gòu)： 圖2-5中心輪組齒輪結(jié)構(gòu)圖 第二級惰輪的結(jié)構(gòu)： 圖2-6第二級惰輪機構(gòu)圖 三、第一級行星減速器的設計計算 （1）選擇行星傳動的類型為2K-H[A]。 （2）選擇齒輪的材料及熱處理 太陽輪和行星輪均選用18Cr2Ni4WA，滲碳淬火，齒面硬度為：太陽輪aHRC=60;行星輪Ghrc=58。內(nèi)齒圈b選用40Cr調(diào)質(zhì)，硬度為HB=256。 （3）此傳動采用直齒圓柱齒輪，精度等級為8-7-7，齒面光潔度為△7。 （4）采用太陽輪a浮動的均載機構(gòu)，各行星輪間載荷分配不均勻系數(shù)KP的數(shù)值取為：KPH=1.1（計算接觸強度時）；KPF=1.15（計算彎曲強度時） （5）行星輪個數(shù)的確定：由公式得，=1-5.36=-4.36，，由此根據(jù)機械手冊得此取行星輪的個數(shù)為np=3. （6）確定各輪的齒數(shù)Za 、Zg 、Zb: 首先試選太陽輪a的齒數(shù)Za=19,則 Zb=pZa=4.36×19=82.84 同時考慮“轉(zhuǎn)配條件”，故取Zb=83,即 中心齒輪圓整后數(shù),其傳動誤差△i甚少，僅為0.2%，對動力傳動完全合用； 其次計算行星輪g的名義吃數(shù)值 取，選取高變位齒輪傳動，所以 （7）強度計算 （a）外齒輪副a-g的強度計算 A. 計算中心距 根據(jù)公式 式中各參數(shù)的數(shù)值計算如下： 齒數(shù)比 齒寬系數(shù)根據(jù)機械手冊得取為： 材料系數(shù)ZE 根據(jù)機械手冊得取ZE =189.8 節(jié)點嚙合系數(shù)ZH 根據(jù)機械手冊得ZH=2.5 轉(zhuǎn)矩T1 根據(jù)公式 =9.55×106 =2.02×106 Nmm 載荷系數(shù) 工作情況系數(shù)KA根據(jù)機械手冊得KA=1 動載荷系數(shù)根據(jù)機械手冊得=1.3 載荷分布系數(shù) 根據(jù)機械手冊得 ， 故 許用接觸應力 按下式計算： （N/mm2） 齒輪材料的接觸疲勞強度極限根據(jù)機械手冊得有 =23HRC 對太陽輪a =23×60=1380（N/mm2） 對行星輪g =23×58=1334（N/mm2） 安全系數(shù)取為 =1.2 齒面光潔度系數(shù) =1.0 速度系數(shù) =1 接觸壽命系數(shù) 其中應力循環(huán)系數(shù) =30HB2.4 對太陽輪a =30×6142.4=1.47×108 對行星輪g =30×5782.4=1.28×108 齒輪的應力循環(huán)次數(shù)按下式計算 對太陽輪a為 對行星輪g為 按每天工作24小時，每年工作300天，使用壽命10年，計算t=24×300×10=72000 (h) 根據(jù)傳動比 及 可計算出 ∵ ∴ 故太陽輪a的循環(huán)次數(shù)為 行星輪g的循環(huán)次數(shù)為 因，故取 于是有太陽輪a的許用接觸應力為 行星輪g的許用接觸應力為 計算時應取較小的 將以上各值代入按接觸強度計算的中心 圓整中心距，取工作中心距 B. 確定齒輪模數(shù)m 根據(jù)BG1357-87，取m=7 C. 確定變位系數(shù)、 因工作中心距=180(mm) 標準中心距 比較，故外齒輪副a-g要采用變位齒輪傳動（正傳動） 按下式計算嚙合角和 計算得嚙合角.38° 總變位系數(shù) 按滾切的外齒輪副變位系數(shù)的線圖差得各齒輪變位系數(shù)的分配 ， D. 校核接觸強度 根據(jù)公式有 按，根據(jù)機械手冊得2.1 小齒輪分度圓直徑 （mm） 根據(jù) 所以重新取 ，那么 將所求的各值代入接觸強度校核公 所以滿足接觸強度 E. 校核彎曲強度 彎曲強度的校核公式為 許用彎曲應力安下式計算 根據(jù)機械手冊得齒根彎曲疲勞強度極限 =750（N/mm2） 因行星輪g在此傳動中是公用齒輪系雙向受載荷，故應取=750×0.8=600（N/mm2） 安全系數(shù)取為 =1.75 尺寸系數(shù)=1 彎曲壽命系數(shù) 因齒輪的應力循環(huán)次數(shù)Nl均大于4×106，故取YN=1 對太陽輪a 對行星輪g 根據(jù)載荷分布系數(shù) 根據(jù)機械手冊得 ， =1.2 故 從而載荷系數(shù) 轉(zhuǎn)矩（Nmm） 齒行系數(shù)根據(jù)機械手冊得 太陽輪a =2.08 行星輪g =1.98 齒根應力集中系數(shù)根據(jù)機械手冊得太陽輪a =1.83 行星輪g =1.97 將求得的各值代入彎曲強度校核公式有 太陽輪a的齒根彎曲應力 行星輪g的齒根彎曲應力 所以都滿足彎曲強度 （b）內(nèi)齒輪副g-b的強度計算 A. 變位系數(shù)的確定 標準中心距 a> aw=180(mm) 故應采用變位齒輪傳動（負傳動） 再按下式計算嚙合角和 得°10、12〃，總變位系數(shù)0.00438 已有 xg=0.2730 所以xb=0.2686 B. 校核接觸強度 根據(jù)校核的公式 根據(jù)機械手冊得=189.8 按，根據(jù)機械手冊得=2.5 齒數(shù)比=2.677 小齒輪分度圓直徑 =7×31=217（mm） 齒寬系數(shù) 根據(jù)機械手冊取=0.315 轉(zhuǎn)矩 =2.02×106×=3.296×106（Nmm） 根據(jù)=0.238 ，根據(jù)機械手冊取 根據(jù) 根據(jù)機械手冊有 0.3 =1+（1.02-1）×0.3=1 1.4×1=1.4 許用接觸應力 對于內(nèi)齒圈b,齒輪材料的接觸疲勞強度疲勞極限 查表有 =2HB+70=2×265+70=600（N/mm2） 因內(nèi)齒輪副的實際承載能力低于計算結(jié)果，當Zb/Zg=83/31=2.677>2時應將降低8%，即內(nèi)齒輪b的接觸疲勞。 極限=600×0.92=552（N/mm2） 安全系數(shù) 取為=1.1，ZR=1.2，ZV=1 內(nèi)齒輪b的應力循環(huán)基數(shù) 內(nèi)齒輪b輪齒的應力循環(huán)次數(shù)按下式計算 129.392×3×72000=1.677×109 因Nl〉N0,故ZN=1 于是內(nèi)齒輪b的許用接觸應力 將求得的個值代入接觸強度的校核公式有< C. 校核彎曲強度 彎曲強度的校核公式為 許用彎曲應力安下式計算 查表齒根彎曲疲勞強度極限 =1.8HB=1.8×265=477（N/mm2） YN=1，YX=1，SF=1.75， 根據(jù)機械手冊得 ， 于是 扭矩 取內(nèi)齒輪b的齒形系數(shù) YF=1.96 應力集中系數(shù) YS=1.97 行星輪的齒根彎曲應力 < 內(nèi)齒輪b的齒根彎曲應力 〉 但未超過5%，所以滿足彎曲強度 校核結(jié)果表明，此傳動的承載能力滿足要求。 四、第二級行星減速器的設計計算 （1）選擇行星傳動的類型為2K-H[A]。 （2）選擇齒輪的材料及熱處理 太陽輪和行星輪均選用18Cr2Ni4WA，滲碳淬火，齒面硬度為：太陽輪aHRC=60;行星輪Ghrc=58。內(nèi)齒圈b選用40Cr調(diào)質(zhì)，硬度為HB=256。 （3）此傳動采用直齒圓柱齒輪，精度等級為8-7-7，齒面光潔度為△7。 采用太陽輪a浮動的均載機構(gòu)，各行星輪間載荷分配不均勻系數(shù)KP的數(shù)值取為：KPH=1.1（計算接觸強度時）；KPF=1.15（計算彎曲強度時） （4）行星輪個數(shù)的確定：由公式得，=1-4.66=-3.66，，由此根據(jù)機械手冊取行星輪的個數(shù)為np=4. （5）確定各輪的齒數(shù)Za 、Zg 、Zb: 首先試選太陽輪a的齒數(shù)Za=18,則 Zb=pZa=3.66×18=65.88 同時考慮“轉(zhuǎn)配條件”，故取Zb=66,即 中心齒輪圓整后數(shù),其傳動誤差△i甚少，僅為0.2%，對動力傳動完全合用； 其次計算行星輪g的名義吃數(shù)值 取，選取高變位齒輪傳動，所以 （6）強度計算 （a）外齒輪副a-g的強度計算 A. 計算中心距 根據(jù)公式 式中各參數(shù)的數(shù)值計算如下： 齒數(shù)比 齒寬系數(shù)根據(jù)機械手冊為： 材料系數(shù)ZE根據(jù)機械手冊得ZE=189.8 節(jié)點嚙合系數(shù)ZH 根據(jù)機械手冊得ZH=2.5 轉(zhuǎn)矩T1 根據(jù)公式 =9.55×106 =6.827×106 Nmm 載荷系數(shù) 工作情況系數(shù)KA根據(jù)機械手冊得KA=1 動載荷系數(shù)根據(jù)機械手冊得=1.3 載荷分布系數(shù) 根據(jù)機械手冊得， 故 許用接觸應力 按下式計算： （N/mm2） 齒輪材料的接觸疲勞強度極限根據(jù)機械手冊得 =23HRC 對太陽輪a =23×60=1380（N/mm2） 對行星輪g =23×58=1334（N/mm2） 安全系數(shù)取為 =1.2 齒面光潔度系數(shù) =1.0 速度系數(shù) =1 接觸壽命系數(shù) 其中應力循環(huán)系數(shù) =30HB2.4 對太陽輪a =30×6142.4=1.47×108 對行星輪g =30×5782.4=1.28×108 齒輪的應力循環(huán)次數(shù)按下式計算 對太陽輪a為 對行星輪g為 按每天工作24小時，每年工作300天，使用壽命10年，計算出t=24×300×10=72000 (h) 根據(jù)傳動比 及 可計算出 ∵ ∴ 故太陽輪a的循環(huán)次數(shù)為 行星輪g的循環(huán)次數(shù)為 因，故取 于是有太陽輪a的許用接觸應力為 行星輪g的許用接觸應力為 計算時應取較小的 將以上各值代入按接觸強度計算的中心距 圓整中心距，取工作中心距 B. 確定齒輪模數(shù)m 根據(jù)BG1357-87，取m=11 C. 確定變位系數(shù)、 因工作中心距=228(mm) 標準中心距 比較，故外齒輪副a-g要采用變位齒輪傳動（正傳動） 按下式計算嚙合角和 計算得嚙合角.38° 總變位系數(shù) 按滾切的外齒輪副變位系數(shù)的線圖差得各齒輪變位系數(shù)的分配 ， D. 校核接觸強度 根據(jù)公式有 按，根據(jù)機械手冊得2.24 小齒輪分度圓直徑 （mm） 根據(jù) 所以 將所求的各值代入接觸強度校核公式所以滿足接觸強度 E. 校核彎曲強度 彎曲強度的校核公式為 許用彎曲應力安下式計算 查表齒根彎曲疲勞強度極限 =750（N/mm2） 因行星輪g在此傳動中是公用齒輪系雙向受載荷，故應取=750×0.8=600（N/mm2） 安全系數(shù)取為 =1.75 尺寸系數(shù)=1 彎曲壽命系數(shù) 因齒輪的應力循環(huán)次數(shù)Nl均大于4×106，故取YN=1 對太陽輪a 對行星輪g 根據(jù)載荷分布系數(shù) 根據(jù)機械手冊得 ， =1.2 故 從而載荷系數(shù) 轉(zhuǎn)矩（Nmm） 齒行系數(shù)根據(jù)機械手冊得 太陽輪a =2.08 行星輪g =1.98 齒根應力集中系數(shù)根據(jù)機械手冊得太陽輪a =1.83 行星輪g =1.97 將求得的各值代入彎曲強度校核公式有 太陽輪a的齒根彎曲應力 行星輪g的齒根彎曲應力 所以都滿足彎曲強度 （b）內(nèi)齒輪副g-b的強度計算 F. 變位系數(shù)的確定 標準中心距 a>aw=228(mm) 故應采用變位齒輪傳動（負傳動） 再按下式計算嚙合角和 得°54、，總變位系數(shù)0.0011 已有 xg=0.2590 所以xb=0.2579 G. 校核接觸強度 根據(jù)校核的公式 根據(jù)機械手冊得=189.8 按，根據(jù)機械手冊得=2.52 齒數(shù)比=2.869 小齒輪分度圓直徑 =11×23=253（mm） 齒寬系數(shù) 根據(jù)機械手冊得=0.315 轉(zhuǎn)矩 =6.827×106×=8.723Nmm） 根據(jù)=0.238根據(jù)機械手冊得， 根據(jù) 根據(jù)機械手冊得0.3 =1+（1.02-1）×0.3=1 1.3×1=1.3 許用接觸應力 對于內(nèi)齒圈b,齒輪材料的接觸疲勞強度疲勞極限 根據(jù)機械手冊得 =2HB+70=2×265+70=600（N/mm2） 因內(nèi)齒輪副的實際承載能力低于計算結(jié)果，當Zb/Zg=66/23=2.869>2 時應將降低8%，即內(nèi)齒輪b的接觸疲勞 極限=600×0.92 =552（N/mm2） 安全系數(shù) 取為=1.1，ZR=1.2，ZV=1 內(nèi)齒輪b的應力循環(huán)基數(shù) 內(nèi)齒輪b輪齒的應力循環(huán)次數(shù)按下式計算 79.533×4×72000=1.374×109 因Nl〉N0,故ZN=1 于是內(nèi)齒輪b的許用接觸應力 將求得的個值代入接觸強度的校核公式有< H. 校核彎曲強度 彎曲強度的校核公式為 許用彎曲應力安下式計算 查表齒根彎曲疲勞強度極限 =1.8HB=1.8×265=477（N/mm2） YN=1，YX=1，SF=1.75， 根據(jù)機械手冊得 ， 于是 扭矩 取內(nèi)齒輪b的齒形系數(shù) YF=1.96 應力集中系數(shù) YS=1.97 行星輪的齒根彎曲應力 < 內(nèi)齒輪b的齒根彎曲應力 < 所以滿足彎曲強度 校核結(jié)果表明，此傳動的承載能力滿足要求。 第七節(jié) 截割部軸的設計及校核以及軸承的選用和校核 一、齒輪軸1 （1）確定軸的最小直徑 選取軸的材料為，淬火滲碳處理。按《機械設計工程學2》4-2查表取 A=107可得： 考慮到軸中空?。篸=120mm （2）軸的結(jié)構(gòu)設計 裝配方案如圖： 圖2-7軸結(jié)構(gòu)裝配方案圖 軸段1 裝配軸承 ，=d=120mm選圓柱滾子軸承NJ224E 軸段 2 為了給軸承定位，根據(jù)軸承的定位尺寸取=150mm，考慮到齒輪與箱體的間隔 取 軸段 3 此段為軸齒輪，=224mm， 軸段 4 此段和軸段 2一樣給軸承定位，齒輪與箱體的間隔。取 =150mm， 軸段 5 此段和軸段 1一樣裝配軸承，選圓柱滾子軸承NJ224E 但考慮到內(nèi)花鍵的影響取 （3）軸的強度校核 （a）軸的載荷 圓周力： 軸向力： 支反力：水平面 垂直面 彎矩： 水