对辊形煤成型机毕业设计

山西农业大学工程技术学院毕业设计说明书1 引言原煤不经过入洗而直接用于燃烧，不仅浪费能源，而且产生大量的煤烟和温室气体的排放发。采用清洁煤技术，是提高煤炭利用效率和减少污染的最佳选择。工业型煤成套技术就是其中一种比较成熟的方法,通过添加助剂对粉煤进行混捏成型,用作工业锅炉和窑炉的燃料,与直接燃烧散煤相比,烟尘排放量可减少60%,SO2排放量可减少50%。1.1 工业型煤的发展现状中国目前在工业上得到普遍应用的型煤主要是通过机制冷压一次成型的型煤。成型设备有对辊成型机和挤出机。成型压力较低,一般在25 MPa左右。型煤的形状大部分为扁圆形,也有方形、枕形、棒形等。其显著的特征是呈饼状或柱状,三维方向的尺寸至少有一个相差较大,而且尺寸单一。所制型煤密度较高,表面比较光洁,具有比较高的强度。生产型煤所用的粘结剂有无机质(如石灰、粘土、水泥、膨润土等)和有机质(腐植酸盐、纸浆废液、淀粉等)及两者结合起来的复合粘结剂。从研究方向来看,目前国内型煤对所使用的粘结剂更侧重于开发免烘干工艺,即可使制成的型煤具有理想的冷态强度和防水性能的粘结剂。型煤的生产设备则有向引进高压成型设备的方向和推广国内研制的低压炉前成型设备方向并举的发展趋势。以期能够降低成本,提高质量,加快型煤产业化进程。成本高于原煤,再加上型煤生产要消耗一定的人力及电能,型煤生产厂家也要获取一定的利润,致使锅炉型煤的售价一般比可代替煤种高出数十元。当型煤所带来的经济效益不能弥补用户购置型煤的价差时,在市场经济条件下,即使采用其他强制办法,也很难形成市场。这正是中国工业锅炉型煤夭折,又转向推广锅炉型煤在炉前即制即用的所谓“炉前成型”方法的根本原因。工业锅炉型煤炉前成型技术,从本质上讲是增加了锅炉的辅机。是锅炉节能技术改造的一部分。其减少环境污染效果甚差。按照有关厂家提供的价格资料分析,在中国煤炭资源价格偏低的条件下,由于设备运行状态或改变所用的煤质不同,所增加的这一部分投资回收期限大约在几个月至几年。根据对用户的调查分析,多数认为这种炉前成型方法不适应中国大量的用户锅炉单台容量小、按季节运行或间歇式运行的要求。1.2 型煤机械在工业型煤技术中的作用。目前我国工业型煤的生产工艺主要采用粉煤添加粘结剂低压成型,以往的研究主要集中在成型工艺和粘结剂方面,对成型机械的研究开发甚少。事实上,成型机械是型煤生产的关键设备, 国内大部分型煤厂采用有粘结剂的低压成型, 其工艺过程主要包括原煤的粉碎、配料,粘结剂、固硫剂等助剂的添加,混捏与成型,型煤烘干等,工艺冗长。再加上用电和设备的折旧、添加剂及人员工资,导致型煤的生产成本偏高,最终型煤价格与块煤相差无几,从而使型煤用户在经济上承受起来较为困难。所以本论文就是设计高压的成型机械，这样可以少用甚至不用粘结剂。2. 电动机的选择与整体传动的确定2.1 电动机的选择：由给出的工况n=1012r/minv=0.40.6m/s可求得=0.7640.955 m这里暂定 =0.77 m辊子周长 =3.140.77=2417.8 mm周向单列最多可布置 =/B=2417.8/45=54考虑到每个成型槽周向间距，则暂定周向单列布置=34,间距为6 mm一个型煤的质量 m=是煤的实体密度，1.31.4 t /常取=1.35 t /则 m=1.35(4545282)=153.09考虑要达到小时产量1015吨的要求，则需产出的型煤块数=(6.5329.798) 成型辊上的列数=2.664.8这里暂定成型辊列数 5 这里考虑到型煤的落煤率的问题和辊子列间距取6 mm，则辊子实际宽度辊子的最小宽度(0.0455)+(66)261 mm即辊子的直径为600 mm宽度为 315 mm已知成型时的线强度 ，辊宽=315 mm工作阻力 =(472.5945) 工作阻转=(472.5945)45=(21262.542525)所需有效功率 传动装置的总效率 查手册得 =0.96 =0.97 =0.99 =0.99得总效率 =0.96=0.769所需电机功率 =(28.9569.48) 现在电动机多采用同步转速1500和1000的，但考虑到减小传动比和传动结构，决定采用同步速1000的Y系列电动机。Y250M-6 中心高250 mm 6极电机 同步速1000 额定转速980 额定功率37 效率92.0%2.2 传动比的计算和分配该传动装置中使用圆柱齿轮减速器，分配传动比要考虑到以下原则：1）使各级传动的承载能力大致等（齿面接触强度大致相等）2）使减速器能获得最小外形尺寸和重量3）使各级传动中大齿轮的浸油深度大致相等，润滑最为简便所选电动机额定转速=980 工作机转速 =1015，则总的传动比=/=980/10=98查手册可知普通V带传动比10常用的是24，由于带传动的传动比不宜过大，一般应使.可使得结构紧凑，故取=2。则减速机的传动比 =/=98/2=49已知两型辊的中心距为600 ，可初步定同步齿轮级的传动比为2.23。分配其余各级的传动比2.61 2.86 2.85校核传动比 传动比在所设定的范围内。2.3 计算各级轴的参数在选出电动机分配完传动比后，将传动装置中各轴的传递功率、转速、转矩计算出来，为传动零件和轴的设计计算提供依据。1. 各轴的转速可根据电动机的满载转速及传动比进行计算。2. 各轴的功率和转矩均可按输入处计算，有两种计算方法：其一是按照工作机的需要功率计算；其二是按电动机的额定功率计算。前一种方法的优点是，设计出的传动装置结构尺寸较为紧凑；而后一种方法，由于一般所选定的电动机额定功率P0略大于所需要的电动机功率。故根据P0计算佃户的各轴功率和转矩较实际需要的大一些，设计出的传动零件的结构尺寸也较实际许有的大一些，因此传动装置的承载能力对生产具有一定的潜力。3. 计算时，将传动装置中的各轴从高速级到低速级依次为号轴、号轴、 （动机），相邻两轴间的传动比为i12、i23，各轴的输入功率为P1、P2，各轴转速为n1、n2，各轴的输入转矩为T1、T2，则各轴功率、转速和转矩的计算如下：0轴即电动机轴 轴： .轴： .轴： .轴： .轴： .3. V带的设计计算3.1 确定计算功率查手册取工况系数 1.3设计功率 1.33748.1小带轮转速 980 大带轮转速 4903.2 选择带型从手册中查得，选择C型普通V带3.3 确定带轮直径小带轮基准直径 200315已知 2 取弹性滑动系数 0.02则大带轮基准直径 (1-)=392617.4查手册圆整 4006303.4 验算带速 普通V带最大带速2530 当=20时最能发挥其能力，一般不低于5，这里取=16.16。为了提高V带的寿命，条件允许时应尽量取大值。选取小带轮直径315mm 大带轮直径630mm3.5 初定中心距 0.7(+ )2(+) 661.518903.6 确定基准长度 =2+ =3780+1483.65+13.125 =5276.78查手册选基准长度 5000 mm3.7 计算实际中心距 =+3.8 验算小带轮包角 -169.703.9 确定V带的根数查手册单根V带额定功率 额定功率增量 0.83V带根数 =其中是包角修正系数 0.99 是带长修正系数 1.07V带根数 由计算得，V带根数为5根3.10 确定单根V带预紧拉力 500是V带单位长度质量，插手册0.30500532.3 N3.11 作用在轴上的力 22532.35sin=5301.5 N4 设计计算减速机齿轮4.1 第一对齿轮设计计算1).选择齿轮材料 小齿轮：37SiMnMoV，调质，硬度320340HB。 大齿轮：35SiMn，调质，硬度280300HB。 2）.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3查手册选取小轮分度圆直径，由下式得齿宽系数查手册按齿轮相对轴承为非对称布置，取小轮齿数在推荐值2040中选大轮齿数 =2.6131=80.91圆整取齿数比 =80/31传动比误差 =（2.61-2.58）/2.61=1.15%误差在%范围内小轮转矩由下式得：=9.5510=9.551035.15/490载荷系数由下式得=使用系数 查手册动载荷系数 查手册得初值齿向载荷分布系数 查手册齿间载荷分布系数 由上式及=0得 =cos =1.72查手册并插值得 则载荷系数K的初值 =11.151.121.16弹性系数 查手册节点影响系数 查手册，由（=0，=0）重合度系数 查手册，由（=0）许用接触应力 由手册，由得 =接触疲劳极限应力、查手册应力循环次数 得=60= 604901（83008） =/u=5.6410/2.58则 查手册 得接触强度的寿命系数，（不允许有点蚀）硬化系数 查手册及说明接触硬度安全系数 查手册，按一般可靠度查=1.01.1取 =80011/1.1 =76011/1.1故的设计初值为齿轮模数m m=/=108.21/31=3.49 查手册小轮分度圆直径的参数圆整值 =m=314圆周速度 =/6000=124490/60000=3.17m/s与估取3m/s很接近，对的影响不大，不必修正=1.15，=1.494小轮分度圆直径=大轮分度圆直径=m=480中心距 a=齿宽=0.8108.21=86.57mm大轮齿宽 =小轮齿宽 =+（510）3）齿根弯曲疲劳强度校核计算由下式 =齿形系数查图8-67 小轮 大轮应力修正系数 小轮 大轮重合度系数 查手册 =0.25+0.75/=0.25+0.75/1.72=0.69许用弯曲应力 由下式 =/弯曲疲劳极限 查手册弯曲寿命系数 查手册尺寸系数 查手册安全系数 查手册则 =/=32011/1.3 =/=30011/1.3故=2.61.60.69=131.62 =2.21.770.69=130.454）齿轮其他尺寸计算与结构设计分度圆直径 mm mm齿顶高 =4 mm齿根高 =(+)=1.254=5 mm齿全高 =+=9 mm齿顶圆直径 =124+24=132 mm =320+24=328 mm齿根圆直径 =124-25=114 mm =320-25=310 mm基圆直径 =124cos20=116.52 mm =320cos20=300.7 mm齿距 =43.14=12.56 mm齿厚 =43.14/2=6.28 mm齿槽宽 =43.14/2=6.28 mm顶隙 =0.254=1 mm中心距 =(+)=(124+320)=222 mm传动比 =3公差组8级=0.8=31=80=2.58合适=685066Nmm=1=1.15=1.12=1.16=1.494=189.8=2.5=0.87800760=5.6410=2.1910=1=1=1.1=727N/mm=691 N/mm108.21mmm=4=124mm=3.17m/s=1.15=1.494=124mm=320mm=222mm=85mm=90mm=2.60=2.20=1.60=1.77=0.69320300=1=1=1.3=246.15=230.77=131.62=130.45齿根弯曲强度足够=124 =320 =4 =5 =9 =132=328=114=310=116.52=300.7=12.56=6.28=6.28=1=222=2.584.2 第二对齿轮设计计算1).选择齿轮材料 小齿轮：37SiMnMoV，调质，硬度320340HB。 大齿轮：35SiMn，调质，硬度280300HB。 2）.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1.17查手册选取小轮分度圆直径，由下式得齿宽系数查手册按齿轮相对轴承为非对称布置，取小轮齿数在推荐值2040中选大轮齿数 =2.8626=74.36圆整取齿数比 =74/26传动比误差 =（2.86-2.85）/2.86=0.35%误差在%范围内小轮转矩由下式得：=9.5510=9.551033.75/187.74载荷系数由下式得=使用系数 查手册动载荷系数 查手册得初值齿向载荷分布系数 查手册齿间载荷分布系数 由上式及=0得 =cos =1.71查手册并插值得 则载荷系数K的初值 =1.251.081.121.16弹性系数 查手册节点影响系数 查手册，由（=0，=0）重合度系数 查手册，由（=0）许用接触应力 由手册，由得 =接触疲劳极限应力、查手册应力循环次数 得=60= 60187.741（83008） =/u=2.1610/2.42则 查手册 得接触强度的寿命系数，（不允许有点蚀）硬化系数 查手册及说明接触硬度安全系数 查手册，按一般可靠度查=1.01.1取 =80011/1.1 =76011/1.1故的设计初值为齿轮模数m m=/=155.64/26=5.99 查手册小轮分度圆直径的参数圆整值 =m=266圆周速度 =/6000=156155.64/60000=1.27m/s与估取1.17m/s很接近，对的影响不大，不必修正=1.08，=1.75小轮分度圆直径=大轮分度圆直径=m=674中心距 a=齿宽=0.8155.64=124.51mm大轮齿宽 =小轮齿宽 =+（510）3）齿根弯曲疲劳强度校核计算由下式 =齿形系数查图8-67 小轮 大轮应力修正系数 小轮 大轮重合度系数 查手册 =0.25+0.75/=0.25+0.75/1.71=0.69许用弯曲应力 由下式 =/弯曲疲劳极限 查手册弯曲寿命系数 查手册尺寸系数 查手册安全系数 查手册则=/=32011/1.3 =/=30011/1.3=2.61.60.69=175.70 =2.281.730.69=174.474）齿轮其他尺寸计算与结构设计分度圆直径 mm mm齿顶高 =6 mm齿根高 =(+)=1.256=7.5 mm齿全高 =+=13.5 mm齿顶圆直径 =156+26= 168mm =444+26=456 mm齿根圆直径 =156-27.5=141 mm =444-27.5=429 mm基圆直径 =156cos20=146.59 mm =444cos20=181.19 mm齿距 =63.14=18.84 mm齿厚 =63.14/2=9.42 mm齿槽宽 =63.14/2=9.42 mm顶隙 =0.256=1.5 mm中心距 =(+)=(156+444)=300 mm传动比 =1.17公差组8级=0.8=26=74=2.85合适=1716802Nmm=1.25=1.08=1.12=1.16=1.75=189.8=2.5=0.87800760=2.1610=8.9310=1=1=1.1=727N/mm=691 N/mm155.64mmm=6=156mm=1.27m/s=1.08=1.75=156mm=444mm=300mm=124mm=130mm=2.60=2.28=1.60=1.73=0.69320300=1=1=1.3=246.15=230.77=175.70=174.47齿根弯曲强度足够=156 =444 =6 =7.5 =13.5 =168=456=141=429=146.59=181.19=18.84=9.42=9.42=1.5=300=2.854.3 第三对齿轮设计计算1).选择齿轮材料 小齿轮：37SiMnMoV，调质，硬度320340HB。 大齿轮：35SiMn，调质，硬度280300HB。 2）.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0.7查手册选取小轮分度圆直径，由下式得齿宽系数查手册按齿轮相对轴承为非对称布置，取小轮齿数在推荐值2040中选大轮齿数 =2.8526=74.1圆整取齿数比 =74/26传动比误差 =（2.85-2.846）/2.85=0.1%误差在%范围内小轮转矩由下式得：=9.5510=9.551032.41/65.64载荷系数由下式得=使用系数 查手册动载荷系数 查手册得初值齿向载荷分布系数 查手册齿间载荷分布系数 由上式及=0得 =cos =1.71则载荷系数K的初值 =1.251.061.121.16弹性系数 查手册节点影响系数 查手册，由（=0，=0）重合度系数 查手册，由（=0）许用接触应力 由手册，由得 =接触疲劳极限应力、查手册应力循环次数 得=60= 6065.641（83008） =/u=7.5610/2.85查手册得接触强度的寿命系数，（不允许有点蚀）硬化系数 查手册及说明接触硬度安全系数 查手册，按一般可靠度查=1.01.1取=80011/1.1 =76011/1.1故的设计初值为 齿轮模数m m=/=213.8/26=8.2 查手册小轮分度圆直径的参数圆整值 =m=268圆周速度 =/6000=20865.64/60000=0.71m/s与估取0.7m/s很接近，对的影响不大，不必修正=1.06，=1.72小轮分度圆直径=大轮分度圆直径=m=874中心距 a=齿宽=0.8213.8=171.04mm大轮齿宽 = 小轮齿宽 =+（510）3）齿根弯曲疲劳强度校核计算由式 =齿形系数查图8-67 小轮 大轮应力修正系数 小轮 大轮重合度系数 查手册 =0.25+0.75/=0.25+0.75/1.71=0.69许用弯曲应力 由下式 =/弯曲疲劳极限 查手册弯曲寿命系数 查手册尺寸系数 查手册安全系数 查手册 =/=32011/1.3 =/=30011/1.3=2.61.60.69=158.1 =2.251.750.69=154.94）齿轮其他尺寸计算与结构设计分度圆直径 mm mm齿顶高 =8 mm齿根高 =(+)=1.258=10 mm齿全高 =+=18 mm齿顶圆直径 =208+28=226 mm =592+28=608 mm齿根圆直径 =208-210=188 mm =592-210=572 mm基圆直径 =208cos20=195.46 mm =592cos20=556.30 mm齿距 =83.14=25.13 mm齿厚 =83.14/2=12.56 mm齿槽宽 =83.14/2=12.56 mm顶隙 =0.258=8 mm中心距 =(+)=(208+592)=400 mm传动比 =0.7公差组8级=0.8=26=74=2.846合适=4715349Nmm=1.25=1.06=1.12=1.16=1.72=189.8=2.5=0.87800760=7.5610=2.6510=1=1=1.1=727N/mm=691 N/mm213.8mmm=8=208mm=0.71m/s=1.06=1.72=208mm=592mm=400mm=171mm=177mm=2.60=2.25=1.60=1.75=0.69320300=1=1=1.3=246.15=230.77=158.1=154.9齿根弯曲强度足够=208 =592 =8 =10 =18 =226=608=188=572=195.46=556.30=25.13=12.56=12.56=8=400=2.854.4 第四对齿轮设计计算1).选择齿轮材料 小齿轮：37SiMnMoV，调质，硬度320340HB。 大齿轮：35SiMn，调质，硬度280300HB。 2）.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0.4查手册选取小轮分度圆直径，由下式得齿宽系数查手册按齿轮相对轴承为非对称布置，取小轮齿数在推荐值2040中选大轮齿数 =2.1126=54.86圆整取齿数比 =54/26传动比误差 =（2.11-2.08）/2.11=1.4%误差在%范围内小轮转矩由下式得：=9.5510=9.551031.12/23.03载荷系数由下式得=使用系数 查手册动载荷系数 查手册得初值齿向载荷分布系数 查手册齿间载荷分布系数 由上式及=0得 =cos =1.70查手册并插值得 则载荷系数K的初值 =1.251.041.211.16弹性系数 查手册节点影响系数 查手册，由（=0，=0）重合度系数 查手册，由（=0）许用接触应力 由手册，由得 =接触疲劳极限应力、查手册应力循环次数 得=60= 6023.031（83008） =/u=2.6510/2.08查手册 得接触强度的寿命系数，（不允许有点蚀）硬化系数 查手册及说明接触硬度安全系数 查手册，按一般可靠度查=1.01.1取=80011/1.1 =76011/1.1故的设计初值为齿轮模数m m=/=314.5/26=12.1 查手册小轮分度圆直径的参数圆整值 =m=2612圆周速度 =/6000=31223.03/60000=0.38m/s与估取0.4m/s很接近，对的影响不大，不必修正=1.04，=1.825小轮分度圆直径=大轮分度圆直径=m=1254中心距 a=齿宽=0.8314.5=251.6mm大轮齿宽 =小轮齿宽 =+（510）3）齿根弯曲疲劳强度校核计算由下式 =齿形系数查图8-67 小轮 大轮应力修正系数 小轮 大轮重合度系数 查手册 =0.25+0.75/=0.25+0.75/1.70=0.69许用弯曲应力 由下式 =/弯曲疲劳极限 查手册弯曲寿命系数 查手册尺寸系数 查手册安全系数 查手册则=/=32011/1.3 =/=30011/1.3=2.61.60.69=139.97 =2.31.720.69=136.274）齿轮其他尺寸计算与结构设计分度圆直径 mm mm齿顶高 =12 mm齿根高 =(+)=1.2512=15 mm齿全高 =+=27 mm齿顶圆直径 =312+212=336 mm =648+212=672 mm齿根圆直径 =312-215=282 mm =648-215=618 mm基圆直径 =312cos20=293.18 mm =648cos20=608.92 mm齿距 =123.14=37.70 mm齿厚 =123.14/2=18.85 mm齿槽宽 =123.14/2=18.85 mm顶隙 =0.2512=3 mm中心距 =(+)=(312+648)=480 mm传动比 =320340HB=280300HB0.4公差组8级=0.8=26=54=2.08=12904733Nmm=1.25=1.04=1.21=1.16=1.825=189.8=2.5=0.87800760=2.6510=1.2710=1=1=1.1=727N/mm=691 N/mm314.5mmm=12=312mm=0.38m/s=1.04=1.825=312mm=648mm=480mm=252mm=258mm=2.60=2.3=1.60=1.72=0.69320300=1=1=1.3=246.15=230.77=139.97=136.27齿根弯曲强度足够=312 =648 =12 =15 =27 =336=672=282=618=293.18=608.92=37.70=18.85=18.85=3=480=2.085. 减速机内轴的计算5.1 号轴的设计计算5.1.1 初步确定轴的最小直径该轴上的齿轮的分度圆直径和轴径相差不大，故做成齿轮轴，选用45号钢，调质处理，查手册，取可得 考虑到安全余量和加工方便，轴径最小的是装大带轮，根据带轮轮毂取轴径为60mm5.1.2 轴的结构设计和轴上零部件的选择轴段1上装大带轮，由带轮确定轴段1的长度=115 =60 。轴段2考虑到带轮的轴向定位取轴肩高度h=4,所以轴段2的直径=68，考虑到端盖的厚度和装拆空间，取=50。轴段3是安装轴承的，考虑到轴承受力选30214型圆锥滚子轴承，尺寸=7012526.2524。根据轴承宽度和箱体内壁距离，确定直径取=70长度=45。轴段4是考虑轴向距离取直径78长度53。轴段5为轴齿轮段长度取90齿根圆直径114轴段6为一个轴环，取其长度10，轴径78。轴段7为安装轴承的，考虑到轴段3的轴承也选30214型圆锥滚子轴承，这样产生的轴向力可以互相抵消，而且也可以减少备用零件的数量。轴段1上零件的轴向定位是轴端挡板和轴肩周向定位是键，选用C型普通平键=18111105.1.3 轴的强度校核首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴承的支点。号轴的转矩 =685066 求作用在带轮上的力大带轮的直径 =630 径向力 =5301.5 圆周力 和轴向力 均为0求作用在齿轮上的力齿轮的直径 =124圆周力 =11049.5 径向力 =11049.5tan=4021.7 轴向力 =tan=0 求轴承的载荷由+=和120.4=77.4可得=4323.7 ；=6725.4 ；=520577 由+=-和(132.6+120.4+77.4) +77.4=(120.4+77.4) 可得1042.91105.885588.92702978.9 圆锥轴承派生的轴向力 -=3725 C截面处合成527566 扭矩T=685066 可见B截面处的弯矩更大，是轴的危险截面。B截面处当量弯矩814329.7 校核轴的强度轴的材料为45钢，调质处理。查手册得650 则0.090.1 即为5865 。取60 ，轴的计算应力为：37.7 60 5.2 号轴的设计计算5.2.1 初步确定轴的最小直径该轴上的齿轮的分度圆直径和轴径相差不大，故做成齿轮轴，选用45号钢，调质处理，查手册，取可得 考虑到安全余量和加工方便，取轴径为60mm5.2.2 轴的结构设计和轴上零部件的选择从左到右依次为轴段16。考虑轴段1上装轴承的，考虑到轴承受力选30219型圆锥滚子轴承，尺寸=9517534.532。根据轴承宽度和箱体内壁距离，确定直径取=95，=95。轴段2上装的是齿轮。由轮毂宽130可取=128考虑到带轮的轴向定位取轴肩高度h=5,所以轴段2的直径=105。轴段3的直径=115其长度=48。轴段4为轴齿轮段长度取=130齿根圆直径=141。轴段5为一个轴环，取其长度10，轴径110。轴段6为安装轴承的，考虑到轴段1的轴承，这里也选30214型圆锥滚子轴承，这样产生的轴向力可以互相抵消，而且也可以减少备用零件的数量。轴段2上齿轮的轴向定位是轴肩和轴上套桶，周向定位选用A型圆头普通平键=281680。5.2.3 号轴的强度校核首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴承的支点。号轴上的大齿轮是与号轴上的小齿轮啮合的，互为作用与反作用力，所以可知：；=4021.7；=11049.5求作用在小齿轮上的力小齿轮的直径 =156圆周力 =22010 径向力 =22010tan=8011 轴向力 =tan=0 求轴承的载荷由+=+ 和(105+157+94)+94=(157+94)可得=1979 ； =12939.5 ；=1216313 由+=+ 和(105+157+94) +94=(157+94)可得720； 4709.394；=442674.2 圆锥轴承派生的轴向力 -=1681.9 可见C截面处的弯矩更大，是轴的危险截面,求合成弯矩 1294363.8 校核轴的强度轴的材料为45钢，调质处理。查手册得650 则0.090.1 即为5865 。取60 ，轴的计算应力为：15.1 60 5.3 号轴的设计计算5.3.1 初步确定轴的最小直径该轴上的齿轮的分度圆直径和轴径相差不大，故做成齿轮轴，选用45号钢，调质处理，查手册，取可得 轴上最细的轴段是装轴承的，选取轴承的内径确定轴的直径。5.3.2 轴的结构设计和轴上零部件的选择从左到右依次为轴段16。考虑轴段1上装轴承的，考虑到轴承受力选30228型圆锥滚子轴承，尺寸=14025045.7542。根据轴承宽度和箱体内壁距离，确定直径取=140，=60。轴段2是一个轴环，取其长度=10，轴径是=160。轴段3是轴齿轮段，长度是齿轮宽=177，齿根圆直径188。其长度=48。轴段4为定位轴环取其长度为=10轴径取为=160。轴段5为安装齿轮的轴段，其长度应略小于齿轮的轮毂宽度，取其长度=122，轴径=150。轴段6为安装轴承的，考虑到轴段1的轴承，这里也选30228型圆锥滚子轴承，这样产生的轴向力可以互相抵消，而且也可以减少备用零件的数量。轴段5上齿轮的轴向定位是轴肩和轴上套桶，周向定位选用A型圆头普通平键=4022110。5.3.3 号轴的强度校核首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴承的支点。号轴上的大齿轮是与号轴上的小齿轮啮合的，互为作用与反作用力，所以可知：=8011；=22010求作用在小齿轮上的力小齿轮的直径 =208圆周力 =38995 径向力 =38995tan=14193 求轴承的载荷由+=+ 和(119+168+83)+83=(168+83)可得=21516 ； =4531 ；=119=2560404 由+=+ 和(119+168+83) +83=(168+83)可得7831.2； 1649.2119=931912.8 圆锥轴承派生的轴向力 -=3547 可见C截面处的弯矩更大，是轴的危险截面,求合成弯矩 2724725.7 校核轴的强度轴的材料为45钢，调质处理。查手册得650 则0.090.1 即为5865 。取60 ，轴的计算应力为：10 60 5.4 号轴的设计计算5.4.1 初步确定轴的最小直径该轴上的齿轮的分度圆直径和轴径相差不大，故做成齿轮轴，选用45号钢，调质处理，查手册，取可得 轴上最细的轴段是装轴承的，选取轴承的内径确定轴的直径。5.4.2 轴的结构设计和轴上零部件的选择从左到右依次为轴段1-7。考虑轴段1上装轴承的，考虑到轴承受力选30234型圆锥滚子轴承，尺寸=1703105742。确定直径取=170，=70。轴段2是装齿轮的，其长度应略小于齿轮的轮毂的宽度，=214，轴径是=180。轴段3是定位轴环，其长度=15，轴肩高出8，即3段的直径=196。轴段4要根据箱体内壁距离考虑，长度是=213，为减轻轴的质量，轴径取为=180。轴段5是定位轴环，其长度是=15 ，轴径=196 。轴段6是装齿轮的，其长度应略小于齿轮的轮毂的宽度，长度为=256 ，轴径是=256 。轴段7上装轴承的，考虑到轴承受力选30234型圆锥滚子轴承，尺寸=1703105742。确定直径取=170，=70。考虑到轴段1的轴承，这里也选30228型圆锥滚子轴承，这样产生的轴向力可以互相抵消，而且也可以减少备用零件的数量。轴段2上齿轮的轴向定位是轴肩和轴上套桶，周向定位选用A型圆头普通平键=4525160。轴段6上齿轮的轴向定位是轴肩和轴上套桶，周向定位选用A型圆头普通平键=4525220。5.4.3 号轴的强度校核首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴承的支点。根据轴的计算简图作出轴的弯矩图、扭矩图和当量弯矩图。号轴上的大齿轮是与号轴上的小齿轮啮合的，互为作用与反作用力，所以可知：=14193；=38995求作用在小齿轮上的力小齿轮的直径 =312圆周力 =71139 径向力 =71139tan=25892.5 求轴承的载荷由+=+ 和(102+156+507) =156 +(156+507)可得=19289 ； =51433 ；=156=8023548 由+=+ 和(102+507+156) =(156+507) +156可得17580.6； 22504.4156=3510686.4 圆锥轴承派生的轴向力 -=8037.3 可见C截面处的弯矩更大，是轴的危险截面,求合成弯矩 8757981.6校核轴的强度轴的材料为45钢，调质处理。查手册得650 则0.090.1 即为5865 。取60 ，轴的计算应力为：17.8 60 5.5 号轴的设计计算5.5.1 初步确定轴的最小直径该轴上的齿轮的分度圆直径和轴径相差不大，故做成齿轮轴，选用45号钢，调质处理，查手册，取可得 轴上最细的轴段是装轴承的，选取轴承的内径确定轴的直径。5.5.2 轴的结构设计和轴上零部件的选择从左到右依次为轴段1-7。考虑轴段1上是装轴承的，考虑到轴承受力选30238型圆锥滚子轴承，尺寸=1903406055。确定直径取=190，=70。轴段2是装齿轮的，其长度应略小于齿轮的轮毂的宽度，取=250，轴径是=198。轴段3是定位轴环，其长度=15，轴肩高出5，即3段的直径=208。轴段4是装轴承的，这里也选30238型圆锥滚子轴承，这样产生的轴向力可以互相抵消，而且也可以减少备用零件的数量。长度是=70，轴径取为=190。轴段5是装轴承端盖的，考虑到端盖的厚度和装拆的要求，取其长度是=50 ，轴径=188。轴段6是装联轴器的，其长度应略小于半联轴器的宽度，长度为=300 ，轴径是=180 。轴段2上齿轮的轴向定位是轴肩和轴上套桶，周向定位选用A型圆头普通平键=4525250。轴段6上的半联轴器的轴向定位是轴肩和轴端挡板，周向定位选用A型圆头普通平键=4525280。5.5.3 号轴的强度校核首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴承的支点。号轴上的大齿轮是与号轴上的小齿轮啮合的，互为作用与反作用力，所以可知：=71139；=25892.5输出的转矩 =284550 求轴承的载荷由+=和(155+139)=139可得=12242 ； =13650.5 ；=139=1897419.5 由=-和139 =(155+139) 可得33633.7 7741.2155=5213223.5 圆锥轴承派生的轴向力 -=12012 C截面处合成弯矩 5547783 扭矩T=28450.05 可见B截面处的弯矩更大，是轴的危险截面。B截面处当量弯矩5547809 校核轴的强度轴的材料为45钢，调质处理。查手册得650 则0.090.1 即为5865 。取60 ，轴的计算应力为：9.5 60 5.6 号轴的设计计算5.6.1 初步确定轴的最小直径该轴上的齿轮的分度圆直径和轴径相差不大，故做成齿轮轴，选用45号钢，调质处理，查手册，取可得 轴上最细的轴段是装轴承的，选取轴承的内径确定轴的直径。5.6.2 轴的结构设计和轴上零部件的选择从左到右依次为轴段1-7。考虑轴段1上是装轴承的，考虑到轴承受力选30238型圆锥滚子轴承，尺寸=1903406055。确定直径取=190，=70。轴段2是装齿轮的，其长度应略小于齿轮的轮毂的宽度，取=250，轴径是=198。轴段3是定位轴环，其长度=15，轴肩高出5，即3段的直径=208。轴段4是装轴承的，这里也选30238型圆锥滚子轴承，这样产生的轴向力可以互相抵消，而且也可以减少备用零件的数量。长度是=70，轴径取为=190。轴段5是装轴承端盖的，考虑到端盖的厚度和装拆的要求，取其长度是=50 ，轴径=188。轴段6是装联轴器的，其长度应略小于半联轴器的宽度，长度为=300 ，轴径是=180 。轴段2上齿轮的轴向定位是轴肩和轴上套桶，周向定位选用A型圆头普通平键=4525250。轴段6上的半联轴器的轴向定位是轴肩和轴端挡板，周向定位选用A型圆头普通平键=4525280。5.6.3 号轴的强度校核首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴承的支点。根据轴的计算简图作出轴的弯矩图、扭矩图和当量弯矩图。号轴上的大齿轮是与号轴上的小齿轮啮合的，互为作用与反作用力，所以可知：=71139；=25892.5输出的转矩 =284550 求轴承的载荷由+=和(155+139)=139可得=12242 N； =13650.5 N；=139=1897419.5 Nmm由=-和139 =(155+139) 可得33633.7 7741.2155=5213223.5 圆锥轴承派生的轴向力 -=12012