大型耙斗装岩机设计.doc

目 录1绪论 11.1装载机械概述1 1.2装载机械的发展2 1.3 本设计的意义32耙斗装岩机工作原理及总体方案设计3 2.1耙斗装岩机工作原理及结构概述3 2.2耙斗装岩机使用方法53 基本尺寸的确定 7 3.1电动机的选择7 3.2基本尺寸的确定9 3.3 传动装置的运动和动力参数确定 104 减速器设计 124.1齿轮传动计算 12 4.1.1高速级传动装置的运动和动力参数计算 12 4.1.2低速级传动装置的运动和动力参数计算 154.2轴的确定与校核20 4.3轴承与键的选择及校核 29 4.4减速器箱体及零部件的设计 315 工作滚筒设计 34 5.1 行星减速器设计 34 5.1.1 齿轮传动计算 345.1.2 行星齿轮减速器主要零件设计 46 5.2 卷筒设计 506 空程滚筒设计 527 耙斗装岩机零部件的确定 618 耙斗装岩机下井安装、维护 64附录 66结论 68致谢 69参考文献 701 绪 论用钻眼爆破法掘进巷道时,工作面爆破后碎落下来的煤岩需要装载到运输设备中运离工作面,实现这一功能的设备统称为装载机械。1.1装载机械概述:装载机械按行走方式分为轨轮式、履带式、轮胎式和雪橇式。按作业过程的特点分为间隙动作式和连续动作式两大类。间隙动作式是工作机构摄取物料时间隙动作的装载机,主要有耙斗装载机、后卸式铲斗装载机和侧卸式铲斗装载机等三种形式。连续动作的装载机主要有扒爪装载机、立爪装载机、扒立爪装载机、圆盘式装载机和振动式装载机等。 扒立爪装载机由于该机采用两套工作机构，使其结构复杂。为保证机体的纵向平衡，须加长机身和质量，导致设备在井下调动的灵活性降低。挖斗装载机:WZ160型挖斗装碴机为轨轮式，是吸收国内外先进技术开发研制的一种新型、高效、节能的工程机械。该机适用于矿山、铁路隧道、水工涵洞、国防工程等部门。可连续进行挖掘、扒取岩碴、运输到梭式矿车和其它转载设备。这一连续的生产过程具有装载平稳、控取范围大、不会洒料、高效、连续性等特点。WZ160挖斗装碴机都采用了电液机传动。其行走和岩碴的刮板运输为液压马达驱动机械传动件进行运动。工作机构的大臂、小臂、回转油缸、挖斗的运动全部由液压油缸驱动。集中的液压操纵台控制着液压系统的工作。液压系统的合理布局使维修方便，电气和液压系统的保护系统能使该机能连续平稳地工作。该机适用于3m2.8m（宽高）以上的巷道断面。工作场地水位低于轨面，要求工作面排水情况良好。为使整机在巷道墙壁的距离不小于1000mm，地面轨道应平整，不应下沉，工作环境温度540oC。该机一般以装载块度在750mm800mm以上，宽度为7.5m、4.5m、3m等系列型号机型，以满足不同施工条件的需要。同时，此设备主电机、控制柜及相应的电控元件可防爆产品，使之能应用于防爆要求的施工环境。履带挖斗装载机（扒渣机）:LWL-180E履带式挖斗装载机是一种连续生产高效率的装载机。主要适用于铁路隧道、公路隧道及矿山、水利、国防等工程的装载作业，(隧洞断面必须为3x3m以上的大、中型巷道)。该机采用LW180E型轨轮式挖斗装载机上独特的反铲系统(包括铲斗、小臂、大臂、动臂)来扒取(挖掘)岩石，并通过自身的刮板运输机构进行输送到自卸汽车、梭式矿车或其它运矿设备中去。该机采用全液压传动，先导阀操作，工作平稳，冲击力小，其主要液压件可根据用户要求使用进口产品。整机结构紧凑、性能可靠，可在潮湿有积水的巷道里工作，可以全断面装岩，不留死角，并且可以开挖巷道两边的水沟。无需人工辅助清底装岩。1.2装载机械的发展 20世纪初,美、英等国开始使用装载机代替手工业。50年代,装载机已大量推广并发展成若干品种,其中使用最多的是后卸式装载机和扒爪装载机, 我国于50年代初使用使用后卸式装载机和扒爪装载机60年代研制把斗装载机,70年代研制成功侧卸式装载机,与凿岩岩台车配套使用。装载机械的发展与掘进断面的大小及被装物料的特性密切相关。随着掘进断面的增大,在大断面巷道中多采用侧卸式铲斗装载机,且向大功率、大容量方向发展。此外,正探索装载机械向一机多能方面发展,如在装载机上增加钻臂等。1.3选题意义： 采煤机的装备水平是煤矿技术水平的重要标志之一。采煤机械的选用取决于煤层的赋予条件、采煤方法和采煤工艺，而采煤机械的技术发展又促进了采煤方法和采煤工艺的更新。 随着采煤工作面综合机械化程度的提高，要求巷道的掘进速度加快，以保证采掘比例协调和矿井的高产稳步。 国内平巷掘进广泛采用钻眼爆破法掘进设备。为提高掘进机械化水平，除选用适用、可靠的单项设备外，还必须考虑设备的配套，以形成机械化作业线。其主要形式之一就是以耙斗装载机为主的机械化作业线：气腿式凿岩机钻凿炮孔，耙斗装载机把岩石耙入转载机或矿车，巷道支护采用锚杆安装机和混凝土喷射机。该作业线实现凿孔和装载平行作业，爆破后先把迎头的岩石迅速扒出，即能进行凿岩作业，与此同时可将尾轮悬挂在左、右帮上进行凿岩作业，缩短了掘进循环时间，在国内煤矿广泛使用。 由于采煤机械装备水平日益提高，要求巷道掘进速度相应加快，小型耙斗装岩机已不能满足这一要求，通过对生产率、工作工况等的分析，我们设计出了大型耙斗装岩机。它对巷道的适应性好，结构简单、操作方便、价格低廉、生产率高、工作可靠、运输方便等优点。2 耙斗装岩机工作原理及总体方案设计2.1装岩机工作原理及结构概述。PB系列耙斗装岩机PB系列耙斗装岩机具有效率高、结构紧凑、应用范围广等特点。用于巷道掘进中配合矿车进行装岩。不仅可以在30度以下上山、下山巷道装岩，还可以进行掘进工序的平行作业，提高掘进速度，是实现巷道掘进机器化的主要机械设备之一。型号组成及含义如下:耙斗装岩机如图2-1所示,是通过绞车的两滚筒，分别牵引主绳、尾绳，使耙斗作往复运动，耙斗把岩石扒进料槽，自料槽尾部的卸料口卸料入矿车，从而实现装岩。 耙斗装岩机主要由固定楔、耙矿滑轮、耙斗、传动部分、（包括操纵机构、台车、绞车）导向轮，料槽、进料槽、前挡板、连接槽、中接槽、卸料槽以及电气部分等组成，各主要部件的功用和结构简述如下：图2-11、固定楔 2、尾轮 3、钢丝绳 4、耙斗 5、矿车 6、轨道7、导向轮 8、绞车 9、操纵机构 10、 台车 11、挡板12、簸箕口 13、升降装置 14、中间槽 15、卸载槽各主要部件的功能如下:1固定楔固定在迎头上，用以悬挂耙矿滑轮。固定楔分硬岩固定楔、软岩固定楔两种，前者用于硬岩，后者主要用于软岩，也可用于硬岩。硬岩固定楔由一个楔体和一个紧楔组成；软岩固定楔则由一个紧楔和一个楔部带锥套的钢丝绳环组成。软岩固定楔比硬岩固定楔长一些。 2、耙矿滑轮挂在固定楔上，用以引导尾绳，使耙斗返回迎头。它主要由侧板、绳轮、心轴、吊钩零件组成。3、耙斗在主绳、尾绳的牵引下，往复运动，扒取岩石。根据平斜巷道角度，可调耙斗前端与钢绳连接的高度，以改变耙斗倾角，使之适用于平巷或斜巷。耙齿磨损后可调换。每台装岩机配有耙斗一个。4、操纵机构由两组操纵杆、拉杆、连杆、调整螺杆等组成，调整螺杆的一端与绞车闸带相连，通过操纵杆控制闸带的开合，对绞车的两个滚筒进行分别的操纵。 5、绞车由电动机、减速机及两个行星滚筒及两组制动器组成。两组制动器实际上起着两组离合器的作用。分别对两个滚筒进行控制。 工作时，刹紧工作滚筒的闸带，使内齿轮停止转动，行星齿轮在太阳轮的带动下沿内齿轮滚动，从而借行星轮回带动滚筒转动，牵引耙斗。图2-2 回程时，松开工作滚筒的闸带，刹紧空载滚筒的闸带，依上述原理，尾绳把耙斗牵回扒岩处。由于二个滚筒中齿轮齿数不同，二个滚筒转数也就不同。空载滚筒比工作滚筒有较高的转速。为防止停车后滚筒惯性转动而引起钢丝绳起圈乱绳，在两个滚筒的边缘还安有两组辅助刹车。绞车的传动如图2-2所示。6、台车由车架、车轮、弹簧碰头（木碰头）等组成，它是装岩机的机架及同行走部，它承载装岩机的全部重量。在台车安装绞车、操纵机构，并安有支撑中间槽的支架和支柱、台车前后部挂有四套卡轨器，作为固定装置。 7、导向轮安装在装岩机的后部，用以引导、改变钢丝绳的方向。它由侧板、绳轮、心轴、滚筒轴承等组成，并采用防尘结构。 8、撑脚安装在卸料槽尾部两侧，用以支撑槽子尾部使之稳定和调整高度。它主要由梯形左右扣螺杆和螺母等零件组成。9、进料槽、中间槽、卸料槽是容纳扒取物的部分，耙斗扒取的岩石依次通过进料槽、卸料槽，自卸料槽底部的卸料口卸入矿车。中间槽安装在台车的支架和支柱上，而进料槽、卸料槽则分别在其前后与之衔接。进料槽的中部安有升降装置，以调节簸箕口的高低，簸箕口前两侧装有挡板，引导耙斗进入槽子。中间槽有两个弯曲部，为考虑磨损及易于更换，弯曲部装有可拆卸的耐磨弧形板。卸料槽后部安有弹簧碰头，起缓冲作用。10、双滑轮只有拐弯巷道装岩时使用，挂在巷道拐弯处引导主绳和尾绳，主要由侧板、心轴、滚动轴承、吊钩及两个绳轮组成，配备双滑轮，能扩大装岩机的使用范围。 11、装岩机的电动机和控制设备均采用防爆式的。其电压为380(660)V。2.2装岩机使用方法放炮后，先在迎头上部打好眼，或自用剩余炮眼安好固定楔，两种固定楔的固定和拆卸方法有所不同，固定硬岩楔时先将带圆环的楔体放眼中，再将紧楔扦入并敲紧；拆卸时，用锤敲击楔体端部，使楔体松动，抽出紧楔，然后抽出楔体。固定软岩楔时先把钢丝绳套环带套的一端放入钻好的眼中，再把紧楔扦入并敲紧。拆卸时，用锤横向敲打紧楔的端部，使楔子松动，先抽出紧楔，再把钢丝绳抽出。安好固定楔后，便可把耙矿滑轮挂在楔体的圆环上。耙矿滑轮的悬挂位置随巷道情况而定，一般悬挂在迎头岩堆上面800-1000毫米高度处为佳，为减少辅助劳动，提高机械装岩率，应视岩石堆积情况而左右移动悬挂位置，以扒清中央和两侧的岩石。在悬挂和取下耙矿滑轮时，宜先将绞车滚筒边缘的辅助刹车弹簧松开，以便人工能轻松地拉动钢丝绳，便于悬挂。待耙矿滑轮悬挂好后，再将弹簧复位或调节到合适压力。安好耙矿滑轮并经过有关的安全检查，便可启动电机开始装岩作业。工作时，拉紧工作滚筒的操纵杆，工作滚筒便牵引耙斗，扒取岩石，沿槽子卸入矿车，然后松开工作滚筒操纵杆，拉紧空载滚筒操纵杆，使空斗回到迎头，重复扒岩动作，连扒2-3次便可装满一矿车。如后面配有箕斗，则可在中间槽和卸料槽之间加接中间接槽，改变卸料口位置使箕斗装满。 耙斗装岩机的突出优点是可用于倾斜巷道装岩，但在坡度较大时，除使用原有的卡轨器外，还应增设阻车装置，加强防滑措施和安全保护。为保证较高的生产率及便于铺设轨道，装岩机工作时离迎头最远不宜超过15米。为避免放炮时机器受损，机器离迎头一般不小于6米。装岩机在斜巷中移动时，应利用提升绞车进行以保安全。3大型耙斗装岩机基本尺寸的确定3.1 电动机的选择已知：生产率 140/h以90B型耙斗装岩机为例进行以下设计：技术参数：一次耙岩能力： 0.9主绳牵引速度范围： 0.971.23m/s尾绳牵引速度范围： 1.341.8m/s工作距离： 615m轨距： 600(900)mm绞车牵引力： 2690钢丝绳直径： 17mm电动机： 型号 YBB-45-4 功率 45KW 电压 380V或660V 转速 1480r/min绞车形式： 行星齿轮双滚筒绞车外形尺寸(mm)： 949624522403 3.1.1生产率要求计算： 1、确定一次行程所用时间t：t=+ 重载行程时间； 空载行程时间； 间隙时间。2、初定技术参数：主绳牵引速度：=1.2m/s;尾绳牵引速度: =1.64m/s;间隙时间: =9s: 工作距离： L = 8m.3、一次行程所用时间t： t = +=+9 = 20.54s装满系数：0.9则：生产率Q = 3600/20.54 0.9 0.9 = 141.93/h满足生产率要求。3.1.2主绳牵引力计算：耙斗的运行阻力主要是耙斗自重及斗内物料质量沿巷道倾斜方向的分力和各种摩擦力。空耙斗返回行程的运行阻力为： = G (cossin )耙斗装满物料后的运行阻力为： = G (cossin ) + Q (cossin )式中：G 耙斗质量； Q 耙斗内物料质量； 巷道倾角，sin 项在向上牵引是取“+”； 耙斗对巷道地板的摩擦系数，可取0.40.6； 耙斗内物料对巷道的班的摩擦系数，可取0.60.8； 综合考虑钢丝绳在巷道地板、溜槽、及导向滑轮上的摩擦阻力耙斗扒取物料的阻力系数；耙斗重量的确定： 耙斗的长度、宽度和高度应保持适当的比例，合理比是2 ：1.5 ：1。设耙斗高度为A, 2A 1.5A A = 0.9 解得：A = 0.67m则耙斗的长度为1.34m。耙斗的重量 = 1.34 100 5 10 = 7000N耙斗内物料重量的确定：扒取硬岩和大块物料时，一般为5-6/cm;扒取软岩和松散细块物料时，一般为3-4/cm。物料重量 = 1720 0.9 10 = 15460N则： = 15460 （0.7cos30 + sin30）= 17.1KN = 1.5 7000 (0.5 cos30 + sin30) = 9.8KN主绳牵引力F： F = + = 17.1 + 9.8 = 26.9KN3.1.3电动机确定：根据主绳牵引力与牵引速度，所需电机功率为： P = = = 37.55KW根据井下工作状况，选用YBB-45-4型电动机。=1480r/min3.2 确定基本尺寸计算总传动比及分配：一、计算总传动比卷筒转速n；钢丝绳直径17mm卷筒内径d;d = 17 19 =323mm 取d = 330mm工作滚筒转速 = = = 69.9r/min空程滚筒转速 = = = 95.2r/min总传动比i = / = 1480/69.9 = 21.17 = / = 1480/95.2 = 15.54二、传动比分配：减速器传动比初定： = 4.77则：工作滚筒行星轮传动比： = / = 21.17/4.77 = 4.4348空程滚筒行星轮传动比： = / = 15.54/4.77 = 3.2573.3 传动装置的运动和动力参数确定一、减速器传动比：要求高低速级的大齿轮浸入油中深度大致相近且，其中为前级传动比，为后级总传动比。由式 = = =1.946 2.136 取= 2 则 = 2.385 二、减速器各轴转速： = 1480 r/min = / = 1480/2 = 740 r/min = / = 379 r/min = / = 310 r/min式中 电机输出转速； 高速轴转速；过渡轴转速； 低速轴转速。三、减速器各轴实际功率： = 37.55KW = = 37.55 0.98 0.98 = 36 KW = = 36 0.98 0.98 = 35.1 KW = = 35.1 0.98 0.99 = 33.67 KW式中 电机输出功率；高速轴功率；过渡轴功率； 低速轴功率； 齿轮传动效率； 球轴承传动效率； 滚子轴承传动效率。四、减速器各轴输出转矩： = 9550 / = 9550 37.55/1480 = 242.3 = 9550 / = 9550 36/740 = 464.6 = 9550 /=9550 35.1/379 = 884 = 9550 / = 9550 33.67/310 = 10374 减速器设计4.1齿轮传动设计 4.1.1高速级传动装置的运动和动力参数计算：选择齿轮材料 查表8-17 小齿轮选择调质 =245275HBS 大齿轮选择正火 =210240HBS按齿面接触疲劳强度设计计算确定齿轮精度等级 公差组8级按=（0.0120.021）估取圆周速度=9.5m/s,参考表8-14，表8-15选取小轮分度圆直径，由式8-77得宽度系数查表8-23按齿轮相对轴承为非对称布置取值。=0.45小轮齿数在推荐值2040中取 =20大轮齿数 =i=220 =40齿数比 传动比误差 小轮转矩 =9.55P/ =292.3Nmm载荷系数 K 使用系数 查表8-20 =1.0动载荷系数查图8-57的初植 =1.24 齿向载荷分布系数查图8-60 =1.2齿间载荷分配系数的初值在推荐值（=720）中初选 =13由式（8-55）、（8-56）的为=+= = =1.60+0.588 =2.188查表8-21得=1.36载荷系数=1.06 =2.04弹性系数 =189.8节点影响系数查图8-64 =2.44重合度系数查图8-65 =0.78螺旋角系数 = =0.99许用接触应力 由式（8-69）得=接触疲劳极限应力、查图8-69 =570N/ =460N/应力循环次数由式（8-70）得=60njLh=6014801(83008) =1.7h 则查图8-70得接触强度的寿命系数（不允许有点蚀） 硬化系数查图8-71及说明：=1接触强度安全系数查表8-27，按一般可靠度查 =1.1=1.01.1=57011/1.1 =518N/=46011/1.1 =418N/ 故的设计初值为 133mm法面模数 =cos/=133cos13/20 = 6.5查表8-3取 =7中心距a=(+)/(2cos)=7(20+40)/(2cos13) =215.5mm 取： a =216mm 分度圆螺旋角= = =13.5小轮分度圆直径的计算值=/ cos=720/ cos13.5 =143.978mm圆周速度v V = /60000=3.14143.9781480/60000=11m/s与估取值相差不大，不必修正 取=1.27 =1.27齿间载荷分配系数=+= =1.59+0.69 =2.28查表8-21得 =1.36小轮分度圆直径=144mm =144mm大轮分度圆直径=/ cos =740/cos13.5 = 288mm齿宽b=0.45142=63.9大轮齿宽= b = 64mm小轮齿宽=+（5 10） = 70mm按齿根弯曲疲劳强度校核计算由式（8-78） = 齿形系数 Z = = = 21.75 Z = Zu = 21.752 = 43.51 查图8-67 得 Y，Y Y=2.76 Y=2.38应力修正系数Y查图8-68得 Y=1.56 Y=1.67重合度系数Y由式（8-78）中说明得：Y = 0.25 + 0.75/ = 0.25 + 0.75/1.59 Y= 0.69螺旋角系数Y由式（8-78）得Y= 1- = 1 0.69 Y= 0.92许用弯曲应力由式（8-71）=YY/ S弯曲疲劳极限查图8-72 =460N/mm =390N/mm弯曲寿命系数Y查图8-73 Y = Y = 1尺寸系数Y 查图8-74 Y = 1安全系数S 查表8-72 S = 1.6则=YY/ S=46011/1.6 =287.5 N/mm =YY/ S=39011/1.6 =243.8 N/mm故 = 2.761.560.69 =42.2 N/mm = 2.381.670.69 =42.6 N/mm 齿根弯曲强度足够。4.1.2低速级传动装置的运动和动力参数计算：选择齿轮材料 查表8-17 小齿轮选择调质 =245275HBS 大齿轮选择正火 =210240HBS按齿面接触疲劳强度设计计算确定齿轮精度等级 公差组8级按=（0.0120.021）估取圆周速度=6m/s,参考表8-14，表8-15选取小轮分度圆直径，由式8-77得宽度系数查表8-23按齿轮相对轴承为非对称布置取值。=0.8小轮齿数在推荐值2040中取 =20大轮齿数 =i=2.38520 =48齿数比 u=2.4 传动比误差 误差在5 范围内 合适小轮转矩 =9.55P/ =464.6Nmm载荷系数 K 使用系数 查表8-20 =1.0动载荷系数查图8-57的初植 =1.22 齿向载荷分布系数查图8-60 =1.22齿间载荷分配系数的初值在推荐值（=720）中初选 =13由式（8-55）、（8-56）的为=+= = =1.50+2.35 =3.85查表8-21得=1.39载荷系数=1.09 =2.0弹性系数 =189.8 节点影响系数查图8-64 =2.45重合度系数查图8-65 =0.78螺旋角系数 = =0.99许用接触应力 由式（8-69）得=接触疲劳极限应力、查图8-69 =570N/ =460N/应力循环次数由式（8-70）得=60njLh=6014801(83008) =1.7h 则查图8-70得接触强度的寿命系数（不允许有点蚀） 硬化系数查图8-71及说明：=1接触强度安全系数查表8-27，按一般可靠度查 =1.1=1.01.1=57011/1.1 =518N/=46011/1.1 =418N/ 故的设计初值为 134.4mm法面模数 =cos/=134.4cos13/20 = 6.55查表8-3取 =7中心距a=(+)/(2cos)=7(20+48)/(2cos13) =244.26mm 取： a =245mm 分度圆螺旋角= = =13.7小轮分度圆直径的计算值=/ cos=720/ cos13.7 =144mm圆周速度v V = /60000=3.14144740/60000=5.58m/s与估取值相差不大，不必修正 取=1.22 =1.22齿间载荷分配系数=+=1.5+2.35=3.85查表8-21得 =1.39载荷系数K K=2.0小轮分度圆直径=144mm =144mm大轮分度圆直径=/ cos =748/cos13.7 =346mm齿宽b=0.8144=115大轮齿宽= b = 115mm小轮齿宽=+（5 10） = 120mm按齿根弯曲疲劳强度校核计算由式（8-78） = 齿形系数 Z = = = 21.8 Z = Zu = 21.82 = 52 查图8-67 得 Y，Y Y=2.8 Y=2.35应力修正系数Y查图8-68得 Y=1.56 Y=1.7重合度系数Y由式（8-78）中说明得：Y = 0.25 + 0.75/ = 0.25 + 0.75/1.5 Y= 0.72螺旋角系数Y由式（8-78）得Y= 1- = 1 0.69 Y= 0.73许用弯曲应力由式（8-71）=YY/ S弯曲疲劳极限查图8-72 =460N/mm =390N/mm弯曲寿命系数Y查图8-73 Y = Y = 1尺寸系数Y 查图8-74 Y = 1安全系数S 查表8-72 S = 1.6则=YY/ S=46011/1.6 =287.5 N/mm =YY/ S=39011/1.6 =243.8 N/mm 故 = 2.81.560.72 0.86 =41 N/mm = 2.351.700.720.86 =39.7N/mm齿根弯曲强度足够。标准斜齿轮几何尺寸统计表4-1:名称代号计算公式齿轮齿轮齿轮齿轮齿轮基本参数法向模数77777齿数Z2040203948法向压力角a20齿顶高系数1顶隙系数0.25螺旋角13.513.7基圆柱螺旋角tan=tancosa12.6712.86几何尺寸分度圆直径dd = mz/cos144288144280336齿顶高=7齿根高=(+)8.75齿全高hh = +15.75齿顶圆直径=d+2158302158395350齿根圆直径=d-2126.5270.5126.5263.5318.5基圆直径=dcos134.9269.7134.9263314端面压力角tan=20.5220.5啮合尺寸中心距aa =1/2(d1+d2)2162123084.2轴的确定与校核轴的结构设计轴的结构形状要根据轴上零件的装配方案确定，不同的装配方案会产生不同的结构形状。轴的结构应满足：轴上零件要有准确的工作位置并易于装拆；轴要有良好的制造工艺性，并尽量减小轴的应力集中，提高轴的疲劳强度。一、高速轴 ：为避免零件沿轴向或周向发生相对运动，要对零件进行定位和固定。轴向使用平键固定；轴承利用轴套和端盖作轴向定位和固定，利用轴承内圈与轴的过渡配合保证周向固定；齿轮的轴向定位使用轴套和轴肩，周向采用平键固定。(1)确定轴的最小直径：选取轴的材料为45钢,调质处理。根据扭转强度条件估算轴的最小直径,查文献5表4-2,取A=115,可得；式中：-扭转剪应力, N/； P轴传递的转矩, ； n-轴的转速, r/min； 、A考虑了弯矩影响的许用扭转剪应力和设计系数，见表4-2;取A=118,则： 轴的直径要与轴承配合同时为安全起故取d1 = 50 mm(2)求轴上的转矩: = 9550 / = 9550 36/740 = 464.6(3)求作用在齿轮上的力:轴上大齿轮的分度圆直径为=圆周力、径向力和轴向力的大小如下:= =3226.4N=1207.7N=tan=3226.4tan13.5=774.6N轴上小齿轮的分度圆直径为 =圆周力、径向力和轴向力的大小如下:= =6452.8N=2415.3N=tan=6452.8tan13.5=1549.2N(4)轴的结构设计拟定方案如图4-1所示。按轴向定位要求确定各轴段直径和长度轴段的直径由以上求得，考虑到齿轮3端面与箱内壁的距离(16mm)及轴承(d=50mm)的宽度19mm，取轴段的长度为L1=41mm。轴段的直径应该略大于轴段的直径，以便制出轴肩，易于齿轮的装拆，故取d2=53mm 。长度应小于齿轮宽度以便齿轮轴向定位，取L2=118mm。轴段用于两齿轮轴向定位，轴肩高度h应大些，取h=2.5mm, 则d3=58mm。根据需要取轴段的长度为L3=15mm。图4-1 轴段的确定方法与轴段的确定方法相似，所以取轴段的直径为d4=53mm，宽度应小于齿轮2的宽度，取L4=63mm。同一轴上的两个轴承通常取相同类型和内径，所以轴段与轴段的确定方法相同取d5=50mm，取L5=40mm 。 轴的基本形状确定之后，需要根据装配和制造工艺要求，对轴的细部结构进行设计。轴的键槽宽度、圆角应尽量采用相同的尺寸，并符合有关标准；为了去掉毛刺和便于装配零件，轴段端部为倒角形式。(5)轴的强度校核 求轴的载荷首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。再确定轴承的支点位置时,从手册中查取值。根据轴的计算简图作出轴的弯矩图、扭矩图和当量弯矩图。从轴的结构图和当量弯矩图中可以看出,B和C截面的当量弯矩最大,是轴的危险截面。其数值、M、T及的计算如图4-2:(L1=78mm,L2=107mm,L3=50mm)1、支反力: 以A为支点:L1 + (L1+L2+L3) = (L1+L2)6452.878235=3226.4185解得: = 398N = 398N 则: = +-=6452.8+398-3226.4=3624.4N =3624.4N L1+(L1+L2+L3)= (L1+L2)- 2415.378+111.572+224.4=1207.7185-774.6144 解得: =-838N =-838N 则: =+-=2415.3-812.9-1207.7=369.6N = 369.6N 2、 弯矩和=L1=371172.9=282700Nmm =L3=484.644.9=19900Nmm =-L1=394.772.9=-287740Nmm =-=-774.6144=-111542Nmm=+=-399200Nmm=L3=-83850=-41900Nmm=-=111542Nmm=+=69.6Nm 3、合成弯矩M =488.9Nm =72.4Nm 扭矩T=464.6 Nm4、当量弯矩 图4-2=562.8 Nm=288Nm校核轴的强度 轴的材料为45钢,调质处理。查文献5表4-1得=650N/,则=0.090.1即5865 N/,轴的计算应力为=45.0N/根据计算结果可知,该轴满足强度要求。二、过渡轴(1)根据扭转强度条件估算轴的最小直径；轴的最小直径要与轴承配合，故取d = 50 mm(2)求轴上的转矩:= 9550 /=9550 35.1/379 = 884 (3)求作用在齿轮上的力:轴上齿轮的分度圆直径为=圆周力、径向力和轴向力的大小如下:= =6314N=2365.4N=tan=6314tan13.7=1539N(4)轴的结构设计拟定方案如图4-3所示：图4-3为了便于箱体的铸造，取过渡轴的总长与高速轴的总长相等。 按轴向定位要求确定各轴段直径和长度轴段的直径由以上求得，考虑到齿轮3端面与箱内壁的距离(16mm)及轴承(d=50mm)的宽度23mm以及与上一级齿轮啮合要求,取轴段的长度为L1=41mm。轴段的直径应该略大于轴段的直径，以便制出轴肩，易于齿轮的装拆，故取d2=53mm 。长度应小于齿轮宽度以便齿轮轴向定位，取L2=118mm。轴段的确定方法与轴段的确定方法基本相似，不同之处为,不考虑齿轮端面与箱壁的距离,所以取轴段的直径为d4=53mm，宽度为所配合轴承的宽度，取L4=23mm。轴段用于齿轮与轴承的轴向定位，轴肩高度h应大些，取h=3mm, 则直径d3=59mm。其长度L3=277-L1-L2-L4=95mm。 轴的基本形状确定之后，需要根据装配和制造工艺要求，对轴的细部结构进行设计。轴的键槽宽度、圆角应尽量采用相同的尺寸，并符合有关标准；为了去掉毛刺和便于装配零件，轴段端部为倒角形式。(5)轴的强度校核 求轴的载荷首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。再确定轴承的支点位置时,从手册中查取值。根据轴的计算简图作出轴的弯矩图、扭矩图和当量弯矩图。从轴的结构图和当