新型涂油小车设计

1、华东交通大学毕业设计新型铁轨涂油小车设计摘要此次设计要求设计一辆小车，这个小车主要用于铁路共务段，在同一辆小车上具有松紧垂直螺栓、对垂直螺栓除锈、对螺栓进行涂油的三大功能，小车重约70到80公斤，两个人可以轻松抬上抬下铁轨，设计有高度不同的两副车轮，在铁轨工作时和平地上都可以轻松推着走。设计解决的主要问题：1、松紧垂直螺栓。以前的机动扳手机构设置不合理，现场使用故障率高，新型螺栓扳手采用目前国内先进的传动、变速、换档机构，具有耐用高效的特点。2、对垂直螺栓除锈。原有的机动螺栓扳手用途单一，只能松紧垂直螺栓，新型铁轨涂油小车还能对垂直螺栓进行除锈。3、涂油。传统作业先涂油再松扣件，消耗大量的人力

2、和时间，新型铁轨涂油小车在解决松紧螺栓；除锈的同时还在同一辆小车进行涂油作业，提高工效。该小车集线路螺栓松紧、除锈、涂油于一体，便捷快用、效率效益俱佳，如果得以推广使用将会促进传统作业由“埋头苦干型”向“科技攻关型”的转变。关键词：铁轨螺栓松紧；铁轨螺栓除锈；铁轨螺栓涂油；小车design a special trolley about tracks anointabstractthis design requirements design a car , the main trolley works for a total of railway, at the same car with a

3、 small vertical bolts tightened, the vertical bolts defrosting to anoint bolts for the three functions, dolly weighed about 70 to 80 kilograms, two people can easily lift eventually carried to the next track. design a different from high degree of two wheels, working on the railroad tracks in the fl

4、oor when peace can be easily tuizhaozou. designed to solve the key issues: 1, vertical bolts tightened. before motorized wrench institutions unreasonable, the scene used high failure rate. new bolt wrench currently used internally advanced transmission, transmission, shift, with durable and efficien

5、t features. 2, the vertical bolts degusting. the original motor uses a single bolt wrench, the only vertical bolts tightened. new trolley tracks can anoint vertical bolts for desalting.3, anoint. traditional operations anoint another first-fastener, consumed a lot of time and manpower, anoint new tr

6、olley tracks in resolving the elastic bolt; then the same time is also working with a trolley for anoint operations and improve efficiency. set the trolley line bolt, rescaling, anoint integration. efficient use of fast, efficient, effective and beauty, if the will to promote the use of traditional

7、operating from "hard" to "technological breakthroughs" for a change.key words: loosen and clamping the bolt of tracks; removal the rust of bolt on tracks; anoint the bolt of tracks; trolley目录绪论1新型铁轨涂油小车设计概论1第一章 传动方案的拟定及计算说明31.1传动系统的的拟定31.2发动机的选择51.3传动系统的总传动比及其分配61.4传动系统中的运动和动力参数计

8、算6第二章 传动件的设计及计算82.1齿轮传动设计82.2轴的设计计算152.3滚动轴承的选择及校核计算242.4键联接的选择及校核计算28第三章 箱体的设计293.1箱体的主要功能293.2设计图293.3箱体的制造方法303.4设计的主要问题和设计要求303.5箱体结构设计31第四章 其余部件的设计324.1螺栓扳手的设计324.2除锈装置的设计334.3涂油器的设计34第五章 小车车架的设计与总体布局365.1机架的设计365.2小车的总体布局37谢辞与设计总结38参考文献39附录140英汉文对照文献40 47绪论新型铁轨涂油小车设计概论1.1设计目的设计一辆小车，同时在同一辆小车上具有

9、松紧垂直螺栓、对垂直螺栓除锈、对螺栓进行涂油的三大功能，小车重约70到80公斤，两个人可以轻松抬上抬下铁轨，设计有高度不同的两副车轮，在铁轨工作时和平地上都可以轻松推着走。1.2设计背景松紧螺栓是铁路工务部门的主要作业项目，无缝线路铺设使用以来，应力放散调整、螺栓涂油等作业项目，使松紧螺栓作业量日益增大。然而在轨道重型化、列车高速重载成为铁路发展必然趋势的今天，铁路调图提速的大战略给工务维修作业的时间间隔越来越少，传统的松紧螺栓主要依靠手工作业，劳动强度大、效率低下，且很难满足线路质量要求，在这种情况下研制一种高效实用的多功能新型铁轨涂油小车（同时具有松紧竖直螺栓；给螺栓除锈；给螺栓涂油三大功

10、能）具有深刻的现实意义。：经我们对现场进行调查分析，原有作业方式存在以下弊端：1、手工作业的落后性。人工松紧扣件劳动强度大、质量差，由于工人的素质不一，使得扣压力差异很大，同时工作效率低，返工现象多，造成了大量劳动力的浪费，增加了人工成本，缩短了维修周期。2、现有机具的局限性。现有机具设计原始，机械零件精度差，配置不合理，损坏率高，检修难度大；用途单一，只能松紧竖直螺栓，不能给螺栓除锈，更不能螺栓涂油，造成大量人力、物力的浪费。3、线路养护的急迫性。经测定，原有作业方式难以确保线路框架结构的整体性、稳定性。为提高线路维修作业效率，逐步实现机械化作业的可喜转变，该项设计已势在必行。设计解决的主要

11、问题：1、松紧垂直螺栓。以前的机动扳手机构设置不合理，现场使用故障率高，新型螺栓扳手采用目前国内先进的传动、变速、换档机构，具有耐用高效的特点。2、对垂直螺栓除锈。原有的机动螺栓扳手用途单一，只能松紧垂直螺栓，新型铁轨涂油小车还能对垂直螺栓进行除锈。3、涂油。传统作业先涂油再松扣件，消耗大量的人力和时间，新型铁轨涂油小车在解决松紧螺栓；除锈的同时还在同一辆小车进行涂油作业，提高工效。1.3设计进程第一阶段：从第一周到第二周这一阶段主要是明白设计任务，对现有的机具进行分析研究，结合现场实际，找出设计需要注意的的地方，发现设计的难点与重点，对如何在同一辆小车上实现同时具有松紧竖直螺栓；给螺栓除锈；

12、给螺栓涂油三大功能的合理布局与设计。第二阶段：从第三周到第十周这一阶段主要是对设计进行理论计算，如发动机的选择；传动系统的设计（包括传动比的计算；转速，功率，扭矩的计算；齿轮的校核计算；轴的校核计算；轴承；联接键的校核计算等等）；松紧竖直螺栓的扳手的设计计算；除锈装置的设计计算；涂油器的设计计算；总体布局与机架的设计计算。第三阶段：从第十一周到第十五周这一阶段主要是用cad绘制设计图纸，整理撰写设计说明书。同时对设计进行创新改进。1.4设计成果 新型涂油小车对传动、变速、涂油、松紧螺栓等部分进行改进了合理布局与设计，在机械结构上有所突破，主机件磨损率低，灵敏度高，故障率小，使用周期长，功能强大

13、，机多用，大大提高了生产效率，主要功能如下：1、松紧垂直螺栓；2、对垂直螺栓除锈；3、在同一辆小车上对螺栓进行涂油； 该小车集线路螺栓松紧、除锈、涂油于一体，便捷快用、效率效益俱佳，如果得以推广使用将会促进传统作业由“埋头苦干型”向“科技攻关型”的转第一章 传动方案的拟定及计算说明1.1传动系统的的拟定根据设计要求拟定涂油小车的传动系统的的方案如图所示：图1.1-1 主传动系统图1.1-2 扳手套筒传动系统图1.1-3 除锈套筒传动系统发动机轴0轴上套的齿轮1（46），与轴1（47）上的齿轮2（16）啮合，将发动机轴上的运动与扭矩传到轴1；轴1上的齿轮3（小锥齿轮15）与轴2（花键传动轴1）上

14、的齿轮4（大锥齿轮5）啮合，将轴1上的运动与转矩传到轴2。轴2上的齿轮4有一对，安装如图所示，两个齿轮4同时与齿轮3啮合，再通过扳手操作离合件13控制与那个齿轮带动轴转动或两个齿轮都不带动轴转从而实现花键传动轴轴2的正反转或停止不转：轴2上的齿轮5（44）同时与轴3（两根轴37）上的两个齿轮6（两个齿轮26）啮合，将轴2上的运动与转矩传到轴3；一根轴3 的齿轮6与套轴（30）上的两个齿轮7同时啮合，套轴通过离合器1（19）与离合器2（43）的作用从而通过花键将运动与转矩传到轴4（花键轴29），带动螺母扳手（42）的转动从而实现螺母的旋松与旋紧。当螺母扳手受到的阻力矩大过调矩弹簧（20）的弹簧力

15、时，离合器1与离合器2将会分开，从而套轴与轴4（花键轴）脱开，套轴运动将传不到轴4上。这样就可以起到防止阻力矩过大而损坏传动系统的事故。同理，另一根轴3上的齿轮6同时与两根轴5（36）上的两个齿轮8（41）啮合，从而将轴3上的运动与转矩传到轴5上，轴5带着除锈刷子座转动，从而实现除锈的功能。本传动系统的特点是：采用锥齿轮齿轮与直齿轮传动。总传动比较大，结构简单，应用方便。由于齿轮相对轴承为不对称布置，因而沿齿宽载荷分布不均匀，要求轴有较大刚度。暂设此传动系统使用寿命为5年，10h/天，300天/年。工作套筒的转速为7080转/分；螺母扳手的扭矩大于300n×m，套筒中心距为215mm

16、(±0.5mm).1.2发动机的选择结合实际要求选择本田gx160型发动机，gx160型发动机的参数如下表：gx160是honda顶置式气门（ohv）发动机，具有卓越的性能、一贯的可靠性、经济性、良好的操作性和耐久性。         honda1983年推出了多用途顶置式气门（ohv）发动机，与侧置式发动机相比，honda gx发动机ohv在实际应用中已得到公认，它大大降低了燃油消耗，提高了动力输出，增强了耐久性并延长了发动机的使用寿命。 gx追求发动机的可能极限 ohv发动机最大输出功率5.5马力&#

17、183;理想的燃烧室形状、优良的吸排气效果，大幅度提高燃烧效率ohv构造，实现最大输出功率5.5马力。·专业的稳速器，减少由负荷变动引起的运转不均匀。一贯顺畅的启动性·手拉往复式起动装置由于机械减压的机构，使女性也能轻松起动。·晶体管化点火装置的标准装备，发挥稳定的点火性能。低燃耗、低油耗以及良好的经济性·ohv构造独有的卓越燃烧功率，从而实现低燃耗。·改善冷却风通道，使冷却性能提高，从而使油耗进一步降低。低重心设计；低振动·25°倾斜汽缸的低重心设计，从而降低发动机的整体的震动。机身轻巧、紧凑、维护也简单·采用薄

18、形手拉往复式起动机，实现轻巧、紧凑。充分发挥优异的装配性。·ohv顶置气门减少碳的堆积，汽缸头点检简单，外置的晶体管化点火系统不用进行触点点检，简单的装备、高度的耐尘性等使维护也更容易。表1.2-1 本田发动机gx160参数表续表1.2-1 本田发动机gx160参数表燃油消耗量(g/hp-h)230（持续输出时）润滑油量(l)0.6点火方式晶体管化，无触点，磁电机点火火花塞ngk bp6es/bpr6es，nd wzoep-ulwzoepr-u 调速器离心重锤式润滑方式压力飞溅式空气滤清器双式、干式、油浴、旋风滤、静音净重(kg)15.0尺寸（长x宽x高）(mm)312x362x33

19、5续表1.2-1 本田发动机gx160参数表1.3传动系统的总传动比及其分配1.3.1计算总传动比i= n0 / n4 =18.671.3.2合理分配各级传动比取z1与z2的传动比i1。2=2.5；z3与z4的传动比i3。4=3；z5与z6的传动比i5。6=2.5; z6与z7和z6与z8的传动比i=1。1.4传动系统中的运动和动力参数计算14.1各轴转速发动机为0轴，其余各轴如上所述为1轴； 2轴；3轴，；4轴；5轴。n0=1400r/minn1=n0/i1。2=1400/2.5=560r/minn2=n1/i3.4=560/3=186.67r/minn3=n2/i5.6=186.67/2.

20、5=74.67r/minn4=n5=74.67r/min1.4.2各轴输入功率按发动机的额定功率ped计算各轴输入功率，即p0=ped=3.05kwp1=p0i=3.050.990.97=2.93kwp2=p1ii=2.930.990.97=2.81kwp3=p2iii=2.810.990.97=2.70kwp4=p3iii=2.710.99×0.97=2.59kwp5=p3iii=2.71×0.99×0.97=2.59kw1.4.3各轴转矩t0=10.78nmt1=9550×p1/n1=49.71nmt2=9550×p2/n2=143.01n

21、mt3=9550×p3/n3=345.32nmt4= t5 =t3=331.60nm各轴转速、输入功率、输入转矩如下表：项目发动机轴1轴2轴3轴4轴5轴转速（r/min140056018667746774677467功率(kw)3.052.932.812.702.592.59转矩(n·m)10.7849.71143.10345.22331.60331.60传动比2.532.511效率0.960.960.960.961表1.4-1 各轴传动参数表第二章 传动件的设计及计算2.1齿轮传动设计2.1.1 z1与 z2级齿轮传动设计1选精度等级、材料及齿数1）材料及热处理：选择小齿

22、轮材料为40cr（调质），硬度为280hbs，大齿轮材料为45cr（常规），硬度为240hbs，二者材料硬度差为40hbs。2）精度等级选用7级精度（gb10095-88）3）试选小齿轮齿数z1=14，大齿轮齿数z2=uz1=2.5×14=35，取z2=35；2按齿面接触强度设计按式（10-21）计算，即 （2.1.1-1）1）确定公式内的各计算数值（1）试选kt=1.3（2）由表10-7选取齿宽系数d=1（3）由表10-6查得材料的弹性影响系数ze=190mpa1/2(4) 由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限hlim1=600mpa；大齿轮的接触疲劳强度极限hl

23、im2=560mpa；（5）由式（10-13）计算应力循环次数n1=60nijlh=60×1400×1×(10×300×5)=1.26×109n2=n1/2.5=5.04×108（6）由图10-19查得接触疲劳寿命系数khn1=0.90；khn2=0.92；（7）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数s=1，由式（10-12）得h1= khn1×hlim1/s=0.90×600/1=540mpah2= khn2×hlim2/s=0.92×560/1=515mpah=( h1+h

24、2)/2=527.6mpa2）计算1）试计算小齿轮分度圆直径d1t （2.1.1-1）=32.179mm（2）计算圆周速度v=× d1t ×n2/(60×1000)=2.36m/s（3）计算齿宽b及模数mntb=dd1t=1×32.179=32.179mmmnt= d1t/z1=2.30mmh=2.25mnt=2.25×2.30=5.17b/h=6.23（4）计算载荷系数k已知载荷平稳，所以取ka=1根据v=1.01m/s，7级精度，由图10-8查得动载系数kv=1.1；由表10-4查得khkhkh的计算公式和直齿轮的相同故khb=1.12+0

25、.18×(1+0.6×12)×12+0.23×10-3×32.179=1.415由图10-13查得kfb=1.30假设kaft/b<100n/mm由表10-3查得kha=kfa=1.2。故载荷系数k=kakvkhakh=1.0×1.1×1.2×1.415=1.868（5）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10-10a）得di= d1t×(k/kt)1/3=36.31（6）计算模数mnmn= di /zi=2.47mm3按齿根弯曲强度设计由式（10-5） （2.1.1-2）1） 确定计算参数

26、（1）计算载荷系数k=kakvkfakf=1.0×1.1×1.2×1.3=1.176（2）查取齿型系数由表10-5和文献1图14-1-25查得yfa1=3.031；yfa2=2.205（3）查取应力校正系数由表10-5和文献1图14-1-25查得ysa1=2.558；ysa2=1.778（4）计算f由图10-20c查得小齿轮1的弯曲疲劳极限fe1=500mpa，大齿轮2的弯曲疲劳极限fe2=400mpa由图10-18，查得玩去疲劳寿命系数kfn1=0.85；kfn2=0.88取弯曲疲劳许用应力s=1.4，由式（10-12）得f1= kfn1×fe1/s=

27、0.85×500/1.4=303.57mpaf2= kfn2×fe1/s=0.88×380/1.4=238.86mpa（7）计算大、小齿轮的(yfa×ysa/f)并加以比较yfa1×ysa1/f1=0.02422yfa2×ysa2/f2=0.01641小齿轮的数值大2） 设计计算mn2.12mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿跟弯曲疲劳强度计算的法面模数，mn=2.5mm，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算出的分度圆直径计算应有的齿数。由此z1=d1/mn=13.116，取z1=

28、14则z2=uz1=35, 取z2=344几何尺寸计算1）计算中心距a=(z1+z2)×mn=185.51mm2）计算大、小齿轮的分度圆直径d1=z1×mn=35mmd2=z2×mn=85mm4）计算齿轮宽度b=d× d1=35mm圆整后去b1=40mm，b2=35mm在这次设计中取b1=20mm;b2=17mm2.1.2 z3与z4级齿轮传动设计1选精度等级、材料及齿数1）材料及热处理：选择小齿轮材料为40cr（调质），硬度为280hbs，大齿轮材料为45cr,度为240hbs，二者材料硬度差为40hbs。2）精度等级选用7级精度（gb10095-88

29、）3）试选大齿轮齿数z4=41，小齿轮齿数z3=uz3=1/3×41=2.926；4）两者都选=200的直齿锥齿轮， zh=2.55）按文献1表14-3-2选择齿顶高系数=1；顶隙系数c*=0.252按齿面接触强度设计按式（10-26）计算，即 (2.1.2-1)1）确定公式内的各计算数值（1）由图10-2选ka=1.6（2）选取区域系数zh=2.5（3选kha=kfa=1.0（4）选kh=kf=1.875则：k=kakvkfakf=1.0×1.1×1.0×1.875=2.0625kh=kf=2.0625（5）由表10-6查得材料的弹性影响系数ze=18

30、9.8mpa1/2（5）由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限hlim3=600mpa；大齿轮的接触疲劳强度极限hlim4=560mpa；（7）由图10-19查得接触疲劳寿命系数khn1=0.90；khn2=0.95；（8）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数s=1，由式（10-12）得h3= khn3×hlim3/s=0.90×600/1=540mpah4= khn4×hlim4/s=0.95×560/1=532.5mpah=( h3+h4)/2=536mpa（9）取 =0.3(10) t=49.71x103n×mm

31、2）计算1）试计算大锥齿轮分度圆直径d1t (2.1.2-1) =100.5mm取d4=dt=102.5,则模数m=d4/z4=2.5mm3按齿根弯曲强度设计由式（10-17） (2.1.2-2)确定计算参数（1）计算载荷系数kf=kakvkfakf=2.0625（2）取=0.3（3）取齿轮4齿数z4=41（4）查取齿型系数由表10-5查得yfa3=2.98，yfa4=2.358（5）查取应力校正系数由表10-5查得ysa3=1.52；ysa4=1.672（6）计算f由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳极限fe3=500mpa，大齿轮的弯曲疲劳极限fe4=400mpa由图10-18，查得玩去疲

32、劳寿命系数kfn3=0.85；kfn4=0.87取弯曲疲劳许用应力s=1.4，由式（10-12）得f3= kfn3×fe3/s=0.85×500/1.4=303.57mpaf4= kfn4×fe4/s=0.88×380/1.4=248.57mpa（7）计算大、小齿轮的(yfa×ysa/f)并加以比较yfa3×ysa3/f3=0.01487yfa4×ysa4/f4=0.01586大齿轮的数值大3） 设计计算mn1.88mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿跟弯曲疲劳强度计算的法面模数，mn=2.5mm，

33、已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算出的分度圆直径计算应有的齿数。由此z4=d34/mn=41，取z3=41则z4=uz4=144几何尺寸与锥齿轮参数计算1）计算分锥角tg=z1/z2=14/41则：=arctg（z1/z2）=18.250所以=900-=71.2502）计算锥距3）计算大、小齿轮的分度圆直径d3=z3×mn=35mmd4=z4×mn=102.5mm4）计算齿轮宽度b=× r=21.699mm圆整后去b3=21mm，b4=18mm2.1.3 z5与 z6级齿轮传动设计1选精度等级、材料及齿数1）材料及热处理：选择小齿轮材

34、料为40cr（调质），硬度为280hbs，大齿轮材料为45cr（常规），硬度为240hbs，二者材料硬度差为40hbs。2）精度等级选用7级精度（gb10095-88）3）试选小齿轮齿数z5=17，大齿轮齿数z6=uz5=2.5×17=42.5，取z6=43；2按齿面接触强度设计按式（10-21）计算，即 (2.1.3-1)1）确定公式内的各计算数值（1）试选kt=1.3（2）由表10-7选取齿宽系数d=1（3）由表10-6查得材料的弹性影响系数ze=190mpa1/2（4）由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限hlim5=600mpa；大齿轮的接触疲劳强度极限hli

35、m6=560mpa；（5）由式（10-13）计算应力循环次数n5=60nijlh=60×186.67×1×(10×300×5)=0.168×109n6=n1/2.5=0.672×108（6）由图10-19查得接触疲劳寿命系数khn5=0.90；khn6=0.95；（7）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数s=1，由式（10-12）得h5= khn5×hlim5/s=0.90×600/1=540mpah6= khn2×hlim6/s=0.92×560/1=532mpah=( h

36、5+h6)/2=536mpa2）计算1）试计算小齿轮分度圆直径d5t (2.1.3-1)=40.50mm（2）计算圆周速度v=× d5t ×n5/(60×1000)=0.404m/s（3）计算齿宽b及模数mntb=dd5t=1×40.50=40.50mmmnt= d5t/z5=2.38mmh=2.25mnt=2.25×2.38=5.36b/h=7.23（4）计算载荷系数k已知载荷平稳，所以取ka=1根据v=1.01m/s，7级精度，由图10-8查得动载系数kv=1.1；由表10-4查得khkhkh的计算公式和直齿轮的相同故khb=1.10+0.

37、18×(1+0.6×12)×12+0.23×10-3×40.50=1.413由图10-13查得kfb=1.30假设kaft/b<100n/mm由表10-3查得kha=kfa=1.2。故载荷系数k=kakvkhakh=1.01.01.21.413=1.700（5）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10-10a）得di= d1t(k/kt)1/3=42.29（6）计算模数mnmn= d5 /z5=2.48mm3按齿根弯曲强度设计由式（10-5） (2.1.3-2)确定计算参数（1）计算载荷系数k=kakvkfakf=1.0×

38、;1.0×1.2×1.3=1.156（2）查取齿型系数由图14-1-25查得yfa5=2.97；yfa6=2.372（3）查取应力校正系数由表10-5查得ysa5=1.52；ysa6=1.673（4）计算f由图10-20c查得小齿轮5的弯曲疲劳极限fe5=500mpa，大齿轮6的弯曲疲劳极限fe6=400mpa由图10-18，查得玩去疲劳寿命系数kfn5=0.85；kfn6=0.87取弯曲疲劳许用应力s=1.4，由式（10-12）得f5= kfn5×fe5/s=0.85×500/1.4=303.57mpaf6= kfn6×fe6/s=0.88&

39、#215;380/1.4=248.57mpa（7）计算大、小齿轮的(yfa×ysa/f)并加以比较yfa5×ysa5/f1=0.01487yfa6×ysa6/f2=0.01597小齿轮的数值大4） 设计计算mn2.48mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿跟弯曲疲劳强度计算的法面模数，mn=2.5mm，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算出的分度圆直径计算应有的齿数。由此z5=d5/mn=16.97，取z1=17则z6=uz5=42.5, 取z6=434几何尺寸计算1）计算中心距a=(z5+z6)×mn

40、=150mm2）计算大、小齿轮的分度圆直径d5=z5×mn=42.5mmd6=z6×mn=107.5mm4）计算齿轮宽度b=d× d5=42.5mm圆整后去b5=48mm，b6=43mm在这次设计中取b5=b6=20mm2.1.4齿轮z7与z8的设计齿轮z7与z8的设计参数与齿轮z6的完全相同。计算结果如下汇总如下表2.1-1:项目zd(mm)mn(mm)b(mm)材料及处理齿轮114352.52040cr调质齿轮234851740cr齿轮314352140cr调质齿轮441102.51840cr齿轮51742.52040cr调质齿轮643107.52040cr齿

41、轮743107.52040cr齿轮843107.52040cr表2.1-1 齿轮设计参数表附注：2.1 节齿轮传动设计中所引用图表，公式如不特别说明，都是出自文献3。2.2轴的设计计算2.2.1轴1的设计计算1轴1上的功率p1、转速n1和转矩t1p1=2.93kwn1560r/mint1=497100n·mmn=20°2求作用于齿轮上的力1）因已知齿轮z2的分度圆直径为d1=85mm而fr1=ft1×tann =426n2）因已知小锥齿轮z3的分度圆直径为d3=35mm而n3初步确定轴的最小直径先按文献3式（15-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为40cr，

42、调质处理。根据文献3表15-3取a0=98，于是得： (2.2.1-1)4轴的结构设计1）拟定轴上零件的装配方案如下图所示：图2.2.1-1 轴1装配图2）根据轴向定位的要求确定轴的定位（1）初步选择滚动轴承。因为轴承同时受径向力和轴向力的作用，故右边轴承选用单列圆锥滚子轴承；左边轴承选用深沟球轴承。参照并且由于dmin=16.36mm，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承30204，其尺寸为d×d×t=20mm×47mm×15.25mm。此段轴径取17mm，但在轴上套了一个厚度为1.5mm的轴套。 同理右端选用0基本游隙组

43、、标准精度级的深沟球轴承6004，其尺寸为d×d×b=20mm×42mm×12mm。故此段轴径取20mm。（2）取安装齿轮2处的轴段直径为20mm；齿轮2的左端与左轴承以及齿右端与右轴承之间分别采用套筒轴套定位。已知齿轮2轮毂宽为17mm，轴1与小锥齿轮3做成齿轮轴，为了使套筒端面可靠的压紧齿轮，上述轴段应略短于轮毂宽度。（3）取齿轮2距箱体内壁的距离a=14mm。考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距离箱体内壁一段距离。 3）轴上零件的周向定位齿轮2与轴的周向定位采用平键联接。按安装齿轮2处轴径由文献2表9-25查得平键截面b×h=

44、6mm×6mm(gb/t1096-1979)，键槽用键槽铣刀加工，其中与齿轮2联接处长为10mm，为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为h7/n6。滚动轴承与轴的周向定位是借助过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。4）确定轴上圆角和倒角尺寸参考文献3表15-2，取轴端倒角为1.2×45°，各轴肩圆角为r1.6。5求轴上的载荷首先根据轴的结构图作出轴的计算简图如下。在确定轴承的支点位置时，应该从手册中查取a值。根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图如下：图2.2.1-2 轴1载荷分析图从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面c是危

45、险截面。现计算出截面c处的mh、mv及m的值列于下表2.2.1-1所示：载荷水平面h垂直面v支反力ffnh1=377n，fnh2=-883nfnv1=114n，fnv2=-217n弯矩mmh=10658n·mmmv=6500n·mm总弯矩m=(mh2+mv2)1/2=12483n·mm扭矩tti=49710n·mm表2.2.1-1 轴1危险截面载荷6按弯矩合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面c）。根据式文献3（15-5）及上表中的数值，并取=0.6，轴的强度校核公式如下： (2.2.1-2)其中：1）因为轴的

46、直径为dmin=17mm的实心圆轴，故取 2) 因为轴的材料为40cr、调质处理查文献3表15-1取轴的许用弯曲应力为：=70mpa，则计算如下： （2.2.1-3）故轴强度足够、安全。2.2.2轴2的设计计算1轴2上的功率p2、转速n2和转距t2p2=2.81kw n2=186.67r/min t2=143000n×mm2求作用于齿轮上的力1）因已知大锥齿轮4的分度园直径为d4=102.5mm而 2）因已知齿轮5的分度园直径为d4=42.5mm而 3初步确定轴的大小直径 先按式（15-2）初步估算轴的最小直径。先取轴的材料为40cr，调质处理。根据文献3表15-3，取a0=98，于

47、是得 （2.2.1-1）4轴的结构设计1）拟订轴上零件的装配方案如下图：图2.2.2-1 轴2装配图2）确定轴上各部件的定位及安装要求（1）轴向定位为了满足齿轮5的轴向定位要求，因为齿轮5没有轴向力，所以齿轮5右端用一个挡环定位，齿轮5左端用一个套筒与右轴承之间定位，右轴承左端通过轴肩在轴上定位。两个齿轮4分别与一个端盖用螺栓m8x20连接在一起，因为齿轮4要实现在轴2上的空套，所以要用滚动轴承套在轴2 上，如图所示，用了两对单列圆锥滚子轴承，轴承分别用圆螺母和轴肩实现轴向定位，轴承之间用挡环定位，两个齿轮4之间有一段带有花键槽的花键，上面安装有离合件，通过扳手操作离合件控制与那个齿轮连接带动

48、轴转动或和两个齿轮都不连接不带动轴转从而实现花键传动轴轴2的正反转或停止不转。轴的左端安装一个单列圆锥滚子轴承，轴承右端用轴肩定位，左端用轴承端盖定位。（2）初步选择滚动轴承。因为齿轮4是锥齿轮，同时有径向力和轴向力的作用，所以齿轮4套的轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度的单列圆锥滚子轴承30205，其尺寸为d×d×t=25mm×52mm×16.5mm.。左端轴承选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度的单列圆锥滚子轴承30304

49、，其尺寸为d×d×t=20mm×52mm×16.5mm （4）轴承端盖的总宽度为66mm（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，取端盖的内端面与轴2的左端面间的距离为3mm。3）轴上零件的周向定位齿轮5周向定位采用平键联接。根据设计要求，按文献2表9-25查得平键截面d×h=6mm×6mm（gb/t1096-1979），键槽用键槽铣刀加工，长为16mm（gb/t1096-1979），同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮榖与轴的配合为h7/n6。滚动轴承与轴的周向定位是借过渡

50、配合来保证的，此处选轴的在直径尺寸公差为m6。齿轮4通过离合件的作用通过花键实现周向定位，根据设计要求，按文献2表9-26查得花键规格为n×d×d×b=6mm×28mmh7×32mmh10×7mmh11。4）确定轴上园角和倒角尺寸参考文献3表15-2，取轴端倒角2×45°，各轴肩园角为r2。5求轴上的载荷首先根据轴的结构图作出轴的计算图如下。在确定轴承的指点位置时，应该从手册中查取a值。根据轴的计算图作出轴的弯矩图和扭矩图如下：图2.2.2-2 轴2载荷分析图上图中m1和t1是当左边的齿轮4带动轴2转动时弯矩和扭矩

51、，m2和t2是当右边的齿轮4带动轴2转动时弯矩和扭矩。从轴的结构图已及弯矩和扭矩图中可以看出当右边的齿轮4带动轴2转动时截面c是轴的危险截面。现计算出截面c处的mn、mv及m的值列于下表：载荷水平面h垂直面v支反力ffnh1=1442n，fnh2=2088nfnv1=768n，fnv2=626n弯矩mmh=1130n·mmmv=1145n·mm总弯矩m=(mh2+mv2)1/2=1608n·mm扭矩tti=143000n·mm表2.2.2-1 轴2危险截面载荷6按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面c）。

52、根据文献3式(15-5)及上表中的数值，并取a=0.6，轴的校核计算如下： (2.2.2-2)其中：1）因为轴的直径为dmin=20mm的实心圆轴，故取 2) 因为轴的材料为40cr、调质处理查文献3表15-1取轴的许用弯曲应力为：=70mpa，则计算如下：故轴强度足够、安全。2.2.3轴1的设计计算1轴3上的功率p3、转速n3和转矩t3p3=2.70kwn3=74.67r/mint3=345.32n·mmn=20°2、求作用于齿轮上的力1）因已知齿轮z5的分度圆直径为d1=42.5mm而fr5=ft5×tann =5914n3初步确定轴的最小直径先按文献3式（1

53、5-2）初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为40cr，调质处理。根据文献3表15-3取a0=98，于是得： (2.2.2-3)4轴的结构设计1）拟定轴上零件的装配方案如下图所示：图2.2.3-1 轴3装配图2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度（1）初步选择滚动轴承。因为轴承同时受径向力的作用，故轴承选用深沟球轴承。参照并且由于dmin=19.3mm，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的深沟球轴承6004，其尺寸为d×d×b=20mm×42mm×112mm。故此段轴径取20mm。（2）取安装齿轮5处的轴段直径为20mm；齿轮5的左端与

54、左轴承之间采用套筒轴套定位，右端用轴肩定位。已知齿轮5轮毂宽为20mm，为了使套筒端面可靠的压紧齿轮，上述轴段应略短于轮毂宽度。（3）取齿轮5距箱体内壁的距离为左端a1=6mm，右端a2=3mm。考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距离箱体内壁一段距离。 3）轴上零件的周向定位齿轮5与轴的周向定位采用平键联接。按安装齿轮5处轴径由文献2表9-25查得平键截面b×h=6mm×6mm(gb/t1096-1979)，键槽用键槽铣刀加工，其中与齿轮2联接处长为10mm，为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为h7/n6。滚动轴承与轴的周向定位是借助过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。4）确定轴上圆角和倒角尺寸参考文献3表15-2，取轴端倒角为1.2×45°，各轴肩圆角为r1.6。5求轴上的载荷首先根据轴的结构图作出轴的计算简图如下。在确定轴承的支点位置时，应该从手册中查取a值。根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图如下：图2.2.3-2 轴3载荷分析图从轴的结构图以及弯矩