掘进机行走减速器与履带板设计 毕业论文.doc

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1、中文题目：掘进机行走减速器与履带板设计 外文题目：THE DESIGN OF THE WALKING REDUCER AND THE TRACKED PLATE 目录目录 引言 1 行走机构的参数计算 1.1 行走机构的功用和组成 1.2 行走机构基本参数的确定 1.2.1 履带板宽度的确定 1.2.2 左右履带中心距的确定 1.2.3 单侧履带接地长度的确定 1.2.4 履带平均接地比压的确定 1.2.5 单侧履带牵引力的确定 1.3 履带行走的功率 1.3.1 行走实际功率 1.3.2 单边履带行走机构输入功率的计算确定 1.3.3 履带对地面附着力校核计算 2 驱动元件的选取及参数计算

2、3 行星齿轮传动设计 3.1 已知条件 3.2 选取行星齿轮传动的传动类型和传动简图 3.3 配齿计算 3.4 初步计算齿轮的主要参数 3.4.1 齿轮材料和热处理的选择 3.4.2 齿轮模数的计算 3.5 啮合参数的计算 3.5.1 变位中心距的计算 3.5.2 变位系数的计算 3.6 几何尺寸的计算 3.6.1 分度圆直径的计算 3.6.2 齿根圆直径和齿顶圆直径的计算 3.6.3 基圆直径的计算 3.6.4 节圆直径的计算 3.7 装配条件的验算 3.7.1 邻接条件 3.7.2 同心条件 3.7.3 安装条件 3.8 传动效率的计算 3.9 各构件切向力的计算 3.10 齿轮强度验算

3、3.10.1 齿面接触强度校核 3.10.2 齿根弯曲强度校核 3.11 结构设计 3.11.1 高速轴的结构设计 3.11.2 低速轴的结构设计 3.11.3 转臂与心轴的设计 4 履带板设计 4.1 形式的选择 4.2 材料的选择 4.3 形状和尺寸的选择 4.4 链和链轮的参数计算 5 实现互换性的设计 5.1 履带板参数变更设计 5.1.1 履带板参数计算 5.1.2 减速器已知条件的变更 5.2 履带板结构变更设计 6 结论 致谢 附录 A 附录 B 1 行走机构参数的确定 1.1 行星机构的组成和功用 履带行走机构的功能是支撑机体并将由传动机构输入的旋转运动的转矩 变成掘进机在地面

4、上的移动和牵引力，它可以使机器实现推进、调用、转弯等。 对于履带行走机构的抓哦性能要求良好的附着力，较低的接地压力，较 小的滚动阻力，其结构由履带架、履带、驱动链轮、支撑轮、引导轮和张紧装 置。 1.2 行走机构基本参数的确定 1.2.1 履带板宽度b 按经验公式 (1-1) 3 (0.9 1.1)209bG 已知G=31T,所以b=590 722（mm） 为了不应接地比压过小浪费材料取b=500mm 1.2.2 左右履带中心距离B =17502250(mm) 取B=2000mm (1-2)(3.5 4.5)Bb 1. 2.3 单侧履带接地长度L =32004400（mm） 取L=3000mm

5、 (1-3)(1.6 2.2)LB 1.2.4 履带板平均接地比压p =0.103 (1-4) 1000 2 S G p bL 已知GS掘进机总重量 GS=310KN 1.2.5 单侧履带牵引力T1 (1-5) 22 22 11 22 44 (1)(1) 24 SS uG LG fnuGSLn TR BLBL 式中 f-滚动阻力系数，0。08-1。0；取f=1.0 u-转向阻力系数，0.8-1.0；取u=0.98 n-掘进机重心与行走机构接地形心的纵向偏心距n，n=500mm 所以 T1=247KN 1.3 行走机构的功率 1.3.1 行走机构的实际功率 已知行走速度v=0.5m/min，所以

6、 (1-6) 1 2470.5 2.06 6060 Tv Pkw 实 1.3.2单边履带行走机构输入功率的计算确定 (1-7) 1 12 p P 实 式中: 单边履带行走机构的输入功率， ； 履带链的传动效率； 驱动装置减速器的传动效率。 取值范围，有支重轮时取0.890.92，无支重轮时取0.710.74。 由（1-7）公式得 1 12 2.06 2.82 0.900.812 P PkW 实 1.3.3履带对地面附着力校核计算 单边履带行走机构的牵引力必须大于或等于各阻力之和，但应小于或等于单边 履带与地面之间的附着力。 （1- 11 3100.8248TGkN 8） 2 驱动元件的选择和参

7、数计算 按经验公式: 驱动链轮直径 （2- 4 (75 85)(310 356) qS DGmm 1） 取=350mm，输出转矩 q D 1 247350 43.225. 22 q TQ TKN m 方案1 根据电机和参考文献7表4.12-1可选电机如表2-1： 表2-1 电机参数对比表 Tab.2-1 Table of Electrical parameters contrast 型号 Y90L-2Y100L1-4Y112M-6YB2S-8 转速r/min 28401420940750 重量kg 25344563 传动比I 5680284018801500 四种电机传动比过大，为了减速器结构

8、紧凑，不应使用电机。 方案2 根据功率和文献14表17-5-68可选用于行走机构的马达如表2-2 表2-2 马达参数对比表 Tab.2-2 Table of Contrast motor parameters 型号 MFB5MFB10MFB20MFB29MVB5MVB10 额定转矩N.m 31641011783161 输出最小转速r/min 770373200114770320 （2-pMw 2） 由公式（2-2）得 所以2pMn 2 p n M 马达MFB5对应的最低转速 2.5 60 1000770 / min 2 3.14 31 nr 马达MFB10对应的最低转速 2.5 60 1000

9、373 / min 2 3.14 64 nr 马达MFB20对应的最低转速 2.5 60 1000236 / min 2 3.14 101 nr 马达MFB29对应的最低转速 2.5 60 1000114 / min 2 3.14 178 nr 马达MVB5对应的最低转速 2.5 60 1000770 / min 2 3.14 31 nr 马达MVB10对应的最低转速 2.5 60 1000392 / min 2 3.14 61 nr 转速越大，减速器的传动比也越大，即结构也越大，为了使减速器结构紧凑且 满足转矩要求：，选MFB29柱塞马达，取其转速n=120r/min，所以总传TT 额 动比

10、 120 240 0.5 n i n 轮 3 行星齿轮传动设计 3.1 已知条件 该行星传动的输入功率 p1=2.82kw,输入转速 n1=120r/min,传动比=240,要求 p i 该行星齿轮传动结构紧凑，外廓尺寸较小，传动效率较高，工作环境较差，冲 击严重。 3.2 选取传动类型和传动简图 根据已知条件：结构紧凑和外廓尺寸小，传动比大，故选用具有单齿圈行星轮 的 3Z（）型行星传动较为合适，其传动简图如图 3-1 图 3-1 传动系统简图 Fig.3-1 Map of transmission system 3.3 配齿计算 根据=240 和参考文献1表 3-6，在=239.875 处

11、 p i b ae i 取 za=16 zb=98 ze=101 zc=42 np=3 =0.05% 满足条件 b pae p ii i i 为了使 3Z（）型行星传动能正常啮合，必须将其各啮合齿轮副进行角度变位。 3.4 初步计算齿轮的主要参数 3.4.1 齿轮材料和热处理的选择 根据实际情况和参考文献1表 6-3，选取中心轮 a 和行星轮 c 均采用 20CrMnTi,渗 碳淬火，齿面硬度 58-62HRC，加工精度均为 6 级，根据参考文献1图 6-12 和 图 6-27，取=1400N/m2和=340N/mm2,内齿轮 b 和 e 均采用 42CrMo,调 limH limF 质硬度

12、217-259HB，加工精度均为 7 级，根据参考文献1图 6-11 和 6-26，取 =780N/mm2和=260N/mm2. limH limF 3.4.2 齿轮模数的计算 按弯曲强度的初算公式，计算齿轮的模数 m， (3-1) 11 3 2 1lim AFFPFa m dF T K KKY mk z 现已知 z1=16,=340N/mm2,小齿轮名义转矩 limF =54.64N.m,取算式系数 km=12.1,按参考文献 1 1 1 2.5 95499549 120 3 p p T n n 1表 6-6 取取使用系数 KA=2.25，按参考文献1表 6-5 取综合系数 =2.0，取接触

13、强度计算的行星轮间载荷分布不均匀系数 KHP=1.2（在无 F K 均匀载荷下） ，KFP=1+1.5（KHP-1）=1.3；由参考文献1图 6-22 查得齿形系 数 YFa1=2.67,由参考文献1表 6-5 查得齿宽系数=0.6（0.75） ， d d 由公式 3-1 得齿轮模数 m 为 取 m=3 3 2 54.642.252.0 1.32.67 12.13.07 0.6 16340 m 3.5 啮合参数的计算 3.5.1 变位中心距的计算 在三个啮合齿轮副 a-c，b-c 和 e-c 中，其标准中心距 a 11 ()3 (1642)87 22 acac am zz 11 ()3 (98

14、42)84 22 bcbc am zz 11 ()3 (10142)88.5 22 ecec am zz ，不满足同心条件，故需角度变位 acbcec aaa 根据建议：公共角度变位中心距 a=aec=88.5mm 3.5.2 变位系数的计算 已知 za+zc=58,zb-zc=56 和 ze-zc=69，m=3,a=88.5 及压力角，20 3Z（）型行星传动角度变位的啮合参数如表 3-1： 表 3-1 基本参数表 Tab.3-1 Table of basic parameters 项目计算公式 a-cb-ce-c 中心距变 动系数 y aa y m ya=0.5yb=1.5ye=0 啮合角

15、a arccos(cos) a a 22.5 ac 26.9 bc 20 ec 变位系数 和x () 2tan z xinvinv 0.527 ac x1.770 bc x0 ec x 齿顶高变 动系数 y yxy 0.027 a y0.270 b y0 e y 齿顶圆压 力角 a , 1 1 1 arccos b a a d d 2 2 2 arccos b a a d d 37.5 aa 27.5 ac 27.5 ac 21.6 ab 27.5 ac 16.7 ae 重合度 11 22 1 (tantan) 2 (tantan) a a z z 1.649 a 2.294 b 2.076

16、e 确定各齿轮的变位系数 （1）a-c 齿轮副 当齿顶系数 ha*=1,压力角时，避免根切的最小变位系20 数 , min x min 17 0.0588 17 a z x 中心轮 a 变位系数 （小齿轮输入，故 x=0.08） min 0.5()0.383 ca aacaca ca zz xxxyxmmx zz 0.5270.3830.144 caca xxxmm (2)b-c 齿轮副 现已知和,所以1.770 bc x0.144 c x 1.914 bbcc xxxmm (3)e-c 齿轮副 现已知和， 所以0 ec x0.144 c x 0.144 eecc xxxmm 3.6 几何尺寸

17、的计算 3.6.1 分度圆直径的计算 齿轮均采用 z0=25,=1.25 的插齿刀加工, * 0 ha 且齿轮均为直齿轮=0.25， * C 分度圆直径 da=mza=48mm,dc=mzc=126mm,db=mzb=294,de=mze=303mm 3.6.2 齿根圆直径和齿顶圆直径的计算 插齿刀按中等磨损程度考虑， 取 x0=0 查参考文献1表 4-7，得 da0=83.1mm 1.切齿时的啮合角 0 0 0 0 2() tan0.02170 a a a xx invinv zz 0 0 0 2() tan0.01647 c c c xx invinv zz 0 0 0 2() tan0.

18、03399 b b b xx invinv zz 0 0 0 2() tan0.01628 e e e xx invinv zz 查文献1表 4-6， 0 22 3322.55 a 0 20 3620.6 c 0 26 326.05 b 0 20 36 20.6 e 2. 切齿时中心距变动系数 0 0 cos (1)0.358 2 a a oa zz y 0 0 cos (1)0.130 2 c c oc zz y 0 0 cos (1)1.677 2 b b ob zz y 0 0 cos (1)0.1475 2 e e oe zz y 3. 切齿时的中心距 0 a 0 00 ()62.57

19、 2 a aa zz amymm 0 00 ()100.89 2 c cc zz amymm 0 00 ()114.53 2 b bb zz amymm 0 00 ()114.44 2 e ee zz amymm 4. 齿根圆直径 f d 00 2262.5783.142.04 faaa dadmm 00 22 100.8983.1118.68 fcca dadmm 00 22 114.5383.1312.16 fbba dadmm 00 22 114.4483.1311.98 feea dadmm 5. 齿顶圆直径 a d * 2 2288.5118.681.556.82 aafc dadC

20、 m * 2 2288.542.041.5133.46 acfa dadC m * 2 2288.5118.681.5279.18 abfc dadC m * 2 2288.5118.681.5279.18 aefc dadC m 3.6.3 基圆直径 b d cos45.1 baa ddmm cos118.4 bcc ddmm cos276.3 bbb ddmm cos284.7 bee ddmm 3.6.4 节圆直径d 2 48.83 a a ac z damm zz 2 128.17 c c ac z damm zz 2 309.75 b b bc z damm zz 2 303 e e

21、 ec z damm zz 3.7 装配条件的验算 3.7.1 邻接条件 即 2sin acac da np 现已知 即满足条件 180 133.462 88.5 sin152.42 3 ac d 3.7.2 同心条件 即 coscoscos acbcec acbcec zzzzzz 各啮合齿轮副的啮合角为 22.5 ac 26.9 bc 20 ec 其中 16 a z 42 c z 98 b z 101 e z 即得 1642984210142 62.78 cos22.5cos26.9cos20 3.7.3 安装条件 （得数为整数，满足条件） 1698 38 3 ac p zz n （得数为

22、整数，满足条件） 10116 25 33 ea zz 3.8 传动效率的计算 因 b 轮固定，a 轮输入，e 轮输出 且知 be dd 故 (3-2) 0.98 11 1 b ae b x ae ae i p 98 6.125 16 b a z p z 240 b aep ii 其啮合损失系数 xxx bembme 11 2.3() x mbm cb f zz 11 2.3() x mem eb f zz 取轮齿的啮合摩擦系数且，代入式中 0.1 m f c z b z e z 0.00313 x mb 0.00320 x me 0.00633 x be 所以由公式（3-2）得 传动效率较 0

23、.98 0.812 240 110.00633 16.125 b ae 大，满足要求 3.9 各构件切向力的计算 各构件受力分析如图 3-2： 图 3-2 受力分析图 Fig.3-2 Map of force analysis 中心轮 a 的转矩 1 1 2.82 95499549175.1 . 120 a p TN m n 中心轮 a 的切向力 3 20002000 175.12.39 10 348.83 caa pa FTN n d 单齿圈行星轮的切向力为 3 2.39 10 acca FFN 3 30348.83 2.39 1090 309.75303 ea bcceacac be dd

24、 FFFFKN dd 3 30948.83 2.39 1092 309.75303 ba eccebcacac be dd FFFFFKN dd 内齿轮 b 的切向力 90 cbbc FFKN 内齿轮 b 的转矩 14. 2000 b bec d TFN m 内齿轮 e 的切向力 92 ceec FFKN 内齿轮 e 的转矩 41.8. 2000 b eecp d TFnN m 3.10 齿轮强度校核 由于 3Z（）型行星齿轮传动具有长时间工作的特点，且具有结构紧凑，外廓 尺寸较小和传动比大的特点，针对其工作特点，则需对其进行齿面接触强度校 核和弯曲应力强度校核 即 HHP F FP 和 3.

25、10.1 齿面接触强度校核 （1）a-c 齿轮副 1.有关参数 a. 使用系数 A K 使用系数按中等冲击参考文献1表 6-7 得=1.5 A K A K b. 动载荷系数 V K () 19100 x aax dnn v 120 16.84 / min 116.125 a x n nr p 48.83(12016.84) 0.00540 19100 x v 已知中心轮 a 和行星轮 c 的精度为 6 级 1 200 B V x A K Av c.齿向载荷分布系数 （接触良好） HB K 1 HB K d.齿间载荷分布系数 H K 已知中心轮 a 和行星轮 c 的精度为 6 级，齿轮为硬齿面直

26、齿轮查文献1表 6-9，=1 12HH KK e.载荷分配不均匀系数 已知内齿轮 b 浮动 HP K 12 1.2 HPHP KK f.节点区域系数 H z 查文献1图 6-9 得 0.527 /0.009 1642 aac xzz 2.32 H z g.弹性系数 E z 查文献1表 6-10 2 189.8/ E zNmm h.重合度系数z 已知，查文献1图 6-10 1.649 a 0 b 0.87z i.螺旋角系数 zcos1z j.a 齿轮分度圆直径及 a 齿轮工作齿宽 b 1 d 已知 取0.6 d 1 480.628.8 d bdmm40 a bmm 2.计算齿面接触应力 0H （

27、3- 0 1 1 t HHE Fu z z z z d bu 3） （3- 1011HHAVHHHP K K KKK 4） （3- 2022HHAVHHHP K K KKK 5） 由公式（3-3） 、 （3-4） 、 （3-5）得、 2 0 592/ H N mm 2 1 794/ H N mm 2 2 794/ H N mm 3.计算齿面许用接触应力 HP （3- lim lim H HPNTLVRWX H zz z z z z s 6） 已知=1400N/mm2,由文献1表 6-11 查得=1.5，要求不允许点蚀， limH limH s 使用寿命长，查文献1表 6-12，又 7 5 10

28、 C N ，接触强度 45 60()60 (120 16.84) 31.86 1010 Laxp Nnn n t 寿命系数=1.6；已知，查文献1表 6-14，润滑油膜影响系数 NT z LC NN =1.0；已知大齿轮 HB=600，齿面工作硬度系数 RWX z z z 查文献1表 6-15，尺寸系数，由公式 130 1.20.92 1700 W HB z 1.0 X z （3-6）得 32 1400 1.6 1.0 1.00.921.374 10/ 1.5 HP Nmm 4.强度条件 满足条件 3 12 7941.374 10 HHHP b-c 齿轮和 e-c 齿轮副为内啮合，所以无需进行

29、齿面接触强度校核 3.10.2 齿根接触强度校核 （1）a-c 齿轮副 1. 有关参数 a. 使用系数 A K 使用系数按中等冲击查文献1表 6-7 得=1.5 A K A K b. 动载荷系数 V K ()48.83(12016.84) 0.00540 1910019100 x aax dnn v 120 16.84 / min 116.125 a x n nr p 1 200 B V x A K Av c. 齿向载荷分布系数 FB K 1(1) FbF Ku 由文献1图 6-7（b）得 0.85 F u 0.5 0.588.5 0.92 48 d a a d 由文献1图 6-8 得， 1.

30、25 b 1.21 F K d. 齿间载荷分配系数 F K 齿轮为硬齿面直齿轮，精度为 6 级查文献1表 6-9，1.0 F K e. 行星轮间载荷分配系数 FP K 已知 1.2 HP K1 1.5(1.2 1)1.3 FP K f. 齿形系数 F Y 根据,由文献1图 6- 16 cos a naa z zz 42 cos c ncc z zz 22 查得， 1 2.65 F Y 2 2.28 F Y g. 应力休整系数 sa Y 根据,由文献1图 6-22 16 cos a naa z zz 42 cos c ncc z zz 查得， 1 1.59 s Y 2 1.76 s Y h. 重

31、合度系数 Y 已知，1.649 a 0 0.750.75 0.250.250.70 1.649 a Y i. 螺旋角系数 Y 11 120 Y j. 齿轮 a 的工作齿宽和行星轮 c 的齿宽 已知，0.6 d 28.8 caad bbdmm 工 2. 计算齿根弯曲应力 F （3- 111 t FFsaAVFFFP F YY Y Y K K KKK bm 7） （3- 222 t FFsaAVFFFP F YYY Y K K KKK bm 8） 由公式（3-7） 、 （3-8）得、，取弯曲应力 2 1 192/ F N mm 2 2 183/ F N mm =200N/mm2 F 3. 计算许用

32、齿根应力 FP （3- lim lim F FPSTNTrelTRrelTx F Y YYYY s 9） 已知齿根弯曲疲劳极限=340N/mm2,由文献1表 6-11 查得最小安全系数 limF =2；应力系数，按所给定的区域取时，取=2；寿命 limF s ST Y limF limF ST Y 系数按文献1表 6-16 中公式， NT Y 6 0.02 3 10 () NT L Y N ，所以； 4 60()60(120 16.84) 3 1.86 10 L axp Nnn n t 1.11 NT Y 齿根圆角敏感系数按文献1图 6-33 查得；相对吃根边面 relT Y1 relT Y

33、状况系数按文献1表 6-18 中对应公式 RrelT Y ，取齿根表面微观不平度 0.1 1.6740.529(1) RrelTz YR ，所以；尺寸系数12.5 z R 0.1 1.6740.529(12.51)0.988 RrelT Y 按文献1表 6-17 中对应的公式计算； x Y1.050.011.0 xn Ym 所以由公式（3-10）得 2 340 2 1.11 1 0.988 1.02380.3/ 2 FP N mm 4. 强度条件 满足条件200380.3 FFP （2）b-c 齿轮副 已知，仿上查表或计算得 2 98z 1 42z lim 260/ F Nmm ，1.5 A

34、K1 V K1.01 F K 2 1.1 F K 1.3 FP K ， 2 2.05 F Y 2 1.92 s Y 2 0.577Y ，1Y2 sT Y1.148 NT Y1 relT Y0.988 RrelT Y1.02 x Y ，取 齿宽 b=30mm，由公式（3-7） 、 （3-8） 、 （3-9）得 2 222221 385/ F t FsaAVFFFPF F YYY Y K K KKKNmm bm 2 lim lim 401/ F FPSTNTrelTRrelTx F Y YYYYNmm s 所以 满足条件 2FFP （3）e-c 齿轮副 仿上 与内齿轮 b 不同的系数为=2，=1.

35、85，=0.61 其他系数相 2 F Y 2sa Y 2 Y 同，所以由公式（3-7） 、 （3-8） 、 （3-9）得 2 222221 367.5/ F t FsaAVFFFPF F YYY Y K K KKKN mm bm 2 lim lim 401/ F FPSTNTrelTRrelTx F Y YYYYNmm s 所以，满足条件 2FFP 3.11 结构设计 3.11.1 高速轴的结构设计及校核 1.拟定轴上零件的装配方案 如图 3-2： 图 3-3 装配方案图 Fig.3-3 Map of assembly programme 2.按轴向定位要求确定各轴段直径和长度 轴段 1 用于

36、安装联轴器，其直径应该与联轴器的孔径相配合，因行星 齿轮减速器结构的要求，已知轴段 2 的直径 d2=57mm，取 d1=50mm.联轴器的 计算转矩，已知 T=175.1N/mm，所以 caA TK T2.25 A K ，选弹性柱销莲轴器 HL4，其许用转矩为 1250N.mm，半联394. ca TN m 轴器与轴配合的毂孔长度为 84mm，半联轴器左端用轴端挡圈定位，按轴段 1 的直径 d1=55mm，取挡圈直径 D=60mm，为保证轴端挡圈压紧半联轴器，轴 段 1 的长度 L1应比半联轴器配合段毂孔长度短 2-3mm ,所以轴段 1 长度 L1=82mm。 轴段 2 根据减速器与轴承端

37、盖的结构，确定端盖总宽度为 30mm，根 据端盖装拆要求，取端盖外端面与半联轴器与半联轴器右端面之间的距离 为 25mm， （2）区域为轴承， ，两轴承均选用深沟球轴承，根据轴的直径选 6211 型号轴承（B=21mm） ，所以轴段 2 长度 L2=25+5+30+21+21+40=142mm （5mm 为轴套宽度） 轴段 3 （6）区域为密封圈，根据密封圈 d3=50mm，为了使 e 齿轮有足 够的空间取 L3=50mm。 3.轴上的周向定位 半联轴器与轴的周向定位采用 A 型普通平键联接，按 d1=55mm 查文献7表 4.5-1 选平键 L=70mm,半联轴器与轴的配合为 H7/k6；滚

38、动轴16 10b h 承与轴的周向定位采用过度配合，因此轴段直径尺寸公差取 m6。 4.确定轴上圆角和倒角的尺寸 轴肩处的圆角半径为 R1mm,轴端倒角取2 45 5.轴强度校核 1)求轴的载荷 （2）和（3）区域轴承受力情况较为复杂不易计算，可以假设载荷全加载 在一个轴承上，如果轴和轴承强度均满足条件，则实际情况的轴和轴承也满 足条件。 根据轴的计算简图作出轴的弯矩图、扭矩图和当量弯矩图 L1=82+30+30-21/2=132mm L2=21/2+21+15+5=52mm L3=15+5+21/2=31mm L4=21/2+50=60mm 图 3-4 受力分析图 Fig.3-4 Map o

39、f force analysis 图 3-5 水平方向受力分析图 Fig.3-5 Map of force analysis in the level of direction RH1=893N RH2=1497N 图 3-6 水平方向弯矩图 Fig.3-5 Map of moment in the level of direction MH=RH1xL2=4.6436X104N.mm 图 3-7 垂直方向受力分析图 Fig.3-7 Map of force analysis in the vertical direction RV1=370N RV2=620N 图 3-8 垂直方向弯矩图 F

40、ig.3-8 Map of moment in the vertical direction Mv=RV1xL2=3.071X104N.mm 图 3-9 合成弯矩图 Fig.3-9 Map of synthesis moment 224 5.56710. HV MMMN mm 图 3-10 转矩图 Fig.3-10 Map of torque aT=0.6T=0.6x175.1=1.0506x105 图3-11 当量弯矩图 Fig.3-11 Map ofequivalent moment 225 (aT)1.19 10.McaMN mm 2)校核轴的强度 齿轮轴的材料为20CrMnTi,查文献

41、1表6-3得，则 2 1080/ B N mm 即取，轴的计算应力为 0.09 1.0 B 2 108/N mm 5 2 3 1.19 10 11/ 0.1 48 ca Mca N mm W 6.轴上轴承的寿命计算 查文献7表4.6-1深沟球轴承型号6211的主要性能参数Cr=33.5KN 1）计算轴承支反力 1.水平支反力 R1H=RH1=893N R2H=RH2=1497N 2.垂直支反力 R1V=RV1=370N R2V=RV2=620N 3.合成支反力 22 111967RR HR VN 22 2221620RR HR VN 2）轴承的动载荷 r1 P11967xRRN r2 P221

42、620xRRN 3）轴承的寿命 因，故应按计算，由文献6表5-9和5-10查得fp=1.5,ft=1(按一 r2r1 PP r2 P 年工作300天，一天20小时计算) 663 3 r2 10101 33.5 10 ()()70.8 60P60 1201.5 1620 h ftCr L nfp 年 7.轴上键的校核 2 T dkl pp 式中 k-键与轮毂接触高度 l-键的工作长度，l=L-b/2=70-8=62mm 满足条件 2 22 175.1 20.5/ 55562 T Nmm dkl pp 3.11.2 低速轴的结构设计及校核 1. 拟定轴上零件的装配方案如图3-12 图 3-12 装

43、配方案图 Fig.3-12 Map of assembly programme 2. 确定各轴径和长度 轴段1用于联接链轮，根据以后计算和选取可知 ，链轮排距 1 90dmm 。初定,轴承选用文献7中最大的型号77.55Ptmm 1 100lmm 6220（d=100,D=180,B=34）与其相配合的轴的直径为100mm即轴段2的直径 ，轴承端盖总宽度为30mm，轴段2长度 2 100dmm 2 530103lBBmm 3. 轴上零件周向定位 驱动链轮与轴的周向定位采用对称A型普通平键，键规格，25 10b h 长度L=60mm；滚动轴承的周向定位采用过度配合，因此轴段直径尺寸公差取 m6。

44、 4. 轴上圆角和倒角尺寸 各轴肩处圆角半径R2 ，轴端倒角为2 45 5. 轴的强度校核 1）根据轴的计算简图作出轴的弯矩图、扭矩图和当量弯矩图 1 6010/ 234/ 272Lmm 4 9.2 10 tec FF 2 34/ 2534/ 239Lmm 4 tan3.35 10 rtec FFN 3 34/ 230100147Lmm26.32 r FKN 图 3-13 受力分析图 Fig.3-13 Map of force analysis 图 3-14 水平方向受力分析图 Fig.3-14 Map of force analysis in the level of direction RH1=63680N RH2=54640N 图 3-15 水平方向弯矩图 Fig.3-15 Map of moment in the level of direction MH1=FtxL1=6.624x106N.mm 图 3-16 垂直方向受力分析