工业对辊成型机设计

摘要
在我国，随着机械化采煤程度的提高，粉煤在原煤中所占的比例越来越大。

粉煤比例的增加不仅降低了散煤的燃烧效率,而且严重地污染了环境。

发展型煤是提高粉煤利用率和减少环境污染的重要途径。

对辊成型机是应用最广泛的型煤成型设备。

针对现有对辊成型机的发展，目前我国现有的对辊式多为低压成型设备。

由于成型压力低,生产型煤所需的粘结剂用量大,致使型煤生产成本较高,这种状况也影响了我国型煤工业的发展。

本设计中的对辊成型机，采用螺旋强制加料，提高成球强度；采用液压加载，平衡成型反作用力，并且当有尖硬物料进入型辊间隙时，自动退让，能保证成型机安全运行；采用安全联轴器，提供平移退让和过载保护，保证成型机安全运行；在辊面设计中，采用八块型板拼装结构，便于安装和更换。

关键词：对辊成型机；同步齿轮传动；强制加料；液压加载
ABSTRACT
In China, with the mechanized mining in increasing coal in the coal share of the increase. Coal proportion of the increase not only reduced the casual coal combustion efficiency, but also seriously polluted the environment. Development of coal briquette is to improve utilization and reduce environmental pollution in important ways.
Right roll forming machine is the most widely used Briquette Production equipment. Roll against the existing molding machine development, China's existing right to roll over low pressure molding equipment. Due to the low pressure molding, briquette production of large amount of binder, resulting in higher coal production costs, This situation also affected the coal industry in China's development.
The design of the roll forming machine, used spiral compulsory feeding, raising the ball into strength; Used hydraulic loading, balancing forming reaction force, and when there are sharp or hard-roll materials into space, automatic concession, which would ensure the safe operation of forming machine; safe coupling, provide translation and Overload Protection concession to ensure the safe operation of forming machine; the roller surface design, using eight plate assembly structure, easy installation and replacement.
Keywords：roll forming machine; Synchronous Gear; Filling mandatory; Hydraulic Loading
目录
绪论 1
第一章电机选型及传动比计算 8
1.1选择电动机 (8)
1.1.1选择电动机的类型和结构形式 (8)
1.1.2选择电动机的容量 (8)
1.2计算传动装置的总传动比并分配各级传动比 (9)
1.2.1传动装置的总传动比 (9)
1.2.2分配各级传动比 (9)
第二章 V带设计计算10
2.1确定计算功率 (10)
2.2选择带型 (10)
2.3确定带轮基准直径 (10)
2.4验算带的速度 (10)
2.5初定中心距 (10)
2.6确定基准长度 (10)
2.7确定实际轴间距 (11)
2.8验算小带轮包角 (11)
2.9单根V带的基本额定功率 (11)
2.10考虑传动比的影响，额定功率的增量由表12-17m查得 (11)
2.11V带的根数 (11)
2.12单根V带的预紧力 (12)
2.13带轮的结构 (12)
第三章基本参数计算13
3.1各轴的转速 (13)
3.2各轴功率 (13)
3.3各轴转矩 (13)
第四章同步齿轮减速箱齿轮的设计计算14
4.1I轴齿轮设计计算 (14)
4.1.1选择齿轮材料 (14)
4.1.2初定齿轮主要参数 (14)
4.1.3校核齿面接触疲劳强度 (16)
4.2Ⅱ轴齿轮设计计算 (18)
4.2.1选择齿轮材料 (18)
4.2.2初定齿轮主要参数 (18)
4.2.3校核齿面接触疲劳强度 (20)
4.3Ⅲ轴齿轮设计计算 (22)
4.3.1选择齿轮材料 (22)
4.3.2初定齿轮主要参数 (22)
4.3.3校核齿面接触疲劳强度 (24)
4.4Ⅳ轴齿轮设计计算 (26)
4.4.1选择齿轮材料 (26)
第五章同步齿轮减速箱轴的设计计算30
5.1Ⅰ轴的设计计算 (30)
5.1.1选择轴的材料 (30)
5.1.2初步估算轴的的直径 (30)
5.1.3轴上零部件的选择和轴的结构设计 (30)
5.1.4轴的受力分析 (31)
5.1.5轴的强度计算 (33)
5.2Ⅱ轴的设计计算 (34)
5.2.1选择轴的材料 (34)
5.2.2初步估算轴的的直径 (34)
5.2.3轴上零部件的选择和轴的结构设计 (34)
5.2.4轴的受力分析 (35)
5.2.5轴的强度计算 (38)
5.3Ⅲ轴的设计计算 (39)
5.3.1选择轴的材料 (39)
5.3.2初步估算轴的的直径 (39)
5.3.3轴上零部件的选择和轴的结构设计 (39)
5.3.4轴的受力分析 (40)
5.3.5轴的强度计算 (45)
5.4Ⅳ轴的设计计算 (45)
5.4.1选择轴的材料 (45)
5.4.2初步估算轴的的直径 (45)
5.4.3轴上零部件的选择和轴的结构设计 (45)
5.4.4轴的受力分析 (46)
5.5Ⅴ轴的设计计算 (50)
5.5.1选择轴的材料 (50)
5.5.2初步估算轴的的直径 (50)
5.5.3轴上零部件的选择和轴的结构设计 (50)
5.5.4轴的受力分析 (50)
5.5.5轴的强度计算 (53)
第六章同步齿轮减速箱轴承的校核55
6.1I轴轴承的校核 (55)
6.1.1计算轴承支反力 (55)
6.1.2轴承的派生轴向力 (55)
6.1.3轴承所受的轴向载荷 (55)
6.1.4轴承的当量动载荷 (55)
6.2II轴轴承的校核 (56)
6.2.1计算轴承支反力 (56)
6.2.2轴承的派生轴向力 (56)
6.2.3轴承所受的轴向载荷 (57)
6.2.4轴承的当量动载荷 (57)
6.2.5轴承寿命 (57)
6.3III轴轴承的校核 (58)
6.3.1计算轴承支反力 (58)
6.3.2轴承的派生轴向力 (58)
6.3.3轴承所受的轴向载荷 (58)
6.3.4轴承的当量动载荷 (58)
6.3.5轴承寿命 (59)
6.4IV轴轴承的校核 (59)
6.4.1计算轴承支反力 (59)
6.4.2轴承的派生轴向力 (60)
6.4.3轴承所受的轴向载荷 (60)
6.4.4轴承的当量动载荷 (60)
6.4.5轴承寿命 (60)
6.5V轴轴承的校核 (61)
6.5.1计算轴承支反力 (61)
6.5.2轴承的派生轴向力 (61)
6.5.3轴承所受的轴向载荷 (61)
6.5.4轴承的当量动载荷 (62)
6.5.5轴承寿命 (62)
第七章同步齿轮减速箱键的校核63
7.1I轴键的校核 (63)
7.2II轴健的校核 (63)
7.3III轴健的校核 (63)
7.4IV轴健的校核 (63)
7.5V轴键的校核 (64)
第八章同步齿轮减速箱箱体及附件设计计算65
8.1箱体设计 (65)
8.1.1箱体结构设计 (65)
8.1.2铸造箱体的尺寸 (65)
8.2减速器附件 (65)
8.2.1检查孔及其盖板 (65)
8.2.2通气器 (65)
8.2.3轴承盖和密封装置 (66)
8.2.5油面指示器 (66)
8.2.6放油螺塞 (66)
8.2.7起吊装置 (66)
第九章机架及成型装置的设计计算67
9.1型辊轴的设计 (67)
9.1.1选择轴的材料 (67)
9.1.2初步估算轴的的直径 (67)
9.1.3轴上零部件的选择和轴的结构设计 (67)
9.1.4轴的受力分析 (67)
9.1.5轴的强度计算 (70)
9.2辊心的设计 (70)
9.2.1选择辊心的材料 (70)
9.2.2辊心结构设计 (70)
9.3型板的设计 (71)
9.3.1型板材料的选择 (71)
9.3.2型板结构的设计 (72)
9.4机架的设计 (72)
第十章强制加料装置的设计计算73
10.1强制加料装置的构成 (73)
10.2强制加料装置的设计参数 (73)
10.3 具体设计与计算 (73)
10.3.1 螺旋直径的设计 (73)
10.3.2 螺旋轴转速的计算 (74)
10.3.3功率的计算． (74)
第十一章液压加载装置的选型 75
结论76
参考文献77
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致谢78
绪论
1.型煤概况
煤炭在我国的能源中，占有十分重要的地位，而且在一定时期内，这种状况不会改变。

此外，随着采煤机械化程度的不断的提高,粉煤在原煤中所占的比例也越来越大。

粉煤比例的增加不仅降低了散煤的燃烧效率,而且严重地污染了环境。

发展型煤是提高粉煤利用率和减少环境污染的重要途径。

2.成型设备概况
成型设备是型煤生产中的关键设备,选择成型设备应以原煤的特性，型煤的用途及成时压力等诸多因素为基础。

目前工业上应用最广的是对辊式成型机。

另外,还有冲压式成型机,环式成型机和螺旋式成型机等。

3.对辊成型机概况
对辊成型机可用于成型、压块和颗粒的高压破碎，它的给料系统和辊面的设计要根据使用要求来设计。

下面就对辊成型机在成型方面的应用进行描述。

对辊成型机主要包括以下几个主要部件：
3.1同步齿轮传动系统
对辊成型机的同步齿轮传动系统由包括两个同步齿轮在内的减速器，安全联轴器等组成。

安全联轴器是一个能自动复位的机构，它可以在正常工作时驱动转距的1.7～1.9倍范围内调整。

最主要的是，同步齿轮和齿轮联轴器的连接保证了提供给型辊完全均匀的线速度。

3.2成型系统
对辊成型机的最主要部分是型辊。

由于成型压力大，直径大，所以采用八块型板拼装的方式，辊芯由铸钢材料铸造而成，型板由强度高的耐磨材料制造。

3.3加料系统
加料系统除了用作加料外,还具有如下作用:(1)对物料预压,将预压力加于物料上;(2)利用预压力使物料脱气,从而增大物料的堆积密度;(3)可以使对辊型轮直径及加载力减小,从而使成型机的尺寸及重量减少,成本降低。

3.4液压加载系统
液压加载系统用于提供压力迫使浮辊向被压实的物料和固定辊靠近。

为满足特殊的工作需要，压力的高低和大小可以自由调整。

压力的梯度随间距的变化而升高，通过改变液压储能器中氮的分压可以在很大范围内调整压力的梯度。

在其他尖硬物料被压入压辊的间隙时液压系统也用作安全装置。

第一章 电机选型及传动比计算
1.1选择电动机
1.1.1选择电动机的类型和结构形式
按工作条件和要求，选用一般用途的Y 系列三相异步电动机，为卧式封闭结构。

1.1.2选择电动机的容量
辊子转速：n=8~10r/min
辊子圆周速度：v=0.4~0.6m/s
ω=n π/30 v=ωr r=π30v n =14.3106.030⨯⨯=573mm
辊轮周长：L=d π=257314.3⨯⨯=3598.44mm
型煤比重：1.35g/cm 3
型煤体积：45³45³28=0.567 cm
3 单个煤球重：0.567³1.35=77g 辊子转一周产量：1060 10×356⨯=58333g 辊子沿周向布排球窝数：5
4544.3598+=72 辊子沿宽度方向可布排球窝：727758333⨯=10.52 圆整取11排
辊子宽度：45³11+5³10+70=635mm
总成型压力：T=20³63.5=1270KN
辊子承受的合力矩： M=Te
=1270³45=57150Nm
工作机所需的功率： P=9550
Tn 式中 T=57150Nm n=10 r/min 代入上式得 P=843.599550
1057150=⨯KW 电动机所需功率：P
0=P/η
从电动机到辊轮主轴之间的传动装置的总效率：
4851234ηηηηη=
式中 η
=0.951 V 带传动效率 20.99η= 联轴器效率
30.98η= 轴承效率
40.97η= 齿轮传动效率
代入上式得
η=0.95³0.994³0.988³0.975
=0.6667
0P =P/η
=59.843/0.6667
=89.760kw
选择电动机额定功率P m ≥P 0，根据传动系统图和推荐的传动比合理范围，V 带传动的传动比2~4,单级圆柱齿轮传动比 3~6
所以选择Y280M-4电动机，额定功率90kw,满载转速1480 r/min 。

1.2计算传动装置的总传动比并分配各级传动比
1.2.1传动装置的总传动比
i =n n m =10
1480=148 1.2.2分配各级传动比
该传动装置中使用的是三级圆柱齿轮减速器，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
选择三级圆柱齿轮减速器的传动比为50，并分配各级齿轮传动比为 i 1=3.9 i 2=3.5 i 3=3.66
辊轮的直径为1146mm,两辊轮这间的间隙取1mm,所以两辊轮的中心距为1147mm 。

由此调节可初定同步齿轮的传动比为2.5 。

则V 带传动的传动比为
1.184。

第二章 V 带设计计算
2.1确定计算功率
根据工作情况 查表12-12选择工况系数2.1=A K 设计功率 KW P K P A d 108902.1=⨯==
2.2选择带型
根据KW P d 108=和min /14801r n = 选择15N 窄V 带(有效宽度制)
2.3确定带轮基准直径
小带轮的基准直径 参考表12-19和图12-4取 mm d e 2501= 传动比 184.1=i
取弹性滑动系数 02.0=ε
大带轮基准准直径 )1(12ε-=e e id d )02.01(250184.1-⨯⨯= mm 08.290= 取标准值 mm d e 3002=
实际转速 ε=-1212(1)p p d n n d 4.2974
.2471480)02.01(⨯⨯-= min /55.1206r = 实际传动比 227.155.1206148021===n n i
2.4验算带的速度
s m n d v p /2.1910006014804.24714.31000601
1=⨯⨯⨯=⨯=π 2.5初定中心距
取=01000a mm
2.6确定基准长度
02
1212004)(2)
(2a d d d d a L d d d d d -+++=π
700
4)250300(2)250300(14.370022
⨯-+
+⨯+⨯= 2864.1mm
=
由表12-10选取相应基准长度 3000d L mm =
2.7确定实际轴间距 0
030002864.1
100010682
2
d d L L a a mm --≈+
=+
=
安装时所需最小轴间距
min 0.01510680.01530001023d a a L mm =-=-⨯=
张紧或补偿伸长所需最大轴间距
max 0.0310680.0330001158d a a L mm =+=+⨯=
2.8验算小带轮包角 ︒⨯--︒=
3.571801
21a
d d d d α ︒⨯--
︒=3.5755
.781250
300180 ︒>︒=1203.176 2.9单根V 带的基本额定功率
根据mm d d 2501=和min /14801r n = 由表12-17m 查得15N 型窄V 带
KW P 94.191=
2.10考虑传动比的影响，额定功率的增量由表12-17m 查得 80.01=∆P 2.11V 带的根数 ()L
a d
K K P P P z 11∆+=
查得993.0=a K 查得95.0=L K
()52.595
.0993.080.094.19108
=⨯⨯+=z 根
取6根
2.12单根V 带的预紧力
2015.2500mv zv P K F d a +⎪⎪⎭
⎫ ⎝⎛-= 查得m=0.37kg/m
2
0 2.5108
50010.3719.20.993619.2
F ⎛⎫=⨯-⨯+⨯
⎪⨯⎝⎭ 848N =
2.13带轮的结构
小带轮采用实心轮结构，大带轮采用孔板轮结构。

由Y280M-4电动机可知，其轴伸直径mm d 75=，长度mm L 140=， 小带轮轴孔直径应取mm d 750=，毂长应小于mm 140.
由V 带的实际传动比227.1=i ，对减速器的传动比进行重新分配。

传动装置总传动比 =总
148i
V 带传动传动比 227.1=带i 同步齿轮的传动比 5.24=i 则三级减速器的传动比为
248.485
.2227.1148
=⨯=
i 1i ，3i 调节不变，2i ，以达到传动比的调节。

则 9.31=i 66.33=i 383.366
.39.3284.48312=⨯==i i i i
第三章 基本参数计算
3.1各轴的转速
Ⅰ轴 ===1´1480
1206.2/min 1.227
ø
n n r i
Ⅱ轴 =
==1
21
1206.2
309.28/min 3.9
n n r i
Ⅲ轴 min /4.91383.328.3092
23r i n
n === Ⅳ轴 min /0.2566.34.913
34r i n
n ===
Ⅴ轴 min /105.20.254
45r i n
n ===
3.2各轴功率
Ⅰ轴 1P = 0P 01η=KW 5.8595.090=⨯
Ⅱ轴 KW P P 28.8197.098.05.851212=⨯⨯==η Ⅲ轴 KW P P 26.7797.098.028.812323=⨯⨯==η Ⅳ轴 KW P P 44.7397.098.026.773434=⨯⨯==η Ⅴ轴 KW P P 81.6997.098.044.734545=⨯⨯==η
VI 轴 2655669.810.980.970.9965.04P P KW η==⨯⨯⨯=
3.3各轴转矩
Ⅰ轴 1119550955085.51206.2676.94T P n Nm ==⨯=
Ⅱ轴 2229550955081.282509.78T P Nm ==⨯= Ⅲ轴 3339550955077.268072.57T P n Nm ==⨯= Ⅳ轴 4449550955073.4428054.08T P Nm ==⨯= Ⅴ轴 5559550955069.811066668.55T P n Nm ==⨯= VI 轴 6669550955065.041062113.2T P n Nm ==⨯=
第四章 同步齿轮减速箱齿轮的设计计算
4.1I 轴齿轮设计计算
4.1.1选择齿轮材料
小齿轮 20CrMnTi 渗碳淬火 HRC 56~62 大齿轮 20CrMnTi 渗碳淬火 HRC 56~62 齿轮的疲劳极限应力按中等质量（MQ ）要求查得 MPa F F 4502lim 1lim ==σσ
MPa H H 15002lim 1lim ==σσ 参考我国试验数据后，将lim F σ适当降低： MPa F F 4002lim 1lim ==σσ
4.1.2初定齿轮主要参数
按齿根弯曲疲劳强度估算齿轮尺寸，计算模数
FP
FS
m Y Z KT m σφ113
5
.12=
按表14-34，并考虑传动比i ，选用小齿轮齿数1Z =28， 大齿轮齿数 2.109289.312=⨯==iZ Z 取110 选齿宽系数
14=m φ
5.028141
===Z m d φφ
()()204.02819.35.01415.01
=⨯+⨯=+=Z u m a φφ
查得大小齿轮的复合齿形系数（021==x x 时）
12.41=FS Y 95.32=FS Y 由于轮齿单向受力，齿轮的许用弯曲应力
MPa MPa F FP FP FP 6404006.16.1lim 21=⨯====σσσσ 由于221
1FP FS FP FS Y
Y σσ>，故按小齿轮的抗弯强度计算模数 mm mm m 5.3640
12
.4281494.67625
.123
=⨯⨯⨯=
采用斜齿轮，取标准模数mm m n 6=。

初取β=13°，则齿轮中心距
()βcos 221n m z z a +=
()︒
⨯⨯+=
13cos 2611028
mm 890.424=
由于单件生产，不必取标准中心距，取mm a 425=。

准确的螺旋角
()a
m z z n
2arccos
21+=β
()426
11028arccos
⨯⨯+=
︒=064.13 133'50"β=︒
齿轮分度圆直径
β
cos 11n
m z d =
︒
⨯=064.13cos 6
28
mm 464.172=
β
cos 22n
m z d =
︒⨯=064.13cos 6110 mm 536.677=
工作齿宽
mm d b 232.86464.1725.011=⨯==φ
为了保证1>βε，取mm b 90=。

52.0464.17290
1===d b d φ 齿轮圆周速度
1000
601
1⨯=
n d v π
1000
602
.1206464.172⨯⨯⨯=
π
s m /89.10=
按此速度查，齿轮精度选用8级即可，齿轮精度8-7-7（GB10095-1988） 校核重合度
纵向重合度 11.1>=βε
端面重合度 70.190.080.0=+=αε
总重合度 2.280.270.11.1>=+=+=βαγεεε 4.1.3校核齿面接触疲劳强度
εβ
σ=H BD H E Z Z Z Z Z
分度圆上的切向力
12000d T F t
t =
464.17294.6762000⨯=
N 7850=
使用系数 25.1=A K 动载荷系数
2
21211
1001u
u v Z K b F K K K t A V +⎪⎪⎪⎭
⎫ ⎝⎛++= 式中 9.231=K 0087.02=K
齿数比93.32811012===Z Z
u
将有关数据代入V K 计算式
2
2
93.31
93.310089.10280087.090785025.19.231+⨯⨯⨯⎪
⎪⎪⎪⎭
⎫ ⎝⎛+⨯+=V K 72.1=
齿向载荷分布系数
442
108
.0107.418.017.1d d H b K φφβ+⨯++=- 44252.0108.090107.452.018.017.1⨯+⨯⨯+⨯+=- 27.1=
齿向载荷分配系数，根据
mm N mm N b F K t A /100/10990
785025.1>=⨯=
2.1=αH K
节点区域系数，按"50'313︒=β和021==x x 45.2=H Z 材料弹性系数 MPa Z E 8.189=
重合度系数 77.0=εZ 螺旋角系数 99.0=βZ
由于11.1>=βε可取=
BD Z σ=⨯⨯⨯⨯1 2.45189.80.77H MPa 511=
计算接触强度强度安全系数 H
X
W LVR NT H H Z Z Z Z S σσlim =
式中各系数的确定
计算齿面应力循环数
911102.2300002.120616060⨯=⨯⨯⨯==t jn N L
89
12106.593
.3102.2⨯=⨯==u N N L L
按齿面不允许出现点蚀，寿命系数 89.01=NT Z 94.02=NT Z
润滑油膜影响系数 92.0=LVR Z 齿面工作硬化系数 1=W Z
尺寸系数 按mm m n 6=， 得1=X Z 将以上数据代入H S 计算式
5111
192.089.015001⨯⨯⨯⨯=H S
40.2= 511
1
192.094.015002⨯⨯⨯⨯=
H S
54.2=
按一般可靠度要求，选用最小安全系数1.1min =H S 。

1H S 和2H S 均大于min H S ，故安全。

4.2Ⅱ轴齿轮设计计算
4.2.1选择齿轮材料
小齿轮 20CrMnTi 渗碳淬火 HRC 56~62 大齿轮 20CrMnTi 渗碳淬火 HRC 56~62
齿轮的疲劳极限应力按中等质量（MQ ）要求从图14-32和图14-24中 得
MPa F F 4502lim 1lim ==σσ
MPa H H 15002lim 1lim ==σσ
参考我国试验数据（表14-45）后，将lim F σ适当降低： MPa F F 4002lim 1lim ==σσ
4.2.2初定齿轮主要参数
按齿根弯曲疲劳强度估算齿轮尺寸，计算模数
FP
FS
m Y Z KT m σφ113
5
.12=
并考虑传动比i ，选用小齿轮齿数1Z =28，
大齿轮齿数 7.9428383.312=⨯==iZ Z 选95 选齿宽系数
14=m φ
5.028141
===Z m d φφ
()()228.0281383.35.01415.01
=⨯+⨯=+=Z u m a φφ
大小齿轮的复合齿形系数（021==x x 时）
12.41=FS Y 95.32=FS Y 由于轮齿单向受力，齿轮的许用弯曲应力
MPa MPa F FP FP FP 6404006.16.1lim 21=⨯====σσσσ 由于221
1FP FS FP FS Y
Y σσ>，故按小齿轮的抗弯强度计算模数 mm mm m 54.5640
35
.4281478.250925
.123
=⨯⨯⨯=
采用斜齿轮，取标准模数mm m n 8=。

初取β=13°，则齿轮中心距
()βcos 221n m z z a +=
()︒
⨯⨯+=
13cos 289528
mm 942.504=
由于单件生产，不必取标准中心距，取mm a 505=。

准确的螺旋角
()a
m z z n
2arccos 21+=β
()505
289528arccos
⨯⨯+=
︒=029.13 "44'113︒=β
齿轮分度圆直径
β
cos 11n
m z d =
︒
⨯=029.13cos 8
28
mm 919.229=
β
cos 22n
m z d =
︒⨯=029.13cos 895 mm 082.780=
工作齿宽
mm d b d 960.114919.2295.01=⨯==φ 为了保证1>βε，取mm b 130=。

57.0919.229130
1===d b d φ 齿轮圆周速度
1000
601
1⨯=
n d v π
1000
6028
.309919.229⨯⨯⨯=
π
s m /72.3=
按此速度查得，齿轮精度选用8级即可，齿轮精度8-7-7（GB10095-1988） 校核重合度
纵向重合度 11.1>=βε
端面重合度 68.188.080.0=+=αε
总重合度 2.278.268.11.1>=+=+=βαγεεε 4.2.3校核齿面接触疲劳强度 αββ
εσH H V A t E H BD H K K K K u
u b d F Z Z Z Z Z 1
1+=
分度圆上的切向力
1
2000d T F t
t = 919
.22978.2509
2000⨯=
N 21832=
使用系数 25.1=A K
动载荷系数
2
21211
1001u
u v Z K b F K K K t A V +⎪⎪⎪⎭
⎫ ⎝⎛++= 式中 9.231=K 0087.02=K
齿数比39.3289512===Z Z
u
将有关数据代入V K 计算式
2
2
39.31
39.310072.3280087.01302183225.19.231+⨯⨯⨯⎪
⎪⎪⎪⎭
⎫ ⎝⎛+⨯+=V K 13.1=
齿向载荷分布系数
442
108
.0107.418.017.1d d H b K φφβ+⨯++=- 4425.0108.0130107.45.018.017.1⨯+⨯⨯+⨯+=- 28.1=
齿向载荷分配系数，根据
mm N mm N b F K t
A /100/210130
2183225.1>=⨯=得2.1=αH K 节点区域系数，按"44'113︒=β和021==x x 得45.2=H Z
材料弹性系数MPa Z E 8.189= 重合度系数 78.0=εZ 螺旋角系数 99.0=βZ
由于11.1>=βε可取1===B D BD Z Z Z
MPa
H 2.128.113.125.139
.31
39.3130919.2292183299
.078.08.18945.21⨯⨯⨯⨯+⨯⨯⨯⨯⨯⨯=σ MPa 508=
计算接触强度强度安全系数 H
X
W LVR NT H H Z Z Z Z S σσlim =
式中各系数的确定 计算齿面应力循环数
811106.53000028.30916060⨯=⨯⨯⨯==t jn N L
88
121065.139
.3106.5⨯=⨯==u N N L L
按齿面不允许出现点蚀，得寿命系数 94.01=NT Z 96.02=NT Z
润滑油膜影响系数 92.0=LVR Z 齿面工作硬化系数 1=W Z
尺寸系数 按mm m n 8=， 1=X Z 将以上数据代入H S 计算式
5081
192.094.015001⨯⨯⨯⨯=H S
55.2= 508
1
192.096.015002⨯⨯⨯⨯=
H S
61.2=
按一般可靠度要求，选用最小安全系数1.1min =H S 。

1H S 和2H S 均大于min H S ，故安全。

4.3Ⅲ轴齿轮设计计算
4.3.1选择齿轮材料
小齿轮 20CrMnTi 渗碳淬火 HRC 56~62
大齿轮 20CrMnTi 渗碳淬火 HRC 56~62 齿轮的疲劳极限应力按中等质量（MQ ）要求得
MPa F F 4502lim 1lim ==σσ
MPa H H 15002lim 1lim ==σσ
参考我国试验数据（表14-45）后，将lim F σ适当降低： MPa F F 4002lim 1lim ==σσ
4.3.2初定齿轮主要参数
按齿根弯曲疲劳强度估算齿轮尺寸，计算模数
FP
FS
m Y Z KT m σφ113
5
.12=
并考虑传动比i ，选用小齿轮齿数1Z =26， 大齿轮齿数 16.952666.312=⨯==iZ Z 取95 选齿宽系数
14=m φ
54.026141
===Z m d φφ
()()231.026166.35.01415.01
=⨯+⨯=+=Z u m a φφ
大小齿轮的复合齿形系数（021==x x 时）
18.41=FS Y 95.32=FS Y 由于轮齿单向受力，齿轮的许用弯曲应力
MPa MPa F FP FP FP 6404006.16.1lim 21=⨯====σσσσ 由于221
1FP FS FP FS Y
Y σσ>，故按小齿轮的抗弯强度计算模数 mm mm m 27.8640
18
.4261457.807225
.123
=⨯⨯⨯=
采用斜齿轮，取标准模数mm m n 10=。

初取β=13°,则齿轮中心距
()β
cos 221n m z z a +=
()︒
⨯⨯+=
13cos 2109526
mm 914.620=
由于单件生产，不必取标准中心距，取mm a 621=。

准确的螺旋角
()a
m z z n
2arccos 21+=β
()621
2109526arccos
⨯⨯+=
︒=034.13 "2'213︒=β
齿轮分度圆直径
β
cos 11n
m z d = ︒
⨯=034.13cos 10
26
mm 876.266=
β
cos 22n
m z d =
︒
⨯=034.13cos 10
95
mm 123.975=
工作齿宽
mm d b d 113.144876.26654.01=⨯==φ
为了保证1>βε，取mm b 160=。

60.0876.266160
1===d b d φ 齿轮圆周速度
1000
601
1⨯=
n d v π
1000
604
.91876.266⨯⨯⨯=
π
s m /28.1=
按此速度,齿轮精度选用8级即可，齿轮精度8-7-7（GB10095-1988）
校核重合度
纵向重合度 11.1>=βε
端面重合度 66.188.078.0=+=αε
总重合度 2.276.266.11.1>=+=+=βαγεεε 4.3.3校核齿面接触疲劳强度 αββ
εσH H V A t E H BD H K K K K u
u b d F Z Z Z Z Z 1
1+=
分度圆上的切向力
1
2000d T F t
t = 876
.26657.8072
2000⨯=
N 60497=
使用系数 25.1=A K
动载荷系数
2
21211
1001u u v Z K b F K K K t A V +⎪
⎪⎪⎭
⎫ ⎝⎛++= 式中 9.231=K 0087.02=K
齿数比65.326951
2===Z Z
u
将有关数据代入V K 计算式
2
2
65.31
65.310028.1260087.01606049725.19.231+⨯⨯⨯⎪
⎪⎪⎪⎭
⎫ ⎝⎛+⨯+=V K
02.1=
齿向载荷分布系数
442
108
.0107.418.017.1d d H b K φφβ+⨯++=- 44260.0108.0160107.460.018.017.1⨯+⨯⨯+⨯+=- 32.1=
齿向载荷分配系数，根据
mm N mm N b F K t
A /100/473160
6049725.1>=⨯=,2.1=αH K 节点区域系数，按"2'213︒=β和021==x x ,45.2=H Z
材料弹性系数 MPa Z E 8.189= 重合度系数 77.0=εZ 螺旋角系数 99.0=βZ
由于11.1>=βε可取1===B D BD Z Z Z
MPa
H 2.132.102.125.165
.31
65.3160876.2666049799
.077.08.18945.21⨯⨯⨯⨯+⨯⨯⨯⨯⨯⨯=σ MPa 677=
计算接触强度强度安全系数 H
X
W LVR NT H H Z Z Z Z S σσlim =
式中各系数的确定 计算齿面应力循环数
811106.1300004.9116060⨯=⨯⨯⨯==t jn N L
78
12104.465
.3106.1⨯=⨯==u N N L L
按齿面不允许出现点蚀，寿命系数 96.01=NT Z 12=NT Z
润滑油膜影响系数 92.0=LVR Z 齿面工作硬化系数 1=W Z
尺寸系数 按mm m n 10=， 97.0=X Z 将以上数据代入H S 计算式
67797
.0192.096.015001⨯⨯⨯⨯=H S
90.1= 677
97
.0192.0115002⨯⨯⨯⨯=
H S
98.1=
按一般可靠度要求，选用最小安全系数1.1min =H S 。

1H S 和2H S 均大于min H S ，故安全。

4.4Ⅳ轴齿轮设计计算
4.4.1选择齿轮材料
小齿轮 20CrMnTi 渗碳淬火 HRC 56~62
大齿轮 20CrMnTi 渗碳淬火 HRC 56~62 齿轮的疲劳极限应力按中等质量（MQ ）要求得 MPa F F 4502lim 1lim ==σσ
MPa H H 15002lim 1lim ==σσ
参考我国试验数据后，将lim F σ适当降低：
MPa F F 4002lim 1lim ==σσ
4.4.2初定齿轮主要参数
按齿根弯曲疲劳强度估算齿轮尺寸，计算模数
FP
FS
m Y Z KT m σφ113
5
.12=
并考虑传动比i ，选用小齿轮齿数1Z =28， 大齿轮齿数 70285.212=⨯==iZ Z 取70 选齿宽系数
14=m φ
5.029141
===Z m d φφ
()()286.02815.25.01415.01
=⨯+⨯=+=Z u m a φφ
大小齿轮的复合齿形系数（021==x x 时）
11.41=FS Y 0.42=FS Y 由于轮齿单向受力，齿轮的许用弯曲应力
MPa MPa F FP FP FP 6404006.16.1lim 21=⨯====σσσσ 由于221
1FP FS FP FS Y
Y σσ>，故按小齿轮的抗弯强度计算模数 mm mm m 15.12640
11
.428142805425
.123
=⨯⨯⨯=
采用斜齿轮，取标准模数mm m n 16=。

初取β=12°，则齿轮中心距
()β
cos 221n m z z a +=
()︒
⨯⨯+=
12cos 2167028
mm 515.801=
由于单件生产，不必取标准中心距，取mm a 802=。

准确的螺旋角
()a
m z z n
2arccos 21+=β
()802
2167028arccos
⨯⨯+=
︒=162.12 "43'912︒=β
齿轮分度圆直径
β
cos 11n
m z d = ︒
⨯=162.12cos 16
28
mm 286.458=
β
cos 22n
m z d =
︒
⨯=162.12cos 16
70
mm 715.1145=
工作齿宽 mm d b d 143.229286.4585.01=⨯==φ 为了保证1>βε，取mm b 260=。

57.0286.458260
1===d b d φ 齿轮圆周速度 1000
601
1⨯=n d v π
1000
6025
286.458⨯⨯⨯=
π
s m /60.0=
按此速度,齿轮精度选用8级即可，齿轮精度8-7-7（GB10095-1988） 校核重合度
纵向重合度 11.1>=βε
端面重合度 67.187.080.0=+=αε
总重合度 2.277.267.11.1>=+=+=βαγεεε 4.4.3校核齿面接触疲劳强度 αββ
εσH H V A t E H BD H K K K K u
u b d F Z Z Z Z Z 1
1+=
分度圆上的切向力
1
2000d T F t
t = 286
.45808.28054
2000⨯=
N 122430=
使用系数 25.1=A K
动载荷系数
2
21211
1001u
u v Z K b F K K K t A V +⎪⎪⎪⎭
⎫ ⎝⎛++= 式中 9.231=K 0087.02=K 齿数比5.22870
1
2
===
Z Z u
将有关数据代入V K 计算式
2
2
5.21
5.210060.0280087.026012243025.19.231+⨯⨯⨯⎪
⎪⎪⎪⎭
⎫
⎝⎛+⨯+=V K
01.1=
齿向载荷分布系数
442
108
.0107.418.017.1d d H b K φφβ+⨯++=- 44257.0108.0260107.457.018.017.1⨯+⨯⨯+⨯+=- 36.1=
齿向载荷分配系数，根据
mm N mm N b F
K t A /100/589260
122430
25.1>=⨯=,2.1=αH K 节点区域系数，按"43'912︒=β和0==x x ,45.2=Z
材料弹性系数 MPa Z E 8.189= 重合度系数 77.0=εZ 螺旋角系数 99.0=βZ
由于11.1>=βε可取1===B D BD Z Z Z
MPa
H 2.136.101.125.15
.21
5.226028
6.45812243099
.077.08.18945.21⨯⨯⨯⨯+⨯⨯⨯⨯⨯⨯=σ MPa 610=
计算接触强度强度安全系数 H
X
W LVR NT H H Z Z Z Z S σσlim =
式中各系数的确定 计算齿面应力循环数
711105.4300002516060⨯=⨯⨯⨯==t jn N L
77
12108.15
.2105.4⨯=⨯==u N N L L
按齿面不允许出现点蚀，寿命系数 11=NT Z 05.12=NT Z
润滑油膜影响系数 92.0=LVR Z 齿面工作硬化系数 1=W Z
尺寸系数 按mm m n 10=， 91.0=X Z 将以上数据代入H S 计算式
61091
.0192.0115001⨯⨯⨯⨯=H S
06.2=
610
91
.0192.005.115002⨯⨯⨯⨯=
H S
16.2=
按一般可靠度要求，选用最小安全系数1.1min =H S 。

1H S 和2H S 均大于min H S ，故安全。

第五章 同步齿轮减速箱轴的设计计算
5.1Ⅰ轴的设计计算
5.1.1选择轴的材料
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，其力学性能
MPa b 640=σ MPa s 355=σ MPa 2751=-σ MPa 1551=-τ []MPa 601=-σ MPa s 207=τ 2.0=σψ 1.0=τψ 115=A
5.1.2初步估算轴的的直径
mm n P
A
d 6.472
.12065
.851153
3
min =⨯==
取轴径为60mm
5.1.3轴上零部件的选择和轴的结构设计
5.1.3.1初步选择滚动轴承
根据轴的受力，选取30000型圆锥滚子轴承，为了便于轴承的装配，取装轴承处的直径mm d 75=。

初选滚动轴承为30315型，其尺寸为
7516037d D B m m m m m m ⨯⨯=⨯⨯，定位轴肩高度mm h 5= 5.1.3.2根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
Ⅰ轴段为mm d 60=圆柱形轴伸，查表21-9，mm d 60=的轴伸长
1120l mm =。

Ⅱ轴段直径为mm d 68=，根据减速器与轴承端盖的结构，确定端盖总宽度为mm 69，考虑端盖与带轮间隙，280=l mm 。

Ⅲ轴段安装轴承，由于圆柱形轴伸的原因，采用双列轴承，取mm d 75=，397l mm =。

Ⅳ轴段轴肩长度，按齿轮距箱体内壁这距离取mm 15，考虑到箱体的铸造误差，滚动轴承应距箱体内壁mm 5~3，取mm 5，从各轴的结构选mm l 375=，
mm d 855=。

Ⅴ轴安装轴承，675d mm =，mm l 516=
5.1.4轴的受力分析
5.1.4.1作出轴的计算简图
136a mm = 65b mm =
5.1.4.2轴受外力的计算
轴传递的转矩 n
P T ⨯⨯=611055.9 2
.12065.851055.96⨯⨯= Nmm 676940=
齿轮的圆周力 111226769407850172.464
t T F N d ⨯===
齿轮的径向力 1
1tan tan 2078502933cos cos13.064n r t F F N αβ==⨯= 齿轮的轴向力 1
1tan 7850tan13.0641822a t F F N β==⨯=
5.1.4.3求支反力
在水平面内的支反力
由10M ∑=得 2()0H t R a b Fa +-= 2
7850136531113665t H F a R N a b ⨯===++ 由0=∑Z 得 1
2785053112539H t H R F R N =-=-= 弯矩图 345304H
M Nmm =
在垂直面内的支反力
由
1
M
∑=得1
2
()0
2
V r a
d
R a b F a F
+-+=
1
2
172.464
29331361822
221203
13665
r a
V
d
F a F
R N
a b
-⨯-⨯
===
++
由0
=
∑Z得
12
293312031730
V r V
R F R N
=-=-=
弯矩图235280
V
M Nmm
=
扭矩图Nmm
T676940
1
=
5.1.5轴的强度计算
按弯扭合成强度条件计算
由于齿轮作用力在D截面的最大合成弯矩
22DV DH D M M M +=
= 279585Nmm =
D 截面的当量弯矩 ()22T M M D ca α+=
=493089Nmm =
[]13310104930898.036085
ca D D M MPa MPa d σσ-⨯===≤= 安全 5.2Ⅱ轴的设计计算
5.2.1选择轴的材料
选用45号钢，调质处理。

115=A
5.2.2初步估算轴的的直径 mm n P A d 6
6.7328
.30928.811153
3min =⨯== 取轴径为85mm
5.2.3轴上零部件的选择和轴的结构设计
5.2.3.1初步选择滚动轴承
根据轴的受力，选取30000型圆锥滚子轴承，为了便于轴承的装配，取装轴承处的直径85d mm =。

初选滚动轴承为30317型，其尺寸为8518041⨯⨯=⨯⨯d D B mm mm mm 。

5.2.3.2根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
Ⅰ轴段安装轴承，取85d mm =，1106l mm =。

Ⅱ轴段安装齿轮，齿轮左端采用套筒定位，右端使用轴肩定位。

取轴段直径290=d mm ，齿轮宽度为85mm,为了全套筒端面可靠地压紧齿轮，轴段长度应略短于齿轮轮毂宽度取280=l mm 。

Ⅲ轴段轴环345=l mm ，3105=d mm 。

Ⅳ轴段为齿轮轴宽度取mm 140。

Ⅴ轴段安装轴承，585=d mm ，556=l mm
5.2.4轴的受力分析
5.2.4.1作出轴的计算简图
125a mm = 157b mm = 108c mm =
5.2.4.2轴受外力的计算
轴传递的转矩 n
P T ⨯⨯=621055.9 28
.30928.811055.96⨯⨯= Nmm 2509778=
大齿轮的圆周力 2
17850t t F F N =-=
大齿轮的径向力 2
12933r r F F N =-= 大齿轮的轴向力 2
11822a a F F N =-= 小齿轮的圆周力 11122250977821832229.919
t T F N d ⨯=== 齿轮的径向力 11tan tan 20218328156cos cos13.029
n r t F F N αβ==⨯= 齿轮的轴向力 11tan 30675tan13.0295052a t F F N β
==⨯=
5.2.4.3求支反力
在水平面内的支反力
由10M ∑=得 212()()0H t t R a b c F a b F a ++-++=
()12221832282785012513270125157108
t t H F a b F a R N a b c +-⨯-⨯===++++ 由0=∑Z 得
1122
21832132707850712H t H t R F R F N =-+=-+= 弯矩图 1433160H
M Nmm =
在垂直面内的支反力
由10M ∑=得 1221122()()022
V r a a r d d R a b c F a b F F F a ++-++++=
1211222()22
r a a r V d d F a b F F F a R a b c +---=++
229.919677.536815628250521822293312522125157108
⨯-⨯-⨯-⨯=++1886N =
由0=∑Z 得
1122
8156188629333337V r V r R F R F N =--=--= 弯矩图 1433160H
M Nmm = 扭矩图 22509778T Nmm =
5.2.5轴的强度计算
由于齿轮作用力在D 截面的最大合成弯矩 22DV DH D M M M +=
= 426514Nmm =
D 截面的当量弯矩
()2
2T M M D ca α+=
=1565104Nmm =
[]1331010156510421.56090
ca D D M MPa MPa d σσ-⨯===≤= 由于齿轮作用力在E 截面的最大合成弯矩
22EV EH E M M M +=
=
923296Nmm =
E 截面的当量弯矩
()22T M M E ca α+=
= 1766383Nmm =
[]1331010176638315.360105ca E E M MPa MPa d σσ-⨯=
==≤= 安全
5.3Ⅲ轴的设计计算
5.3.1选择轴的材料
选用45号钢，调质处理， 115=A
5.3.2初步估算轴的的直径 mm n P A d 7.1084
.9126.771153
3min =⨯== 取轴径为110mm
5.3.3轴上零部件的选择和轴的结构设计
5.3.3.1初步选择滚动轴承
根据轴的受力，选取30000型圆锥滚子轴承，为了便于轴承的装配，取装轴承处的直径mm d 110=。

初选滚动轴承为30322型，其尺寸为11024050d D B mm mm mm ⨯⨯=⨯⨯。

5.3.3.2根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
Ⅰ轴段安装轴承，取mm d 110=，174=l mm 。

Ⅱ轴段安装齿轮，齿轮左端采用套筒定位，右端使用轴肩定位。

取轴段直径mm d 1152=，齿轮宽度为130mm,为了全套筒端面可靠地压紧齿轮，轴段长度应略短于齿轮轮毂宽度取2125=l mm 。

Ⅲ轴段轴肩高度0.078.05h d mm >=，取9.5h mm =，3133=d mm 。

轴环宽度35=l mm 。

Ⅳ轴段为齿轮轴宽度取mm 165。

Ｖ轴段轴肩高度取9.5h mm =，5133=d mm ，轴环宽度55=l mm 。

ⅤＩ轴段安装轴承，6110=d mm ，676=l mm 。

5.3.4轴的受力分析
5.3.4.1作出轴的计算简图
107a mm = 153b mm = 131c mm =
5.3.4.2轴受外力的计算
轴传递的转矩 n P T ⨯
⨯=621055.9 4
.9126
.771055.96⨯⨯=
Nmm 8072571=
大齿轮的圆周力 2120832t t F F N =-= 大齿轮的径向力 218156r r F F N =-= 大齿轮的轴向力 2
15052a a F F N =-=
小齿轮的圆周力 111228072571
60497266.876t T F N d ⨯===
小齿轮的径向力 11tan tan 20
6049722601cos cos13.034
n r t F F N αβ==⨯=
小齿轮的轴向力 11tan 60497tan13.03414005a t F F N β==⨯=
5.3.4.3求支反力
在水平面内的支反力
由1
0M ∑=得 122()()0t H t F a b R a b c F a +-++-=
()122
604972602183210734254107153131
t t H F a b F a R N
a b c +-⨯-⨯===++++0=∑Z 得
11226049734254218324411H t H t R F R F N =--=--=
弯矩图 4487274H M Nmm =
在垂直面内的支反力
由10M ∑=得 12
21122()()022
V r a a r d d R a b c F a b F F F a ++-++++=
1211
222()22r a a r V d d
F a b F F F a R a b c
+---=
++266.876780.082
226012601400550528156107
22107153131
⨯-⨯-⨯-⨯=
++2978N =
由0=∑Z 得
1122226012978815617423V r V r R F R F N =--=+-=
弯矩图 4151212V
M Nmm =
扭矩图 N m m T 80725712
5.3.5轴的强度计算
按弯扭合成强度条件计算
由于齿轮作用力在D 截面的最大合成弯矩 2
2
DV DH D M M M +=
=
1494568Nmm = D 截面的当量弯矩
()2
2
T M M D ca α+=
=5068889Nmm
=
[]133
1010506888938.160110
ca D D M MPa MPa d σσ-⨯===≤= 5.4Ⅳ轴的设计计算
5.4.1选择轴的材料
选用45号钢，调质处理，115=A
5.4.2初步估算轴的的直径
mm n
P
A
d 7.16425
44
.731153
3
min =⨯== 取轴径为170mm
5.4.3轴上零部件的选择和轴的结构设计
5.4.3.1初步选择滚动轴承
根据轴的受力，选取30000型圆锥滚子轴承，为了便于轴承的装配，取
装轴承处的直径mm d 170=。

初选滚动轴承为30234型，其尺寸为17031052⨯⨯=⨯⨯d D B mm mm mm 。

5.4.3.2根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
Ⅰ轴段安装轴承，取170d
mm =，183=l mm 。

Ⅱ轴段安装齿轮，齿轮
左端采用套筒定位，右端使用轴肩定位。

取轴段直径2175=d mm ，齿轮宽度为130mm,为了全套筒端面可靠地压紧齿轮，轴段长度应略短于齿轮轮毂宽度取2155=l mm 。

Ⅲ轴段轴肩高度0.0712.25h d mm >=，取12.5h m m =，3200=d mm 。

轴环宽度 1.417.5b h mm >=，取20b mm =，则320=l mm 。

Ⅳ轴段为中间段, 2170=d mm ,2300=l mm 。

Ⅴ轴段为轴肩，5200=d mm ，520=l mm 。

VI 轴段安装齿轮，齿轮右端采用套筒定位，左端使用轴肩定位。

取轴段直径6175=d mm ，6265=l mm 。

ⅤII 轴段安装轴承，7170=d mm ，792=l mm 。

5.4.4轴的受力分析
5.4.4.1作出轴的计算简图 122a mm = 550b mm = 193c mm =
5.4.4.2轴受外力的计算
轴传递的转矩 659.5510P T n
=⨯⨯
673.44
9.551025
=⨯⨯
28054080Nmm =
大齿轮的圆周力 216049t t F F N =-= 大齿轮的径向力 2122601r r F F N =-= 大齿轮的轴向力 2114005a a F F N =-=
小齿轮的圆周力 1112228054080
122430458.286
t T F N d ⨯=
== 齿轮的径向力
11tan tan 20
12243045584cos cos12.162
n r t F F N αβ==⨯=
齿轮的轴向力 1
1tan 122430tan12.16226385a t F F N β==⨯=
5.4.4.3求支反力
在水平面内的支反力
由10M ∑=得 122()()0t H t F a b R a b c F a +-+++=
()1221224306726049122
12255019395966++=
++⨯+⨯=++=t t H F a b F a R a b c
N
由0=∑Z 得 112212243060499596632513H t t H R F F R N =+-=+-=
弯矩图 18521438H
M Nmm =
在垂直面内的支反力
由1
0M ∑=得
21
12221()()022
t V a r a d d F a b R a b c F aF F +-++++-=
()21122
1222
975.123458.286
12243067222601122140052638522122550193
99205t r a a V d d F a b F a F F R a b c
N
+++-=
++⨯+⨯+⨯-⨯
=
++= 由0=∑Z 得
121299205455842260131020V V r r R R F F N =--=--= 弯矩图 25192503V M Nmm =
扭矩图 228054080T Nmm =
5.4.5轴的强度计算
按弯扭合成强度条件计算
由于齿轮作用力在D 截面的最大合成弯矩 2
2
DV DH D M M M +=
=
31268289Nmm = D 截面的当量弯矩
()2
2
T M M D ca α+=
=
35511086Nmm =
[]133
10103551108666.380175
ca D D M MPa MPa d σσ-⨯===≤= 5.5Ⅴ轴的设计计算
5.5.1选择轴的材料
选用45号钢，调质处理。

115=A 5.5.2初步估算轴的的直径
min 115220d A
mm ==⨯= 取轴径为220mm
5.5.3轴上零部件的选择和轴的结构设计 5.5.3.1初步选择滚动轴承
根据轴的受力，选取20000型调心滚子轴承，为了便于轴承的装配，取装轴承处的直径mm d 220=。

初选滚动轴承为23044型，其尺寸为
mm mm mm B D d 90340220⨯⨯=⨯⨯。

5.5.3.2根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
Ⅰ轴段安装轴承，取220d mm =，1109l mm =。

Ⅱ轴段安装齿轮，齿轮左端采用套筒定位，右端使用轴肩定位。

取轴段直径2230d mm =，齿轮宽度为260mm,取2260l mm =。

Ⅲ轴段轴肩高度0.0716h d mm >=，取16h mm =，3262d mm =。

轴环宽度 1.422.4b h mm >=，取25b mm =，则325l mm =。

I Ⅴ轴段安装轴承，4220d mm =，4109l mm =。

V 轴段伸出轴,联接联轴器,取5180d mm =，5254l mm =。

5.5.4轴的受力分析
5.5.4.1作出轴的计算简图 194a mm = 209b mm =。