2021年O型转子式翻车机设计含全套CAD图纸.doc

O型转子式翻车机摘 要翻车机是一种大型高效率机械化卸车设备，合用于冶金厂、火力发电厂、烧结厂、化工厂、洗煤厂、水泥厂、港口等大中型公司翻卸铁路敞车所装载矿石、精矿、煤炭、粮食等散状物料。翻车机按翻卸方式可分为侧倾式和转子式两类。其中转子式翻车机又分为“O”型转子式翻车机和“C”型转子式翻车机两种;转子式翻车机重要由驱动机构、靠压机构、托辊及压紧机构等某些构成。工作原理是将载货敞车推入形似转筒金属构架内夹紧后，由驱动装置使端环旋转140170，车内散状物料在自重作用下卸入地下料仓。翻车机工作状态是由左、右端环同步做旋转运动从而带动整个架体及车厢转动来实现物料翻卸。其驱动装置是采用双电机驱动，经二级圆柱直齿轮减速器减速，通过联轴器与小齿轮连接，由小齿轮与固定在端环上大齿轮啮合带动整体旋转实现翻车。其靠压机构重要由靠板、液压缸、摇臂构成；而压紧机构重要由压板和液压缸构成。本次设计重要对翻车机传动方案，左、右端环构造、前、后梁构造、平台、托辊等构造进行了设计；对翻车机动力学分析及动力学参数进行了计算；对主传动电机及各重要零部件进行设计并校核；对设备经济性及环保等各方面也进行了分析。核心词：转子式翻车机；托辊；靠压机构；驱动装置 O-Rotary Dumper AbstractTipper is a highly efficient large-scale mechanization and Unloading equipment for metallurgical plants，coal-fired power plants，sintering plants，chemical plants，coal washing plant，a cement plant，port and other large and medium-sized enterprises over the railway unloading the gondola car loaded with ore，concentrate ，coal，grain and other bulk materials. Tipper unloading by means turn and roll can be divided into two types of rotor. Rotary Car Dumper which is divided into O-type rotor-type roll-over and C-type rotor two tipper；rotor driven mainly by the tipper body，pressure on agencies，and compacting roller and some other group of institutions into.The working principle is to open freight car laden drum into the shape of the metal framework after clamping，so that by the end of Central Drive Rotation 140 170 ，the bulk material inside the vehicle under the self-dumping hopper into the ground. Tipper is the work of the state of the left and the right end of the ring rotation at the same time to do so bring the whole body and the inside rotation planes to achieve over the dumping of materials. The driver device is a dual-motor drive，the two speed gear reducer cylindrical straight through coupling with the small gear connected with the small gear ring fixed in the side of the meshing gear drive to achieve the rotation of the overall roll-over. By the pressure of its body mainly by the on board，hydraulic cylinders，rocker components；and pressed mainly by the plate and hydraulic cylinder components. The design of the main drive of the roll-over machine program，the left and the right end of the ring structure，the former，Later Liang structure，platforms，roller structure design，etc.；the dynamics of the tipper and kinetic parameters were calculated；on the main drive The main components of the motor and the design and verification；the economy of equipment and environmental protection are also analyzed. Key words：rotor-type roll-over machine；idler；pressure on institutions；drive目 录1 绪论11.1 课题选取11.2 翻车机类型及原理11.2.1 转子式翻车机21.2.2 侧卸式翻车机41.3 翻车机设计内容62 设计方案选取及评估72.1 传动方案设计72.2 设计方案评估72.3 设计参数83 传动装置设计93.1 选取电动机93.1.1驱动功率计算93.1.2选取电机型号133.2传动装置传动比分派144 重要零件设计和校核164.1齿轮设计计算164.1.1 选定齿轮类型、精度级别、材料及齿数164.1.2 按齿面接触强度设计164.1.3 按齿根弯曲强度设计194.1.4 齿轮几何尺寸计算204.2液压缸设计214.2.1 液压缸选用214.2.2 液压缸校核224.3 轴设计234.3.1 轴构造设计234.3.2 轴计算254.4轴承选取和校核284.4.1 轴承选取284.4.2 轴承寿命验算294.5键强度校核305 联轴器选取316托辊与端环之间接触强度校核327 润滑与密封348 经济性分析358.1传动方案经济性分析358.2 构造经济性分析358.3 环保经济性分析36结束语37道谢38参照文献391 绪论1.1 课题选取翻车机是一种大型高效率机械化卸车设备，合用于冶金厂、火力发电厂、烧结厂、化工厂、洗煤厂、水泥厂、港口等大中型公司翻卸铁路敞车所装载矿石、精矿、煤炭、粮食等散状物料。它具备卸车能力高，设备简朴，维修以便，工作可靠，节约能源，无损车辆和减轻劳动强度等长处，为实现卸车机械化和自动化提供了条件。当前，大量使用是一次翻卸一辆或两辆敞车单车和双车翻车机。三车翻车机翻卸是采用拔车机从进车方向每次送进三节重车。翻车机为“O”型端环构造。因而拨车机不能通过翻车机。重载列车采用回转车钩，翻卸时可以不摘钩。翻卸不带回转车钩重车时，可以每三节为一组进行摘钩。采用回转车钩车辆必要固定编组，不能混编。由于铁路使用回转车钩车辆数量很少，虽然三车翻车机卸车能力高，但普遍使用受到了限制。翻车机是钢铁类生产不可缺少好伙伴，对翻车机进行设计。可以进一步理解翻车机发展状况，及翻车机设计办法和解决常用故障问题，以掌握独立设计单个机械设备能混编。由于铁路使用回转车钩车辆数量很少，虽然三车翻车机卸车能力高，但普遍使，总体方案选取、设计计算和设备经济评价办法，对翻车机进行设计。可以进一步理解翻车机发展状况，及翻车机设计办法提高绘图技术和设计能力，充分将理论知识应用到实际生产中去，为此后理论学习及应用翻车机工作积累更多知识，使自己各方面得到全面提高。1.2 翻车机类型及原理翻车机按翻卸方式可分为侧倾式和转子式两类。转子式翻车机回转中心与车辆中心基本重叠，车辆同翻车机一起回转175，将物料卸于下面料斗里。侧倾式翻车机回转中心位于车辆侧面，不与车辆中心重叠，翻车时，物料翻卸到另一侧料斗里。翻车机分类如下：各种翻车机都由金属构架、驱动装置和夹车机构构成，用交流电机驱动。1.2.1 转子式翻车机转子式翻车机重要由转子、平台、压车机构、承载托辊及及传动装置等某些构成。工作原理是将载货敞车推入形似转筒金属构架(图1.1)内夹紧后，由驱动装置使端环旋转140170，车内散状物料在自重作用下卸入地下料仓。如果车辆具备旋转车钩，不需将货车脱钩就能将整列货车逐节卸车，作业能力可达8000吨/时。转子式翻车机应用最广。惯用转子式翻车机有“O”型和“C”型两种。图1.1 双车翻车机“O”型转子式翻车机：三支座O型转子式翻车机由两段转子构成。每段转子用底梁、压车梁和管子联系梁将两个端环联系起来，端环外圆装有滚圈和齿圈，四个端环分别放置在托辊上。由于中间两组托辊相距很近，可简化视为一种支座，故称为三支座。由于转子中间支座外侧易产生积料，影响托辊正常工作，因而可取消中间支座，将转子由两段改为一段，称作两支座翻车机。在端环外圆表面装有滚圈和齿圈，通过传动轴上小齿轮与齿圈啮合并借助于滚圈在托辊上滚动，使翻车机转动。压车装置采用连杆摇臂机构，连杆摇臂机构一端铰接于管子联系梁上，另一端装有悬臂轴和导向辊子，导向辊子放入端环上月形导槽内，并能在其内滚动，摇臂机构上部用托车梁联接，使其可相对转子产生横向移动。在平台上安装有定位和推车装置。定位装置设在平台出车端，由液压缓冲器和制动铁靴等构成，使溜入翻车机车辆能自动减速并停止。推车器设在进车端，当翻车机回答原位后，推车器自动将空车推出翻车机。图1.2 O型转子式翻车机构造简图“C”型转子式翻车机C型翻车机转子由两个C型端环、前梁、后梁和平台构成。前梁、后梁、平台与两端环用高强度螺栓联接。端环外缘装有滚圈和齿圈，齿圈与小齿轮啮合，借助滚圈在托辊上滚动。两端环为C型构造，使拨车机大臂能通过翻车机。端环及前梁内均装有恰当配重，以平衡偏载，减少不平衡力矩，从而减少驱动功率。夹紧装置由夹紧架、液压系统等构成，由上向下夹紧车辆，在翻车机翻转过程中支承车辆并避免冲击。倾翻侧夹紧装置与后梁铰接，非倾翻侧夹紧装置与前梁铰接。每个夹紧装置由二个液压缸驱动，绕铰点作上下摆动，达到一定压力后自动停止，保证车辆不受损坏。靠板由靠板体、液压缸、耐磨板、滚轮、撑杆等构成。在翻车机翻转前，靠板从侧面向车辆靠紧，在翻转过程中支承车辆并避免冲击。C型双车翻车机构造与C型单车基本相似，只是每次翻卸二节车辆，卸车能力约提高一倍。图1.3 C型转子式翻车机构造简图1.2.2 侧卸式翻车机（一）液压压车侧倾式翻车机：此类翻车机由回转盘、压车梁、活动平台、压车机构、传动装置等某些构成。回转盘由半圆盘和尾部构成。它们是由钢板焊成箱形构造，其外侧镶有传动大齿圈，两回转盘通过托车梁、底梁连成一体。压车梁由主梁、端机械压车侧倾式翻车机梁、压车小梁、外通梁等构成。主梁为箱形构造，与端梁用螺栓连接。端梁为对开式，其支点与回转盘心轴同轴，端梁一端与主梁连接，另一端用销轴与液压缸活塞杆铰接。压车小梁内外侧同步与车辆上边梁接触。活动平台是由两根互相间有焊件连接焊接工字钢构成构造件，下部有六对滚轮支承在底梁上，上面装有推车及定位装置。活动平台承受车辆所有重力，定位装置使溜进平台上重载车辆停止在指定位置，推车装置将翻卸完空车推出翻车机。两组压车机构分别装在两回转盘外侧，由液压缸、储能器、开闭阀等构成，管路通过回转心轴中心与液压缸连接。传动装置为独立两组。每组均由电动机、减速器、制动器、小齿轮等构成。小齿轮带动回转盘上大齿圈使翻车机转动。图1.4液压压车侧倾式翻车机构造简图（二）机械压车侧倾式翻车机这种翻车机具备质量小，构造简朴，压车不需要另加动力等长处。其构造构成与液压式有相似之处。 在回转盘立板内侧装有压车用扇形棘轮，两回转盘用托车梁连接。托车梁上面有四个支承座，用以支承四根压车主梁。四根压车主梁下部用通长箱形配重梁连接，两回转盘内侧下部各装有两个棘爪。平台为焊接金属构造，两端头有斜长孔，用以与回转盘上销轴相连。回转盘安装平台位置内外侧有不等高支承座，外座高，内座低。压车系统由压车主梁、小梁、扇形棘轮、棘爪、地面挡座构成。当翻车机翻转时，销轴由斜长孔下部移向上部，使平台和车辆向托车梁倾斜，高座离开平台，低座接触。此时棘爪下部重块离开基本上挡块。由于重力作用，棘爪向下摆动。托车梁上面支承座带动压车主梁也转动，直至车辆上边梁与压车小梁接触，棘爪已经进入扇形棘轮并卡紧。这时车辆与压车梁一起约转至160。物料卸出后，返回到一定角度，棘爪下部重块与基本挡块相碰，使棘爪离开回转盘上扇形棘轮，压车小梁亦即离开车辆上边梁。回转盘继续转动，回转盘上销轴由平台上斜长孔上部移向下部，促使平台回原位，车辆离开托车梁。图1.5机械压车侧倾式翻车机构造简图1.3 翻车机设计内容“O”型转子式翻车机设计内容涉及选取并评估合理传动方案，并对传动方案所需电动机功率和减速器传动比等进行选取；对重要零件进行设计和强度校核；撰写设计阐明书，绘出总图、某些部件图和某些零件图，翻译与翻车机关于外文资料等。2 设计方案选取及评估2.1 传动方案设计翻车机工作状态是由左、右端环同步做旋转运动从而带动整个架体及车厢转动来实现物料翻卸。其工作原理是采用双电机驱动，经二级圆柱直齿轮减速器减速，通过联轴器与小齿轮连接，由小齿轮与固定在端环上大齿轮啮合带动整体旋转实现翻车。传动方案：交流电动机调速机构（减速器）积极轮（小齿轮）工作机构（固定有大齿轮端环）。为保证机构重心在通过托辊中心线时靠自重旋转也许对机构导致破坏，需要安装制动器，此外各轴间连接需要联轴器。主传动系统示意图见图（2.1）1.电机 2.联轴器 3.制动器 4.减速器 5.联轴器 6.联轴器 7.小齿轮 8.端环图2.1 O型转子式翻车机主传动示意图2.2 设计方案评估翻车机由两个端环、前梁、后梁、平台、托辊装置、摇臂机构、压紧装置等构成，采用双电机驱动。翻车机回转周期为1秒，回转角度165175，由此可见大齿轮转速极低，故而小齿轮转速也不高，因而电机和小齿轮之间需要使用减速机进行减速。由于翻车机翻车过程中自身质量加车厢质量较大，运转速度较慢，且做圆周运动，环境条件较差，因而不适当选用液压系统，故本次方案主传动选用电动机作为动力系统。压车机构做直线运动，且在车厢翻转时承受整个车厢重量，不适当采用电气传动，故本方案压车系统采用液压传动，但也存在精度规定高，技术含量高，故障辨认及排除较难等缺陷。机构端环采用分段锻造焊接构成，弥补了体积、重量大，构造复杂等缺陷。但焊接点带来局部应力集中，强度较差等，设计中需采用螺栓等连接，以提高机构综合性能。托辊机构为两套并列两对滚轮构成，左侧滚轮设立凹槽，利于保持整个机构平衡，防止轴向窜动，并减小了机构旋转时摩擦，但机构装配时必要保证滚轮转动灵活，无卡死现象。2.3 设计参数1. 合用车型 长 - - - - - mm 宽 - - - - - mm高 - - - - - -mm2. 最大翻转重量 - - - - - - - - - - - t3. 回转周期- - - - - - - - - - - - 60s4. 回转角度- - - - - - - - - - - - 1753 传动装置设计3.1 选取电动机3.1.1驱动功率计算翻车机在翻转过程中，要经历两个过程，即往程和返程，这两个过程中所受转矩不同，因此需要驱动功率也不相似，故分两某些进行讨论。第一阶段-往程阶段,在此阶段车厢最大重量为100t，初步估算设备总重量为150t，偏心矩为300mm，相对于车厢重力由于偏心所产生转矩，端环四周焊接件重心偏差所引起转矩差可以忽视不计，只需计算车厢重力由于偏心所产生转矩。最大回转角度为175，175/180=0.972,初步估算大齿轮转速n=1.1r/min,依照翻转需要初取：kg kg kg kgR=3.8m g=其中： -端环下体重量 -端环右体重量 -端环上体重量 -端环左体重量 R-端环体半径依照翻卸车型初步估算翻车机设备总重： =150t n=1.1r/min已知：翻车机最大翻转重量 大齿轮转速 n=1.1r/min则有端环偏心转矩：T=GL其中： -翻车机、车厢及物料总重力 -车辆中心线和端环中心线偏心距，取L=300mm=0.3m G=mg=25010N=2.5N T=GL= 2.50.3 因此， T=9550功率： P=86.36KW电机功率： =由文献（1，表4.2-9）可查得：齿轮啮合效率 （齿轮精度为8级） 球轴承效率 联轴器效率 开式齿轮啮合效率 由图（2.1）可知：传动装置总效率 =0.833电机功率： KW返程时，在翻转过程中随着翻转角度变化，端盘所受转矩(阻力矩)大小也不相似。可分为两个阶段，第一种阶段是翻转角由变为，第二个阶段是翻转角由变为，在返程时两个阶段所受阻力矩与端环各段所受转矩不同关于。返程第一阶段：行程图见图（3.1）即角时。图3.1 返程第一阶段端环各某些位置图由于返程时端环向顺时针方向旋转，故在返程第一阶段阶段（图3.1）所示1、2、3、4为端环构造原始位置，而、是端环构造返程时随变化而变化，在此过程中、充当动力矩，、充当阻力矩。则整个端环在返程第一阶段受阻力矩总和为： 讨论：故当时，无论取何值，永远不大于0，即动力矩不不大于阻力矩，不需要电机带动，端环可靠自身各某些重力矩差值自由返程。当时，永远不不大于0，即阻力矩不不大于动力矩，需要电机带动才干完毕翻转，翻转中最大阻力矩为：则返程时所需电机功率： 返程第二阶段：行程图见图（3.2）即角时。图3.2 返程第二阶段端环各某些位置图在此过程中、充当动力矩，、充当阻力矩。则端环在返程第二阶段受阻力矩总和为：在此时无论取何值永远不大于0，即动力矩永远不不大于阻力矩，故在此阶段不需电机牵引，机构可以凭借自身个某些重力矩实现自由翻转。综上所述，在往、返程中所需电动机功率最大值为103.67 KW。3.1.2选取电机型号工业生产中常采用三相交流电动机，翻车机用于灰尘较大，经常起、制动和正反转场合，因此电动机需要较小转动惯量，并需要具备较大承载能力，依照以上条件，在本设计中选用Y系列封闭式交流电动机，电压380V依照文献（2，P40-117附录）选用Y315M2-10型电动机，基本性能如下：额定功率- - - - - - - - - 255KW 满载转速- - - - - - - - - 585r/min由电动机转速n=585r/min,大齿轮转速n= 1.1r/min，依照（2，2-3，25-76）选用ZHL-850J型减速器，公称传动比为43.75。3.2传动装置传动比分派图3.3 O型转子式翻车机传动装置简图传动系统参数计算：轴：即电动机轴： KW r/min Nm轴：即减速器高速轴： KW r/min Nm轴：即减速器低速轴： r/min Nm轴：即传动长轴： KW r/min Nm轴：即传动短轴： KW r/min Nm表3.1 各轴运动及运动参数轴序号功率P(kW)转速n(r/min)转矩T(Nm)传动型式传动比效率55585897.86联轴器1.00.9954.45585888.88减速器32.50.941250.7313.3736235.721联轴器1.00.9950.2213.3735871.4349.7213.3735512.28联轴器1.00.994 重要零件设计和校核4.1齿轮设计计算4.1.1选定齿轮类型、精度级别、材料及齿数1.端环与传动小齿轮间传动方案见图3.1，选用直齿圆柱齿轮传动.2.翻车机工作速度不高，载荷较大，故选用8级精度3.材料选取：由文献3表10-1选取小齿轮材料为40Cr(调质），硬度为280HBS；大齿轮材料选用45#(调质），硬度为240HBS，两材料间硬度差为40HBS。4.试选小齿轮齿数，m=25,小齿轮转速r/min，齿数比, 大齿轮齿数 ,取4.1.2 按齿面接触强度设计由文献3公式（10-9a）对分度圆直径进行试算，即：(1)拟定公式内各计算数值1)试选载荷系数 2)计算小齿轮传递转矩.3)由文献3表10-7可知，选用齿宽系数4)由文献3表10-6可知，材料弹性影响系数5)由文献3图10-21d按齿面硬度查得小齿轮接触疲劳强度极限MPa，大齿轮接触疲劳强度极限MPa。6)由文献3公式10-13计算应力循环次数 7)由文献3图10-19可知，接触疲劳寿命系数；8)计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%,安全系数,由文献3,公式10-12,得 MPa MPa(2) 计算1)试算小齿轮分度圆直径，代入中较小值mm2)计算圆周速度m/s3)计算齿宽 mm4)计算齿宽与齿高之比模数 mm齿高 mm 5)计算载荷系数依照m/s,8级精度，由文献3图10-8查得动载系数;直齿轮， ;由文献3表10-2可知,使用系数为由文献3表10-4查得级精度、小齿轮相对支承对称布置时， .由,文献3图10-13可知，;故载荷系数6)按实际载荷系数校正所算得分度圆直径，由文献3公式10-10a，得mm7)计算模数 mm4.1.3 按齿根弯曲强度设计由文献3,公式10-5可知,弯曲强度设计公式为: (1) 拟定公式内各计算数值1)由文献3,图10-20c查得小齿轮弯曲疲劳强度极限MPa； 大齿轮弯曲疲劳强度极限MPa2)由文献3,图10-18查得弯曲疲劳寿命系数，3)计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数,由文献3,公式10-12，得 MPa MPa4)计算载荷系数 5)查取齿形系数由文献3表10-5查得 ，6)查取应力校正系数由文献3表10-5查得 ，7)计算大、小齿轮并加以比较 大齿轮数值大(2) 设计计算 mm对比计算成果，由齿面接触疲劳强度计算模数不不大于由齿根弯曲疲劳强度计算模数，由于齿轮模数大小重要取决于弯曲强度所决定承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定承载能力，仅与齿轮直径(即模数与齿数乘积)关于，可取由弯曲强度算得模数mm并就近圆整为原则值mm，按接触强度算得分度圆直径mm，算出小齿轮齿数。 取大齿轮齿数 ;取。这样设计出齿轮传动，即满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到构造紧凑，避免挥霍。4.1.4 齿轮几何尺寸计算(1) 计算分度圆直径mmmm(2) 计算原则中心矩 mm(3) 计算齿轮宽度 mm取 mm， mm(4) 计算齿顶圆直径 mm mm(5) 计算齿根圆直径 mm mm4.2液压缸设计4.2.1 液压缸选用初步估算靠压机构靠板重4t，俩压板共重8t，压板工作行程400mm，靠板由2个液压缸驱动，2个压板各由4个液压缸驱动；一方面对靠板液压缸分析，当转置90时，液压缸受力最大，分析图如下（图4.1）： 图4.1靠板受力分析其中重力G为残存料重和压板重力之和：系统压力为20MPa查文献3（表37.7-15）有液压缸活塞杆直径d=160mm,液压缸工作行程L=200mm.对压板液压缸进行分析：当液压缸转至极限位置175时，液压缸受力最大，为了以便计算可假设转至180对其进行受力分析： 图4.2压板受力分析 系统压力为20MPa查文献3（表37.7-15）有液压缸活塞杆直径d=40mm，液压缸工作行程L=400mm.4.2.2 液压缸校核 由欧拉公式普通形式（文献4-P296）: 式中：液压缸临界压力； 弹性模量，取； 截面极惯性矩，; 长度因数，取=1； 液压缸工作行程。对于靠压机构：=200mm，=313.6KN,即： 则有：=44.53mm160mm,液压缸选用适当对于压下机构：=400mm，=22.05KN,即：则有：=25.35mm40mm，液压缸选用适当.4.3 轴设计轴是构成机器重要零件之一。在本设计中，小齿轮处轴选用材料为45钢（调质解决）。下面将对此轴进行设计和校核。4.3.1 轴构造设计（一）拟定轴上零件装配方案左侧轴承端盖、挡圈、隔筒、滚动轴承、垫圈、半联轴器依次从左往右安装，右侧小齿轮、挡圈、轴承端盖、隔套、滚动轴承、圆螺母、隔筒、轴承端盖依次从右往左安装。详细构造参见图4.3。由于该齿轮传动为直齿圆柱齿轮传动，故滚动轴承选用深沟球轴承。（二）轴上零件定位为防止轴上零件受力时发生沿轴向或周向相对运动，轴上零件除了有游动或空转规定外，都必要进行轴向和周向定位，以保证其精确工作位置。1.轴上零件轴向定位是以轴肩、套筒、轴端挡圈、轴承端盖、和圆螺母等来保证。2.零件周向定位目是限制轴上零件与轴发生相对转动。本次设计轴上有两个普通平键，可对零件周向进行定位图4.3 轴上零件装配与轴构造示意图（三） 各轴段直径和长度拟定零件在轴上定位和装拆方案确立后，轴形状便大体拟定。各轴所需直径与轴上载荷大小关于。在设计各段轴直径时，有配合规定轴段，应尽量采用原则直径。此外，应尽量使构造紧凑，同步还要保证零件所需装配或调节空间。1. 拟定各轴段直径由文献3表15-3查得 (因转数低故取小值)由文献5,362可知轴直径，由于小齿轮处在轴上， P为入轴功率： P=45.46KW n为入轴转速： n=13.37r/min,因此： mm考虑有键槽，轴径需增大45%，因而初取 mm。如图4-3所示，轴段要外接轴承，查11可知轴承原则件最接近内径为150 mm，故轴段直径定为 150mm。轴段是一种定位轴肩，定位轴肩高度普通取，故h=15 mm,则轴段直径为mm。轴为齿轮轴直径为170mm，轴也是轴承轴故直径亦为150mm,2 拟定各轴段长度设定该轴总长为923mm。由于轴段外接联轴器，查13可知联轴器原则件宽度为280 mm，联轴器需向外延伸少段距离，故试选轴段长度为282mm。由于轴段外接轴承，试选轴段长度为66mm。轴段外接小齿轮，由于齿宽是230mm，并且左端有挡圈定位，需要缩进mm，故轴段长度为228mm。初定轴段直径为155mm，轴段外接轴承，查11可知轴承原则件宽度为mm，由于右端有挡圈定位，需要缩进mm，故试选轴段长度为mm。（四） 提高轴强度惯用办法1.合理布置轴上零件以减小轴载荷。2.改进轴上零件构造以减小轴载荷。3.改进轴构造以减小应力集中影响。4. 改进轴表面质量以提高轴疲劳强度。4.3.2 轴计算轴计算普通都是在初步完毕构造设计后进行校核计算，计算准则是满足轴强度和刚度规定，必要是还应当校核轴振动稳定性.本次设计对轴强度进行校核计算。（一） 按扭转强度条件计算 由文献3,370可知轴扭转强度条件为式中：扭转切应力，MPa; T轴所受扭矩，; 轴抗扭截面系数，; 轴转速，r/min; P轴传递功率，KW; d计算截面处轴直径，mm;将数据代入上式得： MPa由文献3表15-3查得MPa因此：扭转强度校核符合规定。（二） 按弯扭合成强度条件计算通过轴构造设计，轴重要构造尺寸，轴上零件位置，以及外载荷和支反力作用位置均已拟定，轴上载荷（弯矩和扭矩）已可以求得，因而可按弯扭合成强度条件对轴进行强度校核计算。1. 做出轴计算简图（即力学模型）轴所受载荷是从轴上零件传来，计算时常将轴上分布载荷简化为集中力，其作用点取为载荷分布段中点。绘制力学模型见图4.4。其中： mm mm mm图4.4 轴载荷分析图2. 做出弯矩图依照上述简图，分别按水平面和垂直面计算各力产生弯矩，并按计算成果分别做出水平面上弯矩图和垂直面上弯矩图图；然后按照下式计算总弯矩并作出M图，详见（图4.4）。3. 做出扭矩图扭矩图见（图4.4）。从图4.4可以看出截面C是轴危险截面。现将计算出截面C处、及M值列于下表：表4.1 轴C截面受力数据表载 荷水平面H垂直面V支反力F N N N N弯矩M总弯矩扭矩T3） .按弯扭合成应力校核轴强度4） 进行校核时，普通只校核轴上承受最大弯矩和扭矩截面（即危险截面C）强度。由文献3，373 公式155及上表中数据，以及轴弯曲应力和扭转切应力对称循环变应力，则取。轴计算应力， MPa已选定材料为45钢，调质解决，由表151查得=60MPa。因而，故该轴设计合格。4.4轴承选取和校核4.4.1 轴承选取由于齿轮是直齿圆柱齿轮，故只受径向力和圆周力，不受轴向力。故本次设计选用深沟球轴承。深沟球轴承重要承受径向载荷，也可同步承受小轴向载荷。具备价钱低廉、刚度大等长处。依照受力状况，轴承配备可选取双支点各单向固定。4.3.2 轴承寿命验算依照轴设计查文献2 选用GBT27694 33015032065查表有轴承应有基本额定动载荷值C=221.59KN,依照（表4.1）计算轴承径向载荷 依照轴校核分析可以懂得轴承轴向载荷=0依照文献3（表135）深沟球轴承最大e值为0.44则有：e轴承径向动载荷系数X=1，轴向动载荷系数Y=0，按照文献3 （表13-6）， ，取 则有轴承基本额定寿命： 年因此轴承选用合格。4.5键强度校核 平键连接传递转矩，对于采用常用材料组合和按原则选用尺寸普通平键连接，其重要失效形式是工作面被压溃。除非有严重过载，普通不会浮现键剪断。因而，只按工作面上挤压应力进行强度校核计算。假定载荷在键工作面上均匀分布，普通平键连接强度条件为： 式中：T传递转矩，； 键与轮毂键槽接触高度，k=0.5h，此处h