軌道內燃螺栓扳手設計（機械CAD圖紙）

本科畢業(yè)設計本科畢業(yè)設計( (論文論文) )題目：軌道內燃螺栓扳手設計題目：軌道內燃螺栓扳手設計系 別： 機電信息系 專 業(yè)： 機械設計制造及其自動化 班 級： 學 生： 學 號： 指導教師： 2013 年 05 月軌道內燃螺栓扳手設計軌道內燃螺栓扳手設計摘摘 要要鐵路運輸是現(xiàn)代交通運輸中一種重要的方式。從 1997 年至 2007 年，我國共實施了六次全路范圍既有線路大提速，極大地改變了鐵路運輸?shù)拿婷玻瑪U大了鐵路運輸在運輸市場中的競爭力，取得了巨大的經濟與社會效益。第六次鐵路提速后鐵路在既有線上將不再提速，中國鐵路將著眼于建設高速客運專線，使其最高速度達到三百五十公里每小時。為實現(xiàn)這一目標，并保證列車運行的安全、正點，必須使鐵道線路保持良好狀態(tài)，這就是要按規(guī)定的計劃對鐵路線路，包括橋涵和隧道，進行經常的維修與保養(yǎng)，這項工作即為養(yǎng)路工作。其中，松緊螺栓是鐵路工務部門的重要作業(yè)項目。鐵路上線路養(yǎng)護的主要任務是松緊扣件螺栓、接頭螺栓和為螺栓涂油。線路扣件的主要作用是將鋼軌和軌枕聯(lián)結成框架結構，以抵抗鋼軌與軌枕在水平面內發(fā)生轉動及鋼軌與鋼軌之間的竄動，從而確保框架結構的整體性川。過去養(yǎng)路工作機械化程度低，勞動強度大，維修工作的質量差、效率低，不能適應日益增長的鐵路運輸任務的需要。工務上傳統(tǒng)的松緊接頭螺栓也都是使用手動扳手，不僅效率低，而且扭力矩很難滿足技術要求。因此一種帶離合分離裝置可實現(xiàn)兩種轉速、扭矩可控的雙頭內燃螺栓扳手成為研究必然。關鍵詞：關鍵詞：雙頭內燃螺栓扳手；交通運輸；鐵路養(yǎng)護 The design of rail internal combustion bolt wrenchAbstractRailway transport is an important way of modern transportation. From 1997 to 2007,China implemented six times the range of existing line speed, greatly changed the face of railway transportation. Expand the competitiveness of the railway transportation in transportation market. It has achieved great economic and social benefit. The sixth railway speed railway will no longer speed, China Railway will focus on the construction of high-speed passenger dedicated line, which reached a maximum speed of three hundred and fifty kilometers per hour. To achieve this goal, and ensure the safety of train operation, on the railway line, must be kept in good condition, it is to the railway line in accordance with the provisions of the plan, including bridges and tunnels, repair and maintenance of regular, this work is maintenance work. Among them, a tension bolt is an important project of railway department. The main task of railway line maintenance is elastic fastening bolts, bolts and bolt oiling. The main line of the fastener is connected into the rail and sleeper frame structure, to resist the rail and sleeper in the horizontal plane between the rotation and the rail and rail movement, so as to ensure that the frame structure of the whole Sichuan . The last track maintenance work low mechanization, high labor intensity, repair work of poor quality, low efficiency, which cant meet the needs of increasing railway transportation task. The elastic joint bolts are used the traditional manual wrench, not only the efficiency is low, and the torque is difficult to meet the technical requirements. Therefore, a clutch device can realize the double internal combustion bolt wrench two kinds of speed, torque controlled research has become inevitable.KeyWords: double-head internal combustion bolt wrench；railway maintenance； traffic目目 錄錄1 緒論緒論.1 1.1 題目背景.1 1.2 研究意義.1 1.3 國內外相關研究情況.2 1.4 課題研究的主要內容.2 1.5 課題擬采用的研究方案.3 1.6 課題研究的重點與難點.4 1.7 完成課題的工作方案及進度計劃.42 總體計算總體計算.5 2.1 工作方式的確定.5 2.2 總體結構設計.5 2.3 工作原理.5 2.4 主要技術參數(shù)確定.63 動力部分設計動力部分設計.7 3.1 離合器設計.74 傳動部分設計傳動部分設計.9 4.1 傳動方式的選擇.9 4.2 傳動比的設計.9 4.3 傳動齒輪設計計算.10 4.3.1 第一級齒輪計算.10 4.3.2 第二級齒輪計算.16 4.3.3 第三級齒輪計算.17 4.3.4 第四級齒輪計算.20 4.3.5 第五級齒輪計算.215 變速機構設計變速機構設計.226 換向機構的設計換向機構的設計.237 扭矩控制機構設計扭矩控制機構設計.248 扭矩誤差分析扭矩誤差分析.26 8.1 彈簧力的穩(wěn)定性.26 8.2 摩擦系數(shù)的穩(wěn)定性.26 8.3 斜面棱角.269 傳動軸校核傳動軸校核.27 9.1 高速軸設計.27 9.2 低速軸計算.29 9.2.1 確定各軸段直徑.29 9.3 軸花鍵部位扭轉計算.3110 總結總結.33參考文獻參考文獻.34致致 謝謝.35畢業(yè)設計（論文）知識產權聲明畢業(yè)設計（論文）知識產權聲明.36畢業(yè)設計（論文）獨創(chuàng)性聲明畢業(yè)設計（論文）獨創(chuàng)性聲明.371 緒論緒論1.1 題目背景題目背景在工務部門，松、緊螺栓是線路日常養(yǎng)護和維修中的一項繁重勞動，在螺栓涂油、鋼軌應力放散、鋼軌鋪設、換軌及改道等作業(yè)中，均涉及此項作業(yè)。隨著列車運行速度的不斷提高、列車運行密度的不斷加大，對線路扣件扣壓力的要求不斷提高，不但要求擰緊，而且要求扭矩一致，能夠提供的天窗維修時間越來越短，傳統(tǒng)沖擊扳手已無法滿足要求，因此研究一種安全、高效、可靠、扭矩可控、價格適中的螺栓扳手成為必然。目前國內外螺栓扳手的種類較多，從動力上分有電動、內燃及液壓三種；從工作頭數(shù)量上分有單頭和雙頭兩種。但目前運用的單頭螺栓扳手均存在扭矩不可控的缺點，液壓單頭扳手雖然力矩可控，但價格較高，維修不便；雙頭扳手雖然實現(xiàn)了扭矩可控，但由于動力與傳動裝置之間沒有離合裝置，在工作過程中如出現(xiàn)卡帽現(xiàn)象，易發(fā)生憋車現(xiàn)象，下道不及，造成安全隱患；并且目前雙頭扳手轉速僅為 100r/min 左右，不可調整，在擰緊過程中效率較低。我國于 1999 年研制成功的內燃螺栓扳手以安全、高效、可靠等特點深受鐵路部門的歡迎，已累計銷售 10 余年，在鄭州、沈陽、上海、武漢、西安等局以及地方鐵路得到了廣泛應用。十余年來不斷進行產品的技術改造，積累了大量的經驗，但由于沖擊工作原理無法實現(xiàn)扭矩可控，2009 年初，在路局科委、鐵路處的大力支持下，我國致力于研制一種帶離合分離裝置可實現(xiàn)兩種轉速、扭矩可控的雙頭內燃螺栓扳手。1.2 研究意義研究意義傳統(tǒng)的松緊螺栓依靠手工和單頭作業(yè)方式，主要存在以下弊端:作業(yè)效率低一次只能緊松一顆螺栓，往往按“隔三卸一”，或“隔三緊一”的方法進行流水作業(yè)，由四名或三名工刀頓序前進。這種作業(yè)方式造成了大量勞動力的浪費，增加了人工成本。擰緊方式不合理手工或單頭作業(yè)方式通常采用非對稱式擰緊，對鋼軌兩側的扣件分兩次擰緊，擰緊程度難以保持一致。手工或單頭作業(yè)方式都不能精確控制擰緊扭矩，使得扣壓力差異很大，質量差，返工現(xiàn)象多，縮短了維修周期，難以確保線路框架結構的整體性、穩(wěn)定性。鐵路工務部門現(xiàn)使用的機動扳手由于設計、制造上的原因，機械零件配合精度差，機體構造、機件設置不合理，造成機件損壞頻率高，檢修難度大，配件昂貴。隨著鐵路技術的飛速發(fā)展，軌道重型化，列車高速重載是現(xiàn)代鐵路發(fā)展的必然趨勢。鐵路調度提速的新戰(zhàn)略給工務維修作業(yè)的時間間隔越來越少，而自無縫線路鋪設使用以來，應力放散、軌距調整、螺栓涂油等作業(yè)項目需要反復松緊螺栓進行日常維修，工作量與日俱增，原有的作業(yè)方式，傳統(tǒng)的維修手段主要依靠手工作業(yè)，勞動強度大、效率低，質量不高，已經很難滿足線路質量的要求，遠不能適應現(xiàn)代化鐵路發(fā)展的要求。實現(xiàn)機械化養(yǎng)路，是提高鐵路線橋維修質量提高生產率，確保列車安全正點，減輕工人勞動強度的一項重要措施。經過對線路上松緊螺栓工作現(xiàn)狀的深入調研，發(fā)現(xiàn)要提高線路維修作業(yè)效率，提高鐵道線路鋼軌扣件和鋼軌連接螺母的聯(lián)結質量，適應軌道重型化、列車高速重載的發(fā)展要求，研制一種能夠實現(xiàn)大扭矩同步擰緊，可以設定擰緊扭矩和自動控制扭矩的螺栓扳手，勢在必行，對鐵路線路的養(yǎng)護具有重大意義。1.3 國內外相關研究情況國內外相關研究情況螺栓扳手能旋緊或旋松各種大小力矩螺栓或銹蝕的螺紋緊固件。本論文所論述的是用于鋼軌扣件和鋼軌連接螺母旋緊或放松的軌枕用螺栓扳手，是鐵路工務維修及搶修作業(yè)的必備工具。作為小型機械化養(yǎng)路設備，螺栓扳手在鐵路工務維修及搶修作業(yè)中應用廣泛。目前，國內鐵道線路上應用的機動螺栓扳手多為單頭形式，使用靈活，維護方便，擰緊力矩較易控制。自動軌道螺栓作業(yè)機采用計算機控制自動化程度得到明顯提高，采用電傳動方案，電動機帶動套筒松緊螺栓，能實現(xiàn)同步擰緊，從相關參考文獻資料來看，其不足之處是可調扭矩擰緊扭矩范圍較小，必須配備專用發(fā)電設備，整機機構較復雜，操作界面單一，無法實時顯示扭矩。國外已有單頭螺栓扳手在鐵路線路上投入使用。目前，單頭內燃壓螺栓扳手因其扭矩穩(wěn)定，易于測量和控制，工作效率高，其研制工作引起了業(yè)界關注。國外由于修建無渣鐵路的需要，內燃扳手的發(fā)展趨于大型化，自動化程度也較高。1.4 課題研究的主要內容課題研究的主要內容繪制裝配圖、繪制全部非標零件圖、主要零件工藝規(guī)程編制、說明書。本設計的基本要求如下：(1) 不少于 3000 字的文獻綜述； (2) 分析并確定最佳設計方案；(3) 確定總體方案設計，繪制裝配圖；(4) 運用 Pro/E 或 AutoCAD 等工具軟件；(5) 查閱和專業(yè)相關的英文資料，并按要求翻譯成中文；(6) 按照要求的畢業(yè)設計說明書內容、格式及要求，撰寫畢業(yè)設計說明書。1.5 課題擬采用的研究方案課題擬采用的研究方案圖 1.1 裝配圖動力從內燃機經皮帶傳至二級減速器，將內燃機較高轉速減至較低轉速，最后帶動沖擊機構運作，沖擊頭靠其上的兩個凸爪沖擊沖擊桿，在沖擊力的作用下，沖擊桿經過套筒帶動螺栓轉動。當螺栓的阻力矩超過主彈簧傳遞給沖擊頭的力矩時，沖擊頭在滾珠的限制下，沿芯軸的 V 型槽后退，使得沖擊頭的凸爪與沖擊桿的凸肩脫扣。這時沖擊頭在電動機的帶動下，繼續(xù)轉動，凸爪跨過凸肩，在主壓力彈簧的作用下，產生附加角速度，凸爪沖擊凸肩，產生沖擊力矩，經套筒再傳至螺栓或螺母，從而使螺栓或螺母轉動一個角度，如此循環(huán)沖擊，直至完成螺栓的裝卸工作。傳動裝置完全封閉在鋁制箱體內，潤滑良好。機械換向進行倒順轉，并能使套筒靜止不動。效率高，并能單獨操縱。1.61.6 課題研究的重點與難點課題研究的重點與難點本課題所研究的重點在于如何將內燃機較高轉速轉換為雙向較低的工作轉速，并要求其結構設計合理，性能優(yōu)良，滿足工藝要求，通用性強，應用范圍廣。難點在于沖擊頭的設計，必須確保其工作時能與螺栓接觸完全，所產生扭矩能達到工作標準。同時我們還需要 AutoCAD 作圖工具來配合完成設計過程，裝配設計形象直觀。AutoCAD 作為以 CAD 技術為內核的輔助設計軟件，AutoCAD 具備了 CAD 技術能夠實現(xiàn)的基本功能。作為一個通用的工種設計平臺，AutoCAD 還擁有強大的人機交互能力和簡便的操作方法，十分方便廣大普通用戶。1.7 完成課題的工作方案及進度計劃完成課題的工作方案及進度計劃12 周：熟悉課題，根據(jù)老師給的資料運用 AutoCAD 等軟件繪制零件圖，翻譯外文資料。34 周：確定螺栓扳手類型及結構，繪制零件結構草圖，準備開題答辯。58 周：對部分零件尺寸及公差進行設計計算，并運用 Auto CAD 輔助設計完成二級減速器設計，準備中期答辯。914 周：運用 Auto CAD 完成沖擊頭結構圖，計算沖擊頭的工作載荷、裝配圖及零件圖的繪制等工作。1517 周：對所有圖紙進行校核，編寫設計說明書，所有資料提請指導教師檢查，準備畢業(yè)答辯。2 總體計算總體計算2.1 工作方式的確定工作方式的確定螺栓扳手按工作方式可分為兩類：第一類為沖擊式扳手，第二類為靜扭矩扳手。前者具有效率高、結構簡單的優(yōu)點，但扭矩不可控，震動較大；后者具有扭矩可控可靠性高的優(yōu)點，但結構復雜，所需功率較大。經過以上兩種工作方式對比，在考察了國內外一些螺栓扳手同時結合目前線路維修的實際情況，我們決定雙頭內燃螺栓扳手采用靜扭工作方式。2.2 總體結構設計總體結構設計雙頭內燃螺栓扳手由汽油機、離合器、變速箱、變速機構、換向機構、扭矩控制機構、套筒操縱機構、機架等部分組成。其傳動路線如圖：圖 2.1 傳動路線圖2.3 工作原理工作原理動力輸出通過離合器和變速箱連接，將動力傳給變速箱，離合器可實現(xiàn)動力的傳遞及切斷；變速箱內采用齒輪傳動，可實現(xiàn)轉速的變換，并通過錐齒輪將水平旋轉運動變換為垂直旋轉運動，通過換向機構改變輸出軸的旋轉方向，換向機構設置正、反、中間三個檔位。當反向旋松螺母時，離合器上下牙嵌的嚙合面為垂直平面，扭矩不可調整，當正向擰緊螺母時，上下離合器嚙合齒面為斜齒面，通過調整彈簧的預緊力來改變輸出扭矩的大小，實現(xiàn)扭矩的控制。2.4 主要技術參數(shù)確定主要技術參數(shù)確定經過廣泛調研，根據(jù)線路實際情況，確定雙頭內燃螺栓扳手的主要技術參數(shù)如下：汽油機：6.5PS/3600r/min轉速：100r/min150r/min擰緊扭矩(可調)：80170N.m扭矩控制精度：10%旋松扭矩：大于 2300N.m3 動力部分設計動力部分設計作為一種線路維修設備，由于作業(yè)距離較長，設備搬運不便，對動力的選型較為嚴格。一是保證足夠的功率，二是保證重量較低?；谝陨蟽牲c，確定采用內燃機作為動力。由于柴油機的重量、噪音較大，盡管其擁有價格低、使用經濟性較好、維修方便的優(yōu)點，仍不宜采用。汽油機具有重量輕、噪音低的突出特點，隨著汽油機的國產化，其采購價得到了降低，目前已得到了廣泛應用，決定采用汽油機。最終套筒需要的擰松扭矩為單頭 300Nm,轉速 100150rpm，需要功率N=Tn/9550=3.14kw?？紤]到傳動效率問題，選用 GX200 汽油機。該汽油機的功率為 4.8KW，轉速為 3600rpm，輸出扭矩為 12.9N.m，重量為 16kg。3.1 離合器設計離合器設計在汽油機與變速箱之間設置離合器主要有兩個目的：一是為了在啟動汽油機時負載與汽油機分離，實現(xiàn)無負載啟動；二是在負載過大時，負載與汽油機分離，保護汽油機。 根據(jù)上述作用，結合雙頭螺栓扳手的結構情況，要求所選離合器必須具有結構簡單、外形尺寸小、傳動平穩(wěn)可靠、可直接與汽油機連接、適應高轉速等特點。經對比選擇，確定選用離心式離合器。其結構簡圖如圖所示： 圖 3.1 離心式離合器結構示意圖計算轉矩 Tc=Tt (3.1) 傳遞轉矩所需離心力 Qj=Tc/(Rz) (3.2) 閘塊有效離心力 Q=mr2(n2-n02)/90000Qj (3.3) 摩擦面壓強 P=Tc/(R2bz)Pp (3.4) 預定彈簧力 T=mr2n02/90000 (3.5)其中：工作儲備系數(shù)，一般取 1.52；Tt需傳遞的扭矩，Ncm；R閘塊外半徑，cm；z閘塊數(shù)量；b閘塊寬度，?。?2）d，cm；d主動軸直徑，cm；n正常工作轉速，r/min；n0開始結合轉速，r/min,一般取 n0=（0.70.8）n；m單個閘塊質量，kg；摩擦面摩擦系數(shù)；Pp摩擦面許用壓強，N/cm2；閘塊所對角度，rad。經計算，NLB600 型雙頭螺栓扳手所采用的離心式離合器的計算結果如下：計算轉矩 Tc=1935Ncm傳遞轉矩所需離心力 Qj=310.10N閘塊有效離心力 Q=374.14NQj=310.10N摩擦面壓強 P=21.1N/cm2Pp=200N/cm2預定彈簧力 T=mr2n02/90000=203.70N由上述公式可以看出，所選離心式離合器符合要求。4 傳動部分設計傳動部分設計4.1 傳動方式的選擇傳動方式的選擇可以實現(xiàn)動力傳遞的方式有齒輪傳動、皮帶傳動、鏈傳動等。根據(jù)雙頭螺栓扳手的使用狀況及現(xiàn)場情況，要求在較小的空間實現(xiàn)較大傳動比，并實現(xiàn)傳動方向的改變，傳動比穩(wěn)定可靠。基于以上幾點，決定采用齒輪傳動。4.2 傳動比的設計傳動比的設計根據(jù)第三部分設計結果選用 GX200 汽油機，其工作轉速為 3600r/min，根據(jù)第二部分技術參數(shù)需要輸出低速 100r/min 和高速 150r/min 兩種轉速，由此可得：低速總傳動比=3600/100=36，高速總傳動比=3600/150=24。齒輪結構布置見圖 1 所示，分為五級傳動，各級傳動設計見表 4.1：表 4.1 各級傳動比第二級第一級第二級高速第二級低速第三級第四級第五級模數(shù)222 433主動輪齒數(shù)24241781735被動輪齒數(shù)404047353536傳動比1.671.672.764.382.061.03低速扭矩260.06535.41550.71扭矩高速扭矩21.5035.8359.44156.77322.76331.99低速轉速178.686.784.3轉速高速轉速2160.01296.0781.3296.2143.9139.9實際總傳動比 i高=1.67 1.67 4.38 2.06 1.03=25.74i低=1.67 2.76 4.38 2.06 1.03=42.69實際輸出轉速 n高=3600/25.74=139.9n低=3600/42.69=84.3實際輸出扭矩 T高=129 25.74=331.99T低=3600/42.69=550.714.3 傳動齒輪設計計算傳動齒輪設計計算4.3.1 第一級齒輪計算第一級齒輪計算a.a.大小齒輪的設計大小齒輪的設計 材料：高速級小齒輪選用45鋼調質，齒面硬度為250HBS。高速級大齒輪選用45鋼正火，齒面硬度為 220HBS。查機械設計基礎第 166 頁表 11-7 得： (4.1)(0 .12501limMpaH)(11682limMpaH第 165 頁表 11-4 得：，。 03. 1HS05. 1FS，。 MpaMpaSHHH5 .121203. 112501lim1)(2 .113303. 111682lim2MpaSHHH(4.2)查機械設計課程設計手冊第 168 頁表 11-10C 圖得：，。MpaF5911limMpaF4822lim故，。 (4.3) MpaSFFF3 .57405. 15911lim1MpaSFFF6 .46805. 14822lim2按齒面接觸強度設計：9 級精度制造，查機械設計課程設計手冊第 164頁表 11-3 得：載荷系數(shù)1.2K ，取齒寬系數(shù)計算中心距：由機械設45. 0a計課程設計指導書課本第 165 頁式 11-5 得：。 (4.4) 4.6379.145.010069.12.12152311132.113335179.1335aHKT考慮高速級大齒輪與低速級大齒輪相差不大取，,取642mZ1=24，Z2=40。實際傳動比： (4.5)66. 1244012ZZ傳動比誤差：。 (4.6)%5%5 . 3%10063. 163. 179. 1齒寬：取18aba)(1821mmbb高速級大齒輪，；高速級小齒輪，。)(182mmb 402)(181mmb 241驗算輪齒彎曲強度：查機械設計課程設計手冊第 167 頁表 11-9 得： 12.6FY ，22.2FY 按最小齒寬計算：18b (4.7) 123121118824218106 . 29 .1062 . 1221FFFMpabmYKT (4.8) 21127 .1782FFFFFMpaYY所以安全。齒輪線速度： (4.9)/(04779.9100060103.25.2293smb.b.具體參數(shù)如下所示：具體參數(shù)如下所示：(1) 設計參數(shù)傳遞功率 P=4.86000(kW)傳遞轉矩 T=12.9(N.m)齒輪 1 轉速 n1=3600(r/min)齒輪 2 轉速 n2=2160(r/min)傳動比 i=1.66667原動機載荷特性 SF=均勻平穩(wěn)工作機載荷特性 WF=輕微振動預定壽命 H=2000(小時)(2) 布置與結構結構形式 ConS=閉式齒輪 1 布置形式 ConS1=懸臂布置齒輪 2 布置形式 ConS2=懸臂布置(3) 材料及熱處理齒面嚙合類型 GFace=硬齒面熱處理質量級別 Q=MQ齒輪 1 材料及熱處理 Met1=20CrMnTi齒輪 1 硬度取值范圍 HBSP1=50-55齒輪 2 材料及熱處理 Met2=45齒輪 2 硬度取值范圍 HBSP2=45-50(4) 齒輪精度齒輪 1 第組精度 JD11=7齒輪 1 第組精度 JD12=7齒輪 1 第組精度 JD13=7齒輪 1 齒厚上偏差 JDU1=F齒輪 1 齒厚下偏差 JDD1=L齒輪 2 第組精度 JD21=7齒輪 2 第組精度 JD22=7齒輪 2 第組精度 JD23=7齒輪 2 齒厚上偏差 JDU2=F齒輪 2 齒厚下偏差 JDD2=L(5) 齒輪基本參數(shù)模數(shù)(法面模數(shù))Mn=2端面模數(shù) Mt=2.00000螺旋角 =0.000000(度)基圓柱螺旋角 b=0.0000000(度)齒輪 1 齒數(shù) Z1=24齒輪 1 變位系數(shù) X1=0.00齒輪 1 齒寬 B1=18.00(mm)齒輪 1 齒寬系數(shù) d1=0.75000齒輪 2 齒數(shù) Z2=40齒輪 2 變位系數(shù) X2=0.00齒輪 2 齒寬 B2=18.00(mm)齒輪 2 齒寬系數(shù) d2=0.45000總變位系數(shù) Xsum=0.00000標準中心距 A0=64.00000(mm)實際中心距 A=64.00000(mm)齒數(shù)比 U=1.66667端面重合度 =1.65772縱向重合度 =0.00000總重合度 =1.65772齒輪 1 分度圓直徑 d1=48.00000(mm)齒輪 1 齒頂圓直徑 da1=52.00000(mm)齒輪 1 齒根圓直徑 df1=43.00000(mm)齒輪 1 齒頂高 ha1=2.00000(mm)齒輪 1 齒根高 hf1=2.50000(mm)齒輪 1 全齒高 h1=4.50000(mm)齒輪 1 齒頂壓力角 at1=29.841119(度)齒輪 2 分度圓直徑 d2=80.00000(mm)齒輪 2 齒頂圓直徑 da2=84.00000(mm)齒輪 2 齒根圓直徑 df2=75.00000(mm)齒輪 2 齒頂高 ha2=2.00000(mm)齒輪 2 齒根高 hf2=2.50000(mm)齒輪 2 全齒高 h2=4.50000(mm)齒輪 2 齒頂壓力角 at2=26.498589(度)齒輪 1 分度圓弦齒厚 sh1=3.13935(mm)齒輪 1 分度圓弦齒高 hh1=2.05139(mm)齒輪 1 固定弦齒厚 sch1=2.77410(mm)齒輪 1 固定弦齒高 hch1=1.49511(mm)齒輪 1 公法線跨齒數(shù) K1=3齒輪 1 公法線長度 Wk1=15.43292(mm)齒輪 2 分度圓弦齒厚 sh2=3.14079(mm)齒輪 2 分度圓弦齒高 hh2=2.03084(mm)齒輪 2 固定弦齒厚 sch2=2.77410(mm)齒輪 2 固定弦齒高 hch2=1.49511(mm)齒輪 2 公法線跨齒數(shù) K2=4齒輪 2 公法線長度 Wk2=21.78536(mm)齒頂高系數(shù) ha*=1.00頂隙系數(shù) c*=0.25壓力角 *=20(度)端面齒頂高系數(shù) ha*t=1.00000端面頂隙系數(shù) c*t=0.25000端面壓力角 *t=20.0000000(度)(6) 檢查項目參數(shù)齒輪 1 齒距累積公差 Fp1=0.03983齒輪 1 齒圈徑向跳動公差 Fr1=0.03338齒輪 1 公法線長度變動公差 Fw1=0.02785齒輪 1 齒距極限偏差 fpt()1=0.01456齒輪 1 齒形公差 ff1=0.01060齒輪 1 齒切向綜合公差 fi1=0.01510齒輪 1 齒徑向綜合公差 fi1=0.02067齒輪 1 齒向公差 F1=0.01160齒輪 1 切向綜合公差 Fi1=0.05043齒輪 1 徑向綜合公差 Fi1=0.04673齒輪 1 基節(jié)極限偏差 fpb()1=0.01368齒輪 1 螺旋線波度公差 ff1=0.01510齒輪 1 軸向齒距極限偏差 Fpx()1=0.01160齒輪 1 齒向公差 Fb1=0.01160齒輪 1x 方向軸向平行度公差 fx1=0.01160齒輪 1y 方向軸向平行度公差 fy1=0.00580齒輪 1 齒厚上偏差 Eup1=-0.05824齒輪 1 齒厚下偏差 Edn1=-0.23294齒輪 2 齒距累積公差 Fp2=0.04880齒輪 2 齒圈徑向跳動公差 Fr2=0.03733齒輪 2 公法線長度變動公差 Fw2=0.03031齒輪 2 齒距極限偏差 fpt()2=0.01501齒輪 2 齒形公差 ff2=0.01100齒輪 2 齒切向綜合公差 fi2=0.01561齒輪 2 齒徑向綜合公差 fi2=0.02130齒輪 2 齒向公差 F2=0.00630齒輪 2 切向綜合公差 Fi2=0.05980齒輪 2 徑向綜合公差 Fi2=0.05226齒輪 2 基節(jié)極限偏差 fpb()2=0.01411齒輪 2 螺旋線波度公差 ff2=0.01561齒輪 2 軸向齒距極限偏差 Fpx()2=0.00630齒輪 2 齒向公差 Fb2=0.00630齒輪 2x 方向軸向平行度公差 fx2=0.00630齒輪 2y 方向軸向平行度公差 fy2=0.00315齒輪 2 齒厚上偏差 Eup2=-0.06005齒輪 2 齒厚下偏差 Edn2=-0.24020中心距極限偏差 fa()=0.02113(7) 強度校核數(shù)據(jù)齒輪 1 接觸強度極限應力 Hlim1=1250(MPa)齒輪 1 抗彎疲勞基本值 FE1=804 (MPa)齒輪 1 接觸疲勞強度許用值H1=1212.5 (MPa)齒輪 1 彎曲疲勞強度許用值F1=574.3(MPa)齒輪 2 接觸強度極限應力 Hlim2=1168.2(MPa)齒輪 2 抗彎疲勞基本值 FE2=656.0(MPa)齒輪 2 接觸疲勞強度許用值H2=1133.2(MPa)齒輪 2 彎曲疲勞強度許用值F2=468.6(MPa)接觸強度用安全系數(shù) SHmin=1.00彎曲強度用安全系數(shù) SFmin=1.40接觸強度計算應力 H=813.5(MPa)接觸疲勞強度校核 HH=滿足齒輪 1 彎曲疲勞強度計算應力 F1=188.0(MPa)齒輪 2 彎曲疲勞強度計算應力 F2=178.7(MPa)齒輪 1 彎曲疲勞強度校核 F1F1=滿足齒輪 2 彎曲疲勞強度校核 F2F2=滿足(8) 強度校核相關系數(shù)齒面經表面硬化 Zas=表面硬化齒形 Zp= 一般潤滑油粘度 V50=120(mm2/s)有一定量點饋 Us=允許小齒輪齒面粗糙度 Z1R=Rz6m(Ra1m)載荷類型 Wtype=靜強度齒根表面粗糙度 ZFR=Rz16m(Ra2.6m )刀具基本輪廓尺寸 HMn=Hao/Mn1.25，Pao/Mn0.38圓周力 Ft=537.13125(N)齒輪線速度 V=9.04779(m/s)使用系數(shù) Ka=1.25000動載系數(shù) Kv=2.37427齒向載荷分布系數(shù) KH=1.00000綜合變形對載荷分布的影響 Ks=1.00000安裝精度對載荷分布的影響 Km=0.00000齒間載荷分布系數(shù) KH=1.28079節(jié)點區(qū)域系數(shù) Zh=2.49457材料的彈性系數(shù) ZE=189.80000接觸強度重合度系數(shù) Z=0.88361接觸強度螺旋角系數(shù) Z=1.00000重合、螺旋角系數(shù) Z=0.88361接觸疲勞壽命系數(shù) Zn=1.00000潤滑油膜影響系數(shù) Zlvr=0.97000工作硬化系數(shù) Zw=1.00000接觸強度尺寸系數(shù) Zx=1.00000齒向載荷分布系數(shù) KF=1.00000齒間載荷分布系數(shù) KF=1.42363抗彎強度重合度系數(shù) Y=0.70243抗彎強度螺旋角系數(shù) Y=1.00000抗彎強度重合、螺旋角系數(shù) Y=0.70243壽命系 Yn=1.00000齒根圓角敏感系數(shù) Ydr=1.00000齒根表面狀況系數(shù) Yrr=1.00000尺寸系數(shù) Yx=1.00000齒輪 1 復合齒形系數(shù) Yfs1=4.24540齒輪 1 應力校正系數(shù) Ysa1=1.57832齒輪 2 復合齒形系數(shù) Yfs2=4.03486齒輪 2 應力校正系數(shù) Ysa2=1.67353由以上計算可知，齒輪接觸疲勞強度和彎曲疲勞強度均滿足要求，合格。4.3.2 第二級齒輪計算第二級齒輪計算計算方法同第一級，計算結果如下：高速級：齒輪 1 接觸強度極限應力 Hlim1=1186.4(MPa)齒輪 1 抗彎疲勞基本值 FE1=672.0(MPa)齒輪 1 接觸疲勞強度許用值H1=1273.5(MPa)齒輪 1 彎曲疲勞強度許用值F1=480.0(MPa)齒輪 2 接觸強度極限應力 Hlim2=1150.0(MPa)齒輪 2 抗彎疲勞基本值 FE2=640.0(MPa)齒輪 2 接觸疲勞強度許用值H2=1234.4(MPa)齒輪 2 彎曲疲勞強度許用值F2=457.1(MPa)接觸強度用安全系數(shù) SHmin=1.00彎曲強度用安全系數(shù) SFmin=1.40接觸強度計算應力 H=870.5(MPa)接觸疲勞強度校核 HH，滿足齒輪 1 彎曲疲勞強度計算應力 F1=215.2(MPa)齒輪 2 彎曲疲勞強度計算應力 F2=204.6(MPa)齒輪 1 彎曲疲勞強度校核 F1F1，滿足齒輪 2 彎曲疲勞強度校核 F2F2，滿足由以上計算可知，齒輪接觸疲勞強度和彎曲疲勞強度均滿足要求，合格。低速級：齒輪 1 接觸強度極限應力 Hlim1=1186.4(MPa)齒輪 1 抗彎疲勞基本值 FE1=672.0(MPa)齒輪 1 接觸疲勞強度許用值H1=1273.5(MPa)齒輪 1 彎曲疲勞強度許用值F1=480.0(MPa)齒輪 2 接觸強度極限應力 Hlim2=1150.0(MPa)齒輪 2 抗彎疲勞基本值 FE2=640.0(MPa)齒輪 2 接觸疲勞強度許用值H2=1234.4(MPa)齒輪 2 彎曲疲勞強度許用值F2=457.1(MPa)接觸強度用安全系數(shù) SHmin=1.00彎曲強度用安全系數(shù) SFmin=1.40接觸強度計算應力 H=1022.2(MPa)接觸疲勞強度校核 HH，滿足齒輪 1 彎曲疲勞強度計算應力 F1=263.8(MPa)齒輪 2 彎曲疲勞強度計算應力 F2=233.1(MPa)齒輪 1 彎曲疲勞強度校核 F1F1，滿足齒輪 2 彎曲疲勞強度校核 F2F2，滿足由以上計算可知，齒輪接觸疲勞強度和彎曲疲勞強度均滿足要求，合格。4.3.3 第三級齒輪計算第三級齒輪計算只按低速進行計算，計算結果如下：傳遞功率(Kw) N =4.86最低轉速(r/min) n=781.3額定轉矩(N.m) T=59.4中點分度圓的切向力(N) Ft=4421.25齒寬系數(shù) a=0.306動載荷系數(shù) Kv=1.01使用情況系數(shù) KA =1.25齒向載荷分布系數(shù) KHB =1.880齒間載荷分配系數(shù) KH=1.10節(jié)點區(qū)域系數(shù) ZH=2.130材料彈性系數(shù) ZE=189.80接觸強度重合度及螺旋角系數(shù) Z=0.89彎曲強度重合度及螺旋角系數(shù) Y=0.69齒輪軸向重合度 =1.220錐齒輪系數(shù) Zk=1.00潤滑油膜影響系數(shù) Zlvr=0.94工作硬化系數(shù) Zw=1.00接觸強度計算的尺寸系數(shù) Zx=1.000彎曲強度計算的尺寸系數(shù) Yx=1.000小齒輪參數(shù)：大端法向模數(shù) mn=4.0齒形角 =20齒頂高系數(shù) ha*=0.85齒寬中點螺旋角() =35小齒輪分錐角() 1=125230小齒輪徑向變位系數(shù) Xn=0.000小齒輪切向變位系數(shù) Xt =0.000傳動比 u=4.38外錐距(mm) R =71.805小齒輪齒數(shù) Z1=8小齒輪當量齒數(shù) Z1v=14.9小齒輪螺旋方向 左旋小齒輪端面重合度 =0.97小齒輪復合齒形系數(shù) YFS=4.47小齒輪接觸強度壽命系數(shù) Zn=1.000小齒輪彎曲強度壽命系數(shù) Yn=1.000小齒輪相對齒根圓角敏感系數(shù) YrelT=1.000小齒輪相對齒根表面狀況系數(shù) YRrelT=1.000小齒輪大端分度圓(mm) d1=32小齒輪齒頂圓(mm) da1=42.68小齒輪齒根圓(mm) df1=25.61小齒輪齒寬(mm) b1=22小齒輪齒圈徑向跳動公差(mm) Fr1=0.036小齒輪齒坯母線跳動公差(mm) mx_Fr1=0.030小齒輪基準端面跳動公差(mm) dm_Fr1=0.010小齒輪齒距累積公差(mm) fp1=0.036小齒輪頂錐角極限偏差上偏差(mm) td1=8.000小齒輪頂錐角極限偏差下偏差(mm) bd =0.000小齒輪齒形相對誤差的公差(mm) fc1=0.008小齒輪切向綜合公差(mm) Fi=0.045小齒輪齒距極限偏差(mm) fpt=0.014小齒輪一齒切向綜合公差(mm) fi=0.019齒輪副軸交角綜合公差(mm) Fi=0.047齒輪副一齒軸交角綜合公差(mm) fi= 0.020最小法向側隙(mm) jn=0.052中點分度圓弦齒厚(mm) sm=6.205中點分度圓弦齒高(mm) ham=4.213小齒輪接觸疲勞極限(MPa) Hlim=1400.00小齒輪接觸強度許用應力(MPa) HP=1316.00小齒輪接觸強度計算應力(MPa) H=1259.20小齒輪接觸疲勞強度校核安全系數(shù) sh=1.04小齒輪彎曲疲勞極限(MPa) FE=640.00小齒輪彎曲強度許用應力(MPa) FP=640.00小齒輪彎曲強度計算應力(MPa) F=476.57小齒輪彎曲疲勞強度校核安全系數(shù) sf=1.39大齒輪參數(shù)：大端法向模數(shù) mn=4.0齒形角 =20齒頂高系數(shù) ha*=0.85齒寬中點螺旋角() =3500大齒輪分錐角() 2=77730大齒輪徑向變位系數(shù) Xn=0.000大齒輪切向變位系數(shù) Xt=0.000傳動比 u=4.38外錐距(mm) R=71.805大齒輪齒數(shù) Z2=35大齒輪當量齒數(shù) Z2v=285.8大齒輪螺旋方向 右旋大齒輪端面重合度 =0.49大齒輪復合齒形系數(shù) YFS=4.950大齒輪接觸強度壽命系數(shù) Zn=1.000大齒輪彎曲強度壽命系數(shù) Yn=1.000大齒輪相對齒根圓角敏感系數(shù) YrelT=1.000大齒輪相對齒根表面狀況系數(shù) YRrelT=1.000大齒輪大端分度圓(mm) d2=140大齒輪齒頂圓(mm) da2=141.12大齒輪齒根圓(mm) df2=137.22大齒輪齒寬(mm) b2=22大齒輪齒圈徑向跳動公差(mm) Fr1=0.025大齒輪齒坯母線跳動公差(mm) mx_Fr1=0.050大齒輪基準端面跳動公差(mm) dm_Fr1=0.012大齒輪齒距累積公差(mm) fp1 = 0.063大齒輪頂錐角極限偏差上偏差(mm) td1=8.000大齒輪頂錐角極限偏差下偏差(mm) bd1=0.000大齒輪齒形相對誤差的公差(mm) fc1=0.009大齒輪切向綜合公差(mm) Fi=0.073大齒輪齒距極限偏差(mm) fpt=0.016大齒輪一齒切向綜合公差(mm) fi =0.021齒輪副軸交角綜合公差(mm) Fi=0.070齒輪副一齒軸交角綜合公差(mm) fi=0.022最小法向側隙(mm) jn=0.052中點分度圓弦齒厚(mm) sm=4.072中點分度圓弦齒高(mm) ham=1.534大齒輪接觸疲勞極限(MPa) Hlim=1300.00大齒輪接觸強度許用應力(MPa) HP=1222.00大齒輪接觸強度計算應力(MPa) H=1120.20大齒輪接觸疲勞強度校核安全系數(shù) sh=1.09大齒輪彎曲疲勞極限(MPa) FE=600.00大齒輪彎曲強度許用應力(MPa) FP=600.00大齒輪彎曲強度計算應力(MPa) F=382.04大齒輪彎曲疲勞強度校核安全系數(shù) sf=1.57由以上計算可知，齒輪接觸疲勞強度和彎曲疲勞強度均滿足要求，合格。4.3.4 第四級齒輪計算第四級齒輪計算只按低速進行計算，計算結果如下：齒輪 1 接觸強度極限應力 Hlim1=1250.0(MPa)齒輪 1 抗彎疲勞基本值 FE1=804.0(MPa)齒輪 1 接觸疲勞強度許用值H1=1212.5(MPa)齒輪 1 彎曲疲勞強度許用值F1=804.0(MPa)齒輪 2 接觸強度極限應力 Hlim2=1168.2(MPa)齒輪 2 抗彎疲勞基本值 FE2=656.0(MPa)齒輪 2 接觸疲勞強度許用值H2=1133.2(MPa)齒輪 2 彎曲疲勞強度許用值F2=656.0(MPa)接觸強度用安全系數(shù) SHmin=1.00彎曲強度用安全系數(shù) SFmin=1.0接觸強度計算應力 H=1095.7(MPa)接觸疲勞強度校核 HH，滿足齒輪 1 彎曲疲勞強度計算應力 F1=529.4(MPa)齒輪 2 彎曲疲勞強度計算應力 F2=475.3(MPa)齒輪 1 彎曲疲勞強度校核 F1F1，滿足齒輪 2 彎曲疲勞強度校核 F2F2，滿足由以上計算可知，齒輪接觸疲勞強度和彎曲疲勞強度均滿足要求，合格。4.3.5 第五級齒輪計算第五級齒輪計算只按低速進行計算，計算結果如下：齒輪 1 接觸強度極限應力 Hlim1=1250.0(MPa)齒輪 1 抗彎疲勞基本值 FE1=804.0 (MPa)齒輪 1 接觸疲勞強度許用值H1=1212.5(MPa)齒輪 1 彎曲疲勞強度許用值F1=574.3(MPa)齒輪 2 接觸強度極限應力 Hlim2=1168.2(MPa)齒輪 2 抗彎疲勞基本值 FE2=656.0(MPa)齒輪 2 接觸疲勞強度許用值H2=1133.2(MPa)齒輪 2 彎曲疲勞強度許用值F2=468.6(MPa)接觸強度用安全系數(shù) SHmin=1.00彎曲強度用安全系數(shù) SFmin=1.40接觸強度計算應力 H=1120.5(MPa)接觸疲勞強度校核 HH，滿足齒輪 1 彎曲疲勞強度計算應力 F1=541.6(MPa)齒輪 2 彎曲疲勞強度計算應力 F2=452.8(MPa)齒輪 1 彎曲疲勞強度校核 F1F1，滿足齒輪 2 彎曲疲勞強度校核 F2F2，滿足5 變速機構設計變速機構設計線路作業(yè)扭緊扭矩為 80150Nm，旋松扭矩不小于 300N.m 的要求，對于汽油機，其輸出功率基本穩(wěn)定，轉速設計時必須按照最大扭矩設計，導致擰緊作業(yè)時轉速較低，效率較低。為提高作業(yè)效率，我們設計了變速機構，可根據(jù)作業(yè)不同及線路狀態(tài)的不同提供高低兩種轉速及扭矩。變速機構采用固定齒輪及滑移牙嵌的方式實現(xiàn)，結構簡圖見圖 5.1：圖 5.1 變速機構示意圖變速結合子牙齒外徑 D=62mm牙齒內徑 D1=38mm牙齒平均直徑 Dp=50mm牙齒寬度 b=12mm牙齒高度 h=6mm傳遞轉矩 Tt=60N.m牙的承壓面積 A=360mm2牙齒工作面的擠壓應力 p=0.025N/mm2牙齒許用擠壓應力 p=40N/mm2pp，合格。6 換向機構的設計換向機構的設計換向機構主要承擔兩項功能，第一，實現(xiàn)輸出的正反轉；第二，實現(xiàn)較大的傳動變速?；谝陨蟽牲c，決定采用滑移牙嵌+螺旋錐齒輪傳動設計，滑移牙嵌可實現(xiàn)可靠換向，結構緊湊，操作方便；螺旋錐齒輪具有模數(shù)大，最小齒數(shù)可以低至 7 齒，極端可以達到 3 齒，因此易于實現(xiàn)大傳動比、大扭矩的傳動，同時具有較小的結構尺寸；因此，在設計中采用該方案。結構簡圖見圖 6.1：圖 6.1 換向機構示意圖換向結合子牙齒外徑 D=72mm牙齒內徑 D1=44mm牙齒平均直徑 Dp=58mm牙齒寬度 b=14mm牙齒高度 h=6mm傳遞轉矩 Tt=260N.m牙的承壓面積 A=420mm2牙齒工作面的擠壓應力 p=0.07N/mm2牙齒許用擠壓應力 p=40N/mm2pp，合格。7 扭矩控制機構設計扭矩控制機構設計扭矩控制方案可以選用多盤液壓離合器及安全牙嵌式離合器。多盤液壓離合器通過液壓壓力的變化控制各摩擦盤的軸向壓力，當傳遞的扭矩大于摩擦盤的摩擦力矩時，出現(xiàn)打滑，實現(xiàn)過載保護，該方案控制精度較高，結構復雜，故障率較高。安全牙嵌式離合器的工作原理是利用牙嵌工作面的角度產生一個軸向力，在擰緊作業(yè)時，當傳遞的扭矩產生的軸向力大于彈簧的壓力時，牙嵌脫離，從而實現(xiàn)保護，在旋松作業(yè)時，牙嵌工作面為 900直面，牙嵌離合器不控制扭矩。其結構見圖 7.1：圖 7.1 扭矩控制機構圖安全牙嵌式離合器計算：計算轉矩：Tc=Tt (7.1)彈簧終壓緊力：Q2=Tctan(-)-2Rm/d/Rm (7.2)彈簧初壓緊力：Q1=（0.850.9）Q2 (7.3)牙面擠壓應力：p=Tc/100/Ap/Rm/zj (7.4)其中：Tt需傳遞的扭矩，Ncm；工作儲備系數(shù)，一般取 1.52；Rm牙面平均半徑，cm；牙面工作傾角，=45；工作面摩擦角， （） ，一般取 56；摩擦面摩擦系數(shù)，0.1；d主動軸直徑，cm；Ap牙面擠壓面積，cm2；zj計算牙數(shù)， （1/21/3）z；pp許用擠壓應力，N/mm2。 計算結果：計算轉矩：Tc=Tt=20400Ncm彈簧終壓緊力：Q2=Tctan(-)-2Rm/d/Rm=4820.8N彈簧初壓緊力：Q1=（0.850.9）Q2=4242.3N牙面擠壓應力：p=Tc/100/Ap/Rm/zj=41.4N/mm2pp=55N/mm2因此合格。8 扭矩誤差分析扭矩誤差分析扭矩控制是該項目的技術關鍵，扭矩控制誤差的大小決定著扳手能否達到鐵標的要求，項目組經過多次試驗改進，最終擰緊扭矩誤差滿足鐵標不大于10的要求。現(xiàn)將影響扭矩控制誤差的原因分析如下。8.1 彈簧力的穩(wěn)定性彈簧力的穩(wěn)定性扭矩控制機構采用彈簧和安全牙嵌式離合器控制扭矩，通過調整彈簧力的大小實現(xiàn)對扭矩大小的控制，因此彈簧力的穩(wěn)定性直接影響扭矩控制的精度。為此，經多次試驗，選用特殊材料，改進熱處理工藝，提高加工精度。目前彈簧力穩(wěn)定性已滿足扭矩控制精度要求。8.2 摩擦系數(shù)的穩(wěn)定性摩擦系數(shù)的穩(wěn)定性安全牙嵌式離合器通過控制上、下牙嵌斜面分離的摩擦力的大小來控制扭矩，因此摩擦系數(shù)的穩(wěn)定性直接影響扭矩控制的精度。上、下牙嵌離合器斜面之間的摩擦系數(shù)主要取決于表面的光潔度和潤滑狀態(tài)。為此在設計中將牙嵌式離合器置于變速箱內部，采用油浸式牙嵌式離合器，極大地改善了潤滑條件，減小了離合器的磨損，穩(wěn)定了摩擦系數(shù)。8.3 斜面棱角斜面棱角安全牙嵌式離合器上、下牙嵌分離時斜面與上平面形成的棱角會造成分離力的不穩(wěn)定而影響扭矩控制的精度。為此通過多次試驗調整棱角的結構，最終將棱角倒成圓滑過渡的圓弧，保證了牙嵌分離力的穩(wěn)定性，確保扭矩控制精度滿足要求。9 傳動軸校核傳動軸校核9.1 高速軸設計高速軸設計(1) 材料：選用 45 號鋼調質處理。查機械設計課程設計手冊第 230 頁表 14-2 取 35Mpa C=100。各軸段直徑的確定：根據(jù)其第 230 頁式 14-2 得：1min1333.5210022.4314.8PdCn (9.1)查機械設計課程設計手冊第 9 頁表 1-16 取136d ，L1=1.75d1-3=60。240d 因為大帶輪要靠軸肩定位，且還要配合密封圈。由機械設計課程設計手冊85 頁表 7-12 取240d ，L2=m+e+l+5=28+9+16+5=58。 (9.2)查其 62 頁表 6-1 取345d 。選用 6009 軸承。L3=B+3+2=16+10+2=28。 (9.3)4d段主要是定位軸承，取450d 。L4根據(jù)箱體內壁線確定后在確定。5d裝配齒輪段直徑：判斷是不是作成齒輪軸。412.52fddetm (9.4) 查其 51 頁表 4-1 得：13.3tmm，得：e=5.96.25。6d段裝配軸承所以6345dd，L6=L3=28。(2) 校核該軸和軸承L1=73，L2=211，L3=96 (9.5)作用在齒輪上的圓周力為：31122 106.9 102948292.5tTFNd 徑向力為2984201073rtFFtgtgN (9.6)作用在軸 1 帶輪上的外力：1132.8QFFN (9.7)求垂直面的支反力：2112211107380073211rVl FFNll 211073 800273VrVFFFN 求垂直彎矩，并繪制垂直彎矩圖：322273 211 1057.6 .avvMF lN m 311800 73 1057.4 .avvMF lN m求水平面的支承力：由1122()HtFllFl得：21122112948219773211HtlFFllN (9.8)2129482197751HtHFFFN 求并繪制水平面彎矩圖：3112197 73 10158.2 .aHHMF lN m 322751 211 10158.4 .aHHMF lN m求 F 在支點產生的反力：311296 1132.8384.373211Fl FFNll (9.9)21384.3 1132.81517.1FFFFFN 求并繪制 F 力產生的彎矩圖：3231132.8 96 10108.7FMFlN311384.3 73 1027.7aFFMF lNF 在 a 處產生的彎矩：311384.3 73 1027.7aFFMF lNm 求合成彎矩圖：考慮最不利的情況，把aFM與22avaHMM直接相加。222227.757.6158.2196.1 .aaFaVaHMMMMN m222227.757.4158.4196.2 .aaFaVaHMMMMN m求危險截