毕业设计
174.66?FP?2zF0sin?2?7?347.62sin?4861.4022
?2由于v<30m/s，故带轮材料采用HT200可满足要求，为减轻带轮的重量，采用轮幅式， 同样由于大小带轮直径小于500mm,因为D2、D3<315，所以由表得
B?(z?1)e?2f?(7?1)?25.5?2?16?185mm
(7)主动轮是的设计计算
?dd1?257mm f?16mm ??38
hamin?4.8m hfmin?14.3mm fmin?10mm
bd?19mm 取ha?5mm hf?15mm f?10mm B?185mm
槽宽
b?bd?2hatan(?/2)?19?2?5?tan19??22.41mm
dw?dd1?2ha?257?2?5?267mm
轴径d?40mm L?205mm
d1?(1.8~2)d?(1.8~2)?40?72~80 D1?dd1?2hf?2f?257?2?15?2?10?207mm
D1?d1?207?72?135mm?100mm
所以选择孔板式。 （8）从动轮的设计计算
?dd2?200mm f?16mm ??38
hamin?4.8mm hfmin?14.3mm fmin?10mm
bd?19mm 取ha?5mm hf?15mm f?10mm B?185mm
槽宽
b?bd?2hatan(?/2)?19?2?5?tan19??22.4mm
dw?dd2?2ha?200?2?5?210mm
轴径d?80mm
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d1?(1.8~2)d?(1.8~2)?80?144~160 取d1?144mm
D1?dd2?2hf?2f?200?2?15?2?10?150mm
D1?d1?150?144?6?100
所以为腹板式 3.2.4
轴的设计计算
（1）一轴的设计与校核
1）求输出轴上的功率、转速和转矩
p1?33.0kw n1?523r/min T1?602581.262N.mm
2）初步确定轴的最小直径
先按式（15-3）初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表取A0=112，于是得
dmin?A03p133.0?1123?44.59mmn1523
输入轴的最小直径显然是安装万向节的直径d1-2，为了使所选的轴直径d1-2与万向节的孔径相适应。故需同时选择万向节的型号。
查表得，根据输入功率为33.0kw，所以选择带槽柠檬管节叉尾部。万向节的孔径d1=50mm,故取d1-2=50mm，l1=30mm。 3）轴的结构设计
①为了满足万向节的轴向定位要求1-2轴段右端需制出一 轴肩，故1-2段的直径d1-2=57mm。
②初步选择滚动轴承，因为轴承同时受到径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据d1-2=57mm，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组，标准精确级的单列圆锥滚子轴承30212，其尺寸为d?D?T?60mm?130mm?33.5mm，故d3-4=d7-8=60 mm，而l7-8=33.5mm。左端滚动轴承采用轴肩进行定位，定位轴肩高度为h，
0.07d?h?0.1d
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毕业设计
0.7?60?h?0.1?60
4.2 取安装齿轮的轴段4-5的直径d4-5=75mm；齿轮的左端与轴承之间采用套筒定位，已知齿轮轮毂的宽为l=(1-1.2)d6-7(图10-39)，所以l=(75-90),取l=80mm。为了使套筒端面可靠的压紧齿轮，故取l4-5=76mm,齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h>0.07d，谷取h=7，则轴环处的直径d5-6=89mm，轴宽度b>1.4h，取l5-6=12mm。 ④取齿轮距箱体内壁之距离a=16mm，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，取s=8mm。已知滚动轴承宽度T=33.5mm，小齿轮的大端分度圆直径B=85mm。 l3?4?T?s?a?(80?76)?33.5?8?16?4?61.5mm l6?7?B?a?85?16?101mm 齿轮、万向节与轴的周向定位均采用平键链接，按d4-5由表查的平键截面 b?h?20mm?12mm，键槽用键槽铣刀加工长为63mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良 好的中性，故选择齿轮与轴毂与轴的配合为 H7；同样万向节与轴连接，选用平键n6b?h?14mm?9mm键槽长为25mm。如图4 图4 一轴示意图 ⑤轴的强度校核 计算齿轮受力：拖拉机作用在轴上的力FQ?F1/16?33000/16?2062.5N 大齿 dm1?(1?0.5?R)d1?(1?0.5?0.3)?200?170mm 大齿轮受力 转矩 T1?602581.262N.mm - 23 - 圆周力 Ft1?2T1/dm1?2?602581.262/170?7089.19N 径向力 Fr1?Ft1?tan??cos? ?7089.19?tan20??0.479?1235.94N 轴向力 Fa1?Ft1?tan??sin??7089.19?tan20??0.879?2268.04N 受力图如图5所示 图5 一轴受力弯矩图 计算支承反力 水平反力 FR1'?FQ(106.6?38?184.5)?Fr1?184.5?Fa?184.5/2?38?184.5 2062.5?329.1?1235.94?184.5?2268.04?184.5/2222.5 ?1085.44N FQ?106.6?Fr?38?Fa?38/2184.5?38 2062.5?106.6?1235.94?38?2268.04?38/2?222.5 ?1005.55N FR2'?垂直反力 FR1''?Ft?184.5/222.5?7089.19?184.5/222.5?5878.45N FR2''?Ft?38/222.5?7089.19?38/222.5?1210.74N - 24 - 毕业设计 总弯矩 M?256990.782?223381.12?340504.59N.mm 扭矩 T1?602581.262Nmm 进行校核时通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度根据以上数据，以及轴单向旋转，扭矩切应力为脉动循环变应力取a=0.6轴的计算为： M2?(aT1)2340504.592?(0.6?602581.262)2?ca??MPa?14.48MPa3W0.11?70 由表得[?]=60MPa,因此?ca< [?]故安全。 （2）二轴的设计和校核 1)P2?31.110KW n2?1230.589r/min T2?241429.511Nmm 2)初步确定轴的最小直径。 先初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为45钢，调质处理，根据表取A0=112于是得 dmin?A03P231.11?112?3?32.89mm n21230.589输出轴的最小直径是安装小齿轮外轴的直径，所以取d1?2?33，小齿轮轮毂宽为 l?(1?1.2)d1?2所以l?(33~39.l1?2?35mm，小齿轮与轴用平键连接取b?h?L?10?8?28由于传动距离较长，所以左右定位用15:1锥度。小锥齿右边用螺母 M30GB54-76定位，电带轮左边用螺母M24GB-76，皮带轮与轴采用10?80GB1096?79联接则，如图6所示 图6 二轴示意图 3)二轴的强度校核 FQ?F2/16?31110/16?1944.375N 小轮直径 dm2?(1?0.5?R)d2?(1?0.5?0.3)?85?72.25N·mm 小轮受力；转矩 - 25 -