鑄造車間碾砂機的傳動裝置

1、機 械 設(shè) 計 課 程 設(shè)計計 算 說 明 書設(shè)計題目：鑄造車間碾砂機的傳動裝置 機械與材材料工程學(xué)院機械設(shè)計制造及其自動化專業(yè)設(shè)計人：指導(dǎo)老師：目 錄一、設(shè)計任務(wù)書.(2)二、動力機的選擇.(3)三、計算傳動裝置的運動和動力參數(shù).(5)四、傳動件設(shè)計計算（齒輪）(7)五、軸的設(shè)計. . . . . . .(14)六、軸承的計算. .(22)七、連結(jié)的選擇和計算. .(23)八、潤滑方式、潤滑油牌號及密封裝置的選擇.(23)九、箱體及其附件的結(jié)構(gòu)設(shè)計. . .(24)十、設(shè)計總結(jié).(25)十一、參考資料.(25)一：設(shè)計題目：鑄造車間碾砂機的傳動裝置設(shè)計 1碾砂機的原理 1電動機 2碾輪 3碾

2、盤 4聯(lián)軸器 5主軸承 6箱體7齒輪 8軸承 二級圓錐圓柱齒輪減速器傳動方案簡圖 2工作情況：已知條件1) 工作條件：每日三班制，連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷有輕度沖擊；2) 使用折舊期；8年；3) 動力來源：電力，三相交流電，電壓380/220v；4) 運輸帶速度容許誤差：5%；5) 生產(chǎn)批量：小批量生產(chǎn)。3原始數(shù)據(jù)題號參數(shù)1碾砂機的主軸轉(zhuǎn)速 nw/(rmin-1)34碾機主軸轉(zhuǎn)矩t/（nm）1150二 動力機選擇及動力參數(shù)因為動力來源：電力，三相交流電，電壓380/220v；所以選用常用的封閉式系列的 交流電動機。1 電動機容量的選擇1)工作機所需功率pw 2) 電動機的功率pd設(shè)計內(nèi)容設(shè)計依據(jù)設(shè)計

3、結(jié)果pw=t nw/9.55t=1150 nmnw =34 rmin-1pw=4.09 kwpd= pw/pd=33.8/0.89pd=4.6kw設(shè)計內(nèi)容設(shè)計依據(jù)設(shè)計結(jié)果=*為聯(lián)軸器的效率，一般取0.98為閉式圓錐圓柱齒輪的傳動效率，一般取0.950.99, 此處0.97為一對滾動軸承的效率，一般取0.99=0.98*0.99*0.97*0.97*0.99*0.98=0.892.電動機的選擇 因為此傳動機構(gòu)無特殊的要求，顧只需選y系列的電動機就可以滿足要求。y系列電動機為一般用途全封閉自扇冷籠型三相異步電動機，具有防止灰塵，鐵屑或其他雜物侵入電動機內(nèi)部之特點，b級絕緣，工作環(huán)境溫度不超過+40

4、c,相對濕度不超過95%，額定電壓380v，頻率50hz。 考慮工藝的成本，設(shè)備的體積和重量等問題，這里選y2-132m2-6由機械設(shè)計課程設(shè)計手冊表12-1查得電動機：電動機型號額定功率（kw）滿載轉(zhuǎn)速（r/min）堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩最大轉(zhuǎn)矩質(zhì)量（kg）額定轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩y2-132m2-65.59602.12.184 考慮工藝的成本，設(shè)備的體積和重量等問題，這里選y132m-4既：y132m-47.514402.22.381該電動機的其他工藝系數(shù)如下：內(nèi)容依據(jù)結(jié)果電動機中心高度h查機械設(shè)計課程設(shè)計手冊表12-3h=132mm軸伸出部份用于于聯(lián)軸器軸段的直徑dd=38mm軸伸出部份用于于聯(lián)軸器軸段的長度

5、ee=80mm三、計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)內(nèi)容依據(jù)結(jié)果整個系統(tǒng)的傳動比為i總=n/nwi總=960/34i總=28電動機軸和1號軸的傳動比i01=11號齒輪和2號齒輪的傳動比i總=i01i12i23i34i12=0.45i23i12=3.553號齒輪和4號齒輪的傳動比i23=7.93軸和驅(qū)動鏈輪的傳動比i34=11 傳動系統(tǒng)各軸的轉(zhuǎn)速，功率和轉(zhuǎn)矩計算如下： 電動機0軸： n0=n=960r/min p0=pd=4.6kw t0=9550p0/n0=9550*4.6/960=45.8n*m 1軸： n1=n0/i01=960/1=960r/min p1=p0*01=4.6*0.98=4.51

6、kw t1=t0*i01*01=45.8*1*0.98=44.88n*m 2軸: n2= n1/i12=960/3.55=270r/min p2=p1*12=p1*g*b=4.51*0.97*0.99=4.33kw t2=t1* i12*12=44.88*3.55*0.99*0.97=153.0n*m 3軸: n3= n2/ i23=270/7.9=34r/min p3=p2*23=4.33*0.99*0.97=4.16kw t3=t2* i23*23=153*7.9*0.99*0.97=1160.71n*m 4軸: n4= 34/ i34=34/1=34r/min p4= p3*34=4.1

7、6*0.98*0.99=4.04kw t4= t3* i34*34=1160.71*1*0.98*0.99=1126.12n*m2 傳動系統(tǒng)的運動和動力參數(shù)如表（1-1）軸號電動機兩級圓柱齒輪減速器工作機0軸1軸2軸3軸4軸轉(zhuǎn)速(r/min)9609602703434功率（kw）4.64.514.334.164.04轉(zhuǎn)矩(n*m)45.844.881531160.711126.12兩軸連接件，傳動件聯(lián)軸器圓錐齒輪圓柱齒輪聯(lián)軸器傳動比13.557.91傳動效率0.980.970.970.98四傳動件的設(shè)計計算傳動零件是傳動系統(tǒng)中最重要的零件，它關(guān)系到傳動系統(tǒng)的工作能力，結(jié)構(gòu)布置和尺寸大小。此外，

8、支承零件也要根據(jù)傳動零件來設(shè)計或選取。傳動零件的設(shè)計計算主要完成減速器齒輪傳動或蝸桿傳動的設(shè)計計算，包括選擇傳動零件的材料及熱處理，確定傳動零件的主要參數(shù)，結(jié)構(gòu)和尺寸。傳動系統(tǒng)運動和動力參數(shù)的計算結(jié)果及設(shè)計任務(wù)書給定的工作條件，即為減速器傳動零件設(shè)計計算的原始依據(jù)。1. 高速級直齒圓錐齒輪的設(shè)計計算1、 選定齒輪精度等級、材料及齒數(shù)1） 圓錐圓柱齒輪減速器為通用減速器，速度不高，故選用7級精度(gb10095-88)2） 材料選擇 由機械設(shè)計（第八版）表10-1選擇小齒輪材料為(調(diào)質(zhì))，硬度為280hbs，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240hbs。3） 選小齒輪齒數(shù)z1=20，大齒輪齒數(shù)

9、z2=71。則u=z2/z1=3.55初選螺旋角2、 按齒面接觸強度設(shè)計由設(shè)計計算公式進行試算，即（1） 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值1） 試選載荷系數(shù)kt=1.62） 計算小齒輪的轉(zhuǎn)矩3）選齒寬系數(shù) d由機械設(shè)計（第八版）圖10-30選取區(qū)域系數(shù)由機械設(shè)計（第八版）圖10-26查得，則由機械設(shè)計（第八版）圖10 -6查的材料彈性影響系數(shù)4）由機械設(shè)計（第八版）圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限，大齒輪的接觸疲勞強度極限5）由機械設(shè)計（第八版）表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)6） 計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)7) 由機械設(shè)計（第八版）圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)8) 計算接觸疲勞許用應(yīng)力取失

10、效概率為1%，安全系數(shù)s=1，得 b計算a計算小齒輪分度圓直徑，。b計算圓周速度vc計算齒寬bd計算模數(shù)e計算縱向重合度f計算載荷系數(shù)由v=2.16m/s 7級精度。由機械設(shè)計（第八版）圖10-8得由機械設(shè)計（第八版）表10-3查得.4由機械設(shè)計（第八版）表10-2查得使用系數(shù)由機械設(shè)計（第八版）表10-13查得由機械設(shè)計（第八版）表10-4查得接觸強度載荷系數(shù)按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑g計算模數(shù) f按齒根彎曲強度設(shè)計1確定計算參數(shù)1)計算載荷系數(shù). 2）根據(jù)縱向重合度查表得螺旋角系數(shù)3)計算當量齒數(shù). 4）表10-5查的齒形系數(shù)校正系數(shù)4)由機械設(shè)計（第八版）圖10-20c查的小齒

11、輪彎曲疲勞強度極限大齒輪彎曲疲勞強度極限d由機械設(shè)計（第八版）圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù) 計算彎曲疲勞應(yīng)力s=1.4計算大小齒輪的并加以比較.大齒輪的數(shù)值大2設(shè)計計算1.55mm取=2.0取,則g幾何尺寸計算1) 計算中心距2)取2）按圓整后的中心距修正螺旋角因值改變不多，故參數(shù)、等不必修正3)計算齒輪分度圓直徑3）確定齒寬取整后圓柱直齒輪設(shè)計a.選定齒輪精度等級、材料及齒數(shù)(1)圓錐圓柱齒輪減速器為通用減速器，速度不高，故選用7級精度(gb10095-88)(2)材料選擇 由機械設(shè)計（第八版）表10-1選擇小齒輪材料為(調(diào)質(zhì))，硬度為280hbs，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240

12、hbs。(3)選小齒輪齒數(shù)z1=22，大齒輪齒數(shù)z2=174。則u=z2/z1=7.9初選螺旋角b.按齒面接觸強度設(shè)計由設(shè)計計算公式進行試算，即1.確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值1)試選載荷系數(shù)kt=1.62)計算小齒輪的轉(zhuǎn)矩3）選齒寬系數(shù) d由機械設(shè)計（第八版）圖10-30選取區(qū)域系數(shù)由機械設(shè)計（第八版）圖10 -6查的材料彈性影響系數(shù)4)由機械設(shè)計（第八版）圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限，大齒輪的接觸疲勞強度極限5)計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)6) 由圖10-19查的接觸疲勞壽命系數(shù)計算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1%，安全系數(shù)為s=1c. 計算1. 計算小齒輪分度圓直徑。2. 計算圓周

13、速度v3. 計算齒寬b4. 計算齒寬與齒高比b/h5. 計算載荷系數(shù)由v=1.28m/s 7級精度。由機械設(shè)計（第八版）圖10-8得由機械設(shè)計（第八版）表10-3查得由機械設(shè)計（第八版）表10-2查得使用系數(shù)由機械設(shè)計（第八版）表10-13查得 由機械設(shè)計（第八版）表10-4查得接觸強度載荷系數(shù)按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑6. 計算模數(shù) 7. 按齒根彎曲強度設(shè)計1)按齒根彎曲強度設(shè)計由機械設(shè)計（第八版）圖10-20c查的小齒輪彎曲疲勞強度極限大齒輪彎曲疲勞強度極限.由機械設(shè)計（第八版）圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)1確定計算參數(shù)1).計算彎曲疲勞應(yīng)力s=1.41)計算載荷系數(shù). 4）表

14、10-5查的齒形系數(shù)校正系數(shù)待添加的隱藏文字內(nèi)容35) 計算大小齒輪的并加以比較.大齒輪的數(shù)值大取8 設(shè)計計算1)分度圓直徑2) 3）確定齒寬五 軸的設(shè)計3軸: n3= n2/ i23=270/7.9=34r/min p3=p2*23=4.33*0.99*0.97=4.16kw t3=t2* i23*23=153*7.9*0.99*0.97=1160.71n*m（在本次設(shè)計中由于要減輕設(shè)計負擔，在計算上只校核一根低速軸的強度）1.低速軸3的設(shè)計功率轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速齒輪分度圓直徑壓力角4.16kw1160.71n*m34r/mind2=475mm201)求作用在齒輪上的力ft=2t3/d2=2*1160

15、.71*1000/475=4887.2nfr=ft*tan=4887.2*tan20=1778.80n2)初步確定軸的直徑先按式115-2初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45號鋼調(diào)質(zhì)。根據(jù)表115-3選取a0=112。于是有此軸的最小直徑分明是安裝聯(lián)軸器處軸的最小直徑d1-2為了使所選的軸的直徑d1-2與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，固需同時選取聯(lián)軸器的型號。聯(lián)軸器的型號的選取查表114-1,取ka=1.3則；tca=ka*t3=1.3*1160.71=1508.9n*m按照計算轉(zhuǎn)矩tca應(yīng)小于聯(lián)軸器的公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標準選用彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為2000nm。半聯(lián)軸器的孔徑d1=56mm

16、.固取d1-2=56mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂空長度l1=90mm。軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計擬定軸上零件的裝配方案根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度a 為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求1-2軸段左端要求制出一軸肩；固取2-3段的直徑d2-3=58mm;左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑d=58mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度l1= 90mm ,為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上,固取1-2斷的長度應(yīng)比l1略短一些，現(xiàn)取l1-2=88mmb 初步選擇滾動軸承。考慮到主要承受徑向力，軸向也可承受小的軸向載荷。當量摩擦系數(shù)最少。在高速轉(zhuǎn)時也可承受純的軸向力，工作中容許的內(nèi)外圈軸線偏斜量

17、=8-16大量生產(chǎn)價格最低，固選用雙向推力球軸承又根據(jù)d2-3=58mm 選52215號，其尺寸為d=60mm，d=110mm，t=47mm。右端采用軸肩定位 查2 又根據(jù)d2-3=58mm和上表取d3-4=d7-8=60mm d8=62mm，l3-4=25mm右端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位，由手冊查得52215的軸肩高h=（0.070.1）d，所以h=4mm，因此取d4-5=63.mmc 取安裝齒輪處的軸段4-5的直徑d6-7=65mm齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位，已知齒輪的輪轂的寬度為71mm，為了使套筒能可靠的壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，固取l6-7=67mm,齒輪的右端采

18、用軸肩定位軸肩高度取 （軸直徑的0.070.1倍）這里52215號軸承去軸肩高度h=4mm.所以d5-6=67mm.軸的寬度取b=1.4h,取軸的寬度為l5-6=8mm.d 軸承端蓋的總寬度為20mm（有減速器和軸承端蓋的機構(gòu)設(shè)計而定）根據(jù)軸承的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋外端面與聯(lián)軸器的,距離為30mm。固取l2-3=50mm e 取齒輪與箱體的內(nèi)壁的距離為a=16mm 小齒輪與大齒輪的間距為c=20mm，考慮到箱體的制造誤差，在確定軸承的位置時，應(yīng)與箱體的內(nèi)壁,有一段距離s,取s=8mm,已知滾動軸承的寬度t=47mm錐齒輪的輪轂長l= 21 mm則 l7-8 =t+s+a=

19、71mm l4-5=l+c+a+s-l5-6=21+20+16+8-8=57mm至此已初步確定軸得長度和各段直徑。 軸上零件的周向定位齒輪，半聯(lián)軸器與軸的周向定位都采用平鍵聯(lián)接。按d6-7=63mm 由 手冊查得平鍵的截面 b*h=14*9 (mm)見2表4-1,l=45mm，同理按 d1-2=55mm. b*h=12*8 ,l=70mm。同時為了保證齒輪與軸配合得有良好得對中性，固選擇齒輪輪轂與軸得配合選h7/n6。半聯(lián)軸器與軸得配合選h7/k6。滾動軸承與軸得周向定位，是借過渡配合來保證的，此處選軸的尺寸公差為m6。 確定軸的的倒角和圓角參考機械設(shè)計（第八版）表15-2，取軸端倒角為2*4

20、5各軸肩處的圓角半徑見上圖。3) 求軸上的載荷（見下圖）首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計算簡圖。在確定軸的支點位置時，應(yīng)從手冊中查出a值參照機械設(shè)計（第八版）圖15-23。對與52215，為雙向推力球軸承，能承受雙向的牰向載荷。根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的扭矩圖如下圖。從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎曲和扭矩圖中可以看出界面c是軸最危險界面?，F(xiàn)將計算出的截面c的最大扭矩t：t=1160.7 n.m4） 按彎扭應(yīng)力校核軸的強度進行校核時通常只校核承受最大扭矩的截面（即危險截面c的強度） 根據(jù)機械設(shè)計（第八版）式15-5及表15-4中的取值，當扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為靜應(yīng)力時取0.3；當扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力時取0.6）軸的計

21、算應(yīng)力=t/wt=16t/d=4.4 mpa已選定的軸的材料為45號鋼調(diào)質(zhì)，查機械設(shè)計（第八版）表15-1得=60mpa,故安全。5）精確校核軸的疲勞強度a 判斷危險截面截面a,b只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過渡配合所引起的應(yīng)力集中均將削弱軸的疲勞強度，但由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強度較為寬裕地確定的，所以截面a,b均無需校核。從應(yīng)力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面vi和v處過盈配合引起的應(yīng)力集中最嚴重；從受載的情況來看，截面c上的應(yīng)力最大。截面v的應(yīng)力集中的影響和截面vi的相近，但截面v不受扭矩作用，同時軸徑也較大，故不需要強度校核。截面c上雖然應(yīng)力最大，但是應(yīng)力集中不大（過盈配合及鍵槽引

22、起的應(yīng)力集中均在兩端），而且這里軸的直徑很大，故界面c也不需校核。截面viii和vii顯然不必校核。由第三章附錄可知，鍵槽的應(yīng)力集中系數(shù)比過盈配合的小，因而該軸只需校核截面vi的左右即可。b 截面vi的右側(cè)抗扭截面系數(shù) wr=0.2d3=0.2*503=25000mm3截面vi上的扭矩 t3=426160n*mm截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 =t3/wr=426160/25000=17.05mpa軸的材料為45號鋼調(diào)質(zhì)，由機械設(shè)計（第八版）表15-1查得=640mpa=275mpa，=155mpa 。截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)及按機械設(shè)計（第八版）附表3-2查取。因r/d=2/50=0.04

23、, d/d=52/50=1.04 ,經(jīng)插值后可查得=2.0 =1.31又由附圖3-1可查的軸的材料的敏性系數(shù) ， 故有效應(yīng)力集中系數(shù)按式（附表3-4）為 由1附圖3-2得尺寸系數(shù)；軸按磨削加工，由1附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為 軸未經(jīng)表面強化處理，即，則按1式（3-12）及（3-12a）得綜合系數(shù)值為又由3-1及3-2的碳鋼的特性系數(shù) =0.10.2 ， 取 =0.1=0.050.1 ， 取 =0.05于是，計算安全系數(shù)值，按1式（15-6）（15-8）則得故可知其安全。c 截面vi的左側(cè)抗扭截面系數(shù) wr=0.2d3=0.2*523=28121.6mm3截面vi上的扭矩 t3=426160n*

24、mm截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 =t3/wr=426160/28121.6=15.15mpa過盈配合處的/,由附表3-8插值法求出，并取/=0.8/, 于是得 /,=3.16 /=2.53軸按磨削加工，由1附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為 軸未經(jīng)表面強化處理，即，則按1式（3-12）及（3-12a）得綜合系數(shù)值為所以軸在截面vi左側(cè)的安全系數(shù)為故可知其安全。至此，3軸的設(shè)計結(jié)束2中間軸 2 的設(shè)計總結(jié)以上的數(shù)據(jù)。功率轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速齒輪分度圓直徑壓力角6.75kw9442n*m682.46r/mind3=143mm206.75kw9442n*m682.46r/mind2=75mm201. 求作用在齒輪上的力2號齒輪

25、的受力ft2=2t2/d2=2*94.42*103/143=1320.56n 3號齒輪的受力ft3=2t2/d3=2*94.42*103/75=2517.87n軸的受力情況及彎矩圖與3軸類似，因此省略。2.初步確定軸的直徑。先按式機械設(shè)計（第八版）15-2初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45號鋼調(diào)質(zhì)。根據(jù)表15-3選取a0=112。于是有3.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計擬定軸上的裝配方案 因為dmin=24mm,所以角接觸軸承應(yīng)選擇7005c，查機械設(shè)計課程設(shè)計手冊（第三版）得： d=25mm ，d=47mm , b=12mm ，=15則有di-ii=dvii-viii=25mm 。為了滿足軸的定位要求，

26、i-ii的左側(cè)和viiviii右側(cè)應(yīng)高出其最少一個軸肩的高讀，因為h=（0.070.1）d ，所以取h=5mm ，即diiiiv=30 , dvvi=30mm ，同理div-v=36mm 。由軸承7005c得liii=12mm ， 小齒輪的輪轂寬度b3=60mm得liiiiv=60mm ；2號軸上大齒輪的輪轂寬度b2=21mm ，而為了配合，輪轂的寬度應(yīng)略大于配合部分軸的長度，則得lvvi=21mm ；綜合設(shè)計3號軸時取大小齒輪之間的距離c=20mm，齒輪與箱體的內(nèi)壁的距離為a=16mm，考慮到箱體的制造誤差，在確定軸承的位置時，應(yīng)與箱體的內(nèi)壁,有一段距離s,取s=8mm,，則livv=20m

27、m ；liiiii=a+s=16+8=24mm，因為2號軸的總長度應(yīng)與3號軸在箱體內(nèi)部的部分長度相等為193mm ，所以lviiviii=56mm。4 軸上零件得周向定位齒輪和軸的周向定位都采用平鍵聯(lián)接。按d4-5=30mm 由 手冊查得平鍵的截面 b*h=10*8(mm)見機械設(shè)計課程設(shè)計手冊（第三版）表4-1,l1=50mm,l2=16mm同時為了保證齒輪與軸配合得有良好得對中性，固選擇齒輪輪轂與軸得配合選h7/n6。滾動軸承與軸得周向定位，是借過渡配合來保證的，此處選軸的尺寸公差為m6。5 確定軸的的倒角和圓角參考機械設(shè)計（第八版）表15-2，取軸端倒角為2*45各軸肩處的圓角半徑。該軸

28、的校核和3軸類似，為了減輕任務(wù)所以省略校核。 到此2號軸的設(shè)計結(jié)束。3第一軸 1 的設(shè)計1總結(jié)以上的數(shù)據(jù)。功率轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速齒輪分度圓直徑壓力角7.0346.60n*m1440r/min65202求作用在齒輪上的力 ft1=2t1/d1=2*46.60*103/65=1433.85n 3 初步確定軸的直徑先按式115-2初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45號鋼。根據(jù)表115-3選取a0=112。于是有 4 聯(lián)軸器的型號的選取查表機械設(shè)計（第八版）表14-1，取ka=1.6，則 ka =ka*t1=1.6*46.60=74.56n*m按照計算轉(zhuǎn)矩tca應(yīng)小于聯(lián)軸器的公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標準gb/t5

29、843-2003機械設(shè)計課程設(shè)計（第三版）表8-1，選用gy2 型凸緣聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為63 nm。半聯(lián)軸器的孔徑d1=25mm .固取d1-2=25mm.。5. 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 擬定軸上零件的裝配方案如下根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度a 為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求1-2軸段左要求制出一軸肩；固取2-3段的直徑d2-3=27mm，左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑d=28mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度l1=44mm , 為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，固取1-2斷的長度應(yīng)比l1略短一些，現(xiàn)取l1-2=42mmb 初步選擇滾動軸承。考慮到主要承受徑向力，

30、軸向也可承受小的軸向載荷。當量摩擦系數(shù)最少。在高速轉(zhuǎn)時也可承受純的軸向力，工作中容許的內(nèi)外圈軸線偏斜量=8-16，大量生產(chǎn)價格最低固選用角接觸軸承,又根據(jù)d2-3=27mm,所以選7006c軸承。右端采用軸肩定位 查2 又根據(jù)d2-3=27mm和上表取d3-4=30mm.。l3-4=12mm。c 由于錐齒輪很小，所以該處齒輪軸選30mm, l4-5=23mm。d 由于箱體厚等，取l2-3=16mm。軸哦的校核與3號軸類似，此處省略。到此兩級減速器的軸的設(shè)計計算結(jié)束。六軸承的計算為減少本次設(shè)計的負擔，本次只對所選的在低速軸3上的兩滾動軸承進行校核 ，其他的軸承類似可以校核。在前面進行軸的計算時所

31、選軸3上的兩滾動軸承型號均為51211，其基本額定動載荷cr=48500n，基本額定靜載荷c0a=112000n,現(xiàn)對它們進行校核。由上可知在三號軸承上的兩個軸承中，2號軸承所受的載荷遠大于軸承1，所以只需對軸承2進行校核，如果軸承2滿足要求，軸承1必滿足要求。1求比值軸承所受軸向力ft=t3/d=426.16*1000/45=9470.22n所受的徑向力它們的比值為根據(jù)機械設(shè)計（第八版）表13-5，推力球軸承的最小e值為0.19，故此時2計算當量動載荷p根據(jù)機械設(shè)計（第八版）式（13-8a）按照機械設(shè)計（第八版）表13-5，x=1，y=0,按照機械設(shè)計（第八版）表13-6，取。則p=1.1*

32、(1*9470.22+0)=10417.2n3驗算軸承的壽命按要求軸承的最短壽命為l=8*365*24=70080h根據(jù)機械設(shè)計（第八版）式（13-5）（ 對于球軸承取3） 所以所選的軸承6013滿足要求。七連接的選擇和計算本次設(shè)計只對低速軸3上的兩個鍵進行選擇及校核。1對連接齒輪4與軸3的鍵的計算（1）選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸一般8以上的齒輪有定心精度要求，應(yīng)選用平鍵聯(lián)接。由于齒輪不在軸端，故可選用圓頭普通平鍵（a型）。根據(jù)d=52mm從機械設(shè)計（第八版）表6-1中查得鍵的截面尺寸為：寬度b=14mm，高度h=9mm。由輪轂寬度并參照鍵的長度系列，取鍵長l=45mm。（2）校核鍵聯(lián)接的強度鍵、

33、軸和輪轂的材料都是鋼有輕微沖擊，由機械設(shè)計（第八版）表6-2查得許用擠壓應(yīng)力,取平均值，。鍵的工作長度l=l-b=45mm-14mm=31mm。鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=5.5mm。根據(jù)1式（6-1）可得所以所選的鍵滿足強度要求。鍵的標記為：鍵201263 gb/t 1069-1979。 八潤滑方式、潤滑油牌號及密封裝置的選擇由于兩對嚙合齒輪中的大齒輪直徑徑相差不大，且它們的速度都不大，所以齒輪傳動可采用浸油潤滑，查機械設(shè)計（第八版）表4-1和圖4-7，選用全損耗系統(tǒng)用油（gb/t 433-1989），代號為l-an32。由于滾動軸承的速度較低，所以可用脂潤滑。查機械設(shè)計（第八版）表4-1和圖4-7，選用鈣基潤滑脂（gb/t 491-1987），代號為l-xamha1。為