鑄造車間碾砂機傳動裝置

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：余俊華班級：A1114學(xué)號：11113030408指導(dǎo)老師：胡云堂目錄一、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. . . . . . .(18)六、軸承的計算. .(25)七、連結(jié)的選擇和計算. .(26)八、潤滑方式、潤滑油牌號及密封裝置的選擇.(27) 九、設(shè)計總結(jié).(28) 十、參考資料.(29)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 2工作情況：已

2、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)C4碾砂機的主軸轉(zhuǎn)速 nw/(rmin-1)145碾機主軸轉(zhuǎn)矩T/（Nm）420二 、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)電動機的功率Pd(2)工作機所需功率Pw 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0.9

3、50.99, 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=0.89設(shè)計內(nèi)容設(shè)計依據(jù)設(shè)計結(jié)果Pw=T nw/9.55T=450 Nmnw =145 rmin-1Pw=6.38 kwPd= Pw/Pd=6.38/0.89Pd=7.17kw2.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+40ºC,相對濕度不超過95%，額定電壓380V，頻率50HZ。 考慮工

4、藝的成本，設(shè)備的體積和重量等問題，這里選Y112M-4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滿載轉(zhuǎn)速堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩最大轉(zhuǎn)矩質(zhì)量額定轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩Y112M-4414402.22.343Y132S-45.514402.22.368Y132M-47.514402.22.381Y160M-41114602.22.3123 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：電動機型號額定功率電機轉(zhuǎn)速額定轉(zhuǎn)矩最大轉(zhuǎn)矩質(zhì)量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

5、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=1440/145i總=9.93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=4.73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=1440r/min P0=Pd=7.17kw T0=9550P0/n0=9550*7.17/1440=47.55N*m 1軸： n1=n

6、0/i01=1440/1=1440r/min P1=P0*01=7.17*0.98=7.03kw T1=T0*i01*01=47.55*1*0.98=46.60N*m 2軸: n2= n1/i12=1440/2.11=682.46r/min P2=P1*12=P1*g*b=7.03*0.97*0.99=6.75kw T2=T1* i12*12=46.60*2.11*0.99*0.97=94.42N*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=11

7、60.71N*m 4軸: n4= n3/ i34=145.2/1=145.2r/min P4= P3*34=6.48*0.98*0.99=6.29kw T4= T3* i34*34=426.16*1*0.98*0.99=413.46N*m2 傳動系統(tǒng)的運動和動力參數(shù)如表（1-1）電動機兩級圓柱齒輪減速器工作機軸號0軸1軸2軸3軸4軸轉(zhuǎn)速(r/min46145.20145.20功率（kw）7.177.036.756.486.29轉(zhuǎn)矩(N*m)47.5546.6094.46426.16413.46兩軸連接件，傳動件聯(lián)軸器圓錐齒輪圓柱齒輪聯(lián)軸器傳動比12.114.71傳動效

8、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，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. 高速級直齒圓柱齒輪的設(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

9、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)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

10、）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

11、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(dāng)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(GB1009

12、5-88)(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=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)

13、 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

14、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10-5查的齒形系數(shù)校正系數(shù)5) 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(fù)擔(dān)，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

15、4.16KW1160.71N*m34r/mind2=475mm20º1)求作用在齒輪上的力Ft=2T3/d2=2*1160.71*1000/475=4887.2NFr=Ft*tan=4887.2*tan20º=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=15

16、08.9N*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(biāo)準(zhǔn)選用彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為2000N·m。半聯(lián)軸器的孔徑d1=56mm .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

17、=88mmb 初步選擇滾動軸承?？紤]到主要承受徑向力，軸向也可承受小的軸向載荷。當(dāng)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(yuǎn)=（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

18、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

19、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= 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

20、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*45°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。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。現(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

21、度） 根據(jù)機械設(shè)計（第八版）式15-5及表15-4中的取值，當(dāng)扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為靜應(yīng)力時取0.3；當(dāng)扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力時取0.6）軸的計算應(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(yán)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

22、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

23、=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, 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) ，qr=0.85 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)；由1附圖3-3得扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)r=0.82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

24、 ， 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*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)

25、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=143mm20º6.75KW9442N*m682.46r/mind2=75mm20º1. 求作用在齒輪上的力2號齒輪的受力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

26、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 ，=15º則有dI-II=dVII-VIII=25mm 。為了滿足軸的定位要求，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

27、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=20mm ；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=

28、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/min6520°2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-

29、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(biāo)準(zhǔn)GB/T5843-2003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 N·m。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

30、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，軸向也可承受小的軸向載荷。當(dāng)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

31、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(fù)擔(dān)，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(yuǎn)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=4

32、26.16*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(dāng)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*(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、軸和輪轂的材料都是鋼有輕微沖擊，由機械設(shè)計（第八版