機械設計課程設計設計計算說明書 目錄 一、 課程設計任務書 -1 - 二、 傳動方案的擬定 -1 - 三、 電動機的選擇 -2 - 四、 確定傳動裝置的有關的參數 -4 - 五、 傳動零件的設計計算 -7 - 六、 軸的設計計算 -21 - 七、 滾動軸承的選擇及校核計算 -28 - 八、 連接件的選擇 -31 - 九、 減速箱的附件選擇 -34 - 十、潤滑及密封 -36 - 十^一、減速箱的附件選擇 -37 - 十二、課程設計小結 -39 - 十三、參考資料 -40 - 機械設計課程設計設計計算說明書 一、課程設計任務書 1、設計題目：設計鑄造車間碾砂機的傳動裝置 2、 設計條件：使用壽命為8年，每日三班制工作，連續(xù)工作，單向轉動 工作中載荷有輕度沖擊，允許轉速偏差為 5%。 3、 工作原理圖： 1-電機 2-傳動裝置 3-碾機主軸 4-碾盤 5-碾輪 4、已知條件： 碾機主軸轉速28 (r/min) 碾機主軸轉矩1450 (N m) -30 - 機械設計課程設計設計計算說明書 -30 - 機械設計課程設計設計計算說明書 二、傳動方案的擬定 根據設計要求擬定了如下兩種傳動方案: a) T c) 萬案 傳動方式 評價 a 電機?級圓柱直齒 輪T 一級錐齒一輸 出 對軸剛度要求較大；結 構簡單；有較大沖擊； 外形尺寸太大。 b 電機T聯軸器一?二 級斜齒輪-一級錐齒 -輸出 工藝簡單，精度易于保 證，一般工廠均能制造， 適合于小批量生產。 方案對比: 根據題目要求： 結構要求碾砂機主軸垂直布置，臥式電 機軸水平布置。使用壽命為8年，每日三班制工作，連續(xù)工作， 單向轉動。工作中載荷有輕度沖擊，允許轉速偏差為 5%。我 們選用a方案。 選擇方案b -30 - 機械設計課程設計設計計算說明書 三、電動機的選擇 電動機特點 (1)選擇電動機類型和結構形式 電動機分交流電動機和直流電動機兩種。由于直流電動機需要 直流電源。結構較復雜，價格較咼，維護比較不方便。 ，因此 通常采用交流電動機。生產單位一般用三相交流電源，其中以 普通籠型異步電機應用最多。在經常啟動、制動和反轉的場合 (如起重機等)，要求電機轉動慣量小和過載能力大，應選用 起重及冶金用三相異步電動機YZ型或YZR型(繞線型) 。 電動機的額定電壓一般為380Vo (2) 選擇電機的容量 電動機的容量(功率)選得合適與否，對電動機的工作和 經濟性都有影響。容量小于工作要求，就不能保證工作的正常 工作，或使長期過載而過早損壞；容量過大則電動機價格咼， 能力不能充分利用，由于經常不滿載運行，效率和功率因素都 較低，增加電能消耗，造成很大浪費。 (3) 標準電動機的容量有額定功率表示。 所選電動機的額定功率應等于或稍大于工作要求的功率。 容量小于工作要求，則不能保證工作機正常工作，或使電動機 長期過載、發(fā)熱大而過早損壞；容量過大，則增加成本，并且 由于效率和功率低而造成浪費。 (4)電動機的容量主要由運仃時發(fā)熱條件限疋，在不變或變 化很小的載荷下長期連續(xù)運行的機械，只要起電動機的負載不 超過額定值，電動機便不會過熱，通常不必檢驗和啟動力矩。 按照工作機轉速要求和傳動機構的合理傳動比范圍，可以 推算電動機轉速的可選范圍 n=(i*i*i …i)nw r/min 式中：n—電動機可選轉速范圍，r/min 電動機類型的選擇 (1)傳動裝置的總效率： 口= n3 xnf xn^n4 =0.98 3x 0.982x 0.97 x 0.99=0.868 式中：□! =0.98 (滾動軸承傳動效率) -30 - 機械設計課程設計設計計算說明書 1=0.98 2=0.95 3=0.98 4=0.95 =0.840 Pd =4.90kw Y132S1-2 5.5KW 2900r/min Y132S-4 5.5KW 1440r/min Y132M2-6 5.5KW 960r/min Y160M2-8 5.5KW 720r/min 可選電機： 根據以上選用的電機類型，所需的額定功率及滿載轉速, 電動機型號: Y132M2-6 2=0.98 （圓柱斜齒傳動效率） 3=0.97 （圓錐齒輪傳動效率） 4=0.99 （聯軸器） （2） 電動機所需的工作功率： Tn Pw = =4.25kw 9550 pw 4.25 Pd =4.90kw d 0.868 電動機功率：Pd =4.90kw （3） 確定電動機轉速 按《機械設計課程設計指導書》P7表1推薦的傳動比合理 范圍，一級圓錐齒輪減速器傳動比 ia=2~4,二級圓柱齒輪減速 器傳動比ib=8?40,則總傳動比合理范圍為ia =16?160,故電 機轉速的可選范圍為： n d = ia n = （16 ?160） 28 = （448?1680） 選定電動機型號 Y132M2-6 其主要性能，額定功率5.5kw ;滿載轉速960r/min 四、確定傳動裝置的有關的參數 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比 ⑴總傳動比的計算。 由選定電動機滿載轉速nm和工作主動軸轉速n,可得傳動 裝置總傳比 960 ——:34.29 28 式中：nm = 960 r/min ； n =28 r/min。 (2)分配傳動裝置傳動比 ia九為 式中io、i分別為圓錐齒輪傳動和減速器的傳動比。 為使圓錐齒輪傳動外廓尺寸不致過大，初步取 io =2.14 , 則減速器傳動比為: ia 34.29 io - 2.14 -16 in=18.84 -30 - 機械設計課程設計設計計算說明書 -30 - 機械設計課程設計設計計算說明書 其中 ii為高速級傳動比, i “凡 i2為低速級傳動比 -30 - 機械設計課程設計設計計算說明書 -30 - 機械設計課程設計設計計算說明書 JI 8 6 I 36 24 16 IR i =16 h =4.5 i 2 二 32/9 由二級圓柱齒輪減速器傳動比分配，圖(b) 32 ii =4.5，所以 i2 =— 9 -30 - 機械設計課程設計設計計算說明書 計算傳動裝置的運動和動力參數 -30 - 機械設計課程設計設計計算說明書 -30 - 機械設計課程設計設計計算說明書 ⑴各軸的轉速 式中: I 軸 ni = nm 二 960 r/min U 軸 n* =匕=960 = 213.3 r/min h 4.5 IH 軸 n 皿=匹=60 r/min i2 n?,nu,n—-分別為I .U . H軸的轉速; nm 電機滿載轉速。 (2)各軸輸入功率 I 車由 Pi = Pd 13 = Pd i 3 = 4.90 0.98 0.99 = 4.75 U軸 Ri 12=Pi 1 2=4.75 0.98 0.97 =4.52KW H車由 P=P 12 =P 1 2=4.52 0.98 0.97 =4.30KW 式中：Pd 電動機的輸出功率； p - ―― i,n ,川軸的輸入功率； 1 =0.96 , 2 =0.98 （滾子軸承），3 =0.97 （齒輪精度為 7級，不包括軸承效率），4 =0.99 （齒輪聯軸器） (3)各軸輸入轉矩 電機輸出轉矩 Td =9550 Pd =9550 4.90 =48.75 N m nm 960 nI =960r/min n|| =213.3r/min nm =60r/mi n PI =4.75KW PII =4.52KW PIII =4.30KW -30 - 機械設計課程設計設計計算說明書 I 軸 丁 =Td — =48.75漢0.99 =48.26 N m n 軸 「=丁 “叫2 =T] h =48.26x4.5x0.98x0.97 =206.44 N m 川 軸 T =T i2 叫2 =T i2 S 一 =206.44漢 3.56匯 0.98漢 0.97 =698.62 N m Td =48.75 N m TI =48.26 N m Th =206.44 N m Tin =698.62 N m  五、傳動零件的設計計算 5.1、 高速級齒輪設計 5.1.1、 選擇齒輪材料及精度等級 考慮減速器傳遞功率不大，所以齒輪米用軟齒面。小齒輪 選用40Cr調質，齒面硬度為240~260HBS。大齒輪選用45鋼調 質，齒面硬度220HBS;根據教材P210表10-8選7級精度。齒 面粗糙度 Raw 1.6~3.2卩m 5.1.2、 按齒面接觸強度設計 由標準斜齒圓柱齒輪的設計公式： 生討2KJ u= 1.59 4.5 450.2 =49.723mm 2）計算圓周速度 （Zh_Ze）2 （教材卩218式 10-21） \ u ［叭］ 確定公式內的個計算數值 1） 試選 kt =1.6 2） 由教材P217圖10-3選取區(qū)域系數Zh =2.433 3） 傳動比h =4.5; 取小齒輪乙=20 ; 大齒輪 22=2/^=20x4.5 = 90 ; 4） 初選取螺旋角0 =14 查教材P215圖10-26得％ =0.72 ,Z?對應的 ％ =0.87所 以％ =呂CO十名02 =1.59 5） 許用接觸應力［^H ］ 取失效概率為1%,通用齒輪和一般工業(yè)齒輪，按一般可靠 度要求選取安全系數安全系數 S=1.由教材205式10-12得 ［坊］_ Kn% S 由教材P209圖10-21查得： （T HlimZ 1=520Mpa c HlimZ 2=460Mpa 由教材P206式10-13計算應力循環(huán)次數N N1= 60njLh=60X 960X 1 X （24X 365X 8）=2.901 X 109 kt =1.6 Z1 =20 ZH = 2.433 P =14 -30 - 機械設計課程設計設計計算說明書 T = 4.73 104 N mm 二 d1t n1 60 1000 3.14 49.723 960 60 匯1000 =2.50 m s v = 2.50m s N2=N1/i=2.901 X 109/4.5=0.645X 109 式中：n---齒輪轉速； j---每轉一圈同一齒面的系數； Lh---齒輪的工作壽命。 由教材P207圖10-19查得接觸疲勞的壽命系數： KHN1=0.90 KHN2=0.94 [(T H]1=(T Hliml KHN1/S=520 X 0.90/1.0Mpa=468Mpa [(T H]2=(T Hlim2 KHN2/S=460 X 0.94/1.0Mpa=432.4Mpa 所以[二H ]」二H 二H 】2 二 468二432.4 二 450.2Mpa 2 2 6)小齒輪的傳遞轉矩： T, -95.5 105 PI nI -95.5 1 05 4.75 960 =4.73 104 N mm 7)由教材P205表10-7取 d=1 8 )由教材P201表10-6查得材料的彈性系數 1 Ze =189.8MPa2 計算 小齒輪分度圓直徑d1t，根據教材P218式10-21得: 」、「2".6 漢 4.73漢104 4.5+1 2.43^189.^2 d1t -3 ： :: :: ( )2 mm 1 -30 - 機械設計課程設計設計計算說明書 -30 - 機械設計課程設計設計計算說明書 3）計算齒寬b及模數mnt b = d d1t 二 49.723mm -30 - 機械設計課程設計設計計算說明書 mnt d1t cos : Z1 49.723 cos14 20 二 2.41mm h = 2.25mnt = 5.42 = 497235.42 -9.16 b = 49.723mm 叫上=2.41mm h= 5.42 bp.16 -30 - 機械設計課程設計設計計算說明書 4） 計算縱向重合度 呂0 =0.318 疋% x 乙 xtan B =0.318 乂20xtan14 = 1.586 5） 計算載荷系數K 已知使用系數Ka =1,v =2.50m/s, 7級精度。由教材P194 圖10-8查得動載系數Kv=1.1,由表10-4查得 的值： 用差值法計算得： 猖723 —40」"1.417得出：心遷1.419 80—40 1.426 -1.417 H 由教材P198圖10-13查得： 心曠1.3 由教材P195表10-3查得： K h = KFq =「2 故載荷系數： K =KaKvKhczKh0 =1 x 1.1X1.2X1.419 =1.87 6 ）按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑，由教材 P204 式（10-10a）得： d^ = d1t^-— =49.723沃 3卩.87 = 52.38mm 1 *Kt \ 1.6 7）計算模數mn d^osP 52.38 Hcos14 mn = = = 2.54mm z-i 20 5.1.3、按齒根彎曲強度設計 由教材P216式（10-17 ）即 」2KT1Ypcos2 B YFaYsa mnT %Z12% ［竹］ 確定計算參數 1） 計算載荷系數 K = KAKvKFaKFp = 1><1.1 匯 1.2漢1.3 = 1.716 2） 由縱向重合度邛=1.586,從教材P217圖10-28查得螺 旋角影響系數YB=0.88 切=1.3 KhR = 1.419 邛= 1.586,  3） 計算當量齒數 Zvi - ―R 叱 21.894 cos 戸 cos 14 Z2 90 Zv2 & 98.521 cos 戸 cos 14 4） 查取齒形系數 由教材P200表10-5計算如下： 2.72 -2.76 = 22-21 得到：丫尸玄“ =2.72424 YFa1 - 2.76 21.894 -21 2.18 -2.14 = 100 -150 得到：YFa2=2.182 2.18 —YFa2 100 —98.521 5） 查取應力校正系數 由教材P200表10-5計算如下： 僥7"56- 21-2。算得：Ysa“1.579 YSa1 -1.57 21.894-21 1.83-1.79 150 -100 算得 7 —ac = 算得： Ysa2 = 1 .789 YSa2 -1.79 98.521 —100 6） 由教材P208圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限 31 2 x 0.017 _ 1.57mm \ 1x20^1.59 對比結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數 mn大于齒 根彎曲疲勞強度計算的法面模數，取mn=2mm可滿足彎曲強度， 但為了同時滿足疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直 徑來計算應有的齒數，于是有： dj cosE 52.38 xcos14 怖 “ 乙=1 = =25.41 取 z1 =26， mn 2 則： z2=4.5 x 26=117 實際傳動比 uu117 =4.5 26 傳動比誤差：i-u/i=|(4.5-4.5)/4.5|=0%<5% 可用 幾何尺寸的計算 1) 計算中心距： ^(z^z^ = (2^1^=l37.1mm 2cosP 2= ]2 — 一 一255.1MPa S 1.4 9）計算大小齒輪的Yf^ 并加以比較大齒輪的數值大 [S] YFa“Fa1 2.52^1.623 nni_ - -0.0152 [竹】1 269.4 YFa2YFa2 2.178 ".792 nni_ - -0.0153 [竹】2 255.1 K =1.7424 丫目= 0.88 cTfe1 = 410MPa <20 = 240mm d2 = mz2 =12 漢 43 =516mm 5） 節(jié)錐頂距： R =丄d1 +1 =丄匯240 匯丁2.152 +1 =284.54mm 2 2 6） 節(jié)圓錐角： 玄=arctan1/4 = arctan1/2.15 =24 4319" =9^^ =9^-24 4319^65 1641 7） 大端齒頂圓直徑： da1 =d1 +2mcos& =240 + 2X12Xcos24<4319” =261.75mm A da2 =d2 +2mcos62 =516 +2^12^00365 1641 = 526.14mm 8） 齒寬： o"fe1 =550Mpa ctfE2 =380Mpa K fn 1 = 0.85 K fn 2 = 0.88 6^24 4319 5^65 1641  B二 rR = 0.3x284.54 = 85.362mm 圓整得：B1=B2=86mm 9) 載荷系數： K=Ka Kv Kf^ KfP = 1x1.05x1x1.875 = 1.969 10) 周向力： Ft =2T小/m(1-0.5r =2x67072012匯(1-0.5x0.3^20 =6575.76N 齒形系數YFa和應力修正系數Ysu 11) 圓錐齒輪的當里齒輪為： ZV1 = Z7co^^2^cos24 4319^ 22.07 ZV2 =Z2/cos62 =43/cos651641 =101.75 圓整得： Zv1=22 Zv2=102 由教材P200表10-5得： Yfg=2.72 Y法=1.57 Y^^=2.12 Ys =1.86 計算 彎曲疲勞許用應力： 耳1 =KFYFQ1YS01/b1m(1-O.50R) = 1.969 匯6575.76 匯 2.72 漢 1.57/86 匯 12 匯(1 — 0.5 漢 0.3) =63.3Mpav fcfF ] = 247Mpa 務2 =好丫卩0(2丫也/6口(1-0.5r) = 1.969 漢6575.76 漢 2.12 ".86/86 "2 漢(1 一0.5 沃 0.3) = 58.20MpavbF 】=247Mpa 所以強度足夠。 Bt = B2 =86mm Zv1=22 Zv2=102 Yfo1=2.72 YSX1 =匸57 YfOC2=2.12 丫屯2=1.86  六、軸的設計計算 (一)輸入軸的設計計算 1、 按扭矩初算軸徑 選用45調質，硬度217~255HBS，根據教材P370 (15-2) 式，并查表15-3,取Ao=115, P為傳遞功率為p = R =4.75KVy n為一級輸入軸轉速，n =n| =960r/min。 IP d^A。3 一 (實心軸) H n ,f4 75 貝U: d ^115漢一=19.60mm \ 960 考慮有鍵槽，將直徑增大5%,則 d=19.60X (1+5%) =20.58 mm 圓整后取d=22mm。 2、 軸的結構設計 (1) 軸上的零件定位，固定和裝配 二級斜齒輪減速器可將齒輪和軸做成一體相對兩軸承做不 對稱布置，兩軸承分別以軸肩和端蓋固定，聯軸器軸向用軸肩 和螺母固定，周向采用鍵做周向定位，軸呈階梯狀，左軸承從 左面裝入，右軸承從右面裝入。 (2) 確定軸的各段直徑和長度 因為輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯軸器出軸的直徑，聯 軸器的計算轉矩Tca=KAT1，查教材P351表14-1,取Ka=1.3則: Tca=KAT1=1.3X 48.26=62.74Nm 查標準GB/T5014-1985選HL2型彈性柱銷聯軸器，其公稱 轉矩為315N ? m,半聯軸器孔徑d=20~28mm,半聯軸器長度 L=52mm , L仁38mm。 初選320/22型圓錐滾子軸承，其尺寸為dX D X T=22mm X 44mm X 15m m?？紤]齒輪端面和箱體內壁，軸承端面與箱體內 壁應有一疋矩離，取齒輪距箱體內壁的距離 a=18mm 滾動軸 承距箱體內壁的距離s=8mm,各段長度及直徑如下： d=22mm Tca= 62.74Nm L=52mm L1= 38mm -30 - 機械設計課程設計設計計算說明書 -30 - 機械設計課程設計設計計算說明書 (3)按彎扭復合強度計算 ① 求分度圓直徑：已知 mt=2 di =乙二= “漢2 = 53.6mm cos P cos14.05 ② 求轉矩：已知Ti=48.26N ? m ③ 求圓周力：Ft 根據教材P213 (10-14)式得 Ft=2Ti/di=1800.7N ④ 求徑向力Fr Ft=1800.7N 根據教材P213 (10-14)式得 Fr=Ft ? tana n/cos^=1800.7 - tan20 / cos14.05=675.6N ⑤ 求軸向力Fa Fa= 450.6N 根據教材P213 (10-14)式得 Fa=Ft ? tan p=1800.7 - tan 14.05=450.6N 由于該軸兩軸承非對稱，根據幾何尺寸算得 L1=153.5mm L2=65mm L1=153.5mm L2=65mm ^rirnTf — I.I TrnTnrmTTTTrFr^^ ^nTnTnTTT TmTTTTnrnTTTTTTTr^__ 由上圖及力平衡和力矩平衡求得的力和力矩如下: Fbz=539N Fdz=1616N Fby=273N Fdy=535N M1=106722N mm M2=54054N mm Fbz=539N Fdz=1616N Fby=273N Fdy=535N M1=106722N mm M2=54054N mm T1=76000N mm  Mc=(Mi+M2)=(106722+54054 ) =119630Nmm 轉矩產生的扭轉切應力按脈動循環(huán)變化，取 a =0.6,截面C處 的當量彎矩：Mec=[M c2+( a T)2]1/2=[1196302+(0.6X 76000)2]1/2 校核危險截面C的強度 由式(15-5) (T e=Mec/0.1d33=3.96MPa< [ c -1]b=60MPa ???該軸強度足夠。 (二)中間軸的設計計算 Mc=119630N ? mm -30 - 機械設計課程設計設計計算說明書 1、按扭矩初算軸徑 選用45調質，硬度217~255HBS 根據教材P370 (15-2)式，并查表15-3,取A0=115, P為傳遞 功率為P =P =4.52 KW, n為一級輸入軸轉速n = n□二 213.3r/min。 則: (實心軸) 「4 52 d -115 3 =31.82mm V213.3 T1=76000N mm -30 - 機械設計課程設計設計計算說明書 -30 - 機械設計課程設計設計計算說明書 考慮有鍵槽，將直徑增大5%,則 d=31.82X (1+5%) =33.41 mm ???圓整后取d=35mm 2、軸的結構設計 (1) 軸上的零件定位，固定和裝配 d=35mm 二級斜齒輪減速器可將齒輪和軸做成一體相對兩軸承做不對稱 布置，所以將齒輪Z3與軸做成一體，齒輪Z2用軸肩與套筒固定, 兩個滾動軸承兩端分別用端蓋和套筒固定。齒輪 Z2周向采用鍵 做周向定位，軸呈階梯狀，左軸承從左面裝入，右軸承從右面 裝入。 (2) 確定軸的各段直徑和長度 初選32007型圓錐滾子軸承，其尺寸為 dX D X T=35mmX 62mm X 18m m。考慮齒輪端面和箱體內壁，軸承端面與箱體內 壁應有一定矩離，取齒輪距箱體內壁的距離 a=18mm 滾動軸 承距箱體內壁的距離s=8mm, 各段長度及直徑如上圖 -30 - 機械設計課程設計設計計算說明書 (3) 按彎扭復合強度計算 ① 求分度圓直徑： 已知mt2=2 d2 Z2mn COS : 117 2 cos14.05 =241.22mm d3 40 2 cos13.99 二 82.45mm -30 - 機械設計課程設計設計計算說明書 -30 - 機械設計課程設計設計計算說明書 ② 求轉矩：已知T2=206.44N ? m ③ 求圓周力：Ft 根據教材P213 (10-14)式得 Ft2=2T2/d2=2 ? 206.44 / 241.22=1711.6N Ft3=2T2/d3=2 ? 206.44 / 82.45=5007.6N ④ 求徑向力Fr 根據教材P213 (10-14)式得 Fr2=Ft2 ? tana n/cos3=1711.6 ? tan20 / cos14.05=642.2N Fr3=Ft3 ? tana n/cos3=5007.6 ? tan20 / cos13.99=1878.3N ⑤ 求軸向力Fa 根據教材P213 (10-14)式得 Ft2=1711.6N Fa2=Ft2 ? tan 3=1711.6 - tan 14.05=428.3N Faa=Ft3 ? tan 3=5007.6 ? tan 13.99=1247.6N Ft3=5007.6N 由于該軸兩軸承非對稱，根據幾何尺寸算得 L1=78mm L2=77.5mm L3= 68 mm ft h — I Fa2= 428.3N Faa=1247.6N L1=78mm L2=77.5mm  由上圖及力平衡和力矩平衡求得的力和力矩如下: L3= 68 mm Faz=4754N Fdz=593N Fay=1087N Fdy=2535N Mi=528891N.mm M2=765120N.mm T2=350000N.mm Mc=(M i2+M 22)1/2=(5288912+7651202)1/2=765120N mm (三)輸出軸的設計計算 1、按扭矩初算軸徑 選用45調質，硬度217~255HBS Faz=4754N Fdz=593N Fay=1087N Fdy=2535N 則: d-115 3 46O0 =47.8mm M1=528891N. mm M2=765120N. mm 根據教材P370 (15-2)式，并查表15-3,取Ao=115, P為傳遞 功率為P = P = 4.30 K0n為一級輸入軸轉速n= = 60r/min。 -30 - 機械設計課程設計設計計算說明書 考慮有鍵槽，將直徑增大5%,則 d=47.8X (1+5%) =50.19 mm T2=350000N.m m ???圓整后取d=55mm 2、軸的結構設計 (1) 軸上零件的定位，固定和裝配 二級斜齒輪減速器聯軸器一端用軸肩固定另一端用螺母固 定，齒輪相對于軸承做不對稱轉動，齒輪一端由軸肩定位，右 面用套筒軸向固定，周向用平鍵連接。兩軸承分別以軸肩和套 筒定位。 d=55mm (2) 確定軸各段直徑和長度 1 段：d1=48mm 長度取 L1=82mm ???第II為定位軸肩h=3.5mm 2 段：d2=d1 +2h=55+2 x 3.5=55mm ? d2=55mm 取長度 L2=50mm 3段為非定位軸肩 初選用32012型單列圓錐滾子軸承，其尺寸為： dx D x T=60mm x 95mmx23mm -30 - 機械設計課程設計設計計算說明書 -30 - 機械設計課程設計設計計算說明書 d3=60 Ls=54 -30 - 機械設計課程設計設計計算說明書 -30 - 機械設計課程設計設計計算說明書 因為第6段位定位軸肩取h=6mm d6=d3+2h=72mm L6=65mm -30 - 機械設計課程設計設計計算說明書 4段為定位軸肩 取d4=70mm 為了使套筒端面可靠的壓緊齒 輪，此軸段應略短于輪轂寬度故取 L4=78mm 5段位定位軸肩取h=6mm則軸環(huán)直徑d5=d4+2 x h=82mm L5=5 d6=60 L6=49 考慮齒輪端面和箱體內壁，軸承端面和箱體內壁應有一定 距離。取套筒長為24mm,取齒輪距箱體內壁的距離 a=18mm 滾動軸承距箱體內壁的距離s=8mm 具體如下圖： (3) 軸上零件的周向定位 由表6-1按齒輪和半連軸器的直徑查得如下： 1 段的鍵的尺寸：bx hx l=14mm x 9mmx63mm 其配合為H7/m6 4 段的鍵的尺寸：bx hx l=16mm x 10mmx 70mm 其配合為H7/n6 (4) 確定軸上圓角和倒角尺寸 軸端倒角為2x45。圓角半徑R=1.6mm (5) 按彎矩復合強度計算 ① 求分度圓直徑：已知mt=2 Z2mn 143X2 cc — d4 — □一 -294.7 mm cos P cos13.99 ② 求轉矩：已知T3=698.62N ? m ③ 求圓周力：Ft 根據教材P213 (10-14)式得 Ft=2T3/d4=2 ? 698.62 / 294.7=4741.2N ④ 求徑向力Fr 根據教材P213 (10-14)式得 Fr=Ft ? tana n/cos3=4741.2 ? tan20 / cos13.99=1778.4N ⑤ 求軸向力Fa 根據教材P213 (10-14)式得 Fa=Ft ? tan 3=4741.2 - tan 13.99=1181.2 由于該軸兩軸承非對稱，根據幾何尺寸算得 L1=91mm L2=157mm T3=698.62N m L1=91mm L2=157mm -30 - 機械設計課程設計設計計算說明書 -30 - 機械設計課程設計設計計算說明書