一级圆柱圆锥齿轮减速器(带cad图)

机械设计课程设计设计计算说明书 目录 一、 课程设计任务书 -1 - 二、 传动方案的拟定 -1 - 三、 电动机的选择 -2 - 四、 确定传动装置的有关的参数 -4 - 五、 传动零件的设计计算 -7 - 六、 轴的设计计算 -21 - 七、 滚动轴承的选择及校核计算 -28 - 八、 连接件的选择 -31 - 九、 减速箱的附件选择 -34 - 十、润滑及密封 -36 - 十^一、减速箱的附件选择 -37 - 十二、课程设计小结 -39 - 十三、参考资料 -40 - 机械设计课程设计设计计算说明书 一、课程设计任务书 1、设计题目：设计铸造车间碾砂机的传动装置 2、 设计条件：使用寿命为8年，每日三班制工作，连续工作，单向转动 工作中载荷有轻度冲击，允许转速偏差为 5%。 3、 工作原理图： 1-电机 2-传动装置 3-碾机主轴 4-碾盘 5-碾轮 4、已知条件： 碾机主轴转速28 (r/min) 碾机主轴转矩1450 (N m) -30 - 机械设计课程设计设计计算说明书 -30 - 机械设计课程设计设计计算说明书 二、传动方案的拟定 根据设计要求拟定了如下两种传动方案: a) T c) 万案 传动方式 评价 a 电机・级圆柱直齿 轮T 一级锥齿一输 出 对轴刚度要求较大；结 构简单；有较大冲击； 外形尺寸太大。 b 电机T联轴器一►二 级斜齿轮-一级锥齿 -输出 工艺简单，精度易于保 证，一般工厂均能制造， 适合于小批量生产。 方案对比: 根据题目要求： 结构要求碾砂机主轴垂直布置，卧式电 机轴水平布置。使用寿命为8年，每日三班制工作，连续工作， 单向转动。工作中载荷有轻度冲击，允许转速偏差为 5%。我 们选用a方案。 选择方案b -30 - 机械设计课程设计设计计算说明书 三、电动机的选择 电动机特点 (1)选择电动机类型和结构形式 电动机分交流电动机和直流电动机两种。由于直流电动机需要 直流电源。结构较复杂，价格较咼，维护比较不方便。 ，因此 通常采用交流电动机。生产单位一般用三相交流电源，其中以 普通笼型异步电机应用最多。在经常启动、制动和反转的场合 (如起重机等)，要求电机转动惯量小和过载能力大，应选用 起重及冶金用三相异步电动机YZ型或YZR型(绕线型) 。 电动机的额定电压一般为380Vo (2) 选择电机的容量 电动机的容量(功率)选得合适与否，对电动机的工作和 经济性都有影响。容量小于工作要求，就不能保证工作的正常 工作，或使长期过载而过早损坏；容量过大则电动机价格咼， 能力不能充分利用，由于经常不满载运行，效率和功率因素都 较低，增加电能消耗，造成很大浪费。 (3) 标准电动机的容量有额定功率表示。 所选电动机的额定功率应等于或稍大于工作要求的功率。 容量小于工作要求，则不能保证工作机正常工作，或使电动机 长期过载、发热大而过早损坏；容量过大，则增加成本，并且 由于效率和功率低而造成浪费。 (4)电动机的容量主要由运仃时发热条件限疋，在不变或变 化很小的载荷下长期连续运行的机械，只要起电动机的负载不 超过额定值，电动机便不会过热，通常不必检验和启动力矩。 按照工作机转速要求和传动机构的合理传动比范围，可以 推算电动机转速的可选范围 n=(i*i*i …i)nw r/min 式中：n—电动机可选转速范围，r/min 电动机类型的选择 (1)传动装置的总效率： 口= n3 xnf xn^n4 =0.98 3x 0.982x 0.97 x 0.99=0.868 式中：□! =0.98 (滚动轴承传动效率) -30 - 机械设计课程设计设计计算说明书 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 可选电机： 根据以上选用的电机类型，所需的额定功率及满载转速, 电动机型号: Y132M2-6 2=0.98 （圆柱斜齿传动效率） 3=0.97 （圆锥齿轮传动效率） 4=0.99 （联轴器） （2） 电动机所需的工作功率： Tn Pw = =4.25kw 9550 pw 4.25 Pd =4.90kw d 0.868 电动机功率：Pd =4.90kw （3） 确定电动机转速 按《机械设计课程设计指导书》P7表1推荐的传动比合理 范围，一级圆锥齿轮减速器传动比 ia=2~4,二级圆柱齿轮减速 器传动比ib=8〜40,则总传动比合理范围为ia =16〜160,故电 机转速的可选范围为： n d = ia n = （16 〜160） 28 = （448〜1680） 选定电动机型号 Y132M2-6 其主要性能，额定功率5.5kw ;满载转速960r/min 四、确定传动装置的有关的参数 确定传动装置的总传动比和分配传动比 ⑴总传动比的计算。 由选定电动机满载转速nm和工作主动轴转速n,可得传动 装置总传比 960 ——:34.29 28 式中：nm = 960 r/min ； n =28 r/min。 (2)分配传动装置传动比 ia九为 式中io、i分别为圆锥齿轮传动和减速器的传动比。 为使圆锥齿轮传动外廓尺寸不致过大，初步取 io =2.14 , 则减速器传动比为: ia 34.29 io - 2.14 -16 in=18.84 -30 - 机械设计课程设计设计计算说明书 -30 - 机械设计课程设计设计计算说明书 其中 ii为高速级传动比, i “凡 i2为低速级传动比 -30 - 机械设计课程设计设计计算说明书 -30 - 机械设计课程设计设计计算说明书 JI 8 6 I 36 24 16 IR i =16 h =4.5 i 2 二 32/9 由二级圆柱齿轮减速器传动比分配，图(b) 32 ii =4.5，所以 i2 =— 9 -30 - 机械设计课程设计设计计算说明书 计算传动装置的运动和动力参数 -30 - 机械设计课程设计设计计算说明书 -30 - 机械设计课程设计设计计算说明书 ⑴各轴的转速 式中: I 轴 ni = nm 二 960 r/min U 轴 n* =匕=960 = 213.3 r/min h 4.5 IH 轴 n 皿=匹=60 r/min i2 n・,nu,n—-分别为I .U . H轴的转速; nm 电机满载转速。 (2)各轴输入功率 I 车由 Pi = Pd 13 = Pd i 3 = 4.90 0.98 0.99 = 4.75 U轴 Ri 12=Pi 1 2=4.75 0.98 0.97 =4.52KW H车由 P=P 12 =P 1 2=4.52 0.98 0.97 =4.30KW 式中：Pd 电动机的输出功率； p - ―― i,n ,川轴的输入功率； 1 =0.96 , 2 =0.98 （滚子轴承），3 =0.97 （齿轮精度为 7级，不包括轴承效率），4 =0.99 （齿轮联轴器） (3)各轴输入转矩 电机输出转矩 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 - 机械设计课程设计设计计算说明书 I 轴 丁 =Td — =48.75汉0.99 =48.26 N m n 轴 「=丁 “叫2 =T] h =48.26x4.5x0.98x0.97 =206.44 N m 川 轴 T =T i2 叫2 =T i2 S 一 =206.44汉 3.56汇 0.98汉 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、传动零件的设计计算 5.1、 高速级齿轮设计 5.1.1、 选择齿轮材料及精度等级 考虑减速器传递功率不大，所以齿轮米用软齿面。小齿轮 选用40Cr调质，齿面硬度为240~260HBS。大齿轮选用45钢调 质，齿面硬度220HBS;根据教材P210表10-8选7级精度。齿 面粗糙度 Raw 1.6~3.2卩m 5.1.2、 按齿面接触强度设计 由标准斜齿圆柱齿轮的设计公式： 生討2KJ u= 1.59 4.5 450.2 =49.723mm 2）计算圆周速度 （Zh_Ze）2 （教材卩218式 10-21） \ u ［叭］ 确定公式内的个计算数值 1） 试选 kt =1.6 2） 由教材P217图10-3选取区域系数Zh =2.433 3） 传动比h =4.5; 取小齿轮乙=20 ; 大齿轮 22=2/^=20x4.5 = 90 ; 4） 初选取螺旋角0 =14 查教材P215图10-26得％ =0.72 ,Z?对应的 ％ =0.87所 以％ =呂CO十名02 =1.59 5） 许用接触应力［^H ］ 取失效概率为1%,通用齿轮和一般工业齿轮，按一般可靠 度要求选取安全系数安全系数 S=1.由教材205式10-12得 ［坊］_ Kn% S 由教材P209图10-21查得： （T HlimZ 1=520Mpa c HlimZ 2=460Mpa 由教材P206式10-13计算应力循环次数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 - 机械设计课程设计设计计算说明书 T = 4.73 104 N mm 二 d1t n1 60 1000 3.14 49.723 960 60 汇1000 =2.50 m s v = 2.50m s N2=N1/i=2.901 X 109/4.5=0.645X 109 式中：n---齿轮转速； j---每转一圈同一齿面的系数； Lh---齿轮的工作寿命。 由教材P207图10-19查得接触疲劳的寿命系数： 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)小齿轮的传递转矩： 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查得材料的弹性系数 1 Ze =189.8MPa2 计算 小齿轮分度圆直径d1t，根据教材P218式10-21得: 」、「2".6 汉 4.73汉104 4.5+1 2.43^189.^2 d1t -3 ： :: :: ( )2 mm 1 -30 - 机械设计课程设计设计计算说明书 -30 - 机械设计课程设计设计计算说明书 3）计算齿宽b及模数mnt b = d d1t 二 49.723mm -30 - 机械设计课程设计设计计算说明书 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 - 机械设计课程设计设计计算说明书 4） 计算纵向重合度 呂0 =0.318 疋% x 乙 xtan B =0.318 乂20xtan14 = 1.586 5） 计算载荷系数K 已知使用系数Ka =1,v =2.50m/s, 7级精度。由教材P194 图10-8查得动载系数Kv=1.1,由表10-4查得 的值： 用差值法计算得： 猖723 —40」"1.417得出：心迁1.419 80—40 1.426 -1.417 H 由教材P198图10-13查得： 心旷1.3 由教材P195表10-3查得： K h = KFq =「2 故载荷系数： K =KaKvKhczKh0 =1 x 1.1X1.2X1.419 =1.87 6 ）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由教材 P204 式（10-10a）得： d^ = d1t^-— =49.723沃 3卩.87 = 52.38mm 1 *Kt \ 1.6 7）计算模数mn d^osP 52.38 Hcos14 mn = = = 2.54mm z-i 20 5.1.3、按齿根弯曲强度设计 由教材P216式（10-17 ）即 」2KT1Ypcos2 B YFaYsa mnT %Z12% ［竹］ 确定计算参数 1） 计算载荷系数 K = KAKvKFaKFp = 1><1.1 汇 1.2汉1.3 = 1.716 2） 由纵向重合度邛=1.586,从教材P217图10-28查得螺 旋角影响系数YB=0.88 切=1.3 KhR = 1.419 邛= 1.586,  3） 计算当量齿数 Zvi - ―R 叱 21.894 cos 戸 cos 14 Z2 90 Zv2 & 98.521 cos 戸 cos 14 4） 查取齿形系数 由教材P200表10-5计算如下： 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） 查取应力校正系数 由教材P200表10-5计算如下： 侥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图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 31 2 x 0.017 _ 1.57mm \ 1x20^1.59 对比结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 mn大于齿 根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取mn=2mm可满足弯曲强度， 但为了同时满足疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直 径来计算应有的齿数，于是有： dj cosE 52.38 xcos14 怖 “ 乙=1 = =25.41 取 z1 =26， mn 2 则： z2=4.5 x 26=117 实际传动比 uu117 =4.5 26 传动比误差：i-u/i=|(4.5-4.5)/4.5|=0%<5% 可用 几何尺寸的计算 1) 计算中心距： ^(z^z^ = (2^1^=l37.1mm 2cosP 2= ]2 — 一 一255.1MPa S 1.4 9）计算大小齿轮的Yf^ 并加以比较大齿轮的数值大 [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 汉 43 =516mm 5） 节锥顶距： R =丄d1 +1 =丄汇240 汇丁2.152 +1 =284.54mm 2 2 6） 节圆锥角： 玄=arctan1/4 = arctan1/2.15 =24 4319" =9^^ =9^-24 4319^65 1641 7） 大端齿顶圆直径： da1 =d1 +2mcos& =240 + 2X12Xcos24<4319” =261.75mm A da2 =d2 +2mcos62 =516 +2^12^00365 1641 = 526.14mm 8） 齿宽： 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 圆整得：B1=B2=86mm 9) 载荷系数： K=Ka Kv Kf^ KfP = 1x1.05x1x1.875 = 1.969 10) 周向力： Ft =2T小/m(1-0.5r =2x67072012汇(1-0.5x0.3^20 =6575.76N 齿形系数YFa和应力修正系数Ysu 11) 圆锥齿轮的当里齿轮为： ZV1 = Z7co^^2^cos24 4319^ 22.07 ZV2 =Z2/cos62 =43/cos651641 =101.75 圆整得： 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 计算 弯曲疲劳许用应力： 耳1 =KFYFQ1YS01/b1m(1-O.50R) = 1.969 汇6575.76 汇 2.72 汉 1.57/86 汇 12 汇(1 — 0.5 汉 0.3) =63.3Mpav fcfF ] = 247Mpa 务2 =好丫卩0(2丫也/6口(1-0.5r) = 1.969 汉6575.76 汉 2.12 ".86/86 "2 汉(1 一0.5 沃 0.3) = 58.20MpavbF 】=247Mpa 所以强度足够。 Bt = B2 =86mm Zv1=22 Zv2=102 Yfo1=2.72 YSX1 =匸57 YfOC2=2.12 丫屯2=1.86  六、轴的设计计算 (一)输入轴的设计计算 1、 按扭矩初算轴径 选用45调质，硬度217~255HBS，根据教材P370 (15-2) 式，并查表15-3,取Ao=115, P为传递功率为p = R =4.75KVy n为一级输入轴转速，n =n| =960r/min。 IP d^A。3 一 (实心轴) H n ,f4 75 贝U: d ^115汉一=19.60mm \ 960 考虑有键槽，将直径增大5%,则 d=19.60X (1+5%) =20.58 mm 圆整后取d=22mm。 2、 轴的结构设计 (1) 轴上的零件定位，固定和装配 二级斜齿轮减速器可将齿轮和轴做成一体相对两轴承做不 对称布置，两轴承分别以轴肩和端盖固定，联轴器轴向用轴肩 和螺母固定，周向采用键做周向定位，轴呈阶梯状，左轴承从 左面装入，右轴承从右面装入。 (2) 确定轴的各段直径和长度 因为输出轴的最小直径显然是安装联轴器出轴的直径，联 轴器的计算转矩Tca=KAT1，查教材P351表14-1,取Ka=1.3则: Tca=KAT1=1.3X 48.26=62.74Nm 查标准GB/T5014-1985选HL2型弹性柱銷联轴器，其公称 转矩为315N • m,半联轴器孔径d=20~28mm,半联轴器长度 L=52mm , L仁38mm。 初选320/22型圆锥滚子轴承，其尺寸为dX D X T=22mm X 44mm X 15m m。考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面与箱体内 壁应有一疋矩离，取齿轮距箱体内壁的距离 a=18mm 滚动轴 承距箱体内壁的距离s=8mm,各段长度及直径如下： d=22mm Tca= 62.74Nm L=52mm L1= 38mm -30 - 机械设计课程设计设计计算说明书 -30 - 机械设计课程设计设计计算说明书 (3)按弯扭复合强度计算 ① 求分度圆直径：已知 mt=2 di =乙二= “汉2 = 53.6mm cos P cos14.05 ② 求转矩：已知Ti=48.26N • m ③ 求圆周力：Ft 根据教材P213 (10-14)式得 Ft=2Ti/di=1800.7N ④ 求径向力Fr Ft=1800.7N 根据教材P213 (10-14)式得 Fr=Ft • tana n/cos^=1800.7 - tan20 / cos14.05=675.6N ⑤ 求轴向力Fa Fa= 450.6N 根据教材P213 (10-14)式得 Fa=Ft • tan p=1800.7 - tan 14.05=450.6N 由于该轴两轴承非对称，根据几何尺寸算得 L1=153.5mm L2=65mm L1=153.5mm L2=65mm ^rirnTf — I.I TrnTnrmTTTTrFr^^ ^nTnTnTTT TmTTTTnrnTTTTTTTr^__ 由上图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 转矩产生的扭转切应力按脉动循环变化，取 a =0.6,截面C处 的当量弯矩：Mec=[M c2+( a T)2]1/2=[1196302+(0.6X 76000)2]1/2 校核危险截面C的强度 由式(15-5) (T e=Mec/0.1d33=3.96MPa< [ c -1]b=60MPa •••该轴强度足够。 (二)中间轴的设计计算 Mc=119630N • mm -30 - 机械设计课程设计设计计算说明书 1、按扭矩初算轴径 选用45调质，硬度217~255HBS 根据教材P370 (15-2)式，并查表15-3,取A0=115, P为传递 功率为P =P =4.52 KW, n为一级输入轴转速n = n□二 213.3r/min。 则: (实心轴) 「4 52 d -115 3 =31.82mm V213.3 T1=76000N mm -30 - 机械设计课程设计设计计算说明书 -30 - 机械设计课程设计设计计算说明书 考虑有键槽，将直径增大5%,则 d=31.82X (1+5%) =33.41 mm •••圆整后取d=35mm 2、轴的结构设计 (1) 轴上的零件定位，固定和装配 d=35mm 二级斜齿轮减速器可将齿轮和轴做成一体相对两轴承做不对称 布置，所以将齿轮Z3与轴做成一体，齿轮Z2用轴肩与套筒固定, 两个滚动轴承两端分别用端盖和套筒固定。齿轮 Z2周向采用键 做周向定位，轴呈阶梯状，左轴承从左面装入，右轴承从右面 装入。 (2) 确定轴的各段直径和长度 初选32007型圆锥滚子轴承，其尺寸为 dX D X T=35mmX 62mm X 18m m。考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面与箱体内 壁应有一定矩离，取齿轮距箱体内壁的距离 a=18mm 滚动轴 承距箱体内壁的距离s=8mm, 各段长度及直径如上图 -30 - 机械设计课程设计设计计算说明书 (3) 按弯扭复合强度计算 ① 求分度圆直径： 已知mt2=2 d2 Z2mn COS : 117 2 cos14.05 =241.22mm d3 40 2 cos13.99 二 82.45mm -30 - 机械设计课程设计设计计算说明书 -30 - 机械设计课程设计设计计算说明书 ② 求转矩：已知T2=206.44N • m ③ 求圆周力：Ft 根据教材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 求径向力Fr 根据教材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 求轴向力Fa 根据教材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 由于该轴两轴承非对称，根据几何尺寸算得 L1=78mm L2=77.5mm L3= 68 mm ft h — I Fa2= 428.3N Faa=1247.6N L1=78mm L2=77.5mm  由上图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)输出轴的设计计算 1、按扭矩初算轴径 选用45调质，硬度217~255HBS Faz=4754N Fdz=593N Fay=1087N Fdy=2535N 则: d-115 3 46O0 =47.8mm M1=528891N. mm M2=765120N. mm 根据教材P370 (15-2)式，并查表15-3,取Ao=115, P为传递 功率为P = P = 4.30 K0n为一级输入轴转速n= = 60r/min。 -30 - 机械设计课程设计设计计算说明书 考虑有键槽，将直径增大5%,则 d=47.8X (1+5%) =50.19 mm T2=350000N.m m •••圆整后取d=55mm 2、轴的结构设计 (1) 轴上零件的定位，固定和装配 二级斜齿轮减速器联轴器一端用轴肩固定另一端用螺母固 定，齿轮相对于轴承做不对称转动，齿轮一端由轴肩定位，右 面用套筒轴向固定，周向用平键连接。两轴承分别以轴肩和套 筒定位。 d=55mm (2) 确定轴各段直径和长度 1 段：d1=48mm 长度取 L1=82mm •••第II为定位轴肩h=3.5mm 2 段：d2=d1 +2h=55+2 x 3.5=55mm • d2=55mm 取长度 L2=50mm 3段为非定位轴肩 初选用32012型单列圆锥滚子轴承，其尺寸为： dx D x T=60mm x 95mmx23mm -30 - 机械设计课程设计设计计算说明书 -30 - 机械设计课程设计设计计算说明书 d3=60 Ls=54 -30 - 机械设计课程设计设计计算说明书 -30 - 机械设计课程设计设计计算说明书 因为第6段位定位轴肩取h=6mm d6=d3+2h=72mm L6=65mm -30 - 机械设计课程设计设计计算说明书 4段为定位轴肩 取d4=70mm 为了使套筒端面可靠的压紧齿 轮，此轴段应略短于轮毂宽度故取 L4=78mm 5段位定位轴肩取h=6mm则轴环直径d5=d4+2 x h=82mm L5=5 d6=60 L6=49 考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定 距离。取套筒长为24mm,取齿轮距箱体内壁的距离 a=18mm 滚动轴承距箱体内壁的距离s=8mm 具体如下图： (3) 轴上零件的周向定位 由表6-1按齿轮和半连轴器的直径查得如下： 1 段的键的尺寸：bx hx l=14mm x 9mmx63mm 其配合为H7/m6 4 段的键的尺寸：bx hx l=16mm x 10mmx 70mm 其配合为H7/n6 (4) 确定轴上圆角和倒角尺寸 轴端倒角为2x45。圆角半径R=1.6mm (5) 按弯矩复合强度计算 ① 求分度圆直径：已知mt=2 Z2mn 143X2 cc — d4 — □一 -294.7 mm cos P cos13.99 ② 求转矩：已知T3=698.62N • m ③ 求圆周力：Ft 根据教材P213 (10-14)式得 Ft=2T3/d4=2 • 698.62 / 294.7=4741.2N ④ 求径向力Fr 根据教材P213 (10-14)式得 Fr=Ft • tana n/cos3=4741.2 • tan20 / cos13.99=1778.4N ⑤ 求轴向力Fa 根据教材P213 (10-14)式得 Fa=Ft • tan 3=4741.2 - tan 13.99=1181.2 由于该轴两轴承非对称，根据几何尺寸算得 L1=91mm L2=157mm T3=698.62N m L1=91mm L2=157mm -30 - 机械设计课程设计设计计算说明书 -30 - 机械设计课程设计设计计算说明书