機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計二級圓錐圓柱齒輪減速器

1、 課程設(shè)計說明書課 題： 二級圓錐-圓柱齒輪減速器 專 業(yè) 微電子制造工程 學(xué)生姓名 xxx 班 級 10001111 學(xué) 號 1000111111 指導(dǎo)教師 xxx xxx 完成日期 2012年6月 二級圓錐-圓柱齒輪減速器摘要 減速器是各類機(jī)械設(shè)備中廣泛應(yīng)用的傳動裝置。減速器設(shè)計的優(yōu)劣直接影響機(jī)械設(shè)備的傳動性能。 減速器是原動機(jī)和工作機(jī)之間的獨立的閉式傳動裝置，用來降低轉(zhuǎn)速和增大轉(zhuǎn)矩，以滿足工作需要，在某些場合也用來增速，稱為增速器。選用減速器時應(yīng)根據(jù)工作機(jī)的選用條件，技術(shù)參數(shù)，動力機(jī)的性能，經(jīng)濟(jì)性等因素，比較不同類型、品種減速器的外廓尺寸，傳動效率，承載能力，質(zhì)量，價格等，選擇最適合的減

2、速器。 減速器的類別、品種、型式很多，目前已制定為行（國）標(biāo)的減速器有40余種。減速器的類別是根據(jù)所采用的齒輪齒形、齒廓曲線劃分；減速器的品種是根據(jù)使用的需要而設(shè)計的不同結(jié)構(gòu)的減速器；減速器的型式是在基本結(jié)構(gòu)的基礎(chǔ)上根據(jù)齒面硬度、傳動級數(shù)、出軸型式、裝配型式、安裝型式、聯(lián)接型式等因素而設(shè)計的不同特性的減速器。 與減速器聯(lián)接的工作機(jī)載荷狀態(tài)比較復(fù)雜，對減速器的影響很大，是減速器選用及計算的重要因素，減速器的載荷狀態(tài)即工作機(jī)（從動機(jī)）的載荷狀態(tài)，通常分為三類：均勻載荷;中等沖擊載荷;強(qiáng)沖擊載荷。 本文主要二級圓錐-圓柱齒輪減速器的設(shè)計，設(shè)計中存在不足的請大家給予意見和建議。目 錄摘要2一、設(shè)計任務(wù)

3、書6 一、設(shè)計題目6 二、原始數(shù)據(jù)6 三、設(shè)計內(nèi)容和要求6二、傳動方案的擬定7三、電動機(jī)的選擇7 1.選擇電動機(jī)的類型7 2.選擇電動機(jī)功率7 3.確定電動機(jī)轉(zhuǎn)速8四、傳動比的計算 1. 總傳動比8 2. 分配傳動比8五、傳動裝置運動、動力參數(shù)的計算1.各軸的轉(zhuǎn)速82.各軸功率計83.各軸轉(zhuǎn)矩9六、 傳動件的設(shè)計計算一、高速級錐齒輪傳動的設(shè)計計算91.選擇材料、熱處理方式和公差等級92.初步計算傳動的主要尺寸93.確定傳動尺寸104.校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度115.計算錐齒輪傳動其他幾何尺寸12二、低速級斜齒圓柱齒輪的設(shè)計計算1.選擇材料、熱處理方式和公差等級122.初步計算傳動的主要尺寸133.

4、確定傳動尺寸154.校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度165.計算錐齒輪傳動其他幾何尺寸17七、齒輪上作用力的計算171.高速級齒輪傳動的作用力172.低速級齒輪傳動的作用力18八、減速器裝配草圖的設(shè)計19九、軸的設(shè)計計算19 一、高速軸的設(shè)計與計算19 1.已知條件19 2.選擇軸的材料19 3.初算軸徑19 4.結(jié)構(gòu)設(shè)計20 5.鍵連接21 6.軸的受力分析22 7.校核軸的強(qiáng)度23 8.校核鍵連接的強(qiáng)度23二、中間軸的設(shè)計與計算24 1.已知條件24 2.選擇軸的材料24 3.初算軸徑24 4.結(jié)構(gòu)設(shè)計24 5.鍵連接25 6.軸的受力分析25 7.校核軸的強(qiáng)度28 8.校核鍵連接的強(qiáng)度28三、低速軸

5、的設(shè)計與計算29 1.已知條件29 2.選擇軸的材料29 3.初算軸徑29 4.結(jié)構(gòu)設(shè)計30 5.鍵連接31 6.軸的受力分析31 7.校核軸的強(qiáng)度32 8.校核鍵連接的強(qiáng)度33十、潤滑油的選擇與計算33十一、裝配圖和零件圖34參考文獻(xiàn)35機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計任務(wù)書題目：設(shè)計用于帶式運輸機(jī)的傳動裝置。工作條件：一班制，連續(xù)單向運轉(zhuǎn)。載荷平穩(wěn)，室內(nèi)工作，有粉塵（運輸帶與卷筒及支承間，包括）卷筒軸承的摩擦阻力影響已在f中考慮）。使用期限：十年，大修期三年。生產(chǎn)批量：10臺。生產(chǎn)條件：中等規(guī)模機(jī)械廠，可加工7-8級精度齒輪及蝸輪。動力來源：電力，三相交流（220/380v）。運輸帶速度允許誤差：5%。設(shè)

6、計工作量：1、減速器裝配圖1張（a0或a1）。 2、零件圖1-2張。3、設(shè)計說明書1份。原始數(shù)據(jù)：（數(shù)據(jù)編號；傳動方案編號：）數(shù)據(jù)編號a1a2a3a4a5a6a7a8a9a10運輸帶工作拉力f（n）500220023002500260028003300400048003000運輸帶工作速度v（m/s）1.11.11.11.11.11.41.21.61.250.8卷筒直徑d（mm）220240300400200350350400500250參考傳動方案：方案1方案2方案3方案4方案5 設(shè)計內(nèi)容過程1. 編寫設(shè)計計算說明書一份，其內(nèi)容通常包括下列幾個方面：（1）傳動系統(tǒng)方案的分析和擬定以及減速器類

7、型的選擇；（2）電動機(jī)的選擇與傳動裝置運動和動力參數(shù)的計算；（3）傳動零件的設(shè)計計算（如除了傳動，蝸桿傳動，帶傳動等）；（4）軸的設(shè)計計算；（5）軸承及其組合部件設(shè)計；（6）鍵聯(lián)接和聯(lián)軸器的選擇及校核；（7）減速器箱體，潤滑及附件的設(shè)計；（8）裝配圖和零件圖的設(shè)計；（9）校核；（10）軸承壽命校核；（11）設(shè)計小結(jié)；（12）參考文獻(xiàn)；（13）致謝。二、傳動方案的擬定運動簡圖如下：（圖2）由圖可知，該設(shè)備原動機(jī)為電動機(jī)，傳動裝置為減速器，工作機(jī)為型砂運輸設(shè)備。減速器為展開式圓錐圓柱齒輪的二級傳動，軸承初步選用深溝球軸承。聯(lián)軸器2選用凸緣聯(lián)軸器，8選用齒形聯(lián)軸器。三、電動機(jī)的選擇電動機(jī)的選擇見表1

8、計算項目計算及說明計算結(jié)果1.選擇電動機(jī)的類型根據(jù)用途選用y系列三相異步電動機(jī) 2.選擇電動機(jī)功率 輸送帶功率為 pw=fv/1000=2600*1.1/1000 kw=2.86kw 查表2-1，取一對軸承效率軸承=0.98，錐齒輪傳動效率錐齒輪=0.96，斜齒圓柱齒輪傳動效率齒輪=0.97，聯(lián)軸器效率聯(lián)=0.99，得電動機(jī)到工作機(jī)間的總效率為=4軸承錐齒輪齒輪2聯(lián)=0.984*0.96*0.97*0.992=0.84 電動機(jī)所需工作效率為 p= pw/=2.86/0.84 kw=3.4kw 根據(jù)表8-2選取電動機(jī)的額定工作功率為ped=4.0kwpw=2.86kw總=0.84 p0=2.86

9、kwp=7.5kw 3.確定電動機(jī)轉(zhuǎn)速輸送帶帶輪的工作轉(zhuǎn)速為由表2-2可知錐齒輪傳動傳動比i錐=23，圓柱齒輪傳動傳動比i齒=35，則總傳動比范圍為 i總=i錐i齒=23*(35)=615電動機(jī)的轉(zhuǎn)速范圍為n=由表8-2知，符合這一要求的電動機(jī)同步轉(zhuǎn)速有1000r/min和1500r/min，考慮到1500r/min接近其上限，所以本例選用1000r/min的電動機(jī)，其滿載轉(zhuǎn)速為1000r/min,其型號為y132m1-6。電機(jī)技術(shù)數(shù)據(jù)電機(jī)型號額定功率電流滿載轉(zhuǎn)速電機(jī)質(zhì)量軸徑mmy132m1-64.0kw9.40a96073kg38nw=105.10r/minnm=960r/min四、傳動比的

10、計算及分配傳動比的計算及分配見表2計算項目計算及說明計算結(jié)果1.總傳動比i=nm/nw=960/105.10=9.13i=9.132.分配傳動比高速級傳動比為 i1=0.25i=0.25*9.13=2.3為使大錐齒輪不致過大，錐齒輪傳動比盡量小于3，符合標(biāo)準(zhǔn)。低速級傳動比為 i2=i/i1=9.13/2.3=3.974.26i1=2.3i2=3.97五、傳動裝置運動、動力參數(shù)的計算傳動裝置運動、動力參數(shù)的計算見表3計算項目計算及說明計算結(jié)果1.各軸轉(zhuǎn)速n0=960r/minn1=n0=960r/minn2=n1/i1=960/2.3r/min=417.4r/minn3=n2/i2=417.4/

11、3.97r/min=105.1r/minnw=n3=105.1r/minn1=n=960r/minn2=417.4r/minnw=n3=105.1r/min2.各軸功率p1=p0聯(lián)=3.4*0.99kw=3.37kwp2=p11-2=p1軸承錐齒=3.37*0.98*0.96kw=3.17kwp3=p22-3=p2軸承直齒=3.17*0.98*0.97kw=3.01kwpw=p33-w=p3軸承聯(lián)=3.01*0.98*0.99kw=2.92kwp1=3.37kwp2=3.17kwp3=3.01kwpw=2.92kw3.各軸轉(zhuǎn)矩t0=9550p0/n0=9550*3.4/960nmm=33.82

12、nmmt1=9550p1/n1=9550*3.37/960nmm=33.52nmmt2=9550p2/n2=9550*3.17/417.4nmm=72.53nmmt3=9550p3/n3=9550*3.01/105.1nmm=273.51nmmtw=9550pw/nw=9550*2.92/105.1nmm=265.33nmmt=33.82nmmt1=33.52nmmt2=72.53nmmt3=273.51nmmtw=265.33nmm6、 傳動件的設(shè)計計算 一、高速級值齒錐齒輪傳動的設(shè)計計算錐齒輪傳動的設(shè)計計算見表4 計算項目計算及說明計算結(jié)果1.選擇材料、熱處理方式和公差等級 考慮到帶式運輸

13、機(jī)為一般機(jī)械，小錐齒輪選用40cr(調(diào)質(zhì))，硬度280hbs，大錐齒輪選用45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度240hbs選用7級精度。小齒輪調(diào)質(zhì)處理40cr大齒輪正火處理45鋼7級精度2.初步計算傳動的主要尺寸因為是軟齒面閉式傳動，故按齒面接觸疲勞強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計。其設(shè)計公式為d1) 小齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩為t1=3.3522) 因v值未知，kv值不能確定，可初步選載荷系數(shù)kt=1.33) 由表8-19，查得彈性系數(shù)ze=189.84) 齒數(shù)比=i=2.35) 取齒寬系數(shù)=0.36) 許用接觸應(yīng)力可用下式公式 由圖8-4e、a查得接觸疲勞極限應(yīng)力為 小齒輪與大齒輪的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)分別為n1=60njlh=60*960*1

14、*8*300*10=n2=n1/i1=1.382109/2.3=6.009108由圖8-5查得壽命系數(shù)zn1=1，zn2=1.05；由表8-20取安全系數(shù)sh=1，則有取 初算小齒輪的分度圓直徑d1t,有= d60.38mm3.確定傳動尺寸（1）計算載荷系數(shù) 查得使用系數(shù)ka=1.25，齒寬中點分度圓直徑為 =d1t(1-0.5)=50.32mm圓周速度vm=dmn1/60*1000=*50.32*960/60*1000m/s=2.53m/s根據(jù)v=2.53m/s，按7級精度查得動載荷系數(shù)，,查得,，接觸強(qiáng)度載荷系數(shù)(2） 對d1t進(jìn)行修正 因k與kt有較大的差異，故需對kt計算出的d1t進(jìn)行

15、修正 ，即 d1=60.38=75.98mm（3） 確定齒數(shù) 選齒數(shù)=23，=2.3*23=52.9，取=68,則u=53/232.304,在允許范圍內(nèi)（4） 大端模數(shù)m ，取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)m=3.5mm（5） 大端分度圓直徑為 d1=mz1=3.5*23mm=80.5mm75.98 d2=mz2=3.5*53mm=185.5mm(6) 錐齒距為 r=（7） 齒寬為 b=*179.65mm=33.7mm取b=33mm d1=75.98mm =23 =53 m=3.5mmd1=80.5mmd2=185.5mm r=101.11mmb=33mm4.校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度 齒根彎曲疲勞強(qiáng)度條件為 （1） k

16、、b、m和同前（2） 圓周力為 ft=（3） 齒形系數(shù)yf和應(yīng)力修正系數(shù)ys 即當(dāng)量齒數(shù)為 查得yf1=2.62,yf2=2.15，9查得ys1=1.59，ys2=1.82（4） 許用彎曲應(yīng)力 查得彎曲疲勞壽命系數(shù),，查得安全系數(shù)s=1.4，故 由式計算得 ，可知彎曲強(qiáng)度滿足，參數(shù)合理。滿足齒根彎曲強(qiáng)度5.計算錐齒輪傳動其他幾何尺寸ha=m=3.5mmhf=1.2m=1.2*3.5mm=4.2mmc=0.2m=0.2*3.5mm=0.7mmda1=d1+2mcos=86.924mmda2=d2+2mcos=188.29mmdf1=d1-2.4mcos=72.791mmdf2=d2-2.4mco

17、s=182.169mmha=3.5mmhf=4.2mmc=0.7mmda1=86.924mmda2=188.29mmdf1=72.79mmdf2=182.16mm 二、低速級直齒圓柱齒輪的設(shè)計計算 直齒圓柱齒輪的設(shè)計計算見表計算項目計算及說明計算結(jié)果1.選擇材料、熱處理方式和公差等 大、小錐齒輪均選用45鋼，小齒輪調(diào)質(zhì)處理，大齒輪正火處理，小齒輪250hbs，大齒輪220hbs。選用7級精度。45鋼小齒輪調(diào)質(zhì)處理大齒輪正火處理7級精度2.初步計算傳動的主要尺寸因為是軟齒面閉式傳動，故按齒面接觸疲勞強(qiáng)度進(jìn)行設(shè)計。其設(shè)計公式為1) 小齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩為t3=2) 因v值未知，kv值不能確定，可初步選載

18、荷系數(shù)kt=1.33) 查得彈性系數(shù)ze=189.84) 齒數(shù)比=i=3.975) 取齒寬系數(shù)=14)許用接觸應(yīng)力可用下式計算 由圖查得接觸疲勞極限應(yīng)力為 小齒輪與大齒輪的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)分別為n3=60njlh=60*417.4*1*8*300*10=6.01*109n4=n3/i2=6.01*109/3.97=1.514*108由圖8-5查得壽命系數(shù)=1.05，=1.13；取安全系數(shù)sh=1.0，則有 取初算小齒輪的分度圓直徑d3t，得5) 確定齒數(shù) 選齒數(shù)=24，=3.97*24=95.28，取=96,則u=96/24=4,在允許范圍內(nèi)6) 計算齒寬b及模數(shù)m齒寬b=模數(shù)齒高齒高比z3=24

19、z4=9654.237mm（1）計算載荷系數(shù) 由表8-21查得使用系數(shù)ka=1.0因，查得動載荷系數(shù)=1.07，查得齒向載荷分配系數(shù)k=1.42，查得齒向載荷分配系數(shù)k=1.35，則載荷系數(shù)為 k=kakvkk=1.25*1.07*1.*1.420=1.899（2） 對d3t進(jìn)行修正 因k與kt有較大的差異，故需對kt計算出的d3t進(jìn)行修正，即 =61.540mm(3) 確定模數(shù)mn mn=k=1.89961.5402.564.校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度彎曲疲勞強(qiáng)度的設(shè)計公式（1）確定公式內(nèi)的個計算數(shù)值查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限，大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限，由文獻(xiàn)【】圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)

20、計算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)，由式10-12得 計算載荷系數(shù)由文獻(xiàn)【】表10-5查得齒形系數(shù)應(yīng)力校正系數(shù) 計算大、小齒輪的并加以比較，取較小值計算。大齒輪的數(shù)值大（1） 設(shè)計計算 齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算的模數(shù)，齒輪模數(shù)的大小主要取決于彎曲強(qiáng)度所決定的承載能力，齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關(guān)，可取由彎曲疲勞強(qiáng)度算得的模數(shù)1.96就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值 按接觸疲勞強(qiáng)度算得分度圓直徑 這樣設(shè)計出的齒輪傳動既滿足了齒面接觸疲勞強(qiáng)度又滿足了齒根彎曲疲勞強(qiáng)度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費。 分度圓直徑中心距 齒寬 則 按計算后再作適當(dāng)圓

21、整，而常將小齒輪的齒寬在圓整值的基礎(chǔ)上人為的加寬5-10,以防止大小齒輪因裝配誤差產(chǎn)生軸向錯位時導(dǎo)致嚙合齒寬減小而增大輪齒單位齒寬的工作載荷。m=2mma=149mmd3=60mmd4=238mmb4=65mmb3=60mm滿足齒根彎曲疲勞強(qiáng)度5.計算齒輪傳動其他幾何尺寸齒頂高 ha=ha*mn=1*2mm=2mm齒根高 hf=(ha*+c*）mn=（1+0.25）*2mm=2.5mm全齒高 h=ha+hf=2+2.5mm=4.5mm頂隙 c=c*mn=0.25*2mm=0.5mm齒頂圓直徑為 da3=d3+2ha=60+2*2mm=64mm da4=d4+2ha=238+2*2mm=242m

22、m齒根圓直徑為 df3=d3-2hf=60-2*2.5mm=55mm df4=d4-2hf=238-2*2.5mm=233mmha=4mm hf=2.5mmh=4.5mmc=0.5mmda3=64mmda4=242mm df3=55mmdf4=233mm7、 齒輪上作用力的計算齒輪上作用力的計算為后續(xù)軸的設(shè)計和校核、鍵的選擇和驗算及軸承的選擇和校核提供數(shù)據(jù)，其計算過程見表6計算項目計算及說明計算結(jié)果1.高速級齒輪傳動的作用力（1）已知條件 高速軸傳遞的轉(zhuǎn)矩t1=33520nmm，轉(zhuǎn)速n1=960r/min，小齒輪大端分度圓直徑d1=80.5mm，cos1=0.9173，sin=0.3981，（

23、2）錐齒輪1的作用力 圓周力為其方向與力作用點圓周速度方向相反徑向力為其方向為由力的作用點指向輪1的轉(zhuǎn)動中心軸向力為其方向沿軸向從小錐齒輪的小端指向大端法向力為 （3）錐齒輪2的作用力 從動齒輪2的各個力與主動齒輪1上相應(yīng)的力大小相等，作用方向相反ft1=999.36nfr1=333.7nfa1=144.8nfn1=1063.5n 2.低速級齒輪傳動的作用力（1）已知條件 中間軸傳遞的轉(zhuǎn)矩t2=72530nmm，轉(zhuǎn)速n2=417.4r/min，。小齒輪分度圓直徑為d3=60mm（2） 齒輪3的作用力 圓周力為其方向與力作用點圓周速度方向相反徑向力為 其方向為由力的作用點指向輪3的轉(zhuǎn)動中心軸向力

24、為 其方向可用右手法則來確定，即用右手握住輪3的軸線，并使四指的方向順著輪的轉(zhuǎn)動方向，此時拇指的指向即為該力的方向法向力為（3） 齒輪4的作用力 從動齒輪4的各個力與主動齒輪3上相應(yīng)的力大小相等，作用方向相反ft3=2417.7nfr3=880.0nfa3=0nfn3=2572.9n8、 減速器裝配草圖的設(shè)計1、 合理布置圖面該減速器的裝配圖一張a0或a1圖紙上，本文選擇a0圖紙繪制裝配圖。根據(jù)圖紙幅面大小與減速器兩級齒輪傳動的中心距，繪圖比例定位1：1，采用三視圖表達(dá)裝配的結(jié)構(gòu)。2、 繪出齒輪的輪廓尺寸在俯視圖上繪出錐齒輪和圓柱齒輪傳動的輪廓尺寸3、 箱體內(nèi)壁 在齒輪齒廓的基礎(chǔ)上繪出箱體的內(nèi)

25、壁、軸承端面、軸承座端面線9、 軸的設(shè)計計算軸的設(shè)計和計算、軸上齒輪輪轂孔內(nèi)徑及寬度、滾動軸承的選擇和校核、鍵的選擇和驗算與軸聯(lián)接的半聯(lián)軸器的選擇同步進(jìn)行。1、 高速軸的設(shè)計與計算 高速軸的設(shè)計與計算見表7。 計算項目計算及說明計算結(jié)果1.已知條件 高速軸傳遞的功率p1=3.37kw,轉(zhuǎn)矩t1=33520nmm，轉(zhuǎn)速n1=960r/min，小齒輪大端分度圓直徑d1=80.50mm，齒寬中點處分度圓直徑dm1=（1-0.5）d1=67.083mm，齒輪寬度b=33mm2.選擇軸的材料 因傳遞的功率不大，并對重量及結(jié)構(gòu)尺寸無特殊要求，故由表8-26選用常用的材料40cr，調(diào)質(zhì)處理40cr，調(diào)制處理

26、3.初算軸徑 查表9-8得=110，則軸與帶輪連接，有一個鍵槽，軸徑應(yīng)增大3%5%，軸端最細(xì)處直徑 d1,16.7+16.7*（0.030.05）mm=17.217.5mmdmin=16.7mm4. 結(jié)構(gòu)設(shè)計 （1） 軸承部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計 為方便軸承部件的裝拆，減速器的機(jī)體采用剖分式結(jié)構(gòu)，該減速器發(fā)熱小，軸不長，故 軸承采用兩端固定方式。按軸上零件的安裝順序，從最細(xì)處開始設(shè)計（2） 聯(lián)軸器與軸段1 軸段1 上安裝聯(lián)軸器，此段設(shè)計應(yīng)與聯(lián)軸器的選擇設(shè)計同步進(jìn)行。為補(bǔ)償聯(lián)軸器所聯(lián)接兩軸的安裝誤差，隔離振動，選用彈性柱銷聯(lián)軸器。查表8-37，取載荷系數(shù)ka=1.3，計算轉(zhuǎn)矩為 tc=kat1=1.3*3

27、3520nmm=43576nmm 由表8-38查得gb/t5014-2003中的lx2型聯(lián)軸器符合要求：公稱轉(zhuǎn)矩為560nmm，許用轉(zhuǎn)速6300r/min，軸孔范圍為2035mm?？紤]到d125.2mm，取聯(lián)軸器孔直徑為20mm，軸孔長度l聯(lián)=52mm，y型軸孔，a型鍵，聯(lián)軸器從動端代號為lx2 28*52gb/t50142003，相應(yīng)的軸段 的直徑d1=20mm。其長度略小于孔寬度，取l1=50mm(3) 軸承與軸段和的設(shè)計 在確定軸段的軸徑時，應(yīng)考慮聯(lián)軸器的軸向固定及密封圈的尺寸。 若聯(lián)軸器采用軸肩定位，軸肩高度h=（0.070.1）d1=（0.070.1）*20mm=1.42mm。軸段的

28、軸徑d2=d1+2*(1.42）mm=22.824mm，其值最終由密封圈確定。該處軸的圓周速度均小于3m/s，此處用軸套定位，軸套內(nèi)徑為20mm，外徑既要滿足密封要求，又要滿足軸承的定位標(biāo)準(zhǔn)，考慮該軸為懸臂梁，且有軸向力的作用，選用圓錐滾子軸承，初選軸承30205，由表9-9得軸承內(nèi)徑d=25mm，外徑d=52mm，寬度b=15mm，t=18.25mm，內(nèi)圈定位直徑da=31mm，外徑定位da=46mm，軸上力作用點與外圈大端面的距離a2=12.5mm，故d2=25mm，聯(lián)軸器定位軸套頂?shù)捷S承內(nèi)圈端面，則該處軸段長度應(yīng)略短于軸承內(nèi)圈寬度，取l2=14mm。該減速器錐齒輪的圓周速度大于2m/s，

29、故軸承采用油潤滑，由齒輪將油甩到導(dǎo)油溝內(nèi)流入軸承座中。通常一根軸上的兩個軸承取相同的型號，則d4=25mm，其右側(cè)為齒輪1的定位軸套，為保證套筒能夠頂?shù)捷S承內(nèi)圈右端面，該處軸段長度應(yīng)比軸承內(nèi)圈寬度略短，故取l4=14mm（4） 軸段的設(shè)計 該軸段為軸承提供定位作用，故取該段直徑為軸承定位軸肩直徑，即d3=31mm，該處長度與軸的懸臂梁長度有關(guān)，故先確定其懸臂梁長度（5） 齒輪與軸段的設(shè)計 軸段上安裝齒輪，小錐齒輪所處的軸段采用懸臂結(jié)構(gòu)，d5應(yīng)小于d4，可初定d5=22mm小錐齒輪齒寬中點分度圓與大端處徑向端面的距離m由齒輪的結(jié)構(gòu)確定，由于齒輪直徑比較小，采用實心式，由圖上量得m=28.9mm，

30、錐齒輪大端側(cè)徑向端面與軸承套杯端面距離取為，軸承外圈寬邊側(cè)距內(nèi)壁距離，即軸承套杯凸肩厚c=6mm，齒輪大端側(cè)徑向端面與輪轂右端面的距離按齒輪結(jié)構(gòu)需要取為56mm，齒輪左側(cè)用軸套定位，右側(cè)采用軸端擋圈固定，為使擋圈能夠壓緊齒輪端面，取軸與齒輪配合段比齒輪轂孔略短，差值為0.75mm，則 l5=56+c+t-l4-0.75=（56+10+8+18.25-16-0.75）mm=75.5mm（6） 軸段1與軸段3的長度 軸段1的長度除與軸上的零件有關(guān)外，還與軸承端蓋等零件有關(guān)。由表4-1可知，下箱座壁厚=0.025a+3mm=0.025*149+3mm=6.72mm，取壁厚，r+a=101.11+14

31、9=250.11mm600mm，取軸承旁聯(lián)接螺栓為m20，箱體凸緣連接螺栓為m16，地腳螺栓為，則有軸承端蓋連接螺釘為，取其值為m10，由表8-30可取軸承端蓋凸緣厚度為bd=12mm；取端蓋與軸承座間的調(diào)整墊片厚度為；告訴軸承端蓋連接螺釘，查表8-29取螺栓gb/t5781 m1035；其安裝基準(zhǔn)圓直徑遠(yuǎn)大于聯(lián)軸器輪轂外徑，此處螺釘?shù)牟鹧b空間足夠，取聯(lián)軸器轂孔端面距軸承端蓋表面距離k=10mm，為便于結(jié)構(gòu)尺寸取整，軸承端蓋凸緣安裝面與軸承左端面的距離取為l4=25.5mm，取軸段端面與聯(lián)軸左端面的距離為1.75mm則有l(wèi)1=l聯(lián)+k+bd+l4+t-l2-1.75mm=（52+10+12+2

32、5.5+18.25-16-1.75）mm=110mm 軸段段的長度與該軸的懸臂長度l3有關(guān)。小齒輪的受力作用點與右端軸承對軸的力作用點間的距離為 l3=m+1+c+a3=(28.9+10+8+12.5)mm=55.4mm則兩軸承對軸的力作用點間的距離為 l2=(22.5）l3=(22.5)*55.4mm=110.8138.5mm l3=l2+2a3-2t=（110.8138.5）+2*12.5-2*16.25mm=103.3131mm取l3=110mm，則有l(wèi)2=l3+2t-2a3=.110+2*16.25-2*12.5mm=117.5mm在其取值范圍內(nèi)，合格（7） 軸段 力作用點與左軸承對軸

33、力作用點的間距由圖12-4可得l1=l1+l2-t+-52/2+1.75=86mmd1=20mml1=50mmd2=25mml2=14mmd4=25mml4=14mmd3=31mmd5=22mml5=71.5mml1=100mml3=55.4mml3=110mml2=117.5mml1=86mm5.鍵連接 帶輪與軸段 間采用a型普通平鍵連接，查表取其型號為鍵626 gb/t10962003，齒輪與軸段間采用a型普通平鍵連接，型號為鍵842 gb/t109620036.軸的受力分析 （1）畫軸的受力簡圖 軸的受力簡圖如圖5所示 （2）計算支承反力 在水平面上為 r2h=fr1+r1h=333.7

34、+116.0n=449.7n在垂直平面上為軸承1的總支承反力為軸承2的總支承反力為（3） 畫彎矩圖 彎矩圖如圖5c、d、e所示在水平面上，a-a剖面為 mah=-r1hl2=-116.0*117.5nmm=-13630.0nmmb-b剖面左側(cè)為在垂直平面上為合成彎矩a-a剖面為 b-b剖面左側(cè)為（4）畫轉(zhuǎn)矩圖 轉(zhuǎn)矩圖如圖5f所示，t1=33520nmmr1h=116.0nr2h=449.7nr1v=471.2nr2v=1470.6nr1=485.3nr2=1537.8nma=57019.0nmmmb=4856.8nmmt1=33520nmm7.校核軸的強(qiáng)度 取 查得，,故符合安全標(biāo)準(zhǔn)。軸的強(qiáng)度滿足要求8.校核鍵連接的強(qiáng)度聯(lián)軸器處鍵連接的擠壓應(yīng)力為 齒輪處鍵連接的擠壓應(yīng)力為取鍵、軸及帶輪的材料都為鋼，由表8-33查得，強(qiáng)度足夠鍵連接的強(qiáng)度足夠 2、 中間軸的設(shè)計與計算中間軸的設(shè)計與計算見表8 計算項目計算及說明計算結(jié)果1.已知條件高速軸傳遞的功率p2=3.17kw,轉(zhuǎn)速n1=417.4r/min，錐齒輪大端分度圓直徑d2=185.5mm，齒寬中點處分度圓直徑dm