兩級圓錐圓柱齒輪減速器設(shè)計說明書

1、機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計設(shè)計題目：減速器的設(shè)計 學(xué)院： 班級： 設(shè)計者： 學(xué)號： 指導(dǎo)教師： 日期： 目錄：1、 設(shè)計任務(wù)書12、 傳動系統(tǒng)方案的分析2三、電動機(jī)的選擇與傳動裝置運動和動力參數(shù)的計算2四、傳動零件的設(shè)計計算44.1斜齒圓柱齒輪傳動的設(shè)計4.2直齒圓錐齒輪傳動設(shè)計五、軸的設(shè)計175.1輸入軸（I軸)的設(shè)計5.2中間軸（II軸）的設(shè)計5.3輸出軸（軸）的設(shè)計六、軸承的校核296.1輸入軸滾動軸承計算6.2中間軸滾動軸承計算6.3輸出軸軸滾動軸承計算七、鍵聯(lián)接的選擇及校核計算317.1輸入軸鍵計算7.2中間軸鍵計算7.3輸出軸鍵計算8、 聯(lián)軸器的選擇33九、潤滑與密封33十、減速器附件的選擇

2、34十一、參考文獻(xiàn)343、 設(shè)計任務(wù)書1.1傳動方案示意圖 圖一、傳動方案簡圖 1.2原始數(shù)據(jù)傳送帶拉力F(N)傳送帶速度V(m/s)滾筒直徑D（mm）18001.13501.3工作條件 輸送帶允許速度誤差5%，室內(nèi)工作，有粉塵，兩班制，使用年限為10年（每年250天），連續(xù)單向于運轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)，大修期3年。1.4工作量 1、傳動系統(tǒng)方案的分析； 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； 4、軸的設(shè)計計算； 5、軸承及其組合部件選擇和軸承壽命校核； 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、設(shè)計小結(jié)；

3、 10、參考文獻(xiàn)；二、傳動系統(tǒng)方案的分析傳動方案見圖一，其擬定的依據(jù)是結(jié)構(gòu)緊湊且寬度尺寸較小，傳動效率高，適用在惡劣環(huán)境下長期工作，雖然所用的錐齒輪比較貴，但此方案是最合理的。其減速器的傳動比為8-15，用于輸入軸于輸出軸相交而傳動比較大的傳動。三、電動機(jī)的選擇與傳動裝置運動和動力參數(shù)的計算1、電動機(jī)類型選擇：選擇電動機(jī)的類型為三相異步電動機(jī)，額定電壓交流380V。2、電動機(jī)容量選擇：（1）傳送帶功率(2) 從電動機(jī)到工作機(jī)主動軸之間的總效率-滾動軸承傳動效率取0.99 -圓錐齒輪傳動效率取0.97 -圓柱齒輪傳動效率取0.98 -聯(lián)軸器效率取0.99 -卷筒效率取0.96(3)電動機(jī)的輸出功

4、率為（3）確定電動機(jī)的額定功率 因載荷平穩(wěn)，電動機(jī)額定功率略大于即可。所以可以暫定電動機(jī)的額定功率為3kw。 3、確定電動機(jī)轉(zhuǎn)速 卷筒工作轉(zhuǎn)速 由于兩級圓錐-圓柱齒輪減速器一般傳動比為8-15，故電動機(jī)的轉(zhuǎn)速的可選范圍為 可見同步轉(zhuǎn)速為750r/min 的電動機(jī)符合,再由，根據(jù)2表8-184，可選用Y132M-8型電動機(jī)。其數(shù)據(jù)如下表：電動機(jī)型號額定功率（kw）電動機(jī)轉(zhuǎn)速（r/min）電動機(jī)質(zhì)量（kg）同步滿載Y132M-83.0750710793.2傳動裝置總傳動比的計算和各級傳動比的分配 1、傳動裝置總傳動比 2、分配各級傳動比 高速級為圓錐齒輪其傳動比應(yīng)小些約，低速級為圓柱齒輪傳動其傳動

5、比可大些。所以可取 。3.3計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)1、各軸的轉(zhuǎn)速 2、各軸輸入功率 3、各軸轉(zhuǎn)矩 將計算結(jié)果匯總列表如下表3 軸的運動及動力參數(shù)項目電動機(jī)軸高速級軸I中間軸II低速級軸III工作機(jī)軸IV轉(zhuǎn)速（r/min）710710239.8659.9759.97功率（kw）32.972.8522.7672.712轉(zhuǎn)矩()40.3539.95113.55440.63431.88傳動比12.964.01效率0.990.960.970.98 四、傳動零件的設(shè)計計算4.1斜齒圓柱齒輪傳動的設(shè)計已知輸入功率為、小齒輪轉(zhuǎn)速為、齒數(shù)比為4。工作壽命10年（每年工作250天），大修期3年，兩班制（每班

6、8小時），帶式輸送，工作平穩(wěn)，轉(zhuǎn)向不變。 1、選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)（1）材料選擇 由1表10-1小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者材料硬度相差40HBS。（2）運輸機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，由1表10-6選用7級精度。（3）選小齒輪齒數(shù),則大齒輪齒數(shù)。（4）初選螺旋角。（5）壓力角。 2、按齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算按下式設(shè)計計算（1）由1式（10-24）計算小齒輪分度圓直徑，即 1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值試選載荷系數(shù)。查1圖10-20選取區(qū)域系數(shù)。由1表10-5選取彈性影響系數(shù)。1表10-7取齒寬系數(shù)。由1式10-

7、21計算重合度系數(shù)。由1式10-23得螺旋角系數(shù)計算接觸疲勞許用應(yīng)力由1圖10-25查得大小齒輪的接觸疲勞極限分別為。由1式10-15計算循環(huán)次數(shù)：由1圖10-23差取接觸疲勞壽命系數(shù)。取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，由110-14得取、中較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力，即。2） 試算小齒輪分度圓直徑(2)調(diào)整小齒輪分度圓直徑1）計算實際載荷前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備圓周速度齒寬2） 計算實際載荷系數(shù)由1表10-2查得使用系數(shù)。由1圖10-8查得動載荷系數(shù)。齒輪的圓周力,差1表10-3得。由1表10-4得。則載荷系數(shù)為3) 由1式10-12得分度圓直徑模數(shù)。3. 按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(1)由式10

8、-20，1) 確定公式內(nèi)各計算數(shù)值試選載荷系數(shù)。由式1式10-18，可得計算彎曲疲勞強(qiáng)度的重合度系數(shù)。由1式10-19，可得計算彎曲疲勞強(qiáng)度的螺旋角系數(shù)。計算。由當(dāng)量齒數(shù)，查1表10-17，得齒行系數(shù)、。由1圖10-18,查得應(yīng)力修正系數(shù)、。由1圖10-24c,查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別是、。由1圖10-22,查的彎曲疲勞壽命系數(shù)、。取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由式10-14,得因為大齒輪的大于小齒輪，所以取。2） 試算齒輪模數(shù)（2）調(diào)整齒輪模數(shù)1）計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備。圓周速度v齒寬b齒高h(yuǎn)及寬高比b/h2） 計算實際載荷系數(shù)。根據(jù)，7級精度，由1圖10-8查的動載荷

9、系數(shù)。由，查1表10-3得齒間載荷分配系數(shù)。查1表10-4用差值法查的，。則載荷系數(shù)為3) 由1式10-13，可得按照實際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù)對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算的法面模數(shù)，由于齒輪模數(shù)的大小主要取決于彎曲強(qiáng)度所承載的能力，從標(biāo)準(zhǔn)中就近取。為了同時滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需要按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑來計算小齒輪的齒數(shù)，即取，則，取，、互質(zhì)。 4、幾何尺寸計算（1） 計算中心距考慮模數(shù)從1.858mm增大到2mm，為此將中心距減小圓整至135mm。（2） 按圓整后的中心距修正螺旋角（3） 計算大、小齒輪的分度圓直徑（4） 計算齒輪寬度取、。5

10、. 圓整中心距后的強(qiáng)度校核齒輪副的中心距在圓整之后，、和、等均產(chǎn)生變化，應(yīng)重新校核齒輪強(qiáng)度，以明確齒輪的工作應(yīng)力。（1） 齒面接觸疲勞強(qiáng)度校核由1式10-22，齒輪接觸疲勞強(qiáng)度。1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值試選載荷系數(shù)。查1圖10-20選取區(qū)域系數(shù)。由1表10-5選取彈性影響系數(shù)。1表10-7取齒寬系數(shù)。傳動比。小齒輪分度圓直徑。轉(zhuǎn)矩。由1式10-21計算重合度系數(shù)。計算實際載荷系數(shù)a.由1表10-2查得使用系數(shù)。b.由1圖10-8查得動載荷系數(shù)。c.齒輪的圓周力,查1表10-3得。d.由1表10-4得。e.則載荷系數(shù)為2） 校核故滿足齒面接觸疲勞強(qiáng)度條件。(2) 齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核由1式10

11、-171) 計算公式中各參數(shù)值。由式10-18計算彎曲疲勞強(qiáng)度重合度系數(shù)。由1式10-19，可計算彎曲疲勞強(qiáng)度的螺旋系數(shù)。求、由由1圖10-17，得、，由1圖10-18，得、。2） 校核故滿足齒根彎曲疲勞強(qiáng)度條件，并且小齒輪抵抗彎曲破壞的能力大于大齒輪。6. 主要設(shè)計結(jié)論齒數(shù) 、，模數(shù)m=2mm，壓力角，螺旋角，變位系數(shù)，中心距a=135mm，齒寬，小齒輪用40Cr（調(diào)質(zhì)），大齒輪用45鋼（調(diào)質(zhì)）。齒輪按7級精度設(shè)計。7.結(jié)構(gòu)設(shè)計小齒輪（齒輪1）齒頂圓直徑為57.59mm，采用實心結(jié)構(gòu)。大齒輪（齒輪2）齒頂圓直徑為220.41mm，采用腹板式結(jié)構(gòu)，零件圖如下。4.2直齒圓錐齒輪傳動設(shè)計已知輸入

12、功率、小齒輪轉(zhuǎn)速為、齒數(shù)比為2.96。由電動機(jī)驅(qū)動。工作壽命10年（設(shè)每年工作250天），兩班制（每班8小時），帶式輸送，工作平穩(wěn)，轉(zhuǎn)向不變。 1.選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)（1） 選用標(biāo)準(zhǔn)直齒錐齒輪傳動，壓力角為。（2） 圓錐圓錐齒輪減速器為通用減速器，其速度不高，故選用7級精度（GB10095-88）。 （3） 由1表10-1，小齒輪材料可選為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料取45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者材料硬度相差40HBS。（4）選小齒輪齒數(shù),則大齒輪齒數(shù)。 2.按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計 (1)由1表10-1試算小齒輪分度圓直徑1)確定公式中各參數(shù)值試

13、選載荷系數(shù)。小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩。取齒寬系數(shù)。查1圖10-20得區(qū)域系數(shù).由1表10-5差得材料的彈性影響系數(shù)。由2中計算得。2） 計算小齒輪分度園直徑。（2） 調(diào)整小齒輪分度圓直徑1）計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備。圓周速度v。當(dāng)量齒輪寬帶系數(shù)范德薩。2） 計算實際載荷系數(shù)。由1表10-2查得使用系數(shù)。由1圖10-8查得動載荷系數(shù)。直齒錐齒輪精度較低，取齒間分配系數(shù)。由1表10-4用插值法查得齒向分布系數(shù)。由此，得到實際載荷系數(shù)3） 由1式10-12，可得按實際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑為及相應(yīng)的齒輪模數(shù)3. 按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計（1） 由1式10-27試算模數(shù)，即1） 確定公式中各參數(shù)值。2）

14、試選。計算。由分錐角和。當(dāng)量齒數(shù)查1圖10-17，得齒行系數(shù)、。由1圖10-18,查得應(yīng)力修正系數(shù)、。由1圖10-24c,查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別是、。由1圖10-22,查的彎曲疲勞壽命系數(shù)、。取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.7，由式10-14,得因為大齒輪的大于小齒輪，所以取。3） 試算齒輪模數(shù)（2）調(diào)整齒輪模數(shù)1）計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備。圓周速度v齒寬b齒高h(yuǎn)、齒寬系數(shù)、寬高比b/h。2）計算實際載荷系數(shù)由1表10-8，。取。由1表10-4，得.由圖1圖10-13得。則3)由1式10-13，可得按照實際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù)按照齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算的模數(shù)，就近選擇標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)m

15、=2mm，按照接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑，算出小齒輪齒數(shù)。取、，取，、互質(zhì)。4. 幾何尺寸計算（1） 計算分度圓直徑（2） 計算分錐角（3） 計算齒輪寬度取。5. 主要設(shè)計結(jié)論齒數(shù) 、，模數(shù)m=1.5mm，壓力角，變?yōu)橄禂?shù)，分錐角，齒寬，小齒輪用40Cr（調(diào)質(zhì)），大齒輪用45鋼（調(diào)質(zhì)）。齒輪按7級精度設(shè)計。7.結(jié)構(gòu)設(shè)計小錐齒輪（齒輪1）齒頂圓直徑為61.91mm，采用實心結(jié)構(gòu)。大錐齒輪（齒輪2）齒頂圓直徑為175.15mm，采用腹板式結(jié)構(gòu)。5 軸的設(shè)計5.1輸入軸（I軸)的設(shè)計1、輸入軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩、2、求作用在齒輪上的力已知高速級小圓錐齒輪的平均分度圓直徑為則圓周力、徑向力及軸向力

16、的方向如圖所示 3、初步確定軸的最小直徑先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），根據(jù)1表15-3，取，得輸入軸的最小直徑為安裝聯(lián)軸器的直徑，為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩，查1表14-1，由于轉(zhuǎn)矩變化很小，故取，則，查2表8-179，選Lx1型彈性柱銷聯(lián)軸器其工稱轉(zhuǎn)矩為250Nm，取，半聯(lián)軸器長度L=52mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為38mm。 4、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計（1）擬定軸上零件的裝配方案 （2） 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1） 為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位，12段軸右端需制出一軸肩，故取23段的直徑。左端用軸端擋

17、圈定位，12段長度應(yīng)適當(dāng)小于L所以取。2）初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力，故選用單列圓錐滾子軸承，參照工作要求并根據(jù)，由1表13-1中初步選取0基本游隙組，標(biāo)準(zhǔn)精度級的單列圓錐滾子軸承30306，其尺寸為，所以。而。這對軸承均采用軸肩進(jìn)行軸向定位，由1表13-1查得30306型軸承的定位軸肩高度，因此取。3）取安裝齒輪處的軸段67的直徑；為使套筒可靠地壓緊軸承，56段應(yīng)略短于軸承寬度，故取。4）軸承端蓋的總寬度為20mm。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑油的要求，求得端蓋外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離，取。5） 錐齒輪輪轂寬度為42mm，為使套筒端面可靠地壓緊齒輪取，由于

18、，故取。（3）軸上的周向定位圓錐齒輪的周向定位采用平鍵連接，按由1表6-1查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為36mm，同時為保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為；同樣，半聯(lián)軸器處平鍵截面為與軸的配合為；滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的尺寸公差為k5。（4） 確定軸上圓角和倒角尺寸取軸端倒角為，軸肩處的倒角可按115-2選取適當(dāng)選取。5、求軸上的載荷（30306型的a=19.5mm。所以倆軸承間支點距離為70.6mm 右軸承與齒輪間的距離為35.3mm。）載荷水平面H垂直面V支反力F彎矩M 總彎矩扭矩T 6、按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度根據(jù)圖四可知右

19、端軸承支點截面為危險截面，由上表中的數(shù)據(jù)及軸的單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取，軸的計算應(yīng)力為前已選定軸的材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），由1表15-1查得，故安全。5.2中間軸（II軸）的設(shè)計1、求輸入軸上的功率P、轉(zhuǎn)速n和轉(zhuǎn)矩T、2、求作用在齒輪上的力已知小斜齒輪的分度圓直徑為則已知圓錐直齒輪的平均分度圓直徑 則徑向力、及軸向力、的方向如圖所示 3、初步確定軸的最小直徑先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），根據(jù)1表15-3，取，得，中間軸最小直徑顯然是安裝滾動軸承的直徑和。4、 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計（1）擬定軸上零件的裝配方案 （2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1）初步

20、選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力，故選用單列圓錐滾子軸承，參照工作要求并根據(jù)，由11表13-1中初步選取0基本游隙組，標(biāo)準(zhǔn)精度級的單列圓錐滾子軸承30306，其尺寸為，。 這對軸承均采用套筒進(jìn)行軸向定位，由機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計表13.1查得30306型軸承的定位軸肩高度37mm，因此取套筒直徑37mm。2）取安裝齒輪的軸段，錐齒輪左端與左軸承之間采用套筒定位，已知錐齒輪輪轂長，為了使套筒端面可靠地壓緊端面，此軸段應(yīng)略短于輪轂長，故取，齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度，故取，則軸環(huán)處的直徑為。3）已知圓柱直齒輪齒寬，為了使套筒端面可靠地壓緊端面，此軸段應(yīng)略短于輪轂長，故取。4）齒輪距箱體內(nèi)

21、比的距離為a=16mm，大錐齒輪于大斜齒輪的距離為c=20mm，在確定滾動軸承的位置時應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s=8mm。則取、（3）軸上的周向定位圓錐齒輪的周向定位采用平鍵連接，按由1表6-1查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為32mm，同時為保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為；圓柱齒輪的周向定位采用平鍵連接，按由1表6-1查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為50mm，同時為保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為；滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的尺寸公差為k6。（4）確定軸上圓角和倒角尺寸取軸端倒角為，軸肩處的倒角可按R1.6

22、-R2適當(dāng)選取。 5、求軸上的載荷 根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計算簡圖，在確定支點時查得30310型的支點距離a=15.3mm。所以軸承跨距分別為L1=55.45mm，L2=74.5mm。L3=60.95mm做出彎矩和扭矩圖。由彎矩圖和扭矩圖知斜齒輪支點處的截面為危險截面，算出其彎矩和扭矩值如下：載荷水平面H垂直面V支反力F彎矩M 總彎矩扭矩T 6、按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度根據(jù)上表中的數(shù)據(jù)及軸的單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取，軸的計算應(yīng)力為前已選定軸的材料為（調(diào)質(zhì)），由1表15-1查得，故安全。5.3輸出軸（軸）的設(shè)計1、求輸出軸上的功率P、轉(zhuǎn)速n和轉(zhuǎn)矩T、 2、求作用在齒輪上的力已知

23、大斜齒輪的分度圓直徑為而圓周力、徑向力及軸向力的方向如圖所示3、初步確定軸的最小直徑先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），根據(jù)11表15-3，取，得 輸出軸的最小直徑為安裝聯(lián)軸器的直徑，為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩，查11表14-1，由于轉(zhuǎn)矩變化很小，故取，則。查1表14-4選Lx3型彈性柱銷聯(lián)軸器其工稱轉(zhuǎn)矩為1250Nm半。聯(lián)軸器的孔徑，所以取，半聯(lián)軸器長度L=112mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為84mm。 4、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計（1）擬定軸上零件的裝配方案（2） 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1）為了滿足半聯(lián)軸器的

24、軸向定位，1段軸左端需制出一軸肩，故取23段的直徑，1段右端用軸端擋圈定位，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度，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，故12段的長度應(yīng)比略短些，現(xiàn)取。2）初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力，故選用單列圓錐滾子軸承，參照工作要求并根據(jù)，由1表13-1中初步選取0基本游隙組，標(biāo)準(zhǔn)精度級的單列圓錐滾子軸承30310，其尺寸為，因而可以取。右端軸承采用軸肩進(jìn)行軸向定位，由1表13-1查得30310型軸承的定位軸肩高度，因此取60mm。3）齒輪左端和左軸承之間采用套筒定位，已知齒輪輪轂的寬度為55mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度

25、，故取齒輪的輪轂直徑取為55mm所以。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度，故取，則軸環(huán)處的直徑為。軸環(huán)寬度，取。5）軸承端蓋的總寬度為20mm，根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑油的要求，求得端蓋外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離故。齒輪距箱體內(nèi)比的距離為a=20mm，大錐齒輪于大斜齒輪的距離為c=20mm，在確定滾動軸承的位置時應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s=8mm?？汕蟮谩?。（3）軸上的周向定位齒輪、半聯(lián)軸器的周向定位均采用平鍵連接，按由1表6-1查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為46mm，同時為保證齒 輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為；同樣半聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵，半聯(lián)

26、軸器與軸的配合為，滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的尺寸公差為m5。（4） 確定軸上圓角和倒角尺寸取軸端倒角為，軸肩處的倒角可按R1.6-R2適當(dāng)選取。5、求軸上的載荷 根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計算簡圖，在確定支點時查得30310型的支點距離a=23mm。所以作為簡支梁的軸承跨距分別為、。做出彎矩和扭矩圖。由圖六可知齒輪支點處的截面為危險截面，算出其彎矩和扭矩值如下：載荷水平面H垂直面V支反力F彎矩M總彎矩扭矩T 6、按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度根據(jù)上表中的數(shù)據(jù)及軸的單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取，軸的計算應(yīng)力前已選定軸的材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），由1表15-1查得，故安

27、全。6、 軸承的校核6.1輸入軸滾動軸承計算初步選擇的滾動軸承為0基本游隙組，標(biāo)準(zhǔn)精度級的單列圓錐滾子軸承30308，其尺寸為，軸向力，e=0.31,Y=1.9，X=0.4,Cr=59kN。載荷水平面H垂直面V支反力F則則故由則設(shè)計壽命軸承壽命故合格。6.2中間軸滾動軸承計算初步選擇的滾動軸承為0基本游隙組，標(biāo)準(zhǔn)精度級的單列圓錐滾子軸承30306，其尺寸為，軸向力，e=0.31,Y=1.9，X=0.4,Cr=59kN。載荷水平面H垂直面V支反力F則則故由則軸承壽命故合格。6.3輸出軸軸滾動軸承計算初步選擇的滾動軸承為0基本游隙組，標(biāo)準(zhǔn)精度級的單列圓錐滾子軸承30306，其尺寸為，軸向力，e=0.35,Y=1.9，X=0.4,Cr=130kN。載荷水平面H垂直面V支反力F則則故由則軸承壽命故合格。七、鍵聯(lián)接的選擇及校核計算7.1