二級(jí)展開式圓柱斜齒輪減速器設(shè)計(jì)說明書

1、目錄（一）電動(dòng)機(jī)的選擇31、選擇電動(dòng)機(jī)的類型32、確定電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速33、選擇電動(dòng)機(jī)3（二）計(jì)算傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比并分配傳動(dòng)比41、計(jì)算運(yùn)動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比42、分配傳動(dòng)比4（三）計(jì)算傳動(dòng)裝置各軸的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)41、各軸的轉(zhuǎn)速42、各軸的輸入功率53、各軸的輸入轉(zhuǎn)矩5（四）傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)計(jì)算61、高速級(jí)斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算6（1）選定齒輪的精度等級(jí)、材料及齒數(shù)6（2）按齒面接觸面強(qiáng)度設(shè)計(jì)6（3）按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)8（4）幾何尺寸計(jì)算102、低速級(jí)斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算101、選定齒輪的精度等級(jí)、材料及齒數(shù)102、按齒面接觸面強(qiáng)度設(shè)計(jì)113、按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)134、幾何尺寸計(jì)算14（五

2、）軸的設(shè)計(jì)161、中間軸的設(shè)計(jì)16（1）作用在齒輪上的力16（2）確定軸的最小直徑16（3）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)16（4）中間軸的校核172、高速軸的設(shè)計(jì)20（1）作用在齒輪上的力20（2) 確定軸的最小直徑20（3）選擇聯(lián)軸器20（4）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)213、低速軸的設(shè)計(jì)22（1）作用在齒輪上的力22（2) 確定軸的最小直徑22（3）選擇聯(lián)軸器22（4) 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)22（六）軸承壽命的校核241、中間軸承的校核24（1）軸承所受的軸向力和徑向力24（2）求軸承的當(dāng)量動(dòng)載荷24（3）驗(yàn)算軸承壽命25(七) 箱體結(jié)構(gòu)及減速器附件設(shè)計(jì)251、減速器箱體結(jié)構(gòu)表252、箱體附件的設(shè)計(jì)26（一）電動(dòng)機(jī)的選擇1、選擇

3、電動(dòng)機(jī)的類型按工作要求和工作條件,選用 Y 系列三相異步電動(dòng)機(jī)。1）選擇電極的容量工作及輸入功率PW=2.95KW從電動(dòng)機(jī)到工作機(jī)之間的總效率為分別為=1224324式中1、2、3、4分別為聯(lián)軸器、軸承、齒輪傳動(dòng)、卷筒的傳動(dòng)效率。由相關(guān)手冊(cè)取 1=0.99，2=0.98，3=0.97，4=0.95，則=0.992x0.984x0.972x0.95=0.808所以電機(jī)所需功率為Pd=3.651KW2、確定電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速由相關(guān)手冊(cè)推薦的傳動(dòng)比合理范圍，二級(jí)圓柱齒輪減速器傳動(dòng)比=840,而工作機(jī)的轉(zhuǎn)速所以電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速可選范圍符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有750r/min、1000r/min、1500r/min

4、、3000r/min四種。綜合考慮電動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)裝置的尺寸、質(zhì)量及價(jià)格因素，為使傳動(dòng)裝置結(jié)構(gòu)緊湊，決定選用同步轉(zhuǎn)速為1000r/min的電動(dòng)機(jī)。3、選擇電動(dòng)機(jī)根據(jù)電動(dòng)機(jī)類型、容量和轉(zhuǎn)速，有相關(guān)手冊(cè)選定電動(dòng)機(jī)型號(hào)Y132M1-6。其性能如下表：電動(dòng)機(jī)型號(hào)額定功率/KW滿載轉(zhuǎn)速nm/（r/min）啟動(dòng)轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩最大轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩Y132M1-64 960 2.0 2.0電動(dòng)機(jī)的主要安裝尺寸 型號(hào)HABCDEGKbhAABBFAL1Y132M1-613221617889388010 x 833122802101353156023818515（二）計(jì)算傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比并分配傳動(dòng)比1、計(jì)算運(yùn)動(dòng)裝置的總傳

5、動(dòng)比總傳動(dòng)比為式中為工作機(jī)輸入轉(zhuǎn)速2、分配傳動(dòng)比考慮潤滑條件，為使兩級(jí)大齒輪直徑相近，取，故高速級(jí)的傳動(dòng)比為：低速級(jí)的傳動(dòng)比為：（三）計(jì)算傳動(dòng)裝置各軸的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)1、各軸的轉(zhuǎn)速軸 軸 軸 卷筒軸 2、各軸的輸入功率軸 =3.651KW0.99=3.614KW軸 =3.614KW0.980.97=3.435KW軸 =3.435KW0.980.97=3.265KW卷筒軸 =3.265KW0.990.98=3.168KW3、各軸的輸入轉(zhuǎn)矩電動(dòng)機(jī)的輸出轉(zhuǎn)矩為軸 =363200.99=35.957軸=35.9574.1510.980.97=141.884軸= 141.8842.9650.980.97

6、=399.904卷筒軸=399.9040.990.98=387.987將上述結(jié)果匯總于下表，以備查用。軸名功率P/KW轉(zhuǎn)矩T/()轉(zhuǎn)速n/(r/min)傳動(dòng)比i效率電機(jī)軸3.6513632096010.99軸3.6143595709604.1510.951軸3.43514188400231.272.9650.951軸3.265399904007810.970卷筒軸3.1683879870078（四）傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)計(jì)算斜齒圓柱齒輪減速器的設(shè)計(jì)選用標(biāo)準(zhǔn)斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)。標(biāo)準(zhǔn)結(jié)構(gòu)參數(shù)壓力角，齒頂高系數(shù)，頂隙系數(shù)。1、高速級(jí)斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算（1）選定齒輪的精度等級(jí)、材料及齒數(shù)1）運(yùn)輸機(jī)為一般

7、工作機(jī)器，轉(zhuǎn)速不高，故選用8級(jí)精度2）材料選擇。由機(jī)械設(shè)計(jì)第八版表10-1選擇小齒輪材料為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，二者硬度差為40HBS。3）選小齒輪齒數(shù)z1=24大齒輪齒數(shù)z2=z1=244.151=99.624,取z2=97.，則齒數(shù)比，可滿足要求。4） 選取螺旋角，初選螺旋角。（2）按齒面接觸面強(qiáng)度設(shè)計(jì)確定公式內(nèi)的各計(jì)算值1）試選2）計(jì)算小齒輪傳遞的扭矩9550000×3.614/960=3.595x1043）由表10-7選取齒寬系數(shù)=1.04）由表10-6查得材料彈性影響系數(shù)189.85）由圖10-30選區(qū)域系數(shù)Z

8、H=2.433.6）由圖10-26查得，則1.62.7）由圖10-21d查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限=600MPa；齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限=550MPa。 8）由式10-13計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)。=60x960x1(2x8x365x5)=1.682x109=1.682x109/4.042=4.16x1089) 由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)=0.91；=0.9410）計(jì)算解除疲勞許用應(yīng)力（取失效率為1%，安全系數(shù)s=1）=0.91x600MPa=546MPa=0.94x550MPa=517MPa（2）設(shè)計(jì)計(jì)算1) 計(jì)算小齒輪分度圓直徑時(shí)代入中較小值=39.512 2）計(jì)算圓周速度=3.14 x

9、39.512 x 960/60 x 1000 m=1.985 3)計(jì)算齒寬b及模數(shù)=1.0 x 39.512=39.512=1.5974) 計(jì)算齒寬齒高比=2.25 x 1.597=3.593=10.9975) 計(jì)算縱向重合度=0.318 x 1.0 x 24 x tan14°=1.9036) 計(jì)算載荷系數(shù)由工作條件，查表10-2得使用系數(shù)=1.00。根據(jù)v=1.985m/s,8級(jí)精度，由圖10-8查得動(dòng)載系數(shù)=1.15；由表10-3查得=1.2由表10-4利用插值法查得=1.4498由圖10-13查得=1.38。故載荷系數(shù)=1.00 x 1.15 x 1.2 x 1.4498=2.

10、07) 按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由式10-10a得=44.5008) 計(jì)算法面模數(shù)=1.799（3）按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)（1）確定計(jì)算參數(shù)1） 計(jì)算載荷系數(shù)=1.00 x 1.15 x 1.2 x 1.38=1.9042) 由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限=500MPa;大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限=380MPa。3）由圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)=0.91，=0.95。4）計(jì)算完全疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4=325=257.8575) 根據(jù)縱向重合度=1.903，從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)=0.886)計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)=26.272=106.1847）查

11、取齒形系數(shù)由表10-5利用插值法算得=2.592，=2.1758）查取應(yīng)力校正系數(shù)由表10-5利用插值法算得=1.596，=1.7959）計(jì)算大小齒輪的并加以比較。=0.01273=0.01514大齒輪的數(shù)值大。（2）設(shè)計(jì)計(jì)算 =1.198由于設(shè)計(jì)的是軟齒面閉式齒輪傳動(dòng)，其主要失效是齒面疲勞點(diǎn)蝕，取=1.5，已可滿足彎曲強(qiáng)度。但為了同時(shí)滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑=44.5來計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù)。于是=28.785取=29，則=4.042 x 29=117（4）幾何尺寸計(jì)算（1）計(jì)算中心距=112.852將中心距圓整為113。（2）按圓整后的中心距修正螺旋角=14°1

12、751因值改變不多，故參數(shù)等不必修正。（3）計(jì)算打、小齒輪的分度圓直徑=44.890=181.109（4）計(jì)算齒輪寬度=1 x 44.890=44.890圓整后取=45；=502、低速級(jí)斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算1、選定齒輪的精度等級(jí)、材料及齒數(shù)1)選用8級(jí)精度2）材料選擇。由機(jī)械設(shè)計(jì)第八版表10-1選擇小齒輪材料為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，二者硬度差為40HBS。3）選小齒輪齒數(shù)z1=24大齒輪齒數(shù)z2=z1=242.965=71.16,取z2=72.，則齒數(shù)比，可滿足要求。 4）選取螺旋角，初選螺旋角。2、按齒面接觸面強(qiáng)度設(shè)計(jì)（1

13、）確定公式內(nèi)的各計(jì)算值1）試選2）計(jì)算小齒輪傳遞的扭矩9550000×3.435/231.27=3.595x1043）由表10-7選取齒寬系數(shù)=1.04）由表10-6查得材料彈性影響系數(shù)189.85）由圖10-30選區(qū)域系數(shù)ZH=2.433.6）由圖10-26查得，則1.6057）由圖10-21d查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限=600MPa；齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限=550MPa。8）由式10-13計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)。=60x231.27x1 x (2x8x365x5)=4.052x108=4.052x109/3=1.351x1089) 由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)=0.94；=0.9

14、610）計(jì)算解除疲勞許用應(yīng)力（取失效率為1%，安全系數(shù)s=1）=0.94x600MPa=564MPa=0.96x550MPa=528MPa（2）設(shè)計(jì)計(jì)算1) 計(jì)算小齒輪分度圓直徑時(shí)代入中較小值=63.1362）計(jì)算圓周速度=3.14 x 63.136 x 231.27/60 x 1000 m=0.7643)計(jì)算齒寬b及模數(shù)=1.0 x 63.136 =63.136 =2.5534) 計(jì)算齒寬齒高比=2.25 x 2.553 =5.744=10.9925) 計(jì)算縱向重合度=0.318 x 1.0 x 24 x tan14°=1.9036) 計(jì)算載荷系數(shù)由工作條件，查表10-2得使用系數(shù)

15、=1.00。根據(jù)v=0.764 m/s,8級(jí)精度，由圖10-8查得動(dòng)載系數(shù)=1.06；由表10-3查得=1.2由表10-4利用插值法查得=1.458由圖10-13查得=1.4。故載荷系數(shù)=1.00 x 1.06 x 1.2 x 1.458=1.8557) 按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由式10-10a得 =69.3458) 計(jì)算法面模數(shù)=2.8043、按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)（1）確定計(jì)算參數(shù) 1） 計(jì)算載荷系數(shù)=1.00 x 1.06 x 1.2 x 1.4=1.7812) 由圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限=500MPa;大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限=380MPa。3）由圖10-1

16、8取彎曲疲勞壽命系數(shù)=0.93，=0.97。 4）計(jì)算完全疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4=332.143=263.286 5) 根據(jù)縱向重合度=1.903，從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)=0.88 6) 計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)=26.272=78.8177）查取齒形系數(shù)由表10-5利用插值法算得=2.592，=2.2228）查取應(yīng)力校正系數(shù)由表10-5利用插值法算得=1.596，=1.7699）計(jì)算大小齒輪的并加以比較。=0.01245=0.01493大齒輪的數(shù)值大。（2）設(shè)計(jì)計(jì)算 =1.891由于設(shè)計(jì)的是軟齒面閉式齒輪傳動(dòng)，其主要失效是齒面疲勞點(diǎn)蝕，取=2，已可滿足彎曲強(qiáng)度。但為了同時(shí)滿足

17、接觸疲勞強(qiáng)度，需按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑=69.345來計(jì)算應(yīng)有的齒數(shù)。于是=33.642取=34，則=3 x 34=1024、幾何尺寸計(jì)算（1）計(jì)算中心距=140.163將中心距圓整為141。（2）按圓整后的中心距修正螺旋角=15°1814因值改變不多，故參數(shù)等不必修正。（3）計(jì)算打、小齒輪的分度圓直徑=70.5=211.5（4）計(jì)算齒輪寬度：=1 x 70.5=70.5圓整后取=71；=76齒輪的主要參數(shù)高速級(jí)低速級(jí)齒數(shù)2911734102中心距112.852140.163法面模數(shù)1.52端面模數(shù)1.5792.553螺旋角14°175115°1814法面

18、壓力角端面壓力角20°351120°4027齒寬b50457671齒根高系數(shù)標(biāo)準(zhǔn)值11齒頂高系數(shù)0.96900.9810齒頂系數(shù)標(biāo)準(zhǔn)值0.250.25當(dāng)量齒數(shù)26.272106.18426.27278.817分度圓直徑44.89181.10970.5211.5齒頂高1.52齒根高1.8752.5齒全高3.3754.5齒頂圓直徑47.89184.10974.5215.5齒根圓直徑41.14177.35965.5206.5（五）軸的設(shè)計(jì)1、中間軸的設(shè)計(jì)（1）作用在齒輪上的力高速級(jí)齒輪上的力低速級(jí)齒輪上的力（2）確定軸的最小直徑因傳遞的功率不大，并對(duì)重量及機(jī)構(gòu)無特殊要求，故選45

19、鋼，調(diào)質(zhì)處理，取C=135. 取=35（3）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)軸的裝配方案如下：1）查手冊(cè)取0基本游隙組，標(biāo)準(zhǔn)精度等級(jí)的單列圓錐滾子軸承30307.其尺寸d x D x T= 35x80x22.75。故。軸承用套筒定位。2）取。齒輪用軸肩定位，軸肩高度h=(0.07-0.1)=3。軸環(huán)寬度b1.4h=6.左端齒輪寬度B1=76,為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪軸II-III段的尺寸應(yīng)略短于齒輪寬度故取=74，同樣由B2=45取=43。3）齒輪端面距機(jī)體內(nèi)壁的距離2=8取2=10，滾動(dòng)軸承與內(nèi)壁應(yīng)有一段距離s=44）軸上零件的周向定位齒輪與軸的周向定位采用平鍵連接。按查得平鍵截面b x h=12x8鍵長L

20、=63，鍵槽距軸肩距離為5，同時(shí)為了保證齒輪與軸配合有良好的對(duì)中性，選擇齒輪與軸的配合為，同樣按選用平鍵 b x h x L=12x8x36，鍵槽距軸肩距離為3。齒輪與軸配合為。5）確定圓角和倒角查表1-27取軸端倒角為C1.6，軸環(huán)兩側(cè)倒圓角R=4，其余倒圓角R=2（4）中間軸的校核 為使中間軸上的軸向力相互抵消，高速級(jí)上小齒輪用左旋，大齒輪用右旋。低速級(jí)上小齒輪用右旋，大齒輪用左旋。根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)，做出軸的計(jì)算簡圖水平方向：=2262.26N=40205.53N-1598.76N-2262.26N=164.51N鉛垂方向：將各力移到軸心，產(chǎn)生附加彎矩=3880024100 則N=-1260N

21、=600.5N-1519N-（-1260N）=314.5NB截面的彎矩C截面的彎矩扭矩由彎矩、扭矩圖可知B截面為危險(xiǎn)截面。按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度：進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核軸上受最大彎矩和扭矩的截面。（危險(xiǎn)截面）因軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，取a=0.6。B截面的總彎矩 ： 軸的計(jì)算應(yīng)力：=25.04前面已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表查得。，故安全。2、高速軸的設(shè)計(jì)（1）作用在齒輪上的力（2) 確定軸的最小直徑因傳遞的功率不大，并對(duì)重量及機(jī)構(gòu)無特殊要求，故選45鋼，調(diào)質(zhì)處理，取C=135.該段軸上有一鍵槽，將計(jì)算值加大3%，應(yīng)為18.32（3）選擇聯(lián)軸器根據(jù)傳動(dòng)裝置的工作條

22、件擬用HL型彈性柱銷聯(lián)軸器。計(jì)算轉(zhuǎn)矩為式中：T聯(lián)軸器所傳遞的名義轉(zhuǎn)矩 K工情況系數(shù)，查有關(guān)教科書得：工作機(jī)為帶式運(yùn)輸機(jī)時(shí)K=1.251.5.該處取K=1.5.由手冊(cè)HL型聯(lián)軸器中HL1型聯(lián)軸器就能滿足傳動(dòng)轉(zhuǎn)矩的要求（Tn=160N·m>Tc）。但其軸孔直徑范圍為d=(1222)mm,滿足不了電動(dòng)機(jī)周徑（d=38）的要求，最后選擇HL3型聯(lián)軸器（Tn=630N·m,n=5000 r/min>n）.其軸孔直徑d=(3042)mm,可滿足電動(dòng)機(jī)的軸徑要求。半聯(lián)軸器長度L=112 mm,半聯(lián)軸器與軸配合的孔轂長度。最后確定減速器高速軸軸伸處的直徑（4）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)軸的裝

23、配方案如下1）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，I-II軸段右端需制出一軸肩，故II-III段的直徑;左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=40。為了保證軸端擋圈不壓在軸的斷面上，I-II段的長度應(yīng)比L1短一些，現(xiàn)取。2）初步選擇軸承。因軸承同時(shí)收到徑向力和軸向力的作用，參照工作要求并根據(jù)，由手冊(cè)查取0基本游隙組，標(biāo)準(zhǔn)精度等級(jí)的單列圓錐滾子軸承30307其，故3）軸承端面應(yīng)與箱體內(nèi)壁保持一定的距離。軸承端面到箱體內(nèi)壁距離，齒輪端面到內(nèi)壁的距離。為了保證軸承端蓋的拆裝及便于對(duì)于軸承添加潤滑脂的要求取端蓋與半聯(lián)軸器的距離為30mm.所以4）軸承用軸肩定位，取軸肩高度為3，則.至此已經(jīng)初步確定了

24、軸的各段直徑和長度。5）齒輪與軸的周向定位采用平鍵連接。按查得平鍵截面b x h=8x7鍵長L=70，鍵槽距軸肩距離為56) 確定圓角和倒角查表1-27取軸端倒角為C1.6，定位軸承的軸肩倒圓角R=2，其余倒圓角R=13、低速軸的設(shè)計(jì)（1）作用在齒輪上的力（2) 確定軸的最小直徑因傳遞的功率不大，并對(duì)重量及機(jī)構(gòu)無特殊要求，故選45鋼，調(diào)質(zhì)處理，取C=112.（3）選擇聯(lián)軸器取K=1.3由=38.9聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩：按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩，由=38.9查表選取LH3型聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為630。半聯(lián)軸器孔徑d1=40,軸孔長度L1=84（4) 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)軸的裝配方案如下1）為了滿足半聯(lián)

25、軸器的軸向定位要求，VII-VIII軸段左端需制出一軸肩，故VI-VII段的直徑 ;左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=50。為了保證軸端擋圈不壓在軸的斷面上，VII-VIII 段的長度應(yīng)比L1短一些，現(xiàn)取。2）初步選擇軸承。因軸承同時(shí)收到徑向力和軸向力的作用，參照工作要求并根據(jù)，由手冊(cè)查取0基本游隙組，標(biāo)準(zhǔn)精度等級(jí)的單列圓錐滾子軸承30310其，故3）軸承端面應(yīng)與箱體內(nèi)壁保持一定的距離。軸承端面到箱體內(nèi)壁距離，齒輪端面到內(nèi)壁的距離。為了保證軸承端蓋的拆裝及便于對(duì)于軸承添加潤滑脂的要求取端蓋與半聯(lián)軸器的距離為30mm.所以4）取。齒輪右端用軸肩定位，軸肩高度h=(0.07-0.1)=5

26、。軸環(huán)寬度b1.4h=10.左端用套筒定位，齒輪寬度B2=71,為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪軸II-III段的尺寸應(yīng)略短于齒輪寬度故取=69，至此已經(jīng)初步確定了軸的各段直徑和長度。5）聯(lián)軸器與軸的周向定位采用平鍵連接。按查得平鍵截面b x h=12x8鍵長L=70,鍵槽距軸肩距離為56）確定圓角和倒角查表1-27取軸端倒角為C1.6，軸環(huán)左側(cè)倒圓角R=5，軸環(huán)右側(cè)倒圓角R=4，定位軸承的軸肩倒圓角R=4，其余倒圓角R=2（六）軸承壽命的校核1、中間軸承的校核選用的是圓錐滾子軸承，為縮短支撐距離選擇正裝。（1）軸承所受的軸向力和徑向力1）求出軸承所受的徑向力2589.5354.92) 求出軸承所受的軸向力派生軸向力，由軸承代號(hào)30307查表得Y=1.9 ，e=0.35 因此： 外加軸向載荷1101.56N-407.44N=694.12N, 因，所以軸承1被壓緊，軸承2被放松