機械課程設(shè)計二級圓錐圓柱齒輪減速器機械設(shè)計說明書_(最終)

1、機械設(shè)計課程設(shè)計說明書設(shè)計題目：二級圓錐- 圓柱齒輪減速器班級：材控07-2 班設(shè)計者：學(xué)號：指導(dǎo)教師：現(xiàn)卿機械設(shè)計課程設(shè)計計算說明書一、傳動方案擬定3二、電動機的選擇3三、運動、動力學(xué)參數(shù)計算5四、傳動零件的設(shè)計計算6五、軸的設(shè)計11六、軸承的選擇和計算24七、鍵連接的校核計算26八、聯(lián)軸器選擇27九、箱體設(shè)計28十、減速器附件28十一、密封潤滑29十二、設(shè)計小結(jié)30十三、參考文獻31計算過程及計算說明注釋及說明一、傳動方案擬定設(shè)計二級圓錐 - 圓柱齒輪減速器工作條件：輸送機連續(xù)單向運轉(zhuǎn)工作時有輕微震動，空載啟動，卷筒效率為 0.96 ，輸送帶工作速度誤差為5%；每年按 300 個工作日計算

2、，使用期限為 10 年，大修期 4 年，單班制工作；在專門工廠小批量生產(chǎn)（ 1） 原始數(shù)據(jù)：運輸機工作周轉(zhuǎn)矩：T=1800N· m；帶速V=1.30m/s；滾筒直徑 D=360mmT=1800N·mV=1.30m/sD=360mm二、電動機選擇1、電動機類型的選擇 ： Y 系列三相異步電動機2、電動機功率選擇：（ 1）工作機所需功率：PW =Tn/9550,因為 VDn / 6000 ，把數(shù)據(jù)帶入式子中得n=68.97r/min,所PW =13.00kW以 PW =1800*68.97/9550=13.00kW(2)1）傳動裝置的總效率：總 =滾筒 × 4 軸承

3、× 圓柱齒輪 × 2 聯(lián)軸器 × 圓錐齒輪42=0.96× 0.99× 0.98 × 0.99× 0.97=0.862) 電動機的輸出功率：Pd= P W / 總=13.00/0.86=15.13kW3、確定電動機轉(zhuǎn)速：計算工作機軸工作轉(zhuǎn)速：nw=60×1000V/D=60×1000×1.30/ × 360=68.97r/min按表 14-2 推薦的傳動比圍，取圓柱齒輪和圓錐齒輪傳動的一級減速器傳動比圍分別為23 和 35，則總傳動比圍為I d=615。故電動機轉(zhuǎn)速的可選圍為nd=I

4、d× nw=（615）× 68.97=413.81034.6r/min符合這一圍的同步轉(zhuǎn)速有750 和 1000r/min 。4、確定電動機型號由上可見，電動機同步轉(zhuǎn)速可選750 和 1000r/min, 可得到兩種不同的傳動比方案方電額電動機轉(zhuǎn)電傳動裝置的傳動案動定速動比機功同滿機傳圓圓型率步載重動錐柱 總=0.86Pd=15.13kWnw=68.97r/min號Ped /轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)量比傳傳kW速速/kg動動比比1Y2018.100970220143.540L150-62Y2218.75073026610.2.63.95S-56698綜合各方面因素選擇第一種方案，即選電動機型號

5、為Y225S-8 機。電動機的主要參數(shù)見下表型號額定功率滿載轉(zhuǎn)速中心高軸伸尺寸/kWnm (r/minmm)Y225S-818.573022560*140三、運動參數(shù)及動力參數(shù)計算計算總傳動比及分配各級的傳動比1、總傳動比： i=n m/n w=730/68.97=10.582、分配各級傳動比 :取 i 直 =1.52 i 錐錐齒輪嚙合的傳動比： i 1 =0.25i=2.66圓柱齒輪嚙合的傳動比：i 2=i/ i1=10.58/2.66=3.991. 計算各軸轉(zhuǎn)速（ r/min ）nI =n m =730nII =nI /i 1=730/2.66=274.4電動機型號Y200L16i 總 =

6、10.6i 1=2.66i 2=3.99機械設(shè)計學(xué)習(xí)指導(dǎo) 57 頁nI =730r/minnII =274.4r/minnIII =68.8r/minnIV= n III =68.8nIII =nII /i 2=274.4/4=68.8nIV= n III =68.82. 計算各軸的功率（ kW）PI =Pd· 聯(lián)軸器 =15.13 ×0.99=14.98PII =PI · 軸承 · 圓錐齒輪 =14.98 ×0.99 ×0.98=14.3PIII =PII · 軸承 · 圓柱齒輪 =14.3 ×0.99

7、 ×0.98=13.9PIV = P *軸承 * 聯(lián)軸器 =13.9 ×0.99 × 0.99=13. 83. 計算各軸扭矩（ N·m）Td =9550* P d/ n m =9550 × 15.13/730=198TI =9550*PI /n I =194TII =9550*PII /n II =497.7TIII =9550*PIII /n III =1929.4TW=9550* P W/n W=1910.1Td 、 TI 、 TII 、 TIII 、 TW=依次為電動機軸，和工作機軸的輸入轉(zhuǎn)矩。參數(shù)軸名電動機軸軸軸軸工作機軸轉(zhuǎn)速73073

8、0274.468.868.8r/min功率 P/kW15.1314.9814.313.913.8轉(zhuǎn)矩 /n*m198196497.71929.41910.1傳動比12.663.9911效率0.990.970.970.984. 驗證帶速V=D1n III =1.296m/s60*1000誤差為 1.291.3 =-0.003<5%, 合適1.3PI =14.98KwPII =14.3kWPIII =13.9kWPIV =13. 8 kWTd=198 N·mTI =196N·mTII =497.7N·mTIII =1929.4N·m TW=1910.1

9、 N·mV= 1.296m/s四、傳動零件的設(shè)計計算1. 圓錐齒輪的設(shè)計計算已知輸入功率P1=P =14.98Kw,小齒輪的轉(zhuǎn)速為730r/min ，齒數(shù)比為 u=2.66 ，由電動機驅(qū)動，工作壽命為10 年（每年工作 300 天），單班制，輸送機連續(xù)單向運轉(zhuǎn)， 工作時有輕微震動，空載啟動。（1）選定齒輪精度等級，材料和確定許用應(yīng)力1）該減速器為通用減速器，速度不高故選用7 級精度（ GB10095-88）2) 選擇小齒輪材料為 35SiMn鋼調(diào)質(zhì)，硬度為 229286HBS，大齒輪為 45 鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為 229286HBS，按齒面硬度中間值，有圖 5-29b 按碳鋼查 MQ線

10、得 Flim1 =290Mpa Flim2 =220Mpa Fp1 =446Mpa同理由圖 5-32b 查得 Fp2= 338Mpa Hlim1=700MpaHlim2 =580Mpa Hp2n=580Mpa3）有式（ 5-29 ），（ 5-30 ）分別求得 Fp1=Flim1 Y STYNYx /S Fmin=446Mpa Fp2=Flim2 Y STYNYx /S Fmin=338Mpa Hp2=Hlim2 Y STZNZW/S Hmin=580Mpa由于為閉式齒面硬度中，主要失效形式為齒面疲勞點蝕，故應(yīng)按接觸疲勞強度進行設(shè)計，并校核其齒根的彎曲強度。（2）按接觸疲勞強度進行設(shè)計計算由設(shè)計

11、公式進行計算即d1 1017kT 1Z 2 /Hp (1-0.5 R) 2 Ru H 2 1/3機械設(shè)計基1) 小齒輪的名義轉(zhuǎn)矩T 1= T I =194N·m礎(chǔ)第四版 P822）選取載荷系數(shù) K=1.31.6同小齒輪懸臂設(shè)置，取k=1.5P92P933) 選取齒寬系數(shù)，取R 0.34) 選取重合度系數(shù)，取Z0.885) 初算小齒輪大端分度圓直徑d1 1017* 3(0.88(1 0.5*0.3)*550 )2 *1.5*150.250.3*3.5109.1mm6) 確定齒數(shù)和模數(shù)選取 z128，則 z 2i1 *z 12.662874.5取 z2 =75大端模數(shù) m=/ z1，取d

12、13.89 mmm=47）計算主要尺寸d1mz1428112mmd2mt 2475300mm錐距R1/2d12d221/ 2 1122 3002160mmbR * R0.3 160mm 48mm(3) 校核齒根彎曲疲勞強度2360KT 1YFs YFbm2 z1(1 0.5 R )2FpT1) 計算從重合度系數(shù)Y0.250.75因為重合度1.88 3.（2 11 ) 1.72 ，所以z1z2Y0.75。0.250.691.722) 確定 YFs /Fp 的大值1arctan 1arctan z1arctan28/ 75 20.470z2290169.53ZV1Z129.9cos 1ZV 2Z2

13、cos2142m4z128mmz275mmP70 表51由圖 5-26查得 YFs1 4.3, Y Fs 2 4.0 。則d1112mmYFs14.15d2300mm0.00928Mpa 1R160 mmFp 1446b48mmYFs24.00.01183Mpa 1Fp 2338Y0.69因為 YFs1YFs2 ，所以選擇大齒輪進行校核ZV 129.9Fp1Fp 2ZV 22143) 校核大齒輪的齒根彎曲疲勞強度F223601.51944.00.694228（12480.5 0.3）112M pa pFP2338M pa故齒根彎曲疲勞強度足夠，所選參數(shù)合適。2. 圓柱直齒輪的設(shè)計計算已 知 ：

14、 輸 入 功 率 P214.3kW， 小 齒 輪 轉(zhuǎn) 速 為274.4r/min ，齒數(shù)比為 u=4，電動機驅(qū)動，工作壽命為10年（每年工作 300 天）單班制，帶式輸送機，時有輕微震動，單項運轉(zhuǎn)。(1) 選擇齒輪材料，確定許用應(yīng)力根據(jù)題設(shè)條件看，大小齒輪均采用20CrMnTi 鋼滲碳淬火，硬度 5662HRC。由圖 5-29c 查得彎曲疲勞強度極限應(yīng)力 Flim450M pa由圖 5-32c 查得接觸疲勞強度極限應(yīng)力H lim1500 M pa(2) 按輪齒彎曲疲勞強度計算齒輪的模數(shù)mm12.63 KT1 Y FS YF2 112FP22dZ1FP1) 確定彎曲應(yīng)力 FPFlim YSTYN

15、 YXFPSFlim采用國標時， YST2.0,SFmin 1.5,YX 1.因為齒輪的循環(huán)次數(shù)N 60nat60274.4 1 (10300 8) 4.0108所以取 YN1；則FP1YSTY NYX =600MpaF limSFlim2) 小齒輪的名義轉(zhuǎn)矩 T1T1T497.7N m3) 選取載荷系數(shù) K=1.6 4）初步選定齒輪的參數(shù)Z1，取Z 28020 Z2i Z1 3.99 20 79.8d0.5,uZ24Z15) 確定復(fù)合齒形系數(shù) Y FS , 因大小齒輪選用同一材料及熱處理，則FP 相同，故按小齒輪的復(fù)合齒形系數(shù)帶入即可由機械設(shè)計基礎(chǔ)第四版P88，圖 5-26 可查得： YFS

16、14.256）確定重合度系數(shù) YF limH lim450M pa1500M pa因為重合度1.88 3.（2 11）1.7Z1Z20.750.69所以 Y 0.25將上述各參數(shù)代入m式中得m12.63 KT 1 Y FS Y2FP1 =563MpadZ1FP12.6 3 1.5497.74.060.6825630.5203.3T1 497.7N m按表 5-1 ，取標準模數(shù) m 4mm。則中心距1Z 2 )200mmam(Z 127）計算傳動的幾何尺寸：m=4d1mZ 142080mmd 2mZ 2480320 mm齒寬：b2dd1 40mmb1b2(5 10) 48mm（3）校核齒面的接觸

17、強度H 112ZEZKT（1 u1)2uHPbd11) 重合度系數(shù) Z0.852) 鋼制齒輪 Z E 189.8 M pa把上面各值代入式中可算得：H 1125.2M paH limZ NZ W1500HPSH lim1 1 1250M pa1.2H HP 符合要求（ 4）校核齒根彎曲強度2000T1KF1bm2Z1YFS1Y 351.972000T1KF2bm2 Z1YFS1Y 343.4許用彎曲應(yīng)力：F1F2Flim YSTYN600MPaSF minF1FP1, F2FP1故，軸強度滿足要求。五、軸的設(shè)計計算輸入軸的設(shè)計計算1已知： P1 =14.98kw, n1 =730r/min,T

18、1 =196 N·mZ120，Z280d 0.5,u 4Y FS14.25Y0 .68a=200mmd180mmd 2320mmR 160mm b1 48mm b2 48mm2選擇材料并按扭矩初算軸徑選用 45#調(diào)質(zhì)，硬度 217255HBS，b=650Mp根據(jù)課本 P235（ 10-2 ）式，并查表10-2 ，取 c=115機械設(shè)計課dmin=115mm=31.38mm程設(shè)計 P22考慮到最小直徑處要連接聯(lián)軸器要有鍵槽，將直徑增大5%，則d=31.38 ×(1+5%)mm=33mm3. 初步選擇聯(lián)軸器要使軸徑 d12 與聯(lián)軸器軸孔相適應(yīng)故選擇連軸器型號查課本 P297,查

19、 kA=1.5, Tc=kA T1=1.5*196=294 N·m查機械設(shè)計課程設(shè)計 P298，取 HL 彈性柱銷聯(lián)軸器，其額定轉(zhuǎn)矩 315 N·m，半聯(lián)軸器的孔徑 d1 =35mm,故取 d12 =35mm,軸孔長度 L=82mm,聯(lián)軸器的軸配長度 L1 =60mm.4. 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計（ 1）擬定軸的裝配方案如下圖：F1F2 600MPa（ 2）軸上零件的定位的各段長度，直徑，及定位1 為了定位半聯(lián)軸器， 1-2 軸右端有一軸肩，取d2-3=42mm2 選滾動軸承：因軸承同時承受有徑向力和軸向力，故選用系列圓錐滾子軸承。參考d2-3=42mm。查機械設(shè)計課程設(shè)計P311，

20、表 18-4. 選取標準精度約為03. 尺寸系列 30309. 尺寸：dDT45 10027.25故 d3-4= d5-6=45mm，而 l3-4=26mm此兩對軸承均系采用軸肩定位，查表 18-4 ，3030 軸承軸肩定位高度h=4.5mm因此取 d4-5=54mm。3 取安裝齒輪處的直徑d67=42mm，使套筒可靠的壓在軸承上，故 l56<T =27.25mm，l56=26mm。4 軸承端蓋總寬度為 20mm，由于裝拆及添加潤滑油的要求，軸承 端蓋 與 外端 面與 半聯(lián) 軸器 右端 面 的距 離 l=30mm， 故l23=20+30=50mm。取 l 45=120mm.5 圓錐齒輪的

21、輪轂寬度 lh= （1.21.5 ）ds，取 l h=63mm，齒輪端面與箱壁間距取 15mm，故 l67=78mm。 6 軸上零件的周向定位半聯(lián)軸器與軸、齒輪與軸采用平鍵連接，即過盈配合。由設(shè)計手冊，并考慮便于加工，取半聯(lián)軸器與齒輪處的鍵剖面尺寸 b h 16 10 , 齒輪鍵長 L=B-（ 510） =57.5mm配合均用H7/K6，滾動軸承采用軸肩及套筒定位。軸承圈與軸的配合采用基孔制，軸尺寸公差為K67 軸圓角： 24505. 軸強度的計算及校核求平均節(jié)圓直徑 : 已知 d1=28mmdm1= d1(1-0.5R)=4 428(10.50.31)95.2 mm錐齒輪受力：已知 T1=1

22、96N·m,則圓周力： Ft1=2000T1/dm1=4117.6N徑向力： Fr1=Ft1 · tancos 1dmin31.38mmd12 =35mmd2-3 =42mmd3-4 =d5-6=45mmd4-5 =54mmd67 =42mml 12 =60mm.l 23=50l 3-4 =26mml 45=120mml56=26mml67=78mm=1404.1N軸向力： Fa1=Ft1·tan sin1=524.1N3軸承的支反力(1) 繪制軸受力簡圖（如下圖）（ 2）軸承支反力水平面上的支反力：M c 0tan 200cos20.4701404.1NW0.1

23、d3eM eW1 b 59MPad12d5640.34mmFBx + FCx =Ft=4117.6N解得： FBx =-255.6 N,FCx =6684.0N垂直面上的支反力M c0FBy =-704.3 NFCy=Fr1 - FBy=2108.4NFt1 =4117.6NFr1=1404.1NFa1=524.1NFBX =255.6NFBY=704.3NFCx =6684.0N(3)求彎矩，繪制彎矩圖（如下圖）FCy=2108.4NMCx=-Ft·CD=-347.7N·mMCy1 =FBy· BC=-64.1 N·mMCy2=-Fa·dm/

24、2=-24.9 N ·mA(4) 合成彎矩：M c1 =M cx2M cy21 =353.6 N · mM c2 =M cx2M cy22 348.6 N · mMCx=-347.7N ·mMCy1=64.1N·mMCy2=-24.9N ·mMec=275.06N· m e =1.36Mpa(5) 求當量彎：因單向回轉(zhuǎn)，視轉(zhuǎn)矩為脈動循環(huán)，1 b / 0 b ,b650MPa1 b59MPa,0 b98MPa則M C1'372.8剖面 C 的當量彎矩 : M C1'M C12( T)2372.8 N ·

25、;mN· mM C2'M C22( T)2367 N ·m6 斷危險截面并驗算強度1）剖面 C 當量彎矩最大，而直徑與鄰段直徑相差不大，故剖面C為危險截面。M C2'367已知 Me= MC 1=372.8MPa, W0.1d 3N·me M e =40.9MPa< 1b59 MPaW2)A 處雖只受扭矩但截面最小也為危險截面eM e =27.5MPa< 1b 59 MPaW所以其強度足夠 .中間軸的設(shè)計1. 已知 ： P214.3KW , n2274.4r / min, T2497.7 N ?m2選擇材料并按扭矩初算軸徑1650M p

26、a ，硬度 217255HBS 選用 45#調(diào)質(zhì)， b根據(jù)課本 P235（ 10-2 ）式，并查表10-2 ，取 c=108dminC 3P240.34mmn 23. 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計（1）擬定軸的裝配方案如下圖P214.3KWn2274.4r / minT2497.7 N· m（ 2）軸上零件的定位的各段長度，直徑，及定位1 初步選擇滾動軸承。dmin =40.34mm因軸承同時受到徑向力和軸向力， 故 選用單列圓錐滾子軸承，參照工作要求并根據(jù) d12d56 40.34mm ，查<<機械設(shè)計課程設(shè)計 >>取 30310 型，尺寸d D T 50mm110mm 2

27、9.25mm故 d12= d56=50mm， 此兩對軸承均系采用套筒定位，查表 18-4 ， 軸定位軸肩高度 h=4.5mm,因此取套筒直徑為 59mm.2 取安裝齒輪處的直徑： d23=d45=57mm，錐齒輪右端與左軸承之間采用套筒定位，已知錐齒輪輪轂長lh= （1.21.5 ）ds，取 lh=55m 為了使套筒可靠的壓緊端面，故取l 23齒=52mm,輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度 h>0.07d, 取 h=4mm,則此處軸環(huán)的直徑 d34=63mm.3 已知圓錐直齒輪的齒寬為b1=48mm,為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪端面，此處軸長l45<lh ，取l 45。=46mmd1

28、2= d 56=50mm4以箱體小圓錐齒輪中心線為對稱軸，取l1280mm,l3416mm,l 56116mmd23=d45=57mm(3) 軸上零件的周向定位半聯(lián)軸器與軸、齒輪與軸采用平鍵連接，即過盈配合。由d34=63mm設(shè)計手冊，并考慮便于加工， 取半聯(lián)軸器與齒輪處的鍵剖面尺寸 b h 1610 mm，齒輪鍵長 L=B-（ 510） =50mml 1280mm配合均用 H7/K6，滾動軸承采用軸肩及套筒定位。軸承圈與軸的配合采用基孔制，軸尺寸公差為 K6l23=52mm(4) 軸圓角： 245 度4. 軸強度的計算及校核l 3416mm1. （1）小直齒輪分度圓直徑 : 已知 d1=80

29、mm，T2 497.7N ? m圓周力： Ft1=2000T2/d1=12442.5Nl 45 =46mm。徑向力： Fr1=Ft1 · tan =4528.7Nl56116mm(2) 錐齒輪受力：已知 T2=497.7N· m ,dm2= d2(1-0.5R )= 255mm則圓周力： Ft2=2000T2/dm2=3903.5N徑向力： Fr2=Ft1 · tan cos2 =496.87N軸向力： Fa1=Ft2· tan sin2 =1331.1N（3）求軸承的支反力軸承的受力簡圖Ft1=12442.5NFr1=4528.7NFt2=3903.5

30、NFr2= 496.87N水平面上 , 豎直面上的支反力平衡則：FAXFDXFt2Ft10Fa1= 1331.1NFAYFDYFr2Ft 1對 A求矩Ft2 ? ABFt1 ? ACFDX? AD0FDY ? ADFa2d2Fr 2 ?AB- Fr 1 ? AC 02解方程組得：FAX =-8145.3N,FDX =-8200.7N,FAY 1070.83N, FDY2961N(4) 畫彎矩圖AB=92mm,BC=65mm,CD=125mm2. B. 處的彎矩：水平：豎直：M'B 2M BFtAXM B1'FAYFDY ? BD? AB749.37N ? m? AB98.52N

31、 ? mFr 1 ? BC268.2N ? mC處的彎矩：水平： M cFDX ? CD1025.3N ? m豎直： M C1'FDy ? CD370.2 N ? mM c2 ' FAy ? Ac Fa 2 ? d 2/ 2 Fr 2 ? BC 370.13N ? m3. 合成彎矩：Mc1M Bc2M b'211089.9N ?mFAX =-8145.3NM B 2M B2M b'22795.93N ? mFDX =-8200.7N4. 轉(zhuǎn)矩 T2497.7N ? m5. 因單向回轉(zhuǎn)，視轉(zhuǎn)矩脈動循環(huán)FAY1070.83N-1 b /0 b , 已 知FDY296

32、1N，查表=65MPa,MPab735MPa12-11 ba b118,則65 / 118 0.585剖面 B 處的當量彎矩 :M B749.37N ?mM B'12( T2)2847.51N ? mM B1'98.52N ?mM B 2剖面 C 處的當量彎矩圖：M B2 ' 268.2N ?mM C1'M C12( T2)21128.1N ? m(7) 判斷危險截面并驗算強度剖面 C 當量彎矩最大， 而直徑與鄰段直徑相差不大， 故剖面 C 為危險截面。eC 1=1128.1MPa, 1 b69Mpa， W=0.1已知:M = MMM e60.1M pa1 b

33、69M pae0.1d 31089.9N?mWMc1MB 2795.93N ?m所以其強度合適。輸出軸設(shè)計（軸）MB1'847.51N ? m已知：輸出軸功率為 P3 =13.9kW，轉(zhuǎn)速為 68.8r/min,轉(zhuǎn)矩為MC1' 1128.N1 m1929.4N· m,大圓柱齒輪的直徑為320 mm，齒寬為 4mm。1. 選擇軸的材料b650M Pa,選取軸的材料為45 鋼（調(diào)質(zhì)）， 1b59M Pa,0 b98MPa2. 按扭矩初算聯(lián)軸器處的最小直徑先據(jù)表 12-2 ，按 45 鋼（調(diào)質(zhì)）取 C=110,則：dminP365.7mm，考慮到最小直徑處要連接聯(lián)軸器C 3

34、n3要有鍵槽，將直徑增大5%，則 d=65.7 × (1+5%)mm=69mm要使軸徑 d12 與聯(lián)軸器軸孔相適應(yīng)，故選擇連軸器型號查課本 P297, 查 TA=1.5,設(shè)計扭矩： Tc=TA T 3·m,查機械設(shè)計課程設(shè)計 P298，取 HL6彈性柱銷聯(lián)軸器，額定扭矩為3150N·m其半聯(lián)軸器的孔徑 d =70mm,長度為 132mm。故取 d1-2 =70mm，l1-2 =130mm3. 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計（1）擬定軸的裝配方案如下圖：b650MP a,1 b59M Pa,0 b98MP a（2）軸上零件的定位的各段長度，直徑，及定位1 ）為了定位半聯(lián)軸器， 1-2

35、 軸右端有一軸肩，取 d2-3 =77mm,軸承端蓋總寬度為20mm，由于裝拆及添加潤滑油的要求，軸承端 蓋 與 外 端 面 與 半 聯(lián) 軸 器 右 端 面 的 距 離l=30mm， 故l 23=20+30=50mm擋圈直徑 D=78mmdmin65.7mm2 ）選取軸承型號：圓錐滾子軸承 30316 型號，d D T=80mm170mm 42.5mm所以取 d3 4 d7880mm3）根據(jù)軸承采用軸肩定位， 軸肩高度 h=6mm,選 d4592 mm4）齒輪與右軸承間采用套筒定位，套筒直徑為92mm,齒輪的輪轂寬度 lh (1.2 1.5)ds 故取 lh為 60mm,軸肩 h>0.0

36、7d,取 h=7mm,軸 環(huán) 處 處 的 直 徑 d56 =104mm,l 56 >1.4h, 取 l56 =10mm,l6752mm5) 取箱體小圓錐齒輪的中心線為對稱軸，l4590.5mm, l78113mm,6）軸上的周向定位齒輪與軸用鍵連接查機械設(shè)計課程設(shè)計取bh25 14 ，L=B-(510)=55mm.同時保證齒輪與軸有良好對中性，選擇齒輪輪轂與軸合為H7/m6,滾動軸承宇宙的軸向定位有過渡配合來保證，軸尺寸公差為m67)確定軸的倒角尺寸： 2 450 。4. 軸的強度校核1 ）齒輪上的作用力的大小Ft 21066.8 N , Fr 23530.8 N2）求直反力水平方向：F BXF DXF t 2MB0,F t 2?BCF DXBD6315.5NF BX5743.3N豎直方向：F BYF r 2?CD209