圆锥圆柱齿轮减速器设计说明

1、机械设计课程设计计算说明书设计题目二级圆锥圆柱齿轮减速器设计专业机械设计制造及其自动班级11 -XX班设计者XXX学号XXX指导教师XXXXXXX年 XX 月XX 日（XXXX大学）目 录一 课程设计书 3二设计要求3三设计步骤1. 传动装置总体设计方案42. 电动机的选择43. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 54. 计算传动装置的运动和动力参数55. 各级齿轮的设计与校核 66传动轴的设计与校核117对各对轴承的校核 248键联接设计和校核269减速器机体结构尺寸2710.密封设计2829四设计心得一. 课程设计书设计课题：设计一用于带动螺旋输送机输送聚乙烯树脂材料的两级圆锥圆柱齿轮减

2、速器运输机连续单向运转载荷变化不大，空载起动，其效率为0.92（包括其支承轴承效率的损失），减速器小批量生产，使用期限5年（300天/年），三班制工作，车间有三相交流，电压380/220V。螺旋轴转矩320N m,螺旋轴转速60r/min 。二. 设计要求1减速器装配图一张（A0）。2设计说明书一份。三. 设计步骤1. 传动装置总体设计方案2. 电动机的选择3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比4. 计算传动装置的运动和动力参数5. 各级齿轮的设计与校核6传动轴的设计与校核7滚动轴承校核8.键联接设计和校核9减速器机体结构尺寸10.密封设计主要计算过程主要计算结果.传动装置的总体设计传动方案

3、设计：二.选择电动机根据已知条件，输送机的有效功率Ps=(n3* Me)/9549 =(60*320)/9549 =2.01kW装置中包含的传动和轴承效率为类型说明数目效率圆柱斜齿轮传动8级精度滑)(油润1S =0.97锥齿轮传动8级精度滑)(油润1 = 0.94滚动轴承3”4 = 0.98联轴器弹性联轴器式联轴器/可移2 0.99电动机到工作机之间的总效率=123； = 0.97 0.94 0.982 0.992 = 0.8411电动机所需功率电机轴和轴一n2轴三n3=n2 / i2 = (320 /5.33) r / min = 60r / minPd =Ps /=(2.01/0.8411

4、)kW =2.39kW由Y系列三相异步电动机的技术数据”表(JB/T 10391 2008 )得: 选用额定功率为3kW的电机。符合条件的常用电机有转速为 1500r/min ,转速为1000r/min两种，根据其总传动比，选用Y132S型电机。电机型号额定功率/kW同步转速/(r/mi n)满载转速/(r/mi n)总传动比Y100L231500143023.83Y132S3100096016确定传动装置的总传动比和分配传动比根据圆锥圆柱齿轮减速器传动比分配原则h二0.25i = 4，由于要求 亡3 ,故i3 ;i2 =i/i1 =16/3 =5.33传动比分配合适四计算传动装置的运动和动力

5、参数(1)各轴转速计算:n0 二 ni = 960r / min =n 1 /i (960/3)r / min =320r/min(2)各轴的输入功率计算：电机轴P。=3kW轴一p =P05 =3kW 0.99=2.97kW£=P 142 =2.97kW 0.98 0.94 =2.736kW轴三P3 = P214 =2.736kW 0.98 0.97 =2.6kW各轴的传递的转矩计算：电机轴T0 =9550 F0/n0 =9550 3/960N m =29.84N m轴一人=T0 ：】5 = 29.84 0.99 N m = 29.545N m轴二T2 =人 i14： * =29.5

6、45 3 0.98 0.94N m = 81.65N m轴三T3 =T2 i2 14 =81.65 3 0.98 0.97 = 232.85N m将上述结果列于表一中：表一各轴运动及动力参数轴号转速 n(r/mi n)功率P(kW)转矩T(N*m)传动比i电机轴960329.841: 1轴一9602.9729.545h = 3轴二3202.73681.65i2 =5.33轴三602.6232.85五.锥齿轮传动设计计算锥齿轮传动根据要求，采用直齿锥齿轮传动，小齿轮选用40Cr调制处理HBWi241286 ,大齿 轮选用45钢调制处理HBW2217255 ,计算时，取HBWi=270 , HBW

7、2=230 , HBW1-HBW2=40,合适。计算项目计算过程设计公式d1 1951 KT1血Fd1 "195'KT11E29.545 73 84mmu 玩】2=195W 3P222载荷系数K =1.5轴一转矩T1 =29.545N m齿数比u=3许用接触*H】设计时齿轮的许用接触应力,MPa,】 = tHim ；SF应力aim试验齿轮接触疲劳极限，MPa ,查图得(按MQ ) <Hmi=735MPa , 02 =580MPa , 取较 小值， bfi'= °.9汉2 =0.9汉580MPa =522MPa ;齿数取 Zi=25,Z2= u zi=2

8、5 x3=75,取 Z2=75分锥角、125C '''Oi - arcta n arcta n18 26 61u75d2=X -61=9-18 2667133'54"大端模数d173.84c clcc怖cm= =mm = 2.9536mm,，取 m=3Z25大端分度圆直径d1 =mz1 =3汉25=75口口 d2 =mz2 =375 = 225mm外锥咼d225Ak1 =寸 ha1 sin3Hsin 6 = 111.551mmd1-75-Ak2 =ha2 sin 62 =3 汉 sin 6丁= 34.654mm22上锥距d75R=-=118.585mm

9、2 si n62=<si n6齿宽b =®rXR = 0.3 "18.585 = 35.576mm，申r取 0.3取b=36mm ,实际齿宽系数=b =0.3036R 118.585中点模数mm =m(1 0.5©r) =3 汉(1 0.5 汇0.3036) = 2.5446mm中点分度圆直径dm1 =(1 0.5©r) =75 汉(1 0.5汇 0.3036) = 63.615mmdm2 =d2* (1 0.5©r) =225(1 0.5汉 0.3036) =190.845mm顶隙c=c 江 m =0.2 汇3 =0.6mm(c =0.

10、2)齿高h =(2h； +c*)m=(2" +0.2)x3 = 6.6mm齿根高hf1 =hha1 =6.63mm = 3.6mm hf2 =h ha2 =6.6 3mm = 3.6mm齿根角Bf1 =arcta n(hl) =1 4420”R日f2 -arctan(hli) 一1 4420"R齿顶角h-'"Tai =°a2 =arctan( )=1 26 57R齿顶圆直径da1 =d<i +2hn cos6=75+2汉3xcos6=80.692mm da2 =d2 +22 cos62 =225 + 2 汇 3xcos6= 230.692m

11、m切向变位 系数和高 位变位系 数xt1 = xt2 = 0X1 = X2 = 0当量齿数zv1 =© , " =26.352cos 巧 cos18 26 6z275zv2 =© , , = 237.171cos 62 cos 71 3354计算公式“ “2000心仆肿+1八i旨 ZeZT（1-0魚）2bd；u 兰吋弹性系数Ze =189.8JN/mm2 (由弹性系数Ze得)节点区域系数Zh =2.5使用系数Ka=1动载系数由8级精度和中点节线速度叱m1门1兀江63.615汉960小“C ,vm m1 1 _-3.198m/s60 "000 601000

12、取 Kv =1.15齿向载荷分布系数心0=1.65（轮为悬臂，一轮为两端支撑）计算接触应力口 1898"厂 |2000沢29.545"".15".65$32+14273计心=189.82.51122=427.378MPan (10.5 江 0.3036)2 汶 36汉 7523许用接触应力Slim -7CTh =ZNSH min安全系数SHlim "05（ 般可靠度）寿命系数应力循环次数 叫=60an，a=1 ，n, =960r/min ，工作时间t=5 汇 365汉 8 疋 3h=43800h，于是 Ni =60 "汉 960 汉

13、43800 = 2.523X0 ，N2 =Ni/ii =2.523如 09 / 2.94 = 8.6 如08，查表取 Znl0.95,Zn2 =1.031许用接触应力大小bH1 口讪1 ZN1 735 汉0.95 665MPa SHmin1.05tH°Hlim2 Zn2 一 580 汉 1.03568.95MPaSH min1 05校核齿面接触疲劳强度<iH =427.378MPa £ BH2=568.95MPa （安全）计算公式KA 严 fYSaSlx仆uu L2000T12000X29.545 2 “cKA =1, KfB=1.65, Kv =1.15，Ft =

14、=N =928.869Ndm163.615齿形系数YFa1 =2.62, YFa2 =2.14齿根应力修正系数谯1=1.6,匕=1.9计算弯曲应力KAKFRKvFt1 x 1.65 汉 1.15 汉 928.869<rF1 = A FP v tYFa1Ysa1 =x2.621.6 =80.65MPabmm367.5446心心直仏斤、，、，1X1.65X1.15X928.869, ”一bF2 YFa2YSa汇2.141.9 78.23MPabmm36汉 2.5446许用弯曲应力k °Flim1 Y Y a F1YSTY N1SF mink YF2 YSTYN 2SF min寿命系

15、数Yn1 =0.87, Yn2 =0.89安全系数SF min 1.25试验齿轮弯曲疲劳 f iim 1 = 300MPa, fim 2 = 230MPa极限许用弯曲h _ °Flim1 YSTYN1 _ 300 x2 工0 87 -417 6MPaSF min1 .25应力计算r I O' f lim 2230H J_ Flim2 Y_x2 疋0 89 _327 52MPaSFmin125校核齿根<!fi =80.65MPa c417.6MPa（安全）弯曲应力叶2 =78.23MPa <327.52MPa（安全）齿数模数乙=25, z2 =75, m =3mm大

16、端分度d1 =mz, =3=<25 = 75mm圆直径d2 =mz2 =3><75 = 225mm分锥角d 1 = arctan1 = arctan =18 26 6 u75d2=H 6 =90'18 26 6'' =713354"齿宽b2 =36mm, 0 =36 +（5 10）mm =41 46mm,取d =45mm六,斜齿轮传动设计小齿轮选用40Cr调制处理HBWi241286 ,大齿轮选用45钢调制处理HBW2217255，计算时，取 HBWi=270，HBW2=230，HBWi-HBW2=40,合适。初步计算rl *丨 KT2 U

17、1*初取Bq° 彳 R。d3盐7563 1丄2，初取P- a 15V*Ah2 u小齿轮传T2 =81.65N * m递转矩齿宽系数% =1齿数比u =5.33载荷系数K =1.8初步确定查图得（按 MQ ） Hm1=735MPa , a580MPa ,取较 小值，许用接触&H】=0.9 汇 Him 2= 0.9 580MPa =522MPa ;应力计算小齿轮分度圆直径”c 1 KT2 u+1 rLc1.8x81.655.33 + 1“d3 兰7563 1.2-= 7563,65.169mm3*Ah2 uV 1X52225.33选取齿数z3 =21,乙=uz =111.999,

18、取 Z4 =112初选计算法向模数d3cos065.169=<cosP怖土一沖居clmn = 3.035mm，取标准值 叫=3.5mmZ321计算中心矩a =+：) = 3.5“21：12)= 237.950mm，圆整取 a = 238mm2 cos P2 x cos P计算实际螺旋角B口.厶+乙)3.5x(21+112)p = arccos=arcco=12.0572a2x238计算分度圆直径, mnz33.5 汉 21 riLcd3=口 =任=75.158mmcos P cos P,mnz43.5"12d4 = 400.842mmcos PcosP1验证 a = (d3 +

19、d4) =0.5x (75.158 + 400.842)mm = 238mm,正确2计算齿宽b =%d3 =1 75.16mm =75.16mm，圆整取 b=76mm校核齿面接触疲劳强度/2000KT2 U +1 /1h ZeZhZP兰丘HV ®d d3u弹性系数Ze =189.8Jn/mm2 (由弹性系数Ze得)节点区域系数ZH =2.45重合度系数bsin P76 sin P邛一-1.41，故兀mn兀汇3.5名a J|1.88-3.2(丄 + 丄)"cosB =1.66-Z324 一ZJ -J-0.776VaM.66螺旋角系数Zp = (cos P =0.9889载荷系

20、数K Ka=1, 由v 也川2-1.26m/s60x1000取 Kv =1.08b 2 I b 23KhB = A + B|1+0.6(匕)2 (上)2+C"0 bd3d3一76217623 1.23 + 0.18 1+0.6() ()2+0.6仆10七 76 1.574175.15875.158 f2000T2 =2172.70Nd3由 KaR =仆2172.70 =28.59"/m 000N/m b76得 5=心口= 光,Pb是基圆柱螺旋角cos Pb求解Pb:% =arctan=20.4143。cos PPb =arctan(tan P cos%) =11.3199。

21、故，心口-Ky-倉-2 R 一73cos Pb cos Pb故 K =1 汇 1.08汉 1.574汇 1.73 = 2.941计算接触疲劳强度H =189.8汉2.45汇0.776汇0.9889<2000 汉 81.652.941 5.33+1J3 _413.595MPaV75.1635.33许用接触应力CT _ °Hlim ZHSZNSH min安全系数SH min = 1 05寿命系数应力循 环次数N3=60an2t， a=1, n320r/min ，工 作时间t=5x365x8x3h=43800h，于是N3 =60 汇1 汉326.53汉43800 =8.4汇 108，

22、N4 = N3/i2 =8.4x108/5.33 =1.58灯08，查表取 ZN 1.03,ZN 1.11计算许用接触应力屛3 】=可衍3 Zn3 = 735x1.03=721MPa Sh min1 05显=空叮 Zn4 = 580 U11 = 613.14MPaSH min1.05校核许用应力<rH =413.595MPa £kH4=613.14MPa校核齿根弯曲疲劳强度升 nYFaYsaYy小Fbmn由前可知 Ft =2172.70N,b =76mm,mn =3.5mm齿形系数z321“乙3 -3 -3 B - 2245当量齿数coscos，查表得 YFa3 = 2.67,

23、YFa4=2.23Zv4 =3 n =119.75COS P齿根应力修正系数YSa 1.57>YSa 1.78重合度系数0.750.75Y = 0.25+=0.25 +=0.70Sa1.66螺旋角系数丫 0=1 -邙(p/l 力)=1-仆(12.057/120) =0.8995载荷系数K *心心阶0 KA=1,Kv=1.08 齿向载荷分布系数KfB，由前知，KHp = 1.574,b/h =76/（2.25乂3.5） =9.65取 KfR=1.34 齿间载荷分配系数Kp，由前可知色口 = 1.66,呂p =1.44,贝gf =名僅 + ep =1.66+1.44= 3.1又，匕-3.12

24、.67 , 1.73<2.60,故zY 166 x 0.70心厂1.73K =11.08 汉 1.34 >d.73 = 2.50许用弯曲应力"叫YstYn3Sf minSF min弯曲疲劳极限 F im 1 = 300MPa, cr F |im 2 = 230MPa安全系数SFmin 二1*25寿命系数Yn3 =0.89,Yn4=0.92计算许用弯曲强度极限r1c Flim 3300F3=YstYns =x2x0.89 = 427.2MPaSf min1.251° F lim 4230bF4YstYN4 一 汉 2 汉 0.92 338.56MPaSFmin1.

25、25校核弯曲应力F3 = KFiYFa3YSa3Yp 二 2.50>：2172.7 1.57x 2.67 x 0.70汉 0.8995 bmn“76 汉 3.5= 53.898MPa 兰427.2MPa"匚O G V O 4 "70 7bF4 = -FLYFa4Ysa4YyR = 1.78 x 2.23況 0.70X 0.8995bmn76 x 3.5= 51.04MPa E338.56MPa齿轮的主要参数z3 =21,z4 = 112,mn =3.5, P =12：325"分度圆直径d3 =75.158mm, d4 =400.842mm齿宽b =76mm齿

26、顶圆直径da3 =d3 +2ha mn =75.158 +21父3.5 = 82.158mmda4 =d4 +2汇 ha mn =400.842 +2 汇13.5 = 407.842mm齿根圆直径df3 二 d3 -2 （h；n c*） mi= 75.158-2 1.25 3.5 = 66.408mmdf4 "4 -2 （h；n c；） mn= 407.842-2 1.25 3.5 = 399.092mm七.轴的初步设计计算1，轴一的设计选 用 材 料： 45 钢， 正 火 处 理，；b = 600MPa, ；s = 300MPa, ；二=275MPa,.=140MPa法一：轴的设计

27、公式：d _C3 P =(118107)3 2.97 =17.19 15.59mm，因轴要与联轴器连接，故装联轴 耳压 960器处有键槽，轴径增大5%，d =18.049516.3695mm，取标准值d =18mm。 法二：如果根据电动机轴的大小确定，则d =(0.8 1.2)D =30.445.6mm。此处选用法二的结果，便于联轴器的设计，取d=38mm。齿轮齿宽中点到轴承力的作用点距离h : 65mm， 12为两轴承力的作用电之间的距离，为满足刚度要求，12 =纠轴一的结构设计表轴段号径向尺寸di的确定轴向尺寸Li的确定1根据所选轴承型号30209，取 dr =45mm齿轮到箱体内壁距离

28、10 mm，套杯厚度8 mm，轴承宽度20.75，安装轴套的长度6.25 mm，取 Lr =45mm2为减小加工面，便于轴承安装，取 d2 =42mm根据轴段两边安装轴承和套筒所需长度，取L2 =113mm3d3 =d! =45mm根据轴承宽度20.75 mm，安装套筒 所需长度6.2，安装弹性挡圈的沟槽宽度1.7 mm以及轴环宽度4 mm取 L3 = 30.7mm4由于第5段轴直径已经确定，且为了固定联轴器取 d4 =43mm为使联轴器不与箱壁干涉，凸出端盖的距离为20 mm取 L4 =46mm5端部倒角2 mm，与轴段4的过 度圆角半径为1 mm，根据所选 联轴器取 d5 =38mm联轴器

29、长度112mm，轴上键尺寸为10汉 8 汉 150mm取 L5 =160mm2,轴二的设计d _C3 P =(118107) n3二贻21.88”仙'有键槽'轴径增大5% ,d = 22.974 25.3302mm ,取标准值 d = 25mm! 111 1Jir15 Ti i_厂4.匚3F1 -zL_一_ZT- L1 rF 口1th nT4! LI 1图三轴二的结构设计表轴段号径向尺寸dj的确定轴向尺寸Lj的确定1根据所选轴承30205,取 dr =25mm根据轴承宽度16.25 mm，轴承到箱体 内壁距离约为15 mm，齿轮到箱体内壁 距离约为8 mm取 Lj =40mm2

30、取 d2 =28mm齿宽86 mm，为确保齿轮轴向固定，轴 段比齿宽短2 mm，键采用A型，键的 尺寸为8汇7汉74mm取 L2 =84mm3轴环，与轴段2的过度圆半 径为2mm，为轴向固定两边 的齿轮，取 d3 =40mm为使两齿轮不发生干涉，轴段长度取为L3 =15mm4与轴环过渡圆半径为2 mm，取 d4 =28mm齿毂宽34 mm，米用A型键，键的尺寸 为8 x 7 x 22mm,轴段长度取L4 =32mm5d5 =25mm根据轴承宽度，轴承到箱体内壁距离， 齿轮到箱体内壁距离，并考虑箱体的对 称，取 L5 =60mm轴二的校核图四1）轴上受力分析：齿轮上传递的转矩T =丁2 =81.

31、65N m2）齿轮上的作用力左边锥齿轮主动轮上受力Fti200CTdm12000 81.6563.615N =2567N_ : : '''Fr1 =Ft1tan： cos=2567 tan20 cos18 26 6 = 886.37 NFa1 二已 tan： sin ；1 =2567 tan20 sin 18 266 =259.46N对于轴交角3=90的直齿锥齿轮传动，由于sin二cos、2 cos=sin、；2，故从动轮上的受力Ft2 - -Ft1 - -2567 NFr2 二 -Fa1 = -259.46NFa2 = -Fr1 886.37N右边斜齿轮的受力分析Ft

32、3d32000T2000 81.65 =2172.76N75.158Fr3Ft3ta n ： n2172.76 tan 20,.=808.66 N cos-2 325Fa3-Ft3 tan 1； -2172.76 tan 12 325” =464.1 N3）确定跨距AFX2522.89NFt2=2567N图六弯矩M图七5）垂直面受力分析Fa=422,27NFn2=886,3 'N©汕训1NFx2=2216.87NFt3=2172J6N4）水平面受力分析图八弯矩Mv31933.83Nxmm图九6）合成弯矩图M二.m2 m21S 7815 3351S 76 72.砧尿用图十7）扭

33、矩图图十8）许用应力由表查得4j = 95MPa,二= 55MPa ,折合系数B J 550.58 950b9）当量弯矩图当量弯矩汀=0.58 81650 = 47357N mm10）左边锥齿轮中间截面处当量弯矩Me1 = M2 (T)2 二 157815.332 473572 =164767.61N mm右边斜齿轮中间截面处的当量弯矩M e2=M2 (： T)2 二 157672.682 473572 =164630.98N mm10）校核轴径dz1 =3 Me1_ ： 3164767B1 .31.06mm 28mmdx2 =3M e2鯉空8= 31.05mm > 28mm 0.1 J

34、 J 0.1 55说明最初设计不合理，此处只需增大轴径，轴长不需改变。轴段号径向尺寸di的确定轴向尺寸Li的确定1根据所选轴承30206，根据轴承宽度17.25 mm，轴承到箱体取 dr =30mm内壁距离约为15 mm，齿轮到箱体内壁距离约为8 mm取 L| =43mm2取 d2 =32mm齿宽86 mm，为确保齿轮轴向固定，轴 段比齿宽短2 mm，键的尺寸为10® 74mm取 L2 =84mm修改后的轴结构设计表3轴环，与轴段2的过度圆半 径为2mm，为轴向固定两边 的齿轮，取 d3 =42mm为使两齿轮不发生干涉，轴段长度取为L3 =15mm4与轴环过渡圆半径为2 mm，取 d

35、4 =32mm齿毂宽34 mm ，键的尺寸为8W2mm,轴段长度取L4 =32mm5d5 =30mm根据轴承宽度，轴承到箱体内壁距离， 齿轮到箱体内壁距离，并考虑箱体的对 称，取 L5 =62mm用发安全系数法校核轴二的强度1）确定危险截面截面1与截面6处应力较小，可忽略；截面2与截面5处应力状态相同，但5处应 力较小，可只校核截面2，截面3与截面4应力状态也相同，可只校核截面3。2）截面2的校核 综合影响系数名称结果有效应力集中系数查表得 = 1.76, = 1.54绝对尺寸系数查得备= 0.88, % = 0.81加工表面的表面质量系数查表得（精车，Ra=1.64m ）01 =0.925表

36、面未强化处理P2 =1P =吓2 =0.925 计算截面上的应力已知轴径为d =32mm,键槽宽b =10mm ,键槽深t =5mm ,抗弯截面模量 W与抗扭截面模量WTrd3bt(d -t)2 二 32310 5 (32 一5)2=2d= 322 x 32_nd3 bt(dt)2x323 10x5x(325)2 Wt = I16 2d 162 汉 322d二 2647.46mm33二 5864.45mm弯曲应力为对称循环应力，应力幅=丁 = M 157815.33 Mpa =59.61MPa W 2647.46平均应力扭转切应力为脉动循环应力，扭转切应力T _WTT 81650 =13.92

37、MPa5864.45应力幅与平均应力相等 am 亠=6.96MPa2 2计算综合安全系数弯曲安全系数2751.76-2.13扭转安全系数综合安全系数S S；：S= 2.07 S2取 S 二1.5 1.8,S - S 1，合适0.925 0.88 59.61140=8.88江6.96 0.925 0.811.543) 截面3的校核综合影响系数名称结果有效应力集中系数该截面处有两种应力集中。1 ，过渡圆角的应力集中，r = 2mm ，(D d)/r =(42-32)/2 =5， r/d = 2/32 = 0.0625 , 查表得2,此处齿轮与轴形成过盈配合，按照H7/r6 查取，2.52,=1.8

38、2。可见过盈配合引起的应力集中较大，应按其进行校核计算。绝对尺寸系数同前，备= 0.88, % = 0.81加工表面的表面质量系数同前，B严0.925同前，0 2=1P =邓2 =0.925截面上的应力。截面3的弯矩M =157782.8MPa.3dM1577%8MPa =49.05MPa二 3233232d381650 3 -6.35MPa2 16: :. 322 3216 计算综合安全系数弯曲安全系数：S-2752.52= 1.810.925 0.8849.05扭转安全系数S广K140JC-T + 屮 T1.82=8.350.925 0.81 6.35 0.21 6.35综合安全系数S&#

39、39; s2九78取 Sl31.5,S . S ,合适3，轴三的设计P2 6d _C3=(118107)341.447 37.583mm ,有 键槽，轴径增大 5% ,”压0 60d =39.462 43.519mm ,取标准值 d =42mm图十三（结构图仅供示意）轴三的结构设计表轴段号径向尺寸di的确定轴向长度Li的确定1装联轴器，根据标准件的直径，取 d1 =45mm根据联轴器长度，键的尺寸为14 苗 100mm取 Lj =112mm2与轴段1的过度圆角半径为考虑轴段突出轴承端盖的长度约为1mm，联轴器轴向固定轴肩 ，20mm ，轴承盖密封圈厚度直径变化5，同时考虑密封圈23.8 mm，

40、轴承盖止推套筒长度的直径，15 mm，经圆整，取 d2 =52mm取 L2 =60mm3装轴承处直径，根据基孔制，所轴承宽度b = 22.75mm，套筒长度选轴承型号为30211，取 d3 =55mm28 mm，同时考虑箱体的对称性 ，适当延长轴的长度，并圆整，取 L3 =50mm4与轴段3的过度圆角半径为1 mm，轴肩，固定套筒，直径增加 510 mm，取 d4 =60mm根据左右轴段长度，取 L4 =60mm5轴环，与轴段6过渡圆半径2 mm，用于轴向固定齿轮，直径比第6段轴大510 mm，取 d5 =70mm轴环长度，根据b = （0.10.15）d，并圆整，取 L5 =8mm6安装齿轮

41、，直径要比轴环小510 mm，取 d =58mm根据齿宽确定，要是齿轮安装稳 固，轴段长度比齿宽小2 mm，键的尺寸为 16x10x64mm取 L2 =74mm7根据所选轴承，取 d7 =55mm考虑齿轮与箱壁距离在 815 mm之 间，轴承与箱体内壁距离在 1015 mm之间（轴承采用脂润滑），轴承宽度22.75 mm取 L7 =52mm九.轴承的设计与校核轴二上一对轴承的校核所选轴承为30206型轴承，受力图如下F2Fx22216.872 1.6=692.77N2Y由于Fl Fa =1210.67N . F692.77N ,因此,轴承1被放松,轴承2被压紧FA1 = F<| =788

42、.4NFA2Fa “210.67NFA1 _ 788.4石一 2522.89=0.31 ： e = 0.37因此1210.672216.87=0.55 e = 0.37R =Fx1 =2522.89NP2 =0.4Fx2 YFA2 =0.4 2216.87 1.6 1210.67 = 2823.82N取较大值代入寿命计算公式106(ftC), 106( 1 43200 )1060n fpP260 320 1.1 2823.82-337000h合适十.键的校核轴二上键的校核根据轴二的设计，其上两个键的尺寸为10 8 74mm和8 7 22mm。分别校核2000T0.5h(L -b)d2000 81.65