圓柱齒輪軸承怎麼裝配

㈠ 單級圓柱齒輪減速器裝配圖 及說明書

詳細內容見網路文庫：

http://wenku..com/link?url=_zArfrFQe41MNW-

㈡ 圓柱齒輪的裝配一般是先把什麼裝在軸承上求答案

先把軸裝在軸承上過後再往軸承座上裝

㈢ 請問一級圓柱齒輪減速器需要多少對滾動軸承

一級圓柱齒輪減速器需要2對滾動軸承。

補充說明：

一級圓柱齒輪減速器裝配圖：

圖中可看到有兩對滾動軸承。

㈣ 單級圓柱齒輪減速器裝配圖

嘿嘿ie我還在畫這個裝配圖哈 呵呵 畫好了給你傳上來

㈤ 齒輪在軸上的連接方式

有鍵連接，有平鍵、楔鍵、花鍵等幾種。齒輪及其齒輪產品是機械裝備的重要基礎件，絕大部分機械成套設備的主要傳動部件都是齒輪傳動。

每一個用於嚙合的凸起部分，這些凸起部分一般呈輻射狀排列，配對齒輪上的輪齒互相接觸，可使齒輪持續嚙合運轉。

齒輪上兩相鄰輪齒之間的空間；端面是圓柱齒輪或圓柱蝸桿上 ，垂直於齒輪或蝸桿軸線的平面。

(5)圓柱齒輪軸承怎麼裝配擴展閱讀：

為了提高傳動的平穩性，減小沖擊振動，以齒數多一些為好，小齒輪的齒數可取為z1=20~40。開式（半開式）齒輪傳動，由於輪齒主要為磨損失效，為使齒輪不致過小，故小齒輪不宜選用過多的齒數，一般可取z1=17~20。

在兩齒輪節圓相切點P處，兩齒廓曲線的公法線（即齒廓的受力方向）與兩節圓的公切線（即P點處的瞬時運動方向）所夾的銳角稱為壓力角。對單個齒輪即為齒形角。標准齒輪的壓力角一般為20」。在某些場合也有採用α=14.5° 、15° 、22.50°及25°等情況。

㈥ 圓柱齒輪零件的裝夾方式有哪幾種

1、用找正法裝夾：把工件直接放在機床工作台上或放在四爪卡盤、機用虎鉗等機床附件中，根據工件的一個或幾個表面用劃針或指示表找正工件准確位置後再進行夾緊。先按加工要求進行加工面位置的劃線工序，然後再按劃出的線痕進行找正實現裝夾。

2、用夾具裝夾安裝：工件裝在夾具上，不再進行找正，便能直接得到准確加工位置的裝夾方式。

3、劃線找正裝夾。

㈦ 求一級圓柱齒輪減速器裝配圖及零件圖~

根據你的傳動參數來設計。。

給你個例題！自己照著改動一下：

設計帶式輸送機傳動裝置中的一級圓柱齒輪減速器

（1）工作條件：使用年限10年，每年按300天計算，兩班制工作，載荷平穩。

（2）原始數據：滾筒圓周力F=1.7KN；帶速V=1.4m/s；

滾筒直徑D=220mm。

運動簡圖

二、電動機的選擇

1、電動機類型和結構型式的選擇：按已知的工作要求和條件，選用Y系列三相非同步電動機。

2、確定電動機的功率：

（1）傳動裝置的總效率：

η總=η帶×η2軸承×η齒輪×η聯軸器×η滾筒

=0.96×0.992×0.97×0.99×0.95

=0.86

(2)電機所需的工作功率：

Pd=FV/1000η總

=1700×1.4/1000×0.86

=2.76KW

3、確定電動機轉速：

滾筒軸的工作轉速：

Nw=60×1000V/πD

=60×1000×1.4/π×220

=121.5r/min

根據【2】表2.2中推薦的合理傳動比范圍，取V帶傳動比Iv=2~4，單級圓柱齒輪傳動比范圍Ic=3~5，則合理總傳動比i的范圍為i=6~20，故電動機轉速的可選范圍為nd=i×nw=（6~20）×121.5=729~2430r/min

符合這一范圍的同步轉速有960r/min和1420r/min。由【2】表8.1查出有三種適用的電動機型號、如下表

方案電動機型號額定功率電動機轉速（r/min）傳動裝置的傳動比

KW同轉滿轉總傳動比帶齒輪

1Y132s-6310009607.932.63

2Y100l2-431500142011.6833.89

綜合考慮電動機和傳動裝置尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，比較兩種方案可知：方案1因電動機轉速低，傳動裝置尺寸較大，價格較高。方案2適中。故選擇電動機型號Y100l2-4。

4、確定電動機型號

根據以上選用的電動機類型，所需的額定功率及同步轉速，選定電動機型號為

Y100l2-4。

其主要性能：額定功率：3KW，滿載轉速1420r/min，額定轉矩2.2。

三、計算總傳動比及分配各級的傳動比

1、總傳動比：i總=n電動/n筒=1420/121.5=11.68

2、分配各級傳動比

（1）取i帶=3

（2）∵i總=i齒×i帶π

∴i齒=i總/i帶=11.68/3=3.89

四、運動參數及動力參數計算

1、計算各軸轉速（r/min）

nI=nm/i帶=1420/3=473.33(r/min)

nII=nI/i齒=473.33/3.89=121.67(r/min)

滾筒nw=nII=473.33/3.89=121.67(r/min)

2、計算各軸的功率（KW）

PI=Pd×η帶=2.76×0.96=2.64KW

PII=PI×η軸承×η齒輪=2.64×0.99×0.97=2.53KW

3、計算各軸轉矩

Td=9.55Pd/nm=9550×2.76/1420=18.56N?m

TI=9.55p2入/n1=9550x2.64/473.33=53.26N?m

TII=9.55p2入/n2=9550x2.53/121.67=198.58N?m

五、傳動零件的設計計算

1、皮帶輪傳動的設計計算

（1）選擇普通V帶截型

由課本[1]P189表10-8得：kA=1.2P=2.76KW

PC=KAP=1.2×2.76=3.3KW

據PC=3.3KW和n1=473.33r/min

由課本[1]P189圖10-12得：選用A型V帶

（2）確定帶輪基準直徑，並驗算帶速

由[1]課本P190表10-9，取dd1=95mm>dmin=75

dd2=i帶dd1(1-ε)=3×95×(1-0.02)=279.30mm

由課本[1]P190表10-9，取dd2=280

帶速V：V=πdd1n1/60×1000

=π×95×1420/60×1000

=7.06m/s

在5~25m/s范圍內，帶速合適。

（3）確定帶長和中心距

初定中心距a0=500mm

Ld=2a0+π(dd1+dd2)/2+(dd2-dd1)2/4a0

=2×500+3.14(95+280)+(280-95)2/4×450

=1605.8mm

根據課本[1]表（10-6）選取相近的Ld=1600mm

確定中心距a≈a0+(Ld-Ld0)/2=500+(1600-1605.8)/2

=497mm

(4)驗算小帶輪包角

α1=1800-57.30×(dd2-dd1)/a

=1800-57.30×(280-95)/497

=158.670>1200（適用）

（5）確定帶的根數

單根V帶傳遞的額定功率.據dd1和n1，查課本圖10-9得P1=1.4KW

i≠1時單根V帶的額定功率增量.據帶型及i查[1]表10-2得△P1=0.17KW

查[1]表10-3，得Kα=0.94；查[1]表10-4得KL=0.99

Z=PC/[(P1+△P1)KαKL]

=3.3/[(1.4+0.17)×0.94×0.99]

=2.26(取3根)

(6)計算軸上壓力

由課本[1]表10-5查得q=0.1kg/m，由課本式（10-20）單根V帶的初拉力：

F0=500PC/ZV[（2.5/Kα）-1]+qV2=500x3.3/[3x7.06(2.5/0.94-1)]+0.10x7.062=134.3kN

則作用在軸承的壓力FQ

FQ=2ZF0sin(α1/2)=2×3×134.3sin(158.67o/2)

=791.9N

2、齒輪傳動的設計計算

（1）選擇齒輪材料與熱處理：所設計齒輪傳動屬於閉式傳動，通常

齒輪採用軟齒面。查閱表[1]表6-8，選用價格便宜便於製造的材料，小齒輪材料為45鋼，調質，齒面硬度260HBS；大齒輪材料也為45鋼，正火處理，硬度為215HBS；

精度等級：運輸機是一般機器，速度不高，故選8級精度。

(2)按齒面接觸疲勞強度設計

由d1≥(6712×kT1(u+1)/φ[σH]2)1/3

確定有關參數如下：傳動比i齒=3.89

取小齒輪齒數Z1=20。則大齒輪齒數：Z2=iZ1=×20=77.8取z2=78

由課本表6-12取φd=1.1

(3)轉矩T1

T1=9.55×106×P1/n1=9.55×106×2.61/473.33=52660N?mm

(4)載荷系數k:取k=1.2

(5)許用接觸應力[σH]

[σH]=σHlimZN/SHmin由課本[1]圖6-37查得：

σHlim1=610MpaσHlim2=500Mpa

接觸疲勞壽命系數Zn：按一年300個工作日，每天16h計算，由公式N=60njtn計算

N1=60×473.33×10×300×18=1.36x109

N2=N/i=1.36x109/3.89=3.4×108

查[1]課本圖6-38中曲線1，得ZN1=1ZN2=1.05

按一般可靠度要求選取安全系數SHmin=1.0

[σH]1=σHlim1ZN1/SHmin=610x1/1=610Mpa

[σH]2=σHlim2ZN2/SHmin=500x1.05/1=525Mpa

故得：

d1≥(6712×kT1(u+1)/φ[σH]2)1/3

=49.04mm

模數：m=d1/Z1=49.04/20=2.45mm

取課本[1]P79標准模數第一數列上的值，m=2.5

(6)校核齒根彎曲疲勞強度

σbb=2KT1YFS/bmd1

確定有關參數和系數

分度圓直徑：d1=mZ1=2.5×20mm=50mm

d2=mZ2=2.5×78mm=195mm

齒寬：b=φdd1=1.1×50mm=55mm

取b2=55mmb1=60mm

(7)復合齒形因數YFs由課本[1]圖6-40得：YFS1=4.35,YFS2=3.95

(8)許用彎曲應力[σbb]

根據課本[1]P116：

[σbb]=σbblimYN/SFmin

由課本[1]圖6-41得彎曲疲勞極限σbblim應為：σbblim1=490Mpaσbblim2=410Mpa

由課本[1]圖6-42得彎曲疲勞壽命系數YN：YN1=1YN2=1

彎曲疲勞的最小安全系數SFmin：按一般可靠性要求，取SFmin=1

計算得彎曲疲勞許用應力為

[σbb1]=σbblim1YN1/SFmin=490×1/1=490Mpa

[σbb2]=σbblim2YN2/SFmin=410×1/1=410Mpa

校核計算

σbb1=2kT1YFS1/b1md1=71.86pa<[σbb1]

σbb2=2kT1YFS2/b2md1=72.61Mpa<[σbb2]

故輪齒齒根彎曲疲勞強度足夠

(9)計算齒輪傳動的中心矩a

a=(d1+d2)/2=(50+195)/2=122.5mm

(10)計算齒輪的圓周速度V

計算圓周速度V=πn1d1/60×1000=3.14×473.33×50/60×1000=1.23m/s

因為V＜6m/s，故取8級精度合適．

六、軸的設計計算

從動軸設計

1、選擇軸的材料確定許用應力

選軸的材料為45號鋼，調質處理。查[2]表13-1可知：

σb=650Mpa,σs=360Mpa,查[2]表13-6可知：[σb+1]bb=215Mpa

[σ0]bb=102Mpa,[σ-1]bb=60Mpa

2、按扭轉強度估算軸的最小直徑

單級齒輪減速器的低速軸為轉軸，輸出端與聯軸器相接，

從結構要求考慮，輸出端軸徑應最小，最小直徑為：

d≥C

查[2]表13-5可得，45鋼取C=118

則d≥118×(2.53/121.67)1/3mm=32.44mm

考慮鍵槽的影響以及聯軸器孔徑系列標准，取d=35mm

3、齒輪上作用力的計算

齒輪所受的轉矩：T=9.55×106P/n=9.55×106×2.53/121.67=198582N

齒輪作用力：

圓周力：Ft=2T/d=2×198582/195N=2036N

徑向力：Fr=Fttan200=2036×tan200=741N

4、軸的結構設計

軸結構設計時，需要考慮軸系中相配零件的尺寸以及軸上零件的固定方式，按比例繪制軸系結構草圖。

（1）、聯軸器的選擇

可採用彈性柱銷聯軸器，查[2]表9.4可得聯軸器的型號為HL3聯軸器：35×82GB5014-85

（2）、確定軸上零件的位置與固定方式

單級減速器中，可以將齒輪安排在箱體中央，軸承對稱布置

在齒輪兩邊。軸外伸端安裝聯軸器，齒輪靠油環和套筒實現

軸向定位和固定，靠平鍵和過盈配合實現周向固定，兩端軸

承靠套筒實現軸向定位，靠過盈配合實現周向固定，軸通

過兩端軸承蓋實現軸向定位，聯軸器靠軸肩平鍵和過盈配合

分別實現軸向定位和周向定位

（3）、確定各段軸的直徑

將估算軸d=35mm作為外伸端直徑d1與聯軸器相配（如圖），

考慮聯軸器用軸肩實現軸向定位，取第二段直徑為d2=40mm

齒輪和左端軸承從左側裝入，考慮裝拆方便以及零件固定的要求，裝軸處d3應大於d2，取d3=45mm，為便於齒輪裝拆與齒輪配合處軸徑d4應大於d3，取d4=50mm。齒輪左端用用套筒固定,右端用軸環定位,軸環直徑d5

滿足齒輪定位的同時,還應滿足右側軸承的安裝要求,根據選定軸承型號確定.右端軸承型號與左端軸承相同,取d6=45mm.

(4)選擇軸承型號.由[1]P270初選深溝球軸承,代號為6209,查手冊可得:軸承寬度B=19,安裝尺寸D=52,故軸環直徑d5=52mm.

(5）確定軸各段直徑和長度

Ⅰ段：d1=35mm長度取L1=50mm

II段:d2=40mm

初選用6209深溝球軸承，其內徑為45mm,

寬度為19mm.考慮齒輪端面和箱體內壁，軸承端面和箱體內壁應有一定距離。取套筒長為20mm，通過密封蓋軸段長應根據密封蓋的寬度，並考慮聯軸器和箱體外壁應有一定矩離而定，為此，取該段長為55mm，安裝齒輪段長度應比輪轂寬度小2mm,故II段長：

L2=（2+20+19+55）=96mm

III段直徑d3=45mm

L3=L1-L=50-2=48mm

Ⅳ段直徑d4=50mm

長度與右面的套筒相同，即L4=20mm

Ⅴ段直徑d5=52mm.長度L5=19mm

由上述軸各段長度可算得軸支承跨距L=96mm

(6)按彎矩復合強度計算

①求分度圓直徑：已知d1=195mm

②求轉矩：已知T2=198.58N?m

③求圓周力：Ft

根據課本P127（6-34）式得

Ft=2T2/d2=2×198.58/195=2.03N

④求徑向力Fr

根據課本P127（6-35）式得

Fr=Ft?tanα=2.03×tan200=0.741N

⑤因為該軸兩軸承對稱，所以：LA=LB=48mm

(1)繪制軸受力簡圖（如圖a）

（2）繪制垂直面彎矩圖（如圖b）

軸承支反力：

FAY=FBY=Fr/2=0.74/2=0.37N

FAZ=FBZ=Ft/2=2.03/2=1.01N

由兩邊對稱，知截面C的彎矩也對稱。截面C在垂直面彎矩為

MC1=FAyL/2=0.37×96÷2=17.76N?m

截面C在水平面上彎矩為：

MC2=FAZL/2=1.01×96÷2=48.48N?m

(4)繪制合彎矩圖（如圖d）

MC=(MC12+MC22)1/2=（17.762+48.482)1/2=51.63N?m

(5)繪制扭矩圖（如圖e）

轉矩：T=9.55×（P2/n2）×106=198.58N?m

(6)繪制當量彎矩圖（如圖f）

轉矩產生的扭剪文治武功力按脈動循環變化，取α=0.2，截面C處的當量彎矩：

Mec=[MC2+(αT)2]1/2

=[51.632+(0.2×198.58)2]1/2=65.13N?m

(7)校核危險截面C的強度

由式（6-3）

σe=65.13/0.1d33=65.13x1000/0.1×453

=7.14MPa<[σ-1]b=60MPa

∴該軸強度足夠。

主動軸的設計

1、選擇軸的材料確定許用應力

選軸的材料為45號鋼，調質處理。查[2]表13-1可知：

σb=650Mpa,σs=360Mpa,查[2]表13-6可知：[σb+1]bb=215Mpa

[σ0]bb=102Mpa,[σ-1]bb=60Mpa

2、按扭轉強度估算軸的最小直徑

單級齒輪減速器的低速軸為轉軸，輸出端與聯軸器相接，

從結構要求考慮，輸出端軸徑應最小，最小直徑為：

d≥C

查[2]表13-5可得，45鋼取C=118

則d≥118×(2.64/473.33)1/3mm=20.92mm

考慮鍵槽的影響以系列標准，取d=22mm

3、齒輪上作用力的計算

齒輪所受的轉矩：T=9.55×106P/n=9.55×106×2.64/473.33=53265N

齒輪作用力：

圓周力：Ft=2T/d=2×53265/50N=2130N

徑向力：Fr=Fttan200=2130×tan200=775N

確定軸上零件的位置與固定方式

單級減速器中，可以將齒輪安排在箱體中央，軸承對稱布置

在齒輪兩邊。齒輪靠油環和套筒實現軸向定位和固定

，靠平鍵和過盈配合實現周向固定，兩端軸

承靠套筒實現軸向定位，靠過盈配合實現周向固定，軸通

過兩端軸承蓋實現軸向定位，

4確定軸的各段直徑和長度

初選用6206深溝球軸承，其內徑為30mm,

寬度為16mm.。考慮齒輪端面和箱體內壁，軸承端面與箱體內壁應有一定矩離，則取套筒長為20mm，則該段長36mm，安裝齒輪段長度為輪轂寬度為2mm。

(2)按彎扭復合強度計算

①求分度圓直徑：已知d2=50mm

②求轉矩：已知T=53.26N?m

③求圓周力Ft：根據課本P127（6-34）式得

Ft=2T3/d2=2×53.26/50=2.13N

④求徑向力Fr根據課本P127（6-35）式得

Fr=Ft?tanα=2.13×0.36379=0.76N

⑤∵兩軸承對稱

∴LA=LB=50mm

(1)求支反力FAX、FBY、FAZ、FBZ

FAX=FBY=Fr/2=0.76/2=0.38N

FAZ=FBZ=Ft/2=2.13/2=1.065N

(2)截面C在垂直面彎矩為

MC1=FAxL/2=0.38×100/2=19N?m

(3)截面C在水平面彎矩為

MC2=FAZL/2=1.065×100/2=52.5N?m

(4)計算合成彎矩

MC=（MC12+MC22）1/2

=（192+52.52）1/2

=55.83N?m

(5)計算當量彎矩：根據課本P235得α=0.4

Mec=[MC2+(αT)2]1/2=[55.832+(0.4×53.26)2]1/2

=59.74N?m

(6)校核危險截面C的強度

由式（10-3）

σe=Mec/（0.1d3）=59.74x1000/(0.1×303)

=22.12Mpa<[σ-1]b=60Mpa

∴此軸強度足夠

（7）滾動軸承的選擇及校核計算

一從動軸上的軸承

根據根據條件，軸承預計壽命

L'h=10×300×16=48000h

(1)由初選的軸承的型號為:6209,

查[1]表14-19可知:d=55mm,外徑D=85mm,寬度B=19mm,基本額定動載荷C=31.5KN,基本靜載荷CO=20.5KN,

查[2]表10.1可知極限轉速9000r/min

（1）已知nII=121.67(r/min)

兩軸承徑向反力：FR1=FR2=1083N

根據課本P265（11-12）得軸承內部軸向力

FS=0.63FR則FS1=FS2=0.63FR1=0.63x1083=682N

(2)∵FS1+Fa=FS2Fa=0

故任意取一端為壓緊端，現取1端為壓緊端

FA1=FS1=682NFA2=FS2=682N

(3)求系數x、y

FA1/FR1=682N/1038N=0.63

FA2/FR2=682N/1038N=0.63

根據課本P265表（14-14）得e=0.68

FA1/FR1<ex1=1FA2/FR2<ex2=1

y1=0y2=0

(4)計算當量載荷P1、P2

根據課本P264表（14-12）取fP=1.5

根據課本P264（14-7）式得

P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×1083+0)=1624N

P2=fp(x2FR1+y2FA2)=1.5×(1×1083+0)=1624N

(5)軸承壽命計算

∵P1=P2故取P=1624N

∵深溝球軸承ε=3

根據手冊得6209型的Cr=31500N

由課本P264（14-5）式得

LH=106(ftCr/P)ε/60n

=106(1×31500/1624)3/60X121.67=998953h>48000h

∴預期壽命足夠

二.主動軸上的軸承:

(1)由初選的軸承的型號為:6206

查[1]表14-19可知:d=30mm,外徑D=62mm,寬度B=16mm,

基本額定動載荷C=19.5KN,基本靜載荷CO=111.5KN,

查[2]表10.1可知極限轉速13000r/min

根據根據條件，軸承預計壽命

L'h=10×300×16=48000h

（1）已知nI=473.33(r/min)

兩軸承徑向反力：FR1=FR2=1129N

根據課本P265（11-12）得軸承內部軸向力

FS=0.63FR則FS1=FS2=0.63FR1=0.63x1129=711.8N

(2)∵FS1+Fa=FS2Fa=0

故任意取一端為壓緊端，現取1端為壓緊端

FA1=FS1=711.8NFA2=FS2=711.8N

(3)求系數x、y

FA1/FR1=711.8N/711.8N=0.63

FA2/FR2=711.8N/711.8N=0.63

根據課本P265表（14-14）得e=0.68

FA1/FR1<ex1=1FA2/FR2<ex2=1

y1=0y2=0

(4)計算當量載荷P1、P2

根據課本P264表（14-12）取fP=1.5

根據課本P264（14-7）式得

P1=fP(x1FR1+y1FA1)=1.5×(1×1129+0)=1693.5N

P2=fp(x2FR1+y2FA2)=1.5×(1×1129+0)=1693.5N

(5)軸承壽命計算

∵P1=P2故取P=1693.5N

∵深溝球軸承ε=3

根據手冊得6206型的Cr=19500N

由課本P264（14-5）式得

LH=106(ftCr/P)ε/60n

=106(1×19500/1693.5)3/60X473.33=53713h>48000h

∴預期壽命足夠

七、鍵聯接的選擇及校核計算

1．根據軸徑的尺寸，由[1]中表12-6

高速軸(主動軸)與V帶輪聯接的鍵為：鍵8×36GB1096-79

大齒輪與軸連接的鍵為：鍵14×45GB1096-79

軸與聯軸器的鍵為：鍵10×40GB1096-79

2．鍵的強度校核

大齒輪與軸上的鍵：鍵14×45GB1096-79

b×h=14×9,L=45,則Ls=L-b=31mm

圓周力：Fr=2TII/d=2×198580/50=7943.2N

擠壓強度：=56.93<125~150MPa=[σp]

因此擠壓強度足夠

剪切強度：=36.60<120MPa=[]

因此剪切強度足夠

鍵8×36GB1096-79和鍵10×40GB1096-79根據上面的步驟校核，並且符合要求。

八、減速器箱體、箱蓋及附件的設計計算~

1、減速器附件的選擇

通氣器

由於在室內使用，選通氣器（一次過濾），採用M18×1.5

油麵指示器

選用游標尺M12

起吊裝置

採用箱蓋吊耳、箱座吊耳.

放油螺塞

選用外六角油塞及墊片M18×1.5

根據《機械設計基礎課程設計》表5.3選擇適當型號：

起蓋螺釘型號：GB/T5780M18×30,材料Q235

高速軸軸承蓋上的螺釘：GB5783～86M8X12,材料Q235

低速軸軸承蓋上的螺釘：GB5783～86M8×20,材料Q235

螺栓：GB5782～86M14×100，材料Q235

箱體的主要尺寸：

：

(1)箱座壁厚z=0.025a+1=0.025×122.5+1=4.0625取z=8

(2)箱蓋壁厚z1=0.02a+1=0.02×122.5+1=3.45

取z1=8

(3)箱蓋凸緣厚度b1=1.5z1=1.5×8=12

(4)箱座凸緣厚度b=1.5z=1.5×8=12

(5)箱座底凸緣厚度b2=2.5z=2.5×8=20

(6)地腳螺釘直徑df=0.036a+12=

0.036×122.5+12=16.41(取18)

(7)地腳螺釘數目n=4(因為a<250)

(8)軸承旁連接螺栓直徑d1=0.75df=0.75×18=13.5(取14)

(9)蓋與座連接螺栓直徑d2=(0.5-0.6)df=0.55×18=9.9(取10)

(10)連接螺栓d2的間距L=150-200

(11)軸承端蓋螺釘直d3=(0.4-0.5)df=0.4×18=7.2(取8)

(12)檢查孔蓋螺釘d4=(0.3-0.4)df=0.3×18=5.4(取6)

(13)定位銷直徑d=(0.7-0.8)d2=0.8×10=8

(14)df.d1.d2至外箱壁距離C1

(15)Df.d2

(16)凸台高度：根據低速級軸承座外徑確定，以便於扳手操作為准。

(17)外箱壁至軸承座端面的距離C1＋C2＋（5～10）

(18)齒輪頂圓與內箱壁間的距離：＞9.6mm

(19)齒輪端面與內箱壁間的距離：=12mm

(20)箱蓋，箱座肋厚：m1=8mm,m2=8mm

(21)軸承端蓋外徑∶D＋（5～5．5）d3

D～軸承外徑

(22)軸承旁連接螺栓距離：盡可能靠近，以Md1和Md3互不幹涉為准，一般取S＝D2.

九、潤滑與密封

1.齒輪的潤滑

採用浸油潤滑，由於為單級圓柱齒輪減速器，速度ν<12m/s，當m<20時，浸油深度h約為1個齒高，但不小於10mm，所以浸油高度約為36mm。

2.滾動軸承的潤滑

由於軸承周向速度為，所以宜開設油溝、飛濺潤滑。

3.潤滑油的選擇

齒輪與軸承用同種潤滑油較為便利，考慮到該裝置用於小型設備，選用GB443-89全損耗系統用油L-AN15潤滑油。

4.密封方法的選取

選用凸緣式端蓋易於調整，採用悶蓋安裝骨架式旋轉軸唇型密封圈實現密封。密封圈型號按所裝配軸的直徑確定為GB894.1-86-25軸承蓋結構尺寸按用其定位的軸承的外徑決定。

十、設計小結

課程設計體會

課程設計都需要刻苦耐勞，努力鑽研的精神。對於每一個事物都會有第一次的吧，而沒一個第一次似乎都必須經歷由感覺困難重重，挫折不斷到一步一步克服，可能需要連續幾個小時、十幾個小時不停的工作進行攻關；最後出成果的瞬間是喜悅、是輕松、是舒了口氣！

課程設計過程中出現的問題幾乎都是過去所學的知識不牢固，許多計算方法、公式都忘光了，要不斷的翻資料、看書，和同學們相互探討。雖然過程很辛苦，有時還會有放棄的念頭，但始終堅持下來，完成了設計，而且學到了，應該是補回了許多以前沒學好的知識，同時鞏固了這些知識，提高了運用所學知識的能力。

十一、參考資料目錄

[1]《機械設計基礎課程設計》，高等教育出版社，陳立德主編，2004年7月第2版；

[2]《機械設計基礎》，機械工業出版社胡家秀主編2007年7月第1版

㈧ 齒輪與軸常用的裝配方法與要找有哪些

齒輪固定在軸端的方式有2種常用方式。一是圓柱軸及台階圓端面與齒輪圓柱孔,二是錐軸與齒輪錐孔。均需要鍵連接。

㈨ 對於機械設備常用到齒輪裝配，那麼齒輪裝配有哪些要求

轉自網路資料：
（1）齒輪裝配時，齒輪基準面端面與軸肩或定位內套端面應靠緊貼合，並應容保持齒輪基準端面與軸線的垂直度要求。
（2）相互嚙合圓栓齒輪副的軸向錯位，應按齒寬大小規定錯位量檢查。

（3）裝配軸心線平行且位置為可調結構的漸開線圓柱齒輪副時，其中心距極限偏差應符合隨機技術文件規定。

（4）用壓鉛法檢查齒輪嚙合間隙時，鉛條直徑不宜超過間隙的3倍，鉛條的長度不應小於5個齒距，沿齒寬方向應均勻放置至少2根鉛條。

（5）用著色法檢查傳動齒輪嚙合的接觸斑點的百分率應符合規定。
（6）齒輪與齒輪、蝸桿與蝸輪裝配後應盤動檢查。其轉動應平穩、靈活、無異常聲響。

供參考