北航搓丝机传动装置设计说明文书.doc

《北航搓丝机传动装置设计说明文书.doc》由会员分享，可在线阅读，更多相关《北航搓丝机传动装置设计说明文书.doc（57页珍藏版）》请在三一文库上搜索。

1、、八刖言航空航天大学机械设计课程设计计算说明书搓丝机传动装置设计本设计为机械设计根底课程设计的容，在大一到大三先后学习过画法几何、机械原理、机械设计、工程材料、加工工艺学等课程之后的次班级：390411 班综合设计：39041122的练建福习和时间：2012年5月23日应用本设计说明书是对搓丝机传动装置的设计， 搓丝机是专业生产螺 丝的机器，使用广泛，本次设计是使用的使用和安装参数自行设计机 构形式以及具体尺寸、选择材料、校核强度，并最终确定形成图纸的 过程。通过设计，我们回忆了之前关于机械设计的课程， 并加深了对很 多概念的理解，并对设计的一些根本思路和方法有了初步的了解和掌 握。在本次设计

2、中，黄教师及身边同学给予了自身很大的帮助， 在此 表示感。目录一、设计任务书4二、总体方案设计51、传动方案的拟定52、电动机的选择83、传动比的分配。104、 确定各轴转速、功率、转矩。105、传动零件的设计计算。11I. 带传动设计 错误!未定义书签。II. 锥齿轮传动设计17III. 轴的设计计算31IV .轴承设计计算57V、键联接的选择及校核计算 错误!未定义书签。切、减速器机体各局部构造尺寸 错误!未定义书签%、润滑与密封66毗、减速器附件的选择 错误!未定义书签。三、设计小结67四、参考文献67亠、设计任务书搓丝机传动装置设计1-SJL 2-f 身 4-机1、设计题目：搓丝机传动

3、装置设计2、设计要求：1搓丝机用于加工轴辊螺纹，根本构造如上图所示，上搓丝板安装在机头4上，下搓丝板安装在滑块3上。加工时，下挫丝板随着滑块作往复运动。在起始前端位置时，送料装置将工件送入上、下搓丝板之间，滑块向后运动时，工 件在上、下搓丝板之间滚动，搓制出与搓丝板一致的螺纹。搓丝板共两对，可同 时搓制出工件两端的螺纹。滑块往复运动一次，加工一个工件。2室使用，生产批量为5台。3）动力源为三相交流电380/220V，电机单向转动，载荷较平稳。4使用期限为10年，大修周期为三年，双班制工作。5专业机械厂制造，可加工7、8级精度的齿轮、蜗轮。3、设计参数：最大加工直径10mm,最大加工长度180m

4、m,推杆行程320mm-340mm，公称搓动力9kN，生产率32件/min 。4、设计任务：1设计搓丝机传动装置总体方案的设计与论证，绘制总体设计方案原理图。2完成主要传动装置的构造设计。3完成装配图1用A0或A1图纸，零件图2。编写设计说明书1份。二、总体方案设计1、传动方案的拟定根据设计任务书，该传动方案的设计分原动机、传动机构和执行机构三局部。1原动机的选择设计要求：动力源为三相交流电 380/220V。故，原动机选用电动机。2传动机构的选择电动机输出局部的传动装置电动机输出转速较高，并且输出不稳定，同时在运转故障或严重过载时，可 能烧坏电动机，所以要有一个过载保护装置。可选用的有：带传

5、动，链传动，齿轮传动，蜗杆传动。链传动与齿轮传动虽然传动效率高， 但会引起一定的振动，且缓冲吸振能力 差，也没有过载保护；蜗杆传动效率低，没有缓冲吸震和过载保护的能力，制造 精度高，本钱大。而带传动平稳性好，噪音小，有缓冲吸震及过载保护的能力，精度要求不高， 制造、安装、维护都比拟方便，本钱也较低，虽然传动效率较低，传动比不恒定， 寿命短，但还是比拟符合本设计的要求，所以采用带传动。减速器传动比不是很大，但是传到方向发生了改变，由此，方案中初步决定采用二 级锥齿一圆柱齿轮减速器，以实现在满足传动比要求的同时拥有较高的效率， 和 比拟紧凑的构造，同时封闭的构造有利于在粉尘较大的环境下工作。其示意

6、图如 下所示。执行机构应该采用往复移动机构。可选择的有：连杆机构，凸轮机构，齿轮 齿条机构，螺旋机构，楔块压榨机构，行星齿轮简谐运动机构。本设计是要将旋 转运动转换为往复运动，且无须考虑是否等速，是否有急回特性。所以连杆机构， 凸轮机构，齿轮齿条机构均可，但凸轮机构和齿轮齿条机构加工复杂， 本钱都较 高，所以选择连杆机构。在连杆机构中，根据本设计的要求，执行机构应该带动下搓丝板，且构造应 该尽量简单，所以选择曲柄滑块机构。执行机构设计分析：通过画图分析可知滑块行程主要取决于曲柄长度，按比例作图可得曲柄长度 约为150mm，连杆长度约为600mm，其比约为1 : 4。设计要求滑块工作行程大于 D

7、=31.4mm，从图上分析知，假设工作行程取 在最正确传力段连杆与曲柄接近垂直段，那么对应曲柄转动的角度很小，此 时，如果再将滑轨位置取在与曲柄最低点同高的位置， 那么可使工作行程搓动力 与曲柄推动力几乎相等。估算减速器输出转矩：9KN xi50mm=1350N m综上，可得设计方案。2、电动机的选择(1) 类型和构造形式的选择按工作条件和要求，选用一般用途的丫系列全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机，电压380V，50Hz。(2) 电动机功率计算传动效率：V 带：ni=0.96一级圆锥齿轮：耳2=0.96一级圆柱齿轮：耳3=0.97一对轴承:耳4 =0.99摩擦传动：耳5 =0.9总传动效率：n

8、= ni x2 x 耳3 x n43 x 耳5 =0.781公称搓动力：滑块最大速度：电动机功率：F=9000Nuniax = 2unR = X 0.15 = 0.503m/sPd - 9豊篇販=5796 kw要求二略大于，那么选用Y系列电动机，额定功率7.5KW3电动机转速计算确定传动比围:锥齿圆柱齿轮传动比围i1=8-15 ；单级V带传动比围i2=2-4那么电动机转速围：川在相关手册中查阅符合这一转速围的电机，综合考虑总传动比，构造尺 寸及本钱，选择堵转转矩和最大转矩较大的 丫160M-6型电机。结论：电动机型号定为丫160M-6，其技术数据如下表:型号额定功率(KW)满载转速(r/mi

9、n)同步转速(r/minY160M-67.597010003、传动比的分配。%970总传动比i =石=蒂=30,3125因此，带传动比假定为3，即；，锥齿轮传动比为3, 即卩，那么圆柱齿轮传动比4、确定各轴转速、功率、转矩1各轴转速：电动机输出轴：|r)M高速轴：n1 = = 3233r/mLnrij中间轴：-1 r -；l低速轴：n3 = 32r/min2各轴输入功率：电机轴输出： Ji网勺高速轴：P】=P 口 1 二 5,568Kw中间轴：p2 = Piq2H4 = 5.292Kw低速轴：P3 = P2 ri 3 n 4 = 5.082Kw各轴输出功率为其输入功率乘以轴承效率0.993计算

10、各轴输入转矩：厂玮电机轴输出：1, = 9550- = 57.101高速轴：I - -中间轴:T2 = 9550- = 468.82N * M低速轴：9550-=1516.66N-M各轴输出转矩为其输入转矩乘以轴承效率0.994运动及动力参数计算结果如下:轴名功率P/KW 转矩T/N.M、_亠iin传渤率输入输出输入输出转速II i/i电机轴由:5.8:57.1970 高速轴由 5.57J；164.47162.83 323.330.96中间轴由 5.295.24468.82464.14 107.830.955、传动零件的设计计算带传动设计计算工程计算容计算结果工作情况系数每天工作16小时，载荷

11、较平稳由表31-7ka 1.1计算功率Pcka p 1.1 5.86.38kwPc带型图 31-15 及四=970r/min与Pc取A型V带，且dd1 112140mm小带轮基准表 31-3,A型 v 带，m=970r/mindd1125mm直径dm大带轮取 =1%直dd2 =dd13 125375取标准值dd2375mm径dd2带速V=6.35m/s,满足ndd1 n1 n 125970v60 100 60 100v5m/sv25m/s 的要求初定0.55( dd1dd2 ) a。120 的要求ai单根v带额疋功率Pi由表31-3得Pi 1.40 kw单根v带额疋功率增量A由表31-4得A

12、p10.11kwPl包角修正系数Ka由表31-9得ka0.94-H /带长修正系数Ki由表31-2得ki1.03v带根数zPd zPi Pik ki4.25取整得z=5v带单由表31-1得p=0.1kg/m位长 度 质 量P单根v带初紧力FoF0 500 25 1 巴v2kazv170.77N作用在轴上的力FqFq2 Fo z sin2_1670.07N带轮参数由表31-11得bd 11.0mme 15 0.3mm fmin 10 1 mm带轮宽度B(z 1) e 2 f =4 X15+2 X10=80B=80mmII .齿轮传动设计? 直齿圆锥齿轮传动设计主要参照教材 ？机械设计第八版？输入

13、功率为P=5.57kw、小齿轮转速为n =323.33r/min 、齿数比为3.由电动机驱动。工作寿命10年设每年工作300天，两班制，带式 输送，工作平稳，转向不变。选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数圆锥齿轮减速器为通用减速器，其速度不咼，应选用8级精度GB10095-88材料选择 由？机械设计第八版？表10-1小齿轮材料可选为40Cr调质，硬度为260HBS，大齿轮材料取45钢调质，硬度为240HBS， 二者材料硬度相差20HBS。选小齿轮齿数Z1 23,那么大齿轮齿数Z2 3Z1 69，为满足互质,取 z2 =68.按齿面接触疲劳强度设计设计计算公式:d1t2.92Ze口2FR(1 0.

14、5 R)U确定公式的各计算值试选载荷系数kt1=1.4小齿轮传递的转矩T=164.47N M取齿宽系数R 1/3查图10-21齿面硬度得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1 710Mpa大齿轮的接触疲劳极限Hlim2 580Mpa1查表10-6选取弹性影响系数Ze =189.8 MPa2由教材公式10-13计算应力值环数N1=60n 1jLh =60 X323.33 X1 X2 X8 X300 X10=9.31 x hin8N2=3.1 X1 h查教材 10-19 图得：K 1=1.17 K 2=1.24齿轮的接触疲劳强度极限：取失效概率为1%,平安系数S=1.05,应用 公式10-12丨得：K

15、hN1 H lim 1z123z268kt1=1.4R 1/3H1= S =1.17 X710/1.05=793 MPaKHN1 1.17K 2 =1.24H 1 =793 MPa结果H 2 = KhN2 Hlim2 =1.24 X560/1.05=721MPaL2S（2 ）设计计算1 ）试算小齿轮的分度圆直径，带入H中的较小值得d1t 2.92嵇2114.95mm4951/310.5 1/33取 d1=115mm2）计算圆周速度V /d1t,V cc1.95m/s60 10003）计算载荷系数系数Ka=1.25，根据V=1.95m/s , 8级精度查图表图10-8丨得动载系数Kv=1.12查

16、图表表10-3得齿间载荷分布系数KhKf =1.33根据大齿轮两端支撑，小齿轮悬臂布置查表10-9得Kh卩卩=1.25的 Khb Kf b=1.5X1.25=1.33得载荷系数 K KaKvKh Kh =2.156H 2 =72 1 MPad1t =114.9 5mmv=1.95m/s4) 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，得d115.9mm5计算模数Mdi115.9zi235.04 mm1.、按齿根弯曲疲劳强度设计K=2.156设计公式:(1)确定公式各计算数值1)计算载荷系数KaKvKf Kf2）计算当量齿数Zv1 Z1=23.7/ COS 1Mt =5.04mm7v2Z 2/=70.

17、2/cos 2K=2.743）.由教材表10-5查得齿形系数Yf i 2.66 Yf 22.12应力校正系数Ys i1.58Ys 2 1.864）由教材图20-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限fe1 330MPa，大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2 270MPa5）由？机械设计？图10-18 取弯曲疲劳寿命系数K fn1 =0.88Kfn2 =0.89Yf 12.66Yf 22.12Ys 11.58Ys 2 1.86FE1330MP afe2 270MPjK FN 1=0.88K fn 2 =0.89KFN1 FE1S0.88 3301.25308.28MPaF】2 =K FN 2 FF 2S0

18、.89 2701.25242.86MPa6）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳平安系数S=1.25，得7）计算大小齿轮的并加以比拟YFa1 F Sa1F12.66 1.58308.280.0133YFa2F Sa2F 22.12 1.86242.860.016107大齿轮的数值大,选用大齿轮的尺寸设计计算(2 )设计计算5.015mm4 2.156 164.47I2=mm 1/310.5 1/3 232 321取 M=2.75mm比照计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数 m大于由齿根弯曲 疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所承载的 能力。而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，

19、取决于齿轮直径。按GB/T1357-1987圆整为标准模数，取m=5 mm 但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d 1=115 mm来计算应有的齿数.计算齿数 Z1=d 23 m取Z1=23那么Z2取684、计算几何尺寸(1) 5 23=115mm(2) d 2 = z2m 5 68=340mm(3) 1 arccot-d1= 18.4349d2M=5.015 mm(4)290 171.5651(5)R2d11 21.321d177.92 mm2(6)bR R =59.3 圆整取 b=60 mmZ1=23Z2=68(7)机构设计小锥齿轮分度圆直径为115mm米用实心构

20、造大锥齿轮分度圆直径为340mm米用腹板式构造di=115mmd 2 =340mm1 18.43492 71.5651R=177.92 mmb=60 m?斜齿圆柱齿轮传动设计：斜齿轮啮合好，且可以抵消一局部轴向力，降低轴承轴向负荷，应选用斜齿轮，批量较小，小齿轮用 40Cr，调质处理，硬度 241HB286HB，平均取260HB ,大齿轮用45钢，调质处理，硬度为229HB286HB ,平均取240HB计算工程计算容计算结果（1）初步计算转矩T,= 9560i7 = 46&82n m468.82N m齿宽系数 d由表9.3-11查取 d 1.2d1.2接触疲劳极限H lim由图 9.3-22b

21、H lim1710MPaHl lim 2580MPa初步计算需用 接触应力 HPhp! 0.9 h lim 10.9 710MPaHP2 0.9 H|im2 0.9 580MPaHP! 639MPaHP2 522MPaAd值由表B1，估计815取Ad 756，Ad 756动载荷系数KK 1.4K 1.4初步计算小齿轮直径aa i KT；u 1d1花12d HPU取 d 100mmo 1.5 46882 3.37 1756 3 1.4 522s3.3710399mm初步齿宽bbdd11.2 100 120mmb 120mm2丨校核计算圆周速度dj1100 107.8v60 1000 60 100

22、0v 0.564m/s精度等级由表9.3-1选择8级精度取乙 32初取乙32，Z2 izi3.37 32 107.84Z2107i 107/323.34传动比误差为-0.8%3.34 3.37 /3.370.8%mt d1/z1100/323.125mt3.125齿数z、模数m由表9.3-4取mn 3mn3和螺旋角Z1 d1/m 100/3.125 32z232 3.37 107一般K与z2应取为互质数取乙32Z2107mn 316.26arcco arcco讥3.125由表9.3-6原动机均匀平稳，工作Ka1.25使用系数机有中等冲击动载系数由图9.3-6Kv1.04先求 Ft2/d1 2x

23、468.82/100Ft9376.4N齿间载荷分配KAFt9376.4At 1.2597.67b120100N /mm b系数由表9.3-7，非硬齿面斜齿轮，精Kh1.78度等级8级齿向载荷分布2Kh ABC 10 3 baKh1 .47系数1.17 0.16 1.22 0.61 10 3 120区域系数由图.3-17查出Zh2.43Zh2.43由 表9.3-11查出Ze189 .8J MPa弹性系数ZE 189.8jMPa由表9.3-5.arctan tannt20.76cos丄tan 20arcta n cos16.27at128.10db1 d1 cos tat1ui nonui non

24、da1d12ha1arccos100cos20.76100 2 4at223.27728.10db2at 2 arccosda2t20.76重合度系数arccosd2 cos t d2 2ha21.66arccos404.199 cos20.76404.1992 43.5723.277Z0.78由于无变位，端面啮合角tt1Z1 tan at1tan t2Z2 tan at2tan tbsin120sin 16.27mn4Z F/ 1V 1.627螺旋角系数ZJcosZ0.98/3Zv iZ / cos23 / cos316.26丫 Fa 12.4437.59/3Zv 2Z2 / COS107/

25、cos316.：26 Fa 22.18齿形系数YFa125.69由图9.3-19,查得丫应力修正系数由图9.3-20查得Ysa11.67YSa21.81Ysac0 .75Y0.25V丫0.67c0.750 .252/ co &b重合度系数丫0 750 .250.671 .627/ 0 .9762螺旋角系数由图9.3-21查取丫0.84丫齿向载荷分布b/h 120 / 2.25317.78Kf1.45系数Kf由图9.3-9查取试验齿轮的齿根弯曲疲劳极限F lim1300 N / mm2F lim2270 N / mm 2许用弯曲应力F limSF min1.25FP由表9.3-14查最小平安系数

26、YX1丫X21.0SF min由图9.3-26确定尺寸系数Yx由图9.3-25确定弯曲寿命系数Y NTY ST1Y ST 22另外取 YVrelT 1YVrelT 21YRrelT 1Y RrelT 21F lim YST YNT X/relT YRrelT YXYnt 10.89Ynt 20.93FP1 427.2N /mm2Fp2401.76N /mm2FP SSF lim验算FtFKaK/Kf Kf Y FaYsabm2F1 200 N / m m Y YFP 12F2 194 N /mmFP 2合格3许用接触应力验算许用接触应力由表9.3-14取最小平安系数Sh lim总工作时间th1

27、0 300 16应力循环次数Nli 60 nth单向运转取18f|N L !3.110N L2-i3.37接触寿命系数Znt由图9.3-23查出SH lim 1 .5 th 48000 hN L1 3.110 8NL2 0.93108Zn1 1.09Zn2 1.16齿面工作硬化系数HB 2130ZwiZw 21.221700ZW1Zw2 1.14接触强度尺寸系数Zx由表9.3-15安调Z X1Zx2 1.0质钢查润滑油膜影响系数取为Zl1ZL2ZR1ZR2ZV1Zv2 1H lim Z NT ZL ZVZ RZWZXHP 12840 N / mmHPSH limHP 22730 N / mmH

28、Hmin HP1, HP2验算ZhZeZ z JkaKvKh KhFtu 1d1b u675.6N/mm2合格4丨确疋三要传动尺寸中心距ad1 i 1 /2217.5取整a2201 叫（Z1Z2）cos螺旋角2 a1 4(2497 )18 36 27cos2252切向模mtmn / cos3/cos18 36 27mt3.1655数分度圆dmnz / cosd1101 .3mm直径d2338 .7mm取b1125 mm齿宽bdd11.2101 .3b2120 mm5小结:齿轮主要传动尺寸列表模数m mn3压力角n20螺旋角18 36 27分度圆d1101.3mmd2338.7mm直径d齿顶咼h

29、aha m 1 33mmha齿根高hf hf m 1.2533.75mmhf齿顶间C0.25m0.2530.75mm隙C齿根圆d fidi2hf 101 .32 3.75df1 93.8mm直径d f 2d22hf 338.723.75df1 331.2mmdf中心a di d 2 2220mm距a齿宽b2bdd11.2100b1125mmbbib25 10 mmb2120 mm齿顶圆直径dad a1 d1 ha 101 .33d a2 d 2 ha 338 .73da1 104.3mm d1341 .7 mmIII 轴的设计计算?1输入轴的设计1.求输入轴上的功率P、转速n和转矩TlR =5

30、.57 kwn =323.33r/min Ti =164.47N.2、求作用在齿轮上的力高速级小圆锥齿轮的平均分度圆直径为dmi di(1 0.5 r)95.83mm那么 Ft 2%i 2 16443095.83343242NFrFt.tan20 cos 11185.19NFFt.tan20 sin 1395 .06 NFt=3432.42NFr=1185.19NFa=395.06N3、初步确定轴的最小直径先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为 45钢调质,根据？机械设计第八版？表15-3，取A0 112，得dminA03I ni1123 5.57323.3328.9 mm输入轴的最小直径为安

31、装大带轮 d12，取d12 =36mm，4、 轴的构造设计1初步定输入轴设计如图(2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1) 为了满足大带轮的轴向定位，12段轴右端需制出一轴 肩，故取23段的直径d23 42mm。12段长度应适当小于L所以取L12=78mm2) 初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力， 应选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据d23 42mm，由？机械设计课程设计？表13-1中初步选取0根本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30309，其尺寸为 d D T 45mm 100mm27.25mm 所以d34 45mm 而 L34 =24mm这对轴承均采用轴肩进展

32、轴向定位，由？机械设计课程设计？表13-1查得30309 型轴承的定位轴肩高度da 52mm，因此取 d45 52mmd12 =36mm3取安装齿轮处的轴段67的直径d67 42mm;为使套筒可靠地压紧轴承，56段应略短于轴承宽度，但考虑到应加一挡油环，故取 L56=40mm , d56 45mm4轴承端盖的总宽度为20mm。根据轴承端盖的装拆及便于 对轴承添加润滑油的要求，求得端盖外端面与大带轮右端面 间的距离 l=20mm，取 L23=55mm。5）锥齿轮轮毂宽度为50mm，为使套筒端面可靠地压紧齿轮取 L67 63mm由于 Lb 2La，故取 L45 106mm3轴上的周向定位圆锥齿轮的

33、周向疋位米用平键连接，按d67 40mm由？机械设计第八版?表 6-1查得平键截面b h 12mm 8mm，键槽用 键槽铣刀加工，长为56mm，同时为保证齿轮与轴配合有良好的对H 7中性，应选择齿轮轮毂与轴的配合为C ;同样，大带轮处处平键m 6截面为b h l 10mm 8mm 70mm与轴的配合为H 7 ；滚动轴承 m 6与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为H7。4确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为2 45，轴肩处的倒角可按R1.6-R2适中选取。5、 求轴上的载何30309型的a=21.3mm。所以俩轴承间支 点距离为130mm 右轴承与齿轮间的距离为60mm。d23

34、 42mmL12=78mm载荷水平面H垂直面V支反力FFnh1 961.61NFnv1 3446.05NFnh24735.53NFnv2 -2961.07N弯矩MMh 205945.2N.mmMv1 52179.91N.mmMv2178697.49N.mm总弯矩M =212152.74N.mm扭矩TTi =164.47N.M6按弯扭合成应力校核轴的强度d34 45mmL34=24mm根据图四可知右端轴承支点截面为危险截面，由上表中的数据及轴的单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取0.6，轴的计算应力为ca2 2M ( Ti)W2 221215274(164470 58)= 56.44Mpa3

35、0.1 60前已选定轴的材料为45钢调质，由？机械设计第八版?表 15-1查得1 60MPa, ca，故平安。中间轴的设计1、求输入轴上的功率P、转速n和转矩TP 5 29kW n =107.8r/min T 2、求作用在齿轮上的力小斜齿轮的分度圆直径为mz 101 .3mmFt12T 22468820d1101 .39256 .07 NFr1Ft1 tan an9256.07costan 200coso;3554 74 Nd45 52mmd67 42mmL56=40mmd56 45mmL23=55mmL67 63mmL45 106mmFaiFti tan3116 .27 N3、初步确定轴的最

36、小直径先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为40Cr调质，根据？机械设计第八版？表15-3，取A0 110，得5.29dmin Ac3：41 004 mm飞107.8，中间轴最小直径显然是安装滚动轴承的直径d1 2和d5 64、轴的构造设计1拟定中间轴设计如图。2根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，应 选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据dm. 41mm，由？机械设计课程设计?表 13.1中初步选取0根本游隙组，标准精度级的 单列圆锥滚子轴承 30311， 其尺寸为d D T 55mm 120mm 31.5mm， d12 d56 55mm。2丨取安装齿轮的轴段d23 d45 62mm，锥齿轮左端与左轴 承之间采用套筒定位，锥齿轮轮毂长L 80mm，为了使套筒端面可 靠地压紧端面，此轴段应略短于