机械设计课程设计说明书---设计用于带式运输机上的减速器.docx

目 录一、设计目的2二、设计题目2三、设计方案2四、传动装置的总体设计34.1分析和确定传动方案34.2 带轮传动的设计7五、齿轮的设计9六、轴的设计计算及校核146.1高速轴的设计计算1762低速轴的设计计算22七、减速器机体结构尺寸表30八、润滑油的选择与计算31九、附件的设计和选择31十、绘制装配图和零件图32十一、心得体会32一、设计目的1、 通过课程设计实践，树立正确的设计思想，增强创新意识，培养综合运用机械设计课程和其他先修课程的理论与生产实际知识去分析与解决机械设计问题的能力。2、 学习机械设计得一般方法，掌握机械设计的一般规律。3、 进行机械设计基本技能的训练，例如，计算、绘图、查阅设计资料和手册、运用标准和规范等。二、设计题目设计用于带式运输机上的减速器工作条件：两班制，连续单向运转载荷较平稳，空载启动，室内工作，有粉尘，环境最高温度35度。使用期限8年，检修间隔期为：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修。小批量生产，运输带速度允许误差为5%，设工作机效率w=0.96。输送带工作拉力为f=3.0kn，输送带的工作速度为v=3m/s，滚筒直径为d=320mm三、设计方案 该减速器传动方案如图3-1所示图3-1 1电动机 2v带传动 3一级斜齿圆柱齿轮减速器 4联轴器 5卷筒 6运输带四、传动装置的总体设计4.1分析和确定传动方案设计内容计算及说明结 果1、 电动机的选择2、确定总传动比和各级传动比3、计算传动装置各轴的运动和动力参数(1) 选择电动机类型和结构形式。按工作要求和工作条件，选用一般用途的y系列三相异步电动机，卧式封闭结构。(2) 选择电动机功率。工作机所需的功率为：pd= pw / ，pw=fv/1000=310001.3/10000.96= 4.06 a=联轴器 带 齿轮 轴承3 滚筒 0.990.960.970.9830.96 0.833 所以电动机所需的工作功率pd=pw/a=4.06/0.833=4.877kw（3）确定电动机转速卷筒轴的工作转速 nw=601000v/d=6010001.3/（3.14320）=77.59r/min按推荐的合理传动比范围，取v带传动的传动比i=2-4单级齿轮传动比i=3-6,则合理总传动比的范围为i=6-20故电动机转速的可迭范围为：nd=i nw=(624)77.59=465.541862.16 r/min符合这一范围的同步转速有750r/min、 1000r/min、 1500r/min综合考虑电动机和传动装置的尺寸，重量以及带传动和减速器的传动比，为使传动装置结构紧凑，决定选用同步转速为1000r/min的电动机，另外，要求所选电动机的额定功率ped稍大于所需电动机的工作功率pd，故此选用型号为y132m2-6所选电动机额定功率ped=5.5kw，满载转速nm=960r/min，所选电动机的主要性能和安装尺寸如表4-1所示：电动机型号额定功率/k w满载转速/(r/min)启动转矩最大转矩y132m2-65.59602.02.0表4-1总传动比：inm/nw ， i=nmnw=96077.59=12.37 又因为i=i带i齿轮 ，为了使v带传动尺寸不致过大，初步选i带=3， 则 i齿轮=12。373=4.12（1）各轴的转速轴 n1=nm /i带=960/3=320r/min轴 n2=n1/i齿轮=320/4.12=77.67r/min卷筒轴 n卷=n2=77.67n/min（2）各轴的输入功率轴p1=pd带=4.8770.96=4.68kw轴p2=p1齿轮 轴承=4.680.970.98=4.45kw卷筒轴p3 =p2 联轴器 轴承= 4.45 0.99 0.98=4.32kw3）各轴的输出转矩 电动机轴的输出转矩td为td=9.55106pd/nm =9.55106(4.877960)=4.85104nmm轴 t1=tdi带带=4.8510430.96=1.4105nmm轴 t2=t1 轴承i齿轮齿轮=1.4105 0.984.120.97=5.52105nmm卷筒轴t3= t2联轴器 轴承=5.521050.980.99=5.36105nmm各参数见表4-2轴名功率p/k转矩t/（104nmm）转速n/(rmin)传动比i效率电机轴4.8774.8596030.96高速轴4.68143204.120.97低速轴4.4555.977.6710.97卷筒轴4.3254.377.67pd=4.887kwped=5.5kwnm=960r/mini带=3 i齿轮=4.12n1=320r/minn2=77.67r/minn卷=77.67 r/minp1=4.68kwp2=4.45kwp3 =4.32kwt1=1.4105nmmt2=5.52105nmmt3=5.36105nmm电动机型号及参数 表4-3型号habcdefgdky100l2-413221617889388010812型号bb1b2haabbhal1y100l2-428021013531560238185154.2 带轮传动的设计1、选择v带型号2、确定带轮基准直径并验算带速3、确定带长和中心矩4、确定v带根数5、确定带的初拉力fo6、计算带传动的压轴力fp由表查得ka=1.1 pca=kapd=1.14.877=4.36kw 再由n1=960r/min查图选a型v带由于是a型v带，所以带轮基准直径为112140 根据表取dd1=125mm，所以dd2=dd1i带=1253=375mm带速v=dd1n1/601000=3.14125960/(601000)=6.28m/sv在5-25m/s范围内，所以两带轮直径合适 由0.7(dd1+dd2）a02(dd1+dd2)可得：0.7(125+375)a02(125+375) 350a01000则 a0取初值625mm由公式知：ld0=2a0+（dd1+dd2）/2+（dd1-dd2）2 /4a0 =2625+3.14(125+375)/2+(375-125)2/4625 =2060mm取ld=2000mm，a a0+(ld- ld0)/2=625+(2000-2060)/2 =595mm，符合题意验算小带轮包角x由式（7-15）知 a1=1800-（dd2-dd1）57.30/a=1800-(375-125)57.30/595 =155.9201200 合适查表得p0=1.381 p0=0.112k=0.84，kl=0.95z=pcapr=pcap0+ p0kkl= 4.36(1.381+0.112)0.841.03= 3.38 取z=4根单根v带所需的最小初拉力为（f0）min=500(2.5-k)pcakzv+qv2=500(2.5-0.84)4.360.8446.28+0.16.282=175.4n.对于新安装的v带，初拉力应为1.5（f0）min；对于运.转后的v带，初拉力应为1.3（f0）min压轴力的最小值为（fp）min=2z（f0）minsin2=24175.4sin1562=1372.5na型v带dd1=125mmdd2=375mma=595mmld=2000mmz=4（f0）min= 175.4n（fp）min= 1372.5n五、齿轮的设计1、选择材料、热处理方式、公差等级、齿数和螺旋角2、初步计算传动的主要尺寸3、按齿根弯曲强度设计4、几何尺寸计算5、齿轮上作用力的计算考虑到带式运输机为一般机械，故大、小齿轮均选用45钢。为制造方便采用软齿面，小齿轮调质处理，大齿轮正火处理，选用8级精度，查表可得小齿轮齿面硬度为240hbw，大齿轮齿轮齿面硬度为200hbw.初选小齿轮齿数z1=24，大齿轮齿数为z2=4.12z1=4.1224=99，初选螺旋角为=14由于属闭式传动软齿面，故按齿面接触疲劳强度进行设计，则有 d132ktt1du+1u(zhzeh)2（1） 确定公式内的各计算数值1）小齿轮传递转矩为 t1=1.4105nmm2）试选载荷系数kt=1.63）取齿宽系数d=14）选取区域系数zh=2.4335）查表得到1=0.77，2=0.87，所以 =1+2=0.77+0.87=1.646）查表得材料的弹性影响系数ze=189.8mpa127）按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限hlim 1=580mpa 大齿轮的接触疲劳强度极限hlim 2=400mpa8）计算应力循环次数n1=60n1jlh=603201283008=7.373108 n2=7.3731084.12=1.791089）由此可得到接触疲劳寿命系数khn1=0.95;khn2=0.9710）计算接触疲劳许用应力取安全系数s=1，可得 h1=khn1hlim 1s=0.95580=551mpa h2=khn2hlim 2s=0.97400=388mpa h=h1+h22=551+3882=469.5mpa（2） 计算 1）d1t 321.61.410511.64 5.124.12（2.433189.8469.5）2mm = 68.99mm2）计算圆周速度v =d1tn1601000=68.99320601000m/s=1.16m/s3)计算齿宽b及模数mnt b=dd1t=168.99mm=68.99mm mnt=d1tcosz1=68.99cos1424mm=2.79mmh=2.25mnt=2.252.79mm=6.28mm b/h=68.996.28=10.994）计算纵向重合度 =0.318dz1tan=0.318124tan14=1.903 5）计算载荷系数k已知使用系数ka=1，根据v=1.16m/s，8级精度，可查得动载系数kv=1.04；由表查得 kh=1.351，kf=1.28；kh=kf=1.4。故载荷系数 k=kakvkhkh=11.041.41.351=1.98 6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径d1=d1t3kkt=68.9931.981.6mm=74.07mm 7）计算模数mn mn=d1cosz1=74.07cos1424mm=2.99mmmn32kt1ysin2dz12.yfaysaf（1） 确定计算参数1) 计算载荷系数 k=kakvkfkf=11.041.41.28=1.862）根据纵向重合度 =1.903得，螺旋角影响系数y=0.883）计算当量齿数 zv1=z1cos3=24cos314=26.27 zv2=z2cos3=99cos314=108.374)查取齿形系数 由表查得yfa1=2.592；yfa2=2.173 5）查取应力校正系数 由表查得ysa1=1.596；ysa2=1.7976）计算弯曲疲劳许用应力查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限fe1=200mpa；大齿轮的弯曲强度极限fe2=170mpa ；弯曲疲劳寿命系数kfn1=0.91；kfn2=0.94 取弯曲疲劳安全系数s=1.4，可得到 f1=kfn1fe1s=0.912001.4mpa=130 mpa f2=kfn2fe2s=0.941701.4mpa=114.14mpa7）计算大、小齿轮的yfaysaf并加以比较 yfa1ysa1f1=2.5921.596130=0.0318 yfa2ysa2f2=2.1731.797114.14=0.0342 大齿轮的数值大（2）设计计算 mn321.861.41050.88cos31412421.640.0342 mm=2.47mm 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取mn=2.5mm，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=74.07mm来计算应有的齿数。于是有 z1=d1cosmn=74.07cos142.5=28.75，取z1=29，则 z2=i齿轮z1=4.1229=119（1）计算中心距 a=z1+z2mn2cos=（29+119）2.52cos14mm=190.66mm，将中心距圆整为190mm （2）按圆整后的中心距修正螺旋角=arccosz1+z2mn2a=arccos（29+119）2.52190=13.17o 因值改变不多，故参数、k、zh等不必修正（3）计算大、小齿轮的分度圆直径 d1=z1mncos=292.5cos13.17o=74.46mm d2=z2mncos=1192.5cos13.17o=305.54mm （4）计算齿轮宽度 b=dd1=174.46mm=74.46mm 圆整后取b1=75mm；b2=70mm。（5）其他几何尺寸 端面模数 mt=mncos=2.5cos13.17o=2.57mm 齿顶高 ha1=ha2=ha*mn=12.5mm=2.5mm 齿根高 hf1=hf2=ha*+c*mn=1+0.252.5mm=3.125mm 全齿高 h=ha+hf=2.5mm+3.125mm=5.625mm 齿顶圆直径为 da1=d1+2ha1=74.46+5=79.46mm da2=d2+2ha2=305.54+5=310.54mm 齿根圆直径为 df1=d1-2hf1=74.46-6.25=68.21mm df2=d2-2hf2=305.54-6.25=299.29mm（1）已知条件 高速轴传递的转矩为t1=1.4105nmm，转速为n1=320r/min，小齿轮分度圆直径为d1=74.46mm，螺旋角为 =13.17o，法向压力角n=20（2）小齿轮1的作用力 圆周力为ft1=2t1d1=21.410574。46n=3760.41n其方向与力作用点圆周速度方向相反； 径向力fr1=ft1tanncos =3760.41tan20cos13.17n=1405.65n，其方向是由力的作用点指向齿轮1的转动中心； 轴向力为fa1=ft1tan=3760.41tan13.17=879.92n （3）大齿轮2的作用里 大齿轮2各个力与小齿轮1上相应的力大小相等，作用方向相反=14n1=7.373108n2=1.79108h1=551mpah2=388mpah=469.5mpad1t=68.99mmv =1.16m/sb=68.99mmmnt=2.79mm=1.903k=1.98d1=74.07mmmn=2.99mmk=1.86zv1=26.27zv2=108.37f1=130 mpaf2=114.14mpamn2.47mmz1=29z2=119a=190mmd1=74.46mmd2=305.54mmb=74.46mmmt=2.57mmha1=ha2=2.5mmhf1=hf2=3.125mmh=5.625mmda1=79.46mmda2=310.54mmdf1=68.21mmdf2=299.29mmft1=3760.41nfr1=1405.65nfa1=879.92n六、轴的设计计算及校核6.1高速轴的设计计算1、已知条件2、选择轴的材料3、 初算轴径4、结构计算5、键连接6、 轴的受力分析7、校核轴的强度8、校核键连接的强度9、校核轴承寿命高速轴传递的功率p1=4.68kw，转速n1=320r/min，小齿轮分度圆直径d1=74.46mm，齿轮宽度b1=75mm，转矩t1=1.4105nmm因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故查表选用常用的材料45钢，调质处理 因为高速轴外伸段上安装带轮，所以轴径可按下式求得，取c=120，则 dc3pn=12034.68320mm=29.35mm 考虑到轴上有键槽，轴径应增大3% 5%，则 d29.35+29.350.030.05=30.2330.82mm 取dmin=31mm（1）轴承部件的结构设计 轴的初步结构设计及构想如图6-1所示。为方便轴承部件的装拆，减速器的机体采用剖分式结构。该减速器发热小、轴不长，故轴承采用两端固定方式。然后，可按轴上零件的安装顺序，从dmin处开始设计图6-1（2）轴段的设计 轴段上安装带轮，此段设计应与带轮设计同步进行。又最小直径可初定轴段的轴径d1=35mm，带轮轮毂的宽度为（1.52.0）35mm=52.570mm，取为70mm，则轴段的长度略小于毂孔宽度，取l1=68mm（3）轴段轴径设计 考虑带轮的轴向固定及密封圈的尺寸，带轮用轴肩定位，轴肩高度为h=0.070.1d1=0.070.135mm=2.453.5mm。轴段的轴径d2=d1+22.453.5mm=39.942mm，该处轴的圆周速度v=dd1n1601000=42320601000m/s=0.7m/s3m/s，可选用毡圈油封。查表得，选取毡圈40 jb/zq 46061997，则d2=40mm。由于轴段轴段的长度l2涉及的因素较多，稍后再确定 （4）轴承与轴段和轴段 考虑齿轮有轴向力存在，选用角接触球轴承。轴段上安装轴承，其直径应符合轴承内径系列。现暂取轴承为7309c，可查得轴承内径d=45mm，外径d=100mm，宽度b=25mm，内圈定位轴肩直径da=54mm，外圈定位内径da=91mm，在轴上力作用点与外圈大端面的距离a3=20.2mm，故取轴段的直径d3=45mm。轴承采用脂润滑，需要用挡油环阻止箱体内润滑油溅入轴承座。取挡油环端面到内壁距离b1=2mm，为补偿箱体的铸造误差和安装挡油环，轴承靠近箱体内壁的端面距体内壁的距离取=14mm，则l3=b+b1=25mm+14mm+2mm=41mm。通常一根轴上的两个轴承取相同型号，则d7=45mm，l7=l3=41mm（5）轴段的长度设计 轴段的长度l2除了与轴上零件有关外，还与轴承座宽度及轴承端盖等零件有关。查表可知机座壁厚由公式=0.025a+1计算，则=0.025190mm+1=5.75mm，取=8mm，机盖壁厚为1=0.02a+1=0.02190+1=4.8mm，取1=8mm；地角螺钉直径df=0.036a+12=0.036190+1219mm，轴承端盖螺钉直径为（0.40.5）df=7.69.5mm，取为m8，由于中心距a=190mm300mm，可确定轴承旁连接螺栓直径为m12，相应的c1=18mm，c2=14mm，箱体凸缘连接螺栓直径为（0.50.6）df=9.511.4mm，取为m10，轴承端盖厚度e=1.2d端螺=1.28mm=9.6mm，取e =10mm。轴承座宽度为l=+c1+c2+58mm=8mm+18mm+14mm+58mm=4548mm 取l=46mm，取端盖与轴承座之间的调整片厚度为t=2mm；为了在不拆卸带轮的条件下，方便装拆轴承端盖连接螺栓，取带轮凸缘端面至轴承端盖表面的距离k=28mm，带轮采用腹板式，螺栓的拆装空间足够，则有 l2=l+e+k+t-b=46mm+10mm+28mm+2mm-14mm-25mm=47mm（6）轴段和的设计 该轴段间接为轴承定位，可取d4=d6=55mm，齿轮两端面与箱体内壁距离取为1=10mm，则轴段和的长度为 l4=l6=1-b1=10mm-2mm=8mm（7）轴段的设计 轴段上安装齿轮，为便于安装，d5应略大于d3，可初定d5=57mm，则查表得到该处键的截面尺寸为16mm10mm，轮毂键槽深度为t1=4.3mm，该处齿轮轮毂键槽到齿根距离为 e=df12-d52-t1=68.21mm2-57mm2-4.3mm=1.305mm2.5m=2.52.5=6.25mm 故该轴应设计成齿轮轴，l5=b1=75mm（8）箱体内部之间的距离为 bx=21+b1=210mm+75mm=95mm（9）力作用点间的距离 轴上力作用点与外圈大端面的距离a=18.2mm，则l1=70mm2+l2+a=35mm+53mm+18.2mm=106.2mm l2=l3+l4+l52-a=41mm+8mm+37.5mm-20.2mm=66.3mm l3=l2=66.3mm带轮与轴段采用c型普通平键连接，键长等于或略小于带轮轮毂的长度，所以键长l=63mm，可得键的型号为键108 gb/t 10961990（1）画轴的受力简图 轴的受力简图如图6-2所示 （2）支承反力 在水平面上为 r1h=ql1+l2+l3-fr1l3-fa1d12l2+l3=1372.5106.2+66.3+66.3-1405.6566.3-879.9274.46266.3+66.3=1521.86n r2h= q-fr1-r1h=1372.5-1405.65-1521.86=-1555.01n 式中负号表示与图中所画力的方向相反 在垂直平面上为 r1v=r2v=ft12=3760.41n2=1880.21n 轴承1的总支承反力为r1=r1h2+r1v2=1521.862+1880.212n=2418.94n 轴承2的总支承反力为r2=r2h2+r2v2=1555.012+1880.212n=2439.93n（3）画弯矩图 弯矩图如图6-2所示 在水平面上，在a-a剖面右侧 mah=r2hl3=-1555.0166.3nmm=-103097.2nmm 在a-a剖面左侧为 mah=mah-fa1d12=-100286.2-879.9274.462=-133045.6nmm b-b剖面为 mbh=-ql1=-1372.5106.2nmm=-145759.5nmm 在垂直平面上 mav=-r1vl2=-1880.2166.3nmm=-124657.9nmm mbv=0nmm 合成弯矩，a-a剖面左侧ma=mah2+mav2=133045.62+124657.92nmm=182320nmm a-a剖面右侧为ma=mah2+mav2=103097.22+124657.92nmm =161767.2nmm b-b剖面为mb=mbh2+mbv2=145759.52+02nmm=145759.5nmm （4）画转矩图 转矩图如图6-2所示，t1=1.4105nmm对于a-a剖面处，其抗弯截面系数为w =d3532=57332mm3=18181.3mm3 抗扭截面系数为wt=d3516=57316=36362.6mm3 弯曲应力为a=maw3mpa=10.03mpa 扭剪应力为 =t1wt=1.410536362.6mpa=3.85mpa 对于b-b剖面处，其抗弯截面系数为w=d3332=45332mm3=8946.2mm3 抗扭截面系数为wt=d3316=45316=17892.4mm 所以弯曲应力为b=mbw=145759.58946.2mpa=16.29mpa 扭剪应力为 =t1wt=1.410517892.4mpa=7.8mpa比较a-a剖面和b-b剖面可得，b-b剖面为危险剖面，按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向转动的转轴，轴距按脉动循环处理，故取折合系数=0.6，则当量应力为e=b2+42=16.292+40.67.82mpa=18.8mpa查表的45钢调质处理抗拉强度极限b=650mpa，则可查得轴的许用弯曲应力-1b=60mpa，可得e-1b，强度满足要求带轮处键连接的挤压应力为p=4t1d1hl=41.410535863-10mpa=37.74mpa，因为所选的键、毂和轴的材料均为钢，所以ps1，则两轴承的轴向力分别为 fa1= s2+a=1855.92n，fa2=s2=976n图6-3（2）计算当量动荷载 由fa1c0=1855.9239800=0.047，查表可得e =0.42，因为fa1r1=1855.922418.94=0.77e，故x=0.44，y=1.33，则轴承1的当量动载荷为 p1=xr1+y fa1=0.442418.94+1.331855.92=3532.71n由fa2c0=97639800=0.025，查表得e=0.4，因为fa2r2=9762439.93=0.4=e，所以x=1,y=0，则轴承2的当量动荷载为 p2=xr2+y fa2=12439.93n=2439.93n （3）校核轴承寿命 因p1p2，故只需校核轴承1的寿命，取载荷系数fp=1.1轴承1的寿命为 lh=10660n1cfpp=10660320492001.13532.713h=105704h lhlh=283008h=38400h，所以轴承的寿命足够d29.35mmdmin=31mmd1=35mml1=68mmd2=40mm轴承7309cd3=45mm。d7=45mml7=l3=41mml2=47mmd4=d6=55mml4=l6=8mmd5=57mml5=75mml1=106.2mml3=l2=66.3mmr1h=1521.86nr2h=-1555.01nr1v=r2v=1880.21r1=2418.94nr2=2439.93nmah=-103097.2nmah=-133045.6nmmmbh=-145759.5nmmmav=-124657.9nmmmbv=0nmmma=182320nmmma=161767.2nmmmb=145759.5nmmw =18181.3mm3 wt=36362.6mm3a=10.03mpa=3.85mpaw=8946.2mm3wt=17892.4mmb=16.29mpa=7.8mpae=18.8mpap=37.74mpas1=967.6ns2=976nfa1=1855.92nfa2=976np1=3532.71np2=2439.93nlh=105704h62低速轴的设计计算1、 已知条件2、材料选择3、初算轴径4、结构设计5、键连接6、受力分析7、校核轴的强度8、校核键连接的强度9、校核轴承寿命低速轴传递的功率p2=4.45kw，转速n2=77.67r/min，传递转矩t2=5.59105nmm，齿轮2分度圆直径d2=305.54mm，齿轮宽度b2=80mm因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特俗要求，故选常用的材料45钢，调质处理 取c=120，低速轴外伸段的直径可按下式求得： dc3pn=12034.4577.67mm=46.26mm 轴与联轴器连接，有一个键槽，应增大轴径3%5%，即d46.26+42.260.030.05=47.6544.37mm，圆整，区取dmin=44mm（1）轴承部件的结构设计 轴的初步结构设计及构想如图6-4所示，该减速器发热小，轴不长，故轴承采用两端固定方式。按轴上零件的安装顺序，从最细处开始设计图6-4 （2）轴段的设计 轴段上安装联轴器，此段设计应与联轴器的选择设计同步进行。为补偿联轴器所连接两轴的安装误差、隔离振动，选用弹性柱销联轴器。取ka=1.5，则计算转矩为tc=kat2=1.55.59105nmm=898500nmm 查表可得gb/t 50142003中lx3型联轴器符合要求：公称转矩为1250nm，许用转速4750r/min，轴孔范围为3048mm。结合伸出段直径，取联轴器毂孔直径为48mm，轴孔长度84mm，j型轴孔，a型键，相应的轴段的直径d1=48mm，其长度略小于毂孔的宽度，取l1=82mm （3）轴段轴径设计 在确定轴段的轴径时，应考虑联轴器的轴向固定及密封圈的尺寸两个方面问题。联轴器用轴肩定位，轴肩高度为h=0.070.1d1=0.070.148mm=3.364.8mm。轴段的轴径d2=d1+2h=54.7257.6 mm，最终由密封圈确定。该处轴的圆周速度小于3m/s，可选用毡圈油封，查表可选用毡圈 55 fz/t 920101991，则d2=55mm（4）轴段和轴段轴径设计 轴段及轴段上安装轴承，考虑齿轮有轴向力存在，因此选用角接触球轴承。现暂取轴承为7212c，查表可得轴承内径为d=60mm，外径d=110mm，宽度b=22mm ，内圈定位轴肩直径da=69mm，外圈定位直径da=101mm，轴上定位端面圆角半径最大为ra=1.5mm，对轴的力作用点与外圈大端面的距离a3=22.4mm，故d3=60mm。通常一根轴上的两个轴承取相同的型号，故d6=60mm（5）齿轮与轴段 轴段上安装齿轮，为便于齿轮的安装，d4必须略大于必须略大于d3，可初定d4=65mm，齿轮2轮毂的宽度范围为（1.21.5）d4=7897.5mm，取其轮毂宽度等于齿轮宽度，其左端采用轴肩定位，右端采用套筒固定。为使套筒端面能够顶到齿轮端面，轴段长度应比轮毂略短，由于b2=80mm，故取l4=78mm（6）轴段的长度设计 轴段的长度除与轴上的零件有关外，还与轴承座宽度及轴承端盖等零件有关。轴承座宽度l、轴承端盖厚e、轴承端盖连接螺栓、轴承靠近箱体内壁的端面距箱体内壁距离，端盖与轴承座间的调整垫片厚度t均同高速轴，为避免联轴器轮毂外径与端面螺栓的拆装发生干涉，联轴器轮毂端面与端盖外端面的距离取k=13mm，则有l2=l+t+e+k-b-=46+2+10+13-22-14=35mm（7）轴段的设计 该轴段为齿轮提供定位作用，定位轴肩的高度h=0.070.1d4=4.556.5mm，取h=6mm，则d5=71mm，齿轮端面距箱体内壁距离为3=1+b1-b22=10mm+80-752mm=12.5mm，取挡油环端面到内壁距离为4=2.5mm，则轴段的长度为l5=3-4=10mm（8）轴段和轴段的长度设计 轴段的长度l6=b+4=22mm+14mm+2.5mm=38.5mm 圆整，取l6=38mm 轴段的长度为l3=b2-l4+3+b=75-78+12.5+14+22mm=45.5mm 圆整，取l3=45mm（9）轴上力作用点间距离 轴承反力的作用点距外圈大断面的距离为a=22.4mm，轴的支点及受力点间的距离为 l1=a+l2+84mm2=22.4+3