机械设计课程设计-带式输送机传动装置二级圆柱齿轮减速器.doc

燕 山 大 学机 械 设 计 课 程 设 计 报 告题目： 带式输送机传动装置二级圆柱齿轮减速器 全套图纸加扣3012250582 学 院： 机械工程学院 年级专业： 13级机控-1班 学 号： 学生姓名： 指导教师： 燕山大学课程设计报告目 录1 项目设计目标与技术要求12传动系统方案制定与分析13 传动方案的技术设计与分析13.1 电动机选择与确定13.1.1 电动机类型和结构形式选择13.1.2 电动机容量确定13.1.3 电动机转速选择23.2 传动装置总传动比确定及分配23.2.1 传动装置总传动比确定33.2.2 各级传动比分配34 关键零部件的设计与计算34.1 设计原则制定34.2齿轮传动设计方案34.3 第一级齿轮传动设计计算33.2.1 第一级齿轮传动参数设计33.2.2 第一级齿轮传动强度校核64.4第二级齿轮传动设计计算83.2.1 第二级齿轮传动参数设计83.2.2 第二级齿轮传动强度校核114.5 轴的初算124.6 键的选择及键联接的强度计算134.6.1 键联接方案选择134.6.2 键联接的强度计算144.7 滚动轴承选择及轴的支撑方式155 传动系统结构设计与总成155.1装配图设计及部件结构选择、执行机械设计标准与规范165.1.1装配图整体布局165.1.2 轴系结构设计与方案分析165.2零件图设计205.3 主要零部件的校核与验算215.3.1 轴系结2构强度校核215.3.2 滚动轴承的寿命计算246主要附件与配件的选择256.1联轴器选择256.2 润滑与密封的选择256.2.1 润滑方案对比及确定。与环境要求关系256.2.2 密封方案对比及确定。与环境保护要求关系266.3 通气器266.4 油标266.5 螺栓及吊环螺钉266.6油塞276.7其它277 零部件精度与公差的制定277.1 精度设计制定原则277.2 减速器主要结构、配合要求287.3 减速器主要技术要求288 项目经济性分析与安全性分析288.1 零部件材料、工艺、精度等选择经济性288.2 减速器总重量估算及加工成本初算298.3安全性分析 298.4 经济性与安全性综合分析 299 设计小结2910 参考文献301 项目设计目标与技术要求 任务描述：为煤厂设计一款带式输送机传动装置 技术要求：工作地点煤厂，要求装置具有良好的密封防尘性能；工作中传送带要求载荷1652N且速度达到0.86m/s，滚筒直径为0.27m，受到中等冲击；使用年限为八年一班；中批生产。2传动系统方案制定与分析 由于该减速装置安装于煤厂中，工厂中一帮选取电动机作为动力装置，动力由动力装置输送至工作装置需要进行减速装置进行减速，减速装置又分为带传动装置、链传动装置、齿轮类传动装置等几种。与齿轮类传动相比较，使用较为广泛的带传动属于摩擦型的传动，优点是可进行较大中心距的传动且具有过载保护功能，但对于较大的传动比需要比较大的中心距来保证带与带轮接触的包角以防打滑，结构不够紧凑，且传动比不准确。链传动优点是不像带传动有弹性滑动可以得到较准确的传动比而且能够适应较恶劣的工作环境，这点比较符合煤厂工作环境的特点，但链传动运动不均匀，工作中链条会产生动载荷致使其不宜用于高速传动，故而不能用于电机的减速。与之相比而言齿轮类的传动机构具有结构紧凑的特点，且可利用密封装置使其满足环境要求，故而广泛应用于电机的减速。而齿轮类的传动又分为多种：直齿轮传动、斜齿轮、锥齿轮、蜗轮蜗杆传动。直齿轮传动用于平行轴间的传动，具有传动装置简单，对传动轴不产生多余轴向力的优点，但与斜齿轮相较而言其受啮合齿数的限制，受力性能较差，斜齿轮与直齿轮相仿也用于平行轴间的传动，但是其啮合齿数可利用齿轮螺旋角进行调整，可实现比直齿轮更多齿的啮合，齿轮受力更好，有利于延长齿轮的寿命，装置更为紧凑，但会对轴产生轴向力，轴的受力较为复杂。锥齿轮多用于相交轴间的传动，传动平稳，多用于高速级，但加工较为困难。蜗轮蜗杆传动也用于交错轴间的传动，能够实现较大传动比，结构紧凑且工作平稳无噪声，但是因其摩擦的性质其传动效率低并且蜗轮一般需要贵重的减磨材料，工作中产生的热量较多，对散热的要求较高。综上所述，煤厂中的减速装置并无传动轴交错的强性需求，照顾到负载的强度和具有一定的冲击，故而选用啮合齿数较多受力较好的斜齿轮传动装置。电机设置为由两组斜齿轮减速。3 传动方案的技术设计与分析传动系统的总体参数、运动和动力参数计算与确定。包括电机类别、系列及具体型号选择；给出电机方案选择依据；计算总传动比，分配各级传动比，给出各级传动比分配原则或分配依据说明；计算各轴转速、功率和转矩等。3.1 电动机选择与确定3.1.1 电动机类型和结构形式选择（要求进行方案、性能比较、选择） 按照工厂使用的三相交流电选取三相异步电动机。3.1.2 电动机容量确定（要求考虑安全性、裕度） 工作传送带的速度V=0.86m/s，载荷F=1652N，滚筒直径D=0.27m 计算工作机的功率=FxV=1.48KW 动力从电机传输到工作滚筒中间需要经过联轴器、轴承、齿轮会有功率损耗 传动效率=0.799 电机功率=1.85KW 考虑到留有一定的裕度，选用电动机的功率要大于1.85KW. 查取电机型号表故而选用功率为2.2KW的电机。3.1.3 电动机转速选择 2.2KW功率的三相异步电动机共有四种型号，转速分别为3000r/min、1500r/min、1000r/min、750r/min。 工作滚筒的转速 =60.83r/min 按推荐的传动比合理范围，二级圆柱齿轮减速器传动比i=840，故电动机转速的可选择范围为 = x=（840）x60.83=486.662433.29r/min 符合这一范围的同步转速有750r/min 、1000r/min、1500r/min,为使减速装置更为紧凑，选取较小的传动比，选用同步转速为750r/min的型号为Y132S-8的电机。该电机的主要性能参数如下电机型号额定功率同步转速满载转速额定转矩最大转矩Y132S-82.2KW750r/min710r/min2.0N*m2.0N*m 确定各轴转速 =710r/min =183r/min =31r/min 确定各轴扭矩 =22.89Nm =83.92Nm =236.98Nm 确定各轴功率 =1.85KW =1.74KW =1.64KW3.2 传动装置总传动比确定及分配3.2.1 传动装置总传动比确定 传动装置总传动比 =11.673.2.2 各级传动比分配3.2.2.1 分配方案 利用两级减速器传动比的分配原则 系数取1.3，即 3.2.2.2 各级传动比确定 经计算得 =3.9、=34 关键零部件的设计与计算4.1 设计原则制定 不同类件的安全系数确定 电动机驱动力裕度系数设置为1.2；因受中等冲击，轴易产生应力集中故安全系数 采用最小为1.5的安全系数。 关键件或主要件加工工艺制定 箱体和箱盖选取铸造+机加工的加工工艺；轴采用锻造+机加工的加工工艺；齿轮 采用锻造+机加工的加工工艺。 材料选择与工艺选择 箱体和箱盖采用灰铸铁进行铸造；齿轮和轴采用45号钢先锻造毛坯后进行精加 工。端盖选用Q235碳素钢先进行铸造后精加工。4.2齿轮传动设计方案 软齿面/硬齿面方案选择，设计及校核原则，直齿轮/斜齿轮选择方案 由于减速器对尺寸和重量并无严格要求，所以两级齿轮组选择硬度HB350HBS 的软齿面。按齿面接触强度进行设计，齿根弯曲疲劳强度进行校核。由于受到中等 冲击，斜齿轮同时啮合的齿数较直齿轮多受力较好且结构更为紧凑，选用斜齿轮。4.3 第一级齿轮传动设计计算3.2.1 第一级齿轮传动参数设计 传动形式：圆柱斜齿轮 精度等级：8级 硬度：HB=50 材料及热处理： 普通用途：45号钢 锻钢：软齿面HB350 小齿轮：45号钢调质 =217255 取240 大齿轮：45号钢正火 =162217 取190 齿轮齿数： =2040 = 选=20 = =78 =3.9 x100%=0 针对齿轮的设计： 初定齿轮螺旋角=14、齿宽系数=0.9 （1）确定载荷系数K K= :使用系数 由机械设计表6-4可知电机驱动且工作机受中等冲击取1.25 ：动载系数 由机械设计图6-11（a） （24）m/s 取3， 取1.25 ：齿间载荷分配系数 由机械设计图6-13 =1.43 ：齿向载荷分布系数 由机械设计图6-17，非对称布置=0.9，则=1.2 K=1.25X1.25X1.43X1.2=2.73 （2）计算转矩 T=22.89Nm （3）弹性系数： 由机械设计表6-5可得=189.8 （4）节点区域系数： 由机械设计图6-19得 =2.41 （5）重合度系数： =0.733 （6）螺旋角系数： =0.985 （7）接触疲劳强度： = 查得接触疲劳极限应力 =550MPa =450 MPa 啮合次数 =60xx8x365x8=4.037x =913.26x 由机械设计图6-5查取寿命系数 KHN1=1 KHN2=1.07 =1.0 =550MPa =450MPa 故 =450MPa 计算结果： 45.46mm 法向模数=2.21 取2.5 =50mm 修正： 齿轮圆周速度v=50=1.86 m/s = =0.37m/s3m/s =1.05 =46.64 法向模数=2.26 取2.5 中心距=126.25mm 取=130mm =193326 修正 =1.58，=2.04，=1.45，=0.971 = =46.4mm 2.32 取2.5 修正完成。齿轮参数确定： =2.5 =20 =50mm =193326 =78 =206.94mm =130mm 齿宽， b=45mm 取=50mm =45mm3.2.2 第一级齿轮传动强度校核 （1）重合度系数 =0.25+=0.25=0.704 （2）螺旋角系数 =0.668 （3）齿形系数 当量齿数 = =24 =93 由机械设计图6-21查取齿形系数 =2.7 =2.22 （4）应力修正系数 由机械设计图6-22查取应力修正系数 =1.58 =1.78 （5）计算弯曲疲劳许用应力 弯曲疲劳极限应力及寿命系数 , =450 MPa =390MPa 按N1=1.32109 N2=2.74108 机械设计图6-26查得 取1.5 =260MPa 求得 =59.89MPa =55.47MPa 该齿轮符合弯曲强度校核。4.4第二级齿轮传动设计计算3.2.1 第二级齿轮传动参数设计 传动形式：圆柱斜齿轮 精度等级：8级 硬度：HB=50 材料及热处理： 普通用途：45号钢 锻钢：软齿面HB350 小齿轮：45号钢调质 =217255 取240 大齿轮：45号钢正火 =162217 取190 齿轮齿数： 选=30 = =90 针对齿轮的设计： 初定齿轮螺旋角=14、齿宽系数=0.9 （1）确定载荷系数K K= :使用系数 由机械设计表6-4可知电机驱动且工作机受中等冲击取1.25 ：动载系数 由机械设计图6-11（a） （12）m/s 取1m/s， 取1.3 ：齿间载荷分配系数 由机械设计图6-13 =1.45 ：齿向载荷分布系数 由机械设计图6-17，非对称布置=0.9，则=1.2 K=1.25X1.3X1.45X1.2=2.83 （2）计算转矩 T=83.92Nm （3）弹性系数： 由机械设计表6-5可得=189.8 （4）节点区域系数： 由机械设计图6-19得 =2.41 （5）重合度系数： =0.629 （6）螺旋角系数： =0.985 （7）接触疲劳强度： = 查得接触疲劳极限应力 =550MPa =450 MPa 啮合次数 =60xx8x365x8=9.13x =2.68x 由机械设计图6-5查取寿命系数 KHN1=1 KHN2=1.1 =1.0 =550MPa =450MPa 故 =495MPa 计算结果： 63.74mm 法向模数=2.25 取2.5 =50mm 修正： 齿轮圆周速度v=50=0.93 m/s = =0.28m/s1m/s =1.05 =64.78mm 法向模数=2.16 取2.5 中心距=154.6mm 取=155mm =143533 螺旋角变化极小，故无需再次修正。 修正完成。齿轮参数确定： =2.5 =30 =77mm =143533 =78 =231.89mm =155mm 齿宽， b=75mm 取=75mm =70mm 3.2.2 第二级齿轮传动强度校核 （1）重合度系数 =0.25+=0.25=0.704 （2）螺旋角系数 =0.694 （3）齿形系数 当量齿数 = =33 =99 由机械设计图6-21查取齿形系数 =2.54 =2.2 （4）应力修正系数 由机械设计图6-22查取应力修正系数 =1.63 =1.8 （5）计算弯曲疲劳许用应力 弯曲疲劳极限应力及寿命系数 , =450 MPa =390MPa 按N1=1.32109 N2=2.74108 机械设计图6-26查得 取1.5 =260MPa 求得 =75.39MPa =72.11MPa 该齿轮符合弯曲强度校核。4.5 轴的初算估计原则，参数选择及计算，轴径最小值与安全性、经济性的矛盾轴的估算按照许用切应力计算：受转矩T（Nmm）的实心圆轴，其切应力（MPa） =写成设计公式，轴的最小直径d（mm） d=其中为轴的抗扭截面系数（）；P为轴传递的功率（kw）；n为轴的转速（r/min）; 为许用切应力；C为与轴材料有关的系数，由下表可查得轴的材料Q235Q255、Q235AF、354540Cr、38SiMnMo/MPa121520253035404552C16014813512511811210710298该减速器中共有三个轴需要进行初步计算： 第一根为通过连轴器与电机相连接的高速轴，其最小直径需满足 其中 =/30=2.134KW =710r/min 轴采用45号钢，C取112 可算得16.16mm 轴上有键槽，轴径增加3%，16.65mm。取第一根轴的最小直径为18mm。 第二根为高速级减速齿轮组的大齿轮与低俗级齿轮组的小齿轮的传动轴，最小 直径需满足 其中 =/30=2.049KW =182.05r/min 轴采用45号钢，C取112 可算得25.10mm 轴上有键槽，轴径增加3%，25.85mm。取第一根轴的最小直径为30mm。 第三根为通过联轴器与传送带相连接的低速轴，其最小直径需满足 其中 =/30=1.928KW =60.68r/min 轴采用45号钢，C取112 可算得35.47mm 轴上有键槽，轴径增加3%，36.54mm。取第一根轴的最小直径为38mm。4.6 键的选择及键联接的强度计算4.6.1 键联接方案选择对比分析常用键联接，确定键联接形式及尺寸选择依据键连接分为花键和普通键连接。 花键的只根据齿形分为矩形、渐开线和三角形，花键的齿对称布置，轴毂受力均匀，键齿根的齿槽较浅，齿根的应力集中较小，轴与轴毂传递动力分布均匀，故而花键的力学性能较佳，承载能力强。 普通键又分为平键、半圆键、斜键，平键和半圆键的工作面都是键的侧面，平键又分为普通平键、导键和滑键。普通平键用于静连接，而导键、滑键用于动连接不符合此次设计的场景。半圆键的工艺性好但是对轴的强度削弱较大，只能用于载荷较小的联接。斜键会引起零件与轴的配合偏心，在冲击、振动或变载下也容易松动，不适宜用于高速、冲击、振动或变载的联接。适用范围的较窄。 综上所述，根据普遍的设计，普通传动选用普通平键进行联接。键的尺寸由轴的直径确定。 第一根高速轴上与联轴器相配合需要键连接，该处轴段直径为 18mm，长度40mm。由国标GB1095-2003可查得直径为18mm的轴选用 bxh=6x6的键，键长定为28mm； 第二根轴上有两处齿轮需要键连接： 第一处为第一级减速齿轮组的大齿轮与轴的配合联接，该处轴直径为32mm， 轴段长度为43mm，查取国标该处使用bxh=10x8的平键，键长定为32mm； 第二处为第二级减速齿轮组的小齿轮与轴的配合联接，该处轴直径为32mm， 轴段长度为73mm，查取国标该处使用bxh=10x8的平键，键长定为56mm 第三根低速轴上也有两处齿轮需要键连接： 第一处为第二级减速齿轮组的小齿轮与轴的配合联接，该处轴直径为47mm， 轴段长度为68mm，查取国标该处使用bxh=14x9的平键，键长定为56mm； 第二处为低速轴与联轴器的配合联接，该处轴直径为38mm，轴段长为80mm， 查取国标该处使用bxh=12x8的平键，键长定为63mm。4.6.2 键联接的强度计算 假定压力在键的接触长度内均匀分布，根据挤压强度或耐磨性的条件性计算， 可求得键所能传递的力矩 静连接 T= 动连接 T 式中 d为轴直径；为键与毂的接触高度，h/2;h为键的高度；为键的接触 长度；为许用挤压应力；为许用压强。和可查取下表联接的工作方式联接中较弱零件的材料或静联接轻微冲击载荷冲击载荷静联接用锻钢、铸钢12515070801001205060铸铁动联接用锻钢、铸钢504030 此次设计中为键的静联接，故采用静联接公式对减速机中的键联接进行强度计算： 键尺寸为bxhxl=6x6x28,键连接中毂是较弱零件，所以按照毂计算，=100MPa， 该处轴直径为18mm，该处传递的转矩为23.11Nm，代入数据得该处键连接所能 传递的转矩 T=x6x28x18x100=151.2Nm 23.11Nm 故该键符合强度要求。 键尺寸为bxhxl=10x8x32，同上=100MPa，该处轴直径为32mm，该处传递的转 矩为83.92Nm，代入数据得该处键连接所能传递的转矩 T=x8x32x32x100=409.6Nm 83.92Nm 故该键符合强度要求。 键尺寸为bxhxl=10x8x56，同上=100MPa，该处轴直径为32mm，该处传递的转 矩为83.92Nm，代入数据得该处键连接所能传递的转矩 T=x8x56x32x100=716.8Nm 83.92Nm 故该键符合强度要求。 键尺寸为bxhxl=14x9x56,同上=100MPa，该处轴直径为47mm，该处传递的转 矩为236.98Nm，代入数据得该处键连接所能传递的转矩 T=x9x56x47x100=1184.4Nm 236.98Nm 故该键符合强度要求。 键尺寸为bxhxl=12x8x63同上=100MPa，该处轴直径为38mm，该处传递的转 矩为236.98Nm，代入数据得该处键连接所能传递的转矩 T=x8x56x38x100=851.2Nm 236.98Nm 故该键符合强度要求。4.7 滚动轴承选择及轴的支撑方式 减速机中普遍使用滚动轴承对轴进行支撑，滚动轴承分为深沟球轴承、调心球轴承、圆柱滚子轴承、圆柱滚子轴承、调心滚子轴承、滚针轴承、角接触球轴承、圆锥滚子轴承、推力球轴承、推力圆柱滚子轴承。 该减速器可选择深沟球轴承、角接触球轴承。深沟球轴承主要承受径向载荷和不大的双向轴向载荷，极限转速高，结构简单，价格低廉；角接触球轴承能同时承受较大的径向载荷和单向轴向载荷，接触角越大承受轴向载荷的能力也越大，宜成对使用，适用于旋转精度高的支撑。 传动系统使用圆柱斜齿轮传动，齿轮会对轴产生一定的轴向力： 第一根轴受齿轮的径向力=333.26N,轴向力=306.50N，深沟球轴承虽 价格低廉但承受轴向力的能力较差已不适宜此场景，该处宜使用角接触球轴 承。选用 02系列，该轴的最小直径为18mm，轴承选用型号7205C轴承， 轴承内圈直径为d=25mm，轴承外圈直径为D=52mm，轴承宽度为B=15mm， 安装尺寸为=31mm，支点位置a=12.7mm。轴承呈面对面安装。 第二根轴受齿轮的径向合力=1148.12N,轴向力=235.12N，选用角接 触球轴承 02系列，该轴最小直径为25.85mm，轴承选用型号7206C轴承， 轴承内圈直径为d=30mm，轴承外圈直径为D=62mm，轴承宽度为B=16mm， 安装尺寸为=36mm，支点位置a=14.2mm。轴承呈面对面安装。 第三根轴受齿轮的径向力=814.86N,轴向力=541.62N，选用角接触 球轴承 02系列，该轴的最小直径为36.54mm，轴承选用型号7209C轴承， 轴承内圈直径为d=45mm，轴承外圈直径为D=82mm，轴承宽度为B=19mm， 安装尺寸为=52mm，支点位置a=18.2mm。轴承呈面对面安装。5 传动系统结构设计与总成5.1装配图设计及部件结构选择、执行机械设计标准与规范5.1.1装配图整体布局5.1.2 轴系结构设计与方案分析输入与输出轴的位置与相对关系两级展开式圆柱齿轮减速器三根轴处于平齐水平位置中心距由两级齿轮中心距确定：高速轴与中间轴中心距=130mm；中间轴与低速轴中心距=155mm。5.1.2.1 高速轴结构设计与方案分析 第一段轴 外伸与联轴器相配合，联轴器依靠右侧台阶进行轴向定位，直径最小16.65mm且尺寸由联轴器确定，内孔直径为18mm，轴段长度40mm。=18mm，=40mm。第二段轴 因台阶只起联轴器的轴向定位作用不传递轴向力与第一段的直径差无需取大值且直径由密封圈确定，直径为密封圈内径22mm，轴段左端伸出端盖长L取20mm，端盖与内壁距离为11+18+16+10+10=65mm，故=65+L-=65+20-10-15=60mm。=22mm，=60mm。第三段轴 台阶不传递轴向力，与第二段直径差不超过8mm且由轴承内圈直径决定，轴承内径为25mm；长度由轴承宽度和挡油环宽度决定，轴承宽度=15mm，挡油环宽度为b=12mm，=+b=15+12=27mm。=25mm，=27mm。第七段轴 该处轴段与轴承内圈配合，轴承依靠挡油环和套筒和左侧台阶进行轴向定位，该处直径由轴承内圈直径确定25mm，长度由轴承宽度、齿轮与内壁的距离以及内壁至轴承的距离确定=+2mm=15+12+10+2=39mm=25mm, =39mm修正：=25mm, =27mm第六段轴 该处轴段与齿轮配合，齿轮依靠左侧轴肩和右侧套筒进行轴向定位，由齿轮的设计 可知：高速齿轮组小齿轮模数 =2.5、分度圆直径=53.06mm、齿根圆直径 =-2.5x=46.81，宽度 =50mm。当齿轮齿根距齿轮键槽顶端距离小于2.5 时宜将轴加工为齿轮轴。 假定该处齿轮与轴分开制造，齿轮轮毂直径为31mm，加上键槽深度 =2.9mm，与齿根距离为5.005mm2.5故该处应将轴与齿轮一起制造。 需对第七段轴段进行修正： 第七段轴轴段长度与轴承宽度、轴承至箱体内壁距离、挡油环与内壁 的位置关系决定：=+2mm=27mm 轴设计改为下图： 第六段轴需传递轴向力，与第七段直径差为7mm，直径为32mm，长度由齿轮 和挡油环与箱体内壁的位置关系确定=-2mm=10mm。 =32mm，=10mm。 第五段为齿轮 第四段轴 第四段轴段轴肩传递轴向力，与第三段直径差取7mm，直径为32mm，轴段长度 由齿轮与箱体的位置关系和左侧挡油环与箱体的位置关系确定，箱体宽度为 156mm，挡油环端面即该段轴段左端面距内壁2mm，齿轮端面距箱体内壁 =10mm，齿轮宽度=50mm，=156-2-=156-2-12-50=92mm =32mm，=92mm。 5.1.2.2 中间轴结构设计与方案分析 中间轴传递高速级齿轮组大齿轮与低速齿轮组小齿轮的扭矩且无外伸段。 第一段轴 该处轴段与型号为7206C的轴承配合，轴承依靠右侧挡油环与套筒和台阶配合 使用进行轴向定位。直径由轴承内圈直径确定30mm，轴段长度由轴承宽度、轴 承端面和箱体内壁的距离、齿轮端面和内壁的距离确定： =+2mm=16+10+11.5+2=39.5mm =30mm，=39.5mm 第二段轴 该处轴段与低速级齿轮组小齿轮相配合，齿轮依靠左侧挡油环和右侧轴肩进行轴 向定位，台阶不传递轴向力，与第一段直径差为13mm，直径为32mm，轴段长度 由齿轮宽度=75mm确定=-2mm=73mm =32mm，=73mm 第三段轴 第三段轴段为定位轴肩，轴肩与第二段直径差为8mm，轴肩长度为10mm。 =40mm，=10mm 第五段轴 第五段轴与型号为7206C的轴承配合，轴承依靠左侧挡油环与套筒和台阶配合 使用进行轴向定位。直径由轴承内圈直径确定30mm，轴段长度由轴承宽度、轴 承端面和箱体内壁的距离、齿轮端面和内壁的距离14.5mm确定： =+14.5mm+2mm=16+10+14.5+2=42.5mm =30mm，=42.5mm 第四段轴 第四段轴段与高速级齿轮组大齿轮相配合，齿轮依靠右侧挡油环和左侧轴肩进行 轴向定位，台阶不传递轴向力，与第五段直径差为13mm，直径为32mm，轴段长 度由齿轮宽度=45mm确定=-2mm=43mm. =32mm，=43mm 5.1.2.3 低速轴结构设计与方案分析 低速轴传递低速级大齿轮和联轴器间的力矩。该轴最小直径为36.54mm。 第一段轴 第一段轴段与型号为7209C的轴承相配合，轴承依靠挡油环和套筒与右侧台阶、 进行轴向定位，直径由轴承内圈直径确定45mm，轴段长度由轴承宽度、轴承 端面与箱体内壁的距离、齿轮端面与内壁的距离14mm确定： =+14mm+2mm=45mm。 =45mm =45mm 第二段轴 第二段轴段与低速级齿轮组大齿轮相配合，齿轮左侧依靠套筒、右侧依靠轴肩 进行轴向定位。轴段台阶不传递轴向力，与第一段轴段直径差13mm，直径取 47mm，轴段长度由低速级齿轮组大齿轮宽度确定：=-2mm=45mm。 =45mm =45mm 第三段轴 第三段轴段为轴肩，传递轴向力，与第二段轴段直径差取8mm，直径为55mm， 轴段长度为10mm。 =45mm =45mm 第七段轴 第七段轴段外伸至减速箱外侧与联轴器相配合，轴段直径由联轴器确定且满足 最小直径要求，直径为38mm，轴段长度由联轴器孔长度确定80mm。 =38mm =80mm 第六段轴 第六段轴台阶只起联轴器的轴向定位作用不传递轴向力与第一段的直径差无需 取大值且直径由密封圈确定，直径为密封圈内径42mm，轴段长度由左端伸出端 盖长度L 取20mm、端盖到内壁的距离11+18+16+10+10=65mm和内壁到轴承外 端面的距离+=10mm+19mm=29mm确定：=L+65mm-29mm=56mm =42mm =56mm 第五段轴 第五段轴与型号为7209C的轴承相配合，轴承依靠挡油环与左侧台阶进行轴 向定位，直径由轴承内圈直径确定45mm，轴段长度由轴承宽度、轴承端面 与箱体内壁的距离、内壁与挡油环端面的距离2mm确定： =+2mm=31mm。 =42mm =56mm 第四段轴 第四段轴段台阶传递轴向力，与第五段轴段直径差取7mm，轴段直径为52mm， 轴段长度由箱体内壁距离156mm、挡油环端面与内壁的距离2mm、第三段轴肩 端面和内壁的距离94mm确定：=156mm-2mm-94mm=60mm =52mm =60mm5.2零件图设计（可选） 代表性零件设计 轴系中与轴相关的主要零件有：联轴器、齿轮、轴承、挡油环、套筒、其中联轴 器、轴承是标准件，需要进行设计的有齿轮、套筒和挡油环，齿轮之前已经完成了 设计。下面进行挡油环和套筒的设计。 挡油环 挡油环右端面要伸入内壁23mm取2mm，和轴承端面相接触的左端面距内 壁812mm取10mm，挡油环总宽度为12mm，甩油部分宽度设定为8mm， 另一部分为4mm。 因各轴尺寸不同下面分别对不同位置挡油环的尺寸进行