机械设计课程设计-展开式二级圆柱齿轮减速器

1、机械设计课程设计题目题号：展开式二级圆柱齿轮减速器学 院：汽车与交通学院专业班级：车辆133学生姓名：张渲琪学 号：201300205117指导教师：韦丹柯学校：广西科技大学完成日期 2015年1月23日目录前言第一章 设计任务书11.1 设计题目11.2 设计数据11.3 设计方案1第二章 电动机类型和结构形式选择 22.1 类型选择32.2 功率选择32.3 转速确定 4第三章 计算传动装置的运动参数53.1 传动装置的总传动比及其分配53.2 各轴转速的确定63.3 各轴功率的确定63.4 各轴转矩7第四章 V带的设计84.1 选择V带型号 84.2 确定带轮 4.3 确定带长和中心距9

2、4.4 验算包角104.5 确定V带根数104.6 确定拉力和压力114.7 带轮的结构设计11第五章 传动件设计（齿轮）125.1 高速级齿轮传动设计（斜齿轮）125.2 低速级齿轮(直齿轮)21第六章 轴的设计306.1 高速轴的设计306.2 中间轴的设计316.3 低速轴的设计336.4中间轴的校核 35 6.5滚动轴承的寿命计算 38第七章 键连接设计及校核397.1 中速轴连接设计及校核397.2 高间轴连接设计及校核397.3 低速轴连接及校核40第八章.润滑与密封 41第九章 箱体及其附件的结构设计428.1 箱体的结构设计428.2 附件的结构设计43设计总结44参考文献44

3、第一章 设计任务书1.1 设计题目：带式运输机传动系统中的二级展开式圆柱齿轮减速器。工作条件：力由电动机经减速器传至输送带。每天两班制工作，载荷较平稳，连续单向运转，环境最高温度350C，工作期限八年。（允许输送带速度误差为±5%）检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修1.2 设计数据滚筒直径mm240输送带速度m/s1.1输送带拉力KN2.2721.3设计方案第二章电动机类型结构形式2.1电动机类型和结构按工作要求和工作条件，选择一般的Y(IP44)系列三相异步电动机，采用卧式封闭结构。2.2电动机的容量 工作机功率Pw=Fv/1000 =2200*1.1/1000

4、=2.42kw电动机输出功率PdPw/ 由教材【机械设计机械设计基础课程设计】 P7 表2-41 带传动，V带 0.962 滚动轴承 0.99 3 圆柱齿轮 0.97 4 联轴器 (弹性联轴器) 0.995 滚筒（滑动轴承） 0.96 Pw=2.42kw =0.96*0.99*0.99*0.99*0.97*0.97*0.99*0.99*0.96 =0.8246Pd=Pw/=2.42/0.817=2.93kw电动机额定功率Ped由教材【机械设计机械设计基础课程设计】 P196 表20-1 Ped=3kw2.3 电动机转速 由v=1.1m/s 求卷筒转速nw nw=60*1000*1.1/3.14

5、/240 =87.58r/min电动机转速可选范围 nd（i1*i2*in）*nw V带：i带=24圆柱齿轮：i1，i2=36所以nd =(i带*i) *nw=5252102r/min 所以nd的范围是（525，2102）r/min Ped=3kw nw=87.58r/minnd的范围是（525，2102）r/min2.4 电动机型号的确定nd的范围是（525，2102）r/min所以750,1000,1500r/min都可以由教材【机械设计机械设计基础课程设计】P196 表20-1选用电动机Y100L2-4电动机主要数据表电动机型号额定功率/KW满载转速r/min堵转转矩额定转矩最大转矩额定

6、转矩质量/Kg直径（D/mm）Y132s-63.014202.22.33828 Y100L2-4 第三章计算传动装置的运动参数3.1 传动装置的总传动比及其分配由电动机的满载转速nm和工作机主动轴转速nw可确定传动装置应有的总传动比为：inm/nw =1420/87.58=16.21由于减速箱是展开式布置，i1=（1.11.5）i2 i=i带*i1*i2=16.21取i带=2.3i1=3.2，i2=2.2 i=16.21 i带 =2.3 i1=3.2 i2=2.23.2 各轴转速的确定电动机：轴0 高速齿轮：轴1 中间轴：轴2 低速齿轮：轴3 n0=nm=1420minn1=nm/i带=142

7、0/2.3=617.39r/min n2=n1/i1=617.39/3.1=192.93r/min n3=n2/i2=199.16/2.2=87.698r/minn4=n3=87.698r/min3.3 各轴功率的确定P0=Ped=3kwP1=P0*1=3*0.96=2.88kwP2=P1*=2.88*0.99*0.97=2.77kwP3=P2*=2.77*0.99*0.97=2.66kwP4=P3*=2.66*0.99*0.99=2.6kwn0=1420r/minn1=617.39r/min n2=193.93r/min n3= 87.698r/minn4=87.698r/minP0=3kw

8、P1=2.88kwP2=2.77kwP3=2.66kwP4=2.6kw3.4 各轴转矩T0=9550*Ped/nm=9550*3/1420=20.18 Nm T1=T0*i带*1 =28.65*3.1*0.96= 44.55Nm T2=T1*i1* =44.55*3.1*0.99*0.97=136.896Nm T3=T2*i2* =132.62*2.2*0.99*0.97= 289.21NmT4=T3*=292.91*0.99*0.99= =292.91*0.99*0.99= 283.46Nm项 目电动机轴高速轴中间轴低速轴滚筒轴转速(r/min)1420617.39192.9387.7087

9、.70功率（kW）32.882.772.662.6转矩（N·m）20.1844.55136.90289.22283.46传动比2.33.22.21效率0.960.960.960.96T0=20.18 Nm T1= 44.55Nm T2=136.896 Nm T3=289.21NmT4=283.46 Nm第4章 V带的设计4.1、选择V带型号由教材【机械设计】P156 表8-8得KA=1.2电机功率P=3kw Pca=KA*P=1.2*3=3.6kw则由教材【机械设计】因为Pca=3.6，n0=1420P157 图8-11查阅得：选用A型V带4.2、确定带轮的基准直径，并验算带速由教材

10、【机械设计】P156 表8-8Dd1=90mmV1=*Dd1*n0/60/1000 =3.14*90*1420/60/1000 =7.0598m/sDd2=Dd1*n0/n1 =95*1420/617.4 =218.496mm由教材【机械设计】P156 表8-8 圆整取Dd2=224mmv2=*Dd2*n1/60/1000 =3.14*200*617.4/60/1000 =7.2376m/sv1和v2在525m/s内（合理）Pca=3.6kw A型Dd1=90mmDd2=224mmV1=7.0598m/sv2=7.2376m/s滑动率=（v1-v2）/v1 =（6.688-6.462）/6.6

11、88 =0.025实际转速 n2=（1-）*n1*Dd1/Dd2 =632.95r/min 转速误差验算n2/n2=（n2-n2）/n2 =-0.025 （5 符合题目要求）4.3 确定带长和中心距0.7(Dd1+Dd2)a02(Dd1+Dd2)0.7*（90+200）a02*（90+200）203a0580mm初定a0=450mmLd02a0+3.14/2*(Dd1+Dd2)+（Dd2+Dd1）²/4a0 =2*350+3.14/2*（90+200）+（90+200）/4/350 =1410.075mmV带的基准长度Ld由教材【机械设计】P156 表8-2Ld=1430mm a=a

12、0+（Ld-Ld0）/2 =350+（1164-1100）/2 =459.96mmamin=a-0.015Ld=350-0.015*1100=438.5152mm amax=a+0.03Ld=350+0.03*1100=502.8625mm所以 中心距 a=438.5152mm 502.8625mm取a=475mm转速误差验算n2/n2=-0.025Ld0 =1410.075mmLd=1430mma=438.5152mm 502.8625mm取a=475mm4.4 验算包角1180°-(Dd2-Dd1)*57.3°/a =180-（200-90）*57.3/350 =163

13、.9297769°（1>120°，合理）4.5 确定V带根数z=Pca/Pr=Ka*P/（P0+P0）*K*KL参数的确定基本额定功率P0 由教材【机械设计】P156 查表8-4 P0=1.07kw基本额定功率增量 P0 (线性内插法)由教材【机械设计】P153 查表8-5P0=0.1884kwKL 工作情况系数 由教材【机械设计】P156 查表8-2KL =0.96kwK 包角修正系数由教材【机械设计】P155 表8-6(线性内插法)K=0.95786z=Pca/Pr=Ka*P/（P0+P0）*K*KL =1.2*3/（0.1876+0.91）/0.91/0.95

14、=1.84圆整到z=21163.92977°P0=1.07kwP0=0.1884kwKL =0.96kwK=0.95786z=1.84圆整到z=24.6 确定拉力和压力带的初拉力F0F0=500*（2.5-K）*Pca/K*z*v+qv² 参数的确定V带单位长度质量q 由教材【机械设计】P149 查表8-3q=0.105 kg/mF0=500*（2.5-K）*Pca/K*z*v+qv² =500*（2.5-0.95）*3/0.95/6/6.69+0.105*6.69*6.69 =210.479N 4.7 带轮的结构设计小带轮采用 腹板式大带轮采用 腹板式（Dd1，

15、Dd2300mm）F0=210.479N小带轮采用 腹板式大带轮采用 腹板式第5章 齿轮的设计5.1 高速级齿轮传动设计（斜齿轮）5.1.1 齿轮精度及材料选择和参数确定由于本设计为二级展开式圆柱齿轮传动运输机机构，考虑到齿轮的传动稳定性，高速级齿轮和低速级齿轮的设计均采用斜齿轮。该机构为一般机器，运转速度不高，查阅机械设计手册，选用8级精度。因为减速器要求结构紧凑，故采用硬齿面组合。由教材【机械设计】 P189-192小齿轮材料为45钢，取齿面硬度45HRC小齿轮材料为45钢，取齿面硬度45HRC热处理方法均为淬火由教材【机械设计】 P212 图10-25（e）接触疲劳极限Hlim1=980

16、MPA，取Hlim2=980MPA由教材【机械设计】 P210 图10-24（d）弯曲疲劳极限Flim1 =580MPA,取Flim2=580MPA初选压力角=20°螺旋角1=15°大齿轮齿数z1=17小齿轮齿数z2=z1*i1 =17*3.1 53Hlim1=980MPA，Hlim2=980MPAFlim1 =580MPAFlim2=580MPA初选=20°1=15°z1=17z2=535.1.2 按齿面接触疲劳强度设计1.由小齿轮分度圆直径d1t的公式确定各参数（1） 圆柱齿轮的齿宽系数 由教材【机械设计】 P206 表10-7按两支撑相对于小齿轮做

17、不对称布置d=0.7-1.15 mm取d =0.9mm（2） 小齿轮传递的转矩T1=9.55*106*P/n1 =9550000*3/1420 =44548.73 N/mm （3） 载荷系数由教材【机械设计】 P204试选KHt=1.3 （4）区域系数由教材【机械设计】P203 图10-20ZH=2.494(5) 接触疲劳强度用重合系数Z参数确定根据=20°，=15°t=arctan(tann/cos)=arctan(tan20/cos15)=20.65d =0.9mmT1=44548.73 N/mmKHt=1.3ZH=2.494at1=arccos【z1*cos1/（z1

18、+2ha*）】 =arccos【17*cos20/（17+2*1）】=32.83at2=arccos【z2*cos1/（z2+2ha*）】=arccos【53*cos20/（53+2*1）】=25.46=z1*(tanat1-tant)+z2*(tana2-tant)/2 =1.57=d*z1*tan/ =0.9*17*tan15/3.14=1.31 =0.7656=0.983（） 由图按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限大齿轮的接触疲劳强度极限（）由式计算应力循环次数（）由图查得接触疲劳强度寿命系数（）计算接触疲劳强度许用应力取失效概率为，安全系数为S=1，由式得H取较小值=911.4MP

19、A试算小齿轮分度圆直径d1t=29.6092.调整小齿轮分度圆直径（） 计算圆周速度v （） 计算齿宽（） 计算载荷系数K根据，8级精度，由图查得动载荷系数假设，由表查得KH=1.4由表查得使用系数由表查得表10-4 （根据6级精度，不对称布置b=26.648mm）运用插值法计算KH由图2查得KH=1.378所以8级 KH=1.398故载荷系数（）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式得（）计算模数 H取较小值=911.4MPAd1t=29.609b=26.648mmKF=2.074d1=34.599mmMn=1.9663. 按齿根弯曲疲劳强度设计） 确定公式内的计算数值（） 由图查得小

20、齿轮的弯曲疲劳强度极限大齿轮的弯曲疲劳强度极限（） 由图查得弯曲疲劳寿命系数 （） 计算弯曲疲劳许用应力取失效概率为，安全系数为S=1.4，由式得(4) 当量齿数zv1=z1/（cos）3=18.86Zv2=z2/（cos）3=58.81（）查取齿形系数由表查得（）查取应力校正系数由表查得（）计算大小齿轮的，并比较所以=0.01046F1=368.71MPAF2=381.14MPA=0.01046试算齿轮模数 =1.384 调整齿轮模数 d1=Mnt*z1/cos= 24.357 圆周速度v=*d1t*n1/60/1000=0.79m/s齿宽b=d*d1=21.92mm齿高h=（2*han+c

21、n）*Mnt =3.114mm计算实际载荷系数KF图10-8 （根据v=0.87与8级精度）KV=1.09KA*Ft1/b=166.87表10-3 根据Ft1和KA*Ft1/b KF=1.4表10-4 （根据8级精度，不对称布置b=21.92mm）运用插值法计算 6级KH=1.3919 所以8级KH=1.4119=0.86=1.351载荷系数KF=KA*KV*KF*KF =2.155 Mnt=1.384d1=24.357mmb=21.92mmKF=2.155 按实际载荷系数算齿轮模数 =1.64所以从标准中近取Mn=2.5mm按接触疲劳强度算分度圆直径z1=d1*cos/Mn=13.368 所

22、以选z1=17 z2=z1*i1=524. 几何尺寸计算（1）中心距a=（z1+z2）*mn/2/cos =（17+52）*2.5/cos15=89.29mm 因为Mn圆整到2.5mm，所以a=90mm（2）修正螺旋角1=arccos（z1+z2）*Mn/2/a）（3）计算小，大齿轮的分度圆直径d1=z1*Mn/cos=17*2.5/cos16.59784=43.99923mmd2=z2*Mn/cos=52*2.5/cos16.59784=134.58590mm(4)齿轮宽度b=d*d1 =0.9*43.99923=39.599mm所以b1=45mm b2=40mm齿宽系数验算d=b/d1=4

23、0/39.599=0.909Mn=1.64近取Mn=2.5mm选z1=17 , z2=52a=90mm=16.59784°D1=43.999mmD2=134.58590mm b1=45mm b2=40mm齿宽系数验算d=b/d1=40/39.599=0.909 5.圆整中心距后的强度校核1.齿面接触疲劳强度校核公式各参数的确定KH=KA*KV*KH*KH由表查得使用系数由表查得KV=1.06表10-4 （根据6级精度，不对称布置b=26.648mm）运用插值法计算KH由图2查得KH=1.38587所以8级 KH=1.40587故载荷系数图10-20 区域系数ZH=2.494表10-5

24、 弹性影响系数ZE=189.8 MPA1/2=0.9789=0.7542=626.9318MPAH<H=911.4MPA,所以满足接触疲劳强度条件2.齿根弯曲疲劳强度校核K=2.086H=626<H=911.4MPA公式各参数的确定KF=KA*KV*KF*KFKA=1KV（图10-8） KV=1.08KF(表10-3) KF=1.4图10-13 KH（根据KF和b/h）h=（2*h*an+c*n）*Mnt=3.1139Mnt=1.38396b=40mmKH=1.13当量齿数zv1=z1/（cos）3=19.315zv2=z2/（cos）3=59.082图10-17 YF1=2.53

25、 YF2=2.23图10-18 Ysa1=1.64 YF2=1.77b=arctan（tan*cost)=14.076v=/cos2b=1.566Y=1-*/120°=0.8395 F1=92.55mPA F2<=88.05mPA因为F1<F1=368.7mPA,F2<F2=381.1mPA所以弯曲疲劳强度满足要求，并且小齿轮抵抗弯曲疲劳强度破坏的能力大于大齿轮F1=92.55mPA F2=88.05mPAF1<F1=368.7mPAF2<F2=381.1mPA5.1 低速级齿轮传动设计（斜齿轮）5.1.1 齿轮精度及材料选择和参数确定由于本设计为二级展

26、开式圆柱齿轮传动运输机机构，考虑到齿轮的传动稳定性，高速级齿轮和低速级齿轮的设计均采用斜齿轮。该机构为一般机器，运转速度不高，查阅机械设计手册，选用8级精度。因为减速器要求结构紧凑，故采用硬齿面组合。由教材【机械设计】 P189-192小齿轮材料为45钢，取齿面硬度45HRC小齿轮材料为45钢，取齿面硬度45HRC热处理方法均为淬火由教材【机械设计】 P212 图10-25（e）接触疲劳极限Hlim1=980MPA，取Hlim2=980MPA由教材【机械设计】 P210 图10-24（d）弯曲疲劳极限Flim1 =580MPA,取Flim2=580MPA初选压力角=20°螺旋角1=1

27、5°大齿轮齿数z1=19小齿轮齿数z2=z1*i1 =19*2.3 42Hlim1=980MPAHlim2=980MPAFlim1 =580MPAFlim2=580MPA初选=20° 1=15°z1=19z2=425.1.2 按齿面接触疲劳强度设计1.由小齿轮分度圆直径d1t的公式确定各参数（4） 圆柱齿轮的齿宽系数 由教材【机械设计】 P206 表10-7按两支撑相对于小齿轮做不对称布置d=0.7-1.15 mm取d =0.9mm（5） 小齿轮传递的转矩T1=2.66*106*P/n1 =2660000*3/86.59 =44548.73 N/mm （6） 载荷

28、系数由教材【机械设计】 P204试选KHt=1.3 （4）区域系数由教材【机械设计】P203 图10-20ZH=2.494(6) 接触疲劳强度用重合系数Z参数确定根据=20°，=15°t=arctan(tann/cos)=arctan(tan20/cos15)=20.65at1=arccos【z1*cos1/（z1+2ha*）】 =arccos【17*cos20/（17+2*1）】=32.83at2=arccos【z2*cos1/（z2+2ha*）】=arccos【53*cos20/（53+2*1）】=25.46=z1*(tanat1-tant)+z2*(tana2-tan

29、t)/2 =1.57=d*z1*tan/ =0.9*17*tan15/3.14=1.31 =0.7496=0.983（） 由图按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限大齿轮的接触疲劳强度极限（）由式计算应力循环次数（）由图查得接触疲劳强度寿命系数（）计算接触疲劳强度许用应力取失效概率为，安全系数为S=1，由式得H取较小值=921.2MPAH取较小值=921.2MPA试算小齿轮分度圆直径d1t=56.082.调整小齿轮分度圆直径（） 计算圆周速度v （） 计算齿宽（） 计算载荷系数K根据，8级精度，由图查得动载荷系数假设，由表查得KH=1.4由表查得使用系数由表查得表10-4 （根据6级精度，不对

30、称布置b=50.475mm）运用插值法计算KH由图2查得KH=1.3892所以8级 KH=1.4092故载荷系数（）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式得（）计算模数d1t=56.08b=50.475d1=66.12mn=3.3614. 按齿根弯曲疲劳强度设计） 确定公式内的计算数值（） 由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限大齿轮的弯曲疲劳强度极限（） 由图查得弯曲疲劳寿命系数 （） 计算弯曲疲劳许用应力取失效概率为，安全系数为S=1.4，由式得(5) 当量齿数zv1=z1/（cos）3=21.08Zv2=z2/（cos）3=46.60（）查取齿形系数由表查得（）查取应力校正系数由表查得（

31、）计算大小齿轮的，并比较所以=0.010542=0.0105试算齿轮模数 =2.398调整齿轮模数 d1=Mnt*z1/cos= 47.17 圆周速度v=*d1t*n1/60/1000=0.21m/s齿宽b=d*d1=42.45mm齿高h=（2*han+cn）*Mnt =5.396mm计算实际载荷系数KF图10-8 （根据v=0.87与8级精度）KV=1.01KA*Ft1/b=292.99表10-3 根据Ft1和KA*Ft1/b KF=1.4表10-4 （根据8级精度，不对称布置b=42.45mm）运用插值法计算 6级KH=1.2599 所以8级KH=1.2799=0.875=1.232载荷系

32、数KF=KA*KV*KF*KF =1.79578Mnt=2.398d1= 47.17b=42.45mmKF=1.79578按实际载荷系数算齿轮模数 =2.67所以从标准中近取Mn=3mm按接触疲劳强度算分度圆直径z1=d1*cos/Mn=21.2897 所以选z1=24 z2=z1*i2=534.几何尺寸计算（1）中心距a=（z1+z2）*mn/2/cos =（17+52）*2.5/cos15=119.57mm 因为Mn圆整到2.5mm，所以a=120mm（2）修正螺旋角1=arccos（z1+z2）*Mn/2/a）（3）计算小，大齿轮的分度圆直径d1=z1*Mn/cos=17*2.5/cos

33、16.59784=73.53988mmd2=z2*Mn/cos=52*2.5/cos16.59784=164.608913mm(4)齿轮宽度b=d*d1 =0.9*73.53988=67.085mm所以b1=73mm b2=68mm齿宽系数验算d=b/d1=68/73.53988=0.9122Mn=2.67近取Mn=3mma=120mm=15.740549°d1=73.53988mmd2=164.608913mmb1=73mm b2=68mmd=b/d1=0.91225.圆整中心距后的强度校核1.齿面接触疲劳强度校核公式各参数的确定KH=KA*KV*KH*KH由表查得使用系数由表查得

34、KV=1.01表10-4 （根据6级精度，不对称布置b=68mm）运用插值法计算KH由图2查得KH=1.25994所以8级 KH=1.27994故载荷系数图10-20 区域系数ZH=2.494表10-5 弹性影响系数ZE=189.8 MPA1/2=0.9789=0.6798=639.77MPAH<H=921.2MPA,所以满足接触疲劳强度条件2.齿根弯曲疲劳强度校核639.77MPA公式各参数的确定KF=KA*KV*KF*KFKA=1KV（图10-8） KV=1.01KF(表10-3) KF=1.4图10-13 KH（根据KF和b/h）h=（2*h*an+c*n）*Mnt=5.3957M

35、nt=2.398b=67.085mmKH=1.17当量齿数zv1=z1/（cos）3=21.9159zv2=z2/（cos）3=59.4393图10-17 YF1=2.56 YF2=2.28图10-18 Ysa1=1.62 YF2=1.71b=arctan（tan*cost)=14.076v=/cos2b=1.566Y=1-*/120°=0.7857 F1=160.667mPA F2=151.044mPA因为F1<F1=381.14mPA,F2<F2=377mPA所以弯曲疲劳强度满足要求，并且小齿轮抵抗弯曲疲劳强度破坏的能力大于大齿轮F1=160.667mPA F2=15

36、1.044mPAF1<F1=381.14mPAF2<F2=377mPA6.1 中速轴的设计输入轴上的功率求作用在车轮上的力初定轴的最小直径选轴的材料为钢，调质处理。根据表，取于是由式初步估算轴的最小直径这是安装带处轴的最小直径d1=26.67mm，由于此处开键槽，校正值因为此处是轴承处最小直径所以选用dmin=30mm4. 轴的结构因为此处是轴承处最小直径，d1=30mm所以选用7206AC轴承 d2=38mm d3=45mm d4=51mmdmin=26.67mmd5=45mmd6=38mmd7=30mm 选用7206AC轴承 轴上零件的轴向尺寸及其位置L2=1.4*（45-38

37、）=12mmL3=38mm（略小于齿宽b1=40mm）L4=1.4*（51-46）=10mmL5=70mm（略小于齿宽b3=73mm）L6=12mm内壁线：L2=L3+L4+L5+2(齿轮2)+2=38+10+70+19+18=155总长：L=L2+2*3+2*B =155+2*11+2*16 =207mmL1+L7=L-L(26)=207-142=65mm轴承内端面距L=L-2*B=207-16*2=175mm取L挡1=14mm L挡7=L1+L7-L挡1-2*B=65-14-2*16=19mmL套=L2=L6=12mmL1=B+L挡1=16+14=30mmL7=L挡7+B=19+16=35

38、mm查设计书P148 表15-6 7206AC轴承 a=19.2mm支撑跨距：L-2*a=168.6mm6.2高速轴的设计输入轴上的功率求作用在车轮上的力内壁线：L2=155mm总长：L=207mm轴承内端面距L=175mm支撑跨距：168.6mm初定轴的最小直径选轴的材料为钢，调质处理。根据表，取于是由式初步估算轴的最小直径这是安装带处轴的最小直径d1=18.789mm，由于此处开两个键槽，校正值根据选用普通A型V带轮，根数=2，取大带轮的毂孔直径为d1=24mm，根据大带轮基准直径Dd2=224mm查设计书 P65 表9-1得出轮毂长度l=50mm5. 轴的结构 各轴段直径的确定与大带轮相

39、连的轴段是最小直径d1=24mm轴承盖d2=27mmd3=30mm；选7206AC型轴承，空轴d4=36mm齿轮1 d5=45mm因为此处齿轮齿根圆直径=43.999-2.5mn =43.999-2.5*2.5 =37.749d5=45所以此处做成齿轮轴d6=36mm dmin=18.789mmd7=30mm，选7206AC型轴承 轴上零件的轴向尺寸及其位置L5=43mm（略小于齿宽b1=45mm）L6=1.4*（45-36）=13mm取L档=10mmL4=L-L5-L6 =175-43-13=109mmL7=10+B=10+16=26mmL3=B=16mmL2=50mmL1=50mm总长：L=L1+L2+L3+L4+L5+L6+L7 =307mm查设计书P148 表15-6 7206AC轴承 a=19.2mm支撑跨距：L(37)-2*a=168.6mm6.3低速轴的设计输入轴上的功率求作用在车轮上的力初定轴的最小直径选轴的