机械设计课程设计概述1

机械设计课程设计

学号：2015211425

姓名：张恒

2017-05

2016/2017学年第二学期指导老师：王峥2015级机械设计制造及自动化

滁州学院本科毕业论文

目录

1课程设计题目

1.1内容

1.2目标

1.3任务陈述

1.4设计的关键

2传动装置的总体设计

2.1传动方案的确定

2.2电动机的选择

2.3传动比的计算及分配

2.4传动装置的运动、动力参数计算

3传动件的设计计算

3.1减速器外传动件的设计计算

3.1.1V带设计

3.2减速器内传动件的设计计算

321齿轮传动设计（I、2轮的设计）

322齿轮传动设计（3、4轮的削）

4键连接的选择及校核计算

4」输入轴键选择及校核

4.2中间轴键选择及校核

4.3输出轴键选择及校核

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5.1输入轴的轴承计算及校核

5.2中间轴的轴承计算及校核

5.3输出轴的轴承计算及校核

6联轴器选择

7减速器的润滑及密封

7.1减速器的润滑

7.2减速器的密封

8减速器附件及箱体主要结构尺寸

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1、课程设计题目:

设计铸工车间的砂型运输设备。该传送设备的传动系统由电动机、减速器和输送带组成。

每日两班制工作，工作期限为1()年。

已知条件：输送带带轮直径d=300mm,输送带运行速度v=0.69m/s,输送带轴所需拉力F=6000N。

图1两级展开式圆柱包轮减

速器传动装置简图

】一电动机2—带传动3—减速器

4一或轴器5—输送常带轮6一好送带

1.1内容

1.设计二级圆柱齿轮减速器，计算带传动的主要性能参数。

2.绘制齿轮减速器的装配图一张；绘制低速轴上的齿轮的传动件的工作图一张；绘制从动轴的零

件工作图；绘制减速器箱体的零件工作图一张。

3.写出设计计算说明书T分。

1.2目标

(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

程的理论与实际知识去分析和解决机械设计问题的能力。

3

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(2)学习机械设计的一般方法，掌握机械设计的一般规律。

(3)通过制定设计方案，合理选择传动机构和零件类型，正

确计算零件工作能力，确定尺寸和掌握机械零件，以较全面的考虑制造工艺，使用和维护要求，之后进行

结构设计，达到了解和掌握机械零件，机械传动装置或简单机械的设计过程和方法。

(4)学习进行机械设计基础技能的训练，例如：计算，绘图，直阅设计资料和手册，运用标准和规范等。

13任务陈述

1、绘制传动装置装配图一张(A0/A1)；

2、绘制传动装置中轴、齿轮零件图各一张(A3)；

3、编制设计说明书T分。(字数在80()0字左右)

1.4设计的关键

设计的重中之重在于二级展开式圆柱斜齿轮减速器的设计，需要通过计算减速器内部各种零件的

性能参数使其达到规定的强度、刚度要求进而对减速器进行设计。其主要步骤如下：

第一步选择原动机

第二步分配传动比计算各轴的转速，力矩

第三步齿轮传动设计与计算

第四步轴的设计与计算

第五步联轴器的选择与设计

第六步轴承的选择与校核

第七步润滑方式选择

第八步其它附件如端盖油标等各种附件的选择

第九步减速器箱体的设计

2传动装置的总体设计

4

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2.1传动方案的确定

(1)根据工作要求和工作环境，选择展开式二级圆柱直齿轮减速器传动方案。此方案工作

可靠、传递效率高、使用维护方便、环境适用性好。

(2)为了保护电动机，其输出端选用带式传动，这样一旦减速器出现故障停机，皮带可以

打滑，保证电动机的安全。

(3)由于带传动的承载能力较低，传递相同转矩时结构尺寸较大，但传动平稳，能缓冲吸

震，因此，应将其布置在高速的一端。

(4)直齿圆柱齿轮相对于带传动有一定的冲击，所以放在传动装置的速度低的一端。故该

机器包括原传动机、传动装置、工作机三部分组成，而且结构紧凑，匀称、强度和刚性号，便于

操作和维修。

2.2电动机的选择

2.2.1电动机的类型

按工作要求和工作条件选用Y系列鼠笼三相异步电动机。其结构为全封闭自扇冷式结构，电压为380V.

2.2.2电动机的功率

&k(kW)

1000/7.

式中：为工作机的阻力,N；vs为工作机的线速度，m/s；%为工作机的效率，带式传动机

可取心=0.96

其中：F/=6000N,%=0.69m/s,小=0,96

"W)=6000x669

得写.~4.313kW

lOOO^1OOOxO.96

2、电动机的输出功率先为

2=区(四)

7

5

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7——电动机至滚筒轴的传动装置总效率。

Pd——工作机实际需要的电动机的输出功率。

%——工作机所需的输入功率

且传动装置的总效率公式为：

7="囱2〃3……”

式中，〃1，〃2，小，.....，〃〃为传动系统中各级传动机构、轴承以及联轴器的效率。

查《机械设计课程设计》第三章表3-1可知

71——带传动效率：0.96

~每对轴承的传动效率：0.99

73——圆柱齿轮的传动效率：0.98

71——联轴器的传动效率：0.99

〃5―卷筒的传动效率：0.96

由简图可知共有三对轴承，两对齿轮，一个联轴器，两种传送带。

所以传动装置的总效率为：

39

〃=〃因2”4〃5=0.85

3、电动机所需功率为：

与=4=生11=5.074%卬

d7/0.85

因载荷平稳，电动机额定功率4只需略大于4即可，，查《机械设计课程设计》表17-7选取

电动机额定功率（=5.5kwo

2.2.3电动机转速的确定

滚筒轴工作转速：

6X104V60000x0.69

nr/nin=43.96r/min

7lDnx300

6

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由《机械设计课程设计》表3-2得展开式减速器的传动比为：,减二9〜25

V带的传动比为：/带=2〜4

f

得总推荐传动比为：1总=4“带=18~100

所以电动机实际转速的范围为：

f

n=总=791.08~4395r/min

查《机械设计课程设计常用标准和规范》表17-7可知

符合这一范围的同步转速为750r/min、1000r/min.1500r/minx3000r/mino

但是电动机的转速范围为791.08~4395r/min,且3000r/min的电动机的转速过高。故选

用同步转速1500r/min的电机。

型号为Y132S-4,满载转速〃©=1440r/min。

2.3传动比的计算及分配

n1440

1、总传动比为:%=32.76

nw43.95

其中〃勿是电动机的满载转速，4,是电动机的工作转速。

2、分配传动比

为使传动装置尺寸协调、结构匀称、不发生干涉现象，现选V带传动比：，带=3；

._i_32.76_inQQ

则减速器的传动比为："减=厂=-O—=；

'带O

考虑两级齿轮润滑问题，两级大齿轮应该有相近的浸油深度。应使两级的大齿轮具有相似的直径

(低速级大齿轮的直径应略大一些，使高速级大齿轮的齿顶圆与低速轴之间有适量的间隙)。

设高速级的传动比,低速级的传动比为，对于二级展开式圆柱齿轮减速器：

ix=J(L3〜1.4)i减=3.77〜3.91

取=3.75,则低级传动比为：

7

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2*=黑=2912

2.4传动装置的运动、动力参数计算

2.4.1各轴的转速：

n

电机轴：〃o=m=1440r/min

n1440/.

1轴：n\=Tm=-7—=48°r/min；

1带J

2轴.n=—==128r/min.

辄0%3.75，

n?128,cc,,.

3轴：ny=~~-----=43.96r/nun；

z22.912

滚筒轴：=%=nw=43.96r/min

2.4.2各轴的输入功率：

电机轴：P。二5.5女w

1轴:片=《•〃]=5.5x0.96=5.284⑷；

2轴：5.28x0.99x0.98=5.12kw；

3轴:弓二4,%%=5.12x0.99x0.98=4.97kw；

卷筒轴：A=A力2.%=4.97x0.99x0.99=4.87kw

2.4.3各轴的输入转矩：

电楣由：7；,=9550xA=9550x=36.48N-m;

n,„1440

1轴：7；=9550^-=9550x^^-=105.05TV-m-

n,480'

2轴-T2=9550=9550x^-=382N-m-

n2128'

8

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p497

3轴：7；=95504=9550x=1079.7N;

n343.96

487

滚筒轴：T4=9550&=9550x---=1058N-m

n343.96

2.4.4整理列表

转矩

轴名功率P/Aw曲/(r-min)

T/N-m

电机轴5.536.481440

15.28105.05480

25.12382128

34.971079.743.96

滚筒轴4.87105843.96

3传动件的设计计算

3.1减速器外传动件的设计计算

3.1.1V带设计

3.1.1.1原始数据

电动机功率——=5.5kw

电动机转速----4=1440r/min

V带理论传动比——i=3

3.1.1.2设计计算

确定计算功率L=KA•PQ

根据两班制工作，空载启动，连续，单向运转，载荷稳定，工作期限10年。

表8-8查得工作系数KA=1.2

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Ra=KA・勺=1.2・5.5=6.6kw

3.113选择V带的带型

根据/^、叫由图8-11选用A型。

3.1.1.4确定带轮的基准直径dd并验算带速v

1）初选小带轮的基准直径*।。由表8-7和表8-9,取小带轮的基准直径dm=80mm

2）验算带速％按式（8-13）验算带的速度

n»80*1440

=6.029m/s

60*100060*1000

因为5m/sVv<30m/s,故带速合适

3.1.1.5计算大带轮的基准直径。根据式（8-15a）,计算大带轮的基准直径

dd2=iddl=3•80mm=240mm

根据表8-9,取标准值为dd2=250mm

3.1.1.6确定V带的中心距a和基准长度4

1）根据式（8-20）,初定中心距a。=400mm

2）由式（8-22）计算带所需的基准长度

djldd2

LM»2a0+-（ddl+dd2）+-—

24a0

=[2*400+-*（80+250）+（25（）-8（））]mm

24*400

。1336

由表8-2选带的基准长度4=1250mm。

3）按式（8-23）计算实际中心距㊀。

a«a+—_--（400+_"兆）=357mm

0°22mm

由式（8-24）可得中心距的变化范围为338.25mm~394.5mm。

3.117验算小带轮上的包角时

5730573°

a尸180°-（d-d.）^-«180°-（250-80）^—

dp2d，a357

»152.71°>120°

3.1.18计算带的根数z

1）计算单根V带的额定功率R。

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由％=800^1^11,=1440r/min,查表8-4得凡=0.68KW

根据％=1440r/min,i=3和A型带，查表8-5得△<)=0.17KW

查表8-6得Ka=0.92,查表8-2得勺=0.93,于是

4=(4+A/p・Ka・/Q=(0.68+0.17)・0.92・0.93=0.73KW

2)计算丫带的根数。

6.6c

z=q=-----=9.04

Pt0.73

取10根。

3.119计算单根V带的初拉力五。

由表8-3得B型带的单位长度质量q=0.105kg/m,所以

500"一&二(2.5-0.92)*6.6

F。+qv2=[500*+0.105・6.0292]

储ZV

a0.92*10*6.029

=97.82N

3.1.1.10计算压轴力Fp

a152710

r=2z£sin'=2・1()・97.82・sin<—N

p022

=1901.18/V

3.1.1.11主要设论

带轮基准直径

带型传动比基准长度(mm)

(mm)

4〃=80

A31250

dd2=250

中心距(mm)根数初拉力(N)压轴力(N)

6631097.821901.18

3.1112带轮的结构设计

1、带轮的材料:

采用铸铁带轮(常用材料HT200)

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2、带轮的结构形式:

V带轮的结构形式与V带的基准直径有关。小带轮接电动机，4“=80，怜〃较小，所以采用

实心式结构带轮。

3.2减速器内传动件的设计计算

3.2.1齿轮传动设计(1、2轮的设计)

1.选精度等级、材料及齿数

(1)选择小齿轮材料为40Cr(调质)，齿面硬度280HBS,大齿轮材料为45钢(调质)，齿

面硬度为240HBS。

(2)一般工作机器，选用8级精度。

(3)选小齿轮齿数zi=22,大齿轮齿数Z2=22x3.75=82.5,取Z2=83。

(4=20%

2.按齿面接触疲劳强度设计

(1)由式试算小齿轮分度圆直径，即

1)确定公式中的各参数值。

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①试选载荷系数KHt=1.60

②计算小齿轮传递的转矩

Ti=105.05N/m

③选取齿宽系数(Pd=1.

④由图查取区域系数ZH=2.5.

⑤查表得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPaV2o

⑥计算接触疲劳强度用重合度系数乙O

端面压力角：

ai=arccos[zicos/(zi+2ha*)]=arccos[22xcos20°/(22+2x1)]=30.537°

a2=arccos[z2cos/(z?+2ha*)]=arccos[87xcos20°/(87+2x1)]=23.284°

端面重合度：

=[zi(tanai-tan)+Z2(tana2-tan)]/2n

=[22x(tan30.537°-tan20o)+83x(tan23.2840-tan20o)]/2n=1.71

重合度系数：

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Z

⑦计算接触疲劳许用应力[H]

Hiimi=600MPaHiim2=550MPa。

计算应力循环次数：

小齿轮应力循环次数：Ni=60nkth=60x480x1x10x300x2x8=1.38x109

8

大齿轮应力循环次数：N2=60nkth=Ni/u=1.38x1073.75=3.69x10

查取接触疲劳寿命系数:KHNI=0.88、KHN2=0.91o

取失效概率为1%,安全系数S=L得:

KHN10Hlim10.88x600

[OH]I=-='=528MPa

KHN2aHlim20.91x550

[OH]2="~=500.5MPa

取[H]1和[H]2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即

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[OH]=[OH]2=500.5MPa

2)试算小齿轮分度圆直径

3户1.6*105.05*1000•咨巴*(2.5*189.8匹匹

V13.755(X15

=66.44mm

(2)调整小齿轮分度圆直径

1)计算实际载荷系数前的数据准备

①圆周速度V

nd.n.

1t1n*66.44*480一一.

v==--------------------=1.667m/s

60x100060*1000

②齿宽b

b=①=1*66.44=66.44mm

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2）计算实际载荷系数KH

①由表查得使用系数KA=1。

②根据v=1.67m/s、8级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.02。

③齿轮的圆周力

Fn=2「/dit=2x1000x105.05/66.44=3162.252N

KAFti/b=1x3162.252/66.44=47.60N/mm<100N/mm

查表10-3得齿间载荷分配系数KH=1.2O

④由表10-4用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，KH=1.457。

由此，得到实际载荷系数

KH=KAKVKHKH=1x1.02x1.2x1.457=1.783

3）可得按实际载荷系数算的的分度圆直径

1.783

=66.44x3-----=68.89mm

V1.6

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及相应的齿轮模数

mn=di/zi=68.89/22=3.13mm

模数取为标准值m=3mm。

3.几何尺寸计算

(1)计算分度圆直径

di=Zim=22x3=66mm

c)2=z2m=83x3=249mm

(2)计算中心距

a=(di+d2)/2=(66+249)/2=157.5mm

(3)计算齿轮宽度

b=(pddi=1x66=66mm

4.校核齿根弯曲疲劳强度

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(1)齿根弯曲疲劳强度条件

32-1rj

(PdmnZ1

1)确定公式中各参数值

①计算弯曲疲劳强度用重合度系数Y

Y=0.25+0.75/=0.25+0.75/1.71=0.689

②由齿数，查图得齿形系数和应力修正系数

YFai=2.69YFa2=2.23

Ysa1=1.58Ysa2=179

③计算实际载荷系数KF

由表10-3查得齿间载荷分配系数KF=1.2

根据表10-4用插值法查得KH=1.426,结合b/h=9.78查图10-13得KF

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则载荷系数为

KF=KAKVKFKF=1x1.12x1.2x1.427=1.918

④计算齿根弯曲疲劳许用应力[F]

Fiimi=500MPaFiim2=380MPa,

由图查取弯曲疲劳寿命系数KFNI=0.85、KFN2=0.87

取安全系数S=1.4,得

KFN10Flim10.85x500

[F]I=-----------------=———=303.57MPa

KFN2aFlim20.87x380

[F]2=-——-------=———=236.14MPa

2）齿根弯曲疲劳强度校核

F1=32

(PdmnZ1

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2x1000x1.918x87.09x2.69x1.58x0.689

=74.863MPa<[F]i

1X33X222

F2=32

(PdmnZ1

2x1000x1.918x87.09x2.23x1.79x0.689

=------------------------------------------------------=70.31MPa<[F]2

1x3Jx22z

齿根弯曲疲劳强度满足要求。

5.主要设计结论

齿数zi=22、Z2=87,模数m=3mm=20°,中心距a=163.5mm,齿宽bi

=71mm、b2=66mmo

6.齿轮参数总结和计算

代号名称计算公式高速级小齿轮高速级大齿轮

模数m3mm3mm

齿数z2283

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齿宽b71mm66mm

分度圆直径d66mm249mm

齿顶高系数ha1.01.0

顶隙系数c0.250.25

齿顶高hamxha3mm3mm

齿根高hfmx(ha+c)3.75mm3.75mm

全齿高hha+hf6.75mm6.75mm

齿顶圆直径dad+2xha72mm251mm

齿根圆直径dfd-2xhf58.5mm241.5mm

3.2.2齿轮传动设计（3、4轮的设计）

1.选精度等级、材料及齿数

（1）选择小齿轮材料为40Cr（调质），齿面硬度280HBS,大齿轮材料为45钢（调质），齿

面硬度为240HBS.

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(2)一般工作机器，选用8级精度。

(3)选小齿轮齿数Z3=23,大齿轮齿数Z4=23x2.912=66.976,取z4二670

(4=20°.

2.按齿面接触疲劳强度设计

(1)由式试算小齿轮分度圆直径，即

1)确定公式中的各参数值。

①试选载荷系数KHt=1.6O

②计算小齿轮传递的转矩T2=382N/m

③选取齿宽系数(Pd=1.

④由图查取区域系数ZH=2.5.

⑤查表得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa1？

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⑥计算接触疲劳强度用重合度系数乙O

端面压力角：

ai=arccos[z3cos/(Z3+2ha*)]=arccos[23xcos20°/(23+2x1)]=30.1810

a2=arccos[z4cos/(z4+2ha*)]=arccos[67xcos20°/(67+2x1)]=23.998°

端面重合度：

=[Z3(tanai-tan)+Z4(tana2-tan)]/2n

=[23x(tan30.181°-tan20o)+70x(tan23.998o-tan20°)]/2TT=1.701

重合度系数：

⑦计算接触疲劳许用应力[H]

Hiimi=600MPaHiim2=550MPao

计算应力循环次数：

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8

小齿轮应力循环次数：N3=60nkth=60x128x2x10x300x1x8=3.69*10

8

大齿轮应力循环次数：N4=60nkth=Ni/u=3.69x108/2.912=1.266*10

查取接触疲劳寿命系数:KHNI=0.91、KHN2=0.93。

取失效概率为1%,安全系数S=1得：

KHNlaHlim1

0.91x600

[<TH]I=546MPa

S1

Ka

HN2Hlim20.93x550

[OH]2=-----------------=——-——=511.5MPa

取6H]I和[。田2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即

[OH]=[CTH]2=511.5MPa

2）试算小齿轮分度圆直径

24

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12x1.6x382x10()0~2.912+1z2.5x189.8x0.875x2

■V12.912511.5

=102.676mm

(2)调整小齿轮分度圆直径

1)计算实际载荷系数前的数据准备

①圆周速度v

叫『2

31x102.676x128_.

v=--------------------------=0.6r8o8om/s

60x100060x1000

②齿宽b

b=%%=1x102.676=102.676mm

2)计算实际载荷系数KH

①由表查得使用系数KA=1.

②根据v=0.688m/s、8级精度，由图查得动载系数Kv=0.78.

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③齿轮的圆周力

Ft3=2T2/dit=2x1000x382/102.676=7440.88N

KAFt3/b=1x7440.88/102.676=72.47N/mm<100N/mm

查表得齿间载荷分配系数KH=1.2。

④由表用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，KH=1.469。

由此，得到实际载荷系数

KH=KAKVKHKH=1x0.78x1.2x1.469=1.375

3）可得按实际载荷系数算的的分度圆直径

=97.618mm

及相应的齿轮模数

mn=CI3/Z3=97.618/23=4.244mm

模数取为标准值m=4mm。

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3.几何尺寸计算

(1)计算分度圆直径

ch=z3m=23x4=92mm

d4=z4m=67x4=268mm

(2)计算中心距

a=(d3+d4)/2=(92+268)/2=180mm

(3)计算齿轮宽度

b=cpdds=1x92=92mm

取b4=92、b3=97O

4.校核齿根弯曲疲劳强度

(1)齿根弯曲疲劳强度条件

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32-i」

tpdmnZ3

1）确定公式中各参数值

①计算弯曲疲劳强度用重合度系数Y

Y=0.25+0.75/£a=0.25+0.75/1.701=0.691

②由齿数，查图得齿形系数和应力修正系数

YFai=2.66YFa2=2.25

Ysai=1.59YSa2=1.76

③计算实际载荷系数KF

由表查得齿间载荷分配系数KFa=1.2

根据KH=1.469,结合b/h=10.22查图得KFp=1.439

则载荷系数为

KF=KAKVKFOKF产1x1.05x1.2x1.439=1.813

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④计算齿根弯曲疲劳许用应力[5]

Fiimi=620MPaFiim2=620MPa。

由图查取弯曲疲劳寿命系数KFNI=0.87、KFN2=0.89

取安全系数S=1.4,得

KFN10Flim10.87x620

[F]I=-----------------=———=385.29MPa

KFN2aFlim20.89x620

[F]2=-----------------=———=394.14MPa

2）齿根弯曲疲劳强度校核

2KFT2YFaYSaYs

F1

32

中尸色

2x1000x1.813x330.35x2.66x1.59x0.691

=103.401MPa<[F]I

1X43X232

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2KTYYY

F2FaSa£

(pdmnZ3

2x1000x1.813x330.35x2.25x1.76x0.691

=96.814MPa<[上

1X43X232

齿根弯曲疲劳强度满足要求。

5.主要设计结论

齿数zi=23、Z2=67,模数m=4mm=20。，中心距a=180mm,齿宽bi

=97mm、bz=92mmo

6.齿轮参数总结和计算

代号名称计算公式低速级小齿轮低速级大齿轮

模数m4mm4mm

齿数z2367

齿宽b97mm92mm

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分度圆直径d92mm268mm

齿顶高系数ha1.01.0

顶隙系数c0.250.25

齿顶高hamxha4mm4mm

齿根高hfmx(ha+c)5mm5mm

全齿高hha+hf9mm9mm

齿顶圆直径dad+2xha100mm276mm

齿根圆直径dfd-2xhf82mm258mm

3.3输入轴的设计

1.输入轴上的功率Pi、转速5和转矩「

Pi=5.28KWni=480r/minTi=105.05Nm

2.求作用在齿轮上的力

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已知高速级小齿轮的分度圆直径为:

di=66mm

则:

2T1

2x105.05x1()00

Ft=----------------------------=3183.33N

66

d1

Fr=Ftxtan=3183.33xtan20°=1158.64N

3.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，调质处理，根据表，取A。=112,得：

dmin=24.91mm

输入轴的最小直径是安装大带轮处的轴径，由于安装键将轴径增大5%,故选取:小2=26mm

4.轴的结构设计图

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5.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要求，i-n轴段右端需制出一轴肩，故取n=ni段的直径ch=

30mm;左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=35mm。大带轮宽度B=78mm,

为了保证轴端挡圈只压在大带轮上而不压在轴的端面上，故I-II段的长度应比大带轮宽度B略短

一些，现取I12=76mmo

2）初步选择滚动轴承。因轴承只承受径向力，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据d23=

30mm,由轴承产品目录中选择深沟球轴承6207,其尺寸为dxDxT=35x72x17mm,故

d34=ch=35mm,取挡油环的宽度为15,则困=178=17+15=32mm。

轴承采用挡油环进行轴向定位。由手册上查得6207型轴承的定位轴肩高度h=3.5mm,因

此，取chs=d67=42mmo

3）由于齿轮的直径较小，为了保证齿轮轮体的强度，应将齿轮和轴做成一体而成为齿轮轴。

所以卜6=B=71mm,dse=ch=66mm

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4)根据轴承端盖便于装拆，保证轴承端盖的外端面与大带轮右端面有一定距离，取123=50

mm。

5)取齿轮距箱体内壁之距离△=16mm,低速小齿轮和高速小齿轮之间的距离c=12mm。

考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s,取s=8mm,已知低

速小齿轮的宽度则

b3=97mm,

Us=ba+c+A+s-l5=97+12+16+8-15=118mm

Ie7=A+s-15=9mm

至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。

6.轴的受力分析和校核

1)作轴的计算简图(见图a):

根据6207深沟球轴承查手册得T=17mm

带轮中点距左支点距离Li=(78/2+50+17/2)mm=97.5mm

齿宽中点距左支点距离

L2=(71/2+32+118-17/2)mm=177mm

齿宽中点距右支点距离

L3=(71/2+9+32-17/2)mm=68mm

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2）计算轴的支反力：

水平面支反力（见图b）:

FtL32639.1x68

Fnh1=L2^3下一"32.5N