机械设计课程设计玻璃瓶印花机构及传动装置

天津理工大学机械设计课程设计玻璃瓶印花机构及传动装置

机械设计课程设计

设计计算说明书

设计题目： 玻璃瓶印花机构及传动装置 设 计 者： 学 号： 专业班级： 指导教师： 柴晓艳

完成日期： 2013年6月6日

天津理工大学机械工程学院

天津理工大学机械设计课程设计玻璃瓶印花机构及传动装置

目 录

一 课程设计的任务……………………………………………………2 二 电动机的选择………………………………………………………4 三 传动装置的总传动比和分配各级传动比…………………………5 四 传动装置的运动和动力参数的计算………………………………6 五 传动零件的设计计算………………………………………………8 六 轴的设计、校核……………………………………………………19 七 滚动轴承的选择和计算……………………………………………29 八 键的选择和计算……………………………………………………30 九 联轴器的选择………………………………………………………30 十 润滑和密封的选择…………………………………………………30 十一 箱体结构的设计…………………………………………………31 十二 设计总结…………………………………………………………34 十三 参考资料…………………………………………………………35

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一、 课程设计的任务

1．设计目的：

课程设计是机械设计课程重要的教学环节，是培养学生机械设计能力的技术基础课。课程设计的主要目的是：

(1)通过课程设计使学生综合运用机械设计课程及有关先修课程的知识，起到巩固、深化、融会贯通及扩展有关机械设计方面知识的作用，树立正确的设计思想。

(2)通过课程设计的实践，培养学生分析和解决工程实际问题的能力，使学生掌握机械零件、机械传动装置或简单机械的一般设计方法和步骤。

(3)提高学生的有关设计能力，如计算能力、绘图能力以及计算机辅助设计(CAD)能力等，使学生熟悉设计资料(手册、图册等)的使用，掌握经验估算等机械设计的基本技能。 2．设计题目：

执行机构方案设计、传动装置总体设计及机构运动简图已经在机械原理课程设计中完成（详见机械原理课程设计资料，在此略），现将对传动装置进行具体设计。

机械设计部分课程设计是在机械原理课程设计完成之后设计题目的延续和深入。

执行机构方案设计、传动装置总体设计及机构运动简图已经在机械原理课程设计中完成，机械设计部分课程设计的任务是对其传动装置进行具体设计。

设计题目：玻璃瓶印花机构及传动装置 1、原始数据：

说明：（1）工作条件：2班制，工作环境良好，有轻微振动；

（2）使用期限十年，大修期三年； （3）生产批量：小批量生产（<20台）； （4）带传动比i=2.5～3.5； （5）采用Y型电动机驱动；

(6) 分配轴：与减速器输出轴相连接（各执行机构的输入轴）。

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2、设计任务

1）总体设计计算

(1)选择电机型号

计算所需电机功率，确定电机转速，选定电机型号； (2)计算传动装置的运动、动力参数； a.确定总传动比i，分配各级传动比； b.计算各轴转速n、转矩T； c.传动零件设计计算；

d.校核中间轴的强度、轴承寿命、键强度； 2）绘制减速器装配图（草图和正式图各一张)；

3）绘制零件工作图：减速器中大齿轮和中间轴零件工作图；

（注：当中间轴为齿轮轴时，可仅绘一张中间轴零件工作图即可）；

4）编写设计计算说明书。 3、传动装置部分简图

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二、电动机的选择

1．电动机类型的选择

按已知工作要求和条件选用Y系列一般用途的全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机。

2． 确定电动机输出功率Pd

电动机所需的输出功率Pd Pw/

其中：Pw----工作机分配轴的输入功率

---由电动机至分配轴的传动总效率

工作机的分配轴输入功率：PW 1.1Kw

总效率 42a 带 轴承 齿轮 联

查表可得： 带=0.96， 轴承=0.99， 齿轮=0.98， 联轴器=0.99，则 424a带 轴承 齿轮 联=0.96 0.99 0.982 0.99=0.877

电动机所需的功率：Pd Pw/ a 1.1/0.877 1.254Kw

3．确定电动机转速

工作机转速nw nw 50(r/min) 确定电动机转速可选范围:

V带传动常用传动比范围为i带 3~4，双级圆柱齿轮传动比范围为i减 14~20，则电动机转速可选范围为 n带=i带 i减 nw

(3~4)(14~20) nw (42~80) nw

(42~80) 50 2100~4000r/min

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其中： i总 i带 i减=(3~4) (14~20) 42~80

i减——减速器传动比

符合这一转速范围的同步转速为3000r/min，根据容量和转速，由有关手册查出适用的电动机型号。 4.确定电动机型号

根据所需效率、转速，由《机械设计手册 》或指导书 选定电动机： Y90S-2型号（Y系列）

数据如下: 额定功率P：1.5Kw (额定功率应大于计算功率)

满载转速：nm 2840r/min（nm—电动机满载转速） 同步转速：3000r/min 电动机轴径: 24mm

三、传动装置的总传动比和分配各级传动比

1．传动装置的总传动比

i总=nm/nw 2840/50 56.8 2．分配各级传动比

根据《机械设计课程设计》选取，对于三角v带传动，为避免大带轮直径过大，取i12 3；

则减速器的总传动比为 i减=i总/3 56.8/3 18.93

对于两级圆柱斜齿轮减速器,按两个大齿轮具有相近的浸油深度分配传动比，取ig 1.3id

2

i减 ig id 1.3id 18.93 2id 18.93/1.3 14.56

id 3.82

ig 1.3id 4.97 注：ig—高速级齿轮传动比；

id—低速级齿轮传动比。

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四、传动装置的运动和动力参数的计算

1．计算各轴的转速

Ⅰ轴（高速级小齿轮轴） nⅠ nm/带

i=2840 /3946.r67

Ⅱ轴（中间轴） nⅡ nⅠ/ig=946.67/4.97 190.48r/min Ⅲ轴（低速级大齿轮轴） nⅢ nⅡ/di=190.48/ 3.82r5 0

Ⅳ轴（与Ⅲ轴通过联轴器相连的轴） nw nⅢ 50r/min 2．计算各轴的输入功率和输出功率

Ⅰ轴： 输入功率 PⅠ Pd 带=1.254 0.96=1.204kw 输出功率 PⅠ 1.20 4轴承

=1. 2040.99kw=

1Ⅱ轴： 输入功率 PⅡ 1.192 齿轮=1.192 0.98=1.168kw 输出功率 PⅡ 1.16 轴承8=1. 1680.99kw= 1Ⅲ轴 输入功率 PⅢ 1.15 6齿轮=1. 1560.98k=w 1 输出功率 PⅢ 1.13 轴承3=1. 1330.99kw= 1Ⅳ轴 输入功率 PⅣ 1.12 2联轴器=1. 1220.99k=w 1 输出功率 PⅣ 1.11 轴承1=1. 1110.99kw=

13.计算各轴的输入转矩和输出转矩

电动机的输出转矩 T6d 9.55 106 Pd/nm

9.55 10 1.254/2840 4.217 103N mm

Ⅰ轴： 输入转矩 T6/n6Ⅰ 9.55 10 PⅠⅠ 9.55 10 1.204/946.67 12.146 103N mm

输出转矩 T66Ⅰ 9.55 10 PⅠ/nⅠ 9.55 10 1.192/946.67 12.025 103

N mm

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66

Ⅱ轴： 输入转矩 TⅡ 9.55 10 PⅡ/nⅡ 9.55 10 1.168/190.48

58.559 103N mm

66

输出转矩 TⅡ 9.55 10 PⅡ/nⅡ 9.55 10 1.156/190.48

57.958 103N mm

6

Ⅲ轴 输入转矩 TⅢ 9.55 106 PⅢ/nⅢ 9.55 10 1.133/50

216.403 103N mm

6

输出转矩 TⅢ 9.55 106 PⅢ/nⅢ 9.55 10 1.122/50

214.302 103N mm

6

Ⅳ轴 输入转矩 TⅣ 9.55 106 P/n 9.55 10 1.111/50 ⅣⅢ

212.201 103N mm

6

输出转矩 TⅣ 9.55 106 PⅣ/nⅢ 9.55 10 1.100/50

210.100 103N mm

将运动和动力参数计算结果进行整理并列于下表：

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五、传动零件的设计计算

1．V带传动的设计计算

计算项目

1、定V带型号和带轮直径 工作情况系数 计算功率 选带型号 小带轮直径 大带轮直径

大带轮转速 带速 传动比

传动比相对误差

2、计算带长 求Dm 求 初取中心距

带长

基准长度

3、求中心距和 包角 中心距

小轮包角

计算内容 由表11.5

PC KAP 1.2 1.5

由图11.15 由表11.6

D2 (1 )

D1n171n (1 0.015) 2840

2946.67

209.80mm

n2 (1 )

D1n1D (1 0.015) 71 2840

2212

v D1n1

60 1000

71 2840

60 1000

i

n12840

n

2936.87

i原 i实i 100%=3 3.03

100% 1% 5%原3

DD2 D1212 71

m 2

2

D2 D1212 71

2

2

a 550mm

D 2a

2

Lma

141.5 2 600

70.52

L550

a L Dm4

a 1600 141.5 4 180 D2 D1

1a 57.3

180 212 71

1 573.41

57.3

结果

KA 1.2

1.8Kw

Z型

取D1 71mm

取D2 212mm

n2 936.87r/min v 10.56m/s

i 3.03

Dm 141.5mm

70.5mm

L 1553.56mm

Ld 1600mm

a 573.41mm

1 165.91 120

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4、求带根数 带根数

P0 0.50Kw K 0.965

KL 1.16 P0 0.04Kw

z

pC

(P p0)k kL

1.8

z 2.97

(0.50 0.04) 1.16 0.965

5、求轴上载荷 张紧力

q 0.06kg/mFa 500

Pc2.5 k

() qv2vzk

1.82.5 0.965

Fa 500 () 0.06 10.562

10.56 30.965

取z 3根

F 51.88N

轴上载荷

FQ 2zF0sin

1

FQ 308.93N

2

FQ 2 3 51.88 sin82.96

2．齿轮传动的设计计算

高速级齿轮校核

材料选择：小齿轮45钢，调制处理，硬度229HB—286HB，平均240HB 大齿轮45钢，正火处理，硬度169HB—217HB，平均210HB 计算项目 齿面接触疲劳 强度计算 1、初步计算

转矩T1 齿宽系数 d

T1 9.55 106

P1.192 9.55 106 n1946.67

T1 12025N mm

计算内容 计算结果

由表12.13，取 d 1

d 1

接触疲劳极限 Hlim 由图12.17c

Hlim1 580MPa Hlim2 425MPa

初步计算的许用接触应力[ H]

H1 0.9 Hlim1 0.9 580

H2 0.9 Hlim2 0.9 425

H1 522MPa

H2 382.5MPa

Ad值 由表12.16，估计 15 ，取Ad 83

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初步计算小齿轮的直径

2．校核计算

齿数Z 模数m 中心距a

螺旋角 小齿轮的直径d1大齿轮的直径d2齿宽b 圆周速度v

精度等级 传动比 相对误差

使用系数KA 动载荷系数KV

d1 Ad

83 38.36

取Z1=21，Z2 104

md140

n

zcos cos15 1.84 121

a

mn(z1 z2)2(212cos 104)

2cos15

129.41

arccos

mn(z1 z2)2(21 104)

2a arccos

2 130

dmnz12 21

1 cos

cos15.94 dmnz22 104

2

cos

cos15.94

b= dd1 1 43.68

v=

d1n1

43.68 946.67

60 1000

=

60 1000

由表12.6 i

104

21

4.95 i原 i实i 100%=

4.97 4.95

100% 0.4% 5%原

4.97

由表12.9 由图12.9

取d1 40mm

取mn=2mm 取a 130mm

15.94

d1 43.68mm d2 216.33mm

取b2=45mm，b1 55mmv 2.17m/s

选9级精度

KA=1.25 KV=1.18

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齿间载荷分配系数K

Ha

齿向载荷分配系数K

H

载荷系数K

弹性系数ZE 节点区域系数ZH重合度系数

Z

螺旋角系数

Z

由表12.10，先求

F2T12 12025t d 550.60N

143.68KAFtb 1.25 550.6045 15.29N/mm 100N/mm

11

a 1.88 3.2

z cos 1z2

1.88 3.2 1

21 1 104 cos15.95 1.63

bsin 45sin15.94 m 2

1.97

n a

1.63 1.97 3.6

tan n

t arctan

cos arctantan20

cos15.94

20.73

cos b cos cos n/cos t cos15.94 cos20 /cos20.73 0.97

由此得KH KF a/cos2 b 1.63/0.972 1.73

由表12.11，KH A B[1 0.6(

b2d)](b)21d1

C 10 3b

A 1.17;B 0.16;C 0.61

1.17 0.16 [1 0.6(452452

43.68)](43.68

)

0.61 10 3 45 1.48

K KAKvKHaKH

1.25 1.18 1.73 1.48

由表

12.12 由图12.16

由式12.31，因 1，取 1，故Z

Z

KH 1.73

KH 1.48

K 3.78

ZE ZH 2.42

Z 0.78

Z 0.98

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接触最小安全 系数SHmin

应力循环次数NL

接触寿命系数ZN

许用接触应力[ H]验算

齿根弯曲疲劳

强度计算

齿形系数YFa

应力修正系数Ysa 重合度系数Y

由表12.14

NL1 60 nth 60 946.67 3000 16 2.73 109

NL2 60 nt

h 60 190.48 3000 16 5.49 108

由图12.18

[ ZN1

H1]=

Hlim1S

580 0.95Hmin

1.05

[ Hlim2 ZN2

425 1.05H2]=

SHmin

1.05

H ZEZHZ Z

189.8 2.42 0.78 0.98

zv1

z121

cos3 cos315.94 23.62 zz2104

v2 cos3 cos315.94

117.00

由图12.21

[1.88 3.2(11

v

z )]cos

v1zv2

[1.88 3.2(

123.62 1

117

)]cos15.94 =1.65 Y 0.25

0.75

v

0.25

0.75

1.65

0.70 SHmin=1.05

NL1 2.73 109N8L2 5.49 10

ZN1 0.95,ZN2 1.05

[ H1] 524.76MPa

[ H2] 425MPa

H 395.96MPa

H2

ZV1 23.62 ZV2 117.00

YFa1 2.67,YFa2 2.18

Ysa1 1.57,Ysa2 1.82

Y 0.70

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螺旋角系数Y

Y min 1 0.25 1 0.25 1 0.75

（当 1时，按 =1计算）

齿间载荷分配系数K

Fa

齿向载荷分布系数K

F 载荷系数K

弯曲疲劳极限

Fmin

弯曲最小安全系数S

Fmin

应力循环次数NL

尺寸系数YX 弯曲寿命系数YN

许用弯曲应力[ F]验算

Y 1

120

1 1 15.94

120

0.87 Y min

由表12.10

3.6

1.63 0.7

3.16 1.73

Y

由图12.14

b/h 45/(2.25 2) 10

K KAKvKF KF

=1.25 1.18 1.73 1.7

由图12.23

SFmin 1.05

NL 60 nt 60 946.67 3000 16 2.73 109

NL2 60 nth 60 190.48 3000 16 5.49 108

由图12.25 由图12.24

[ Flim1YN1YX

450 0.87 1

F1]

SFmin

1.05

[ X

F2]

Flim2YN2Y 360 0.92 1SFmin

1.05

2KT1F1

bdYFa1YSa1Y Y 1mn

2 4.34 1202545 43.68 2

2.67 1.57 0.7 0.87 YFa2YSa22.18 1.82F2

F1Y 67.78

Fa1YSa12.67 1.57

Y 0.87 KFa 1.73

KF 1.70

K 4.34

Flim1 450Mpa

Mpa

Flim2 360

NL1 2.73 109NL2 5.49 108

YX 1

YN1 0.87YN2 0.92

[ F1] 372.86MP[ F2] 315.43MP F1 67.78MP

[

F1]

F2 64.15MP

[

F2]

故满足要求

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低速级齿轮校核

材料选择：小齿轮45钢，调制处理，硬度229HB—286HB，平均240HB 大齿轮45钢，正火处理，硬度169HB—217HB，平均210HB 计算项目 齿面接触疲劳 强度计算 1、初步计算

转矩T1 齿宽系数 d

接触疲劳极限 Hlim初步计算的许用接触应力[

H]

Ad值 初步计算小齿轮的直径

2．校核计算

齿数Z 模数m 中心距a

螺旋角 小齿轮的直径d1 大齿轮的直径d2

计算内容 T6

P61 9.55 10n 9.55 10 1.156 1190.48

由表12.13，取 d 1

由图12.17c

H1 0.9 Hlim1 0.9 580 0.9

H2 Hlim2 0.9 425

由表12.16，估计 15 ，取Ad 83

d1 Ad

83 65.87

取Z1=31，Z2 118

m1n

dzcos 70

cos15 2.18 131

a

mn(z1 z2)2cos 2(31 118)

2cos15

154.26

arccos

mn(z1 z2)2(31 118)

2a arccos

2 155

dmnz12 31

1 cos

cos15.99 dmnz22 2

cos

118

cos15.99

计算结果

T1 57958N mm

d 1

Hlim1 580MPa Hlim2 425MPa

H1 522MPa

H2 382.5MPa

取d1 70mm

取mn=2mm 取a 155mm

15.99

d1 64.50mm d2 245.50mm

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齿宽b b= dd1 1 64.50 取b2=65mm，b1 75mm

圆周速度v

精度等级 传动比 相对误差

使用系数KA 动载荷系数KV

齿间载荷分配系数KHa

v=

d1n1

64.5 190.48

60 1000

=

60 1000

由表12.6 i

118

31

3.81 i原 i实

3.82i 100%= 3.81

原

3.82

100% 0.26% 5%由表12.9 由图12.9

由表12.10，先求

F2T12 57958t d 1797.15N

164.5KAFtb 1.25 1797.1565 34.56N/mm 100N/mm

1a 1.88 3.2

z 1

cos 1z2

1.88 3.2 1

31 1 118 cos15.99 1.68

bsin 65sin15.99 m 2.85

n 2

a

1.68 2.85 4.53 tan n

t arctan

cos arctantan20

cos15.99

20.74

cos b cos cos n/cos t cos15.99 cos20 /cos20.74 0.97

由此得K2

H KF a/cos b 1.68/0.972 1.79

v 0.64m/s

选9级精度

KA=1.25

KV=1

KH 1.79

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齿向载荷分配系数K

H

载荷系数K

弹性系数ZE 节点区域系数ZH 重合度系数

Z

螺旋角系数

Z

接触最小安全 系数SHmin

应力循环次数NL

接触寿命系数ZN

许用接触应力[ H]验算

由表12.11，KH A B[1 0.6(

b2bd)]()21d1

C 10 3b

A 1.17;B 0.16;C 0.61

1.17 0.16 [1 0.6(652652

64.5)](64.5

)

0.61 10 3 65 1.47

K KAKvKHaKH

1.25 1 1.79 1.47

由表

12.12 由图12.16

由式12.31，因 1，取 1，故Z

Z 由表12.14

NL1 60 nth 60 190.48 3000 16 5.49 108

NL2 60 nth 60 50 3000 16 1.44 108

由图12.18

[ ZN1

1.05

H1]=

Hlim1 S

580 Hmin

1.05

[ Hlim2 ZN2

425 1.14

H2]=

S

Hmin

1.05

H ZEZHZ Z

189.8 2.41 0.77 0.98

KH 1.47

K 3.29

ZE ZH 2.41

Z 0.77

Z 0.98

SHmin=1.05

NL1 5.49 108NL2 1.44 108

ZN1 1.05,ZN2 1.14

[ H1] 580MPa

[ H2] 461.43MPa

H 460.44MPa

H2

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齿根弯曲疲劳 强度计算

齿形系数YFa

zv1

z131

34.90 33

cos cos15.99 z2118

zv2 127.69

cos3 cos315.99

ZV1 34.90 ZV2 127.69

应力修正系数Ysa 由图12.21

YFa1 2.45,YFa2 2.17 Ysa1 1.66,Ysa2 1.83

重合度系数Y

螺旋角系数Y

齿间载荷分配系数K

Fa

齿向载荷分布系数K

F 载荷系数K

弯曲疲劳极限

Fmin

弯曲最小安全系数S

Fmin

[1.88 3.2(11

v

z )]cos

v1zv2

[1.88 3.2(

134.9 1127.69

)]cos15.99 =1.70Y 0.25

0.75

v

0.25

0.75

1.70

0.691 Y min 1 0.25

1 0.25 1 0.75

1时，按 =1计算）

Y 1

120

1 1 15.99

120

0.87 Y min

由表12.10

4.53

1.68 0.69

3.91 1.79

Y

由图12.14

b/h 65/(2.25 2) 14.44

K KAKvKF KF

=1.25 1 1.79 1.8

由图12.23

SFmin 1.05

Y 0.69

Y 0.87 KFa 1.79

KF 1.8

K 4.03

Flim1 480Mpa

Flim2 380Mpa

（当

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应力循环次数NL

NL 60 nt 60 190.48 3000 16 5.49 108

NL2 60 nth 60 50 3000 16

NL1 5.49 108N 1.44 108

尺寸系数YX 弯曲寿命系数YN

许用弯曲应力[ F]验算

1.44 108

由图12.25 由图12.24

[ Flim1YN1YX

480 0.9 1

F1]

S

Fmin

1.05

[ YX

F2]

Flim2YN2 380 0.93 1SFmin

1.05

2KT1F1

bdYFa1YSa1Y Y 1mn

2 4.03 5795865 64.5 2

2.45 1.66 0.69 0.87

YFa2YSa22.17 1.83F2

F1Y 136.02

Fa1YSa12.45 1.66

L2YX 1

YN1 0.90YN2 0.93

[ F1] 411.43MP[ F2] 336.57MP F1 136.02MP

[

F1]

F2 132.81MP

[

F2]

故满足要求

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六、轴的设计、校核

（一）Ⅰ轴（高速轴）的结构设计 1、求轴上的功率、转速和转矩

由前面得，P1=1.192Kw,n1 946.67r/min,T1 12.025N m 2、求作用在齿轮上的力

已知高速级小齿轮的分度圆直径d1 43.68mm，则

2T12 12.025 103Ft1 550.60N

d143.68

Ftan 550.6 tan20Fr1 t1 208.43N

cos cos15.94

Fa1 Ft1 tan 550.6 tan15.94 157.26N 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。根据参考资料 取C=112，于是得：

d C 112

12.09mm

因为轴上应开1个键槽，所以轴径应增大5%，故d 12.09 (1 5%) 12.69mm， 又此段轴与大带轮装配，综合考虑两者要求取dmin 20mm. 4、轴的结构设计

（1）拟定轴上零件的装配方案

通过分析比较，选用下图所示的装配方案。

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（2）据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

1）1-2段轴段与大带轮装配，其直径d1 2 20mm，为了满足大带轮的轴向定位要求，带轮右侧制出一轴肩故d2 3 25mm，查表知大带轮宽为B 52mm，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1-2段的长度应比B略小一些，现取l1 2 50mm。

2）初步估算轴承端盖的总宽度为35mm，根据轴承端盖的拆装及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与大带轮右端面的距离l 20mm，故取

l2 3 55mm。

3）初步选择滚动轴承。因为轴承只承受径向力的作用，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据d2 3 25mm，由轴承产品目录中初步选择6206承，由参考得其尺寸为d D B 30mm 62mm 16mm，故d3 4 d5 6 30mm。 4）取安装齿轮处的轴段4-5的直径d4 5 35mm，已知齿轮轮毂的宽度

B1 55mm，轴承内端面至箱体内壁的距离 3 11mm，齿轮与箱体内壁之距离

2 10mm，故取l4 5 186.5mm，挡油盘宽度为1.5mm，所以l3 4 B 16mm， l5 6 19.5mm。

但此时齿轮直径d 1.8d' 63mm，齿轮受力不均匀故选用齿轮轴。 5、轴上零件的周向定位

带轮与轴之间的定位采用平键连接。按d1-2由参考资料查得平键截面

b h=5mm 5mm，键槽用键槽铣刀加工长为40mm。

6、确定轴上圆角和倒角尺寸

由参考资料，取轴端倒角为2×45°。

本文来源：https://www.bwwdw.com/article/1gp1.html