1、1机械设计课程设计计算说明书全套图纸，加 153893706设计题目：带式输送机班级：05 机化 2 班学号：设计者：指导老师： 2目录1. 题目及总体分析32. 各主要部件选择43. 选择电动机54. 分配传动比55. 运动和运动参数的设计66. 联轴器的选择和设计77. 圆柱齿轮传动的设计168. 链传动的设计189. 轴及轴承装置、键的设计34轴（输入轴）及其轴承装置、键的设计24轴（中间轴）及其轴承装置、键的设计29轴（输出轴）及其轴承装置、键的设计3410. 润滑与密封3411. 箱体结构尺寸3612. 设计总结3713. 参考文献373一.题目及总体分析题目：设计一个带式输送机的减
2、速器给定条件：由电动机驱动，输送带的牵引力 ，运输带速度 ，运输机滚筒直径70FN0.45/vms为 。单向运转，载荷平稳，室内工作，有粉尘。工作寿命为八年，每年 300 个工作日，每天工320Dm作 16 小时，具有加工精度 7 级（齿轮） 。减速器类型选择：选用展开式两级圆柱齿轮减速器。特点及应用：结构简单，但齿轮相对于轴承的位置不对称，因此要求轴有较大的刚度。高速级齿轮布置在远离转矩输入端，这样，轴在转矩作用下产生的扭转变形和轴在弯矩作用下产生的弯曲变形可部分地互相抵消，以减缓沿齿宽载荷分布不均匀的现象。高速级一般做成斜齿，低速级可做成直齿。整体布置如下： （1）图示：5 为电动机，4
3、为联轴器，为减速器，2 为链传动，1 为输送机滚筒，6 为低速级齿轮传动，7 为高速级齿轮传动， 。辅助件有:观察孔盖,油标和油尺 ,放油螺塞,通气孔,吊环螺钉,吊耳和吊钩,定位销,启盖螺钉,轴承套,密封圈等.。二.各主要部件选择目的 过程分析 结论动力源 电动机齿轮 一般传动 高速级、低速级做成 直齿4轴承 此减速器轴承所受轴向力不大 深沟球轴承联轴器 弹性联轴器三、选择电动机1、选择电动机的类型和结构形式。由于 Y 系列三相异步电动机是一般用途的全封闭自扇冷式鼠笼型电动机是全国统一设计的产品，具有效率高，起动转矩大、噪声底、震动小、性能优良、外形美观等优点，并且广泛应用于各种机械设备驱动，
4、因而选择 Y 系列全封闭自扇冷式笼形三相异步电动机。2、选择电动机的效率（容量） 。1） 、首先确定传动装置的总体效率。查表得：开式链传动的效率 1=0.92，滚动轴承（球轴承一对）传动效率2=0.99；闭式圆柱齿轮的传动效率 1=0.97；弹性套柱销联轴器的传动效率 1=0.99；输送带鼓轮的传动效率 1=0.97。由公式 =1 2 3 4 得：由电动机至工作电机主轴之间的总效率： = 798.0.907.9.04工作机所须的功率： = WPKWVF59.213.工作机所须的电动机的功率： 46.78.0Wd又由于工作载荷稳，因此选用 Y112M-4 型号电动机，详细如下表：满载时额定功率型
5、号转速（r/min）电流（A）功率功率因数（ ）cos堵转电流额定电流堵转转矩额定转矩最大转矩额定转矩飞轮转矩N 2m质量Kg4kw Y112M-41440 8.77 84.50.82 7.0 2.2 2.2 0.095 435安装及外型尺寸如下表：中心高H外型尺寸 HDACL)21(底脚安装尺寸 B地脚螺栓孔直径K轴伸尺寸 HD键公称尺寸 hF112 65304 140912 60284四、确定传动装置的总的出动比和分配传动比1、1）计算鼓轮轴工作转速 min/675.1401.3.6106 rDvw 2）总传动比 47.85.mani2、分配传动比装置各级传动比由于链传动常取值为 初取 ，
6、则减速器的传动比 为.32i0i i157.34.80ia对于两级圆柱齿轮减速器的传动比，由于高速级的传动比 ，)4.13(1i所以初取 05.617.2351ii所以 4.0.67212i五、运动和动力参数计算令电机的轴为 0 轴，高速轴为 1 轴，中间轴为 2 轴，低速轴为 3 轴，鼓轮轴为4 轴；且相轮两轴的传动比分别为 、 、 、 。0i13i41、 各轴的转速分别为：6min/1400rnmi/01iin/07.2385.6412rinmi/923iin/83.174534rin1 各轴的输入功率：kwpd26.0kw18.39.04341 57.18202 kp.2533w69.0
7、.124 各轴的输入转矩 mNnPT53.21406.9509.8.11 mNnPT37.120.595022 .4.3344267950130.9.8PTNmn六、选择联轴器的类型和型号71、类型选择为了隔离振动与冲击，选用弹性套拄销联轴器2、 载荷计算公称转矩： ，其中电动机伸出的直径021.53TNm 28dm由表 14-1 查得 ，故,AK1.523.0caTKN3、 型号选择4、 从 GB5014-85 中查得 TL4 型弹性套拄销联轴器的许用转矩为83 ，许用最大转速为 ，轴控直径为 2028mm 之间，Nm570/minr故合用。七、圆拄齿轮传动的设计1、高速级，此时的传动比12
8、6.05914.6iz1.05i1） 、选择齿轮的类型、精度等级、材料及齿数按图（1）所示的传动方案，选用直齿轮圆拄齿轮传动。运输机为一般工作机器，速度不高，故 7 精度的（GB10095-85） 。材料选择：由表 10-1 选择小齿轮材料为 40Cr（调质） ，硬度为280HBS；大齿轮材料围 45 钢（调质） ，硬度为 240HBS，二者材料硬度差围 40HBS。选小齿轮的 Z1=19，则大齿轮的齿数 ，取26.05194.6z215z82） 、按齿面接触强度设计由设计公式 进行计算。3211)(2.HEdtt ZuTkd（1） 确定公式内各计算数值试选载荷系数 3.1tK计算小齿轮传递的
9、转矩 2.09210TNm12.0920TNm由表 10-7 选取齿轮系数 （不对称分布） 。d由表查得材料的弹性影响系数 2/18.9MPaZE由图按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 PaH601lim大齿轮的接触疲劳强度极限 li25M由式计算应力循环次数10160140(6308).hNnjL923.85.21.5由图查得接触疲劳强度寿命系数 ； 10.84HNK20.8HN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1lim10.846504HNKMPaS2li2 8（2） 计算试算小齿轮分度圆直径 ，代入 中的较小值td1H93231.21096.5189.(
10、)3.44td m 计算圆周速度 v139.46012.7/60tnvs计算齿宽139.4.dtbm计算齿宽与齿高之比模数 139.42.08tntdmmZ齿高 2.567/394/5nthb计算载荷系数 K根据计算载荷系数 K根据 ，级精度，由图查得动载荷系数2.35/vms 1.VK由表查得直齿轮： 1HFK由表查得使用系数 1AK由表用插值法查得 7 级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，1.47h由 图2查得8.5,.3Hb 1.34F故载荷系数 1.0.475AVK按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式得 331/9.457/.2.ttd m10计算模数 142.07.19dmz
11、3） 、按齿根弯曲强度设计由式得弯曲强度的设计公式为 21FSdnYZKTm（1）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 MPaFE501大齿轮的弯曲疲劳强度极限 382由图查得弯曲疲劳寿命系数10.78FNK20.1FN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110.785 278.54FNEMPaaS223196.K计算载荷系数 13487AVF查取齿形系数由表查得 12.85FaY2.16Fa查取应力校正系数11由表查得 1.54SaY21.80Sa计算大小齿轮的 ，并比较F12.8540.15767.62.9FaSFY大齿轮的数据大（2） 、设计计
12、算 3321.57.091.71.48mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，可取有弯曲强度算得的模数 1.48 并就近圆整为标准值1.5。 按接触强度算得的分度圆直径 142.07d算出小齿轮齿数 1/58Zm大齿轮齿数 取23.96.i2170Z这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。 4） 、几何尺寸计算计算分度圆直径 1281.54270dZmm计算中心距 12()/(45)/2148.ad计算齿宽12142dbm取 、2B7结构设计及绘制齿轮的零件图2、低速级，此时的传动比 24.5i
13、2.i1）选取与高速级的齿轮类型、精度的级、材料。初取小齿轮的齿数 ，19Z大齿轮齿数 取24.58.i285z2）按齿面强度设计由设计计算公式进行试算，即3211)(2.HEdtt ZuTkd（1）确定公式各计算数值试选载荷系数 1.3tK计算小齿轮传递的转矩12.7TNm由表选取齿宽系数 1d由表查得材料的弹性影响系数 1/289.EZMPa由图按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 H601lim13大齿轮的接触疲劳强度极限 lim250HMPa由式计算应力循环次数10160140(6308).hNnjL923.85.21.5由图查得接触疲劳强度寿命系数 ； 10.84HNK20.8HN
14、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1lim10.846504HNKMPaS2li2 8（3） 计算试算小齿轮分度圆直径 ，代入 中的较小值td1H3231.2.704.589.()7.05td m 计算圆周速度 v172.0538.619/60tnv s计算齿宽172.05.7dtbm计算齿宽与齿高之比模数 172.053.9tntdmZ齿高 8./7205/45nthmb计算载荷系数 K14根据计算载荷系数 K根据 ，级精度，由图查得动载荷系数0.89/vms 1.VK由表查得直齿轮： 1HFK由表查得使用系数 1AK由表用插值法查得 7 级精度、小齿轮相对支承
15、非对称布置时，1.47h由 图2查得8.5,.3Hb 1.34F故载荷系数 1.0.475AVK按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式得 331/72.05./.6.8ttd m计算模数 16.84.09mz3） 、按齿根弯曲强度设计由式得弯曲强度的设计公式为 21FSdnYZKTm（1）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 MPaFE501大齿轮的弯曲疲劳强度极限 382由图查得弯曲疲劳寿命系数10.78FNK20.1FN计算弯曲疲劳许用应力15取失效概率为，安全系数为 S=1.4，由式得110.785 278.54FNEKMPaaS223196.计算载荷系数 1348
16、7AVFK查取齿形系数由表查得 12.85FaY2.168Fa查取应力校正系数由表查得 1.4Sa2.0Sa计算大小齿轮的 ，并比较FY12.8540.15767.62.9FaSFY大齿轮的数据大（2） 、设计计算 3321.57.10.72.69mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，可取有弯曲强度算得的模数 2.67 并就近圆整为标准值3。 按接触强度算得的分度圆直径 176.84d算出小齿轮齿数 1/32Zm大齿轮齿数 取2.5.i216Z这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做16到结构紧凑，避免浪费。 4）
17、 、几何尺寸计算计算分度圆直径 1263784dZmm计算中心距 12()/(783)/21ad计算齿宽 14dbm取 、278B2结构设计及绘制齿轮的零件图八、链传动的设计初取链传动的传动比 i=3，电动机的额定功率 P=4KW，主动链轮的轮速 135.49/minnr1、选择链轮的齿数取小链轮的齿数 ，大链轮的齿数为 。1z213957zi2、确定计算功率由表 9-6 查得 ，由图 9-13 查得 ，单排链，则.0Ak2.6k计算功率为 1.3645caZPKW3、选择链条型号和节距根据 及5.4cakW15.9/minnr查图 911，可选 。查表 91，链条节距为 。2A38.1pm1
18、71、 计算链节数和中心距初选中心距。0(35)(0)38.1431095apmm取 。相应的链长节数为1m201210()5975938.216.938.pazzpLa取链长节数 。16pL节查表 97 得到中心距计算系数 ，则链传动的最大中心距为10.246f112().38(1957)146pafz m2、 计算链速 v，确定润滑方式 153.49.1/0.64/6060nmss由 和链号 ，查图 914 可知应采用滴油润滑。./ms2A3、 计算压轴力 pF有效圆周力为： 41062015ePNv链轮水平布置时的压轴力系数 ，则压轴力为1FpK.562.73.8pFeK4、 计算链轮的
19、主要尺寸小链轮：分度圆直径 001.231.47sin()si()9pdmz齿顶圆直径 1min1.6/23.478()2.34.1azdm（其中 为磙子外径）1d齿根圆直径 1(23.47.)209.fd小齿高 min0.5()87ahpm18max110.625.0.8/(3823./9)14.3hpdpzm确定的最大轴凸缘直径 02cot1.4.768(33.0)189.9gdphz（ 其中 为内链板高度）2h大链轮：分度圆直径 00138.691.sin()si()57pdmz齿顶圆直径 min1.6/69.38()2.364.azdmax125(1)5dp齿根圆直径 (69397.f
20、齿高 min10.5().82.)ahpdmx20/(.6383.1/57)3.2pzm确定的最大轴凸缘直径 0221cot.4.768(3.t.3.0)652.15gdphzm九、轴、轴承的设计一） 、轴 1 的设计191、求出轴 1 上的功率 、转速 和转矩1p1n1T由上面的计算得 =3.18KW=1440r/min1n=21.09TNm2 求出作用在齿轮上的力已知高速级小齿轮的分度圆直径为 142d则31 02.091.4tan.tan265trt rTFNdF其 中 为 圆 周 力 ， 为 径 相 力3、初步确定轴的最小直径选轴的材料为钢，调质处理。根据表，取 12A20（以下轴均取
21、此值） ，于是由式初步估算轴的最小直径 33min1/2.18/40.6dAPm输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径 .为了使所选的轴直径 与联轴器12d12d的孔径相适应,故需同时选取联轴器型号.联轴器的计算转矩 Tca=KAT1,查表 14-1,考虑到转矩的变化很小 ,故取 KA=1.3,则;31.20974caATKNm查机械设计手册 ，选用 TL4 型弹性套柱销联轴器，其公称转矩为 83000N。半联轴器的孔径 ，故取 半联轴器长度 L62，半联轴器与轴配1dm12d合的毂孔长度 =44mL轴的结构设计）拟定轴上零件的装配方案（见前图）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度（）
22、为满足半联轴器的轴向定位要求，轴段右端需制处一轴肩，轴肩高度,故取-3 段的直径 。半联轴器与轴配合的毂孔长度dh1.07.23dm=44mm.，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故 的长度应该比1L 1l略短一点，现取 124l（2）初步选择滚动轴承 参照工作要求并根据 ，初选型号 6205 轴承，其23dm尺寸为 ，基本额定动载荷 基本额定静载荷5dDB14.0rCKN， ，故 ,轴段 7-8 的长度与7.8rCKN ma31Da463895轴承宽度相同,故取 。左端滚动轴承采用轴肩定位，轴肩高度894l，故取 ，因此，取0.hdh451dm（3）取安装齿轮处的轴段 6-
23、7 的直径 ；齿轮的右端与轴承之间采用套筒672定位。已知齿轮轮毂的宽度为 ,为了使套筒断面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取 ；齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度 ，故取6745lm 0.7hd，则则轴环处的直径 。轴环宽度 ，取 。3h563d1.4b56lm（4）轴承端盖的总宽度为 （由减速器及轴承端盖的结构设计而定） 。根据轴承20端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半连轴器右端面间的距离，故取 。0lm23lm21（5）取齿轮距箱体左内壁的距离 ，距右内壁的距离 ；考虑到18am215am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
24、，已知 8s滚动轴承宽度 B=15mm45156879lasl782(4)125m至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。3） 、轴上零件的周向定位齿轮与轴的周向定位均采用平键连接。按 ，由表 6-1 672dm查得平键截面 ，键槽用键槽刀加工，长为 32mm，同87bhm时为了保证齿轮与轴有良好对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合 ；76Hn同样由 ，轴与半联轴器的连接，选择用平键120d，半联轴器与轴的配合为 。滚动轴承与轴的周向63m 76Hk定位是过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为 。6m4）确定轴上圆角和倒角尺寸参考表 15-2，取轴端的倒角为 ，各轴肩出的圆角半径见图01.455
25、、 求轴上的载荷首先根据轴的结构图做出轴的计算图。在确定轴承的支点位置时，对于 6205 型深沟球轴承，作为简支梁的轴的支承跨距22123445673825017/93.49.56ll ml。根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭219.1矩图。如下：从轴的结构图以及弯矩图和扭矩图中可以看出截面 C 是轴的危险截面。现将计算的截面 C 出的 、 及 M 的值列于下表：HV载荷 水平面 垂直面支反力 1238.76NHF1286.7NVF23弯矩 M 3562.8HNm1296.7VMNm总弯矩 22.19.7389.VMNm扭矩 T 106、按弯扭合成应力校核轴的强度对危险截面才，根据式 15-5
26、 及上表的数据，以及轴单向旋转，扭转车应力为脉动应力，取 ，轴的计算应力0.6222213()3789.(.19)0.30CcaMTMPaW前已选定轴的材料为 45 钢，调质处理，由表查得 ，Pa61，故安全1ca7、 校核轴承和计算寿命（） 校核轴承 A 和计算寿命径向载荷 222186.73.5.6rNVHFN由 ，在表取 X1，Y=0。 （其中 =0）/0AareAaF由表取 则 A 轴承的当量动载荷.2pf，校核安全。()1(53.60)4.3ApAra rPfXFYNC该轴承寿命该轴承寿命636110().210.rAhACLhnP查表 13-3 得预期计算寿命 ，故安全。20hAh
27、L（） 校核轴承 B 和计算寿命径向载荷 22278.6815.2rNVHFN当量动载荷 ，校核安全。1.59Bpr rPf C24该轴承寿命该轴承寿命663310014()()0978.2rBhBCL hnP查表 13-3 得预期计算寿命 ，故安全。2hBhL8、 选用键并进行校核键连接联轴器：选单普通平键（C 型） 87bm32m齿轮：选普通平键 （A 型） 联轴器:由式，3312021.90.6TMPapkld查表，得 ， ，键校核安全a p齿轮: 3312021.9012.57TPpkld查表 62，得 ， ，键校核安Map二） 、轴 2 的设计1、求出轴 2 上的功率 、转速 和转矩
28、2p3n3T25由上面的计算得 =3.05KW2p=238.02r/minn=122.372TNm2 求出作用在齿轮上的力1） 、已知高速级大齿轮的分度圆直径为 25dm则320221.7965tanta5trt rTFNdF其 中 为 圆 周 力 ， 为 径 相 力2） 、已知底速级小齿轮的分度圆直径为 178dm则 321 011.7.78tan.tan214trt rTFNdF其 中 为 圆 周 力 ， 为 径 相 力3、初步确定轴的最小直径选轴的材料为钢，调质处理。根据表，取 12A（以下轴均取此值） ，于是由式初步估算轴的最小直径 33min1/2.05/8.25.1dAPm轴的结构
29、设计）拟定轴上零件的装配方案（见前图）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度（）和 8-9 段轴要装轴承，取 128960d（2）初步选择滚动轴承因轴承只受径向力的作用，并参照工作要求并根据，初选型号 6212 轴承，其尺寸为 ，基本额18960dm 102dDB定动载荷 基本额定静载荷 ，,轴段 1-2 和 7-8 的长度与轴承3.rCKN27.8rCKN宽度相同,故取 。1289l26（3）初取安装小齿轮处的轴段 3-4 的直径 ；因为低速级小齿轮的分度圆3470dm， 所以该轴段要做成齿轮轴；已知齿轮轮毂的宽度为 ，所以78dmd 82m，齿顶圆 ，齿根圆 。 所以 。342l84am
30、.5a3456d（4） 、取安装大齿轮处的轴段的直径 ；齿轮的右端与右轴承之间采用套筒定670d位，所以 。已知齿轮轮毂的宽度为 ,为了使套筒断面可靠地压紧齿轮，7860d 42m此轴段应略短于轮毂宽度，故取 ；齿轮的左端采取轴肩定位，轴肩高度67l，故取 ，则轴环处的直径 。轴环宽度 。.hhm568d1.4bh。5610l（5）则大、小齿轮距箱体左内壁的距离 ，342/6.5827.5aLsm（ 为轴 1 的小齿轮的中心距箱体的距离，S 为考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承3L位置时，应距箱体内壁一段距离 s,取 ） ；已知 滚动轴承宽度 B=22mm8sm237.582.las78(4
31、0)127.5s4523456/498210lLll m至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。4）确定轴上圆角和倒角尺寸参考表 15-2，取轴端的倒角为 ，各轴肩出的圆角半径见图02456、 求轴上的载荷首先根据轴的结构图做出轴的计算图。 对于 6205 型深沟球轴承作为简支梁的轴的支承跨距：2712345678/.1.52/410283/7.6.l ml ml。根据轴的计算简图作出轴的弯矩123.9l图和扭矩图。如下：从轴的结构图以及弯矩图和扭矩图中可以看出截面 C 是轴的危险截面。现将计算的截面 C 出的 、 及 M 的值列于下表：HV载荷 水平面 垂直面支反力 128790.NHF128
32、706NVF弯矩 M 1254Hm12539VMm28总弯矩 222117.561340.5640398HVMNm扭矩 T 1370Nm6、按弯扭合成应力校核轴的强度对危险截面才，根据式 15-5 及上表的数据，以及轴单向旋转，扭转车应力为脉动应力，取 ，轴的计算应力0.622221 3()34.5(.17)4.608CcaMTMPaW前已选定轴的材料为 45 钢，调质处理，由表查得 ，a01，故安全1ca9、 校核轴承和计算寿命（） 校核轴承 A 和计算寿命径向载荷 2221870107.9rNVHFN由 ，在表取 X1，Y=0。 （其中 =0）/0AareAaF由表取 则 A 轴承的当量动
33、载荷.2pf，校核安全。()1(07.9)243.56.8ApAra rPfXFYNCK该轴承寿命该轴承寿命663 36110()1.208.9.rAhACLhnP查表 13-3 得预期计算寿命 ，故安全。20hAhL（） 校核轴承 B 和计算寿命径向载荷 2222690.768.rNVHFN当量动载荷 ，校核安全。1.8.3Bpr rPf CK29该轴承寿命该轴承寿命663 36101080()().24129rBhBCL hnP查表 13-3 得预期计算寿命 ，故安全。 hBhL10、 选用键并进行校核大齿轮与轴：选普通平键（A 型） 201bm32m大齿轮: 33210.78.TMPap
34、kld查表 62，得 ， ，键校核安2p三） 、轴 3 的设计1、求出轴 3 上的功率 、转速 和转矩3p3n3T由上面的计算得 =2.93KW=53.49r/min3n=523.12TNm2 求出作用在齿轮上的力1） 、已知低速级大齿轮的分度圆直径为 2348dm则30332 0225.16.448tan0.tan192trt rTFNdF其 中 为 圆 周 力 ， 为 径 相 力2） 、已知小链轮分度圆直径为 13.47dm有效圆周力为： 1062015ePNv链轮水平布置时的压轴力系数 ，则压轴力：FpK.562.73.8pFeK3、初步确定轴的最小直径选轴的材料为钢，调质处理。根据表，
35、取 12A（以下轴均取此值） ，于是由式初步估算轴的最小直径 33min1/2.9/5.42.dAPm轴的结构设计）拟定轴上零件的装配方案（见前图）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度（） 、输出轴的最小直径显然是安装在链轮处轴的直径 ，由于轴 89 装链轮，单89d键，则取89min(13%)42.5(13)4.7dm894m（2） 、轴 78 为轴肩， ，取8907(0)hdh则 ，轴承端盖的总宽度为 （由减速器及轴承端(4)20盖的结构设计而定） 。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与小链轮的左端面间的距离 ，故取 。30lm7835lm（3） 、轴 1-2 和 67 段装轴承，轴肩高度 ，取12h1.h= ， 12d(521.)5选择深沟球滚动轴承 6211， ， 基本额定动载荷0dDB基本额定静载荷 ，则 。3.rCKN2.rCKN1267lm（4） 、轴 23 段的直径和轴承直径大一样，取 ；轴 34 装齿轮，为了易于35d安装，取 ，则 ，已知齿轮轮毂的宽度为 ,为了使套筒端面可1.5hm345dm8
