带式运输机的减速传动装置方案设计书--西华大学

1、-课程设计说明书课 程 名 称: 机械设计课程设计课 程 代 码:6010079题目:带式运输机的减速传动学生姓名:装置设计李健学号:年级 /专业 /班:2010 级车辆工程 3 班学院(直属系 ) :交通与汽车工程学院指 导 教 师:孙书民目录摘要 11 设计内容及要求42传动方案的拟定23 电机的选择及传动装置的总体设计53.1 电动机类型和结构形式的选择：53.2 选择电动机容量： 53.3 确定传动装置的总传动比和分配传动比63.4 综合数据 84 传动零件的设计计算94.1 带传动设计 94.2 高速级传动零件的设计计算114.3 高速级传动零件的设计计算165 减速器机体结构尺寸2

2、05.1 确定机体内壁和轴承座端面位置205.2 减速器机体结构相关尺寸数据216 轴的设计 226.1 高速轴设计计算226.2 中速轴设计计算23轴结构设计 23轴上的力 24校核危险截面 26轴的精校核 错误！未定义书签。键的校核 27轴承的校核 276.3 低速轴设计计算297 润滑油及润滑方式的选择307.1 齿轮润滑 307.2 轴承润滑 31总结 31摘要机械设计课程设计主要是培养理论联系实际的设计思。本次设计包括的主要内容有：决定传动装置的总体设计方案；选择电动机；计算传动装置的运动和动力参数；传动零件、轴的设计计算；轴承、联接件、润滑密封和联轴器及校验计算；机体结构及其附件的

3、设计；绘制装配图及零件工作图；编写计算说明书以及进行设计答辩。设计的一般过程为：首先明确设计任务，制定设计任务书；其次，提供方案并进行评价；再次，按照选定的方案进行各零部件的总体布置，运动学和零件工作能力计算，结构设计和绘制总体设计图；然后，根据总体设计的结果，考虑结构工艺性等要求，绘出零件工作图；然后，审核图纸；最后，整理设计文件，编写说明书。关键词： 减速器机械设计带式运输机1 设计内容及要求一、设计题目 带式运输机的减速传动装置设计二、主要内容1、决定传动装置的总体设计方案；2、选择电动机，计算传动装置的运动和动力参数；3、传动零件以及轴的设计计算；轴承、联接件、润滑密封和联轴器的选择及

4、校验计算；4、机体结构及其附件的设计；5、绘制装配图及零件图；编写计算说明书并进行设计答辩。三、具体要求1、原始数据：运输带线速度v = 0.75（m/s）运输带牵引力F = 5000（N）驱动滚筒直径D=510（ mm）2、工作条件：使用期 5 年，双班制工作，单向传动；载荷有轻微振动；运送煤、盐、砂、矿石等松散物品。2传动方案的拟定机器一般由原动机，传动机，工作机组成。传动装置在原动机和工作机之间传递运动和动力，并藉以改变运动的形式、速度大小和转矩大小。传动装置一般包括传动件（齿轮传动、带传动、链传动等）和支承件（轴、轴承、机体等）两部分。它的重量和成本在机器中占很大比重，其性能和质量对机

5、器的工作影响也很大。对于本机器，初步选择原动机为三相异步电动机，根据任务书的要求，要求本机器的承载能力速度范围大、传动比恒定、外廓尺寸小、工作可靠、效率高、寿命长。根据参考书 1第 7 页常见机械传动的主要性能满足圆柱齿轮传动要求。电机转速一般很高，因此需要的传动比较大，根据初步计算, 传动比 i 稍大于12、传递的功率略大于 4KW 远小于 750KW 、速度在要求的 7 级精度之内。对圆柱齿轮传动，为了使结构尺寸和重量较小，当减速比 i 8 时，宜采用二级以上的传动形式。根据机械设计课程设计指导书第7 页常见机械传动的主要性能二级齿轮减速器传动比范围为：i=840，满足要求。因此采用二级圆

6、柱齿轮传动减速器。在没有特殊要求的情况下，一般采用卧式减速器。对二级齿轮减速器由传递功率大小和轴线布置要求来决定采用展开式、分流式和同轴式布置。考虑到结构的简单性、传递功率不大、齿轮相对于轴承布置的不对称性等因素，根据参考书机械设计课程设计指导书第 8 页表 2 减速器的主要类型和特点选择采用二级展开式圆柱齿轮减速器。初步估计传动比大约为30，比较大，一次在二级传动前加入带传动以分担一部分传动比。同时可以组织来自工作件的震动传递到电动机。在相同条件下斜齿圆柱齿轮比直齿圆柱齿轮的尺寸稍小，为了减小变速箱的尺寸，因此我们选择斜齿圆柱齿轮。减速器的输出端通过联轴器与滚筒主轴联接，由于本减速器传递的速

7、度较大，所以初选弹性连轴器。轴由轴承支撑，一般采用滚动轴承，考虑到本机器用的斜齿圆柱齿轮，有轴向力的作用，初选圆锥滚子轴承轴承。为了便于装配，齿轮减速器的机体采用沿齿轮轴线水平剖分的结构。综上所述，传动方案总体布局如图一所示：计算及说明结果计算及说明结果3 电机的选择及传动装置的总体设计3.1 电动机类型和结构形式的选择：由于直流电动机需要直流电源，结构较复杂，价格较高，维护比较不便，因此选择交流电动机。我国新设计的Y 系列三相笼型异步电动机属于一般用途的全封闭自扇冷电动机，其结构简单、工作可靠、价格低廉，维护方便，适用于不易燃、不易爆、无腐蚀性气体和无特殊要求的机械上，如金属切削机床、运输机

8、、风机、搅拌机等，由于起动性能较好，也适用于某些要求起动转矩较高的机械，如压缩机等。由于 Y 系列三相笼型异步电动机有如此多有优点，且符合此减速器设计要求，因此选择 Y 系列三相鼠笼式异步电动机。3.2 选择电动机容量：电动机的容量主要根据电动机运行时的发热条件来决定。本次设计的运输机是不变载荷下长期连续运行的机械，只要所选电动机的额定功率Ped 等于或稍大于所需的电动机工作功率 Pd ，即 PedPd ，电动机不会过热，不必较验发热和起动力矩。有电动机至运输带的传动总效率为：322a=1* 2 * 3 * 4 * w1带传动效率；2 滚动轴承效率；3 齿轮传动效率4联轴器效率查表可知 1=0

9、.96Y 系列三相鼠笼式异步电动机计算及说明结果 2=0.98 3=0.974=0.99a =0.79带入，计算可得： a 3*0.97 2*0.99=0.817 0.82如图一所示的带式运输机，其电动机所需的工作功率Pd 根据公式pw有Pd= paKW则有： pd3.754.6KW=82=4.5890.60*1000v60 * 1000 * 0.75卷筒的转速 n= D=3.14 * 510=28.65128.65r/min根据指导书第 7 页表一常见机械传动的主要性能，二级圆柱齿轮减速器传动比的范围为，故电动机转速的可选范围根据公式（6）有：i0=24 而 ia=840 故 i 总 =16

10、160nd=i 总 ×(16160)=4584580根据容量和转速，查指导书P145在这里我们选择1500r/min，因此选取 Y132S-4 型Y132S-6 型3.3 确定传动装置的总传动比和分配传动比传动装置的总传动比in 为选定的电动机满载转速nm 和工作机主轴转速 n 之比即公式（7）：总传动比 i a=nm= 1440 =51.24n28.65带传动 i 0=24 取 i0=2.5计算及说明结果in51.24I 减 =i0=2.5=20.5按展开式布置。考虑润滑条件，为使两级大齿轮直径相近，可由指导书图12 展开式曲线查得i1=5.55i2=3.69各级传动比i0=2.5

11、 i2=5.55 i3=3.69各轴转速nm1440轴 1n1= i0=2.5=576 r min轴 2n2n1576104.72ri15.55min轴 3n3n2104.7228.38ri 23.69min(3) 各轴传动效率 01=1=0.96 12=2* 3=0.951 23=2* 3 =0.951 34=2* 4 =0.9702（4）各轴输入功率轴 1P1Pd* 014.60.96 4.41KW轴 2P2P1124.420.9514.223 KW轴 3P3P2234.20.9513.995 KW卷筒轴P4P3343.99 0.9702 3.872 KWi 1=3.81i 2=2.80（

12、1-3 轴的输出功率分别为输入功率乘轴承效率0.98 ）各轴输入转矩电动机输出转矩 Td 9550Pd95504.630.506Nmnm14401-3轴的输入转矩计算及说明结果轴 1T130.52,.5 0.9673.224N / m轴 2T273.225.550.951386.285 Nm轴 3T3386.283.690.9511354.953Nm卷筒轴输入转矩T41354.950.97021314.572Nm（ 1-3 轴的输出转矩则分别为各轴的输入转矩乘轴承效率0.98 ）3.4 综合数据如表格运动和动力参数计算结果整理于下表轴 名效率P转矩 T ( N m)转速传 动效 率（KW ）r

13、/min比输入输出输入输出i0 轴4.630.50614402.50.95I 轴4.421 4.332 73.22471.7605700.985.55计算及说明结果II 轴4.223 4.122 386.285 378.559 104.720.9313.69III 轴 3.995 3.913 1354.953 1327.501 28.380.9311IV 轴3.8723.7941314.5721288.28128.380.9704 传动零件的设计计算4.1 带传动设计1 确定计算功率 pca由表 8-7（带传动设计所用图表来自机械设计教材（第八版）查得工作情况系数KA=1.1 故Pca=K a

14、2 选择 V 带的类型计算及说明结果根据数据由图 8-10 选用 A 型带3 确定基准直径并验算带速1）初选小带轮的基准直径dd。由表 8-6 和表 8-8，取小带轮的基准直径dd=100mm2）验算带速 v， dd1n13.14 * 0.1* 1440v=60*1000=60 * 1000=7.53m/s因为 5m/s<v<25m/s，故带轮合适。3）计算大带轮的基准直径有 dd2=dd1*i=250mm4 确定 v 带的中心距和基准长度1）初选 a0=1.5 d1d 2=525mm (dd1-dd2)22）Ldo 2a0+ 2 +4a0,带入数据计算得：Ldo=1610mm查表

15、 8-2 选择基准长度为1800mm3）计算实际中心距a0B 带 Z=4dd-dd0a a0+2=525+(1800-1610)/2=510mm5 验算小带轮上的包角 1oo57.31 180 -（dd1-dd2）a带入数据， 1=167.4o90o计算及说明结果6 计算带的根数1）计算单根 v 带的额定功率 pr由 dd1 和 n1，查表 8-4a 得 p0=1.32kw由 n1， i 和 B 型带，查表 8-4b 得 p0=0.17kw查表 8-5 得 k =0.97KL =1.01于是： pr=( p0+p0)* k * K L=1.462) 计算根数 zpca5.06Z= pr = 1

16、.46 =3.65故，应该取 4 根。4.2 高速级传动零件的设计计算1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数。1）选用斜齿圆柱齿轮传动。2） 运输机为一般工作机器，速度不高，由机械设计表10-8 知，选用7 级精度（GB10095-88）。3 ）材料选择：由机械设计表10-1 选择小齿轮材料为45#钢（调质），硬度为250HBS，大齿轮材料为 45#钢（调质），硬度为 250HBS。二者材料硬度差为 40HBS。 4) 选小齿轮齿数为 Z1=20，大齿轮齿数 Z2=Z1*i 1=20×5.55=111计算及说明结果2 按齿面接触强度设计由设计计算公式（ 10-9a）进行试算，即d1t

17、3t1u±1ZE)2K T·u(d H（ 1）确定公式内的各计算数值试选载荷系数 K t=1.6计算小齿轮传递的转矩T1·=732200N mm由表 10-7 选取齿宽系数 d=1Z E189.8MPa1有表 10-6 查得材料的弹性影响系数2由图 10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 Hlim1，大齿轮的接触=550 MPa疲劳强度极限 Hlim2 =500 MPa；由式10-13计算应力循环次数N160n1 jL h60 14401(283655) 2.522921 2=2.522×9÷10 hN=N /N105.55=4.5

18、46×108 h由图 10-19 查得结束疲劳寿命系数 K HN1=1.05KHN2=1.1 计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数 S=1，由式（ 10-12）得K HN1 Hlim1=1.05×550=577.5 MPaH 1=SK HN2 Hlim2=1.1× 500=550 MPaH 2=S（2）计算1）试算小齿轮分度圆直径d1t ，代入 H 中较小的值3d1t3=×K t T1u±1 ZEZH 2 d · u ( H)×3.81+1×(189.8*2.433)23.81540=48.55mm计算及

19、说明结果2）计算圆周速度 vd1tn1× 48.55×576v=60× 1000=60000=1.46 m/s3）计算尺宽 b,尺宽与齿高比 b/hb=d·d1t=1×48.55=48.55 mm模数mt= d1tcos÷Z1=48.55*cos15o÷20=2.34 mm齿高h=2.25 mt=2.25× 2.32=5.97mmb/h=48.55÷ 5.97=8.13(4)计算纵向重合度 =0.318dz1tan=0.318*1*20*tan15 o=1.704 5）计算载荷系数根据 v=2.52 m/

20、s，七级精度，由图 10-8 查得动载系数 K v=1.09直齿轮，假设 K A Ft / b100N / mm 。由表 10-3 查得 K Ha K Fa 1.2由表 10-2查得使用系数 K A1有表 10-4查得七级精度，小齿轮相对支承非对称布置式K H 1.120.18(1 0.6 d2 ) d20.23 10 3 b1.41由 b/h=8.13,K H 1.41 查图 10-13 得 K F1.3，故载荷系数K=K A K V K HaK HB=1.8443 按齿根弯曲强度设计由式（ 10-5）得弯曲强度的设计公式为3 2KT 1 Y FaY Sa m dZ12( F )确定公式内的

21、各计算数值由图10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 FE1=450，大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2=360；根据纵向重合度 =1.704 查图 10-28 得螺旋角影响系数 Y =0.85 由图 10-18 查得弯曲疲劳寿命系数 K FN1=0.85,KFN2=0.88。计算及说明计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4,由式（ 10-12）得F1=K = 0.85* 450=273.21 MPaFN1FE1S1.4F2=K FN2FE2 0.89×380S=1.4=226.29 MPa4)计算载荷系数 KK=K AK V K FaK FB=1.735)查取齿形系数由表

22、 10-5 查得 Y Fa1=2.715；Y Fa2=2.166）查取应力校正系数由表 10-5 查得 YSa1=1.572；Y Sa2=1.81YFa YSa7）计算大、小齿轮的F并加以比较Y Fa1 YSa1= 2.715 * 1.572 =0.015624 F1273.21Y Fa2 YSa22.16 * 1.81F 2=0.017273226.29大齿轮的数值大。设计计算：322KT 1YcosFa Sam2(Y Y)d1F Z 32×1.73×73280×（ cos15o） 2× 0.017273=1×20×20×

23、1.645=1.76对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m 的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算结果m=2Z1= =33Z2=126a1=206mmB2=65 mm B1=70 mm计算及说明结果得的模数 1.76 并就近圆整为标准值m=2mm，按接触强度算得分度圆直径d1=48.55，算出小齿轮齿数Z1=d1cos/m=48.55*cos15o/2=23.440取 Z1=24 齿大齿轮齿数 Z2 =Z1*i 1=24× 5.55=

24、133.2取 Z2=133 齿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。（ z1+z2 ）mn （ 24+133）mn=2cos=2cos15=162.53mm取 163mm =arcos（z1+z2 ）mn） 2a= arcos（24+133） mn） 2*163=15.5938o改变不多，故不用校正。4 几何尺寸计算（1）计算分度圆直径z1 mnd1=cos =49.82mmz1 mnd2=cos =276.17mm（2）计算中心距1 d1+d2 49.82+276.17a = 2 =2=163mm(3) 计算齿轮宽度b=d

25、3;d1 49.8 mm取 B2=50 mm； B 1=55 mm 5，校验计算及说明结果FT=2T1 d12*124740=60=4158K AFt b =1*415865=69.3N/mm 100N/mm故，所设计计算合适。4.3 低速级传动零件的设计计算1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数。1）选用斜齿圆柱齿轮传动。2） 运输机为一般工作机器，速度不高，由机械设计表10-8 知，选用7 级精度（GB10095-88）。3 ）材料选择：由机械设计表10-1 选择小齿轮材料为45#钢（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45#钢（调质），硬度为240HBS。二者材料硬度差为40HBS。

26、4) 选小齿轮齿数为 Z1=32，大齿轮齿数 Z2=Z1*i 1=32×3.69=118 2 按齿面接触强度设计由设计计算公式（ 10-9a）进行试算，即d1t3K t T1·u±1ZE)2u(d H（ 1）确定公式内的各计算数值试选载荷系数 K t=1.6计算小齿轮传递的转矩T2·=3862800N mm由表 10-7 选取齿宽系数 d=1Z E189.8MPa1有表 10-6 查得材料的弹性影响系数2由图 10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 Hlim1=550 MPa，大齿轮的接触疲劳强度极限 Hlim2 =500 MPa；由式10-

27、13计算应力循环次数N160n1 jL h60 9601(28300 5)1.3824109 h2129÷2.8=4.93N=N/N =1.3824×10计算及说明结果×108 h由图 10-19 查得结束疲劳寿命系数K HN2=0.9KHN2=1.1计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数 S=1，由式（ 10-12）得H 1=K HN1 Hlim1S=1.05×550=577.5 MPaH 2=K HN2 Hlim2S=1.1× 500=5 MPa（2）计算1）试算小齿轮分度圆直径d1t ，代入H 中较小的值3K t T1u±

28、;1 ZEZH2d1td·u ( H)3 2×1.6×38628003.69+1189.8*2.45 2=1.71×3.69 ×( 563.75)=85.48 mm2）计算圆周速度 vd1tn1× 85.48×104.72v=60× 1000=60000=0.468 m/s3）计算尺宽 b,尺宽与齿高比 b/hb=d·d1t=1×85.48=85.48mm模数mt= d1tcos÷Z1o÷32=2.58mm齿高h=2.25 mt=2.25× 2.58=5.81mmb

29、/h=85.48÷ 5.81=14.7(4)计算纵向重合度 =0.318dz1tano=2.727 5）计算载荷系数根据 v=0.468 m/s，七级精度，由图 10-8 查得动载系数 Kv=1.08直齿轮，假设 K A Ft / b100N / mm 。由表 10-3 查得 K Ha K Fa 1.4计算及说明由表 10-2查得使用系数 K A1有表 10-4查得七级精度，小齿轮相对支承非对称布置式K H 1.120.18(1 0.6 d2 ) d20.23 10 3 b1.43由 b/h=14.7,K H 1.38 查图 10-13 得 K F1.38 ，故载荷系数K=K A K

30、 V K HaK HB=2.163 按齿根弯曲强度设计由式（ 10-5）得弯曲强度的设计公式为32KT 1(Y FaY Samd 1F) Z2 确定公式内的各计算数值由图10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 FE1=450，大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2=360；根据纵向重合度 =2.727 查图 10-28 得螺旋角影响系数 Y =0.85 由图 10-18 查得弯曲疲劳寿命系数 K FN1=0.85,KFN2=0.88。计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4,由式（ 10-12）得K FN1FE1 0.85×450F1=S=1.4=273.21 MPaF2=K F

31、N2FE2 0.88×360S=1.4=226.29 MPa结果m=2.5 Z1 =39 Z2=1094)计算载荷系数 KK=K AK V K FaK FB=2.09a1=190mm5)查取齿形系数由表 10-5 查得 Y Fa1=2.43；Y Fa2=2.1556）查取应力校正系数由表 10-5 查得 YSa1=1.655；Y Sa2=1.815计算及说明结果YFa YSa7）计算大、小齿轮的F并加以比较Y Fa1 YSa1 2.43×1.655F 1= 273.21=0.01471 Y Fa2 YSa2 2.155× 1.815F 2= 226.29=0.01

32、72 大齿轮的数值大。设计计算：3 2KT 1Y cos2 Y FaY Sam dZ12( F )32×2.09×386000×（ cos15.6269o）2×0.85=× 0.0172=2.321×32× 32.1.71对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m 的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的 模数2.2855 并 就 近 圆整 为标 准值m=2.5mm ， 按接

33、触强 度算 得分 度圆 直径d1=101.04，算出小齿轮齿数Z1=d1coso/2.5=36.5取 Z3=40大齿轮齿数 Z2 =Z1*i 1=40× 3.69=150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。（ z1+z2 ）mn （ 40+150）mn=2cos= 2cos15.6269 =245.87mm取 246mm（ z1+z2 ）mn=arcos（2a）计算及说明结果（40+150） mn= arcos（2.5*246=15.6269o改变不多，故不用校正。4 几何尺寸计算（1）计算分度圆直径z1 mnd1=co

34、s =103.53 mmz1 mnd2=cos =388.23mm(3) 计算齿轮宽度b=d·d1 103.53mm取 B2=100 mm； B1=105 mm5，校验FT=2T12*386280=7365.6Nd=1001K AFt 1*7365.6b =105=70.14N/mm100N/mm故，所设计计算合适。5 减速器机体结构尺寸5.1 确定机体内壁和轴承座端面位置最大齿轮：dn388.23 28.38v0.57m / s < 2m/s60100060000计算及说明结果所以采用脂润滑5.2 减速器机体结构相关尺寸数据（ a为低速级中心距 =246mm）名称符号尺寸（

35、mm）机座壁厚0.025*190+3=7.75取 8d28.26机盖壁厚1机座凸缘厚度b机盖凸缘厚度b1机座底凸缘壁厚b2地脚螺钉直径d f地脚螺钉数目n轴承旁连接螺栓直径d1机盖与机座连接螺栓d 2直径轴承端盖螺钉直径d3窥视孔盖螺钉直径d 4定位销直径d0.02a+3=7.92取 81.5=1530207型1.5 1 =152.5=250.036a+12=20.85取 M24a=246<250，n=40.75 df =15.6， 取 M16（ 0.5 - 0.6） d f10 - 12，取 M10（ 0.4 - 0.5） d f8-10，取M8（ 0.3 - 0.4） d f14*9

36、*40 平键68取 M1010*8*40 平键（ 0.7 - 0.8） d 2811取 M8计算及说明轴承端盖凸缘厚度t103 其他参数 （参看指导书 41 页 图 30）机座肋厚 m=0.85×=0.85 ×8=6.8mm低速级大齿轮中心到机体外壁总距离Rda1 1 230/218123 1211.210为圆整 R,1 取 12 此时 R=123+12=135mmL 2 24B2B1224132.5B322又28 4812为使结构紧凑，且圆整L ，所以取2144146 轴的设计结果d43.130209型此运输机传动装置减速器为二级展开式，多采用阶梯轴6.1 高速轴设计计算

37、由于减速器传递的功率不大，对其重量和尺寸也无特殊要求故选择常用材料45 钢 ,调质处理.初步计算轴的最小直径当轴的支承距离未定时，无法由强度确定轴径，要用初步估算，即按纯扭矩并降低许用20*12*50平键扭转切应力确定轴径 d，20*12*80平键高速轴轴 1 属于外伸轴，初算直径常作为轴的最小直径，此时A0 应取较小的值。选用45#调质钢，查机械设计书表15-3，取计算及说明结果d11234.4222.09mm576更具最小轴径，考虑到轴的结构，适当放大。选择轴承30206型圆锥滚子轴承！其主要的尺寸参数为：代号dDTBC30206307220.251916其结构大致如下：其上键的选择a 齿轮处选用 10*8*40 平键b 带轮毂处选择 10*8*40 平键6.2 中速轴设计计算轴结构设计由于减速器传递的功率不大，对其重量和尺寸也无特殊要求故选择常用材料45#钢 ,调质M1=456.44N*M处理 .M2=446.89N*M初步计算轴的最小直径，要用初步估算，即按纯扭矩并降低许用扭转切应力确定轴径d，T=442.47N*M高速轴轴 1 属于外伸轴，初算直径常作为轴的最小直径，此时A 0 应取较小的值。选用 45号调质钢，查机械设计书表 15-3