（完整版）设计用于传动设备用的二级圆柱斜齿轮减速器

1、 课程设计说明书设计题目：设计用于传动设备用的二级圆柱斜齿轮减速器专 业： 08机械设计制造极其自动化姓 名： x学 号： x指导老师： xxxxxxx清华大学机电工程学院机械系二 0一 0年九月1 目 录设计任务书2第一部分传动装置总体设计 5第二部分 V带设计 9第三部分各齿轮的设计计算 11第四部分轴的设计 20第五部分校核 26第六部分减速器箱体的设计 38第六部分参考文献 402 机械设计课程设计任务书题目：设计一用于带式运输机传动装置中的同轴式二级圆柱齿轮减速器一总体布置简图二工作情况：载荷平稳、单向旋转三原始数据鼓轮的扭矩 T（N m）：3803 鼓轮的直径 D（mm）：350运

2、输带速度 V（m/s）：0.85带速允许偏差（）：5使用年限（年）：6工作制度（班 /日）：1四设计内容1.2.3.4.5.6.7.电动机的选择与运动参数计算；斜齿轮传动设计计算轴的设计滚动轴承的选择键和连轴器的选择与校核；装配图、零件图的绘制设计计算说明书的编写五设计任务1 减速器总装配图 1张2 零件图 3张3 设计说明书 1份六设计进度1 、 第一阶段：总体计算和传动件参数计算4 2 、 第二阶段：轴与轴系零件的设计3 、 第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制4、 第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写第一部分 传动装置总体设计一、传动方案1）外传动为 V带传动。2）

3、减速器为两级展开式圆柱齿轮减速器。3）方案简图如下：二、该方案的优缺点：该工作机有轻微振动，由于 V带有缓冲吸振能力，采用 V带传动能减小振动带来的影响，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可以采用 V带这种简单的结构，并且价格便宜，标准化程度高，大幅降低了成本。减速器部分两级展开式圆柱齿轮减速，这是两级减速器5 中应用最广泛的一种。齿轮相对于轴承不对称，要求轴具有较大的刚度。高速级齿轮常布置在远离扭矩输入端的一边，以减小因弯曲变形所引起的载荷沿齿宽分布不均现象。原动机部分为 Y系列三相交流异步电动机。总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，此外还结构简单、尺寸紧凑

4、、成本低传动效率高。6 三、原动机选择（ Y系列三相交流异步电动机）工作机所需功率：KWP =1.8465 KWPw=Tn/9550=38046.382/9550=1.8456ww=0.96V0.85n46.382r / minD 3.14 0.35传动装置总效率：a26a123460.970.990.980.9521a3420.99 0.97 0.98 0.95 0.788=0.788其中：12弹性套柱销联轴器（ LT 型基本型）闭式齿轮（ 7级精度）传动效率滚动轴承效率34 V型带传动效率Pd电动机的输出功率：PW1.845P =3KWdPd2.3547Kw0.788P3Kw取ad选择电动

5、机为 Y100L2-4型（见课设表 9-39）rK w） 3min）技术数据：额定功率（满载转矩（1420额定转矩（ N m） 2.2最大转矩（ N m）2.2Y100L2-4电动机的外型尺寸（ mm）：（见课设表 9-39）A：216 B：178 C：89 D：38 E：80 F：10 G：33 H：132 K：12 AB：280 AC：270 AD：210 HD：315 BB：238 L：235四、传动装置总体传动比的确定及各级传动比的分配7 i a总传动比：nmn1420i a30.61546.382各级传动比分配：i 30.615i a i i i 312i a 30.615 3 3.

6、6423 2.802i 13初定i 13i 2 3.6423i 3 2.802i 2 3.6423i 3 2.802五、各轴的转速 ,功率和转矩n n 473.33r /min转速：1mn 473.33r / min1n n / i 129.95r / min2m1n 2 129.95r / minn n / i 46.38r /min322n 43.68r /min3n 43.68r /min4n n 46.38r / min43P1 Pd42.354 0.95 2.237 KW功率：P P12.237 0.97 0.98 2.126KW2.126 0.97 0.98 2.021KW=2.0

7、21 0.99 0.98 1.961KW223P1 2.237KWP2 2.126KWP3 2.021KWP4 1.961KWP P23232P P3419550P 9550 2.2371T145.134N.Mn1960扭矩：9550P2n29550 2.126192T2156.239N.M416.139N .M=T 45.134N.M19550 P 9550 2.0213T3T 156.239N.M2n343.68T 416.139N.M3T 403.785N.M48 9550 P 9550 1.9614T4403.785N.Mn443.68各轴转速、输入功率、输入转矩高速电动轴中间 低速轴

8、 II 轴 III项目鼓轮机轴I转速（r/min）1420473.33129.9546.3846.38功率32.2372.1262.0211.961（kW）转矩45.445.134156.239416.139403.785（N m）第二部分 V带设计外传动带选为 普通 V带传动Pca确定计算功率：K A 1.11）、由表 8-6（机设）查得工作情况系数P K A P 1.1 2.355 2.355kw2）、由式ca2、选择 V带型号查图 8-8(机设)选 A型 V带。d d a23.确定带轮直径a1（1）、参考图 8-3（机设）及表 8-7（机设）选取小带轮直d a1 90mm径d a1 90

9、mm9 d a12H（电机中心高符合要求）（2）、验算带速由式 5-7（机设）n d a11420473.3316.69m s1V 160 100060 1000d a2（3）、从动带轮直径d i d a1 3 90 270mma 2d a2 280mm查表 8-7（机设）取d a2280mm4.确定中心距和带长 L da（1）、按式（ 5-23机设）初选中心距0.7 d d a02d d a2a1a1a2259 a0740a0 400mm取a0 400mm（2）、按式(5-24机设)求带的计算基础准长度 L0(d d 1dd 2) 22L02a0(d d1d 2d )22(280 90) 2

10、)mm4 400(2 400(90 280)1400mmL01403.64mm查表 8-2(机设)取带的基准长度 Ld=1400mm(3)、按式 (8-21机设)计算中心距 :aL L 021400 1403.64 )mm 398.2mm2daa0(400(4)、按式确定中心距调整范围(398.2 0.03 1400)mm 762mmamaxa 0.03Ldamax 762mmamin 699mmamin a 0.015Ld (720 0.015 1400)mm 699mm5.验算小带轮包角1由式(8-6机设)10 d d1a218060 152.55 12016.确定 V带根数 ZP1.07

11、Kw(1)、由表（ 8-5a机设）查得(2)、由表（ 8-5b机设）查得0P0 1.07Kwk0.93(3)、由表查得（ 8-8机设）查得包角系数k0.96(4)、由表 (8-2机设)查得长度系数l(5)、计算 V带根数 Z，由式（ 8-22机设）PcaZ()P P K K L002.59(1.07 0.17) 0.93 0.962.34Z 3取 Z=3根7计算单根 V带初拉力 F0，由式（ 8-23）机设。P2.52caF 0 500(1) qv113.403NVZK aq由表 8-4机设查得F Q8计算对轴的压力，由式（ 5-30机设）得(2 3 113.403 sin 152.55 )N

12、 660.98N21F Q 2Z F 0sin29确定带轮的结构尺寸，给制带轮工作图d d1 =96mmd d1小带轮基准直径=96mm采用实心式结构。大带轮基准直d d2 =286mmd d2径=286mm，采用孔板式结构，基准图见零件工作图。第三部分各齿轮的设计计算一：对高速级齿轮对：（一）选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数11 1.类型：圆柱斜齿轮2.精度： 8级3.材料：由教材表 10-1选择，小齿轮均选用 40Cr（调质），小齿轮硬度为 280HBS，大齿轮材料 45钢（调质），硬度为240HBS，二者相差 40HBS。Z 2414选择小齿轮的齿数，大齿轮齿数Z Z 3.64 87.

13、4121Z 241初选螺旋角14。Z 288（二）按齿面接触强度设计14由教材设计计算公式 10-9a进行2K T11 Z Z E )tHd1t(3 计算dH1确定公式内的各计算数值K 1.6t试选载荷系数由教材图 10-3选取 Z由教材图 10-26查得2.4330.783,H0.92a20.783 0.92 1.673a11.673a1a2（4）计算小齿轮转速T 45.134N.M1由前面的计算可知1（5）查教材表 10-7得d1189.8Mpa2Z E（6）查教表 10-6查得材料的弹性影响系数（7)由图 10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极600MPa；大齿轮的接触疲劳强度

14、极限600MPa限Hlin 1Hlin 1H lim 2 550MPaN1 4.0896 108550MPaH lim 2(8)由教材式 10-13计算应力循环次数N 60n jL 60 473.33 1 (1 8 300 6) 4.0896 10811hN2 1.12289 108N 2 N /5 4.0896 10 / 3.642 1.12289 10881K HN 1 0.95K HN10.95，（9）由教材图 10-19查得接触疲劳寿命系数12 K HN 2 0.99K HN 2 0.99(10)计算接触疲劳许用应力取失效概率为 1%，安全系数 S=1，由教材公式 10-12得570M

15、pa544.5MpaK HN1H lim 1H 10.95 600 570MpaHH1SH2K HN 2H lim 20.99 550 544.5Mpa2 557.2MpaSH ( ) /2 (570 544.5) / 2 557.25MpaHH1H12.计算d1t（1）计算试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得2 1.6 45134 4.6423 2.433 189.8) 2 42.276mmd1t3(d1t 42.276mmv 1.047m / s1 1.6733.6423557.25(2)计算圆周速度d n42.276 473.33 m / s 1.047m / s60 1000t1 1v6

16、0 1000（3）计算齿宽 b及模数 md 1 42.276 42.276mmntb 42.276mmbd1tmnt d cos / z 42.276 0.97/ 24 1.709mmm 1.709mmnt1t1h 3.846mmb/ h 10.993h 2.25mnt 2.25 1.709 3.846mmb / h 42.276 / 3.846 10.993（4）计算纵向重合度0.318 z tan0.318 1 24 0.25 1.9031.903d1（5）计算载荷系数 K已知使用系数 K 1。A根据 v 1.047m / s，8级精度，由教材图 10-8查得动载荷系K H的计算公式：K

17、1.04，由教材表查得数v13 223K H1.12 0.18(1 0.6 )0.31 10 bK H1.418dd1.12 0.18(1 0.6 1) 1 0.23 10 3 42.276 1.418查教材表 10-13得 K1.36F查教材表 10-3得 KK K K K F K FK F1.2，所以载荷系数H1 1.04 1.2 1.426 1.769AVK 1.769（6）按实际载荷系数校正所得的分度圆直径由教材（10-10a）得d1 d1t 3 K35.291.76943.7153d 43.7151K T1.6m d cos14 / z 43.715 0.97/ 24 1.767m

18、1.767n（7）计算模数n11（三）按齿根弯曲强度设计2KT Y cos21Y YSFmn3z12 Fd1.确定计算参数（1）计算载荷系数K K K K F K F1.04 1.2 1.36 1.697AVK 1.697（2）根据纵向重合度1.903由教材图 10-28查得螺旋角影响系数 Y 0.88（3）计算当量齿数z124zv1zv226.27cos3cos3cos 143zv1 26.27zv2 96.33z28896.332.592,YFa 21.598,YSa23cos 14（4）查取齿形系数由教材表 10-5查得 YFa1（5）查取应力校正系数由教材表 10-5查得 YSa12.

19、1681.785（6）由教材图 10-20查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限500Mpa，大齿轮为 380MpaFE1FE 2K FN 10.86，由教材图 10-18查得弯曲疲劳寿命系数14 K FN 20.9；计算弯曲疲劳许用应力：取弯曲疲劳安全系数 S=1.4,由教材式 10-12得K FN 10.86 500 MPa 307.14MPa1.4 F 1FE1FF12S307.14MPaK FN 20.9 380 MPa 244.29MPa1.4 F 2FE 2S244.29MPaY YSaFa FY YFa1 Sa1（7）计算大小齿轮的 1FY YSa1 2.744 1.5980.01333F

20、a10.01333 1307.14FY YSa2Fa2Y YSa22.172 1.785244.29 F 2Fa 20.01585 2F0.01585大齿轮数值大2.设计计算422 1.779 4.5134 10 0.88 cos 14mn30.0158521 24 1.673m 1.278mmn1.278mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数mm大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数 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mz有关，可取弯曲强度算得模数 2mm可满足弯曲强度，按接触强度得的分度d 38.82mm，算出小齿轮齿

21、数圆直径1d1 cosmn43.715 cos142z121.20取 z1 21z1 21z2 76z2z1 3.642 21 76.4283.几何尺寸计算(z z )m (21 76) 212na99.969mma 100mm2cos2 cos14计算中心距将中心距圆整为 100mm（2）按圆整后的中心距修正螺旋角15 ( z z )mnarccos(21 76) 2 14 32 10014 312arccos2a,K ,Z H因值改变的不多，故参数等不必修正。（3）计算大小齿轮的分度圆直径z1mncos21 2cos14 376 2d 43.3mm1d1d 243.3mmd 156.7mm

22、2z2mncos156.7mmcos14 3（4）计算齿轮宽度B 45mm2bd 1 43.3 43.3mm1dB 50mm1B 45mm,B 50mm圆整后取21二：对低速级齿轮对：（一）选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数1.类型：圆柱斜齿轮2.精度： 8级3.材料：由教材表 10-1选择，小齿轮均选用 40Cr（调质），小齿轮硬度为 280HBS，大齿轮材料 45钢（调质），硬度为240HBS，二者相差 40HBS。Z 261Z 2614选择小齿轮的齿数，大齿轮齿数z2 73Z 26 2.802 72.852，取 z2 73，初选螺旋角142（二）按齿面接触强度设计由教材设计计算公式 10

23、-9a进行计算2K T11 Z Z E )tHd1t(3 dH1确定公式内的各计算数值K 1.6t（1）试选载荷系数（2）由教材图 10-3选取 Z2.4330.758,H0.842（3）由教材图 10-26查得 a1a20.758 0.842 1.60a1a21.60（4）计算小齿轮转速T 156.239N.M1由前面的计算可知16 1（5）查教材表 10-7得d1Z E 189.8Mpa2（6）查教表 10-6查得材料的弹性影响系数（7)由图 10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极600MPaHlin 1限Hlin 1600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限550MPaH lim

24、2 550MPaH lim 2(8)由教材式 10-13计算应力循环次数N 60n jL 60 129.95 1 (1 8 300 6) 1.122769 108N 1.122 108111hN 2 N /4.396 1.122769 10 /2.802 4.00702 1078N2 4.007 1071K HN10.94，（9）由教材图 10-19查得接触疲劳寿命系数，K HN 2 0.99(10)计算接触疲劳许用应力取失效概率为 1%，安全系数 S=1，由教材公式 10-12得564MpaHH1K HN1H lim 10.94 600 564MpaHH1S2544.5MpaK HN 2H

25、lim 20.99 550 544.5Mpa2SH554.25Mpa ( ) /2 (564 544.5) / 2 554.25MpaHH1H12计算d1t（1）计算试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得5d1t 66.52mmv 0.4525m / s2 1.6 1.56239 10 3.802 2.433 189.8) 2d1t3(2.8021 1.60554.2566.52mm(2)计算圆周速度d nt1 166.52 129.95 m / s 0.4525m / s60 1000v60 1000（3）计算齿宽 b及模数 md 1 66.52 66.52mmntb 66.52mmbd1t17

26、 mnt d cos / z 66.52 0.97/26 2.482mmmnt 2.482mmh 5.586mm1t1h 2.25mnt 2.25 2.482 5.586mmb / h 66.52 /5.586 11.908b/ h 11.9082.0614（4）计算纵向重合度0.318 z tan0.318 1 26 0.25 2.0614d1（5）计算载荷系数 K已知使用系数 K 1。A根据 v 0.4525m / s，8级精度，由教材图 10-8查得动载荷K 1.03，由教材表查得 K H系数v的计算公式：1.12 0.18(1 0.6 2)d2d0.23 10 b3K HK H1.42

27、31.12 0.18(1 0.6 1) 1 0.23 10 3 66.52 1.423查教材表 10-13得 K1.42F查教材表 10-3得 KK F1.2，所以载荷系数HK 1.76K K K K F K F1 1.03 1.2 1.423 1.76AV（6）按实际载荷系数校正所得的分度圆直径由教材（10-10a）得K1.761.6d1 d1t66.5268.66mmd 68.66mm1K T（7）计算模数m d cos14 / z 68.66 0.97/26 2.563m 2.563nn11（三）按齿根弯曲强度设计22KT Y cos1Y YSFmn3z12 Fd1.确定计算参数（1）计

28、算载荷系数K 1.755K K K K F K F1 1.03 1.2 1.42 1.7552.0614由教材图 10-28查得螺旋AV（2）根据纵向重合度角影响系数 Y 0.8818 （3）计算当量齿数z126zv1zv228.46279.912cos3cos3cos 143zv1 28.462zv 2 79.912z2733cos 14（4）查取齿形系数由教材表 10-5查得 YFa1（5）查取应力校正系数由教材表 10-5查得 YSa12.54,YFa 22.221.615,YSa2 1.77（6）由教材图 10-20查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限500Mpa，大齿轮为380MpaFE1F

29、E 2K FN 10.9，由教材图 10-18查得弯曲疲劳寿命系数K FN 20.94；计算弯曲疲劳许用应力：取弯曲疲劳安全系数 S=1.4,由教材式 10-12得 F 1K FN 1FE10.91 500 MPa 325MPa1.4325MPaF1S F 2K FN 20.94 380 MPa 255.14MPa1.4255.14MPaFE 2F2SY YSaFa FY YFa1 Sa1（7）计算大小齿轮的 F 1Y YSa1 2.647 1.581Fa10.012620.012620.01539 1F325Y YSa2Fa2Y YSa2 2.171 1.797Fa 2 F 2 2F255.

30、140.01539大齿轮数值大2.设计计算522 1.755 1.56239 10 0.88 cos 14mn0.01539321 26 1.61.863mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数mm大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数 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19 定的承载能力，仅与齿轮直径mz有关，可取弯曲强度算得m 3mmn摸数 3.0mm可满足弯曲强度，按接触强度得的分度圆直径d 68.66mm，算出小齿轮齿数1z1 22z2 62d1 cosmn68.66 cos143z122.20z 221取z2z1 22 2.802 61.6

31、53.几何尺寸计算a 130mm(z z )m (22 62) 312na129.9mm2cos2 cos14计算中心距将中心距圆整为 130mm（2）按圆整后的中心距修正螺旋角14 8( z z )mnarccos(22 62) 3 14 82 13012arccos2a,K ,Z H因值改变的不多，故参数等不必修正。（3）计算大小齿轮的分度圆直径z1mncos22 3cos14 8d1d 268.02mmd 68.02mm1z2mncos62 3cos14 8d 191.69mm2191.69mm（4）计算齿轮宽度bd 1 68.02 68.02mm1dB 68mm2B 68mm,B 73

32、mmB 73mm1圆整后取21验算传动比：76 62i10.19921 2210.199 10.205i100% 0.23% 5%10.199所以满足设计要求。第四部分 轴的设计计算(一)输出轴的设计计算一：轴的强度核算：1：轴所受的力：20 Ft4 F 4341Nt3F 4341.8Nt 4Fr 4 F 1628Nr 3F 1628.7Nr 4Fa4 F 1580Na3Fa4 1580.3N2.确定轴的最小直径先按教材式（ 15-2）初步估算轴的最小直径。选轴的材料为45钢，调质处理。根据教材表15-3，取 112，于是得A0 3 P1122.02139.41mm1d min3n143.68

33、，由于开了两个键槽，所以 dmin39.41 (1 0.12) 43.7mm轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径。为了使轴的直径和联轴器的孔径相适应，故需同时选联轴器的型号。联轴器的计算转矩 TcaK T1，查教材表 14-1取 K 1.3，AATca55又T 4.16139 10 N代入数据得 Tca5.4098 10 N.mm45.409 10 N.mm1查机械设计课程设计表 9-21（GB/T4323-1984），选用,HL4型弹性柱销联轴器。联轴器的孔径 d=45mm所以d min 45mmd1 2 45mm二：轴的机构设计（1）根据轴向定位的要求确定轴上各段直径和长度1）为了满足联

34、轴器的轴向定位要求，在 2-3段的左边加了一个轴肩，所以 d 2 348mm2）初步选取轴承，因同时受到径向力和轴向力，故选用圆21 锥滚子轴承，根据轴的结构和最小轴的直径大小查机械设计课程设计表 9-16（GB/T297-1994）选用 30211型轴承d 3 4d7 855mm，63mm，70mm。齿轮的左端采用轴肩d1 2 42mmd 2 3 48mmd3 4 55m md D T 55mm 90mm 23mm所以，d 4 5根据左轴承的右端采用轴肩定位，从表中可知d 4 563mmd6 7齿轮的内径为 60mm,则d5 6 70mmd6 7 60m md7 8 55m m定位，轴肩的高

35、度 h 0.07d 4.85取 5mm ，所以d5 670mm。轴承的型号为30211L 84mm，为了保证轴端半联轴器与轴配合的毂孔长度7L1 2 82mmL2 3 57mmL3 4 23mmL4 5 74m mL5 6 10m mL6 7 64mm挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，所以长度应取短些，先取 L82mm。轴承的端盖的总宽为 27mm,取端盖的外端面与半联轴器的距离为 30mm，所以 2-3段上的轴段长27 30 57mm， 3-4段的长度等于齿轮的宽，1 2L2 3L3 423mm。6-7段的长度原本等于齿轮的宽 b=68mm，为使 L7 851m mL6 764mm。轴

36、套能压紧齿轮， 6-7段的长度应短些。取在确定轴承的位置时应距离箱体内壁S=8mm，取齿轮距离箱体内壁 a=16mm。所以 L7 851mm，轴环的宽 b 1.4h取b=10mmL1 117.8mm即 L5 610mm L45可由中间轴确定。L 121.2mm2L3 61.2mmL4 545 15 16 8 10 74mm。至此，已初步确定了轴的各段的直径和长度。L 117.8mm，于是，可得轴的支点上受力点间的跨距1L 121.2mm L 61.2mm。，23（2）.轴上零件的周向固定为了保证良好的对中性，齿轮与轴选用过盈配合H7/r6。与轴承内圈配合轴劲选用 k6，联轴器与齿轮均采用 A型

37、普通平键联接，与联轴器配合的键为bhl=12mm8mm70mm。GB/T1096-1979。与大齿轮配合的键为bhl=18mm11mm50mm。GB/T 1096-1979。（3）.轴上倒角与圆角22 为保证 32011型轴承内圈端面紧靠定位轴肩的端面，根据轴承手册的推荐，取轴肩圆角半径为 1mm。其他轴肩圆角半径均为 2mm。根据标准 GB6403.4-1986，轴的左右端倒角均为 145。（二）中间轴的设计计算一：轴的强度核算：1：轴所受的力：Ft2 F 1994Nt1F 1994Nt 2Fr 2 F 748Nr1Fr 2 748NFa2 Fa1 725.7NFa2 725.7N2TFt3

38、4341.8NDFt 34341.8NtannFr 31628.7N1580.3NF r 3 1628.7NF a3 1580.3NcosFa3 F tant2：确定轴的最小直径先按教材式（ 15-2）初步估算轴的最小直径。选轴的材料为A 0112，于是得45钢。根据教材表 15-3 ，取d min A0 3 P 1122.12628.43mm13n1129.95，由于开了一个键d min 28.43 (1 0.07) 30.42mm槽，所以轴的最小直径显然是安装轴承的直径。为了安全起见，取d1 232mm。二：轴的机构设计23 轴承的型号为320/32（1）根据轴向定位的要求确定轴上各段直径

39、和长度1）初步选取轴承，因同时受到径向力和轴向力，故选用圆d1 2 32m md 2 3 42m md3 4 50mm锥滚子轴承，根据轴的结构和最小轴的直径大小查机械设计课程设计表 9-16（GB/T297-1994）选用 320/32型轴d D T 32mm 58mm 17mm承所以， d 4 5 34mmd5 6 32mmd 1 2d 5632 mm。2-3段的直接即为大齿轮的内径 d 2 342mm，3-4段的轴肩高 h 0.07 42 2.94mm，L1 2 44.5mmL2 3 41mmL3 4 15mm所以 d2h d5 647.88mm。取 d50mm，4-5段的3 43 4d

40、4 534mm。直径直接即为小齿轮的内径轴段 1的长度为轴承 320/32型的宽度和轴承到箱体内壁的距离加上箱体内壁到齿轮端面的距离加上 2mm，L4 5 69mmL5 6 44.5mmL1 244.5mm。2-3段应比齿轮宽略小 2mm，为 L2 341mm。L3 415mm，4-5段应比齿3-4段的长度为两齿轮间的距离轮宽略小 2mm，L4 5 69mm。取齿轮距离箱体内壁 a=16mm。在确定轴承的位置时应距离箱体内壁 S=8mm，滚动轴承的宽度为 T=17mm， L5 6 44.5mm。至此，已初步确定了轴的各段的直径和长度。于是，可得轴的支点上受力点间的跨距 L1=49mm，L2=74mm，L3=63mm。（2）.轴上零件的周向固定为了保证良好的对中性