二级斜齿输入联轴器输出开式齿轮F=5V=D=X

1、机械设计（论文）说明书题目：二级斜齿圆柱齿轮减速器系别：XXX系专业：学生姓名：学号：指导教师：职称：目录第一部分课程设计任务书-3第二部分传动装置总体设计方案-3第三部分电动机的选择-4第四部分计算传动装置的运动和动力参数-7第五部分齿轮的设计-8第六部分传动轴承和传动轴及联轴器的设计-17第七部分键连接的选择及校核计算-20第八部分减速器及其附件的设计-22第九部分润滑与密封-24设计小结-25参考文献-25第一部分课程设计任务书一、设计课题：设计两级展开式圆柱齿轮减速器, 工作机效率为 0.96( 包括其支承轴承效率的损失 , 使用期限 6 年 (300 天/ 年),2 班制工作 , 运

2、输容许速度误差为5%,车间有三相交流 , 电压 380/220V。二.设计要求 :1. 减速器装配图一张。2. 绘制轴、齿轮等零件图各一张。3. 设计说明书一份。三.设计步骤 :1. 传动装置总体设计方案2. 电动机的选择3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比4. 计算传动装置的运动和动力参数5. 齿轮的设计6. 滚动轴承和传动轴的设计7. 键联接设计8. 箱体结构设计9. 润滑密封设计10. 联轴器设计第二部分传动装置总体设计方案1. 组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。2. 特点：齿轮相对于轴承不对称分布， 故沿轴向载荷分布不均匀， 要求轴有较大的刚度。3. 确定传动方案：考虑到电

3、机转速高，传动功率大，将开式齿轮设置在低速级。其传动方案如下：图一 :传动装置总体设计图初步确定传动系统总体方案如: 传动装置总体设计图所示。选择开式齿轮传动和二级圆柱斜齿轮减速器（展开式）。计算传动装置的总效率a:a=0.99×0.993×0.972 ×0.95× 0.96=0.811 为联轴器的效率 ,2 为轴承的效率 ,3 为齿轮啮合传动的效率,4 为开式齿轮传动的效率 ,5 为工作机的效率（包括工作机和对应轴承的效率）。第三部分电动机的选择1 电动机的选择皮带速度 v:v=0.4m/s工作机的功率 pw:F×V6500×0.4

4、pw = 1000 =1000= 2.6 KW电动机所需工作功率为 :pw2.6pd= a = 0.81 = 3.21 KW执行机构的曲柄转速为 :n =60×1000V=60×1000×0.4= 23.4 r/min×D×327经查表按推荐的传动比合理范围，开式齿轮传动的传动比范围为i1，= 25二级圆柱斜齿轮减速器传动比i2=840，则总传动比合理范围为ia= 16200，电动机转速的可选范围为nd = ia×n = ( 16200 )×23.4 = 374.44680r/min。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价

5、格和带传动、减速器的传动比，选定型号为 Y132M1-6 的三相异步电动机， 额定功率为 4KW,满载转速 nm=960r/min ，同步转速 1000r/min。2 确定传动装置的总传动比和分配传动比（ 1）总传动比：由选定的电动机满载转速n 和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为 :i a=nm/n=960/23.4=41（ 2）分配传动装置传动比 :ia=i0× i式中 i0,i1 分别为开式齿轮和减速器的传动比。为使开式齿轮传动外廓尺寸不致过大，选取 i 0=2.5，则减速器传动比为 :i=i a/i0=41/2.5=16.4取两级圆柱齿轮减速器高速级的传动比为:i12

6、 =1.3i =1.3×16.4 = 4.62则低速级的传动比为 :i 16.4i 23 = i12 = 4.62 = 3.55第四部分计算传动装置的运动和动力参数（ 1）各轴转速 :nI = nm = 960 = 960 r/minnII = nI/i 12 = 960/4.62 = 207.8 r/minnIII = nII /i 23 = 207.8/3.55 = 58.5 r/minnIV = nIII/i 0 = 58.5/2.5 = 23.4 r/min（ 2) 各轴输入功率 :PI = Pd×= 3.21×0.99 = 3.18 KWPII= PI&

7、#215;= 3.18×0.99×0.97 = 3.05 KWPIII= PII×= 3.05× 0.99×0.97 = 2.93 KWPIV= PIII ×= 2.93× 0.99×0.95 = 2.76 KW则各轴的输出功率：PI' = PI×0.99 = 3.15 KWPII ' = PII ×0.99 = 3.02 KWPIII ' = PIII ×0.99 = 2.9 KWPIV ' = PIV × 0.99 = 2.73 KW(3)

8、 各轴输入转矩 :TI = Td×电动机轴的输出转矩 :pd3.21Td = 9550×= 9550×960 = 31.9 Nmnm所以：TI = Td×= 31.9×0.99 = 31.6 NmTII= TI×i 12××××= 31.64.620.99 0.97 = 140.2 NmTIII= TII × i23×= 140.2× 3.55×0.99×0.97 = 478NmTIV= TIII × i 0××&#

9、215;×Nm= 4782.50.99 0.95 = 1123.9输出转矩为：TI' = TI×0.99 = 31.3 NmTII ' = TII ×0.99 = 138.8 NmTIII ' = TIII × 0.99 = 473.2 NmTIV ' = TIV ×0.99 = 1112.7 Nm第六部分齿轮的设计（一）高速级齿轮传动的设计计算1 齿轮材料、热处理及精度：考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用渐开线斜齿轮。1 ）材料：高速级小齿轮选用 40Cr 钢调质，齿面硬度为小齿轮： 2742

10、86HBW。高速级大齿轮选用 45 钢调质，齿面硬度为大齿轮： 225255HBW。取小齿齿数：Z1 = 25，则：2= i12×Z1×取：2= 116Z= 4.62 25 = 115.5Z2 ） 初选螺旋角 : = 13.50。2 初步设计齿轮传动的主要尺寸，按齿面接触强度设计：32K tT1 u±1ZHZE 2d1t× u× dH确定各参数的值 :1) 试选 K t = 1.62) T1 = 31.6 Nm3)选取齿宽系数 d = 14)由表 8-5 查得材料的弹性影响系数 ZE = 189.8 MPa5)由图 8-15 查得节点区域系数

11、ZH = 2.446) 由式 8-3 得：= 1.88-3.2×(1/Z1+1/Z2) ×cos= 1.88-3.2×(1/25+1/116)×cos13.50 = 1.6777) 由式 8-4 得：= 0.318 dZ1 tan = 0.318× 1× 25×tan13.50 = 1.918) 由式 8-19 得:1Z= 0.772 1.6779) 由式 8-21 得：Z=cos=cos13.5= 0.9910) 查得小齿轮的接触疲劳强度极限 : Hlim1 = 650 MPa，大齿轮的接触疲劳强度极限 : Hlim2 =

12、 530 MPa。11) 计算应力循环次数：小齿轮应力循环次数： N1h×× × ×× ××9= 60nkt= 60960 16300 28 = 1.6610大齿轮应力循环次数： N2h1×9×8= 60nkt= N /u = 1.6610 /4.62 = 3.591012) 由图 8-19 查得接触疲劳寿命系数 : K HN1 = 0.88,KHN2 = 0.913) 计算接触疲劳许用应力 , 取失效概率为 1%,安全系数 S=1,得:H1 =K HN1 Hlim1= 0.88×650 = 5

13、72 MPaSH2 =K HN2 Hlim2= 0.9×530 = 477 MPaS许用接触应力 : H = (H 1+H2)/2 = (572+477)/2 = 524.5 MPa3 设计计算 :小齿轮的分度圆直径 : d1t:32K tT1 u± 1ZHZE 2d1t ×u ×dH=3 2×1.6×31.6×1000×4.62+1×2.44×189.8 2= 38.5 mm1×1.6774.62524.54 修正计算结果：1) 确定模数：d1tcos=38.5× cos1

14、3.50= 1.5 mmmn =25Z1取为标准值 : 2 mm。2)中心距：a =Z1+Z2 mn=(25+116)×2= 145 mm2cos2×cos13.503) 螺旋角：Z +Z2mn(25+116 ×201)= arccos2a= arccos2×145= 13.54)计算齿轮参数：Z1mn25×2d1 = cos=cos13.50= 51 mm2Z2mn=116×2= 239 mmd =coscos13.50b = d× d1 = 51 mmb 圆整为整数为： b = 51 mm。5) 计算圆周速度 v: d1

15、n13.14×51×960v = 60×1000 =60× 1000= 2.56 m/s由表 8-8 选取齿轮精度等级为8 级。6) 同前， ZE = 189.8 MPa 。由图 8-15 查得节点区域系数为 : ZH = 2.44。7) 由式 8-3 得：= 1.88-3.2×(1/Z1+1/Z2) ×cos= 1.88-3.2×(1/25+1/116)×cos13.50 = 1.6778) 由式 8-4 得：= 0.318 dZ1 tan = 0.318× 1× 25×tan13.

16、50 = 1.919)10) 同前，取 :1Z= 0.772 1.67711) 由式 8-21 得：Z=cos=cos13.5= 0.9912) 由表 8-2 查得系数： K A = 1，由图 8-6 查得系数： K V = 1.1。13)Ft =2T1=2×31.6×1000d151= 1239.2 NK AFt=1×1239.2= 24.3 < 100 Nmmb5114)由 tan t= tann得：/cost = arctan(tan000n/cos ) = arctan(tan20 /cos13.5 ) = 20.515)由式 8-17 得：cos

17、b = cos cos n/cos t = cos13.5cos20/cos20.5 = 0.9816)由表 8-3 查得：KH =KF =1.217) 由表 8-4 得：KHd2)d2+0.61×10-3b = 1.4618)K=KAKVKHKH×××1.46 = 1.93= 11.11.2计算 K 值满足要求，计算结果可用。5 校核齿根弯曲疲劳强度：(1)确定公式内各计算数值：1)当量齿数：ZV1 = Z1/cos3= 25/cos313.50= 27.2ZV2 = Z2/cos3= 116/cos313.50= 126.22)V = 1.88-3.

18、2×(1/Z V1 +1/ZV2)cos= 1.88-3.2×(1/27.2+1/126.2)×cos13.50 = 1.6893) 由式 8-25 得重合度系数：2Y = 0.25+0.75cos b /V = 0.684)由图 8-26 和= 1.91 查得螺旋角系数Y= 0.885)3.587= 1.677×0.68= 3.15Y 前已求得 : KH= 1.2<3.15，故取： K F = 1.26)bb51h=(2h* +c* )m = (2× 1+0.25)×2= 11.33amn且前已求得 : KH，由图8-12查得

19、：F= 1.46K = 1.437) K = K AKVKF KF = 1×1.1×1.2×1.43 = 1.898) 由图 8-17 、 8-18 查得齿形系数和应力修正系数：齿形系数 : Y Fa1 = 2.56YFa2 = 2.17应力校正系数 : Y Sa1 = 1.62Y Sa2 = 1.839) 由图 8-22c 按齿面硬度查得大小齿轮的弯曲疲劳强度极限为：Flim1 = 500 MPaFlim2 = 380 MPa10) 同例 8-2 ：小齿轮应力循环次数 : N1 = 1.66×109大齿轮应力循环次数 : N2 = 3.59×

20、10811) 由图 8-20 查得弯曲疲劳寿命系数为：KFN1 = 0.84K FN2 = 0.8612) 计算弯曲疲劳许用应力，取 S=1.3，由式 8-15 得：F 1=K FN1Flim1=0.84× 500= 323.1S1.3F2=K FN2Flim2=0.86× 380= 251.4S1.3Y Fa1Y Sa12.56× 1.62=323.1= 0.01284F1Y Fa2Y Sa22.17×1.83= 0.0158=251.4 F 2大齿轮数值大选用。(2) 按式 8-23 校核齿根弯曲疲劳强度：322KT 1Y cos×Y Fa

21、Y Samn2 FdZ1 322×1.89×31.6×1000×0.88× cos 13.5× 0.0158=2= 1.14 mm1×25 ×1.6771.142 所以强度足够。(3)各齿轮参数如下：大小齿轮分度圆直径：d1 = 51 mmd2 = 239 mmb =d×d1 = 51 mmb 圆整为整数为： b = 51 mm圆整的大小齿轮宽度为： b1= 56 mm2b = 51 mm中心距： a = 145 mm，模数： m = 2 mm（二）低速级齿轮传动的设计计算1 齿轮材料、热处理及精度：考虑

22、此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用渐开线斜齿轮。1 ）材料：高速级小齿轮选用 40Cr 钢调质，齿面硬度为小齿轮： 274286HBW。高速级大齿轮选用45 钢调质，齿面硬度为大齿轮：225255HBW。取小齿齿数：Z3 = 26，则：4= i23×Z3×取：4= 92Z= 3.55 26 = 92.3Z2 ） 初选螺旋角 : = 110。2 初步设计齿轮传动的主要尺寸，按齿面接触强度设计：32K tT2 u±1ZHZE 2d3t× u× dH确定各参数的值 :1) 试选 K t = 1.62) T2 = 140.2 Nm3)选取

23、齿宽系数 d = 14)由表 8-5 查得材料的弹性影响系数 ZE = 189.8 MPa5) 由图 8-15 查得节点区域系数 ZH = 2.456) 由式 8-3 得：= 1.88-3.2×(1/Z3+1/Z4) ×cos= 1.88-3.2×(1/26+1/92)×cos110 = 1.6917) 由式 8-4 得：= 0.318 dZ3tan = 0.318×1×26× tan110 = 1.618) 由式 8-19 得:Z1= 0.7691.6919) 由式 8-21 得：Z =cos=cos11= 0.9910)

24、 查得小齿轮的接触疲劳强度极限 : Hlim1 = 650 MPa，大齿轮的接触疲劳强度极限 : Hlim2 = 530 MPa。11) 计算应力循环次数：8小齿轮应力循环次数： N3 = 60nkth = 60× 207.8×1×6×300×2×8 = 3.59× 1088大齿轮应力循环次数： N4 = 60nkth = N3/u = 3.59×10 /3.55 = 1.01×1012) 由图 8-19 查得接触疲劳寿命系数 : K HN3 = 0.9,KHN4 = 0.9213) 计算接触疲劳许用应力

25、 , 取失效概率为 1%,安全系数 S=1,得:H3 =K HN3 Hlim3= 0.9×650 = 585 MPaSH4 =K HN4Hlim4= 0.92× 530 = 487.6 MPaS许用接触应力 : H = (H 3+H 4)/2 = (585+487.6)/2 = 536.3 MPa3 设计计算 :小齿轮的分度圆直径 : d3t:32K Tu± 1ZZ2d3t t 2 ×H Eu×dH=3 2×1.6×140.2×10002.45×189.8 2= 63.5 mm1×1.691&#

26、215;3.55+1×536.33.554 修正计算结果：1) 确定模数：d3tcos=63.5×cos110= 2.4 mmmn =Z326取为标准值 : 3 mm。2)中心距：Z3+Z4 mn=(26+92)×3= 180.3 mma =2×cos1102cos3)螺旋角：Z +Z4mn26+92 ×303()= arccos2a= arccos 2×180.3= 114)计算齿轮参数：Z3mn26×3d3 = cos= cos110= 79 mmZ4mn92×3d4 = cos= cos110= 281 mm

27、b = d× d3 = 79 mmb 圆整为整数为： b = 79 mm。5)计算圆周速度 v:d3n23.14× 79×207.8v = 60× 1000=60× 1000= 0.86 m/s由表 8-8 选取齿轮精度等级为8 级。6) 同前， ZE = 189.8 MPa 。由图 8-15 查得节点区域系数为 : ZH = 2.45。7) 由式 8-3 得：= 1.88-3.2×(1/Z3+1/Z4) ×cos= 1.88-3.2×(1/26+1/92)×cos110 = 1.6918) 由式 8-4

28、 得：= 0.318 dZ3tan = 0.318×1×26× tan110 = 1.619)10) 同前，取 :Z1= 0.7691.69111) 由式 8-21 得：Z =cos=cos11= 0.9912) 由表 8-2 查得系数： K A = 1，由图 8-6 查得系数： K V = 1.1。13)Ft =2T2=2×140.2×1000d379= 3549.4 NK AFt=1×3549.4= 44.9 < 100 Nmmb7914)由 tan t= tann得：/cost = arctan(tan n/cos ) =

29、 arctan(tan200/cos110) = 20.4015) 由式 8-17 得：cos b = cos cos n/cos t = cos11cos20/cos20.4 = 0.9816)由表 8-3 得：KH =KF =1.217)由表 8-4 得：KH22-3b = 1.47d )d+0.61×1018)K=KAKVKHKH×××1.47 = 1.94= 11.11.2计算 K 值满足要求，计算结果可用。5 校核齿根弯曲疲劳强度：(1) 确定公式内各计算数值：1) 当量齿数：ZV3= Z3/cos3= 26/cos3110= 27.5ZV44

30、330= Z /cos= 92/cos 11 = 97.32)V = 1.88-3.2×(1/Z V3 +1/ZV4)cos= 1.88-3.2× (1/27.5+1/97.3)× cos110 = 1.6993) 由式 8-25 得重合度系数：2Y = 0.25+0.75cos b /V = 0.674)由图 8-26 和= 1.61 查得螺旋角系数Y= 0.915)3.301Y= 1.691×0.67 = 2.91 前已求得 : KH，故取：KF= 1.2= 1.2<2.916)b=b=79= 11.7h*(2××3(2ha

31、m+c* )mn1+0.25)且前已求得 : KH，由图8-12查得：F= 1.44= 1.47K7) K = K AKVKF KF = 1×1.1×1.2×1.44 = 1.98) 由图 8-17 、 8-18 查得齿形系数和应力修正系数：齿形系数 : Y Fa3 = 2.56YFa4 = 2.21应力校正系数 : Y Sa3 = 1.62Y Sa4 = 1.89) 由图 8-22c 按齿面硬度查得大小齿轮的弯曲疲劳强度极限为：Flim3 = 500 MPaFlim4 = 380 MPa10) 同例 8-2 ：小齿轮应力循环次数 : N3 = 3.59×

32、;108大齿轮应力循环次数 : N4 = 1.01×10811) 由图 8-20 查得弯曲疲劳寿命系数为：KFN3 = 0.86K FN4 = 0.8912) 计算弯曲疲劳许用应力，取 S=1.3，由式 8-15 得：F 3=K FN3Flim30.86× 500= 330.8S=1.3F4 =K FN4Flim40.89× 380= 260.2S=1.3Y Fa3Y Sa32.56× 1.62F3=330.8= 0.01254Y Fa4Y Sa42.21×1.8= 0.01529 F 4=260.2大齿轮数值大选用。(2) 按式 8-23 校

33、核齿根弯曲疲劳强度：322KT 2Y cos×Y FaY Samn2 FdZ3 322×1.9×140.2×1000×0.91× cos 11× 0.01529=2= 1.84 mm1×26 ×1.6911.843 所以强度足够。(3) 各齿轮参数如下：大小齿轮分度圆直径：d3 = 79 mmd4 = 281 mmb =d×d3 = 79 mmb 圆整为整数为： b = 79 mm圆整的大小齿轮宽度为： b3= 84 mm4b = 79 mm中心距： a = 180 mm，模数： m = 3 m

34、m第七部分传动轴承和传动轴及联轴器的设计轴的设计1 输入轴上的功率 P1、转速 n1 和转矩 T1:P1 = 3.18 KWn1 = 960 r/minT1 = 31.6 Nm2 求作用在齿轮上的力 :已知高速级小齿轮的分度圆直径为 :d1 = 51 mm则:Ft =2T12×31.6× 1000=51= 1239.2 Nd1tann0Fr = Ft×= 1239.2×tan20= 463.8 Ncos0cos13.5at0F = F tan= 1239.2×tan13.5= 297.3 N3 初步确定轴的最小直径 :先初步估算轴的最小直径。选

35、取轴的材料为45 钢（调质），根据机械设计（第八版）表 15-3 ，取 A 0 = 112，得：3P133.18dmin = A0×= 16.7 mmn1= 112×960输入轴的最小直径为安装联轴器直径处d12，所以同时需要选取联轴器的型号，联轴器的计算转矩 : Tca = KA T1，查机械设计（第八版） 表 14-1 ，由于转矩变化很小，故取 : K A = 1.2，则 :Tca = K AT1 = 1.2×31.6 = 37.9 Nm由于键槽将轴径增大4%，选取联轴器型号为 : LT4 型，其尺寸为：内孔直径20 mm，轴孔长度 38 mm，则： d12

36、= 20 mm，为保证联轴器定位可靠取：l12 = 36mm。半联轴器右端采用轴端挡圈定位， 按轴径选用轴端挡圈直径为： D = 30 mm，左端用轴肩定位，故取II-III段轴直径为： d23 = 25 mm。大带轮右端距箱体壁距离为 20，取 : l 23 = 35 mm。4根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度:初选轴承的类型及型号。 为能顺利地在轴端III-IV、VII-VIII上安装轴承，其段满足轴承内径标准，故取: d34 = d78 = 30 mm；因轴既受径载荷又受轴向载荷作用，查轴承样本选用：7206C 型角接触球轴承，其尺寸为: d×D×T = 30&

37、#215;62× 16 mm，轴承右端采用挡油环定位，取 : l 34。右端轴承采用挡油环定= 16 mm位，由轴承样本查得 7206C。型轴承的定位轴肩高度： h = 3 mm，故取： d4567= d= 36 mm。齿轮的定位及安装齿轮处轴段尺寸的确定。由于: d1 2d56 ，所以小齿轮应该和输入轴制成一体，所以: l56 = 56 mm；齿轮的左端与轴承之间采用套筒定位，则 :l67 = s+a = 10+8 = 18 mml45 = b3+c+a+s = 84+12+10+8 = 114 mml78 = T = 16 mm5 轴的受力分析和校核 :1）作轴的计算简图（见图a

38、） :根据 7206C 轴承查手册得 a = 14.2 mm齿宽中点距左支点距离L 2 = (B1/2+16+114-14.2)mm = 143.8 mm齿宽中点距右支点距离L 3 = (B1/2+18+16-14.2)mm = 47.8 mm2）计算轴的支反力：水平面支反力（见图 b）：FtL31239.2×47.8FNH1 = L2+L3=143.8+47.8= 309.2 NFtL21239.2×143.8FNH2 = L2+L3=143.8+47.8=930N垂直面支反力（见图 d）：FNV1 =FrL3+Fad1/2=463.8× 47.8+297.3&

39、#215;51/2L2+L3143.8+47.8= 155.3 NFNV2 =Fad1/2-FrL2297.3×51/2-463.8×143.8L2+L3=143.8+47.8= -308.5 N3）计算轴的弯矩，并做弯矩图：截面 C 处的水平弯矩：M H = FNH1L 2 = 309.2×143.8 Nmm = 44463 Nmm截面 C 处的垂直弯矩：M V1 = FNV1 L2 = 155.3×143.8 Nmm = 22332 NmmM V2 = FNV2 L 3 = -308.5× 47.8 Nmm = -14746 Nmm分别作水

40、平面弯矩图（图c）和垂直面弯矩图（图e）。截面 C 处的合成弯矩：M=22= 49756 Nmm1MH+M V122M 2=MH+M V2= 46844 Nmm作合成弯矩图（图f ）。4）作转矩图（图 g）。5）按弯扭组合强度条件校核轴的强度：通常只校核轴上承受最大弯矩和转矩的截面（即危险截面C）的强度。必要时也对其他危险截面（转矩较大且轴颈较小的截面）进行强度校核。根据公式（ 14-4 ），取 = 0.6，则有：222McaM +(T3)2ca =1=49756 +(0.6×31.6× 1000)MPaWW0.1× 513= 4 MPa = 60 MPa故设计的

41、轴有足够的强度，并有一定的裕度（注：计算W时，忽略单键槽的影响）。轴的弯扭受力图如下：II 轴的设计1求中间轴上的功率P2、转速 n2 和转矩 T2：P2 = 3.05 KWn2 = 207.8 r/minT2 = 140.2 Nm2 求作用在齿轮上的力 :已知高速级大齿轮的分度圆直径为 :d2 = 239 mm则:Ft =2T22× 140.2×1000=239= 1173.2 Nd2rt×tann0= 1173.2×tan20= 439.1 NF = Fcos0cos13.5Fa = Fttan= 1173.2×tan13.50 = 281

42、.5 N已知低速级小齿轮的分度圆直径为:d3 = 79 mm则:Ft =2T22× 140.2×1000=79= 3549.4 Nd3tan n0= 3549.4×tan20= 1316 NFr = Ft×0coscos11Fat0= F tan= 3549.4× tan11 = 689.6 N3 确定轴的各段直径和长度 :先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45 钢（调质），根据机械设计（第八版）表 15-3 ，取： A 0 = 107，得 :3P233.05dmin = A0×= 26.2 mmn2= 107×207.8中间轴最小直径显然是安装滚动轴承的直径d12 和 d67, 选定轴承型号为：7206C 型角接触球轴承，其尺寸为：d×D×T = 30×62× 16 mm，则： d12 = d67 =30 mm。取高速大齿轮的内孔直径为：d23 = 35 mm，由于安装齿轮处的轴段长度应略小于轮毂长度， 则：l23 = 49 mm，