圆锥圆柱齿轮减速器-开式齿轮传动设计说明书

系班姓学机械设计课程设计系班姓学别:级:名:号:指导教师:职称:TOC\o"1-5"\h\z\o"CurrentDocument"第1章初始数据 1\o"CurrentDocument"设计题目 1\o"CurrentDocument"设计步骤 1\o"CurrentDocument"第2章 传动装置总体设计方案 2\o"CurrentDocument"传动方案 2\o"CurrentDocument"该方案的优缺点 2\o"CurrentDocument"第3章选择电动机 2\o"CurrentDocument"电动机类型的选择 2\o"CurrentDocument"计算传动装置总效率 2\o"CurrentDocument"选择电动机容量 3\o"CurrentDocument"确定传动装置的总传动比和分配传动比 4\o"CurrentDocument"第4章 传动装置运动及动力参数计算 5\o"CurrentDocument"电动机输出参数 5\o"CurrentDocument"高速轴的参数 5\o"CurrentDocument"中间轴的参数 5\o"CurrentDocument"低速轴的参数 .6\o"CurrentDocument"工作机轴的参数 .6\o"CurrentDocument"第5章 开式圆柱齿轮传动设计计算 7\o"CurrentDocument"选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 7\o"CurrentDocument"按齿根弯曲疲劳强度设计 7\o"CurrentDocument"确定传动尺寸 10\o"CurrentDocument"校核齿面接触疲劳强度 10\o"CurrentDocument"计算齿轮传动其它几何尺寸 12\o"CurrentDocument"齿轮参数和几何尺寸总结 13\o"CurrentDocument"确定小齿轮侧隙和齿厚偏差 14\o"CurrentDocument"确定大齿轮侧隙和齿厚偏差 15\o"CurrentDocument"第6章 减速器高速级齿轮传动设计计算 16\o"CurrentDocument"选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 16\o"CurrentDocument"按齿面接触疲劳强度设计 17\o"CurrentDocument"按齿根弯曲疲劳强度设计 19\o"CurrentDocument"确定传动尺寸 22\o"CurrentDocument"校核齿面接触疲劳强度 23\o"CurrentDocument"校核齿根弯曲疲劳强度 25\o"CurrentDocument"计算锥齿轮传动其它几何参数 27\o"CurrentDocument"齿轮参数和几何尺寸总结 29\o"CurrentDocument"确定小齿轮侧隙和齿厚偏差 29\o"CurrentDocument"确定大齿轮侧隙和齿厚偏差 31\o"CurrentDocument"第7章减速器低速级齿轮传动设计计算 32\o"CurrentDocument"选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 32\o"CurrentDocument"按齿面接触疲劳强度设计 32\o"CurrentDocument"按齿根弯曲疲劳强度设计 35\o"CurrentDocument"确定传动尺寸 38\o"CurrentDocument"校核齿面接触疲劳强度 39\o"CurrentDocument"校核齿根弯曲疲劳强度 .41\o"CurrentDocument"计算齿轮传动其它几何尺寸 43\o"CurrentDocument"齿轮参数和几何尺寸总结 .44\o"CurrentDocument"确定小齿轮侧隙和齿厚偏差 .44\o"CurrentDocument"确定大齿轮侧隙和齿厚偏差 46\o"CurrentDocument"第8章轴的设计 .48\o"CurrentDocument"高速轴设计计算 .48\o"CurrentDocument"中间轴设计计算 54\o"CurrentDocument"低速轴设计计算 .60\o"CurrentDocument"第9章滚动轴承寿命校核 66\o"CurrentDocument"高速轴上的轴承校核 66\o"CurrentDocument"中间轴上的轴承校核 68\o"CurrentDocument"低速轴上的轴承校核 69\o"CurrentDocument"第10章键联接设计计算 71\o"CurrentDocument"高速轴与联轴器键选择与校核 71\o"CurrentDocument"高速轴与小锥齿轮键选择与校核 71\o"CurrentDocument"中间轴与低速级小齿轮键选择与校核 72\o"CurrentDocument"中间轴与大锥齿轮键选择与校核 72\o"CurrentDocument"低速轴与低速级大齿轮键选择与校核 72\o"CurrentDocument"低速轴与开式圆柱齿轮键选择与校核 73\o"CurrentDocument"第11章 联轴器的选择 73\o"CurrentDocument"11.1高速轴上联轴器 73\o"CurrentDocument"第12章 减速器的密封与润滑 74\o"CurrentDocument"减速器的密封 74\o"CurrentDocument"齿轮的润滑 74\o"CurrentDocument"轴承的润滑 .75\o"CurrentDocument"第13章 减速器附件 .75\o"CurrentDocument"油面指示器 .75\o"CurrentDocument"通气器 .76\o"CurrentDocument"放油孔及放油螺塞 .77\o"CurrentDocument"窥视孔和视孔盖 78\o"CurrentDocument"定位销 79\o"CurrentDocument"起盖螺钉 80\o"CurrentDocument"起吊装置 81\o"CurrentDocument"第14章 减速器箱体主要结构尺寸 82\o"CurrentDocument"第15章设计小结 84\o"CurrentDocument"第16章 参考文献 84

第1章初始数据设计题目二级圆锥-直齿圆柱减速器，每天工作小时数：8小时，工作年限（寿命）:12年，每年工作天数：300天，配备有三相交流电源，电压380/220V。扭矩T转速nw1506Nm23r扭矩T转速nw设计步骤.传动装置总体设计方案.电动机的选择.确定传动装置的总传动比和分配传动比.计算传动装置的运动和动力参数.开式圆柱齿轮传动设计计算.减速器内部传动设计计算.传动轴的设计.滚动轴承校核.键联接设计.联轴器设计.润滑密封设计.箱体结构设计第2章传动装置总体设计方案传动方案传动方案已给定，后置外传动为开式圆柱齿轮传动，减速器为二级圆锥圆柱齿轮减速器该方案的优缺点二级圆锥圆柱齿轮减速机承载能力强，体积小，噪声低，适用于入轴、出轴成直角布置的机械传动中。开式齿轮传动优点：1.圆周速度和功率范围广;2.效率较高；3.传动比稳定；4.寿命长；5.工作可靠性高；缺点：1.要求较高的制造和安装精度，成本较高；2.不适宜远距离两轴之间传动。第3章选择电动机电动机类型的选择按照要求选用三相笼型异步电动机，电压为380V，Y型。计算传动装置总效率%=*1x崂x%x%x为x%=0.808n1=0.99为联轴器的效率,n2=0.98为滚动轴承的效率,n4=0.98为闭式圆柱齿轮的效率,n3=0.97为闭式圆锥齿轮的效率,no=0.96为开式圆柱齿轮的效率，nw=0.97为工作机的效率

选择电动机容量工作机所需功率为TXn9550TXn9550=3.63kW电动机所需额定功率:3.63 =4.49fciy0.808工作转速:工作转速:经查表按推荐的合理传动比范围，开式圆柱齿轮传动比范围为：2〜5,二级圆锥齿轮减速器传动比范围为：6〜16,因此理论传动比范围为：12〜80。可选择的电动机转速范围为nd=iaXnw=(12〜80)X23=276--1840r/min。进行综合考虑价格、重量、传动比等因素，选定电机型号为：Y160M2-8的三相异步电动机，额定功率Pen=5.5kW,满载转速为nm=720r/min,同步转速为nt=750r/min。方案电机型号额定功率(kW)同步转速(r/min)满载转速(r/min)1Y160M2-85.57507202Y132M2-65.510009603Y132S-45.5150014404Y132S1-25.530002900图3-1电机主要外形尺寸

中心高外形尺寸地脚安装尺寸地脚螺栓孔直径轴伸尺寸键部位尺寸HLxHDAxBKDxEFxG160605x385254x21014.542x11012x37确定传动装置的总传动比和分配传动比(1)总传动比的计算由选定的电动机满载转速nm和工作机主动轴转速nw，可以计算出传动装置总传动比为:IQ=-=-=31.304% 23(2)分配传动装置传动比取开式圆柱齿轮传动比：ic=5锥齿轮(高速级)传动比i-L=0.25Xi=2则低速级的传动比为i2=3.13减速器总传动比Xf2=6.26第4章传动装置运动及动力参数计算电动机输出参数尸0=SSkW720r&=%!=——mmTOC\o"1-5"\h\zPn 5.5Tn=95S0X—=9s50X——=72.95JV-m° n0 720高速轴的参数尸丁=F(jX7yl=S.5X0.99=SASkW720rpI 5.45Tr=9550X——=9550X =72.29浦1 nj. 720中间轴的参数P曼=Pj-X?j2Xy3=5.45X0.98X0.97=S.lSfclV_720_360Vi±2min户" 5.18Tn=9550X——=9550X =137.41/V-m" 360低速轴的参数=F#X号工X寸4=5.18X0.98X0.98=4.97fcW孔"360HS.02rHi23.13minPjh 4.97Tm=9550X——=9550X =412.657V-m尔 115.02工作机轴的参数P邛=F尔X7]dX?j2XX%=4.97X0.96X0.98X0.98X0.97=4.44fcVF_nin_115.02_23r抨i35min尸” 4.44Tn.-=9550X——=9550X =1S43.57JV也五 功 23各轴转速、功率和转矩列于下表轴名称转速n/(r/min)功率P/kW转矩T/(N-m)电机轴7205.572.95高速轴7205.4572.29中间轴3605.18137.41低速轴115.024.97412.65工作机轴234.441843.57第5章开式圆柱齿轮传动设计计算选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数.根据传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动，压力取为a=20°。.参考表10-6选用7级精度。.材料选择 由表10-1选择小齿轮20Cr（渗碳淬火），齿面硬度为58〜62HRC,大齿轮20Cr（渗碳淬火），齿面硬度为58〜62HRC.选小齿轮齿数z1=20,则大齿轮齿数z2=z1Xi=20X5=101。按齿根弯曲疲劳强度设计.由式（10-7）试算模数，即加一、"X埒 瓦]⑴确定公式中的各参数值。⑴试选KFt=1.3⑵由式（10-5）计算弯曲疲劳强度用重合度系数YS0.75 0.75匕=0.25+ =0.25+ =0.689⑶计算YFaXYSa/[aF]由图10-17查得齿形系数%=2&%=2.18由图10-18查得应力修正系数为血=1.55,与位=1.79

由图10-24C查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为=620财F-aFitm2=620MF。应力循环次数NL1=60XnX；X=60X115.02X1X8X300X12=1.988X10s1.988X10s r =3.975X107由图10-22查得弯曲疲劳寿命系数瓦尸廿1=0-92/ =0.96取弯曲疲劳安全系数S=1.25，由式（10-14）得620X0.92 =45632M尸口1.25aFlim2aFlim2X^FN2 =476.1EM尸口1.25『'J：力血=0.00951%；:力蜷=0.0082010^]2两者取较大值，所以⑵试算齿轮模数

2.调整齿轮模数2.调整齿轮模数⑴计算实际载荷系数前的数据准备⑴圆周速度Vd】=Xz-1_=2.801X20=56.02mm7TXcEhXn7rx56.02X115.02心= ± ==q33760X1000 60X1000 "⑵齿宽b6=中日X=0.8X56.02=44.816mm(3)齿高h及齿宽比b/hft.=(2X馍1rl+琮)X=6.302mm44.8166.30244.8166.302=7.111⑵计算实际载荷系数KF根据v=0.337m/s，7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.057查表10-3得齿间载荷分配系数KFa=1.1由表10-4用插值法查得KHp=1.934，结合b/h=7.111查图10-13，得KFp=1.156。则载荷系数为KF=KAXKvXKFaXKFi?=1.25X1.057X1.1X1.156=1.68⑶由式（10-13），按实际载荷系数算得的齿轮模数a“ a1.68m=mtX =2.801X =3.051mm个Kft 1L3取m=3.5mm⑷计算分度圆直径d1=mX=3.5X20=70mm确定传动尺寸.计算中心距(z-L-Fz2)Xm E为“，a= $ =211.75mm$圆整为212mm.计算小、大齿轮的分度圆直径=z-1_Xm=20X3.5=70mmdn=z2X,m=101X3.5=3S3.5mm.计算齿宽b=季社Xd]=56mm取B1=65mm B2=60mm校核齿面接触疲劳强度齿面接触疲劳强度条件为u-F1= 口X XZrrXZr.XZ,旧1%乂用u"S’(1)T、0d和dl同前7TXcJdXn7rx70X115.02 ,-v= = =0.42m/J60X1000 60X100010

⑴根据v=0.42m/s、7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.008⑵齿轮的圆周力。T412654.322然父—2X- -H790.123A/F 11790.123X优=1.25X - = 227JV/mm>查表10-3得齿间载荷分配系数KHa=1.1由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承悬臂布置时，得齿向载荷分布系数KHp=1.936由此，得到实际载荷系数KH=KAXKvXKHaX长眸=1.25X1.008X1.1X1.936=2.683⑶由图查取区域系数ZH=2.49⑷查表得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa⑸由式计算接触疲劳强度用重合度系数Z⑸由式计算接触疲劳强度用重合度系数ZS«q2/z«q2/z2Xcosa

arccos——= ——+2X或匐/101Xcos20G=arccos \101+2X1=22.862cz±X(tanaal—tanaf)-|-z2X(tanaa2—%― 2tt20X(tan31.321—tan20G)-|-101X(tan22.862—tan20n)=1.705⑹计算接触疲劳许用应力[。H]⑹计算接触疲劳许用应力[。H]11由图查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为:研ml=llOOMpa，*位=HOOMpa计算应力循环次数NL1=60XnX；X=60X115.02X1X8X300X12=1.988X10s1.988X10s r由图查取接触疲劳系数: =3.975X107由图查取接触疲劳系数:取失效概率为1%，安全系数S=1，得接触疲劳许用应力1100X1.13 二1243MPO1100X1100X1.13 二1243MPO1100X1.25 =1375财Fl⑵齿轮的圆周速度7TXcIhXrt71X70X115.02 / = =0.42m/s60X1000 60X1000选用7级精度是合适的计算齿轮传动其它几何尺寸⑴计算齿顶高、齿根高和全齿高ha=mX椁拜=3.5X1=3.5mm12fty=mX（在黑+琮）=3.5X（1+0.25）=4.375mmh=（瓦j+%）=mX（2九黑十琮）=7.875mm⑵计算小、大齿轮的齿顶圆直径dal=d]+2X%=rFiX+之/巾）=77mmdan=dn-\-2Xha=mX（z2+2":用）=360.5mm⑶计算小、大齿轮的齿根圆直径=ci1—2Xhf=mX（句—2五篇—2琮）=61.25mmdf2=d2—2Xfty=mX（z2—2%理—2琮）=344.75mm注:五\=1.0,琮=0.25齿轮参数和几何尺寸总结参数或几何尺寸符号小齿轮大齿轮法面模数mn3.53.5法面压力角an2020法面齿顶高系数ha*1.01.0法面顶隙系数c*0.250.25螺旋角P右旋0°0'0"左旋0°0'0"齿数z20101齿顶高ha3.53.5齿根高hf4.3754.375分度圆直径d70353.5齿顶圆直径da77360.5齿根圆直径df61.25344.7513齿宽B6560中心距a212212确定小齿轮侧隙和齿厚偏差用插值法得齿轮最小侧隙jbmin=0.184mm。由式（D.1）求得，齿厚上偏差为E“一六惠=一MIU=-0月979旧同计算齿轮的分度圆直径为d=mnXZ=3.5X20=70(mm)由表D,3查得，径向跳动公差为耳,=0.029(mm)由表D.7和表D.2查得，切齿径向进刀公差br为br=IT9=0.046=0.046(mm)由表D,2查得，齿厚公差Tm为A并=4年+b]X2Xtanan=0.0292+0.0462X2Xtanan=0.03958(mm)故由式D.3求得，齿厚下偏差为-3=E钿3~T3n=-0.0979-0.03958=-0.13748（mm）实际中，一般用公法线长度极限偏差控制齿厚偏差，由式（D.4）和式（D.5）得公法线长度上偏差14Ebn2=Xcosan=—0.0979Xcos20=—0.092(mm)公法线长度下偏差Ebni=E物：Xcosan=—0.13748Xcos20=—0.129(mm)由表D.10查得，查得K=1,Z'=KZ=1X20=20按Z'的小数部分，按Z'的整数部分，由表D.9查得Wk=7（跨侧齿数K=3），由表按Z'的小数部分，所以Wnk=(Wnk+△吗)X =(7+0)X3.5=24.S(mm)%=24.5二工溪(mm)确定大齿轮侧隙和齿厚偏差用插值法得齿轮最小侧隙jbmin=0.184mm。由式（D.1）求得，齿厚上偏差为%=一居惠=—第葛=-0-0979(mm)计算齿轮的分度圆直径为d=mnXZ=3.5X101=353.5(mm)由表D,3查得，径向跳动公差为耳=0.051(mm)由表D.7和表D.2查得，切齿径向进刀公差br为=IT9=0.046=0.046(mm)15由表D,2查得，齿厚公差Tm为Tsn=4琮**X2Xtanan=0.0512+0.046二X2Xtanan=0.05（mm）故由式D.3求得，齿厚下偏差为E则=L—曝=-0.0979-0.05=-0.1479（mm）实际中，一般用公法线长度极限偏差控制齿厚偏差，由式（D.4）和式（D.5）得公法线长度上偏差Ebj23=Xcosan=—0.0979Xcos20=—0.092（mm）公法线长度下偏差Ebni=%：Xcosan=—0.1479Xcoj20=—0.139（mm）由表D.10查得，查得K=1,Z'=KZ=1X101=101按Z'的整数部分，由表D.9查得Wk=35（跨侧齿数K=12）,按Z'的小数部分，由表D.11查得AWn=0（77血）所以Wnk=（W晨+△吗）X鹏曹=（35+0）X3.5=122.5（mm）第6章减速器高速级齿轮传动设计计算选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数.选用直齿圆锥齿轮传动，压力取为a=20°。16

.参考表10-6选用7级精度。.材料选择由表10-1选择小齿轮40Cr(调质)，硬度为280HBS,大齿轮45(调质)，硬度为240HBS.选小齿轮齿数z1=28,则大齿轮齿数z2=z1Xi=28X2=57。按齿面接触疲劳强度设计1.由式(1.由式(10-29)试算小齿轮分度圆直径，即⑴确定公式中的各参数值(1)试选KHt=1.3⑵计算小齿轮传递的扭矩:T=9.55X106X-=9.55X106X=72238.19也•mmn 720⑶查表选取齿宽系数①R=0.3(4)由图10-20查得区域系数ZH=2.49(5)由表10-5查得材料的弹性影响系数ZE=189.8JMPa。⑹计算接触疲劳许用应力[。H]由图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为5"mi=EOOMpa,aHUm2=550Mp。由式（10-15）计算应力循环次数：NL1=60XnX；X=60X720X1X8X300X12=1.244X1091.244X109 0 =6.221X10317

由图10-23查取接触疲劳系数JfrrjLFj=1.06取失效概率为1%,安全系数S=1,得0]=如守=罕=6。。曲「 1 ¥-Krn击 S50X1用6\oH2\= = =533Mpec取[。H]1和[OH]2中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即[%]=533MF。(2)试算小齿轮分度圆直径2.(2)试算小齿轮分度圆直径2.计算圆周速度v3.计算当量齿宽系数①d183.计算当量齿宽系数①d18日产1=X(1—0.5X中=82.9X(1—0.5X0.3)=77.95mmVm60X100060X10007TX&产iXn7rx77.95Vm60X100060X10004.计算载荷系数查表得使用系数KA=1.25查图得动载系数KV=1.104取齿间载荷分配系数：KHa=1查表得齿向载荷分布系数：KHP=1.275实际载荷系数为KH=KAXKvXKHaXKh^=1.25X1.104X1X1.275=1.765.按实际载荷系数算得的分度圆直径6.计算模数心91.709mt=—= =3.28mmz1286.3按齿根弯曲疲劳强度设计（1）由式试算齿轮模数，即1.确定公式中的各参数值。①试选载荷系数KFt=1.3②计算YFaXYSa/[aF]计算由分锥角g=为由口G）="由口（募）=加565。519

=90-26.56505c=63.43495081=26°33'54"82=63°26'5"计算当量齿数28分1—cos㈤—cos（26.5651a）一"z2 57Zv2~cos⑸-cos（63.4349n）-12731由图查得齿形系数方血=2.5,^a2=2.08由图查得应力修正系数左血=1.63,与立=1.94由图查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为:=500MP-^Fiim2=E80MpeI由图查取弯曲疲劳系数：411rHi=0.88j =0.91X'Jlf± JrIV£i取弯曲疲劳安全系数S=1.25,得SOOX0.88 =352M尸口1.25380X0.91L25380X0.91L25=276.64AfPa20啊X为峭=0.01459两者取较大值，所以（2）调整齿轮模数两者取较大值，所以（2）调整齿轮模数1）圆周速度v=mXz1=1.S34X28=42.952mmd产］=d1X（1—0.5X中氏）=42.952X（1—0.5X0.3）=36.51mm% 60X100060X10007TXd?T11% 60X100060X10002）齿宽by/u2+1 V22-F1 _B=中斤XX =0.3X42.952X =14.407mm3）齿高h及齿宽比b/hft.=（2X或£+琮）Xmt=3.452mm14.4073.45214.4073.452=4.8533）计算实际载荷系数KF查图得动载系数KV=1.08321

取齿间载荷分配系数：KFa=1查表得齿向载荷分布系数：KHP=1.275查表得齿向载荷分布系数：KFP=1.054由式实际载荷系数为KF=KAXKvXKFaXKF^=1.25X1.083X1X1.0S4=1.4274）计算按实际载荷系数算得的齿轮模数对比计算结果，从满足弯曲疲劳强度出发，从标准中就近取4）计算按实际载荷系数算得的齿轮模数对比计算结果，从满足弯曲疲劳强度出发，从标准中就近取m=3mm；为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=91.709mm来计算小齿轮的齿数，即Z1=d1/m=30.57取Z1=28,则Z2=i义Z1=2义28=56取Z2=57。确定传动尺寸.实际传动比z2S7u=—=—=2.036mm28大端分度圆直径%=三1Xm=28X3=84mm乩=z2Xm=57X3=171mm.计算分锥角S±S±=arctan=a™O=26i6iS7c占2=90—26.16157c=63.83843G2281=26°9'41"82=63°50'18".齿宽中点分度圆直径6产1=d】X(1—0.5X甲g)=84X(1—0.5X0.3)=71.4mm=dnX(1—0.5X中e)=171X(1—0.5X0.3)=145.35mm.锥顶距为=yXJ必+[=?**2用3仆+1=95.27mm.齿宽为b=%XR=0.3X95.27=28.581mm取b=29mm.齿轮的圆周速度7TXcJhXn7TX84X720 /60xlooo—60xlooo―3aM八校核齿面接触疲劳强度(1)T、0d和dl同前7TXd-<Xn7iX84X720 ,60X1000—60X1000-3'17mx^⑴根据v=3.17m/s、7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.06⑵齿轮的圆周力。23

T72288.19Ft:=2X—=2X———=172L147州p 1721.147/X优=1.25X - = 74N/Jnm<lOOW/imn查表10-3得齿间载荷分配系数KHa=1.4由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，得齿向载荷分布系数KHp=1.275由此，得到实际载荷系数KH=KAXKvXKHaXKh^=1.25X1.06X1.4X1.275=2.365⑶由图查取区域系数ZH=2.49(4)查表得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa⑸计算接触疲劳许用应力[。H]由图查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为：5"mi=EOOMpa,aHUm2=550Mp。计算应力循环次数NL1=60XnX；X=60X720X1X8X300X12=1.244X101.244X109 0 =6.221X103由图查取接触疲劳系数:khni=LKHN2=1.06取失效概率为1%，安全系数S=1，得接触疲劳许用应力24「]—mlXkhni600X1= M =---=6OOMFoc「 1aHlimZ^HN2550X1.06[gH2\= = =583AfPa⑵齿轮的圆周速度7TXcJhXn7TX84X720 /60xlooo—60xlooo―3aM八选用7级精度是合适的校核齿根弯曲疲劳强度齿根弯曲疲劳强度条件为 氏XTX.nXq, 广值中氏X(1—0.5X学艮尸Xm3Xz£X«炉+1(1)K、b、m和0R同前⑵圆周力为2XT. 2X72288.19-——；——-——三= 7 ?=2025X(1-0.5甲尺) 84X(1-0.5X0.3)齿形系数YFa和应力修正系数YSa，当量齿数为:小齿轮当量齿数：大齿轮当量齿数:25查表得:=2.5,^q2=2.06⑶圆周速度7TXd-1_Xn7TX84X720v= = =3.17mXJ60X1000 60X1000⑷宽高比b/h在=(2X自口*+c沆)Xm=(2X1+0.25)X3=6.75mmb29-= =4.296h6.75根据v=3.17m/s,7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.06查表10-3得齿间载荷分配系数KFa=1.4由表10-4查得KHP=1.275，结合b/h=29/6.75=4.296查图10-13，得KF0=1.054。则载荷系数为KF=KAXKvXKFaXKF/?=1.25X1.06X1.4X1.0S4=1.955由图10-24C查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为^Fuml=SOOMPa. =380MPa由图10-22查取弯曲疲劳系数26

Kjrm=0-88^ =0.91x'JIfi /di取弯曲疲劳安全系数S=1.25,由式（10-14）得500X0.88 =3S2MPa1.25380500X0.88 =3S2MPa1.25380X0.91 =276.64MPa1.25齿根弯曲疲劳强度校核5jfq2X^Sa2l

aF2=5jfq2X^Sa2l

aF2=aF1X上三———=40.57MPa^Fal*YsqI（瓦L=276.64AfPa齿根弯曲疲劳强度满足要求，并且小齿轮抵抗弯曲疲劳破坏的能力大于大齿轮。⑸齿轮的圆周速度ttXcI-lXn7TX84X720v= = =3.17m/J60X1000 60X1000选用7级精度是合适的6.7计算锥齿轮传动其它几何参数（1）计算齿根高、齿顶高、全齿高及齿厚ha=mXh^n=3mmfty=mX（片m+琮）=3.6mm27h=(%+%)=mX+或)=6.6mmTims=—=4.712thth(2)分锥角(由前面计算)Sl=26.162cS2=63.8380(2)计算齿顶圆直径dal=%+2X/Xcosf^l)=89.385mmda^=乩+WX&Xcosf^)=173.645mm(3)计算齿根圆直径4门=ci1—2XftyX =77.538mm=d2—2XftyXcos(52)=167.825mm注:心理=1.0,琮=0.2(4)计算齿顶角0a1=0a2=atan(ha/R)=1°48'13"(5)计算齿根角0f1=0f2=atan(hf/R)=2°9'50"(6)计算齿顶锥角8a1=81+0a1=27°57'56"8a2=82+0a2=65°38'29"(7)计算齿根锥角28

8f1=81-0f1=23°59'52"8f2=82-0f2=61°40'26"齿轮参数和几何尺寸总结代号名称计算公式小齿轮大齿轮模数mm33齿顶高系数ha*1.01.0顶隙系数c*0.20.2齿数z2857齿宽B2929齿顶高hamxha*33齿根高hfmx(ha*+c*)3.63.6分度圆直径dd84171齿顶圆直径dad+2xha89.385173.645齿根圆直径dfd-2xhf77.538167.825分锥角626°9'43"63°50'16"齿顶角0aatan(ha/R)1°48'13"1°48'13"齿根角0fatan(hf/R)2°9'50"2°9'50"确定小齿轮侧隙和齿厚偏差用插值法得齿轮最小侧隙jbmin=0.12mm。由式（D.1）求得，齿厚上偏差为2Xcosan——=-0.06385(mm)2Xcosan计算齿轮的分度圆直径为由表D,3查得，径向跳动公差为29耳=0.029（mm）由表D.7和表D.2查得，切齿径向进刀公差br为br=FT9=0用1=。用由表D,2查得，齿厚公差Tm为A并=J年+用X2Xtanan=Vo.0292-|-0.012X2Xtanan=0.02233（mm）故由式D.3求得，齿厚下偏差为■=L一曝=-0.06385-0.02233=-0.08618（mm）实际中，一般用公法线长度极限偏差控制齿厚偏差，由式（D.4）和式（D.5）公法线长度上偏差Ebn3=E3n3Xcosan=—0.06385Xcos20=—0.06(mm)公法线长度下偏差Ebni=EsniXcosan=—0.08618Xcoj20=—0.081(mm)由表D.10查得，查得K=1,Z'=KZ=1X28=28按Z'的整数部分，由表D.9查得Wk=10(跨侧齿数k4),按Z'的小数部分，由表D.11查得所以卬短=（吗曲+△吗）乂用售=（10+G乂3=30（mm）306.10确定大齿轮侧隙和齿厚偏差用插值法得齿轮最小侧隙jbmin=0.12mm。由式（D.1）求得，齿厚上偏差为2Xcosan——=-0.06385(mm)2Xcosan计算齿轮的分度圆直径为由表D,3查得，径向跳动公差为耳=0.039(mm)由表D.7和表D.2查得，切齿径向进刀公差br为=FT9=0.01=O.Ol(mm)由表D,2查得，齿厚公差Tm为A并=J琛+库X2Xtanan—^0.0392-|-0.012X2Xtanan—0.02931(mm)故由式D.3求得，齿厚下偏差为%：=L—曝=-0.06385-0.02931=-0.09316（mm）实际中，一般用公法线长度极限偏差控制齿厚偏差，由式（D.4）和式（D.5）得公法线长度上偏差Ebn3=EgXcosan=—0.06385Xcos20=—0.06（mm）公法线长度下偏差Ebj2i=EsniXcosan=—0.09316Xcos20=—0.088（mm）由表D.10查得，查得K=1,Z'=KZ=1X57=5731按Z'的整数部分，由表D.9查得Wk=19（跨侧齿数k7）,按Z'的小数部分，由表D.11查得&Wn=所以%=（吗曲+△吗）Xm售=（19+0）乂3=S7（mm）%=S7二魄式用冠第7章 减速器低速级齿轮传动设计计算选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数.根据传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动，压力取为a=20°。.参考表10-6选用7级精度。.材料选择由表10-1选择小齿轮40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮45（调质），硬度为240HBS.选小齿轮齿数z1=24,则大齿轮齿数z2=z1Xi=24X3.13=77。按齿面接触疲劳强度设计1.由式（10-11）试算小齿轮分度圆直径，即⑴确定公式中的各参数值（1）试选KHt=1.3⑵计算小齿轮传递的扭矩:32T=9.55X106X-=9.55X106X=137413.89?7*mmn 360⑶由表10-7选取齿宽系数①d=1⑷由图10-20查得区域系数ZH=2.49⑸由表10-5查得材料的弹性影响系数ZE=189.8JMPa。⑹由式（10-9）计算接触疲劳强度用重合度系数Z£。z.lX(tanaal—tana1')-|-z2X(tcmaa2—tern，)%― 2tt24X(tan29.341—tan20G)+77X(tan23.666—tan20D)27r=1.71⑺计算接触疲劳许用应力[。H]由图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为*ml=600MpgaHUm2=SSOMpa由式（10-15）计算应力循环次数:NL1=60XnX；X=60X360X1X8X300X12=6.221X10sNr.6.221X10s 0%=优=0^=1.9办逐由图10-23查取接触疲劳系数33

取失效概率为1%,安全系数S=1,得600X1.06取失效概率为1%,安全系数S=1,得600X1.06 =636MPaXKijvjj550X1.13日]=——=——-——=621.5MPa取[。H]1和[OH]2中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即[%]=621.SMPa(2)试算小齿轮分度圆直径2.调整小齿轮分度圆直径⑴计算实际载荷系数前的数据准备。⑴圆周速度V7TXdltXn7JX59.272X36060X1000- 60X1000(2)齿宽bb=tpdX=1X59.272=59.272mm⑵计算实际载荷系数KH(1)由表10-2查得使用系数KA=1.2534⑵根据v=1.117m/s、7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.021⑶齿轮的圆周力。T 137413.89=2X—=2X =4636.722JV2 59.272R 4636.722 , /%X；=1.25X ；＜lOONXmmb 59.272查表10-3得齿间载荷分配系数KHa=1.2由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，得齿向载荷分布系数KHp=1.421由此，得到实际载荷系数KH=KAXKvXKHaX为举=1.25X1.021X1.2X1.421=2.176⑶由式（10-12），可得按实际载荷系数算得的分度圆直径⑷及相应的齿轮模数4 70.375-m=—= =2.93mm句24按齿根弯曲疲劳强度设计1.由式（10-7）试算模数，即⑴确定公式中的各参数值。⑴试选KFt=1.335⑵由式（10-5）计算弯曲疲劳强度用重合度系数YS⑶计算YFaXYSa/[oF]由图10-17查得齿形系数YFal=2.65,YFa2=2.23由图10-18查得应力修正系数%=1.58,%=1.76由图10-24C查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为应力循环次数NL1=60XnX；X=60X360X1X8X300X12=6.221X10s由图10-22查得弯曲疲劳寿命系数由图10-22查得弯曲疲劳寿命系数取弯曲疲劳安全系数S=1.25，由式（10-14）得SOOX0.91 =364财产口1.25380X0.92 =279.68AfPa1.2536

=0.01150啊X为峭=0.01403两者取较大值，所以Yp\X]sa=°'01403⑵试算齿轮模数2.调整齿轮模数⑴计算实际载荷系数前的数据准备⑴圆周速度v41=mtXz-1_=1.817X24=43.608mm7TXcEhXn7rx43.608X360v= = =0.82260X1000 60X1000⑵齿宽bb=中式Xdi=1X43.608=43.608mm(3)齿高h及齿宽比b/hh=(2X魄理+瑞)Xmni.=4.088mm43.6084.088=10.667⑵计算实际载荷系数KF37根据v=0.822m/s,7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.066查表10-3得齿间载荷分配系数KFa=1.2由表10-4用插值法查得KHp=1.421,结合b/h=10.667查图10-13,得KFp=1.08。则载荷系数为KF=KAXKvXKFaXKFi?=1.25X1.066X1.2X1.08=1.727⑶由式(10-13⑶由式(10-13)，按实际载荷系数算得的齿轮模数a1.727=1.817X =1.997mm[L3对比计算结果，从满足弯曲疲劳强度出发，从标准中就近取m=3mm；为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=70.375mm来计算小齿轮的齿数，即Z1=d1/m=23.46取Z1=24,则UZ2=iXZ1=3.13X24=75.12取Z2=77。确定传动尺寸.计算中心距(_z1-\-z2)Xm E3立一a= G = 152mm.计算小、大齿轮的分度圆直径=z1Xm=24X3=72mm=z2Xm=77X3=231mm.计算齿宽b=审社X.=72mm38取B1=80mm取B1=80mmB2=75mm7.5校核齿面接触疲劳强度齿面接触疲劳强度条件为(1)T、齿面接触疲劳强度条件为(1)T、①d和dl同前7TXd.|Xn7rX72X360 .60X1000—60X1000—1⑴根据v=1.36m/s、7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.026⑵齿轮的圆周力。T137413.892然父—ZX- -3817.053州坪 3817.053 , ,X—=1.25X - = <lOOJV/rnm查表10-3得齿间载荷分配系数KHa=1.2由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，得齿向载荷分布系数KHp=1.426由此，得到实际载荷系数KH=KAXKvXKHo:X5=L25X1.026X1.2X1.426=2.195⑶由图查取区域系数ZH=2.49(4)查表得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa⑸由式计算接触疲劳强度用重合度系数ZS39

z.lX(tanaal—tana1')-|-z2X(tcmaa2—tern，)%― 2tt24X(tan29.341—tan20G)+77X(tan23.666—tan20D)27r=1.7114-4-1.711 =0.873⑹计算接触疲劳许用应力[oH]由图查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为:*ml=600MpgaHUm2=SSOMpa计算应力循环次数NL1=60XnX；X=60X360X1X8X300X12=6.221X10sNr.6.221X10s 0%=优=0^=1.9办逐由图查取接触疲劳系数:Krrfj-t—1.06/JCrjjUFj=1.13取失效概率为1%，安全系数S=1，得接触疲劳许用应力山hJ=40600X1.06 =山hJ=40⑵齿轮的圆周速度7TXcJhXn7TX72X360 /60X1000—60X1000—选用7级精度是合适的7.6校核齿根弯曲疲劳强度齿根弯曲疲劳强度条件为2X/XFX5cl乂取立乂^咤g^dXm3Xz£一叮f(1)T、m和dl同前齿宽b=b2=75齿形系数YFa和应力修正系数YSa：由图10-17查得齿形系数VFal=2.65,YFa2=2.23由图10-18查得应力修正系数取血=L53,4立=1.76⑴试选KFt=1.3⑵由式(10-5)计算弯曲疲劳强度用重合度系数丫£0.75 0.75匕=0.25+ =0.25+Yyii=06SS⑵圆周速度417TXd-LXn7TX72X360v= = =1.36m^s60X1000 60X1000⑶宽高比b/hft.=(2X*-|-cXm=(2X1+0.25)X3=6.75mmb75-= =11.111h6.75根据v=1.36m/s,7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=1.026查表10-3得齿间载荷分配系数KFa=1.2由表10-4查得KHP=1.426，结合b/h=75/5.75=11.111查图10-13,得KFp=1.08。则载荷系数为Kp—XKyXKfwXKgg—L25X1.026X1.2X1.08—L662由图10-24C查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为由图10-22查取弯曲疲劳系数茁rm=09L茁”=0.92x'JIfi /di取弯曲疲劳安全系数S=1.25，由式（10-14）得aFUmlM^FNl500X0.91 二364MPa1.25r-iaFlim.2X^FN2H= 380X0.92 =279.68MPa1.25齿根弯曲疲劳强度校核42=84.605MPa==84.605MPa=79.307AfPa轮。2X“XTX5jralX取血XY.I中壮Xm3X2X1.662X137413.89X2.65X1.58X0.6881X33X24<["li2X.KfXTX5^32XYSa2X.Y.I中日Xm3X2X1.662X137413.89X2.23X1.76X0.6881X33X242<瓦]齿根弯曲疲劳强度满足要求，并且小齿轮抵抗弯曲疲劳破坏的能力大于大齿⑷齿轮的圆周速度7TXci],Xn7rx72X360v= = =1.36m/560X1000 60X1000选用7级精度是合适的计算齿轮传动其它几何尺寸⑴计算齿顶高、齿根高和全齿高ha=mX/捏=3X1=3mm%=mX(%制+琮)=3X(1+0.25)=3.7Smmh=(ha+%)=mX(2九鼠+琮)=6.75mm⑵计算小、大齿轮的齿顶圆直径dal=d]+2X%=rFiX(z-1_+2%巾)=78mmdan=dn2Xha=mX(z2+ =237mm⑶计算小、大齿轮的齿根圆直径43

占工=ci1—2X/^=mX（zt—2%制—2琮）=64.5mmdf2=ef2—2Xh^=mX（z2—2%理一2琮）=223.5mm注:五\=1.0,琮=0.25齿轮参数和几何尺寸总结参数或几何尺寸符号小齿轮大齿轮法面模数mn33法面压力角an2020法面齿顶高系数ha*1.01.0法面顶隙系数c*0.250.25螺旋角P右旋0°0'0"左旋0°0'0"齿数z2477齿顶高ha33齿根高hf3.753.75分度圆直径d72231齿顶圆直径da78237齿根圆直径df64.5223.5齿宽B8075中心距a152152确定小齿轮侧隙和齿厚偏差用插值法得齿轮最小侧隙jbmin=0.156mm。由式（D.1）求得，齿厚上偏差为%=-益惠=-第"=-OOS3O1M44计算齿轮的分度圆直径为d=mnXZ=3X24=72(mm)由表D,3查得，径向跳动公差为耳=0.029(mm)由表D.7和表D.2查得，切齿径向进刀公差br为=FT9=0.04=0.04(mm)由表D,2查得，齿厚公差Tm为A并=J年+用X2Xtanan=^'0.0292-|-0.042X2Xtanan=0.03596(mm)故由式D.3求得，齿厚下偏差为—%=-0.08301-0.03596=-0.11897（mm）实际中，一般用公法线长度极限偏差控制齿厚偏差，由式（D.4）和式（D.5）得公法线长度上偏差Ebn3=EgXcosan=—0.08301Xcos20=—0.078（mm）公法线长度下偏差Ebni=%：Xcosan=—0.11897Xcos20=—由表D.10查得，查得K=1,Z'=KZ=1X24=24按Z'的整数部分，由表D.9查得Wk=7（跨侧齿数k3）,按Z'的小数部分，由表D.11查得2Wn=所以45限=+心吗）X=（7+0）X3=7.10确定大齿轮侧隙和齿厚偏差用插值法得齿轮最小侧隙jbmin=0.156mm。由式（D.1）求得，齿厚上偏差为0.156 , 、 =—0.08301（mm）2Xcosa„2Xcosa„ri计算齿轮的分度圆直径为d=XZ=3X77=231（mm）由表D,3查得，径向跳动公差为耳=0.039（mm）由表D.7和表D.2查得，切齿径向进刀公差br为=IT9=0.04=0.04（mm）由表D,2查得，齿厚公差Tm为=7琼+用X2Xtanan=0.0392+0.042X2Xtanan=0.04067（mm）故由式D.3求得，齿厚下偏差为=L一曝=-0.08301-0.04067=-0.12368（mm）实际中，一般用公法线长度极限偏差控制齿厚偏差，由式（D.4）和式（D.5）公法线长度上偏差Eb723=Xcosan=—0用3301Xcos20=—0.078（mm）46公法线长度下偏差Ebni=%：Xcosan=—0.12368Xcos20=—由表D.10查得，查得K=1,Z'=KZ=1X77=77按Z'的整数部分，由表D.9查得Wk=26（跨侧齿数k9）,按Z'的小数部分，由表D.11查得所以卬短=（吗曲+△吗）乂用售=Q6+0）X3=7双31）wnk=78二;:密（小理）图7-1低速级大齿轮结构图7847第8章轴的设计高速轴设计计算.已知参数（前面计算所得）转速n=720r/min；功率P=5.45kW；轴所传递的转矩T=72288.19N-mm.轴的材料选择并确定许用弯曲应力由表15-1选用45（调质），硬度为240HBS，许用弯曲应力为[o]=60MPa.按扭转强度概略计算轴的最小直径由于高速轴受到的弯矩较大而受到的扭矩较小，故取A0=112。Jp s5.45d>AaX—=112X =21.99mmE 、720由于最小轴段截面上要开1个键槽，故将轴径增大5%可”*=(1+0.05)X21.99=23.09mm查表可知标准轴孔直径为24mm故取dmin=24图8-1高速轴示意图48⑴输入轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d12,为了使所选的轴直径d12与联轴器孔径相适应，故需选取联轴器型号。联轴器的计算转矩Tca=KAXT,查表，考虑轻微冲击，故取KA=1.3,则：Tca=KAXT=93.97N•m按照联轴器转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GBT4323-2002或设计手册，选用LX3型联轴器。半联轴器的孔径为24mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度为52mm。选用普通平键，A型键，bXh=8X7mm(GBT1096-2003),键长L=40mm。(2)初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用圆锥滚子轴承。。参照工作要求并根据d23=29mm,由轴承产品目录中选择圆锥滚子轴承30207,其尺寸为dXDXT=35X72X18.25mm,故d34=d56=35mm。由手册上查得30207型轴承的定位轴肩高度h=2.5mm,则d67=30mm。⑶轴承端盖厚度e=10,垫片厚度At=2,根据轴承端盖便于装拆，保证轴承端盖的外端面与联轴器端面有一定距离K=24,则49/=金匕+e+12+氏=2+10+12+24=48mm⑷取小齿轮距箱体内壁之距离41=10mm。考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离 △，取△=10mm，小齿轮轮毂宽度L=36mm，则&=T=18.25rtrm⑸取锥齿轮轴上的距离为2.5倍轴颈直径减去轴承宽度，则2拈=2.5Xd4S—8=2.5X40-17=33mm5=金+L+T—E=10+3E+18.25-17=47.25mm至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。轴段123456直径242935403530长度524818.25831747.25.轴的受力分析高速级小齿轮所受的圆周力T72288.19K.=2X——=2X =2025JV71.4高速级小齿轮所受的径向力耳1=XtanaXcosSl=2025Xtan20cXcos26.162G=662JV高速级小齿轮所受的轴向力Fal=5]XtanaXsinSl=2025Xtan20cXsm26.162G=325JV50Fae=Fa1=325N第一段轴中点到轴承中点距离l1=83.12mm，轴承中点到轴承中点距离l2=100mm,齿轮受力中点到轴承中点距离l3=41.25mm⑴计算轴的支反力水平支反力“心=庠一时用=2025——698.81=2723.81JV£v L j¥flX垂直支反力小尸1垂直支反力小尸1662X41.25 =273.08AZ100FNV2=一（0+/Q=-（662+273.08）=-935.08JV⑵计算轴的弯矩，并做弯矩图截面C处的水平弯矩FnXd 325X84MH1= 5X%=—— 662X41.25=-136S7.SJV•mm截面C处的水平弯矩F'd325X84Mdh=---= =136S0JV•mm截面C处的垂直弯矩MV1=FW1X=273.08X100=27308JV,mm分别作水平面的弯矩图（图b）和垂直面弯矩图（图c）截面C处的合成弯矩511+崎］=V-13657.52-F273082=30532.84JV•mm截面C处的合成弯矩Md=13650州•nrm⑶作合成弯矩图（图d）T=72288.19JV*mm作转矩图（图e）图8-2高速轴受力及弯矩图52

.校核轴的强度因C左侧弯矩大，且作用有转矩，故C左侧为危险剖面其抗弯截面系数为53

TOC\o"1-5"\h\z7rxe137rx403 „W= = =6280mm332 32抗扭截面系数为XCt37TX403 „叫=k= =12560^最大弯曲应力为M30532.84CT=M30532.84CT=W =4.86MPa6280剪切应力为T72288.19t= = =5.76AfPaWT12560按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向传动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数a=0.6,则当量应力为crCQ= 2-|-4X(aXt)2=4.862+4X(0.6X5.76)工=8.4-SMPa查表得45（调质）处理，抗拉强度极限。B=640MPa，则轴的许用弯曲应力[。-1b]=60MPa，aca<[a-1b]，所以强度满足要求。中间轴设计计算.已知参数（前面计算所得）转速n=360r/min；功率P=5.18kW；轴所传递的转矩T=137413.89N-mm.轴的材料选择并确定许用弯曲应力由表15-1选用45（调质），硬度为240HBS，许用弯曲应力为[a]=60MPa.按扭转强度概略计算轴的最小直径由于中间轴受到的弯矩较大而受到的扭矩较小，故取A0=112。54

由于最小直径轴段处均为滚动轴承，故选标准直径dmin=30mm图8-3中间轴示意图⑴初步选择滚动轴承。中间轴最小直径是安装滚动轴承的直径d12和d56,因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据dmin=27.24mm，由轴承产品目录中选取圆锥滚子轴承30206,其尺寸为dXDXT=30X62X17.25mm,>d12=d56=30mm。(2)取安装大齿轮处的轴段的直径d45=36mm；齿轮的右端与右轴承之间采用挡油环定位。取大锥齿轮轮毂的宽度b2=53mm,为了可靠的压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取145=51mm。齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度h=(2~3)R,由轴径d45=36mm查表，取h=5mm,则轴环处的直径d34=46mm。轴环宽度bN1.4h,取l34=27mm。55

⑶左端滚动轴承采用挡油环进行轴向定位。⑷考虑材料和加工的经济性，应将低速小齿轮和轴分开设计与制造。已知低速小齿轮的轮毂宽度为b3=80mm，为了使挡油环端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取123=78mm，d23=3