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1、精选优质文档-倾情为你奉上目录813145203233一、传动装置的总体设计(一)设计题目课程设计题目：带式运输机传送装置1.设计数据及要求：设计的原始数据要求：F=2500N；d=260mm；v=1.1m/s机器年产量：大批量；机器工作环境：清洁；机器载荷特性：平稳； 机器最短工作年限：6年2班。2.传动装置简图： （二）选择电动机1.选择电动机的类型根据参考文献2，按工作要求和工作条件选用Y系列三相笼型异步电动机。全封闭自扇冷式结构，电压为380V。2.选择电动机的容量工作机的有效功率为：从电动机到工作机传送带间的总效率为：式中：分别为联轴器、轴承、齿轮传动、卷筒的传动效率。联轴器选用弹性
2、联轴器，轴承为角接触球轴承，齿轮为8级精度齿轮，由参考文献2表9.1取4=0.99,4=0.99,4=0.97,4=0.95。则：=1224324=0.9920.9940.9720.95=0.84所以电动机所需要的工作功率为：Pd=Pw=2.750.84kW=3.274kW3.确定电动机转速按参考文献2表9.2推荐的传动比合理范围，二级圆柱齿轮减速器传动比，而工作机卷筒轴的转速为：nw=601000vd=6010001.1260=81 r/min所以电动机转速的可选范围为：符合这一范围的同步转速有750 r/min、1000 r/min、1500 r/min三种。综合考虑电动机和传动装置的尺寸
3、、质量及价格等因素，为使传动装置结构紧凑，决定选用同步转速为1000r/min的电动机，另需要其中电机工作所需额定功率：。根据电动机类型、容量和转速，由参考文献2表15.1以及有关手册选定电动机型号为Y132M1-6。其主要性能如下表：电动机型号额定功率/kW满载转速/(r/min)起动转矩 额定转矩最大转矩 额定转矩Y132M1-649602.02.0由参考文献2表15.2查得电动机的主要安装尺寸及外形尺寸如下：型号HABCDEFGDGKY132M1-61322161788938801083312-bb1b2hAABBHAL1-2802101353156023818515电动机的外形尺寸图如
4、下：（三）计算传动装置的总传动比1.总传动比为：i=nmnw=96081=11.852分配传动比：考虑润滑条件，为使两级大齿轮直径相接近，取，故：i=1.4i=1.411.85=4.07i=11.854.07=2.91（四）计算传动装置各轴的运动和动力参数1.各轴的转速轴n=nm=960 r/min轴n=ni=9604.07=235.9r/min轴n=ni=235.92.91=81 r/min卷筒轴 nw=n=81 r/min2.各轴的输入功率轴P=Pd1=3.2740.99 kW=3.24kW轴P=P23=3.240.99 0.97kW=3.11kW轴P=P23=3.110.99 0.97k
5、W=2.99kW卷筒轴 P卷=P21=3.110.99 0.99kW=2.93kW3.各轴的输出转矩电动机轴的输出转矩为Td=9.55106Pdnm=9.551063.=3.26104 Nmm所以： 轴T=Td1=3.261040.99 Nmm=3.22104 Nmm轴T=T23i=3.221040.99 0.974.07 Nmm=1.26105 Nmm轴T=T23i=1.26105 0.99 0.972.91 Nmm=3.52105 Nmm卷筒轴 T卷=T21=3.52105 0.99 0.99Nmm=3.45105 Nmm将上述计算结果汇总于下表得:轴名功率kW转矩 T/(Nmm)转速 n
6、/(r/min)传动比i效率电机轴3.273.2610496010.99轴3.243.221049604.070.96轴3.111.26105235.92.910.96轴2.993.5210581卷筒轴2.933.451058110.98二、传动零件的设计计算（一）高速齿轮传动1选择材料、热处理方式及精度等级考虑到带式运输机为一般机械，故大小齿轮均选用45钢，采用软齿面，小齿轮调质处理，齿面硬度为215255HBW，平均硬度236 HBW；大齿轮正火处理，齿面硬度162217HBW，平均硬度190HBW。大、小齿轮齿面平均硬度差为46HBW，在3050HBW范围内。选用8级精度。2.初步计算传
7、动主要尺寸由于是软齿面闭式传动，故按照齿面接触疲劳强度进行。由参考文献1式（6.21），即d132KT1du+1u(ZEZHZZH)2式中各参数为：1)小齿轮传递的扭矩T=3.22104 Nmm2) 设计时，因v值未知，Kv不能确定，故可初选载荷系数Kt=1.11.8，本题初选Kt=1.43) 由参考文献1表6.6取齿宽系数d=1.1。4) 由参考文献1表6.5查得弹性系数ZE=189.8MPa。5)初选螺旋角=12，由参考文献1图6.15查得节点区域系数为ZH=2.46。6)齿数比u=i=4.07 。7) 初选z1=19,则z2=i2z1=4.0719=77.33，取z2=77。由参考文献1
8、式（6.1）得端面重合度=1.88-3.21z1+1z2cos=1.88-3.2119+177cos12=1.63由参考文献1式（6.2）得轴面重合度=0.318dz1tan=0.3181.119tan12=1.41由参考文献1图6.16查得重合度系数Z=0.78。8) 由参考文献1图6.26查得螺旋角系数Z=0.99。9）许用接触应力由参考文献1式（6.26），即H=ZHHlimSH算得。由参考文献1图6.29e,图6.29a得解除疲劳极限应力Hlim1=570MPa,Hlim2=390MPa。小齿轮1和大齿轮2的应力循环次数分别为N1=60naL10h=609601.0282506=1.3
9、824109N2=N1i=1.38241094.07=3.4108由参考文献1图6.30查得寿命系数ZN1=1.0,ZN2=1.12(允许局部点蚀)。由参考文献1表6.7，取安全系数SH=1.0，得H1=ZN1Hlim1SH=1.05701.0MPa=570MPaH2=ZN2Hlim2SH=1.123901.0MPa=436.8MPa故取H=H2=436.8MPa。初算小齿轮1的分度圆直径d1t,得d1t32KT1du+1uZEZHZZH2=321.4.14.07+14.07189.82.460.780.99436.82mm=41.13 mm3.确定传动尺寸1）计算载荷系数。由参考文献1表6.
10、3查得使用系数KA=1.0。v=d1tn1601000=41.13960601000 ms=2.07ms由参考文献1图6.7得动载荷系数Kv=1.17。由参考文献1图6.12得齿向载荷分布系数K=1.11(设轴刚性大)。由参考文献1表6.4得齿间载荷分布系数K=1.2，则K=KAKvKK=1.01.171.111.2=1.562）对d1t进行修正。因K于Kt有较大差异，故需对按Kt值计算出的d1t进行修正，即d1=d1t3KKt=41.1331.561.4mm=42.64mm3)确定模数mn。mn=d1cosz1=42.64cos1219mm=2.20mm由参考文献1表6.1，取mn=2.5m
11、m。4)计算传动尺寸中心距：a=mn(z1+Z2)2cos=2.5(19+77)2cos12mm=122.7mm圆整为a=125mm,则螺旋角=arccosmn(z1+Z2)2a=arccos2.5(19+77)2125=161537所以d1=mnz1cos=2.519cos161537mm=49.479mmd2=mnz2cos=2.577cos161537mm=200.521mmb=dd1=1.149.479mm=54.427mm取b2=b=55mm,b1=b2+510mm,取b1=60mm。4.校核齿根弯曲疲劳强度由参考文献1式(6.20)，即F=2KT1bmnd1YFYSYYF式中各参数
12、：1） K=1.56、T=3.22104Nmm、b=55mm、d1=49.479mm、mn=2.5mm。2） 齿形系数YF和应力修正系数YS。当量齿数zv1=z1cos3=19cos1615373=21.48zv2=z2cos3=77cos1615373=87.03由参考文献1图6.20查得YF1=2.69,YF2=2.23。由参考文献1图6.21查得YS1=1.56,YS2=1.83) 由参考文献1图6.22查得重合度系数Y=0.72。4）由参考文献1图6.28查得螺旋角系数Y=0.86。5）许用弯曲应力可由参考文献1式（6.29），即F=YNFlimSF算得。由参考文献1图6.29f,图6
13、.29b查得弯曲疲劳极限应力Flim1=220 MPa,Flim2=170Pa。由参考文献1图6.32查得寿命系数YN1=YN2=1.0。由参考文献1表6.7查得安全系数SF=1.25，故F1=YN1Flim1SF1=1.02201.25 MPa=176 MPaF2=YN2Flim2SF2=1.01701.25 MPa=136MPaF1=2KT1bmnd1YFYSYY=21.562.549.4792.691.560.720.86MPa=38.37MPaF1F2=F1YF2YS2YF1YS1=38.372.231.82.691.56MPa=36.7MPaF2满足齿根弯曲疲劳强度。5齿轮结构设计1
14、） 小齿轮结构设计由轴的设计计算知小齿轮设计成齿轮轴的结构形式。齿顶高ha=ha*m=12.5=2.5mm齿根高hf=ha*+c*m=1.252.5=3.125mm 齿顶圆da=d+2ha=49.479+22.5mm=54.479mm齿根圆df=d-2hf=49.479-23.125mm=43.229mm2） 大齿轮结构设计齿顶高ha=ha*m=12.5=2.5mm齿根高hf=ha*+c*m=1.252.5=3.125mm 齿顶圆da=d+2ha=200.521+22.5mm=205.521mm齿根圆df=d-2hf=200.521-23.125mm=194.271mm由于大批量生产，齿轮加工
15、采用模锻的加工方法。由轴的设计计算可知dh=46mm;b=55mm。 D11.6dh1.646mm73.6mm;取D1=74mm。D2da-10m=205.521-2.510mm=180.521mm，因为0=2.54mn=2.542.5mm=6.2510mm,取0=10mm,则取D2=174mm。D00.5D1+D2=0.574+174mm=124mm;取D0=124mm;d00.25D2-D1=0.25174-74mm=25mm;取d0=25mm；C=0.20.3b=0.20.355mm=1116.5mm取C=14mm;高速级齿轮参数列表齿轮法向模数分度圆直径齿宽齿数中心距a小2.549.4
16、796019161537125mm大200.5215577（二）低速级直齿圆柱齿轮传动设计1选择材料、热处理方式及精度等级考虑到带式运输机为一般机械，故大小齿轮均选用45钢，采用软齿面，小齿轮调质处理，齿面硬度为215255HBW，平均硬度236 HBW；大齿轮正火处理，齿面硬度162217HBW，平均硬度190HBW。大、小齿轮齿面平均硬度差为46HBW，在3050HBW范围内。选用8级精度。2.初步计算传动主要尺寸由于是软齿面闭式传动，故按照齿面接触疲劳强度进行。由参考文献1式（6.21），即d332KT3du+1u(ZEZHZZH)2式中各参数为：1)小齿轮传递的扭矩T=1.26105
17、Nmm2) 设计时，因v值未知，Kv不能确定，故可初选载荷系数Kt=1.11.8，本题初选Kt=1.33) 由参考文献1表6.6取齿宽系数d=1.0。4) 由参考文献1表6.5查得弹性系数ZE=189.8MPa。5)初选螺旋角=12，由参考文献1图6.15查得节点区域系数为ZH=2.46。6)齿数比u=i=2.91 。7) 初选z1=21,则z2=i2z1=2.9121=61.11，取z2=61。由参考文献1式（6.1）得端面重合度=1.88-3.21z1+1z2cos=1.88-3.2121+1610.98=1.638由参考文献1式（6.2）得轴面重合度=0.318dz1tan=0.3181
18、.021tan12=1.419由参考文献1图6.16查得重合度系数Z=0.775。由参考文献1图6.26查得螺旋角系数Z=0.99。8) 许用接触应力由参考文献1式（6.26），即H=ZHHlimSH算得。由参考文献1图6.29e,图6.29a得解除疲劳极限应力Hlim1=570MPa,Hlim2=390MPa。由参考文献1表6.7，取安全系数SH=1.0。而N3=N2，故ZN3=ZN2=1.12（允许有局部点蚀），N4=N3i=3.41082.91=1.17108，由参考文献1图6.30查得ZN4=1.16(允许有局部点蚀)，则小齿轮1和大齿轮2的应力循环次数分别为H1=ZN3Hlim3SH
19、=1.125701.0MPa=638.4MPaH2=ZN4Hlim4SH=1.163901.0MPa=452.4MPa故取H=H4=452.4MPa。初算小齿轮3的分度圆直径d3t,得d3t32KT3du+1uZEZHZZH2=321.3.02.91+12.91189.82.460.7750.99436.82mm=66.650 mm3.确定传动尺寸1）计算载荷系数。由参考文献1表6.3查得使用系数KA=1.0。v=d3tn3601000=66.650235.9601000 ms=0.82ms由参考文献1图6.7得动载荷系数Kv=1.07。由参考文献1图6.12得齿向载荷分布系数K=1.09(轴
20、刚性大)。由参考文献1表6.4得齿间载荷分布系数K=1.2，则K=KAKvKK=1.01.071.091.2=1.42）对d3t进行修正。因K于Kt有较大差异，故需对按Kt值计算出的d3t进行修正，即d3=d3t3KKt=66.65031.41.3mm=68.317mm3)确定模数m。mn=d3cosz3=68.317cos1221mm=3.18mm由参考文献1表6.1，取mn=3.5mm。4)计算传动尺寸中心距： a=mn(z3+Z4)2cos=3.5(21+61)2cos12mm=146.7mm圆整为a=150mm,则螺旋角=arccosmn(z3+Z4)2a=arccos3.5(21+6
21、1)2150=165544所以d3=mnz3cos=3.521cos165544mm=76.829mmd4=mnz4cos=3.561cos165544mm=223.171mmb=dd3=176.829mm=76.829mm取b4=b=77mm,b3=b4+510mm,取b3=85mm。4.校核齿根弯曲疲劳强度由参考文献1式(6.20)，即F=2KT1bmnd1YFYSYYF1）式中各参数：K=1.4、T=1,26105Nmm、b=77mm、d3=76.829mm、mn=3.5mm。齿形系数YF和应力修正系数YS。当量齿数zv3=z3cos3=21cos1655443=23.98zv4=z4c
22、os3=61cos1655443=69.67由参考文献1图6.20查得YF3=2.65,YF4=2.26。由参考文献1图6.21查得YS3=1.57,YS4=1.782) 由参考文献1图6.22查得重合度系数Y=0.70。由参考文献1图6.28查得螺旋角系数Y=0.86。3）许用弯曲应力可由参考文献1式（6.29），即F=YNFlimSF算得。由参考文献1图6.29f,图6.29b查得弯曲疲劳极限应力Flim1=220 MPa,Flim2=170Pa。由参考文献1图6.32查得寿命系数YN1=YN2=1.0。由参考文献1表6.7查得安全系数SF=1.25，故F1=YN1Flim1SF1=1.0
23、2201.25 MPa=176 MPaF2=YN2Flim2SF2=1.01701.25 MPa=136MPaF3=2KTbmd3YFYSYY=21.43.576.8292.651.570.70.86MPa=42.68MPaF3F4=F3YF4YS4YF3YS3=42.682.261.782.651.57MPa=41.28MPaF4满足齿根弯曲疲劳强度。5计算齿轮传动其他尺寸1） 小齿轮结构设计齿顶高ha=ha*m=13.5=3.5mm齿根高hf=ha*+c*m=1.253.5=4.375mm 齿顶圆da=d+2ha=76.829+23.5mm=83.829mm齿根圆df=d-2hf=76.8
24、29-24.375mm=68.079mm 小齿轮da200mm,采用实心式齿轮。2） 大齿轮结构设计齿顶高ha=ha*m=13.5=3.5mm齿根高hf=ha*+c*m=1.253.5=4.375mm 齿顶圆da=d+2ha=223.171+23.5mm=230.171mm齿根圆df=d-2hf=223.171-24.375mm=214.421mm由于大批量生产，齿轮加工采用模锻的加工方法。由轴的设计计算可知dh=50mm;b=77mm。 D11.6dh1.650mm80mm;取D1=80mm。D2da-10m=230.171-3.510mm=195.171mm，因为0=2.54mn=2.54
25、3.5mm=8.7514mm,取0=10mm,则取D2=194mm。D00.5D1+D2=0.580+194mm=137mm;取D0=137mm;d00.25D2-D1=0.25194-80mm=28.5mm;取d0=28mm；C=0.20.3b=0.20.377mm=15.423.1mm取C=20mm;低速级齿轮参数列表齿轮法向模数分度圆直径齿宽齿数中心距a小3.576.8298521165544150mm大223.1717761（三）验证两个大齿轮润滑的合理性两个大齿轮直径分别为：d2=200.521mm，d4=223.171mm。浸油深度不能过深也不能过浅，通常一般的推荐值为满足浸油润滑
26、的条件为油的深度大于10mm，最高油面比最低油面高出，同时保证传动件浸油深度最多不超过齿轮半径的。1413111.586mm=(27.89637.195)mm。如下图所示，111.586-100.261=11.325mmTC）。但其轴孔直径范围为d=(1222)mm,满足不了电动机的轴颈要求，故最后确定选HL3型联轴器（Tn=630NmTC,n=5000rminn）。其轴孔直径d=(3042)mm,可满足电动机的轴颈要求。最后确定减速器高速轴轴伸出的直径dmin=30mm5.确定滚动轴承的类型及其润滑与密封方式考虑轴向力的影响，本方案选用角接触球轴承。因为齿轮1的线速度v=dn601000=4
27、9.479960601000ms=2.49ms2ms，靠机体内油的飞溅可以直接润滑轴承。但是低速轴齿轮4的线速度小于2ms，故依旧采用脂润滑，由于该减速器的工作环境清洁，故滚动轴承采用接触式密封，选用毛毡圈。6.确定轴承端盖的结构形式轴承端盖用以固定轴承，调整轴承间隙并承受轴向力。轴承端盖的结构形式选用凸缘式，用螺钉与机体轴承座连接。调整轴向间隙比较方便，密封性能好。轴承端盖的结构如左图轴承盖的厚度e=1.2d3，d3为螺钉直径，取螺钉M8，则d3=8mm，于是得e=9.6mm，取e=10mm。轴承盖直径为D2=D+55.5d3=80+4044mm=120124mm，取D2=120mm。螺钉所
28、在圆的直径D0=0.5D+D2=0.580+120=100mm。7.减速题机体结构方案名称符号计算公式结果机座壁厚8机盖壁厚8机座凸缘厚度12机盖凸缘厚度12机座底凸缘厚度20地脚螺钉直径M20地脚螺钉数目a=1504轴承旁联接螺栓直径M16机盖与机座联接螺栓直径=（0.50.6）M10连接螺栓d2的间距l150200mm150mm轴承端盖螺钉直径d3d3=(0.40.5)dfM8窥视孔盖螺钉直径=（0.30.4）M6定位销直径=（0.70.8）8，至外机壁距离查机械课程设计指导书表4M20 26M16 22M12 18，至凸缘边缘距离查机械课程设计指导书表4M20 24M16 20M12 1
29、6外机壁至轴承座端面距离=+（58）47内机壁至轴承座端面距离=+C2+（58）55大齿轮顶圆与内机壁距离11.210齿轮端面与内机壁距离210机盖、机座肋厚m1,mm10.851m0.8578.轴承部件的设计取机体的铸造壁厚=8mm，机体上轴承旁连接螺栓直径连接螺栓直径d2=16mm，装拆螺栓所需要的扳手空间C1=22mm,C2=20mm,故轴承座内壁至座孔外端面距离L=+C1+C2+58mm=5558mm，取L=55mm。为方便轴承部件的装拆，减速器的机体用剖分结构形式。因传递功率小，齿轮减速器效率高，发热小，估计轴不会很长，故轴承部件的固定方式采用两端固定。由此所设计的轴承部件的结构形式
30、如图：输出轴的草图1 所示，然后，可按轴上零件的安装顺序，从最小直径的轴端1开始设计。(1) 轴段直径确定轴段1的直径为d1=30mm。联轴器的右端轴肩固定， 由参考文献1图9.16和表9.5计算得到轴肩高度h=0.070.1d1=0.070.130mm=2.13mm，d2=d1+2h=30+22.13mm=(34.236)mm。毛毡圈油封的轴径 d=35mm，所以d2=35mm ，毡圈代号为30 FZ/T92010-1991。轴段3和轴段5安装轴承，尺寸由轴承确定。考虑使用斜齿轮,齿轮有轴向力，轴承类型选用角接触球轴承轴，根据GB/T 2761994，初选轴承7208C，d=40mm，外形尺
31、寸D=80mm，B=18mm，轴件安装尺寸da=47mm,采用脂润滑。故取d3=d5=40mm 。轴段3的轴肩应为h=0.070.1d1=0.070.140mm=2.84mm。初取轴肩3mm,则可取直径为d4=46mm。本轴段安装齿轮，齿轮分度圆直径为49.479mm，很明显此处需要做成齿轮轴。 (2)轴段长度确定轴段具体长度要综合考虑其他2根轴的尺寸和联轴器端面到箱体轴承透盖的距离确定。轴段1长度略短于联轴器长度，取l1=60mm。轴段5和轴段3的长度等于轴承宽度与挡油板宽度之和（2+3=8+10=18mm,挡油板宽度等于齿轮端面与箱体内壁距离与轴承至箱体内壁距离之和，取18mm）则l5=l
32、3=18+18=36mm。轴段2长度等于联轴器端面到箱体轴承透盖的距离（取15mm）、轴承端盖总厚度（取38mm）之和，l2=15+38mm=53mm。轴段4长度等于齿轮宽度154mm。9.轴上键校核设计输入轴只有轴段1上有键，计算时计算轴上所需键最短长度，轴段1上键长大于所需最短工作长度即可。连接为静连接，载荷平稳，且键材料均选用45号钢，查参考文献1表4.1可得：，取。由参考文献1式4.1需满足挤压强度条件：其中由轴的直径30mm，查参考文献2表11.27，可取键的尺寸bh=87mm。l2T1pdk=23.22303.5=47.179mm轴段1长60mm，则键可选长度为52mm。 (二)中
33、间轴(轴)的设计计算1. 轴的基本参数-轴：n=ni=9604.05=237.04 r/minT=T23i=3.221040.99 0.974.05 Nmm=1.25105 Nmm计算得作用在齿轮2上的力：Ft2=2Td2=21.25.521N=1246.75NFr2=Ft2tanncos=1246.75tan20cos161537N=472.69NFa2=Ft2tan=1246.75tan161537N=363.64N计算得作用在齿轮3上的力：Ft3=2Td3=21.2510576.829N=3253.98NFr3=Ft3tanncos=3253.98tan20cos165544N=1238
34、NFa3=Ft3tan=3253.98tan165544N=990.43N2.选择轴的材料考虑结构尺寸且第二级轴是速度较高同时传递更大力矩，选用40Cr材料，热处理方式为表面淬火，以获得良好的综合机械性能。3.初算轴径按照扭转强度条件初算轴的最小直径，d39.55106Pn0.2=C3Pn式中d轴的直径； 轴剖面中最大扭转剪应力，MPa；P轴传递的功率，kW；n轴的转速，r/min;许用扭转剪应力，MPa;C由许用扭转剪应力确定的系数；轴的材料初定为40Cr材料，根据参考文献1表9.4查得C=97106，考虑轴端弯矩比转矩小，取C=97。P=P23=3.240.99 0.97kW=3.11kW
35、n=ni=9604.05=237.04 r/min所以d39.55106Pn0.2=C3Pn=9733.11237.04mm=22.878mm本方案中，轴颈上有两个键槽，应将轴径增大10%，即d22.8781+10%mm=25.166mm4.确定滚动轴承的类型及其润滑与密封方式考虑轴向力的影响，本方案选用角接触球轴承。采用脂润滑，由于该减速器的工作环境清洁，故滚动轴承采用接触式密封，选用毛毡圈。5.确定轴承端盖的结构形式轴承端盖用以固定轴承，调整轴承间隙并承受轴向力。轴承端盖的结构形式选用凸缘式，用螺钉与机体轴承座连接。调整轴向间隙比较方便，密封性能好。轴承端盖的结构如左图轴承盖的厚度e=1.
36、2d3，d3为螺钉直径，取螺钉M8，则d3=8mm，于是得e=9.6mm，取e=10mm。轴承盖直径为D2=D+55.5d3=80+4044mm=120124mm，取D2=120mm。螺钉所在圆的直径D0=0.5D+D2=0.580+120=100mm。其他尺寸：6.轴承部件的结构设计(1)轴承部件的结构形式轴承部件的固定方式采用两端固定。由此所设计的轴承部件的结构形式如图：中间轴的草图如下图所示，然后，可按轴上零件的安装顺序，从最小直径的轴端1开始设计。(2)轴段直径确定轴承类型选用角接触球轴承轴，根据GB/T 2761994，初选轴承7208C，d=40mm，外形尺寸D=80mm，B=18mm，轴件安装尺寸da=47mm,采用脂润滑,d1=40mm。由参考文献1图9.8中的公式计算得，轴段1和轴段5的轴肩轴肩应为h=0.070.1d1=0.070.14