《带式运输机的一级圆柱或圆锥齿轮减速器课程设计说明38324035.doc》由会员分享，可在线阅读，更多相关《带式运输机的一级圆柱或圆锥齿轮减速器课程设计说明38324035.doc（30页珍藏版）》请在taowenge.com淘文阁网|工程机械CAD图纸|机械工程制图|CAD装配图下载|SolidWorks_CaTia_CAD_UG_PROE_设计图分享下载上搜索。
1、【精品文档】如有侵权，请联系网站删除，仅供学习与交流带式运输机的一级圆柱或圆锥齿轮减速器课程设计说明38324035.精品文档.带式运输机的一级圆柱(或圆锥)齿轮减速器课程设计说明书目录一、设计课题及主要任务2二、传动方案拟定2三、电动机的选择4四、确定传动装置的总传动比和运动（动力）参数的计算5五、V带的设计7六、齿轮传动的设计9七、轴的设计12八、箱体结构设计及附件选择22九、键联接设计25十、轴承设计26十一、密封和润滑的设计27十二联轴器的设计27十三、设计小结28附：参考资料30一、设计课题及主要任务：1、 设计课题：设计用于链式传送设备或带式运输机的一级圆柱（或圆锥）齿轮减速器。2
2、、 设计内容： 传动方案的拟定及说明（附图）； 运动学计算（电动机功率计算、传动比计算、运动及动力参数计算）； 直尺圆柱（或圆锥）齿轮传动件设计计算（选材、确定尺寸）； 轴的初步设计； 选择联轴器和轴承； 轴的结构设计（附结构简图）； 选择轴承、齿轮处的配合； 编写设计计算说明书、设计小结。3、 设计任务： 减速器装配图一张：只画俯视图（A3）； 零件图一张：大圆柱（圆锥）齿轮轴（A3）或大圆柱（圆锥）齿轮（A3）； 设计计算说明书一份。4、 设计要求： 图面整洁、符合各项标准规范要求； 设计说明书要求字迹工整、清洁，插图规范。5、 设计进度计划： 总体计算和传动件参数计算； 轴与轴系零件的设
3、计； 轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制； 装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写。6、 设计时间：2010年10月11日至2010年11月5日设计项目计算过程及说明主要结果二、传动方案拟定1、工作条件2、原始数据3、方案拟定运输机连续工作，单向运转。减速器小批量生产，运输带允许速度误差为5%。原始数据运输带拉力F（N）1900运输带速度V（m/s）1.6卷筒直径D（mm）400每天工作时间h24 传动方案分析：机器一般是由原动机、传动装置和工作装置组成。传动装置是用来传递原动机的运动和动力、变换其运动形式以满足工作装置的需要，是机器的重要组成部分。传动装置是否合理将直接影响机器的工作性能、
4、重量和成本。合理的传动方案除满足工作装置的功能外，还要求结构简单、制造方便、成本低廉、传动效率高和使用维护方便。 设计方案：本设计中原动机为电动机，工作机为皮带输送机。传动为一级直齿圆柱齿轮减速器。 采用带传动与齿轮传动的组合，即可满足传动比要求，同时由于带传动具有良好的缓冲，吸振性能，适应大起动转矩工况要求，结构简单，成本低，使用维护方便。a、带传动承载能力较低，在传递相同转矩时，结构尺寸较其他形式大，但有过载保护的优点，还可缓和冲击和振动，故布置在传动的高速级，以降低传递的转矩，减小带传动的结构尺寸。 b、齿轮传动的传动效率高，适用的功率和速度范围广，使用寿命较长，是现代机器中应用最为广泛
5、的机构之一。简图如下：三、电动机选择：1、电动机类型和结构的选择：2、电动机功率选择：3、确定电动机转速：选择Y系列三相异步电动机，此系列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。 运输机主轴上所需要的功率：P=FV=1900N1.6m/s=3040W工作机所需功率由公式：Pw=P/1000w=3040/(10000.94)kw=3.23kww带式输送机的功率取0.94机械零件课程设计P18表2-4传动装置的总功率：总=带2轴承齿轮联轴器滚筒=0.85总电动机至滚筒主动轴之间的总功率由机械零件课程设计
6、P18表24查得：带V带传动效率，取0.95；轴承一对滚动轴承的效率。取0.99；齿轮一对齿轮副效率（8级精度，油润滑），取0.97；联轴 器联轴器效率，取0.98；滚筒滚筒效率，取0.96（查机械设计基础机械课程设计指导书表2.3）电动机输出的功率: Po=Pw/总 =3.8KW一般电动机的额定功率：Pm=（11.3）Po=3.84.94KW由表21取电动机额定功率Pm=4kw机械零件课程设计滚筒工作转速为：n滚筒=601000V/（D）=(6010001.6)/（400）=76.4 r/min根据机械零件课程设计表2-5推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围i2=35。取
7、带传动比i1= 。则总传动比理论范围为：i620。故电动机转速的可选范围：n=in滚筒=(1620)76.4=458.41528 r/min则符合这一范围的同步转速有：750、1000和1500r/min根据容量和转速，由相关手册查出三种适用的电动机型号（如下表1）机械设计基础课程设计指导书（第二版）P 10：综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、效率等，可见第2方案比较适合。故选定电动机型号为Y132M1-6。其主要性能：（如下表2）Y系列三相异步电动机P=3040WPw=3.23kw总=0.85Po=3.8KWPm=4KWn滚筒=76.4r/min电动机型号为Y132M1-6表1：方案电动
8、机型号额定值电动机转速(r/min)效率%外形尺寸mm重量Kg功率Kw电流A同步转速满载转速1Y160M1-8409.9175072084.06004203851182Y132M1-6409.40100096084.0515350315733Y112M-4408.771500144084.547535031568表2：中心高H外形尺寸L(AC/2+AD)HD底角安装尺寸AB地脚螺栓孔直径 K轴 伸 尺 寸DE装键部位尺寸 FGD132515（135+210）3152161781238801041四、确定传动装置的总传动比和运动（动力）参数的计算：1、传动装置总传动比为：2、分配各级传动装置传动
9、比：3、运动参数及动力参数的计算：由选定的电动机满载转速nm和工作机主动轴转速n：i总= nm/n=nm/n滚筒=960/76.4=12.57总传动比等于各传动比的乘积分配传动装置传动比:i= i1i2式中i1、i2分别为带传动和减速器的传动比 根据机械零件课程设计表2-5，取io =3（普通V带 i=24）因为：ioi1i2所以：i2ioi112.57/34.19根据机械零件课程设计公式（2-7）（2-8）计算出各轴的功率（P电机轴、P高速轴、P低速轴、P滚筒轴）、转速（n电机轴、n高速轴、n低速轴、n滚筒轴）和转矩（T电机轴、T高速轴、T低速轴、T滚筒轴） 计算各轴的转速：轴（高速轴）：n
10、高速轴=nm/io=960/3.0=320r/min轴（低速轴）：n低速轴=n高速轴/i1=320/4.19=76.4r/min滚筒轴：n滚筒轴=n低速轴= 76.4r/min2）计算各轴的功率：根据机械设计基础 课程设计指导书P12轴（高速轴）：P高速轴= Po01= Po1=3.80.96=3.648KW轴（低速轴）：P低速轴= P高速轴12= P高速轴23 =3.6480.980.97=3.468KW滚筒轴：P滚筒轴= P低速轴23= P低速轴24 =3.4680.980.99=3.36KW3）计算各轴的输入转矩：电动机轴输入转矩为：T电机轴=9550Po/nm=95503.8/960=
11、37.80Nm轴（高速轴）：T高速轴= T电机轴io01= T电机轴io1=37.830.96=108.87Nm 轴（低速轴）：T低速轴= T高速轴i112= T高速轴i124 =108.874.190.980.99=442.57 Nm滚筒轴输入轴转矩为：T滚筒轴= T低速轴24=429.38 Nm4）计算各轴的输出功率：由于轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效率：则：P高速轴1= P高速轴轴承=3.6480.98=3.575 KWP低速轴1= P低速轴轴承=3.4680.98=3.399KW5）计算各轴的输出转矩：由于轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效率：则：T高速轴1= T高速轴轴承=1
12、08.870.98=106.69 NmT低速轴1= T低速轴轴承=442.570.98=433.72 Nm综合以上数据，得表如下：i总=12.57io =3i24.19n高速轴=320r/minn低速轴=76.4r/minn滚筒轴=76.4r/minP高速轴=3.648KWP低速轴=3.468KWP滚筒轴=3.36KWT电机轴=37.80NmT高速轴=108.87NmT低速轴=442.57 NmT滚筒轴=429.38 NmP高速轴1=3.575 KWP低速轴1=3.399 KWT高速轴1=106.69 NmT低速轴1=433.72 Nm参数电机轴高速轴（轴）低速轴（轴）滚筒轴（w轴）功率P(K
13、W)3.83.6483.4683.364转速n(r/min)96032076.476.4转矩T（Nm）37.8108.87442.57429.38传动比i34.191效率0.960.950.97五、V带的设计1、选择普通V带型号：2、方案选取：由课本机械设计基础P132表8.21查得KA=1.2由 PC= KA Pm=1.24.0=4.8KW根据 PC =4.8kw ， n电机轴=960（r/min）课本P134图8.13得知可选用A、B型V带两方案；方案1：取A型V带1)确定带轮的基准直径，并验算带速：根据课本表8.6P124、 P134图8.13则取小带轮d1=100mm且d1=100mm
14、dmin=75mm d2=n1d1/n2=id1=3100=300mm根据机械设计基础表8.3取d2=280mm则实际传动比i、从动轮的转速n2分别为：i= d2 / d1 =280/100=2.8； n2 = n1/i=960/2.8=342.86r/min；从动轮的转速误差为：（342.86-320）/320=7.143%5%（大于5%的误差范围）故A方案不合适方案2：取B型V带1）确定带轮的基准直径根据课本表8.6P124、 P134图8.13则取小带轮d1=140mm且d1=140mmdmin=125mm d2=n1d1/n2=id1=960/320140= 420mm根据机械设计基础
15、表8.3取d2=425mm 则实际传动比i、从动轮的转速n2分别为：i=d2/d1=425/140=3.04；n2=n1/i=960/3.04=315.79r/min从动轮的转速误差为：（315.79-320）/320=-1.32%在5%以内，为误差值允许范围。2）带速验算： V=n1d1/（100060）=960140/（100060）=7.036m/s 介于525m/s范围内，故合适。3)确定带长和中心距a： 0.7（d1+d2）a02（d1+d2）（根据公式8-14） 0.7（140+425）a02（140+425）395.5a01130初定中心距a0=760 ，则带长为：L0=2a0+
16、（d1+d2）+（d2-d1）2/(4a0) =2760+（140+425）/2+（425-140）2/(4760)=2434.2 mm根据机械设计基础表8.4选取基准长度Ld=2500 mm实际中心距：a= a0+(Ld-L0)/2=760+(2500-2434.2)/2=792.9mm中心距a的变动范围：amin=（a-0.015Ld）=792.9-37.5=755.4mmamax=（a+0.03 Ld）=867.9mm根据机械设计基础P135公式（8-16、8-17）4）验算小带轮上的包角1 1=180-(d2-d1)57.3/a =180-(425-140)57.3/792.9=159
17、.4120故合适 5）确定带的根数 Z=PC/（(P0+P0)KLK）（公式8-18）根据n2 =960r/min查表8.10用内插法得：P0=1.82+（2.13-1.82）/(980-800) (960-800)=2.096KW由（公式8.11）得功率增加量：P0= Kb n1（1-1/Ki）由表8.18查得Kb=2.649410-3 ；根据实际传动比i=3.04；查表8.19得Ki =1.1373则P0 =0.307Kw由表.查得长度修正系数KL =1.03由图8.11查得包角系数K=0.97得Z =1.999根故取2根B型普通V带6）计算轴上的压力根据公式（8-19）得：F0=500P
18、C（2.5/ K-1）/zv +qv2 查表8.6得B型普通v带每米的质量q =0.17kg/m则得：F0=5004.8（2.5/0.97-1）/（27.036）+0.177.0362=116.54 N由公式8.20得作用在轴上的压力：FQ=2zF0sin(/2)=22116.54sin(159.4/2)=458.7 NKA=1.2PC =4.8kwd1=100mmd2=280mmi=2.8n2=342.86r/minA方案不合适d1=140mmd2= 425mmi=3.04n2=315.79r/minV=7.036m/sB方案合适L0=2434.2 mmLd=2500 mma=792.9mm
19、amin=755.4mmamax=867.9mmP0=2.096KWZ =2根F0=116.54 NFQ=458.7 N六、齿轮传动的设计：1、选定齿轮传动类型、材料、热处理方式、精度等级：2、初选主要参数：3、按齿面接触疲劳强度计算：4、确定模数：5、基本几何尺寸计算：6、按齿根弯曲疲劳强度校核计算7、验算齿轮圆周速度：小齿轮的材料为45号钢调质，齿面硬度为250HBS；大齿轮选用45号钢正火，齿面硬度为200HBS。由机械设计基础P211表10.21齿轮精度初选8级，齿面精糙度R 1.63.2m根据机械设计基础选择原则P209选取：小齿轮的齿数Z1=25；传动比i=4.19取4.0大齿轮齿
20、数Z2=Z1i=254=100根据表10.20取齿宽系数d=1.2根据公式10.22计算小齿轮分度圆直径： d176.43确定各参数值： 载荷系数： 查课本表10.11取K=1.1； 小齿轮名义转矩（P191公式）T1=9.55106P/n1=9.551063.648/320 =1.0887105 Nmm 许用应力 查课本图10.24（c）P188 查表10.10 按一般可靠要求取安全系数SH=1； 则 取两式计算中的较小值，即H=530Mpa于是d176.43=0.59976.43mm=45.78mmm=d1/Z145.78/25=1.831由表10.3取标准模数值 m=2d1=mZ1=22
21、5=50 mmd2=mZ2=2100=200 mma=m （Z1+Z2）/2=2（25+100）/2=125 mm由公式d=b/d1得b=60mm则b1=65mm（课本P210）由公式（10.24） 进行校核式中 齿形系数YF ：YF1 =2.65；YF2 =2.18（查表10.13） 应力修正系数Ys ：Ys1 =1.59 ；Y s2 =1.80（表10.14） 许用弯曲应力 查（图10.25）得：Flim1=210MPa；Flim2=190Mpa查（表10.10）得：安全系数SF=1.30查（图10.26）得：YNT1= YNT2=1由公式（10.14）可得： 故 =155.26MPaF1
22、=144.59MPaF2故满足齿根弯曲疲劳强度要求。齿轮圆周速度 v=d1n1/（601000） =3.1450320/（601000） =0.837 m/s对照表10.22可知选择8级精度合适。齿轮的基本参数如下表所示:名称符号公式齿1齿2齿数25100分度圆直径50200齿顶高33齿顶圆直径56 206中心距125Z1=25Z2=100T1=1.0887105 NmmH=530Mpam=2d1=50 mmd2=200 mma=125 mmv=0.837 m/s齿轮选择8级精度七、轴的设计（一）输入轴的设计计算：1、齿轮轴的设计：2、轴的结构设计3、求齿轮上作用力的大小、方向：（二）输出轴的
23、设计计算：1、选择轴材料：2、按扭转强度估算轴的直径3、确定轴各段直径和长度4、求齿轮上作用力的大小、方向5、求支反力6、画弯矩图（如下图）7、画转矩图（如下图）：8、画当量弯矩图 （如下）9、校核危险截面强度10、附：轴加工表面粗糙度推荐用表：轴简图： 选择轴材料：由已知条件知减速器传递的功率属于中小功率，对材料无特殊要求，故选用45钢并经调质处理。有机械设计基础表14.4得：抗拉强度极限B=650MPa，屈服极限s=360MPa； 按扭转强度估算轴的直径：轴的输入功率为P=3.648 KW；转速为n1=320 r/min根据课本P271（14-2）式，并查表14-1，c=107118则d=
24、0.226（107118）mm=24.18226.668mm考虑有键槽，将直径增大3%5%，则d=（24.18226.668）(1+5%)mm=25.39128.0mm选d=30mm1）轴上零件的定位，固定和装配：一级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，用平键作周向过渡配合固定。轴的轴向定位是用轴端盖凸缘单向固定外圈来实现的。轴外伸段半联轴器用轴肩和轴端挡圈作轴向定位的，用平键作周向过渡配合定位。2）确定轴的各段直径 由上述可知轴段1直径最小d1=30mm。轴的直径d101818303050508080100轴上圆角/倒角C1/R11.6
25、2.03.04.05.0最小轴肩高度Hmin22.53.54.55.5轴环宽度bb1.4h轴上圆角半径R0.81.01.622.5 轴段2考虑到要对安装在轴段1上的联轴器进行定位，轴段2上应有轴肩，同时为能很顺利地在轴段2上安装轴承，轴段2必须满足轴承内径的标准，至少应满足：d1+22.5mm=30+5=35mm； 轴段3不考虑对安装在轴2上的零进行定位，只要求有一定圆角即可，至少应满足：d3=d2+21mm=37mm;圆整后取d3=40mm。 轴段4一般要比轴段3的直径大10mm，所以有d4=d3+10mm=50mm、为了便于拆卸左轴承，根据书2，129页附表10.1可知，所选61909型轴
26、承的安装直径：50da63mm，所以取d5=60mm、轴段6与轴段2安装相同型号的轴承，所以该轴径为：d6=d2=35mm3）确定轴的各段长度 已知毂宽为65mm，为了保证齿轮固定可靠，轴段4的长度应略短于齿轮轮毂宽度2mm，取轴段3的长度为63mm。 轴环的宽度约为该最小轴肩高度的1.4倍，即附表如上可得：所以轴环的宽度为3.5mm。 为保证齿轮端面与箱体内壁不相碰，齿轮端面与箱体内壁间应留有一定的间距，可取该间距为18mm。 为了保证轴承安装在箱体轴承座孔中，并考虑轴承的润滑，取轴承端面距箱体内壁的距离为2mm。又查书机械设计基础 课程设计指导书的附表10.1知，所选滚动轴承的宽度为：B=
27、14mm。所以轴承支点的距离为：L=（14/2+2+14+65/2）2=111mm 确定轴段2的长度时，要根据轴段安装的零件尺寸来决定，所以有：a、上有一套筒，与齿轮端面与箱体内壁间应留有一定的间距相同，故取套筒的长度为20mm。套筒左端紧靠与齿轮的内圈横截面，套筒右端有2mm的倒角，且右端使其轴承定位。b、减速器中两个齿轮的中心距a =125mm，并且设轴承座端面距外箱体的距离为y，则：查书机械设计基础 课程设计指导书17页表4.1得，地脚螺钉直径为：df =0.036a+12=0.036125+12=16.5mm 圆整后得：df =20mm箱盖的壁厚为：1=0.025a+1mm=0.025
28、125+1=4.125mm8mm取1=8mm轴承端盖螺钉直径：d3=（0.4-0.5）df=（0.40.5）20mm=（810）mm 取d3=8mm轴旁连接螺栓直径为：d1 =0.75 df =0.7520=15mm由于较大的偶数则d1=16mm，所以轴承的连接螺栓直径为16mm写为M16；查机械设计基础 课程设计指导书手册表4.2得C1min=22，C2min=20；所以轴承座端面距离内箱壁的距离为y为： y=1+C1min+ C2min +（510）=8+22+20+5=55mmc、外壁圆角半径一般为35mm，取圆角半径为4mm。d、由b、步可知d3=8mm查书机械设计基础 课程设计指导书
29、23页表4.5得，螺钉连接外装式轴承的厚度为：e=1.2d3=1.28mm=9.6mme、轴段2伸出箱体外的长度一般为1520mm，为了方便计算取该轴段的伸出长度为17.4mm。综合上述，轴段2的长度为：2+18+55+4+9.6+17.4=106mm 轴段1的长度确定，根据联轴器的长度来确定其长度，查书机械设计基础 课程设计指导书68页附表1.7得，L=58mm。 在轴段1、3上分别加工出键槽，使两键槽处于轴的同一圆柱母线上，键槽的长度比相应的轮廓宽度约小510mm，键槽的规格查书机械设计基础 课程设计指导书108页附表5.11得，轴段1的键槽深度为4.0mm，宽度为8mm；轴段3的键槽深度
30、为5mm，宽度为12mm。 小齿轮分度圆直径：d1=50mm； 作用在齿轮上的转矩为：T1 =1.0887105 Nmm 求圆周力Ft：Ft=2T1/d1=21.0887105 /50=4354.8N 求径向力Fr：Fr=Fttan=4354.8tan200=1391.0 强度校核（图如下）：A 绘制轴受力简图（如图a）：aB 绘制弯矩图：（b）水平支点反力为：=2177.4N垂直支点反力:= =695.5Na、水平面弯矩图（如图c）-截面处的弯矩为：MH1= = 2177.4111/2=120845.7N.mm-截面处的弯矩为：MH2=2177.429=63144.6N.mm（c）b、垂直平
31、面弯矩图（如图d）：-截面处的弯矩为：MV1= =695.5111/2=38600.25Nmm-截面处的弯矩为：MV2=695.529 Nmm=20169.5Nmm（d）C、绘制合弯矩图（如图e）由M=得到：-截面的合成弯矩为： M1=126860.799Nmm-截面的合成弯矩为： M2= =66287.626Nmm(e)D、绘制扭矩图（如图f）转矩：T=108870Nmm(f)E、求当量弯矩：因减速器单向运转，故可以认为转矩为脉动循环变化，取修正系数=0.6，由机械设计基础（第二版）P271公式Me=得到：-截面的弯矩合成为：Me1=142690.668Nmm-截面的弯矩合成为： Me2=
32、=93064.568NmmF、确定危险截面及校核强度：由以上图可以看出，截面-、-所受转矩相同，但弯矩Me1Me2，且轴上还有键槽，故截面-可能为危险截面。但由于轴径d3d2，故也对-进行校核。截面-：e1=22.30MPa截面-： e2= =21.71MPa查机械设计基础272页表14.2得【-1b】=60MPa，满足e【-1b】的条件，故设计的轴有足够的强度，并有一定的余量。由已知条件知减速器传递的功率属于中小功率，对材料无特殊要求，故选用45钢并经调质处理，硬度217255HBS。 轴的输入功率为P=3.468 KW；转速为n=76.40 r/min根据课本P271（14-2）式，并查表
33、14-1，c=107118则d=0.357（107118）mm=38.19942.126mm考虑有键槽，将直径增大3%5%，则d=（38.19942.126）(1+5%)mm=40.1144.23mm 从联轴器开始右起第一段，由于联轴器与轴通过键联接，则轴应该增加5%，取d1=45mm，根据计算转矩：TC=KAT=1.2442.57=531.084Nm，查标准GB/T 50141985，选用弹性柱销联轴器，半联轴器长度为l1=84mm,轴段长L1=82mm 右起第二段，考虑联轴器的轴向定位要求，该段的直径取52mm,根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器左端面
34、的距离为30mm，故取该段长为L2=74mm 右起第三段，该段装有滚动轴承，选用深沟球轴承，则轴承有径向力，而轴向力为零，选用6211型轴承，其尺寸为dDB=5510021，那么该段的直径为55mm，长度为L3=36mm 右起第四段，该段装有齿轮，并且齿轮与轴用键联接，直径要增加5%，大齿轮的分度圆直径为200mm，则第四段的直径取60mm,齿轮宽为b=60mm，为了保证定位的可靠性，取轴段长度为L4=58mm 右起第五段，考虑齿轮的轴向定位,定位轴肩，取轴肩的直径为D5=66mm ,长度取L5=10mm 右起第六段，该段为滚动轴承安装出处，取轴径为D6=55mm，长度L6=21mm 大齿轮分
35、度圆直径：d2=200mm 作用在齿轮上的转矩为：T2=4.4257105Nmm 求圆周力Ft：Ft=2T2/d2=24.4257105/200=4425.7N 求径向力FrFr=Fttan=4425.7tan200=1610.82N根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立力学模型（如下图所示）：水平面的支反力：=2212.85N 垂直面的支反力：由于选用深沟球轴承则=805.41N水平面的弯矩：=2212.85111/2=122813.175Nmm垂直面的弯矩：MV= =805.41111/2=44700.255Nmm 合成弯矩：M=130685.024Nmm转矩：T=4.
36、4257105Nmm因为是单向回转，转矩为脉动循环，=0.6则Me=461464.402Nmme=27.736MPa查机械设计基础272页表14.2得【-1b】=60MPa，满足e【-1b】的条件，故设计的轴有足够的强度，并有一定的余量。轴加工表面粗糙度推荐用表加工表面表面粗糙度Ra值/m与传动件及联轴器等轮毂相配合的表面轮齿工作面3.21.6齿轮基准孔（轮毂孔）1.6齿轮基准轴径1.6与轴肩相靠的端面3.2齿顶圆3.2平键键槽3.2（工作面），6.3（非工作面）与传动件及联轴器相配合的轴肩端面3.21.6与轴承密封装置相接触的表面3.21.6螺纹牙工作面1.6其它表面6.33.2（工作面），12.56.3（非工作面）d=30mm