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1、专业资料天津职业技术师范大学机械设计基础课程设计计算说明书汽车维修工程教育专业汽修1114班设计者：指导老师：石传龙岳东鹏时 间：2014年01月10日word完美格式设计任务书设计题目：设计一用于机械产品成品的带式输送机的二级圆柱斜齿减速器设计要求：工作机轴输入转矩T=850Nm，运输带工作速度v=1.45m/s，滚筒直 径D=410mm，两班制，连续单相运转，空载起动，载荷轻微冲击；工 作限10年（每年300天计）；环境最高温35C；小批量生产。设计说明书一、电动机的选择：确定传动装置所需的功率P确定传动装置的效率n由表9-10查得：普通V带传动的效率：n1 = .96-对滚动轴承的效率：
2、n2 - .99（球轴承，稀油润滑）闭式传动齿轮传动的效率：n3 = .97 （8级）弹性联轴器的效率：n4 = .99一对滑动轴承的效率：n5 =.97故传动装置的总效率为n = w平n n = 0.96 x 0.993 x 0.972 x 0.99 x 0.97 = 0.8421 2 3 4 5选择电动机电动机所需最小名义功率尸6.01%、一 0.842 - 7.138对电动机所需的额定功率匕=1.3% = 9.279对由表 177 选用 Y160M-4 电动机，Pe = 11 KW，七=1460 r/min堵转转矩=22最大转矩=22 额定转矩.额定转矩 .所选电动机的主要参数列于下表：
3、传动装置总传动比计算及传动比初步分配 总传动比的计算滚筒的转速nw60x1000v 60x1000x1.45 =67.578总传动比1 =- nwnD1460 =21.60567.578410n传动比初步分配按七 (1.21.4)七分配。初步分配各级传动的传动比如下：普通V带传动的传动叫=1.75高速级速级齿轮传动的比七=4.01低速机齿速机齿轮传动比i： = 3.08滚筒的实际转速n =二 = /6L = 67.5769 wi1i2i21.605传送 带线速度v = w = 1.449960X1000滚筒的线速度误差W = 工 = 1.45 T.4499 = 0.0069(0.05七 1.4
4、5初步计算传动装置运动参数和动力参数 一 P = 11kW电动机轴输出参数PeWn = 1460r/minT = 9550 = 71.952kW e 1460高速轴I参数P=Pn =11 x 0.96=10.56kWn =二=1460 = 834.286, /min1i11.75T = 9550 = 9550 x 10.56 =120.879尸1%834.286中间轴口参数P= Pnn = 10.56 X 0.99 X 0.97 = 10.141kW1 2 3n 834.286208.051r/min4.01i2P10.141T = 9550 t = 9550 x= 465.494N m.低速
5、轴III参数P = Pn n = 10.141X0.99x0.97 = 9.738kW32 2 3n208.0512 = 67.549r/mini 3.08P9738T = 9550 3 = 9550 x = 1376.747N m3.滚筒轴参数：P = Pn n n = 9.738x0.99x0.97x0.99 = 9.258kW w 3 2 3 4n = n = 67.549, /minP9 258T = 9550f = 9550 549 = 1308.885N - m初算各轴的转速、功率和转矩列于表8-2.普通V带传动设计普通V带的型号查表11-3得Ka = 1.2计算功率 Pc = K
6、APc = I-2 x 11 = 13ZW由图11-11选用B型普通V带确定带轮基准直径dd 1匕2查表13-5,普通V带b型带轮最小基准直径ddmin = 125mm选取主动带轮直径dd1 = 140mmp = 0 02取带的滑动率p uz则从动带轮直径 d广 i1d(1 -)= 1.75 x 140(l 002)= 240.1mm由表13-5选取从动带轮基准直径标准值ddd2 = 250mm壬 卅i 二基二50 = 1 7857普通V带传动的头际传动比 1 d140-_ndn _ nx140 x1460 验算带速v V 60 x 10()060 x1000 -SV在525m/s范围内。确定
7、带的长度Ld和中心距a0.7(d + d )Va V2(d + d ) d 1d 20d 1d 2初定中心距a0按照即07(140 + 250) Va。V2(140 + 25)a = 600mm计算所需带长L0L 归 2a +n（d + d ） + 弓2 41）2 = 1818mm oo 2 d i d 24a0查表11-10，选取V带的标准基准长度Lo =1800mm，标注为B1800 GB/T11544-1997L - L 心八 1800 -1818 睥确定实际中心距a = a0+ d 2 0 = 600 12=591mma . = a - 0.015L = 591 - 0.015 x18
8、00 = 564安装中心距a1 = a + 0.03Ld = 591 + 0.03 x1800 = 645验算小带轮的包角aa 180。- dd2 - dd 1 x 57.3。= 169.34。120。 a确定普通型带的根数z查表 11-6匕=2.832kW （插入法）；W = 04kW查表 11-11Kl = .95查表 11.10Ka = 0,98Z = （P +AP ）K K 98 故需 V 带根数 Z 6 00 a L、+g-饶田宇 *力 FF = 1000P f25-1） + qv2 = 178.89N计算传动作用在轴上的力002zv Ka J ” .F计算带传动作用在轴上的力 QF
9、 = 2zF sin a = 2 x 6 x 178.89 x sin 项=2136.801Q022带轮结构设计查表13-6可知，主动带轮为实心式带轮，孔径ak =42mm （与电动机伸出端配合）；键槽为A型，b xhx3=12mx8mx3.3mm;轮槽角中=34。从动带轮为四孔板式带轮，辐板厚度s=18mm，控净油高速轴设计是确定k - 35mm)；键槽为a型，bxhx=10mx8mx3.3mm;轮槽角中=38。两带轮的基准宽度bd =140mm ；基准线上槽深hamin=3.5mm ；基准线下槽宽hf min = 14.0mm ;槽间距 e= (190.4) mm ；槽边距 fmin= 1
10、1.5mm，最小轮缘厚6= 7.5mm带轮宽度为 B = 2f + (Z - 1)e = 2 X 11.5 + (6 -1) x19 = 118mm带轮材料选用HT250.其余尺寸及两带轮结构草图略。齿轮传动设计高速机齿轮的设计重新计算减速器高速轴的运动参数和动力参数用于带传动的实际传动比与事先所分配的传动比有变化，故减速器各轴的转速和所受到的扭矩也随之发生变化。为使设计更为精确，故必须重新计算参数，结果如下：n =。=汗七,=817.600r / min1 11d 2 dd 1P = 10.56kW1T = 9550 P = 9550 x 10.56 = 123.346N - m1 七 81
11、7.600选择齿轮材料及热处理由表10-9小齿轮选用45钢调质处理(dW100mm)，229286HBS大齿轮选用45钢调质处理(d=301500mm)，197255HBS确定齿轮材料许用接触应力试验齿轮接触疲劳极限应力由图13-5bH lim1=620MPa; b切涂=540MPa齿轮接触疲劳强度最小安全系数S = 1.1H齿轮基础疲劳强度寿命系数60 x1x 817.600 x 16 x 300 x10 = 2.35 x109气=600应力循环次数 N2 = Nu； = 2.35X109/4.01 = 5.86x 108由图 9.59ZN1=088；ZN2=086由于齿轮工作面为软齿面组合
12、， w 1卜=%imiZ Z = 620xlxl = 563MPaH1Sw N11.1齿轮材料许用接触应力卜540h 2S： ZZ 2 1.1按齿面接触强度设计齿轮传动作用在高速轴上的扭矩=121570N m载荷系数由图9-44齿宽系数K=1.05因是减速器中a=0.4齿轮材料弹性系数由表13-39ZE = 189.8 MPa节点区域系数因是斜齿圆柱齿轮传动ZH = 2.45七=31初选齿数和齿数比Z；=气=4.04 x 31 = 124.31取% =125z 125止耕止u =t = 4.032齿数比z31、先止纶八声户卧避角P = 8。0634” = 8.10944。选齿轮分度援助螺旋角广
13、解除疲劳强度重合度系数z = - = 31.95；v1 cos3 P cos3 8.01944计算当量齿数了125z =n = 128.828v2 cos3 Pcos3 8.01944 = 0.81点 =0.93端面重合度由图 13-11=气+ 2= 0.81 + 0.93 = 1.742 2 KT u +1.i * udm确定模数 n54.064 x cos 8.10944。31=1.724,取 mn=2mm中/ 八 0.4- C齿宽系数中广 2(u +1) = x (4.032 + ZAZ!Zp jIb 7H /_ i 189.8 x 2.45 x 0.752 x 0.992 x1.05
14、x12.1570 5.032_ E (490x 1.0064 x 4.032=54.064确定传动的主要参数)= L0064 d 22轴面重合度七=0.318/ tan p = 0.318 x 1.0064 x 31 x tan 8.10944 = 1.412查图9-49得接触疲劳强度重合度系数 Ze = 0,752查图得接触疲劳强度螺旋角系数Z p = 0.99按齿面接触疲劳强度设计确定中心距a = m (z + z)=x (31 +125) = 157.579mm2 cos p 122 x cos 8.10944。2 x 31cos 8.10944=62.626mm其他主要尺寸*aa =
15、0.4x 157.57 = 63.028 b = b = 63.028b = b + b = 63.028 + 6 = 69.028 1校核齿轮齿根弯曲疲劳强度 试验齿轮弯曲疲劳极限应力 由图9-15 齿根弯曲疲劳强度寿命系数应力循环次数N、= 2.35 x 109； N 2 = 5.86 x 108由图13-10la =Fliml Y Y = 460xlxl = 368MPaf 1 SN1 x 1.25F许用弯曲疲劳应力p = y Y =切x 1x1 = 336MPaF2 SN2 x 1.25F齿形系数查表 9-539-54Y1 = 2.492; Y2 = 2.131应力修正系数查表13-4
16、1Y = 1.627; Y = 1.845S1S 2齿根弯曲疲劳强度重合度系数查表 13-13 得Ye = 0,66齿根弯曲疲劳强度螺旋角系数查表 13-15 得%=.9452 x 1.05 x121570 x 2.492 x 1.627 x 0.66 x 09-5校核齿根弯曲疲劳强度63.028 x 62.626 x 22KTY Y YY 1 F1 S1 B bd m=81.778MPa & F1a = YfYa = 2.131x1.845 x81.778 = 79.301&f 2 Y 1Y1 f1 2.492 x 1.627f 2齿轮参数和几何尺寸列于表8-3.nx 62.626 x 81
17、7.600=2.681m / s60X1000确定齿轮的精度等级_ n d n 齿轮圆周速度v = 60 X1000查表13-45，应选9级精度，但考虑中小制造厂一般为滚齿制造，故选为8级精度，即8 GB/T1009.5-2001齿轮结构设计，小齿轮采用齿轮轴，大齿轮采用锻造的孔板式，具体尺寸计算略 低速级齿轮设计 重新计算减速器中间轴的运动参数和动力参数n 817.600一 =202.7648i乂：12531= 13.828kWP10.141=9550t = 9550 x -= 477.629n202.7648选择齿轮材料及热处理 由表10-9小齿轮选用40 Cr钢调质处理（dW100mm）
18、，241286 HBS;大齿轮选用40 Cr钢调质处理（d=301 ！ 500mm），229269 HBS;确定齿轮材料许用接触应力试验齿轮接触疲劳极限应力由图13-5b H. 3 = 700MPa ； b HY 4 = 650MPa齿轮接触疲劳强度最小安全系数 由表9-15，h I齿轮接触疲劳强度寿命系数N = N = 5.86 X108应力循环次数n 4 Njq = 5.68 X108 / 3.08 1.903 x108由表9-56得七3=L，广1工作硬化系数Z =1由于齿轮工作面为软齿面组合w卜=舄辱Z Z = 700xlxl = 636MPaH 3Sw n 31.1齿轮材料许用接触应力
19、卜 H650H 4Sw n 41.1按齿面接触强度设计齿轮传动作用在中间轴上的扭矩T2 = 465,494 N - mm载荷系数 由表9-44得K =L05齿宽系数因是减速器中a = 0,4齿轮材料弹性系数由表13-37ZE = 189.8F MPa节点区域系数因是斜齿圆柱齿轮传动 ZH = 2.45七=讫3 = 3.08 x 39 = 120.12初选齿数和齿数比z3 = 39 u = 34 =121 = 3 103取z 4 =121z339.齿数比精确计算输送带线速度n =二= 土=冲 修0 “ 1 = 65.354,/ minw i i id z z250 125 121123 苛 X
20、飞* 丁140 x 31 x 39v = _ : n 410、= 1.402,/min60x100060x1000Av = x 100% = 1.402 T45 x 100% = 3.29%5%v01.45、先止纶,声灯好罅*备P = 8。0634” = 8.10944。选齿轮分度圆柱螺旋角广接触疲劳强度重合度系数计算当量齿数zz = 3w3 C0S3 P39C0S3 8.10944。=39.39;z = z 4= 117.402w4 cos3 P cos3 8.10944。 = 0.84; = 0.92端面重合度由图 13-11得 3=气 +：= 0.84 + 0.92 = 1.76中,1、
21、0.4齿宽系数 %= a(u +1) = 丁乂(303 + 1) = 0.8206 d 22轴面重合度% = 0.318? z3tan P = 0.318 x 0.8206 x 39 x tan 8.10944。= 1.453查图13-12得接触疲劳强度螺旋角系数 Z P = .99按齿面接触疲劳强度设计(Z Z ZZ )22KT u +1 d 3 Hx；r J_ ( 189.8x 2.45x0.75x0.99)2 2x1.05x465494 3.103 +1=,590 J x 0.8206 x 3.103=81.404确定传动的主要参数确定模数d cos p81.404 x cos 8.10
22、944=-=2.10839m = 2mm n确定中心距a = 42 cos p(z3七)2 x cos 8.10944x (39 +121) = 158.401其他主要尺寸d = 一空39一 = 77.2203 cos Pcos 8.10944b =中 a = 0.4x 158.401 = 63.3604mmb = b = 63.3604mmb = b + 6 = 63.3604 + 6 = 69.3604mm 3校核齿轮齿根弯曲疲劳强度试验齿轮弯曲疲劳极限应力刊血3 =顽MPa ； 刊im4 = 460齿根齿轮弯曲疲劳强度最小安全系数 查表9-15得SF = L25齿根弯曲疲劳强度寿命系数应
23、力循环次数 N,= 5-86x108；N,= L903x108由图 13-9 丫n3 Ln41弯曲疲劳强度尺寸系数，由图13-10Yx = 1卜=Mm3Y Y =亚0x1x1 = 400MPaF 3 SN3 X 1.25F许用弯曲疲劳应力卜=矣4Y Y =竺X1X1 = 368MPaF 4S N4 X 1.25齿形系数查图 9.53 9.54Yf3 = 2400； Yf4 = 2114应力修正系数查图9.54YS 3 = 1.67； YS 4 = 1.84齿根弯曲疲劳强度螺旋角系数 查图13-15 七=0,65齿根弯曲疲劳强度螺旋角系数 查图13-15Yp = 0945校核齿根弯曲疲劳强度2K
24、TY Y YYb =2 F 3 ,S 3 R 尸F 3bd m_ 1.05 x 465494 义 2.400 x 1.67 x 0.65 x 0.94563.3604 x 81.404 x 2=233.299vbF 3b = YfX4b = 2.114x)84 x 233.297F4 Y Y F3 2.400 x1.67=226.416 A/ = 115x=26.95mm3 n3 817.600由于最小轴段直径小于30mm，其截面上开有1个键槽，故将轴径增大7%d = (1 + 0.07)d = 1.07 x 29.92 = 32.01mm min查表13-6，B型普通V带带轮轴孔直径为35m
25、m，故取dmin = 35mm。设计轴的结构并绘制轴结构草图轴结构分析由于齿轮1的尺寸较小，故高速轴设计成齿轮轴。显然，轴承只能从轴的两端分别装入和拆卸，轴 伸出端安装大带轮，选用普通平键，A型，bxh=100mm(GB/T1096-2003)，槽深t=5mm，长L=900mm ； 定位轴肩*44mm ;轴颈需磨削，故应设计砂轮越程槽44mmx1mm。预选滚动轴承并确定各轴段的直径根据轴的受力情况，主要是承受径向载荷，所受轴向力较小，拟选用深沟球轴承6309，尺寸dxDx B=45mmx100mmx25mm，与滚动轴承相配合的轴颈为45mm，配合为k6，定位轴肩dmin为*54mm。与左轴承端
26、盖相关的轴段尺寸轴承端盖厚度为40mm，带轮端面与轴承端盖螺钉头的距离匕=30mm，该轴段直径为44mm。确定各轴段的长度并绘制高速轴结构草图略图中尺寸如下按弯曲-扭转组合强度校核画高速轴的受力图图8-3 (a)所示为高速轴总受力图；图8-3 (b)、(c)所示分别为水平平面和垂直平面受力图。计算作用在轴上的力日2T2 x 123346齿轮1圆周力七=甘=62.626 = 3939村1止轮 1径向力 F = F 竺% = 3939 x 一= 1448.16N齿轮1 径向力 r1口 cosPcos9.10944齿轮1轴向力 F广 Ft1 tan P = 3939 tan 8.10944 = 56
27、1N力 Fc = 2136.8 N带传动压轴力Q计算作用于轴上的支座反力水平平面内M = 0； Fl -F l + R (/ +1 ) = 0BQ 1r1 2AH 2 3 F l - F l1448.16 x 208.5 - 2136.8 “ R =Q1 = 49.46ahl +1208.5 + 85.5 M = 0F (l +1 +1 ) + F l - R (l +1 ) = 0AQ 1 23r1 2BH 2 3F (l +1 +1 ) + F lR = Q 123r13BHl + l_ 2136.8 x (134.5 + 208.5 + 85.5) +1448.16=208.5 + 85
28、.5=3535.49 H = 0； R - F - F + R = 0校核 3535.49 - 2136.8 - 1448J6 + 49.46 = -0.01 = 0无误垂直面平面内 M = 0； R (l + L ) - F l = 0BAV 23t1 2R =生=3939 X 208.5 2793.47Nav l +1208.5 + 85.5 M = 0； F l - R (l +1 ) = 0At1 3BV 23R =% = 3939 竺=1145.53Nbv l2 +13208.5 + 85.5 H = 0； R + R - F = 0校核 2793.47 +1145.53 - 393
29、9 = 0无误 绘制水平平面弯矩图M = 0M BH = FQl1= 2136.8 X 134.5 = 287399.6N - mmM = F (/ +1 ) - R l + F %62.6262CH左Q 1 2 BH 2al 2=2136.8 x (134.5 + 208.5) - 3535.49 + 561x =13339.328N - mMh右 = RAHl3 = 49.46 X 85.5 = 4228.83N - mm绘制垂直平面弯矩图M = M = 0M = Ra v l1 = 2793.47 x 85.5 = 238841.685绘制合成弯矩图Ma = 0； Mb = Mbh =
30、390050N - mmM A JP = 115 x J 10.141 = 42.008mm3 nT 208.051由于最小直径轴段处均为滚动轴承，故选标准直径dmin -55mm。设计轴的结构并绘制轴结构草图轴结构分析由于齿轮3的尺寸较大，df - 92.235mm，其键槽底到齿根圆距离X远大于2.5mm=6.25mm， 因此设计成分离体，即齿轮3安装在低速轴上，中间轴设计成普通阶梯轴。显然只能从轴的两端分 别装入和拆卸轴上齿轮3和齿轮2及两个齿轮配合的轴头直径为54mm X 1mm。与两个齿 轮配合的轴头直径为67mm，两齿轮之间以轴环定位，直径为90mm，宽b=20mm，两齿 轮的另一端
31、各采用套筒定位 齿轮宇宙的链接选用普通平键A型，bxh=20mmx12mm(GB/T1096-2003)， 槽深t=7.5mm，安装齿轮3的键槽长L=80mm，安装齿轮2的键槽长L=70mm，轴上两个键槽布置在 同一母线方向上。预选滚动轴承并确定各轴段的直径根据轴的受力情况，主要是承受径向载荷，所受轴向力较小，拟选用深沟球轴承6311.尺寸dxDx B=55mmx120mmx29mm，与滚动轴承相配合的轴颈为55mm，配合为k6，左轴承的右端和右轴承 的左端均采用套筒定位，dmin为65mm。确定各轴段的长度并绘制中间轴的结构草图按弯曲-扭矩组合强度校核画中间轴的受力图图8-5a,所示为中间轴
32、总受力图，图8-5b、c所示分别为水平平面和垂直平面受力图。计算作用在轴上的力2T _ 2 x 465494齿轮2圆周力12 337.374即a即20。齿纾 2 径向力 F = F -一-a = 2759.5 x= 1014.53N齿轮2径向力 r2t2 cos Pcos8.10944齿轮 2 轴向力 Fa2 = F,2 tan P = 27595tan8.10944 = 393,22N厂2T2x465494齿轮3圆周力 F 3 = 98.485 = 9453.9 N3 tan atan20齿纾 3 径向力 F = F -一-n = 9453.09 x= 3475.23N齿轮3径向力313 c
33、osPcos8.10944齿轮 3轴向力 Fa3 = F3 tan P = 9453.09tan8.10944 = 1347.08N计算作用于轴上的支座反力水平平面内E M = 0 - R (l +1 +1 ) + F l - F (l +1 ) = 0 BAH 123r 3 1r 2 23R = Fl Fr 2(l2+ PAHl + l + l_ 3475.23 x97.5 -1014.53 x (97.5 +113)97.5 +113 + 87.5=420.39E M = 0； F l + R (l +1 ) - F (l +1 ) = 0 Ar 2 3BH 2 3r 3 23R = 2
34、+ P -12l3 1 3 2 3/ 2 3BHl +1 +1_ 3475.23 x (113 + 87.5)-1014.53 x 87.5=97.5 +113 + 87.5=2040.31E H = 0 - R + F + F - R = 0校核_BHr3 r2AH -204061 + 3475.23 -1014.53 - 420.39 = 0无误垂直平面内EM = 0； F l + F (l +1 )-R (l +1 +1 ) = 0 B13 112 12AV 12 3 F l + F (l +1 )R =r212-AVl +1 +1_ 9453.09x97.5 + 2759.5x(97.
35、5 +113)=97.5 +113 + 87.5=5042.12NEM = 0； R (l +1 +1 )-F (l +1)-F l = 0 ABV 12 3r 3 23r 2 3 F (l +1 ) + F lR q二. 2IV 13 2 3r 2 3BVl + l + l_ 9453.09x(87.5 +113) + 2759.5x87.5=97.5 +113 + 87.57170.47Nh = 0 F + F2-Rav + Rbv=。9453.09 + 2759.5 - 5042.12 - 7170.47 0无误绘制水平平面弯矩图M = M = 0Mg =_Ra* = -420.39 x
36、 87.5 = 36784.125N - mmM = F d - R l = 1347.08 x 98.485 - 420.39CH左a 3 2AH 12=29549.46N - mmM = R l - F hDH右BH 1a 2 2337.370 =2040.31 x 97.5 - 393.22 x2=132599.91N - mmMdh左 = RBHl1 = 2040.31 x 97.5 = 198930.225N - mmM = M = 0绘制垂直平面弯矩图 mAVv = RJ3 =5042.12 x 87.5 = 441185.5N - mmM = RavL= 7170.47 x 97
37、.5 = 699120.825N - mm绘制合成弯矩图M a = M b = 0M 】M 2 *+ M 2C右CH右CV=(-36784.125)2 + 441185.52=442716.29N - mmMCIM 2 CH左 + M 2CV =J29549.462 + 441185.52=442173.97N - mmM qM2 爵右 + M 2 DV=J132599.912 + 699120.8252=711584.61N - mmM JM 2 十+ M 2D左*DH左DV=J198930.2252 + 699120.8252=726872.18N - mmMA = MB = 0M 右=M
38、2c右 + (以T)2= ”442716.292 + (0.6x 0)=442716.29N - mMC左 =(M2 c 左 +(以T)2=J442173.972+(0.6 x 0)2=522995.51N - mMD右 =*M 2。右 +(oT)2=J711584.612 + (0.6 x 0)=711584.80N mMD左 = JM2。左 +(以T)2=J726872.182 +(0.6 x 0)=726872.18N m确定轴的危险截面并校核的强度由轴的结构图和当量弯矩图可以判断，轴的截面D处当量弯矩最大，是轴的危险截面。截面Db = Md=MdvDW nd 3 bt (d. t )2
39、32D2dD_711584.80nx 67320 x 7.5 x (67 7.5)2D 322 x 67=27.85vb = 60 MPa1因此，中间轴的弯曲强度足够低速轴设计重新计算低速轴的运动参数和动力参数n = = 202.7648 = 65.35r /min3 u121P = 10.1413P10.141T = 9550，= 9550 x3.=1481.877N m = 1481877N mm轴的材料选择并确定许用弯曲应力由表10-10选用45钢调质处理，硬度为217255HBS，许用弯曲应力松_1 = 60Ma -按扭转强度概略计算轴的最小直径查表12-1，A=10.126.由于低速轴受到的弯矩较小而受到的扭矩较大，故取A=107P10141d A一=107 x J= 57.49mm3 n3 65.35由于最小轴段直径安装联轴器，且直径大于30mm，其截面上开有1个键槽，故将轴颈增大5%。d min= (1 + 0.05)d = 1.05 x 57.49 = 60.37故取标准直径
