二级斜齿圆柱齿轮减速器设计毕设论文.doc

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,使用期限8年(300天/年),2班制工作,运输容许速度误差为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(A1或A0)。
2.CAD绘制轴、齿轮零件图各一张(A3或A2)。
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. 设计V带和带轮
6. 齿轮的设计
7. 滚动轴承和传动轴的设计
8. 键联接设计
9. 箱体结构设计
10. 润滑密封设计
11. 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：考虑到电机转速高，传动功率大，将V带设置在高速级。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V带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ha:
ha=h1h23h32h4h5=0.96×0.983×0.972×0.99×0.96=0.81
h1为V带的效率,h2为轴承的效率,h3为齿轮啮合传动的效率,h4为联轴器的效率,h5为滚筒的效率（包括滚筒和对应轴承的效率）。
第三部分 电动机的选择

1 电动机的选择
皮带速度v:
v=1.4m/s
工作机的功率pw:
pw= 7.7 KW
电动机所需工作功率为:
pd= 9.51 KW
执行机构的曲柄转速为:
n = 59.4 r/min
经查表按推荐的传动比合理范围，V带传动的传动比i1=2~4，二级圆柱斜齿轮减速器传动比i2=8~40，则总传动比合理范围为ia=16~160，电动机转速的可选范围为nd = ia×n = (16×160)×59.4 = 950.4~9504r/min。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，选定型号为Y160M1-2的三相异步电动机，额定功率为11KW,满载转速nm=2930r/min，同步转速3000r/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:
ia=nm/n=2930/59.4=49.3
（2）分配传动装置传动比:
ia=i0×i
式中i0,i1分别为带传动和减速器的传动比。为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取i0=3，则减速器传动比为:
i=ia/i0=49.3/3=16.4
取两级圆柱齿轮减速器高速级的传动比为:
i12 =
则低速级的传动比为:
i23 = 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/i0 = 2930/3 = 976.7 r/min
nII = nI/i12 = 976.7/4.62 = 211.4 r/min
nIII = nII/i23 = 211.4/3.55 = 59.5 r/min
nIV = nIII = 59.5 r/min
（2)各轴输入功率:
PI = Pd×h1 = 9.51×0.96 = 9.13 KW
PII = PI×h2×h3 = 9.13×0.98×0.97 = 8.68 KW
PIII = PII×h2×h3 = 8.68×0.98×0.97 = 8.25 KW
PIV = PIII×h2×h4 = 8.25×0.98×0.99 = 8 KW
则各轴的输出功率：
PI' = PI×0.98 = 8.95 KW
PII' = PII×0.98 = 8.51 KW
PIII' = PIII×0.98 = 8.08 KW
PIV' = PIV×0.98 = 7.84 KW
(3)各轴输入转矩:
TI = Td×i0×h1
电动机轴的输出转矩:
Td = = 31 Nm
所以：
TI = Td×i0×h1 = 31×3×0.96 = 89.3 Nm
TII = TI×i12×h2×h3 = 89.3×4.62×0.98×0.97 = 392.2 Nm
TIII = TII×i23×h2×h3 = 392.2×3.55×0.98×0.97 = 1323.5 Nm
TIV = TIII×h2×h4 = 1323.5×0.98×0.99 = 1284.1 Nm
输出转矩为：
TI' = TI×0.98 = 87.5 Nm
TII' = TII×0.98 = 384.4 Nm
TIII' = TIII×0.98 = 1297 Nm
TIV' = TIV×0.98 = 1258.4 Nm

第五部分 V带的设计

1 选择普通V带型号
计算功率Pc:
Pc = KAPd = 1.1×9.51 = 10.46 KW
根据手册查得知其交点在A型交界线范围内，故选用A型V带。
2 确定带轮的基准直径，并验算带速
取小带轮直径为d1 = 100 mm,则：
d2 = n1×d1×(1-e)/n2 = i0×d1×(1-e)
= 3×100×(1-0.02) = 294 mm
由手册选取d2 = 300 mm。
带速验算：
V = nm×d1×π/(60×1000)
= 2930×100×π/(60×1000) = 15.33 m/s
介于5~25m/s范围内，故合适。
3 确定带长和中心距a
0.7×(d1+d2)≤a0≤2×(d1+d2)
0.7×(100+300)≤a0≤2×(100+300)
280≤a0≤800
初定中心距a0 = 540 mm，则带长为:
L0 = 2a0+π×(d1+d2)/2+(d2-d1)2/(4×a0)
= 2×540+π×(100+300)/2+(300-100)2/(4×540)=1727 mm
由表9-3选用Ld = 1800 mm，确定实际中心距为：
a = a0+(Ld-L0)/2 = 540+(1800-1727)/2 = 576.5 mm
4 验算小带轮上的包角a1:
a1 = 1800-(d2-d1)×57.30/a
= 1800-(300-100)×57.30/576.5
= 160.10>1200
5 确定带的根数：
Z = Pc/((P0+DP0)×KL×Ka)
= 10.46/((2.11+0.37)×1.01×0.95) = 4.4
故要取Z = 5根A型V带。
6 计算轴上的压力：
由初拉力公式有：
F0 = 500×Pc×(2.5/Ka-1)/(Z×V)+q×V2
= 500×10.46×(2.5/0.95-1)/(5×15.33)+0.10×15.332 = 134.8 N
作用在轴上的压力：
FQ = 2×Z×F0×sin(a1/2)
= 2×5×134.8×sin(160.1/2) = 1327.6 N

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：274~286HBW。高速级大齿轮选用45钢调质，齿面硬度为大齿轮：225~255HBW。取小齿齿数：Z1 = 25，则：
Z2 = i12×Z1 = 4.62×25 = 115.5 取：Z2 = 116
2） 初选螺旋角:b = 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：

确定各参数的值:
1) 试选Kt = 1.6
2) T1 = 89.3 Nm
3) 选取齿宽系数yd = 1
4) 由表8-5查得材料的弹性影响系数ZE = 189.8
5) 由图8-15查得节点区域系数ZH = 2.44
6) 由式8-3得：
ea = [1.88-3.2×(1/Z1+1/Z2)]×cosb
= [1.88-3.2×(1/25+1/116)]×cos13.50 = 1.677
7) 由式8-4得：
eb = 0.318ydZ1tanb = 0.318×1×25×tan13.50 = 1.91
8) 由式8-19得:
Ze = = = = 0.772
9) 由式8-21得：
Zb = = = 0.99
10) 查得小齿轮的接触疲劳强度极限:sHlim1 = 650 MPa，大齿轮的接触疲劳强度极限:sHlim2 = 530 MPa。
11) 计算应力循环次数：
小齿轮应力循环次数：N1 = 60nkth = 60×976.7×1×8×300×2×8 = 2.25×109
大齿轮应力循环次数：N2 = 60nkth = N1/u = 2.25×109/4.62 = 4.87×108
12) 由图8-19查得接触疲劳寿命系数:KHN1 = 0.87,KHN2 = 0.9
13) 计算接触疲劳许用应力,取失效概率为1%,安全系数S=1,得:
[sH]1 = = 0.87×650 = 565.5 MPa
[sH]2 = = 0.9×530 = 477 MPa
许用接触应力:
[sH] = ([sH]1+[sH]2)/2 = (565.5+477)/2 = 521.25 MPa
3 设计计算:
小齿轮的分度圆直径:d1t:

= = 54.7 mm
4 修正计算结果：
1) 确定：
mn = = = 2.13 mm
取为标准值:2 mm。
2) 中心距：
a = = = 145 mm
3) 螺旋角：
b = arccos = arccos = 13.50
4) 计算齿轮参数：
d1 = = = 51 mm
d2 = = = 239 mm
b = φd×d1 = 51 mm
b圆整为整数为：b = 51 mm。
5) 计算圆周速度v:
v = = = 2.61 m/s
由表8-8选取齿轮精度等级为8级。
6) 同前，ZE = 189.8。由图8-15查得节点区域系数为:ZH = 2.44。
7) 由式8-3得：
ea = [1.88-3.2×(1/Z1+1/Z2)]×cosb
= [1.88-3.2×(1/25+1/116)]×cos13.50 = 1.677
8) 由式8-4得：
eb = 0.318ydZ1tanb = 0.318×1×25×tan13.50 = 1.91
9) eg = ea+eb = 3.587
10) 同前，取:eb = 1
Ze = = = = 0.772
11) 由式8-21得：
Zb = = = 0.99
12) 由表8-2查得系数：KA = 1，由图8-6查得系数：KV = 1.1。
13) Ft = = = 3502 N
= = 68.7 < 100 Nmm
14) 由tanat = tanan/cosb得：
at = arctan(tanan/cosb) = arctan(tan200/cos13.50) = 20.50
15) 由式8-17得：
cosbb = cosbcosan/cosat = cos13.5cos20/cos20.5 = 0.98
16) 由表8-3查得：
KHa = KFa = 1.2
17) 由表8-4得：
KHb = 1.17+0.16(1+0.6yd2)yd2+0.61×10-3b = 1.46
18) K = KAKVKHaKHb = 1×1.1×1.2×1.46 = 1.93
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/cos3b = 25/cos313.50 = 27.2
ZV2 = Z2/cos3b = 116/cos313.50 = 126.2
2)
eaV = [1.88-3.2×(1/ZV1+1/ZV2)]cosb
= [1.88-3.2×(1/27.2+1/126.2)]×cos13.50 = 1.689
3) 由式8-25得重合度系数：
Ye = 0.25+0.75cos2bb/eaV = 0.68
4) 由图8-26和eb = 1.91查得螺旋角系数Yb = 0.88
5)
= = 3.15
前已求得:KHa = 1.2<3.15，故取：KFa = 1.2
6)
= = = 11.33
且前已求得:KHb = 1.46，由图8-12查得：KFb = 1.43
7) K = KAKVKFaKFb = 1×1.1×1.2×1.43 = 1.89
8) 由图8-17、8-18查得齿形系数和应力修正系数：
齿形系数:YFa1 = 2.56 YFa2 = 2.17
应力校正系数:YSa1 = 1.62 YSa2 = 1.83
9) 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：
sFlim1 = 500 MPa sFlim2 = 380 MPa
10) 同例8-2：
小齿轮应力循环次数:N1 = 2.25×109
大齿轮应力循环次数:N2 = 4.87×108
11) 由图8-20查得弯曲疲劳寿命系数为：
KFN1 = 0.83 KFN2 = 0.85
12) 计算弯曲疲劳许用应力，取S=1.3，由式8-15得：
[sF]1 = = = 319.2
[sF]2 = = = 248.5
= = 0.01299
= = 0.01598
大齿轮数值大选用。
(2) 按式8-23校核齿根弯曲疲劳强度：
mn≥
= = 1.62 mm
1.62≤2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 mm
d2 = 239 mm
b = yd×d1 = 51 mm
b圆整为整数为：b = 51 mm
圆整的大小齿轮宽度为：b1 = 56 mm b2 = 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：274~286HBW。高速级大齿轮选用45钢调质，齿面硬度为大齿轮：225~255HBW。取小齿齿数：Z3 = 26，则：
Z4 = i23×Z3 = 3.55×26 = 92.3 取：Z4 = 92
2） 初选螺旋角:b = 110。
2 初步设计齿轮传动的主要尺寸，按齿面接触强度设计：

确定各参数的值:
1) 试选Kt = 1.6
2) T2 = 392.2 Nm
3) 选取齿宽系数yd = 1
4) 由表8-5查得材料的弹性影响系数ZE = 189.8
5) 由图8-15查得节点区域系数ZH = 2.45
6) 由式8-3得：
ea = [1.88-3.2×(1/Z3+1/Z4)]×cosb
= [1.88-3.2×(1/26+1/92)]×cos110 = 1.691
7) 由式8-4得：
eb = 0.318ydZ3tanb = 0.318×1×26×tan110 = 1.61
8) 由式8-19得:
Ze = = = = 0.769
9) 由式8-21得：
Zb = = = 0.99
10) 查得小齿轮的接触疲劳强度极限:sHlim1 = 650 MPa，大齿轮的接触疲劳强度极限:sHlim2 = 530 MPa。
11) 计算应力循环次数：
小齿轮应力循环次数：N3 = 60nkth = 60×211.4×1×8×300×2×8 = 4.87×108
大齿轮应力循环次数：N4 = 60nkth = N3/u = 4.87×108/3.55 = 1.37×108
12) 由图8-19查得接触疲劳寿命系数:KHN3 = 0.9,KHN4 = 0.92
13) 计算接触疲劳许用应力,取失效概率为1%,安全系数S=1,得:
[sH]3 = = 0.9×650 = 585 MPa
[sH]4 = = 0.92×530 = 487.6 MPa
许用接触应力:
[sH] = ([sH]3+[sH]4)/2 = (585+487.6)/2 = 536.3 MPa
3 设计计算:
小齿轮的分度圆直径:d3t:

= = 89.4 mm
4 修正计算结果：
1) 确定模数：
mn = = = 3.38 mm
取为标准值:3 mm。
2) 中心距：
a = = = 180.3 mm
3) 螺旋角：
b = arccos = arccos = 110
4) 计算齿轮参数：
d3 = = = 79 mm
d4 = = = 281 mm
b = φd×d3 = 79 mm
b圆整为整数为：b = 79 mm。
5) 计算圆周速度v:
v = = = 0.87 m/s
由表8-8选取齿轮精度等级为8级。
6) 同前，ZE = 189.8。由图8-15查得节点区域系数为:ZH = 2.45。
7) 由式8-3得：
ea = [1.88-3.2×(1/Z3+1/Z4)]×cosb
= [1.88-3.2×(1/26+1/92)]×cos110 = 1.691
8) 由式8-4得：
eb = 0.318ydZ3tanb = 0.318×1×26×tan110 = 1.61
9) eg = ea+eb = 3.301
10) 同前，取:eb = 1
Ze = = = = 0.769
11) 由式8-21得：
Zb = = = 0.99
12) 由表8-2查得系数：KA = 1，由图8-6查得系数：KV = 1.1。
13) Ft = = = 9929.1 N
= = 125.7 < 100 Nmm
14) 由tanat = tanan/cosb得：
at = arctan(tanan/cosb) = arctan(tan200/cos110) = 20.40
15) 由式8-17得：
cosbb = cosbcosan/cosat = cos11cos20/cos20.4 = 0.98
16) 由表8-3得：
KHa = KFa = 1.2
17) 由表8-4得：
KHb = 1.17+0.16(1+0.6yd2)yd2+0.61×10-3b = 1.47
18) K = KAKVKHaKHb = 1×1.1×1.2×1.47 = 1.94
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/cos3b = 26/cos3110 = 27.5
ZV4 = Z4/cos3b = 92/cos3110 = 97.3
2)
eaV = [1.88-3.2×(1/ZV3+1/ZV4)]cosb
= [1.88-3.2×(1/27.5+1/97.3)]×cos110 = 1.699
3) 由式8-25得重合度系数：
Ye = 0.25+0.75cos2bb/eaV = 0.67
4) 由图8-26和eb = 1.61查得螺旋角系数Yb = 0.91
5)
= = 2.91
前已求得:KHa = 1.2<2.91，故取：KFa = 1.2
6)
= = = 11.7
且前已求得:KHb = 1.47，由图8-12查得：KFb = 1.44
7) K = KAKVKFaKFb = 1×1.1×1.2×1.44 = 1.9
8) 由图8-17、8-18查得齿形系数和应力修正系数：
齿形系数:YFa3 = 2.56 YFa4 = 2.21
应力校正系数:YSa3 = 1.62 YSa4 = 1.8
9) 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：
sFlim3 = 500 MPa sFlim4 = 380 MPa
10) 同例8-2：
小齿轮应力循环次数:N3 = 4.87×108
大齿轮应力循环次数:N4 = 1.37×108
11) 由图8-20查得弯曲疲劳寿命系数为：
KFN3 = 0.85 KFN4 = 0.89
12) 计算弯曲疲劳许用应力，取S=1.3，由式8-15得：
[sF]3 = = = 326.9
[sF]4 = = = 260.2
= = 0.01269
= = 0.01529
大齿轮数值大选用。
(2) 按式8-23校核齿根弯曲疲劳强度：
mn≥
= = 2.59 mm
2.59≤3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 mm
d4 = 281 mm
b = yd×d3 = 79 mm
b圆整为整数为：b = 79 mm
圆整的大小齿轮宽度为：b3 = 84 mm b4 = 79 mm
中心距：a = 180 mm，模数：m = 3 mm

第七部分 传动轴承和传动轴及联轴器的设计

Ⅰ轴的设计
1 输入轴上的功率P1、转速n1和转矩T1:
P1 = 9.13 KW n1 = 976.7 r/min T1 = 89.3 Nm
2 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 = = = 3502 N
Fr = Ft× = 3502× = 1310.8 N
Fa = Fttanb = 3502×tan13.50 = 840.3 N
3 初步确定轴的最小直径:
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A0 = 112，得：
dmin = A0× = 112× = 23.6 mm
显然，输入轴的最小直径是安装大带轮处的轴径，由于安装键将轴径增大4%，故选取:d12 = 25 mm。带轮的宽度：B = (Z-1)×e+2×f = (5-1)×18+2×8 = 88 mm，为保证大带轮定位可靠取：l12 = 86 mm。大带轮右端用轴肩定位，故取II-III段轴直径为:d23 = 30 mm。大带轮右端距箱体壁距离为20，取:l23 = 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 = 35 mm；因轴既受径载荷又受轴向载荷作用，查轴承样本选用：30207型单列圆锥滚子轴承，其尺寸为:d×D×T = 35×72×18.25 mm，轴承右端采用挡油环定位，取:l34 = 18.25 mm。右端轴承采用挡油环定位，由轴承样本查得30207。型轴承的定位轴肩高度：h = 3.5 mm，故取：d45 = d67 = 42 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 mm
l45 = b3+c+a+s = 84+12+10+8 = 114 mm
l78 = T = 18.25 mm
5 轴的受力分析和校核:
1）作轴的计算简图（见图a）:
根据30207轴承查手册得a = 15.3 mm
带轮中点距左支点距离L1 = (88/2+35+15.3)mm = 94.3 mm
齿宽中点距左支点距离L2 = (56/2+18.25+114-15.3)mm = 145 mm
齿宽中点距右支点距离L3 = (56/2+18+18.25-15.3)mm = 49 mm
2）计算轴的支反力：
水平面支反力（见图b）：
FNH1 = = = 884.5 N
FNH2 = = = 2617.5 N
垂直面支反力（见图d）：
FNV1 = = = -1531.4 N
FNV2 = = = 1514.6 N
3）计算轴的弯矩，并做弯矩图：
截面C处的水平弯矩：
MH = FNH1L2 = 884.5×145 Nmm = 128252 Nmm
截面A处的垂直弯矩：
MV0 = FQL1 = 1327.6×94.3 Nmm = 125193 Nmm
截面C处的垂直弯矩：
MV1 = FNV1L2 = -1531.4×145 Nmm = -222053 Nmm
MV2 = FNV2L3 = 1514.6×49 Nmm = 74215 Nmm
分别作水平面弯矩图（图c）和垂直面弯矩图（图e）。
截面C处的合成弯矩：
M1 = = 256430 Nmm
M2 = = 148177 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a = 0.6，则有：
sca = = = MPa
= 19.7 MPa≤[s-1] = 60 MPa
故设计的轴有足够的强度，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 = 8.68 KW n2 = 211.4 r/min T2 = 392.2 Nm
2 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:
Ft1 = = = 3282 N
Fr1 = Ft1× = 3282× = 1228.5 N
Fa1 = Ft1tanb = 3282×tan13.50 = 787.5 N
已知低速级小齿轮的分度圆直径为:
d3 = 79 mm
则:
Ft2 = = = 9929.1 N
Fr2 = Ft2× = 9929.1× = 3681.5 N
Fa2 = Ft2tanb = 9929.1×tan110 = 1929 N
3 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：A0 = 107，得:
dmin = A0× = 107× = 36.9 mm
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：30208型单列圆锥滚子轴承，其尺寸为：d×D×T = 40×80×19.75 mm，则：d12 = d67 = 40 mm。取高速大齿轮的内孔直径为：d23 = 45 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，轴肩高度：h = 0.07d = 0.07×45 = 3.15 mm，轴肩宽度：b≥1.4h = 1.4×3.15 = 4.41 mm，所以：d34 = d56 = 52 mm，l34 = 14.5 mm。由于低速小齿轮直径d3和2d34相差不多，故将该小齿轮做成齿轮轴，小齿轮段轴径为：d45 = 79 mm，l45 = 84 mm，则：
l12 = T2+s+a+2.5+2 = 42.25 mm
l56 = 10-3 = 7 mm
l67 = T2+s+a-l56 = 19.75+8+10-7 = 30.75 mm
4 轴的受力分析和校核：
1）作轴的计算简图（见图a）:
根据30208轴承查手册得a = 16.9 mm
高速大齿轮齿宽中点距左支点距离L1 = (51/2-2+42.25-16.9)mm = 48.8 mm
中间轴两齿轮齿宽中点距离L2 = (51/2+14.5+b3/2)mm = 82 mm
低速小齿轮齿宽中点距右支点距离L3 = (b3/2+7+30.75-16.9)mm = 62.8 mm
2）计算轴的支反力：
水平面支反力（见图b）：
FNH1 = = = 5675.5 N
FNH2 = = = 7535.6 N
垂直面支反力（见图d）：
FNV1 = = = 604.3 N
FNV2 = = = -3057.3 N
3）计算轴的弯矩，并做弯矩图：
截面B、C处的水平弯矩：
MH1 = FNH1L1 = 5675.5×48.8 Nmm = 276964 Nmm
MH2 = FNH2L3 = 7535.6×62.8 Nmm = 473236 Nmm
截面B、C处的垂直弯矩：
MV1 = FNV1L1 = 604.3×48.8 Nmm = 29490 Nmm
MV2 = FNV2L3 = -3057.3×62.8 Nmm = -191998 Nmm
分别作水平面弯矩图（图c）和垂直面弯矩图（图e）。
截面B、C处的合成弯矩：
M1 = = 278530 Nmm
M2 = = 510701 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B）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a = 0.6，则有：
sca = = = MPa
= 40 MPa≤[s-1] = 60 MPa
故设计的轴有足够的强度，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：

III轴的设计
1 求输出轴上的功率P3、转速n3和转矩T3：
P3 = 8.25 KW n3 = 59.5 r/min T3 = 1323.5 Nm
2 求作用在齿轮上的力:
已知低速级大齿轮的分度圆直径为:
d4 = 281 mm
则:
Ft = = = 9419.9 N
Fr = Ft× = 9419.9× = 3492.7 N
Fa = Fttanb = 9419.9×tan110 = 1830.1 N
3 初步确定轴的最小直径:
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:A0 = 112，得:
dmin = A0× = 112× = 58 mm
输出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 = KAT3，查《机械设计（第八版）》表14-1，由于转矩变化很小，故取:KA = 1.2，则:
Tca = KAT3 = 1.2×1323.5 = 1588.2 Nm
由于键槽将轴径增大4%，选取联轴器型号为:LT10型，其尺寸为：内孔直径63 mm，轴孔长度107 mm，则：d12 = 63 mm，为保证联轴器定位可靠取：l12 = 105 mm。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 = 73 mm，左端用轴肩定位，故取II-III段轴直径为：d23 = 68 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 = 70 mm；因轴既受径载荷又受轴向载荷作用，查轴承样本选用:30214型单列圆锥滚子轴承，其尺寸为：d×D×T = 70mm×125mm×26.25mm。由轴承样本查得30214型轴承的定位轴肩高度为：h = 4.5 mm，故取：d45 = 79 mm。轴承端盖的总宽度为：20 mm，取端盖的外端面与半联轴器右端面的距离为：l = 20 mm，l23 = 35 mm。