机械设计课程设计二级斜齿圆柱齿轮减速器.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：

二零一二年五月一日
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：
设计一用于带式运输机上的两级展开式圆柱齿轮减速器.运输机连续单向运转,载荷变化不大,空载起动,卷筒效率为0.96(包括其支承轴承效率的损失),减速器小批量生产,使用期限11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=0.65m/s
工作机的功率pw:
pw= 2.43 KW
电动机所需工作功率为:
pd= 3 KW
执行机构的曲柄转速为:
n = 33.6 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)×33.6 = 537.6~5376r/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Y132S-6的三相异步电动机，额定功率为3KW,满载转速nm=960r/min，同步转速1000r/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=960/33.6=28.6
（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=2，则减速器传动比为:
i=ia/i0=28.6/2=14.3
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 = 3.2

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 = 960/2 = 480 r/min
nII = nI/i12 = 480/4.47 = 107.4 r/min
nIII = nII/i23 = 107.4/3.2 = 33.6 r/min
nIV = nIII = 33.6 r/min
（2)各轴输入功率:
PI = Pd×h1 = 3×0.96 = 2.88 KW
PII = PI×h2×h3 = 2.88×0.98×0.97 = 2.74 KW
PIII = PII×h2×h3 = 2.74×0.98×0.97 = 2.6 KW
PIV = PIII×h2×h4 = 2.6×0.98×0.99 = 2.52 KW
则各轴的输出功率：
PI' = PI×0.98 = 2.82 KW
PII' = PII×0.98 = 2.69 KW
PIII' = PIII×0.98 = 2.55 KW
PIV' = PIV×0.98 = 2.47 KW
(3)各轴输入转矩:
TI = Td×i0×h1
电动机轴的输出转矩:
Td = = 29.8 Nm
所以：
TI = Td×i0×h1 = 29.8×2×0.96 = 57.2 Nm
TII = TI×i12×h2×h3 = 57.2×4.47×0.98×0.97 = 243.1 Nm
TIII = TII×i23×h2×h3 = 243.1×3.2×0.98×0.97 = 739.5 Nm
TIV = TIII×h2×h4 = 739.5×0.98×0.99 = 717.5 Nm
输出转矩为：
TI' = TI×0.98 = 56.1 Nm
TII' = TII×0.98 = 238.2 Nm
TIII' = TIII×0.98 = 724.7 Nm
TIV' = TIV×0.98 = 703.1 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 = 1.1×3 = 3.3 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)
= 2×100×(1-0.02) = 196 mm
由手册选取d2 = 200 mm。
带速验算：
V = nm×d1×π/(60×1000)
= 960×100×π/(60×1000) = 5.02 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+200)≤a0≤2×(100+200)
210≤a0≤600
初定中心距a0 = 405 mm，则带长为:
L0 = 2a0+π×(d1+d2)/2+(d2-d1)2/(4×a0)
= 2×405+π×(100+200)/2+(200-100)2/(4×405)=1287 mm
由表9-3选用Ld = 1250 mm，确定实际中心距为：
a = a0+(Ld-L0)/2 = 405+(1250-1287)/2 = 386.5 mm
4 验算小带轮上的包角a1:
a1 = 1800-(d2-d1)×57.30/a
= 1800-(200-100)×57.30/386.5
= 165.20>1200
5 确定带的根数：
Z = Pc/((P0+DP0)×KL×Ka)
= 3.3/((0.78+0.12)×0.93×0.96) = 4.11
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
= 500×3.3×(2.5/0.96-1)/(5×5.02)+0.10×5.022 = 108 N
作用在轴上的压力：
FQ = 2×Z×F0×sin(a1/2)
= 2×5×108×sin(165.2/2) = 1070.9 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，故大小齿轮都选用软齿面渐开线斜齿轮。
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 = 23，则：
Z2 = i12×Z1 = 4.47×23 = 102.81 取：Z2 = 103
2） 初选螺旋角:b = 160。
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 = 2.5
2) T1 = 57.2 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 = 2.42
6) 由式8-3得：
ea = [1.88-3.2×(1/Z1+1/Z2)]×cosb
= [1.88-3.2×(1/23+1/103)]×cos160 = 1.644
7) 由式8-4得：
eb = 0.318ydZ1tanb = 0.318×1×23×tan160 = 2.1
8) 由式8-19得:
Ze = = = = 0.78
9) 由式8-21得：
Zb = = = 0.98
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 = 60×480×1×11×300×2×8 = 1.52×109
大齿轮应力循环次数：N2 = 60nkth = N1/u = 1.52×109/4.47 = 3.4×108
12) 由图8-19查得接触疲劳寿命系数:KHN1 = 0.88,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 = = 0.88×650 = 572 MPa
[sH]2 = = 0.9×530 = 477 MPa
许用接触应力:
[sH] = ([sH]1+[sH]2)/2 = (572+477)/2 = 524.5 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) 确定模数：
mn = = = 2.29 mm
取为标准值:2.5 mm。
2) 中心距：
a = = = 163.8 mm
3) 螺旋角：
b = arccos = arccos = 160
4) 计算齿轮参数：
d1 = = = 60 mm
d2 = = = 268 mm
b = φd×d1 = 60 mm
b圆整为整数为：b = 60 mm。
5) 计算圆周速度v:
v = = = 1.51 m/s
由表8-8选取齿轮精度等级为9级。
6) 同前，ZE = 189.8。由图8-15查得节点区域系数为:ZH = 2.42。
7) 由式8-3得：
ea = [1.88-3.2×(1/Z1+1/Z2)]×cosb
= [1.88-3.2×(1/23+1/103)]×cos160 = 1.644
8) 由式8-4得：
eb = 0.318ydZ1tanb = 0.318×1×23×tan160 = 2.1
9) eg = ea+eb = 3.744
10) 同前，取:eb = 1
Ze = = = = 0.78
11) 由式8-21得：
Zb = = = 0.98
12) 由表8-2查得系数：KA = 1，由图8-6查得系数：KV = 1.1。
13) Ft = = = 1906.7 N
= = 31.8 < 100 Nmm
14) 由tanat = tanan/cosb得：
at = arctan(tanan/cosb) = arctan(tan200/cos160) = 20.70
15) 由式8-17得：
cosbb = cosbcosan/cosat = cos16cos20/cos20.7 = 0.97
16) 由表8-3得：
KHa = KFa = ea/cos2bb = 1.644/0.972 = 1.75
17) 由表8-4得：
KHb = 1.17+0.16yd2+0.61×10-3b = 1.37
18) K = KAKVKHaKHb = 1×1.1×1.75×1.37 = 2.64
19) 计算d1：
d1 ≥
= = 54.9 mm
实际d1 = 60 > 54.9所以齿面接触疲劳强度足够。
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 = 23/cos3160 = 25.9
ZV2 = Z2/cos3b = 103/cos3160 = 115.9
2)
eaV = [1.88-3.2×(1/ZV1+1/ZV2)]cosb
= [1.88-3.2×(1/25.9+1/115.9)]×cos160 = 1.662
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 = 2.1查得螺旋角系数Yb = 0.86
5)
= = 3.4
前已求得:KHa = 1.75<3.4，故取：KFa = 1.75
6)
= = = 10.67
且前已求得:KHb = 1.37，由图8-12查得：KFb = 1.34
7) K = KAKVKFaKFb = 1×1.1×1.75×1.34 = 2.58
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 = 2.61 YFa2 = 2.17
应力校正系数:YSa1 = 1.61 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 = 1.52×109
大齿轮应力循环次数:N2 = 3.4×108
11) 由图8-20查得弯曲疲劳寿命系数为：
KFN1 = 0.84 KFN2 = 0.86
12) 计算弯曲疲劳许用应力，取S=1.3，由式8-15得：
[sF]1 = = = 323.1
[sF]2 = = = 251.4
= = 0.01301
= = 0.0158
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≤2.5所以强度足够。
(3) 各齿轮参数如下：
大小齿轮分度圆直径：
d1 = 60 mm
d2 = 268 mm
b = yd×d1 = 60 mm
b圆整为整数为：b = 60 mm
圆整的大小齿轮宽度为：b1 = 65 mm b2 = 60 mm
中心距：a = 164 mm，模数：m = 2.5 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，故大小齿轮都选用软齿面渐开线斜齿轮。
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 = 25，则：
Z4 = i23×Z3 = 3.2×25 = 80 取：Z4 = 80
2） 初选螺旋角:b = 150。
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 = 2.5
2) T2 = 243.1 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 = 2.42
6) 由式8-3得：
ea = [1.88-3.2×(1/Z3+1/Z4)]×cosb
= [1.88-3.2×(1/25+1/80)]×cos150 = 1.644
7) 由式8-4得：
eb = 0.318ydZ3tanb = 0.318×1×25×tan150 = 2.13
8) 由式8-19得:
Ze = = = = 0.78
9) 由式8-21得：
Zb = = = 0.98
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 = 60×107.4×1×11×300×2×8 = 3.4×108
大齿轮应力循环次数：N4 = 60nkth = N3/u = 3.4×108/3.2 = 1.06×108
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:

= = 89.3 mm
4 修正计算结果：
1) 确定模数：
mn = = = 3.45 mm
取为标准值:3.5 mm。
2) 中心距：
a = = = 190.2 mm
3) 螺旋角：
b = arccos = arccos = 150
4) 计算齿轮参数：
d3 = = = 90 mm
d4 = = = 290 mm
b = φd×d3 = 90 mm
b圆整为整数为：b = 90 mm。
5) 计算圆周速度v:
v = = = 0.51 m/s
由表8-8选取齿轮精度等级为9级。
6) 同前，ZE = 189.8。由图8-15查得节点区域系数为:ZH = 2.42。
7) 由式8-3得：
ea = [1.88-3.2×(1/Z3+1/Z4)]×cosb
= [1.88-3.2×(1/25+1/80)]×cos150 = 1.654
8) 由式8-4得：
eb = 0.318ydZ3tanb = 0.318×1×25×tan150 = 2.13
9) eg = ea+eb = 3.784
10) 同前，取:eb = 1
Ze = = = = 0.778
11) 由式8-21得：
Zb = = = 0.98
12) 由表8-2查得系数：KA = 1，由图8-6查得系数：KV = 1.1。
13) Ft = = = 5402.2 N
= = 60 < 100 Nmm
14) 由tanat = tanan/cosb得：
at = arctan(tanan/cosb) = arctan(tan200/cos150) = 20.70
15) 由式8-17得：
cosbb = cosbcosan/cosat = cos15cos20/cos20.7 = 0.97
16) 由表8-3得：
KHa = KFa = ea/cos2bb = 1.654/0.972 = 1.76
17) 由表8-4得：
KHb = 1.17+0.16yd2+0.61×10-3b = 1.38
18) K = KAKVKHaKHb = 1×1.1×1.76×1.38 = 2.67
19) 计算d3：
d3 ≥
= = 89.9 mm
实际d3 = 90 > 89.9所以齿面接触疲劳强度足够。
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 = 25/cos3150 = 27.7
ZV4 = Z4/cos3b = 80/cos3150 = 88.8
2)
eaV = [1.88-3.2×(1/ZV3+1/ZV4)]cosb
= [1.88-3.2×(1/27.7+1/88.8)]×cos150 = 1.67
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 = 2.13查得螺旋角系数Yb = 0.87
5)
= = 3.41
前已求得:KHa = 1.76<3.41，故取：KFa = 1.76
6)
= = = 11.43
且前已求得:KHb = 1.38，由图8-12查得：KFb = 1.35
7) K = KAKVKFaKFb = 1×1.1×1.76×1.35 = 2.61
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 = 2.23
应力校正系数:YSa3 = 1.62 YSa4 = 1.79
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 = 3.4×108
大齿轮应力循环次数:N4 = 1.06×108
11) 由图8-20查得弯曲疲劳寿命系数为：
KFN3 = 0.86 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 = = = 330.8
[sF]4 = = = 260.2
= = 0.01254
= = 0.01534
大齿轮数值大选用。
(2) 按式8-23校核齿根弯曲疲劳强度：
mn≥
= = 2.47 mm
2.47≤3.5所以强度足够。
(3) 各齿轮参数如下：
大小齿轮分度圆直径：
d3 = 90 mm
d4 = 290 mm
b = yd×d3 = 90 mm
b圆整为整数为：b = 90 mm
圆整的大小齿轮宽度为：b3 = 95 mm b4 = 90 mm
中心距：a = 190 mm，模数：m = 3.5 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 = 2.88 KW n1 = 480 r/min T1 = 57.2 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 = 60 mm
则:
Ft = = = 1906.7 N
Fr = Ft× = 1906.7× = 721.9 N
Fa = Fttanb = 1906.7×tan160 = 546.4 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× = 20.4 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 = 21 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 = 24 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 = 25 mm；因轴既受径载荷又受轴向载荷作用，查轴承样本选用：30205型单列圆锥滚子轴承，其尺寸为:d×D×T = 25×52×16.25 mm，轴承右端采用挡油环定位，取:l34 = 16.25 mm。右端轴承采用挡油环定位，由轴承样本查得30205。型轴承的定位轴肩高度：h = 3 mm，故取：d45 = d67 = 31 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 = 65 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 = 95+12+10+8 = 125 mm
l78 = T =16.25 mm
5 轴的受力分析和校核:
1）作轴的计算简图（见图a）:
根据30205圆锥滚子轴承查手册得a = 13.5 mm
带轮中点距左支点距离L1 = (88/2+35+13.5)mm = 92.5 mm
齿宽中点距左支点距离L2 = (65/2+16.25+125-13.5)mm = 160.2 mm
齿宽中点距右支点距离L3 = (65/2+18+16.25-13.5)mm = 53.2 mm
2）计算轴的支反力：
水平面支反力（见图b）：
FNH1 = = = 475.3 N
FNH2 = = = 1431.4 N
垂直面支反力（见图d）：
FNV1 = = = -1278.3 N
FNV2 = = = 929.3 N
3）计算轴的弯矩，并做弯矩图：
截面C处的水平弯矩：
MH = FNH1L2 = 475.3×160.2 Nmm = 76143 Nmm
截面A处的垂直弯矩：
MV0 = FQL1 = 1070.9×92.5 Nmm = 99058 Nmm
截面C处的垂直弯矩：
MV1 = FNV1L2 = -1278.3×160.2 Nmm = -204784 Nmm
MV2 = FNV2L3 = 929.3×53.2 Nmm = 49439 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 = = 218482 Nmm
M2 = = 90785 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
= 10.2 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 = 2.74 KW n2 = 107.4 r/min T2 = 243.1 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 = 268 mm
则:
Ft = = = 1814.2 N
Fr = Ft× = 1814.2× = 686.9 N
Fa = Fttanb = 1814.2×tan160 = 519.9 N
已知低速级小齿轮的分度圆直径为:
d3 = 90 mm
则:
Ft = = = 5402.2 N
Fr = Ft× = 5402.2× = 2035.5 N
Fa = Fttanb = 5402.2×tan150 = 1446.7 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× = 31.5 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：30207型单列圆锥滚子轴承，其尺寸为：d×D×T = 35×72×18.25 mm，则：d12 = d67 = 35 mm。取高速大齿轮的内孔直径为：d23 = 40 mm，由于安装齿轮处的轴段长度应略小于轮毂长度，则：l23 = 58 mm，轴肩高度：h = 0.07d = 0.07×40 = 2.8 mm，轴肩宽度：b≥1.4h = 1.4×2.8 = 3.92 mm，所以：d34 = d56 = 46 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 = 90 mm，l45 = 95 mm，则：
l12 = T2+s+a+2.5+2 = 40.75 mm
l56 = 10-3 = 7 mm
l67 = T2+s+a-l56 = 18.25+8+10-7 = 29.25 mm4 轴的受力分析和校核：
1）作轴的计算简图（见图a）:
根据30207圆锥滚子轴承查手册得a = 18.5 mm
高速大齿轮齿宽中点距左支点距离L1 = (60/2-2+40.75-18.5)mm = 50.2 mm
中间轴两齿轮齿宽中点距离L2 = (60/2+14.5+b3/2)mm = 92 mm
低速小齿轮齿宽中点距右支点距离L3 = (b3/2+7+29.25-18.5)mm = 65.2 mm
2）计算轴的支反力：
水平面支反力（见图b）：
FNH1 = = = 3073.4 N
FNH2 = = = 4143 N
垂直面支反力（见图d）：
FNV1 = = = 530.5 N
FNV2 = = = -1879.1 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 = 3073.4×50.2 Nmm = 154285 Nmm
MH2 = FNH2L3 = 4143×65.2 Nmm = 270124 Nmm
截面B、C处的垂直弯矩：
MV1 = FNV1L1 = 530.5×50.2 Nmm = 26631 Nmm
MV2 = FNV2L3 = -1879.1×65.2 Nmm = -122517 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 = = 156567 Nmm
M2 = = 296610 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
= 33.4 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 = 2.6 KW n3 = 33.6 r/min T3 = 739.5 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 = 290 mm
则:
Ft = = = 5100 N
Fr = Ft× = 5100× = 1921.7 N
Fa = Fttanb = 5100×tan150 = 1365.8 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× = 47.7 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 = 1.2×739.5 = 887.4 Nm
由于键槽将轴径增大4%，选取联轴器型号为:LT9型，其尺寸为：内孔直径50 mm，轴孔长度84 mm，则：d12 = 50 mm，为保证联轴器定位可靠取：l12 = 82 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 = 60 mm，左端用轴肩定位，故取II-III段轴直径为：d23 = 53 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 = 55 mm；因轴既受径载荷又受轴向载荷作用，查轴承样本选用:302