带式输送机的传动系统设计-机械设计课程设计.docx

机 机械设计课程设计
设计说明书

设计“带式输送机的传动系统”

机械设计课程设计计算说明书

一、传动方案拟定 ···········································2
二、电动机的选择 ··········································2
三、运动、动力学参数计算 ································· 4
四、传动零件的设计计算 ··································· 5
五、轴的设计 ············································ 13
六、轴承的寿命校核 ····································· 26
七、 键联接强度校核计算 ·································· 28
八、润滑方式，润滑剂以及密封方式的选择 ····················· 29
九、减速箱体结构尺寸 ······································30
十、 设计小结 ··········································31
十一、 参考文献 ·········································32

计算过程及计算说明
一、传动方案拟定
设计二级圆锥-圆柱齿轮减速器
工作条件：
带式输送机在常温下连续工作、单向运转；空载启动，工作载荷较平稳；输送带工作速度v的允许误差为±5%；二班制（每班工作8h），要求减速器设计寿命为8年，大修为2～3年，大批生产；三相交流电源的电压为380/220 V。
（1） 原始数据：运输机工作周转矩F=3100N ；带速n=45r/min
滚筒直径D=340mm

二、电动机选择
1、电动机类型的选择： Y系列三相异步电动机
2、电动机功率选择：
（1）工作机所需功率：
P=FV/1000
因为 ，把数据带入式子中得n=45r/min,所以
P=3100×0.8/1000=2.48kW
(2)
1）传动装置的总效率：
η总 =0.99×0.9405×0.9603×0.9801×0.9504
≈0.83
2)电动机的输出功率：
Pd= P/η总
=2.48/0.83
=2.99kW
3、确定电动机转速：
计算工作机轴工作转速：
nw=60×1000V/πD
=60000×0.8/3.14×340
=44.96r/min
按表14-2推荐的传动比范围，取圆柱齿轮和圆锥齿轮传动的一级减速器传动比范围分别为2~3和3~5，则总传动比范围为I’d=6~15。故电动机转速的可选范围为
nd=I’d×nw=（6~15）×68.97=413.8~1034.6r/min
符合这一范围的同步转速有750和1000r/min。
4、确定电动机型号
由上可见，电动机同步转速可选750和1000r/min,可得到两种不同的传动比方案
方案
电动机型号
额定功率
P/kW
电动机转速
传动装置的传动比
同步转速
满载转速
总传动比
外伸轴颈
轴外伸长度
Ⅰ
Y132S-6
3.0
1000
960
21.33
38
80
Ⅱ
Y132M-8
3.0
750
710
15.78
38
80

综合各方面因素选择第Ⅱ种方案，即选电动机型号为Y132M-8机。
电动机的主要参数见下表
型号
额定功率/kW
满载转速(r/min)
中心高
mm
Y225S-8
3.0
710
132

三、运动参数及动力参数计算
计算总传动比及分配各级的传动比
1、总传动比：i=nm/nw=710/44.96=15.78
2、分配各级传动比:
按表3-4取闭式圆柱齿轮啮合的传动比：i1=4
圆柱齿轮啮合的传动比：i2=i/ i1=15.78/4=3.95
1. 计算各轴转速（r/min）
nI=n=710
nII=nI/ i2=710/3.95=180
nIII=nII/ i1=180/4=45
nIV= nIII=45
2.计算各轴的功率（kW）
PI=Pd·η联轴器=2.99×0.99=2.96
PII=PI·η轴承·η圆锥齿轮=2.96×0.9405=2.78
PIII=PII·η轴承·η圆柱齿轮=2.78×0.9603=2.67
PIV= PⅢ*η轴承*η联轴器=2.67×0.9801×0.9504=2.49
3.计算各轴扭矩（N·m）
Td=9550* Pd/ nm =9550×2.99/710=40.22
TI=9550*PI/nI=9550×2.96/710=39.81
TII=9550*PII/nII=9550×2.78/180=147.49
TIII=9550*PIII/nIII=9550×2.67/45=566.63
TIV=9550* PIV/nIV=9550×2.49/45=528.43
Td、TI、TII、TIII、TIV依次为电动机轴，Ⅰ，Ⅱ，Ⅲ和工作机轴的输入转矩。
参数 轴名
电动机轴
Ⅰ轴
Ⅱ轴
Ⅲ轴
工作机轴
转速r/min
710
710
180
45
45
功率P/kW
2.99
2.96
2.78
2.67
2.49
转矩/n*m
40.22
39.81
147.49
566.63
528.43
传动比
1
3.94
4
1
1
效率
0.99
0.9405
0.9603
0.9801

4.验证带速
V= nIII=0.8m/s
误差为=-0.003<5%,合适

四、传动零件的设计计算
圆锥齿轮的设计计算
已知输入功率P1=PⅠ=2.96Kw,小齿轮的转速为710r/min，齿数比为u=3.95，由电动机驱动，工作寿命为8年（每年工作300天），二班制，输送机连续单向运转，工作时有轻微震动，空载启动。
（1）选定齿轮精度等级，材料和确定许用应力
1）该减速器为通用减速器，速度不高故选用7级精度（GB10095-88）
2)选择小齿轮材料为40Cr钢,调质处理，硬度为HBS1=260，大齿轮为45钢（调质处理），硬度为HBS2=230，两齿轮齿面硬度差为30HBS，符合软齿面传动的设计要求。
3）选齿数
Z1=25 Z2=uZ1=25×3.95=99
3)确定材料的许用应力
由图7-18（a）按碳钢查MQ线得

确定寿命系数ZN，由已知条件，取 ZN1=ZN2=1
确定尺寸系数Zx，由图7-20查得 Zx1=ZX2=1
确定安全系数SH，由表7-8取 SH=1.0
同理由图7-18(a)查得
σHlim1=720Mpa σHlim2 =580Mpa
计算许用接触应力[σH]
[σH1]=ZNZxσHlim1/SH=1×1×720/1.0=720
[σH2]=ZNZXσHlim2/SH=1×1×580/1.0=580
3.根据设计准则，按吃面接触疲劳强度设计。
接触强度公式：d1=34KT1φR1-0.5φR2（ZNZE[σH]）2
确定上式中的各计算数值如下
（1） 选取载荷系数 Kt=1.5
（2） 选取齿宽系数 φR=0.3
（3） 由表7-5得材料的弹性影响系数 ZE=189.8Mpa0.5
(4)由图7-5确定节点区域系数 ZH=2.5
(5)试算所需小齿轮直径d1t
d1t≥34KT1φR1-0.5φR2（ZNZE[σH]）2=
34×1.5×3.981×1020.3×1-0.5×0.32（2.5×189.8580）2=57.2
4.确定实际载荷系数K与修正所计算的分度圆
（1）确定使用系数KA，按电动机驱动，载荷平稳7-2取KA=1
（2）计算平均圆周速度
Vm=πd1tn160×1000=π×57.21-0.5×0.3×71060×1000=1.8
查表7-7，题目给定的7级精度足够，由齿轮的速度与精度查图7-8的Kv=1.13
（4） 确定齿间在和分配系数Kα
锥距 R=d1tμ2+12=57.2×3.952+12=116.5
齿宽初定 b=φR×R=0.3×116.5=35
圆周力计算 Ft=2000T1dm1=2000×39.8157.21-0.5×0.3=1637.6
单位载荷计算 Ftb=1637.635=46.8N/mm<100N/mm
由表7-11查得 Kα=1.2
（4）确定齿向载荷系数分布系数KHβ
由表7-12取KHβe=1.1 有效工作齿宽be>0.85b 按式7-34计算得
KHβ=1.5KHβe=1.5×1.1=1.65
（5） 计算载荷系数 K=KAKvKαKHβ=1×1.13×1.2×1.65=2.24
（6） 按实际载荷系数修正所算的分度圆直径
d1=d1t3KKt=57.2×32.241.5=65.4
（7）试算模数 m=d1z1=65.425=2.61
5.齿根弯曲强度计算 公式为
m≥34KT1φR1-0.5φR2z12μ2+1YFa Ysa[σH]
确定上式中的各计算数值如下
（1）确定弯曲极限应力值，取σFlim1=300 Mpa σFlim2=220
（2）由已知条件取弯曲疲劳寿命系数 YN1=YN1=1
（3）由表7-8确定弯曲疲劳安全系数，查得SF=1.25
（4）由图7-23确定尺寸系数，的Yx=1
（5）计算弯曲强度许用应力得
[σF1]=σFlim1YST YNYxSF=300×2×1×11.25=480 Mpa
[σF2]= σFlim2YST YNYxSF=220×2×1×11.25=352 Mpa
（7） 确定齿形系数YFa1 ，YFa2
计算分度圆锥角 δ2=tan-1μ=tan-13.95=75.790
δ1=900- δ2=900-75.790=14.210
计算齿数Zv1，Zv2 为cosδ1
Zv1=Z1cosδ1=25cos14.210=25.8 ，Zv2=Z2cosδ2=99cos75.790=396
查表7-16取YFa1=2.64，YFa2=2.08
（8） 计算大小齿轮的YFaYFa[σH]值
YFa1YFa1[σH]=2.64×1.58480=0.00869
YFa2YFa2[σH2]=2.08×1.92352=0.011345 大齿轮的数值大
（9） 将以上各值代入公式计算得
m≥34KT1φR1-0.5φR2z12μ2+1YFa Ysa[σH]=
34×2.24×3.981×1040.31-0.5×0.322523.952+1×0.011345
=1.94
由于齿轮的模数m的大小主要取决于弯曲强度，所以将计算出来的按表7-9圆整为m=2。在根据接触疲劳强度计算出的分度圆直径d1=65.4，协调相关参数与尺寸为
Z1=d1m=65.42=32.7 取Z1=34
Z2=μ× Z1=3.95×34=135
锥齿轮分度圆直径为d1=m Z1=2×34=68 d2=2×135=270
这样设计出来的齿轮能在保证满足弯曲强度的前提下，取较多的齿数，做到结构紧凑，减少浪费，且重合度增加，传动平稳。

圆柱直齿轮的设计计算
已知：输入功率P2=2.78，小齿轮转速为180r/min，齿数比为u=4，电动机驱动，工作寿命为8年（每年工作300天二班制，带式输送机，时有轻微震动，单项运转。
1．选择齿轮材料
根据题设条件看，小齿轮采用40Cr钢，调质处理，硬度HBS1=260；大齿轮材料为45钢，调质处理，硬度HBS2=230；两齿轮齿面硬度差为30 HBS，符合软齿面传动设计要求。
（2）选齿数
Z1=24 Z2=μZ1=96
2．确定材料的许用接触应力
（1）确定接触疲劳极限应力σHlim
由图7-18（a）查得MQ线得σHlim1=720 σHlim2=580
（2）确定寿命系数ZN
小齿轮循环次数 N1=60n1jLh=60×180×1×2×8×300×8=4.1×108
大齿轮循环次数 N2=4.1×1084=1×108
由图7-19查得 ZN1=1 ZN2=1
（3）确定尺寸系数Zx，由图7-20查得Zx=Zx=1
（4）确定安全系数SH，由表7-8取SH=1.05
（5）计算许用接触应力[σH]
[σH1]=ZNZxσHlim1SH=1×1×7201.05=686
[σH2]= ZNZxσHlim2SH=1×1×5801.05=552
3．根据设计准则，按齿面接触疲劳强度设计
齿面接触疲劳强度公式为
d1≥32KT1φdμ+1μ ZE ZHZε[σH]2

确定上式的各计算数值如下
（1）选取载荷系数 Kt=1.3
（2）计算小齿轮传递的转矩
T1=9.55×106×p1n1=9.55×106×2.78×103180=147.49
（3）确定齿宽系数φd，由表7-6选取齿宽系数φd=0.8
（4）确定材料的弹性影响系数ZE，ZE=189.8
（5）确定节点区域系数ZH，由图7-14得 ZH=2.5
（6）确定重合度系数Zε，由式（7-9）计算重合度系数为
εα=1.88-3.2×1Z1+1Z2=1.72
由式（7-8）计算重合度系数Zε=4-εα3=0.872
（7）试算所需小齿轮直径d1
d1t≥32KT1φdμ+1μ ZE ZHZε[σH]2
=32×1.3×1.47×1050.854 0.872×189.8×2.55522=70
4．确定实际载荷系数K与修正所计算的分度圆直径
（1）确定使用系数KA，按电机驱动载荷平稳，取KA=1
（2）确定动载系数KV
计算圆周速度
V=πd1n160×1000=π×70×18060×1000=0.66 m/s
故前面取8级精度合理
由齿轮的速度与精度查图7-7得 KV=1.05
（3）确定齿间载荷分配系数Kα
齿宽初定 b=φd d1t=0.8×70=56
单位载荷 KAFtb=2×1×1.47×10556×70=75 N/mm<100N/mm
由表7-3查得Kα=1.2
（4）确定齿向载荷分布系数KHβ，由表7-4得
KHβ=1.15+0.18φd2+3.1×10-4b+0.108φd2=1.32

（5）计算载荷系数
K=KAKvKαKHβ=1×1.05×1.2×1.32=1.66
（6）按式（7-12）修正所得分度圆直径为
d1=d1t3KKt=70×31.661.3=76
（7）计算模数
m=d1z1=7624=3.2
5.齿根弯曲疲劳强度计算
公式为
m≥32kT1YFaYsaYεφdz12[σF]
确定上式的各计算数值如下
确定弯曲应力极限值，σFlim1=300MPa σFlim2=220MPa
确定弯曲疲劳寿命系数，YN1=YN2=1
确定弯曲疲劳安全系数，由表7-8查得SF=1.25
确定尺寸系数，由图7-23得 Yx=1
按式7-22计算许用弯曲应力为
[σF1]=σFlim1YSTYN YxSF=300×2×1×11.25=480
[σF2]= σFlim2YSTYN YxSF=220×2×1×11.25=352
确定计算载荷系数 K
初步确定齿高 h=2.25m=2.25×3.2=7.2 bh=7.8
查图7-14取KFβ=1.26
计算载荷系数K=KAKVKαKFβ=1×1.05×1.2×1.26=1.58
确定齿形系数，YFa1=2.65 YFa2=2.18
确定应力校正系数，Ysa1=1.58 Ysa2=1.78
计算大小齿轮的YFaYsa[σF]的数值
YFa1Ysa1[σF1]=2.65×1.58480=0.0087 YFa2Ysa2[σF1]=1.78×2.18352=0.01102
大齿轮的数值大，应把大齿轮数据带入公式计算
计算重合度系数，按式7-18计算得
Yε=0.25+0.751.72=0.69
把以上数值代入公式计算得
m≥32kT1YFaYsaYεφdz12[σF]=32×1.58×1.47×1050.8×2422.18×1.78×0.69352=1.98
由于齿轮的模数m的大小主要取决于弯曲强度，所以将计算出的数值按国际标准圆整为m=2，再按接触强度计算出的分度圆直径d1=76 mm
协调相关参数与尺寸为
Z1=d1m=762=38 Z2=μZ1=4×38=152
这样设计出来的齿轮在保证满足弯曲强度的前提下，取较多的齿数，做到结构紧凑，减少浪费，且重合度增加，传动平稳。
6．齿轮其他主要尺寸计算
分度圆直径 d1=m Z1=2×38=76 mm
d2=m Z2=2×152=304 mm
齿顶圆直径 da1= d1+2ha=76+2×2=80 mm
da2= d2+2ha=304+2×2=308 mm
齿根圆直径 df1=d1-2hf=76-2×3=70 mm
df2=d2-2 hf=304-2×3=298 mm
中心距 a=d1+ d22=76+3042=190 mm
齿宽 b2=φdd1=61 mm b1= b2+8=69 mm
7．确定齿轮结构形式和其他结构尺寸，并绘制齿轮零件工作图。

五、轴的设计计算
输出轴设计（Ⅲ轴）
已知：输出轴功率为P=2.67kW，转速为45r/min,转矩为566.63N·m,大圆柱齿轮的直径为304 mm，齿宽为61mm。
1.选择轴的材料
选取轴的材料为45钢（调质），
2. 按扭矩初算联轴器处的最小直径
先据表12-2，按45钢（调质）取A=112,则：
dmin=A3p3n3=43.7 mm
要使轴径d12与联轴器轴孔相适应，故选择连轴器型号
查课本P297,查TA=1.3,
设计扭矩：Tc=TA T3=1.3566.6.=736.619N·m,查《机械设计课程设计》P298，取HL4弹性柱销联轴器，额定扭矩为1250N·m其半联轴器的孔径d =45mm,长度为L=112mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=84 故取LⅠ-Ⅱ =82mm，
3. 轴的结构设计
（1）拟定轴的装配方案如下图：

（2）轴上零件的定位的各段长度，直径，及定位
1）为了定位半联轴器，1-2轴右端有一轴肩，取dⅡ-Ⅲ=50mm, 轴承端盖总宽度为20mm，由于装拆及添加润滑油的要求，轴承端盖与外端面与半联轴器右端面的距离l=40mm，故LⅡ-Ⅲ=29+40=60mm挡圈直径D=65mm
2）选取轴承型号：深沟球轴承6311型号，dDT=55mm120mm29mm所以取dⅢ-Ⅳ=dⅦ-Ⅷ=55 mm
3）根据轴承采用轴肩定位，轴肩高度h=5mm,选
dⅣ-Ⅴ=60 mm
4）齿轮与右轴承间采用套筒定位，套筒直径为65mm,
齿轮的轮毂宽度故取为48mm,轴肩h>0.07d,取h=5mm,轴环处处的直经dⅤ-Ⅵ=65mm,LⅤ-Ⅵ>1.4h,取LⅤ-Ⅵ=7mm,
5)取箱体——小圆锥齿轮的中心线为对称轴，
LⅣ-Ⅴ=57mm LⅦ-Ⅷ=29+10=39 mm
6)取齿轮距箱体内壁之距离a=16mm，锥齿轮与圆柱齿轮之间的距离c=20mm（参见图12-21）。考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时。应距箱体内壁一段距离s，取s=8mm（参见图12-21），已知深沟球轴承宽度B=29mm,大锥齿轮轮彀长L=30mm
则 LⅢ-Ⅳ=B+S+a+(61-57)=57 mm
LⅥ-Ⅶ=L+a+c+s-LⅤ-Ⅵ=67 mm

至此，已初步确定轴的各段直径和长度。
（5） 轴上零件的周向定位。齿轮，半联轴器与轴的周向定位独采用平键连接。按d4-5由查表4-1得平键截面，键槽长为56mm，同时为了保证齿轮与轴承配合有良好的对中性，选择齿轮轮彀与轴的配合为H7/m6（直径为60，处于50-250之间）；同样，半联轴器与轴的联接，选用平键为,半联轴器与轴的配合为H7/k6.滚动轴承与轴的配合为m6
公差说明：k6 滚动轴承和联轴器与轴的周向定位是由过度配合来实现。
由前面的轴的计算知：
（1）45的轴段与联轴器相连
对于k6，根据查表3-4得：下偏差ei=0
查表3- 2标准公差的数值查得： IT6=13
所以：下偏差es=ei+IT=0+13=+13 =+0.013mm
（2） 的轴段与轴承相连选择m6
根据表3-4得：下偏差ei=+11=+0.011mm
查表3- 2标准公差的数值查得： IT6=13
所以：下偏差es=ei+IT=+11+13=+24 =+0.024mm
（3） 的轴段与齿轮轮彀配合
同理可得：该处的轴的上下偏差为：+0.011mm、+0.024mm

（6） 确定轴上圆角和倒角尺寸。

低速轴的参数值

表7.3 低速轴的参数值

轴的参数
参数符号
轴的截面（mm）
Ⅰ
Ⅱ
Ⅲ
Ⅳ
Ⅴ
Ⅵ
Ⅶ
Ⅷ
轴段长度
L
80
60
57
57
7
67
39
轴段直径

45
50
55
60
65
60
55
轴肩高度

—
2.5
2.5
2.5
2.5
2.5
2.5
—

4.轴的强度校核
1）齿轮上的作用力的大小 α=200
Ft=2000×T3d2=3728 N Fr=Fttanα=1357 N
利用受力平衡和弯矩平衡可列平衡方程如下：

得：F1=839 N F2=518 N
显然水平方向不收弯矩，下面计算垂直方向的弯矩：
T=F1L2=51179 N·mm

3）画弯矩扭矩图：

载荷分布如下:
低速轴上的载荷分布

载荷
水平面H
垂直面V
支反力F

Fnv1=839 N
FNv2=518 N
弯矩M

Mv=51179 N·mm

总弯矩

Mv=51179 N·mm

扭矩T
T=566630 N·mm

按弯扭校核轴的疲劳强度
进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面C）的强度。由计算公式得，

式中：—C截面的计算应力（MPa)
—折合系数，该低速轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，故根 据文献1中P290应取折合系数

—抗弯截面系数（mm3），根据文献8中P142知：

σca=M12+αTⅡ2W=511792+0.6×566630221600=2339.3Pa

前已选定轴的材料为45钢，调质处理，根据文献1表12-1查得：，因此，故安全。
7.1.7.精确校核轴的疲劳强度
（1）判断危险截面。截面A，II，III，B只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭矩强度较为宽裕地确定的，所以截面A，II，III，B处均将无须校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面IV和V处过盈配合引起的应力集中最严重；从受载的情况来看，截面C上的应力最大。截面V的应力集中的影响和截面IV的相近，但截面V不受扭矩作用，同时轴颈也较大，故不必作强度校核。截面C上虽然应力最大，但应力集中不大（过盈配合剂键槽引起的应力集中均在两端），而且这里轴的直径最大，截面C也不必校核。截面VI和VII显然更不必校核。由于机械设计手册可知，键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需校核截面IV左右两侧即可。
（2） 截面IV左侧，
由公式知：
抗弯截面系数

抗扭截面系数

截面IV左侧的弯矩M为：
M= Mv×61×2461 = 51179×61-2461=31043N·mm
截面IV左侧的扭矩M为：
T3=566630 N·mm
截面上的弯矩应力 σb=MW=3104316683=1.8 MPa
截面上的扭转切应力 τT=T3Wt=56663033275=17 MPa
轴的材料为45号钢，调质处理。由表12-1查得：

截面上由于轴肩而形成的有效应力集中系数，由机械设计手册查取。因，经插值后可查得
查得尺寸系数扭转尺寸系数。
轴按车削加工，查得表面质系数为轴未经表妹强化处理，即，则按式2-19得综合影响系数为

又由机械设计手册查得应力折合系数
于是，计算安全系数，按式（12-6)-(12-8)则得

故可知安全。
（3） 截面IV右侧
由公式知：
抗弯截面系数

抗弯截面系数

弯矩M及弯矩应力为
M=Mv×61-2461= 51179×61-2461=31043 N·mm

σB=3104321600=1.43 Mpa
扭矩及扭矩切应力为 T3=566630 N·mm

τT=T3Wt=56663043200=13.11 MPa

过盈配合处由手册查得过盈配合处的; 轴按车削加工，查得表面质量系数为；尺寸系数；扭转尺寸系数。

所以轴在截面IV右侧的安全系数为

故该轴在截面IV右侧的强度也是足够的。本题因无大的瞬间时过载及严重的应力循环不对称性，故可略去静强度校核。

中间轴的设计（Ⅱ轴）
轴端齿轮的分度圆直径
由前面的中高速级齿轮设计可知：
小圆柱齿轮的分度圆直径：d1=76 mm
大圆锥齿轮的大端分度圆直径：d2=270 mm
轴的材料的选择
取轴的材料为45优质碳素结构钢，调质处理。
轴的最小直径
根据资料可初步估算轴的最小直径，

式中：—最小直径系数，由表12-3按45钢查得
—中间轴的功率（KW），由表3-6可知：
P2=2.78 KW
—中间轴的转速（r/min），由表3-6可知：
n2=180 r/min
因此： dmin=A03P2n2=112×32.78180=27.8 mm
轴的结构设计
拟定轴上零件的装配方案
中间轴的装配方案如下图7.6所示：

中间轴的结构与装配
根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
①输出轴的最小直径显然是安装滚动轴承处轴的直径和。因滚动轴承同时受径向力和轴向力的作用,由表10-2可选3型圆锥滚子轴承。由表13-1中参照工作要求并根据dmin=27.8，由轴承产品目录中可初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承30306，其基本尺寸资料如上表7.5所示。由表可知该轴承的尺寸为， dDT=30mm×72mm×20.75mm故。dⅠ-Ⅱ=dⅤ-Ⅵ=30mm
②为了使封油环可靠地夹紧圆柱齿轮和圆锥齿轮，与圆柱齿轮配合的轴Ⅱ-Ⅲ段应小于其齿宽，与圆锥齿轮配合的轴Ⅳ-Ⅴ段也应小于其轮毂。故：
LⅡ-Ⅲ=B-2=69-2=67mm

由前面的低速轴设计知：低速轴的两轴承之间的长度57+57+7+67+39=227mm
而： LⅡ-Ⅲ+LⅢ-Ⅳ+LⅣ-Ⅴ=67+4+28=99mm
轴承的宽度为20.75mm
则： LⅠ-Ⅱ=LⅤ-Ⅵ= 227-99/2=64 mm

③取非定位轴肩，则dⅡ-Ⅲ=dⅣ-Ⅴ=30+2×1.5=33 mm 。应两齿轮都采用轴肩定位，故其中间应有一轴环，其轴肩高度
hⅢ=hⅣ=（0.07～0.1）dⅡ-Ⅲ=（0.07～0.1）×33=2.31～3.3 mm
取 hⅢ=hⅣ=2.5mm，则轴环的宽度LⅢ-Ⅳ≥1.4hⅢ=1.4×2.5=3.5 mm，故取
至此，经过步骤①②③基本确定了轴的各段直径和长度，如上图7.6所示，并归纳为下表7.7所示，

中间轴的参数值

参数名称
参数符号
轴的截面（mm）
Ⅰ
Ⅱ
Ⅲ
Ⅳ
Ⅴ
Ⅵ
轴段长度

64
67
4
28
64
轴段直径

30
33
37
33
30
轴肩高度

—
1.5
2.5
2.5
1.5
—

轴上零件的周向定位
齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用圆头普通平键连接。由表4-1按 dⅣ-Ⅴ=33mm查得圆柱齿轮与轴连接的平键截面。键槽用键槽铣刀加工，长为，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故与圆柱齿轮配合的轴的直径尺寸公差为；查得圆锥齿轮与轴连接的平键截面 ，键槽用键槽铣刀加工，长为，与圆锥齿轮配合的轴的直径尺寸公差也为。
对于k6，查表3-4得：下偏差ei=0
查表3- 2标准公差的数值查得： IT6=13
所以：下偏差es=ei+IT=0+13=+13 =+0.013mm

7.2.4.4 确定轴上圆角和倒角尺寸
由表12-2查得，取轴端倒角为，各轴肩处的圆角半径见图7.6。

高速轴的设计（Ⅰ轴）
轴端齿轮的分度圆直径
由上述前面的中高速级齿轮设计可知：
小圆锥齿轮的大端分度圆直径：d1=68 mm
轴的材料的选择
取轴的材料为45优质碳素结构钢，调质处理。
轴的最小直径
根据下述计算公式可初步估算轴的最小直径，

式中：—最小直径系数，根据文献1中表12-3按45钢查得
—高速轴的功率（KW），P=2.96kw
—高速轴的转速（r/min），由表5.1可知：n0=710r/min
因此: dmin=A03P2n2=112×32.96710=18 mm
输入轴的最小直径应该安装联轴器处，为了使轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器的型号。其计算公式为：

式中：—联轴器的计算转矩（）
—工作情况系数，根据文献1中表11-1按转矩变化小查得，
—高速轴的转矩（），由表3-6可知：T0=39810 N·mm
因此： Tca=KAT0=1.5×39810=59715 N·mm

按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB/T 5014-2003查得(即上表），选用HL1型弹性柱销联轴器。由上表可知，选取半联轴器孔径，故取，半联轴器的长度，与轴配合的毂孔长度。

轴的结构设计
拟定轴上零件的装配方案

①满足半联轴器的轴向定位要求。Ⅰ-Ⅱ轴段右端需制出一轴肩，故取Ⅱ-Ⅲ段的直径

式中：—轴Ⅱ处轴肩的高度（），根据文献1中P283页的知识知：定位轴肩的高度
，故取
左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径。半联轴器与轴配合的毂孔的长度，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不是压在轴的端面上，故Ⅰ-Ⅱ段的长度应比稍短一些，现取。
②初步选择滚动轴承。因滚动轴承同时受径向力和轴向力的作用，由表10-2可选3型圆锥滚子轴承。根据文献2中表13-1中参照工作要求并根据，由轴承产品目录中可初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承320/32，其基本尺寸资料如下表7.5所示

由已知可知该轴承的尺寸为，故；而为了使滚子轴承被封油环和端盖可靠夹紧，与之配合的轴的长度要略小于轴承的宽度，因此去，此时便确定了Ⅲ处的轴肩高度。为了加工的方便性，取与小圆锥齿轮配合的轴Ⅵ-Ⅶ段的直径与与Ⅰ-Ⅱ处相同，即则轴肩。
两滚动轴承均采用轴肩进行轴向定位。有上表可知320/32型轴承