机械设计课程设计-二级圆柱-圆锥齿轮减速器.docx

机械设计课程设计计算说明书 设计题目：二级圆柱-圆锥齿轮减速器 学院： 机电工程学院 专业： 机械设计制造及其自动化 班级： 132班 设计者： 郭永辉 学号： 20131940 指导老师：赵丽 2015年12月22日 目录 一、设计任务书 二、传动系统方案的分析 三、电动机的选择与传动装置运动和动力参数的计算 四、传动零件的设计计算 五、轴的设计计算 六、轴承及其组合部件选择和轴承寿命校核 七、键联接和联轴器的选择及校核 八、减速器箱体，润滑及附件的设计 九、润滑与密封 十、装配图和零件图的设计 十一、设计小结 十二、参考文献一、设计任务书1.1传动方案示意图 图一、传动方案简图 1.2原始数据传送带拉力F(N)传送带速度V(m/s)滚筒直径D（mm）21000.4300 1.3工作条件 三班制，使用年限为10年，连续单向于运转，载荷平稳，小批量生产，运输链速度允许误差为链速度的。1.4工作量 1、传动系统方案的分析； 2、电动机的选择与传动装置运动和动力参数的计算； 3、传动零件的设计计算； 4、轴的设计计算； 5、轴承及其组合部件选择和轴承寿命校核； 6、键联接和联轴器的选择及校核； 7、减速器箱体，润滑及附件的设计； 8、装配图和零件图的设计； 9、设计小结； 10、参考文献；二、传动系统方案的分析传动方案见图一，其拟定的依据是结构紧凑且宽度尺寸较小，传动效率高，适用在恶劣环境下长期工作，虽然所用的锥齿轮比较贵，但此方案是最合理的。其减速器的传动比为8-15，用于输入轴于输出轴相交而传动比较大的传动。三、电动机的选择与传动装置运动和动力参数的计算 3.1 电动机的选择 1、电动机类型选择：选择电动机的类型为三相异步电动机，额定电压交流380V。 2、电动机容量选择： （1）工作机所需功率=FV/1000 F-工作机阻力 v-工作机线速度 -工作机效率可取0.96 (2) 电动机输出功率 考虑传动装置的功率损耗，电动机的输出功率为 =/ 为从电动机到工作机主动轴之间的总效率，即 =0.776 -滚动轴承传动效率取0.99 -圆锥齿轮传动效率取0.95 -圆柱齿轮传动效率取0.97 -联轴器效率取0.99 -卷筒效率取0.96 -V带传动效率取0.96 = （3）确定电动机的额定功率 因载荷平稳，电动机额定功率略大于即可。所以可以暂定电动机的额定功率为1.5Kw。 3、确定电动机转速 卷筒工作转速 =601000V/D=60X1000X0.4/3.14X300=25.5r/min 由于两级圆锥-圆柱齿轮减速器一般传动比为8-15，V带传动比为3，故电动机的转速的可选范围为 =3(8-15） =612.01147.5r/min。 可见同步转速为1000r/min ，750r/min 的电动机都符合，这里初选同步转速为1000r/min ，750r/min的两种电动机进行比较，综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格、动力及总传动比。 表2 电动机方案比较表方案电动机型号额定功率（kw）电动机转速（r/min）传动装置总传动比同步满载1Y100L-61.5100094036.86 由表中数据可知，方案1的总传动比小，传种装置结构尺寸小，因此可采用方案1，选定电动机型号为Y100L-63.2传动装置总传动比的计算和各级传动比的分配 1、传动装置总传动比 =940/25.5=36.86 2、分配各级传动比传送带传动比定为=3，高速级为圆锥齿轮其传动比应小些约，低速级为圆柱齿轮传动其传动比可大些。所以可取 =3.1 =43.3计算传动装置的运动和动力参数 1、各轴的转速（各轴的标号均已在图中标出） =940r/min= =940/3=313.3r/min= /=313.3/3.1=101.1r/min =101.1/4=25.5r/min= 2、各轴输入功率 =1.119kw =1.063kw =1.042kw =1.032kw =0.951kw =0.932kw 3、各轴转矩 =11.48N.m =11.37N.m =32.40N.m =31.76N.m =97.48N.m =356.16N.m =349.04N.m 将计算结果汇总列表如下 表3 轴的运动及参数项目电动机轴 1轴2轴3高速级轴4低速级轴5轴6轴7转速（r/min）940940313.3313.3101.125.525.5功率（kw）1.131.1191.0631.0421.0320.9510.932转矩()11.4811.3732.4031.7697.48356.16349.04 四、传动零件的设计计算4.1斜齿圆柱齿轮传动的设计（主要参照教材机械设计（第九版）已知输入功率为=1.032kw、小齿轮转速为=101.1r/min、齿数比为4。工作寿命10年（设每年工作365天），三班制，带式输送，工作平稳，转向不变。 1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 （1）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度。（GB10095-88） （2）材料选择 由机械设计（第九版）表10-1小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度相差40HBS。（3) 选小齿轮齿数,则大齿轮齿数 初选螺旋角。 2、按齿面接触疲劳强度计算按下式设计计算 （1）确定公式内的各计算数值1） 试选载荷系数=1.32） 查教材图表（图10-20）选取区域系数=2.4333） 查教材表10-5选取弹性影响系数=189.8 4） 查教材由式（10-21）计算接触疲劳强度重合度系数. = = =1.591 由式（10-23）可得螺旋角系数. =0.9855） 齿宽系数=1.6） 由教材公式10-15计算应力循环次数N=60nj =60101.11（3836510）=5.31410 N=7） 查教材图10-13疲劳寿命系数得：K=0.90 K=0.958） 查取齿轮的接触疲劳强度极限650Mpa 550Mpa 9） 小齿轮传递的转矩=97480N.mm10） 齿轮的接触疲劳强度极限：取失效概率为1%,安全系数S=1,应用公式（10-12）得:=0.9650=585 =0.95550=522.5 许用接触应力为两者中较小作为许用应力 （2） 设计计算1） 按式计算小齿轮分度圆直径=51.410mm 2） 计算圆周速度0.272m/s3） 计算齿宽b b=51.410mm 4) 计算载荷系数K 系数=1，根据V=0.272m/s，7级精度查图表（图10-8）得动载系数=1.005 查教材图表（表10-3）得齿间载荷分布系数=1.4 由教材图表(表10-4）查得=1.420 所以载荷系数 =1.9705) 按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 =6) 计算模数 = 3、按齿根弯曲疲劳强度设计 由弯曲强度的设计公式(10-7),试算模数 （1） 确定公式内各计算数值1） 试选载荷强度系数 2） 由式（10-18）计算弯曲疲劳强度重合度系. 由式（10-19）计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数 3） 计算当量齿数 =18.610 =74.4384） 查教材图（10-17）取齿形系数=2.86 ，=2.235） 查教材图（10-18）应力校正系数=1.54 ，=1.726） 查教材图（10-24c）查得小齿轮弯曲疲劳强度极限=500MPa ，大齿轮弯曲疲劳强度极限=380MPa 。7） 查教材图（10-22）取弯曲疲劳寿命系数K=0.85 K=0.88 8） 计算弯曲疲劳许用应力。 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式得 = =9） 计算大、小齿轮的，并加以比较 比较选用大值。（2） 设计计算1） 计算模数 =2.0062)调整齿轮模数 圆周速度V V= 齿宽b b= 齿高h及宽高比 ， b/h=7.7883)计算实际载荷系数由v=0.186m/s,7级精度，图10-8得动载系数。圆周力： 查表10-3得齿面间分配系数 查表10-4用插值法查得,结合b/h=7.788,查图10-13得 则实际载荷系数为 由式10-13，可得按实际载荷系数得的齿轮模数 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所承载的能力。而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅取决于齿轮直径。按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m=2.25mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d=509.050来计算应有的齿数.2） 计算齿数 z=25.465 ， 取z=25 3） 那么z=425=100 4、几何尺寸计算（1） 计算中心距 a=144.930 考虑到模数从2.140mm增大到2.25，为此将中心距减小圆整为144mm.（2） 按圆整后的中心距修正螺旋角 =arccos（3） 计算大.小齿轮的分度圆直径 d=57.60 d=230.40（4） 计算齿轮宽度 B= 大齿轮宽度一般比小齿轮大510mm，即(5) 圆整中心距后的强度校核 齿轮副的中心距在圆整后，、和、均产生变化，应重新校核齿轮强度，以明确齿轮的工作能力。1） 齿面接触疲劳强度校核 按前述类似做法，先计算式 10-22 中的各参数。结果相差很小，所以：,，,，.将他们代入式10-22 得： 406.24MPa 满足齿面接触疲劳强度条件。2） 齿根弯曲疲劳强度校核3） 按前述类似做法，先计算10-17中的各参数。由于计算结果相差很小可以忽略不计，所以计算结果为：=1.592，,，.将他们代入10-17 得： 110.3MPa96.93MPa 齿根弯曲疲劳强度满足要求，并且小齿轮抵抗弯曲疲劳破坏的能力大于大齿轮。（6） 主要设计结论： 齿数、,模数m=2.25mm,压力角，螺旋角，变位系数,中心距a=144mm,齿宽，。选用7级精度，小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS。 4.2直齿圆锥齿轮传动设计（主要参照教材机械设计（第九版）已知输入功率为kw、小齿轮转速为r/min、齿数比为3.1由V型传送带驱动。工作寿命10年（设每年工作365天），三班制，带式输送，工作平稳，转向不变。 1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1） 圆锥圆锥齿轮减速器为通用减速器，其速度不高，故选用7级精度（GB10095-88） （2） 材料选择 由机械设计（第八九版）表10-1 小齿轮材料可选为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料取45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度相差40HBS。（3) 选小齿轮齿数,则大齿轮齿数 2、按齿面接触疲劳强度设计 设计计算公式： （1） 、确定公式内的各计算值1） 试选载荷系数=1.32） 小齿轮传递的转矩=31760N.mm3） 取齿宽系数4） 查图10-25d齿面硬度得小齿轮的接触疲劳强度极限600Mpa , 大齿轮的接触疲劳极限550Mpa .5） 查表10-5选取弹性影响系数=189.8 6） 由教材公式10-15计算应力值环数 N=60nj =609601（3836510=1.64710 N=7) 查教材10-23图得：K=0.95 K=0.98) 齿轮的接触疲劳强度极限：取失效概率为1%,安全系数S=1,应用公式（10-14）得: =0.95600=570 =0.9550=495 （2） 设计计算1） 试算小齿轮的分度圆直径，带入中的较小值得 =60.899mm2） 计算圆周速度V 51.764mm 0.849m/s 当量齿轮的齿宽系数。 =29.755mm =0.5753） 计算载荷系数 由表10-2的使用 系数=1 根据V=0.849m/s，7级精度查图表（图10-8）得动载系数=1.012 查图表（表10-3）得齿间载荷分布系数=1 由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮悬臂时，得齿向载荷分布系数=1.342. 由此，得实际载荷系数 =1.3584） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，得 = 3、按齿根弯曲疲劳强度设计（2） 设计公式： （1） 确定公式内各计算数值1） 计算载荷系数 K=1.32） 计算当量齿数 由分锥角， 即： =21.02 =201.953） 由教材表10-17查得齿形系数 由图10-18查得应力校正系数 4) 由教材图10-24c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限，大齿轮的弯曲疲劳强度极限5) 由图10-22取弯曲疲劳寿命系数K=0.85 K=0.886) 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数，由式10-14得 = =7) 计算大小齿轮的,并加以比较 大齿轮的数值大,选用大齿轮的尺寸设计计算.(2)设计计算 = 1)调整齿轮模数计算实际载荷系数前的数据准备。圆周速度V： 齿宽b: 2） 计算实际载荷系数 . 根据V=0.397m/s，八级精度，由图10-8查得动载系数. 直齿锥齿轮精度较低，取齿间载荷分配系数。 由表10-4用插值法查得。 则载荷系数为： 3)由式（10-13），可得按实际载荷系数算得的模数为： 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所承载的能力。而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，取决于齿轮直径。按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m=2mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d=61.792mm. 4) 计算齿数: 小齿轮齿数 z=30.896 , 取z=31 , 那么大齿轮齿数z=3.131=96.1，取=96. 4、计算几何尺寸（1） 计算分度圆直径： d=62mm d=192mm（2） 计算分锥角： = （3） 计算齿轮宽度b： 取（7） 主要设计结论： 齿数、,模数m=2mm,压力角，分锥角，变位系数,齿宽。选用7级精度，小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS.5、 轴的设计计算 5.1输入轴（4轴)的设计 1、求输入轴上的功率、转速和转矩 =1.042 kw =313.3r/min =31.76N.M 2、求作用在齿轮上的力 已知高速级小圆锥齿轮的平均分度圆直径为 则 圆周力、径向力及轴向力的方向如图二所示 图四、输入轴载荷图 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（第九版）表15-3，取，得 mm 输入轴的最小直径为安装联轴器的直径，为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩，查机械设计（第九版）表14-1，由于转矩变化很小，故取，则 =1.3X31760=41288N.mm 查机械设计课程设计表14-4，选LT4型弹性套柱联轴器其公称转矩为63N.m，而电动机轴的直径为28mm所以联轴器的孔径不能太小。取=28mm，半联轴器长度L=82mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为60mm。 4、轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案（见图五） 图五、输入轴轴上零件的装配（2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1） 为了满足半联轴器的轴向定位，12段轴右端需制出一轴肩，查机械设计表15-2，故取23段的直径。左端用轴端挡圈定位，12段长度应适当小于L所以取=60mm2） 初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据，由机械设计课程设计表13-1中初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30307，其尺寸为 35mm80mm22.75mm所以而=22.75mm这对轴承均采用轴肩进行轴向定位，由机械设计课程设计表13-1查得30307型轴承的定位轴肩高度，因此取3）取安装齿轮处的轴段67的直径；为使套筒可靠地压紧轴承，56段应略短于轴承宽度，故取=22mm，4）轴承端盖的总宽度为20mm。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑油的要求，求得端盖外端面与半联轴器右端面间的距离，取=50mm。5） 锥齿轮轮毂宽度为40mm，为使套筒端面可靠地压紧齿轮取由于，计算得，故取（3）轴上的周向定位圆锥齿轮的周向定位采用平键连接，按由机械设计（第九版）表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为45mm，同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；同样，半联轴器处平键截面为与轴的配合为；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为k5。（4） 确定轴上圆角和倒角尺寸 取轴端倒角为，轴肩处的倒角可按R1.6-R2适当选取。5、求轴上的载荷（30307型的a=16.8mm。所以俩轴承间支点距离为124mm 右轴承与齿轮间的距离为62mm。）（见图四）载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M 总弯矩=100970.1N.mm扭矩T =49.24N.M 6、按弯扭合成应力校核轴的强度 根据图四可知右端轴承支点截面为危险截面，由上表中的数据及轴的单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力为= 16.44Mpa前已选定轴的材料为45钢（调质），由机械设计（第八版）表15-1查得，故安全。5.2输出轴（轴）的设计 1、求输出轴上的功率、转速和转矩 =0.951 kw =25.5r/min =356.16N.M 2、求作用在齿轮上的力 已知大斜齿轮的分度圆直径为 而 圆周力、径向力及轴向力的方向如图六所示 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，得 输出轴的最小直径为安装联轴器的直径，为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩，查机械设计（第九版）表14-1，由于转矩变化很小，故取，则 =1.3356.16=463.0N.M 图六、输出轴的载查机械设计课程设计表14-4选LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为500N.M半联轴器的孔径，所以取40mm，半联轴器长度L=112mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为84mm。 4、轴的结构设计（1) 拟定轴上零件的装配方案（见图七） 图七、输出轴轴上零件的装配（2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）为了满足半联轴器的轴向定位，1段轴左端需制出一轴肩，故取2段的直径=45mm，1段右端用轴端挡圈定位，半联轴器与轴配合的毂孔长度，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故1段的长度应比略短些，现取。2） 初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据=45mm，由机械设计课程设计表13-1中初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30309，其尺寸为，因而可以取。右端轴承采用轴肩进行轴向定位，由机械设计课程表13-1查得30309型轴承的定位轴肩高度，因此取mm。3） 齿轮左端和左轴承之间采用套筒定位，已知齿轮轮毂的宽度为51mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取50mm,齿轮的轮毂直径取为50mm所以50mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度，故取，则轴环处的直径为=56mm。轴环宽度，取。4） 轴承端盖的总宽度为20mm，根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑油的要求，求得端盖外端面与半联轴器右端面间的距离故5） 齿轮距箱体内比的距离为a=16mm，大锥齿轮与大斜齿轮的距离为c=20mm，在确定滚动轴承的位置时应距箱体内壁一段距离s=8mm。可求得53.25mm，由,算得72mm （3）轴上的周向定位 齿轮、半联轴器的周向定位均采用平键连接，按由机械设计（第九版）表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为50mm，同时为保证齿 轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；同样半联轴器与轴的连接，选用平键，半联轴器与轴的配合为，滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为m5。（4） 确定轴上圆角和倒角尺寸 取轴端倒角为，轴肩处的倒角可按R1.6-R2适当选取。 5、求轴上的载荷 根据轴的结构图做出轴的计算简图，在确定支点时查得30309型的支点距离a=21.3mm。所以作为简支梁的轴承跨距分别为L1=57.95mm，L2=115.9mm。做出弯矩和扭矩图（见图六）。由图六可知齿轮支点处的截面为危险截面，算出其弯矩和扭矩值如下：载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M 总弯矩=155050N.mm扭矩T =390.92N.M 6、按弯扭合成应力校核轴的强度 根据上表中的数据及轴的单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力=16.9mpa前已选定轴的材料为45钢（调质），由机械设计（第九版）表15-1查得，故安全。 7、精确校核轴的疲劳强度（1） 判断危险截面由弯矩和扭矩图可以看出齿轮中点处的应力最大，从应力集中对轴的影响来看，齿轮两端处过盈配合引起的应力集中最为严重，且影响程度相当。但是左截面不受扭矩作用故不用校核。中点处虽然应力最大，但应力集中不大，而且这里轴的直径比较大，故也不要校核。其他截面显然不要校核，键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需校核齿轮右端处的截面。（2） 截面右侧校核 抗弯截面系数 抗扭截面系数 截面右侧弯矩 截面上的扭矩=390.92N.M 截面上的弯曲应力 截面上的扭转切应力 轴的材料为45钢，调质处理。由表15-1查得 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按机械设计（第九版）附表3-2查取。因，经插值后查得 又由机械设计（第九版）附图3-2可得轴的材料敏感系数为 故有效应力集中系数为由机械设计（第九版）附图3-2的尺寸系数，扭转尺寸系数。轴按磨削加工，由机械设计（第九版）附图3-4得表面质量系数为轴未经表面强化处理，即，则综合系数为1.612.801.26又取碳钢的特性系数为 计算安全系数值故可知安全。（3） 截面左侧 抗弯截面系数 抗扭截面系数 截面右侧弯矩 截面上的扭矩=406.5N.M74326.9 截面上的弯曲应力4.48MPa406500截面上的扭转切应力12.22MPa过盈配合处取 则故有效应力集中系数为又取碳钢的特性系数为计算安全系数值 故可知安全。5.3中间轴（5轴）的设计 1、求输入轴上的功率P、转速n和转矩T =101.1r/min =97.48N.M 2、求作用在齿轮上的力 已知小斜齿轮的分度圆直径为 N 已知圆锥直齿轮的平均分度圆直径 圆周力、，径向力、及轴向力、的方向如图八所示 图八、中间轴受载荷图 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40Cr（调质），根据机械设计（第九版）表15-3，取，得 ，中间轴最小直径显然是安装滚动轴承的直径和 4、轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案（见图九） 4 图九、中间轴上零件的装配（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度25mmX62mmX18.25mm1）初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据，由机械设计课程设计表13.1中初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30305，其尺寸为，。 这对轴承均采用套筒进行轴向定位，由机械设计课程设计表13.1查得30305型轴承的定位轴肩高度32mm，因此取套筒直径32mm。30mm25mm2）取安装齿轮的轴段，锥齿轮左端与左轴承之间采用套筒定位，已知锥齿轮轮毂长，为了使套筒端面可靠地压紧端面，此轴段应略短于轮毂长，故取，齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度，故取，则轴环处的直径为。3）已知圆柱斜齿轮齿宽，为了使套筒端面可靠地压紧端面，此轴段应略短于轮毂长，故取。4）大锥齿轮与大斜齿轮的距离为c=20mm，在确定滚动轴承的位置时应距箱体内 壁一段距离s=8mm。则取 （3）轴上的周向定位 圆锥齿轮的周向定位采用平键连接，按由机械设计（第九版）表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为20mm，同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；圆柱齿轮的周向定位采用平键连接，按由机械设计（第九版）表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为40mm，同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为k6。（4）确定轴上圆角和倒角尺寸 取轴端倒角为，轴肩处的倒角可按R1.6-R2适当选取 5、求轴上的载荷 根据轴的结构图做出轴的计算简图，在确定支点时查得30305型的支点距离a=13mm。所以轴承跨距分别为L1=38.6mm，L2=68.64mm。L3=70.25mm做出弯矩和扭矩图（见图八）。由图八可知斜齿轮支点处的截面为危险截面，算出其弯矩和扭矩值如下：载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M 总弯矩=171853N.mm扭矩T =101.88N.mm 6、按弯扭合成应力校核轴的强度 根据上表中的数据及轴的单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力为前已选定轴的材料为（调质），由机械设计（第九版）表15-1查得，故安全。6、 轴承的校核6.1输入轴滚动轴承计算35mmX80mmX22.75mmm 初步选择的滚动轴承为0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30308，其尺寸为，轴向力 ， ，Y=1.9，X=0.4载荷水平面H垂直面V支反力F则 N,N则各部分的径向力：则542.3N685.95Ne则，0.4x680.3+1.9x685.95=1575.4则 2060.9N 故合格。6.2中间轴滚动轴承计算599.6N 初步选择的滚动轴承为0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30305。轴向力 ， ，Y=2，X=0.4载荷水平面H垂直面V支反力F则 则 则 则 则 则故合格。6.3输出轴轴滚动轴承计算919.8N 初步选择的滚动轴承为0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30309. 轴向力 ， ，Y=1.7，X=0.4载荷水平面H垂直面V支反力F1656.9N2695.9则 则 792.9N1712.7N则 则 2695.9N则 0.4X1656.7+1.7X1712.7=3574.3 则故合格。七、键联接的选择及校核计算7.1输入轴键计算 1、校核联轴器处的键连接 该处选用普通平键尺寸为，接触长度 ，键与轮毂键槽的接触高度。则键联接的强度为： 故单键即可。 2、校核圆锥齿轮处的键连接 该处选用普通平键尺寸为，接触长度，键与轮毂键槽的接触高度。则键联接的强度为： 故合格。7.2中间轴键计算 1、校核圆锥齿轮处的键连接 该处选用普通平键尺寸为，接触长度，键与轮毂键槽的接触高度。