1、無第一部分傳動裝置的總體設計一、傳動方案1、電動機直接由聯軸器與減速器連接2、減速器用二級展開式圓柱直齒輪減速器3、方案簡圖如下：二、電動機的選擇1、選擇電動機的類型按工作要求和條件，選用三相籠型異步電動機，封閉式結構，電壓 380V，Y 型。2、選擇電動機的容量有電動機至運輸帶的傳動總效率為：4232241*a4321、分別是軸承、齒輪傳動、聯軸器和卷筒的傳動效率分別取1=0.98、2=0.97、3=0.99、4=0.9682. 099. 097. 098. 096. 0224a所以KWVFad704. 382. 0100079. 1169010003、確定電動機的轉速確定了傳動方案，減速器

2、的類型為二級展開式圓柱直齒輪減速器a=0.82無卷筒軸的工作轉速為minr222.7148079.1100060100060DVn按指導書表一，查二級圓柱齒輪減速器的傳動比4082i，故電動機轉速的可選范圍min)873481.2848774692.569(222.71)408(2rnind，符合這一范圍的同步轉速有 750、1000、1500r/min.根據容量和轉速，有指導書 P145查出取型號：Y132M1-6三、確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比電動機型號為 Y132M1-6min960rnm1、總傳動比479.13222.71960nnima2、分配傳動裝置傳動比有公式21iiia2

3、1)4.13.1(ii 求得119232.41i、272214835.32i四、計算傳動裝置的運動和動力參數1、計算各軸轉速軸 1min9601rn 軸 2min0097.23312. 4960112rinn軸 3min2568.7127. 30097.233223rinn2、計算各軸輸入功率軸 1KWPPd667630171. 399. 070467694. 331軸 2KWd704.3n=71.222r/min電動機型號Y132M1-6min9601rn min2332rnmin2538.713rn 無KWPP486449241.397.098.0667630171.32112軸 3KWP

4、P314218648.397.098.0486449241.32123卷筒軸KWPP21545932.398.099.0314218648.313343、計算各軸輸入轉矩電動機輸出轉矩MNnPTmdd85381748.3696070467694. 3955095501-3 軸的輸入轉矩軸 1MNTTd48527931.3699. 085381748.3631軸 2MNiTT8935748.14212.497.098.048527931.3612112軸 3MNiTT1792473.44427.397.098.08935748.14222123卷筒軸輸入轉矩MNTT9427057.43098.0

5、99.01792473.44413341-3 軸的輸出轉矩則分別為各軸的輸入轉矩乘軸承效率 0.98運動和動力參數計算結果整理如下軸名功率 P(KW)轉矩 T(N*M)轉速（r/min）傳動比效率輸入輸出輸入輸出電機軸3.7036.85960100.97KWP667630171.31KWP4864.2KWP31421. 33KWP21546.34MNTd8538.36MNT48527931.361MNT8935748.1422MNT1792.4443MNT9427.4304無軸13.673.5936.4835.759604.120.94軸23.493.42142.89183.60233.03.

6、270.95軸33.313.25444.27430.971.251.00.98卷筒軸3.213.18430.94418.071.22第二部分傳動零件的設計計算一、高速級減速齒輪設計1 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數1）選用直齒圓柱齒輪傳動2）運輸機為一般工作機器，速度不高，有機設書表 10-8 知，選用 7 級精度（GB10095-88）3） 材料選擇： 有機設書表 10-1 選擇小齒輪材料為 45 鋼 （調質） ，硬度為 255HBS，大齒輪材料為 45 鋼（調質） ，硬度為 220HBS。二者材料硬度差為 35HBS。4)、選小齒輪齒數為231Z，大齒輪齒數9512.4*23*12iZ

7、Z2 按齒面接觸強度設計由設計計算公式（10-9a）進行試算，即3211132. 2HEdttZuuTKd（1）確定公式內的各計算數值無1）試選載荷系數3 . 1tK2）計算小齒輪傳遞的轉矩mmNT41106485. 33）由表 10-7 選取齒寬系數1d4）有表 10-6 查得材料的彈性影響系數218 .189MPaZE5）由圖 10-21d 按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限MPaH6251lim，大齒輪的接觸疲勞強度極限MPaH5802lim；6）由式 10-13 計算應力循環次數hjLnNh911103824. 1) 530082(19606060hiNN8911210355. 3

8、12. 4103824. 17）由圖 10-19 查得結束疲勞壽命系數9 . 01HNK98. 02HNK8）計算接觸疲勞許用應力取失效概率為 1%，安全系數 S=1，由式（10-12）得MPaSKHHNH5 .5626259 .01lim11MPasKHHNH4 .56858098.02lim22（2）計算1）試算小齒輪分度圓直徑td1，代入H中較小的值32432115 .5628 .18912. 4112. 41106485. 33 . 132. 2132. 2HEdttZuuTKd=43.76033001mm2）計算圓周速度 vsmsmndvt1996.26000096076.43100

9、060113）計算尺寬 bhN91103824. 1hN8210315. 3MPaH5.5621MPaH4 .5682無mmdbtd76.4376.43114）計算尺寬與齒高比 b/h模數mmzdmtt9 . 12376.4311齒高mmmht275. 49 . 125. 225. 2236.10275. 476.43/hb5）計算載荷系數根據smv/1996. 2，七級精度，由圖 10-8（機設書）查得動載系數09. 1vK直齒輪， 假設mmNbFKtA/100/ 。由表 10-3 查得1FaHaKK由表 10-2 查得使用系數25.1AK有表 10-4 查得七級精度，小齒輪相對支承非對稱布

10、置式419. 11023. 0)6 . 01 (18. 012. 1322bKddH由 b/h=10.24,419. 1HK查圖 10-13 得35. 1FK， 故載荷系數933. 1419. 1109. 125. 1HHVAKKKKK6)按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑，由式（10-10a）得mmKKddtt34.523 . 1933. 176.4333117）計算模數 m27. 22334.5211zdm3 按齒根彎曲強度設計由式（10-5）得彎曲強度的設計公式為3211)(2FSaFadYYzKTm（1） 確定公式內的各計算數值1）由圖 10-20c 查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限m

11、mdt76.431smv1996.2mmb76.43mmmt9 . 1mmh275. 4236.10/hb933. 1K無MPaFE4401，大齒輪的彎曲疲勞強度極限MPaFE4252；2）由圖 10-18 查得彎曲疲勞壽命系數85. 01FNK,9 . 02FNK;3）計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數 S=1.4,由式（10-12）得MPaMPaSKFEFNF14.2674 .144085.0111MPaSKFEFNF21.2734 .14259 .02224)計算載荷系數 K873. 135. 1111. 125. 1FFVAKKKKK5)查取齒形系數由表 10-5 查得69. 21

12、FaY；182. 22FaY6）查取應力校正系數由表 10-5 查得575. 11SaY；789. 12SaY7）計算大、小齒輪的FSaFaYY并加以比較01586. 014.267575. 169. 2111FSaFaYY01429. 021.273789. 1182. 2222FSaFaYY小齒輪的數值大。（2） 設計計算：mmYYzKTmFSaFad7457.101586.023110737.4873.12)(23243211對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數 m 大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數，由于齒輪模數 m 的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決

13、定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數與齒數的乘積）有關，可取由彎曲強mmd34.52127. 2mMPaF14.2671MPaF21.2732873. 1K無度算得的模數 1.7457 并就近圓整為標準值 m=2mm，按接觸強度算得分度圓直徑mmd34.521，算出小齒輪齒數26234.5211mdz大齒輪齒數1072612.412 uzz根據中心距的要求取2z=109這樣設計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結構緊湊，避免浪費。4 幾何尺寸計算（1）計算分度圓直徑mmmzd5222611mmmzd218210922（2）計算中心距1352/)21852(2

14、/)(211ddamm（3） 計算齒輪寬度mmdbd521取mmB601；mmB5025 驗算NdTFt5 322411mmNmmNbFKtA/100/525.22605 .13511，合適二、低速級減速齒輪設計1 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數1）選用直齒圓柱齒輪傳動2）運輸機為一般工作機器，速度不高，有機設書表 10-8 知，選用 7 級精度（GB10095-88）3） 材料選擇： 有機設書表 10-1 選擇小齒輪材料為 45 鋼 （調質） ，mmm7457. 1261z1092zmmd521mmd2182無硬度為 250HBS，大齒輪材料為 45 鋼（調質

15、） ，硬度為 220HBS。二者材料硬度差為 30HBS。4)、選小齒輪齒數為283Z，大齒輪齒數56.9127. 328*34uZZ2 按齒面接觸強度設計由設計計算公式（10-9a）進行試算，即3223132. 2HEdttZuuTKd（1）確定公式內的各計算數值1)試選載荷系數3 . 1tK2)計算小齒輪傳遞的轉矩mmNT5210428935. 13)由表 10-7 選取齒寬系數1d4）有表 10-6 查得材料的彈性影響系數218 .189MPaZE5）由圖 10-21d 按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限MPaH6203lim，大齒輪的接觸疲勞強度極限MPaH5704lim；6）由式

16、 10-13 計算應力循環次數82310355. 3NNhiNN8823410026. 127. 310355. 37）由圖 10-19 查得結束疲勞壽命系數14. 13HNK12. 14HNK8）計算接觸疲勞許用應力取失效概率為 1%，安全系數 S=1，由式（10-12）得MPaSKHHNH8 .70662014.13lim33MPasKHHNH4 .63857012.14lim441351ammB601mmB502選用直齒圓柱齒輪傳動無（2）計算1）試算小齒輪分度圓直徑td1，代入H中較小的值32532234 .6388 .18927. 3127. 31104289. 13 . 132.

17、2132. 2HEdttZuuTKd=64.45mm2）計算圓周速度 vsmsmndvt7862.06000023345.64100060233）計算尺寬 bmmdbtd45.6445.64134）計算尺寬與齒高比 b/h模數mmzdmtt301. 22845.6433齒高mmmht177. 5301. 225. 225. 244.12177. 545.64/hb5）計算載荷系數根據smv/7862. 0，七級精度，由圖 10-8（機設書）查得動載系數04. 1vK直齒輪， 假設mmNbFKtA/100/ 。由表 10-3 查得1FaHaKK由表 10-2 查得使用系數25.1AK有表 10-

18、4 查得七級精度，小齒輪相對支承非對稱布置式424. 11023. 0)6 . 01 (18. 012. 1322bKddH由 b/h=12.447,424. 1HK查圖 10-13 得4 . 1FK， 故載荷系數85. 1424. 1104. 125. 1HHVAKKKKK6)按實際的載荷系數校正所算得的分度圓直徑，由式（10-10a）得8310351. 3NhN8410056.1MPaH8.7063MPaH4 .6384mmdt45.643smv7862.0無mmKKddtt49.723 . 185. 145.6433337）計算模數 mmmzdm58. 22849.72333 按齒根彎曲

19、強度設計由式（10-5）得彎曲強度的設計公式為3232)(2FSaFadYYzKTm（1）確定公式內的各計算數值1） 由圖 10-20c 查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限MPaFE4353，大齒輪的彎曲疲勞強度極限MPaFE4254；2）由圖10-18 查得彎曲疲勞壽命系數88. 03FNK,9 . 04FNK;3）計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數 S=1.4,由式（10-12）得MPaMPaSKFEFNF43.2734 .143588.0333MPaSKFEFNF214.2734 .14259 .04444)計算載荷系數 K05. 14 . 1104. 125. 1FFVAKKKKK5)查

20、取齒形系數由表 10-5 查得55. 23FaY；219. 24FaY6）查取應力校正系數由表 10-5 查得61. 13SaY；779. 14SaY7）計算大、小齒輪的FSaFaYY并加以比較015. 043.27361. 155. 2333FSaFaYYmmb45.64mmh177. 585. 1Kmmd49.723mmm58. 2無0144. 0214.273779. 1219. 2444FSaFaYY小齒輪的數值大。(2)設計計算：mmYYzKTmFSaFad79. 1015. 0281104289. 105. 12)(23253232對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數 m 大

21、于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數，由于齒輪模數 m 的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數與齒數的乘積）有關，再根據中心距的取整關系，可取由彎曲強度算得的模數 4,按接觸強度算得分度圓直徑mmd34.793，算出小齒輪齒數203z，大齒輪齒數6527. 32034uzz這樣設計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結構緊湊，避免浪費。4 幾何尺寸計算（1）計算分度圓直徑mmmzd8042033mmmzd26046544（2）計算中心距1702/ )26080(2/ )(432ddamm（4） 計算齒輪寬

22、度mmdbd803取mmB801；mmB7025 驗算NdTFt25.357280104289. 122532MPaF43.2733MPaF214.273405. 1K無mmNmmNbFKtA/100/65.448025.35721， 合適第三部分軸的設計一 高速軸的設計1、選擇軸的材料由于減速器傳遞的功率不大，對其重量和尺寸也無特殊要求故選擇常用材料 45 鋼,調質處理.2、初步計算軸的最小直徑當軸的支承距離為定時，無法有強度確定軸徑，要用初步估算的方法，即按純扭矩并降低許用扭轉切應力確定軸徑 d，計算公式：30nPAd ， 選用 45 號調質鋼， 查機設書表 15-3， 得1120Ammd

23、507.17960667. 31123在第一部分中已經選用的電機 Y132M2-6,D=38。查指導書 P128，選用聯軸器 LH3，故mmd301。3、軸的結構設計（1）擬定軸上零件的裝配方案，經分析比較，選用如下方案：（2）各軸的直徑和長度1） 、聯軸器采用軸肩定位mmd301，半聯軸器與軸的配合的轂孔長度 L=82mm，為了保證軸端擋圈只壓在半聯軸器上而不壓在軸的端面上，故mmL801；2） 、初步確定滾動軸承因軸承受徑向力和軸向力作用，高速轉速較高，載荷大，故選用深溝球軸承 6008，mmmmmmBDd156840，故mmm79. 1203z654zmmd803mmd2604mma17

24、02mmB801mmB702無mmd403,mmL133；3） 、當直徑變化處的端面是為了固定軸上零件或承受軸向力時，則直徑變化值要大些，一般可取 6-8mm,還考慮到軸承定位直徑，故mmd464，mmL1104；4） 、 當軸徑變化僅為了裝配方便或區別加工表面時，不承受軸向力也不固定軸上零件的， 則相鄰直徑變化較小，稍有偏差即可，其變化應為 1-3，第二段軸上要加密封圈，所以按密封圈標準選擇，即mmd352，mmd465，31,4,4,47,40,46765276LLmmLmmLmmdmmd（3）軸上零件的軸向定位半 聯 軸 器 與 軸 的 軸 向 定 位 均 采 用 平 鍵 連 接 ，mm

25、Lmmd80,3011，查表選用鍵為,70810Lhb滾動軸承與軸的軸向定位采用過度配合保證，選用直徑尺寸公差 m6。（4）確定軸向圓角和倒角尺寸參照表，去軸端倒角451，各軸肩出圓角半徑為 0.6mm。（5）求軸上的載荷1） 、求軸上的力mmzmd5222611NdTFt279.1403541048.3622321，NFFtr752.51020tan1圓周力，徑向力11rtFF的方向如下圖所示：mmd301無首先根據受力分析圖，計算出以下數據無（6）按 彎矩 合成 應力 校核 軸的 強度進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面強度，根據式（15-5）及商標所給數據，并取 a=0.6

26、327. 9461 . 0)364856 . 0(88107)(32222WaTMca其中331 . 032ddW前面以選定軸的材料為 45（調質） ，查 15-1 得aMP601，因此1ca安全。（7）軸承壽命的計算1）已知軸承的預計壽命 L=283005=24000h由所選軸承系列 6008，可查表知額定動載荷 C=17KNNFr106987.36523.1005222)當量動載荷 PNFfPrP9.117510691.1查表得Pf=1.13）演算軸承壽命24000157964)9 .11751017(9606010)(60103366pchLh載荷水平面 H垂直面 V支持力FNFNFNH

27、NH05.39823.100521，NFNFNVNV87.14487.36521，彎矩 Mmm82793NMHmm30134 NMV總彎矩mm8810722NMMMVH扭矩mmNT41064852.3無所以該軸承壽命符合要求，確定深溝球軸承 6008（8）鍵的校核1）選用鍵的系列70810lhbT=36.49N*mm2）鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，軸和輪轂的材料是鋼，由教材查得許用應力 MPap120100，取 p=110MPa，鍵的工作長度 L=L-b=60mm，鍵與輪轂、鍵槽的接觸高度 K=0.5h=4由下式MPaMPakldTp11014.10306043649021023，所以合適二 中

28、速軸的設計1、選擇軸的材料該軸同樣選取 45 號鋼、調質處理。查表得：許用彎曲應力MPa601，屈服極限MPas355。2、初步計算軸的最小直徑根據表 15-3，取1120A，于是有mmnPAd5978.27233486. 3112330min根據軸承的尺寸選定mmd45min。3、軸的結構設計（1）擬定軸上零件的裝配方案，經分析比較，選用如下方案：（2）各軸的直徑和長度無1）根據mmd45min，選用深溝球軸承 6009，尺寸參數167545BDd得4551ddmm，為了使齒輪 3 便于安裝，故取mmd502，軸承第三段啟軸向定位作用，故mmd583，第四段裝齒輪 2，直徑mmd504；2）

29、第二段和第四段是裝齒輪的，為了便于安裝，L2 和 L4 都要比齒輪三和齒輪二的尺寬略小，所以mmLmmL48,7842，根據結構需要mmLmmLmmL433815513，。（3）軸上零件的軸向定位齒輪的軸向定位都采用普通平鍵連接，根據mmd502，mmL782，查表 6-1 得第二段鍵的尺寸為60914lhb，第四段鍵尺寸為40914lhb， 滾動軸承與軸采用過度配合來保證，選用直徑尺寸公差 m6；（4）軸上零件的軸向定位軸上軸承軸向定位采用凸緣式端蓋與套筒定位， 齒輪用套筒與軸肩定位；（5）確定軸向圓角和倒角尺寸參照表，去軸端倒角451，各軸肩出圓角半徑為 0.6mm。（6）求軸上的載荷1）

30、求軸上的力受力分析如下圖所示：無計算結果如下表無（6）按 彎矩 合成 應力 校核 軸的 強度綜上所述，校核危險截面，根據式（15-5）及商標所給數據，并取 a=0.6023.12451 . 0) 9 .444176 . 0()105 .147()(322322WaTMca其中331 . 032ddW前面以選定軸的材料為45 （調質） ， 查15-1得aMP601，因此1ca安全。（7）軸承壽命的計算1）已知軸承的預計壽命 L=283005=24000由所選軸承系列 6209，可查表知額定動載荷 C=31.5NFr734382.2107)62.1980()4 .188(222)當量動載荷 PNF

31、fPrP50782.2318734382.21071.1查表得Pf=1.13）演算軸承壽命載荷水平面 H垂直面 V支持 FNFNFNHNH62.198044.18843，NFNFNVNV89.72059.6843，彎矩 Mmm57.138643mm21.1130621NMNMHHmm13.50462mm12.411521NMNMVV總彎矩mm41.147541mm82.120312222221211NMMMNMMMVHVH扭矩mmNT410441792. 4無2400053153)50.23181021(2336010)(60103366pchLh所以該軸承壽命符合要求，確定深溝球軸承 600

32、9（8）鍵的校核齒輪 3 上的鍵1）選用鍵的系列60914lhb2）鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，軸和輪轂的材料是鋼，由教材查得許用應力 MPap120100，取 p=110MPa，鍵的工作長度 L=L-b=46mm，鍵與輪轂、鍵槽的接觸高度 K=0.5h=4.5有式MPaMPakldTp110612.2750465 . 414289321023，所以合適齒輪 2 上的鍵3）選用鍵的系列40914lhb4）鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，軸和輪轂的材料是鋼，由教材查得許用應力 MPap120100，取 p=110MPa，鍵的工作長度 L=L-b=26mm，鍵與輪轂、鍵槽的接觸高度 K=0.5h=4.5有

33、式MPaMPakldTp11085.4850265 . 414289321023，所以合適4）進行精確校核截面 III、IV 受扭矩作用、雖然鍵槽、軸肩及過渡配合所引起的應力集中均將削弱軸的疲勞強度，但由于軸的最小徑是按扭轉強度較為寬裕的確定的，所以截面 III、IV 均無需校核。從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面 II 和 III處過盈配合引起的應力集中最為嚴重；從受載的情況來看，截面 II、 III 之間雖然應力最大，截面 III 和 IV 應力情況相無近，V、VI 截面不受扭矩作用，同時軸徑也較大，故不必做強度校核。截面 II、III 之間雖然應力大，但是應力集中不大，而這里軸徑也

34、較大，故不必校核。所以只需校核 II 截面左右兩側即可截面 II 左側33335 .9112451 . 01 . 0mmmmdW抗扭截面系數333318225452 . 02 . 0mmmmdWT截面 II 右側的彎矩 M=80093.9N截面 II 上的扭矩mNTII8936.142截面 II 上的彎曲應力為abMPWM789. 8截面上的扭轉切應力aTIITMPWT841. 7軸的材料為 45#鋼，調質處理。由表 15-1 查得aBMP640aMP2751aMP1551截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數及r按附表 3-2 查取。因055.0455.2dr11.14550dD，經插值后可

35、查得0.232.1又由附圖 3-1 可得軸的材料敏性系數為82.0q85.0q故有效應力集中系數按式（機械設計書 附 3-4）為272.1)132.1(82.01)1(182.1)10.2(82.01)1(1qkqk由附圖 3-2 得尺寸系數75.0無由附圖 3-3 得扭轉尺寸系數88.0軸按磨削加工，由附圖 3-2 得表面質量系數為92.0軸未經表面強化處理，即1q，則按式（3-12）及（3-12a）得綜合系數值為5324.1115136.211kKkK又由 3-1 及 3-2 得碳鋼的特性系數2 . 01 . 0取1 . 01 . 005. 0取05. 0所以軸在截面 II 右側的安全系數

36、為5 . 11446.11024.25447.122211SSSSSSKSKScamama可知其安全截面 II 右側抗彎截面系數333312500501 . 01 . 0mmmmdW抗扭截面系數333325000502 . 02 . 0mmmmdWT截面 II 右側的彎矩 M=80093.9N截面 II 上的扭矩mNTII8936.142截面 II 上的彎曲應力為abMPWM4075. 6無截面上的扭轉切應力aTIITMPWT716. 5軸的材料為 45#鋼，調質處理。由表 15-1 查得aBMP640aMP2751aMP1551截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數及r按附表 3-2 查取。

37、因過盈配合處的/k值，由附表 3-8 用插入法求出并取/8 .0/kk，于是得/k=2.26/k=1.808軸按磨削加工，由附圖 3-4 的表面質量系數為92. 0故得綜合系數為8949. 111346956522. 211kKkK所以軸在截面 II 右側的安全系數為5 . 12920.158863.272868.182211SSSSSSKSKScamama故該軸在截面 II 左右側的強度也是足夠的。因無大的瞬時過載及嚴重的應力循環不對稱性，故可略去靜強度校核。至此，該軸的設計計算結束。三低速軸的設計無1、選擇軸的材料該軸同樣選取 45 號鋼、調質處理。查表得：許用彎曲應力MPa601，屈服極

38、限MPas355。2、初步確定軸的最小直徑當軸的支承距離為定時，無法有強度確定軸徑，要用初步估算的方法，即按純扭矩并降低許用扭轉切應力確定軸徑 d，計算公式：30nPAd ，選用 45 號調質鋼，查機設書表 15-3，得1120Ammd2774.4061.9341. 91123min初選聯軸器 LH4，初定軸的最小直徑mmd50min3、軸的結構設計（1）擬定軸上零件的裝配方案，經分析比較，選用如下方案：（2）各軸的直徑和長度1）聯軸器采用軸肩定位mmd507，半聯軸器與軸的配合的轂孔長度 L=112mm，為了保證軸端擋圈只壓在半聯軸器上而不壓在軸的端面上，故mmL11072）初步確定滾動軸承因軸承受徑向力和軸向力作用，高速轉速較小，載荷大，故選用深溝球軸承 6010，mmmmmmBDd168050，故mmdd5051,為了便于齒輪安裝mmd512，為了使齒輪有較好的軸向定位，取mmd563，mmd504，mmd456；無軸承 B=16mm，為了便于安裝，mmL145，其他長度由軸2 的計算方法求得mmLmmLmmLmmLmmL49,97,10,68,4364321，3