校核。Ⅲ轴的校核弯矩，扭矩图如图附页所示选用如图附页所示合格设计内容计算及说明结果轴承Ⅱ的校核如图附页所示而。右端轴径仅是为了装配方便，并不承受轴向力亦不对轴上零件起定位和固定作用时，则相邻直径的变化差可以较小，般可取直径差，因此取参照工作要求并根据，由轴承产品目录中初步选取基本游隙组，标准精度级的单列圆锥Ⅰ轴的校核。滚子轴承，其尺寸为，故长度，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ⅠⅡ段的长度应比略短些，现取。初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。算及校核选取轴的材料为，取拟定轴上零件的装配方案为了满足半联轴器的轴向定位要求，ⅠⅡ轴段右端需制出轴肩，故取ⅡⅢ段的直径半联轴器与轴配合的孔计算中心距设计内容设计及说明结果初步确定轴的最小直径轴的结构设计计算齿轮齿宽取三，轴的设计计准值按接触强度算得的分度圆直径算出小齿轮齿数大齿轮齿数这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。计算分度圆直径由齿根弯曲疲劳强大计算的模数，由于齿轮模数大小主要取决于弯曲疲劳强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，反于齿轮直径即模数与齿数的乘积有关，可取由弯曲强度算得的模数并就圆整为标，小齿轮的，并加以比较大齿轮的数值大设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳计算的模数大于计算载荷系数查取齿形系数由表查得查取应力校正系数由表查取设计内容设计及说明结果几何计算计算大大齿轮的弯曲强度极限由图取弯曲疲劳寿命系数计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数由式得的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式得计算模数弯曲强度的设计公式为由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限得取轴承系数故载荷系数设计内容设计及说明结果按齿根弯曲强度设计确定公式内的各计算数值按实际比模数齿高计算载荷系数根据，级精度，由图查得动载荷系数，直齿锥齿轮使用系数由表查得齿间载荷分配系数可按下试计算由表中查试验算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值。计算齿宽计算齿宽与齿高之设计内容设计及说明结果计算由图取接触疲劳寿命系数计算接触疲劳许用应力取失效概率为，安全系数，由式得表查得材料的弹性影响系数由图按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限大齿轮的齿面的接触疲劳强度极限为由式计算应力循环次数轮的齿数大齿轮齿数由设计计算公式试选载荷系数计算小齿轮传递的转矩最常用的值，齿宽系数由表轮的齿数大齿轮齿数由设计计算公式试选载荷系数计算小齿轮传递的转矩最常用的值，齿宽系数由表查得材料的弹性影响系数由图按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限大齿轮的齿面的接触疲劳强度极限为由式计算应力循环次数设计内容设计及说明结果计算由图取接触疲劳寿命系数计算接触疲劳许用应力取失效概率为，安全系数，由式得试验算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值。计算齿宽计算齿宽与齿高之比模数齿高计算载荷系数根据，级精度，由图查得动载荷系数，直齿锥齿轮使用系数由表查得齿间载荷分配系数可按下试计算由表中查得取轴承系数故载荷系数设计内容设计及说明结果按齿根弯曲强度设计确定公式内的各计算数值按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式得计算模数弯曲强度的设计公式为由图查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限大齿轮的弯曲强度极限由图取弯曲疲劳寿命系数计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数由式得计算载荷系数查取齿形系数由表查得查取应力校正系数由表查取设计内容设计及说明结果几何计算计算大，小齿轮的，并加以比较大齿轮的数值大设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强大计算的模数，由于齿轮模数大小主要取决于弯曲疲劳强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，反于齿轮直径即模数与齿数的乘积有关，可取由弯曲强度算得的模数并就圆整为标准值按接触强度算得的分度圆直径算出小齿轮齿数大齿轮齿数这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。计算分度圆直径计算中心距设计内容设计及说明结果初步确定轴的最小直径轴的结构设计计算齿轮齿宽取三，轴的设计计算及校核选取轴的材料为，取拟定轴上零件的装配方案为了满足半联轴器的轴向定位要求，ⅠⅡ轴段右端需制出轴肩，故取ⅡⅢ段的直径半联轴器与轴配合的孔长度，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ⅠⅡ段的长度应比略短些，现取。初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据，由轴承产品目录中初步选取基本游隙组，标准精度级的单列圆锥Ⅰ轴的校核。滚子轴承，其尺寸为，故而。右端轴径仅是为了装配方便，并不承受轴向力亦不对轴上零件起定位和固定作用时，则相邻直径的变化差可以较小，般可取直径差，因此取。取安装齿轮处的轴段齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮縠的宽度为，为了是套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短与轮縠宽度，故取。轴承Ⅰ的校核已知轴的弯矩和扭矩，可针对些危险截面即弯矩和扭矩而轴径可能不足的截面，做弯矩合成强度校核计算，按第三强度理论，计算应力。通常由弯矩所产生的弯曲应力是对称循环环变应力而由扭矩所产生的，扭转切应力，则常常不是对称循环应力，为了考虑两者循环应力特性不同的影响，引入折合系数，则计算应力为。当扭转切应力为静应力时，取若扭转切应力亦为对称循环变应力为脉动循环变应力时，取若扭转切应力亦为对称循环变应力时，取。对于直径为的圆轴，弯曲应力为，扭转切应力，将和代入式，则轴的弯扭合成强度条件为选用安全。如图附页所示Ⅱ轴的求两轴的计算轴向力和对于型轴承，由表，轴承派生轴向力假设因为所以轴承被放松，轴承被压紧所以求轴承当量载荷和对轴承按表，取验算轴承寿命因，所以按轴承的受力大小来验算校核。Ⅲ轴的校核弯矩，扭矩图如图附页所示选用如图附页所示合格设计内容计算及说明结果轴承Ⅱ的校核如图附页所示求两轴的计算轴向力和对于型轴承，由表，轴承派生轴向力假设轴承被压紧，被放松求轴承当量动载荷和第Ⅲ轴承的校核。求轴承当量动载荷和所以对轴承，因轴承运转中有中等冲击载荷取因为所以按轴承的受力大小验算如图附页所示求两轴承的计算轴向力和对型轴承因为轴承运转中有中等冲击载荷取选择键连接的类型和尺寸。校核键连接的强度第Ⅱ轴中的小圆柱齿轮上键的选择。第Ⅱ轴中的大圆锥齿轮上键的选择。第Ⅲ轴中的大圆柱齿轮上键的选择。校核第Ⅲ轴因为所以按轴承的受力大小验算故所选轴承满足寿命要求。四，键连接的选择和校核般级以上精度的齿轮有定心精度的要求，应选用平键按第Ⅰ根轴上键的选择从表中查得键的截面尺寸为宽度高度，由轮縠宽度并参考的长度系列取键长键，轴和轮縠的材料都是钢，由表机械设计查得许用挤压应力，取其平均值，键的工作长度，键与轮縠键槽的接触高度，所以合适。校核与上面相同，合适。合适。取中的大圆柱齿轮上键的强度校核第Ⅲ轴中的最小段上键的强度类型选择，载荷计算，公称转矩。由表查得转矩类型选择箱体的主要结构。合适。合适。五，联轴器的选择和校核为了隔离震动与冲击从中查得型弹性套柱销联轴器的许用转矩为，许用最大转速为，轴径为之间合用。六，箱体的设计箱体材料为，采用