机械设计课程设计计算说明书设计题目：插床的设计与分析12机械专业 10 班设计者：孙占成指导教师：田静宜老师2015 年 6 月 26 日华北理工大学轻工学院目录机械原理插床机构设计部分一、插床机构设计要求 - - - - - - - - - - - - - - - - - 21.插床机构简介 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 22.设计内容 - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - 2二、插床机构的设计 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 3连杆机构的设计及运动分析 - - - - - - - - - - - - - 3三、飞轮设计 - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - - 5四、凸轮机构设计 - - - - - - - - - - - - - - - - - - - 5 机械设计二级减速器设计部分一、目的及要求 - - - - - - - - - - - - - - - - - - - 7二、减速器结构分析 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 8三、传动装置的总体设计 - - - - - - - - - - - - - - - - 9（一）选择电动机 - - - - - - - - - - - - - - - - - 9 （二）传动比分配 - - - - - - - - - - - - - - - - - 10 （三）运动和动力参数分析计算 - - - - - - - - - - - 101.计算各轴转速 - - - - - - - - - - - - - - - - 102.计算各轴输入功率 - - - - - - - - - - - - - - 103.计算各轴输入转矩 - - - - - - - - - - - - - - 11四、传动件的设计计算 - - - - - - - - - - - - - - - - 11（一）带传动的设计 - - - - - - - - - - - - - - - - 11 （二）高速轴齿轮的设计与校核 - - - - - - - - - - - 13 （三）低速轴齿轮的设计与校核 - - - - - - - - - - - 17 （四）联轴器的选择 - - - - - - - - - - - - - - - - 21 （五）轴的设计与校核 - - - - - - - - - - - - - - - 211.齿轮轴的设计 - - - - - - - - - - - - - - - 212.中间轴的设计 - - - - - - - - - - - - - - - 223.低速轴的设计与校核 - - - - - - - - - - - - 22（六）键的校核 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 25 （七）轴承的校核 - - - - - - - - - - - - - - - - - 27五、润滑密封设计 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 28六、减速器箱体结构尺寸表 - - - - - - - - - - - - - - 29七、主要参考文献 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 30机械原理插床机构设计部分一、插床机构设计要求1.插床机构简介图9—6所示为插床机构简图。
插床是用插刀加工工件表面的机床。
常用于加工键槽，加工时，插刀往复运动为主运动，工件的间歇移动或间歇转动为进给运动，直线运动(纵、横向)和圆周运动的工作台不允许三项同时进行。
设计要求：原动机采用一台电机，执行机构包括插削机构及进给机构，插削机构实现插削加工，进给机构实现工件的进给动作，这两个机构要求运动协调。
12BA O1O C234联轴器凸轮机构导杆机构2.设计内容：（1）机构的设计及运动分折已知：设计参数见表1, l BC=(0.5～0.6)l BO1 ,电动机轴与曲柄轴O2平行，导杆机构的最小传动角不得小于60°。
要求：1）采用图解法或解析法设计平面连杆机构各构件尺寸，作机构运动简图；2）按给定位置对机构进行运动分析，作机构的速度和加速度多边形；3）作滑块的运动线图（s-ϕ，v-ϕ，a-ϕ画在一个坐标系中）。
2、给出实现插削要求的执行机构的其他运动方案简图，并进行对比分析。
（2）给出实现插削要求的执行机构的其他运动方案简图，并进行对比分析。
（3）导杆机构的动态静力分析。
已知：滑块所受工作阻力见图1所示，结合连杆机构设计和运动分析所得的结果。
要求：1）按给定位置确定机构各运动副中的反力；2）确定加于曲柄上的平衡力矩M b ，在坐标纸上作出平衡力矩曲线M b -ϕ。
（4）飞轮设计已知：机器运转的许用速度不均匀系数［δ］=0.03，力分析所得平衡力矩M b ，驱动力矩M ed 为常数，飞轮安装在曲柄轴O 2上。
要求：确定所需飞轮的转动惯量J F 。
（5）凸轮机构设计已知：凸轮与曲柄共轴，设计数据见表1。
摆动从动件8的升、回程运动规律均为等加速等减速运动。
要求：1）按许用压力角［α］确定凸轮机构的基本尺寸（基圆半径r o 、机架l o2o8和滚子半径r r ）。
2）绘制凸轮实际廓线。
二、插床机构的设计 连杆机构的设计及运动分析根据行程速比系数求极位夹角得43.51=θ机架得mml o o 16.17521=43.51=θmml o o 16.17521=摆杆长度得mml BO 72.1561=mml l l AO AO AO 81.1572tan121==θ连杆得mml BC 36.78=为满足最小压力角，1O 到倒杆的距离mmCOS BO COSBO BO 96.148222111=+-θθ（1）机构运动简图：（2）机构运动速度分析：（3）机构运动加速度分析： （4）机构动态静力分析以上三步已作于A3图纸上。
（5）绘制滑块位移、速度、加速度曲线 （6）绘制力矩图mml BO 72.1561=mml AO 81.1571=mml BC 36.78=mm l 96.148=计 算 及 说 明主要结果四、凸轮机构设计 1.基本参数mm r 320= a=162mm 4.6=r r mm l D o 1282=60=ϕ2.位移的计算取5o 为一个分段，分别计算推程和回程的位移 （1）推程等加速段由公式错误！未找到引用源。
得δ0o 5o 10o 15o 20o 25o0o0.278o 1.11o 2. 5o 4.45o 6.94 o δ30o10 o推程等减速段由公式错误！未找到引用源。
得δ35o40o45o50o55o60o 13.05o15.56o17.5o18.89o19.72o20 omm r 320=a=162mm4.6=r r mm60=ϕ2）回程等加速段由公式错误！未找到引用源。
得δ0o5o10o15o20o25o 20o19.72o18.89o17.5o15.56o13.05 o δ30o10 o回程等减速段由公式错误！未找到引用源。
得δ35o40o45o50o55o60o6.94o 4.45o 2.5o 1.11o0.278o0 o 凸轮轮廓如下：机械设计二级减速器设计部分一．目的及要求（一）课程设计的目的1、通过机械设计课程设计，综合运用机械设计课程和其它有关选修课程的理论和生产实际知识去分析和解决机械设计问题，并使所学知识得到进一步地巩固、深化和发展。
2、学习机械设计的一般方法。
通过设计培养正确的设计思想和分析问题、解决问题的能力。
3、进行机械设计基本技能的训练，如计算、绘图、查阅设计资料和手册，熟悉标准和规范。
（二）任务1.电机选型设计若传动系统方案采用图2方案，则考虑零件传动效率，根据计算的平衡力矩，确定电机型号（参见《机械设计课程设计指导书》附录），无特殊需要，可选用Y系列三相交流异步电动机，要求：给定电机的额定功率和满载转速。
2.传动装置设计计算（参见《机械设计课程设计指导书》）根据切削次数要求以及电机额定参数，设计V带传动和二级圆柱齿轮减速器。
要求：1）V带传动设计计算。
2）二级圆柱齿轮减速器设计计算（包括齿轮传动设计及工作能力校核，轴的结构设计及工作能力校核，轴承选型设计及寿命计算，平键连接选型设计计算）；绘制一对齿轮传动的啮合图。
3）联轴器选型设计。
4）绘制二级圆柱齿轮减速器装配图（0号图纸）和关键零部件零件图。
3.编写设计说明书一份。
应包括综合设计任务书、设计参数数据、设计计算过程等。
二．减速器结构分析（一）分析传动系统的工作情况1、传动系统的作用：作用：介于机械中原动机与工作机之间，主要将原动机的运动和动力传给工作机，在此起减速作用，并协调二者的转速和转矩。
2、传动方案的特点：特点：结构简单、效率高、容易制造、使用寿命长、维护方便。
由于电动机、减速器与滚筒并列，导致横向尺寸较大，机器不紧凑。
但齿轮的位置不对称，高速级齿轮布置在远离转矩输入端，可使轴在转矩作用下产生的扭转变形和轴在弯矩作用下产生的弯曲变形部分地抵消，以减缓沿齿宽载荷分布有均匀的现象。
3、电机和工作机的安装位置：电机安装在远离高速轴齿轮的一端；工作机安装在远离低速轴齿轮的一段。
初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。
三．传动装置的总体设计 （一）、选择电动机1、选择电动机系列 按工作要求及工作条件，选用Y 系列三相交流异步电动机。
2、选电动机功率 （1）、工作机所需输入功率85.089.099.099.097.095.0w 3232=⨯==⨯⨯⨯=+++=机构联轴承齿轮带ηηηηηηηηa a KWM P w AB w 226.185.01000815.45.2161000d =⨯⨯=⋅=ηω（2）、电机的实际输出功率KW P P W37.189.0226.1ηd ===αKW P W 226.1=89.0=αη85.0=w ηKWP d 378.1=η2η3η5η4η1I IIIIIIVPdPw3、确定电动机转速所选电动机的额定功率ed P 应等于或稍大于电动机的实际输出功率d P ，即 1.378KW ≥ed P ，电动机的可选转速范围ni '⨯⨯=减速器带i n d选取电动机的型号为Y90L-4，机座中心高H=90mm ，额定功率KW P ed 1.5=，满载转速为1400r/min ，轴伸长E=50mm ，伸出端直径D=48mm ，详细参数见表19-3.（二）、传动比分配总传动比 4.30461400===n n i 满总取 2=带i ， 则15.2==带总减速器i i i高速级齿轮传动比为 61.415.24.1)5.1~3.1(1=⨯==减速器i i则低速级齿轮传动比为3.312==i i i 总（三）、运动和动力参数分析计算1.计算各轴转速min /463.384.151223min /84.15161.4700112min /700214001r i n n r i n n r i m n n =========带 2.计算各轴输入功率KW 207.10.9799.0257.123KW 257.10.9799.0309.112 1.309KW 95.01.3781=⨯⨯=⋅⋅==⨯⨯=⋅⋅==⨯=⋅=齿轮轴承齿轮轴承带ηηηηηP P P P d P P4.30=总i2=带i15.2=减速器i61.41=i3.32=im in /7001r n = m in /84.1512r n =min/463r n =KW 207.13257KW .121.309KW1===P P P3.计算各轴输入转矩m N n P T m N n P T m N n P T ∙=⨯==∙=⨯==∙=⨯==250.5346207.19550339550306.7984.1511.2579550229550286.17700309.195501195501四．传动件的设计计算 （一）.带传动的设计计算 1.确定V 带截型工作情况系数两班倒每天工作16小时，软启动，载荷变化较小，由机械设计教材表7-7得1.1=A K计算功率 KW P AK c P 1.651.51.1=⨯==V 带截型 根据c P 和1n ，由图7-12 选取Z 型V 带 2、确定V 带轮基准直径小带轮基准直径 由图7-12及表7-4 选取mmd d711=大带轮基准直径 mm n m nd dd d 142700140071112=⨯==由表7-5知，带轮基准直径中恰有此值，取 mm d d 1402= 验算带速 sm n nd d v /2.510006014007110006011=⨯⨯⨯=⨯=ππ 3.确定中心距及V 带基准长度初定中心距mm a mm a mm d d d d 2854207.147 )d (d 2a )d (d 7.00021d2d10d2d1=≤≤+≤≤+，初定得、及m N T ⋅=86.171m N T ⋅=06.792m N T ⋅=53.25031.1=A KKW c P 65.1=mmd d 711=mmd d1402=s m v /2.5=mma 2850=计算V 带基准长度mma d d d d a L d d d d d45.9052854)71140()14071(228524)()(222212210'=⨯-+++⨯=-+++=ππV 带基准长度 由表7-2选取mm L d 900=实际中心距 拟将带传动设计成中心距可调的及结构，采用近似计算mm L L a a d d 2832905.45-9002852-'0=+=+≈ 验算小带轮包角 oo o od d o add 98.1653.5728371-140-1803.57--180121=⨯=⨯=α4.确定V 带根数单根V 带基本额定功率 由表7-6 KW P 31.01= 单根V 带额定功率增量 由表7-8 KW P 03.01=∆小带轮包角修正系数 由表7-9线性插值求得 96.0=αK 带长修正系数 由表7-2 03.1=L K V 带根数91.41.0396.003.031.0 1.21)Δ(11=⨯⨯+=+≥）（L a c k k P P P z取5=z 5.计算初拉力V 带单位长度质量 由表7-1 m kg q /06.0= 单根V 带的初拉力52.52)1-5.2(50020=+=qv k vz P F ac 作用在轴上的载荷N ZF F Q 26.5212αsin 210==mm L d 900=mm a 283=o 98.1651=α5=zN F 52.520=N F Q 521.26=(二)高速轴齿轮的设计与校核1.选择齿轮材料并确定初步参数（1）选择齿轮材料及其热处理 由表8-1选取 小齿轮：40Cr ，调制处理，齿面硬度为260HBW 大齿轮：45钢，调制处理，齿面硬度为230HBW （2）初选齿轮 选取小齿轮齿数 201≡z则大齿轮齿数 922061.4112=⨯==z i z （3）选择齿宽系数d ψ螺旋角β和传动精度等级 初估小齿轮直径mm d 301=估照表8-8选取齿宽系数 mm d b d d 3011===估估，则ψψ15=β齿轮圆周速度sm n d v /099.11000607003010006011=⨯⨯⨯=⨯=ππ估参照表8-9，齿轮精度选为8级 （4）计算许用接触应力1）计算两齿轮许用循环次数N1，N2891129111037.461.4102.016102.01616)300(1070016060⨯=⨯==⨯=⨯⨯⨯⨯⨯==i N N t n N n γ 2）寿命系数 N Z 由图8-24得：1Z 1,N21==N Z （不允许有一定量点蚀）3） 接触疲劳极限lim H σ由图8-20a ，查MQ 线得1lim H σ=720MPa 2lim H σ=580MPa 4）安全系数H S 参照表8-11，取H S =1 5）许用接触应力[H σ]，根据式8-14得[][]MPaS Z MPaS Z HN H H HN H H 580115807201172022lim 211lim 1=⨯===⨯==σσσσ小齿轮40Cr 调制 小齿轮45钢调制201=z922=zmmd 301=估1=d ψ15=βmmb 30=估齿轮精度8级MPa MPa Hlin Hlin 580σ027σ21==MPaMPa H H 580]σ[720]σ[21==2.按齿面接触疲劳强度设计齿轮的主要参数 （1）确定各相关的参数值 1）计算小齿轮的转矩1Tmm N T .178601= 2)确定载荷系数K使用系数A K 按电动机驱动，轻微冲击，查表8-4取A K =1.25 动载系数V K 按8级精度和速度，查图8-11，取V K =1.1 齿间载荷分配系数αKmmN mm N bd T K A ⋅<⋅=⨯⨯⨯=10061.4930301786025.12211由表8-5，取2.1=αK齿向载荷分配系数βK 由图8-14a ，取βK =1.07 载荷系数77.107.12.11.125.1=⨯⨯⨯==βαK K K K K V A3）确定弹性系数E Z 由表8-6得MPa Z E190=4）确定节点区域系数H Z 由图8-16得H Z =2.5 5）确定重合度系数εZ 由式8-8计算得重合度 97.0cos 112.388.121=⎥⎦⎤⎢⎣⎡⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛+-=βεαz z71.1tan 1==βπψεβzd重合度系数 877.01==αεεz 98.0cos ==ββZmm N T ⋅=1786011.77=KMPa Z E 190=H Z =2.5877.0=εz98.0=βz（2）求所需小齿轮直径1d ,由式8-21得[]mm65.3358098.0877.01905.261.4161.411786077.1212323211=⎪⎭⎫ ⎝⎛⨯⨯⨯+⨯⨯=⎪⎪⎭⎫⎝⎛+≥H E H d Z Z Z Z u u KT d σψβε与初估大小基本相符（3）确定模数m ，中心距a 等主要几何参数 1）模数mm z d m 63.120cos 65.33cos 11=⨯==ββ由表8-7取标准模数 m =1.75 2）中心距a()()mmz z m a n 46.101cos 2922075.1cos 221=+⨯=+=ββ，取a =100mm ，3） 螺旋角β()() 48.111002922075.1arccos 2arccos21=⨯+=+=a z z m β4）分度圆直径 21d d 、mm mz d 71.3548.11cos 2075.1cos 11=⨯==βmm mz d 3.16448.11cos 9275.1cos 22=⨯==β 5）确定齿宽b mmd b d 23.3623.3611=⨯==ψ大齿轮齿宽 mm b b 23.362== 小齿轮齿宽 mm b b 23.42621=+= 3.齿根弯曲疲劳强度校核(1)计算许用弯曲应力1）寿命系数N Y 由图8-29取121==N N Y Y2)极限应力lim F σ 由图8-25a 取MPa F 3001lim =σ MPa F 2202lim =σmm d 33.651=1.75=ma =100mm48.11=βmm d 71.351=mm d 3.1642=mm b 23.362= mm b 23.421=3）尺寸系数a Y 由图8-30取 121==a a Y Y 4）安全系数F S 参照表8-11，取F S =1.6 5）计算许用弯曲应力[]F σ 由式8-16得[][]MPaS Y Y MPaS Y Y FN N F F F N N F F 2756.111220223756.11130022212lim 2211lim 1=⨯⨯⨯===⨯⨯⨯==σσσσ（2）计算齿根弯曲应力 1）齿形系数Fa Y当量齿数25.2148.11cos 20cos 3311===βz z V75.9748.11cos 92cos 3322===βz z v由图8-18取78.21=Fa Y 52.22=Fa Y2）应力修正系数Sa Y 由图8-19取 55.11=a S Y 75.12=a S Y3）重合度系数εY()78.10cos tan arctan 38.20cos tan arctan ===⎪⎪⎭⎫⎝⎛=t b n t αβββαα由式8-2872.1cos 2==bn βεεαα由式8-2769.072.175.025.075.025.0=+=+=nY αεε5）齿根弯曲应力 由式8-25得[][]MPaMPaF F 27537521==σσ78.21=Fa Y 52.22=Fa Y55.11=a S Y 75.12=a S Y69.0=εY91.0=βYMPa F 53.711=σMPa F 36.652=σ[][]MPa MPa Y Y Y Y MPa MPa m bd Y Y Y Y KT F Sa Fa Sa Fa F F F nSa Fa F 27525.9955.178.275.125.261.10837561.10875.1303091.069.055.178.21786077.1222112212111111=<=⨯⨯⨯===<=⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯==σσσσσβε 结论：齿根弯曲疲劳强度足够（三）低速轴齿轮的设计与校核 1.选择齿轮材料并确定初步参数（1）选择齿轮材料及其热处理 由表8-1选取 小齿轮：40Cr ，调制处理，齿面硬度为260HBW 大齿轮：45钢，调制处理，齿面硬度为230HBW （2）初选齿轮 选取小齿轮齿数 301=z则大齿轮齿数 100303.3112=⨯==z i z （3）选择齿宽系数d ψ螺旋角β和传动精度等级初估小齿轮直径mm d 601=估，照表8-8选取齿宽系数 mmd b d d 6011===估估，则ψψβ=15齿轮圆周速度sm n d v /0.477100060151.846010006011=⨯⨯⨯=⨯=ππ估参照表8-9，齿轮精度选为8级 （4）计算许用接触应力1）计算两齿轮许用循环次数N1，N2881128111057.15.21037.41037.41630010151.8416060⨯=⨯==⨯=⨯⨯⨯⨯⨯==i N N t n N n γ2）寿命系数 N Z 由图8-24得：1Z 1,N21==N Z （不允许有一定量点蚀）3） 接触疲劳极限lim H σ由图8-20a ，查MQ 线得1lim H σ=720MPa 2lim H σ=580MPa 4）安全系数H S 参照表8-11，取H S =1.25 5）许用接触应力[H σ]，根据式8-14得[][]MPaS Z MPaS Z HN H H HN H H 580115807201172022lim 211lim 1=⨯===⨯==σσσσ小齿轮40Cr 调制 小齿轮45钢调制301=z1002=zmm d 601=估1=d ψmm b 60=估β=15 齿轮精度8级MPa MPa Hlin Hlin 580σ027σ21==MPaMPa H H 580]σ[720]σ[21==2.按齿面接触疲劳强度设计齿轮的主要参数 （1）确定各相关的参数值 1）计算小齿轮的转矩T 2mm N T ⋅=790602 2)确定载荷系数K使用系数A K 按电动机驱动，轻微冲击，查表8-4取A K =1.25 动载系数V K 按8级精度和速度，查图8-11，取V K =1.06 齿间载荷分配系数αKmmN mm N bd T K A ⋅<⋅=⨯⨯⨯=1009.5460607906025.12212由表8-5，取2.1=αK齿向载荷分配系数βK 由图8-14a ，取βK =1.07 载荷系数 1.707.12.106.125.1=⨯⨯⨯==βαK K K K K V A 3）确定弹性系数E Z 由表8-6得MPa Z E190=4）确定节点区域系数H Z 由图8-16得H Z =2.5 5）确定重合度系数εZ 由式8-8计算得重合度 68.1cos 112.3-88.121=⎥⎦⎤⎢⎣⎡⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛+=βεαz z39.2tan 1==βπψεβzd 重合度系数77.01==αεεz6) 螺旋角系数98.0cos ==ββzmm N T ⋅=7906021.7=KMPa Z E 190=H Z =2.577.0=εZ 98.0=βz（2）求所需小齿轮直径1d ,由式8-21得[]mm48.5558098.087.05.21903.34.31790601.7212323221=⎪⎭⎫ ⎝⎛⨯⨯⨯⨯⨯=⎪⎪⎭⎫⎝⎛+≥H E H d Z Z Z Z u u KT d σψβε与初估大小基本相符（3）确定模数m ，中心距a 等主要几何参数1）模数 79.13055.48cos15cos 11===z d m β由表8-7取标准模数 m =1.75 2）中心距a()()mm z z m a 11515cos 21003075.1cos 221=+⨯=+=β，取a =115mm3）螺旋角()46.82arccos21=+=az z m β4）分度圆直径 21d d 、mm mz d mm mz d 925.17646.8cos 10075.1cos 078.5346.8cos 3075.1cos 2111=⨯===⨯==ββ5）确定齿宽b mm d b d 606011=⨯==ψ大齿轮齿宽 mm b b 602== 小齿轮齿宽 mm b b 66621=+= 3.齿根弯曲疲劳强度校核 (1)计算许用弯曲应力1）寿命系数N Y 由图8-29取121==N N Y Y2)极限应力lim F σ 由图8-25a 取MPa F 3001lim =σ MPa F 2202lim =σ 3）尺寸系数a Y 由图8-30取 121==a a Y Y 4）安全系数F S 参照表8-11，取F S =1.6mm d 55.481=1.75=ma =115mm64.8=βmm d 53.0781= mm d 176.9252=mm b 602=mm b 661=5）计算许用弯曲应力[]F σ 由式8-16得[][]MPaS Y Y MPaS Y Y FN N F F FN N F F 2756.111220223756.11130022212lim 2211lim 1=⨯⨯⨯===⨯⨯⨯==σσσσ（2）计算齿根弯曲应力 1）齿形系数Fa Y 当量齿数34.10446.8cos 100cos 00.3146.8cos 30cos 33223311======ββz z z z v v 由图8-18取 .5321=Fa Y 52.22=Fa Y2）应力修正系数Sa Y 由图8-19取 256.11=a S Y 57.12=a S Y 3）重合度系数εY() 95.7cos tan arctan 20.20cos tan arctan ===⎪⎪⎭⎫⎝⎛=t b n t αβββαα 7.1cos 2==bn βεεαα0.697.175.025.075.025.0=+=+=αεεY4）螺旋角系数98.0=βY5）齿根弯曲应力 由式8-9得[][]MPaMPaF F 27537521==σσ.5321=Fa Y 52.22=Fa Y256.11=a S Y 57.12=a S Y69.0=εY98.0=βYMPa F 1731=σMPa F 1202=σ[][]MPa MPa Y Y Y Y MPaMPa m bd Y Y Y Y KT F Sa Fa Sa Fa F F F nSa Fa F 275120 2.2553.257.125.217337517375.16060.9800.692.53.372790601.7222112212111121=<=⨯⨯⨯===<=⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯==σσσσσβε结论：齿根弯曲疲劳强度足够（四）联轴器的选择 初估低速轴的最小直径低速轴的材料为45钢，C 值根据课程设计指导书表3-1选取 有键槽轴径加大4%，mm n P C d 79.3146207.107133333=⨯=≥mmd 3304.131.791=⨯=，取mm d 321=根据表17-2，选择HL2型弹性柱销联轴器 （五）轴的设计与校核 1.齿轮轴的设计初估齿轮轴受扭段的最小轴径齿轮轴的材料为40Cr ，C 值根据课程设计指导书表3-1选取1.14455045.110733111=⨯=≥n P C d mm 有键槽轴径加大4%，mm d 66.1404.1.1141=⨯=，取mm d 201= ，取mm d 222= ，取mm d 253=根据齿轮分度圆的大小，选取齿轮轴段的直径mm d 304= 轴径确定后，初定轴承型号，采用角接触球轴承，型号为7204,从而查得轴承宽度B 1=14。