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1、精选优质文档-倾情为你奉上设计计算及说明结果一、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）14000.3280 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
2、、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 设计计算及说明结果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 =/
3、为从电动机到工作机主动轴之间的总效率，即 =0.776 -v带传动效率取0.96 -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 Pd= P/总 =0.520kW （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0.55Kw。 3、确定电动机转速 卷筒工作转速 nw=601000V/D=6010000.30/280=20.44r/min 由于两级圆锥-圆柱齿轮减速器一般传动比为8-15，故电动机的转速的可选范围为 nd=Idnw=（815）25.5=163
4、.52306.6r/min 无法选择合适的电动机，故这时在减速器和电动机之间加以传动比为3的V带，来放大减速器的转速。此时电动机的可选范围490.561450.8r/min符合这一范围的同步转速只有1000r/min。 设计计算及说明F=1400NV=0.3m/s=0.776=0.520kw=0.55kw=109.2r/min 结果 由上可见，电动机同步转速只有1000r/min,一种传动比方案综合各方面因素选择电机方案，即选电动机型号为Y1001L-6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轴伸尺寸Y80M2-40.75940139060*140 三、运动
5、参数及动力参数计算计算总传动比及分配各级的传动比总传动比：i=nm/nw=68传送带的传送比i=5二级齿轮的减速器的传动比为13.6分配圆柱齿轮的传动比i=4.53锥齿轮传动比i=31.计算各轴转速（r/min）轴（1）是大带轮所连轴轴（2）是大锥齿轮所连轴轴（3）是大圆柱齿轮所连轴2、各轴输入的功率轴（1）kw轴（2）轴（3）3.计算各轴扭矩（Nm）轴（1）轴（2）轴（3）轴的数据轴转速（r/min）功率（kw）转矩（Nm）轴（1）2780.50517.35轴（2）92.60.46547.96轴（3）20.440.442206.51 选Y80M2-4型电动机 =278=92.6=20.44r
6、/min=0.505kw=0.465 kw=0.442 kw 结果 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（第八版）已知输入功率为=1.128kw、小齿轮转速为=100.3r/min、齿数比为3.396。工作寿命10年（设每年工作300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（第八版）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40
7、HBS。（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 设计计算及说明小齿轮：40Cr（调质）280 HBS大齿轮： 45钢（调质） 240 HBS7级精度结果 （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10-30）选取区域系数=2.4333） 查教材表10-6选取弹性影响系数=189.8 4） 由式（10-21）计算接触疲劳强度用重合度系数 5） 由式（10-23）可得螺旋角系数 6） 由教材公式10-13计算应力值环数N=60nj =60100.31（3830010）=1.3564810h N=0.4341X10h
8、7） 查教材10-19图得：K=0.93 K=0.968） 查取齿轮的接触疲劳强度极限600Mpa 550Mpa 9） 由教材表10-7查得齿宽系数=110） 小齿轮传递的转矩=95.510=9550X1.128/100.3=108N.m11） 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:=0.93600=558 =0.96550=528 许用接触应力为两者较小者 故：（2） 设计计算1） 按式计算小齿轮分度圆直径 =2） 计算圆周速度0.255m/s3） 计算齿宽b及模数 设计计算及说明=1.3=2.433=189.8=1.652K=0.9 K=0.9
9、5650Mpa 550Mpa=1T=108N.m=553.75 MPaV=0.255m/ 结果 b=1X48.789=48.789mm =4) 计算齿宽与高之比 齿高h= =2.252.221=5.0 = =9.765) 计算纵向重合度 =0.318tan=0.318X1X24tan=1.9056) 计算载荷系数K 系数=1，根据V=0.255m/s，7级精度查图表（图10-8）得动载系数=1.02 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=1.30 查教材图表（图10-13）得=1.26 所以载荷系数 =1.8567) 按实际载荷系数校正所算得的分度圆
10、直径 =8) 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设计（1） 确定公式内各计算数值1） 试取载荷系数 2） 根据纵向重合度=1.905 查教材图表（图10-28）查得螺旋影响系数=0.883） 计算当量齿数 =26.27 设计计算及说明=2.221 =9.76=1.905 =1.4=1.30=1.26=54.94mm=2.221 mm=26.27 结果95/ =103.994） 查取齿形系数 查教材图表（表10-5）=2.62，=2.185） 查取应力校正系数 查教材图表（表10-5）=1.6 ，=1.826） 查教材图表（图10-20c）查得小齿轮弯曲疲劳强度极限=
11、500MPa ，大齿轮弯曲疲劳强度极限=380MPa 。7） 查教材图表（图10-18）取弯曲疲劳寿命系数K=0.9 K=0.94 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 大齿轮的数值大.选用.（2） 设计计算1） 计算模数 2) 由式（10-13），可得按实际载荷系数算得的齿轮模数： 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
12、mm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=54.94来计算应有的齿数.2）计算齿数 z=26.65 取z=27 那么z=3.93627=106.27 取z2 =106 设计计算及说明=103.99=2.62=2.18=1.6=1.82 =0.9=0.94=321.4=255.14m=1.56mmz=27z=106 结果 4、几何尺寸计算（1） 计算中心距 a=137.072 将其圆整为137mm（2） 按圆整后的中心距修正螺旋角 =arccos 因值改变不多,故参数,等不必修正.（3） 计算大.小齿轮的分度圆直径 d=55.624 取整为56 d=218.376 取
13、整为218（4） 计算齿轮宽度 B= （5） 结构设计 小齿轮（齿轮1）齿顶圆直径为60mm 采用实心结构大齿轮（齿轮2）齿顶圆直径为222mm 采用腹板式结构其零件图如下 图二、斜齿圆柱齿轮 设计计算及说明 a=137mm=d=56d=218结果4.2直齿圆锥齿轮传动设计（主要参照教材机械设计（第八版）已知输入功率为=1.199.kw、小齿轮转速为=313.33r/min、齿数比为3.125由电动机驱动。工作寿命10年（设每年工作300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（GB1
14、0095-88） （2） 材料选择 由机械设计（第九版）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=95.510=36.6KN.Mm3） 取齿宽系数4） 查图10-21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10-6选取弹性影响系数=189.8 6） 由教材公式10-13计算应力值环数 N
15、=60nj =60313.331（3830010）=1.3564810h N=0.43410h7) 查教材10-19图得：K=0.91 K=0.928) 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: =0.91600=546 设计及设计说明=1.3 K=0.92=546 结果 =0.92550=506 （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 调整小齿轮分度圆直径： 2） 计算圆周速度V 0.875m/s3） 计算载荷系数 系数=1，根据V=0.875m/s，7级精度查图表（图10-8）得动载系数=1.05 查图表（表10-3）得齿
16、间载荷分布系数=1 根据大齿轮两端支撑，小齿轮悬臂布置得=1.320 得载荷系数 =1.3864） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，得 = 5）计算模数M 3、按齿根弯曲疲劳强度设计 设计公式： m（1） 确定公式内各计算数值1） 计算载荷系数 =1.33352）3） 计算当量齿数 =25.2 设计及设计说明=506=62.78mmV=0.875m/sK=1.386=2.67mmK=1.3335 结果 =246.154） 由教材表10-5查得齿形系数 应力校正系数 4) 由教材图20-20c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) 由机械设计图10-18取弯曲疲劳寿命系
17、数K=0.91 K=0.926) 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数，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 取M=2mm 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=64.135来计算应有的齿数. 设计及设计说明K=0.91K=0.92M=1.325mm 结果 计算齿数
18、z=33 取z=33 那么z=3.12533=104 4、计算几何尺寸（1） d=66mm（2） d=208mm（3）（4）（5） mm圆整取= =33mm（6） 机构设计 小锥齿轮（齿轮1）大端齿顶圆直径为95.76mm 采用实心结构其零件图如下 大锥齿轮（齿轮2）大端齿顶圆直径为203mm 采用腹板式结构 图三、直齿锥齿轮z=33 =104d=66d=208=33mm=33mm设计计算及说明结果五、 轴的设计计算5.1输入轴（I轴)的设计 1、求输入轴上的功率、转速和转矩 =1.2 kw =313.33r/min =36.6N.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
19、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 设计计算及说明Ft=1304.8NFr=452.67NFa=143.65N结果 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 =1.3X36.6=47580N.Mm 查机械设计课程设计表14-4，选LT4型弹性柱销联轴器其工称转矩为63N.m，而电动机轴的直径为28mm
20、所以联轴器的孔径不能太小。取=28mm，半联轴器长度L=62mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为44mm。 4、轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案（见图五）98Lb La 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，查机械设计书，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=58mm2） 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
21、35mm80mm22.75mm所以而=22.75mm 设计计算及说明=28mm=58mm=22.75mm结果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=21mm，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） 有机械设计手册得锥齿轮轮毂宽度为1.2=40mm，为使套筒端面可靠地压紧齿轮取由于，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
22、计（第九版）表6-1查得平键截面键宽x键高，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120mm 右轴承与齿轮间的距离为60mm。）（见图四）载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M 总弯矩扭矩T =36.6N.M 设计计算及说明=21mm，=50mm结果 6、按弯扭合成应力校
23、核轴的强度7 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 =1.083 kw =25.5r/min =406.5N.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（第九版）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
24、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 设计计算及说明M=2.0mmFt=3722.5.5NFr=1395.6NFa=919.8N 结果械设计（第九版）表14-1，由于转矩变化很小，故取，则 图六、输出轴的载荷图 =1.3406.5=528.45N.M查机械设计课程设计表14-4选Lx3型弹性柱销联轴器其工称转矩为1250N.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）lll 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
25、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 设计计算及说明40mm 结果直径，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，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=45mmX100mmX27.25mm，=45mm，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54
26、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62mm，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58mm齿轮的轮毂直径取为55mm所以55mm。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。轴环宽度，取10mm。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） 齿轮距附近箱体内壁的距离为a=16mm，大锥齿轮于大斜齿轮的距离为c=20mm，在确定滚动轴承的位置时应距附近箱体内壁一段距离s=8mm。可求得53.25mm， 75.3mm （3）轴上的周向定位 齿轮、半联轴
27、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 设计计算及87ll说明54mm58mm55mm10mm53.25mm75.3mm 结果 ；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
28、轴承跨距分别为L1=56.95mm，L2=113.3mm。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=.1N.mm扭矩T =406.5N.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=17.32mpa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 设计计算及说明结果 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
29、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=406.5N.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3-1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）
30、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得表面质量系数为设计计算及说明结果1.82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4.48MPa截面上的扭转切应力12.22MPa 设计计算及说明结果大锥齿轮：功率0.465kw转速92.6r/min转矩47.98 1.1.1. 小斜齿轮 轴的结构设计与计算 选的L1段轴承直径d1=25mm，经查课程设计GB/T 297-199
31、4，选用30205代号轴承，dXDXT=25X52X16.25,所以L1=34mm=L5。因为大锥齿的宽度24mm，所以L2=24，选d2=37mm。大锥齿轮与小斜齿轮之间使用轴环进行定位，所以L3=10mm。小斜齿轮的宽度为47mm，选用L4=44mm，d4=30mm。键的选择因为大锥齿轮的孔毂是37mm，所以查课程设计表12-11（GB/T 1095-2003）查得需选用bXh=10X8，因为L1=24mm，键长L=16mm。斜齿轮的孔毂是30mm，所以查课程设计表12-11（GB/T 1095-2003）查得需选用bXh=10X8，因为L1=44mm，键长L=34mm。轴的受力分析载荷水
32、平面H垂直面V支反力F支反力弯矩52199N mm56447N mm总弯矩76883N mm扭矩47.96N m轴的计算应力 由于轴是45钢（调质），查得，故安全。1.2. 轴3功率0.442kw转速20.44r/min转矩206.51 1.3. 轴3的设计与计算因为L1段是与联轴器配合的部分，选用弹性联轴器，查课程设计表14-4可知，选用LX2弹性联轴器，所以可选d1=35mm，查得L1=42mm,查课程设计GB/T 297-1994，选用30208代号轴承，dXDXT=40X80X19.75,所以d2=d6=40mm,L2=L6=50mm。因为L3是轴肩定位，所以d3=45mm,L3=40
33、.大斜齿轮的定位是采用轴环定位的，可选d4=62mm，L4=9mm。由于大斜齿轮的宽度是42，L5=41mm，选d5=50mm。 结果功率0.465kw转速92.6r/min转矩47.98大锥齿轮： 1.3.1. 小斜齿轮 轴的结构设计与计算 选的L1段轴承直径d1=25mm，经查课程设计GB/T 297-1994，选用30205代号轴承，dXDXT=25X52X16.25,所以L1=34mm=L5。因为大锥齿的宽度24mm，所以L2=24，选d2=37mm。大锥齿轮与小斜齿轮之间使用轴环进行定位，所以L3=10mm。小斜齿轮的宽度为47mm，选用L4=44mm，d4=30mm。键的选择因为大
34、锥齿轮的孔毂是37mm，所以查课程设计表12-11（GB/T 1095-2003）查得需选用bXh=10X8，因为L1=24mm，键长L=16mm。斜齿轮的孔毂是30mm，所以查课程设计表12-11（GB/T 1095-2003）查得需选用bXh=10X8，因为L1=44mm，键长L=34mm。轴的受力分析载荷水平面H垂直面V支反力F支反力弯矩52199N mm56447N mm总弯矩76883N mm扭矩47.96N m轴的计算应力 由于轴是45钢（调质），查得，故安全。1.4. 轴3功率0.442kw转速20.44r/min转矩206.51 1.5. 轴3的设计与计算因为L1段是与联轴器配合的部