纸张横切机毕业论文设计

1、( 此文档为 word 格式，下载后您可任意编辑修改！)机电与车辆工程学院毕业设计题目：纸张横切机毕业论文（设计）原创性声明本人所呈交的毕业论文（设计）是我在导师的指导下进行的研究工作及取得的研究成果。据我所知，除文中已经注明引用的内容外，本论文（设计）不包含其他个人已经发表或撰写过的研究成果。对本论文（设计）的研究做出重要贡献的个人和集体，均已在文中作了明确说明并表示谢意。作者签名：日期：毕业论文（设计）授权使用说明本论文（设计）作者完全了解 * 学院有关保留、使用毕业论文（设计）的规定，学校有权保留论文（设计）并向相关部门送交论文（设计）的电子版和纸质版。有权将论文（设计）用于非赢利目的的

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4、.2.3-83.383.3.1. 83.3.2. 113.3.3.143.4163.4.1. 163.4.2.193.4.3. 233.5253.5.1. 25第四章带传动的设计 .264.1.264.2V.264.3.264.4V.274.5.28295.1上下刀辊的传动方案295.2动力选择32参考文献34附录纸张横切机装配图35摘要本次的设计是数控螺旋刀横切机的机械设计 , 横切机是瓦楞纸板生产线中的一个重要的环节 , 该设备主要用于纸板的横向裁切 , 根据瓦楞纸扳的造纸速度来确定横切机刀辊的转速和刀刃的线速度 , 达到准确的定长剪刀目的。由电脑控制的数控螺旋刀横切机在机械结构上比传统的

5、机械式横切机简单， 但性能却超出了机械式横切机。在全面了解传统横切机的结构和原理后，发现其存在的问题。为了解决这些问题，对瓦楞纸板生产工艺、横切机刀辊、横切的传动结构的和齿轮调整的参数等关键技术进行了解和分析研究，利用思维扩展和逆向思维等创新方法对数控横切机的结构和原理上进行创新。该电脑横切机主要有以下四个重点： 一、设计中数控螺旋刀横切机采用的点切式的切纸方式；二、利用 H 型块进行齿轮间隙调整；三、利用无键联接方式调整刀辊与传动齿轮的周向相位；四、利用电脑控制横切机的传动。关键词：横切机、螺旋刀、点切、无键联接、齿轮间隙补偿装置引言我国是瓦楞纸板生产大国， 据统计数据表明， 2003年我国

6、的瓦楞纸板产量已达 158亿米，占世界的 10D3。至十九世纪以来，美国人艾伯特 ·琼斯发明瓦楞纸用于包装，经历了一百多年的历史， 现形成了一个现代化的包装行业和机械制造业。 百多年来，生产瓦楞纸板的设备有过几次大的变革， 而其工艺流程基本没有变。 这就决定了世界各国厂家制造的瓦楞纸板生产线设备，其原理、系统组成、单机结构均大同小异。按其担负的工艺要求分析任何厂家的设备就能看出该设备的先进性与合理性。而近年来我国经济一直保持高速增长的态势， 特别是在食品、 饮料、电器和玩具等轻工业市场的内需和出口的迅猛发展， 促使与其相关的包装行业也有很快的发展。 瓦楞纸板箱在包装领域里占相当大的比

7、重。随着中国加入世贸组织 (WTO)及世界包装组织将亚洲包装产业中心确立于中国， 使中国纸品包装业进入众所瞩目的阶段， 无论是供方市场的成熟度还是需方客户在质与量方面所提出的要求， 均使投入该行业里的企业数量及其资金愈来愈多。 由于瓦楞纸板的价格低廉， 张力及硬度又适中， 故大部份的产业都选择以瓦楞纸产品作为其最终产品的内衬垫材或外包装。随着各行业的物流包装发展，对瓦楞纸板需求量更是与日俱增，使瓦楞纸板在整个包装行业占重要一席。 基于上述种种因素， 瓦楞纸板生产设备在往后几年内无论是旧设备改装或新机型开发都会蓬勃发展。其中 , 横切机是瓦楞纸板生产线的重要单机 ,主要完成分切压痕机输送的纸板在

8、纸板运动方向的横向剪切。传统的直刀横切机剪切力较大 ,剪切纸板的板边发毛 ,剪切精度差 ,对后道印刷工序会产生不良的影响 ,为此研制开发一种能够配套于瓦楞纸板生产线的新型横切机已经成为摆在科研工作者面临急需解决的实际问题。因此，针对现在的情况，这次的设计思想主要是：利用点切式切纸的原理，对电脑横切机的机械结构进行设计， 采用螺旋刀的形式配合现在比较先进的伺服控制系统， 在轮刀传动机构中采用无键联接的结构原理使横切机达到预定的工作要求。第一章横切机的概述横切机 ( 又称双辊刀切纸机、 双辊刀切断机 ) 主要用于纸板的横向裁切， 从分切压痕机过来的纸板在纵向 ( 纸板运动方向 ) 已被分切成二部分

9、。为了能同时裁切两种不同规格长度的纸板，一般生产线中采用二套裁切装置 ( 二个机组 ) 。如下图 1 4 为双组横切机的结构形式，两台机组合并放置在生产线中，纵向过来的纸板被第一套裁切机构裁切后由下部接纸带输出，而第二部分纸板由第二套裁切机构裁切后经上部接纸带输出。两台机组除合并放置外，也可隔开一段距离放置。 以方便操作人员的调整和维修。 在过去由于电器设备的发展局限型 , 大部分横切机都是纯机械式 , 但是机械结构复杂 , 如双曲柄和无级变速机构 , 这些使机器安装复杂且效率不高。下图为机械横切机的外形图和结构图。1 一墙板； 2 一进纸辊； 3 一压纸装置； 4 一上刀辊； 5 一下刀辊；

10、6一墙板7 一紧辊 ;8 一调节辊； 9 一输送带； 10 一出纸装置横切机除了常见的机械横切机外，还有电脑横切机。 也就是这次设计的任务。 从机械结构来说，电脑横切机比机械横切机要简单得多，但电器要复杂得多。 电脑横切机的切刀部分采用螺旋刀装置，也是设计的主要部分。如图1-2 和 1-3 为电脑横切机示意图和结构图。1-2电脑横切机示意图1-3电脑横切机结构图1- 传动系统 2- 输送带 3- 润滑系统 4- 主电机 5- 输送带电机横切机主要由传动系统、上下刀辊、双曲柄机构、无级变速器等组成。机械横切机动力源主要来自总轴， 通过无级变速器及齿轮等带动驱动刀辊轴传送动力，改变无级变速器的速比

11、可得到不同的转速输出，裁切不同长度的纸板。电脑横切机电器主要由变压器、 驱动部、裁切部及电脑控制等四部分组成。 配电箱包括主动力电源开关、 驱动部控制回路电源开关、 输送带电机控制开关、 交流或直流伺服电机电源开关及电脑电源开关等电器元件。 变压器提供驱动部的动力电源。 驱动部接受电脑控制部发来的信号和指令、 驱动直流或交流伺服电机， 并控制输送带电机、 冷却风机电机及油泵马达等，并设有过热保护装置。裁切部在主电机、传感器、编码器作用下对纸板进行裁切。电脑控制部接受编码器及其他电器的输入指令，感应纸板运行速度， 经精确计算后控制主电机驱动裁切系统对纸板进行裁切。电脑横切机的裁切长度可从 500

12、9999mm范围内无级可调，恒速运行时，裁切精度可达 051mm左右。但在变速运行中精度不是很高。第二章电动机的选择条件：滚筒直径D406mm ，轴 2 转矩 T 2 50N m ，电源为三相交流，电压 380V 。2.1 选用电动机类型选用三相笼型异步电动机，封闭式结构，电压380V ， Y 型。22.2选择电动机的容量工作机所需工作功率，PWT2 n（ 2-1）955050 1000 kW5.2kW9550电动机所需工作功率PdPW（ 2-2）a由电动机至滚筒总效率为2（ 2-3）a123取错误！未找到引用源。10.96 ，20.98 ，30.97 ，则a 0.96 0.982 0.97

13、0.895.2Pd5.9kW0.89选取电动机型号为Y132M-46 。第三章、减速装置设计3.1 传动比确定及各级传动比分配首先设定钻管推进装置主动轴高转速为100rmin ，取钻管推进装置主动轴链轮齿数Z1 =21，取减速器输出端链轮齿数=25。则可确定减速器总传动比为i总142016.34Z1100Z2分配传动比所要考虑的原则: 对锥 - 圆柱齿轮减速器，为使大齿轮尺寸不致过大，高速级按下式计算：对二级齿轮减速器：（1.3-1.4 ）i 2i1、 i 2-高低速传动比1.3 i1i 2 =16.34经计算得i 1=4.609i2=3.5453.2运动参数及动力参数计算3.2.1 计算各轴

14、转第 1轴转速n1n =18461.3 =1420rmin第 2轴转速n2=n 14204.609=308.09rmin第 3轴转速n3= 308.093.545=86.91rminn电动机转速， rmin ；i 从电动机到减速器输出轴的各级传动比。计算各轴的功率第 1轴功率P 1 P = P×1×2 1 =11× 0.99 × 0.99=10.78KW第 I 2 轴功率P 2 = P1 P ×23 =10.78 ×0.99 ×0.95=9.72KW第 II 3 轴功率P 3= P2× 23 =9.72 ×

15、; 0.99 × 0.95=9.14KW式中 1 1 =0.99 ，联轴器效率 2=0.99 ，轴承效率； 3=0.95 ，齿轮效率。计算各轴的扭矩第 1 轴扭矩T 1=9550× P1 P n1 n =9550×10.781420 =69.47 N ·m第 I 2 轴扭矩 T 2 =9550×P2n2=9550× · m第 II 3 轴扭矩 T 3=9550 × P3n3=9550× · m3.3齿轮传动的设计计第一级齿轮传动副的设计计算（一）选择齿轮材料，确定许用应力考虑减速器传递功率不在，

16、所以齿轮采用软齿面。小齿轮选用40Cr 调质，齿面硬度为240 286HBS，取 HBS1 =260 HBS。大齿轮选用 45 钢，正火，齿面硬度 2169217HBS，取HBS2=210HBS。确定接触应力H ：H =N H lim1S min查图表得小齿轮接触疲劳极限H lim1 =700 Mpa大齿轮接触疲劳极限H lim2 =550Mpa接触疲劳极限H lim，接触强度寿命系数 Zn 应力循环次数 N ，N=60n× j × Ln得Z =Z=1N1N2取 接 触 强 度 最小 安 全 系 数 S min =1.2， 则 H1 =700 11.2 =584pa，H 2

17、 =55011.2=458Mpa。确定许用弯曲应力F：F=F lim SF minYNYX弯曲疲劳极限F lim，查资料取F lim1=540 Mpa，F lim 2=420 Mpa弯曲强度寿命系数 ，查资料取 YN1 = YN 2 =1弯曲强度的尺寸系数，查资料（模数m= 5mm）取 =1弯曲强度最小安全系数，取SF min =1.4则F 1 =540 111.4=386 MpaF 2=420 11.4=300 Mpa( 二) 齿面接触疲劳强度设计、计算确 定 齿 轮 传 动 精 度 等 级 ， V 77 m / s ， 由 资 料 参 数 表 选 取 小 轮 大 端 公 差 组等 级 为

18、7 级 。 分 度 圆 直 径 d1 为 ：3u2d1 1dm2K T11 (ZH ZE )2u2 1dmu H 齿宽系数dm 查资料，取dm =0.5小齿轮齿数Z1取 Z1 =18大齿轮齿数取 Z2 iZ1 83传动比误差u / u00.05可用载荷系数KK AKVKK A 使用系数。查资料取 K A =1KV 动载系数。由推荐值 1.05 1.4 ，取 KV =1.2K 齿向载荷分布系数。由推荐值1.0 1.2 ，取 K =1.1载荷系数KK AKVK = 1 1.21.11.32材料弹性系数ZE ，查资料，取ZE =189.8N /mm 2节点区域系数ZH ，查资料，取 ZH2.53故

19、d1 10.521.32694702222.81189.8 2.52.810.52.8458计算得 d187.34mm齿轮模数 m ， md11/ z87.34/ 18 4.85mm ，按标准圆整得 m=5mm小轮大端分度圆直径d1dm1z1 5 1890mm小轮平均分度圆直径d1dm19077.04mm1dm 1u 2 110.522.81圆周速度 Vmdm1 n1 / 6000077.041420 / 600005.73m / s7 m / s齿宽 bbdmdm10.577.0438.52mm 取 b40mm（三）齿根弯曲强度校核计算2KT1 12FdmYFaYSaFbd1mu21当量齿数

20、 ZV ，Zv1z1 / cos 119.11ZV 2ZV 1u89.24齿形系数 YFa ，小轮 YFa1 =2.58大轮 YFa 2 =2.10应力修正系数 YSa ，小轮 YSa1 =1.6大轮 YSa2 =1.921.32694700.52故F 112.581.649.13N / mm409052.82121.32 694700.52F 212.11.947.49N / mm409052.821齿根强度满足要求。（四）齿轮的主要尺寸参数F 1F 2dm2z2583415Rd12d22 / 29024152 / 2 212.32ddma112cos1 99.42ddm22cos2418.

21、36a23.3.2 第二级齿轮传动副的设计计算（一）选择齿轮材料，确定许用应力查资料选择，小齿轮 40Cr 调质大齿轮 45正火许用接触应力H,H=NH limS min接触疲劳极限H lim ，接触强度寿命系数 Zn 应力循环次数 N ，N1=60n1×j ×Ln 60×308.09 ×1×（ 15×12× 365） 1.21 × 109N2=N1i 3.43 × 108查资料知 Zn11，Zn21.05接触强度最小安全系数S min 1则H 1 700×11 700 N / mm2H 255

22、0×1.051 577 N / mm2许用弯曲应力F，F=F lim YNYXSF min其中 F lim1 =378 N / mm2F lim 2 =294N / mm2弯曲强度的尺寸系数 Yx=1弯曲强度最小安全系数SF min 1.4则 F 1 378×1×11.4 270 N / mm2F 2 294× 1× 11.4 210 N / mm2（二）齿面接触疲劳强度设计计算确定齿轮传动精度等级按V1（ 0.013 0.022 ）× n1× 3 P / n1估取圆周速度 Vt 4ms，参考相关资料，得d13 (EH H

23、)2 2KTu11ZZZZ4du齿宽系数d ，取 d =0.8小轮齿数 Z1，在推荐值 2040 中选。 Z1=25大轮齿数 Z2=i × Z1=3.545×25=88.625 ，圆整为 Z2=89齿数比 u=Z2Z1=8925=3.56传动比误差u u=（3.56-3.545 ）3.545=0.0042 <0.05，合适K A - 使用系数，查资料取K A =1KV - 动载系数，由推荐值知KV =1.2K - 齿间载荷分配系数K=1.1K - 齿间载荷分布系数K=1.1载荷系数 K=K A KV KK=1.45材料弹性系数 ZE , 取 ZE =189.8重合度系

24、数 由推荐值知 =0.78螺旋角系数 Z =cos=0.99故 d13 ( EHH ) 2 2KTu11 =81.52mmZZZZdu法面模数 mnmn =d1 cosz1=81.52*cos1225=3.19取标准 mn =3.5中心距 a a= mn （ z1+z2）（ 2 cos） =3.5 （ 25+89）（ 2 cos12 ）=203.95mm圆整取a=204mm分度圆螺旋角=arccosmn (z1z2)/(2a) = 12.06o分度圆直径d1=mz / cos12.51=89.628mm圆周速度 v=3.14*d1*n1 /60000=1.445 m s齿宽 b b=0.8*8

25、1.52=65.216圆整为。65mm大轮齿宽 b2=b=65mm小轮齿宽 b1=b2+（ 510）=70mm（三）齿根弯曲疲劳强度校核计算2KT1Y Y YYFbd m FaS aF1当量齿数 zv zv2= z1cos3= 25cos3 12.06=26.73zv2 = z2cos3=110cos3 12.06=95.16齿形系数 YFa .小轮 YF a1 =2.58大轮 YFa2 =2.17应力修正系数 YSa .小轮 YSa1 =1.598大轮 YSa 2 =1.80不变位时，端面啮合角 a =arctan （ tan2 0ocos12.06o ）= 20.24o端面模数 = mn

26、cos12.06o=3.535mm。 z (tantaanat )ztantaanat 2*3.14 =2.13重合度 a = 1t12t2重合度系数 Y =0.25+0.75a =0.602螺旋角系数 Y 由推荐值为 Y =0.89故 F 12KT1 YYYFa1 Sa1 Yb1d1mn= (2 1.45 301300 2.58 1.598 0.576 0.89) /(70 89.628 3.5)=84.10 N mm2F 22KT1YFa 2YYSa2Yb2 d1mn=(21.453013002.171.800.5760.89) /(6589.6283.5)=86.71 N mm2齿根弯曲

27、强度满足（四）齿根其他主要尺寸计算大轮分度圆直径 d2=mn z2cos12.06o =318.53mmcos =3.5*89根圆直径d f 1 =d12hf =89.628-2*1.25*3.5=80.878mmd f 2 = d22hf =318.53-2*1.25*3.5=309.78mm顶圆直径 dada1 = d1 2ha =89.628+2*3.5=96.628mmda 2 =d22ha =318.53+2*3.5=325.53mm三级齿轮传动副的设计计算（一）选择齿轮材料，确定许用应力小齿轮 40Cr 调质大齿轮 45正火许用接触应力 H ,H = N H limS min接触强

28、度寿命系数Zn 应力循环次数N，N1=60n1×j ×Ln 60×86.91 × 1×（ 15× 12×365） 3.43 × 108N2=N1i3.43 × 108 2.73 1.26 × 108查资料知 Zn11，Zn21.05接触强度最小安全系数S min 1则H 1 700×11 700 N / mm2H 2550×1.051 577 N / mm2许用弯曲应力F，F=F lim YNYXSF min其中 F lim1 =378 N / mm2F lim 2 =294

29、 N / mm2弯曲强度尺寸系数Yx（设模数 m小于 5mm）， Yx1弯曲强度最小安全系数SF min 1.4则F 1 378×1×11.4 270 N / mm2F 2 294×1×11.4 210 N / mm2（二）齿面接触疲劳强度设计计算确定齿轮传动精度等级按V1（ 0.0130.022 ）× n1× 3 P / n1估取圆周速度Vt 4ms，ZZEH ZZ22KTu1d1 3 ( H )14du齿宽系数d ，查资料得d =0.8小轮齿数 Z1，在推荐值 2040 中选。 Z1=25大轮齿数 Z2=i × Z1=2

30、.73×25=68.25 ，圆整为 Z2=68齿数比 u=Z2Z1=6825=2.72传动比误差u u=（2.73-2.72 ）2.73=0.00366<0.05 ，合适KA - 使用系数，取 KA=1KV - 动载系数，由推荐值知KV =1.2K - 齿间载荷分配系数K=1.1K - 齿间载荷分布系数K=1.1载荷系数 K=K A KV KK =1.45材料弹性系数 ZE , 取 ZE =189.8节点区域系数 ZH （0o , x1 x20 ）ZH =2.5重合度系数 由推荐值知 =0.87故 d1 3 (ZEZH Z)2 2KT1u1=136.60mmH du齿轮模数 m

31、m=d1z1=136.6025=5.464取标准 m=6小轮分度圆直径d1d1 =mz1=6*25=150mm圆周速度 v=3.14 × d1× n1 / 60000=0.68 ms标准中心距 a a=m （ z1+z2）2=6（25+68）2=279mm齿宽 b b= =0.8 ×150=120mm大轮齿宽 b2=b=120mm小轮齿宽 b1=b2+（ 510）=125mm（三）齿根弯曲疲劳强度校核计算由式 6-16F2KT1 YFaSY aY YFbd1m齿形系数 YFa ，小轮 YFa1 =2.62大轮 YFa 2 =2.21应力修正系数 YSa ，小轮 Y

32、Sa1 =1.59大轮 YSa2 =1.776重合度 a = z (tana tan at ) ztan atan at1t12t 22*3.14 =1.56重合度系数 Y =0.25+0.75a =0.731故 F12KT1YYYFa1 Sa1Yb1d1mn= (2* 1.45* 1004340 * 2.62 * 1.59 * 2.21* 1.776) / (1 25* 150 * 6)=423.31N2mmF 22KT1 YFa 2YYSa2 Yb2 d1mn=440.99Nmm2齿根弯曲强度满足。（四）齿根其他主要尺寸计算大轮分度圆直径d2d2 =mz2 = 668=408mm根圆直径d

33、 f 1=d12hf=150-2*1.25*6=135mmdf 2= d22hf=408-2*1.25*6=393mm顶圆直径dada1 = d12ha =150+2*6=162mmda2 = d22ha =408+2*6=520mm3.4 传动轴的设计第一传动轴的设计及计算（一）计算作用在齿轮上的作用力转矩 T=9550 PN=9550 10.541420=70.89Nm圆周力 F = 2T / dm1 270.89103 / 77.041803N径向力 FrFttancos1803tan 200 cos19.650618N轴向力 FatFtansi n1803tan 200 sin 19.

34、650220 N（二）初步估算轴的直径选取 40Cr 作为轴的材料，调质处理b735N / mm2s 539N / mm2HBS241 286N / mm2由式 d A 3P 计算轴的最小直径并加大5%考虑键槽的影响。n查资料知 A107 98 取 A=102dmin102 3 10.331.05 =21.8mm1420（三）轴的结构设计确定轴的结构方式：考虑到锥齿轮的制造装配等方面的因素，采用齿轮轴并采用悬臂式结构。确定各轴段直径长度：1段联轴器为 JA4084 (GB50148 5)基本尺寸 Tp 1250NmJC4084d=40mmD=130mml=105mmL=84mm第一段长度L18

35、4282mm2 段 二段主要是锁紧螺母和轴承，选取d245mm 且符合轴承内径查 GBT297-1994暂选滚动轴承32909基本尺寸是d=45 D=68 ，暂取L2 =60mm3 段 为便于装拆轴承内圈定位，d3d2 且 d3d2(1 3)mmd348mm ， L380mm四段的尺寸必须满足下4 段 第列关系d4d3(1 3)mmL2aL0.7d3d3a其中 L 为两轴承距离a 有轴承与锥齿轮的距离暂选 L=95mm， d445mm ， L415mm,a30mm 。综合考虑减速箱的布置，确定：d542mm ， L535mm ， d640mm ， L640mm（四）绘制轴的弯矩图和扭矩图齿轮轴

36、受力如图（ a）所示，H水平面内受力如图 (b) 所示RH 1Ft a / L180360/951896NRH 2RH 1()aL / a1189( 60 95) / 60 2794NH 竖直面内受力如图（ d）TaFa dm / 2 220 77.04 / 2 11624NmmRV 2Fr ( L a)Ta / L 976NRV 1Fr aTLa /137NR'V 2Fa220N水平面内弯矩图如（ d）M HFt a180360 108180 Nmm垂直面内弯矩图如（ e）M VBFr a61860 37080NmmM VCM VBTa25456 Nmm弯矩图，扭矩图见下图：图 3-

37、1轴的弯矩、扭矩图T=115.54Nm合成弯矩见图（ f ）M BM H2M VB2108.18237.082113.29NmM CM VC2M H225.4562108.182112.36Nm（五）判定危险截面，求危险截面的当量弯矩根据 M V图，M H 图及 T 图参照齿轮轴受力图， 设 B 截面为危险截面，因该轴单向旋转，扭 转剪 应力 按 脉动 循环 考虑 。 轴 为 40C r， 调质 处理 查 资料 ，由 b735N / mm2 得1b 260N / mm2，1b72/N mm2 ，0b126/N mm2 。折算系数1b73取0.60.580 b124当量弯矩 M eM 2(T )

38、2B 处当量弯矩M eBM B2( T)2113.292(0.6 70.89)2136.42NmC 处当量弯矩M eM c2( T)2112.362(0.6 70.89) 2131.67 Nm（六）验算危险截面强度危险截面直径为 d10M eB3 10136.4210337225.7mm1b因 1 段有一键槽 ，最小直径应为 d25.71.05 27mm比较计算结果与结构设计B 截面直径，满足强度要求。第二轴的结构设计及计算（一）计算作用在锥齿轮上的作用力对于锥齿轮：转矩 T69470Nmm圆周力 Ft12T1 / dm1269470/ 77.041769N径向力 Fr 1Ft1 tancos

39、轴向力 Fa1Ft1 tansin11913 N319N对于斜齿轮：输出轴大齿轮分度圆直径d2mn z2 / cos3.525 / cos12.0689.628mm转矩 T= T2301300Nmm圆周力 Ft 22T2 / dm 27321N径向力 Fr 2Ft 2tann / cos2726N轴向力 Fa 2Ft 2tan1598N（二）初步计算轴的直径及各段长度选取 45 号钢作为轴的材料，调质处理，由式 dA 3 Pn计算轴的最小直径，并加大3%以考虑键槽的影响查资料取 A=115dmin1153 9.721.03 =36.24mm308.09确定轴的结构方案：右轴承从轴的右端装入，靠轴肩定位。齿轮和左轴承从轴的左端装入，齿轮右端靠轴肩定位。锥齿轮和左轴承之间用定位套筒定位，齿轮右端靠轴肩定位。确定各轴段直径和长度1 段根据 GBT297-1994，暂选滚动轴承 32009X2 。基本尺寸是但 d=45 ，T=20，D=75，B=19 ，C=16 ， a16 。轴承润滑的选择：d1 n245 308.090.14105 mm r / min 1 105 mm r / min选择脂润滑。综合考虑箱体的布置及对称要