（交通运输）带式运输机课程设计说明书

（交通运输）带式运输机课程设计说明书（交通运输）带式运输机课程设计说明书机械设计基础课程设计计算说明书设计题⽬：设计带式输送机的传动装置⼯程学院⼯程系101班设计者指导教师2012年1⽉＿9＿⽇⼴东海洋⼤学⽬录械设计基础课程设计任务书(3)⼀、传动⽅案(4)⼆、选择电动机(4)三、计算传动⽐和分配传动⽐(5)四、计算传动装置的运动和动⼒参数(5)五、普通V带传动(6)六、齿轮传动(8)七、轴的设计(11)（⼀、）从动轴的设计(11)（⼆、）主动轴的设计(15)⼋、轴承(17)(⼀、)主动轴轴承(17)(⼆、)从动轴轴承（交通运输）带式运输机课程设计说明书（交通运输）带式运输机课程设计说明书机械设计基础课程设计计算说明书设计题⽬：设计带式输送机的传动装置⼯程学院⼯程系101班设计者指导教师2012年1⽉＿9＿⽇⼴东海洋⼤学⽬录械设计基础课程设计任务书(3)⼀、传动⽅案(4)⼆、选择电动机(4)三、计算传动⽐和分配传动⽐(5)四、计算传动装置的运动和动⼒参数(5)五、普通V带传动(6)六、齿轮传动(8)七、轴的设计(11)（⼀、）从动轴的设计(11)（⼆、）主动轴的设计(15)⼋、轴承(17)(⼀、)主动轴轴承(17)(⼆、)从动轴轴承(17)九、键的选择(18)⼗、联轴器的选择(18)⼗⼀、润滑⽅式、润滑油牌号及密封装置的选择(19)参考资料(19)械设计基础课程设计任务书⼀、设计题⽬:设计带式输送机的传动装置。⼆、原始数据分组序号,1,2,3,4,5,6,7,,,输送带⼯作拉⼒F/kN,3.5,3.3,3.0,2.8,2.6,2.5,2.4,,,输送带⼯作速度v/m/s,1.1,1.2,1.3,1.4,1.5,1.6,1.7,,,滚筒直径D/mm,250,250,250,250,250,250,250,,,三、已知条件1.输送带⼯作拉⼒F=3.5kN2.输送带⼯作速度v=1.1m/s（允许输送带速度误差为±5%）3.滚筒直径D=250mm4.滚筒效率：ηj=0.96（包括滚筒与轴承的效率损失）；5.⼯作情况：每年300个⼯作⽇，两班制，连续单向运转，载荷较平稳；6.使⽤折旧期：10年；7.动⼒来源：电⼒，三相交流，电压380/220V；8.制造条件及⽣产批量：⼀般机械⼚制造，⼩批量⽣产。四、设计内容拟定传动⽅案，选择电动机，计算传动装置的运动和动⼒参数（包括：确定总传动⽐，分配各级传动⽐，计算各轴的转速、功率和转矩等），齿轮、轴、轴承、键、联轴器等零部件的设计计算和选择；减速器装配图和齿轮轴零件图的设计；编写设计计算说明书。五、设计⼯作量1．减速器装配图A1⼀张；2．齿轮或轴零件图A2⼆张；3．设计计算说明书1份（A4）；计算及说明,结果⼀、传动⽅案1.按已知的⼯作要求格条件,选⽤Y型全封闭笼型三相型电动机2.选择电动机功率Fv⼯作机所需的电动机输出功率为=故由电动机⾄⼯作机之间的总效率(包括⼯作机效率)为式中的效率为：（带传动），（齿轮传动的轴承），（齿轮传动），（联轴器），（滚筒）所以3.确定电动机转速卷筒轴的⼯作转速为按推荐的合理传动⽐范围,取V带传动⽐i1’=2~4,单级齿轮传动⽐i2’=3~5,则合理总传动⽐的范围为i’=6~20,故电动机转速的可选范围为三、已知条件1.输送带⼯作拉⼒F=3.5kN2.输送带⼯作速度v=1.1m/s（允许输送带速度误差为±5%）3.滚筒直径D=250mm4.滚筒效率：ηj=0.96（包括滚筒与轴承的效率损失）；5.⼯作情况：每年300个⼯作⽇，两班制，连续单向运转，载荷较平稳；6.使⽤折旧期：10年；7.动⼒来源：电⼒，三相交流，电压380/220V；8.制造条件及⽣产批量：⼀般机械⼚制造，⼩批量⽣产。四、设计内容拟定传动⽅案，选择电动机，计算传动装置的运动和动⼒参数（包括：确定总传动⽐，分配各级传动⽐，计算各轴的转速、功率和转矩等），齿轮、轴、轴承、键、联轴器等零部件的设计计算和选择；减速器装配图和齿轮轴零件图的设计；编写设计计算说明书。五、设计⼯作量1．减速器装配图A1⼀张；2．齿轮或轴零件图A2⼆张；3．设计计算说明书1份（A4）；计算及说明,结果⼀、传动⽅案1.按已知的⼯作要求格条件,选⽤Y型全封闭笼型三相型电动机2.选择电动机功率Fv⼯作机所需的电动机输出功率为=故由电动机⾄⼯作机之间的总效率(包括⼯作机效率)为式中的效率为：（带传动），（齿轮传动的轴承），（齿轮传动），（联轴器），（滚筒）所以3.确定电动机转速卷筒轴的⼯作转速为按推荐的合理传动⽐范围,取V带传动⽐i1’=2~4,单级齿轮传动⽐i2’=3~5,则合理总传动⽐的范围为i’=6~20,故电动机转速的可选范围为nd’=i’*nw=(6~15)×84.03r/minnd’=504.18~1680.6r/min符合这⼀范围的同步转速有750r/min、1000r/min、1500r/min，再根据计算出的容量有三种适⽤的电动型号，其技术参数以及传动⽐的⽐较情况见下表⽅案,电动机型号,额定功率,电动机转速/(r/min),传动装置的传动⽐,,Ped/kW,同步转速,满载转速,传动⽐,带,齿轮1,Y160M2-8,5.5,750,720,8.93,3,2.982,Y132M2-6,5.5,1000,960,11.42,2.5,4.5683,Y132S-4,5.5,1500,1440,17.14,3.5,4.897综合考滤电动机和传动⽅案装置的尺⼨、重量以及带传动和减速器的传动⽐，⽐较三个⽅案可知：⽅案1电动机转速低，外廓尺⼨及重量较⼤，价格较⾼，虽然总传⽐不⼤，但因电动机转速低，导致传动装置尺⼨较⼤。⽅案3电动机转速较⼤,但总传⽐⼤,传动装置尺⼨较⼤。⽅案2适中，⽐较适合。因此选定电动机型号为Y132M2-6，额定功率Ped=5.5kw，满载转速nm=960r/min。总传动⽐较适中，传动装置结构较紧凑。所选电动机的主要外形尺⼨和安装尺⼨如下所⽰：中⼼⾼H,外形尺⼨L×(AC/2+AD)×HD,底脚安装尺⼨A×B,地脚螺栓孔直径D,轴伸尺⼨D×E,装键部位尺⼨F×GD132,515×345×315,216×180,18,38×80,10×41三、计算传动⽐和分配传动⽐由选定电动机的满载转速nm和⼯作机主动轴的转速nw，可得传动装置的总传动⽐为：i=取带传动⽐i0=2.5齿轮传动⽐i1=4.57四、计算传动装置的运动和动⼒参数1、各轴转速Ⅰ轴II轴卷筒轴2、各轴的输⼊功率Ⅰ轴II轴卷筒轴3、各轴输⼊转矩电动机轴的输出转矩TdⅠ轴II轴卷筒轴运动和动⼒参数的计算结果列于下表：参数轴名,电动机轴,Ⅰ轴,Ⅱ轴,卷筒轴转速n/(r/min),960,384,84.03,84.03输⼊功率P/kw,4.53,4.349,4.176,4.011输⼊转矩T/(N.m),45.06,108.15,474.64,455.80传运⽐i,2.5,4.57,1效率η,0.96,0.96,0.96

⽅案,电动机型号,额定功率,电动机转速/(r/min),传动装置的传动⽐,,Ped/kW,同步转速,满载转速,传动⽐,带,齿轮1,Y160M2-8,5.5,750,720,8.93,3,2.982,Y132M2-6,5.5,1000,960,11.42,2.5,4.5683,Y132S-4,5.5,1500,1440,17.14,3.5,4.897综合考滤电动机和传动⽅案装置的尺⼨、重量以及带传动和减速器的传动⽐，⽐较三个⽅案可知：⽅案1电动机转速低，外廓尺⼨及重量较⼤，价格较⾼，虽然总传⽐不⼤，但因电动机转速低，导致传动装置尺⼨较⼤。⽅案3电动机转速较⼤,但总传⽐⼤,传动装置尺⼨较⼤。⽅案2适中，⽐较适合。因此选定电动机型号为Y132M2-6，额定功率Ped=5.5kw，满载转速nm=960r/min。总传动⽐较适中，传动装置结构较紧凑。所选电动机的主要外形尺⼨和安装尺⼨如下所⽰：中⼼⾼H,外形尺⼨L×(AC/2+AD)×HD,底脚安装尺⼨A×B,地脚螺栓孔直径D,轴伸尺⼨D×E,装键部位尺⼨F×GD132,515×345×315,216×180,18,38×80,10×41三、计算传动⽐和分配传动⽐由选定电动机的满载转速nm和⼯作机主动轴的转速nw，可得传动装置的总传动⽐为：i=取带传动⽐i0=2.5齿轮传动⽐i1=4.57四、计算传动装置的运动和动⼒参数1、各轴转速Ⅰ轴II轴卷筒轴2、各轴的输⼊功率Ⅰ轴II轴卷筒轴3、各轴输⼊转矩电动机轴的输出转矩TdⅠ轴II轴卷筒轴运动和动⼒参数的计算结果列于下表：参数轴名,电动机轴,Ⅰ轴,Ⅱ轴,卷筒轴转速n/(r/min),960,384,84.03,84.03输⼊功率P/kw,4.53,4.349,4.176,4.011输⼊转矩T/(N.m),45.06,108.15,474.64,455.80传运⽐i,2.5,4.57,1效率η,0.96,0.96,0.96五、普通V带传动1、确定计算功率PC,查表8.21，查得KA=1.2则PC=KAP=1.2×5.5kw=6.6kw2、选取普通V带型号根据PC=6.6kw,n1=960r/min,由图8.13选⽤A型普通V带3、确定带轮基准直径dd1，dd2根据表8.6和图8.13选取dd1=100mm,且dd1=140mm>ddmin=75mm⼤轮基准直径为（符合标准值）4、验算带速v带速在5~25m/s范围内。5、确定带的基准长度Ld和实际中⼼距a由式（8.14）初步确定中⼼距的范围取中⼼距a0=400由式（8.15）得=1597.25mm由表8.4选取基准长度Ld=1600mm由式（8.16）得实际中⼼距a为中⼼距a的变动范围为6、校验⼩带轮包⾓由式（8.17）得7、确定V带根数z由式（8.18）得根据，，查表8.9⽤内插法得：取=1.63kw由式（8.11）得功率增量P0为由表8.18查得根据传动⽐i=2.5,查表8.19得Ki=1.1373，则由表8.4查得带长度修正系数KL=0.99，由图8.11查得包⾓系数Ka=0.94，得普通V带根数：=4.05根圆整取得4根。8、带轮的结构设计9、设计结果选⽤4根普通A型带，中⼼距401mm，带轮直径dd1=140mm,dd2=350mm六、齿轮传动1、选择齿轮材料及精度等级

五、普通V带传动1、确定计算功率PC,查表8.21，查得KA=1.2则PC=KAP=1.2×5.5kw=6.6kw2、选取普通V带型号根据PC=6.6kw,n1=960r/min,由图8.13选⽤A型普通V带3、确定带轮基准直径dd1，dd2根据表8.6和图8.13选取dd1=100mm,且dd1=140mm>ddmin=75mm⼤轮基准直径为（符合标准值）4、验算带速v带速在5~25m/s范围内。5、确定带的基准长度Ld和实际中⼼距a由式（8.14）初步确定中⼼距的范围取中⼼距a0=400由式（8.15）得=1597.25mm由表8.4选取基准长度Ld=1600mm由式（8.16）得实际中⼼距a为中⼼距a的变动范围为6、校验⼩带轮包⾓由式（8.17）得7、确定V带根数z由式（8.18）得根据，，查表8.9⽤内插法得：取=1.63kw由式（8.11）得功率增量P0为由表8.18查得根据传动⽐i=2.5,查表8.19得Ki=1.1373，则由表8.4查得带长度修正系数KL=0.99，由图8.11查得包⾓系数Ka=0.94，得普通V带根数：=4.05根圆整取得4根。8、带轮的结构设计9、设计结果选⽤4根普通A型带，中⼼距401mm，带轮直径dd1=140mm,dd2=350mm六、齿轮传动1、选择齿轮材料及精度等级⼩齿轮选⽤45钢调质，硬度220~250HBS，在⼤齿轮选⽤45钢正⽕，硬度值为170~210HBS，由表10.21选8级精度，要求表⾯粗糙度2、按齿⾯接触疲劳强度设计1）查表10.12得弹性系数2）载荷系数K，查表10.11取K=1.13)4)齿宽系数,查表10.20得=15)许⽤接触应⼒,由图10.24查得由表10.10查得查图10.27得ZNT1=1.02,ZNT2=1.08由式（10.13）得故3、确定有关系数与参数1)模数,齿数由表10.3查取标准模数m=2mm因齿轮均为软齿⾯,取2)分度圆直径和齿宽齿宽传动的中⼼距为此值与初选的值相差不⼤，故不必重新计算。4、校核齿根弯曲疲劳强度由式（10.37）得出F,如F≤[F]则校核合格。确定有关系数与参数：1、齿形系数YF查表10.13得YF1=2.65,YF2=2.182、应⼒修正系数Ys查表10.14得Ys1=1.59,Ys2=1.80563、许弯曲应⼒[F]由图10.25查得Flm1=210MPa,Flm2=190MPa由图10.10查得SF=1.3由图10.26查得YNT1=YNT2=1由式（10.14）可得：故由式（10.37）可得：齿根弯曲强度校核合格5、验算齿轮的圆周速度v由表10.22可知，选8级精度是合适的。6、⼏何尺⼨计算及绘制零件图。七、轴的设计（⼀、）从动轴的设计

⼩齿轮选⽤45钢调质，硬度220~250HBS，在⼤齿轮选⽤45钢正⽕，硬度值为170~210HBS，由表10.21选8级精度，要求表⾯粗糙度2、按齿⾯接触疲劳强度设计1）查表10.12得弹性系数2）载荷系数K，查表10.11取K=1.13)4)齿宽系数,查表10.20得=15)许⽤接触应⼒,由图10.24查得由表10.10查得查图10.27得ZNT1=1.02,ZNT2=1.08由式（10.13）得故3、确定有关系数与参数1)模数,齿数由表10.3查取标准模数m=2mm因齿轮均为软齿⾯,取2)分度圆直径和齿宽齿宽传动的中⼼距为此值与初选的值相差不⼤，故不必重新计算。4、校核齿根弯曲疲劳强度由式（10.37）得出F,如F≤[F]则校核合格。确定有关系数与参数：1、齿形系数YF查表10.13得YF1=2.65,YF2=2.182、应⼒修正系数Ys查表10.14得Ys1=1.59,Ys2=1.80563、许弯曲应⼒[F]由图10.25查得Flm1=210MPa,Flm2=190MPa由图10.10查得SF=1.3由图10.26查得YNT1=YNT2=1由式（10.14）可得：故由式（10.37）可得：齿根弯曲强度校核合格5、验算齿轮的圆周速度v由表10.22可知，选8级精度是合适的。6、⼏何尺⼨计算及绘制零件图。七、轴的设计（⼀、）从动轴的设计1、选择轴的材料，确定许⽤应⼒因轴的材料⽆特殊要求，故选⽤45钢，正⽕处理，由表14.7查得强度极限σb=600MPa,再由表14.2得许⽤弯曲应⼒[σ-1b]=55MPa.2、按钮转强度估算直径根据表14.1得C=（107~118），⼜由式（14.2）得：由于轴的最⼩直径处要安装联轴器，会有键槽存在，故将计算直径加⼤3%~5%，取为39.97~44.94mm。由设计⼿册取标准直径d1=40mm。3、设计轴的结构并绘制结构草图。由于设计的是单级减速器，可将齿轮布置在箱体内部中央，将轴承对称安装在齿轮两侧，轴的外伸端安装半联轴器。（1）、确定轴上零件的位置和固定⽅式要确定轴的结构形状，必须先确定轴上零件的装配顺序和固定⽅式。确定齿轴从轴的右端装⼊，齿轮的左端⽤轴肩定位，右端⽤套筒固定。这样齿轮在轴上的轴向位置被完全确定。齿轮的周向固定⽤平键连接。由于齿轮的圆周速度均⼩于2m/s，故轴承采⽤脂润滑，为了不让箱体内的润滑油溅到轴承⾥，故在轴承旁加挡油盘。轴承对称安装于齿轮的两侧，其轴向⽤轴肩固定，周向采⽤过盈配合固定。（2）、确定各轴段的直径如图轴段1（外伸端）直径最⼩，d1=40mm;考虑到要对安装在轴段1上的联轴器进⾏定位，轴段1上应有轴肩，轴段2的直径同d2=45mm，为轴段3⽅便加⼯轴承的安装轴段，轴段2应有轴肩，同时为能顺利的在轴段3上安装轴承，轴段3必须满⾜轴承内径的标准，故取轴段3的直径d3为50mm，轴段4由轴段3过度，取直径d4=55mm，轴段5是⽤于定位齿轮，轴肩为h=R(C)+(0.5~2)取3.5mm,故d5=62mm；轴段6的直径d6=55mm；轴段7装轴承与3段⼀样，故d7=d3=50mm。（3）、确定各轴段的长度齿轮轮毂宽度为62mm，为保证轮固定可靠，轴段4的长度应略短于齿轮轮毂宽度，取为60mm；为保证齿轮端⾯与箱体内壁不相碰，齿轮端⾯与箱体内壁间应留有⼀定的间距，取该间距为12mm；为保证轴承安装在箱体轴承座孔中（轴承宽度为16mm），并考滤轴承的润滑⽅式为脂润滑，轴承端⾯距箱体内壁的距离为10~15mm,所以轴段3的长度取44mm，轴承⽀点距离l=126mm，根据箱体及联轴器以及轴承盖与联轴器要有⼀定距离15mm，轴段2长取51，轴段1长取60，同样的⽅法确定轴段5，6的长度为5mm，7为45mm。（4）、选定轴的结构细节，如圆⾓、倒⾓、退⼑槽的尺⼨。4、按弯矩扭合成强度校核轴径(1)、画出轴的受⼒图(2)、作⽔平弯矩图、⽀点反⼒为Ⅰ-Ⅰ载⾯处的弯矩为Ⅱ-Ⅱ截⾯处的弯矩为(3)、作垂直⾯的弯矩图,⽀点反⼒Ⅰ-Ⅰ截⾯左侧弯矩为：Ⅰ-Ⅰ截⾯右侧弯矩为：Ⅱ-Ⅱ截⾯处弯矩为：(4)、作合成弯矩图Ⅰ-Ⅰ截⾯：Ⅱ-Ⅱ截⾯：(5)、作转矩图(6)、求当量弯矩因减速器单向运转，故可以为转矩为脉动循环变化，修正系数a为0.6Ⅰ-Ⅰ截⾯：Ⅱ-Ⅱ截⾯：(7)、确定危险截⾯及校核强度

1、选择轴的材料，确定许⽤应⼒因轴的材料⽆特殊要求，故选⽤45钢，正⽕处理，由表14.7查得强度极限σb=600MPa,再由表14.2得许⽤弯曲应⼒[σ-1b]=55MPa.2、按钮转强度估算直径根据表14.1得C=（107~118），⼜由式（14.2）得：由于轴的最⼩直径处要安装联轴器，会有键槽存在，故将计算直径加⼤3%~5%，取为39.97~44.94mm。由设计⼿册取标准直径d1=40mm。3、设计轴的结构并绘制结构草图。由于设计的是单级减速器，可将齿轮布置在箱体内部中央，将轴承对称安装在齿轮两侧，轴的外伸端安装半联轴器。（1）、确定轴上零件的位置和固定⽅式要确定轴的结构形状，必须先确定轴上零件的装配顺序和固定⽅式。确定齿轴从轴的右端装⼊，齿轮的左端⽤轴肩定位，右端⽤套筒固定。这样齿轮在轴上的轴向位置被完全确定。齿轮的周向固定⽤平键连接。由于齿轮的圆周速度均⼩于2m/s，故轴承采⽤脂润滑，为了不让箱体内的润滑油溅到轴承⾥，故在轴承旁加挡油盘。轴承对称安装于齿轮的两侧，其轴向⽤轴肩固定，周向采⽤过盈配合固定。（2）、确定各轴段的直径如图轴段1（外伸端）直径最⼩，d1=40mm;考虑到要对安装在轴段1上的联轴器进⾏定位，轴段1上应有轴肩，轴段2的直径同d2=45mm，为轴段3⽅便加⼯轴承的安装轴段，轴段2应有轴肩，同时为能顺利的在轴段3上安装轴承，轴段3必须满⾜轴承内径的标准，故取轴段3的直径d3为50mm，轴段4由轴段3过度，取直径d4=55mm，轴段5是⽤于定位齿轮，轴肩为h=R(C)+(0.5~2)取3.5mm,故d5=62mm；轴段6的直径d6=55mm；轴段7装轴承与3段⼀样，故d7=d3=50mm。（3）、确定各轴段的长度齿轮轮毂宽度为62mm，为保证轮固定可靠，轴段4的长度应略短于齿轮轮毂宽度，取为60mm；为保证齿轮端⾯与箱体内壁不相碰，齿轮端⾯与箱体内壁间应留有⼀定的间距，取该间距为12mm；为保证轴承安装在箱体轴承座孔中（轴承宽度为16mm），并考滤轴承的润滑⽅式为脂润滑，轴承端⾯距箱体内壁的距离为10~15mm,所以轴段3的长度取44mm，轴承⽀点距离l=126mm，根据箱体及联轴器以及轴承盖与联轴器要有⼀定距离15mm，轴段2长取51，轴段1长取60，同样的⽅法确定轴段5，6的长度为5mm，7为45mm。（4）、选定轴的结构细节，如圆⾓、倒⾓、退⼑槽的尺⼨。4、按弯矩扭合成强度校核轴径(1)、画出轴的受⼒图(2)、作⽔平弯矩图、⽀点反⼒为Ⅰ-Ⅰ载⾯处的弯矩为Ⅱ-Ⅱ截⾯处的弯矩为(3)、作垂直⾯的弯矩图,⽀点反⼒Ⅰ-Ⅰ截⾯左侧弯矩为：Ⅰ-Ⅰ截⾯右侧弯矩为：Ⅱ-Ⅱ截⾯处弯矩为：(4)、作合成弯矩图Ⅰ-Ⅰ截⾯：Ⅱ-Ⅱ截⾯：(5)、作转矩图(6)、求当量弯矩因减速器单向运转，故可以为转矩为脉动循环变化，修正系数a为0.6Ⅰ-Ⅰ截⾯：Ⅱ-Ⅱ截⾯：(7)、确定危险截⾯及校核强度由图可以看出，截⾯Ⅰ-Ⅰ、Ⅱ-Ⅱ所受转矩相同，但弯矩MeⅠ>MeⅡ，且轴上还有键槽，故截⾯Ⅰ-Ⅰ可能为危险截⾯。但由于轴径d4>d3,故也应对截⾯Ⅱ-Ⅱ进⾏校核。Ⅰ-Ⅰ截⾯：Ⅱ-Ⅱ截⾯：查表14.2得[σ-1b]=55MPa,满⾜σe≤[σ-1b]的条件，故设计的轴有⾜够强度，并有⼀定裕量。5、绘制轴的零件图（⼆、）主动轴的设计1、选择轴的材料，确定许⽤应⼒因轴的材料⽆特殊要求，故选⽤45钢，正⽕处理，由表14.4查得强度极限σb=600MPa,再由表14.2得许⽤弯曲应⼒[σ-1b]=55MPa.2、按钮转强度估算直径根据表14.1得C=（118~107），⼜由式（14.2）得：由于轴的最⼩直径处要安装V带轮，会有键槽存在，故将计算直径加⼤3%~5%，取为24.67~27.73mm。由设计⼿册取标准直径d1=30mm。3、设计轴的结构并绘制结构草图。由于设计的是单级减速器，可将齿轮布置在箱体内部中央，将轴承对称安装在齿轮两侧。1）、确定各轴段的直径轴段1（外伸端）直径最⼩，d1=30mm;考滤到要对安装定位，轴段2上应有轴肩，d2=35mm;为轴段3⽅便加⼯轴承的安装轴段，轴段2应有轴肩，同时为能顺利的在轴段3上安装轴承，轴段3必须满⾜轴承内径的标准，故取轴段3的直径d3为40mm，轴段5为齿轮轴，轴段4为轴段3到齿轮轴的过度，取d4=48mm；相同的⽅法确定轴段6的直径d6=48mm；轴段7的直径d7=40mm。2）、确定各轴段的长度轴段1的长度由V带轮毂的宽度确定取63mm,轴段5为齿轮轴的宽度65mm；为保证齿轮端⾯与箱体内壁不相碰，齿轮端⾯与箱体内壁间应留有⼀定的间距，根据已经定好了低速轴的轴段长度情况，确定轴段3的长度为31mm,确定轴段7的长度为32mm，轴段2长为52mm,轴段4和6长为8.5mm；轴承⽀点距离l=125mm。3）、选定轴的结构细节，如圆⾓、倒⾓、退⼑槽的尺⼨。4、按弯矩扭合成强度校核轴径1）、画出轴的受⼒图2）、作⽔平弯矩图、⽀点反⼒为Ⅱ-Ⅱ截⾯处的弯矩为3、求当量弯矩因减速器单向运转，故可以为转矩为脉动循环变化，修正系数a为0.6。Ⅱ-Ⅱ截⾯：4、确定危险截⾯及校核强度从图中可看出截⾯Ⅱ-Ⅱ为危险⾯，应对截⾯Ⅱ-Ⅱ进⾏校核。Ⅱ-Ⅱ截⾯：查表14.2得[σ-1b]=55MPa,满⾜σe≤[σ-1b]的条件，故设计的轴有⾜够强度，并有⼀定裕量。5、绘制轴的零件图⼋、轴承

由图可以看出，截⾯Ⅰ-Ⅰ、Ⅱ-Ⅱ所受转矩相同，但弯矩MeⅠ>MeⅡ，且轴上还有键槽，故截⾯Ⅰ-Ⅰ可能为危险截⾯。但由于轴径d4>d3,故也应对截⾯Ⅱ-Ⅱ进⾏校核。Ⅰ-Ⅰ截⾯：Ⅱ-Ⅱ截⾯：查表14.2得[σ-1b]=55MPa,满⾜σe≤[σ-1b]的条件，故设计的轴有⾜够强度，并有⼀定裕量。5、绘制轴的零件图（⼆、）主动轴的设计1、选择轴的材料，确定许⽤应⼒因轴的材料⽆特殊要求，故选⽤45钢，正⽕处理，由表14.4查得强度极限σb=600MPa,再由表14.2得许⽤弯曲应⼒[σ-1b]=55MPa.2、按钮转强度估算直径根据表14.1得C=（118~107），⼜由式（14.2）得：由于轴的最⼩直径处要安装V带轮，会有键槽存在，故将计算直径加⼤3%~5%，取为24.67~27.73mm。由设计⼿册取标准直径d1=30mm。3、设计轴的结构并绘制结构草图。由于设计的是单级减速器，可将齿轮布置在箱体内部中央，将轴承对称安装在齿轮两侧。1）、确定各轴段的直径轴段1（外伸端）直径最⼩，d1=30mm;考滤到要对安装定位，轴段2上应有轴肩，d2=35mm;为轴段3⽅便加⼯轴承的安装轴段，轴段2应有轴肩，同时为能顺利的在轴段3上安装轴承，轴段3必须满⾜轴承内径的标准，故取轴段3的直径d3为40mm，轴段5为齿轮轴，轴段4为轴段3到齿轮轴的过度，取d4=48mm；相同的⽅法确定轴段6的直径d6=48mm；轴段7的直径d7=40mm。2）、确定各轴段的长度轴段1的长度由V带轮毂的宽度确定取63mm,轴段5为齿轮轴的宽度65mm；为保证齿轮端⾯与箱体内壁不相碰，齿轮端⾯与箱体内壁间应留有⼀定的间距，根据已经定好了低速轴的轴段长度情况，确定轴段3的长度为31mm,确定轴段7的长度为32mm，轴段2长为52mm,轴段4和6长为8.5mm；轴承⽀点距离l=125mm。3）、选定轴的结构细节，如圆⾓、倒⾓、退⼑槽的尺⼨。4、按弯矩扭合成强度校核轴径1）、画出轴的受⼒图2）、作⽔平弯矩图、⽀点反⼒为Ⅱ-Ⅱ截⾯处的弯矩为3、求当量弯矩因减速器单向运转，故可以为转矩为脉动循环变化，修正系数a为0.6。Ⅱ-Ⅱ截⾯：4、确定危险截⾯及校核强度从图中可看出截⾯Ⅱ-Ⅱ为危险⾯，应对截⾯Ⅱ-Ⅱ进⾏校核。Ⅱ-Ⅱ截⾯：查表14.2得[σ-1b]=55MPa,满⾜σe≤[σ-1b]的条件，故设计的轴有⾜够强度，并有⼀定裕量。5、绘制轴的零件图⼋、轴承(⼀、)主动轴轴承选⽤⾓接触轴承7008AC1、求当量动载荷P查⼿册得7008AC轴承的C0r=14.5KN,查表15.17得X0=1,Y0=0.76,由式（15.8）可得：P0=X0Fr+Y0Fa=(1*853.63+0.76*487.62)N=1224.22NP0=Fr=853.63N取两者中较⼤值为计算值，即P0=1224.22N2、静强度校核由表15.18，取S0=1.2~2.5,由式（15.11）得所选轴承的强度⾜够。(⼆、)从动轴轴承选⽤⾓接触轴承7009AC1、求当量动载荷P查⼿册得7009AC轴承的C0r=19.5KN,查表15.17得X0=1,Y0=0.76,由式（15.8）可得：P0=X0Fr+Y0Fa=(1*820+0.76*468.4)N=1175.98NP0=Fr=820N取两者中较⼤值为计算值，即P0=1175.98N2、静强度校核由表15.18，取S0=1.2~2.5,由式（15.11）得所选轴承的强度⾜够。九、键的选择1）、⼤齿轮键的选择，d=50mm,轮毂宽B=62mm,由轴径d>44~50取b=14mm,h=9mm,选⽤普通A型键L=50mm故选⽤键14X502）、低速轴连接连轴器时⽤的键的选取，d=30mm,轮毂宽B=60mm,由轴径d>22~30取b=8mm,h=7mm,选⽤普通B型键L=50mm故选⽤键B8X502）、⾼速轴与⽪带轮连接时⽤的键的选取，d=30mm,轮毂宽B=63mm,由轴径d>22~30取b=8mm,h=7mm,选⽤普通A型键L=55mm故选⽤键8X50⼗、联轴器的选择根据轴段的直径35mm和所受转矩，查表得K=1.3Tc=KT=1.3*281.646Nm=366.14Nm

(⼀、)主动轴轴承选⽤⾓接触轴承7008AC1、求当量动载荷P查⼿册得7008AC轴承的C0r=14.5KN,查表15.17得X0=1,Y0=0.76,由式（15.8）可得：P0=X0Fr+Y0Fa=(1*853.63+0.76*487.62)N=1224.22NP0=Fr=853.63N取两者中较⼤值为计算值，即P0=1224.22N2、静强度校核由表15.18，取S0=1.2~2.5,由式（15.11）得所选轴承的强度⾜够。(⼆、)从动轴轴承选⽤⾓接触轴承7009AC1、求当量动载荷P查⼿册得7009AC轴承的C0r=19.5KN,查表15.17得X0=1,Y0=0.76,由式（15.8）可得：P0=X0Fr+Y0Fa=(1*820+0.76*468.4)N=1175.98NP0=Fr=820N取两者中较⼤值为计算值，即P0=1175.98N2、静强度校核由表1