机械设计课程设计二级减速器设计—带式输送机传动.docx

机械设计课程设计

题 目： 二级减速器设计—带式输送机传动

目 录

1 设计题目（传动方案对比确定）······································3
2 传动系统的总体设计··············································5
2.1 电动机的选择··············································5
2.2 传动比分配和传动参数、运动参数的计算·······················5
3 齿轮传动的设计计算··············································7
3.1 高速级齿轮设计············································7
3.2 低速级齿轮设计···········································11
4 链传动的设计计算···············································16
5 轴、键及联轴器的设计和校核······································18
5.1 中间轴的结构设计···········································18
5.2 高速轴的结构设计···········································21
5.3 低速轴的结构设计···········································25
6 减速器及其各部位附属零件的设计·································29
6.1 箱体·······················································29
6.2 各部位附属零件设计·········································31
6.3 润滑方式的确定·············································32
7 设计小结·······················································33

计 算 及 说 明
主 要 结 果
1 设计题目
设计一带式输送机传动用的二级圆柱齿轮展开式减速器。传动方案对比如下：
（1）

高速级锥齿轮仅由一端轴固定，运行时不稳定，易于产生噪音，严重磨损等，故不推荐。
（2）

带传动的传动比低，高速运行时单轴不稳定，且易打滑，故不推荐。

（3）

1—输送带鼓轮

2—链传动

3—减速器
4—联轴器
5—电动机

两组直齿轮构成减速装置，且用链传动作为输入端，结构简单且稳定，故采用此种减速装置

原始数据：
输送带牵引力
2.7KN
输送带速度
1.1m/s
输送带鼓轮直径
370mm
注：
（1） 带式输送机用于运送谷物、型砂、煤等；
（2） 输送机运转方向不变，工作载荷稳定；
（3） 输送带鼓轮的传动效率为0.97；
（4） 工作寿命15年，每年300个工作日，每日工作16小时。

完成的设计内容：
（1）设计说明书 1份
（2）减速器装配图 1张
（3）减速器零件图 2张
（4）指导教师安排的其他内容

2 传动系统的总体设计
2.1 电动机的选择
2.1.1选择电动机类型和结构
Y系列三相异步电动机有构造简单、制造使用方便、效率高、启动转速大、价格便宜的特点，因此选择Y系列三相异步电动机。
2.1.2 确定电动机功率
运输带机构的输出功率：
Pω=Fv1000=2700×1.11000kw=2.97kw
联轴器效率：η1=0.99
滚动轴承效率：η2=0.99
7级精度齿轮传动效率：η3=0.97
开式滚子链传动效率：η4=0.96
输送带鼓轮传动效率：η5=0.97
传动系统总效率：
η=η1η2η3η4η5=0.99×0.994×0.972×0.96×0.97=0.833
电动机所需功率：Pd=Pωη=2.870.833kw=3.57kw
2.1.3 电动机转速
通常情况下多选1500r/min和1440r/min
根据电动机的功率和转速可选取电动机的型号为Y123S-4，参数如下：
功率5.5kw，空载转速n=1500r/min，满载转速nm=1440r/min，直径D=38mm

2.2 传动比分配和传动参数、运动参数的计算
2.2.1 传动比分配
nω=60×1000×vπ×D=60×1000×1.1π×370=56.78
i0=nmnω=144056.78=25.36
每级别传动的传动比在其推荐的范围内：
圆柱齿轮传动：3-6 链传动：2-5
总传动比i0=i1i2i3
i1为高速级传动比，i2为低速级传动比，i3为链轮传动比。
取i3=2.1，则i1i2=i0i3=25.362.1=12.08
i1=1.3×12.08=3.96，i2=12.083.96=3.05
2.2.2 传动参数和运动参数的计算
p0=5.5kw，n0=1440r/min
P1=p0η1η2=5.5×0.99×0.99=5.39kw
p2=p1η2η3=5.39×0.99×0.97=5.18kw
p3=p2η2η3=5.18×0.99×0.97=4.97kw
n1=n0=1440r/min
n2=n1i1=14403.96=364r/min
n3=n2i2=3843.05=119r/min
T0=9550×p0n0=9550×5.51440=36.47N∙m
T1=9550×p1n1=9550×5.391440=35.75N∙m
T2=9550×p2n2=9550×5.18364=135.90N∙m
T3=9550×p3n3=9550×4.97119=398.85N∙m

运动和动力参数计算结果整理于下表：
轴名
功率（P/kW）
转速（r/min)
转矩()
电机轴
5.5
1440
36.47
高速轴Ⅰ
5.39
1440
35.75
中间轴Ⅱ
5.18
364
135.90
低速轴Ⅲ
4.97
119
398.85

Pω=2.97kw

η=0.833
Pd=3.57kw

nω=56.78
i0=25.36

i1=3.96
i2=3.05
i3=2.1

p0=5.5kw
P1=5.39kw
p2=5.18kw
p3=4.97kw
n0=1440r/min
n1=1440r/min
n2=364r/min
n3=119r/min
T0=36.47N∙m
T1=35.75N∙m
T2=135.90N∙m
T3=398.85N∙m

3 齿轮传动的设计计算
3.1 高速级齿轮的设计
3.1.1 选择齿轮类型、精度等级、材料
（1）选用直齿圆柱齿轮传动。
（2）减速器为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度。
（3）材料选择。由表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS,大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。
（4）选小齿轮齿数Z1=24，大齿轮齿数Z2=24×3.96=95。
3.1.2 按齿面接触强度设计
d1t≥2.32×3KtT1∅d∙u+1u∙（ZE[σH]）2
（1）确定公式中的各计算值
1) 试选载荷系数Kt=1.3
2) 计算小齿轮传递的转矩T1=3.647×104N∙mm
3) 齿轮作不对称布置，选取齿宽系数∅d=1.0
4) 由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.9MPa12
5) 由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1=600MPa；大齿轮的接触疲劳极限σHlim2=550MPa
6) 由式10-13计算应力循环次数
N1=60n1jLh=60×1440×1×2×8×15×300=6.2208×109
N2=N1i1=6.2208×1093.96=1.5709×109
7) 由图10-19取接触疲劳寿命系数，
KNH1=0.90，KNH2=0.95
8) 计算接触疲劳许用应力
取失效概率为1﹪，安全系数S=1，得
[σH]1=KNH1∙σHlim1S=0.9×6001=540MPa
[σH]2=0.95×5501=522.5MPa
（2） 计算
1) 试算小齿轮分度圆直径d1t，
d1t≥2.32×3KtT1∅d∙u+1u∙（ZE[σH]）2=2.32×31.3×3.647×1041∙3.96+13.96∙（189.8522.5）2=46.080mm
2) 计算圆周速度
v=πd1tn160×1000=π×46.080×144060×1000=3.474m/s
3) 计算齿宽b模数mt
齿宽b=∅dd1t=1×46.080=46.080mm
模数mt=d1tZ1=46.08024=1.92mm
齿高h=2.25mt=2.25×1.92=4.32mm
bh=46.0804.32=10.67
4) 计算载荷系数
根据v=3.474m/s，7级精度，查图10-8得动载荷系数Kv=1.16，
直齿轮：KHα=KHβ=1
由表10-2查得使用系数KA=1
由表10-4用插值法查得7级精度小齿轮相对支承非对称分布时
KHβ=1.418，由
bh=10.67，KHβ=1.418查图10-13得KFβ=1.35
所以载荷系数K=KAKVKHαKHβ=1×1.16×1×1.418=1.645
5) 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10-10a）得d1=d1t3KKt=46.080×31.6451.3=49.84mm
6) 计算模数m
m=d1z1=49.8424=2.077mm
3.1.3 按齿根弯曲强度设计

m≥3KT1∅dZ12∙（YSαYFα[σF]）
（1） 确定公式内的各计算数值
1) 由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限σFE1=500MPa，大齿轮的弯曲疲劳极限σFE2=380MPa
2) 由图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.85，KFN2=0.88
3) 计算弯曲疲劳许用应力
取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（10-12）得
[σF]1=KFN1σFE1S=0.85×5001.4=303.57MPa
[σF]2=KFN2σFE2S=0.88×3801.4=238.86MPa
4) 计算载荷系数
K=KAKVKFαKFβ=1×1.16×1×1.35=1.566
5) 查取齿形系数
由表10-5查得：YFα1=2.65, YFα2=2.19
6) 查取应力校正系数
由表10-5查得：YSα1=1.58, Ysα2=1.785
7) 计算大小齿轮的YFαYSα[σF]并加以比较
YFα1YSα1[σF]1=2.65×1.58303.57=0.01379
YFα2YSα2[σF]2=2.19×1.785238.86=0.01637
大齿轮数值大。
（2） 设计计算
m≥32×1.566×3.647×1041×242×0.01637 =1.481mm
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决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可由弯曲强度算得的模数1.481并取圆整值m=2mm，按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=49.84mm来计算小齿轮齿数：
Z1=d1m=49.842=24.92，取Z1=25
则大齿轮齿数Z2=3.96×25=99，取Z2=100
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。
3.1.4 几何尺寸的计算
（1）计算分度圆直径
d1=Z1m=25×2=50mm
d2=Z2m=100×2=200mm
（2）计算中心距
a=d1+d22=50+2002=125mm
（3）计算齿轮宽度
b=∅dd1=1×50=50mm
取B2=50mm，B1=55mm
齿轮参数整理于下表：

小齿轮1
大齿轮2
中心距(mm)
125
传动比
3.96
模数(mm)
2
齿数
24
100
分度圆直径(mm)
50
200
齿顶圆直径(mm)
54
204
齿根圆直径(mm)
45
195
齿宽(mm)
55
50

3.1.5 小结
实际传动比为i1=10025=4
几乎没有误差。

3.2 低速级齿轮的设计
3.2.1 选择齿轮类型、精度等级、材料
（1）选用直齿圆柱齿轮传动。
（2）减速器为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度。
（3）材料选择。由表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS,大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。
（4）选小齿轮齿数Z3=30，大齿轮齿数Z4=30×3.05=91.5
取92
3.2.2 按齿面接触强度设计
d1t≥2.32×3KtT1∅d∙u+1u∙（ZE[σH]）2
（1） 确定公式中的各计算值
1） 试选载荷系数Kt=1.3
2） 计算小齿轮传递的转矩T2=1.395×105N∙mm
3） 齿轮作不对称布置，选取齿宽系数∅d=1.0
4） 由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.9MPa12
5）由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim3=600MPa；大齿轮的接触疲劳极限σHlim4=550MPa
6）由式10-13计算应力循环次数
N3=60n2jLh=60×364×1×2×8×15×300=1.57248×109
N4=N3i2=1.57248×1093.05=5.15567×108
7）由图10-19取接触疲劳寿命系数，
KNH3=0.91，KNH4=0.94
8）计算接触疲劳许用应力
取失效概率为1﹪，安全系数S=1，得
[σH]3=KNH3∙σHlim3S=0.91×6001=546MPa
[σH]4=0.94×5501=517MPa
（3） 计算
1）试算小齿轮分度圆直径d3t，
d1t≥2.32×3KtT1∅d∙u+1u∙（ZE[σH]）2=2.32×31.3×1.395×1051∙3.05+13.05∙（189.8517）2=73.361mm
2）计算圆周速度
v=πd3tn260×1000=π×73.361×36460×1000=1.40m/s
3）计算齿宽b模数mt
齿宽b=∅dd3t=1×73.361=73.361mm
模数mt=d3tZ3=73.36130=2.445mm
齿高h=2.25mt=2.25×2.445=5.5013mm
bh=73.3615.5013=13.335
4）计算载荷系数
根据v=1.40m/s，7级精度，查图10-8得动载荷系数Kv=1.07，
直齿轮：KHα=KHβ=1
由表10-2查得使用系数KA=1
由表10-4用插值法查得7级精度小齿轮相对支承非对称分布时
KHβ=1.425，由
bh=13.335，KHβ=1.425查图10-13得KFβ=1.3
所以载荷系数K=KAKVKHαKHβ=1×1.07×1×1.425=1.525
5）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10-10a）得d3=d3t3KKt=73.361×31.5251.3=77.31mm
6）计算模数m
m=d3z3=77.3130=2.58mm
3.2.3 按齿根弯曲强度设计

m≥3KT1∅dZ12∙（YSαYFα[σF]）
（1） 确定公式内的各计算数值
1）由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限σFE3=500MPa，大齿轮的弯曲疲劳极限σFE4=380MPa
2)由图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN3=0.86，KFN4=0.89
3） 计算弯曲疲劳许用应力
取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（10-12）得
[σF]3=KFN3σFE3S=0.86×5001.4=307.14MPa
[σF]4=KFN4σFE4S=0.89×3801.4=241.57MPa
4） 计算载荷系数
K=KAKVKFαKFβ=1×1.07×1×1.3=1.391
5） 查取齿形系数
由表10-5查得：YFα3=2.52, YFα4=2.196
6） 查取应力校正系数
由表10-5查得：YSα3=1.625, Ysα4=1.782
7） 计算大小齿轮的YFαYSα[σF]并加以比较
YFα3YSα3[σF]3=2.52×1.625307.14=0.01333
YFα4YSα4[σF]4=2.196×1.782241.57=0.01620
大齿轮数值大。
（2） 设计计算
m≥32×1.391×1.359×1051×302×0.01620 =1.90mm
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决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可由弯曲强度算得的模数1.90并取圆整值m=2.5mm，按接触疲劳强度算得的分度圆直径d3=77.31mm来计算小齿轮齿数：
Z3=d3m=77.312.5=30.924，取Z3=32
则大齿轮齿数Z4=32×3.05=97.6，取Z4=100
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。
3.2.4 几何尺寸的计算
（1）计算分度圆直径
d3=Z3m=32×2.5=80mm
d4=Z4m=100×2.5=250mm
（2）计算中心距
a=d3+d42=80+2502=165mm
（3）计算齿轮宽度
b=∅dd3=1×80=80mm
取B4=80mm，B3=85mm
齿轮参数整理于下表：

小齿轮3
大齿轮4
中心距(mm)
165
传动比
3.05
模数(mm)
2.5
齿数
32
100
分度圆直径(mm)
80
250
齿顶圆直径(mm)
85
255
齿根圆直径(mm)
73.75
243.75
齿宽(mm)
85
80

4 链传动的设计计算
4.1 确定链轮齿数
小链轮齿数：Z1=25
大链轮齿数：Z2=2.1×25=52.5，取：Z2=53
4.2 确定计算功率
由表9-6查得KA=1.0，由图9-13查得KZ=1，单排链。
则计算功率为：Pca=KAKZP=1.0×1×4.97=4.97kw
4.3 选择链条型号和节距
根据 Pca=4.97kw及n3=119r/min，查图9-11，可选20A-1，查表9-1，链条节距P=31.75mm
4.4 计算链条数和中心距
初选中心距a0=30-50P=30-50×31.75=（952.5-1587.5）mm，取a0=1000mm，相应的链长节数：
LP0=2∙a0P+Z1+Z22+(Z1-Z22π)2∙Pa0=2×100031.75+25+532+(53-252π)2×31.751000=102.62
取链长节数LP=104
查表9-7得中心距计算系数f1=0.24687，则链传动的最大中心距为:
a=f1P2Lp-Z1+Z2=0.24687×31.75×[2×104-(25+53)]≈1019mm
4.5 计算链速v，确定润滑方式
v=n3Z1P60×1000=119×25×31.7560×1000=1.57m/s
由v=1.57m/s和链条20A-1，查图9-14可知应采用油池润滑或油盘飞溅润滑。
4.6 计算压轴力FP
有效圆周力为Fe=1000∙P3V=1000×4.971.57=3165.61N，链轮水平布置时压轴力系数KFp=1.15，则压轴力
FP=KFp∙Fe=1.15×3165.61=3640N
4.7 校核输送带的速度误差
i’=10025∙10032∙5325=26.5
n’=n0i’=144026.5=54.34r/min
因为v%=πn’D60×1000-VV×100%=-1.39%<±5%
因此满足要求。

5 轴、键及联轴器的设计和校核
5.1 轴Ⅱ（中间轴）的结构设计
5.1.1 设计依据
P2=5.18kw，n2=363r/min，T2=135.90N∙m
5.1.2 求作用在齿轮上的力
已知大齿轮分度圆直径d2=200mm，小齿轮分度圆直径d3=80mm，αn=20°,而
Ft2=2T2d2=2×135.90200kN=1359N
Fr2=Ft2∙tanαncosβ=1359×tan20°=495N，Fα2=0N
Ft3=2T2d3=2×135.9080kN=3398N
Fr3=Ft3∙tanαncosβ=3398×tan20°=1236N，Fα3=0N
5.1.3 初步确定轴的最小直径
先按式（15-2）初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为45钢，调质处理，根据表15-3，取A0=110，于是得：
dmin=A03P2n2=110×35.18364=26.7mm
Ⅰ轴上的最小直径与滚动轴承配合，根据滚动轴承d的标准值取30mm。
5.1.4轴的结构设计
（1）拟定轴上的零件的装配方案，如下图：

（2）Ⅰ-Ⅱ段轴用于安装轴承6208，故取直径为40mm，Ⅰ-Ⅱ根据轴承的宽度取18mm；
Ⅱ-Ⅲ段安装套筒，直径40mm，考虑大齿轮距箱体内壁的距离为10mm，且轴承距离箱体内壁距离为4mm，Ⅱ-Ⅲ段长度为15mm；
Ⅲ-Ⅳ段安装小齿轮，直径42mm，长度略小于小齿轮宽度，为71mm；
Ⅳ-Ⅴ段分隔两齿轮，直径为50mm，根据设计草图装备要求确定长度为10mm；
Ⅴ-Ⅵ段安装大齿轮，直径为42mm，长度略小于齿轮的宽度，为46mm；
Ⅵ-Ⅶ段安装套筒和轴承，直径为40mm，长度为37mm。
（3）轴上零件的周向定位
齿轮2与轴的周向定位采用A型平键连接，由轮毂长度和直径查表6-1得：齿轮2上的键L×b×h=40mm×12mm×8mm
配合均为H7n6，滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径公差为K6：
（4）确定轴上圆角和倒角尺寸：
参考表15-2，取轴端倒角为1.6×45°。
5.1.5键强度的校核
键、轴和轮毂的材料都是钢，由表6-2查得许用应力σp=100-120MPa,取其平均值σp=110MPa，键的工作长度l=L-b，齿轮2上的键：
σp=2T2×103kld=2×135.9×1030.5×8×28×42=57.8MPa<σp
故所选键的强度满足要求。
5.1.6按弯扭合成应力校核轴的强度
（1）求轴上的载荷和弯矩
FNVA=Ft3∙BD+Ft2∙CDAD=3398×110+1359×41.5169.5=2538N
FNVD=Ft3+Ft2-FNVA=3398+1359-2538=2219
MVB=FNVA∙AB=2538×59.5=151011N∙mm
MVC=FNVD∙CD=2219×41.5=92089N∙mm
FNHD=Fr3∙AB-Fr2∙ACAD=1236×59.5-495×128169.5=60N
FNHA=Fr3∙BD-Fr2∙CDAD=1236×110-495×41.5169.5=681N
MHB=FNHA∙AB=681×59.5=40520N∙mm
MB=MVB2+MHB2=1510112+405202=156353N∙mm
MHC=FNHD∙CD=60×41.5=2490N∙mm
MC=MVC2+MHC2=920892+24902=92123N∙mm
按脉动循环应力考虑，取α=0.6
MCαB=MB2+(αT2)2=1563532+(0.6×139500)2=177347N∙mm
MCαC=MC2+(αT2)2=921232+(0.6×139500)2=124468N∙mm

（2）按弯扭合成应力校核轴的强度
校核截面B：
由d=42mm,可得WB=0.1d3=0.1×423=7408.8mm3
σCαB=MCαBWB=1773477408.8=23.9MPa
校核截面C:
σCαC=MCαCWC=1244687408.8=16.8MPa
轴的材料为45钢，调质处理，由表15-1得：σ-1=60MPa
σCαC<σCαB<σ-1
所以安全。
5.1.7轴承寿命校核
该轴上所用轴承型号为6208
（1）径向力：FrA=FNHA2+FNVA2=6812+25382=2628N
FrD=FNHD2+FNVD2=602+22192=2220N
（2）轴向力：FαA=FαD=0N
（3）当量载荷：查表13-5，XA=1，YA=0，XC=1，YC=0
由于为一般载荷，所以载荷系数为fP=1.2，故当量载荷为：
PA=fPFrA=1.2×2628=3154N
PD=fPFrD=1.2×2220=2664N
（4）轴承寿命的校核：查设计手册得Cr=29500N
Lh=10660n(CrP)ε=10660×364(295003154)3=3.7×105h>15×16×300=72000h
故满足要求。

5.2 轴Ⅰ（高速轴）的结构设计
5.2.1 设计依据
P1=5.39kw，n1=1440r/min，T1=35.75N∙m
5.2.2 求作用在齿轮上的力
分度圆直径d1=50mm， αn=20°,
Ft1= Ft2=2T1d1=2×37.5050kN=1430N
Fr1=Fr2=Ft2∙tanαncosβ=1430×tan20°=520N，
5.2.3 初步确定轴的最小直径
先按式（15-2）初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为45钢，调质处理，根据表15-3，取A0=110，于是得：
dmin=A03P1n1=110×35.391440=17.1mm
Y132S-4的轴直径为38mm，选用联轴器孔径与之相适应的GY5，许用转速5000r/min，许用转矩400N∙m，计算转矩小于联轴器的公称转矩，因此合适。
5.2.4轴的结构设计
（1）拟定轴上的零件的装配方案，如下图：

（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
1）各段直径的确定从右到左分述如下：
①该段由于联轴器一端连接电动机，另一端连接输入轴，所以该段直径受到电动机外伸轴直径尺寸的限制，选为28mm；
②D段考虑到联轴器的轴向定位可靠，定位轴肩高度应达3-5mm，考虑到密封圈的直径，所以该段直径选为33mm；
③C段安装轴承6207，故即该段直径定为35mm；
④B-C段综合设计要求，直径定为38mm；
⑤B段轴制成齿轮轴，考虑到轴肩要有1.6mm的圆角，综合设计的齿轮齿根圆尺寸，直径定为40mm；
⑥A段安装轴承6207，故即该段直径定为35mm。
2）各段长度的确定从左到右分述如下：
①A段安装轴承，长度定为31mm；
②B段为齿轮轴，齿轮宽为55mm，该段长度定为55mm；
③B-C段综合设计要求，通过设计计算该段长度为82mm；
④C段安装轴承和挡油环，轴承宽17mm，该段长度定为27mm
⑤D段综合考虑箱体突出边缘厚度、调整垫片厚度、端盖厚度，长度定为53mm；
⑥该段根据所选联轴器确定，联轴器型号为GY5，考虑到轴承盖螺丝方便取出，长度定为42mm。
（3）齿轮1采用齿轮轴，因为齿根圆到键槽底部距离e小于2mm。
（4）齿轮2和齿轮3之间的距离为10mm。
（5）轴上零件的周向定位：
半联轴器与轴的周向定为采用B型平键连接，由表6-1得平键为L×b×h=40mm×10mm×8mm，配合为H7n6，滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。
（6）确定轴上圆角和倒角尺寸：
参考表15-2，取轴端倒角为1.6×45°
5.2.5键强度的校核
键、轴和轮毂的材料都是钢，由表6-2查得许用应力σp=100-120MPa,取其平均值σp=110MPa，键的工作长度l=L-b2=35mm，
σp=2T1×103kld=2×35.75×1030.5×8×35×28=18.2MPa<σp
故所选键的强度满足要求。
5.2.6按弯扭合成应力校核轴的强度
（1）作用在齿轮上的力和弯曲
Ft1= Ft2=1430N，Fr1=Fr2=520N
FNVA=Ft1∙BCAC=1430×123166=1060N
FNHA=Fr1∙BCAC=520×123166=385N
FNVC=Ft1∙ABAC=1430×43166=370N
FNHC=Fr1∙ABAC=520×43166=135N
MVB=FNVA∙AB=1060×43=45580N∙mm
MHB=FNHA∙AB=385×43=16555N∙mm
MB=MVB2+MHB2=455802+165552=48493N∙mm
按脉动循环应力考虑，取α=0.6
MCαB=MB2+(αT2)2=484932+(0.6×35750)2=53025N∙mm

（2）按弯扭合成应力校核轴的强度
校核截面B：
由d=40mm,可得WB=0.1d3=0.1×403=6400mm3
σCαB=MCαBWB=530256400=8.29MPa
轴的材料为45钢，调质处理，由表15-1得：σ-1=60MPa
σCαB<σ-1
所以安全。
5.2.7轴承寿命校核
该轴上所用轴承型号为6207
（1）径向力：FrA=FNHA2+FNVA2=3852+10602=1127N
FrC=FNHC2+FNVC2=3702+1352=393N
（2）轴向力：FαA=FαC=0N
（3）当量载荷：查表13-5，XA=1，YA=0，XC=1，YC=0
由于为一般载荷，所以载荷系数为fP=1.2，故当量载荷为：
PA=fPFrA=1.2×1127=1352N
PC=fPFrC=1.2×393=472N
（4）轴承寿命的校核：查设计手册得Cr=25500N
Lh=10660n(CrP)ε=10660×364(255001352)3=7.8×105h>15×16×300=72000h
故满足要求。

5.3 轴Ⅲ（低速轴）的结构设计
5.3.1 设计依据
P3=4.97kw，n3=119r/min，T3=398.85N∙m
5.3.2 求作用在齿轮上的力
分度圆直径d4=250mm， αn=20°,
Ft4= Ft3=2T3d4=2×398.85250kN=3191N
Fr4=Fr3=Ft4∙tanαncosβ=3191×tan20°=1161N，
5.3.3 初步确定轴的最小直径
先按式（15-2）初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为45钢，调质处理，根据表15-3，取A0=110，于是得：
dmin=A03P3n3=110×34.97119=38.1mm
5.3.4轴的结构设计
（1）拟定轴上的零件的装配方案，如下图：

（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
各段直径和长度的确定从左到右分述如下：
①考虑到设计计算的最小直径为38.1mm，故该段直径取40mm，考虑到链轮轮毂宽度且轴承盖螺栓方便取出，取该段长度为82mm；
②该段要安装轴承盖和密封垫圈，考虑到轴肩的高度为3-5mm，结合密封垫圈的尺寸取该段轴直径为45mm，考虑到轴承盖螺丝方便卸下取该段长度为50mm；
③该段要安装轴承，综合轴肩高度选用轴承6210，轴承直径50mm，故该段直径为50mm，轴承宽度为20mm，故该段长度为20mm；
④考虑定位轴肩的高度为3-5mm，取该段轴的直径为57mm，综合设计要求，通过设计计算得该段长度为67mm；
⑤该段为轴环宽度取12mm，加定位轴肩高度直径取60mm；
⑥该段装配齿轮直径取52mm，长度比齿轮轮毂短3mm，取65mm；
⑦该段装套筒和轴承6210，直径50mm，长度按装配要求取38mm。
（3）轴上零件的周向定位：
小链轮的周向定位采用B型键连接，齿轮4的周向定位采用A型平键连接，由轮毂长度和直径查表6-1得：
小链轮上的键L×b×h=56mm×12mm×8mm，配合为H7n6
齿轮4上的键L×b×h=56mm×14mm×9mm，配合为H7n6
滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为k6。
（4）确定轴上圆角和倒角尺寸：
参考表15-2，取轴端倒角为1.6×45°
5.3.5键强度的校核
键、轴和轮毂的材料都是钢，由表6-2查得许用应力σp=100-120MPa,取其平均值σp=110MPa，键的工作长度l=L-b2=50mm，
σp=2T3×103kld=2×398.85×1030.5×8×50×40=99.7MPa<σp
故所选键的强度满足要求。
5.3.6按弯扭合成应力校核轴的强度
（1）作用在齿轮上的力和弯矩
FNHA=Fr4∙BCAC=1167×51.5173=347N
FNVA=Ft4∙BCAC=3191×51.5173=950N
FNHC=Fr4∙ABAC=1167×51.5173=820N
FNVC=Ft4∙ABAC=3191×121.5173=2241N
MVB=FNVA∙AB=950×121.5=115425N∙mm
MHB=FNHA∙AB=347×121.5=42161N∙mm
MB=MVB2+MHB2=1154252+421612=122884N∙mm
按脉动循环应力考虑，取α=0.6
MCαB=M