展开式圆柱齿轮齿轮减速器设计说明书.doc

湖南工业大学

课 程 设 计

资 料 袋
机械工程 学院（系、部） 2015~2016 学年第 一 学期
课程名称 机械设计 指导教师 职称 教授
学生姓名 专业班级 学号
题 目 带式运输机传动系统设计
成 绩 起止日期 2015 年 12 月 21 日～ 2016 年 1 月 1 日

目 录 清 单
序号
材 料 名 称
资料数量
备 注
1
课程设计任务书
1

2
课程设计说明书
1

3
课程设计图纸

张
4
装配图
1

5
零件图
2

6

课程设计任务书
2009—2010学年第一学期

机械工程 学院（系、部） 机械工程 专业 1304 班级
课程名称： 机械设计
设计题目： 带式运输机传动系统设计
完成期限：自 2015 年 12 月 21 日至 2016 年 1 月 1 日共 2 周

内
容
及
任
务

一、设计的主要技术参数：（一组）
运输带牵引力F=940 N；输送速度 V=2 m/s；滚筒直径D=300 mm。
工作条件：三班制，使用年限10年，连续单向运转，载荷平稳，小批量生产，运输带速度允许误差±5%。
二、设计任务：传动系统的总体设计； 传动零件的设计计算；减速器的结构、润滑和密封；减速器装配图及零件工作图的设计； 设计计算说明书的编写。
三、每个学生应在教师指导下，独立完成以下任务：
（1） 减速机装配图1张；
（2） 零件工作图2~3张；
（3） 设计说明书1份（6000~8000字）。

进
度
安
排
起止日期
工作内容
2015.12.21-2016.12.22
传动系统总体设计
2015.12.23-2016.12.25
传动零件的设计计算
2015.12.25-2016.12.31
减速器装配图及零件工作图的设计、整理说明书
2016.01.01
交图纸并答辩
主
要
参
考
资
料
1.《机械设计（第八版）》（濮良贵，纪明刚主编 高教出版社）
2.《机械设计课程设计》（金清肃主编 华中科技大学出版社）
3.《工程图学》（赵大兴主编 高等教育出版社）
4．《机械原理》（朱理主编 高等教育出版社）
5.《互换性与测量技术基础》（徐雪林主编 湖南大学出版社）
6.《机械设计手册（单行本）》（成大先主编 化学工业出版社）
7.《材料力学》（刘鸿文主编 高等教育出版社）
指导教师： 年 月 日

机 械 设 计
设计说明书

带 式 运 输 机 传 动 系 统 设 计（10）

起止日期： 2015 年 12 月 21 日 至 2016 年 01 月 01 日

学生姓名

班级

学号

成绩

指导教师(签字)

机械工程学院（部）
2016年01月01日
第39页 共53页

目录
1设计任务书 2
1.1 课程设计的设计内容 2
1.2 课程设计的原始数据 2
1.3 课程设计的工作条件 2
2 传动方案的拟定 3
3原动机的选择 4
3.1 选择电动机的类型 4
3.2选择电动机的容量 4
3.3确定电动机的转速 4
4 确定总传动比及分配各级传动比 6
4.1传动装置的总传动比， 6
4.2 分配传动比 6
5 传动装置运动和动力参数的计算 7
5.1 各轴的转速 7
5.2各轴输入功率 7
5.3 各轴输入转矩 7
6传动件的设计及计算 8
6.1高速级圆柱斜齿轮的设计计算 8
6.2低速级直齿圆柱齿轮的设计 13
7 轴的设计及计算 18
7.1 低速轴的设计 18
8 轴承的寿命校核 27
8.1低速轴齿轮的载荷计算 28
8.2轴承的径向载荷计算 28
8.3轴承的当量动载荷计算 28
8.4轴承寿命的计算及校核 28
九．键联接强度校核计算 29
9.1普通平键的强度条件 30
9.2低速轴上键的校核 30
十． 润滑方式，润滑剂以及密封方式的选择 31
10.1齿轮的滑方式及润滑剂的选择 31
10.2滚动轴承的润滑方式及润滑剂的选择 31
11 减速器箱体及附件的设计 32
11.1减速器箱体的设计 32
11.2减速器附件的设计 33
12 设计总结 36
13 参考文献 37

1设计任务书
1.1 课程设计的设计内容
设计带式运输机的传动机构，其传动转动装置图如下图-1所示。

图1.1带式运输机的传动装置

1.2 课程设计的原始数据
已知条件：①运输带的工作拉力：F=1200N；
②运输带的工作速度：v=1.8m/s；
③卷筒直径：D=400mm；
④使用寿命：8年，每年工作日300天，2班制，每班8小时。
1.3 课程设计的工作条件
设计要求：①误差要求：运输带速度允许误差为带速度的±5%；
②工作情况：连续单向运转，空在启动，工作载荷有轻微冲击；
③制造情况：中批量生产。

2 传动方案的拟定
带式运输机的传动方案如下图所示
-

合理的传动方案，首先应满足工作机的性能要求，其次应满足工作可靠，转动效率高，结构简单，结构紧凑，成本低廉，工艺性好，使用和维护方便等要求。任何一个方案，要满足上述所有要求是十分困难的，要多方面来拟定和评比各种传动方案，统筹兼顾，满足最主要和最基本的要求，然后加以确认。
本传动装置传动比不大，采用二级传动。具体传动功率大，结构紧凑且尺寸小，适应繁重的工作条件。

3原动机的选择
3.1 选择电动机的类型
按按照设计要求以及工作条件，选用一般Y型全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机，电压为380V。
3.2选择电动机的容量
3.2.1工作机所需的有效功率为：
P1=Fv/1000=1200×1.8/1000=2.16(kw)

式中：P1—工作机所需的有效功率（KW）
—带的圆周力（N）
3.2.2 电动机的输出功率
传动装置的总效率：
η=η1η22η34η42=0.85
式中 η1-----运输机平型带传动效率
η2-----联轴器的效率
η3-----对滚动轴承的效率
η4-----闭式圆柱齿轮传动效率
常见机械效率见参考资料[2]附表1
电动机所需功率为P= P1/h=2.16/0.85=2.54kw
因载荷平稳，电动机的功率稍大于即可，根据文献【2】中表12-1所示Y系列三相异步电动机的技术参数，可选择电动机的额定功率。
3.3确定电动机的转速
已知输送机滚筒转速n3=(60×1000×1.8)/3.14×400=86.0r/min

根据文献【2】中表2-2，两级圆柱齿轮减速器一般传动比范围为8～40，则总传动比合理范围为=8～40，故电动机转速的可选范围为688r/min～3440 r/min

符合这一范围的同步转速的有3000 r/min 、1500r/min、1000 r/min、750 r/min ，在一般机械中，一般选取1500 r/min或1000 r/min的电动机，为降低成本，优先选取1500 r/min的电机，再由电动机的额定功率，可根据文献【2】中表12-1查得，可选取Y100L2－4型号的电动机，其数据列于表1中。

表3.1电动机数据

电动机型号
额定功率/KW
满载转速/(r/min)
堵载转速
额定转速
最大转矩
额定转矩
Y132S－6
3
1420
22
2.3

4 确定总传动比及分配各级传动比
4.1传动装置的总传动比，
I=no/n3=1420/86=16.5
式中：i-总传动比；
n0-电机满载转速；
n3-传送带滚筒转速。
4.2 分配传动比
根据文献【2】中表3-4查得，闭式圆柱齿轮的传动比的适用范围。所以二级圆柱齿轮减速器的传动比的分配如下：
由推荐取值i1=(1.3～1.4)i2

高速级圆柱齿轮传动比 ：i1=4.6

低速级圆柱齿轮传动比 ：i2=3.6

5 传动装置运动和动力参数的计算
减速器传动装置中各轴由高速轴到低速轴依次编号为电动机I轴、Ⅱ轴、III轴。
5.1 各轴的转速
nⅠ=vo =1420r/s
nⅡ=nⅠ/i1=1420/4.6=309r/s
nIII=nII/i2=309/3.6=86r/s
5.2各轴输入功率
P0=3.0kw
pⅠ= P0*η2=(3.0×0.99) kw =2.97 kw
pⅡ= pⅠ*(η32*η4)= (2.97×0.992×0.97) kw =2.82 kw
pIII=pII*(η32*η4)=2.68kw
5.3 各轴输入转矩
TⅠ=9.55×*pI/nI=9.55××2.97÷1420=19974N·mm
TⅡ=9.55×*pII/n2=9.55××2.82÷309=87155N·mm
TIII=9.55×106*pIII/n2=9.55×106×2.68÷86=297605N·mm

将5.1、5.2、5.3节中的结果列成表格。如下表5.1所示：

表5.1 运动和动力参数

轴号
功率P/KW
转矩T/（N·m）
转速n/（r/min）
传动比i
效率η
高速轴Ⅰ轴
2.97
19.97
1420
4.6
0.94
中间轴Ⅱ轴
2.82
87.16
309
3.6
0.93
低速轴III轴
2.68
297.61
86

6传动件的设计及计算
6.1高速级圆柱斜齿轮的设计计算
6.1.1 选定精度等级、材料及齿数
根据文献【1】中表7-1查得，
小圆柱斜齿轮1选用40Cr号钢，7级精度，热处理为调质HBS1=260<350；
大圆柱斜齿轮2选用45号钢，7级精度，热处理为调质HBS2=230<350。
由此可知两齿轮为闭式的软齿面啮合，且二者材料硬度差为30HBS，可以有效地防止胶合破坏，另外两齿轮啮合应先保证接触疲劳强度，再校核弯曲强度。
螺旋角：初选β=14°
小齿轮齿数：初选z1=24
大齿轮齿数：初选z2=z1×i1=24×4.6=111

6.1.2 按接触疲劳强度设计
根据文献【1】中7-20式，

式中：—许用接触疲劳强度(MPa)
—接触疲劳强度安全系数，（按失效概率为1%计算，由于点蚀破坏发生后只引起噪声、振动增大，并不立即导致不能继续工作的后果，故可取）
—齿轮的疲劳极限（MPa），根据文献【1】中图7-18（a）按齿面硬度查得圆柱齿轮的接触疲劳强度极限，（一般选取中间偏下值，MQ上选值）
σHlim1=720MP, σHlim2=580MP
—接触疲劳寿命系数，根据文献【1】中10-13式，

式中：—齿轮的工作应力循环次数
—齿轮的转速（r/min），（其中n1=1420r/min，n2=309r/min）
—齿轮每转一圈，同一齿面的啮合次数，
—齿轮的工作寿命（h），Lh=2×8×300×8=38400h
所以：小齿轮的应力循环次数，
N1=60×n1jLh=60×1420×1×38400=3.272×109
大齿轮的应力循环次数，
N2=60×n2jLh=60×309×1×38400=7.120×108
根据文献【1】中图7-19查得接触疲劳寿命系数：

—接触强度计算的尺寸系数根据文献【1】中图7-20查得：

—接触疲劳强度安全系数,由文献【1】表7-8取
将上述各式代入许用应力计算公式，

[σHl]KHN1σlim/SH=（1×720）/1.05=686MP

[σH2]=KHN2σlim/SH=（1×580）/1.05=552MP

∵ >， ∴计算取[σH]={[σHl]},[σH2]}min= [σH2]=552mpa
6.1.3按齿面接触疲劳强度设计
根据文献【1】中7-25式计算，其公式为：

确定上式的各计算数值如下：
（1） 初定螺旋角β=15度，并试选载荷系数。
（2） 由表5—1可知小齿轮传递的转矩：。
（3） 确定齿宽系数，由文献【1】表7-6选取=0.8。
（4） 确定弹性影响系数，由文献【1】表7-5查得=189.8。
（5） 确定节点区域系数,斜齿轮为标准齿轮，由文献【1】图7-14得=2.43。
（6） 确定重合度系数。
由文献【1】式（7-27）可得端面重合度为：

轴面重合度为：
因，由文献【1】式7-26得重合度系数
(7) 确定螺旋角系数
(8) 试算所需小齿轮直径，由公式和以上各计算值可得：

6.1.4确定实际载荷系数K与修正分度圆直径
（1）根据文献【1】式（7-2）可知：
式中—使用系数，因为工作载荷有轻微冲击，根据文献【1】查表7-8 取=1.25。
—动载荷系数，计算圆周速度v=2.35m/s，根据文献【1】表7-7和普通传动应降低成本精度可选得低些，可知前面取8级精度合理，由齿轮的速度与精度根据文献【1】查图7-7得=1.15。
—齿间载荷分配系数，齿宽初定，计算单位载荷值为，根据文献【1】查表7-3取值为1.5。
—齿向载荷分布系数，根据文献【1】由表7-4得 =1.32。
将各计算值带入载荷系数计算公式得出=2.85，与试选载荷系数相差较大，故按实际载荷系数修正所算的分度圆直径，根据文献【1】由式（7-12）得：

（2） 计算法面模数：

6.1.5 确定许用齿根弯曲应力
根据文献【1】由式（7-22）得许用弯曲应力公式为：

式中—齿根弯曲疲劳极限，根据文献【1】图7-21（a）取，。
—齿根弯曲疲劳安全系数，根据文献【1】表7-8查得=1.25。
—试验齿轮的应力修正系数，按国家标准=2。
—弯曲寿命系数，根据文献【1】图7-22查得。
—尺寸系数，根据文献【1】图7-23查得=1。
将上述各式值带入许用弯曲应力计算公式得:

6.1.6 齿根弯曲疲劳强度计算
根据文献【1】式（7-28）得弯曲强度的设计公式为：

式中K—载荷系数，已知，齿高h=2.25m=3.74mm,b/h=0.8×41.2/3.74=8.8根据文献【1】查图7-11得,则K=1.25×1.15×1.5×1.28=2.76。
—齿形系数，当量齿数，根据文献【1】查图7-16得。
—应力校正系数根据文献【1】查图7-17得。
已知大小齿轮齿形系数和应力校正系数，则，所以大齿轮数值大，按大齿轮计算。
—重合度系数，根据文献【1】式（7-30）计算可得=。
—螺旋角影响系数，根据文献【1】图7-25得=0.87。
—转矩，由表5-1可知小齿轮转矩。
将以上各计算值带入设计公式：

对此计算可知，由齿面接触疲劳强度计算的模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，但是由于齿轮模数mn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承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取弯曲强度算得得模数1.47mm并就近圆整为标准值mn=1.5mm，按接触强度算的的分度圆直径d3=41.6mm来计算应有的齿数。这样设计，即满足了齿面接触疲劳强度，有满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑避免浪费。于是有：

圆整后，取，则，z2=u1z1=4.6×27 取z2=125
6.1.7 几何尺寸计算
（1）计算中心距
a=(z1+z2)m2/2cosβ=(27+125)×1.5/2cos15。=109.58mm

将中心距圆整为110.
(2)按圆整后的中心距修正螺旋角
β=arccos[(z1+z2)mn/2a]=arccos[(27+125)1.5/220]=15°9’
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
d1=z1mn/cosβ=(27×1.5)/cos15°9’=42.2mm

d2=z2mn/cosβ=(125×1.5)/cos15°9’=194.4mm
(4) 计算齿顶圆直径

da3=d3 +2ha=

计算齿轮宽度

圆整后取；。（一般小齿轮齿宽比大齿轮多5～10mm）。

6.2低速级直齿圆柱齿轮的设计
6.2.1选定精度等级、材料及齿数
已知齿数比u1=3.6,小齿轮转速n1=309,输入功率,直齿圆柱齿轮传动。
（1）材料及热处理：根据文献【1】由表7-1选择小齿轮材料为40，调质处理，硬度为250HBS，为软齿面。大齿轮材料为45钢，调质处理，硬度为210HBS。
（2）运输机为一般工作器，速度不高，故选用8级精度。
（3）选小齿轮齿数Z1=24，大齿轮齿数Z2=3.6×24=86.4，取Z2=87。
由此可知两齿轮为闭式的软齿面啮合，且二者材料硬度差为40HBS，可以有效地防止胶合破坏，另外两齿轮啮合应先保证接触疲劳强度，再校核弯曲强度。
6.2.2确定材料的许用接触应力
根据文献【1】中7-20式：

根据文献【1】中图7-18a按齿面硬度查得锥齿轮的接触疲劳强度极限，（一般选取中间偏下值，MQ上选值）
σHlim1=620MP, σHlim2=550MP
根据文献【1】中7-21式：

齿轮的转速：n3=309r/min，n4=86r/min
齿轮的工作寿命：Lh=2×8×300×8=38400h
则：
N3=60×n3jLh=60×309×1×38400=7.120×108

N4=60×n4jLh=60×86×1×38400=1.981×108

根据文献【1】中图7-19查得接触疲劳寿命系数：

根据文献【1】中图7-20查得：

由文献【1】表7-8取：
将上述各式代入许用应力计算公式：

[σH3]KHN1σlim/SH=（1×620）/1.05=590MP

[σH4]=KHN2σlim/SH=（1×550）/1.05=524MP

∵[σH]=(σH3+σH4)/2 = (590+524)/2=557mp<1.23×[σH4]=645mp
∴[σH]= 645mp
6.2.3按齿面接触疲劳强度设计
根据文献【1】中（7-11）式计算，其公式为：

（1）初定螺旋角β=15度，并试选载荷系数。
（2）由表5—1可知小齿轮传递的转矩： T2=87155N·mm

（3）确定齿宽系数，由文献【1】表7-6选取=0.8。
（4）确定弹性影响系数，由文献【1】表7-5查得=189.8。
（5）确定节点区域系数,直齿轮为标准齿轮，，由文献【1】图7-14得=2.5。
（6）确定重合度系数,，由文献文献【1】式（7-9）计算重合度为：

εα=[1.88-3.6(1/z1+1/z2)]=1.689

由文献【1】式（7-8）计算重合度系数
（7） 试算所需小齿轮直径。

6.2.4确定实际载荷系数K与修正分度圆直径
（1）根据文献【1】式（7-2）可知：
式中—使用系数，因为工作载荷有轻微冲击，根据文献【1】查表7-8 取=1.25。
—动载荷系数，计算圆周速度v= πd3tn3/60×1000=0.970m/s，根据文献【1】表7-7和普通传动应降低成本精度可选得低些，可知前面取8级精度合理，由齿轮的速度与精度根据文献【1】查图7-7得=1.08。
—齿间载荷分配系数，齿宽初定b=ψdd1t=0.8×60=48mm，计算单位载荷值为2KAT1/bd1t=(2×1.25×87155)/48×60=75.7N/M<100 N/M，根据文献【1】查表7-3取值为1.2。
—齿向载荷分布系数，根据文献【1】由表7-4得 =1.32。
将各计算值带入载荷系数计算公式得出=2.14，与试选载荷系数相差较大，故按实际载荷系数修正所算的分度圆直径，根据文献【1】由式（7-12）得：

d3= d3t3√(k/kt)=60×3√(2.14/1.3)=70.9

（3） 计算模数：
m=d3/z3=70.9/24=2.95mm
6.2.5 确定许用齿根弯曲应力
根据文献【1】由式（7-22）得许用弯曲应力公式为：

式中—齿根弯曲疲劳极限，根据文献【1】图7-21（a）取，。
—齿根弯曲疲劳安全系数，根据文献【1】表7-8查得=1.25。
—试验齿轮的应力修正系数，按国家标准=2。
—弯曲寿命系数，根据文献【1】图7-22查得。
—尺寸系数，根据文献【1】图7-23查得=1。
将上述各式值带入许用弯曲应力计算公式得:

6.2.6 齿根弯曲疲劳强度计算
根据文献【1】式（7-28）得弯曲强度的设计公式为：

式中K—载荷系数，已知，齿高h=2.25×2.95=6.64mm,b/h=48/6.64=7.22 根据文献【1】查图7-11得,则K=1.25×1.08×1.2×1.25=2.03。
—齿形系数，根据文献【1】查图7-16得。
—应力校正系数根据文献【1】查图7-17得。
已知大小齿轮齿形系数和应力校正系数，则，所以大齿轮数值大，按大齿轮计算。
—重合度系数，根据文献【1】式（7-30）计算可得=
—转矩，由表5-1可知小齿轮3转矩T3=87155Nmm.
将以上各计算值带入设计公式：
=1.92mm

由于齿轮的模数m的大小主要取决于弯曲强度，所以将计算出来的数值1.92按国标圆整为m=2。再按接触强度计算出的分度圆直径d3=70.9mm，协调相关参数与尺寸为：
Z3=70.9/2=35，z4=u2z4=3.6×35=126
6.2.7 几何尺寸计算
分度圆直径：
d3=mz3=2×35=70mm
d4=mz4=2×126=252mm
齿顶圆直径：

齿根圆直径：

中心距：
齿宽： （一般小齿轮齿宽比大齿轮多5～10mm）
6.2.8 确定齿轮结构形式
结构设计：大齿轮齿顶圆直径大于160mm，所以都选择腹板式齿轮。
小齿轮齿顶圆直径小于160mm，所以都选择实心结构的齿轮。

7 轴的设计及计算
7.1 低速轴的设计
7.1.1 总结低速轴的参数
表7.1 低速轴各项参数
功率P/KW
转速n（r/min）
转矩T/（N·m）
分度圆直径（mm）
压力角（°）
2.68
86
297.61
252
20
7.1.2 轴的受力分析
由上述7.1.1中低速级齿轮设计数据可求得大直齿轮的啮合力：
大直齿轮的圆周力：
大直齿轮的径向力：
大直齿轮的法向载荷：
7.1.3轴的材料的选择
由于低速轴转速不高，但受力较大，故选取轴的材料为45优质碳素结构钢，调质处理。
7.1.4轴的最小直径
根据文献【1】中12-2式可初步估算轴的最小直径，

式中：—最小直径系数，根据文献【1】中表12-3按45钢查得A0=114
因此：
输出轴的最小直径应该安装联轴器处，为了使轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器的型号。根据文献【1】中11-1式查得，

式中：—联轴器的计算转矩（）
—工作情况系数，根据文献【1】中表11-1按转矩变化小查得，
—低速轴的转矩（），由表7.1可知：
因此：
按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB/T 5014-2003或根据文献【2】中表16-4查得，选用HL3型弹性柱销联轴器，其具体结构及基本参数如图7.1以及表7.2所示，

图7.1 HL3型弹性柱销联轴器结构形式图

表7.2HL3型弹性柱销联轴器基本参数及主要尺寸

型号
公称转矩Tn
N.m
许用转速[n]（ r/min）
轴孔直径
（d1、d2、dZ）
轴孔长度mm
D
mm
转动惯量
Kg.m2
质量
kg
Y型
J、J1、Z型
L
L1
L
HL3
630
5000
30,32,35,38
82
60
82
160
0.6
8
40,42,45,48
112
84
112
由上表可知，选取半联轴器孔径，故取，半联轴器的长度，与轴配合的毂孔长度。
7.1.5 轴的结构设计
7.1.5.1 拟定轴上零件的装配方案
低速轴的装配方案如下图7.2所示，

图7.2低速轴的装配方案

7.1.5.2 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
①满足半联轴器的轴向定位要求。Ⅰ-Ⅱ轴段右端需制出一轴肩，故取Ⅱ-Ⅲ段的直径

式中：—轴Ⅱ处轴肩的高度（），根据文献【1】中P283中查得定位轴肩的高度
，故取
左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径。半联轴器与轴配合的毂孔的长度，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不是压在轴的端面上，故Ⅰ-Ⅱ段的长度应比稍短一些，现取。
②初步选择滚动轴承。因轴承只受径向力的作用，文献【1】中表10-1选用6型深沟球轴承。根据文献【2】中表15-4中参照工作要求根据，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的深沟球轴承。根据文献【2】表15-4轴承代号6208，其尺寸为，故；而。由文献【2】表15-4可知6208型轴承的定位轴肩高度，因此。
③齿轮采用轴肩进行轴向定位，则齿轮的左端应有一轴环，轴环的高度：

考虑到轴环的左端为非定位轴肩，故取，则
，
考虑到轴环的左端为非定位轴肩，故取，则
，
轴环的宽度应满足

取。取轮毂的宽度，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。
④取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脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离，故取。
⑤取齿轮距箱体内壁之距离16，圆柱体齿轮之间的距离20。考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离，取，
已知滚动轴承宽度 ，高速级大齿轮轮毂长，则：

至此，经过步骤①②③④⑤已初步确定了轴的各段直径和长度，如上图7.4所示，并归纳为下表7.3所示，

表7.3 低速轴的参数值
轴的参数
参数符号
轴的截面（mm）
Ⅰ
Ⅱ
Ⅲ
Ⅳ
Ⅴ
Ⅵ
Ⅶ
Ⅷ
轴段长度

58
50
18
93
5
54
44
轴段直径

32
36
40
47
53
45
40
轴肩高度

—
2
2
3.5
3
4
2.5
—

7.1.5.3 轴上零件的周向定位
齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用圆头普通平键连接。根据文献【1】中表4-1按查得齿轮轮毂与轴连接的平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为，同时为了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，按=45查得联轴器与轴连接的平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为，半联轴器与轴配合为；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为k6。
7.1.5.4 确定轴上圆角和倒角尺寸
根据文献【1】中表12-2查得，取轴端倒角为，各轴肩处的圆角半径见图7.2。

7.1.6 求轴上的载荷
首先根据轴的结构图（图7.2）做出轴的计算简图（7.3图）。根据文献【1】图12-23可知，深沟球轴承的支点位置即为轴承宽的中点，已知B=18mm，因此，作为简支梁的轴的支承跨距。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图如下图7.3所示。

从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面是轴的危险截面。现将计算出的截面处的、以及的值列于下表。

表7.4 低速轴上的载荷分布
载荷
水平面H
垂直面V
支反力F

弯矩M

总弯矩

扭矩T

7.1.7 按弯扭校核轴的疲劳强度
进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面C）的强度。根据文献【1】中12-5式查得，

式中：—C截面的计算应力（MPa）
—折合系数，该低速轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，故根据文献【1】中P289应取折合系数
—抗弯截面系数（mm3），按实心圆轴得

∴
前已选定轴的材料为45钢，调质处理，根据文献12-1查得。因此，故安全。

7.1.8 精确校核轴的疲劳强度
7.1.8.1 判断危险截面
截面A，Ⅱ，Ⅲ，B只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小径是按扭转强度较为宽裕确定的，所以上述截面无需校核。
从应力集中对轴的疲劳强度来看，截面和处的过盈配合引起的应力集中最为严重；从受载的情况来看，截面C上的应力最大。截面的应力集中的影响和截面的相近，但截面不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必做强度校核。截面C上虽然应力最大，但应力集中不大（过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端），而且这里轴的直径最大，故截面C也不必要校核。截面和显然更不必要校核。由文献【1】的第三章附录可知，键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需校核VII左右两侧即可。
7.1.8.2 分析截面VII左侧
根据文献【1】中表15-4按圆形截面查得，
抗弯截面系数：
抗扭截面系数：
截面VI