机械设计课程设计-v带-展开式二级斜齿圆柱-联轴器毕业论文.docx

目录
第一部分 课程设计任务书 3
1.1设计题目 3
1.2减速器设计步骤 3
第二部分 传动装置总体设计方案 3
2.1传动方案 3
2.2该方案的优缺点 3
第三部分 电动机选择 4
3.1选择电动机的类型 4
3.2确定传动装置的效率 4
3.3选择电动机参数 4
3.4确定电动机型号 4
3.5确定传动装置的总传动比和分配传动比 5
第四部分 计算传动装置运动学和动力学参数 6
4.1电动机输出参数 6
4.2高速轴Ⅰ的参数 6
4.3中间轴Ⅱ的参数 6
4.4低速轴Ⅲ的参数 7
4.5工作机轴的参数 7
第五部分 普通V带设计计算 8
第六部分 减速器高速级齿轮传动设计计算 12
6.1选精度等级、材料及齿数 12
6.2按齿面接触疲劳强度设计 12
6.3确定传动尺寸 14
6.4校核齿根弯曲疲劳强度 15
6.5计算齿轮传动其它几何尺寸 16
6.6齿轮参数和几何尺寸总结 16
第七部分 减速器低速级齿轮传动设计计算 17
7.1选精度等级、材料及齿数 17
7.2按齿面接触疲劳强度设计 17
7.3确定传动尺寸 19
7.4校核齿根弯曲疲劳强度 20
7.5计算齿轮传动其它几何尺寸 21
7.6齿轮参数和几何尺寸总结 21
第八部分 轴的设计 22
8.1高速轴设计计算 22
8.2中间轴设计计算 28
8.3低速轴设计计算 34
第九部分 滚动轴承寿命校核 40
9.1高速轴上的轴承校核 40
9.2中间轴上的轴承校核 41
9.3低速轴上的轴承校核 42
第十部分 键联接设计计算 43
10.1高速轴与大带轮键连接校核 43
10.2中间轴与低速级小齿轮键连接校核 43
10.3中间轴与高速级大齿轮键连接校核 44
10.4低速轴与低速级大齿轮键连接校核 44
10.5低速轴与联轴器键连接校核 44
第十一部分 联轴器的选择 44
11.1低速轴上联轴器 44
第十二部分 减速器的密封与润滑 45
12.1减速器的密封 45
12.2齿轮的润滑 45
12.3轴承的润滑 45
第十三部分 减速器附件 46
13.1油面指示器 46
13.2通气器 46
13.3放油孔及放油螺塞 46
13.4窥视孔和视孔盖 47
13.5定位销 47
13.6启盖螺钉 47
13.7螺栓及螺钉 47
第十四部分 减速器箱体主要结构尺寸 48
第十五部分 设计小节 49
第十六部分 参考文献 49

第一部分 课程设计任务书
1.1设计题目
设计展开式二级斜齿圆柱减速器，拉力F=6000N，速度v=0.94m/s，直径D=300mm，每天工作小时数：16小时，工作寿命：10年，工作天数（每年）：300天，
1.2减速器设计步骤
1.总体设计方案
2.选择电动机
3.确定传动装置的总传动比和分配传动比
4.计算传动装置的运动和动力参数
5.V带设计
6.减速器内部传动设计
7.传动轴的设计
8.滚动轴承校核
9.键联接设计
10.联轴器设计
11.润滑密封设计
12.箱体结构设计
第二部分 传动装置总体设计方案
2.1传动方案
传动方案已给定，前置外传动为普通V带传动，减速器为展开式二级圆柱齿轮减速器。
2.2该方案的优缺点
由于V带有缓冲吸振能力，采用 V带传动能减小振动带来的影响，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可以采用V 带这种简单的结构，并且价格便宜，标准化程度高，大幅降低了成本。
展开式二级圆柱齿轮减速器由于齿轮相对轴承为不对称布置，因而沿齿向载荷分布不均，要求轴有较大刚度。
第三部分 电动机选择
3.1选择电动机的类型
按照动力源和工作条件，选用Y系列全封闭自扇冷式结构三相异步电动机，其额定电压为380V。
3.2确定传动装置的效率
查表得：
联轴器的效率：η1=0.99
一对滚动轴承的效率：η2=0.99
闭式圆柱齿轮的传动效率：η3=0.98
普通V带的传动效率：η4=0.96
工作机效率：ηw=0.97
传动装置总效率
ηa=η1η24η32η4ηw=0.85
3.3选择电动机参数
工作机所需功率为
Pw=F×V1000=6000×0.941000=5.64kW
3.4确定电动机型号
电动机所需额定功率:
Pd=Pwηa=5.640.85=6.64kW
工作转速：
nw=60×1000×Vπ×D=60×1000×0.943.14×300=59.87rpm
经查表按推荐的合理传动比范围，V带传动比范围为：2--4二级圆柱齿轮减速器传动比范围为：8--40因此理论传动比范围为：16--160。可选择的电动机转速范围为nd=ia×nw=(16--160)×59.87=958--9579r/min。进行综合考虑价格、重量、传动比等因素，选定电机型号为：Y132M-4的三相异步电动机，额定功率Pen=7.5kW，满载转速为nm=1440r/min，同步转速为nt=1500r/min。
方案
电动机型号
额定功率（kW）
同步转速（r/min）
满载转速（r/min）
1
Y160L-8
7.5
750
720
2
Y160M-6
7.5
1000
970
3
Y132M-4
7.5
1500
1440
4
Y132S2-2
7.5
3000
2900

电机尺寸

中心高
外形尺寸
地脚安装尺寸
地脚螺栓孔直径
轴伸尺寸
键部位尺寸
H
L×HD
A×B
K
D×E
F×G
132
515×315
216×178
12
38×80
10×33

3.5确定传动装置的总传动比和分配传动比
（1）总传动比的计算
由选定的电动机满载转速nm和工作机主动轴转速nw，可以计算出传动装置总传动比为：
ia=nmnw=144059.87=24.052
（2）分配传动装置传动比
取普通V带的传动比：iv=2
高速级传动比
i1=1.35×iaiv=4.03
则低速级的传动比为
i2=2.98
减速器总传动比
ib=i1×i2=12.0094
第四部分 计算传动装置运动学和动力学参数
4.1电动机输出参数
功率：P0=Pd=6.64kW
转速：n0=nm=1440rpm
扭矩：T0=9.55×106×P0n0=9.55×106×6.641440=44036.11N•mm
4.2高速轴Ⅰ的参数
功率：P1=P0×η4=6.64×0.96=6.37kW
转速：n1=n0iv=14402=720rpm
扭矩：T1=9.55×106×P1n1=9.55×106×6.37720=84490.97N•mm
4.3中间轴Ⅱ的参数
功率：P2=P1×η2×η3=6.37×0.99×0.98=6.18kW
转速：n2=n1i1=7204.03=178.66rpm
扭矩：T2=9.55×106×P2n2=9.55×106×6.18178.66=330342.55N•mm
4.4低速轴Ⅲ的参数
功率：P3=P2×η2×η3=6.18×0.99×0.98=6kW
转速：n3=n2i2=178.662.98=59.95rpm
扭矩：T3=9.55×106×P3n3=9.55×106×659.95=955796.5N•mm
4.5工作机轴的参数
功率：Pw=P3×ηw×η1×η22=6×0.97×0.99×0.992=5.65kW
转速：nw=n3=59.95rpm
扭矩：Tw=9.55×106×Pwnw=9.55×106×5.6559.95=900041.7N•mm
运动和动力参数计算结果整理于下表:

轴名
功率P(kW)
转矩T(N•mm)
转速(r/min)
传动比i
效率η
输入
输出
输入
输出
电动机轴

6.64

44036.11
1440
2
0.96
Ⅰ轴
6.37
6.31
84490.97
83646.0603
720
4.03
0.97
Ⅱ轴
6.18
6.12
330342.55
327039.1245
178.66
2.98
0.97
Ⅲ轴
6
5.94
955796.5
946238.535
59.95
1
0.96
工作机轴
5.65
5.59
900041.7
890483.74
59.95

第五部分 普通V带设计计算
1.已知条件和设计内容
设计普通V带传动的已知条件包括：所需传递的额定功率Pd=6.64kW；小带轮转速n1=1440r/min；大带轮转速n2和带传动传动比i=2；设计的内容是：带的型号、长度、根数，带轮的直径、宽度和轴孔直径中心距、初拉力及作用在轴上之力的大小和方向。
2.设计计算步骤
（1）确定计算功率Pca
由表查得工作情况系数KA=1.1，故
Pca=KA×P=1.1×6.64=7.304kW
（2）选择V带的带型
根据Pca、n1由图选用B型。
3.确定带轮的基准直径dd并验算带速v
1）初选小带轮的基准直径dd1。取小带轮的基准直径dd1=125mm。
2）验算带速v。按式验算带的速度
v=π×dd1×n60×1000=π×125×144060×1000=9.42ms
取带的滑动率ε=0.02
（3）计算大带轮的基准直径。计算大带轮的基准直径
dd2=i×dd1×1-ε=2×125×1-0.02=245mm
根据表，取标准值为dd2=250mm。
（4）确定V带的中心距a和基准长Ld度
根据式，初定中心距a0=300mm。
由式计算带所需的基准长度
Ld0=2×a0+π2×dd1+dd2+dd2-dd124×a0=2×300+π2×125+250+250-12524×300≈1202mm
由表选带的基准长度Ld=1210mm。
按式计算实际中心距a。
a≈a0+Ld-Ld02=300+1210-12022≈304mm
按式,中心距的变化范围为286--340mm。
（5）验算小带轮的包角αa
α1≈180°-dd2-dd1×57.3°a≈180°-250-125×57.3°304=156.44°>120°
（6）计算带的根数z
1）计算单根V带的额定功率Pr。
由dd1=125mm和n1=1440r/min,查表得P0=2.81kW。
根据n1=1440r/min，i=2和B型带，查表得△P0=0.457kW。
查表的Kα=0.936，表得KL=0.87，于是
Pr=P0+△P0×Kα×KL=2.81+0.457×0.936×0.87=2.66kW
2）计算带的根数z
z=PcaPr=7.3042.66≈2.75
取3根。
（6）计算单根V带的初拉力F0
由表得B型带的单位长度质量q=0.17kg/m，所以
F0=500×2.5-Kα×PcaKα×z×v+q×v2=500×2.5-0.936×7.3040.936×3×9.42+0.17×9.422=231.02N
（7）计算压轴力Fp
Fp=2×z×F0×sinα12=2×3×231.02×sin156.44°2=1356.93N
带型
B
中心距
304mm
小带轮基准直径
125mm
包角
156.44°
大带轮基准直径
250mm
带长
1210mm
带的根数
3
初拉力
231.02N
带速
9.42m/s
压轴力
1356.93N

4.带轮结构设计
（1）小带轮的结构设计
小带轮的轴孔直径d=38mm
因为小带轮dd1=125<300mm
因此小带轮结构选择为腹板式。
因此小带轮尺寸如下：
d1=2.0×d=2.0×38=76mm
da=dd1+2×ha=125+2×3.5=132mm
B=z-1×e+2×f=60mm
C=0.25×B=0.25×60=15mm
L=2.0×d=2.0×38=76mm

（2）大带轮的结构设计
大带轮的轴孔直径d=25mm
因为大带轮dd2=250mm
因此大带轮结构选择为孔板式。
因此大带轮尺寸如下：
d1=2.0×d=2.0×25=50mm
da=dd1+2×ha=250+2×3.5=257mm
B=z-1×e+2×f=60mm
C=0.25×B=0.25×60=15mm
L=2.0×d=2.0×25=50mm

第六部分 减速器高速级齿轮传动设计计算
6.1选精度等级、材料及齿数
（1）由选择小齿轮40Cr（调质），齿面硬度280HBS，大齿轮45（调质），齿面硬度240HBS
（2）选小齿轮齿数Z1=28，则大齿轮齿数Z2=Z1×i=28×4.03=113。
实际传动比i=4.036
（3）初选螺旋角β=13°。
（4）压力角α=20°。
6.2按齿面接触疲劳强度设计
（1）由式试算小齿轮分度圆直径，即
d1t≥32×KHt×Tφd×u+1u×ZH×ZE×Zε×ZβσH2
1）确定公式中的各参数值
①试选载荷系数KHt=1.3
②小齿轮传递的扭矩:
T=9.55×106×Pn=9.55×106×6.37720=84490.97N•mm
③查表选取齿宽系数φd=1
④由图查取区域系数ZH=2.46
⑤查表得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa
⑥重合度
端面重合度为：
εα=1.88-3.21z1+1z2cosβ=1.88-3.2128+1113cos13°=1.69
轴向重合度为：
εβ=0.318×φd×z1×tanβ=0.318×1×28×tan13°=2.06
查得重合度系数Zε=0.635
查得螺旋角系数Zβ=0.987
⑧计算接触疲劳许用应力[σH]
由图查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为：
σHlim1=600Mpa，σHlim2=550Mpa
计算应力循环次数
NL1=60×n×j×Lh=60×720×1×16×300×10=2.074×109
NL2=NL1u=2.074×1094.03=5.145×108
由图查取接触疲劳系数：
KHN1=0.959，KHN2=0.99
取失效概率为1%，安全系数S=1，得
σH1=KHN1×σHlim1S=0.959×6001=575MPa
σH2=KHN2×σHlim2S=0.99×5501=544MPa
取[σH]1和[σH]2中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即
σH=544MPa
2）试算小齿轮分度圆直径
d1t≥32×KHt×Tφd×u+1u×ZH×ZE×Zε×ZβσH2=32×1.3×84490.971×4.03+14.03×2.46×189.8×0.635×0.9875442=55.145mm
（2）调整小齿轮分度圆直径
1）计算实际载荷系数前的数据准备。
①圆周速度ν
v=π×d1t×n60×1000=π×55.145×72060×1000=2.078
齿宽b
b=φd×d1t=1×55.145=55.145mm
2）计算实际载荷系数KH
①查表得使用系数KA=1
②查图得动载系数Kv=1.092
③齿轮的圆周力。
Ft=2×Td1=2×84490.9755.145=3064N
KA×Ftb=1×306455.145=56Nmm<100Nmm
查表得齿间载荷分配系数：KHα=1.4
查表得齿向载荷分布系数：KHβ=1.444
实际载荷系数为
KH=KA×KV×KHα×KHβ=1×1.092×1.4×1.444=2.208
3）按实际载荷系数算得的分度圆直径
d1=d1t×3KHKHt=55.145×32.2081.3=65.795mm
4）确定模数
mn=d1×cosβz1=65.795×cos13°28=2.29mm，取mn=2.5mm。
6.3确定传动尺寸
（1）计算中心距
a=z1+z2×mn2×cosβ=180.89mm，圆整为181mm
（2）按圆整后的中心距修正螺旋角
β=acosz1+z2×mn2×a=13.1619°
β=13°9'42"
（3）计算小、大齿轮的分度圆直径
d1=z1×mncosβ=71.888mm
d2=z2×mncosβ=290.121mm
（4）计算齿宽
b=φd×d1=71.89mm
取B1=80mm B2=75mm
6.4校核齿根弯曲疲劳强度
齿根弯曲疲劳强度条件为
σF=2×K×Tb×mn×d1×YFa×YSa×Yε×Yβ×cos2β≤σF
1） K、T、mn和d1同前
齿宽b=b2=75
齿形系数YFa和应力修正系数YSa，当量齿数为：
小齿轮当量齿数：
Zv1=z1cos3β=28cos313.1619°=30.328
大齿轮当量齿数：
Zv2=z2cos3β=113cos313.1619°=122.395
查表得：
YFa1=2.492，YFa2=2.14
YSa1=1.63，YSa2=1.83
查图得重合度系数Yε=0.674
查图得螺旋角系数Yβ=0.777
查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为:
σFlim1=500MPa、σFlim2=380MPa
由图查取弯曲疲劳系数：
KFN1=0.751，KFN2=0.839
取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得许用弯曲应力
σF1=KFN1×σFlim1S=0.751×5001.4=268.214MPa
σF2=KFN2×σFlim2S=0.839×3801.4=227.729MPa
σF1=2×K×Tb×m×d1×YFa1×YSa1×Yε×Yβ×cos2β=38.462MPa<σF1=268.214MPa
σF2=σF1×YFa2×YSa2YFa1×YSa1=37.08MPa<σF2=227.729MPa
故弯曲强度足够。
6.5计算齿轮传动其它几何尺寸
（1）计算齿顶高、齿根高和全齿高
ha=m×han*=2.5mm
hf=m×han*+cn*=3.125mm
h=ha+hf=m×2han*+cn*=5.625mm
（2）计算小、大齿轮的齿顶圆直径
da1=d1+2×ha=76.888mm
da2=d2+2×ha=295.121mm
（3）计算小、大齿轮的齿根圆直径
df1=d1-2×hf=65.638mm
df2=d2-2×hf=283.871mm
注：han*=1.0，cn*=0.25
6.6齿轮参数和几何尺寸总结
参数或几何尺寸
符号
小齿轮
大齿轮
法面模数
mn
2.5
2.5
法面压力角
αn
20
20
法面齿顶高系数
ha*
1.0
1.0
法面顶隙系数
c*
0.25
0.25
螺旋角
β
左13°9'42"
右13°9'42"
齿数
z
28
113
齿顶高
ha
2.5
2.5
齿根高
hf
3.125
3.125
分度圆直径
d
71.888
290.121
齿顶圆直径
da
76.888
295.121
齿根圆直径
df
65.638
283.871
齿宽
B
80
75
中心距
a
181
181

第七部分 减速器低速级齿轮传动设计计算
7.1选精度等级、材料及齿数
（1）由选择小齿轮40Cr（调质），齿面硬度280HBS，大齿轮45（调质），齿面硬度240HBS
（2）选小齿轮齿数Z1=30，则大齿轮齿数Z2=Z1×i=30×2.98=89。
实际传动比i=2.967
（3）初选螺旋角β=13°。
（4）压力角α=20°。
7.2按齿面接触疲劳强度设计
（1）由式试算小齿轮分度圆直径，即
d1t≥32×KHt×Tφd×u+1u×ZH×ZE×Zε×ZβσH2
1）确定公式中的各参数值
①试选载荷系数KHt=1.3
②小齿轮传递的扭矩:
T=9.55×106×Pn=9.55×106×6.18178.66=330342.55N•mm
③查表选取齿宽系数φd=1
④由图查取区域系数ZH=2.46
⑤查表得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa
⑥重合度
端面重合度为：
εα=1.88-3.21z1+1z2cosβ=1.88-3.2130+189cos13°=1.69
轴向重合度为：
εβ=0.318×φd×z1×tanβ=0.318×1×30×tan13°=2.2
查得重合度系数Zε=0.615
查得螺旋角系数Zβ=0.987
⑧计算接触疲劳许用应力[σH]
由图查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为：
σHlim1=600Mpa，σHlim2=550Mpa
计算应力循环次数
NL1=60×n×j×Lh=60×178.66×1×16×300×10=5.145×108
NL2=NL1u=5.145×1082.98=1.727×108
由图查取接触疲劳系数：
KHN1=0.99，KHN2=0.997
取失效概率为1%，安全系数S=1，得
σH1=KHN1×σHlim1S=0.99×6001=594MPa
σH2=KHN2×σHlim2S=0.997×5501=548MPa
取[σH]1和[σH]2中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即
σH=548MPa
2）试算小齿轮分度圆直径
d1t≥32×KHt×Tφd×u+1u×ZH×ZE×Zε×ZβσH2=32×1.3×330342.551×2.98+12.98×2.46×189.8×0.615×0.9875482=88.425mm
（2）调整小齿轮分度圆直径
1）计算实际载荷系数前的数据准备。
①圆周速度ν
v=π×d1t×n60×1000=π×88.425×178.6660×1000=0.827
齿宽b
b=φd×d1t=1×88.425=88.425mm
2）计算实际载荷系数KH
①查表得使用系数KA=1
②查图得动载系数Kv=1.067
③齿轮的圆周力。
Ft=2×Td1=2×330342.5588.425=7472N
KA×Ftb=1×747288.425=85Nmm<100Nmm
查表得齿间载荷分配系数：KHα=1.4
查表得齿向载荷分布系数：KHβ=1.464
实际载荷系数为
KH=KA×KV×KHα×KHβ=1×1.067×1.4×1.464=2.187
3）按实际载荷系数算得的分度圆直径
d1=d1t×3KHKHt=88.425×32.1871.3=105.166mm
4）确定模数
mn=d1×cosβz1=105.166×cos13°30=3.416mm，取mn=3.5mm。
7.3确定传动尺寸
（1）计算中心距
a=z1+z2×mn2×cosβ=213.73mm，圆整为214mm
（2）按圆整后的中心距修正螺旋角
β=acosz1+z2×mn2×a=13.3187°
β=13°19'7"
（3）计算小、大齿轮的分度圆直径
d1=z1×mncosβ=107.902mm
d2=z2×mncosβ=320.11mm
（4）计算齿宽
b=φd×d1=107.9mm
取B1=115mm B2=110mm
7.4校核齿根弯曲疲劳强度
齿根弯曲疲劳强度条件为
σF=2×K×Tb×mn×d1×YFa×YSa×Yε×Yβ×cos2β≤σF
1） K、T、mn和d1同前
齿宽b=b2=110
齿形系数YFa和应力修正系数YSa，当量齿数为：
小齿轮当量齿数：
Zv1=z1cos3β=30cos313.3187°=32.557
大齿轮当量齿数：
Zv2=z2cos3β=89cos313.3187°=96.586
查表得：
YFa1=2.464，YFa2=2.182
YSa1=1.65，YSa2=1.789
查图得重合度系数Yε=0.674
查图得螺旋角系数Yβ=0.762
查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为:
σFlim1=500MPa、σFlim2=380MPa
由图查取弯曲疲劳系数：
KFN1=0.839，KFN2=0.923
取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得许用弯曲应力
σF1=KFN1×σFlim1S=0.839×5001.4=299.643MPa
σF2=KFN2×σFlim2S=0.923×3801.4=250.529MPa
σF1=2×K×Tb×m×d1×YFa1×YSa1×Yε×Yβ×cos2β=48.207MPa<σF1=299.643MPa
σF2=σF1×YFa2×YSa2YFa1×YSa1=46.29MPa<σF2=250.529MPa
故弯曲强度足够。
7.5计算齿轮传动其它几何尺寸
（1）计算齿顶高、齿根高和全齿高
ha=m×han*=3.5mm
hf=m×han*+cn*=4.375mm
h=ha+hf=m×2han*+cn*=7.875mm
（2）计算小、大齿轮的齿顶圆直径
da1=d1+2×ha=114.902mm
da2=d2+2×ha=327.11mm
（3）计算小、大齿轮的齿根圆直径
df1=d1-2×hf=99.152mm
df2=d2-2×hf=311.36mm
注：han*=1.0，cn*=0.25
7.6齿轮参数和几何尺寸总结
参数或几何尺寸
符号
小齿轮
大齿轮
法面模数
mn
3.5
3.5
法面压力角
αn
20
20
法面齿顶高系数
ha*
1.0
1.0
法面顶隙系数
c*
0.25
0.25
螺旋角
β
左13°19'7"
右13°19'7"
齿数
z
30
89
齿顶高
ha
3.5
3.5
齿根高
hf
4.375
4.375
分度圆直径
d
107.902
320.11
齿顶圆直径
da
114.902
327.11
齿根圆直径
df
99.152
311.36
齿宽
B
115
110
中心距
a
214
214

第八部分 轴的设计
8.1高速轴设计计算
（1）已知运动学和动力学参数
转速n=720r/min；功率P=6.37kW；轴所传递的转矩T=84490.97N•mm
（2）轴的材料选择并确定许用弯曲应力
由表选用40Cr（调质），齿面硬度280HBS，许用弯曲应力为[σ]=60MPa
（3）按扭转强度概略计算轴的最小直径
由于高速轴受到的弯矩较大而受到的扭矩较小，故取A0=112。
d≥A0×3Pn=112×36.37720=23.16mm
由于最小轴段截面上要开1个键槽，故将轴径增大5%
dmin=1+0.05×23.16=24.32mm
查表可知标准轴孔直径为25mm故取dmin=25
（4）设计轴的结构并绘制轴的结构草图
a.轴的结构分析
由于齿轮1的尺寸较小，故高速轴设计成齿轮轴。显然，轴承只能从轴的两端分别装入和拆卸，轴伸出端安装V带轮，选用普通平键，A型，b×h=8×7mm(GB/T 1096-2003)，长L=36mm；定位轴肩直径为30mm；联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别和轴承端盖定位，采用过渡配合固定。
b.确定各轴段的直径和长度。

外传动件到轴承透盖端面距离K=20mm
轴承端盖厚度e=10mm
调整垫片厚度△t=2mm
箱体内壁到轴承端面距离△=5mm
各轴段直径的确定
d1：用于连接V带轮，直径大小为V带轮的内孔径，d1=25mm。
d2：密封处轴段，左端用于固定V带轮轴向定位，根据V带轮的轴向定位要求，轴的直径大小较d1增大5mm，d2=30mm
d3：滚动轴承处轴段，应与轴承内圈尺寸一致，且较d2尺寸大1-5mm，选取d3=35mm，选取轴承型号为角接触轴承7207AC
d4：考虑轴承安装的要求，查得7207AC轴承安装要求da=42mm，根据轴承安装尺寸选择d4=42mm。
d5：齿轮处轴段，由于小齿轮的直径较小，采用齿轮轴结构。
d6：过渡轴段，要求与d4轴段相同，故选取d6=d4=42mm。
d7：滚动轴承轴段，要求与d3轴段相同，故选取d7=d3=35mm。
各轴段长度的确定
L1：根据V带轮的尺寸规格确定，选取L1=48mm。
L2：由箱体结构、轴承端盖、装配关系等确定，取L2=71mm。
L3：由滚动轴承宽度确定，选取L3=17mm。
L4：根据箱体的结构和小齿轮的宽度确定，选取L4=142.5mm。
L5：由小齿轮的宽度确定，取L5=80mm。
L6：根据箱体的结构和小齿轮的宽度确定，取L6=15mm。
L7：由滚动轴承宽度确定，选取L7=17mm。
轴段
1
2
3
4
5
6
7
直径(mm)
25
30
35
42
76.888
42
35
长度(mm)
48
71
17
142.5
80
15
17

（5）弯曲-扭转组合强度校核
a.计算作用在轴上的力（d1为齿轮1的分度圆直径）
齿轮1所受的圆周力（d1为齿轮1的分度圆直径）
Ft1=2×T1d1=2×84490.9771.888=2351N
齿轮1所受的径向力
Fr1=Ft1×tanαcosβ=2351×tan20°cos13.1619°=878N
齿轮1所受的轴向力
Fa1=Ft1×tanβ=2351×tan13.1619°=550N
第一段轴中点到轴承中点距离La=103mm，轴承中点到齿轮中点距离Lb=190.5mm，齿轮中点到轴承中点距离Lc=63mm
轴所受的载荷是从轴上零件传来的，计算时通常将轴上的分布载荷简化为集中力，其作用点取为载荷分布段的中点。作用在轴上的扭矩，一般从传动件轮毂宽度的中点算起。通常把轴当做置于铰链支座上的梁，支反力的作用点与轴承的类型和布置方式有关
在水平面内
高速轴上外传动件压轴力（属于径向力）Q=1356.93N
轴承A处水平支承力：
RAH=Fr1×Lb-Q×La-Fa1×d12Lb+Lc=878×190.5-1356.93×103-550×71.8882190.5+63= 30N
轴承B处水平支承力：
RBH=Q+Ft1-RAH=1356.93+2351-30=3678N
在垂直面内
轴承A处垂直支承力：
RAV=Ft1×LbLb+Lc=2351×190.5190.5+63= 1767N
轴承B处垂直支承力：
RBV=Ft1×LcLb+Lc=2351×63190.5+63= 584N
轴承A的总支承反力为：
RA=RAH2+RAV2=302+17672=1767.25N
轴承B的总支承反力为：
RB=RBH2+RBV2=36782+5842=3724.08N
d.绘制水平面弯矩图
截面A在水平面上弯矩：
MAH=0N•mm
截面B在水平面上弯矩：
MBH=Q×La=1356.93×103=139764N•mm
截面C左侧在水平面上弯矩：
MCH左=RBH×Lb-Fa1×d12=3678×190.5-550×71.8882=680890N•mm
截面C右侧在水平面上弯矩：
MCH右=RAH×Lc=30×63=1890N•mm
截面D在水平面上的弯矩：
MDH=0N•mm
e.绘制垂直面弯矩图
截面A在垂直面上弯矩：
MAV=0N•mm
截面B在垂直面上弯矩：
MBV=0N•mm
截面C在垂直面上弯矩：
MCV=RAV×Lc=1767×63=111321N•mm
截面D在垂直面上弯矩：
MDV=0N•mm
f.绘制合成弯矩图
截面A处合成弯矩：
MA=0N•mm
截面B处合成弯矩：
MB=139764N•mm
截面C左侧合成弯矩：
MC左=MCH左2+MCV2=6808902+1113212=689930N•mm
截面C右侧合成弯矩：
MC右=MCH右2+MCV2=18902+1113212=111337N•mm
截面D处合成弯矩：
MD=0N•mm
g.转矩和扭矩图
T1=84490.97N•mm
h.绘制当量弯矩图
截面A处当量弯矩：
MVA=0N•mm
截面B处当量弯矩：
MVB=MB2+αT2=1397642+0.6×84490.972=148674N•mm
截面C左侧当量弯矩：
MVC左=MC左2+αT2=6899302+0.6×84490.972=691790N•mm
截面C右侧当量弯矩：
MVC右=MC右=111337N•mm
截面D处当量弯矩：
MVD=MD2+αT2=02+0.6×84490.972=50695N•mm

f.按弯扭合成强度校核轴的强度
其抗弯截面系数为
W=π×d332=7269.88mm3
抗扭截面系数为
WT=π×d316=14539.77mm3
最大弯曲应力为
σ=MW=51.13MPa
剪切应力为
τ=TWT=5.81MPa
按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向传动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数α=0.6，则当量应力为
σca=σ2+4×α×τ2=51.6MPa
查表得调质处理，抗拉强度极限σB=640MPa，则轴的许用弯曲应力[σ-1b]=60MPa，σe<[σ-1b]，所以强度满足要求。
8.2中间轴设计计算
（1）已知运动学和动力学参数
转速n=178.66r/min；功率P=6.18kW；轴所传递的转矩T=330342.55N•mm
（2）轴的材料选择并确定许用弯曲应力
由表选用45（调质），齿面硬度217～255HBS，许用弯曲应力为[σ]=60MPa
（3）按扭转强度概略计算轴的最小直径
由于中间轴受到的弯矩较大而受到的扭矩较小，故取A0=115。
d≥A0×3Pn=115×36.18178.66=37.47mm
由于最小直径轴段处均为滚动轴承，故选标准直径dmin=40mm
（4）设计轴的结构并绘制轴的结构草图
a.轴的结构分析
由于齿轮3的尺寸较大，其键槽底到齿根圆距离x远大于2，因此设计成分离体，即齿轮3安装在中速轴上，中速轴设计成普通阶梯轴。显然，轴承只能从轴的两端分别装入和拆卸轴上齿轮3、齿轮2及