带式运输机的一级圆柱或圆锥齿轮减速器课程设计书.doc

课程设计说明书

目录
一、设计课题及重要任务…………………………………………2
二、传动方案拟定…………………………………………………2
三、电动机的选择…………………………………………………4
四、拟定传动装置的总传动比和运动（动力）参数的计算……5
五、V带的设计……………………………………………………7
六、齿轮传动的设计………………………………………………9
七、轴的设计………………………………………………………12
八、箱体结构设计及附件选择……………………………………22
九、键联接设计……………………………………………………25
十、轴承设计………………………………………………………26
十一、密封和润滑的设计…………………………………………27
十二．联轴器的设计………………………………………………27
十三、设计小结……………………………………………………28
附：参考资料………………………………………………………30

一、设计课题及重要任务：
1、 设计课题：
设计用于链式传送设备或带式运送机的一级圆柱（或圆锥）齿轮减速器。

2、 设计内容：
① 传动方案的拟定及说明（附图）；
② 运动学计算（电动机功率计算、传动比计算、运动及动力参数计算）；
③ 直尺圆柱（或圆锥）齿轮传动件设计计算（选材、拟定尺寸）；
④ 轴的初步设计；
⑤ 选择联轴器和轴承；
⑥ 轴的结构设计（附结构简图）；
⑦ 选择轴承、齿轮处的配合；
⑧ 编写设计计算说明书、设计小结。

3、 设计任务：
① 减速器装配图一张：只画俯视图（A3）；
② 零件图一张：大圆柱（圆锥）齿轮轴（A3）或大圆柱（圆锥）齿轮（A3）；
③ 设计计算说明书一份。

4、 设计规定：
① 图面整洁、符合各项标准规范规定；
② 设计说明书规定笔迹工整、清洁，插图规范。

5、 设计进度计划：
① 总体计算和传动件参数计算；
② 轴与轴系零件的设计；
③ 轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制；
④ 装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写。

6、 设计时间：2023年10月11日至2023年11月5日

设计项目
计算过程及说明
重要结果

二、传动方案拟定
1、工作条件

2、原始数据

3、方案拟定

运送机连续工作，单向运转。减速器小批量生产，运送带允许速度误差为±5%。
原始数据
运送带拉力F（N）
1900
运送带速度V（m/s）
1.6
卷筒直径D（mm）
400
天天工作时间h
24

① 传动方案分析：
机器一般是由原动机、传动装置和工作装置组成。传动装置是用来传递原动机的运动和动力、变换其运动形式以满足工作装置的需要，是机器的重要组成部分。传动装置是否合理将直接影响机器的工作性能、重量和成本。合理的传动方案除满足工作装置的功能外，还规定结构简朴、制造方便、成本低廉、传动效率高和使用维护方便。
② 设计方案：
本设计中原动机为电动机，工作机为皮带输送机。传动为一级直齿圆柱齿轮减速器。
采用Ｖ带传动与齿轮传动的组合，即可满足传动比规定，同时由于带传动具有良好的缓冲，吸振性能，适应大起动转矩工况规定，结构简朴，成本低，使用维护方便。
a、带传动承载能力较低，在传递相同转矩时，结构尺寸较其他形式大，但有过载保护的优点，还可缓和冲击和振动，故布置在传动的高速级，以减少传递的转矩，减小带传动的结构尺寸。
b、齿轮传动的传动效率高，合用的功率和速度范围广，使用寿命较长，是现代机器中应用最为广泛的机构之一。
简图如下：

三、电动机选择：
1、电动机类型和结构的选择：

2、电动机功率选择：

3、拟定电动机转速：

选择Y系列三相异步电动机，此系列电动机属于一般用途的全封闭自扇冷电动机，其结构简朴，工作可靠，价格低廉，维护方便，合用于不易燃，不易爆，无腐蚀性气体和无特殊规定的机械。

运送机主轴上所需要的功率：
P=FV=1900N×1.6m/s=3040W
工作机所需功率由公式：
Pw=P/1000ηw
=3040/(100×00.94)kw=3.23kw
ηw——带式输送机的功率取0.94《机械零件课程设计》P18表2-4
传动装置的总功率：
η总=η带×η2轴承×η齿轮×η联轴器×η滚筒=0.85
η总—电动机至滚筒积极轴之间的总功率
由《机械零件课程设计》P18表2—4查得：
η带——V带传动效率，取0.95；
η轴承—一对滚动轴承的效率。取0.99；
η齿轮—一对齿轮副效率（8级精度，油润滑），取0.97；
η联轴 器——联轴器效率，取0.98；
η滚筒——滚筒效率，取0.96（查《机械设计基础机械课程设计指导书》表2.3）
电动机输出的功率: Po=Pw/η总 =3.8KW
一般电动机的额定功率：Pm=（1—1.3）Po=3.8~4.94KW
由表2~1取电动机额定功率Pm=4kw《机械零件课程设计》

滚筒工作转速为：
n滚筒=60×1000·V/（π·D）
=(60×1000×1.6)/（400·π）
　　=76.4 r/min
根据《机械零件课程设计》表2--5推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围i2=3～5。取Ｖ带传动比i1=２～４ 。则总传动比理论范围为：i＝6~20。

故电动机转速的可选范围：
n=i×n滚筒=(16～20)×76.4=458.4～1528 r/min
则符合这一范围的同步转速有：750、1000和1500r/min

根据容量和转速，由相关手册查出三种合用的电动机型号（如下表1）《机械设计基础课程设计指导书（第二版）》P 10：
综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、效率等，可见第2方案比较适合。
故选定电动机型号为Y132M1-6。
其重要性能：（如下表2）
Y系列三相异步电动机

P=3040W

Pw=3.23kw

η总=0.85

Po=3.8KW

Pm=4KW

n滚筒=
76.4r/min

电动机型号为Y132M1-6
表1：
方
案
电动机型号
额定值
电动机转速(r/min)
效率%
外形尺寸mm
重量Kg
功率Kw
电流A
同步转速
满载转速
1
Y160M1-8
4．0
9.91
750
720
84.0
600×420×385
118
2
Y132M1-6
4．0
9.40
1000
960
84.0
515×350×315
73
3
Y112M-4
4．0
8.77
1500
1440
84.5
475×350×315
68
表2：
中心高H

外形尺寸
L×(AC/2+AD)×HD
底角安装尺寸
A×B
地脚螺栓孔直径 K
轴 伸 尺 寸D×E
装键部位尺寸 F×GD
132
515×（135+210）×315
216×178
12
38×80
10×41

四、拟定传动装置的总传动比和运动（动力）参数的计算：
1、传动装置总传动比为：

2、分派各级传动装置传动比：

3、运动参数及动力参数的计算：

由选定的电动机满载转速nm和工作机积极轴转速n：
i总= nm/n=nm/n滚筒=960/76.4=12.57

总传动比等于各传动比的乘积
分派传动装置传动比:i= i1×i2
式中i1、i2分别为带传动和减速器的传动比
根据《机械零件课程设计》表2--5，取io =3（普通V带 i=2～4）
由于：　io＝i1×i2
所以：　i2＝io／i1＝12.57/3＝4.19

根据《机械零件课程设计》公式（2-7）（2-8）计算出各轴的功率（P电机轴、P高速轴、P低速轴、P滚筒轴）、转速（n电机轴、n高速轴、n低速轴、n滚筒轴）和转矩（T电机轴、T高速轴、T低速轴、T滚筒轴）
① 计算各轴的转速：
Ⅰ轴（高速轴）：
n高速轴=nm/io=960/3.0=320r/min
Ⅱ轴（低速轴）：
n低速轴=n高速轴/i1=320/4.19=76.4r/min
滚筒轴：
n滚筒轴=n低速轴= 76.4r/min
2）计算各轴的功率：
根据《机械设计基础 课程设计指导书》P12
Ⅰ轴（高速轴）：
P高速轴= Po×η01= Po×η1
=3.8×0.96=3.648KW
Ⅱ轴（低速轴）：
P低速轴= P高速轴×η12= P高速轴×η2×η3
=3.648×0.98×0.97=3.468KW
滚筒轴：
P滚筒轴= P低速轴×η23= P低速轴×η2×η4
=3.468×0.98×0.99=3.36KW
3）计算各轴的输入转矩：
电动机轴输入转矩为：
T电机轴=9550×Po/nm
=9550×3.8/960=37.80N·m
Ⅰ轴（高速轴）：
T高速轴= T电机轴×io×η01= T电机轴×io×η1
=37.8×3×0.96=108.87N·m
Ⅱ轴（低速轴）：
T低速轴= T高速轴×i1×η12= T高速轴×i1×η2×η4
=108.87×4.19×0.98×0.99=442.57 N·m
滚筒轴输入轴转矩为：
T滚筒轴= T低速轴×η2×η4=429.38 N·m
4）计算各轴的输出功率：
由于Ⅰ～Ⅱ轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效率：
则：P高速轴1= P高速轴×η轴承=3.648×0.98=3.575 KW
P低速轴1= P低速轴×η轴承
=3.468×0.98=3.399KW
5）计算各轴的输出转矩：
由于Ⅰ～Ⅱ轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效率：
则：T高速轴1= T高速轴×η轴承
=108.87×0.98=106.69 N·m
T低速轴1= T低速轴×η轴承
=442.57×0.98=433.72 N·m

综合以上数据，得表如下：

i总=12.57

io =3

i2＝4.19

n高速轴=320r/min
n低速轴=
76.4r/min
n滚筒轴=
76.4r/min

P高速轴=
3.648KW

P低速轴=
3.468KW

P滚筒轴=3.36KW

T电机轴=
37.80N·m
T高速轴
=108.87N·m
T低速轴
=442.57 N·m
T滚筒轴
=429.38 N·m

P高速轴1
=3.575 KW
P低速轴1
=3.399 KW

T高速轴1
=106.69 N·m
T低速轴1
=433.72 N·m

参数
电机轴
高速轴（Ⅰ轴）
低速轴（Ⅱ轴）
滚筒轴（w轴）
功率P(KW)
3.8
3.648
3.468
3.364
转速n(r/min)
960
320
76.4
76.4
转矩T（N·m）
37.8
108.87
442.57
429.38
传动比i
3
4.19
1
效率
0.96
0.95
0.97

五、V带的设计
1、选择普通V带型号：

2、方案选取：
由课本《机械设计基础》P132表8.21查得KA=1.2
由 PC= KA× Pm
=1.2×4.0=4.8KW
根据 PC =4.8kw ， n电机轴=960（r/min）课本P134图8.13得知可选用A、B型V带两方案；

方案1：取A型V带
1)拟定带轮的基准直径，并验算带速：
根据课本表8.6P124、 P134图8.13
则取小带轮d1=100mm
且d1=100mm>dmin=75mm
d2=n1·d1/n2
=i·d1=3×100=300mm
根据《机械设计基础》表8.3取d2=280mm则实际传动比i、从动轮的转速n2分别为：
i= d2 / d1 =280/100=2.8；
n2 = n1/i=960/2.8=342.86r/min；
从动轮的转速误差为：
（342.86-320）/320=7.143%＞5%（大于±5%的误差范围）
故A方案不合适

方案2：取B型V带
1）拟定带轮的基准直径
根据课本表8.6P124、 P134图8.13
则取小带轮d1=140mm
且d1=140mm>dmin=125mm
d2=n1·d1/n2=i·d1
=960/320×140= 420mm
根据《机械设计基础》表8.3取d2=425mm 则实际传动比i、从动轮的转速n2分别为：
i=d2/d1=425/140
=3.04；
n2=n1/i=960/3.04
=315.79r/min
从动轮的转速误差为：（315.79-320）/320=-1.32%
在±5%以内，为误差值允许范围。
2）带速验算：
V=n1·d1·π/（1000×60）
=960×140·π/（1000×60）
=7.036m/s
介于5~25m/s范围内，故合适。
3)拟定带长和中心距a：
0.7·（d1+d2）≤a0≤2·（d1+d2）
（根据公式8-14）
0.7×（140+425）≤a0≤2×（140+425）
395.5≤a0≤1130
初定中心距a0=760 ，则带长为：
L0=2·a0+π·（d1+d2）+（d2-d1）2/(4·a0)
=2×760+π·（140+425）/2+（425-140）2/(4×760)
=2434.2 mm
根据《机械设计基础》表8.4选取基准长度Ld=2500 mm
实际中心距：a= a0+(Ld-L0)/2
=760+(2500-2434.2)/2
=792.9mm
中心距a的变动范围：
amin=（a-0.015Ld）=792.9-37.5=755.4mm
amax=（a+0.03 Ld）=867.9mm
根据《机械设计基础》P135公式（8-16、8-17）
4）验算小带轮上的包角α1
α1=180-(d2-d1)×57.3/a
=180-(425-140)×57.3/792.9
=159.4>120
故合适
5）拟定带的根数
Z=PC/（(P0+△P0)·KL·Kα）（公式8-18）
根据n2 =960r/min
查表8.10用内插法得：
P0=1.82+[（2.13-1.82）/(980-800)] ×(960-800)
=2.096KW
由（公式8.11）得功率增长量：
△P0= Kb n1（1-1/Ki）
由表8.18查得Kb=2.6494×10-3 ；
根据实际传动比i=3.04；
查表8.19得Ki =1.1373则△P0 =0.307Kw
由表８.４查得长度修正系数KL =1.03
由图8.11查得包角系数Kα=0.97得Z =1.999根
故取2根B型普通V带

6）计算轴上的压力
根据公式（8-19）得：
F0=500·PC·（2.5/ Kα-1）/z·v +q·v2
查表8.6得B型普通v带每米的质量q =0.17kg/m
则得：
F0=500×4.8×（2.5/0.97-1）/（2×7.036）+0.17×7.0362
=116.54 N
由公式8.20得作用在轴上的压力：
FQ=2·z·F0·sin(α/2)
=2×2×116.54×sin(159.4/2)
=458.7 N

KA=1.2

PC =4.8kw

d1=100mm

d2=280mm

i=2.8
n2=342.86r/min

A方案不合适

d1=140mm

d2= 425mm

i=3.04

n2=315.79r/min

V=7.036m/s
B方案合适

L0=2434.2 mm

Ld=2500 mm

a=792.9mm

amin=755.4mm
amax=867.9mm

P0=2.096KW

Z =2根

F0=116.54 N

FQ=458.7 N

六、齿轮传动的设计：
1、选定齿轮传动类型、材料、热解决方式、精度等级：

2、初选重要参数：

3、按齿面接触疲劳强度计算：

4、拟定模数：

5、基本几何尺寸计算：

6、按齿根弯曲疲劳强度校核计算

7、验算齿轮圆周速度：

小齿轮的材料为45号钢调质，齿面硬度为250HBS；大齿轮选用45号钢正火，齿面硬度为200HBS。由《机械设计基础》P211表10.21齿轮精度初选8级，齿面精糙度R ≤1.6~3.2μm

根据《机械设计基础》选择原则P209选取：
小齿轮的齿数Z1=25；传动比i=4.19取4.0
大齿轮齿数Z2=Z1·i=25×4=100

根据表10.20取齿宽系数ψd=1.2
根据公式10.22计算小齿轮分度圆直径：
d1≥76.43
拟定各参数值：
① 载荷系数： 查课本表10.11取K=1.1；
② 小齿轮名义转矩（P191公式）
T1=9.55×106×P/n1
=9.55×106×3.648/320
=1.0887×105 N·mm
③ 许用应力 查课本图10.24（c）P188

查表10.10 按一般可靠规定取安全系数SH=1；
则

取两式计算中的较小值，即［σH］=530Mpa
于是d1≥76.43
=0.599×76.43mm=45.78mm

m=d1/Z1≥45.78/25=1.831
由表10.3取标准模数值 m=2

d1=m·Z1=2×25=50 mm
d2=m·Z2=2×100=200 mm
a=m ·（Z1+Z2）/2
=2×（25+100）/2=125 mm
由公式ψd=b/d1得b=60mm则b1=65mm（课本P210）

由公式（10.24）
进行校核
式中
① 齿形系数YF ：
YF1 =2.65；YF2 =2.18（查表10.13）
② 应力修正系数Ys ：
Ys1 =1.59 ；Y s2 =1.80（表10.14）
③许用弯曲应力
查（图10.25）得：σFlim1=210MPa；σFlim2=190Mpa
查（表10.10）得：安全系数SF=1.30
查（图10.26）得：YNT1= YNT2=1
由公式（10.14）可得：

故
=155.26MPa<［σF］1

=144.59MPa＜［σF］2
故满足齿根弯曲疲劳强度规定。

齿轮圆周速度 v=π·d1·n1/（60×1000）
=3.14×50×320/（60×1000）
=0.837 m/s
对照表10.22可知选择8级精度合适。

齿轮的基本参数如下表所示:
名称
符号
公式
齿1
齿2
齿数

25
100
分度圆直径

50
200
齿顶高

3
3
齿顶圆直径

56
206
中心距

125

Z1=25
Z2=100

T1=1.0887×105 N·mm

［σH］=530Mpa

m=2

d1=50 mm
d2=200 mm

a=125 mm

v=0.837 m/s
齿轮选择8级精度
七、轴的设计

（一）输入轴的设计计算：
1、齿轮轴的设计：

2、轴的结构设计

3、求齿轮上作用力的大小、方向：

（二）输出轴的设计计算：
1、选择轴材料：

2、按扭转强度估算轴的直径

3、拟定轴各段直径和长度

4、求齿轮上作用力的大小、方向

5、求支反力

6、画弯矩图
（如下图）

7、画转矩图（如下图）：

8、画当量弯矩图 （如下）

9、校核危险截面强度

10、附：轴加工表面粗糙度推荐用表：
轴简图：

① 选择轴材料：
由已知条件知减速器传递的功率属于中小功率，对材料无特殊规定，故选用45钢并经调质解决。有《机械设计基础》表14.4得：
抗拉强度极限σB=650MPa，屈服极限σs=360MPa；
② 按扭转强度估算轴的直径：
轴的输入功率为PⅠ=3.648 KW；
转速为n1=320 r/min
根据课本P271（14-2）式，并查表14-1，c=107~118则d≥
=0.226×（107~118）mm
=24.182~26.668mm
考虑有键槽，将直径增大3%~5%，则
d=（24.182~26.668）×(1+5%)mm=25.391~28.0mm
∴选d=30mm

1）轴上零件的定位，固定和装配：
一级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面由轴肩定位，右面用套筒轴向固定，用平键作周向过渡配合固定。轴的轴向定位是用轴端盖凸缘单向固定外圈来实现的。轴外伸段半联轴器用轴肩和轴端挡圈作轴向定位的，用平键作周向过渡配合定位。
2）拟定轴的各段直径
① 由上述可知轴段1直径最小d1=30mm。
轴的直径
d
10～
18
＞18
～30
＞30
～50
＞50
～80
＞80
～100
轴上圆角/倒角
C1/R1
1.6
2.0
3.0
4.0
5.0
最小轴肩高度
Hmin
2
2.5
3.5
4.5
5.5
轴环宽度
b
b≈1.4h
轴上圆角半径
R
0.8
1.0
1.6
2
2.5

② 轴段2考虑到要对安装在轴段1上的联轴器进行定位，轴段2上应有轴肩，同时为能很顺利地在轴段2上安装轴承，轴段2必须满足轴承内径的标准，至少应满足：d1+2×2.5mm=30+5=35mm；
③ 轴段3不考虑对安装在轴2上的零进行定位，只规定有一定圆角即可，至少应满足：d3=d2+2×1mm=37mm;圆整后取d3=40mm。
④ 轴段4一般要比轴段3的直径大10mm，所以有d4=d3+10mm=50mm
⑤、为了便于拆卸左轴承，根据书2，129页附表10.1可知，所选61909型轴承的安装直径：
50≤da≤63mm，所以取d5=60mm
⑥、轴段6与轴段2安装相同型号的轴承，所以该轴径为：d6=d2=35mm

3）拟定轴的各段长度
① 已知毂宽为65mm，为了保证齿轮固定可靠，轴段4的长度应略短于齿轮轮毂宽度2mm，取轴段3的长度为63mm。
② 轴环的宽度约为该最小轴肩高度的1.4倍，即附表如上可得：所以轴环的宽度为3.5mm。
③ 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，可取该间距为18mm。
③ 为了保证轴承安装在箱体轴承座孔中，并考虑轴承的润滑，取轴承端面距箱体内壁的距离为2mm。又查书《机械设计基础 课程设计指导书》的附表10.1知，所选滚动轴承的宽度为：B=14mm。所以轴承支点的距离为：
L=（14/2+2+14+65/2）×2=111mm
⑤ 拟定轴段2的长度时，要根据轴段安装的零件尺寸来决定，所以有：
a、上有一套筒，与齿轮端面与箱体内壁间应留有一定的间距相同，故取套筒的长度为20mm。套筒左端紧靠与齿轮的内圈横截面，套筒右端有2mm的倒角，且右端使其轴承定位。
b、减速器中两个齿轮的中心距a =125mm，并且设轴承座端面距外箱体的距离为y，则：查书《机械设计基础 课程设计指导书》17页表4.1得，
地脚螺钉直径为：
df =0.036a+12=0.036×125+12=16.5mm
圆整后得：df =20mm
箱盖的壁厚为：δ1=0.025a+1mm
=0.025×125+1=4.125mm≥8mm
取δ1=8mm
轴承端盖螺钉直径：d3=（0.4-0.5）×df
=（0.4～0.5）×20mm=（8～10）mm 取d3=8mm
轴旁连接螺栓直径为：d′1 =0.75 df =0.75×20=15mm
由于较大的偶数则d′1=16mm，所以轴承的连接螺栓直径为16mm写为M16；
查《机械设计基础 课程设计指导书》手册表4.2得C1min=22，C2min=20；
所以轴承座端面距离内箱壁的距离为y为：
  y=δ1+C1min+ C2min +（5～10）=8+22+20+5=55mm
c、外壁圆角半径一般为3～5mm，取圆角半径为4mm。
d、由b、步可知d3=8mm
查书《机械设计基础 课程设计指导书》23页表4.5得，螺钉连接外装式轴承的厚度为：e=1.2d3=1.2×8mm=9.6mm
e、轴段2伸出箱体外的长度一般为15～20mm，为了方便计算取该轴段的伸出长度为17.4mm。综合上述，轴段2的长度为：2+18+55+4+9.6+17.4=106mm
⑥ 轴段1的长度拟定，根据联轴器的长度来拟定其长度，查书《机械设计基础 课程设计指导书》68页附表1.7得，L′=58mm。
⑦ 在轴段1、3上分别加工出键槽，使两键槽处在轴的同一圆柱母线上，键槽的长度比相应的轮廓宽度约小5～10mm，键槽的规格查书《机械设计基础 课程设计指导书》108页附表5.11得，轴段1的键槽深度为4.0mm，宽度为8mm；轴段3的键槽深度为5mm，宽度为12mm。

① 小齿轮分度圆直径：d1=50mm；
② 作用在齿轮上的转矩为：
T1 =1.0887×105 N·mm
③ 求圆周力Ft：
Ft=2T1/d1=2×1.0887×105 /50=4354.8N
④ 求径向力Fr：
Fr=Ft·tanα=4354.8×tan200=1391.0
⑤ 强度校核（图如下）：
A 绘制轴受力简图（如图a）：
a
B 绘制弯矩图：
（b）
水平支点反力为：===2177.4N
垂直支点反力:= =695.5N
a、水平面弯矩图（如图c）
Ⅰ-Ⅱ截面处的弯矩为：
MH1=
= 2177.4×111/2=120845.7N.mm
Ⅱ-Ⅱ截面处的弯矩为：
MH2=
=2177.4×29=63144.6N.mm
（c）
b、垂直平面弯矩图（如图d）：
Ⅰ-Ⅰ截面处的弯矩为：
MV1= =695.5×111/2=38600.25N·mm
Ⅱ-Ⅱ截面处的弯矩为：
MV2==695.5×29 N·mm=20239.5N·mm
（d）
C、绘制合弯矩图（如图e）
由M=得到：
Ⅰ-Ⅰ截面的合成弯矩为：
   M1==126860.799N·mm
Ⅱ-Ⅱ截面的合成弯矩为：
   M2= =66287.626N·mm
(e)
D、绘制扭矩图（如图f）
转矩：T==108870N·mm
(f)
E、求当量弯矩：
因减速器单向运转，故可以认为转矩为脉动循环变化，取修正系数α=0.6，由《机械设计基础（第二版）》P271公式Me=得到：
Ⅰ-Ⅰ截面的弯矩合成为：
Me1==142690.668N·mm
Ⅱ-Ⅱ截面的弯矩合成为：
   Me2= =93064.568N·mm
F、拟定危险截面及校核强度：
由以上图可以看出，截面Ⅰ-Ⅰ、Ⅱ-Ⅱ所受转矩相同，但弯矩Me1＞Me2，且轴上尚有键槽，故截面Ⅰ-Ⅰ也许为危险截面。但由于轴径d3＞d2，故也对Ⅱ-Ⅱ进行校核。
截面Ⅰ-Ⅰ：
σe1==22.30MPa
截面Ⅱ-Ⅱ：
  σe2= =21.71MPa
查《机械设计基础》272页表14.2得【σ-1b】=60MPa，满足σe≤【σ-1b】的条件，故设计的轴有足够的强度，并有一定的余量。

由已知条件知减速器传递的功率属于中小功率，对材料无特殊规定，故选用45钢并经调质解决，硬度217~255HBS。

轴的输入功率为PⅡ==3.468 KW；
转速为nⅡ==76.40 r/min
根据课本P271（14-2）式，并查表14-1，c=107~118
则d≥
=0.357×（107~118）mm
=38.199~42.126mm
考虑有键槽，将直径增大3%~5%，则
d=（38.199~42.126）×(1+5%)mm=40.11~44.23mm

① 从联轴器开始右起第一段，由于联轴器与轴通过键联接，则轴应当增长5%，取d1=45mm，根据计算转矩：
TC=KA×TⅡ=1.2×442.57=531.084Nm，查标准GB/T 5014—1985，选用弹性柱销联轴器，半联轴器长度为l1=84mm,轴段长L1=82mm
② 右起第二段，考虑联轴器的轴向定位规定，该段的直径取Φ52mm,根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的规定，取端盖的外端面与半联轴器左端面的距离为30mm，故取该段长为L2=74mm
③ 右起第三段，该段装有滚动轴承，选用深沟球轴承，则轴承有径向力，而轴向力为零，选用6211型轴承，其尺寸为d×D×B=55×100×21，那么该段的直径为Φ55mm，长度为L3=36mm
④ 右起第四段，该段装有齿轮，并且齿轮与轴用键联接，直径要增长5%，大齿轮的分度圆直径为200mm，则第四段的直径取Φ60mm,齿轮宽为b=60mm，为了保证定位的可靠性，取轴段长度为L4=58mm
⑤ 右起第五段，考虑齿轮的轴向定位,定位轴肩，取轴肩的直径为D5=Φ66mm ,长度取L5=10mm
⑥ 右起第六段，该段为滚动轴承安装出处，取轴径为D6=Φ55mm，长度L6=21mm

① 大齿轮分度圆直径：d2=200mm
② 作用在齿轮上的转矩为：T2=4.4257×105N·mm
③ 求圆周力Ft：
Ft=2T2/d2=2×4.4257×105/200=4425.7N
④ 求径向力Fr
Fr=Ft·tanα=4425.7×tan200=1610.82N

根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立力学模型（如下图所示）：
水平面的支反力：==2212.85N
垂直面的支反力：
由于选用深沟球轴承则=805.41N
水平面的弯矩：
=2212.85×111/2=122813.175N·mm
垂直面的弯矩：
MV= =805.41×111/2=44700.255N·mm
合成弯矩：M==130685.024N·mm
转矩：T==4.4257×105N·mm

由于是单向回转，转矩为脉动循环，α=0.6则
Me==461464.402N·mm
σe==27.736MPa
查《机械设计基础》272页表14.2得【σ-1b】=60MPa，满足σe≤【σ-1b】的条件，故设计的轴有足够的强度，并有一定的余量。

轴加工表面粗糙度推荐用表
加工表面
表面粗糙度Ra值/μm
与传动件及联轴器等轮毂相配合的表面
轮齿工作面
3.2~1.6
齿轮基准孔（轮毂孔）
1.6
齿轮基准轴径
1.6
与轴肩相靠的端面
3.2
齿顶圆
3.2
平键键槽
3.2（工作面），6.3（非工作面）
与传动件及联轴器相配合的轴肩端面
3.2~1.6
与轴承密封装置相接触的表面
3.2~1.6
螺纹牙工作面
1.6
其它表面
6.3~3.2（工作面），12.5~6.3（非工作面）

d=30mm

d1=30mm

d2=35mm
d3=40mm

d4=50mm