机械设计课程设计带式运输机装置.doc

机械设计
课程设计说明书

设计题目： 带式运输机装置

专 业 机械设计制造及其自动化
班 级
姓 名
学 号

指导教师：
2015年 月 日

目 录
一、 课程设计任务书………………………………………………
二、 电动机的选择…………………………………………………………
三、 传动比的分配…………………………………………………………
四、 V带设计…………………………………………………………
五、 传动装置的运动和动力参数……………………………………
六、 齿轮的传动计算………………………………………………
七、 减速器机体的尺寸设计………………………………………
八、 轴的设计及强度校核………………………………………………
九、 键的强度较核…………………………………………
十、 轴承寿命计算…………………………………
十一、 减速器箱体结构设计及附件选择……………………………
十二、 润滑方式、润滑油牌号及密封装着的选择……………
十三、 参考文献…………………………………………………………

计 算 及 说 明
主 要 结 果

一 课程设计任务书
题目：带式运输机传动装置

1.1 传动系统图

1.2 原始数据及工作条件
工作条件：连续单向运转，工作时有轻微振动，空载起动，使用期10年，小批量生产，单两班制工作，运输带速度允许误差为。
二 设计要求
按第___5___ 组数据进行设计
设计工作量：
设计说明书 1 份
减速器装配图（A0） 1 张
零件图（A2） 2 张
三 电动机的选择
3.1 电动机类型的选择
按工作要求和工作条件选用Y系列全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机，电压380V。
3.2 电动机容量的选择
所需电动机的输出功率为：Pn=Pw／ηa
式中 Pw --- 滚筒所需输入功率（KW）；
ηa --- 传动装置的总效率。
工作机的有效功率为： Pw=Fv／(1000×ηw)
式中 F --- 工作机阻力（N）；
V --- 工作机线速度（m/s）;
ηw --- 输送机滚筒效率。
从电动机到工作机传送带间的总效率为：
ηa=η12 η2 3η3 2ηw
式中 η1 --- 联轴器的效率；
η2 --- 轴承的效率；
η3 --- 齿轮的效率。
由表12-8查找可知：弹性联轴器η1＝η1’=0.995；滚动轴承η2=0.98；8级精度的一对齿轮传动效率η3=0.97；卷筒滚动ηw=0.96。
所以 ηa=η1×η2 3×η3 2×η1’×ηw =0.86；

根据原始数据可知：F=2400N；v=1.8m/s；
所以 Pw=Fv／(1000×ηw)=4.5KW;Pn=Pw／ηa=5.23KW
3.3 电动机转速的选择
滚筒的工作转速为：nw=60×1000v／πD
式中 D --- 滚筒的直径（mm）；
V --- 运输机线速度（m/s）
所以 nw=60×1000v／πD=132.2r/min
电动机的转速为：nd=ia×nw
式中 ia --- 传动装置的总传动比
根据手册查表得：圆柱齿轮i=3～5;两级展开式圆柱齿轮减速器的传动比ia=8～40.
所以 nd=ia×nw=1057.6r/min～5288r/min
符合这一范围的同步转速有1500r/min、3000r/min；综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和减速器的传动比，选择1500r/min。

3.4 电动机型号的确定

根据电动机所需的额定功率和同步转速，由课程设计手册查表12-1得：
故选定电动机的型号为：Y132S-4；

电动机型号
额定功率
KW
满载转速
r/min
堵转转矩
额定转矩
最大转矩
额定转矩
Y132S-4
5.5
1440
2.2
2.2

四 传动装置总传动比的确定及各级传动比分配

4.1传动装置总传动比的确定
根据电动机满载转速nd及滚筒工作转速nw，可得传动装置的总传动比为：ia=nd/ nw
已知nd=1500r/min, nw =132.2r/min;可得：ia=11.35
4.2各级传动比的分配

由传动方案可知，传动装置的总传动比等于各级串联传动机构传动比的连乘积，即：ia=i1*i2
式中 i1 --- 高速级齿轮的传动比；
i2 --- 低速级齿轮的传动比。
对于两级展开式圆柱齿轮减速器，当两级齿轮的材质相同、齿宽系数相等时，为使高、低速级大齿轮浸油深度大致相近，应使两个大齿轮分度圆直径相近，且低速级大齿轮直径略大，传动比可按下式分配
i1=√（1.3～1.5）i
式中 i1 --- 高速级齿轮传动比；
i --- 减速器传动比；
所以 i1=3.98 其中取i1=√1.4 i；i= ia，
i2= ia/i1=2.85
五 传动装置运动和动力参数的计算
5.1各轴转速
轴I（电动机轴） nI=nd=1440r/min
式中 nd --- 电动机的满载转速（r/min）；
同理
轴II nII=nI/ i1=361.8r/min
式中 i1 --- I轴至II轴的传动比（高速级齿轮传动比）
轴III（工作机轴） nIII= nII/ i2=132.2r/min
式中 i2 --- II轴至III轴的传动比(低速级齿轮的传动比)
5.2 各轴输入功率
轴I P1=Pn*η1 =5.20KW
式中 η1 --- 电动机和轴I之间联轴器的效率
轴II P2=Pn*η1*η2*η3=4.95KW
式中 η2 --- 一对滚动轴承的效率
η3 --- 一对齿轮传动的效率
轴III P3= Pn*η1*η22*η32=4.70KW
工作机轴 Pw= Pn*η1*η23*η32*η1’=4.5KW
式中 η1’ --- 为III轴与工作轴之间联轴器的效率（其中η1=η1’）
5.3 各轴转矩
电动机轴 T0=9550×Pn／nd=33.9N.m
轴I T1=9550×P1／nI=33.7N.m
轴II T2=9550×P2／nII=127.5N.m
轴III T3=9550×P3／nIII=331.6N.m
工作机轴 Tw=9550×Pw／nw=325.0N.m

现将计算结果汇总如下：
轴名
功率P/KW
转矩T/(N.m)
转速n（r/min）
电动机轴
5.23
32.5
1440
轴I
5.20
32.3
1440
轴II
4.95
127.5
361.8
轴III
4.70
331.6
132.2
工作机轴
4.5
325.0
132.2

六 传动零件设计计算和联轴器的选择
6.1 齿轮的设计计算
6.1.1 高速级齿轮的设计计算
1.材料、热处理及精度
由《机械设计》表10-1得：
① 高速级小齿轮选用40Cr调制，齿面硬度为280HBS，取小齿轮齿数Z1=24
② 高速级大齿轮选用45钢调制，齿面硬度为240HBS，
Z2=i1×Z1=24×3.98=95.52，取Z2=96
二者材料硬度差为40HBS
③ 初选螺旋角β=14°
④ 由《机械设计》表10-7查得φd=1。
⑤ 按GB/T10095-1998，选择7级，齿根喷丸强化。
2.按齿面接触强度设计
按下式计算，即
d1t≥3√[(2Kt×T1)／(φd×εα)]×[(u±1)／u ]×（ZH×ZE／[σH]）2
⑴ 确定公式内的各计算数值
① 试选Kt =1.6。
② 由《机械设计》表10-7查得φd=1。
③ 由《机械设计》图10-30选取区域系数ZH =2.433。
④ 由《机械设计》图10-26查得εα1=0.78，εα2=0.82，
则εα=εα1+εα2=1.60。
⑤ 由《机械设计》表10-6查得材料的弹性影响系数
ZE=189.8 MPa1/2
⑥ 由《机械设计》图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1=600 MPa;大齿轮的接触疲劳强度极限
σHlim2=550 MPa 。
⑦ 由式10-13计算应力循环次数
N1=60× nI×j×Lh=60×1440×1×(2×8×300×10)=4.2×1010
N2= N1／i1=4.2×1010／3.98=1.06×1010
⑧ 由《机械设计》图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=0.90；KHN2=0.95。
⑨ 计算接触疲劳许用应力
取失效概率为1%，安全系数S=1，
∴[σH]1= KHN1σHlim1／S=0.9×600=540MPa
[σH]2= KHN2σHlim2／S=0.95×550=522.5MPa
∵[σH]= （[σH]1＋[σH]2）／2
∴[σH]=（540+522.5）／2=531.25MPa
⑵ 计算
小齿轮分度圆直径d1t，由计算公式得
d1t≥3√[(2×1.6×3.37×104)／（1×1.60）]×(4.98／3.98)×(2.433×189.8／531.25)2=41.19㎜
① 算圆周速度
v=π×d1t ×nI／60×1000=3.11m/s
② 计算齿宽b及模数mnt
b=φd×d1t=1×40.01＝41.19㎜
mnt= (d1t×cosβ)／Z1=41.19×cos14°／24=1.67㎜
h=2.25×mnt =2.25×1.67=3.76㎜
b／h=41.19／3.76=10.95㎜
③ 计算纵向重合度εβ
εβ=0.318×φd×Z1×tanβ=0.318×1×24×tan14°=1.902
④ 计算载荷系数K
已知使用系数KA=1，根据v=3.11m/s,7级精度。
由《机械设计》图10-8查得：动载系数KV=1.12；
由表10-4查得KHβ=1.417；
由表10-13查得KFβ=1.38；
由表10-3查得KHα=KFα=1.4。故载荷系数
K=KAKVKHαKHβ=1×1.12×1.417×1.4=2.22
⑤ 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径
d1=d1t×3√K／Kt=41.19×3√2.22／1.60=45.94㎜
⑥ 计算模数mn
mn=（d1×cosβ）／Z1=（45.94×cos14°）／24=1.86㎜

3.按齿根弯曲强度设计
mn≥3√（2K×T1×Yβ×cos2β／φd×Z12×εα）×（YFaYSa／[σF]）
⑴ 确定计算参数
① 由《机械设计》图10-21c按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σFE1=600 MPa;大齿轮的接触疲劳强度极限
σFE2=550 MPa 。
② 由《机械设计》图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.85，KFN1=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，得
∴[σF]1= KFN1σFE1／S=0.85×500／1.4=303.57MPa
[σF]2= KFN2σFE2／S=0.88×300／1.4=238.86 MPa

④ 计算载荷系数
K=KAKVKFαKFβ=1×1.12×1.4×1.38=2.16
⑤ 根据纵向重合度εβ=1.902
由《机械设计》图10-28查得：螺旋角影响系数Yβ=0.88。
⑥ 计算当量齿数
Zv1=Z1／cos3β=24／cos314°=26.27
Zv1=Z2／cos3β=96 ／cos314°=105.09
⑦ 查取齿形系数
由表10-5查得：YFa1=2.592, YFa2=2.172
⑧ 查取应力校正系数
由表10-5查得：YSa1=1.596，YSa2=1.803
⑨ 计算大小齿轮的YFa·YSa／[σF]并加以比较
YFa1·YSa1／[σF]1=2.592×1.596／303.57=0.01363
YFa2·YSa2／[σF]2=2.172×1.803／238.86=0.01639
大齿轮的数值大
⑵设计计算
mn≥3√（2×2.16×3.37×104×0.88×cos214°／1×242×1.60）×（0.01639）=1.29㎜
对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取mn =2.0㎜，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，许按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=45.94㎜来计算应有的齿数。
于是由Z1=d1·cosβ／mn =45.94×cos14°／2=22.29
取Z1=22，则Z2=i1×Z1=3.98×22=87.56； 取Z2=88
4.几何尺寸计算

⑴计算中心距
a=(Z1+Z2)·mn／2cosβ=(22+88)×2／2×cos14°=113.37㎜
将中心距圆整为113㎜。
⑵按圆整后的中心距修正螺旋角
β=arcos[(Z1+Z2)·mn／2a]=14°18″
因β值改变不多，故参数等不必修正。
⑶计算大小齿轮的分度圆直径
d1= Z1·mn／cosβ=22×2／cos14°18″=45.3㎜
d2= Z2·mn／cosβ=88×2／cos14°18″=181.39㎜
⑷计算齿轮宽度
b=φd·d1=1×45.3=45.3㎜
圆整后取B2=45㎜；B1=50㎜。
⑸结构设计
因大齿轮齿顶圆直径大于160㎜，而又小于500㎜，故以选用腹板式结构为宜；又因为小齿轮的齿顶圆直径小于160㎜，故以选用实心结构的齿轮。
取分度圆压力角α=20°；
由国家标准GB/T1356-2001中规定：法面齿顶高系数：h*an =1,法面顶隙系数：c*n=0.25,变位系数χn=0。
法面压力角αn=20°；
法面齿距：Pn=π·mn =6.283㎜；
齿顶高：ha1= ha2=（ h*an +χn）·mn =1×2=2㎜；
齿根高：hf1=hf2=( h*an + c*n-χn)·mn =(1+0.25)×2=2.5㎜；
齿顶圆直径：da1=d1+2· ha1=45.3+2×2=49.3㎜；
da1=d2+2· ha2=181.39+2×2=185.39㎜；
齿根圆直径：df1=d1-2· hf1=45.3-2×2.5=40.3㎜；df1=d2+2· hf2=181.39-2×2.5=176.39㎜；
法面齿厚：sn1=(π／2+2·χn·tanαn)·mn =π／2×2=3.1416
当量齿数：Zv1=Z1／cos3β=22／cos314°18″=24
Zv1=Z2／cos3β=88 ／cos314°18″=96
绘制大、小齿轮零件图
6.1.2低速级齿轮传动的设计
1.材料、热处理及精度
由《机械设计》表10-1得：
① 高速级小齿轮选用40Cr调制，齿面硬度为280HBS，取小齿轮齿数Z1=24
② 高速级大齿轮选用45钢调制，齿面硬度为240HBS，
Z2=i2×Z1=24×2.85=68.4，取Z2=68
二者材料硬度差为40HBS
③ 初选螺旋角β=14°
④ 由《机械设计》表10-7查得φd=1。
⑤ 按GB/T10095-1998，选择7级，齿根喷丸强化。
2.按齿面接触强度设计
按下式计算，即
d1t≥3√[(2Kt×T2)／(φd×εα)]×[(u±1)／u ]×（ZH×ZE／[σH]）2
⑴ 确定公式内的各计算数值
① 试选Kt =1.6。
② 由《机械设计》表10-7查得φd=1。
③ 由《机械设计》图10-30选取区域系数ZH =2.433。
④ 由《机械设计》图10-26查得εα1=0.78，εα2=0.87，
则εα=εα1+εα2=1.65。
⑤ 由《机械设计》表10-6查得材料的弹性影响系数
ZE=189.8 MPa1/2
⑥ 由《机械设计》图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1=600 MPa;大齿轮的接触疲劳强度极限
σHlim2=550 MPa 。
⑦ 由式10-13计算应力循环次数
N1=60×nII×j×Lh=60×361.8×1×(2×8×300×15)=1.563×109
N2= N1／i1=1.563×109／3.98=0.3923×109
⑧ 由《机械设计》图10-19取接触疲劳寿命系数KHN1=0.90；KHN2=0.95。
⑨ 计算接触疲劳许用应力
取失效概率为1%，安全系数S=1，
∴[σH]1= KHN1σHlim1／S=0.9×600=540MPa
[σH]2= KHN2σHlim2／S=0.95×550=522.5MPa
∵[σH]= （[σH]1＋[σH]2）／2
∴[σH]=（540+522.5）／2=531.25MPa
⑵ 计算
小齿轮分度圆直径d1t，由计算公式得
d1t≥3√[(2×1.6×1.275×105)／（1×1.60）]×(3.85／2.85)×(2.433×189.8／531.25)2=63.85㎜
① 算圆周速度
v=π×d1t ×nII／60×1000=1.21m/s
② 计算齿宽b及模数mnt
b=φd×d1t=1×63.85＝63.85㎜
mnt= (d1t×cosβ)／Z1=63.85×cos14°／24=2.58㎜
h=2.25×mnt =2.25×2.58=5.81㎜
b／h=63.85／5.81=10.99㎜
③ 计算纵向重合度εβ
εβ=0.318×φd×Z1×tanβ=0.318×1×24×tan14°=1.902
④ 计算载荷系数K
已知使用系数KA=1，根据v=1.21m/s,7级精度。
由《机械设计》图10-8查得：动载系数KV=1.08；
由表10-4查得KHβ=1.421；
由图10-13查得KFβ=1.38；
由表10-3查得KHα=KFα=1.4。故载荷系数
K=KAKVKHαKHβ=1×1.08×1.421×1.4=2.15
⑤ 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径
d1=d1t×3√K／Kt=63.85×3√2.15／1.60=70.46㎜
⑥ 计算模数mn
mn=（d1×cosβ）／Z1=（70.46×cos14°）／24=2.85㎜

3.按齿根弯曲强度设计
mn≥3√（2K×T2×Yβ×cos2β／φd×Z12×εα）×（YFaYSa／[σF]）
⑴ 确定计算参数
① 由《机械设计》图10-21c按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σFE1=600 MPa;大齿轮的接触疲劳强度极限
σFE2=550 MPa 。
② 由《机械设计》图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.85，KFN1=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，得
∴[σF]1= KFN1σFE1／S=0.85×500／1.4=303.57MPa
[σF]2= KFN2σFE2／S=0.88×300／1.4=238.86 MPa

计算载荷系数
K=KAKVKFαKFβ=1×1.08×1.4×1.38=2.09
根据纵向重合度εβ=1.902
由《机械设计》图10-28查得：螺旋角影响系数Yβ=0.88。
⑥ 计算当量齿数
Zv1=Z1／cos3β=24／cos314°=26.27
Zv1=Z2／cos3β=96 ／cos314°=105.09
⑦ 查取齿形系数
由表10-5查得：YFa1=2.592, YFa2=2.172
⑧ 查取应力校正系数
由表10-5查得：YSa1=1.596，YSa2=1.803
⑨ 计算大小齿轮的YFa·YSa／[σF]并加以比较
YFa1·YSa1／[σF]1=2.592×1.596／303.57=0.01363
YFa2·YSa2／[σF]2=2.172×1.803／238.86=0.01639
大齿轮的数值大
⑵设计计算
mn≥3√（2×2.09×1.275×105×0.88×cos214°／1×242×1.60）×（0.01639）=1.99㎜
对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取mn =3.0㎜，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，许按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=70.46㎜来计算应有的齿数。
于是由Z1=d1·cosβ／mn =70.46×cos14°／2=22.79
取Z1=23，则Z2=i2×Z1=2.85×23=65.55； 取Z2=66
4.几何尺寸计算

⑴计算中心距
a=(Z1+Z2)·mn／2cosβ=(23+66)×3／2×cos14°=137.6㎜
将中心距圆整为138㎜。
⑵按圆整后的中心距修正螺旋角
β=arcos[(Z1+Z2)·mn／2a]=14°40′19″
因β值改变不多，故参数等不必修正。
⑶计算大小齿轮的分度圆直径
d1= Z1·mn／cosβ=23×3／cos14°40′19″=71.34㎜
d2= Z2·mn／cosβ=66×3／cos14°40′19″=204.67㎜
⑷计算齿轮宽度
b=φd·d1=1×71.34=71.34㎜
圆整后取B2=71㎜；B1=76㎜。
⑸结构设计
因大齿轮齿顶圆直径大于160㎜，而又小于500㎜，故以选用腹板式结构为宜；又因为小齿轮的齿顶圆直径小于160㎜，故以选用实心结构的齿轮。
取分度圆压力角α=20°；
由国家标准GB/T1356-2001中规定：法面齿顶高系数：h*an =1,法面顶隙系数：c*n=0.25,变位系数χn=0。
法面压力角αn=20°；
法面齿距：Pn=π·mn =9.425㎜；
齿顶高：ha1= ha2=（ h*an +χn）·mn =1×3=3㎜；
齿根高：hf1=hf2=( h*an + c*n-χn)·mn =(1+0.25)×3=3.75㎜；
齿顶圆直径：da1=d1+2· ha1=71.34+2×3=77.34㎜；
da1=d2+2· ha2=204.67+2×3=210.67㎜；
齿根圆直径：df1=d1-2· hf1=71.34-2×3.75=63.84㎜；df1=d2+2· hf2=204.67-2×3.75=197.17㎜；
法面齿厚：sn1=(π／2+2·χn·tanαn)·mn =π／2×3=4.712
当量齿数：Zv1=Z1／cos3β=23／cos314°40′19″=25
Zv1=Z2／cos3β=66 ／cos314°40′19″=73
绘制大、小齿轮零件图

6.2轴的设计计算
⑴高速轴的结构设计
已知高速轴 P1=5.20KW，T1=32.3N·m，nI=1440r/min；小齿轮分度圆直径d1=45.3㎜，α=20°。
①作用到小齿轮上的力：
圆周力Ft=2·T1／d1=2×32.3×1000／45.3＝1426N
径向力Fr=Ft·tanα／cosβ=1426×tan20°／cos14°18″=534.9N
轴向力 Fa= Ft·tanβ=1426×tan14°18″=355.5N
②初步确定轴的最小直径
选取轴的材料为40Cr,调制处理。
d≥C·3√P/ n
式中P --- 轴所传递的功率（KW）；
n --- 轴的转速（N·m）;
C --- 由轴的需用应力所确定的系数，与材料有关。
由《机械设计课程设计》表3-1查得45钢取C=105
d≥C·3√P1/ nI=105×3√5.2／1440=21.64㎜
高速轴的最小直径是安装联轴器处的轴颈dI-II,为了使所选的轴与联轴器吻合,故需同时选取联轴器的型号。
由《机械设计》表14-1查得KA=1.5
∴转矩Tc=KA·T1=1.5×32.2=48.3 N·m
从GB/T 4323-2002中查得TL4型弹性套柱销联轴器的许用转矩为63 N·m，许用最大转速为5700 r/min，轴孔径为20～28之间；取半联轴器的孔直径dI-II=22㎜，半联轴器长度L=52㎜，半联轴器与轴配合的轴孔长度,L1=38㎜。
③根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
1）为了满足 的要求的轴向定位要求,Ⅰ-Ⅱ轴段左端需要制出一轴肩,根据h＞0.07d,取h=1.5, 故取dII-III=25㎜；右端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=28㎜，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端上，故I-II段的长度应略小于L1，现取LI-II=36㎜。
2）初步确定滚动轴承。因轴承主要受径向力，故选择深沟球轴承。由《机械设计课程设计》表15-3查得选取0基本游隙组，标准精度级的6205深沟球轴承。
对于选取的深沟球轴承尺寸d×D×b=25×52×15㎜,故dIII-IV=dVII-VIII =25㎜，而LVII-VIII=15㎜.
右端滚动轴承采用轴肩进行定位，高度h＞0.07d,取h=2.5,dIV-V=30㎜.
3) 取安装齿轮处的轴段dVI-VII =30㎜；齿轮的右端与右轴承之间采用套筒定位.已知齿轮毂的宽度为50㎜，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,取LVI-VII=48㎜；齿轮的左端采用轴肩定位,轴肩高2.5,取dV-VI=35㎜,轴环宽度取b≥1.4h,取LV-VI=b=6㎜.
4） 轴承端盖的总宽度为10mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定) .根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,考虑轴承座的宽度,故取LII-III=40㎜.
5）取齿轮距箱体内壁之距离a=12mm,两圆柱齿轮间的距离c=16mm.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s，取s=8mm,已知滚动轴承宽度B=15mm, 大齿轮轮毂长L=50mm,则
L3-4 =B+s+a+(50-48)=15+12+8+2=37㎜;
LIV-V=L+c+a-LV-VI=50+16+12-6=72㎜.
至此,已初步确定了轴的各端直径和长度。
6) 高速轴轴向固定
根据《机械设计》可知齿轮和半联轴器的轴向定位均采用平键连接。根据Ⅵ-Ⅶ段轴颈dⅥ-Ⅶ由《机械设计课程设计》表14-24查得：截面尺寸b×h＝8㎜×7㎜。键槽用铣刀加工，取长为36mm,为了保证齿轮与轴有良好的对中性，选择齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6。半联轴器与轴的连接选用平键b×h×L＝6×6×24，半联轴器与轴配合为H7/k6。滚动轴承与轴的周向定位靠过渡配合，
dⅢ-Ⅳ、dⅦ-Ⅷ的尺寸公差为m6。
7）圆角与倒角
由《机械设计》表15-2查得：轴上的圆角Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ处R=1.6，Ⅴ、Ⅵ、VII处R=2.轴端倒角1.0×45°。
8）高速轴结构如下

④求轴上载荷

⑤按

⑵中间轴的结构设计
已知P2=4.95KW，nII=361.8r/min。先计算轴的最小直径。
材料选用40Cr，取C等于105，
d≥C·3√P2/ nII=105×3√4.95/361.8=24.9㎜
最小直径取25㎜，最小直径为轴承处的直径.于是也选深沟球6205，其尺寸为d×D×B=25×52×15㎜。
主要尺寸的确定：
根据选取的深沟球轴承6205，初选dI-II=dV-VI=25㎜，取安装齿轮段dII-III=dIV-V =35㎜;轴环宽取LIII-IV=15㎜，由b≥1.4·h得，取h=10㎜；所以轴环高为dIII-IV=45㎜。已知高速级大齿轮轮毂宽L=50㎜，低速级小齿轮轮毂宽L=76㎜，取LIV-V=48㎜
LII-III=74㎜，由深沟球轴承6205的宽度可知，取LI-II=LV-VI=15㎜.

⑶输出轴的结构设计
已知高速轴 P3=4.70KW，T3=331.6N·m，nIII=132.2r/min；低速级大齿轮分度圆直径d2=204.67㎜,α=20°。
①作用到齿轮上的力：
圆周力Ft=2·T3／d2=2×331.6×1000／204.67＝3240.3N
径向力Fr=Ft·tanα／cosβ=3240.3×tan20°／cos14°40′19″=1219N
轴向力 Fa= Ft·tanβ=3240.3×tan14°40′19″=848N
②初步确定轴的最小直径
选取轴的材料为45钢,调制处理。
d≥C·3√P/ n
式中P --- 轴所传递的功率（KW）；
n --- 轴的转速（N·m）;
C --- 由轴的需用应力所确定的系数，与材料有关。
由《机械设计课程设计》表3-1查得40Cr取C=115
d≥C·3√P3/ nIII=115×3√4.7／132.2=37.8㎜
高速轴的最小直径是安装联轴器处的轴颈dI-II,为了使所选的轴与联轴器吻合,故需同时选取联轴器的型号。
由《机械设计》表14-1查得KA=1.5
∴转矩Tc=KA·T3=1.5×331.6=497.4N·m
从GB/T 4323-2002中查得HL3型弹性柱销联轴器的许用转矩为630 N·m，许用最大转速为5000 r/min，取半联轴器的孔直径dI-II=38㎜，半联轴器长度L=82㎜，半联轴器与轴配合的轴孔长度,L1=60㎜。
③根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
1）为了满足 的要求的轴向定位要求,Ⅰ-Ⅱ轴段右端需要制出一轴肩,根据h＞0.07d,取h=1.5, 故取dII-III=40㎜；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=45㎜，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端上，故I-II段的长度应略小于L1，现取lI-II=80㎜。
2）初步确定滚动轴承。因轴承主要受径向力，故选择深沟球轴承。由《机械设计课程设计》表15-3查得选取0基本游隙组，标准精度级的6209深沟球轴承。
对于选取的深沟球轴承尺寸d×D×b=45×85×19㎜,故dIII-IV=dVII-VIII =45㎜，而LVII-VIII=19㎜.
右端滚动轴承采用轴肩进行定位，高度h＞0.07d,取h=2.5,dIV-V=50㎜.
3) 取安装齿轮处的轴段dVI-VII=50㎜齿轮的右端与右轴承之间采用套筒定位.已知低速级大齿轮齿轮毂的宽度为71㎜，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,取lVI-VII=68㎜；齿轮的右端采用轴肩定位,轴肩高2.5,取dV-VI=55㎜,轴环宽度取b≥1.4h,取LV-VI=5㎜.
4） 轴承端盖的总宽度为10mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定) .根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,考虑轴承座的宽度,故取LII-III=30㎜.
5）取齿轮距箱体内壁之距离a=12mm,两圆柱齿轮间的距离c=16mm.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s，取s=8mm,已知滚动轴承宽度B=15mm, 大齿轮轮毂长L=71mm,则
LIII-IV =B+s+a+(71-68)=15+12+8+3=38㎜;
LIV-V =L+c+a-LV-VI=601+16+12-6=72㎜.
至此,已初步确定了轴的各端直径和长度。
6) 输出轴轴向固定
根据《机械设计》可知齿轮和半联轴器的轴向定位均采用平键连接。根据Ⅵ-Ⅶ段轴颈dⅥ-Ⅶ由《机械设计课程设计》表14-24查得：截面尺寸b×h＝8㎜×7㎜。键槽用铣刀加工，取长为32mm,为了保证齿轮与轴有良好的对中性，选择齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6。半联轴器与轴的连接选用平键b×h×L＝6×6×32，半联轴器与轴配合为H7/k6。滚动轴承与轴的周向定位靠过渡配合，dⅢ-Ⅳ、dⅦ-Ⅷ的尺寸公差为m6。
7）圆角与倒角
由《机械设计》表15-2查得：轴上的圆角Ⅱ、Ⅲ、Ⅳ处R=1.0，Ⅴ、Ⅵ处R=1.2.轴端倒角1.0×45°。
8) 输出轴结构的设计
（见附页）
6.3轴的校核计算
6.3.1 轴的强度校核计算

电动机的选择：

1． 电动机所需功率：
Pd=F*V/1000*ηw
式中，ηw为传动装置的总效率，F为工作机阻力（N）；V为工作机线速度（m/s）;可由下式计算：
两级圆柱齿轮减速器η=0.96带传动效率，轴承传动效率，齿轮传动效率，联轴器传动效率，卷筒η=0.96，则
传动装置总效率：？

综上，选择电动机（型号），额定功率，额定转速；
二、 传动比分配：
电动机满载转速；
那么，机构总传动比；
取带传动传动比；
则高速齿轮传动比与低速齿轮传动比为？
三、 带设计：（根据情况）
普通带型号
初拉力
作用在轴上的载荷

四、 传动装置的运动和动力参数：
1. 各轴转速 （计算）
Ⅰ轴
Ⅱ轴
Ⅲ轴
2. 各轴输入功率 （计算）

F=2400N;
v=1.8m/s;

ηa=0.86；

Pw=4.5KW;
Pn=5.23KW

D=260mm;
v=1.8m/s;
nw =132.2r/min.

nd=1057.6r/min
～5288r/min.

ia=11.35

·

i1=3.98；
i2=2.85.

nI=1440r/min