双级减速器设计说明书.docx

目录
第一章 设计任务书 5
1.1设计题目 5
1.2设计步骤 5
第二章 传动装置总体设计方案 6
2.1传动方案 6
2.2该方案的优缺点 6
第三章 电动机的选择 6
3.1选择电动机类型 6
3.2确定传动装置的效率 6
3.3选择电动机的容量 7
3.4确定电动机参数 7
3.5确定传动装置的总传动比和分配传动比 8
第四章 计算传动装置运动学和动力学参数 9
4.1电动机输出参数 9
4.2高速轴Ⅰ的参数 9
4.3中间轴Ⅱ的参数 10
4.4低速轴Ⅲ的参数 10
第五章 普通V带设计计算 11
第六章 减速器高速级齿轮传动设计计算 14
6.1选精度等级、材料及齿数 14
6.2按齿面接触疲劳强度设计 14
6.3确定传动尺寸 17
6.4校核齿根弯曲疲劳强度 18
6.5计算齿轮传动其它几何尺寸 19
6.6齿轮参数和几何尺寸总结 20
第七章 减速器低速级齿轮传动设计计算 20
7.1选精度等级、材料及齿数 20
7.2按齿面接触疲劳强度设计 21
7.3确定传动尺寸 24
7.4校核齿根弯曲疲劳强度 25
7.5计算齿轮传动其它几何尺寸 26
7.6齿轮参数和几何尺寸总结 26
第八章 轴的设计 27
8.1高速轴设计计算 27
8.2中间轴设计计算 30
8.3低速轴设计计算 32
第九章 滚动轴承寿命校核 40
低速轴上的轴承校 40
第十章 键联接设计计算 41
10.1高速轴与大带轮键连接校核 41
10.2中间轴与低速级小齿轮键连接校核 42
10.3中间轴与高速级大齿轮键连接校核 42
10.4低速轴与低速级大齿轮键连接校核 42
10.5低速轴与联轴器键连接校核 43
第十一章 联轴器的选择 43
11.1低速轴上联轴器 43
第十二章 减速器的密封与润滑 43
12.1减速器的密封 44
12.2齿轮和轴承的润滑 44
第十三章 减速器附件的选择 45
13.1油面指示器 45
13.3放油孔及放油螺塞 45
13.4窥视孔和视孔盖 45
13.5定位销 46
13.6启盖螺钉 46
13.7螺栓及螺钉 46
第十四章 减速器箱体主要结构尺寸 46
第十五章 设计小结 48

第一章 设计任务书
1.1设计题目
二级斜齿圆柱减速器，拉力F=3800N，速度v=1.4m/s，直径D=300mm，每天工作小时数：8小时，二班制，工作年限（寿命）：8年，每年工作天数：300天，配备有三相交流电源，电压380/220V。
1.2设计步骤
1.传动装置总体设计方案
2.电动机的选择
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.普通V带设计计算
6.减速器内部传动设计计算
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

第二章 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。
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。
第三章 电动机的选择
3.1选择电动机类型
按工作要求和工况条件，选用三相笼型异步电动机，电压为380V，Y型。
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=0.90
η滑=0.97
平带效率：η5=0.9
故传动装置的总效率
ηa=η1η23η32η4η5η滑=0.72
3.3选择电动机的容量
工作机所需功率为
Pw=F×V1000=3800×1.41000=5.32kW
3.4确定电动机参数
电动机所需额定功率:
Pd=Pwηa=5.320.72=7.39kW
工作转速：
nw=60×1000×Vπ×D=60×1000×1.43.14×300=89.17rpm
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。进行综合考虑价格、重量、传动比等因素，选定电机型号为：Y132S2-2的三相异步电动机，额定功率Pen=7.5kW，满载转速为nm=2900r/min，同步转速为nt=3000r/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

电机主要外形尺寸：

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
475×315
216×140
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=290089.17=32.522
（2）分配传动装置传动比
取普通V带的传动比：iv=2.33
高速级传动比
i1=4.1
则低速级的传动比为
i2=3.4
减速器总传动比
ib=i1×i2=13.94

第四章 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=7.39kW
转速：n0=nm=2900rpm
扭矩：T0=9550×P0n0=9550×7.392900=24.34N•m
4.2高速轴Ⅰ的参数
功率：P1=P0×η4=7.39×0.9=6.58kW
转速：n1=n0iv=29002.33=1244.64rpm
扭矩：T1=9550×P1n1=9550×6.581160=50.49N•m
4.3中间轴Ⅱ的参数
功率：P2=P1×η2×η3=6.58×0.99×0.98=6.38kW
转速：n2=n1i1=1244.644.1=303.57rpm
扭矩：T2=9550×P2n2=9550×6.38276.85=200.71N•m
4.4低速轴Ⅲ的参数
功率：P3=P2×η2×η3=6.38×0.99×0.98=6.19kW
转速：n3=n2i2=303.573.4=89.29rpm
扭矩：T3=9550×P3n3=9550×6.1989.29=662.05N•m
轴名
功率P(kW)
转矩T(N•m)
转速(r/min)
传动比i
效率η
输入
输出
输入
输出
电动机轴

7.39

24.34
2900
2.33
0.9
Ⅰ轴
6.58
6.51
50.49
49.99
1244.64
4.1
0.97
Ⅱ轴
6.38
6.32
200.71
198.70
303.57
3.4
0.97
Ⅲ轴
6.19
6.13
662.05
655.43
89.29
ηw=0.8848
运动和动力参数计算结果整理于下表:

第五章 普通V带设计计算
V带的设计与计算
1.确定计算功率Pca
由表查得工作情况系数KA = 1.1，故
Pca = KAPd = 1.1×7.39 kW = 8.129 kW
2.选择V带的带型
根据Pca、nm由图选用A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。由表，取小带轮的基准直径dd1 = 90 mm。
2）验算带速v。按课本公式验算带的速度

因为5 m/s < v < 30m/s，故带速合适。
3）计算大带轮的基准直径。根据课本公式，计算大带轮的基准直径
dd2 = ivdd1 = 2.33×90 = 209.7 mm
根据课本查表，取标准值为dd2 = 224 mm。
4.确定V带的中心距a和基准长度Ld
1）根据课本公式，初定中心距a0 = 400mm。
2）由课本公式计算带所需的基准长度
Ld0 ≈

由表选带的基准长度Ld = 1250 mm
3）按课本公式计算实际中心距a0。
a ≈ a0 + (Ld - Ld0)/2 = 400 + (1250 – 1304.5)/2 mm ≈ 373 mm
按课本公式，中心距变化范围为354 ~ 411 mm。
5.验算小带轮上的包角a1
a1 ≈ 180°- (dd2 - dd1)×57.3°/a
= 180°-（224 - 90)×57.3°/373 ≈ 159°> 120°
6.计算带的根数z
1）计算单根V带的额定功率Pr。
由dd1 =90 mm和nm = 2900 r/min，查表得P0 = 1.74 kW。
根据nm = 2900 r/min，iv = 2.4和A型带，查表得DP0 = 0.39 kW。
查表得Ka = 0.95，查表得KL = 0.93，于是
Pr = (P0 + DP0)KaKL = (1.74 + 0.39)×0.95×0.93 kW = 1.88 kW
2）计算V带的根数z
z = Pca/Pr = 8.129/1.88 =4.32
取5根。
7.计算单根V带的初拉力F0
由表查得A型带的单位长度质量q = 0.105 kg/m，所以
F0=

8.计算压轴力FP
FP = 2zF0sin(a1/2) = 2×5×117×sin(159/2) = 1150 N
9.主要设计结论
带型
A型
根数
5根
小带轮基准直径dd1
90mm
大带轮基准直径dd2
224mm
V带中心距a
373mm
带基准长度Ld
1250mm
小带轮包角α1
159°
带速
13.67m/s
单根V带初拉力
117N
压轴力Fp
1150N
第六章 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=24，则大齿轮齿数Z2=Z1×i=24×4.1=99。
实际传动比i=4.125
（3）初选螺旋角β=14°。
（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=9550×Pn=9550×6.581244.64=50.49N•m
③查表10-7选取齿宽系数φd=1
④由图10-20查取区域系数ZH=2.433
⑤查表10-5得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa
⑥由式计算接触疲劳强度用重合度系数Zε
αt=arctantanαncosβ=arctantan20°cos14°=20.562°
αat1=arccosz1×cosαtz1+2×han*×cosβ=arccos24×cos20.56224+2×1×cos14=29.974°
αat2=arccosz2×cosαtz2+2×han*×cosβ=arccos99×cos20.56299+2×1×cos14=23.321°
εα=z1×tanαat1-tanαt+z2×tanαat2-tanαt2π=24×tan29.974°-tan20.562°+99×tan23.321°-tan20.5622π=1.654
εβ=φd×z1×tanβπ=1×24×tan14°π=1.905
Zε=4-εα3×1-εβ+εβεα=4-1.6543×1-1.905+1.9051.654=0.666
⑦由公式可得螺旋角系数Zβ。
Zβ=cosβ=cos14°=0.985
⑧计算接触疲劳许用应力[σH]
由图10-25d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=60×1244.64×2×8×300×8=2.868×109
NL2=NL1u=2.868×1094.125=6.995×108
由图10-23查取接触疲劳系数：
KHN10.95，KHN2=0.9
取失效概率为1%，安全系数S=1，得
σH1=KHN1×σHlim1S=0.95×6001=570MPa
σH2=KHN2×σHlim2S=0.9×5501=495MPa
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=495MPa
2）试算小齿轮分度圆直径
d1t≥32×KHt×Tφd×u+1u×ZH×ZE×Zε×ZβσH2=32×1.3×504901×4.125+14.125×2.433×189.8×0.666×0.9854952=39.39mm
（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×39.39×1244.6460×1000=2.57
齿宽b
b=φd×d1t=1×39.39=39.39mm
2）计算实际载荷系数KH
①查表10-2得使用系数KA=1
②查图10-8得动载系数Kv=1.13
③齿轮的圆周力。
Ft=2×Td1=2×5049039.39=2560N
KA×Ftb=1×256039.39=64.99mm<100mm
查表10-3得齿间载荷分配系数：KHα=1.4
查表10-4得齿向载荷分布系数：KHβ=1.450
实际载荷系数为
KH=KA×KV×KHα×KHβ=1×1.13×1.4×1.450=2.29
3）按实际载荷系数算得的分度圆直径
d1=d1t×3KHKHt=39.39×32.291.3=47.60mm
4）确定模数
mn=d1×cosβz1=47.60×cos14°24=1.924mm，取mn=2mm。
5）确定齿数
z1=d1×cosβmn = 47.60×cos14°2 =23.09 ，取z1=24，所以z2=99
6.3确定传动尺寸
（1）计算中心距
a=z1+z2×mn2×cosβ=126.765mm，圆整为126mm
（2）按圆整后的中心距修正螺旋角
β=acosz1+z2×mn2×a=12.528°
（3）计算小、大齿轮的分度圆直径
d1=z1×mncosβ=49.17mm
d2=z2×mncosβ=202.83mm
（4）计算齿宽
b=φd×d1=49.17mm
取B1=55mm B2=50mm
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=50
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=24cos312.528°=25.799
大齿轮当量齿数：
Zv2=z2cos3β=99cos312.528°=106.422
查表10-17,10-18得：
YFa1=2.56，YFa2=2.16
YSa1=1.60，YSa2=1.81
查图10-3得重合度系数Yε=0.681
得螺旋角系数Yβ=0.778
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10-22查取弯曲疲劳系数：
KFN1=0.85，KFN2=0.88
取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得许用弯曲应力
σF1=KFN1×σFlim1S=0.85×5001.4=303.57MPa
σF2=KFN2×σFlim2S=0.88×3801.4=238.86MPa
σF1=2×K×Tb×m×d1×YFa1×YSa1×Yε×Yβ×cos2β=50.12MPa<σF1=303.57MPa
σF2=σF1×YFa2×YSa2YFa1×YSa1=47.84MPa<σF2=238.86MPa
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*=2mm
hf=m×han*+cn*=2.5mm
h=ha+hf=m×2han*+cn*=4.5mm
（2）计算小、大齿轮的齿顶圆直径
da1=d1+2×ha=53.17mm
da2=d2+2×ha=206.83mm
（3）计算小、大齿轮的齿根圆直径
df1=d1-2×hf=44.17mm
df2=d2-2×hf=197.83mm
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
2
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12.528°
右12.528°

齿数
z
24
99
齿顶高
ha
2
2
齿根高
hf
2.5
2.5
分度圆直径
d
49.17
202.83
齿顶圆直径
da
53.17
206.83
齿根圆直径
df
44.17
197.83
齿宽
B
55
50
中心距
a
126
126

第七章 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=24，则大齿轮齿数Z2=Z1×i=24×3.4=82。
实际传动比i=3.417
（3）初选螺旋角β=14°。
（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=9550×Pn=9550×6.38303.57=200.71N•m
③查表10-7选取齿宽系数φd=1
④由图10-20查取区域系数ZH=2.433
⑤查表10-5得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa
⑥由式计算接触疲劳强度用重合度系数Zε
αt=arctantanαncosβ=arctantan20°cos14°=20.562°
αat1=arccosz1×cosαtz1+2×han*×cosβ=arccos24×cos20.56224+2×1×cos14=29.974°
αat2=arccosz2×cosαtz2+2×han*×cosβ=arccos82×cos20.56282+2×1×cos14=23.844°
εα=z1×tanαat1-tanαt+z2×tanαat2-tanαt2π=24×tan29.974°-tan20.562°+82×tan23.844°-tan20.5622π=1.646
εβ=φd×z1×tanβπ=1×24×tan14°π=1.905
Zε=4-εα3×1-εβ+εβεα=4-1.6463×1-1.905+1.9051.646=0.669
⑦由公式可得螺旋角系数Zβ。
Zβ=cosβ=cos14°=0.985
⑧计算接触疲劳许用应力[σH]
由图10-24c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=60×303.57×2×8×300×8=6.994×108
NL2=NL1u=6.994×1083.4=2.057×108
由图10-23查取接触疲劳系数：
KHN1=1.03，KHN2=1.1
取失效概率为1%，安全系数S=1，得
σH1=KHN1×σHlim1S=1.03×6001=618MPa
σH2=KHN2×σHlim2S=1.1×5501=605MPa
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=605MPa
2）试算小齿轮分度圆直径
d1t≥32×KHt×Tφd×u+1u×ZH×ZE×Zε×ZβσH2=32×1.3×2007101×3.4+13.4×2.433×189.8×0.669×0.9856052=55.49mm
（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×55.49×303.5760×1000=0.88m/s
齿宽b
b=φd×d1t=1×55.49=55.49mm
2）计算实际载荷系数KH
①查表10-2得使用系数KA=1
②查图10-8得动载系数Kv=1.02
③齿轮的圆周力。
Ft=2×Td1=2×20071055.49=7230N
KA×Ftb=1×723055.49=130.49>100
查表10-3得齿间载荷分配系数：KHα=1.4
查表10-4得齿向载荷分布系数：KHβ=1.450
实际载荷系数为
KH=KA×KV×KHα×KHβ=1×1.02×1.4×1.450=2.07

3）按实际载荷系数算得的分度圆直径
d1=d1t×3KHKHt=55.49×32.071.3=64.80mm
4）确定模数
mn=d1×cosβz1=64.80×cos14°24=2.620mm，取mn=2.5mm。
5）确定齿数
z1=d1×cosβmn = 64.80×cos14°2.5 =25.15 ，取z1=26，所以z2=89

7.3确定传动尺寸
（1）计算中心距
a=z1+z2×mn2×cosβ=148.15mm，圆整为148mm
（2）按圆整后的中心距修正螺旋角
β=acosz1+z2×mn2×a=13.76°
（3）计算小、大齿轮的分度圆直径
d1=z1×mncosβ=66.92mm
d2=z2×mncosβ=229.07mm
（4）计算齿宽
b=φd×d1=66.92mm
取B1=72mm B2=67mm
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=67
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=26cos313.76°=28.37
大齿轮当量齿数：
Zv2=z2cos3β=89cos313.76°=97.12
查表10-17,10-18得：
YFa1=2.6，YFa2=2.2
YSa1=1.6，YSa2=1.79
查图得重合度系数Yε=0.682
查图得螺旋角系数Yβ=0.778
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10-22查取弯曲疲劳系数：
KFN1=0.9，KFN2=0.95
取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得许用弯曲应力
σF1=KFN1×σFlim1S=0.9×5001.4=321.43MPa
σF2=KFN2×σFlim2S=0.95×3801.4257.86MPa
σF1=2×K×Tb×m×d1×YFa1×YSa1×Yε×Yβ×cos2β=96.95MPa<σF1=321.43MPa
σF2=σF1×YFa2×YSa2YFa1×YSa1=91.78MPa<σF2=257.86MPa
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*=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=71.92mm
da2=d2+2×ha=234.07mm
（3）计算小、大齿轮的齿根圆直径
df1=d1-2×hf=60.67mm
df2=d2-2×hf=22.82mm
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
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
右13.76°
左13.76°
齿数
z
26
89
齿顶高
ha
2.5
2.5
齿根高
hf
3.125
3.125
分度圆直径
d
66.92
229.07
齿顶圆直径
da
71.92
234.07
齿根圆直径
df
60.67
222.82
齿宽
B
72
67
中心距
a
148
148

第八章 轴的设计
8.1高速轴设计计算
（1）已经确定的运动学和动力学参数
转速n=1244.64r/min；功率P=6.58kW；轴所传递的转矩T=50.49N•m
（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=110。
d≥A0×3Pn=110×36.581244.64=19.16mm
由于最小轴段截面上要开1个键槽，故将轴径增大5%
dmin=1+0.05×19.16=20.12mm
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=25mm
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△=10mm
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球轴承7207AC
d4：考虑轴承安装的要求，选择d4=38mm。
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=38mm。
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=40mm。
L2：由箱体结构、轴承端盖、装配关系等确定，取L2=74.5mm。
L3：由滚动轴承宽度和封油盘确定，选取L3=33mm。
L4：根据箱体的结构和小齿轮的宽度确定，选取L4=88mm。
L5：由小齿轮的宽度确定，取L5=55mm。
L6：根据箱体的结构和小齿轮的宽度确定，取L6=6mm。
L7：由滚动轴承宽度确定，选取L7=33mm。
轴段
1
2
3
4
5
6
7
直径(mm)
25
30
35
38
40
38
35
长度(mm)
40
74.5
33
88
55
6
33

8.2中间轴设计计算
（1）已经确定的运动学和动力学参数
转速n=303.57r/min；功率P=6.38kW；轴所传递的转矩T=200.71N•m
（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=110。
d≥A0×3Pn=110×36.38303.57=30.4mm
由于最小直径轴段处均为滚动轴承，故选标准直径dmin=35mm
（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及两个轴承。
与轴承相配合的轴径需磨削。两齿轮之间以轴肩定位；两齿轮的另一端各采用封油盘定位；齿轮与轴的连接选用普通平键，A型。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.确定各轴段的长度和直径。

确定各段轴直径
d1：滚动轴承处轴段，应与轴承内圈尺寸一致，选取d1=35mm，选取轴承型号为角接触轴承7307B
d2：过渡轴段，故选取d2=38mm。
d3：轴肩段，故选取d3=44mm。
d4：过渡轴段，故选取d4=38mm。
d5：滚动轴承轴段，要求与d1轴段相同，故选取d5=35mm。
各轴段长度的确定
L1：由滚动轴承宽度和齿轮端面到箱体内壁距离和齿轮到内壁的距离确定，选取L1=46mm。
L2：由小齿轮的宽度确定，为保证轴向定位可靠，长度略小于齿轮宽度，选取L2=69mm。
L3：轴肩段，取L3=12.5mm。
L4：由大齿轮的宽度确定，为保证轴向定位可靠，长度略小于齿轮宽度，选取L4=47mm。
L5：由滚动轴承宽度和齿轮端面到箱体内壁距离和齿轮到内壁的距离确定，选取L5=48.5mm。
轴段
1
2
3
4
5
直径(mm)
35
38
44
38
35
长度(mm)
46
69
125
47
48.5

8.3低速轴设计计算
（1）已经确定的运动学和动力学参数
转速n=89.29r/min；功率P=6.19kW；轴所传递的转矩T=662.05N•m
（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
由于低速轴受到的弯矩较小而受到的扭矩较大，故取A0=105。
d≥A0×3Pn=105×36.1989.29=43.13mm
由于最小轴段直径截面上要开1个键槽，故将轴径增大5%
dmin=1+0.05×43.13=45.29mm
查表可知标准轴孔直径为45mm故取dmin=45
（4）设计轴的结构并绘制轴的结构草图
a.轴的结构分析。
低速轴设计成普通阶梯轴，轴上的齿轮、一个轴承从轴伸出端装入和拆卸，而另一个轴承从轴的另一端装入和拆卸。轴输出端选用A型键，b×h=14×9mm(GB/T 1096-2003)，长L=80mm；定位轴肩直径为69mm；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.确定各轴段的长度和直径。

各轴段直径的确定
d1：用于连接联轴器，直径大小为联轴器的内孔径，d1=45mm。
d2：密封处轴段，左端用于固定联轴器轴向定位，根据联轴器的轴向定位要求，轴的直径大小较d1增大5mm，d2=50mm
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=55mm，选取轴承型号为角接触轴承7211C
d4：考虑轴承安装的要求，查得7211C轴承安装要求da=64mm，根据轴承安装尺寸选择d4=64mm。
d5：轴肩，故选取d5=69mm。
d6：齿轮处轴段，选取直径d6=58mm。
d7：滚动轴承轴段，要求与d3轴段相同，故选取d7=d3=55mm。
各轴段长度的确定
L1：根据联轴器的尺寸规格确定，选取L1=82mm。
L2：由箱体结构、轴承端盖、装配关系等确定，取L2=54mm。
L3：由滚动轴承宽度和封油盘宽度确定，选取L3=37mm。
L4：过渡轴段，由箱体尺寸和齿轮宽度确定，选取L4=65.5mm。
L5：轴肩，选取L5=8mm。
L6：由低速级大齿轮宽度确定，长度略小于齿轮宽度，以保证齿轮轴向定位可靠，选取L6=64mm。
L7：由滚动轴承宽度和齿轮端面到箱体内壁距离和齿轮到内壁的距离确定，选取L7=48.5mm。
轴段
1
2
3
4
5
6
7
直径(mm)
45
50
55
64
69
58
55
长度(mm)
82
54
37
65.5
8
64
48.5

（5）弯曲-扭转组合强度校核
a.画低速轴的受力图
如图所示为低速轴受力图以及水平平面和垂直平面受力图
b.计算作用在轴上的力
齿轮4所受的圆周力（d4为齿轮4的分度圆直径）
Ft4=Ft3=2×T2d3=2×20071066.92=5998.51N
齿轮4所受的径向力
Fr4=Ft4×tanαcosβ=5998.51×tan20°cos13.76°=2247.79N
齿轮4所受的轴向力
Fa4=Ft4×tanβ=5998.51×tan13.76°=1468.94N
c.计算作用在轴上的支座反力
第一段轴中点到轴承中点距离