毕业设计带式运输机传动装置的设计机械设计基础课程设计说明书.doc

景德镇陶瓷学院机械设计基础课程设计

设计题目： 带式运输机传动装置的设计
学 院：
专 业：
班 级：
设 计 者：
学 号：
指导教师：

2014年1月3日
课程设计任务书
2013 —2014 学年第 1 学期
学院： 专业班级：
课程名称： 机械设计基础
设计题目： 带式运输机传动装置的设计
完成期限：自 2013 年 12 月 30 日至 2014 年 1 月 3 日共 1 周

内
容
及
任
务

一、传动装置简图

二、原始数据
带的圆周力F/N
带速v（m/s）
滚筒直径D/mm
850
1.6
280
三、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为±5%。
三、设计任务
1、设计计算说明书一份，内容包括：传动方案的分析与拟定、原动机的选择、传动比及分配、传动装置的运动及动力参数计算、V带传动设计、齿轮传动设计、轴的设计、轴承的选择和校核、键连接的选择和校核、联轴器的选择、箱体的结构设计、减速器附件的选择、润滑和密封、课程设计总结和参考文献。
2、A1装配图1张
进度
安排
起止日期
工作内容
2013.12.30～2014.01.01
编写设计计算说明书
2014.01.02～2014.01.03
绘制装配图
主要
参考
资料
[1] 王继焕.机械设计基础（第二版）.武汉：华中科技大学出版社，2011.3
[2] 金清肃.机械设计基础课程设计（第二版）.武汉：华中科技大学出版社，2011.4
指导教师（签字）： 年 月 日
系（教研室）主任（签字）： 年 月 日
目 录

一、拟定传动方案 4
二、选择电动机 5
三、传动装置总传动比及其分配 7
四、传动装置的运动参数及动力学计算 8
五、V带传动设计 9
六、齿轮传动设计 11
七、轴的设计 13
八、轴承的选择和校核 21
九、链连接的选择和校核 23
十、联轴器的选择 25
十一、箱体的结构设计 26
十二、减速器附件的选择 28
十三、润滑和密封 31
十四、课程设计总结 32
十五、参考文献 32

一、拟定传动方案
结 果
1. 传动装置简图（设计带式运输机中的单级圆柱齿轮减速器）
4

2
1、V带传动
6
3
2、运输带
3、单级圆柱齿轮减速器
1
4、联轴器
5、电动机
5
6、卷筒
图1—1 传动方案简图

1、 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为±5%。
2、 原始数据：滚筒圆周力F=850N；带速V=1.6m/s；滚筒直径D=280mm。
3、传动方案的分析：
　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。本设计中原动机为电动机,工作机为皮带输送机。传动方案采用了一级传动,为单级直齿圆柱齿轮减速器。齿轮传动的传动效率高,适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。本设计采用的是单级直齿轮传动。
传动方案首先要满足工作机的要求,如传递的功率和转速。此外,还应该满足结构简单、尺寸紧凑、成本低、传动效率高、工作可靠、环境适应和操作维护方便等要求。但是要同时满足所有要求是不可能的,所以,应当根据具体的设计任务统筹兼顾,有侧重的满足工作机的主要要求。若是多级传动,应对多级传动中各传动机构进行合理的布置。而我选择的是一级圆柱齿轮减速器,所以就不详述了。

F=850N
V=1.6m/s
D=280mm

二、选择电动机
结 果
1、电动机类型和结构型式的选择：按已知的工作要求和条件,可以选用 Y系列三相异步电动机(380V)。因为Y系列电动机具有高效、节能、噪音小、振动小、运行安全可靠的特点,安装尺寸和功率等级符合国际标准。 电动机的外壳结构形式可选择防护式。
2、电动机容量的选择：
(1)传动装置的总效率：
η总=η带×η轴承2×η齿轮×η联轴器
=0.97×0.99×0.99×0.98×0.99
=0.92
其中,查【2】(表10-2)机械传动和摩擦副的效率概略值,确定各部分的效率：联轴器效率为0.99,滚动轴承传动效率为0.99(一对),齿轮传动效率为0.98。
(2)电机所需的工作功率：
Pd=FV/(1000η总η机)
=850×1.60/(1000×0.92×0.86 )
=1.71kW
其中,三相异步电动机的工作效率可取0.86。因载荷平稳,电动机额定功率Pcd略大于Pd即可,由【2】第十九章表19-1所示Y系列三相异步电动机的技术参数,选择电动机的额定功率Pcd为2.2 kW。
3、电动机转速的选择：
滚筒轴的工作转速：
nw=60×1000V/πD
=60×1000×1.6/(π×280)
=109.13r/min
根据【2】(表2-1),取V带传动比iv=2～4,单级圆柱齿轮传动比范围ic=3～5,则合理总传动比i的范围为i=6～20,故电动机转速的可选范围为:nd=i×nw=(6～20)×109.13=654.5～2082.6r/min符合这一范围的同步转速有750 r/min、1000r/min和1500r/min。由于750 r/min无特殊要求,不常用,因此仅将1000r/min、1500r/min同步转速两种方案进行比较
由【2】表19-1查出有二种适用的电动机型号,查得电动机数据及计算出的总传动比列于表2-1中：
方案
电动机型号
额定功率
同步转速
满载转速
总传动比
1
Y100L1-4
2.2kW
1500 r/min
1430 r/min
13.10
2
Y112M-6
2.2kW
1000 r/min
940 r/min
8.61
表2-1
综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比,比较两种方案可知：方案2因电动机转速低,传动装置尺寸较大,价格较高。方案1适中。故选择电动机型号Y100L1-4。
4、确定电动机型号
根据以上选用的电动机类型,所需的额定功率及同步转速,选定电动机型号为Y100L1-4。
其主要性能：额定功率：2.2KW,满载转速1430r/min,额定转矩2.2。

Y系列三相异步电动机

η总=0.92

Pd=1.71kW

nw=109.13r/min

电动机型号：
Y100L1-4

三、传动装置总传动比及其分配
结 果
我们知道,合理的分配各级传动比,是传动装置总体设计中的一个重要问题,它将直接影响传动装置的外廓尺寸、重量及润滑条件。所以分配传动比要注意以下几点：
(1)各级传动比一般应在常用的范围内,不得超过最大值。单级传动比的常用值和最大值可查【2】中表2-1。
(2)各级传动零件应做到尺寸协调,结构均匀,避免传动零件之间发生相互干涉或安装不便。
(3)应尽量使传动装置获得较小的外廓尺寸和较小的重量。
计算总传动比及分配各级的传动比
1、总传动比：i总=n电动/n筒=1430/109.13=13.10
2、分配各级传动比
(1) 取i带=4(V带常用传动比iv=2～4)
(2) ∵i总=i齿×i 带
∴i齿=i总/i带=13.10/4=3.275。

i总=13.10

i带=4

i齿=3.275

四、传动装置的运动及动力参数计算
结 果
1、计算各轴转速(r/min)
V带高速轴=满载转速nm=1430(r/min) 
减速器高速轴n1=nm/i 带=1430/4=357.5(r/min)
减速器低速轴n2=n1/i齿=357.5/3.275=109.10(r/min)
传动滚筒轴n3=n2=109.10(r/min)
2、计算各轴的功率(KW)
电动机实际输出功率Pd=1.71
减速器高速轴P1=Pd×η带=1.71×0.97=1.66KW
减速器低速轴P2=P1×η轴承2×η齿轮=1.66×0.99×0.99×0.98=1.59KW
3、 计算各轴转矩
电动机输出转矩Td=9.55Pd/nm=9550×1.71/1430=11.36N•m
减速器高速轴T1=9.55P1/n1 =9550×1.66/357.5=44.344N•m
减速器低速轴 T2 =9.55P2/n2=9550×1.59/109.10=138.45N•m

n1=357.5 (r/min)
n2=109.10(r/min)
n3=109.10(r/min)

P1=1.66KW
P2=1.59KW

Td=11.36N•m
T1=44.344N•m
T2=138.45N•m

五、V带传动设计
结 果
设计时应注意检查带轮尺寸与传动装置外廓尺寸的相互关系。
带轮结构形式主要由带轮直径大小决定。带传动的主要失效形式是打滑和带的破坏。因此,带传动的设计准则为：在保证不打滑的条件下,使带具有一定的疲劳强度和寿命。
1、确定设计功率
根据传递的功率Pc、载荷性质、原动机种类和工作情况等确定设计功率 ：
P=KA×Pc
其中P为设计功率,KA工作情况系数,Pc为所需传递的额定功率。由【1】中(表9-7)可知KA=1.2,Pc=Pd=1.71 KW，P=1.2×1.71 KW=2.05 KW
2、 选择带型
查【2】中(表18-5)得：选用A型普通V带
3、 确定带轮基准直径
国标中规定了普通V带带轮的最小基准直径和带轮的直径系列(见【1】中表9-3)。其他条件不变时,带轮基准直径越小,带传动越紧凑,但带内的弯曲应力也越大,使带轮的疲劳强度减弱,传动效率下降。因此,选择小带轮基准直径时,应使得dd1>dmin,并取标准直径。
取dd1=100mm> dmin=75mm
一般情况下,可以忽略滑动率的影响,通过【1】中（P122表达式9-21）计算出大带基准直径dd2 ， dd2=nm/n1×dd1 =1430/357.5×100=400mm。
4、验算带速
由【1】课本P122表达式9-22得
带速V：V=πdd1nm/60×1000=π×100×1430/60×1000=7.49m/s
在5～25m/s范围内,带速合适。
5、 确定带长和中心距
初定中心距：0.7(dd1+dd2)<a0=500mm<2(dd1dd2)
带长：Ld=2a0+π(dd1+dd2)/2+(dd2-dd1) 2/4a0
=2×500+3.14(100+400)/2+(400-100)×(400-100)/(4×500)=1830mm
根据【1】中(表9-2)选取相近的Ld=1800mm
确定中心距a≈a0+(Ld-Ld0)/2=500+(1800-1830)/2=485mm
考虑安装、调整、和补偿紧张的需要,中心距应有一定的变化范围：amin=a-0.015Ld,amax=a+0.03Ld。所以中心距的变化范围是458mm<a<539mm。
6、验算小带轮包角
α1=180°-57.3 °×(dd2-dd1)/a
=180°-57.3°×(400-100)/485
=144.6°>120°(适用)
7、确定带的根数
(1)计算单根V带传递的额定功率.据dd1=100和n1=1430,查【1】中(表9-4)得：P0=1.32KW。
(2)根据nm=1430 r/min,传动比i带=4,Ld=1800mm和α1=144.6°,查【1】中P119(表9-5)和P120(表9-6)得△P0=0.17 KW,Kα=0.92,KL=0.99。
计算【P0】=(P0+△P0)×Kα×KL=1.357 KW。
(3)计算带的根数
Z>= P/【P0】=1.49
所以,V带取2根。
8、确定单根带的初拉力
由【1】中P112(表9-1)查得A型带的单位长度质量q=0.11kg/m,由【1】中公式(9-30)计算单根V带的初拉力：
F0=500P(2.5- Kα)/(Kα×z×v)+qV2
F0=500×2.05×1.58/(0.92×7.49×2)+0.11×7.49×7.49
=123.7N
9、计算轴上压力
作用在轴承的压力FQ
FQ=2×Z×F0×sin(α1/2)=2×2×123.7sin(156.40°/2)=484.4N。

P=2.05 KW

选用A型普通V带

dd1=100mm
dd2=400mm

V=7.49m/s

Ld=1800mm
a=485mm

α1=144.6°

P0=1.32KW

【P0】=1.357 KW
P=2.05KW

Z=2

F0=123.7N

FQ=484.4N
六、齿轮传动设计
结 果
1、齿轮传动失效形式
(1)齿轮折断 (2)齿面点蚀 (3)齿面磨损 (4)齿面胶合 (5)塑性变形
2、设计准则
在设计齿轮传动时,应按照可能出现的主要失效形式,。悬着相应的强度计算方法,确定齿轮主要参数和尺寸,然后再进行其他方面的强度校核,以保证在规定的试用期间内不发生任何形式的失效。
3、选择齿轮材料与热处理
所设计齿轮传动属于闭式传动,而且带式输送机的工作载荷比较平稳,对减速器的外廓尺寸没有限制,为了便于加工,采用软齿面齿轮传动。小齿轮选用45钢,调质处理,齿面平均硬度为240HBS；大齿轮选用45钢,正火调质处理,齿面平均硬度为190HBS。
4、参数选择
确定有关参数如下：
(1).传动比i齿轮= 3.275,由于采用软齿面闭式传动,故齿数取,Z1=20,所以：
Z 2 = i齿轮×Z1=3.275×20=65.5，取Z 2 =66。
(2).查资料【1】(P147表11-2),取电动机载荷系数K=1.2。
(3).由于是单级齿轮传动,且两支承相对齿轮为对称布置,两轮均为软齿面,查资料【1】(P151表11-5),取齿宽系数=1.0。
5、确定许用应力
小齿轮的齿面平均硬度为240HBS.许用应力可根据表：查【1】(P145表11-1),通过线性插值来计算,
[σH] 1=[513+(240-217)/(255-217)×(545-513)] MPa =532MPa
[σF] 1=[301+(240-217)/(255-217)×(315-301)] MPa =309MPa
大齿轮的齿面平均硬度为190HBS,查参考资料：【1】(P145表11-1),通过线性插值来计算,
[σH] 2=491Mpa [σF] 2=291 MPa
6、计算小齿轮的转距 ：T1=44344N•mm
7、按齿面接触疲劳强度计算
由【1】(P148表11-3),知=189.8,取较小的许用接触应力[σH] 2代入：
d1>=2.32[KT/(u+1)/u(/[σH] 2)2]1/3
=51(mm)
式中：d 1——小齿轮的分度圆直径,T 1——小齿轮的转矩,u——齿数比,u= Z 2/ Z1
——齿宽系数,[σH] 2——许用接触应力。
齿轮的模数为 ：m=d 1/Z151/20mm=2.55mm
取标准模数m=2.5mm。
8、计算齿轮的主要几何尺寸
分度圆直径:d 1 = m Z1 =2.5×20mm=50mm ，d 2 = m Z 2 =2.5×66mm=165mm
齿顶圆直径:d a1=( Z1+ 2h *a)m=[(20+2×1)×2.5]mm =55mm
d a2=( Z2+ 2h *a)m =[(66+2×1)×2.5]mm=170mm
中心距：a=(d 1+d 2)/2=(50+165)/2mm=107.5mm
齿宽:b=φbd 1=50 mm
故取b2=50mm,b1=b2+(5~10)mm,取b1=60mm。
9、按齿根弯曲疲劳强度校核
确定有关系数如下：
(1)、齿形系数 查【1】(P149表11-4), =2.65,=2.236
(2)、应力修正系数 查【1】(P149表11-4), =1.58,=1.754 代入：
σF1 =2KT1/(bm2Z1)YFa1 YSa2=2×1.2×44344/(50×2.52×20)×2.65×1.58 MPa
=71.3MPa [σF]1 =309MPa
σF2=σF1×YFa2YSa2/ YFa1 YSa1=71.3×2.236×1.754/(2.65×1.58) MPa
=66.8MPa[σF] 2=291 MPa
齿根弯曲强度校核合格。
10、计算齿轮的圆周速度V齿轮 ：V齿轮=πd1n1/(60×1000)=0.94m/

小齿轮选用45钢,调质处理
大齿轮选用45钢,正火调质处理

Z1=20
Z 2 =66
K=1.2
=1.0

[σH]1=532MPa
[σF]1=309MPa

[σH]2=491MPa
[σF]2=291MPa
T1=44344N•mm

=189.8

m=2.5mm

d 1 =50mm
d 2 =165mm
d a1=55mm
d a2=170mm
a=107.5mm
b2=50mm
b1=60mm

σF1 =71.3MPa

σF2=66.8MPa

V齿轮=0.94m/s

七、轴的设计
结 果
（一）输出轴的设计计算
1、轴的设计要求
在进行轴的设计时,为了保证其具有足够的工作能力,必须根据使用条件对轴进行强度计算；对于有刚度要求的轴,还要进行刚度计算；对于高速运转的轴,要进行震动稳定性的计算。但对于一般的机械设备中的轴,因转速不高,只要保证强度或刚度要求就行了。另外,还要根据装配、加工等具体要求,合理的进行轴的结构设计。
2、轴的材料的选择
由于工作时轴上的应力多为交变应力,所以轴的失效一般为疲劳断裂,因此轴的材料首先应有足够的疲劳强度；对应力集中敏感性低；还应满足刚度、耐磨性、耐腐蚀性的要求了,并具有良好的加工性。轴的常用材料主要有碳钢、合金钢、球墨铸铁、和高强度铸铁。
因此,轴的材料选择为45钢,调质处理。查【1】(P224表15-1)可知：
强度极限σb=650MPa,屈服极限σs=360MPa,许用弯应力[σ]=60 MPa,
硬度217～255 HBS。
3、按扭转强度估算轴的最小直径
轴径d的设计计算公式为
d≥A(P2/n2) 1/3
查【1】(P230表15-3),取A=115,代入上面公式,得: d≥28mm
考虑键槽影响以及联轴器孔径系列标准,将直径增大5%,则
d=28×(1+5%)mm=29.4mm
取d=30mm合适。
因此,可取最细的轴径d1=30mm。
4、轴的结构设计
(1) 轴上零件的定位,固定和装配
  单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,联接以平键作过渡配合固定,两轴承分别以轴肩和大筒定位,则采用过渡配合固定。
(2) 确定轴各段直径
绘制轴的计算简图

图7.1 输出轴的结构图
查【2】(P42),定位轴肩：当直径变化时为了固定轴上零件或承受轴向力时,其轴肩高度要大些,如图7.1中的d1与d2,d4与d5, d6与d7的轴肩. 查【1】(P226表15-2),可知,为保证零件与定位面靠紧,轴上的过度圆角半径r应小于轴上的零件圆角半径R和倒角C。一般取定位轴肩高度a=(0.07～0.1)d,轴环宽度b1.4a。
所以,d2= d1+2(0.07～0.1)d1=33.8～36mm 取：d2=34mm
查【2】(P42),有配合或安装标准件的直径：轴上有轴、孔配合要求的直径,如图7.1所示的安装齿轮和联轴器处的直径d4、d1,一般应取标准值(见查【2】表10-7表14-1)。另外,安装轴承及密封元件处的轴径d2、d7和d3 ,应与轴承及密封元件孔径的标准尺寸一致(查【2】表13-2和表17-5)。
查【2】(P43),非定位轴肩：轴径变化仅为装拆方便时,相邻直径要小些,一般为(1～3)mm,如图7-1中的d2与d3,d3与d4,d5与d6处的直径变化。
因此,由初算并考虑键影响及联轴器孔径方位等,d1=30mm,考虑前面所述决定径向尺寸的各种因素,其他各段直径可确定为：
求d3： 齿轮和左端轴承从左侧装入,考虑装拆方便以及零件固定的要求,装轴处d3应大于d2,
所以,d3=d2+(1～3)=35mm～37mm ，取d3=35mm。
求d4：为便于齿轮装拆与齿轮配合处轴径d4应大于d3，
所以,d4= d3+(1～3)=38mm～40mm
d4处安装齿轮一般取标准值,查【2】(P97表10-7).可知取d4=40mm。
求d5：考虑在d4与d5处用轴肩实现轴向定位，
所以，d5=d4+2(0.07～0.1)d4=45.6mm～48mm ，取d5=46mm。
求d7：满足齿轮定位的同时,还应满足右侧轴承的安装要求,根据选定轴承型号确定.右端轴承型号与左端轴承相同,取d7=35mm
求d6：d6与d7用轴肩实现轴向定位,齿轮在左端用轴环定位,轴环直径d6,
所以，d6=d7+2(0.07～0.1)d7=39.9mm～42mm，取d6=42mm。
(3)选择轴承型号
由于d7和d3两处都安装轴承,且d7=35mm,初选深沟球轴承,查【2】(P130表13-2),可知,轴承代号可为6007,轴承宽度B=14mm,安装尺寸为damin=41mm。所以d6 =41mm。
(4)确定轴各段的长度
如图7.1中d4、d1、d7处的长度由齿轮、联轴器的轮毂宽度及轴承宽度确定。轮毂宽度L0与孔径有关,查【2】(P43).知,一般情况下,轮毂宽度L0=(1.2～1.6)d,最大宽度Lmax(1.8～2)d,轮毂过紧则轴向尺寸不紧凑,装拆不便,而且键连接不能过长,键长一般不大于(1.6～1.8)d,以免压力沿键长分布不均匀现象严重.轴上零件靠套筒或轴端挡圈轴向固定时,轴段长度L应较轮毂宽L0短(2～3)mm,以保证轴上零件定位可靠.因此可以得到
L1=(1.8～2)d-2=(1.8～2)×30-3=51mm～57mm
取 L1=52mm
L4=(1.2～1.6)d4-3=(1.2～1.6)×40-3=45mm～61mm
取 L4=48mm
因为轴端倒角45度,所以 ，L7=B+2=16mm。
考虑齿轮端面和箱体内壁,轴承端面和箱体内壁的距离取为2mm(采用脂润滑),取套筒长L套筒 =16mm；所以 ， L3= B+L套筒+2=16+16+2=34mm。
齿轮位于轴的中间,即L5+ L6=L套筒,所以可得L5=6mm,L6=10mm。
在图7.1中,L2与箱体轴承座孔的长度、轴承的宽度及伸出轴承盖外部分的长度.轴承座孔及轴承的轴向位置和宽度在前面已确定。此次设计的为凸缘式轴承盖,查【2】(表4-15),伸出端盖外部分的长度LB与伸出端安装的零件有关,与端盖固定螺钉的装拆有关,查【2】(P44)。可取B(3.5～4) d3螺钉,此处d3为轴承端盖固定螺钉直径,轴上零件不影响螺钉等的拆卸,查【2】(P44),这时可取LB=(0.15～0.25) d3螺钉。由装拆弹性套销距离B确定(B值可由联轴器标准查出).轴承盖轴段长应根据轴承盖的宽度,并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定。
查【2】(P21),可知
地脚螺栓直径：df=0.036a+12=0.036×107.5+12=15.87mm
轴承盖螺钉直径：d3螺钉=(0.4～0.5) df =6.348mm～7.935mm ， 取 d3螺钉=7mm
所以LB=(0.15～0.25) d3螺钉=1.05～1.75mm.取LB=1.5mm。
查【2】(P37表4-15).可知：e=(1～1.2)d3螺钉=7mm～8.4mm
取e=8mm,同时取m=16.5mm。
则 L2 =e+m+LB=8+16.5+1.5=26mm
由上述轴各段长度可算得轴支承跨距：L=L3+L4+L5+L6=60+34+6+10=110mm
5、求作用在轴上的外力和支反力
根据轴系机构图绘制轴的计算简图,如图7.2(a)(b)(c)(d)(e)

图7.2 轴的强度计算
轴上所受的外力有：作用在齿轮上的两个分力,圆周力和径向力,方向如图所示；作用在齿轮和半联轴器之间轴段上的扭矩为T。
(1)、求转矩：T2 =9.55P2/n2=9550×1.59/109.10=138.45N•m
(2)、求分度圆直径：已知: d 2=165mm
(3)、求圆周力：Ft=2T2/d2=1678.2 N
(4)、求径向力：Fr=Ft·tanα=1678.2×tan200 N=610.8N
将作用在轴上的力向水平面和垂直面分解,然后按水平和垂直面分别计算.
.垂直面的支反力(见图7.2(b))
RAV=RBV=Fr/2=610.8/2=305.4N
.水平面上的支反力(见图7.2(c))
RAH=RBH=Ft/2=1678.2/2=839.1N
6、作弯矩图
(1).作垂直弯矩图(见图7.2(b))
垂直面上截面的D处的弯矩
MDV=-RAV×(L3+L4+L5)/2=-305.4×110/2N•mm=-16797N•mm
(2).作水平面弯矩图(见图7.2(c))
MDH=RAH×(L3+L4+L5)/2=839.1×110/2N•mm=46150.5N•mm
(3).作合成弯矩图(见图7.2(d))
把水平面和垂直面上的弯矩按矢量和合成起来,其大小为:
MD=(MDV2+MDH2)1/2=(167972+46150.52)1/2N•mm =49112.2N•mm
4).作扭矩图(见图7.2(e))
扭矩只作用在齿轮和半联轴器中间平面之间的一段轴上，T=T2=138.45N•m。
6.校核轴的强度
轴在D处截面处的弯矩和扭矩最大,故为轴的危险截面,轴单向转动,扭矩可认为按脉动循环变化,故取折合系数。轴的材料为45钢,调质处理,查【1】(P224表15-1),得[σ]=60MPa。
[49112.22+(0.6×138450)2]1/2/(0.1×403)MPa
=15.1MPa=60MPa
由此可知,轴的强度满足要求。
（二）输入轴的设计

1、选择轴的材料
与输出轴选材一样,选择45钢,调质处理。
2.齿轮上作用力的计算
(1)转矩已知：T1=9.55P1/n1=9550×1.66/357.5=44344 N·mm
(2)分度圆直径已知：d 1=50mm
(3)求圆周力：Ft=2T1/d1=1773.8 N
(4)求径向力：Fr=Ft·tanα=1773.8×tan200 N=645.6N
3.按扭转强度估算轴的最小直径
轴径d的设计计算公式为：d≥A(P1/n1) 1/3
查【1】(P230表15-3),取A=115,代入上面公式,有 ：d>=19.2mm
查【1】(P230),上式求出的直径为轴的最小直径,即外伸轴段直径,需要圆整为标准直径,与标准件相配是应与标准件相一致。当轴上开有键槽时,轴径还应增大5%～7%(一个键槽)或10%～15%(两个键槽),因为外伸轴段上有一个键槽。所以,取d1=19.2(1+5%)=20.16mm
查【2】(P139表14-1),可知：取最细的轴径 d1=20mm
4、轴的结构设计
(1)确定轴上零件的位置和固定方法
单级减速器中,可以将齿轮安排在箱体中央,轴承对称布置在齿轮两边.轴外伸端安装联轴器,齿轮靠油环和套筒实现.轴向定位和固定,靠平键和过盈配合实现周向固定,两端轴承靠套筒实现轴向定位,靠过盈配合实现周向固定 ,轴通过两端轴承盖实现轴向定位,联轴器靠轴肩平键和过盈配合分别实现轴向定位和周向定位.
(2)确定轴的径向尺寸
查【2】(P42),定位轴肩：当直径变化时为了固定轴上零件或承受轴向力时,其轴肩高度要大些,如图7.3中的与,与,与处的轴肩. 查【1】(P226表15-2),定位轴肩高度a=(0.07～0.1)d,轴环宽度b1.4a.
查【2】(P42),有配合或安装标准件的直径：轴上有轴、孔配合要求的直径,如图7.3所示的安装齿轮处的直径,一般应取标准值(见查【2】P97表10-7).另外,安装轴承及密封元件处的轴径、和 ,应与轴承及密封元件孔径的标准尺寸一致(见查【2】表13-2和表17-5).
查【2】(P43),非定位轴肩：轴径变化仅为装拆方便时,相邻直径要小些,一般为1～3mm.如图7.3中与、与、与的轴径变化.
由以上可知 ：d1=20mm，
d2=d1+2(0.07～0.1)d1=22.8mm～26mm ， 取d2=24mm。
d3=d2+(1～3)=25mm～27mm ， 取d3=25mm。
d4=d3+(1～3)=26mm～28mm ， 取d4=28mm。
d5=d4+2(0.07～0.1)d4=31.92mm～33.6mm ， 取 d5=32mm。
d7=d3=25mm 。
d6=d7+2(0.07～0.1)d7=28.5mm～30mm ， 取d6=30mm。
3)选择轴承型号
由于和两处都安装轴承,初选深沟球轴承,查【2】(P130表13-2),可知,轴承代号为6005,轴承宽度B=12mm,安装尺寸为damin=30mm所以可知d6=30mm。
(4)确定轴的轴向尺寸
由轴上安装零件确定的轴段长度,如图7.3中、、处由带轮轴、齿轮的轮毂宽度及轴承宽度确定.查【2】(P43)知,一般情况下,轮毂宽度L=(1.2～1.6)d,最大宽度Lmax(1.8～2)d,轮毂过紧则轴向尺寸不紧凑,装拆不便,而且键连接不能过长,键长一般不大于(1.6～1.8)d,以免压力沿键长分布不均匀现象严重.轴上零件靠套筒或轴端挡圈轴向固定时,轴段长度应较轮毂宽L短(2～3)mm,以保证轴上零件定位可靠.
所以,L1=(1.8～2)d-3=(1.8～2)×20-3=33mm～37mm , 取 L1=36mm。
L4=(1.2～1.6)d4-2=(1.2～1.6)×28-2=31.6mm～42.8mm，取 L4=42mm。
因为轴端倒角45度,所以L7=B+2=14mm.
考虑齿轮端面和箱体内壁,轴承端面和箱体内壁的距离取为2mm(采用脂润滑),取套筒长L套筒=16mm；所以
L3=12+16+2=30mm
齿轮位于轴的中间,即L5+ L6= L套筒,所以可得L5=6mm,L6=10mm。
查【2】(P21),可知：
地脚螺栓直径、轴承盖螺钉直径与输出轴的相同： df=15.87mm ,d3螺钉=7mm 。
所以LB=(0.15～0.25) ，d3螺钉=1.05～1.75mm.取LB=1.5mm。
查【2】(P37 表4-15).可知：e=(1～1.2)d3螺钉=7mm～8.4mm，取e=8mm,同时取m=16.5mm。
所以 ,L2 =e+m+LB=8+16.5+1