湖南工业大学的机械专业课程设计项目说明指导书.doc

机 械 设 计 基 础
课程设计阐明书

带式输送机传动系统设计

——单级直齿圆柱齿轮减速器

起止日期： 年 06月 30 日 至 年 07 月 06日

学生姓名

班级
班
学号

成绩

指引教师(签字)

机械工程学院
07月 05 日
湖南工业大学
课程设计任务书
-第二学期
包装与工程学院 学院（系、部） 印刷工程 专业 1103 班
课程名称： 机械设计基本课程设计
设计题目： 带式输送机传动系统设计 — 单级圆柱齿轮减速器
完毕期限：自 年 06 月 30 日至 年 07 月 06 日共 1 周

内
容
及
任
务

一、传动装置简图

二、原始数据
带圆周力F/N
带速v（m/s）
滚筒直径D/mm
1500
1.70
270
三、工作条件
两班制(每班工作8h)，使用年限8年，大修期为2～3年,常温持续单向运转，载荷平稳，中批量生产，运送带速度v容许误差为±5%,三相交流电压为380/220V。
三、设计任务
1、传动系统总体设计； 传动零件设计计算；减速器构造、润滑和密封；减速器装配图设计；设计计算阐明书编写。
2、每个学生应在教师指引下，独立完毕如下任务：
（1）减速器装配图1张；（2）设计阐明书一份。
进度
安排
起止日期
工作内容
.06.30～07.2
传动系统总体设计；传动零件设计计算
.07.03～07.05
减速器装配图设计、整顿阐明书
07.06
交阐明书、图纸等
重要
参照
资料
[1] 刘扬等.机械设计基本.北京：清华大学出版社，北京交通大学出版社，.12.
[2] 银金光等.机械设计课程设计.北京交通大学出版社，.11.
有关国标、设计手册等
指引教师（签字）： 吴子红 05月 30 日
系（教研室）主任（签字）： 月 日
前言
柳青曾经说过：人生道路是漫长，但在核心处只有几步，特别是当你年轻时候。
机械课程设计是培养学生具备机械设计能力技术基本课程。课程设计则是机械设计课程设计实践性教学环节，同步也是高等工科院校大多数专业学生第一次全面设计能力训练，其目是：
1. 通过课程设计时间，树立对的设计思想，增强创新意识，培养综合运用机械设计课程和其他课程理论与实际只是去分析和解决机械设计问题能力。
2. 学习机械设计普通办法，掌握机械设计普通规律。
3. 通过制定设计方案，合理选取传动机构和零件类型，对的计算零件工作能力，拟定尺寸及掌握机械零件，以及全面考虑制造工艺，使用和维护规定，之后进行构造设计，打到理解和掌握机械零件。机械传动装置或简朴机械设计过程和办法。
4. 学习进行机械设计基本技能训练。计算、绘图、查阅设计资料柜和手册、运用原则和规范等。
路漫漫其修远兮，吾将上下而求索。

目 录
课程设计任务书 ..........................................2
前言.....................................................3
第一章 传动方案分析与拟定 .............................5
第二章 选取电动机 .......................................7
第三章 传动比及其分派 ...................................8
第四章 传动装置运动及动力参数计算......................8
第五章 V带传动设计 ......................................9
第六章 齿轮传动设计......................................10
第七章 轴设计..........................................12
第八章 轴承设计 .......................................18
第九章 键连接选取和校核 ...............................19
第十章 联轴器选取 .....................................20
第十一章 箱体构造设计 .................................20
第十二章 减速器附件选取 ...............................21
第十三章 润滑与密封 ...................................26
课程设计总结.............................................28
参照文献.................................................28
设计计算及阐明
成果
第一章 传动方案分析与拟定
1、 原始数据
带圆周力F/N
带速v（m/s）
滚筒直径D/mm
1500
1.70
270

2、工作条件
两班制，使用年限，保修期为2—3年，常温持续单向运转，载荷平稳，中批量生产，运送带速度容许误差为±5%
3、传动方案选取
（a）
(b)
(c)
图1-1 传动方案对比图
依照规定有图1-1 示三种方案，当前对三种方案进行对比，
选取最合理方案。（a）传动方案包括V 带传动和单级圆柱齿轮
减速器。带传动承载能力较低，在传递相似转矩时，构造尺寸
较啮合传动大，带传动具备传动平稳，吸振等特点，可以起过载
保护。（b）传动方案包括蜗杆涡轮减速器，蜗杆涡轮构造紧凑，
工作平稳，传动比比较大，并且涡轮传动效率不高，长期持续工
作不经济,不适合此设计方案。（c）传动方案包括同步带传动和
单级圆柱齿轮减速器制造和安装精度规定较高，中心距规定较
严，广泛应用于规定传动比精确中、小功率传动中。依照上述
各种方案优缺陷选取方案（a），详细如图1-2 示：

图1-2 本设计传动方案图
1-联轴器；2-滚动轴承；3-齿轮；4-V 带传动；
5-滑动轴承；6-电动机；7-卷筒；8-运送带

第二章 电动机选取
1、选取电动机类型和构造形式
依照电源种类，工作条件，工作时间长短及载荷性质，大小，起动性能和过载状况等条件来选取电动机，普通选用Y 系列三相交流异步电动机，构造是全封闭自扇冷式笼型，合用于电源电压为380V 无特殊规定机械上。
2、电动机容量选取
依照公式，Pw 有效功率为：Pw=FV/1000(kW) （2-1） 将v=1.70m/s，F=1500N 代入 式（1-1）得：Pw=2.55kW。
查【2】表3-3，可知：
η1 ----V 带传动效率0.95
η 2----滚动轴承传动效率0.99
η3 ----8级圆柱齿轮传动效率0.97
η4----联轴器传动效率0.99
η5 ----运送机滚筒效率0.96
由上知：
η=η1带×η2轴承×η3齿轮×η4联轴器×η5滚筒 （2-2）
η= 0.95×0.99×0.99 ×0.97 ×0.99 ×0.96
=0.86
由 Pd=Pw/η （2-3），知
工作时，电动机所需功率为：
Pd=Pw/η=2.55/0.86=2.97kw
查【2】表12-1可知，满足Pd≤Pe(额定功率)条件Y系列三相交流异步电动机额定功率Pe应取3kw。
2、 电功机转速选取：依照已知条件，可得输送机滚筒工作转速nw为：
nw=60000v/πD （2-4）
代入数据得：
nw=60000×1.70/（π×270）=120.31 r/min
查【2】3-4可知，圆柱齿轮传动比范畴是3～5,V带传动传动比为2～4，因此总传动比6～20.故电动机转速可选范畴为:
nd=nw*(6～20)=（6～20）×120.31
=(721.86～2406.2)r/min（2-5）
符合这一范畴同步转速有750 r/min、1000 r/min、1500r/min 。由于750r/min 无特殊规定下不使用，
1000r/min 和1500r/min 使用广泛。查【2】表12-1可知，相应于额定功率Pe为3kw电动机型号分别为 Y100L2-4型和 Y132S-6型。现将这两种型号电动机关于数据列于下
表2-1中。

表2-1 方案比较
方案号
电动机型号
额定功率
/ kw
同步转速
/(r/min)
满载转速
/(r/min)
一
Y100L2-4
3.0
1500
1420
二
Y132S-6
3.0
1000
960
由 i=nm/nw 知，方案一传动比i=11.80，而方案二传动比i=7.98。
通过上述方案比较可以看出方案一转速较高，质量轻，价格低，总传动比更适合单级减速器， 且价格低、成本较低，故选方案一较为合理。
Y100L2-4型，由【2】表12-2得电动机中心高H=100m,轴伸出某些用于装轴器轴段直径和长度分别为D=28mm和E=60mm。
第三章、传动比及分派
1、计算总传动比
依照电动机满载转速nm 和工作机所需nw，按下式计算，
机械传动总传动比：i=nm/nw （3-1）
nm =1420 r/min
nw=120.31 r/min
代入数据，i=11.80
在该方案中，只有V 带和圆柱齿轮传动，故i=i 带×i 齿 （3-2）
查【2】表3—4，i 带，i 齿有同步要满足条件，取i 齿==4，i 带=i/i 齿，则i 带=2.95。

第四章 传动装置运动及动力参数计算
0轴（电动机轴）：
n0=nm=1420r/min
P0=Pd=2.97 kW
T0=9550 P0/ n0=19.70 N·m
Ⅰ轴（减速器高速轴）：
n1= n0/i带=1420/2.95=488.4r/min
P1=P0×η0Ι=2.97×0.95=2.82kW
T1=9550P1/ n1=55.14N·m
Ⅱ轴（减速器低速轴）：
n2= n1/i齿=488.4/4=122.1r/min
P2=P1×ηⅠⅡ=2.82×0.99×0.97=2.71 kW
T2=9550P2/ n2=211.96 N·m
Ⅲ轴（输送机滚筒轴）：
n3= n2/1=122.1r/min
P3= P2×ηⅡⅢ=2.71×0.99×0.99=2.66 kW
T3=9550P3/ n3=208.05N·m
将上述计算成果列于下表，以供查用。
表4-1传动系统运动和动力参数

轴号
电动机
一级圆柱齿轮减速器
0轴
I 轴
II 轴
III 轴
转速n/(r/min)
1420
488.4
122.1
112.1
功率P/(kw)
2.97
2.82
2.71
2.66
转矩T/( N·m)
19.70
55.14
211.96
208.05
传动比i
2.95
4
1

第五章 V带传动设计
1、拟定计算功率
由公式Pc= K AP可拟定计算功率Pc
公式中：P—所需传递额定功率，kW
KA—工作状况系数
依照原动机工作条件，查【1】表10-7得 K A=1.2
Pc=1.2×3=3.6 kW (5-1)
2、选取V带带型号
依照Pc=3.6kW 和小带轮转速n1=1420r/min ，查【1】
图10-8选定V带型号为普通A型。
3、拟定带轮基准直径并验算带速
（1）初选小带轮基准直径dd1
查【1】图10-8可知，小带轮基准直径推荐值为80—100mm，
查【1】表10-8 取小带轮基准直径为dd1=100m
（2）验算带速
由公式：V=dd1n1π/60000=dd2n2π/60000(m/s) （5-2）
计算可知 ，v=7.43m/s
普通条件下v 应控制在5m/s—25m/s,可知带速适当。
（3）计算并拟定大带轮基准直径dd2
dd2=dd1i=dd1n1/n2==290.7mm
由上式计算出来dd2值，由查【1】表10-8中，取dd2=280mm
实际传动比i=265/90=2.94
误差为（2.94-2.91）/2.91×100%=1.03%<5%
4、拟定V带中心距a和基准长度Ld，并验算小带轮包角
（1）由公式
0.7（dd1+dd2)≤ a0≤2(dd1+dd2) (5-2)
可以算出266mm≤ a0≤ 760mm，初取中a0=650mm。
（2）由公式：
L0=2a0+π（dd1+dd2)/2+（dd1−dd2)2/4a0 (5-3)
可以算出L0=1909 mm.
查【1】表10-2，取Ld=mm。
依照公式：a≈a0+（Ld−L0)/2 (5-4)
可以算出a=695.5 mm
⑶ 验算小带轮包角α1，由公式α1=180̊̊̊−57.3̊（dd2−dd1)/a ×57.3 （5-5）
计算可知α1=165.17>120°（符合小带轮包角α1规定）
5、计算V带根数Z
查【1】表10-4，由线性插值法可得
P0=0.93+0.14*(1420-1200)/(1450−1200)=1.05kW
查【1】表10-5，由线性插值法可得
ΔP=0.15+0.02*（1420-1200）/（1460-1200）=0.17 kw
查【1】表10-6，由线性插值法可得
Ka=0.95+0.03*（151.35°-160°）/(170°−160°)=0.924
查【1】表10-2，可得KL=1.03
由公式Z=Pc/[P0]=Pc/[(P0+ ΔP0)KaKL] （5-6）

代入上面数据，可知Z=3.1(根) 取整数，故Z=3根。
6、计算单根V带预紧力F0
查【1】10-1可以查到A型带单位长度质量q=0.10kg/m，
由公式F0=500(2.5/Ka−1)Pc/(Zv)+qv2 （5-7）
代入数据求得F0=143.26N
7、计算V带对轴压力Q
依照公式Q=2ZF0sin(a1/2) （5-8）
=852.37N
代入数据计算可得 Q=852.37N

第六章 原则圆柱直齿轮传动设计
1、选取齿轮材料、热解决办法
依照工作条件，采用减速器是闭式软齿面传动。查【1】表12-1得：
小齿轮 45 钢 调质解决 HBS1=250
大齿轮 45 钢 正火解决 HBS2=200
2、拟定材料许用接触应力
查【1】表12-6，两实验齿轮材料接触疲劳极限应力分别为：
σHlim1=480+0.93(HBS1−135)=586.95MPa
σHlim2=480+0.93(HBS2−135)=540.45MPa
查【1】表12-7，接触疲劳强度最小安全系数SHlim=1.0，则两齿轮材料许用接触应力分别为：
[σHl]=σHlim1/SHlim=586.95MPa
[σH2]=σHlim2/SHlim=540.45MPa
3 、依照设计准则，按齿轮接触疲劳强度进行计算
由公式 d1≥[(KT1/ϕ)*(u+1)/u*[3.54*ZE/[ Q
H]]2]1/3 （6-1）
式中：u为齿数比4；
小齿轮转矩T1=55140N⋅mm;
查【1】12-3，取载荷系数K=1.1 ；
查【1 】12-4 ，查取弹性系数ZE=(189.8)(MPa)1/2 ；
依照闭式软齿面齿轮传动普通取0.3~1.4 ，这里取齿宽系数ϕd=1;
[ QH] 以较小值[QH2]=540.45MPa带入。 故
d1≥[(ΚΤ1/ϕ)∗(u+1)/u*[3.54*ZE/[QH]]2]1/3 （6-2）
将数据代入，得：d1》=45.26mm
4、几何尺寸计算
齿数：由于采用闭式软齿面传动，小齿轮齿数推荐值Z1= 20~40，取 Z1= 24 ；
则 Z2= Z1×i齿=96
实际齿数比u= Z2/Z1=3.98
模数： m = d1/Z1=1.88mm
查【1】表5-1，将m转换为原则模数，取m=2
中心距：a=m(Z1+Z2)/2=2*（30+120）/2
=120mm
齿宽：b2=ϕdd1=45.26mm 取整b2=45
b1=b2+(5 ~ 10)=(65 ~ 70)mm，取b1=52mm
5、校核齿根弯曲疲劳强度F
由校核公式：σF=2KT1YFYS/bd1m （6-2）
查【1】表12-5，两齿轮齿形系数、应力校正系数分别为：
Z1= 24时，YF1=2.65 YS1=1.58
Z2=96时,用线性插值法
YF2=2.218
YS2=1.774
查【1】表12-6，两实验齿轮材料弯曲疲劳极限应力分别为：
σFlim1=190+0.2(HBS1−135)=213MPa
σFlim2=190+0.2(HBS2−135)=203MPa
查【1】表12-7，弯曲疲劳强度最小安全系数SFlim=1.0，两齿轮材料许用弯曲疲劳应力分别为：
[σF1]=σFlim1/SFlim=213MPa
[σF2]=σFlim2/SFlim=203MPa
将上述参数分别代入校核公式，可得两齿轮齿根弯曲疲劳应力分别为：
σF1=2KT1YF1YS1/（bd1m）=124.76MPa<[σF1]=213MPa
σF2=2KT1YF2YS2/（bd1m）=117.24MPa<[σF2]=203MPa
因此，两齿轮齿根弯曲疲劳强度均足够。
6、齿轮其她尺寸计算
分度圆直径d1=mz1=48mm
d2=mz2=192mm
齿顶圆直径：da1=d1+2ha=52mm
da2=d2+2ha=196mm
齿根圆直径：df1=d1−2hf=43mm
df2=d2−2hf=185mm
中心距： a=120mm
齿宽： b1=52mm，b2= 45mm
7、齿轮圆周速度
V=πn1d1/（60*1000）=1.16 m/s
查【1】表12-2，这里选取齿轮精度为8级。

第七章 轴设计
1、输出轴（低速轴）设计
（一）选取轴材料和热解决办法，并拟定许用应力
设计需要为普通用途，中小功率减速器，选用45钢正火解决。查【1】16-1，σb=600MPa,查【1】 16-5得[σb]-1=55MPa
（二）估算轴最小直径
查【1】 16-2 ，取A=110，依照查【1】公式16-1得
d≥Α(P/n)1/3=110×(2.71/122.1)^1/3=31.91mm，考虑轴端有一键槽，将上述轴径增大5% ， 即31.91×1.05=32.46mm，
查【1】 表16-3可知，选用最小直径应为35.5.
（三）轴构造设计并绘制构造草图
（1）轴上零件定位，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）拟定轴各段直径和长度
绘制轴计算简图

图7-1
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d1与d2， d4与d5，d6 与d7轴肩。查[1] 图16-11，可知,为保证零件与定位面靠紧，轴上过度圆角半径r应不大于轴上零件圆角半径R和倒角C。普通取定位轴肩高度h=(0.07～0.1)d，轴环宽度b≥1.4h。
查[2],有配合或安装原则件直径：轴上有轴、孔配
符合规定直径，如图7-1所示安装齿轮和联轴器处直径d4，d1。普通应取原则值(见查[1]表16-3)。此外，安装轴承及密封元件处轴径d2 ，d7和d3，应与轴承及密封元件孔径原则尺寸一致。
查[2]（P43），非定位轴肩：轴径变化仅为装拆以便时，相邻直径要小些，普通为（1～3）mm，如图7-1 中d2与d3，d3与d4，d5与d6处直径变化.因而，由初算并考虑键影响及联轴器孔径方位等，d1=35.5mm，考虑前面所述决定径向尺寸各种因素，其她各段直径可拟定为：考虑在d2处联轴器用轴肩实现轴向定位，因此
d2=d1+2×(0.07～0.1)d1=40.47～42.6mm
取 d2=42.5mm。
齿轮和左端轴承从左侧装入，考虑装拆以便以及零件固定规定，装轴处d3应不不大于d2。因此：
d3=d2+(1～3)=43.5～45.5mm，d3要满足轴承基本型号，
故选d3= 45mm(满足轴承基本型号)
为便于齿轮装拆与齿轮配合处轴径d4应不不大于d3,因此，d4=d3+(1～3)=46～48mm，d4处安装齿轮普通取原则值，查[1]表16-3。可知，取 d4=47.5mm。
考虑在d4与d5处用轴肩实现轴向定位，因此，d5=d4+2×(0.07～0.1)d4=54.15～57mm，取 d5=55 mm。
满足齿轮定位同步,还应满足右侧轴承安装规定,依照选定轴承型号拟定.右端轴承型号与左端轴承相似,取 d7=45mm。
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，依照轴承安装直径，,，查手册取 d6=52mm.
（3）选取轴承型号
由于d7和d3两处都安装轴承，初选深沟球轴承，查[2]
表15-4，可知，轴承代号为6209，轴承宽度B=19mm，安装尺
寸为damin =52mm，因此可知d6=52mm。
（4）拟定各轴长度
如图7-1中d4、d1、d7处长度由齿轮、联轴器轮毂宽度及轴承宽度拟定.轮毂宽度l与孔径关于，普通状况下，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，并且键连接不能过长，键长普通不不不大于(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期，轴段长度l应较轮毂宽l`短2～3mm，以保证轴上零件定位可靠。
由于d1= 35.5mm，
l1=(1.2～1.6)×d1-2=(1.2 ～1.6)×35.5-2=40.6～54.8mm
取 l1=42mm；
l4=(1.2～1.6)×d4-2=(1.2～1.6)×47.5-2=55～74mm.
取 l4=60mm；
由于轴端倒角45 度，l7=B3+1=19+1=20mm
考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁距离，取套筒长l封油环=23mm；因此l3=B3 +l封油环+（1~3）=19+1+2=42mm；
齿轮位于轴中间，取l5=10mm（b≥1.4h），l6=11mm。
在图7-1中，l2与箱体轴承座孔长度、轴承宽度及伸出
轴承盖外某些长度.轴承座孔及轴承轴向位置和宽度在前面已拟定。本次设计为凸缘式轴承盖，伸出端盖外某些长度B,l 与伸出端安装零件关于，与端盖固定螺钉装拆关于，查关于表格可取B≥ (3.5～4)d3，此处d3为轴承端盖固定螺钉直径， 轴上零件不影响螺钉等拆卸， 查关于表格， 可取lB=(0.15~0.25) d3.由装拆弹性套销距离B拟定(B值可由联轴器原则查出). 轴承盖轴段长应依照轴承盖宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定.
查【2】，可知地脚螺钉直径：df=0.036a+12 =0.036×150+12=17.4mm ，取 df=16mm；
轴承盖螺钉直径：d3=(0.4~0.5)df=(0.4~0.5)×16mm=6.4~8mm，取 d3=8mm；
因此lB=(0.15~0.25)d3=1.2～2mm，取lB= 2mm；
有：e = (1~1.2)d3= (1~1.2)×8mm= 8~9.6mm
取e= 9mm，同步取m= 23mm. 则l2=e+m+lB= 34mm
由上述轴各段长度可算得轴支承跨距：
L= l3+l4+ l5+l6=42+60+9+11=122mm
（四）求作用在轴上外力和支反力
（1） 依照轴系机构图绘制轴计算简图如图7-2（a）
轴上所受外力有：作用在齿轮上两个分力，圆周力Ft和径向力Fr，方向如图所示；作用在齿轮和半联轴器之间轴段上扭矩为T2。

已知：T=211.96N.m=211960N·mm
已知：d=192mm（齿轮传动设计中已算出分度圆直径）
求圆周力：Ft=2T2/d2=2207.92Ν
求径向力：Fr
Fr=Fttanα/cosβ=803.62Ν
（2） 将作用在轴上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支反力（见图7-2（b））
RAV= RBV=Fr /2=401.8N
水平面上支反力（见图7-2（c））
RAH= RBH=Ft /2=1103.96N
（3） 作弯矩图
作垂直弯矩图（见图7-2（b））
垂直面上截面D 处弯矩
MDV=−RAV×L/2=24510.41N⋅mm
作水平面弯矩图（见图7-2（c））
MDH=−RAH×L/2=67341.56N.mm
作合成弯矩图（见图7-2（d））
把水平面和垂直面上弯矩按矢量和合成起来，其大小为MD= (MDV2+MDH2）^1/2=71663.42mm
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一段轴上。
（五）校核轴强度
轴在D处截面处弯矩和扭矩最大，故为轴危险截面，轴
单向转动，扭矩可以为按脉动循环变化，故取折合系数α = 0.6 . 轴材料为45钢，正火解决，查[1]表16-1及表16-5，得：[σb]-1=55 MPa
有由σca=（MD^2+（σT2）^2）^1/2/W=32.96 MPa
又32.96.MPa≤[σb]-1=55 MPa
由此可知，轴强度满足规定.
3、输入轴（高速轴）设计

图7-3 输入轴构造
（一）选取轴材料
与输出轴选材同样。选用45钢正火解决。查【1】表16-1 得σb=600MPa,查【1】 16-5得[σb]-1=55MPa
（二）齿轮上作用力计算
T=55140N.mm
已知：d=48mm
求圆周力：Ft Ft=2T/d=2297.5Ν
求径向力： Fr=Fttanα= 836.22Ν
将作用在轴上力向水平面和垂直面分解，然后按水平和垂直面分别计算:
垂直面支反力
RAV= RBV=Fr /2=1148.75N
水平面上支反力（见图7-2（c））
RAH= RBH=Ft /2=1838/2N=418.11N
（三）按扭转强度估算轴最小直径
轴径d设计计算公式为：d≥Α(P1/n1)1/3
查[1] 16-2，取A=110，代入上面公式，有d≥19.73mm
上式求出直径为轴最小直径，即外伸轴段直径，需要圆整为原则直径，与原则件相配是应与原则件相一致。当轴上开有键槽时，轴径还应增大5%～7%(一种键槽)或10%～15%(两个键槽) ， 由于外伸轴段上有一种键槽。因此， 取D1=20.79mm。
查[1]表16-3，可知取 D1=23.6mm。
（四）轴构造设计
（1）拟定轴上零件位置和固定办法
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）拟定轴径向尺寸
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1与2，4与5，处轴肩。定位轴肩高度a=(0.07～0.1)d，轴环宽度b≥1.4a。查阅关于资料获得配合或安装原则件直径，轴上有轴、孔配合规定直径，如图7-3所示安装齿轮处直径4，普通应取原则值。此外，安装轴承及密封元件处轴径2，5和3应与轴承及密封元件孔径原则尺寸一致。非定位轴肩：轴径变化仅为装拆以便时，相邻直径要小些普通为1～3mm.如图7-3中2与3、3与4轴径变化。
由以上可知，D1=28mm
D2 = D1+2×(0.07～0.1) D1=26.904mm～28.32mm
取 D2=28mm
D3= D2+(1～3)=29～31mm
取 D3=30mm
D4= D3+(1～3)=31～33mm
查[1]表16-3，可知取 D4=31.5mm D5= D3=30mm
（3）选取轴承型号
由于5和3两处都安装轴承，初选深沟球轴承，查[2]
表14-4，可知，轴承代号为6206，轴承宽度B=16mm。
（4）拟定轴轴向尺寸
由轴上安装零件拟定轴段长度，如图7-3中1、4、5处由带轮轴、齿轮轮毂宽度及轴承宽度拟定。普通状况下，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，并且键连接不能过长，键长普通不不不大于(1.6～1.8)d，以免压力沿键长分布不均匀现象严重。
L1 =(1.5～2)D1−2=(1.5～2)×23.6−2=33.4～45.2mm
取 L1=42mm
为了安装以便和各种零件协调，可将轴第4 段与小齿轮做一体，其长度可比小齿轮宽度（49mm）大1.2~1.6 倍（56.8~76.4mm） 取 L4=66mm
由于轴端倒角45度， L5=B+2+10=16+2+10=28mm。
考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和该轴段外端距离取为2mm，取套筒长L封油环=10mm，因此L3=16+10+2=28mm
地脚螺栓直径：df =0.036a+12=0.036*150+12=17.4(mm)
取 df =16mm
轴承盖螺钉直径：d3=(0.4～0.5)df =(0.4～0.5)×16mm=6.4～8.0mm
取 d3=8mm
因此 lB=(0.15～0.25) d3=1.2～2mm，取lB=2mm。
e=(1～1.2) d3=(1～1.2) ×8mm=8～9.6mm
取e=9mm，同步取m=27mm。
则L2 =e+m+lB=9+27+2=38mm
（五）强度校核
强度校核办法与输出轴办法相似，经校核，强度符合规定

第八章 轴承设计
1、输出（低速）轴承设计
（一）初选轴承型号
由前面条件，试选取深沟球轴承，因其直径与轴第3段直径相等，故其直径取d3=45mm，查[2]表14-4，可知，轴承代号为6209，轴承宽度B=19mm，基本额定动荷载Cr=24.5kN。
由已知条件懂得工作时间为，且每天2班制工作，则大概总各种时间为（轴承预测寿命）：L10h'=365×10×8=29200h
（二）计算当量动截荷
考虑到最不利状况，单个轴承所受径向力为：R1=1174.81N
向心轴承只承受径向载荷时，
P= R1=1174.81N
（三）校核轴承寿命h
由轴承计算寿命公式得：
查[1]表 14-7，常温下ft=1，ε=3,n2=122.1 r/min，
因此L10h=10^6[C/P]^3/(60×n)h=1238022h
其中，C=P（60n L8h'/10^6）^1/ε
由于L10h> L10h'满足规定，故选用6209型轴承。
2、输入（高速）轴承设计
（一）初选轴承型号
由前面条件，试选取深沟球轴承，因其直径与轴第3段直径相等，故其直径取在D3=30mm，查[2]表15-4，可知，轴承代号为6206，轴承宽度B=16mm，基本额定动荷载Cr=15.0kN,基本额定静荷载C0r=10.0kN。由已知条件懂得工作时间为，且每天2班制工作，则大概总各种时间为（轴承预测寿命）
L10h'=365×10×8=29200h
（二）计算当量动截荷
考虑到最不利状况，单个轴承所受径向力为R2=1222.47N
向心轴承只承受径向载荷时P= R2=1222.47N
（三）校核轴承寿命
轴承计算寿命公式为：L10h=10^6[C/P]^3/(60×n) 查 [1] 表14-7，常温下ft=1，ε=3
由之前成果可知，n= n1=488.4r/min，因此
代入数据得：L10h=10^6[C/P]^3/(60×n)h=63042h
由于L10h>L10h' 满足规定，故选用6206型轴承

第九章 键连接选取和校核

图 9-1 平键安装图
1、低速轴
（一）键尺寸计算
轴1段d1=35.5mm，轴4段d4=47.5mm
可知：d1= 35.5mm查【