一级圆柱齿轮减速器毕业设计说明书
机械设计《课程设计》
课题名称一级圆柱齿轮减速器的设计计算
系别电子与制造系
专业模具设计与制造
班级 07模具四(2)班
姓名简洪伟
学号
指导老师
完成日期2010年10月5日
目录
摘要 (3)
绪言 (4)
正文 (5)
一、设计任务书 (5)
1、设计题目 (5)
2、传动系统方案 (5)
3、设计原始数据 (6)
4、工作条件 (6)
5、设计工作量 (6)
二、选择电动机 (6)
1、电动机类型和结构型式的选择 (6)
2、选择电动机功率 (6)
3、确定电动机转速 (7)
三、计算总传动比和分配传动比 (8)
四、计算传动装置的运动和动力参数 (8)
1.各轴转速 (8)
2.各轴的输入功率 (8)
3.各轴输入转矩 (9)
五、传动零件的设计计算 (9)
1、电机与减速器之间皮带形式的选择 (9)
2、电机皮带轮设计 (9)
3、减速器高速轴皮带轮设计 (10)
4、齿轮设计 (10)
5、Ⅰ轴（减速器高速轴）的设计 (12)
6、Ⅱ轴（减速器低速轴）的设计 (15)
六、轴承的选择 (18)
1、I轴（高速轴）轴承选择 (18)
2、II轴（低速轴）轴承选择 (19)
七、键联接的选择及校核计算 (19)
1、电机轴端键的选择和计算 (19)
2、I轴（高速轴）轴端键的选择和计算 (20)
3、Ⅱ轴轴端（联轴器处）键的选择和计算 (20)
4、Ⅱ轴大齿轮联接键的选择和计算 (20)
八、联轴器的选择 (20)
九、减速器的设计计算 (21)
1、减速器箱体材料的选用 (21)
2、减速器主要结构尺寸 (21)
3、减速器附件的设计 (21)
十、减速器的密封 (22)
1、高速轴的密封 (22)
2、低速轴的密封 (22)
3、箱体上下盖间的密封 (22)
十一、润滑方式 (23)
结论 (24)
参考文献附录 (25)
致谢 (25)
这次毕业设计是对我们几年来的专业学习的一次检验，我们务必要认真对待。
我选择的题目是设计带式运输机的传动装置（一级减速器），带式运输机是用途最为广泛的一种运输机械之一，非常常见。所以我选择的设计课题是一个非常传统的老题目，但是要想把它真正做好，却不是件简单的事情。必须得全身心的投入到设计中去，充分运用各种学习手段，包括电脑、网络、技术资料等等，另外还得经常向老师请教，和同学们交流。
希望通过这次毕业设计，能客观地检验一下自己对专业知识掌握运用能力，同时有效地提高自己的专业技术和理论水平，为自己以后的工作起到促进作用，以更好的回报学校、回报社会！
在现代化的企业中,有大量的原料半成品和成品(如,矿石、水泥等)需要机械搬运，除了起重机械搬送一部分可以装箱或堆垛的大件物品外，大量的粒散料和小件物品的运输，是靠各种形式的运输机来完成的，在很多工艺中运输机械是必不可少的生产机械。
运输机械的形式有很多，通常根据有无挠性牵引件（比如，链、绳、带等）等分为：
1)具有挠性牵引件的运输机：如带式运输机、板式运输机、刮板运输机、提升机、架空索道等。
2)无挠性牵引件的运输机：如螺旋运输机、滚柱输送机、气力运输机等。
以及其它装载机械等。
带式运输机是用途最为广泛的一种运输机械。主要应用在沿水平方向或沿坡度不大的倾斜方向，连续地大批量的运送粒散状物料或单件物品。它具有生产效率高，运送距离长、工作平衡、结构简单、可以在任意位置上装载卸载、卸载自重小、工作可靠、操作简便、耗能少等重要优点；缺点是允许的倾角小（一般小于30度），带条磨损较快等。
其传动装置是其主要部分，它的设计和选型对带式运输机起着关键性作用。因此我们必须严格按照设计规范对其进行设计。
正文
一、设计任务书
1、设计题目
设计带式运输机的传动装置（一级减速器）。如下图（图1-1）
2、传动系统方案
如下图（图1-2）
图1-2 传动系统简图
1－电动机；2－带传动；3－级圆柱齿轮减速器；4－联轴器；5－卷筒
3、设计原始数据
4、工作条件
两班制，常温下连续单向运转。空载起动，工作载荷平稳，在室内工作，有粉尘，电压为380/220V的三相交流电源。输送带速度允许误差为±5％。减速器设计寿命为十年，大修期三年。在中等规模机械厂加工。
5、设计工作量
1、减速器装配图一张（A0或A1）。
2、零件图10张。
3、设计说明书1份。
二、选择电动机
1、电动机类型和结构型式的选择
根据已知的工作要求和条件，选用Y型全封闭笼型三相异步电动机。
2、选择电动机功率
工作机所需的电动机输出功率为：
Pd=FV∕1000ηwη=1500×1.1∕1000ηwη
=1500×1.1∕0.84=1.96kw
其中，η.ηw=η1.η2.η3.η4.η5.η6
= 0.96×0.99×0.97×0.97×0.97×0.98×0.96
≈0.84
ηw:工作机的效率
η1：带传动效率取0.96
η2：齿轮传动轴承0.99
η3：齿轮传动0.97
η4：联轴器0.97
η5：卷筒轴的轴承0.98
η6：卷筒0.96
3、确定电动机转速
nd=﹙i1×i2﹚nw
卷筒轴的工作转速为：
1.1米／πd=1100／π×220=1.59r／s=1.59×60 r／min
=95.493r／min
取V带传动比i1'=2～4，单级齿轮传动比i2'=3～5
则，合理总的传动比范围为i'=6～20，故电动机转速的可选范围为：
nd'=i'.nw=﹙6～20﹚×95.496r／min=572.958～1909.86 r／min。
符合这一范围的同步转速有710 r／min、940 r／min、1420 r／min，查《机械设计基础课程设计指导书》（以下简称“指导书”）附表8.1得：
符合上述条件的电机有三种，其技术参数及传动比的比较情况见下表：
综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量以及带传动和减速器的传动比，比较三个方案可知：
方案1比较合适，因此选定电动机型号为Y132S-8，所选电动机的额定功率Ped= 2.2Kw，满载转速nm=710r／min。
所选电机主要外形尺寸和安装尺寸如下表所示：
三、计算总传动比和分配传动比
由选定电动机的满载转速nm和工作机主动轴的转速nw，可得传动装置的总传动比为：i=nm／nw=710／95.496=7.435
(允许误差：3%时为7.212～7.658，4%时为7.137～7.732，5%时为7.063～7.807) 分配各级传动比主要考虑以下几点：
（１）各级传动的传动比应在推荐的范围内选取，参见指导书表2.2。
（２）应使传动装置的结构尺寸较小，重量较轻。
（３）应使各传动件的尺寸协调，结构匀称、合理，避免互相干涉碰撞。
（４）允许工作机实际转速与设定转速之间的相对误差为３％～５％。
初取皮带传动比为2.478，齿轮传动比为3。
四、计算传动装置的运动和动力参数
1.各轴转速
nⅠ= n m／i0=710／2.46 （r／min） =286.52r／min
nⅡ=n1／i1=286.52／3（r／min） =95.51 r／min
卷筒轴nw=nⅡ=95.51 r／min
nm-------电动机的满载转速
nⅠ------Ⅰ轴的转速
nⅡ------Ⅱ轴的转速
nw -------卷筒轴的转速
2.各轴的输入功率
PⅠ=Pd.η01=1.96×0.96KW=1.882KW
PⅡ= PⅠ.η12= PⅠ。η2.η3=1.882×0.99×0.97KW=1.807KW
卷筒轴PⅢ= PⅡ. η2. η4=1.807×0.99×0.97=1.735 KW
Pd—电动机的输出功率；
PⅠ—I轴的输入功率；
PⅡ—Ⅱ轴的输入功率；
PⅢ—卷筒轴的输入功率；
η01—电动机轴与I轴间的传动效率；
η12—I轴与Ⅱ轴间的传动效率。
3.各轴输入转矩
电动机轴的输出转矩Td(公式：Td=9550×Pd/ nm)：
Td=9550×Pd/ nm=9550×1.96/710（N.M）=26.36N.M
I轴转矩：T1= Td.i0.η01=26.36×2.478×0.96 （N.M）=62.71N.M
Ⅱ轴转矩：TⅡ= T1 .i1. η12=62.71×3×0.99×0.97 （N.M）=180.66 N.M 卷筒轴转矩：TⅢ= TⅡ. η2. η4=180.66×0.99×0.97=173.49 N.M
运动和动力参数的计算结果列于下表：
五、传动零件的设计计算
1、电机与减速器之间皮带形式的选择
电机与减速器之间皮带使用开口V带传动，选B型V带，线绳结构。
2、电机皮带轮设计
电机轴端D=38+0.018+0。002
轴端台阶长E=80
中心高H=132
取三槽共宽80（19+19+19+11.5×2=80），内孔直径φ38，外径尺寸φ98，键槽尺寸等具体见图纸（SJ10-05-05）。
3、减速器高速轴皮带轮设计
轮槽外形尺寸与电机皮带轮相同，重点结合传动比计算外径尺寸：
φ98×2.478=φ242.84---取φ243，内孔直径及键槽尺寸经由进行轴设计时选取具体尺寸见图纸（SJ10-05-09）。
4、齿轮设计
⑴选择齿轮材料及精度等级：
小齿轮选用45钢调质，硬度220～250HBS。
大齿轮选用45钢正大，硬度170～210HBS。
因为是普通减速器由《机械设计基础》（以下简称“书”）表10.21选8级精度，要求齿面粗糙度Ra≤3.2～6.3um。
⑵按齿面接触疲劳强度设计：
因两齿轮均为钢质齿轮，应用书公式（10.22）可知：
d1≥76.43×3√KT1(u±1)/ φdu〔σH〕2
求出d1值，确定有关参数与系数：
①转矩T1
T1 =9.55×106P/n1=9.55×106×1.882/286.52N。mm
≈6.27×104 N。mm
载荷系数K,查“书”表10.11取K=1.1
齿数Z1和齿宽系数＆d：
齿轮传动为3，推荐取Z1=24～40（闭式轮齿面齿轮传动），小齿轮的齿数Z1取25，则大齿轮齿数为75，因单级齿轮传动为对称布置，而齿轮齿面又为软齿面，由“书”表10.20取＆d =1。
许用接触应力[σH]
由“书”图10.24查得：
σHlim1=560MPa, σHlim2=530MPa
由“书”表10.10查得，SH=1,
N1=60njLh=60×286.52×1×(10×52×40×2) ≈7.15×108
N2= N1/i=7.15×108/3=2.38×108
查“书”图10.27得ZNT1=1.04, ZNT2=1.1
由“书”公式（10.13）可得：
[σH]1=ZNT1σHlim1/SH=1.04×560/1（MPa）=582.4MPa
[σH]2= ZNT2σHlim2/SH=1.1×530/1MPa=583MPa
故： d1≥76.43×3√ KT1(u+1)/ ＆d u[σH]2
=76.43×3√1.1×6.27×104×5/1×4×5602
=49.70mm
由“书”表10.3综合考虑，选取标准模数m=2.5mm
⑶主要尺寸计算
d1=mZ1=2.5×25（mm）=62.5mm
d2=mZ2=2.5×75（mm）=187.5mm
b=＆dd1=1×62.5mm=62.5mm
经圆整后，取b2=65mm。
b1= b2+5（mm）=65+5（mm）=70mm
a=1/2m(Z1+Z2)=1/2×2.5(25+75)=125mm
⑷按齿根疲劳强度校核
由“书”公式（10.24）得出σF,如σF≤[σF]则校核合格
确定有关系数与参数：
⑴齿形系数YF
查“书”表10.13得YF1=2.65 YF2=2.18
⑵应力修正系数YS
查“书”表10.14得YS1=1.59 YS2=1.80
⑶许用弯曲应力[σF]
由“书”图10.25查得σFLIM1=210 MPa ，σFLIM2=190 MPa
由“书”表10.10查得SF=1.3
由“书”图10.26查得YNT1=YNT2=1
由式“书”10.14可得：
[σF]1= YNT1σFLIM1/SF=1×210/1.3=162MPa
[σF]2= YNT2σFLIM2/SF=1×190/1.3=146MPa
故，σF1=2KT1YFYS/bm2Z1=2×1.1×4.70×104×2.65×1.59/65×2.52×25 =10.18MPa＜[σF]1=162MPa
σF2=σF1 YF2YS2/ YF1 YS1=10.18×2.18×1.80/2.65×1.59
=9.48MPa＜[σF]2=146MPa
齿轮弯曲强度校核合格。
⑸验算齿轮的圆周速度V
V=πd1n1／60×1000=π×62.5×286.52/60×1000m/s=1.250m/s
由表10.22可知，选8级精度是合适的。
⑹几何尺寸计算。
齿数、模数如下表：
几何尺寸见下表
5、Ⅰ轴（减速器高速轴）的设计
1）选择轴的材料，确定许用应力：
由已知条件可知，减速器传递的功率较小，对材料无特殊要求，故选用45钢并经调质处理，由“书”表14.4查得，强度极限σB=650 MPa，由“书”表14.2查得许用弯曲应力[σ-1b]=60 MPa
2）按扭转强度估算直径：
由“书”表14.1得C=107～118
由式14.2得 d≥c.3√p／n=(107～118) 3√1.882／286.52
=(107～118)×0.1873
=20.03～22.10mm
由于轴上有键槽，将最小直径加大3%～5%则：
（20.03～22.10）×（1+5%）=21.03～22.10mm
由设计手册取，标准直径d1=25mm
3）轴的结构设计：
由于是单级减速器，故可将齿轮布置在箱体内部中央，将轴承对称安装在齿轮两侧，轴的外伸端安装皮带轮。
轴上零件的装配顺序：轴承分别从两端装入，齿轮初定为整体轴齿,两端轴承均用轴肩固定，周向采用过盈配合固定。
b、确定各轴段的直径
轴段①即：外伸端（装皮带轮处）直径最小 d1=25mm，考虑到要对安装在轴段①（外伸端）上的皮带轮进行定位，轴段②上应有轴肩，同时为能更顺利地在轴段②上安装轴承，轴段②必须满足轴承内径的标准，故取轴段②的直径d2为30mm，轴段③考虑要过渡至轴段④，轴段④即为齿轮处，确定制成整体轴齿式，而小齿轮的齿根圆为?56.25 mm，故将轴段③设计成带锥度，小端直径为?40 mm，大端直径为?50 mm。
同法可确定轴段⑤的小端直径为?40 mm，大端直径为?50 mm，轴段⑥同样要满足安装轴承的需要，故取轴段⑥的直径d2取为?30mm。
c、确定各轴段的长度：
轴段①用于安装皮带轮，皮带轮的宽度为80mm，故将轴段①的长度相应取为80mm 。小齿轮的宽度为70mm,故取轴段④的长度为70mm，齿轮两端考虑齿轮端不会与箱体内壁相碰，轴台阶分别留长25mm，即轴段③、轴段⑤的长度均为25mm。为保证轴承安装在箱体轴承座孔中（轴承选用6006，轴承验算见设计说明书后面部分，轴承宽度为13mm，尺寸30×55×13），并综合考虑取整、轴承润滑等各种因素，故取轴段⑥的长度为14mm，同时根据箱体结构及联轴器距轴承要有一定距离的要求，轴段②的长度取为61mm，则两轴承支点距离L=133mm。
在轴段①上加工出键槽，键槽比相应的轮毂宽度小约10mm，键槽的宽度按轴段直径?25查表知用平键8×7，长度为70mm。Ⅰ轴（减速器高速轴）总长度为275mm。
d、选定轴的结构细节，如圆角，倒角，退刀槽等尺寸
为装配皮带轮时的方便，轴段①的倒角取为 1.5×45°，相应装配轴承的轴段⑥的倒角同样取为1.5×45°，其余倒角0.5×45°。
为减小应力集中的出现，轴段②与轴段③之间用R1圆角过渡，轴段③与轴段④之间用R2圆角过渡，轴段④与轴段⑤之间同样用R2圆角过渡，其余用R1圆角过渡。
按设计结果画出轴的结构草图。
4）按弯扭合成强度校核轴径：
⑴画出轴的受力图b。
⑵作水平面内的弯矩图c。
小齿轮扭距：
T1=6.27×104 N.mm，
计算其圆周力：
圆周力：
Ft=2T1／d=2×6.27×104／62.5=1.59×104=2.0×103N
径向力：
Fr= Ft.tanａ=2.0×103×tg200=728N
法向力：
Fn= Ft／cosａ=2.0×103／cos200≈2128.4N
其支点反力为：
FHA=FHB=Ft／2=2.0×103/2=1000N
Ⅰ-Ⅰ截面处的弯矩为：
MHI=1000×133／2（N.mm）=66500 N.mm
Ⅱ-Ⅱ截面处的弯矩为：
MHⅡ=1000×31.5≈31500 N.mm
⑶作垂直面内的弯矩图d，
支点反力为：
FVA=Fr2/2-Fa2.d/2l=364N
FVB= Fr2- FVA =364N
I-I截面左侧弯矩为：
MVI左= FVA.l/2=364×133/2=24206N.mm
I-I截面右侧弯矩为：
MVI右= FVB.l/2=364×133/2=24206N.mm
Ⅱ-Ⅱ截面处的弯矩为：
MVⅡ= FVB.39=364×31.5(N.mm)=11466 N.mm
⑷作合成弯矩图e。
M= √MH2+MV2
I-I截面:
MI左= √MVI左2+MHI2= √242062+332502≈41128 N.mm MI右=√ MVI右2+MHI2= √242062+332502≈41128 N.mm Ⅱ-Ⅱ截面：
MⅡ= √MVⅡ2+ MHⅡ2= √114662+157502≈19482 N.mm
⑸作转矩图f。
T=9.55×106P/n=9.55×106×1.882/286.52≈6.27×104
⑹求当量弯矩。
因减速器单向运转，故可认为转矩为脉动循环变化，修正系数a为0.6。
I-I截面:
MeI= √MI右2+(aT) 2= √411282+(0.6×62700) 2≈55738 N.mm
Ⅱ-Ⅱ截面：
MeⅡ=√ MⅡ2+(aT) 2= √194822+(0.6×62700) 2≈42365 N.mm
⑺确定危险截面及校核强度。
截面I-I，Ⅱ-Ⅱ所受转矩相同，但弯矩MeI＞ MeⅡ，故截面I-I可能为危险截面，但I-I处轴径大于Ⅱ-Ⅱ处轴径，故也应对截面Ⅱ-Ⅱ进行校核。
I-I截面:
σeI= Mei/W=55738/0.1d3=55738/0.1×62.53≈2.28MPa
σeⅡ= MeⅡ/W=42365/0.1×303≈15.69MPa
查表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，并有一定裕量。
⑻因所设计轴的强度裕度不大，此轴可不必再作修改。
⑼绘制轴齿的零件图，见图SJ10-05-06。
6、Ⅱ轴（减速器低速轴）的设计：
1）选择轴的材料，确定许用应力：
由已知条件可知，减速器传递的功率较小，对材料无特殊要求，故选用45钢并经调质处理可以满足要求，由“书”表14.4查得，强度极限σB=650 MPa，由“书”表14.2查得许用弯曲应力[σ-1b]=60 MPa
2）按扭转强度估算直径：
由“书”表14.1得，C=107～118
又由“书”公式（14.2）得，
d≥C3√P/A=(107～118) 3√ 1.807/95.51
≈28.51～31.44mm
由于轴上有键槽，将最小直径加大3%～5%，则有：
(28.51～31.44) ×(1+5%)=29.94～33.01mm
由设计手册取标准直径先选取d1=30mm
3）II轴的结构设计
结合I轴的设计思路，将齿轮布置在箱体内部中央，将II轴的轴承对称安装在齿轮两侧，轴的外伸端安装联轴轴器。
a、确定轴上零件的位置和固定方式：
轴上零件的装配顺序：齿轮及定距环从轴径最小端即φ30端装入两只轴承分别从两端装入，一只利用轴肩定位，另一只用轴套定位，周向采用过盈配合固定。
b、确定各轴段的直径：
轴段①为直径最小处即直径为30mm，为便于安装定位联轴器，轴段②上应有轴肩，同时为能更顺利地在轴段②上安装轴承，轴段②必须满足轴承内径的标准，故取轴段②的直径d2为35mm（选用轴承型号为6007，内径35mm，外形尺寸为35x62x14）。考虑到轴段上用于安装大齿轮，故轴段④也应设一轴肩，大齿轮已经计算，内孔直径为45mm,故轴段③直径相应也为45mm，轴段④用于挡住轴承，直径设为55mm 。轴段⑥用于安装轴承相应直径为35mm，轴段⑤为过渡段，为减小应力集中，设为带锥度，大端与轴段④相同为55mm，小端同时考虑固定轴承，直径设为45mm。
c、确定各轴段的长度：
轴段①用于安装联轴器，联轴器宽度为80mm，故轴段①长度相应为80mm。轴段③用于安装大齿轮，大齿轮宽度为65mm，但考虑大齿轮的定位，保证定距环（定距环宽度为27mm）能顶住大齿轮，应使台阶略短一些，故长度设计为64mm。结合大小齿轮的对中性，并保证齿轮与减速箱体的距离，同时尽量使II轴与I轴总长度相同，计算后得到轴段②的长度为89mm,轴段⑥用于安装轴承取为15mm，轴段⑤取17mm轴段④取10mm，则两轴承支点距离L=133mm。II轴总长度与I轴相同，即275mm。
d、选定轴的结构细节，如圆角，倒角，退刀槽等尺寸按设计结果画出轴的结构草图：
为装配联轴器时的方便，轴段①的倒角取为 1.5×45°，相应装配轴承的轴段⑥的倒角同样取为1.5×45°，其余倒角0.5×45°。为减小应力集中的出现，轴段②与轴段③之间用R1圆角过渡，轴段③与轴段④之间用R1圆角过渡，其余用R0.5圆角过渡。
按设计结果画出轴的结构草图。
4）按弯扭合成强度校核轴径
⑴画出轴的受力图（b）
大齿轮转矩T2=9.55×106P/n2=9.55×106×1.807/95.51=180681N.mm
计算基圆周力：
Ft2=2T2/d=2×180681/187.5=1927N
径向力：
Fr= Ft.tgａ=1927×tg20。≈526N
法向力：
Fn= Ft/cosａ=1927/cos20。≈2051N
⑵作水平面内的弯矩图（c）
其支点反力为：
FHA=FHB= Ft2/2=1927/2=963.5N
I-I截面处的弯矩为：
MHI=963.5×l/2=963.5×133/2≈64073 N.mm
Ⅱ-Ⅱ截面处的弯矩为
MHⅡ=963.5×34=33722.5 N.mm
⑶作垂直面内的弯矩图（d）
支点反力为：
FVA= Fr2/2-Fa2d/2l =701/2=350.5N
FVB= Fr2-FVA=350.5N
I-I截面左侧弯矩为：
MVI左= FVA.l/2=350.5×133/2≈23308 N.mm
I-I截面右侧弯矩为：
MVI右= FVB.l/2≈23308 N.mm
Ⅱ-Ⅱ截面处的弯矩为：
MVⅡ= FVB.42=350.5×35=12267.5 N.mm
⑷作合成弯矩图（e）
M=√MH2+MV2
I-I截面:
MI左=√ MVI左2+MHI2=√233082+640732=68181 N.mm
MI右=√ MVI右2+ MHI2=68181 N.mm
Ⅱ-Ⅱ截面：
MⅡ= √MVⅡ2+ MHⅡ2= √12267.52+33722.52≈35885 N.mm
⑸作转矩图：
T=9.55×106P/n=9.55×106×1.807/95.51=180681 N.mm
⑹求当量弯矩：
因减速器单向运转，故可认为转矩为脉动循环变化，修正系数a为0.6.
I-I截面：
MeI= √MI右2+(aT) 2= √681812+(0.6×180681) 2=128067 N.mm
Ⅱ-Ⅱ截面：
MeⅡ= √MⅡ2+(aT) 2=√358852+(0.6×180681) 2=114194 N.mm
⑺确定危险截面及校核强度：
截面I-I、Ⅱ-Ⅱ所受转矩相同，但弯矩MeI＞MeⅡ，且轴上还有键槽，故截面I-I可能为危险截面。但由于I-I相应直径大于Ⅱ-Ⅱ直径，故也应对截面Ⅱ-Ⅱ进行校核。
I-I截面：
σeI= MeI /W=128067/0.1×453=128067/9112.5≈14.05MPa
Ⅱ-Ⅱ截面：
σeⅡ= MeⅡ/W=114194/0.1×353=≈26.63 MPa
查表14.2得：
[σ-1b]=60MPa，满足σe≤[σ-1b]的条件，故设计的轴有足够强度，并有一定裕量。
因所设计轴的强度裕度不大，此轴可不必再作修改。
绘制轴的零件图，见图SJ10-05-02。
六、轴承的选择
1、I轴（高速轴）轴承选择
由于载荷较小、转速较低（轴转速286.52r／min），同时考虑经济性，选用价格较低的球轴承。轴承具体型号选择：
⑴求当量动载荷
根据“书”式（15.1），得：
P=fp(XFr+YFa)
查“书”表15.12，得：
fp=1.5,式中经向载荷系数X和轴向载荷系数Y ，根据Fa／COr值查取。COr是轴承的径向额定静载荷，未选轴承型号前暂不知道，故用试算法计算。
根据“书”表（15.13），暂取Fa／COr=0.11，则e=0.30
经计算径向力为254N。
⑵计算所需的经向额定动载荷值
由“书”公式（15.6）可得：
C=P／ft×(60n[Lh]／106) 1／ε
=（254／1）×(60×286.52×3×52×40)／106)1／3
=1207 N
⑶选择轴承型号
查有关轴承的手册，根据d=30mm，选择轴承6006。
外形尺寸：d×D×B=30×55×13
其Cr=13200N>1207N，C0r=8300N
轴承6006 的Fa／COr与初定值相近，所以选用深沟球轴承6006合适。