高速轴轴系部件设计
高速轴轴系部件设计
机械设计作业设计计算说明书题目：设计齿轮传动高速轴的轴系部件系别：班号：姓名：日期：2014.11.29机械设计作业任务书题目：设计带式运输机中的齿轮传动设计原始数据：带式运输机传动方案如图1所示。
原始数据见表1表1 带式运输机设计中的已知数据电动机工作功率Pd （kW）电动机满载转速(/min)mn r工作机的转速(/min)wn r第一级传动比1i轴承中心高H（mm）最短工作年工作环境3 960 90 1.8 1501班室外、有尘图1 带式运输机运动方案及各轴名称目录1 轴材料的选择 (3)2 初算轴径 (3)3 结构设计 (3)3.1 确定轴的轴向固定方式 (4)3.2 确定轴承类型及其润滑和密封方式 (4)3.3 确定各段轴的径向尺寸 (4)3.4 确定轴承端盖的尺寸 (5)3.5 确定各段轴的轴向尺寸 (5)3.6 确定各段轴的跨距 (6)3.7 确定箱体的尺寸 (6)3.8 确定键的尺寸 (7)4 轴的受力分析 (7)4.1 画出轴的受力简图 (7)4.2 计算轴承的支承反力 (7)4.3 画出轴的弯矩图 (7)4.4 画出轴的转矩图 (9)5 校核轴的强度 (9)5.1 按弯扭合成强度计算 (9)5.2 轴的安全系数校核计算 (9)6 校核键连接的强度 (11)7 轴承寿命计算 (11)8 绘制高速轴装配图 (12)9参考文献 (12)1 轴材料的选择因传递功率不大，且对质量及结构尺寸无特殊要求，故需选用常用材料45钢，并调质处理。
2 初算轴径由V 带传动的设计计算和齿轮传动的设计计算可得各轴的运动参数和动力参数见表2。
表2 各轴的运动及动力参数高速轴作为转轴，这里按照扭转强度初算轴径 3nP C d •≥ 式中：P ——高速轴（即I 轴）传递的功率，kW ，由表2可知，kW P 88.2=； n ——高速轴的转速，min /r ，由表2可知，min /533r n =； C ——由许用扭转剪应力确定的系数，查参考文献[1]表10.2得106~118=C ，取112=C 。
哈工大_机械设计大作业_轴系部件设计_5.3.5
Harbin Institute of Technology机械设计大作业题目：轴系部件设计院系：机电工程学院班级：指导老师：姓名：学号：©哈尔滨工业大学目录一、材料选择 (3)二、初算轴径 (4)三、轴系结构设计 (4)3.1轴承部件的结构型式及主要尺寸 (4)3.2及轴向固定方式 (4)3.3选择滚动轴承类型 (4)3.4 轴的结构设计 (5)3.5 键连接设计 (5)四、轴的受力分析 (6)4.1 画出轴的结构和受力简图 (6)4.2 计算支承反力 (6)4.3 画出弯矩图 (7)4.4 画出扭矩图 (7)五、校核轴的强度 (8)六、校核键连接强度 (9)七、校核轴承寿命 (9)7.1 当量动载荷 (9)7.2 校核轴承寿命 (9)八、轴上的其他零件 (10)8.1 毡圈 (10)8.2 两侧挡油板 (10)8.3 轴承端盖螺钉连接 (10)九、轴承端盖设计 (10)9.1 透盖 (10)9.2 轴承封闭端盖 (10)十、轴承座 (10)十一、参考文献 (11)轴系部件设计任务书题目: 设计绞车（带棘轮制动器）中的齿轮传动高速轴轴系部件结构简图见下图:。
原始数据如下：室内工作、工作平稳、机器成批生产一、材料选择通过已知条件和查阅相关的设计手册得知，该传动机所传递的功率属于中小型功率。
因此轴所承受的扭矩不大。
故选45号钢，并进行调质处理。
二、初算轴径对于转轴，按扭转强度初算直径：min d C ≥其中2P ——轴传递的功率，=2 3.0P KW m n ——轴的转速，r/min ，296.5/min m n r =C ——由许用扭转剪应力确定的系数。
查表10.2得C=106～118，考虑轴端弯矩比转矩小，取C=106。
≥=⨯=min d 10622.93Cmm由于考虑到轴的最小直径处要安装大带轮，会有键槽存在，故将其扩大5%，得min d 1.0524.07k d mm ≥⨯=，按标准GB2822-81的10R 圆整后取125=d mm 。
圆锥齿轮圆柱齿轮减速器内含装配图和零件图
目录.第1章选择电动机和计算运动参数51.1 电动机的选择51.2 计算传动比：61.3 计算各轴的转速：61.4 计算各轴的输入功率：71.5 各轴的输入转矩7第2章齿轮设计72.1 高速锥齿轮传动的设计72.2 低速级斜齿轮传动的设计17第3章设计轴的尺寸并校核。
253.1 轴材料选择和最小直径估算253.2 轴的结构设计263.3 轴的校核343.3.1 高速轴343.3.2 中间轴373.3.3 低速轴41第4章滚动轴承的选择及计算464.1.1 输入轴滚动轴承计算464.1.2 中间轴滚动轴承计算484.1.3 输出轴滚动轴承计算49第5章键联接的选择及校核计算515.1 输入轴键计算515.2 中间轴键计算525.3 输出轴键计算52第6章联轴器的选择及校核536.1 在轴的计算中已选定联轴器型号。
536.2 联轴器的校核53第7章润滑及密封54第8章设计主要尺寸及数据54第9章设计小结56第10章参考文献：57机械设计课程设计任务书设计题目：带式运输机圆锥—圆柱齿轮减速器 设计内容：（1）设计说明书（一份） （2）减速器装配图（1张） （3）减速器零件图（不低于3张系统简图：原始数据：运输带拉力 F=2400N ，运输带速度 s m 5.1=∨，滚筒直径 D=315mm,使用年限5年工作条件：连续单向运转，载荷较平稳，两班制。
环境最高温度350C ；允许运输带速度误差为±5%，小批量生产。
设计步骤：传动方案拟定由图可知，该设备原动机为电动机，传动装置为减速器，工作机为带型运输设备。
减速器为两级展开式圆锥—圆柱齿轮的二级传动，轴承初步选用圆锥滚子轴承。
联轴器2、8选用弹性柱销联轴器。
第1章 选择电动机和计算运动参数1.1 电动机的选择1. 计算带式运输机所需的功率：P w =1000ww V F =10005.12400⨯=3.6kw 2. 各机械传动效率的参数选择：1η=0.99（弹性联轴器），2η=0.98（圆锥滚子轴承），3η=0.96（圆锥齿轮传动），4η=0.97（圆柱齿轮传动），5η=0.96（卷筒）.所以总传动效率：∑η=21η42η3η4η5η=96.097.096.098.099.042⨯⨯⨯⨯ =0.808 3. 计算电动机的输出功率：d P =∑ηwP =808.06.3kw ≈4.4547kw 4. 确定电动机转速：查表选择二级圆锥圆柱齿轮减速器传动比合理范围 ∑'i =8~25（华南理工大学出版社《机械设计课程设计》第二版朱文坚 黄平主编），工作机卷筒的转速w n =31514.35.1100060d v 100060w ⨯⨯⨯=⨯π=90.95r/min ，所以电动机转速范围为min /r 75.2273~6.72795.9025~8n i n w d ）（）（’=⨯==∑。
风力发电机齿轮增速箱毕业设计完整版
风力发电机齿轮增速箱毕业设计HUA system office room 【HUA16H-TTMS2A-HUAS8Q8-HUAH1688】摘要风电产业的飞速发展促成了风电装备制造业的繁荣，风电齿轮箱作为风电机组的核心部件，倍受国内外风电相关行业和研究机构的关注。
但由于国内风电齿轮箱的研究起步较晚，技术薄弱，特别是兆瓦级风电齿轮箱，主要依靠引进国外技术。
因此，急需对兆瓦级风电齿轮箱进行自主开发研究，真正掌握风电齿轮箱设计制造技术，以实现风机国产化目标。
本文设计的是兆瓦级风力发电机组的齿轮箱，通过方案的选取，齿轮参数计算等对其配套的齿轮箱进行自主设计。
1）根据风电齿轮箱承受载荷的复杂性，对其载荷情况进行了分析研究,确定齿轮箱的机械结构。
选取两级行星派生型传动方案，在此基础上进行传动比分配与各级传动参数如模数，齿数，螺旋角等的确定；通过计算，确定各级传动的齿轮参数；选择适当的齿轮。
2）对行星齿轮传动进行受力分析，得出各级齿轮载荷结果。
依据标准进行静强度校核，结果符合安全要求。
3）绘制CAD装配图，并确定恰当合理参数。
关键词：风电齿轮箱；风力发电；结构设计。
ABSTRACTThe rapid development of wind power industry lead to the prosperity of wind power equipment manufacturing industry．As the core component of wind turbine，the gearbox is received much concern from related industries and research institution both at home and abroad．However, due to the domestic research of gearbox for wind turbine starts late，technology is weak，especially in the gearboxfor MW wind turbine，which mainly relied on the introduction of foreign technology．Therefore，it is urgent need to carry out independent development and research on MW wind power gearbox，and truly master the design and manufacturing technology in order to achieve the goal of localization．1）The load Cases of gearbox for wind turbines ale analyzed，and the interrelation of loading cycle numbers under different torque levels is deduced according to the curve of materials’fatigue．the mechanical structure of gearbox is determined．The two-stage derivation planetary transmission scheme is selected．The gear parameters of every stage transmission is calculated．，and the force analysis results is obtained．2）the static strength check of tooth surface contact is implemented according to related standard．The result shows that it is accord with safety requirements．3）Draw CAD drawings, and determine appropriate reasonable parameters.KEYWORDS：Gearbox for Wind Turbine；the wind power；Structure Design.目录第一章前言 ---------------------------------- 错误!未定义书签。
机械设计实验(轴系)
南昌大学机械设计实验报告学生姓名： ****** 学号：********** 专业班级： ********* 实验类型：□验证■综合□设计□创新实验日期：12年11月14日小组组员：***、****、*****、******* 实验成绩：实验名称：组合轴系结构设计实验实验目的：熟悉并掌握轴系结构设计中有关轴的结构设计、滚动轴承组合设计的基本方法。
实验内容:(1)指导教师根据实验箱中的说明书选择性安排每组的实验内容或学生自主拟定实现轴系结构功能及其设计方案.(2)进行轴的结构设计与滚动轴承组合设计,每组学生根据实验题号的要求,进行轴系结构设计,解决轴承类型选择、轴上类型定位、固定轴承安装与调节、润滑及密封等问题(3)绘制轴系结构装配图。
(4)经指导教师检查后，再按拟定方案进行轴系结构的装配，并分析及特点。
实验设备：（1）实验仪器设备：组合式轴系结构设计分析实验箱：提供能进行减速器圆柱齿轮轴系，小圆锥齿轮轴系及蜗杆轴系结构设计的全套零件。
（2）测量及绘图工具：钢皮尺、游标卡尺、内外卡钳、铅笔、三角板等。
实验步骤：（1）明确实验内容，理解设计要求。
（2）复习有关轴的结构设计与轴承组合设计的内容与方法。
（3）构思轴系结构方案①根据齿轮类型选择滚动轴承型号；②确定支承轴向固定方式（两端固定：一端固定、一端游动）；③根据齿轮圆周速度（高、中、低）确定轴承润滑方式（脂润滑、油润滑）；④选择端盖形式（凸缘式、嵌入式）并考虑透盖处密封方式（毡圈、皮碗、油沟）；⑤考虑轴上零件的定位与固定，轴承间隙调整等问题；⑥绘制轴系结构方案示意图。
（4）组装轴系部件。
根据轴系结构方案，从试验箱中选取合适零件并组装成轴系部件、检查所组装的轴系结构是否正确。
（5）绘制结构轴系草图。
（6）测量轴系结构尺寸（支座不用测量），并做好记录。
（7）将所有零件放入实验箱内的指定位臵，交还所借工具。
（8）根据结构草图及测量数据，在实验报告上按1:1比例绘制轴系结构装配图，要求装配关系表达正确，注明必要尺寸，填写标题栏和明细表。
轴系零部件
第五章 轴系零部件
五、轴的结构设计
轴的结构设计就是使轴的各部分具有合理的形状和尺寸。 主要有以下要求：
如汽车的主传动轴、转向轴等（图5-3）。
3. 转轴
工作时既承受弯矩（支撑转动零件），又承受转矩（传递
动力）的轴称为转轴，如减速器中的轴（图5-4）。这是机器
中最常见的轴。
第五章 轴系零部件
按轴线情况的不同，轴还可分为直轴和曲轴（图4-5c）。 直轴又分为光轴（图4-5a）和阶梯轴（图4-5b）两种。
第五章 轴系零部件
图5-8 双圆螺母
图5-9轴端挡圈
采用套筒、轴端挡圈、螺母作轴向固定时，应将装零件的
轴段长度做得比零件轮毂短2~3mm。以保证套筒、螺母或轴 端挡圈能靠紧零件端面。
为了保证轴上零件紧
靠定位面（轴肩），轴
肩的圆角半径r必须小于 相配零件的倒角C1或圆 角半径R，轴肩高必须 大于C1或R（图5-10）
第五章 轴系零部件
第二节 轴 承
一、轴承的功用与分类 1．轴承的功用 轴工作时大多数要作旋转运动，因此轴承是用来支撑轴及 轴上回转零件，使轴能实现旋转运动的部件。 2．轴承的分类 按轴承能承受载荷的方向，可分为可承受径向载荷的向心 轴承、可承受轴向载荷的推力轴承和既可承受径向载荷又能 承受轴向载荷的向心推力轴承。 按轴承工作时的摩擦性质，可分为滑动摩擦轴承（简称滑 动轴承）和滚动摩擦轴承（简称滚动轴承）两大类。 与滑动轴承相比，滚动轴承具有摩擦阻力小、起动灵敏、 效率高、润滑简便和易于互换等优点，其缺点是抗冲击能力 差，高速时出现噪声，工作寿命也不及滑动轴承。虽然滚动 轴承具有一系列优点，获得广泛应用，但是在高速、高精度、 重载、结构上要求剖分等场合，滑动轴承就显示出它的优异 性能。因而，在汽轮机、离心式压缩机、内燃机、大型电机
机械设计课程设计说明书(完整版)
机械设计课程设计原始资料一、设计题目热处理车间零件输送设备的传动装备二、运动简图图11—电动机2—V带3—齿轮减速器4—联轴器5—滚筒6—输送带三、工作条件该装置单向传送,载荷平稳,空载起动,两班制工作，使用期限5年(每年按300天计算），输送带的速度容许误差为±5％.四、原始数据滚筒直径D（mm):320运输带速度V（m/s）:0。
75滚筒轴转矩T（N·m）:900五、设计工作量1减速器总装配图一张2齿轮、轴零件图各一张3设计说明书一份六、设计说明书内容1。
运动简图和原始数据2。
电动机选择3. 主要参数计算4. V带传动的设计计算5。
减速器斜齿圆柱齿轮传动的设计计算6. 机座结构尺寸计算7。
轴的设计计算8. 键、联轴器等的选择和校核9。
滚动轴承及密封的选择和校核10。
润滑材料及齿轮、轴承的润滑方法11。
齿轮、轴承配合的选择12。
参考文献七、设计要求1. 各设计阶段完成后，需经指导老师审阅同意后方能进行下阶段的设计;2. 在指定的教室内进行设计.一. 电动机的选择一、电动机输入功率二、电动机输出功率其中总效率为查表可得Y132S—4符合要求,故选用它。
Y132S—4(同步转速，4极）的相关参数表1二。
主要参数的计算一、确定总传动比和分配各级传动比传动装置的总传动比查表可得V带传动单级传动比常用值2~4,圆柱齿轮传动单级传动比常用值为3~5，展开式二级圆柱齿轮减速器。
初分传动比为,，。
二、计算传动装置的运动和动力参数本装置从电动机到工作机有三轴，依次为Ⅰ，Ⅱ，Ⅲ轴，则1、各轴转速2、各轴功率3、各轴转矩表2三 V带传动的设计计算一、确定计算功率查表可得工作情况系数故二、选择V带的带型根据，由图可得选用A型带。
三、确定带轮的基准直径并验算带速1、初选小带轮的基准直径。
查表8—6和8—8可得选取小带轮的基准直径2、验算带速按计算式验算带的速度因为，故此带速合适。
3、计算大带轮的基准直径。
概述轴系的结构方案设计
概述轴系的结构方案设计轴系的结构方案设计和机器的整体质量息息相关，一旦发生轴失效，将导致严重后果。
轴系的结构方案设计和一般零部件的设计存在很大的差异，不仅包括强度设计，还包括结构设计。
1 基于功能元的结构方案设计分析机械产品概念设计内容主要包括下列三个部分：功能抽象化、功能分解、功能结构图设计。
机器可被视作一个大系统，在这个系统中，各种零件按照某种关系组合在一起，以满足客户的特定需求，其基本功能要素如下：（1）轴承集——支撑功能的功能元；（2）齿轮副集——传递运动的功能元；（3）螺栓集——紧固功能元。
在每一类功能元中，又可根据功能特性的差异而做进一步的细分。
以图1所示的单级减速器为例，扭矩通过轴、键、齿轮、轴承、轴承座进行传递，力的传递过程可以用图2表示。
2 轴系主要功能元的特征属性分析2.1 轴的属性轴发挥着支撑以及传递转矩的功能，其决定性能的因素主要有两个：一是刚度，二是强度。
在轴的设计过程中，不仅要以工作能力准则为基础，而且要兼顾如下要求：（1）轴向定位方法的运用；（2）周向固定轴上的各类零件，使其符合转矩传递的要求；（3）轴和其他部分存在相对滑动的表面要具有良好的耐磨性；（4）符合实际工艺生产要求。
2.2 传动类结构功能元两轴间的运动通常依靠齿轮传动来完成。
齿轮传动不仅效率高，而且持续稳定，因而具有很强的适应性。
齿轮副有以下分类：（1）平面齿轮——直齿/斜齿圆柱齿轮传动；（2）空间齿轮——传递相交轴/交错轴运动。
结合齿轮的特点及使用条件，采用功能元划分的方法将齿轮副的十大特征总结如下：（1）传动比；（2）传动平稳性；（3）传动效率；（4）耐磨性；（5）结构紧凑性；（6）轴向力；（7）承载能力；（8）转速要求；（9）两轴线方向；（10）制造成本。
2.3 支撑类结构功能元在机器中，轴承装置是一种应用广泛且相当关键的部件，其设计质量关系着机器是否能够正常运转。
轴承装置的设计涉及多种知识与技术，表现出了一定的复杂性和灵活性。
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机械设计作业设计计算说明书题目：设计齿轮传动高速轴的轴系部件系别：班号：姓名：日期：2014.11.29机械设计作业任务书题目：设计带式运输机中的齿轮传动设计原始数据：带式运输机传动方案如图1所示。
原始数据见表1表1 带式运输机设计中的已知数据电动机工作功率Pd （kW）电动机满载转速(/min)mn r工作机的转速(/min)wn r第一级传动比1i轴承中心高H（mm）最短工作年限工作环境3 960 90 1.8 150 8年1班室外、有尘图1 带式运输机运动方案及各轴名称目录1 轴材料的选择 (3)2 初算轴径 (3)3 结构设计 (3)3.1 确定轴的轴向固定方式 (4)3.2 确定轴承类型及其润滑和密封方式 (4)3.3 确定各段轴的径向尺寸 (4)3.4 确定轴承端盖的尺寸 (5)3.5 确定各段轴的轴向尺寸 (5)3.6 确定各段轴的跨距 (6)3.7 确定箱体的尺寸 (6)3.8 确定键的尺寸 (7)4 轴的受力分析 (7)4.1 画出轴的受力简图 (7)4.2 计算轴承的支承反力 (7)4.3 画出轴的弯矩图 (7)4.4 画出轴的转矩图 (9)5 校核轴的强度 (9)5.1 按弯扭合成强度计算 (9)5.2 轴的安全系数校核计算 (9)6 校核键连接的强度 (11)7 轴承寿命计算 (11)8 绘制高速轴装配图 (12)9参考文献 (12)1 轴材料的选择因传递功率不大，且对质量及结构尺寸无特殊要求，故需选用常用材料45钢，并调质处理。
2 初算轴径由V 带传动的设计计算和齿轮传动的设计计算可得各轴的运动参数和动力参数见表2。
表2 各轴的运动及动力参数高速轴作为转轴，这里按照扭转强度初算轴径 3nP C d ∙≥ 式中：P ——高速轴（即I 轴）传递的功率，kW ，由表2可知，kW P 88.2=； n ——高速轴的转速，min /r ，由表2可知，min /533r n =； C ——由许用扭转剪应力确定的系数，查参考文献[1]表10.2得106~118=C ，取112=C 。
由上述数据计算轴径得mm d 7.1953388.21123=⨯≥ 由于轴上有一个键槽，因此，轴径需要增大5%，即mm d 7.207.1905.1min =⨯=根据GB/T 2822—200520a R 系列圆整得mm d 22min =。
3 结构设计轴名功率P/ kW 转矩T/ (N ·m) 转速n/ (r/min) 传动比i 效率η 电机轴3 29.8 960 1.8 0.96 Ⅰ轴2.88 51.49 533 5.9 0.96 Ⅱ轴2.77 291.73 90 1 0.98 卷筒轴 2.71 285.92 90图2 各轴段示意图 ⑦⑥ ⑤ ④ ③ ② ①图3 轴的结构草图 3.1 确定轴的轴向固定方式因为高速轴的跨距不太大，而且齿轮减速器效率较高、发热小，温度变化不大，故轴的轴向固定可采用两端固定方式。
3.2 确定轴承类型及其润滑和密封方式因为轴承所受轴向力很小，故选用深沟球轴承。
因为轴承转速不高，并且轴承内径也较小，其速度速度因数()m in /102~5.15r mm dn ∙⨯≤，故轴承的润滑方式选择脂润滑。
因为带式运输机的工作环境是有尘的，故轴承的密封方式选择唇形圈密封。
3.3 确定各段轴的径向尺寸由设计任务可知，高速轴上需要安装的零件有大带轮、轴承端盖、轴承、小齿轮，而根据带式运输机的传动情况可知，高速轴的两个支点在同一轴承座内且支点之间无传动件，因此高速轴需要设计成有7个轴段的阶梯轴，各轴段示意图如图2所示。
确定轴的各段径向尺寸（直径），需要以1d 轴径为基础，考虑轴上零件的受力情况，轴上零件的装拆与定位固定、与标准件孔径的配合、轴的表面结构及加工精度等要求，逐一确定其余各段的直径。
结构草图如图3所示。
⑴ 确定轴段①和轴段⑦的直径。
根据要求，轴段①和轴段⑦分别安装大带轮和小齿轮，这两段直径相等，由计算最小直径确定，即mm d d d 22min 71===⑵ 确定轴段②和轴段⑥的直径。
确定轴段②和轴段⑥的直径时需要考虑到小齿轮和大带轮的轴向固定，以及密封圈的直径。
查参考文献[1]图10.9得轴肩高度()()mm d h 2.2~32.1221.0~06.0)1.0~06.0(1=⨯=≈ 所以有()()mm h d d d 4.26~64.242.2~32.12222162=⨯+=+== 选择密封方式为唇形圈密封，根据GB/T 1387.1—1992，取mm d d 2562==。
⑶ 确定轴段③和轴段⑤的直径。
轴段③和轴段⑤用以安装轴承，其直径需要由轴承内孔直径确定。
根据轴承类型以及2d 和6d ，按GB/T 267—1994初选深沟球轴承代号为6308，内径mm d 40=，外径mm D 90=，宽度mm B 23=，安装尺寸mm d a 48min =。
根据轴和轴承的配合要求得mm d d 4053==⑷ 确定轴段④的直径。
轴段④位于两支点之间，且轴上没有安装零件，其直径根据轴承的安装尺寸确定，即mm d d a 48min 4==3.4 确定轴承端盖的尺寸选用凸缘式轴承端盖，两个轴承端盖均为透盖。
根据GB/T 5782 选择紧固轴承端盖的螺栓为M8，则凸缘厚度为mm d e 6.982.12.1=⨯==取mm e 10=。
凸缘直径为()()()mm d D D 134~13085.5~5905.5~52=⨯+=+= 取mm D 1322=。
紧固螺栓用孔所在直径为()()mm D D D 111901325.05.020=+⨯=+=与箱体上轴承座孔配合的宽度取mm m 12=。
两个透盖均为铸件，拔模斜度取1：10。
3.5 确定各段轴的轴向尺寸⑴ 确定轴段①和轴段⑦的轴向尺寸。
轴段①和轴段⑦分别安装大带轮和小齿轮，大带轮基准直径较大，选择腹板式，轮毂孔长度()()()mm d L 44~33222~5.12~5.11=⨯==取mm l 401=。
小齿轮宽度为mm b 551=，故mm b l 5517==。
⑵ 确定轴段②和轴段⑥的轴向尺寸。
轴段②和轴段⑥的长度和轴承盖的选用及大带轮和小齿轮的定位轴肩的位置有关系。
选用凸缘式轴承端盖，轴承盖凸缘厚度mm e 10=，mm m 12=，箱体外部传动零件的定位轴肩距轴承端盖的距离mm K 15=，则mm K m e l l 3715121062=++=++==考虑到大带轮的轴向固定，由于其轮槽宽度mm B 65=，尺寸较大，故对2l 进行修正 mm L B l l 5.492406537262=-+=-+= 取mm l 502=。
⑶ 确定轴段③和轴段⑤的轴向尺寸。
轴段③和轴段⑤需要安装滚动轴承，故其长度与滚动轴承宽度相同，即mm B l l 2353===⑷ 确定轴段④的轴向尺寸。
对二支点在同一轴承座内且支点之间没有传动件的情况，首先确定两轴承之间的跨距L ,根据经验公式()()()mm d L 120~80403~23~232=⨯==取mm L 982=，故mm B L l 75239824=-=-=3.6 确定各段轴的跨距⑴ 大带轮与右端轴承之间的跨距为 mm l l l L 5.8122350240223211=++=++= ⑵ 两轴承之间的跨距为mm L 982=⑶ 小齿轮与左端轴承之间的跨距为 mm l l l L 7622337255225673=++=++= 3.7 确定箱体的尺寸箱体壁厚为mm 10=δ箱体内壁直径为mm d 100=内壁箱体长度为mm m l l l L 1451222375232543=⨯+++=+++=箱体 轴承座宽度mm B 40=轴承座箱体总高度mm h 206=箱体轴承座孔中心高度mm h 140=3.8 确定键的尺寸大带轮与小齿轮与轴的的连接均采用A 型普通平键连接，均为键306⨯ 20031096/-T GB 。
4 轴的受力分析4.1 画出轴的受力简图将阶梯轴简化为一简支梁，受力分析及其简图如图4(a)所示。
4.2 计算轴承的支承反力传递到轴系部件上的转矩为abcde图4 弯矩、转矩图 51490mmN T ∙=I 51490齿轮圆周力 N d T F t 21685.47514902211=⨯== 齿轮径向力N F F t r 1.78920tan 2168tan =︒⨯==α齿轮轴向力0a F N =带轮压轴力N Q 981=带初次装在带轮上时，所需初拉力比正常工作时大得多，故在设计计算轴和轴承时，将压轴力扩大50%，即N Q 5.14719815.1=⨯=在水平面上()()N L L F L L Q F r H 3.208398761.789985.815.147123211=⨯-+⨯=-+= N F F Q F H r H 3.1773.20831.7895.147112=-+=-+=在垂直平面上N L L F F t V 3.168198762168231=⨯== N F F F t V V 3.384921683.168112=+=+=轴承1的总支承反力 N F F F V H 1.26773.16813.20832221211=+=+= 轴承2的总支承反力 N F F F V H 4.38533.38493.1772222222=+=+=4.3 画出轴的弯矩图弯矩图如图4(b)、(c)、(d)所示。
⑴ 在水平方向上，Ⅰ-Ⅰ截面的弯矩为mm N L F M r H ∙=⨯==I 6.59971761.7893Ⅱ-Ⅱ截面的弯矩为mm N QL M H ∙=⨯==I I 25.1199275.815.14711 ⑵ 在竖直方向上，Ⅰ-Ⅰ截面的弯矩为mm N L F M t V ∙=⨯==I 1647687621683 ⑶ 轴在Ⅰ-Ⅰ截面处的合弯矩为 mm N M M M H V ∙=+=+=I I I 8.1753426.599711647682222⑷ 轴在Ⅱ-Ⅱ截面处的合弯矩为mm N M M H ∙==I I I I 25.1199274.4 画出轴的转矩图转矩图如图4(e)所示。
轴上的转矩就是高速轴传递的转矩，即 mm N T ∙=I 514905 校核轴的强度5.1 按弯扭合成强度计算由弯矩图和转矩图可知，轴的危险截面在Ⅰ-Ⅰ截面处，按照第三强度理论有 []b T e W T W M 1224-I I ≤⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛+⎪⎭⎫ ⎝⎛=σασ 式中：e σ——危险截面的当量应力，MPa ；I M ——危险截面的弯矩，由前述计算可知mm N M ∙=I 8.175342；W ——抗弯剖面模量，33356400401.01.0mm d W =⨯==； I T ——高速轴传递的转矩，mm N T ∙=I 51490；T W ——抗扭剖面模量，333512800402.02.0mm d W T =⨯==； α——根据转矩性质而定的折合系数，对于不变的转矩，3≈α； []b 1-σ——对称循环应力状态下的许用弯曲应力，由参考文献[1]表10.4可得，[]MPa b 651=-σ。