应该有一定的间隙，取两者间距为23mm，为保证轴承含在箱体轴承孔中并考虑润滑，取轴承的端面距箱体内壁距离为2mm所以轴段<5）<6）长度L5+L6=25mm根据轴承的宽度β=23mm,取轴段<3）长度L7=23mm,因为二轴承相对齿轮对称，所以取轴段<3）L3=<2+23+2+23）=50，为保证大带轮不与轴承端盖相碰，取L2=<22+46）=68mm根据大带轮轴孔长度82，取L1=80mm。因此，定出轴的跨距L=<11.5+25+58+2+25+10.5）mm=132mm.一般情况下支点按轴承宽度中点处计算。 3．扭转和弯曲组合进行强度较核
绘制轴的受力图
求水平平面内的支反力及弯距。
轴传递的转矩 T1=P×955×104/n=4.56×955×104/725=60N·mm 齿轮的圆周力 FT=2T1/d1=2T1/Z×mn/cosβ=2×60/30×0.002/cos0=2000N
齿轮的径向力 Fr=tanαn/cosβ=2000×tan20/cos0N=2000×0.364/1N=728N 齿轮的轴向力Fa=Ft×tanβ=2000×tan0=0N
求支反力齿轮对称布置，瘦只受1个外力。所以FHA=FHB=Ft/2=2000/2=1000N
求截面C处的弯矩：MHC=FHA×L/2=1000×0.132/2=66N·m 求垂直的平面内的支反力以及弯矩。求支反力：由ΣMA=0得：
FVBl-Fr2l/2=0
FVB×132-Fr2×132/2=0
FVB=<728×61/132）N=364N FVA=Fr2-FVB=<728-364）N=364N 求截面C左侧的弯矩：
MVC1=FVAl/2=364×0.132/2N·m=24.02 N·m
求截面C右侧的弯矩：
MVC2=FVBl/2=364×0.132/2N·m=24.02 N·m 4．求合成弯矩：
求截面C左侧的合成弯矩： MC1=
=
N·m=70.24 N·m
求截面C右侧的合成弯矩： MC2=
=
N·m=70.24 N·m
5．计算转矩：
T=9550P/n=<9550×4.56/725）N·m=60.07 N·m 6．求当量弯矩：
因单向转动，转矩为脉动循环变化，故折算系数α≈0.6。危险截面C处的当量弯矩为： Mec=
=
N·m=78.95N·m
7．计算危险截面处的轴径： d≥
=
mm=21mm
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图2
因截面C处有一键槽，故将直径增加5%，即d=<21×1.05）mm=22mm，结构设计草图中，此处直径为22mm，故强度足够。因此以原结构设计的直径为准。 Ⅱ轴的设计计算<减速器小齿轮所在的轴）
P=4.38kw，转速n=171.8r/min,齿轮的齿宽β=60mm,齿数Z=127，模数mn=2mm的直齿。
解：1 .按转距初补估算轴径
选择轴的材料为45钢经调治处理，由表38 1-1 查得材料力学性能数据为：δ
5
b=650mpa, δs=360mpa, δ-1=270mpa，τ-1=1.55mpa,E=2.15×10mpa
根据表38 3-1公式初步计算轴径，由于材料为45钢，由表38 3-2 选取A=115得dmin=A3(p/n>1/2=1153(4.56/725>1/2mm=33.8mm
考虑装大皮带加键需要将其轴径增加4%~5%，故取直径为35mm
8.3轴结构的设计
1．确定轴各段的直径。
根据轴各段直径的确定原则，由右端至左端，从小径开始。轴段<1）为轴的最小直径，已取定d1=22mm，轴段<2）考虑大带轮的定位取d2=24mm轴段<3）安装轴承为了便于安装拆卸应该取d3>d2并且与轴承内径标准系列相符合，所以d3=27.3mm(轴承型号为60027>，轴段<4）安装齿轮此直径尽可能采用标准系列值。所以取d4=30mm，轴段<5）为轴环，老率齿轮定位和固定取d5=33mm，轴段考虑到左面轴承的拆卸查表取d6=30mm，轴段<7）取与轴段<3）同样的直径取d7=27.3mm. 2．定轴各段的长度。
为保证齿轮的固定可靠。轴段<4）的长度应该小于齿轮的轮毂宽度2mm，取L4=58mm.为保证齿轮的端面与箱体内壁不相磁及轴承拆卸方便，齿轮端面与箱体内壁间应该有一定的间隙，取两者间距为23mm，为保证轴承含在箱体轴承孔中并考虑润滑，取轴承的端面距箱体内壁距离为2mm所以轴段<5）<6）长度L5+L6=25mm根据轴承的宽度
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β=23mm,取轴段<3）长度L7=23mm,因为二轴承相对齿轮对称，所以取轴段<3）L3=<2+23+2+23）=50，为保证大带轮不与轴承端盖相碰，取L2=<22+46）=68mm根据大带轮轴孔长度82，取L1=80mm。因此，定出轴的跨距L=<11.5+25+58+2+25+10.5）mm=132mm.一般情况下支点按轴承宽度中点处计算。 3．扭转和弯曲组合进行强度较核 Ⅰ.绘制轴的受力图
Ⅱ.求水平平面内的支反力及弯距。
轴传递的转矩 T2=P×955×104/n=4.56×955×104/725=243n·mm 齿轮的圆周力 FT=2T1/d1=2T1/Z×mn/cosβ=2×60/30×0.002/cos0=1913N
齿轮的径向力 Fr=tanan/cosβ=2000×tan20/cos0N=2000×0.364/1N=696N 齿轮的轴向力Fa=Ft×tanβ=2000×tan0=0N
求支反力齿轮对称布置，瘦只受1个外力。所以FHA=FHB=Ft/2=2000/2=1000N
求截面C处的弯矩：MHC=FHA×L/2=1000×0.132/2=66N·m 求垂直的平面内的支反力以及弯矩。求支反力：由ΣMA=0得 FVBl-Fr2l/2=0
FVB×132-Fr2×132/2=0
FVB=<728×61/132）N=348N FVA=Fr2-FVB=<728-364）N=348N
求截面C左侧的弯矩：
MVC1=FVAl/2=364×0.132/2N·m=22.97 N·m
求截面C右侧的弯矩：
MVC2=FVBl/2=364×0.132/2N·m=22.97 N·m 4．求合成弯矩：
求截面C左侧的合成弯矩： MC1=
=
N·m=67.06 N·m
求截面C右侧的合成弯矩： MC2=
=
N·m=67.06 N·m
5．计算转矩：
T=9550P/n=<9550×4.56/725）N·m=243.47 N·m 6．求当量弯矩：
因单向转动，转矩为脉动循环变化，故折算系数α≈0.6。危险截面C处的当量弯矩为： Mec=
=
N·m=160.74N·m
7．计算危险截面处的轴径： d≥
=
mm=30.08mm
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图3
因截面C处有一键槽，故将直径增加5%，即d=<30.08×1.05）mm=31.58mm，结构设计草图中，此处直径为32mm，故强度足够。因此以原结构设计的直径为准。
九、滚动轴承的选择及校核计算
轴承I轴承6404
6404 深沟球轴承。该轴的转速725r/min
9.1确定Cr
。
查有关手册得6406 轴承的Cr=47.5 Cor=24.5kw
9.2计算当量动载荷Pr
确定e值根据表8-12 P=FV
V=2×3.14×r×n=2×3.14×30×725=2.3m/s P=FV
4.56kw=F×2. 3m/s F=983N=Fr 判别值e取0.3
Fa/Cor=Fa/24500=0.3 Fa=735N 判别比值Fa/Fr=735/1983=0.37>e
根据公式。且由表8-12查得系数X=0.56。Y=1.15
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9.3求当量动载Pr
Pr=XFr+Yfa=(0.56×1983+1.15×735>N=1955.73N
计算轴承寿命由表8-13按温度小于100度可以知道在=1查表8-14按载荷有轻微冲击查表fp=1.2寿命系数ξ=3由表8-8可得到轴承寿命
Lh=106/60n(ftCr/fp pr> ξ=106/6×725(1×47.5/1.2×1.956>3=49052.0h 该轴的使命为49052.0
II轴的轴承与I轴的轴承的计算方法相同 II轴的轴承寿命经计算为45072.0h
十、键联接的选择及计算
10.1键I<大带轮）
由ф22轴径表得 b×h=6×6 L=14~70取L=30mm [ъp]=100mpa ъp=4000T/hld ъp<=[ъp] L=L-d=30-6=24mm =(4000×60.07>/(6×24×22>=75.85mpa<=[ъp]
10.2小齿轮
由ф30的齿径查表得 b×h=8×7 L=18--90,取L=60 [ъp]=120mpa
[ъp]=400T/hld=4000×60.07/7×52×30=22.01mpa<=[ъp] L=L-b=60-8=52
十一、联轴器的选择及计算
初选轴径
因为联轴器加键
由d=50mm,n=57.3r/min,p=3.99kw,T=665Nm查表得
11.1选择联轴器的类型
由于此输送机的功率不大，振动轻微，考虑的结构简单安装方便，选择套筒联轴器。
11.2求计算转矩Tc
根据动力机为电动机。工作机为输送机，查表4—19取工作情况系数KA=1.5，由式4—18得
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带式输送机传动装置设计方案
