弯曲应力
σb=
扭剪应力
τT=
T99711.68==7.93MPa WT12566.37M193694.60==30.83MPa W6283.19由于此轴位一般用途，单向转动的转轴，故转矩按脉动循环处理。取α=0.6，危险截面的
当量应力
σe=√σb2+4(ατ)2=32.27MPa
轴材料为45钢调质，由参考资料1表10.1，得σB=650MPa，由参考资料1表10.4查得 [σ-1b]=60MPa
因为σb＜[σ?1b]，所以轴的危险剖面强度满足要求。
七、 键的强度校核
带轮处挤压应力
σ1=
齿轮处挤压应力
σ2=
4T4×99711.68
==113.96MPa hd2??27×25×204T4×99711.68
==71.22MPa hd1??17×25×32由参考文献1表6.1，带轮常用铸铁，[σ]??=70~80MPa ，对钢[σ]??=120~150MPa，故键、轴、带轮和齿轮的抗挤压强度符合要求
八、 校核轴承寿命
当量动载荷P=X????+Y????，又由于轴承不受轴向力作用，查参考文献1表11.12得 Y=0，
X=1。
P=X????=????2=5453.18N
因为轴承在100℃以下工作，查参考文献1表11.9得????=1。同时载荷变动小，为减速器用轴承，查参考文献1表11.10得????=1.2。
查参考文献2表12.1得深沟球轴承6208基本额定动负荷????=29500?? 所以由参考文献1式11.1c得轴承2寿命
106fTC31061×295003
Lh=()=()=4301.24h
60nfpp60×3551.2×5453.18已知运输机的使用寿命为Lh‘=8×3×232×3=16704h,显然 Lh 圆柱滚子轴承，型号为N208E，????=53900N，重新校核得 106fTC31061×5390010 Lh=()=×()3=52984.16h>Lh‘ 60nfpp60×3551.2×5453.18所以寿命合格。 11 九、 轴承端盖的设计 轴承端盖的结构如右图 轴承盖的厚度e=1.2d3，d3为螺钉直径，取螺钉M6×15，则d3=6mm，于是得e=7.2mm，取e=8mm。 轴承盖直径为D2=D+(5~5.5)d3 其中D为轴承外径D=80mm。则 D2=D+(5~5.5)d3=80+(30~33)=110~113mm 取D2=110mm 螺钉所在圆的直径D0=0.5(D+D2)=95mm。 其他尺寸： m=10mm，D4=72mm，d1=36mm，b1=15mm，b2=4mm。 十、 轴承座的设计 剖分式轴承座设计图例参考[3]图7.9,7.10,7.11设计。详见轴系部件装配图。 十一、 轴端部止推垫片设计 为防止带轮及齿轮由端部滑落，采用螺钉与垫片进行轴向固定。根据参考文献2表11.13选用内六角圆柱头螺钉GB/T70.1-2000 M6×10，初取垫片直径d=38mm，厚度e=2mm 。 12 十二、 参考文献 [1]宋宝玉，王黎钦.机械设计.哈尔滨：高等教育出版社 [2]王连明，宋宝玉.机械设计课程设计.哈尔滨：哈尔滨工业大学出版社 [3]张锋，宋宝玉.机械设计大作业指导书.哈尔滨：高等教育出版社 13
哈工大机械设计大作业带式运输机轴系部件
