强度计算，由式得考虑到该轴段上开有键槽，因此取查手册取成标准值为使联轴器轴向定位，在外伸端设置轴肩，则第二段轴径。

查手册得，此尺寸符合轴承盖和密封圈标准值，因此取。

设计轴段，为使轴承装拆方便，查手册取，采用挡油环给轴承定位。

选轴承。

④设计轴段，考虑到挡油环轴向定位设计另端轴颈，取，轴承由挡油环定位，挡油环另端靠齿轮齿根处定位。

轮装拆方便，设计轴头，取，查表取。

设计轴环及宽度使齿轮轴向定位，故取取确定各轴段长度校核该轴有联轴器的尺寸决定，其它各轴段长度由结构决定。

求作用力力矩和和力矩危险截面的当量弯矩。

，，作用在齿轮上的圆周力径向力求垂直面的支反力计算垂直弯矩求水平面的支承力计算绘制水平面弯矩图。

求在支点产生的反力求力产生的弯矩图在处产生的弯矩求合成弯矩图。

考虑最不利的情况，把与直接相加。

求危险截面当量弯矩。

从图可见，处截面最危险，其当量弯矩为取折合系数计算危险截面处轴的直径。

因为材料选择调质，查表得，许用弯曲应力，则考虑到键槽的影响，，因为，所以该轴是安全的。

轴承寿命校核弯矩及轴的受力分析图轴承寿命可由式进行校核，由于轴承主要承受径向载荷的作用，所以，取，，取按最不利考虑，则有则，该轴承寿命为年，所以轴上的轴承是适合要求的。

键的设计与校核因为，装联轴器选键为，得因为初选键长为，所以所选键为，装齿轮查表选键为因为初选键长为，所以所选键为四联轴器的选择计算联轴器所需的转矩取查表选用型号为的弹性柱销联轴器。

五润滑方式的确定因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所以其速度远远小于，所以采用脂润滑，箱体内选用中的号润滑，装至规定高度。

六减速器箱体设计和附件设计名称符号计算公式结果箱座厚度箱盖厚度箱盖凸缘厚度箱座凸缘厚度箱座底凸缘厚度地脚螺钉直径地脚螺钉数目查表轴承旁联结螺栓直径盖与座联结螺栓直径轴承端盖螺钉直径视孔盖螺钉直径定位销直径至外箱壁的距离查表，至凸缘边缘距离查表外箱壁至轴承端面距离大齿轮顶圆与内箱壁距离齿轮端面与内箱壁距离箱盖，箱座肋厚，，轴承端盖外径轴轴轴轴承旁联结螺栓距离轴轴轴七参考文献机械原理，孙桓等编，高等教育出版，机械设计，濮良贵主编，高等教育出版，机械设计课程设计，周元康林昌华张海兵主编，重庆大学出版社，机械设计手册第版，机械工业出版社，机械设计课程设计图册第三版，龚溎义主编，高等教育出版，取，而使大齿轮的齿宽等于设计齿宽，即低速级传动比计算项目计算内容计算结果选定齿轮类型精度等级材料及齿数按齿面接触强度设计计算圆周速度计算齿宽按所示传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动运输机为般工作机器，速度不高，故用级精度材料选择。

由表得选择小齿轮材料为调质，硬度为，大齿轮材料为钢调质，硬度为，二者材料硬度差为。

选小齿轮齿数，大齿轮齿数公式，选择载荷系数，，由表选齿宽系数，由表查得弹性系数，计算接触疲劳强度重合度系数，查小齿轮接触疲劳强度极限，大齿轮接触疲劳强度极限，由取接触疲劳寿命系数，计算接触疲劳许用应力，取安全系数，由资料可得，计算小齿轮分度圆直径，代入中较小值计算载荷系数按实际载荷系数所得分度圆直径计算模数按齿根弯曲强度设计几何尺寸计算根据，由级精度查得动载荷系数，直齿轮，，由表查得使用系数，插值法得，故载荷系数公式，查得小齿轮弯曲疲劳极限，大齿轮弯曲疲劳极限。

查资料取弯曲疲劳寿命系数，，计算弯曲疲劳许用应力，取安全系数，得载荷系数，查齿形系数，查应力校正系数，，，计算大小齿轮的，，，取大值代入圆整为标准值，按接触强度算得的分度圆直径，算出小齿轮齿数大齿轮齿数计算分度圆直径，计算中心距计算齿宽考虑不可避免的安装误差，为了保证设则因此所该轴承符合要求。

轴根据，，确定带轮选铸键的设计与校核中间轴的设计各轴段直径的确定铁，查表，由于在范围内，故轴段上采用键，采用型普通键键校核综合考虑取，查表得，所选键为材料选用号钢调质处理。

查取。

根据式得段要装配轴承，所以查手册取，查手册选用轴承，。

装配低速级小齿轮，且取因为要比齿轮孔长度少。

段主要是定位高速级大齿轮，所以取，。

装配高速级大齿轮，取。

段要装配轴承，所以查表取，选用轴承，。

校核该轴作用在齿轮上的圆周力径向力求垂直面的支反力计算垂直弯矩求水平面的支承力计算绘制水平面弯矩图求合成弯矩图，按最不利情况考虑轴承寿命校核求危险截面当量弯矩从图可见处截面最危险，其当量弯矩为取折合系数计算危险截面处轴的直径截面截面由于，所以该轴是安全的。

轴承寿命可由式进行校核，由于轴承主要承受径向载荷的作用，所以，查表取，，取则，因此所该轴承符合要求。

齿宽和节省材料，般将小齿轮略为加宽，即取，而使大齿轮的齿宽等于设计齿宽，即三轴键及轴承的设计计算计算项目计算内容计算结果材料选用号钢调质处理，。

，装小带轮的电动机轴径，又因为高速轴第段轴径装配大带轮，且所以查手册取。

因为大带轮要靠轴肩定位，且还要配合密封圈，所以查手册取，。

段装配轴承且，所以查手册取。

选用轴承。

段主要是定位轴承，取。

根据箱体内壁线确定后在确定。

装配齿轮段直径判断是不是作成齿轮轴查手册得得。

段装配轴承所以。

作用在齿轮上的圆周力为径向力为轴承寿命校核作用在轴带轮上的外力求垂直面的支反力求垂直弯矩，并绘制垂直弯矩图求水平面的支承力由得求并绘制水平面弯矩图求在支点产生的反力求并绘制力产生的弯矩图在处产生的弯矩弯矩及轴的受力分析图求合成弯矩图考虑最不利的情况，把与直接相加。

求危险截面当量弯矩从图可见，处截面最危险，其当量弯矩为取折合系数计算危险截面处轴的直径因为材料选择调质，查，得许用弯曲应力，则因为，所以该轴是安全的。

轴承寿命可由式进行校核，由于轴承主要承受径向载荷的作用，所以，取，，取按最不利考虑，则有方案电动机型号额定功率同步转速额定转速确定传动装置的总传动比和分配传动比总满卷筒分配传动比取带，则总带取经计算，注带为带轮传动比，为高速级传动比，为低速级传动比。

传动装置的运动和动力参数计算各轴的转速功率转矩并列表备用。

各轴功率输入功率总工电，带电，滚齿，滚齿各轴转速小带轮的转速为电机的满载转速。

带满，。

各轴转矩二传动零件的设计计算带传动的设计计算计算项目计算内容计算结果确定计算功率选择带的带型确定带轮的基准直径并验算带速确定中心距，和带基准长度验算小带轮包角确定带的根数计算单根带的初拉力最小值查表得，电根据计算功率和小带轮转速满根据带带型，确定小带轮基准直径，应使。

验算带速，满，符合要求。

大带轮基准直径带，查表得初定中心距，计算相应的带长，，查表得实际中心距中心距的变化范围为。

计算单根带额定功率，查表得。

。

。

，，于是由表得型带的单位长度质量。

选用型普通带根，带基准长度。

带轮基准直径，，中心距控制在，单根带初拉选择型带计算压轴力主要设计结论力齿轮传动的计算高速级传动比计算项目计算内容计算结果选定齿轮类型精度等级材料及齿数按齿面接触强度设计按所示传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动运输机为般工作机器，速度不高，查表得，故用级精度材料选择。

由课本选择小齿轮材料为调质，硬度为，大齿轮材料为钢调质，硬度为，二者材料硬度差为。

选小齿轮齿数，大齿轮齿数公式，选择载荷系数，，由课本选齿宽系数，由表查得弹性系数，计算接触疲劳强度重合度系数，查小齿轮接触疲劳强度极限，大齿轮接触疲劳强度计算圆周速度计算齿宽计算载荷系数按实际载荷系数所得分度圆直径计算模数按齿根弯曲强度设计极限，计算应力循环系数取接触疲劳寿命系数，计算接触疲劳许用应力，取安全系数，由资料可得，计算小齿轮分度圆直径，代入中较小值根据，级精度由表查得动载荷系数，直齿轮，由表得，由表查得使用系数，由表查得，插值法得，故载荷系数几何尺寸计算公式，由表查得小齿轮弯曲疲劳极限，大齿轮弯曲疲劳极限。

由图取弯曲疲劳寿命系数，，计算弯曲疲劳许用应力，取安全系数，得载荷系数，，，得由，试选查齿形系数，查应力校正系数，，，计算大小齿轮的，圆整为标准值，按接触强度算得的分度圆直径，算出小齿轮齿数大齿轮齿数计算分度圆直径