L≈2a0+0.5π（d1+d2）+0.25（d2-d1）2/a0
=2×540+0.5π×（95+265）+0.25×（265-95）2/540
=1658.87mm
由机械设计基础P212页，取Ld=1600mm
确定中心距a=ao+（Ld-L）/2=510mm
6）.验算小带轮的包角α
由包角公式α≈1800-（d2-d1）57.50
=1800-（265-95）×57.50=160.90>1200
7）.计算带的根数z
①由d1=95mm和nI=1430r/min，查机械设计基础图13-3得Po=1.41kW.
根据nI=960r/min，i=208和A型V带，查机械设计基础表13-5得ΔPo=0.17kW
查表13-7得Kα=0.96，Kl=0.99,
②V带根数z=Pc/（Po+ΔPo）KαKl=3.6/（1.41+0.17）×0.96×0.99=2.39（根），取整z=3根
9）.计算单根V带的初拉力的最小值（Fo）min
由机械设计基础表13-1得A型带的单位长度质量q=0.10kg/m,所以
（Fo）min=500（2.5-Kα）Pc/zυKα+qυ2
=500×（2.5-0.96）×3.6/（0.96×3×7.11）+0.1×7.112
=140.4N 实际处拉力Fo>（Fo）min
10）.计算压轴力Fp
最小值压轴力为（Fp）min=2z（Fo）minSin（0.5α1）
=2×3×140.4×Sin（160.9/2）
=830.7N
㈡.齿轮设计计算
1）.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数。
①由传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。
②输送机为一般工作机，速度不高，故选用8级精度（GB10095—88）。
③材料选择：
由表10-1选择小齿轮材料为45号钢（调质），硬度为260HBS,σHlim1=610MPa，σFE1=460MPa。
大齿轮材料为45钢（正火处理），硬度为215HBS，σHlim2=400MPa，σFE2=320MPa两者材料硬度差为45HBS
由机械设计基础表11-5，取SH=1.0,SF=1
[σH]1=σHlim1/SH=610/1.0MPa=610MPa
[σH]2=σHlim2/SH=400×1.05/1.0MPa=420MPa
[σF]1=σFE1/SF=460/1.0MPa=460MPa
[σF]2=σFE2/SF=320/1.0MPa=320MPa
2）.按齿面接触强度设计
①由机械设计基础表11-3试选载荷系数Kt=1.2.由机械设计基础表11-6取齿宽系数φd=0.9
②计算小齿轮传递的转矩。
由公式T1=95.5×105P1/n1=95.5×105×2.41/510.71=45066N·m
④由表11-4查得材料的弹性影响系数ZE=188MPa1/2。
⑥由公式10-13计算应力循环次数（一年按300计算）
N1=60n1jLh=60×510.71×（6×300×16）=8.83×108
N2=8.83×108/4.65=1.90×108
⑨由设计计算公式（10-9a）进行试算，
即d≥[2（u+1）ZH2KtT1ZE2/u[σH]2φd]1/3则小齿轮分度圆直径d1t，代入[σH]中较小的值得：
d1t≥（2×1.2×45066×5.65×2.52×1882/1.1×4.65×420）1/3=53.9mm
取小齿轮的齿数为Z1=24，则大齿轮的齿数为Z2=i×Z1=4.65×24=111.6取Z2=112
故实际传动比i=112/24=4.67
⑾计算齿宽b=φd·d1t=0.9×53.09mm=47.781mm
由此取b1=55mmb2=50mm
⑿计算齿宽与齿高之比b/h。
模数mt=d1t/z1=53.09/24mm=2.21mm
由机械设计基础表4-1，取m=2.5
齿高h=2.25mt=2.25×2.5mm=5.625mm
则b/h=58.4/5.625=10.38
⒀计数中心距
由课表取，d1=z×m=24×2.5=60mm.d2=112×2.5=280mm
中心距a=d1+d2/2=60+280/=170mm
3）.按齿根弯曲强度设计
由机械设计基础图11-8和图11-9，取YFa1=2.76YFa2=2.2
YSa1=1.58YSa2=1.83
σF1=2k×T1×YFa1×YFa2/bz1m2=52.33MPa<[σF]
σF2=σF1×YFa1.YFa2/YSa1.YSa2=48.31Mpa
4）.齿轮的速度
υ=πd1tn1/60×1000
=π×60×510.71/60000=1.6m/s
六、轴的设计计算
Ⅰ、输入轴的设计计算
1》、选择轴的材料确定许用应力
选轴的材料为45号钢，调质处理。
由机械设计基础表14-1和表14-3可知：
σb=650Mpa,σs=360Mpa,其中[σb+1]=210Mpa
[σ0]bb=100Mpa,[σ-1]bb=60Mpa
按扭转强度估算轴的最小直径
单级齿轮减速器的低速轴为转轴，输入端与联轴器相接，
从结构要求考虑，输出端轴径应最小，最小直径为：
d≥C
查机械设计基础表14-2可得，45钢取C=118
则d≥118×（P/n）1/3mm=19.8mm
考虑键槽的影响以及联轴器孔径系列标准，轴的直径要增大5%，
故d=19.8×（1+5%）=20.69.取d=22mm
2、轴的结构设计
1）.轴的零件定位，固定和装配
单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分
布，齿轮右面用轴肩定位，左面用套筒轴或者弹性挡圈轴向定位，
周向定位采用键和过渡配合，两轴承分别以轴承肩和套筒定位，
周向定位则用过渡配合或过盈配合，轴呈阶状，右轴承从右面
装入，齿轮套筒，左轴承和联轴器依次从左面装入（见附图1）
将估算轴d=22mm作为外伸端直径d1与联轴器相配，考虑联轴器用轴肩实现轴向定位，取第二段直径为d2=26mm，齿轮和左端轴承从左侧装入，考虑装拆方便以及零件固定的要求，装轴处d3应大于d2，取d3=30mm，为便于齿轮装拆与齿轮配合处轴径d4应大于d3，取d4=35mm。
齿轮左端用用套筒固定,右端用轴环定位,轴环直径d5满足齿轮定位的同时,还应满足右侧轴承的安装要求,根据选定轴承型号确定.右端轴承型号与左端轴承相同,取d6=30mm.
择轴承型号.由由手册初选深沟球轴承,代号为6206,查手册表6-1可得:
轴承宽度B=16,安装尺寸D=30mm,故轴环直径d5=40mm.
2）.确定轴的各段直径和长度
①、Ⅰ段：
d1=22mm
考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离长度取L1=50mm
②II段:
d2=26mm
通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定，并且考虑到轴承润滑时润滑油的走动，为此，取该段长为L2=55mm。
③III段直径d3=30mm
初步选择滚动轴承型号,因只受径向作用力,选择深沟球轴承,参照工作状况以及轴径要求选6206,查手册d×D×B=30×60×16（手册表6-1）。
考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离，取套筒长为20mm。
故取长度为L3=36mm
④Ⅳ段直径d4=35mm
由于齿轮的宽度b2=55mm，此段轴的是齿轮轴分度圆直径为D=60mm，可知此段的长度为L=55mm
⑤Ⅴ段直径d5=40mm.作为齿轮的轴向定位故此取长度为L=20mm
⑥初步选择滚动轴承型号为6206,查手册d×D×B=30×60×16，故最后一段为L=17mm。
如图：
由上述轴的各段可得轴支承跨距为L=111mm
3、按弯矩复合强度计算
①已知转矩T1=45.07N·m根据（6-34）式得圆周力
Ft=2TIII/d2=2×45.07/60=1502N
②求径向力Fr
根据（6-35）式得Fr=Ft·tanα=1502×tan200=546.7N
③因为该轴两轴承对称，所以：
LA=LB=55.5mm
④绘制轴受力简图（如上图a）
⑤绘制垂直面弯矩图（如上图b）
轴承支反力：
FAY=FBY=Fr/2=546.7/2=273.35N
FAZ=FBZ=Ft/2=1502/2=751N
由两边对称，知截面C的弯矩也对称。
截面C在垂直面弯矩为
MC1=FAyLA=273.35×55.5=15.17N·m
截面C在水平面上弯矩为：
MC2=FAZL/2=751×55.5=41.68N·m
⑥绘制水平面弯矩图（如上图c）
⑦绘制合弯矩图（如上图d）
MC=（MC12+MC22）1/2=（15.172+41.682）1/2=44.35N·m
⑧绘制扭矩图（如上图e） 转矩：
T=45.07N·m
⑨绘制当量弯矩图（如上图f）转矩产生的扭转切应力按脉动循环变化，
查机械设计基础P235取α=0.6，截面C处的当量弯矩:
Mec=[MC2+（αT）2]1/2=[15.172+（0.6×45.07）2]1/2=31N.m
⑩校核危险截面C的强度由式（6-3）
σe=Mec/0.1d33
=31/（0.1×0.033）
=11.48MPa＜[σ-1]b=60MPa
∴该轴强度足够。
Ⅱ、输出轴的设计计算
1、轴的材料设计
1》、选择轴的材料确定许用应力
选轴的材料为45号钢，调质处理。
由机械设计基础表14-1和表14-3可知：
σb=650Mpa,σs=360Mpa,其中[σb+1]=210Mpa
[σ0]bb=100Mpa,[σ-1]bb=60Mpa
按扭转强度估算轴的最小直径
单级齿轮减速器的低速轴为转轴，输出端与联轴器相接，
从结构要求考虑，输出端轴径应最小，最小直径为：
d≥C
查机械设计基础表14-2可得，45钢取C=118
则d≥118×（P/n）1/3mm=32.48mm
考虑键槽的影响以及联轴器孔径系列标准，
故d=32.48×（1+5%）=34.104.取d=35mm
2、轴的结构设计
1）.轴的零件定位，固定和装配
单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，轴承对称布置在齿轮两边。
轴外伸端安装联轴器，齿轮靠油环和套筒实现轴向定位和固定，靠平键和过盈配合实现周向固定，两端轴承靠套筒实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定，轴通过两端轴承盖实现轴向定位，联轴器靠轴肩平键和过盈配合分别实现轴向定位和周向定位。
将估算轴d=35mm作为外伸端直径d1与联轴器相配，考虑联轴器用轴肩实现轴向定位，取第二段直径为d2=40mm
齿轮和左端轴承从左侧装入，考虑装拆方便以及零件固定的要求，装轴处d3应大于d2，取d3=45mm，为便于齿轮装拆与齿轮配合处轴径d4应大于d3，取d4=50mm。
齿轮左端用用套筒固定,右端用轴环定位,轴环直径d5满足齿轮定位的同时,还应满足右侧轴承的安装要求,根据选定轴承型号确定.右端轴承型号与左端轴承相同,取d6=45mm.选择轴承型号.由[1]P270初选深沟球轴承,代号为6209,查手册可得:
轴承宽度B=19,安装尺寸D=45mm,故轴环直径d5=60mm.
2）、确定轴的各段直径及长度
①Ⅰ段：
d1=35mm
考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离长度取L1=56mm
②II段:
d2=40mm
通过密封盖轴段长应根据密封盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定，并且考虑到轴承润滑时润滑油的走动，为此，取该段长为l2=57mm。
③III段直径d3=45mm
初选用6209深沟球轴承，其内径为45mm,宽度为19mm.考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离，取套筒长为20mm。
故取长度为L3=41mm
④Ⅳ段直径d4=50mm
由于齿轮的宽度b2=50mm，此段轴的长度要比齿轮宽小2，可知此段的长度为L=48mm
⑤Ⅴ段直径d5=60mm.作为齿轮的轴向定位故此取长度为L=10mm
⑥最后一段为L=30mm，其中包括轴承定位轴肩d=50mm，L=10mm，由于初选的轴承为6209深沟球轴承，其内径为45mm,宽度为19mm，故轴d=45mm，长度为L=20mm。
如图
由上述轴的各段可得轴支承跨距为L=110mm
3）、按弯矩复合强度计算
①已知转矩TII=199.12N·m根据（6-34）式得圆周力
Ft=2TII/d2=2×199.12/280=1422.3N
②求径向力Fr根据（6-35）式得
Fr=Ft·tanα=1422.3×tan200=517.7N
③因为该轴两轴承对称，所以：
LA=LB=55mm
④绘制轴受力简图（如图a）
⑤绘制垂直面弯矩图（如图b）
轴承支反力：
FAY=FBY=Fr/2=517.7=258.9N
FAZ=FBZ=Ft/2=1422.3/2=711.15N
由两边对称，知截面C的弯矩也对称。
截面C在垂直面弯矩为
MC1=FAyLA=258.9×55=14.24N·m
⑥绘制水平面弯矩图（如图c）
截面C在水平面上弯矩为：
MC2=FAZL/2=711.15×55=39.11N·m
⑦绘制合弯矩图（如图d）
MC=（MC12+MC22）1/2=（14.242+39.112）1/2=41.62N·m
⑧绘制扭矩图（如图e）转矩：
T=199.12N·m
⑨绘制当量弯矩图（如图f）
转矩产生的扭转切应力按脉动循环变化，取α=0.6，截面C处
的当量弯矩：
Mec=[MC2+（αT）2]1/2=[41.622+（0.6×199.12）2]1/2=127N.m
⑩校核危险截面C的强度
由式（6-3）σe=Mec/0.1d33
=[41.622+（0.6×199.12）2]1/2/（0.1×0.0453）
=13.9MPa＜[σ-1]b=60MPa
∴该轴强度足够。
七、滚动轴承校核计算
1、输入轴上的轴承
根据根据条件，轴承预计寿命
L'h=6×300×16=34560h
由初选的轴承的型号为:
6206,
查设计手册表6-1可知:
d=30mm,宽度B=16mm,基本额定动载荷C=23.0KN,基本静载荷CO=15.0KN,
（1）已知n1=510.71（r/min）
两轴承径向反力：
FR1=FR2=751N
根据课本P265（11-12）得轴承内部轴向力
FS=0.63FR则FS1=FS2=0.63FR1=0.63×751=473.13N
（2）∵FS1+Fa=FS2Fa=0
由此可知Fa/Fr=0，并且Fa/Fr（3）计算当量载荷P
根据课本P279表16-9取fp=1.5
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