目 錄
摘要…………………………………………………………………………………1
關鍵詞…………………………………………………………………………………1
1 前言………………………………………………………………………………1
2 整體方案確定……………………………………………………………………2
2.1 確定傳動方案………………………………………………………………2
2.2 機構類型選擇 ……………………………………………………………3
3 小型芋頭去皮機設計………………………………………………………4
3.1 原動機的選擇………………………………………………………………4
3.2 電動機的選擇………………………………………………………………4
3.2.1 電動機類型和結構形式…………………………………………………4
3.2.2 電動機的額定功率Pe……………………………………………………4
3.2.3 電動機的轉速……………………………………………………………4
3.2.4 電動機的技術數據和外形,安裝尺寸…………………………………4
3.2.5 電動機類型和結構形式………………………………………………5
3.3 計算傳動裝置總傳動比和分配各級傳動比……………………………………5
3.3.1 傳動裝置總傳動比………………………………………………………5
3.3.2 配各級傳動比……………………………………………………………5
3.4 計算傳動裝置的運動和動力參數………………………………………………5
3.4.1 各軸轉速……………………………………………………………5
3.4.2 各軸功率……………………………………………………………5
3.4.3 各軸轉矩……………………………………………………………6
3.5 V帶傳動的設計計算……………………………………………………6
3.5.1 確定計算功率Pca…………………………………………………………6
3.5.2 選取V帶帶型…………………………………………………………6
3.5.3 確定帶輪的基準直徑dd1并驗算帶速v…………………………………6
3.5.4 確定V帶的基準長度Ld和中心距a……………………………………6
3.5.5 驗算小帶輪上的包角α1………………………………………………7
3.5.6 計算V帶的根數zqazx………………………………………………7
3.5.7 計算預緊力F0……………………………………………………………7
3.5.8 計算作用在軸上的壓軸力Fp…………………………………………7
3.6 V帶輪設計……………………………………………………………7
3.6.1 選擇帶輪的材料………………………………………………………7
3.6.2 確定帶輪的結構型式……………………………………………………7
3.6.3 計算基本結構尺寸……………………………………………………7
3.6.4 帶輪的其他結構尺寸…………………………………………………8
3.7 齒輪傳動的設計……………………………………………………………9
3.7.1 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數………………………………9
3.7.1 按齒面接觸強度設計…………………………………………………9
3.8 齒輪設計計算……………………………………………………………12
3.8.1 幾何尺寸計算…………………………………………………………13
4 軸的設計計算……………………………………………………………………13
4.1 輸出軸的設計……………………………………………………………13
4.1.1 計算軸上轉矩和齒輪的作用力………………………………………13
4.1.2 初算軸的最小直徑……………………………………………………14
4.1.3 選擇聯(lián)軸器…………………………………………………………14
4.2 軸的結構設計……………………………………………………………14
4.2.1 擬定軸上零件的裝配方案……………………………………………15
4.2.2 根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度……………………15
4.2.3 軸上零件的周向定位………………………………………………15
4.2.4 確定軸上圓角和倒角尺寸……………………………………………15
4.2.5 求軸上的載荷…………………………………………………………15
4.2.6 按彎扭合成應力校核軸的強度………………………………………16
4.2.7 校核軸的疲勞強度……………………………………………………16
4.3 輸入軸的設計………………………………………………………………19
4.3.1 計算軸上轉矩和齒輪的作用力………………………………………19
4.3.2 初算軸的最小直徑……………………………………………………20
4.4 軸的結構設計……………………………………………………………20
4.4.1 擬定軸上零件的裝配方案……………………………………………20
4.4.2 根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度……………………20
4.4.3 軸上零件的周向定位…………………………………………………21
4.4.4 確定軸上圓角和倒角尺寸……………………………………………21
4.4.5 求軸上的載荷…………………………………………………………22
4.4.6 按彎扭合成應力校核軸的強度………………………………………22
5 軸上滾動軸承的設計計算…………………………………………………22
5.1 輸入軸上滾滾動軸承的設計……………………………………………22
5.1.1 求比值…………………………………………………………………22
5.1.2 初步計算當量動載荷P…………………………………………………22
5.1.3 求軸承應有的基本額定載荷值………………………………………22
5.1.4 驗算軸承的壽命………………………………………………………22
5.2 輸入軸上滾動軸承的設計計算…………………………………………23
5.2.1 求比值…………………………………………………………………23
5.2.2 初步計算當量動載荷P………………………………………………23
5.2.3 求軸承應有的基本額定載荷值………………………………………23
5.2.4 驗算軸承的壽命………………………………………………………23
6 鍵聯(lián)接的選擇及校核計算………………………………………………24
6.1 齒輪鍵聯(lián)接的選擇及計算…………………………………………………24
6.2 V帶輪鍵聯(lián)接的選擇及計算………………………………………………24
6.3 半聯(lián)軸器鍵聯(lián)接的選擇及計算……………………………………………24
7 嚙合件及軸承的潤滑… ………………………………………………………………25
8 波盤的設計……………………………………………………………………25
9 總結…………………………………………………………………………………26
參考文獻 ………………………………………………………………………………26
致謝…………………………………………………………………………………27
附錄…………………………………………………………………………………27
小型芋頭去皮機的設計
摘 要：通過對小型芋頭去皮機的正確分析，設計了去皮裝置。其目的是解決芋頭體積小，不易清洗去皮，靠人工清洗去皮費力的技術問題主要是對莖類物質清洗去皮。對芋頭去皮機的組成：波盤、帶輪、齒輪、軸等的選用及設計，校核帶輪、軸承及軸的壽命和使用強度，分析重要零部件的受力及載荷分布情況。用AutoCAD畫出了芋頭去皮機裝置的零件圖和裝配圖。
關鍵詞：去皮機；機械傳動；莖類植物
The Design of Small Taro Peeled Machine
Author:
Tutor:
(Oriental Science ＆Technology College of Hunan Agricultural University, Changsha 410128)
Abstract: The correct analysis of small taro peeled machine, designed the the peeled devices. Its purpose is to solve the taro, small size, easy to clean, peeled, labor-intensive technical problems by artificial washing peeled cleaning peeled stem substances. Selection and design of machine components: odds, pulley, gear, shaft, etc. of taro, peeled, check pulleys, bearings and shaft life and the intensity of use, analysis of the important parts of the force and load distribution. Taro peelers device parts and assembly drawings using AutoCAD to draw.
Key words：Small taro peelers;Mechanical transmission;Stem of plant
1 前言
在60年代，荷蘭最大的馬鈴薯加工企業(yè)多數是法式薯條生產商。隨著生產線能力的迅速擴大，廢水問題成了荷蘭社會的焦點。荷蘭政府不得不提高水污染稅，事實上，荷蘭是世界上第一批采取此措施的國家之一。結果，荷蘭馬鈴薯加工設備制造商們不得不找到降低水污染的解決途徑。所以，荷蘭和美國有世界先進的去皮系統(tǒng)生產商。?
在馬鈴薯加工過程中，考慮到降低成本和產品質量，蒸汽去皮已經成為最重要的一環(huán)。這也是高達人30年來致力于去皮技術的原因。把目標設在降低生產成本，高達公司在不斷的發(fā)展改進中取得了成功。在過去的十年中，公司的一些機器已經履行降低去皮損失的使命。?
????除了已有的8個世界專利和一些專利申請，高達最新研制的分離-定子去皮機/刷加帶式清皮機（Sepa-Stator/ brush-n-belt）去皮生產線已經投放市場多年。事實上，在歐洲，美國，加拿大，澳大利亞，日本，中國等國家的大型馬鈴薯和蔬菜加工商都在使用高達的機器，而這些機器已經達到45噸/小時的生產能力。隨著科學技術的不斷進步，開泰公司通過吸收國內外對根薯類加工機械的特點設計制造出了土豆去皮機，該設備采用毛刷原理廣泛適用于胡蘿卜、山芋、馬鈴薯、紅薯等根薯類蔬菜的清洗、除皮。接著該公司又相繼開發(fā)出了高壓清洗去皮機，氣泡清洗去皮機，水流清洗去皮機，滾筒清洗去皮機，毛刷清洗去皮機等，這些設備的清洗去皮技術功能完善，操作簡單，而且破損率低[1]。
2 整體方案確定
2.1 確定傳動方案
機器通常由原動機、傳動裝置和工作機三部分組成。傳動裝置位于原動機和工作機之間，用來傳遞運動和動力，并可用以改變轉速、轉矩的大小或運動形式，以適應工作機功能要求。傳動裝置的設計對整臺機器的性能、尺寸、重量和成本都有很大的影響，因此應當合理地擬定傳動方案。
傳動方案一般用運動簡圖表示。擬定傳動方案就是根據工作機的功能要求和工作條件，選擇合適的傳動機構類型，確定各類傳動機構的布置順序以及各組成部分的聯(lián)接方式，繪出傳動裝置的運動簡圖。該機的工作機主要是靠波盤的轉動對芋頭進行去皮，所以在這里我主要的構思是利用齒輪傳動來帶動波盤的轉動。
考慮因素如下：
1）帶傳動承載能力較低，傳遞相同轉矩時，結構尺寸較大，但傳動平穩(wěn)，能緩沖吸振，因此應布置在高速級。
2）開式齒輪傳動的工作環(huán)境一般較差，潤滑條件不好，容易損，壽命短，應布置在低速級。
根據工作機的功能要求個工作條件，初步給出以下傳動裝置的運動簡圖。
圖1 運動簡圖
Fig 1 Movement diagram
2.2 機構類型選擇
選擇傳動機構類型時應綜合考慮各有關要求和工作條件，例如工作機的功能；對尺寸、重量的限制；環(huán)境條件；制造能力；工作壽命與經濟要求等。選擇類型的基本原則：
1)傳遞大功率時，應充分考慮提高傳動裝置的效率，以減少能耗、降低運行費用。這時應選用傳動效率高的傳動機構，如齒輪傳動。而對小功率傳動，在滿足功能條件下，可選用結構簡單、制造方便的傳動形式，以降低初始費用（制造費用）[2] 。
2)載荷多變和可能發(fā)生過載時，應考慮緩沖吸振及過載保護問題。如帶傳動，采用彈性聯(lián)軸器或其他過載保護裝置。
3)傳動比要求嚴格、尺寸要求緊湊的場合，可選用齒輪傳動或蝸輪傳動。但應注意，蝸桿傳動效率低，故常用于中小功率、間歇工作的場合。
4)在多粉塵、潮濕、易燃、易爆的場合，宜選用鏈傳動、閉式齒輪傳動或蝸桿傳動，而不采用帶傳動或摩擦傳動。
綜上所述可采取圖1所示方案。
3 小型芋頭去皮機設計
3.1 原動機的選擇
與被驅動的工作機械連接簡單，且大多為室內作業(yè)，功率較小，維修方便，種類和型號較多等，即確定原動機為電動機[3]。
3.2 電動機的選擇
一般選用同步轉速為1000r/min或1500r/min的電動機，所需轉速為nw=400r/min～750r/min，因此傳動裝置總傳動比約為2或3[4]。
3.2.1 電動機類型和結構型式
因為芋頭去皮周圍環(huán)境潮濕，選用一般用途的Y（IP44）系列三相異步電動機，臥式封閉結構。
3.2.2 電動機的額定功率Pe
Pe=1.5kw
3.2.3 電動機的轉速
為了便于選擇電動機轉速，先推算電動機轉速的可選范圍。由《機械設計》、《機械設計基礎課程設計》表2–1查得V帶傳動常用傳動比范圍i1′=2～4,直齒輪傳動比范圍i2′=2～3，則電動機轉速可選范圍為：
N=nw×i1′×i2′=1800 r/min～5400r/min （1）
可見只有同步轉速為3000r/min可符合上面的要求
表1 電機技術參數
Table 1 Motor Technical Parameters
方案
電機型號
額定功率（kw）
電動機轉速
同步 滿載
電動機質量（kg）
裝置傳動比
總比 V帶 單級圓錐齒輪減速器
1
Y90S-2
1.5
3000 2840
22
6.31 3 2.10
2
Y90L-4
1.5
1500 1400
27
3.11 2.7 1.15
3
Y100L-6
1.5
1000 940
33
2.09 2 1.05
因此選定電動機的型號為Y90S–2臥式電動機[5]。
3.2.4 電動機的技術數據和外形、安裝尺寸
由《機械設計基礎課程設計》表12–1、12-3查出Y90S–2型電動機的主要技術數據和外形、安裝尺寸，并列表備用
3．3 計算傳動裝置總傳動比和分配各級傳動比
3.3.1 傳動裝置總傳動比
i總===6.31 （2）
式中，為電動機滿載轉速，r/min; 為執(zhí)行機構轉速，r/min。
3.3.2 配各級傳動比
取V帶傳動比i1=3，則單級圓柱齒輪減速器的傳動比為
i2==≈2.10 （3）
所得i2值符合單級直齒輪減速器傳動比的常用范圍。
3.4 計算傳動裝置的運動和動力參數
3.4.1 各軸轉速
電動機軸為0軸，減速器高速軸為Ⅰ軸，低速軸為Ⅱ軸，各軸轉速為
==2840r/min （4）
==≈947r/min （5）
= =≈450r/min （6）式中，為高速軸Ⅰ的轉速，r/min；為低速軸Ⅱ的轉速，r/min。
3.4.2 各軸功率
按電動機額定功率Ped計算各軸輸入功率，即
P0=Pe=1.5kW （7） PⅠ=P0η1=1.5×0.96=1.44kW
PⅡ= PⅠη2η3=1.44×0.99×0.95=1.35Kw
式中：V帶傳動η1=0.96；滾動軸承η2=0.99；直齒圓柱齒輪傳動η3= 0.95
3.4.3 各軸轉矩
T0===5.04KN.m （8）
TⅠ===14.52KN.m （9）
TⅡ===28.59KN.m （10）
3.5 V帶傳動的設計計算
3.5.1 確定計算功率Pca
由機械設計表8-6查得工作情況系數KA=1.3,故
Pca=KAP=1.3×1.5kW =1.95kW （11）
式中：Pca為計算功率，KW；KA為工作情況系數；P為所需傳遞的額定功率，KW。
3.5.2 選取V帶帶型
根據計算功率和小帶輪轉速由《機械設計》圖8-8確定選用Z型[6]。
3.5.3 確定帶輪的基準直徑dd1并驗算帶速v
由《機械設計》表8–6和表8–8取主動輪基準直徑dd1=71mm＞50mm,按式（8–13）驗算帶的速度
v===10.552m/s<25m/s （12）帶的速度合適
根據《機械設計》dd2=idd1式，從動輪基準直徑dd2
dd2=i1dd1=3×71=213mm （13）
根據《機械設計》表8–8加以適當圓整，取dd2=224mm。
3.5.4 確定V帶的基準長度Ld和中心距a
根據0.7(dd1+dd2)
0.07d，取h=5mm，則軸環(huán)處的直徑d5-6=46mm。軸環(huán)寬度b≥1.4h，取l5-6=10mm
(4)軸承端蓋的總寬度為20mm。根據軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離l=30mm，故取l2-3=50mm
(5)再選滾動軸承。因軸承右端受徑向及軸向力的作用，故選用角接觸球軸承。參照工作要求并根據d2-3=27mm，由軸承產品目錄中初步選取0基本游隙組、標準精度級的單列角接觸球軸承7206C，其尺寸為d×D×B=30×62×16，故d4-5= 30mm。
4.2.3 軸上零件的周向定位
齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵聯(lián)接。由機械設計表6-1查得平鍵截面半聯(lián)軸器與軸的聯(lián)接b×h=5mm×5mm，長為25mm；齒輪與軸配的聯(lián)接b×h=10mm×8mm；半聯(lián)軸器與軸的配合為H7/k6，滾動軸承與軸的周向定位是借過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。
4.2.4 確定軸上圓角和倒角尺寸
參考《機械設計》表15-2，取軸端倒角為0.8×45°，各軸肩處的圓角半徑見圖軸2[17]。
4.2.5 求軸上的載荷
首先根據軸的結構圖作出軸的計算簡圖。在確定軸承的支點位置時，應從手冊中查取a值。對于7206C型角接觸球軸承，由手冊中查得a=12.9mm。因此，作為簡支梁的軸的支承跨距L2+L3=46mm+55mm=101mm。根據軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖。
圖5受力圖
Fig 5 Axis diagram
從軸的結構圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面C是軸的危險截面。先將計算出的截面C處的MH、MV及M的值列于下表
表4 軸的危險截面
Table 4 Dangerous section of the shaft
載荷
水平面H
垂直面V
支反力F
FNH1=227.17N,FNH2=520.28N
FNV1=33.07N，F(xiàn)NV2=75.75N
彎矩M
MH=17741.977N.mm
MV1=2582.767N.mm,MV2=2583.075N.mm
總彎矩
17928.98N.mm
17929.03N.mm
扭矩T
TⅡ=28590N.mm
4.2.6 按彎扭合成應力校核軸的強度
根據《機械設計》式（15-5）及上表中的數值，并取α=0.6，軸的計算應力
σca===5.32MPa （50）
前已選定軸的材料為45鋼，調質處理，由表15-1查得[σ-1]=60MPa[18]。因此σca<[σ-1]，故安全
4.2.7 校核軸的疲勞強度
1）判斷危險截面
只需要校核截面Ⅶ的左右兩側
2）截面Ⅶ右側
抗彎截面系數 w=0.1d3=0.1×303=2700mm3 （51）
抗扭截面系數 wT=0.2 d3=0.2×303=5400mm3 （52）
截面Ⅶ右側的彎矩M為
M=17929.03×=10042.4N.mm
截面Ⅶ上的扭矩為TⅡ=28590N.mm
截面上的彎曲應力
σb===3.72MPa （53）
截面上的扭轉矩應力
τT===5.29 MPa （54）
軸的材料為45鋼，調質處理。由表15-1查得σB=640MPa，σb-1=275MPa，τT=155MPa
截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數ασ及ατ按《機械設計》附表3-2查取。因為==0.033，==1.2，經插值后可查得
ασ=2.10，ατ=1.67
又由《機械設計》附圖3-1可得軸的材料的敏感系數為
qσ=0.75，qτ=0.77
故有效應力集中系數按式（附3-4）為
kσ=1+ qσ(ασ-1)=1+0.75×(2.10-1)=1.825 （55）
kτ=1+ qτ(ατ-1)=1+0.77×(1.67-1)=1.5159 （56）
由《機械設計》附圖3-2查得尺寸系數εσ=0.85；由附圖3-3得扭轉尺寸系數ετ=0.87
軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質量系數為
βσ=βτ=0.92
軸未經表面強化處理，即βq=1，則按式（3-12）及（3-12a）得綜合系數值為
Kσ=+-1=+-1=2.23 （58）
Kτ=+-1=+-1=1.83 （59）
又由參考文獻得碳鋼的特性系數
Ψσ=0.1~0.2，取Ψσ=0.1
Ψτ=0.05~0.1，取Ψτ=0.05
于是，計算安全系數Sca值，得
Sσ===33.15 （60）
Sτ===31.17 （61）
Sca===22.7>>S=1.5 （62）
故可知其安全。
3）截面Ⅶ左側
抗彎截面系數 w=0.1d3=0.1×363=4665.6mm3 （63）
抗扭截面系數 wT=0.2 d3=0.2×363=9331.2mm3 （64）
截面Ⅶ右側的彎矩M為
M=17929.03×=10042.4N.mm
截面Ⅶ上的扭矩為TⅡ=28590N.mm
截面上的彎曲應力
σb===3.72MPa （65）
截面上的扭轉矩應力
τT===3.06 MPa （66）
ασ=2.10，ατ=1.67
過盈配合處的，由附表3-8用插入法求出，并取 =0.8，于是得
=1.90 =0.8×1.90=1.52
軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質量系數為
βσ=βτ=0.92
故得綜合系數值為
Kσ=+-1=1.90+-1=1.987 （67）
Kτ=+-1=1.52+-1=1.607 （68）
又由參考文獻得碳鋼的特性系數
Ψσ=0.1~0.2，取Ψσ=0.1
Ψτ=0.05~0.1，取Ψτ=0.05
于是，計算安全系數Sca值，得
Sσ===64.37 （69）
Sτ===61.14 （70） Sca===44.33>>S=1.5 （71）
故該軸在截面Ⅶ左側的強度也是夠的[20]。
4.3 輸入軸的設計
4.3.1 計算軸上轉矩和齒輪的作用力
軸傳遞的轉矩
TⅠ=14520N.mm
齒輪的圓周力
Ft1== =803.88N （72）
齒輪的徑向力
Fr1= Fa2=249.34N
齒輪的軸向力
Fa1= Fr2=108.82N
4.3.2 初算軸的最小直徑
選取軸的材料為45鋼，調質處理。由表15-3，選A0=112則軸的最小直徑為：dmin= A0=112×=12.8mm （73）
軸的最小直徑顯然是安裝大帶輪的直徑，需開鍵槽，故將最小軸徑增加5%，變?yōu)?3.44mm，查《機械設計手冊》取d=15mm，V帶輪與軸配合的轂孔長度L1=52mm。
4.4 軸的結構設計
4.4.1 擬定軸上零件的裝配方案
根據軸上零件定位、加工要求參考軸的結構設計的基本要求，得出如圖所示的裝配方案。
圖6 軸
Fig 6 Axis
4.4.2 根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度
(1)為了滿足V帶輪的軸向定位要求，1-2軸段右端需制出一軸肩，故取2-3段的直徑d2-3=30mm；V帶輪與軸配合的轂孔長度L7-8=52mm，因此可取l7-8=52mm。
(2)初步選擇滾動軸承。因軸承同時受徑向力和軸向力的作用，故選用角接觸球軸承。由軸承產品目錄中初步選取0基本游隙組、標準精度級的單列角接觸球軸承7206C，其尺寸為d×D×B=30×62×16，故d5-6= 30mm。
(3)兩滾動軸承之間采用套筒定位，為了使套筒端面可靠地壓緊兩滾動軸承的端面，故安裝軸承處的軸段應略短于兩軸承的寬度，取l5-6=l1-2=17mm。
(4)軸承端蓋的總寬度為20mm。根據軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離l=30mm，故取l6-7=20mm
(5)右端軸承的右端面采用軸肩定位，軸肩高度h>0.07d，取h=3mm，則軸環(huán)處的直徑d5-6=45mm。軸環(huán)寬度b≥1.4h，取l3-4=10mm。
4.4.3 軸上零件的周向定位
V帶輪與軸的周向定位采用平鍵聯(lián)接。按d1-2由手冊查得平鍵截面b×h=6mm×6mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為45mm，同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為H7/n6。滾動軸承與軸的周向定位是借過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為m6。
4.4.4 確定軸上圓角和倒角尺寸
參考《機械式設計》表15-2，取軸端倒角為1×45°，各軸肩處的圓角半徑見圖6。
4.4.5 求軸上的載荷
首先根據軸的結構圖作出軸的計算簡圖。在確定軸承的支點位置時，應從手冊中查取a值。對于7206C型角接觸球軸承，由手冊中查得a=12.9mm。因此，作為簡支梁的軸的支承跨距L2=L3-4-2a=58mm-2×12.9mm=45.1mm。根據軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖
圖7受力圖
Fig 7 Axis diagram
從軸的結構圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面C是軸的危險截面。先將計算出的截面C處的MH、MV及M的值列于下表。
表4 軸的危險截面
Table 4 Dangerous section of the shaft
載荷
水平面H
垂直面V
支反力F
FNH1=218.65N,FNH2=585.23N
FNV1=67.82N，F(xiàn)NV2=181.52N
彎矩M
MH=15742.8N.mm
MV1=4883.04N.mm,MV2=4882.89N.mm
總彎矩
16482.7N.mm
16482.7N.mm
扭矩T
TⅠ=14520N.mm
4.4.6 按彎扭合成應力校核軸的強度
根據《機械式設計》式（15-5）及上表中的數值，并取α=0.6，軸的計算應力
σca===2.43MPa （74）
前已選定軸的材料為45鋼，調質處理，由《機械式設計》表15-1查得[σ-1]=60MPa。因此σca<[σ-1]，故安全 。
5 軸上滾動軸承的設計計算
5.1 輸入軸上滾滾動軸承的設計
5.1.1 求比值
==0.44
根據表13-5，角接觸球軸承的最大e值為0.56，故此時>5000h （77）
故角接觸球軸承7206C符合要求。
5.2 輸入軸上滾動軸承的設計計算
5.2.1 求比值
==2.29
根據《機械式設計》表13-5，角接觸球軸承的最大e值為0.56，故此時>e
5.2.2 初步計算當量動載荷P
根據《機械式設計》式（13-8a） P=fp(XFr+YFa) （78）
按照《機械式設計》表13-6，fp=1.0～1.2，取fp=1.2
按照《機械式設計》表13-5，X=0.44，Y值需要在已知型號和基本額定靜載荷C0后才能求出。先暫選一近似中間值，取Y=1.2，則
P=1.2×(0.44×108.82+1.2×249.34)=416.5N
5.2.3 求軸承應有的基本額定載荷值
根據《機械式設計》式（13-6）
C=P==2137N （79）
5.2.4 驗算軸承的壽命
按照軸承樣本或設計手冊選擇C=17800N的7206C的軸承。此軸承的基本額定靜載荷C0r=12800N，驗算如下：
1）求相對軸向載荷對應的e值與Y值。按表13-5，相對軸向載荷==0.019，在表中介于0.015～0.029之間，對應的e值為0.38～0.40，Y值為1.47～1.40。
2）用線性插值法求Y值
Y=1.40+=1.47
故 X=0.44 Y=1.47
3）求當量動載荷P
P=1.2×(0.44×108.82+1.47×249.34)=497N
4）驗算7206C軸承的壽命，根據式（13-5）
Lh=()ε=×()3=1701480>>5000h （80）
故角接觸球軸承7206C符合要求。
6 鍵聯(lián)接的選擇及校核計算
6.1 齒輪鍵聯(lián)接的選擇及計算
鍵、軸和齒輪的材料都是鋼，由《機械式設計》表6-2查得許用擠壓應力[σp]=100～120MPa，取其平均值，[σp]=110MPa。鍵的工作長度l=L-b=25-10=15mm，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.5×8=4mm，由式《機械式設計》（6-1）可得
σp===26.5 MPa<[σp] （81）
可見聯(lián)接強度足夠。
6.2 V帶輪鍵聯(lián)接的選擇及計算
鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，由《機械式設計》表6-2查得許用擠壓應力[σp]=100～120MPa，取其平均值，[σp]=11