1、學號：129290141036本 科 課 程 設 計題 目： 展開式二級圓柱齒輪減速器 學 院： 機械工程學院 專 業： 機械設計制造及其自動化 年級： 12級 姓 名： 趙瑞波 指導教師： 王利華 完成日期： 2014年7月5日 1 設計任務書21.1 設計任務21.2 原始數據21.3 工作條件21.4 設計任務量22 傳動系統方案的擬定23 電動機的選擇33.1 電動機的功率33.2 電動機轉速的選擇43.3 電動機型號的選擇43.4 傳動比的分配43.5 傳動系統的運動和動力參數計算54 減速器傳動零件設計計算64.1 低速級直齒圓柱齒輪設計計算64.2 高速級斜齒圓柱齒輪設計計算14

2、5 軸的設計計算215.1 輸入軸的設計計算215.2 中間軸的設計計算245.3 輸出軸設計計算276 軸承的選擇與計算316.1 輸入軸的軸承：7206C角接觸球軸承316.2 中間軸軸承30206圓錐滾子軸承336.3 輸出軸軸承: NU213E圓柱滾子軸承347 鍵的計算校核347.1 輸入軸上的鍵347.2 中間軸上的鍵357.3輸出軸上的鍵358 減速器箱體結構尺寸369 減速器附件的選擇3710 齒輪的密封與潤滑37機械設計課程設計計算說明書1 設計任務書1.1 設計任務 設計帶式輸送機傳動系統，采用展開式二級圓柱齒輪傳動。1.2 原始數據 輸送帶有效拉力 輸送帶工作速度 輸送帶

3、滾筒直徑 減速器設計壽命為10年1.3 工作條件 兩班制工作，連續單向運轉，載荷較平穩；使用期限為10年(一年工作300天），小批量生產；允許輸送帶速度誤差為±5%；生產條件是中等規模的機械廠，可加工78級精度的齒輪；動力來源是三項交流電（220V380V）。1.4 設計任務量 編寫設計說明書一份，內容包括： 設計任務。 電動機的選擇，減速器主要零件設計計算，并附計算的必要簡圖。 減速器的箱體結構尺寸及潤滑。 設計圖： 繪制減速器裝配圖1張（A0）。 繪制減速器零件圖2張（A3）。2 傳動系統方案的擬定 帶式輸送機傳動系統方案如圖：帶式輸送機由電動機驅動。電動機通過聯軸器將動力傳入減

4、速器，輸出軸將動力傳至輸送機滾筒，帶動輸送帶工作。傳動系統中采用展開式二級圓柱齒輪減速器，其結構簡單，但齒輪相對于軸承位置不對稱，因此要求軸有較大的剛度，高速級為斜齒圓柱齒輪傳動，低速級為直齒圓柱齒輪傳動。3 電動機的選擇3.1 電動機的功率工作所需要的有效功率為 查閱相關參考文獻確定 聯軸器效率 一對滾動軸承效率 閉式圓柱齒輪傳動（7級精度） 輸送機滾筒效率傳動系統總效率式中： 所需電動機功率為：3.2 電動機轉速的選擇 輸送機滾筒的工作轉速為：按3表2-3推薦的傳動比范圍，取圓柱齒輪傳動的傳動比范圍為35，則總傳動比范圍為Id=925。故電動機轉速的可選范圍為nd=Id×nw=（

5、925）×53.8264841346r/min符合這一范圍的同步轉速可選750和1000r/min可得到多種不同的傳動比方案，由于轉速越高價格越便宜，故選1000r/min的電動機。3.3 電動機型號的選擇根據動力源及工作條件：兩班制工作，連續單向運轉，所需電動機功率為 3.46kw及電動機同步轉速等。選用Y系列三項異步電動機，臥式封閉結構，型號為Y112M1-6，按3表2-4電動機型號額定功率P/kW同步轉速滿載轉速總傳動比Y132M-1-64.0100096039.09電動機的主要參數見下表型號額定功率滿載轉速中心高軸伸尺寸Y132M1-64 .0kW960 (r/min)132

6、 mm38×803.4 傳動比的分配帶式輸送機總傳動機比為：由傳動系統方案知有計算可得兩級圓柱齒輪減速器的總傳動比為：為便于將兩級圓柱齒輪減速器采用浸油潤滑，當兩對齒輪的配對材料不同齒面硬度不大于350HBS，齒寬系數相同時，考慮齒面接觸疲勞強度接近相等的條件下，取高速級傳動比為低速級傳動比為3.5 傳動系統的運動和動力參數計算傳動系統各軸的轉速功率和轉矩計算如下：對于0軸（電動機軸）有對于1軸（減速器軸）有對于2軸（減速器中間軸）有對于3軸（減速器低速軸）有上述計算結果和傳動比及傳動規律匯總，列于下表以便查用軸號轉速(r/min)功率P(kw)轉矩T（N/m）傳動比0 960 3.

7、46 35.421 1960 3.425 34.0724.815 2199.4 3.323 159.15 3.702 3 53.826 3.227 571.6214 減速器傳動零件設計計算4.1 低速級直齒圓柱齒輪設計計算4.1.1 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數 根據傳動方案，低速級選用直齒圓柱齒輪傳動，壓力角 帶式輸送機為一般工作機器，速度不高，參考1表10-6選用7精度。 材料選擇，由1表10-1選擇小齒輪材料為40Cr（調質），齒面硬度為280H，大齒輪材料為45鋼（調質），齒面硬度為240HBS。選小齒輪齒數,大齒輪齒數取。4.1.2 齒面接觸疲勞強度設計 （1）由1式10-11

8、試算小齒輪分度圓直徑，即1） 確定式中個參數值試選。小齒輪傳動的轉矩，即2軸所傳遞的扭矩。由1表10-7選取齒寬系數。由1圖10-20查得區域系數。由1表10-5查得材料的彈性影響系數。由1式10-9計算接觸疲勞強度用重合度系數。計算接觸疲勞許用應力 由課本圖10-25d查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為 ， 由1式10-15計算應力循環次數： 由課本圖10-23查取接觸疲勞壽命系數 取失效概率為1%，安全系數S=1，由式10-14得 取 和 中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應力， 即2） 試算小齒輪分度圓直徑 （2）調整小齒輪分度圓直徑 1）計算實際載荷系數前的數據準備。 圓周速度v

9、。 齒寬b。2） 計算實際載荷系數。 由課本表10-2查得使用系數。 根據7級精度，由課本圖10-8查得動載系數。 齒輪的圓周力。 查1表10-3的齒間載荷分配系數。 由1表10-4用插值法查得7級精度、小齒輪相對支撐軸非對稱布置時，得齒向載荷分布系數。由此，得到實際載荷系數3） 由1式10-12，可得有實際載荷系數算得的分度圓直徑及相應的齒輪模數4.1.3 按齒根彎曲疲勞強度設計（1）由1式10-7試算模數，即 1）確定公式中的各參數值 試選。 由1式計算彎曲疲勞強度用重合度系數。計算。由圖10-17查得齒形系數。由1圖查得應力修正系數。由1圖10-24c查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限

10、分別為由1圖10-22查得彎曲疲勞壽命系數。取彎曲疲勞安全系數，由1式10-14得因為大齒輪的大于小齒輪，所以取2）試算模數（2）調整齒輪模數 1）計算實際載荷系數前的數據準備。 圓周速度v。齒寬b。寬高比。2） 計算實際載荷系數。 根據 ，7級精度，由1圖10-8查得動載系數。 由，查1表10-3得齒間載荷分配系數。 由1表10-4用插值法得 ，結合 查1 圖10-13，得。則載荷系數為3） 由1式10-13，可得按實際載荷所得的齒輪模數對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數m大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數，由于齒輪模數m的大小主要取決于彎曲疲勞強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度

11、所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關，可取有彎曲疲勞強度算的模數2.005mm并就近圓整為，按接觸疲勞強度算的的分度圓直徑 ，算出小齒輪齒數。取，則大齒輪齒數，取與互為質數。這樣計算出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結構緊湊，避免浪費。4.1.4 幾何尺寸計算 計算分度圓直徑計算中心距 計算齒輪寬度考慮不可避免的安裝誤差，為了保證設計齒寬b和節省材料，一般將小齒輪略微加寬（510）mm即取，而大齒輪齒寬等于設計齒寬，即。4.1.5 圓整中心距后的強度校核 上述齒輪副的中心距不便于相關零件的設計制造。為此，可以通過調整傳動比、改變齒數或變位法進行圓整。此次采用

12、變位法將中心距就近圓整至。在圓整時，以變為系數和不超出1圖10-21a中推薦的合理工作范圍為宜。其它幾何參數，如等保持不變。 齒輪變位后，齒輪副幾何尺寸發生變化。應重新校核齒輪強度，以明確齒輪的工作能力。 計算變系數和計算嚙合角、齒數和、變位系數和、中心距變動系數和齒頂高降低系數。 從1圖10-21b可知，當前變位系數和提高了齒輪強度，但重合度有所降低。 分配變位系數x1、x2。 由1圖10-21b可知，坐標點位于L12和L13之間。按這兩條線做射線，再從橫坐標的z1、z2處做垂直線，與射線交點的縱坐標分別是x1=0.346、x2=0.166。齒面接觸疲勞強度校核 按前述類似做法，先計算1式1

13、0-10中的各參數。計算結果為將他們帶入1式10-10，得到齒面接觸疲勞強度滿足要求，并且齒面接觸應力比標準齒輪有所下降。齒根彎曲疲勞強度校核按前述類似做法，先計算110-6中的各參數。計算結果為,將他們帶入1式10-6得到齒根彎曲疲勞強度滿足要求，并且小齒輪抵抗彎曲疲勞強度破壞能力大于大齒輪。4.1.6 主要設計結論 齒數，模數，壓力角，變位系數，中心距，齒寬，小齒輪選用40Cr（調質），大齒輪選用45鋼（調質）。齒輪按7級精度設計。4.2 高速級斜齒圓柱齒輪設計計算4.2.1 選精度等級、材料及齒數 由1表10-1，選擇小齒輪材料為40Cr（調制），齒面硬度為280HBS，大齒輪材料為45

14、鋼（調制），齒面硬度240HBS。 帶式輸送機為一般工作機器，參考1表10-6，選7級精度。 選小齒輪齒數，大齒輪齒數，取。 初選螺旋角。 壓力角。4.2.2 按齒面接觸疲勞強度設計 由1式10-24試算小齒輪分度圓直徑，即 1）確定公式中的各參數值。 試選載荷系數。 由1圖10-20查取區域系數。 由1式20-21計算接觸疲勞強度用重合度系數。 由試10-23可得螺旋角系數。 2）計算小齒輪分度圓直徑 調整小齒輪分度圓直徑 3)計算實際載荷系數錢的數據準備。 圓周速度。 齒寬。 4）計算實際載荷系數 。 由1表10-20查得使用系數。 根據、7級精度，由1圖10-8查得動載系數。 齒輪的圓周

15、力 ，查1表10-3得齒間載荷系數。 由1表10-4用插值法查得7級精度、小齒輪相對軸承非對稱布置時，。 則載荷系數為 5）由1式10-12可得按實際載荷系數算得的分度圓直徑 及相應齒輪模數4.2.3 按齒根彎曲疲勞強度設計由1式10-20試算齒輪模數，即1）確定參數中得各參數值。 試選載荷系數。 由1式10-18，可得計算彎曲疲勞強度重合度系數。 由1式10-19，可得計算彎曲疲勞強度的螺旋角系數。 計算。 當量齒數查1圖10-17，得齒形系數。由1圖10-18查得應力修正系數。由1查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為500MPa,380/MPa 。由110-22查得彎曲疲勞壽命系數。

16、去彎曲疲勞壽命系數S=1.4，由1式10-14得 因為大齒輪的大于小齒輪，所以取2）試算齒輪模數調整齒輪模數1）計算實際載荷系數前的數據準備。圓周速度v 齒寬b。齒高h及寬高比。2）計算實際載荷系數。根據，7級精度，由110-8查得動載系數 。由查1表10-3得齒間載荷分布系數為。由1表10-4用插值法查得，結合查1圖10-13，得。 則載荷系數為3）由1式10-13，可得按實際載荷系數算得的齒輪模數 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數mn大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數。從滿足彎曲疲勞強度出發，從標準中就近取;為了同時滿足接觸疲勞強度，選接觸疲勞強度算得的分度圓直徑來計算小齒

17、輪的齒數，即。取,則，取，Z1,Z2互質。由于此時所求分度圓直徑小于模數，所以將模數增加為m=2mm。4.2.4幾何尺寸計算計算中心距按圓整后的中心距修正螺旋角計算小、大齒輪分度圓直徑計算齒輪寬度取4.2.5 圓整中心距后的強度校核齒輪副的中心距在圓整之后，、和、等均發生變化，應重新校核齒輪強度，以明確齒輪的工作能力。齒面接觸疲勞強度校核 按前述類似做法，計算1式10-22中的各參數，計算結果：,。將它們代入1式10-22，得到 滿足齒面接觸疲勞強度條件。齒根彎曲疲勞強度校核 按前述類似做法，計算1式10-22中的各參數，計算結果：,。 將它們代入1式10-22，得到 齒根彎曲疲勞強度滿足要求

18、，并且小齒輪抵抗彎曲疲勞破壞的能力大于大齒輪。4.2.6 主要設計結論 齒數,模數,壓力角,螺旋角,變位系數,中心距,齒寬。小齒輪選用40Cr（調制），大齒輪選用45鋼（調制）。齒輪按7級精度設計。4.2.7結構設計以大齒輪為例。因齒輪齒頂圓直徑大于160mm，而又小于500mm，故選用腹板式結構為宜5 軸的設計計算5.1 輸入軸的設計計算已知：P=3.425kw, n=960r/min,T=34.072N·m5.1.1 選擇材料并按扭矩初算軸徑選用45鋼調質，硬度217255HBS， =650Mpa，在多級齒輪減速器中高速軸轉矩較小A0取大值，根據1表15-3取A0=116，由1式

19、15-2得：考慮到最小直徑處要連接聯軸器要有一個鍵槽，且d100mm故將直徑增大5%，則d=17.7×(1+6%)mm=18.76mm,圓整后最小直徑為19mm。5.1.2 軸的結構設計 （1）擬定軸的裝配方案如下圖： （2）軸上零件的定位的各段長度，直徑，及定位 1）選聯軸器，計算轉矩，取，由 = 。由3表13-7選用LT4彈性套柱銷聯軸器，孔徑=20mm,20mm,為了滿足半聯軸器的軸向定位要求，所以取24mm,由半聯軸器軸孔=40mm,為了保證軸端擋圈只壓在半聯軸器上而不壓在軸的端面上，又應比略短一些，現取=38mm，聯軸器的軸間定位，軸間高度，取。2）由于是在高速級軸且同時有

20、軸向力和徑向力故由表312-6選單列角接觸球軸承，參照工作要求并根據=24mm，選0游縫隙組7206C,=，所以得取=30mm，=16mm，右端角接觸球軸承采用軸肩進行定位，7206AC型軸承定位軸肩高度h=3mm，所以取=36mm。3）由于軸的直徑大于齒輪的分度圓直徑，所以將高速輸入軸的配合齒輪設計成齒輪軸，所以為齒輪軸，=45mm4）軸承端蓋總寬度為20mm（由減速器軸承端蓋設計而定），為了便于軸承端蓋的拆裝以及對軸承添加潤滑脂，取端蓋的外端面與半聯軸器右端面的距離為l=30mm，所以取=50mm。5）取齒輪距箱體內壁之間的距離為=16mm，圓柱齒輪之間的距離c=20mm，考慮到箱體的鑄造

21、誤差，在確定軸承位置時應距箱體距內壁之間的距離為s=8mm。所以=119mm。6）軸向零件的周向定位，聯軸器定位用平鍵查1表6-1選擇鍵（半圓頭普通平鍵C型）。5.1.3 軸強度的計算及校核 已知: ,因已知高速級圓柱小斜齒輪的分度圓直徑為：=。 斜齒輪受力分析：查1公式10-22得 圓周力： 徑向力： 軸向力：（將軸上分布的載荷化為集中力，其作用點取為載荷分布段的中點） 繪制軸受力簡圖（如下圖） 軸承支反力查1表12-3 得軸承的支撐作用點a=14.2mm由受力圖可求得=-590N =-1751.6N得=-84547N =-220N =-650N得 =-31526N =-31395N做、平面

22、的彎矩，軸的扭矩圖如上圖。 內力分析：由內力圖看見，軸的危險截面可能發生在截面C處。由于通 過圓軸軸線的任一平面都是縱向對稱平面，所以可將同一橫截面上兩相互垂直的彎矩按矢量和求其合成彎矩，即：=90233N =90188N所以取，扭矩：=34072N，查1公式（15-5）則軸的彎扭合成強度條件為：查1表15-1得45#鋼的,因為單向回轉，視扭矩為脈動循環，取，所以故安全。5.2 中間軸的設計計算已知： 5.2.1 選擇材料并按扭矩初算軸徑選用45鋼調質，硬度217255HBS， =650Mpa，在多級齒輪減速器中，中間軸取中間值，根據1表15-3取A0=114，由1公式（15-2）得：5.2.

23、2 軸的結構設計 （1) 擬定軸的裝配方案如下圖 （2）軸上零件的定位的各段長度，直徑，及定位該軸不長，故采用兩端固定方式，按軸上零件的安裝順序，從處開 始設計。 1）軸段1-2及軸段5-6上安裝軸承，其設計應與軸承的選擇同步進行。考慮齒輪上承受較大的軸向力和圓周力，選用圓錐滾子軸承。根據，暫取軸承30206，查3表12-3得軸承尺寸：=，,內圈寬度，內圈定位直徑，外圈定位直徑，軸承對軸上力作用點與外圈大端的距離，故取。 2）取安裝小圓柱直齒輪和大圓柱斜齒輪軸的直徑，則小圓柱直齒輪寬度為80mm，為了使套筒可靠在小圓柱直齒輪的左端面取大圓柱斜齒輪寬度為40mm，取。 因為齒輪靠軸肩軸向定位軸3

24、0206型軸肩定位高度h=3mm所以取。 3）小圓柱直齒輪的右端面和大圓柱斜齒輪的左端面與箱體內壁的距離均取，由于軸承采用脂潤滑需加擋油盤，所以。4）查1表15-2 ，取軸端倒角為1-1.2mm，圓角為1-1.2mm。5.2.3 軸強度的計算及校核 已知因已知高速級大齒輪的分度圓直徑為：斜齒輪受力分析：查1公式10-22得 圓周力： 徑向力： 軸向力： 軸承的支反力 繪制軸受力簡圖（如下圖）查3表12-3 得軸承的支撐作用點a=13.8mm =47.7mm =77mm =67.7mm由受力圖可求得=3211N =3347N 得 =1182N =1222N得做、平面的彎矩，軸的扭矩圖如上圖。內力

25、分析：由內力圖看見，軸的危險截面可能發生在截面C處。由于通過圓軸軸線的任一平面都是縱向對稱平面，所以可將同一橫截面上兩相互垂直的彎矩按矢量和求其合成彎矩，即：=163212N =241243.7N所以取，扭矩：=159150N，查1式（15-5）則軸的彎扭合成強度條件為：查1表15-1得45鋼的,因為單向回轉，視扭矩為脈動循環，取，所以故安全。5.3 輸出軸設計計算已知： 5.3.1 選擇材料并按扭矩初算軸徑選用45鋼調質，硬度217255HBS， =650Mpa，在多級齒輪減速器中，低速軸轉矩較大取小值，根據1表15-3取A0=110，由1公式（15-2）得：，考慮到最小直徑處要連接聯軸器要

26、有鍵槽，將直徑增大5%，則。 由于輸入軸的最小直徑是安裝聯軸器處軸徑,為了使所選軸徑與聯軸器孔徑相適應，故需同時選擇聯軸器型號。 聯軸器的計算轉矩，查1表14-1得,所以：為了補償聯軸器所連接兩軸的安裝誤差、隔離震動，考慮用彈性柱銷聯軸器，查3表13-7，選擇型號： LT8聯軸器,公稱轉矩，即J型軸孔、A型鍵槽、相應的軸段，長度略小于聯軸器軸孔長度，取 5.3.2 軸的結構設計 擬定軸的裝配方案如下圖：軸上零件的定位的各段長度，直徑，及定位1) 軸段2-3與密封圈的設計。在確定軸段2-3的軸徑時， 應同時考慮聯軸器的軸向固定及密封圈的尺寸。聯軸器用軸肩定位，軸肩高度：2) 軸段2-3的軸徑，最

27、終由密封圈確定。該處軸的圓周速度小于，選用氈圈油封，查3表15-8 ，選內徑為60的氈圈。則。取。3) 選取軸承型號，根據d2=60mm，則軸承的內徑>45mm,選取軸承型號為NU213E，,內圈寬度，內圈定為高度，外圈定位高度，。所以，與檔油盤轂長之和略小于軸承內圈寬度，取。4) 因為軸承的內圈定為高度，所以取。5) 取安裝齒輪的軸徑為，齒輪右端與右軸承之間采用套筒定位，一直齒輪輪轂的寬度為74mm，取齒輪左端采用軸肩定位，軸肩高度h=(23)R，由1表5-6得軸徑d=70mm，得R=2mm,取h=6則軸環處直徑，軸環寬度,取l56=10mm。取齒輪與箱體內壁的距離S=16mm，兩齒輪

28、之間的距離為20mm，參照輸入軸的取值方式則。 6）軸上零件的周向定位 齒輪定位用平鍵，查1表6-1，圓柱直齒輪選擇鍵圓頭普通平鍵A型b=20,h=12,L=63。 7） 查1表15-2 ，取軸端倒角為1.6-2.0mm，圓角為1.6-2.0mm。5.3.3 軸的強度校核 1）求平均節圓直徑：圓柱直齒輪的節圓直徑。 2)圓柱斜齒輪受力分析： 圓周力：徑向力： 3）軸承的支反力繪制軸受力簡圖，如下圖所示；查3表12-3得由受力圖可求得 做、平面的彎矩，軸的扭矩圖如下圖。內力分析：由內力圖看見，軸的危險截面可能發生在截面C處。由于通過圓軸軸線的任一平面都是縱向對稱平面，所以可將同一橫截面上兩相互垂

29、直的彎矩按矢量和求其合成彎矩，即：扭矩：，查1公式（15-5）則軸的彎扭合成強度條件為：查1表15-1得45鋼的,因為單向回轉，視扭矩為脈動循環，取，所以所以滿足彎扭強度要求。6 軸承的選擇與計算6.1 輸入軸的軸承：7206C角接觸球軸承1）求兩軸承受到的徑向載荷，由受力圖可求得： 所以2）求兩軸承的軸向力 對于70000C型的軸承，按1表13-7，軸承派生軸向力Fd=eFr，其中e 為表13-5中的判斷系數，其值由的大小來決定，但現在軸承軸向力Fa未知，先取e=0.4,因此可估算：，因為，A處軸承被壓緊，所以因此由1表13-5用插值法得0.0115介于0.0150.029之間，對應e值在0

30、.0380.040之間，取，0.0325介于0.0290.058之間，對應e值在0.0400.043之間，取。再計算：再次計算的值相差不大，因此確定3）求當量動載荷 因為 由1表13-5查得徑向載荷系數和軸向載荷系數為：對軸承1 X1=0.44， Y1=1.47對軸承2 X2=1， Y2=0因為軸承運轉中有輕微沖擊，查1表13-6取，則4）驗算軸承壽命 因為P2P1，所以按軸承2的受力大小驗算6.2 中間軸軸承30206圓錐滾子軸承1)求兩軸承受到的徑向載荷，由受力圖可求得： 所以2) 求兩軸承的軸向力 由輸入軸軸承計算方法得出，則兩軸承的派生軸向力，則所以3) 求當量動載荷 因為 由1表13

31、-5查得徑向載荷系數和軸向載荷系數為：對軸承1 X1=1， Y1=0對軸承2 X2=0.44， Y2=1因為軸承運轉中有輕微沖擊，查1表13-6取，則4) 驗算軸承壽命 因為P1P2，所以按軸承2的受力大小驗算6.3 輸出軸軸承: NU213E圓柱滾子軸承 1)求兩軸承受到的徑向載荷，由受力圖可求得： 所以 2)由于輸出軸沒有軸向力，所以對于圓柱滾子軸承的校核要采用徑向力。 驗算軸承壽命 因為，所以按軸承2的受力大小驗算7 鍵的計算校核7.1 輸入軸上的鍵 查1表6-2 ，取 1）聯軸器處：（參考1式6-1） 滿足強度要求，單個C型鍵即可。2）小斜齒輪是齒輪軸沒有鍵，所以不用校核。7.2 中間軸上的鍵 查1表6-2 ，取 1）大斜齒輪處： 滿足強度要求，單個A型鍵即可。 2）小直齒輪處：滿足強度要求，單個A型鍵即可。7.3輸出軸上的鍵 1）大直齒輪處： 滿足強度要求，單個A型鍵即可。 2) 聯軸器處： 滿足強度要求，單個C型鍵即可。8 減速器箱體結構尺寸名稱符號結果箱座壁厚