目錄1、課程設計書及設計要求------------------------------------------12、電動機的選擇及傳動裝置的運動和動力參數計算---------33、傳動零件的設計計算（確定齒輪傳動的主要參數）------64、軸的設計計算及校核及滾動軸承的選擇和計算------------145、箱體設計及說明---------------------------------------------------276、鍵聯接的選擇和計算---------------------------------------------297、聯軸器的選擇------------------------------------------------------318、潤滑和密封的選擇------------------------------------------------329、減速器附件的選擇及說明---------------------------------------3210、設計總結-----------------------------------------------------------33參考資料-----------------------------------------------------------331.《機械設計》課程設計任務書專業：機械設計制造及其自動化班級：姓名：學號：一、設計題目設計用于帶式運輸機的展開式二級斜齒圓柱齒輪減速器二、原始數據(f6)運輸帶工作拉力F=2500Nm運輸帶工作速度v=1.30m/s卷筒直徑D=300mm三、工作條件連續單向運轉，工作時有輕微振動，空載啟動，使用期限為8年，小批量生產，單班制工作，運輸帶速度允許誤差為5%。四、應完成的任務1、減速器裝配圖一張（A0圖或CAD圖）2、零件圖兩張（A2圖或CAD圖）五、設計時間2009年12月21日至2010年1月8日六、要求1、圖紙圖面清潔，標注準確，符合國家標準；設計計算說明書字體端正，計算層次分明。七、設計說明書主要內容1、內容（1）目錄（標題及頁次）；（2）設計任務書；（3）前言（題目分析，傳動方案的擬定等）；（4）電動機的選擇及傳動裝置的運動和動力參數計算；（5）傳動零件的設計計算（確定帶傳動及齒輪傳動的主要參數）；（6）軸的設計計算及校核；（7）箱體設計及說明（8）鍵聯接的選擇和計算；（9）滾動軸承的選擇和計算；（10）聯軸器的選擇；（11）潤滑和密封的選擇；（12）減速器附件的選擇及說明；（13）設計小結；（14）參考資料（資料的編號[]及書名、作者、出版單位、出版年月）；2、要求和注意事項必須用鋼筆工整的書寫在規定格式的設計計算說明書上，要求計算正確，論述清楚、文字精煉、插圖簡明、書寫整潔。本次課程設計說明書要求字數不少于6-8千字（或30頁），要裝訂成冊。機械制造教研室2、電動機的選擇及傳動裝置的運動和動力參數計算及傳動裝置的運動和動力參數計算；（1）選擇電動機的類型按要求選擇Y系列三相異步電動機，電壓380V（2）選擇電動機的容量電動機所需工作功率為：P＝P/η工作機需要的工作功率：SKIPIF1<0=F*V=2500Nm*傳動裝置的總效率為：SKIPIF1<0滾動軸承的傳動效率為SKIPIF1<0閉式齒輪的傳動效率為SKIPIF1<0聯軸器的效率為SKIPIF1<0傳動滾筒的效率為SKIPIF1<0帶效率SKIPIF1<0動機的效率為SKIPIF1<0因載荷工作時有輕微振動，電動機額定功率SKIPIF1<0略大于P即可。由表16-1，Y系列電動機技術數據，選動機的額定功率SKIPIF1<0為5.5kw。（3）確定電動機的轉速綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格減速器的傳動比，選定型號為Y132S-4的三相異步電動機，額定功率為5.5kw，額定電流A，滿載轉速SKIPIF1<01440r/min，同步轉速1500r/min。SKIPIF1<02.確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比（1）總傳動比由選定的電動機滿載轉速n和工作機主動軸轉速n，可得傳動裝置總傳動比為SKIPIF1<0＝n/n＝1440/（2）各級傳動裝置傳動比高速級傳動比為SKIPIF1<0＝則低速軸傳動比SKIPIF1<0＝SKIPIF1<03.計算傳動裝置的運動和動力參數電機軸：P0=Pd=KWn0=1440r/minT0=SKIPIF1<0=NSKIPIF1<0高速軸：

P1=P1*n01=*0.99=KWn1=n0=1440r/minT1=SKIPIF1<0=NSKIPIF1<0中間軸：

P2=P1*n12==KWn2=SKIPIF1<0r/minT2=SKIPIF1<0NSKIPIF1<0低速軸：P3=P2*n23KWn3=SKIPIF1<0r/minT3=SKIPIF1<0NSKIPIF1<0滾筒軸：P4=P3*n3456=3.11KWn4=n3/1=r/minT4=SKIPIF1<0NSKIPIF1<0運動和動力參數結果如下表：軸名功率PKW轉矩TNm轉速r/min輸入輸出輸入輸出電動機軸1440高速軸1440中間軸低速軸393.54滾筒軸軸承傳動效率3、傳動零件的設計計算（確定齒輪傳動的主要參數）A高速齒輪的計算1選精度等級、材料及齒數（1）材料及熱處理；選擇小齒輪材料為40Cr（調質），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。（2）精度等級選用7級精度；（3）試選小齒輪齒數z1＝24，大齒輪齒數z2＝z1*i=24*4.93=118.32；選螺旋角，初選螺旋角SKIPIF1<0=14SKIPIF1<02按齒面接觸強度設計因為低速級的載荷大于高速級的載荷，所以通過低速級的數據進行計算。SKIPIF1<0（1）確定公式內的各計算數值2）選取尺寬系數φd＝13）材料的區域系數ZH＝2.4354）SKIPIF1<0SKIPIF1<0則SKIPIF1<056)材料的彈性影響系數ZESKIPIF1<07）小齒輪的接觸疲勞強度極限σHlim1＝600MPa大齒輪的解除疲勞強度極限σHlim2＝550MPa8）計算應力值環數NSKIPIF1<0=60nSKIPIF1<0jSKIPIF1<0=60××1×（1×8×365×8）×10SKIPIF1<0hNSKIPIF1<0×10SKIPIF1<0×10SKIPIF1<0h9）查得：KSKIPIF1<0=1.03KSKIPIF1<010）齒輪的接觸疲勞需用應力取失效概率為1%,安全系數S=1,[SKIPIF1<0]SKIPIF1<0=SKIPIF1<0×600=618SKIPIF1<0[SKIPIF1<0]SKIPIF1<0=SKIPIF1<0×550=594SKIPIF1<0許用接觸應力SKIPIF1<0（2）設計計算①小齒輪的分度圓直徑dSKIPIF1<0SKIPIF1<0=SKIPIF1<0②計算圓周速度SKIPIF1<0SKIPIF1<0SKIPIF1<0SKIPIF1<0③計算齒寬b和模數SKIPIF1<0計算齒寬bb=SKIPIF1<0=mm計算摸數mSKIPIF1<0初選螺旋角SKIPIF1<0=14SKIPIF1<0SKIPIF1<0=SKIPIF1<0④計算齒寬與高之比SKIPIF1<0h=mSKIPIF1<0SKIPIF1<0=SKIPIF1<0=⑤計算縱向重合度SKIPIF1<0SKIPIF1<0SKIPIF1<0⑥計算載荷系數K使用系數SKIPIF1<0=1.25根據SKIPIF1<0,7級精度,查課本由SKIPIF1<0表10-8得動載系數KSKIPIF1<0=查課本由SKIPIF1<0表10-4得KSKIPIF1<046查課本由SKIPIF1<0表10-3得:KSKIPIF1<0=SKIPIF1<0故載荷系數:K＝KKKSKIPIF1<0KSKIPIF1<0=1⑦按實際載荷系數校正所算得的分度圓直徑:dSKIPIF1<0=dSKIPIF1<0SKIPIF1<0=×SKIPIF1<0=SKIPIF1<0⑧計算模數SKIPIF1<0:SKIPIF1<0=SKIPIF1<0(3).齒根彎曲疲勞強度設計由彎曲強度的設計公式:SKIPIF1<0≥SKIPIF1<01)確定公式內各計算數值①計算載荷系數KK＝KKKK=②

軸向重合度螺旋角影響系數③

計算當量齒數z＝z/cos＝24/cosSKIPIF1<014SKIPIF1<0＝2

z＝z/cos＝119/cosSKIPIF1<014SKIPIF1<0＝④查取齒形系數Y＝2.592Y＝2.211⑤

應力校正系數YY＝96

Y＝1.775

⑥彎曲疲勞壽命系數:KSKIPIF1<0=0.86KSKIPIF1<0=0.93⑦

彎曲疲勞應力[SKIPIF1<0]SKIPIF1<0=SKIPIF1<0[SKIPIF1<0]SKIPIF1<0=SKIPIF1<0⑧

計算大小齒輪的SKIPIF1<0SKIPIF1<0SKIPIF1<0SKIPIF1<0大齒輪的數值大.選用.2）設計計算①計算模數SKIPIF1<0按GB/T1357-1987圓整為標準模數,取mSKIPIF1<0=2mmzSKIPIF1<0=SKIPIF1<0那么zSKIPIF1<0=104

3幾何尺寸計算（1）計算中心距a=SKIPIF1<0=SKIPIF1<0=SKIPIF1<0將中心距圓整為129SKIPIF1<0（2）按圓整后的中心距修正螺旋角SKIPIF1<0=arccosSKIPIF1<0SKIPIF1<0因SKIPIF1<0值改變不多,故參數SKIPIF1<0,SKIPIF1<0,SKIPIF1<0等不必修正.分度圓直徑dSKIPIF1<0=SKIPIF1<0=SKIPIF1<0dSKIPIF1<0=SKIPIF1<0=SKIPIF1<0（4）計算齒輪寬度B=SKIPIF1<0圓整的SKIPIF1<0 SKIPIF1<0B低速齒輪的計算1選精度等級、材料及齒數（1）材料及熱處理；選擇小齒輪材料為40Cr（調質），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調質），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。（2）精度等級選用7級精度；（3）試選小齒輪齒數z1＝24，大齒輪齒數z2＝85；2按齒面接觸強度設計SKIPIF1<0（1）確定公式內的各計算數值2）選取尺寬系數φd＝13）材料的區域系數ZH＝4）SKIPIF1<0SKIPIF1<0則SKIPIF1<06)材料的彈性影響系數ZE7）小齒輪的接觸疲勞強度極限σHlim1＝600MPa大齒輪的解除疲勞強度極限σHlim2＝550MPa8）計算應力值環數NSKIPIF1<0=60nSKIPIF1<0jSKIPIF1<0=60××1×（1×8×365×8）×10SKIPIF1<0hNSKIPIF1<0×10SKIPIF1<0×10SKIPIF1<0h9）查得：KSKIPIF1<0=1.03KSKIPIF1<010）齒輪的接觸疲勞需用應力取失效概率為1%,安全系數S=1,[SKIPIF1<0]SKIPIF1<0=SKIPIF1<0×600=618SKIPIF1<0[SKIPIF1<0]SKIPIF1<0=SKIPIF1<0×550=594SKIPIF1<0許用接觸應力SKIPIF1<0（2）設計計算①小齒輪的分度圓直徑dSKIPIF1<0SKIPIF1<0=SKIPIF1<0②計算圓周速度SKIPIF1<0SKIPIF1<0SKIPIF1<0SKIPIF1<0③計算齒寬b和模數SKIPIF1<0計算齒寬bb=SKIPIF1<0=mm計算摸數mSKIPIF1<0初選螺旋角SKIPIF1<0=14SKIPIF1<0SKIPIF1<0=SKIPIF1<0④計算齒寬與高之比SKIPIF1<0h=mSKIPIF1<0t=2.52*2.45=SKIPIF1<0=SKIPIF1<0⑤計算縱向重合度SKIPIF1<0SKIPIF1<0SKIPIF1<0⑥計算載荷系數K使用系數SKIPIF1<0=1.25根據SKIPIF1<0,7級精度,查課本由SKIPIF1<0表10-8得動載系數KSKIPIF1<0=1,查課本由SKIPIF1<0表10-4得KSKIPIF1<0查課本由SKIPIF1<0表10-3得:KSKIPIF1<0=SKIPIF1<0故載荷系數:K＝KKKSKIPIF1<0KSKIPIF1<0=⑦按實際載荷系數校正所算得的分度圓直徑dSKIPIF1<0=dSKIPIF1<0SKIPIF1<0=×SKIPIF1<0=SKIPIF1<0⑧計算模數SKIPIF1<0SKIPIF1<0=SKIPIF1<0(3).齒根彎曲疲勞強度設計由彎曲強度的設計公式SKIPIF1<0≥SKIPIF1<01)確定公式內各計算數值①計算載荷系數KK＝KKKK=②

軸向重合度螺旋角影響系數③

計算當量齒數z＝z/cos＝24/cosSKIPIF1<014SKIPIF1<0＝2

z＝z/cos＝85/cosSKIPIF1<014SKIPIF1<0＝④查取齒形系數Y＝2.592Y＝2.195⑤

應力校正系數YY＝96

Y＝1.775

⑥彎曲疲勞壽命系數:KSKIPIF1<0KSKIPIF1<0⑦

彎曲疲勞應力[SKIPIF1<0]SKIPIF1<0=SKIPIF1<0[SKIPIF1<0]SKIPIF1<0=SKIPIF1<0⑧

計算大小齒輪的SKIPIF1<0SKIPIF1<0SKIPIF1<0SKIPIF1<0大齒輪的數值大.選用.2）設計計算①計算模數SKIPIF1<0按GB/T1357-1987圓整為標準模數,取mSKIPIF1<0=6mmzSKIPIF1<0=SKIPIF1<0那么zSKIPIF1<0=11*3.53=38.33=39zSKIPIF1<0=11zSKIPIF1<0=39

3幾何尺寸計算（1）計算中心距a=SKIPIF1<0=SKIPIF1<0=SKIPIF1<0（2）按圓整后的中心距修正螺旋角SKIPIF1<0=arccosSKIPIF1<0因SKIPIF1<0值改變不多,故參數SKIPIF1<0,SKIPIF1<0,SKIPIF1<0等不必修正.分度圓直徑dSKIPIF1<0=SKIPIF1<0=SKIPIF1<0dSKIPIF1<0=SKIPIF1<0SKIPIF1<0（4）計算齒輪寬度B=SKIPIF1<0圓整的SKIPIF1<0 SKIPIF1<04、軸的設計計算及校核及滾動軸承的選擇和計算1、軸1（高速軸）的設計：初步確定軸的最小直徑選取軸的材料為45鋼，調制處理。根據表15-3，取SKIPIF1<0=112，于是得d≥SKIPIF1<0SKIPIF1<0＝SKIPIF1<0mm=mm與聯軸器采用單鍵連接，則軸允許的最小直徑d=14.38*(1+0.06)=mm角接觸軸承的選型設計：將角接觸軸承反裝，F=SKIPIF1<03kNSKIPIF1<0=F*SKIPIF1<0=NSKIPIF1<0=SKIPIF1<0’*sinN(壓力角為20)兩軸承徑向分力：SKIPIF1<0=0.5*SKIPIF1<0=N高速級選擇左選，則軸承11被放松，軸承12被壓緊SKIPIF1<0=SKIPIF1<0SKIPIF1<0=NSKIPIF1<0=SKIPIF1<0+SKIPIF1<0=NSKIPIF1<0SKIPIF1<0=SKIPIF1<0SKIPIF1<0=x*SKIPIF1<0+y*SKIPIF1<0=N由c=SKIPIF1<0,SKIPIF1<0=23360h得；C=kN根據壽命要求選擇7005AC型角接觸軸承；則軸上安裝軸承的軸徑為SKIPIF1<020軸的結構設計擬定軸上零件的裝配方案假設軸直徑的最大部分為28mm,其e=34.5-1.6-28-3SKIPIF1<0=2.56即e<2.56所以設計為齒輪軸輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯軸器處軸的直徑SKIPIF1<0SKIPIF1<0，為了使所選的軸直徑SKIPIF1<0與聯軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯軸器的型號。聯軸器的計算轉矩SKIPIF1<0，查表14-1，考慮到轉矩化很小，故取SKIPIF1<01.5，則SKIPIF1<0=SKIPIF1<0*T=1.5*24.4=36.6N*m按照計算轉矩應小于聯軸器公稱轉矩的條件，查標準GB/T5014-1985或手冊，選用HL4型凸緣聯軸器，其公稱轉矩為40N*m。半聯軸器的孔徑SKIPIF1<0=18mm，故取YL4半聯軸器長度L=42mm為了滿足半聯軸器的軸向定位要求,1軸段右端需制出一軸肩,故取SKIPIF1<0=20mm;半聯軸器與軸配合的轂孔長度SKIPIF1<0SKIPIF1<0=88mm取齒輪距箱體內壁之距離為25mm。半聯軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。按SKIPIF1<0由手冊查得平鍵截面bSKIPIF1<0h=6SKIPIF1<06，半聯軸器與軸的配合為H7/k6。2，軸2（中間軸）的設計：選取軸的材料為45鋼，調制處理。根據表15-3，取SKIPIF1<0=112，于是得SKIPIF1<0≥SKIPIF1<0SKIPIF1<0＝SKIPIF1<0mm=25mm角接觸軸承的選型設計：角接觸軸承的選型設計：將角接觸軸承反裝，軸承上兩個齒輪受載所以軸承需將兩部分結合起來分析：對于齒輪2F1=SKIPIF1<0SKIPIF1<0=F*SKIPIF1<0SKIPIF1<0’=F*SKIPIF1<0=1099NSKIPIF1<0=SKIPIF1<0對于齒輪3F2=SKIPIF1<0=2890NSKIPIF1<0=F*SKIPIF1<0SKIPIF1<0’=F*SKIPIF1<0=2805NSKIPIF1<0=SKIPIF1<0’兩齒輪選擇同樣的旋向（右旋）在軸向分力的合力外力：SKIPIF1<0對于徑向的計算按最大徑向力設計：SKIPIF1<0=0.5*(SKIPIF1<0+SKIPIF1<0派生力：SKIPIF1<0=SKIPIF1<0SKIPIF1<0=453.98NSKIPIF1<0=SKIPIF1<0+SKIPIF1<0SKIPIF1<0SKIPIF1<0SKIPIF1<0SKIPIF1<0=x*SKIPIF1<0+y*SKIPIF1<0由c=SKIPIF1<0,SKIPIF1<0=23360h得；C=7.2kN根據壽命要求選擇7005AC型角接觸軸承；則軸上安裝軸的直徑徑為SKIPIF1<025；3，軸3（低速軸）的設計：選取軸的材料為45鋼，調制處理。根據表15-3，取SKIPIF1<0=112，于是得d≥SKIPIF1<0SKIPIF1<0＝SKIPIF1<0mm=暫定軸與滾筒的連接采用單鍵，則軸的最小直徑d>1.06*=角接觸軸承的選型設計：將角接觸軸承反裝，F=SKIPIF1<0SKIPIF1<0=F*SKIPIF1<0=677NSKIPIF1<0’=F*SKIPIF1<0SKIPIF1<0=SKIPIF1<0’兩軸承徑向分力：SKIPIF1<0=0.5*SKIPIF1<0=468N高速級選擇左選，則軸承11被放松，軸承12被壓緊SKIPIF1<0=SKIPIF1<0SKIPIF1<0SKIPIF1<0=SKIPIF1<0+SKIPIF1<0=677+318=995NSKIPIF1<0SKIPIF1<0SKIPIF1<0SKIPIF1<0=x*SKIPIF1<0+y*SKIPIF1<0由c=SKIPIF1<0,SKIPIF1<0=23360h得；C=4.12kN根據壽命要求選擇角接觸軸承軸承內徑為大于SKIPIF1<015，結合扭轉強度的要求，選擇角接觸球軸承7010AC,安裝內徑SKIPIF1<050mm;軸的結構設計擬定軸上零件的裝配方案輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯軸器處軸的直徑SKIPIF1<0SKIPIF1<0（如上圖），為了使所選的軸直徑SKIPIF1<0與聯軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯軸器的型號。聯軸器的計算轉矩SKIPIF1<0，查表14-1，考慮到轉矩化很小，故取SKIPIF1<01.3，則SKIPIF1<0=SKIPIF1<0*T=326.7*1.5=490.05N*m按照計算轉矩應小于聯軸器公稱轉矩的條件，查標準GB/T5014-1985或手冊，選用YL9型凸緣聯軸器，其公稱轉矩為400N*m。半聯軸器的孔徑SKIPIF1<0=38mm，故取YL4半聯軸器長度L=82mm，半聯軸器與軸配合的轂孔長度SKIPIF1<0SKIPIF1<0=164mm取齒輪距箱體內壁之距離為25mm。半聯軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。按SKIPIF1<0由手冊查得平鍵截面bSKIPIF1<0h=10SKIPIF1<08SKIPIF1<082，半聯軸器與軸的配合為H7/k6軸的校核1，軸3（低速軸）按彎扭組合強度校核：對齒輪的受力分析：總的力F=SKIPIF1<0=2820NSKIPIF1<0=F*sinSKIPIF1<0=686NSKIPIF1<0’=F*SKIPIF1<0=2737NSKIPIF1<0=SKIPIF1<0’*sin20=936NSKIPIF1<0=SKIPIF1<0’*SKIPIF1<020=2572NX平面（水平面）SKIPIF1<0+SKIPIF1<0+SKIPIF1<0=0SKIPIF1<0SKIPIF1<0SKIPIF1<0+SKIPIF1<0SKIPIF1<0122+SKIPIF1<0SKIPIF1<0(122+75)=0解得：SKIPIF1<0SKIPIF1<0=-934NSKIPIF1<0Y平面（垂直平面）SKIPIF1<0+SKIPIF1<0+SKIPIF1<0=0SKIPIF1<0SKIPIF1<0122+SKIPIF1<0SKIPIF1<0(122+75)=0解得：SKIPIF1<0=-979NSKIPIF1<0=-1592NSKIPIF1<0根據x,y平面彎曲圖形則彎曲的的最大值M:M=SKIPIF1<0其扭矩圖如下：SKIPIF1<0其危險截面為軸3與聯軸器的結合面，其抗彎曲截面系數W為：W=SKIPIF1<0SKIPIF1<0d,為軸的直徑t,為軸上鍵槽的深度b,為鍵的寬度所以按彎扭組合強度校核：SKIPIF1<0SKIPIF1<0SKIPIF1<0,折合系數SKIPIF1<0SKIPIF1<0，軸所受的扭矩SKIPIF1<0，抗彎截面系數求得：SKIPIF1<0SKIPIF1<0所以SKIPIF1<0<SKIPIF1<0此軸安全。對于軸向分力對軸的穩定性，這里不進行分析校核了（它不屬于細長軸）2，對軸2（中間軸）按彎扭組合強度校核：對齒輪2進行受力分析：對于齒輪2(B)F1=SKIPIF1<0SKIPIF1<0=F*SKIPIF1<0SKIPIF1<0，=F*SKIPIF1<0=1099NSKIPIF1<0=SKIPIF1<0，*sin20=375.88N（x方向)SKIPIF1<0=SKIPIF1<0，SKIPIF1<020=1032.72N(y方向)對于齒輪3(C)F2=SKIPIF1<0=2890SKIPIF1<0=F*SKIPIF1<0SKIPIF1<0’=F*SKIPIF1<0=-2805NSKIPIF1<0=SKIPIF1<0’*sin20=959.37N（x方向）SKIPIF1<0=SKIPIF1<0’*SKIPIF1<020=2635.8N(y方向)X平面（水平面）：SKIPIF1<0+SKIPIF1<0-SKIPIF1<0+SKIPIF1<0=0SKIPIF1<0*81.5+SKIPIF1<0*153/2-SKIPIF1<0*122.5+SKIPIF1<0*30+SKIPIF1<0*197=0解得：SKIPIF1<0SKIPIF1<0SKIPIF1<0Y平面SKIPIF1<0+SKIPIF1<0+SKIPIF1<0+SKIPIF1<0=0SKIPIF1<0*81.5+SKIPIF1<0*122.5+SKIPIF1<0*197=0解得：SKIPIF1<0SKIPIF1<0SKIPIF1<0軸2的扭矩圖：SKIPIF1<0根據x,y平面彎曲圖形則彎曲的的最大值M:M=SKIPIF1<0其危險截面為軸2（中間軸）與齒輪2的結合面，其抗彎曲截系數W為：W=SKIPIF1<0SKIPIF1<0d,為軸的直徑t,為軸上鍵槽的深度b,為鍵的寬度所以按彎扭組合強度校核：SKIPIF1<0SKIPIF1<0SKIPIF1<0,折合系數SKIPIF1<0SKIPIF1<0，軸所受的扭矩SKIPIF1<0，抗彎截面系數求得：SKIPIF1<0SKIPIF1<0所以SKIPIF1<0<SKIPIF1<0此軸2(中間軸)安全。3，對軸3（高速軸）按彎扭組合強度校核:對齒輪1的受力分析：F=SKIPIF1<0SKIPIF1<0=F*sinSKIPIF1<0SKIPIF1<0’=F*SKIPIF1<0SKIPIF1<0=SKIPIF1<0’*sin20=-400NSKIPIF1<0=SKIPIF1<0’*SKIPIF1<0X平面（水平面）：SKIPIF1<0-SKIPIF1<0+SKIPIF1<0=0-SKIPIF1<0*35/2-SKIPIF1<0*63.5+SKIPIF1<0*197=0解得：SKIPIF1<0=254NSKIPIF1<0SKIPIF1<0Y平面（垂直平面）：SKIPIF1<0-SKIPIF1<0+SKIPIF1<0=0-SKIPIF1<0*63.5+SKIPIF1<0*197=0解得：SKIPIF1<0=744NSKIPIF1<0=354NSKIPIF1<0軸1（高速軸）的扭矩圖：SKIPIF1<0根據x,y平面彎曲圖形則彎曲的的最大值M:M=SKIPIF1<0其危險截面為軸2（中間軸）與齒輪2的結合面，其抗彎曲截面系數W為：W=SKIPIF1<0SKIPIF1<0d,為軸的直徑t,為軸上鍵槽的深度b,為鍵的寬度所以按彎扭組合強度校核：SKIPIF1<0SKIPIF1<0SKIPIF1<0,折合系數SKIPIF1<0SKIPIF1<0，軸所受的扭矩SKIPIF1<0，抗彎截面系數求得：SKIPIF1<0SKIPIF1<0所以SKIPIF1<0<SKIPIF1<0此軸1(高速軸)安全。其強度能滿足要求。軸承的選擇與校核在設計軸直徑的時候，就是根據軸承壽命而定的所以此處不必再進行校核。5、箱體設計及說明減速器機體結構尺寸設計(低速級中心距a=155mm） 名稱符號計算公式結果箱座厚度SKIPIF1<08箱蓋厚度SKIPIF1<0SKIPIF1<08箱蓋凸緣厚度SKIPIF1<0SKIPIF1<012箱座凸緣厚度SKIPIF1<012箱座底凸緣厚度SKIPIF1<0SKIPIF1<020地腳螺釘直徑SKIPIF1<0SKIPIF1<0M18地腳螺釘數目SKIPIF1<0查手冊4軸承旁聯結螺栓直徑SKIPIF1<0SKIPIF1<0M14蓋與座聯結螺栓直徑SKIPIF1<0SKIPIF1<0=（0.5～0.6）SKIPIF1<0M10視孔蓋螺釘直徑SKIPIF1<0SKIPIF1<0=（0.3～0.4）SKIPIF1<0M6定位銷直徑SKIPIF1<0SKIPIF1<0=（0.7～0.8）SKIPIF1<0M8SKIPIF1<0，SKIPIF1<0，SKIPIF1<0至外箱壁的距離SKIPIF1<0查手冊表11—2221816SKIPIF1<0，SKIPIF1<0,SKIPIF1<0至凸緣邊緣距離SKIPIF1<0查手冊表11—22014外箱壁至軸承端面距離SKIPIF1<0SKIPIF1<0=SKIPIF1<0+SKIPIF1<0+（5～10）47大齒輪頂圓與內箱壁距離SKIPIF1<0SKIPIF1<020齒輪端面與內箱壁距離SKIPIF1<0SKIPIF1<0>25箱蓋，箱座肋厚SKIPIF1<0SKIPIF1<0軸承端蓋外徑SKIPIF1<0SKIPIF1<0+（5～5.5）SKIPIF1<082（1軸）87（2軸）108（3軸）軸承旁聯結螺栓距離SKIPIF1<0SKIPIF1<082（1軸）87（2軸）108（3軸）6、鍵聯接的選擇和計算（1）a,低速級的校核兩鍵均采用圓頭普通平鍵與齒輪聯接處的鍵為SKIPIF1<0查表得6-2查得許用應力SKIPIF1<0=100～120Mpa，取其中間值SKIPIF1<0=110Mpa，鍵工作長度L’=L-b=50-14=36mm，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=,得SKIPIF1<0(合格)b,低速級與聯軸器聯接處鍵為SKIPIF1<0查表得6-2查得許用應力SKIPIF1<0=100～120Mpa，鍵工作長度SKIPIF1<0，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度SKIPIF1<0=5mm,得SKIPIF1<0（合格）（2）中間軸鍵校核：兩鍵均采用圓頭普通平鍵與寬齒輪聯接處鍵為:SKIPIF1<0查表得6-2查得許用應力SKIPIF1<0=100～120Mpa，取其中間值SKIPIF1<0=110Mpa，鍵工作長度SKIPIF1<0，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度SKIP