浙江工業(yè)大學二級減速器設計說明書

1、 浙江工業(yè)大學機械設計二級減速器設計說明書姓 名： 學 號： 班 級： 目錄一、 設計要求2二、 運動參數計算31.電機的選擇32.傳動比的分配33.運動和動力參數的計算4三、 各傳動零件的設計計算5四、 減速器附件491.檢查孔蓋板492.通氣器493.排油孔螺塞504.油標505.起吊裝置516.軸承蓋52參考文獻53一、 設計要求設計要求：輸入軸轉速為960r/min輸出軸轉速為87r/min輸入軸功率為4.8kw采用圓柱斜齒輪機構運動示意圖：圖-1二級圓柱斜齒輪減速器機構運動示意圖I軸上小齒輪z1為左旋，則II軸上大齒輪z2為右旋，為抵消部分軸向力，II軸上小齒輪z3為右旋，III軸上

2、大齒輪z4為左旋。二、 運動參數計算1.電機的選擇根據要求，電機轉速應為960r/min，電機輸出功率應大于4.8kw，據此選擇電機型號為Y132M2-6。該電機為Y系列（IP44）封閉式三相異步電動機（JB/T9619-1999）。這種電機的工作效率高，耗能少，性能好，噪聲低，振動小，體積小，重量輕，運行可靠，維修方便，為B級絕緣，結構為全封閉，自扇冷式，能防止灰塵、鐵屑、雜物侵入電動機內部。Y132M2-6電機參數見表-1：表-1 Y132M2-6電機參數1型號額定功率（KW）滿載轉速（r/min）重量（kg）Y132M2-65.59602.02.2842.傳動比的分配分配原則：（1）各級

3、傳動的傳動比在推薦范圍內選取。對于普通圓柱齒輪傳動，傳動比推薦范圍為35，最大不超過10。（2）傳動的結構尺寸協調、勻稱、利于安裝、不會造成相互干涉。（3）傳動裝置的外廓尺寸盡可能緊湊。（4）使各級大齒輪直徑相近，可使其浸油深度大致相等，便于齒輪的浸油潤滑。對于兩級展開式圓柱齒輪減速器，常取1（式中、分別為高速級和低速級的傳動比）來滿足此要求。分配結果：總傳動比為：取，=2.76，此時，滿足要求。3.運動和動力參數的計算減速器的輸入功率為電動機的輸出功率，輸入轉速為電動機的輸出轉速。聯軸器的效率取為，圓柱齒輪傳動效率取為，一對滾動軸承的效率取為1。，分別表示、軸和工作軸的輸入功率（kW），分別

4、表示、軸和工作軸的轉速（r/min），分別表示、軸和工作軸的扭矩（Nm）1、 各軸轉速2、 各軸輸入功率3、 各軸輸入轉矩根據上述計算得到的運動和動力參數列表如下：表-2 減速器運動和動力參數軸參數電機軸IIIIII工作軸轉速9609602408787功率5.55.3905.2025.0214.896轉矩54.7153.62207.00549.26537.43傳動比142.761效率0.980.9650.9650.975三、 各傳動零件的設計計算設計內容計算及說明結果一、齒輪的設計高速級齒輪設計1.選精度等級、材料及齒數2.按齒面接觸強度設計3.按齒根彎曲強度設計4.幾何尺寸計算5.調整中心距

5、后的強度校核（1）齒輪接觸疲勞強度校核（2）齒根彎曲疲勞強度校核6.主要設計結論7.結構設計低速級齒輪設計1.選精度等級、材料及齒數2.按齒面接觸疲勞強度設計3.按齒根彎曲疲勞強度設計4.幾何尺寸計算5.圓整中心距后的強度校核（1）齒面接觸疲勞強度校核（2）齒根彎曲疲勞強度校核6.主要設計結論7.結構設計二、軸的設計1.高速軸I的設計（1）求作用在齒輪上的力（2）初步確定軸的最小直徑（3）軸的結構設計擬定軸上零件的裝配方案根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度軸上零件的周向定位確定圓上圓角和倒角尺寸（4）求軸上載荷（5）按彎扭組合應力校核軸的強度（6）精確校核軸的疲勞強度判斷危險截面校核截面

6、IV左側2.中間軸II的設計（1）求作用在齒輪上的力大齒輪小齒輪（2）初步確定軸的最小直徑（3）軸的結構設計擬定軸上零件的裝配方案根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度軸上零件的周向定位確定圓上圓角和倒角尺寸（4）求軸上載荷（5）按彎扭組合應力校核軸的強度（6）精確校核軸的疲勞強度3.低速軸III的設計（1）求作用在齒輪上的力（2）初步確定軸的最小直徑（3）軸的結構設計擬定軸上零件的裝配方案根據軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度軸上零件的周向定位確定圓上圓角和倒角尺寸（4）求軸上載荷（5）按彎扭組合應力校核軸的強度（6）精確校核軸的疲勞強度判斷危險截面校核截面II左側三、軸承的校核1、高速

7、軸I上軸承的校核2、中間軸II上軸承的校核3、低速軸III上軸承的校核四、鍵的校核1、高速軸I上鍵的校核2、中間軸II上鍵的校核3、低速軸III上鍵的校核五、減速器箱體設計1、箱體（座）壁厚，箱蓋壁厚2、箱座、箱蓋、箱座底凸緣厚度、3、地腳螺栓直徑及數目、，軸承旁聯接螺栓直徑，箱蓋、箱座聯接螺栓直徑，軸承旁聯接螺栓直徑，檢查孔蓋螺釘直徑六、減速器的潤滑1、齒輪潤滑2、軸承潤滑1） 選用斜齒圓柱齒輪傳動，壓力角取為20°。帶式輸送機為一般工作機器，參考2205頁表10-6，選用8級精度。2） 材料選擇。由2191頁表10-1選擇小齒輪材料為40Cr（調質），齒面硬度為280HBS，大齒

8、輪材料為45鋼（調質），齒面硬度為240HBS。3） 選小齒輪齒數，大齒輪齒數為。4） 由2217頁可知，螺旋角常在之間選擇，這里取。（1）按2219頁公式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。計算小齒輪傳動轉矩由2206頁表10-7選取齒寬系數。由2203頁圖10-20查取區(qū)域系數=2.433。由2202頁表10-5查得材料的彈性影響系數為。由2219頁公式10-21計算接觸疲勞強度用重合度系數由2219頁公式10-23可得螺旋角系數由2211頁圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪接觸疲勞強度極限，大齒輪接觸疲勞強度極限。由2209頁公式10-15計算應力

9、循環(huán)次數 由2208頁圖10-23查取接觸疲勞壽命系數，。取失效概率為1%，安全系數為S=1，由2207頁公式10-14得取兩者中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應力，即=522.5Mpa 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。計算圓周速度計算齒寬 2） 計算實際載荷系數由2192頁表10-2選取使用系數；根據、8級精度，由2194頁圖10-8查得齒輪的圓周力查2195頁表10-3得齒間載荷分配系數。由2197頁表10-4查得8級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，。則載荷系數為3） 由2204頁式10-12，可得按實際的載荷系數校算 得的分度圓

10、直徑 及相應的齒輪模數 （1）由2219頁式10-20試算齒輪模數，即1） 確定公式中的各參數值。試選載荷系數。由2218頁式10-18，可得計算彎曲疲勞強度的重合度系數。由2218頁式10-19，可得計算彎曲疲勞強度的螺旋角系數。計算由當量齒數 查2200頁圖10-17查得齒形系數，由2201頁圖10-17查得應力修正系數，由2209頁圖10-24c查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞強度極限分別為、 。由2208頁圖10-22查得彎曲疲勞壽命系數，。取彎曲疲勞安全系數，由2207頁式10-14得因為大齒輪的大于小齒輪，所以取2）試算齒輪模數（2）調整齒輪模數1） 計算實際載荷系數前的數據準備。

11、圓周速度齒寬齒高寬高比2） 計算實際載荷系數。根據、8級精度，由2194頁圖10-8查得齒輪的圓周力查2195頁表10-3得齒間載荷分配系數。由2197頁表10-4用插值法查得8級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，結合查2197頁圖10-13，得。則載荷系數為3） 由2204頁式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(fā)，從標準中就近取；為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑來計算小齒輪的齒數，即取，則 （1）計算中心距考慮模數從1.69mm增大圓整至2mm，為此將中

12、心距減小圓整為123mm。（2）按圓整后的中心距修正螺旋角（3）計算小、大齒輪的分度圓直徑（4）計算齒輪寬度圓整后取，。齒輪副的中心距在圓整之后，、和、等均產生變化，應重新校核齒輪強度，以明確齒輪的工作能力。按前述類似做法先計算式（10-22）中各參數。 由2219頁式10-22得按前述類似做法，先計算式（10-17）中的各參數。，由2218頁式10-17得齒數、，壓力角，螺旋角，變位系數，中心距a=123mm，齒寬、。小齒輪選用40Cr（調質），大齒輪選用45鋼（調質）。齒輪按8級精度設計。小齒輪為齒輪軸的形式：大齒輪結構為：（1）選用斜齒圓柱齒輪傳動，壓力角取為20°。帶式輸送機

13、為一般工作機器，參考2205頁表10-6，選用8級精度。（2）材料選擇。由2191頁表10-1選擇小齒輪材料為40Cr（調質），齒面硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調質），齒面硬度為240HBS。（3）選小齒輪齒數，大齒輪齒數。（4）由2217頁可知，螺旋角常在之間選擇，這里取。（1）按2219頁公式10-24試算小齒輪分度圓直徑，即：2） 確定公式中的各參數值試選載荷系數。計算小齒輪傳動轉矩由2206頁表10-7選取齒寬系數。由2203頁圖10-20查取區(qū)域系數=2.433。由2202頁表10-5查得材料的彈性影響系數為。由2219頁公式10-21計算接觸疲勞強度用重合度系數由221

14、9頁公式10-23可得螺旋角系數由2211頁圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪接觸疲勞強度極限，大齒輪接觸疲勞強度極限。由2209頁公式10-15計算應力循環(huán)次數 由2208頁圖10-23查取接觸疲勞壽命系數，。取失效概率為1%，安全系數為S=1，由2207頁公式10-14得取兩者中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應力，即=570Mpa 2）試算小齒輪分度圓直徑（3） 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。計算圓周速度計算齒寬 4） 計算實際載荷系數由2192頁表10-2選取使用系數；根據、8級精度，由2194頁圖10-8查得齒輪的圓周力查2195頁表10-3得齒間載荷分配系

15、數。由2197頁表10-4用插值法查得8級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，。則載荷系數為5） 由2204頁式10-12，可得按實際的載荷系數校算 得的分度圓直徑 及相應的齒輪模數 （1）由2219頁式10-20試算齒輪模數，即2） 確定公式中的各參數值。試選載荷系數。由2218頁式10-18，可得計算彎曲疲勞強度的重合度系數。由2218頁式10-19，可得計算彎曲疲勞強度的螺旋角系數計算由當量齒數 查2200頁圖10-17查得齒形系數，由2201頁圖10-17查得應力修正系數，由2209頁圖10-24c查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞強度極限分別為、 。由2208頁圖10-22查得彎曲疲勞壽

16、命系數，。取彎曲疲勞安全系數，由2207頁式10-14得因為大齒輪的大于小齒輪，所以取2）試算齒輪模數（2）調整齒輪模數4） 計算實際載荷系數前的數據準備。圓周速度齒寬齒高寬高比5） 計算實際載荷系數。根據、8級精度，由2194頁圖10-8查得齒輪的圓周力查2195頁表10-3得齒間載荷分配系數。由2197頁表10-4用插值法查得8級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，結合查2197頁圖10-13，得。則載荷系數為6） 由2204頁式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(fā)，從標準中就近

17、?。粸榱送瑫r滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑來計算小齒輪的齒數，即取，則，取 （1）計算中心距考慮模數從2.17mm增大圓整至3mm，為此將中心距減小圓整為132mm。（2）按圓整后的中心距修正螺旋角（3）計算小、大齒輪的分度圓直徑（4）計算齒輪寬度圓整后取，。齒輪副的中心距在圓整之后，、和、等均產生變化，應重新校核齒輪強度，以明確齒輪的工作能力。按前述類似做法先計算式（10-22）中各參數。 由2219頁式10-22得按前述類似做法，先計算式（10-17）中的各參數。，由2218頁式10-17得齒數、，壓力角，螺旋角，變位系數，中心距a=132mm，齒寬、。小齒輪選用40C

18、r（調質），大齒輪選用45鋼（調質）。齒輪按8級精度設計。小齒輪：大齒輪：齒輪機構的參數如表-3：表-3 齒輪機構參數級別/mm/mm高速級249622.05低速級236333.07級別/o/o齒寬/mm高速級12.68201低速級12.24201選取軸的材料為45鋼，調制處理。根據2366頁表15-3取。根據2366頁式15-2初步估算軸的最小直徑。輸入軸的最小直徑顯然是安裝聯軸器處的直徑，為了使所選的軸直徑與聯軸器的孔徑相適應，故須同時選取連軸器型號。聯軸器的計算轉矩，查 2347頁表14-1，取則：再根據電動機直徑38mm，查標準GB/T5843-1986，選用YL7型凸緣聯軸器，其公稱

19、轉矩為160000Nmm。半聯軸器孔徑為2838mm，故取，半聯軸器與軸配合的轂孔長度為?？紤]到小齒輪直徑較小，將其做成齒輪軸的形式。采用圖-2的裝配方案。圖-2 高速軸I的裝配方案1） 為了滿足半聯軸器的軸向定位要求，I-II軸段右端需制出一軸肩，故取II-III段的直徑，左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑選擇擋圈直徑為（GB 891-86）。由于半聯軸器與軸配合的轂孔長度為，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，故I-II段長度比略短，現取。取。2） 初步選擇滾動軸承。因為軸承同時受到徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據，初步選擇30307（GB/T

20、297-1994），其基本尺寸為，故，取。軸承右端采用軸肩定位。由3369頁查得其安裝尺寸，故取。3） 齒輪的右端與右軸承之間采用套筒定位。已知齒輪寬度為55mm，故取。4） 取齒輪距箱體內壁之間距離為15mm，兩組齒輪之間距離為20mm，考慮到箱體鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內壁一段距離，取為5mm，已知軸承寬度，大齒輪Z4齒寬，則至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。半聯軸器與軸的連接采用平鍵，按由2106頁表6-1查取并選擇平鍵長度為50mm，即選用平鍵為，半聯軸器與軸的配合為。滾動軸承的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為。參照2360頁表15-2，取軸端

21、倒角為C1，II處的圓角R=1.0mm，III、IV和V處圓角R=1.5mm。首先根據軸的裝配結構圖（圖-2）做出軸的計算簡圖（如圖-3）。在確定軸承指點位置時，由手冊3369頁查得。因此作為簡支梁的軸的支承跨距為。根據軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖（如圖-3）。圖-3 軸的計算簡圖從軸的結構圖以及彎矩圖和扭矩圖中可以看出截面C是軸的危險截面。現將計算出的截面C處的、及的值列表如表-4。表-4 截面C處的、及的值載荷垂直面V水平面H支反力F彎矩M總彎矩，扭矩T進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面C）的強度。根據2369頁式15-5及上表中的數據，以及軸單向旋轉，扭

22、轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取（2368頁），軸的計算應力為前面選擇軸的材料為45鋼，調制處理，由2358頁表15-1查得。因此，故安全。截面A、II、III、B處只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過渡配合所引起的應力集中均將削弱軸的疲勞強度，但由于軸的最小直徑是按扭轉強度較為寬裕確定的，且最終取得的直徑比求得的最小直徑大得多，所以截面A、II、III、B均無需校核。從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面IV處過盈配合引起的應力集中最嚴重；而從受載的情況看，截面C上的應力最大，但應力集中不大，因而截面C也不用校核。截面VI和D不受扭矩，因而也不要校核。而截面IV左右兩側應力集中情況和載荷情況相同，

23、但右側尺寸較大，因而只要對截面IV左側進行校核?？箯澖孛嫦禂禐榭古そ孛嫦禂禐榻孛鍵V左側的彎矩為截面IV上的扭矩矩為截面上彎曲應力為截面上扭轉切應力為軸的材料為45鋼，調制處理。由2358頁表15-1查得，。截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數和按240頁附表3-2查取。因為，。經過插值后可得，又由241頁附圖3-1查得軸的材料的敏感系數為，故有效應力集中系數按242頁式附3-4為由242頁附圖3-2得尺寸系數；由243頁附圖3-3得扭轉尺寸系數。軸按磨削加工，由244頁附圖3-4得表面質量系數。軸未經表面強化處理，即。由225頁式3-12及式3-14（b）得由于碳鋼特性系數（225頁），（

24、226頁）.取，。按2370頁式15-615-8計算安全系數故可知其安全。中間軸的大齒輪與高速軸的小齒輪嚙合，因而有：中間軸傳遞的扭矩為。因而小齒輪上的力為：選取軸的材料為45鋼，調制處理。根據2366頁表15-3取。根據2370頁式15-2初步估算軸的最小直徑。輸入軸的最小直徑顯然是安裝軸承處的直徑故須同時選取軸承型號。軸上零件的裝配方案如圖-4所示圖-4 中間軸II的裝配方案1） 初步選擇滾動軸承。因為軸承同時受到徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承。參照軸的最小直徑為，初步選擇30307（GB/T 297-1994），其基本尺寸為，故。2） 取安裝齒輪處的軸段II-III和IV-

25、V的直徑為。左右兩端軸承與齒輪之間均采用套筒定位。已知小齒輪輪轂的寬度為76mm，大齒輪輪轂的寬度為50mm。為了使套筒可靠地壓在齒輪上，這兩個軸段應該略短于輪轂寬度，故取，。小齒輪的右端和大齒輪左端采用軸肩定位，軸肩高度，取mm，故軸環(huán)處的直徑為。3） 取齒輪距箱體內壁之間距離為15mm，兩個齒輪之間距離為20mm，考慮到箱體鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內壁一段距離，取為5mm，而且由高速軸I的設計確定兩邊箱體之間距離為176mm。已知軸承寬度，則由結構設計可得至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。兩個齒輪與軸之間的周向定位均采用平鍵。按由2106頁表6-1查得平鍵截面，鍵槽用銑

26、刀加工，左邊鍵槽長為56mm，右邊鍵槽長為36mm，同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，選擇齒輪輪轂與軸的配合為；滾動軸承的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為。參照2360頁表15-2，取軸端倒角為1.6×45°，II、 III、IV和V處圓角R=1.5mm。首先根據軸的裝配結構圖（圖-4）做出軸的計算簡圖（如圖-5）。在確定軸承指點位置時，由手冊3369頁查得。根據軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖（如圖-5）。圖-5 中間軸II的彎矩圖和扭矩圖從軸的結構圖以及彎矩圖和扭矩圖中可以看出截面B是軸的危險截面?，F將計算出的截面B處的、及的值列表如表-5

27、。表-5 截面B處的、及的值載荷垂直面V水平面H支反力F彎矩M總彎矩，扭矩T進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面B）的強度。根據2369頁式15-5及表-5中的數據，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，?。?368頁），軸的計算應力為前面選擇軸的材料為45鋼，調制處理，由2358頁表15-1查得。因此，故安全。從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面II、V處過盈配合引起的應力集中最嚴重，但II、V處不受扭矩，因而II、V處可以不用校核。截面A、III、IV、C和D處受到的載荷和應力集中均不如II處，因而也不要校核。而從受載的情況看，截面B上的應力最大，但應力

28、集中不大，因而截面B也不用校核。低速軸的大齒輪與中間軸的小齒輪嚙合，因而有：低速軸傳遞的扭矩為。選取軸的材料為45鋼，調制處理。根據2366頁表15-3取。根據2366頁式15-2初步估算軸的最小直徑。輸入軸的最小直徑顯然是安裝聯軸器處的直徑與聯軸器的孔徑相適應，故須同時選取連軸器型號。聯軸器的計算轉矩，查 2347頁表14-1，取則： 查標準GB/T5014-2003，選用LX4型（J）型彈性柱銷聯軸器，其公稱轉矩為2500000Nmm。半聯軸器孔徑為4063mm，故取，半聯軸器與軸配合的轂孔長度為。裝配方案如圖-6圖-6 低速軸的裝配方案為了滿足半聯軸器的軸向定位要求，VII-VIII軸段

29、左端需制出一軸肩，故取VI-VII段的直徑，左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑選擇擋圈直徑為（GB 891-86）。由于半聯軸器與軸配合的轂孔長度為，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，故VII-VIII段長度比L略短，現取。取。初步選擇滾動軸承。因為軸承同時受到徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據，初步選擇30313（GB/T 297-1994），其基本尺寸為，故，取。右端軸承采用軸肩定位。由3369頁查得其安裝尺寸，故取。齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪寬度為71mm，故取。取。齒輪右端采用軸肩定位，軸肩高度，取mm，則軸環(huán)處的直徑為。軸

30、環(huán)寬度，取根據前面兩根軸的設計有至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。半聯軸器與軸的連接采用平鍵，按由2106頁表6-1查取并選擇平鍵長度為70mm，即選用平鍵為，半聯軸器與軸的配合為。同樣選擇安裝齒輪處平鍵為，為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，選擇齒輪輪轂與軸的配合為。滾動軸承的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為。參照2360頁表15-2，取軸端倒角為各軸肩處的圓角尺寸見圖-6。首先根據軸的裝配結構圖（圖-6）做出軸的計算簡圖（如圖-7）。在確定軸承指點位置時，由手冊3371頁查得。根據軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖（如圖-7）。圖-7 低速軸III的計算簡圖從軸的

31、結構圖以及彎矩圖和扭矩圖中可以看二面C是軸的危險截面?，F將計算出的截面C處的、及的值列表如表-6。表-6 截面C處的、及的值載荷垂直面V水平面H支反力F彎矩M總彎矩，扭矩進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面B）的強度。根據2373頁式15-5及表-6中的數據，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)應力，?。?373頁），軸的計算應力為前面選擇軸的材料為45鋼，調制處理，由2358頁表15-1查得。因此，故安全。截面C、VI、VII、D處只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩、過渡配合所引起的應力集中均將削弱軸的疲勞強度，但由于軸的最小直徑是按扭轉強度較為寬裕確定的，且最終取得的直

32、徑比求得的最小直徑大得多，所以截面C、VI、VII、D無需校核。從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面II處過盈配合引起的應力集中最嚴重。而從受載的情況看，截面B上的應力最大，但應力集中不大，因而截面B也不用校核。截面III、IV、V受到載荷和應力集中情況均比II處小，因而也不要校核。而截面II左側應力集中情況和載荷情況相同，但右側尺寸較大，因而只要對截面II左側進行校核。抗彎截面系數為抗扭截面系數為截面IV左側的彎矩為截面IV上的扭矩矩為截面上彎曲應力為截面上扭轉切應力為軸的材料為45鋼，調制處理。由2362頁表15-1查得，。截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數和按240頁附表3-2查

33、取。因為，。經過插值后可得，又由241頁附圖3-1查得軸的材料的敏感系數為，故有效應力集中系數按242頁式附3-4為由242頁附圖3-2得尺寸系數；由243頁附圖3-3得扭轉尺寸系數。軸按磨削加工，由244頁附圖3-4得表面質量系數。軸煒經表面強化處理，即。由225頁式3-12及式3-14（b）得由于碳鋼特性系數（225頁），（226頁）.取，。按2374頁式15-615-8計算安全系數故可知其安全。（1）已知參數，（2）確定徑向力（3）確定派生力由手冊3查得30307的e=0.31,Y=1.9（4）確定軸向載荷，則左端軸承被壓緊，所以：（5）確定當量動載荷因機械載荷性質較為平穩(wěn)，則取1。，則

34、X=0.4,Y=1.9。，則X=1,Y=0。,則只需驗證左端軸承。（6）驗算軸承壽命其中，取溫度系數，基本額定動載荷C=75200N，對于滾子軸承。所以：則軸承合格（1）已知參數，（2）確定徑向力（3）確定派生力由手冊3查得30307的e=0.31,Y=1.9（4）確定軸向載荷，則右端軸承被壓緊，所以：（5）確定當量動載荷因機械在和性質較為平穩(wěn)，則取1。，則X=1,Y=0。，則X=0.4,Y=1.9。,則只需驗證右端軸承。（6）驗算軸承壽命其中，取溫度系數，基本額定動載荷C=75200N，對于滾子軸承。所以：則軸承合格（1）已知參數，（2）確定徑向力（3）確定派生力由手冊3查得30313的e=

35、0.35,Y=1.7（4）確定軸向載荷，則左端軸承被壓緊，所以：（5）確定當量動載荷因機械在和性質較為平穩(wěn)，則取1。，則X=1,Y=0。，則X=0.4,Y=1.7。,則只需驗證左端軸承。（6）驗算軸承壽命其中，取溫度系數，基本額定動載荷C=195000N，對于滾子軸承。所以：則軸承合格I軸上的鍵主要用于半聯軸器的周向定位，采用A型平鍵，則根據2106頁式6-1有由2 106頁表6-2查得。則，鍵符合要求II軸上的鍵主要用于兩個齒輪的周向定位，采用A型平鍵和A型平鍵，則根據2106頁式6-1有由2 106頁表6-2查得。則，鍵符合要求III軸上的鍵主要用于齒輪和聯軸器的周向定位，采用A型平鍵和A型平鍵，則根據2106頁式6-1有由2 106頁表6-2查得。則，鍵符合要求由1 80頁表4-6查得：，其中，a為兩齒輪的中心距，對于兩級減速器所以有：由1 80頁表4-6查得：，所以：，。由1 80頁表4-6查得：，取，；，取；，??；軸承座孔（外圈）直徑D 110140，螺釘數目為6；雙級減速器。計算中間級、低速級的兩個大齒輪的圓周速度：則、都在0.812m/s之間，可采用浸油潤滑，為了使兩個大齒輪都能浸入油中，則低速級齒輪浸油深度不超過分度圓半徑，