课程设计二级减速器.doc

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1、Four short words sum up what has lifted most successful individuals above the crowd: a little bit more.-author-date课程设计二级减速器机械设计课程设计机械设计课程设计 2010-2011第2学期姓 名： 唐帅 08120227 班 级： 工程机械2班 指导教师： 陆兆峰 成 绩： 日期：2011 年 4 月 目 录1. 设计目的2. 设计方案3. 电机选择4. 计算传动装置的运动和动力参数5. 传动件的设计计算6. 轴及轴上零件的设计计算6.1、确定轴的最小直径6.2、联轴器的选择

2、6.3、键的选择和计算6.4、滚动轴承的选择6.5、根据轴向定位的要求确定低速轴的各段直径和长度6.6、求作用在齿轮上的力6.7、轴上的载荷分析6.8 、按弯曲扭转合成应力校核轴的强度6.9、精确校核轴的疲劳强度7. 箱体结构的设计8. 润滑设计9.密封设计10. 其他附件的设计11.小结1. 设计目的1.1设计一带式运输机传动装置1.2带式运输机工作原理带式运输机传动示意图如图1.3、已知条件： 1）工作条件：两班制，连续单向运转，载荷较平稳，室内工作，有粉尘，环境最高温度35；2）使用折旧期：8年；3）检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修；4）动力来源：电力，三相交流，电压

3、380、220V；5）制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。6）滚筒效率为0.96（包括滚筒与轴承的效率损失）1.4设计数据：运输带工作拉力F=4200N，运输带工作速度v=1.9m/s，卷筒直径D=450mm。1.5传动方案二级同轴式圆柱齿轮减速器本传动机构的特点是：减速器横向尺寸较小，两大齿轮浸油深度可以大致相同。结构较复杂，轴向尺寸大，中间轴较长、刚度差，中间轴承润滑较困难。2. 设计方案总体设计方案见图如图：3. 电机选择设计内容计算及说明结 果1. 选择电动机的类型按工作要求和工作条件选用Y系列三相鼠笼型异步电动机，其结构为全封闭自扇冷式结构，电压为380V2. 选择电动机

4、的容量工作机的有效功率为从电动机到工作机输送带间的总效率为：式中，分别为联轴器，轴承，齿轮传动和卷筒的传动效率，由机械设计手册表9.1可知所以电动机所需工作功率为Pw =7.98KW3. 确定电动机转速按表9.1推荐的传动比合理范围，二级圆柱出轮减速器传动比，而工作机卷筒的转速为所以电动机的可选范围为：符合这一范围的同步转速为三中综合考虑电动机和传动装置的尺寸，质量及价格等因素，为使传动装置结构紧凑，决定选用同步转速为的电动机。根据电动机的安装，容量和转速，由电机产品目录或有关手册选定电机型号为Y160L6其主要性能如表所示，电动机主要外形和安装尺寸Y160L6型电动机的主要性能电机型号额定功

5、率(KW)满载转速起动转矩最大转矩Y160-6L119702.02.03.1计算传动装置的总传动比并分配传动比设计内容计算及说明结 果1. 总传动比2. 分配传动比同轴：4. 计算传动装置的运动和动力参数设计内容计算及说明结 果1. 各轴的转速2. 各轴的输入功率3. 各轴的输入转矩电动机轴的输出转矩为故各轴转矩为5. 传动件的设计计算5.1齿轮设计51.1高速级斜齿圆柱齿轮的设计计算设计内容计算及说明结 果1.选择材料、热处理方式及公差等级（1）选用斜齿（2）大、小齿轮均为锻钢，小齿轮材料为45钢（常化）,硬度为200HBS，大齿轮材料为45钢（常化），硬度为170HBS（3）选用精度等级为

6、8级45钢小齿轮常化处理大齿轮常化处理8级精度2.初步计算传动的主要尺寸2.初步计算传动的主要尺寸（1）因为是软齿面闭式传动，故按齿面接触疲劳强度进行计算。其设计公式为1） 小齿轮传递转矩为 2） 初步选载荷系数3） 选取齿宽系数4） 由表查得材料的弹性影响系数5） 初选螺旋角6） 选取区域系数7） 齿数比8） 初选小齿轮齿数大齿轮齿数，取9） 查表得端面重合度 10）许用接触应力可用下式计算按小齿轮硬度差的小齿轮接触疲劳强度极限，大齿轮的接触疲劳强度极限11） 小齿轮和大齿轮的应力循环次数分别为12） 查得接触疲劳寿命系数13)计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1初算小齿轮分

7、度圆直径3.确定传动尺寸3.确定传动尺寸1） 计算圆周速度2） 计算齿宽b及模数齿高3） 计算载荷系数K已知使用系数根据，8级精度，查得动载系数故载荷系数4)按实际的载荷系数校正所得分度圆直径5） 计算模数6） 计算传动尺寸 中心距为则螺旋角为因值改变不多，故参数等不必修正故4校核齿根弯曲疲劳强度4校核齿根弯曲疲劳强度1）按2)确定公式内各计算数值根据重合度查得螺旋角影响系数3)计算当量齿数4） 查取齿形系数5） 查取应力校正系数6） 查取小齿轮的弯曲疲劳强度极限7）取弯曲疲劳强寿命系数8）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4故满足齿根弯曲疲劳强度5.计算齿轮传动及其几何尺寸1）

8、端面模数51.2低速级斜齿圆柱齿轮的设计计算设计内容计算及说明结 果1.选择材料、热处理方式及公差等级由于低速级传递的转矩大，故齿轮副相应的材料硬度要大于高速级得材料。（1）选用斜齿（2）大、小齿轮均为锻钢，小齿轮材料为20,（渗碳后淬火）硬度为300HBS，大齿轮材料为40(调质)，硬度为270HBS（3）选用精度等级为8级小齿轮20大齿轮40小齿轮渗碳后淬火大齿轮调质8级精度2.初步计算传动的主要尺寸（1）因为是软齿面闭式传动，故按齿面接触疲劳强度进行计算。其设计公式为1） 小齿轮传递转矩为 2） 初步选载荷系数3） 选取齿宽系数4） 由表查得材料的弹性影响系数5） 初选螺旋角6） 选取区

9、域系数7） 齿数比8） 初选小齿轮齿数大齿轮齿数，取9） 查表得端面重合度 10）许用接触应力可用下式计算按小齿轮硬度差的小齿轮接触疲劳强度极限，大齿轮的接触疲劳强度极限11）小齿轮和大齿轮的应力循环次数分别为12） 查得接触疲劳寿命系数13)计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1初算小齿轮分度圆直径3.确定传动尺寸3.确定传动尺寸1） 计算圆周速度2） 计算齿宽b及模数齿高3） 计算载荷系数K已知使用系数根据，8级精度，查得动载系数故载荷系数4)按实际的载荷系数校正所得分度圆直径5） 计算模数6） 计算传动尺寸 中心距为则螺旋角为因值改变不多，故参数等不必修正故4校核齿根弯曲疲

10、劳强度4校核齿根弯曲疲劳强度1）按2)确定公式内各计算数值根据重合度查得螺旋角影响系数3)计算当量齿数4）查取齿形系数5）查取应力校正系数6）查取小齿轮的弯曲疲劳强度极限7)取弯曲疲劳强寿命系数8）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4故满足齿根弯曲疲劳强度5.计算齿轮传动及其几何尺寸1） 端面模数5.3斜齿圆柱齿轮上作用力的计算齿轮上作用力的计算为后续轴的设计和校核、键的选择和验算及轴承的选择校核提供数据，作用力的计算如下设计内容计算及说明结 果1. 高速级齿轮传动的作用力（1） 已知条件 高速轴传递的转矩为，转速为，高速机齿轮的螺旋角，小齿轮左旋，大齿轮右旋，小齿轮分度圆直径（2

11、） 齿轮1的作用力 圆周力为其方向与力作用点圆周速度方向相反径向力为其方向为由力的作用点指向轮1的转动中心轴向力为其方向可用左手法则确定，即用左手握住轮1的轴线，并使四指的方向顺着轮的转动方向，此时拇指的指向即为该力的方向法向力为（3）齿轮2的作用力 从动轮2各个力与主动齿轮1上相应的各力大小相等，方向相反2.低速级齿轮传动的作用力（1）已知条件 中间轴传递的转矩，转速为，低速级齿轮的螺旋角。为使齿轮3的轴向力与齿轮2的轴向力互相抵消一部分，低速级的小齿轮右旋，大齿轮左旋，小齿轮分度圆直径为（2）齿轮3的作用力 圆周力为其方向与力作用点圆周速度方向相反径向力为其方向为由力的作用点指向齿轮3的转

12、动中心轴向力其方向可用右手法则确定，即用右手握住轮1的轴线，并使四指的方向顺着轮的方向，此时拇指的指向即为该力的方向法向力为（3）齿轮4的作用力 从动齿轮4各个力与主动齿轮3上相应的力大小相等，方向相反。6. 轴及轴上零件的设计计算轴的设计计算与轴上齿轮轮毂内径及宽度、滚动轴承的选择和校核、键的选择和验算、与轴连接的半联轴器的选择同步进行6.1高速轴的设计与计算设计内容计算及说明结 果1.已知条件高速轴传递的功率,转速，小齿轮分度圆直径，齿轮宽度2.选择轴的材料因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故选用常用的材料45钢，调质处理45钢，调质处理3.初算轴径由机械设计表15-3查得,

13、考虑轴端既承受转矩，也承受弯矩，故取中间值，则轴与联轴器连接，有一个键槽，轴径应增大，轴端最细处直径4.结构设计4.结构设计4.结构设计4.结构设计轴的结构构想如图6-1所示（1）轴承部件的结构设计 为方便轴承部件的拆装，减速器的机体采用剖分式结构。该减速器发热小、轴不长，故轴承采用两端固定方式。然后，可按轴上零件的安装顺序，从轴的最细处开始设计（2）联轴器及轴段1的设计 轴段1上安装联轴器，此段设计应与联轴器的选择同步进行。为补偿联轴器所连接两轴的安装误差、隔离振动，选用弹性柱销联轴器。查表得取，则计算转矩为由表查得GB/T5014-2003中的LX3型联轴器符合要求，公称转矩为1250，许

14、用转速4750r/min,轴孔范围为3048mm，由于，且电机轴径为42mm，则联轴器毂孔直径为42mm，轴孔的长度为82mm，J型轴孔，A型键，代号LX3 4282GB/T5014-2003，相应的轴段1的直径，其长度略小于毂孔宽度，取（2）密封圈与轴段2的设计 在确定轴段2的轴径时，应同时考虑联轴器的轴向固定及密封圈的尺寸。联轴器用轴肩定位，轴肩高度轴段2的轴径，其最终由密封圈确定。该处轴的圆周速度均小于3，可选用毡圈油封，查表得，选取毡圈35FZ/T92010-1991，则（3）轴承与轴段3和轴段6的设计 考虑齿轮有轴向力存在，且有较大的圆周力和径向力作用，选用圆锥滚子轴承。轴段3上安装

15、轴承，其直径应既便于轴承安装，又符合轴承内径系列。现暂取轴承为30208，由表查得轴承内径，外径，宽度，内圈定位直径，外圈定位直径，对轴的力作用点与外圈大端面的距离，故。该减速器齿轮的圆周速度小于，故轴承采用脂润滑，需要挡油环。为补偿箱体铸造误差和安装挡油环，靠近箱体内壁的轴承端面距箱体内壁距离取 通常一根轴上的两个轴承取相同型号，则，同轴式减速器该处轴承座完全处于箱体内部，该处轴承采用油润滑，润滑油由高速级大齿轮轮缘上刮取，可使轴承内圈端面与轴承座端面共面，故可取。（4）齿轮与轴段4的设计 该轴段上安装齿轮，为了便于齿轮的安装，应略大于，可初定。齿轮分度圆直径比较小，采用实心式，齿轮宽度为，

16、为保证套筒能够顶到齿轮左端面，该处轴径长度应比齿轮宽度略短，取（5）轴段5的设计 齿轮右侧采用轴肩定位，定位轴肩的高度取，则轴肩直径，取。该轴段也可提供右侧轴承的轴向定位。齿轮左端面与箱体内壁距离，以及齿轮右侧轴承座端面的距离（6）轴段2和轴段3的长度 轴段2的长度除与轴上的零件有关外，还与轴承座宽度及轴承端盖等零件有关。轴承座的厚度，由表可知，下箱座壁厚取，地脚螺栓为，取，取轴承旁连接螺栓为，则取轴承旁连接螺栓为M16，则，箱体轴承座宽度，取；可取箱体凸缘连接螺栓为 ，取箱体凸缘连接螺栓为M10，轴承端盖连接螺钉为，取为M8，由表，轴承端盖凸缘厚度取为；端盖与轴承座间的调整垫片厚度取为；端盖

17、螺钉连接查表得，取为螺栓GB/T 5781 M825;为在不拆联轴器的条件下，可以装拆轴承端盖连接螺栓，取联轴器毂端面与轴承端盖表面距离，则有轴段3的长度为（7）轴上力作用点间距 轴承反力的作用点与轴承外圈大端面的距离，则由图6-a可得轴的支点及受力点间的距离为18mm105.键连接联轴器与轴段1间采用A型普通平键连接，查表得，取其型号为键1870GB/T 1096-1990，齿轮与轴段4间采用A型普通平键连接，查表选其型号为键1270GB/T 1096-1990 6.轴的受力分析6.轴的受力分析（1） 画轴的受力简图 轴的受力简图如图6-b所示（2） 计算支撑反力 在水平面上为式中的负号表示

18、与图中所画的方向相反在垂直平面为轴承1的总支座反力为轴承2的总支座反力为(3)画弯矩图 弯矩图如图6-c所示在水平面上，a-a剖面为b-b剖面右侧为b-b剖面左侧为在垂直平面上为合成弯矩图，a-a剖面为b-b剖面为b-b剖面右侧为（4）画转矩图 转矩图如图6-f所示 7.校核轴的强度因b-b剖面左侧弯矩大，同时作用有转矩，且有键槽，故b-b左侧为危险剖面其抗弯截面系数为抗扭截面系数为弯曲应力为扭剪应力为按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向转动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数=0.6，则当量应力为由表查得45钢调制处理抗拉强度极限，则由表查得轴的许用弯曲应力，强度满足要求轴的强度满足要求

19、8.校核键连接的强度联轴器处键连接的挤压应力为齿轮处键连接的挤压应力为取键、轴的材料都为钢，由表查得，强度足够键连接强度足够高速轴的结构构想图高速轴的结构与受力分析图同轴式减速器箱体内壁宽度与高速轴和低速轴的长度有有关，而中间周的长度由箱体内壁宽度，高速轴和低速轴共同确定，故先设计低速轴然后设计中间轴轴。6.2低速轴的设计与计算设计内容计算及说明结 果1.已知条件低速轴传递的功率,转速，齿轮4分度圆直径，齿轮宽度2.选择轴的材料因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故选用常用的材料45钢，调质处理45钢，调质处理3.初算轴径由机械设计表15-3查得,考虑轴端只承受转矩，故取小值，则轴

20、与联轴器连接，有一个键槽，轴径应增大，轴端最细处直径4.结构设计4.结构设计4.结构设计4.结构设计轴的结构构想如图6-1所示（1）轴承部件的结构设计 为方便轴承部件的拆装，减速器的机体采用剖分式结构。该减速器发热小、轴不长，故轴承采用两端固定方式。然后，可按轴上零件的安装顺序，从轴的最细处开始设计（2）联轴器及轴段1的设计 轴段1上安装联轴器，此段设计应与联轴器的选择同步进行。为补偿联轴器所连接两轴的安装误差、隔离振动，选用弹性柱销联轴器。查表得取，则计算转矩为由表查得GB/T5014-2003中的LX4型联轴器符合要求，公称转矩为2500，许用转速3870r/min,轴孔范围为4063mm

21、，由于，取联轴器毂孔直径为60mm，轴孔的长度为107mm，J型轴孔，A型键，联轴器主动端代号LX4 60107GB/T5014-2003，相应的轴段1的直径，其长度略小于毂孔宽度，取（3）密封圈与轴段2的设计 在确定轴段2的轴径时，应同时考虑联轴器的轴向固定及密封圈的尺寸。联轴器用轴肩定位，轴肩高度轴段2的轴径，其最终由密封圈确定。该处轴的圆周速度均小于3，可选用毡圈油封，查表得，选取毡圈70JB/ZQ4606-1997，则（4）轴承与轴段3和轴段6的设计 考虑齿轮的轴向力较大，且有较大的圆周力和径向力作用，选用圆锥滚子轴承。轴段3上安装轴承，其直径应既便于轴承安装，又符合轴承内径系列。现暂

22、取轴承为30215，由表查得轴承内径，外径，宽度，内圈定位直径，外圈定位直径，轴上定位端面圆角半径最大为，对轴的力作用点与外圈大端面的距离，故。该减速器齿轮的圆周速度小于，故轴承采用脂润滑，需要挡油环。为补偿箱体铸造误差和安装挡油环，靠近箱体内壁的轴承端面距箱体内壁距离取 通常一根轴上的两个轴承取相同型号，则，同轴式减速器该处轴承座完全处于箱体内部，该处轴承采用油润滑，润滑油由低速级大齿轮轮缘上刮取，可使轴承内圈端面与轴承座端面共面，故可取。该处轴承与高速轴右端轴承共用一个轴承座，两轴承相临端面间距取为6.5mm，满足安放拆卸轴承工具的空间要求，则轴承座宽度等于两轴承的总宽度与其端面间距的和，

23、即（5）齿轮与轴段4的设计 该轴段上安装齿轮，为了便于齿轮的安装，应略大于，可初定。齿轮4轮毂的宽度范围为，取其轮毂宽度为92mm，其左端面与齿轮左侧轮缘处于同一平面内，采用轴肩定位，右端采用挡油环固定。为使套筒端面能够顶到齿轮端面，轴段4的长度应比齿轮4的轮毂略短，取（6）轴段5的设计 齿轮左侧采用轴肩定位，定位轴肩的高度取，则轴肩直径，齿轮左端面与轮毂右端面距箱体内壁距离均取为，则箱体内壁与低速轴左侧轴承座端面的距离 取该轴段也可提供轴承的轴向定位。（7）轴段2和轴段3的长度 轴段2的长度除与轴上的零件有关外，还与轴承座宽度及轴承端盖等零件有关。为在不拆联轴器的条件下，可以装拆轴承端盖连接

24、螺栓，取联轴器毂端面与轴承端盖表面距离，则有轴段3的长度为（8）轴上力作用点间距 轴承反力的作用点与轴承外圈大端面的距离，则由图6-a可得轴的支点及受力点间的距离为25mm105.键连接联轴器与轴段1间采用A型普通平键连接，查表得，取其型号为键18100GB/T 1096-1990，齿轮与轴段4间采用A型普通平键连接，查表选其型号为键2280GB/T 1096-1990 6.轴的受力分析6.轴的受力分析（1） 画轴的受力简图 轴的受力简图如图6-b所示（2） 计算支撑反力 在水平面上为式中的负号表示与图中所画的方向相反在垂直平面为轴承1的总支座反力为轴承2的总支座反力为(3)画弯矩图 弯矩图如

25、图6-c所示在水平面上，a-a剖面左侧为a-a剖面右侧为在垂直平面上，a-a剖面为合成弯矩图，a-a剖面左侧为a-a剖面右侧为（4）画转矩图 转矩图如图6-f所示 7.校核轴的强度因a-a剖面右侧弯矩大，同时作用有转矩，故a-a剖面右侧为危险剖面其抗弯截面系数为抗扭截面系数为弯曲应力为扭剪应力为按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向转动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数=0.6，则当量应力为由表查得45钢调制处理抗拉强度极限，则由表查得轴的许用弯曲应力，强度满足要求轴的强度满足要求8.校核键连接的强度联轴器处键连接的挤压应力为齿轮处键连接的挤压应力为取键、轴的材料都为钢，由表查得，强度足够

26、键连接强度足够9.校核轴承寿命（3） 计算轴承的轴向力 由表查得30215轴承的,.由表查得30215轴承内部轴向力计算公式，则轴承1、2的内部轴向力分别为外部轴向力，各轴向力方向如图所示则两轴承的轴向力分别为（4） 计算当量动载荷因，故只需校核轴承1，轴承1的当量动载荷为（5） 校核轴承寿命 ，轴承在以下工作，查表得，对于减速器，查表得载荷系数，轴承1的寿命为减速器预期寿命为，故轴承寿命足够轴承寿命满足要求图：低速轴的结构构想图低速轴的结构与受力分析6.3中间轴的设计与计算设计内容计算及说明结 果1.已知条件中间速轴传递的功率,转速，齿轮分度圆直径，齿轮宽度2.选择轴的材料因传递的功率不大，

27、并对重量及结构尺寸无特殊要求，故选用常用的材料45钢，调质处理45钢，调质处理3.初算轴径由机械设计表15-3查得,考虑轴端只承受少量的弯矩，故取小值，则轴与联轴器连接，有一个键槽，轴径应增大，轴端最细处直径4.结构设计4.结构设计4.结构设计轴的结构构想如图6-1所示（1）轴承部件的结构设计 轴不长，故轴承采用两端固定方式。然后，可按轴上零件的安装顺序，从轴的最细处开始设计（2）轴承与轴段1和轴段5的设计 该轴段上安装轴承，其设计应与轴承的选择同步进行。考虑齿轮有轴向力存在，且圆周力与径向力均较大，选用圆锥滚子轴承。轴段1和轴段5上安装轴承其直径应既便于轴承安装，又应符合轴承内径系列。选30

28、210进行设计计算，由表查得轴承内径，外径，内圈宽度，内圈定位直径，外圈定位直径，对轴的力作用点与外圈大端面的距离，故。通常一根轴上的两个轴承取相同的型号，则（3）齿轮轴段2和轴段4的设计 轴段2上安装齿轮2，轴段4上安装齿轮3.为了便于齿轮的安装，和应分别略大于和，可初定。查表得该处键的截面尺寸为，轮毂键槽深度故齿轮3设计成齿轮轴， ，材料为20Cr调制处理 齿轮2右端采用轴肩定位，左端采用套筒定位齿轮2轮毂的宽度范围为，取其轮毂宽度与齿轮宽度相等。为使套筒端面能够顶到齿轮端面，轴段2的长度应比相应的齿轮的轮毂略短，因，故取（4）轴段3的设计 该段为齿轮2提供定位，其轴肩高度范围为，取其高度

29、为，故 齿轮3右端面距离箱体内壁距离取为，齿轮2 的左端面距离箱体内壁的距离为 高速轴右侧的轴承与低速轴左侧的轴承共用一个轴承座，其宽度为，则箱体内壁宽度为则轴段3的长度为（5）轴段1和轴段5的长度 由于轴承采用脂润滑，故轴承内端面距箱体内壁的距离取为，则轴段1的长度为轴段5的长度为（6）轴上力作用点间距 轴承反力的作用点与轴承外圈大端面的距离，则由图6-a可得轴的支点及受力点间的距离为5.键连接齿轮2与轴段间采用A型普通平键连接，查表得，取其型号为键1660GB/T 1096-1990 6.轴的受力分析6.轴的受力分析（1） 画轴的受力简图 轴的受力简图如图6-b所示（2） 计算支撑反力 在

30、水平面上为式中的负号表示与图中所画的方向相反在垂直平面为轴承1的总支座反力为轴承2的总支座反力为(3)画弯矩图 弯矩图如图6-c所示在水平面上，a-a剖面左侧为a-a剖面右侧为b-b剖面右侧为b-b剖面左侧为在垂直平面上为合成弯矩图，a-a剖面左侧为a-a剖面右侧为b-b剖面左侧为b-b剖面右侧为（4）画转矩图 转矩图如图6-f所示 7.校核轴的强度因b-b剖面左侧弯矩大，同时作用有转矩，故b-b剖面左侧为危险剖面其抗弯截面系数为为齿轮3分度圆直径抗扭截面系数为弯曲应力为扭剪应力为按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向转动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数=0.6，则当量应力为由表查得45

31、钢调制处理抗拉强度极限，则由表查得轴的许用弯曲应力，强度满足要求轴的强度满足要求8.校核键连接的强度齿轮2处键连接的挤压应力为取键、轴及联轴器的材料都为钢，由表查得，强度足够键连接强度足够9.校核轴承寿命（3） 计算轴承的轴向力 由表查得30210轴承的,.由表查得30211轴承内部轴向力计算公式，则轴承1、2的内部轴向力分别为外部轴向力，各轴向力方向如图所示则两轴承的轴向力分别为（4） 计算当量动载荷，轴承1的当量动载荷为因，轴承2的当量动载荷为（5） 校核轴承寿命 因,故只需校核轴承2，轴承在以下工作，查表得，对于减速器，查表得载荷系数，轴承2的寿命为减速器预期寿命为，故轴承寿命足够轴承寿命满足要求中间轴的结构构想图6中间轴的结构与受力分析77. 箱体结构的设计两级同轴式圆柱齿轮减速器箱体的主要结构尺寸如下表名称公式数值（mm）