资源描述
目录
一.设计任务书………………………………………………………………………………3
1.题目…………………………………………………………………………………………3
2.总体布置简图………………………………………………………………………………3
3.工作情况……………………………………………………………………………………3
4.原始数据……………………………………………………………………………………3
二.传动方案简述……………………………………………………………………………4
三.选择电动机容量……………………………………………………………………… 4
1.电动机类型选择……………………………………………………………………………4
2.电动机功率的选择…………………………………………………………………………4
3.电动机额定转速的选择……………………………………………………………………5
4.确定电动机的型号…………………………………………………………………………5
5.电动机的主要参数…………………………………………………………………………6
6.总传动比的确定及各级传动比的分配……………………………………………………7
7.各轴转速、转矩与输入功率………………………………………………………………7
四.传动设计………………………………………………………………………………… 9
1.高速级齿轮传动设计………………………………………………………………………9
2.低速级齿轮传动设计…………………………………………………………………… 16
3.齿轮参数汇总表………………………………………………………………………… 24
五.轴及轮毂连接………………………………………………………………………… 25
1.低速轴的结构设计……………………………………………………………………… 25
2.中间轴的结构设计……………………………………………………………………… 28
3.高速轴的结构设计……………………………………………………………………… 30
4.输出轴的强度校核……………………………………………………………………… 32
六.键的选择与键联接强度校核…………………………………………………… 39
1.键1（键1270）的联接强度校核……………………………………………………39
2.键2（键1656）的联接强度校核……………………………………………………40
3.键3（键1256）的联接强度校核……………………………………………………40
4.键4（键1228）的联接强度校核……………………………………………………41
5.键5（键625）的联接强度校核………………………………………………………41
七.滚动轴承的校核计算……………………………………………………………… 42
1.减速器各轴所用轴承代号汇总…………………………………………………………42
2.高速轴轴承寿命计算……………………………………………………………………42
3.中间轴轴承寿命计算……………………………………………………………………45
4.输出轴轴承寿命计算……………………………………………………………………49
八.减速器的润滑与密封………………………………………………………………53
1.齿轮传动的润滑…………………………………………………………………………53
2.齿轮润滑油牌号及油量计算……………………………………………………………53
3.轴承的润滑与密封………………………………………………………………………54
九.减速器箱体及其附件………………………………………………………………54
1.箱体结构形式及材料……………………………………………………………………54
2.箱体主要结构尺寸表……………………………………………………………………54
3.箱体主要附件作用及选择………………………………………………………………55
十.验算工作机带速…………………………………………………………………… 59
十一.个人小结……………………………………………………………………………60
参考资料……………………………………………………………………………………61
设 计 计 算 及 说 明
结 果
一．电动机的选择与运动参数计算
1.电动机类型选择
根据电源及工作机工作条件，选用Y（IP44）系列三相异步电动机。
2.电动机功率的选择
1）工作机所需功率
计算工作机所需功率及所需的转速
<[2]P7式(2-3)>
得
<[2]P7式(2-1)>
得
2）电动机输出功率
<[2]P7式(2-4)>
计算电动机至工作机的总效率
<[2]P7式(2-5)>
由[2]P7表2-4
联轴器1的效率 取= 0.99
联轴器2的效率 取= 0.99
一对滚动轴承的效率 取= 0.98
一对齿轮传动的效率 取= 0.96
一对滑动轴承效率 取= 0.97
得
所以
3）确定电动机的额定功率
由<[2]P196表(20-1)>选取电动机额定功率
取
3.电动机额定转速的选择
推算电动机转速可选范围，由<[2]P4表(2-1)>查得单级圆柱齿轮传动比 =，
则展开式两级圆柱齿轮减速器的传动比范围为 =，
则电动机转速可选范围为：
---高速齿轮的传动比；
---低速齿轮的传动比;
---工作机的转速。
4.确定电动机的型号
一般同步转速取1000r/min或1500 r/min的电动机。
现对两种电动机进行比较：
方案
电动机型号
额定功率（kW）
电动机转速
(r/min)
电动机质量（kg）
传动装置的传动比
同步
满载
总传动比
高速级
低速级
1
Y100L1-4
2.2
1500
1420
34
24.78
5.5
4.505
2
Y112M-6
2.2
100
940
45
16.4
4.43
3.7
确定初选方案：两方案都可行，但方案2传动比较小，传动装置结构尺寸较小。因此初选方案2，选择Y112M-6 型电动机
即电动机同步转速= 1000 r/min。
5.电动机的主要参数
1） 电动机的主要技术数据
见上表
2）电动机的外形示意图
3）电动机的安装尺寸表 （单位：mm）
电机型号Y112M
型号
尺 寸
H
A
B
C
D
E
F×GD
G
AD
AC
HD
L
112
190
140
70
28
60
8×7
24
190
115
265
400
6.总传动比的确定及各级传动比的分配
1）理论总传动比
<[2]P8式(2-7)>
——电动机满载转速。
2）各级传动比的分配
齿轮传动中，高低速级理论传动比的分配一般取，可使两极大齿轮直径相近，浸油深度接近，有利于浸油润滑。同时还可以使传动装置外廓尺寸紧凑，减小减速器的轮廓尺寸。但过大，有可能会使高速极大齿轮与低速级轴发生干涉碰撞。所以必须合理分配传动比，一般取
取 ，则 4.43
7.各轴转速、转矩与输入功率
1）各轴理论转速
设定：电动机轴为0轴；高速轴为Ⅰ轴；中间轴为Ⅱ轴；低速轴为Ⅲ轴；
卷筒轴为IV轴
(1)电动机轴
r/min
(2)Ⅰ轴
r/min
(3)Ⅱ轴
r/min
(4)Ⅲ轴
r/min
（5）IV轴
r/min
2)各轴的输入功率
(1)电动机轴
kW
(2)Ⅰ轴
kW
(3)Ⅱ轴
kW
(4)Ⅲ轴
kW
（5）IV轴
kW
3）各轴的理论转矩
(1)电动机
(2)Ⅰ轴
(3)Ⅱ轴
(4)Ⅲ轴
（5）IV轴
4）各轴运动和动力参数汇总表
轴号
理论转速（r/min）
输入功率（kW）
输入转矩(N·m)
传动比
电动轴
940
2.18
22.15
1
第I轴
940
2.16
21.93
4.43
第II轴
212.2
2.03
91.36
3.7
第III轴
57.3
1.91
318.3
第IV轴
57.3
1.891
315.2
1
四．传动设计
1.高速级齿轮传动设计
1）原始数据
输入转矩——
小齿轮转速——=940 r/min
齿数比——μ=
由电动机驱动单向运转、三班制工作、工作寿命为10年、工作机为带式运输机、载荷平稳。（设每年工作日为300天）
2）设计计算
（1）选齿轮类型、精度等级、材料及齿数
1．该齿轮为斜齿圆柱齿轮；
2．因为运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB 10095-88）；
3．为简化齿轮加工工艺，选用闭式软齿面传动
小齿轮材料：40Cr（调质），硬度为280HBS；
大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，
二者材料硬度差为40HBS
4．初选小齿轮齿数
大齿轮齿数，取
5．初选螺旋角
（2）按齿面接触强度设计
按下式试算，即
<[1]P218式(10-21)>
1.确定公式内的各计算参数数值
初选载荷系数
小齿轮传递的转矩 N·mm
齿宽系数 <[1]P205表(10-7)>
材料的弹性影响系数 Mpa1/2 <[1]P201表(10-6)>
区域系数 <[1]P217图(10-30)>
端面重合度， <[1]P215图(10-26)>
则
应力循环次数
<[1]P206式(10-13)>
接触疲劳寿命系数； <[1]P207图(10-19)>
接触疲劳许用应力
取失效概率为1%；取安全系数
接触疲劳强度极限 <[1]P209图(10-21d)>
接触疲劳强度极限 <[1]P209图(10-21d)>
<[1]P205式(10-12)>
2.计算
（1）试算小齿轮分度圆直径
（2）计算圆周速度
（3）计算齿宽b及模数
（4）计算纵向重合度
（5）计算载荷系数
① 使用系数
由<[1]P193表(10-2)> 根据电动机驱动，载荷平稳得
② 动载系数
由<[1]P210表(10-8)> 根据v=1.81m/s、7级精度，取
③ 按齿面接触强度计算时的齿向载荷分布系数
由<[1]P196表(10-4)> 根据小齿轮相对支承为非对称布置、7级精度、=0.8， mm，得 =1.287
④ 按齿根弯曲强度计算时的齿向载荷分布系数
由<[1]P198图(10-13)> 根据b/h=8.42， 得
⑤ 齿向载荷分配系数、
由<[1]P195表(10-3)>根据，7级精度，软齿面传动，得
则=1×1.12×1.4×1.1.287=2.018
（6） 按实际的载荷系数修正所算得的分度圆直径由<[1]P204式(10-10a)>得，
(3)按齿根弯曲强度设计由<[1]P216式(10-17)>
1.确定计算参数
（1）计算载荷系数
（2）螺旋角影响系数
由<[1]P217图(10-28)> 根据纵向重合系数，得
0.88
（3）弯曲疲劳系数
由<[1]P206图(10-18)> 得
（4）疲劳强度极限
弯曲疲劳强度极限 <[1]P209图(10-20c)>
弯曲疲劳强度极限 <[1]P209图(10-20c)>
（5）计算弯曲疲劳许用应力
取弯曲疲劳安全系数S=1.4
由<[1]P205式(10-12)>得
（6）计算当量齿数
；
；
（7）查取齿型系数α 应力校正系数α
由<[1]P201表(10-5)> 计算得
（8）计算大小齿轮的 并加以比较
经比较
<
所以大齿轮的数值大，故取0.01635
2 计算
（4）分析对比计算结果
对比计算结果，取=1.25已可满足齿根弯曲强度，但考虑到加工工艺选择=1.5。为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的来计算应有的、。
取26；
取116
满足、互质。
（5）几何尺寸计算
1 计算中心距
将圆整为110mm.
2 按圆整后的中心距修正螺旋角
因值改变不多，故参数、、等不必修正。
3 计算大小齿轮的分度圆直径、
4 计算齿轮宽度
取，
（6）结构设计
1.小齿轮的结构设计
由后面的轴的设计知，轴Ⅰ与小齿轮配合处的轴径为33mm,若配合处采用键连接，则有
小齿轮的齿根圆半径为
键连接处 （可参考GB1096-79）
齿轮的端面模数为
则齿根圆到键槽底部的距离为
根据推荐的经验数据应将小齿轮与轴做成一体，即齿轮轴。其结构见下图。
2．大齿轮的结构设计
大齿轮的齿顶圆直径为
即，则由<[2]P66表(9-2)>选择下图的结构，采取自由锻方式加工。
由后面的轴的设计确定，由上面计算确定。
则 ，
;
;
;
;
由轴过渡处圆角定
2.低速级齿轮传动设计
1）原始数据
输入转矩——
小齿轮转速——=212.2 r/min
齿数比——μ=
由电动机驱动单向运转、三班制工作、工作寿命为10年、工作机为带式运输机、载荷平稳。（设每年工作日为300天）
2）设计计算
（1）选齿轮类型、精度等级、材料及齿数
1．该齿轮为斜齿圆柱齿轮；
2．因为运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB 10095-88）；
3．为简化齿轮加工工艺，选用闭式软齿面传动
小齿轮材料：40Cr（调质），硬度为280HBS；
大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，
二者材料硬度差为40HBS
4．初选小齿轮齿数
大齿轮齿数，取
5．初选螺旋角
（2）按齿面接触强度设计
按下式试算，即
<[1]P218式(10-21)>
1.确定公式内的各计算参数数值
初选载荷系数
小齿轮传递的转矩 N·mm
齿宽系数 <[1]P205表(10-7)>
材料的弹性影响系数 Mpa1/2 <[1]P201表(10-6)>
区域系数 <[1]P217图(10-30)>
端面重合度， <[1]P215图(10-26)>
则
应力循环次数
<[1]P206式(10-13)>
接触疲劳寿命系数； <[1]P207图(10-19)>
接触疲劳许用应力
取失效概率为1%；取安全系数
接触疲劳强度极限 <[1]P209图(10-21d)>
接触疲劳强度极限 <[1] P209图(10-21d)>
<[1]P205式(10-12)>
2.计算
（1）试算小齿轮分度圆直径
（2）计算圆周速度
（3）计算齿宽b及模数
（4）计算纵向重合度
（5）计算载荷系数
① 使用系数
由<[1]P193表(10-2)> 根据电动机驱动，载荷平稳得
② 动载系数
由<[1]P210表(10-8)> 根据v=0.60m/s、7级精度，取
③ 按齿面接触强度计算时的齿向载荷分布系数
由<[1]P196表(10-4)> 根据小齿轮相对支承为非对称布置、7级精度、=1.1， mm，得 =1.482
④ 按齿根弯曲强度计算时的齿向载荷分布系数
由<[1]P198图(10-13)> 根据b/h=12.09， 得
⑤ 齿向载荷分配系数、
由<[1]P195表(10-3)> 根据，7级精度，软齿面传动，得
则=1×1.1×1.4×1.482=2.282
（6） 按实际的载荷系数修正所算得的分度圆直径由<[1]P204式(10-10a)>得，
(3)按齿根弯曲强度设计由<[1]P216式(10-17)>
1.确定计算参数
（1）计算载荷系数
（2）螺旋角影响系数
<由[1]P217图10-28> 根据纵向重合系数，得
0.88
（3）弯曲疲劳系数
由<[1]P206图(10-18)> 得
（4）疲劳强度极限
弯曲疲劳强度极限 <[1]P209图(10-20c)>
弯曲疲劳强度极限 <[1]P209图(10-20c)>
（5）计算弯曲疲劳许用应力
取弯曲疲劳安全系数S=1.4
由<[1]P205式(10-12)>得
（6）计算当量齿数
；
；
（7）查取齿型系数α 应力校正系数α
由<[1]P201表(10-5)> 计算得
（8）计算大小齿轮的 并加以比较
经比较
<
所以大齿轮的数值大，故取0.01635。
2 计算
（4）分析对比计算结果
对比计算结果，取=2已可满足齿根弯曲强度，但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的来计算应有的、。
取29；
考虑到高速级已把传动比放大，则取107
满足、互质。
（5）几何尺寸计算
1 计算中心距
将圆整为141mm.
2 按圆整后的中心距修正螺旋角
因值改变不多，故参数、、等不必修正。
3 计算大小齿轮的分度圆直径、
4 计算齿轮宽度
取，
（6）结构设计
1.小齿轮的结构设计
由后面的轴的设计知，轴Ⅱ与小齿轮配合处的轴径为40mm,若配合处采用键连接，则有
小齿轮的齿根圆半径为
键连接处 （可参考GB1096-79）
齿轮的端面模数为
则齿根圆到键槽底部的距离为
根据推荐的经验数据应将小齿轮与轴分开制造，
齿轮的齿顶圆直径为
即小齿轮的齿顶圆直径小于100mm，应制成实心式。则由<[2]P66表(9-2)>选择下图的结构。
由后面的轴的设计确定，由上面计算确定。
则取
;
;
;
由轴过渡处圆角定
2．大齿轮的结构设计
大齿轮的齿顶圆直径为
即，则由<[2]P66表(9-2)>选择下图的结构，采取自由锻加工方式。
由后面的轴的设计确定，由上面计算确定。
则 ，
;
;
;
;
由轴过渡处圆角定
3.齿轮参数汇总表
高速级
齿轮
齿数
分度圆直径d
(mm)
(mm)
(mm)
精度等级
旋向
26
40.28
43.28
36.53
7
左旋
116
179.72
182.72
175.97
右旋
传动
传动比
中心距a(mm)
模数
(mm)
螺旋角β
齿宽b
(mm)
4.46
107
1.5
35
低速级
齿轮
齿数
分度圆直径d
(mm)
(mm)
(mm)
精度等级
29
60.14
64.14
55.14
7
右旋
107
221.86
225.86
216.86
左旋
传动
传动比
中心距a(mm)
模数
(mm)
螺旋角β
齿宽b
(mm)
3.69
141
2
70
五.轴的设计
1. 为使中间轴受力较小，在高速级齿轮组中，小齿轮采用右旋，大齿轮采用左
旋；在低速级齿轮组中，，小齿轮采用左旋，大齿轮采用右旋。各齿轮受力如
下：
2.低速轴的结构设计
1）低速轴上的功率、转速、转矩
2）选材及估算轴的最小直径
低速轴选用材料：45号钢，调质处理。
由<[1]P370表(15-3)> 取 由<[1]P370式(15-2)>
由于需要考虑轴上的键槽放大,
则
该段轴需与联轴器连接，要使该段直径与连轴器的孔径相同，需同时选用连轴器，而本减速器属于中小型减速器，其输出轴与工作机轴的轴线存在偏移，但本工作机工作班制为三班制，即很少有停车和启车的情况，且载荷平稳，所以选择滚子链联轴器。。
由<[1]P351式（14-1）> 得：
由< 1]P351表（14-1）> 查得工作情况系数 ＝1.5
由<[3]P520表(5-6-3)> 得：选用GL7型滚子链联轴器，轴孔选择有沉孔的短圆柱形轴孔
GL7型滚子链联轴器主要参数为：
公称转矩
轴孔长度
孔径
联轴器外形示意图如下
联轴器外形及安装尺寸
型号
公称扭矩N·m
许用
转速r/min
轴孔直径mm
轴孔长度mm
D
mm
转动
惯量
kg·m2
GL7
630
630
42
84
127.78
0.012
3）轴的结构设计(直径,长度来历)
（1）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径d和长度L
a.为了满足半联轴器的轴向定位要求H-I轴段左端要求制出轴肩，且考虑到毡圈是标准件，故取H-F段的直径;右端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=55mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度L= 84mm ,为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，固取H-I段的长
度应比L略短一些，现取。
b.初步选择滚动轴承。
考虑到同时承受径向力和轴向力，故选用角接触球轴承；
又根据，选7010C号角接触球轴承 由<[3]P489表(5-5-22)>
尺寸为
故取
两轴承外端都采用封油盘定位，且封油盘超出内壁1mm，则
c.取安装齿轮处的轴段B-C的直径，齿轮的左端与左轴承之间采用封油盘定位，已知齿轮的轮毂的宽度为70mm，为了使套筒能可靠的压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，固取,齿轮的左端采用轴肩定位轴肩高度取轴直径的0.07~0.1倍，这里取轴肩高度h=5mm.所以.轴肩的宽度b>=1.4h,取轴肩的宽度为.
d.轴承端盖的总宽度为40.6mm（有减速器和轴承端盖的机构设计而定）
根据轴承的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖外端面与联轴器的,距离为51.4mm。故取
e.取低速级小齿轮与箱体的内壁的距离为15mm，由于与之啮合的大齿轮齿宽比小齿轮窄5mm，则大齿轮距箱体内壁的距离为a=17.5mm。考虑到箱体的制造误差，在确定轴承的位置时，应与箱体的内壁,有一段距离s,取s=10mm,且高速轴大齿轮端面与内壁距离为17.5mm，且两个大齿轮之间的轴向距离为15mm。又已知滚动轴承的宽度B=16mm ,内壁间距为171 mm；
则，，
至此已初步确定轴得长度和直径。
（2）轴上零件得周向定位
齿轮、半联轴器与轴的周向定位都采用平键联接。
按由<[2]P140表(14-1)>
查得平键1的截面 取L=70mm
同理按. 平键2的截面 取L=56mm
同时为了保证齿轮与轴配合得有良好得对中性，固选择齿轮轮毂与轴得配合选H7/r6。半联轴器与轴得配合选H7/r6。滚动轴承与轴得周向定位，是借过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为r6。
由<[2]P119（表11-5）>，取轴端倒角和圆角半径1.6mm或2.0mm，具体见附图（输出轴零件图）。
2．中间轴的结构设计
1）中间轴上的功率、转速、转矩
2）选材及估算最小轴径
中间轴选用材料：45号钢，调质处理。
由<[1]P370表(15-3)> 考虑到此轴的受力较复杂取 由<[1]P370式(15-2)>
由于需要考虑轴上的键槽放大,
则
3） 确定各轴段直径
取，即和轴承配合处的轴径为35mm，则初选轴承为7307C号角接触球轴承，小齿轮的分度圆直径为60.14mm，为和轴配合合理，则取，为便于加工取，两齿轮中间为一共用的轴肩，轴肩高度取轴直径的0.07~0.1倍，这里取轴肩高度h=3.5mm.所以.
4） 确定各轴段长度
轴肩的宽度由齿轮的位置确定，由低速级轴的结构设计知轴肩的宽度为.其他长度确定方法同低速级轴的结构设计方法相同，不再详述。
则 ；
；
；
5） 轴承和键的选择
初选轴承为7307C号角接触球轴承 由<[3]P489表(5-5-22)>
其尺寸为
按由<[2]P140表(14-1)>
查得平键3的截面
取L=56mm
按由<[2]P140表(14-1)>
查得平键4的截面
取L=28mm
3．高速轴的结构设计
1）高速轴上的功率、转速、转矩
2）选材及估算轴的最小直径
因为高速轴小齿轮结构为齿轮轴,则选用40Cr，调质处理由<[1]P370表(15-3)>
由<[1]P370式(15-2)>
该段轴需与联轴器连接，要使该段直径与连轴器的孔径相同，需同时选用连轴器，而本减速器属于中小型减速器，本工作机工作班制为三班制，即很少有停车和启车的情况，且载荷平稳，所以选择凸缘联轴器。
由<[1]P351式（14-1）> 得：
由<[1]P351表（14-1）> 查得工作情况系数 ＝1.5
由<[3]P519表(5-6-2)> 得查
选用YL4型凸缘联轴器，轴孔选择有沉孔的短圆柱形轴孔
YL4型凸缘联轴器主要参数为：
公称转矩
轴孔长度
孔径
联轴器外形示意图如下
联轴器外形及安装尺寸
型号
公称扭矩N·m
许用
转速r/min
轴孔直径mm
轴孔长度mm
D
mm
转动
惯量
kg·m2
YL4
40
9000
18
30
100
0.009
（2）确定各轴段直径
由联轴器配合处的轴径为18mm，即；
考虑到毡圈是标准件，取，这样也可对联轴器可靠定位；
轴承处轴颈理所应当选；
考虑到对轴承的定位，取；
(3)确定各轴段长度
确定的方法同前两根轴相同
结果为
；
；
；
；
；
；
（4）轴承、键的选择
根据
选择7305C 角接触球轴承
其尺寸：
按由<[2]P140表(14-1)>
查得平键5的截面
取L=25mm
4．输出轴的强度校核
1）求作用在齿轮上的力
已知输出轴上的输入功率、转速、转矩、大齿轮的分度圆直径、螺旋角
则由<[1]P213式(10-14)>
载荷分析图
由前面轴的结构设计并参考<[3]P489表(5-5-22)>可得出下图，即轴的各受力之间的尺寸。
2） 计算轴上的载荷
齿轮的受力简图为
将齿轮所受的力平移到轴上，并画出弯矩图与扭矩图
(1)垂直面
(2)水平面
(3)总弯矩
2） 按弯扭合成校核轴的强度
进行校核时，只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的危险截面（即b截面）
由<[1]P362 表（15-1）>
由<[1]P373 表（15-4）>
由<[1]P373 式（15-5）>
考虑到工作及的工况，取，轴的计算应力为：
符合要求。
3） 精确校核轴的疲劳强度
（1）判断危险截面
截面d、H、F、c只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕确定的，所以截面d、H、F、c均无需校核。
从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面B、C过盈配合引起的应力集中最为严重；从受载的情况来看，截面b上的应力最大。截面C的应力集中影响和截面B的相近，但截面B不受扭矩作用，则无需校核。截面b上虽然应力最大（过盈配合和键槽引起的应力集中均分布在两端），而且这里轴颈也较大，故b截面不用校核。截面a更无需校核；截面E、D所受弯矩较C小些，而且应力集中也较C截面小。因此该轴只需校核截面C左右两侧即可。
（2）截面C左侧
由<[1]P373 表（15-4）>
抗弯截面系数
抗扭截面系数
截面左侧的弯矩M为
截面C上的扭矩为
截面上的弯曲应力
截面上的扭转切应力
轴的材料为45钢，调质处理。由<[1]P362表(15-1)>查得
过盈配合处的，由<[1]P43附表(3-8)>用插值法求出，并取，于是
轴按磨削加工，由<[1]P44附图(3-4)>得表面质量系数
轴未经表面强化处理，即，由<[1]P25式(3-12)(3-12a)>得综合系数为
又由<[1]P25-26>得碳钢的特性系数
于是，计算安全系数值，由<[1]P374式(15-6)~(15-8)>则得
故可知其安全。
（3）截面C右侧
由<[1]P373表（15-4）>
抗弯截面系数
抗扭截面系数
截面右侧的弯矩M为
截面C上的扭矩为
截面上的弯曲应力
截面上的扭转切应力
轴的材料为45钢，调质处理。由<[1]P362表(15-1)>查得
截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及由<[1]P40附表(3-2)>查取。因，，经插值后可查得
，
又由<[1]P41附图(3-1)>轴的材料的敏性系数为
故有效应力集中系数由<[1]P42附式(3-4)>为
由<[1]P42附图(3-2)> 得尺寸系数
由<[1]P44附图(3-4)> 得扭转尺寸系数为
轴按磨削加工，由<[1]P44附图(3-4)>得表面质量系数
轴未经表面强化处理，即，由<[1]P25式(3-12)(3-12a)>得综合系数为
又由<[1]P25-26>得碳钢的特性系数
于是，计算安全系数值，由<[1]P374式(15-6)~(15-8)>则得
故可知其安全。
本轴无瞬时过载及严重的应力循环不对称，故可略去静强度校核。
六．键的选择与键联接强度校核
本减速器部分共五个键，已在轴的设计时选择完毕，且每个键的编号在轴的设计处已说明，即
键1：输出轴上联轴器的周向定位键；
键2：输出轴上大齿轮的周向定位键；
键3：中间轴上小齿轮的周向定位键；
键4：中间轴上大齿轮的周向定位键；
键5：输入轴上联轴器的周向定位键；
本减速器的齿轮为7级精度，选用平键连接，联轴器部分也选用平键连接，选择的标准为GB1096-79
1．键1（键1270）的联接强度校核
(1)单圆头普通平键（C型）；L=70mm
键的工作长度l及键与轮毂键槽的接触高度k
；
(2)强度校核
此处，键、轴和轮毂的材料都是钢，
由<[1]P106表（6-2）>查得许用挤压应力（载荷平稳）
取其平均值
轴的转速为；传递的功率
连接处传递的转矩，轴颈为42mm
由<[1]P106式（6-1）>
该键安全合格，键的标记为：。
2．键2（键1656）的联接强度校核
(1)圆头普通平键（A型）；L=56mm
键的工作长度l及键与轮毂键槽的接触高度k
；
(2)强度校核
此处，键、轴和轮毂的材料都是钢，
由<[1]P106表（6-2）>查得许用挤压应力（载荷平稳）
取其平均值
连接处传递的转矩，轴颈为55mm
由<[1]P106式（6-1）>
该键安全合格，键的标记为：。
3．键3（键1256）的联接强度校核
(1)圆头普通平键（A型）；L=56mm
键的工作长度l及键与轮毂键槽的接触高度k
；
(2)强度校核
此处，键、轴和轮毂的材料都是钢，
由<[1]P106表（6-2）>查得许用挤压应力（载荷平稳）
取其平均值
轴的转速为；传递的功率
连接处传递的转矩，轴颈为40mm
由<[1]P106式（6-1）>
该键安全合格，键的标记为：。
4．键4（键1228）的联接强度校核
(1)圆头普通平键（A型）；L=28mm
键的工作长度l及键与轮毂键槽的接触高度k
；
(2)强度校核
此处，键、轴和轮毂的材料都是钢，
由<[1]P106表（6-2）>查得许用挤压应力（载荷平稳）
取其平均值
连接处传递的转矩，轴颈为40mm
由<[1]P106式（6-1）>
该键安全合格，键的标记为：。
5．键5（键625）的联接强度校核
(1)单圆头普通平键（C型）；L=25mm
键的工作长度l及键与轮毂键槽的接触高度k
；
(2)强度校核
此处，键、轴和轮毂的材料都是钢，
由<[1]P106表（6-2）>查得许用挤压应力（载荷平稳）
取其平均值
连接处传递的转矩，轴颈为18mm
由<[1]P106式（6-1）>
该键安全合格，键的标记为：。
七.滚动轴承的校核计算
1．减速器各轴所用轴承代号汇总
普通齿轮减速器
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