浙江工业大学-二级减速箱设计说明书(机械设计大作业).doc

浙江工业大学

二级减速器
设计计算说明书

姓 名： song
学 号： aaaaaaaaaaaaaaa
班 级： aaaaaaaaaaaaa
设计时间： 2016年12月24日

目录
第一章 拟定传动方案 2
第二章 运动参数计算 3
1.电机的选择 3
2.传动比的分配 3
3.运动和动力参数的计算 3
第三章 各传动零件的设计计算 5
第四章 减速器附件 37
1.检查孔盖板 37
2.通气器 38
3排油孔螺塞 38
4.油标 39
5.起吊装置 39
6.轴承盖 40
第五章 设计小结 41
参考文献 41

第一章 拟定传动方案
本课程设计的任务是设计一个减速器。根据设计要求，减速器的输入轴转速为960r/min，输出轴转速为60r/min，输入轴功率为4kw。计算得到总传动比为。两级齿轮减速器的传动比范围为8~40[1]，其中，两级展开式圆柱齿轮减速器是应用最广泛的一种，故采用两级展开式圆柱齿轮减速器。
两级展开式圆柱齿轮减速器的伸出轴上齿轮常布置在远离伸出端的一边，以减少因弯曲变形所引起的载荷沿齿宽分布不均现象。高速级常采用斜齿轮，低速级可采用斜齿轮或直齿轮由于斜齿圆柱齿轮较直齿圆柱齿轮传动平稳，承载能力大、噪音小，能减轻振动和冲击，若设计时斜齿轮旋向选择合理，可减轻轴的负荷，延长使用寿命，故此减速器的高速级、低速级均采用斜齿圆柱齿轮传动。
两级展开式圆柱齿轮减速器的运动简图如下：

图-1 两级展开式圆柱齿轮减速器运动简图
第二章 运动参数计算
1.电机的选择
根据要求，电机转速应为960r/min，电机输出功率应大于4kw，据此选择电机型号为Y132M2-6。该电机为Y系列（IP44）封闭式三相异步电动机（JB/T9619-1999）。这种电机的工作效率高，耗能少，性能好，噪声低，振动小，体积小，重量轻，运行可靠，维修方便，为B级绝缘，结构为全封闭，自扇冷式，能防止灰尘、铁屑、杂物侵入电动机内部。Y132M2-6电机参数见表-1：
表-1 Y132M2-6电机参数
型号
额定功率（KW）
满载转速（r/min）

重量（kg）
Y132M2-6
5.5
960
2.0
2.2
84

2.传动比的分配
分配原则：
（1）、各级传动的传动比在推荐范围内选取。对于普通圆柱齿轮传动，传动比推荐范围为3~5，最大不超过10。
（2）、传动的结构尺寸协调、匀称、利于安装、不会造成相互干涉。
（3）、传动装置的外廓尺寸尽可能紧凑。
（4）、使各级大齿轮直径相近，可使其浸油深度大致相等，便于齿轮的浸油润滑。对于两级展开式圆柱齿轮减速器，常取[1]（式中、分别为高速级和低速级的传动比）来满足此要求。
分配结果：
总传动比为：
取，=3.6，此时，满足要求。
3.运动和动力参数的计算
减速器的输入功率为电动机的输出功率，输入转速为电动机的输出转速。联轴器的效率取为，圆柱齿轮传动效率取为，一对滚动轴承的效率取为[1]。
，，，分别表示Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ轴和工作轴的输入功率（kW）
，，，分别表示Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ轴和工作轴的转速（r/min）
，，，分别表示Ⅰ、Ⅱ、Ⅲ轴和工作轴的扭矩（Nm）
1、 各轴转速

2、 各轴输入功率

3、 各轴输入转矩

根据上述计算得到的运动和动力参数列表如下：
表-2 减速器运动和动力参数
轴
参数
电机轴
I
II
III
工作轴
转速
960
960
192
60
60
功率
5.5
5.445
5.202
5.021
4.896
转矩
54.71
54.17
258.75
799.18
779.28
传动比
1
5
3.2
1
效率
0.98
0.965
0.965
0.975

第三章 各传动零件的设计计算
设计内容
计算及说明
结果
一、齿轮传动设计计算
1.高速级齿轮传动计算

1）选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数

（2）按齿面接触强度设计

确定公式中各计算数值

计算

（3）按齿根弯曲强度计算

确定计算参数

设计计算

（4）几何尺寸计算
计算中心距

按圆整后的中心距修正螺旋角

计算大小齿轮分度圆直径

计算齿轮宽度

结构设计

2.低速级齿轮传动计算

（1）选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数

（2）按齿面接触强度设计

确定公式中各计算数值

计算

（3）按齿根弯曲强度计算

确定计算参数

设计计算

（4）几何尺寸计算
计算中心距

按圆整后的中心距修正螺旋角

计算大小齿轮分度圆直径

计算齿轮宽度

结构设计

二、轴的设计

1.高速轴I的设计
（1）求作用在齿轮上的力

（2）初步确定轴的最小直径

（3）轴的结构设计
拟定轴上零件的装配方案

根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

轴上零件的周向定位

确定圆上圆角和倒角尺寸
（4）求轴上载荷

（5）按弯扭组合应力校核轴的强度

（6）精确校核轴的疲劳强度
判断危险截面

校核截面IV左侧

2.中间轴II的设计
（1）求作用在齿轮上的力
大齿轮

小齿轮

（2）初步确定轴的最小直径

（3）轴的结构设计
拟定轴上零件的装配方案

根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

轴上零件的周向定位

确定圆上圆角和倒角尺寸

（4）求轴上载荷

（5）按弯扭组合应力校核轴的强度

（6）精确校核轴的疲劳强度

3.低速轴III的设计
（1）求作用在齿轮上的力

（2）初步确定轴的最小直径

（3）轴的结构设计
拟定轴上零件的装配方案

根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度

轴上零件的周向定位

确定圆上圆角和倒角尺寸

（4）求轴上载荷

（5）按弯扭组合应力校核轴的强度

（6）精确校核轴的疲劳强度
判断危险截面

校核截面II左侧

三、轴承的校核
1、高速轴I上轴承的校核

2、中间轴II上轴承的校核

3、低速轴III上轴承的校核

四、键的校核
1、高速轴I上键的校核

2、中间轴II上键的校核

3、低速轴III上键的校核

五、减速器箱体设计
1、箱体（座）壁厚，箱盖壁厚

2、箱座、箱盖、箱座底凸缘厚度、、

3、地脚螺栓直径及数目、，轴承旁联接螺栓直径，箱盖、箱座联接螺栓直径，轴承旁联接螺栓直径，检查孔盖螺钉直径

六、减速器的润滑
1、齿轮润滑

2、轴承润滑

1） 根据运动简图的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。设置I轴上小齿轮z1为左旋，则II大齿轮z2为右旋，为抵消部分轴向力，II轴上小齿轮z3为右旋，III轴上大齿轮z4为右旋
2） 胶带输送机为一般工作机器，速度不高，故选用8级精度（GB10095—88）。
3） 材料选择。因机器工作环境速度不高，有粉尘。由[2]191页表10-1选择小齿轮材料选择40Cr（调质），硬度为275HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为235HBS，两者硬度差为40HBS。
4） 选小齿轮齿数，大齿轮齿数为。
5） 由[2]214页可知，螺旋角常在之间选择，这里取。

按[2]218页公式10-21试算，即：

1） 试选。
2） 计算小齿轮传动转矩
。
3） 由[2]205页表10-7选取齿宽系数。
4） 由[2]201页表10-6查得材料弹性影响系数为。
5） 由[2]210页图10-21d按齿面硬度查得小齿轮接触疲劳强度极限，大齿轮接触疲劳强度极限。
6） 由[2]206页式10-13计算应力循环次数

7） 由[2]207页图10-19取接触疲劳寿命系数，。
8） 计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1%，安全系数为S=1，由[2]205页式10-12得

9） 许用接触应力为

10） 由[2]217页图10-30选取区域系数。
11） 由[2]215页图10-26查得，，则。

1） 计算小齿轮分度圆直径

2） 计算圆周速度

3） 计算齿宽和模数

4） 计算纵向重合度

5） 计算载荷系数
由[2]193页表10-2选取使用系数；根据，8级精度，由[2]194页图10-8查得；由[2]197页表10-4查得；由[2]198页图10-13查得；由[2]195页表10-3查得。故载荷系数为

6） 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由[2]204页式10-10a得

7） 计算模数

按[2]216页式10-17计算即

1） 计算载荷系数

2） 根据纵向重合度，从[2]217页图10-28查得。
3） 计算当量齿数

4） 查取齿形系数
由[2]200页表10-5查得，
5） 查取应力校正系数
由[2]200页表10-5查得，
6） 由[2]208页图10-20c查得小齿轮弯曲疲劳强度极限，大齿轮弯曲疲劳强度极限
7） 由[2]206页图10-18查得弯曲疲劳寿命系数，
8） 计算弯曲强度许用应力
取弯曲疲劳安全系数，由[2]205页式10-18得

9） 计算大小齿轮的并加以比较

大齿轮的数值大。

对此计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取。为了能同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算应有的齿数。于是有

取，。

将中心距圆整为160mm。

因值改变不多，故参数、、等不必修正。

圆整后取，。

小齿轮为齿轮轴的形式：
大齿轮结构为：

设计条件：，，，两班制，工作寿命15年。

1） 根据运动简图的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。设置II轴上小齿轮z3为右旋，则III大齿轮z4为右旋。
2） 胶带输送机为一般工作机器，速度不高，故选用8级精度（GB10095—88）。
3） 材料选择。因机器工作环境速度不高，有粉尘。由[2]191页表10-1选择小齿轮材料选择40Cr（调质），硬度为275HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为235HBS，两者硬度差为40HBS。
4） 选小齿轮齿数，大齿轮齿数为。
5） 由[2]214页可知，螺旋角常在之间选择，这里取。

按[2]218页公式10-21试算，即：

1） 试选。
2） 计算小齿轮传动转矩
。
3） 由[2]205页表10-7选取齿宽系数。
4） 由[2]201页表10-6查得材料弹性影响系数为。
5） 由[2]209页图10-21d按齿面硬度查得小齿轮接触疲劳强度极限，大齿轮接触疲劳强度极限。
6） 由[2]206页式10-13计算应力循环次数

7） 由[2]207页图10-19取接触疲劳寿命系数，。
8） 计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1%，安全系数为S=1，由[2]205页式10-12得

9） 许用接触应力为

由[2]217页图10-30选取区域系数。
10） 由[2]215页图10-26查得，，则。

1） 计算小齿轮分度圆直径

2） 计算圆周速度

3） 计算齿宽和模数

4） 计算纵向重合度

5） 计算载荷系数
由[2]193页表10-2选取使用系数；根据，8级精度，由[2]194页图10-8查得；由[2]197页表10-4查得；由[2]198页图10-13查得；由[2]195页表10-3查得。故载荷系数为

6） 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由[2]204页式10-10a得

7） 计算模数

按[2]216页式10-17计算，即

1） 计算载荷系数

2） 根据纵向重合度，从[2]217页图10-28查得。
3） 计算当量齿数

4） 查取齿形系数
由[2]200页表10-5查得，
5） 查取应力校正系数
由[2]200页表10-5查得，
6） 由[2]208页图10-20c查得小齿轮弯曲疲劳强度极限，大齿轮弯曲疲劳强度极限
7） 由[2]206页图10-18查得弯曲疲劳寿命系数，
8） 计算弯曲强度许用应力
取弯曲疲劳安全系数，由[2]205页式10-18得

9） 计算大小齿轮的并加以比较

大齿轮的数值大。

对此计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取。为了能同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算应有的齿数。于是有

取，。

将中心距圆整为175mm。

因值改变不多，故参数、、等不必修正。

圆整后取，。

小齿轮：

大齿轮：

齿轮机构的参数如表-3：
表-3 齿轮机构参数
级别

/mm
/mm
高速级
26
130
2
2.05
低速级
27
86
3
3.10
级别
/o
/o

齿宽/mm
高速级
12.86
20
1

低速级
14.40
20
1

选取轴的材料为45钢，调制处理。根据[2]370页表15-3取。根据[2]370页式15-2初步估算轴的最小直径。

输入轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径与联轴器的孔径相适应，故须同时选取连轴器型号。
联轴器的计算转矩，查 [2]351页表14-1，取则：

再根据电动机直径38mm，查标准GB/T5843-1986，选用YL7型凸缘联轴器，其公称转矩为160000Nmm。半联轴器孔径为28~38mm，故取，半联轴器与轴配合的毂孔长度为。则

考虑到小齿轮直径较小，将其做成齿轮轴的形式。采用图-2的装配方案。
图-2 高速轴I的装配方案

1） 为了满足半联轴器的轴向定位要求，I-II轴段右端需制出一轴肩，故取II-III段的直径，左端用轴端挡圈定位，按轴端直径选择挡圈直径为（GB 891-86）。由于半联轴器与轴配合的毂孔长度为，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，故I-II段长度比L略短，现取。取。
2 初步选择滚动轴承。因为轴承同时受到径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据，初步选择30307（GB/T 297-1994），其基本尺寸为，故，取。右端轴承采用轴肩定位。由[3]369页查得其安装尺寸，故取。
3） 齿轮的右端与右轴承之间采用套筒定位。已知齿轮宽度为60mm，故取。
4） 取齿轮距箱体内壁之间距离为15mm，两组齿轮之间距离为20mm，考虑到箱体铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离，取为5mm，已知轴承宽度，大齿轮轮毂长，则

至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。
半联轴器与轴的连接采用平键，按由[2]106页表6-1查取并选择平键长度为50mm，即选用平键为，半联轴器与轴的配合为。滚动轴承的周向定位是靠过盈配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为。
参照[2]365页表15-2，取轴端倒角为各轴肩处的圆角尺寸见图-2。
首先根据轴的装配结构图（图-2）做出轴的计算简图（如图-3）。在确定轴承指点位置时，由手册[3]369页查得。因此作为简支梁的轴的支承跨距为。根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图（如图-3）。
图-3 轴的计算简图
从轴的结构图以及弯矩图和扭矩图中可以看二面C是轴的危险截面。现将计算出的截面C处的、及的值列表如表-4。
表-4 截面C处的、及的值
载荷
垂直面V
水平面H

支反力F

弯矩M

总弯矩
，
扭矩T

进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面C）的强度。根据[2]373页式15-5及表-4中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环应力，取（[2]373页），轴的计算应力为

前面选择轴的材料为45钢，调制处理，由[2]362页表15-1查得。因此，，故安全。

截面A、II、III、B处只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩、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，且最终取得的直径比求得的最小直径大得多，所以截面A、II、III、B无需校核。
从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面IV处过盈配合引起的应力集中最严重。而从受载的情况看，截面C上的应力最大，但应力集中不大，因而截面C也不用校核。截面VI和D不收扭矩，因而也不要校核。而截面IV左右两侧应力集中情况和载荷情况相同，但右侧尺寸较大，因而只要对截面IV左侧进行校核。

抗弯截面系数为

抗扭截面系数为

截面IV左侧的弯矩为

截面IV上的扭矩矩为

截面上弯曲应力为

截面上扭转切应力为

轴的材料为45钢，调制处理。由[2]362页表15-1查得，，。
截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数和按[2]40页附表3-2查取。因为，经过插值后可得
，
又由[2]41页附图3-1查得轴的材料的敏感系数为
，
故有效应力集中系数按[2]42页式附3-4为

由[2]42页附图3-2得尺寸系数；由[2]43页附图3-3得扭转尺寸系数。轴按磨削加工，由[2]44页附图3-4得表面质量系数。轴炜经表面强化处理，即。由[2]25页式3-12及式3-14（b）得

由于碳钢特性系数（[2]25页），（[2]26页）.取，。
按[2]374页式15-6~15-8计算安全系数

故可知其安全。

中间轴的大齿轮与高速轴的小齿轮啮合，因而有：

中间轴传递的扭矩为。因而小齿轮上的力为：

选取轴的材料为45钢，调制处理。根据[2]370页表15-3取。根据[2]370页式15-2初步估算轴的最小直径。

输入轴的最小直径显然是安装轴承处的直径故须同时选取轴承型号。

轴上零件的装配方案如图-4所示
图-4 中间轴II的装配方案

1） 初步选择滚动轴承。因为轴承同时受到径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照轴的最小直径为，初步选择30307（GB/T 297-1994），其基本尺寸为，故。
2） 取安装齿轮处的轴段II-III和IV-V的直径为。左右两端轴承与齿轮之间均采用套筒定位。已知小齿轮轮毂的宽度为90mm，大齿轮轮毂的宽度为55mm。为了使套筒可靠地压在齿轮上，这两个轴段应该略短于轮毂宽度，故取。小齿轮的右端和大齿轮左端采用轴肩定位，轴肩高度，故取，故轴环处的直径为。
3） 取齿轮距箱体内壁之间距离为15mm，两个齿轮之间距离为20mm，考虑到箱体铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离，取为5mm，而且由高速轴I的设计确定两边箱体之间距离为195mm。已知轴承宽度，则由结构设计可得

至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。
两个齿轮与轴之间的周向定位均采用平键。按由[2]106页表6-1查得平键截面，键槽用铣刀加工，左边键槽长为70mm，右边键槽长为45mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，选择齿轮轮毂与轴的配合为；滚动轴承的周向定位是靠过盈配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为。
参照[2]365页表15-2，取轴端倒角为各轴肩处的圆角尺寸见图-4。.

首先根据轴的装配结构图（图-4）做出轴的计算简图（如图-5）。在确定轴承指点位置时，由手册[3]369页查得。根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图（如图-5）。
图-5 中间轴II的弯矩图和扭矩图

从轴的结构图以及弯矩图和扭矩图中可以看出截面B是轴的危险截面。现将计算出的截面B处的、及的值列表如表-5。
表-5 截面B处的、及的值
载荷
垂直面V
水平面H
支反力F

弯矩M

总弯矩
，
，
扭矩T

进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面B）的强度。根据[2]373页式15-5及表-5中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环应力，取（[2]373页），轴的计算应力为

前面选择轴的材料为45钢，调制处理，由[2]362页表15-1查得。因此，，故安全。

从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面II、V处过盈配合引起的应力集中最严重，但II、V处不受扭矩，因而II、V处可以不用校核。截面A、III、IV、C和D处受到的载荷和应力集中均不如II处，因而也不要校核。而从受载的情况看，截面B上的应力最大，但应力集中不大，因而截面B也不用校核。

低速轴的大齿轮与中间轴的小齿轮啮合，因而有：

低速轴传递的扭矩为。

选取轴的材料为45钢，调制处理。根据[2]370页表15-3取。根据[2]370页式15-2初步估算轴的最小直径。

输入轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径与联轴器的孔径相适应，故须同时选取连轴器型号。
联轴器的计算转矩，查 [2]351页表14-1，取则：

查标准GB/T5014-2003，选用LX4型（J）型弹性柱销联轴器，其公称转矩为2500000Nmm。半联轴器孔径为40~63mm，故取，半联轴器与轴配合的毂孔长度为。

装配方案如图-6
图-6 低速轴的装配方案

5） 为了满足半联轴器的轴向定位要求，VII-VIII轴段左端需制出一轴肩，故取VI-VII段的直径，左端用轴端挡圈定位，按轴端直径选择挡圈直径为（GB 891-86）。由于半联轴器与轴配合的毂孔长度为，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，故VII-VIII段长度比L略短，现取。取。
6） 初步选择滚动轴承。因为轴承同时受到径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据，初步选择30313（GB/T 297-1994），其基本尺寸为，故，取。右端轴承采用轴肩定位。由[3]369页查得其安装尺寸，故取。
7） 齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮宽度为85mm，故取。取
8） 齿轮右端采用轴肩定位，，轴肩高度，取，则轴环处的直径为。轴环宽度，取
9） 根据前面两根轴的设计有

至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。
半联轴器与轴的连接采用平键，按由[2]106页表6-1查取并选择平键长度为70mm，即选用平键为，半联轴器与轴的配合为。同样选择安装齿轮处平键为，为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，选择齿轮轮毂与轴的配合为。滚动轴承的周向定位是靠过盈配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为。
参照[2]365页表15-2，取轴端倒角为各轴肩处的圆角尺寸见图-6。

首先根据轴的装配结构图（图-6）做出轴的计算简图（如图-7）。在确定轴承指点位置时，由手册[3]371页查得。根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图（如图-7）。
图-7 低速轴III的计算简图

从轴的结构图以及弯矩图和扭矩图中可以看二面C是轴的危险截面。现将计算出的截面C处的、及的值列表如表-6。
表-6 截面C处的、及的值
载荷
垂直面V
水平面H
支反力F

弯矩M

总弯矩
，
扭矩T

进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面B）的强度。根据[2]373页式15-5及表-6中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环应力，取（[2]373页），轴的计算应力为

前面选择轴的材料为45钢，调制处理，由[2]362页表15-1查得。因此，，故安全。

截面C、VI、VII、D处只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩、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，且最终取得的直径比求得的最小直径大得多，所以截面C、VI、VII、D无需校核。
从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面II处过盈配合引起的应力集中最严重。而从受载的情况看，截面B上的应力最大，但应力集中不大，因而截面B也不用校核。截面IIIIV、V受到载荷和应力集中情况均比II处小，因而也不要校核。而截面II左侧应力集中情况和载荷情况相同，但右侧尺寸较大，因而只要对截面II左侧进行校核。

抗弯截面系数为

抗扭截面系数为

截面IV左侧的弯矩为

截面IV上的扭矩矩为

截面上弯曲应力为

截面上扭转切应力为

轴的材料为45钢，调制处理。由[2]362页表15-1查得，，。
截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数和按[2]40页附表3-2查取。因为，。经过插值后可得
，
又由[2]41页附图3-1查得轴的材料的敏感系数为
，
故有效应力集中系数按[2]42页式附3-4为

由[2]42页附图3-2得尺寸系数；由[2]43页附图3-3得扭转尺寸系数。轴按磨削加工，由[2]44页附图3-4得表面质量系数。轴炜经表面强化处理，即。由[2]25页式3-12及式3-14（b）得

由于碳钢特性系数（[2]25页），（[2]26页）.取，。
按[2]374页式15-6~15-8计算安全系数

故可知其安全。

（1）已知参数
，，，，，
（2）确定径向力

（3）确定派生力
由手册[3]查得30307的e=0.31,Y=1.9

（4）确定轴向载荷
，则左端轴承被压紧，所以：

（5）确定当量动载荷
因机械在和性质较为平稳，则取1。
，则X=0.4,Y=1.9。

，则X=1,Y=0。

,则只需验证右端轴承。
（6）验算轴承寿命

其中，取温度系数，基本额定动载荷C=75200N，对于滚子轴承。所以：

则轴承合格

（1）已知参数
，，，，，
（2）确定径向力

（3）确定派生力
由手册[3]查得30307的e=0.31,Y=1.9

（4）确定轴向载荷
，则右端轴承被压紧，所以：

（5）确定当量动载荷
因机械在和性质较为平稳，则取1。
，则X=1,Y=0。

，则X=0.4,Y=1.9。

,则只需验证左端轴承。
（6）验算轴承寿命

其中，取温度系数，基本额定动载荷C=75200N，对于滚子轴承。所以：

则轴承合格

（1）已知参数
，，，，，
（2）确定径向力

（3）确定派生力
由手册[3]查得30313的e=0.35,Y=1.7

（4）确定轴向载荷
，则左端轴承被压紧，所以：

（5）确定当量动载荷
因机械在和性质较为平稳，则取1。
，则X=1,Y=0。

，则X=0.4,Y=1.7。

,则只需验证左端轴承。
（6）验算轴承寿命

其中，取温度系数，基本额定动载荷C=195000N，对于滚子轴承。所以：

则轴承合格

I轴上的键主要用于半联轴器的周向定位，采用A型平键，则根据[2]106页式6-1有

由[2] 106页表6-2查得。
则，键符合要求

II轴上的键主要用于两个齿轮的周向定位，采用A型平键和A型平键，则根据[2]106页式6-1有

由[2] 106页表6-2查得。
则，，键符合要求

III轴上的键主要用于齿轮和联轴器的周向定位，采用A型平键和A型平键，则根据[2]106页式6-1有

由[2] 106页表6-2查得。
则，，键符合要求

由[1] 80页表4-6查得：
，
其中，a为两齿轮的中心距，对于两级减速器所以有：

由[1] 80页表4-6查得：
，，，所以：
，，。

由[1] 80页表4-6查得：
，取，；
，取；
，取；
轴承座孔（外圈）直径D 110~140，，螺钉数目为6；
双级减速器。

计算中间级、低速级的两个大齿轮的圆周速度：

则、都在0.8~12m/s之间，可采用浸油润滑，为了使两个大齿轮都能浸入油中，则低速级齿轮不超过分度圆半径，而高速级齿轮浸油深度为一个齿高，则取浸油深度为13mm，满足条件，且浸油深度大于10mm。
根据高速级大齿轮速度选择220工业闭式齿轮油。

由于中间级的浸油齿轮的圆周速度都大于1.5~2m/s，可采用飞溅润滑，即在下箱体开适当的油槽将油引入轴承。

小齿轮：40Cr（调质）275HBS
大齿轮：45（调质）235HBS