二级圆柱齿轮减速器设计说明书

东莞理工学院城市学院课程设计说明书课程名称： 机械设计 题目名称： 二级圆柱齿轮减速器 班级： 15材料成型及控制工程2班 姓名： 庄晓鑫 学号： 201536050235 指导老师： 谢明 目录第一章总体设计6一、选择原动机6二、计算传动装置的总传动比及分配各级传动比7三、计算各传动部件的运动参数和动力参数8四、主要设计结论9第二章V带传动设计9一、确定计算功率Pca9二、选择V带的带型9三、确定带轮的基准直径dd并验算带速v9四、确定V带的中心距a和基准长度Ld10五、验算小带轮上的包角110六、计算带的根数z10七、计算单根V带的初拉力F011八、计算压轴力Fp11九、带轮结构设计11十、主要设计结论11第三章齿轮传动设计11一、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数11二、按照齿根弯曲接触疲劳强度确定模数12三、按照齿根弯曲疲劳强度确定模数14四、几何尺寸计算17五、圆整中心距后的强度校核17六、设计低速级传动的齿轮17七、主要设计结论20八、齿轮精度设计20九、按照上述流程，计算出另外两个齿轮的精度25十、齿轮的结构设计26十一、齿轮传动的润滑26第四章传动轴设计27一、确定轴的类型和材料27二、初步确定轴的最小直径28三、轴的结构设计29四、轴的工作能力计算31五、按照以上设计流程设计低速轴（3轴）和高速轴（1轴）34第五章联轴器的选择46一、类型选择46二、载荷计算46三、轴孔直径要求47四、型号选择47五、主要设计结论47第六章轴承的选择47一、校核高速轴两端轴承48二、校核中速轴两端轴承49三、校核低速轴两端轴承50第七章箱体的设计51一、机座和箱体选型、选材51二、箱体结构尺寸51第八章设计总结53机械设计课程设计增加方案方案号61626364656667F(KN)2.62.62.62.52.72.32.5V(m/s)1.451.71.61.61.51.81.8D(mm)300280320300280300320方案号68697071727374F(KN)2.82.62.42.42.72.32.7V(m/s)1.51.81.81.51.81.51.9D(mm)340320300280320280300方案号75767778798081F(KN)2.452.952.552.82.652.32.4V(m/s)1.51.81.61.751.81.451.65D(mm)310330300320340280290方案号82838485868788F(KN)2.452.52.652.62.32.42.45V(m/s)1.81.751.91.851.551.751.9D(mm)300320310300280310330方案号89909192939495F(KN)2.252.352.552.52.62.652.75V(m/s)1.351.41.71.651.751.91.95D(mm)270280310290320330360方案号96979899100101102F(KN)2.252.22.31.952.92.42.3V(m/s)1.451.91.951.71.51.351.5D(mm)280300320340300290280方案号103104105106107108109F(KN)2.42.52.252.32.752.82.6V(m/s)1.91.81.451.61.451.851.65D(mm)320300290340290300290第一章总体设计一、选择原动机1.1按工作要求和工作条件，选用一般用途的Y系列全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机。按机械设计课程设计第二版式2-2得出的工作机所需功率： Pw=Fv1000=2900*1.61000=4.16kW根据机械设计课程设计第二版表2-2确定各部分的效率如下表：代号类别传递效率对数1V带0.9612弹性联轴器0.9923轴承0.9934圆柱齿轮0.952传动装置的总效率：=1223342=0.960.9920.9930.952=0.83按照机械设计课程设计第二版式2-4得出电动机所需功率：Pd=Pw=4.160.83=5.136kW因载荷平稳，电动机的额定功率Ped等于Pd即可，由机械设计课程设计第二版表17-7选择Y132S-4型电动机，额定功率为5.5kW。1.2确定电动机的转速由设计要求知，工作机的转速为nw=601000vD=6010001.6320=95.5/min一般选用同步转速为1000r/min或1500r/min的电动机作为原动机。通常，V带传动常用的传动比范围为i1=24，单级圆柱齿轮传动比范围i2=3 5，则电动机转速可选范围为nd=nwi1i2=95.5(24) (35)=(5731910) r/min。符合这一同步转速的范围有750r/min、1000r/min、1500r/min。根据前述若选用750r/min同步转速的电动机，则电动机重量大，价格昂贵；1000r/min、1500r/min的电动机，从其重量、价格以及传动比等考虑，选择Y112M-4型电动机。电动机主要性能参数、尺寸如下：型号额定功率（kW）电动机满载转速（r/min）轴径（mm）启动转矩/额定转矩最大转矩/额定转矩Y132S-45.51440282.22.3二、计算传动装置的总传动比及分配各级传动比2.1传动装置的总传动比由前面计算得输送机卷筒的转速nw=95.5/min，则总传动比为：i总=nmnw=144095.5=15.082.2分配各级传动比根据机械设计课程设计第二版表3-2推荐传动比的范围，选取V带传动的传动比i1=2，则一级圆柱齿轮减速器的传动比为：i =i总i1=15.082=7.54一般来说，对于两级卧式圆柱齿轮减速器，为使两级大齿轮有相近的浸油高度，高速级传动比i2和低速级传动比i3的分配方法如下：展开式和分流式：i3=（1.11.5）i2，i =i2i3=7.54取i2=2.4，i3=3.12，则it=2.43.12=7.49。（ttest,代表试算的结果）传动比误差：=（1-iit）100%=（1-8.398.40）100%=0.1%5%，故符合要求（传动比误差要全部的传动机构后测算）三、计算各传动部件的运动参数和动力参数1轴高速轴：传动功率：P1=Pd123=(5.1360.960.990.99)kW=5.01kW转速：n1=n0i1=14402r/min=720r/min转矩：T1=9550P1n1=(95505.01720)Nm=66Nm2轴中速轴：传动功率：P2=P134=(5.010.990.95)kW=4.66kW转速：n2=n1i2=7202.4r/min=300r/min转矩：T2=9550P2n2=(95504.66300)Nm=147.57 Nm3轴低速轴：传动功率：P3=P234=(4.660.990.95)kW=4.34kW转速：n3=n2i3=3003.12r/min=96r/min转矩：T3=9550P3n3=(95504.3496)Nm=431.07 Nm四、主要设计结论 轴号参数1轴高速轴2轴中速轴3轴低速轴输入功率（kW）5.014.664.34输入转矩（Nm）66148431转速（r/min）72030096效率95%94%94%传动比2.43.12第二章V带传动设计一、确定计算功率Pca由机械设计第九版表8-8查得工作情况系数KA=1.1，Pca=KAP=1.15.5kW=6.05kW。二、选择V带的带型根据Pca、n0由机械设计第九版图8-11选用A型三、确定带轮的基准直径dd并验算带速v3.1初选小带轮的基准直径dd1。由机械设计第九版表8-7和机械设计第九版表8-9，取小带轮的基准直径dd1=180mm。3.2验算带速v。按照机械设计第九版式8-13验算带的速度v=dd1n1601000=1801440601000=13.57m/s因为5m/sv120六、计算带的根数z6.1计算单根V带的额定功率Pr。由dd1=180mm和n1=1440r/min，查机械设计第九版表 8-4得P0=3.16kW。根据n1=1440r/min，i=2和A型带，查机械设计第九版表8-5得P0=0.17kW。查机械设计第九版表8-6得K=0.96，机械设计第九版表8-2得KL=0.93，于是Pr=(P0+P0)KKL=(3.16+0.17)0.960.93kW=2.97kW6.2计算V带的根数z。z=PcaPr=6.052.97=1.6，故取3根七、计算单根V带的初拉力F0由机械设计第九版表8-3得A型带的单位长度质量q=0.105kg/m，所以F0=500（2.5-K）PcaKzv+qv2=500(2.5-0.96)6.050.96213.57+0.10513.572N=198N八、计算压轴力FpFP=2zF0sin12=22198sin1642=788N九、带轮结构设计十、主要设计结论选用A型普通V带2根，带基准长度1250mm。带轮基准直径dd1=180mm，dd2=360mm，中心距控制在a=596652mm。单根带初拉力F0=198N。第三章齿轮传动设计一、 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1.1按照选定的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动，压力角取为201.2带式输送机为一般工作机器，参考机械设计第九版表10-6，选用7级精度。1.3材料选择。由机械设计第九版表10-1，选择小齿轮材料为40Cr(调质)，齿面硬度280HBS，大齿轮为45钢（调质），齿面硬度240HBS。1.4选小齿轮齿数z1=29,z2=uz1=2.429=69.6,取z2=71。按照齿面接触疲劳强度确定分度圆直径二、 按照齿根弯曲接触疲劳强度确定模数2.1由机械设计第九版式10-11试算小齿轮分度圆直径，即d1t32KHtT1du+1u(ZHZEZH)2 2.1.1确定公式中的各参数值a. 试选KHt=1.3.b. 计算小齿轮传递的转矩。T1=9.55106P1/n1=9.551065.01/720Nmm=66103 Nmmc. 由机械设计第九版表10-7选取齿宽系数d=0.8d. 由机械设计第九版图10-20查得区域系数ZH=2.5e. 由机械设计第九版表10-5查得材料的弹性影响系数 ZE=189.8Mpa1/2。f. 由机械设计第九版式10-9计算接触强度用重合度系数 Z。a1=arccosz1cos/(z1cos(z1+2ha*)=arccos29cos20/(29+21)=28.470 a2=arccosz2cos/(z2cos(z2+2ha*)=arccos71cos20/(71+21)=23.936=z1tana1-tan+z2tana2-tan/2=29tan28.470-tan20+71(tan23.936-tan20)/2=10.47/2=1.666 Z=4-3 = 4-1.6663=0.882g. 计算接触疲劳许用应力H。由机械设计第九版图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为 Hlim1=600Mpa Hlim2=550Mpa由机械设计第九版式10-15计算应力循环次数：N1=60n1jLh=(60720183008)=8.294109N1=N1/u=8.294109/(71/29)=3.388109由机械设计第九版图10-23查取接触疲劳寿命系数KHN1= 0.90 KHN2=0.95取失效概率为1%，安全系数S=1，由机械设计第九版式10-14得H1=KHN1Hlim1S=0.906001= 540MpaH2=KHN2Hlim2S=0.955501=523Mpa取H1和H2中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即H= H2=523Mpa2.1.2试算小齿轮分度圆直径d1t32KHtT1du+1u(ZHZEZH)2 =321.3661030.8(71/29)+1(71/29)(2.5189.80.882523)2=53mm2.2调整小齿轮分度圆直径2.2.1计算实际载荷系数前的数据准备a.圆周速度v。v=d1tn1601000 =53720601000=2.01m/sb.齿宽b。b=dd1t=0.853=42.56mm2.2.2计算实际载荷系数KHa.由机械设计第九版表10-2查得使用系数 KA=1.00b.根据v=2.01m/s,7级精度，由机械设计第九版图10-8查得动载系数 KV=1.08。c.齿轮的圆周力Ft1=2T1/d1t=266103/53N=2.48103NKAFt1/b=12.48103/42.56N/mm=58.27N/mm100N/mm查机械设计第九版表10-3得齿间载荷分配系数KH=1.2d.由机械设计第九版表10-4用插查法查得7级精度、硬齿面、小齿轮非对称布置时，得齿向分布载荷系数KH=1.289。由此，得到实际载荷系数KH=KAKvKHKH=11.081.21.289=1.662.2.3由机械设计第九版式10-12，可得按实际载荷系数算得的分度圆直径d1=d1t3KHKHt=5331.661.3=57.72mm及相应的齿轮模数mH=d1/z1=57.72/29=1.99三、 按照齿根弯曲疲劳强度确定模数3.1由机械设计第九版式10-7试算模数，即mt32KFtT1Ydz12（YFYsaF） 3.1.1确定公式中的各参数值a. 试选K Ft=1.50b. 由机械设计第九版式10-5计算弯曲疲劳强度用重合度系数Y=0.25+0.75=0.25+0.751.666=0.45c. 计算YFYsaF由机械设计第九版图10-17查得齿形系数 YFa1=2.53 ,YFa2=2.25由机械设计第九版图10-18查得应力修正系数 Ysa1=1.63，Ysa2=1.76由机械设计第九版图10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为 Flim1 =520Mpa , Flim2=480Mpa由机械设计第九版图10-22查得弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.85 ,KFN2=0.88。取弯曲疲劳安全系数S=1.4 ，由机械设计第九版式10-14得F1=KFN1Flim1S=0.885201.4Mpa=316MpaF2=KFN2Flim2S=0.854801.4 Mpa=301MpaYFa1Ysa1F1=2.531.63316=0.0130YFa2Ysa2F2=2.251.76301=0.0136因为小齿轮的YFaYsaF大于大齿轮，所以取YFaYsaF=0.01363.1.2试算模数mt32KFtT1Ydz12（YFYsaF）=321.5661030.450.82920.0136 mm=1.80mm3.2调整齿轮模数3.2.1计算实际载荷系数前的数据准备圆周速度v.d1=mtz1=1.829=52.2mmv=d1n1601000=52.2720601000m/s=1.968m/s齿宽b.b=dd1=0.852.2=41.76mm宽高比b/h.h=(2ha*+c*)mt=(21+0.25)1.8=4.05mmb/h=41.76/4.05=10.313.2.2计算实际载荷系数KF。根据v=1.45m/s,7级精度，由机械设计第九版图10-8查得动载系数 Kv=1.05由Ft1=2T1d1=26610352.2=2.53103N查机械设计第九版表10-2 知，KA=1.00KAFt1b=12.5310341.76=60.60N/mm由机械设计第九版表10-4用插查法查得KH=1.291，结合b/h=11.43,查机械设计第九版图10-13，得 KF=1.283.2.3由机械设计第九版式10-13,可得按实际载荷系数算得的齿轮模数mF=mt3KFKFt=1.831.281.50=1.71mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mH=1.99大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数mF=1.71，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲疲劳强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径有关。为了满足弯曲疲劳强度，可取由弯曲疲劳强度算得的模数，为了满足齿面接触疲劳强度，可按接触疲劳强度算得的分度圆直径,算出小齿轮齿数。即m=2mm,小齿轮分度圆直径为58mm,小齿轮齿数z1=d1m=582=29。大齿轮齿数z2=uz1=2.429=69.6,取z2=71。z1与z2互为质数。这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。四、 几何尺寸计算4.1计算分度圆直径d1=z1m=292=58mmd2=z2m=712=142mm4.2计算中心距a=(d1+d2)/2=(58+142)/2=100mm4.3计算齿轮宽度b=dd1=0.858=46.4mm考虑到不可避免的安装误差，为了保证设计齿宽b和节省材料，一般小齿轮略微加宽（510）mm， 而使大齿轮的齿宽等于设计齿宽，即b1=b+(510)mm=(5056)mm，b2=b=46mm。考虑到加工方便，最终取b1=54，b2=46。五、 圆整中心距后的强度校核由于中心距a=101mm，在数值上没有不利于其他零部件设计制造的因素，故无需对中心距进行圆整，不必进行圆整中心距后的强度校核。六、 设计低速级传动的齿轮已知：低速级齿轮传动输入功率P=4.66kW小齿轮转速n2=300r/min，齿数比u=3.12，由电动机驱动，工作寿命8年（设每年工作300天），每天工作8小时，带式输送机工作平稳，转向不变。设计思路：由于低速比齿轮传动采用与高速比齿轮传动相同的小齿轮，故大齿轮的法面模数m=2，齿数可根据设计传动比算出：z2=uz1，即 z2=293.12=90.5，取91.但是由于低速级齿轮与高速级齿轮相比，运动参数（转速）和动力参数（输入扭矩）相差较大，故需要对齿轮设计参数（模数、分度圆直径）进行重新校核。对于齿面接触疲劳强度的校核：由于低速级传动的输入转速相对高速比传动有了很大的降低，故只需选用与高速比传动的相同的齿轮材料即可保证符合齿面接触疲劳强度要求。对于齿根弯曲疲劳强度的校核：由于低速级传动的输入转矩相对高速比传动有了很大的提高，故需要对齿根弯曲疲劳强度进行重新校核，确定是否调整模数。计算过程：6.1校核齿根弯曲疲劳强度 mt32KFtT3Ydz32（YFYsaF）计算前的数据准备:a.试选 KFt=1.50b.T2=9.55106P2/n2=9.551064.266/300Nmm=148103 Nmmc.非对称设计：取d=0.8d.计算弯曲疲劳强度用重合度系数计算：a1=arccosz1cos/(z1+2ha*)=arccos29cos20/(29+21)=28.470a2=arccosz2cos/(z2+2ha*)=arccos91cos20/(91+ 21)= 23.150=z1tana1-tan+z2(tana2-tan)/2=29tan28.470-tan20+91(tan23.150-tan20)/2=10.99/2=1.75Y=0.25+0.75=0.25+0.751.75=0.68e.由机械设计第九版图10-17查得齿形系数 YFa1=2.53 ,YFa2=2.21 由机械设计第九版图10-18查得应力修正系数 Ysa2=1.63，Ysa2=1.79f.计算（YFYsaF）由图10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为 Flim1 =520Mpa , Flim2=480Mpa。由机械设计第九版图10-22查得弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.85 ,KFN2=0.88。取弯曲疲劳安全系数S=1.4 ，由式10-14得F1=KFN1Flim1S=0.855201.4Mpa=315Mpa F2=KFN2Flim2S=0.884801.4 Mpa=301MpaYFa1Ysa1F1=2.531.63315.71=0.01306YFa2Ysa2F2=2.211.79301.71=0.01311因为小齿轮的YFaYsaF小于大齿轮，所以取YFaYsaF=0.0131故mt=32KFtT3Ydz32（YFYsaF） =321.504321030.680.89120.0310 =1.74mm2mm因此，给定设计模数符合齿根弯曲疲劳强度要求。6.2几何尺寸计算a.计算分度圆直径： d1=58mm，d2=z2m=291=182mmb.计算中心距： a=(d1+d2)/2=(58+182)/2=120mmc.计算齿轮宽度： b1=54mm， b2=54-4=50mm6.3.2齿根弯曲疲劳强度校核按照前述做法，先计算机械设计第九版式10-6中的各参数。为了节省篇幅，这里仅给出计算结果：KF=1.28，T3=148103Nmm，YFa1=2.53，YFa2=2.21，Ysa1=1.63，Ysa2=1.79，Y=0.68，d=0.8，m=2mm，z1=29。代入式中，得到：F1=2KFT3YFa1Ysa1Ydm3z12Mpa=21.281481032.531.630.680.823292 Mpa=246MpaF-1F2=2KFT3YFa2Ysa2Ydm3z12Mpa=21.281481032.211.790.680.823292 Mpa=236Mpa2m=(22)mm=4mm。即齿轮1的装配直径应满足dA1d1- e=(58-4)mm=54mm齿轮2的装配直径应满足dA2d2- e=(142-4)mm=138mm齿轮3的装配直径应满足dA3d3- e=(182-5)mm=177mm齿轮的最大装配直径即为其轴段配合的最大直径。十一、 齿轮传动的润滑11.1选择润滑方式由上述计算结果可知，齿轮的圆周速度为：v=dn60=mz3n60=3.142919660103=0.91m/s12m/s故采用浸油润滑。11.2选择润滑剂平均圆周速度为v=13(d1n1+d1n1+d1n160103)=13(3.1458720+3.14142300+3.141829660103)m/s=1.776m/s由机械设计第九版表10-9查得，润滑油的运动粘度/cSt(50)=118由机械设计第九版表10-8查得，选用的润滑油为中负荷工业齿轮油（GB 5903-2001），牌号为68。11.3计算所需润滑油体积V=（0.350.7）5.012L=（3.57.0）L11.4确定浸油深度及油池深度。确定大齿轮为浸油齿轮。根据经验，齿轮的浸油深度由齿轮的圆周速度决定，对圆柱齿轮通常不超过一个齿高，同时不低于10mm。h=(2ha*+c*)m=(21+0.25)2=4.5mm10mm故确定浸油深度10mm,油池深度为30mm。第四章传动轴设计一、 确定轴的类型和材料减速器所用的轴为传动轴，只承受扭矩而弯矩很小，但仍需对弯矩进行校核。轴的材料选用45钢，因为碳钢比合金钢价廉，且对应力集中的敏感性较低，易于加工，可以满足一般轴的刚度和强度要求，通过简单热处理即可提高其耐磨性。二、 初步确定轴的最小直径减速器示意图可以，为了方便确定1轴和3轴的长度，应该以2轴的长度为参考尺寸，因此先设计2轴。 轴号参数1轴高速轴2轴中速轴3轴低速轴输入功率（kW）5.014.664.34输入转矩（Nm）66148431转速（r/min）72030096效率95%94%94%传动比2.43.122.1求出轴上的功率P2，转速n2和转矩T2由上表可知，P2=4.66kW, n2=300r/min，T2=148Nm2.2求作用在齿轮上的力已知小齿轮的分度圆直径为d1=mz1=229=58mm大齿轮的分度圆直径为d2=mz2=271=142mmFt1=2T2d1=214810358=5103NFt2=2T2d2=21481031422085NFr1=Ft1tann=5103tan20N=1857NFr2=Ft2tann=2085tan20N=759N圆周力Ft和径向力Fr的方向如图所示。2.3初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45钢（调质处理）。根据机械设计第九版表15-3，取A0=105，dt=A03P2n2=10534.66300mm=28mm因为dt=25.9mm100mm,且中速轴上开有两个键槽，轴径应在dt上增大10%15%,故dmin=1+（10%15%） dt=（30.732.1）mm30mm。三、 轴的结构设计3.1拟定轴上零件的装配方案拟采用的装配方案如下图：3.2根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度3.2.1初步选择滚动轴承。因轴承只受径向力的作用，但考虑到轴承所受载荷较大，轴承内圈和外圈的直径也会相应较大，为了节省轴的制造材料（减小传动轴的直径），故选用承载能力较大的圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据d1-2=30mm，由机械设计课程设计第二版表15-4中初步选取30206。轴承右端采用挡油圈和套筒进行轴向定位。3.2.2取安装左端齿轮处的轴段d2-3=36mm；齿轮的左端与左轴承之间采用套筒进行定位。已知齿轮的轮毂宽度等于齿宽b=46mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取l2-3=44mm。齿轮的右端采用轴肩定位，取轴肩高度h=3,轴肩的宽度为20mm。3.2.3取安装右端齿轮处的轴段d4-5=34mm，齿轮的左端采用轴肩定位，齿轮的右端采用轴承和套筒定位。已知齿轮轮毂宽度等于齿宽b=54mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取l4-5=52mm。3.2.4取齿轮距箱体内壁的距离=16mm, 由机械设计课程设计第二版表15-4查得轴承30206宽度T=17mm。3.3轴上零件的周向定位齿轮与轴的轴向定位采用平键连接。按d2-3=36mm，d4-5=34mm由机械设计第九版表6-1查得平键截面bh=10mm8mm,键槽用键槽铣刀加工，长分别为32mm和36mm。3.4确定轴上圆角和倒角尺寸参考机械设计第九版表15-2，取轴端倒角C1；取12和56轴段圆角半径R1.0；取23和45轴段圆角半径R1.6；取34轴段圆角半径R1.6。3.5主要结构尺寸如下轴段直径/mm长度/mm总长/mm1-23042 2002-336443-442204-534525-630423.6确定L1、L2、L3及跨距L查机械设计课程设计第二版表11-3得B=16mmL1=l1-2+l2-3/2-B/2=(42+44/2-16/2)=56mmL2=（l2-3+l4-5）/2+l3-4=(44+52)/2+20=68mmL3=l5-6+l4-5/2-B/2=(42+52/2-16/2)=60mmL=L1+L2+L3=54.5+65.5+57=184mm四、 轴的工作能力计算4.1轴的强度校核计算由于减速器的传动轴属于一般的轴，故用弯扭合成强度条件对轴进行强度校核计算。4.1.1做出轴的计算简图、弯矩图、扭矩图如下计算所得数据如下表：载荷水平面H垂直面V支反力FFNH1=2870N，FNH2=148NFNV1=1044N，FNV2=54N弯矩MMH1=161Nm，MH2=19NmMv1=58.5Nm，Mv2=6.9Nm总弯矩M1=2MH12+Mv12=21612+58.52=171.5NmM2=2MH22+Mv22=2192+6.92=20.2 Nm扭矩TT2=148 Nm4.1.2校核轴的强度危险截面弯曲应力校核由机械设计第九版表15-4查得W=d332-bt(b-t)22d由上述数据可知，b=10mm,t=5mm，d=36mm。W=36332-105(10-5)2236=4571.5mm31=M1W=1711034571=37.4Mpa2=M2W=201034571=4.4Mpa危险截面扭转切应力校核由机械设计第九版表15-4查得WT=d316-bt(b-t)22dWT=36316-108(10-8)2236=9125mm3=TWT =148103