首选材料为40Cr，调质，由表15-1查
[σ-1]=70MPa
因此σca<[σ-1]，故安全。
II轴的设计
已知：PII=6.91KW，nII=213r/min, TI =310 N•m,
B斜=65mm, B直=100mm 
1．          求作用在齿轮上的力
1）已知高速级大齿轮直径为d2 =209.12mm,
 Ft2=2* FI/d2
=2*310*1000/209.13N
=2965N
Fr2=Ft2×tan /cos =2965*tan200/cos =1117N
Fa2=Ft2×tan =2965*tan150=795N
  2)低速级小齿轮直径d1=120mm
Ft1=2TII/d1=2*310*1000/120=5167N
    Fr1=Ft1×tan =5167*tan200=1881N
2．          初选轴的最小直径
先按式d>=A。 ，选轴为45钢，调质处理。根据表15-3，取A。=118，于是得
     （dmin）‘=118* =37.6mm
因为中间轴上开有两面个键槽，所以应增大7%，所以
  dmin =（dmin）‘（1+7%）=40.232
  轴上的最小直径显然出现在轴承上。
3．轴的结构设计
 
（2）根据轴向定位要求确定轴的各段长度和直径
  1）初步选用滚动轴承，因轴承中同时受径向力和轴向力的伯用，故选用角接触轴承。参照工作要求并根据dI-II=40.232mm,由轴承产品中初步选取0基本游隙组，标准精度等级的角接触轴承9309AC轴承，其尺寸是d×D×B=45×85×18, 所以dI-II=45mm
即dI-II=dⅤ-Ⅵ=45mm
  2)II-III段的轴头部分LII-III=50mm
   III-Ⅳ段轴头部分LIII-Ⅳ=54mm
   Ⅳ-Ⅴ段轴肩部分LⅣ-Ⅴ=64mm
   Ⅴ-Ⅵ段部分LⅤ-Ⅵ=54mm
  3）取两齿轮齿面距箱体内壁a1=15mm,两齿面距离为a2 =15mm，在确定轴承位置时，应距箱体内壁S，取S=10mm,倒角R=2mm，B2=65mm.B1=100mm,
  L=2*R+B1+B2+2* a1+a2+2*S+2B
      =2*2+65+100+2*15+15+2*10+2*19
      =272mm
4）轴上零件的周向定位
齿轮与轴之间用平键连接。
斜齿轮与轴之间的键选取b×h=16mm×10mm,键槽用键槽铣刀来加工，长为50mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选用齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6；直齿轮与轴之间的键选取b×h=14mm×9mm,键槽用键槽铣刀来加工，长为82mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选用齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6。轴承与轴之间的配合用过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。
5）确定轴上圆角和倒角的尺寸
参照表15-2，取轴端倒角为2×450 ，各轴肩处圆角半径依表查得。
 
 
 
 
 
 
 
 
 
4．求轴上载荷
载荷 水平面 垂直面
支反力F（N） FNH1 =4211.25 FNV1 =942.11
 FNH2 =3920.65 FNV2 =178.11
弯矩M（N•mm） MNH1 =-355859 MNV1 =-78120.25
 MNH2 =262683.2 MNV1 =11933.48
总弯矩（N•mm） M1 =-364332.8167 M2 =262954.12
扭矩 TII =310000 N•mm
5.按弯扭合成应力校核轴的强度
    进行校核时，通常只校核轴上承客观存在最大弯矩的截面（即最危险截面）的强度，按式15-5能上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取 =0.6，轴的计算应力：
σca=
  =
=32.725MPa
首选材料为45钢，调质，由表15-1查
[σ-1]=60MPa
因此σca<[σ-1]，故安全。
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
III轴的设计
已知：PIII=6.639KW，nIII=71r/min, TI =893.13N•m,
B=96mm
3．          求作用在齿轮上的力
已知低速级大齿轮直径为d =360mm,
 Ft=2* TI/d
=2*893.13*1000/360mm
=4961.83N
Fr=Ft×tan =4961.83*tan200=1805.96N
4．          初选轴的最小直径
先按式d>=A。 ，选轴为45钢，调质处理。根据表15-3，取A。=112，于是得
     （dmin）‘=112* =50.835mm
因为中间轴上开有键槽，所以应增大7%，所以
  dmin =（dmin）‘（1+7%）=52.36mm
3．轴上的最小直径显然出现在安装联轴器处轴的直径，为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需要同时选取联轴器型号。
联轴器的计算转矩Tca=KAT3,查表14-1可知考虑到转矩变化很小，故取KA=1.7，则
Tca=1.7*893.69=1518.353N•m
按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB5014-85，选用HLS弹性柱销联轴器，其公称转矩为2000N•m，故取dI-II=55mm,半联轴器长度L=142mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=107mm
4．轴的结构设计
 
（2）根据轴向定位要求确定轴的各段长度和直径
   1）为了满足半联轴器的轴向定位要求，I-II段右端制出一轴肩，故取II-III段dII-III=62mm，左端用轴端档圈定位，按轴端直径取档圈直径D=65nn，半联轴器与轴配合的毂孔L1=107mm，为了保证轴端档圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，帮I-II段的长度L略短一些，现取LI-II=140mm。
    2）初步选用滚动轴承，因轴承中只受径向力的作用，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据dII-III=62mmm,由轴承产品中初步选取0基本游隙组，标准精度等级的深沟球轴承6013,轴承，其尺寸是d×D×B=65×140×18, 所以dIII-Ⅳ=65mm,
LIII-Ⅳ=35mm。
      左端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位，同手岫上查得6013开支轴承的定位轴肩高度h=6mm，因此取dⅣ-Ⅴ=77mm。
3）取安装齿轮处的轴段VI-VII的直径dVI-VII=70mm，齿轮的右端与右端轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的[宽度为96mm，为了方便套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段略短于轮毂宽度，故取LVI-VII=92mm。齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度h>0.07d,故取h=6mm，则轴环的dV-VI=89mm。轴环宽度b>1.4h，取LV-VI=12mm。
   4）取齿轮齿面距箱体内壁a1=17mm,两齿面距离为
a2 =15mm，在确定轴承位置时，应距箱体内壁S，取S=8mm,倒角R=2mm。
5）轴上零件的周向定位
齿轮、半联轴器与轴之间的周向定位均用平键连接。
齿轮与轴之间的键选取b×h=20mm×12mm,键槽用键槽铣刀来加工，长为90mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选用齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6；同样，半联轴器与轴的连接键选取b×h=16mm×10mm,键槽用键槽铣刀来加工，长为100mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选用齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6；轴承与轴之间的配合用过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。
5）确定轴上圆角和倒角的尺寸
参照表15-2，取轴端倒角为2×450 ，各轴肩处圆角半径依表查得。
4．求轴上载荷
载荷 水平面 垂直面
支反力F（N） FNH1 =1714.61 FNV1 =624.07
 FNH2 =3247.22 FNV2 =1181.89
弯矩M（N•m） MH =290.63 MV1 =105.78
 MNH2 =262683.2 MV2 =105.78
总弯矩（N•m） M1 =309.28 M2 =309.28
扭矩 TII =893130N•mm
5.按弯扭合成应力校核轴的强度
    进行校核时，通常只校核轴上承客观存在最大弯矩的截面（即最危险截面）的强度，按式15-5能上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取 =0.6，轴的计算应力：
σca=
  =
=18.37MPa
首选材料为45钢，调质，由表15-1查
[σ-1]=60MPa
因此σca<[σ-1]，故安全。
八．键联接的校核计算
1．输入轴——I轴键的较核
由于键、轴、轮毂的材料分别是钢、合金、铸铁，由表6-2查得许用挤压应力[σp]=50--60MPa，取其平均值[σp]=55MPa,键的工作长度L=40mm，键与轮毂、键槽接触高度K=0.5h=0.5*7=3.5mm，由式（6-1）得
σp=2T*103/(kld)
=2*75.5*103/(3.5*40*28)
=48.7MPa<=[σp]
故键满足强度要求。
2．中间轴上键——II轴键的校核
由于键1、轴、轮毂的材料分别是钢，由表6-2查得许用挤压应力[σp]=100--120MPa，取其平均值[σp]=110MPa,键的工作长度L=50mm，键1与轮毂、键槽接触高度K1=0.5h=0.5*10=5mm，由式（6-1）得
σp=2T*103/(kld)
=2*309.8*103/(5*50*50)
=49.57MPa<=[σp]
故键1满足强度要求。
键2的工作长度L=82mm，键2与轮毂、键槽接触高度K1=0.5h=0.5*9=4.5mm，由式（6-1）得
σp=2T*103/(kld)
=2*309.8*103/(4.5*82*54)
=31.1MPa<=[σp]
故键2满足强度要求。
3.输出轴—III轴键的校核
由于键1、轴、轮毂的材料分别是钢，由表6-2查得许用挤压应力[σp]=100--120MPa，取其平均值[σp]=110MPa,键的工作长度L=90mm，键1与轮毂、键槽接触高度K1=0.5h=0.5*12=6mm，由式（6-1）得
σp=2T*103/(kld)
=2*89.13*103/(6*90*55)
=47.26MPa<=[σp]
故键1满足强度要求。
键2的工作长度L=100mm，键2与轮毂、键槽接触高度K1=0.5h=0.5*10=5mm，由式（6-1）得
σp=2T*103/(kld)
=2*893.13*103/(4.5*82*54)
=65MPa<=[σp]
故键2满足强度要求。
 
 
九．滚动轴承的校核计算
1、计算输入轴上的轴承校核
由式（13-6）得C=
=1.192*7.457
=8.892、计算中间轴II轴轴承的校核
由于FA/FR =795/1117=0.1>0.68
∴当量动载荷
∴Pr =0.41* FR+0.87* FA =0.71>0.68
由式（13-6）得
C=
    =1.15*4.97=5.72∴此轴承合格
3. 计算中间轴III轴轴承的校核
   由于轴向力几乎为零，因此，径向当量动载茶Pr=Fr=1.6KN
由式（13-6）得
C=
 =1.806*3.45=6.23MPa∴此轴承合格
 
十．减速器箱体的设计
结构尺寸具体见装配图。箱体支撑轴系，保证传动件和轴系正常运转的重要的作用。现所选用的减速器箱体采用灰铸铁铸造成箱体和箱盖两部分，剖分式，采用螺栓联接成一体。
1．箱座高度
因传动件采用浸没润滑，箱座高度应满足齿顶圆到油池的距离不小于30-50mm，使箱体容纳一定的润滑油，以便润滑和散热。
设计时，在离开大齿轮齿顶圆30—50mm的时候，画出箱体油池底面浅，初步箱座支撑高度：H>= da2/2+(30—50)+ ,其中da2 为大齿轮及圆径， 为箱底面到箱座油池底面的距离，再根据浸油深度，修订箱座高度。
2．箱体要有足够的刚度
（1）箱体的厚度：箱体应有合理的厚度，轴承座箱体底座等处承受的载茶较大，壁厚座厚些。
（2）轴承座螺栓凸台的设计：为提高轴承座的刚度，轴承座两的联接螺栓应尽量靠近，需加轴承座旁设置螺栓凸台。
（3）设置加强肋板:为了提高轴承座附近箱体的刚度，在平壁式箱体上可适当设置加强肋板。
3.箱体外轮廓的设计
箱盖顶部外轮廓常以圆弧和直线组成。大齿轮所在一侧的箱盖外表面圆弧半径，R= da2/2+  +  * da2为大齿轮齿顶圆直径， 为箱盖厚度。
高速轴一侧箱盖外廓，圆弧半径根据结构由作图决定。若取R>R’，画出箱盖圆弧，则螺栓凸台将位于箱盖圆弧外侧。
4.箱体凸缘尺寸
轴承座外端面应向外凸出5—10mm，以便切削加工。箱体内壁到轴承座孔外端面的距离L1（轴承座孔长度）为：L1= +l1+ l2 +(5--10)mm
箱体凸缘联接螺栓应合理布置，螺栓间距不宜过大，一般不大于150—200mm。
5.导油沟的形式和尺寸
当利用箱体传动件溅起来的油润滑轴承时，通常在箱座的凸缘面上开设导油沟。导油沟可以铸造，也可以铣制而成。