本科毕业论文---减速分配箱箱体零件论文说明书.doc

武汉科技大学本科毕业设计

摘 要

近年随着钢铁，汽车，家电行业的发展，对钢板要求越来越高。由于种种原因轧后钢材必须经过矫正，才能消除制品的弯曲和扭拧，波浪弯和瓢曲等缺陷以达到国家规定的质量标准。所以矫正机在轧钢机械中有着举足轻重的地位。由于施加钢材反向弯曲或拉伸的方式不同及结构上的不同而有不同类型的矫直机，所以矫直钢材所需的矫直机的种类有很多种，驱动矫直机的减速分配箱也有各种各样的传动方式。因此，需根据矫直机的要求设计专门的传动分配箱。
本文的设计方案是：由一个电动机驱动的，经过一级减速的，通过五个小齿轮进行分配的整体减速分配箱。由于圆柱齿轮减速机的制造和安装较为简单，因此在矫直机主传动系统中得到广泛的应用。将该矫直机的减速分配箱，制造成联合减速机。因为将减速机和齿轮座组成一个整体，可减少传动件，且结构紧凑，能减少机列总长度，节省精整车间的空间。
在整个设计中，本文对减速分配箱箱体内的各零件做了仔细的设计计算和校核，通过对箱体内各零件的合理的布置以及各部分的完善，最终设计除了满足要求的矫直机的主传动系统。
本文设计的主参数如下：
选择电机为：Y系列，功率为5.5KW的Y132M2-6型电动机，其转速为nm=960r/min。
减速机为一级减速，其传动比：i=3
分配箱经一级分配。分配齿轮齿数为Z=21

关键词：矫直机；矫直机主传动机构；减速分配箱；减速机；机架

Abstract

In recent years, with the iron and steel, automobiles, household appliances industry, increasing demands on the plate. For various reasons must be corrected after rolling of steel to eliminate bending and twisting products, wave bending and buckling and other defects in order to meet the national quality standards. So straightening machine in the steel rolling machine has a pivotal position. Since the reverse bending or stretching of steel applied in different ways and different structures have different types of straightening machine, so the required straightening steel straightening machine There are many types, the drive gear straightening machine distribution box there are a variety of transmission mode. Therefore, the request must be in accordance leveler drive designed specifically assigned box.
This design is: driven by a motor through a speed reduction through the allocation of five overall pinion gear distribution boxes. Because the manufacture of cylindrical gear reducer and installation is simple, so straightening the main drive system is widely used. Slowdown in the straightening machine distribution box, manufactured jointly reducer. Because of the speed reducer and gear housing to form a whole, can reduce the transmission parts, and compact machine can reduce the total length of the column and save the space between fine vehicle.
In the whole design, the paper distribution boxes cabinets gear made of various parts of the design calculations and check carefully through the various parts of the cabinets of the layout as well as a reasonable part of the perfect addition to meeting the requirements of the final design straightener The main drive system.
In this paper the main design parameters are as follows:
Select motor: Y series, power of 5.5KW of Y132M2-6-type motor, the speed is nm = 960r/min.
Reducer is a reducer, the gear ratio: i = 3
Distribution by a distribution box. Distribution of gear for the Z = 21
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Keywords:Straightening machine; straightening machine main drive mechanism; slow distribution box; reducer; rack.

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49

目 录
1.绪论
1.1 论述.............................................1
1.2 设计内容.........................................1
1.2.1 设计内容.....................................1
1.2.2 工作原理.....................................1
1.3 方案设计及确定...................................2
2.主参数计算..............................................3
2.1 主参数计算.......................................3
2.1.1 先按理想材料进行.............................3
2.1.2 确定辊距.....................................3
2.1.3 计算辊子直径.................................4
2.1.4 确定辊长.....................................4
2.1.5 确定辊数.....................................4
2.1.6 校核矫正辊扭转应力...........................4
2.1.7 矫正功率确定.................................5
3.电机的选择
3.1 选择电机.........................................6
3.1.1 电动机类型的选择.............................6
3.1.2 电动机的传动比...............................6
3.1.3 传动方案简图.................................7
3.1.4 传动装置的运动和动力参数计算.................8
4.减速分配箱内部传动部分的设计计算........................8
4.1 减速齿轮的设计计算...............................8
4.1.1 选定齿轮类型，精度等，材料及齿数.............8
4.1.2 按齿面接触强度设计...........................9
4.1.3 设计计算.....................................11

4.1.4 几何尺寸计算.................................12
4.1.5 齿轮校核.....................................13
4.2 传动分配箱内各轴及其附带零件的设计计算...........13
4.2.1 齿轮轴1的设计计算............................13
4.2.2 齿轮轴2的设计计算............................17
4.3 齿轮轴和齿轮的有限元分析.........................19
4.3.1 齿轮轴的有限元分析............................19
4.3.2 齿轮的有限元分析..............................22
5.减速分配箱箱体部分的设计计算............................27
5.1 减速器焊接箱体结构尺寸的确定.....................27
6. 机架的设计及计算........................................28
6.1 结构设计.........................................28
6.2 牌坊的尺寸参数确定...............................28
6.2.1 矫直辊轴承及轴承座的确定.....................28
6.2.2 牌坊窗口高度确定.............................29
6.2.3 牌坊窗口宽度确定.............................31
6.3 机架宽度的确定...................................32
7 机架强度和变形计算......................................32
7.1 机架的材料和许用应力..............................32
7.2 机架强度计算......................................33
7.3机架的变形计算.....................................37
7.4 机架倾翻力矩计算..................................39
7.4.1 传动系统加于机架上的倾翻力矩..................39
7.4.2 由水平力引起的倾翻力矩........................39
7.5 支座反力及地脚螺栓的强度计算......................39
7.5.1 支座反力的计算................................39
7.5.2 地脚螺栓的强度计算............................40
7.6 机架有限元分析....................................40
8.结束语..................................................45
9.参考文献................................................46

1 绪论
1.1 概述

钢铁行业是我们国家的重要产业，它关系着国民经济命脉。一个国家钢铁行业的发展状况是该国综合国力的重要表现。经过炼铁厂炼制的钢坯，需要经过轧钢车间和精整车间的产品处理才能成为用户需要的钢铁产品。轧钢车间和精整车间的机械设备有很多，包括轧钢机.剪切机.飞剪机.锯切机.矫直机.卷取机等等都是冶金钢铁行业中必不可少的机械设备。近几年来，冶金生产行业有了新的发展，冶金机械在新的要求和挑战下也有了新的突破。比如矫直机，今年随着钢铁.汽车.家用电器行业的发展，对钢板质量的要求越来越高。钢铁行业对矫直机的需求也越来越迫切，因为轧件在轧制，冷却和运输过程中，由于各种各样的因素的影响，玩玩产生形状缺陷。例如，钢轨，型钢和钢管经常出现弧形弯曲；某些型钢（如工字钢等）的断面会产生外扩和扭转；板材和带材会产生纵向弯曲（如波浪形），横向弯曲，边缘浪形和中间瓢曲以及镰刀弯等。由于上述种种原因，为了消除这些缺陷，轧后钢材必须经过矫正，才能消除制品的弯曲和扭拧，波浪弯和瓢曲等缺陷已达到国家规定的质量标准。所以矫直机在轧钢机械中占有举足轻重的位置。由于施加钢材反向弯曲或拉伸的方式不同以及结构上的不同而有不同类型的矫直机，所以矫正钢材所需的矫直机的种类有很多种，驱动矫正机的减速分配箱也有各种各样的传动形式。因此，需根据矫直机的要求设计专门的传动分配箱。

1.2 设计内容
1.2.1 设计内容
A 带钢厚度：h=0.3mm-2.5mm，δs=600MPa，δb=250-850MPa
B 带钢宽度：810mm-1530mm
C 带卷内径：d内=508mm
D 机组速度：20-200m/min 最大重量：350000KN

1.2.2 工作原理
辊式矫直机通过一组工作辊将钢材反复弯曲，使之发生弹朔性变形，以消除钢板在轧制过程中形成的内应力，达到改善板形和尺寸精度

的目的。
该矫直机由电机通过联轴器传动减速分配箱的输入轴，通过一对斜齿圆柱齿轮进行一级减速，减速后的传动轴的伸出端，与五个相同的相互啮合的斜齿圆柱齿轮中的第三个齿轮相联，进行一级分配，这样刚好把电动机输出的总扭矩通过平均分配传递给五个矫正辊。
由此可以分析，当采用单支传动时，以直接传动第三根齿轮轴最好。如果受结构限制也可传动第二根轴。当矫正机矫正辊的数目增多时，要求减速机有若干个输出轴，每个输出轴应当直接传动这一组齿轮轴中相应负荷最大的那一根齿轮轴。

1.2.3 进一步优化
由于矫正辊的第三根（或第二根）矫直辊的矫正扭矩最大，因此，对该辊要尽可能由减速机的一根出轴经齿轮座直接传动，以减轻齿轮座的负荷。一般情况下，为了防止钢板在工作辊中打滑，辊式钢板矫正机所有的工作辊都是驱动的。这时可以通过齿轮座将减速机传来的扭矩平均分配给各个矫直辊。齿轮座输入轴数目要与减速机支数相同。每根输入轴带动一组齿轮。

1.3方案设计及确定
方案：

图1.1 矫直机传动系统方案原理图

该方案是一个由一个电动机驱动的，经过一级减速机通过五个完全相同的小齿轮进行分配的，整体减速分配箱。由于圆柱齿轮减速机的制造和安装较为简单，因此在矫直机主传动系统中得到广泛应用。且将其制造成联合矫正机。因为将减速机与齿轮座组成一个整体，可减少传动件，且结构紧凑，能减少机列总长度，节省精整车间的空间。
该矫正机的优点是结构紧凑，一个电机驱动，传动结构精巧，布置紧凑，每个齿轮受力较均匀。

2.主参数计算
2.1主参数计算
（参考《板带车间机械设计 下册》 P65-135）
已知：
1） 带钢厚度：h=0.3mm-2.5mm，δs=600MPa，δb=250-850MPa
2） 带钢宽度：810mm-1530mm
3） 带卷内径：d内=508mm

2.1.1 先按理想材料进行计算

2.1.2 确定辊距

按式

确定辊距，考虑用大变形矫正
Kt3 - --------- 第三辊的压下量系数。
K f 3 ---------第三根矫正辊的弹塑性弯曲系数
按中厚板板型，一般取Co = 0 Cp3 = 5 ，则=3
查表 P120 （图 14—46）得 K f 3 = 1.688 ，
中厚板矫直机一般可以取 Kt3 = 0.05 ，
又.hmin=1.0mm.

按经验公式《板带车间 下册》P116.最小辊距

Tmax=

Tmin=

由于tmin<t<tmax(尽量取小值)。查表14-4 取 t=30mm

2.1.3 计算辊子直径
D=（0.85-0.95）t。《板带车间 下册》P119中系数大值用于薄板，故取
D=0.95t=30×0.95=29mm

2.1.4 确定辊长（根据板带车间P120）
L=bmax+（100-300）mm
=1530+200=1730mm

2.1.5 确定辊数
由设计要求可知 n=5

2.1.6 校核矫正辊扭转应力
材料选择60Cr2MoV，其[t]=18kg/mm2.K=1.9
选择滚动轴承f1=（0.02-0.05）取f1=0.0035
冷矫无油有锈层得材料取u=0.4mm
辊径 d1=0.7Dmm（滚动轴承）
D1=0.7×29=20.3mm，取d1=20mm
传动轴承直径 d=0.5D=0.5×29=14.5mm
按薄板取C0=0，Cp3=3,则Cq3=C0+Cp3=0+3=3
查表《板带车间》P124表（14-48），Cb3=1.416
查表《板带车间》P128表（14-51），Cm3=12.60

则扭转应力为

所以，矫正辊的扭转应力满足强度要求。

2.1.7 矫正功率的确定
当 Cq3 = 3时，从P124（图14-48查得Ca3=0.85.Cb3=1.43
从P128(图14-51)查的ΣCm=12.6
按单机生产矫直机速度取V = 0.5m / s
总传动效率取η=0.85
1）（平行辊）矫直机总扭矩

由P125（式14-32）

2)总压力
P129（式14-39）
先求：

3）总摩擦损失扭矩
P129（式14-43）

4）总功率

3 选择电机
3.1 选择电机
由前面的主参数计算可以得到，矫正机的总功率为16KW

3.1.1 电动机类型的选择

电动机类型的选择可以根据动力源和工作条件，冶金用电动机大多用YZR系列（绕线转子三相异步）电动机。因为它具有较大的过载能力和较高的机械强度，特别适用于短时与周期运行，频繁启动与制动，有时过负荷及有显著的震动和较大的冲击的设备。
根据矫直机的功率（5.06KW），可选择Y系列，功率为5.5KW的Y132M2-6电动机，其转速为nm=960r/min。
由《机械设计手册》P35-55（表35.1-44）查得其安装尺寸及最要的外形尺寸为：
电动机总长度：L=508mm
外伸轴径：D=38mm
外伸长度：E=80mm
电动机中心高：H=132mm

3.1.2 电动机的传动比
电动机的转速为nm=960r/min
经一级减速后，要进行两次分配，最终输出轴的转速可计算得到：
v=0.5m/s,v=nr,r=D/2
D为工作辊的直径（D=29mm）
所以
n=34.48rad/s=2068.96rad/min
nw=n/2π=2068.96/2×3,14=324.82r/min
传动比：
i=nm/nw=960÷324.82=2.96
3.1.3 传动方案简图

3.1.4 传动装置的运动和动力参数的计算
1)各轴的转速计算
n1=nm=960r/min
n2=n1/i=960/2.96=324.32r/min
n2=n3=n4=n5=n6=324.32r/min
2)各轴的输入功率
各转动轴的效率为η，由《机械设计课程设计》P6（表2-2）查得：
η1=0.99（弹性联轴器）
η2=η3=0.97
由主参数计算可以得到：
工作所需的有效功率为Pw=5.06KW
Pd=5.5KW
P1=5.445KW
P2=5.282KW
P3=5.123KW
3）各轴输入转矩
T=9550P/n
T1=9550P1/n1=9550×5.445÷960=49.9198N/M
T2=9550P2/n2=9550×5.282÷324.32=155.5349N/M
T3=9550P3/n3=9550×5.123÷324.32=150.853N/M
T3=T4=T5=T6=150.853N/M
4)总汇
将上述计算结果列于下表

轴号
转速n（r/min）
功率P（KW）
转矩T（NM）
传动比
1
960
5.445
49.9198
2.96
2
398.35
5.282
155.5349
2.96
3
398.35
5.123
150.853
2.96

4 减速分配箱箱体内传动部分的设计计算
4.1 减速齿轮的设计计算
由第一章可知，减速分配箱减速器的传动比为i=2.96,即大齿轮小齿轮的齿数比为2.96，输入功率P1=5.445KW，小齿轮转速为960r/min，由电动机驱动，工作寿命15年（设每年工作300天）,大修期限为三年，三班制（24小时）。

4.1.1 选定齿轮类型，精度等，材料及齿数
1）按上一章得传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动
2）矫直机为冶金用机械设备，其传动系统速度不高，故选用8级精度齿轮（GB10085-88）
3）材料选择
由《机械设计》[2]P189(表10-1)，选小齿轮的材料为40Cr（调质），硬度为280HBS；大齿轮的材料为45钢（调质），硬度为240HBS，两个齿轮的硬度差为40HBS
4）选择小齿轮的齿数为Z1=24，则大齿轮的齿数为
Z2=24×2.96=71.04，取Z2=71
5）初选螺旋角为β=140

4.1.2 按齿面接触强度设计
由[2]P186(式10-21)，试算出齿轮分度圆直径

确定公式中的各值
1）试选 Kt=1.6
2）小齿轮传递的扭矩 T1=49.9198N/mm
3）由[2]（表10-7），因为两支承相对大小齿轮对称布置，所以选得得宽度系数为Φd=1
4）由[2]P215（图10-30）选取区域系数ZH=2.433（由螺旋角确定）（α=200）
5）由[2]P198（表10-6）查得材料的弹性影响系数为ZE=189.8MPa
6）由[2]P214（图10-26）查得εa1=0.79,εa2=0.87,则
εa=0.79+0.87=1.66
7）许用接触应力为[δH]=([δH]1+[δH]2)/2
取失效概率为1%，安全系数为SH=1，由[2]P202（式10-12）

[δ]=KHNδHlim/SH
a)由[2]P206（式10-21d）查得小齿轮的接触疲劳强度极限为
δHlim1=600MPa
由[2]P206(图10-21d)查得大齿轮的接触疲劳强度极限为
δHlim2=550MPa
b）由[2]P206（式10-13）计算应力循环次数
N1=60n1jLh=60×960×1×24×300=6.247×109h
N2=N1/u1=2.581×109h
j---齿轮每转一周同一齿面啮合的齿数
c）由[2]P203(图10-19)查得接触疲劳寿命系数
KHN1=0.88，KHN2=0.92
d）

4.1.3设计计算
1）计算小齿轮分度圆直径d1t，代入[δH] 中较小的值

2) 计算圆周速度V0

3）计算齿宽b及模数Mnt

4）计算纵向重合度εβ

5) 计算载荷系数k
A.由[2](表10-2)查的使用系数KA=1.75
B.因v=3.92m/s.8级精度，由[2]（图10-8）查的动载系数KV=1.15
C.由[2](图10-13)查的齿向载荷分布系数KHβ（接触疲劳强度计算用）

D.由[2](图10-13)查的（齿根弯曲疲劳强度用）齿向载荷分布系数
KFβ=1.30
E.由[2](表10-3)查得齿间载荷分配系数 ，所以载荷系数
按实际载荷系数矫正所得的分度圆直径
由[2](式10-10a)

6)求中心距
a=1/2[(d1+d2)]=0.5×62.54×（1+2.96）=123.83mm
圆整后取a=130mm
7）计算模数Mn
Mn=d1cosβ/Z1=62.54cos140/24=2.53mm
4.1.4.按齿根弯曲强度
弯曲强度的设计公式为

（1）确定公式内各计算数值
1）由[2]（图10-20c）查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限是
大齿轮的弯曲强度极限
2）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数

3）计算弯曲疲劳许用应力
取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式[2](10-12)得

4）计算载荷系数K
K=KAKVKFβKFα=1.75×1.15×1.4×1.30=3.663
5）查齿形系数
由表[2]10-5查得YFa1=2.65，YFa2=2.286
6)查取应力矫正系数
由表[2]（10-5）查得YSa1=1.58，YSa2=1.724

7）计算大小齿轮的 并加以比较

大齿轮的数值大

（2）设计计算

对比计算结果，由于齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲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，可取有弯曲强度计算的模数2.118，并就近圆整为标准值m=3.0mm，按接触强度算得的分度圆直径d1=62.54mm，算出小齿轮齿数
Z1=d1/m=62.54÷3=20.84=21
大齿轮齿数 Z2=21×2.96=62.16=63
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，并做到了结构紧凑，避免浪费
4.1.5 几何尺寸计算
1）求实际中心距
a=(Z1+Z2)Mn/2cosβ=129.8mm

将中心距圆整为a=150mm
2）按圆整后的中心距修正螺旋角β

β=arcos（Z1+Z2）Mn/2a=14.250
因β值改变不多，故参数 等值不必修改
3）计算大小齿轮的分度圆直径
d1=Z1Mn/cosβ=65mm
d2=Z2Mn/cosβ=255mm
4）齿顶圆直径

5）齿根圆直径

6)分度圆直径
S=mnπ/2=4.71mm
分度圆齿槽宽e=mnπ/2=4.71mm
齿距 p=πmn=s+e=9.42mm
基齿圆与法向齿距 P6=Pn=Pcosα=πmncos=9.13mm
7）计算齿宽

故取B2=70mm，B1=60mm

4.2传动分配箱内各轴及附带零件的设计计算

1.测速电机 2.电机 3.万向联轴器 4.上工作辊 5.下工作辊
4.2.1齿轮轴1的设计计算（一根）
1)初选轴直径
由[2](式15-2)初步计算的最小直径。所选的材为45钢，调质处理。根据[2](表15-3)取A0=110

由前面的计算可知：
P1=5.445kw，n1=960r/min,T1=49.9198Nmm
所以

2）输入轴的最小轴径显然是安装联轴器（与电机相连）处得直径。为了使所选的轴的直径与联轴器的直径相适应，故需同时选取联轴器的型号。
由前面第二章可知，电机伸出端外径为D=38mm
外伸长度为E=80mm
联轴器的转矩计算：Tca=KAT1
查表[2](14-1),考虑到转矩冲击载荷较大，故取KA=2.3，则
Tca=2.3×49.9198×103=1.1482×105N/mm
按计算，通过查《机械设计手册2》，选弹性注销联轴器LT型——基本型。
根据具体情况进行选择，由《机械设计手册2》选择LT8型，其基本尺寸参数如下表所示：
表4.1联轴器的尺寸参数（L推荐，优先选用推荐值）
公称转矩

TN(N M)
许用转速

（r/mm）
轴承直径
mm
d1，d2，d3
轴孔长度（mm）
Y型 JT型 Z型 L推荐

D

710

3000
50 55

56 60

63
112 84 112
70

142 107 142

224

3）选用完联轴器后，根据其尺寸标准，又由前面计算dmin=38mm，取轴的最小轴径d1=38mm，L1=55mm。
可选出轴上的键《机械设计手册2》公称尺寸b×h=12×8，b=12mm。键长由标准[2]取l=36mm，经校验，键满足要求。
4）第二阶段轴确定

d2=48mm(轴肩高5mm)，l2=92mm

5）第二段轴上装轴承，由装轴承的轴的直径为d2=48mm，该轴既受轴向力又受径向力，所以可先选择角接触球轴承，

由《机械设计手册2》查得所选的轴承，其尺寸参数如下表：
d
D
B
Cr Cor
kN
轴承
代号
脂油
其他尺寸
d 2 D2 a r r1
70
110
20

48
7014C
5000
6700
82 98 22.1 1.1 1.1

选用7210C型号的轴承

6）齿轮轴从光轴到齿轮部分，过渡弧段的确定齿轮的分度圆直径为d=67mm，轴肩高度10mm，则可确定过渡弧段的总高为 h1=12.5mm（一侧）
长度取 l1=20mm
7）齿轮由前面已算得，分度圆直径为d=67mm，齿宽 B=70mm，
由对称原则确定齿轮轴从齿轮到光轴部分，过渡弧以及轴段l3
则可确定过渡弧段的高度为h2=12.5mm（另一侧），长度取l2=20mm
取d3=50mm，l3=15mm

轴的总体长度：L=55+92+15+18+70+20+20=290mm

8)轴及轴上轴承校核
齿轮轴所受各力即为斜齿轮上各力
由[2]P112斜齿轮的受力分析，可算出斜齿轮上各力

Ft=2T1/d1=2×49919.8/65=1535.994N
Fr=F1tanan=Fttanan/cosβ=1535.994tan200/cos14.250=576.804N
Fa=Fttanβ=1535.994tan14.250=390.93N
Fn=F1/cosancosβ=1535.994/cos20cos14.25=1686.462N
求两轴的径向力

所以

轴承校核
由[2]7000AC轴承，（α=250）Fd=0.68Fr
Fd1=Fd2=0.68FR=0.68×576.804=392.227N
由于Fae+Fd2=390.93+392.227=783.157N>Fd1
所以，轴承向右窜动，即轴承1被压紧，轴承2被放松
所以 Fa1=783.157N
Fa2=392.227N
由[2]（表13-6）查得载荷系数fp=1.5
当量动载荷 P=fp（XFr+YFa）
由Fa/Fr=0.672<e=0.68,根据[2]P314（表13-5）查得X=1，Y=0
又P1=P2，所以P=P1=P2=1.5×（1×576.804+0）=865.206N
根据[2]P312（式13-5）算得轴承寿命（对于球轴承 ε=3）

大修期为三年，所以该轴承满足强要求。
计算弯矩：
MH=FrH1×L1=FrH2×L2=767.997×55=4.223×104N.MM
M0=Frv1×L1=Frv2×L2=288.402×55=1.586×104N.MM
MA=FdD/2=390.93×65/2=1.271×104N.MM
Mv=M0-Ma=1.586×104-1.271×104=3.15×103N.MM

受力图如下所示：

由[2]P355(表15-1)查得[δ-1]=60MPa
由[2]P364，对称循环变应力，折合系数a=1
由[2]P365(表15-4)查得：

所以[2]P365(式15-5)进行校核

所以，一号轴满足强度要求。
4.2.2齿轮轴2的设计计算
该轴是一根很复杂的阶梯齿轮轴，是一根既承受转矩又承受弯矩的转轴。而且为了箱体的结构紧凑，其上还要设计一个齿轮，是分配齿轮时的传动齿轮。
1）初选轴直径
由[2]P362(式15-2)初步计算轴的最小直径，所选材料为45钢，调质处理。根据P362(表15-3)，取A0=110

由前面的计算可知 P1=5.282kw，n1=324.32，T1=155.5349N.M
所以

取初始段轴直径 d1=30mm
根据箱体内部结构，以及啮合齿轮