哈工大机械设计课程设计四篇.docx

哈工大机械设计课程设计四篇2个积分哈工大的学弟学妹们：你们好，作为哈工大的一员，知道哈工大的功课很累。所以我特地把我们寝室四人的机械设计课程设计上传到网上，方便你们参考。但是不要抄袭，这是锻炼能力的很好时机。而且，作为工大人，知道你们为了下载文档很纠结。所以这次四篇文档只要2个积分。目录一、传动装置的总体设计错误!未定义书签。（一）设计题目21.设计数据及要求：22.传动装置简图：3二选择电动机31.选择电动机的类型32.选择电动机的容量33.确定电动机转速3三计算传动装置的总传动比31.总传动比旦32.分配传动比3四计算传动装置各轴的运动和动力参数31.各轴的转速32.各轴的输入功率43.各轴的输出转矩4二、传动零件的设计计算4（-高速齿轮传动41.选择材料、热处理方式及精度等级42.初步计算传动主要尺寸53.计算传动尺寸6二低速速齿轮传动二级传动71.选择材料、热处理方式及精度等级72.初步计算传动主要尺寸73.计算传动尺寸8（三验证两个大齿轮润滑的合理性10四根据所选齿数修订减速器运动学和动力学参数。101.各轴的转速102.各轴的输入功率103.各轴的输出转矩10=.轴的设计计算11（一）高速轴（轴I）的设计计算111.轴的根本参数一I轴：112.选择轴的材料113.初算轴径114.轴承部件的结构设计115.轴上键校核设计126.轴的强度校核137.校核轴承寿命13（二）中间轴（轴11）的设计计算141.轴的根本参数一II轴：142.选择轴的材料143.初算轴径144.轴承部件的结构设计145.轴上键校核156.轴的受力分析157.校核轴承寿命16（三）输出轴（轴【II）的设计计算171.轴的根本参数-TII轴：172.选择轴的材料173.初算轴径174.轴承部件的结构设计176.轴的强度校核197.校核轴承寿命20（四）整体结构的的最初设计201.轴承的选择202.轴承润滑方式及密封方式203.确定轴承端盖的结构形式214.确定减速器机体的结构方案并确定有关尺寸21四设计参考文献：21一、传动装置的总体设计（一）设计题目课程设计题目：带式运输机传送装置1.设计数据及要求：设计的原始数据要求：F=1900N:d=250mm;v=0.9ms机器年产量：大批量；机器工作环境：有尘:机器载荷特性：平稳；机器最短工作年限：5年2班。2.传动装置简图：二选择电动机1选择电动机的类型根据参考文献2,按工作要求和工作条件选用Y系列三相笼型异步电动机。全封闭自扇冷式结构，电压为380V。2.选择电动机的容量工作机的有效功率为：从电动机到工作机传送带间的总效率为：式中：子、0."3、少分别为联轴器、轴承、齿轮传动、卷筒的传动效率。联轴器选用弹性联轴器，轴承为角接触球轴承，齿轮为8级精度齿轮，由参考文献表9.1取"i=0.99、"2=0.99、"3=0.97、?4=0.96。那么：所以电动机所需要的工作功率为：3.确定电动机转速按参考文献2表9.2推荐的传动比合理范围，二级圆柱齿轮减速器传动比；=840,而工作机卷筒轴的转速为：所以电动机转速的可选范围为：几,=i%=(840)×69=(5502750)rmin符合这一范围的同步转速有750r/min、1000rmin,1500r/min三种。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量及价格等因素，为使传动装置结构紧凑，决定选用同步转速为100Or/min的电动机，另需要其中电机工作所需额定功率：PedPd.根据电动机类型、容量和转速，由参考文献2表15.1以及有关手册选定电动机型号为Y112M-6。其主要性能如下表：电动机型号额定功率/kW满载转速/(r/min)起动转矩额定转矩最大转矩额定转矩Y112M-62.29402.02.0由参考文献2表15.2查得电动机的主要安装尺寸及外形尺寸如下:型号HABCDEFXGDGKY112M-61121901407028608X72412bi-b2hAABBHA2451901152655018015400电动机的外形尺寸图如下：三)计算传动装置的总传动比1.总传动比ix为：2.分配传动比：考虑润滑条件，为使两级大齿轮直径相接近，取1.4?“，故:(四计算传动装置各轴的运动和动力参数1.各轴的转速I轴"1=痴=940rminII轴n=-=215.6r/min(I4.36IlI轴n=-=69.Ir/min69r/min3.12卷筒轴“=69r/min2.各轴的输入功率I轴P=PdX?=2.01x0.99=1.99WII轴H=Pl23=1.99×0.99×0.97=1.9LlWIII轴Pm=R刃3=L91x0.99x0.97=1.83%W卷筒轴PiS=Pm2/=l.830.990.99=1.79kW3.各轴的输出转矩电动机轴的输出转矩外为所以：I轴T=Tdx尸2.04×IO4Nmtn×0.99=2.02×1042V.znII轴丁产T切2/dI=2.02×104Nmm×0.99×0.97×4.36=8.46xlO*N"""In轴Tin=Tn少3晶=8.46×104N.mtnX0.99X0.97X3.12=2.53×105N.mm卷筒轴Tt=Tm巾力=2.53XI(TMmmX0.99X0.99=2AS×iO5N.mrn将上述计算结果汇总于下表得：轴名功率kW转矩T(N三)转速n/(rmin)传动比i效率n电机轴2.Ol2.04×IO494010.991轴1.992.02×IO49404.360.96Il轴1.918.46×IO42116山轴1.832.53x10s693+120.96卷筒轴1,792.48x10s6910.97二、传动零件的设计计算(-高速齿轮传动1.选择材料、热处理方式及精度等级考虑到此考虑到高速级齿轮传动传递功率约2.2kW,且该齿轮传动为闭式传动。故大、小齿轮均选用40Cr,热处理方式为调质-外表淬火，由参考文献1表6.2得到齿面硬度为4855HRC,选用8级精度。2.初步计算传动主要尺寸因为大、小齿轮均选用硬齿面，齿面抗点蚀能力较强所以初步决定按照齿根弯曲疲劳强度设计齿轮传动的主要参数及尺寸。由参考文献1式（6.25）,即式中各参数为：1）小齿轮传递的扭矩2）初选Z产17,（后面予以说明计算校验，最小根切齿数Zmm=I5.57）那么z2=Z1Xil=17x4.36=74.12,考虑中心距及减速器的结构尺寸问题，选取z2=70，那么彳=70/17=4.12o3）初选K,=1.3。4）初选螺旋角力=13°,由参考文献1式6.1得端面重合度：那么查参考文献1图6.22查得重合度系数%=0.725）硬齿面非对称布置，按参考文献1表6.6畲=0.3一0.6取禽=066）由参考文献1式（6.2）,轴面重合度:由参考文献1图6.28查得：螺旋角系数：打=0.917）齿形系数YF和应力修正系数YS当量齿数：由参考文献1图6.20查得：L=2.88,y=224由参考文献1图6.21查得：%=1.54,=178（均由线性插值法得到）8）许用弯曲应力可由参考文献1式6.29,即HL=胃皿算得。由参考文献1图6.29h查得接触疲劳极限应力叫同=/心=360MPa由参考文献1表6.7查得平安系数SF=I.25小齿轮与大齿轮的应力循环系数分别为：由参考文献1图6.32查得寿命系数/I=Yn2=1.0故需用弯曲应力所以那么，初算模数加M3.计算传动尺寸(1)计算载荷系数K由参考文献1表6.3查得使用系数KA=LOo(平稳)由参考文献1表6.7查得动载系数K.=1.08由参考文献1图6.12查得齿向载荷分布系数Kp=1.09由参考文献1表6.4查得齿间我荷分布系数Ka=I.4那么K=储凡KNJ=I.648(2)对m,1进行修正，并圆整为标准模数由参考文献表6.1圆整后取SI=2.0mm(3)计算传动尺寸中心距:t3=耽(马+zj=2.5“(17+7°)=8929jm2cos夕2cos13由参考文献2表9.4圆整为=90"""那么修整螺旋角所以按参考文献2表9.4圆整为b=22mm取b2=b=25“,bi=b+(510)=(2732)“,取5=30"“(4)校核最小不根切齿数：由tann=tanqcos/?,ll=20求得l=20.6314那么Zl>Zmin,那么可知不会发生根切现象(5)校核齿面接触疲劳强度由参考文献1式(6.20),即式中各参数：1)K=L648、7；=2.02x104N三Mb=22mn.4=35.1722)齿数比V-Zi=4.123)查参考文献1表6.5得材料弹性系数ZE=189.8W4)查参考文献1图6.15得节点区域系数Zh=2.445）查参考文献1图6.16得重合度系数Zc=0.826）查参考文献1图6.26得螺旋角系数Zz）=O.9887）查参考文献1式（6.26）,许用接触应力由司=马萨算得根底疲劳接触疲劳极限应力bI=b“x=1200MPa,由参考文献1图6.29g查得由参考文献口图6.30查得寿命系数Zv1=Zv1=1.0由参考文献1表6.7查得平安系数S”=1.0,故那么即满足齿面接触疲劳强度。计算齿轮传动其他尺寸高速级齿轮参数列表齿轮法向模数分度圆直径齿宽由数螺旋角力中心距a小2.035.172301714.835°90mm大149.8282270二低速速齿轮传动二级传动）1.选择材料、热处理方式及精度等级考虑低速级齿轮传动传递功率约1.9kW,且该齿轮传动为闭式传动。大、小齿轮仍是选用40Cr,外表淬火，由参考文献1表6.2得到齿面硬度为4855HRC,选用8级精度。2.初步计算传动主要尺寸因为大、小齿轮均选用硬齿面，齿面抗点蚀能力较强所以初步决定按照齿根弯曲疲劳强度设计齿轮传动的主要参数及尺寸。由参考文献口式（6.25）,即式中各参数为：D小齿轮传递的扭矩2）初选Za=17（后面予以说明计算校验，最小根切齿数ZnIln=I4.93）,那么Z4=Z3X1i=17x13.6/（70/17）=56.15,那么可选取z=56,那么Q=56/17=3.29。那么知：im=iii2=4.12x3.29=13.55J/Zm=（柱-ffl）m=（13.6-13.55）/13.6=0.37%,满足传动比要求。3）初选K,=1.3。4）初选螺旋角力=15°,由式（6.1）得端面重合度:那么由参考文献1图6.22查得重合度系数%=0.725）硬齿面非对称布置，按参考文献1表6.6四=0.30.6,取必=0.66）由参考文献1式（6.2）,轴面重合度：由参考文献口图6.28查得：螺旋角系数：=0.897）齿形系数YF和应力修正系数YS当量齿数：由参考文献图6.20查得：%=2.85,L=228由参考文献图6.21查得：L=I.54,L=I75（均由线性插值法得到）8）许用弯曲应力可由参考文献1式6.29,即°f=逐皿算得。由参考文献1图8.29h查得接触疲劳极限应力叫而3=叫加4=360MP"由参考文献1表8.7查得平安系数=1.25小齿轮与大齿轮的应力循环系数分别为：由参考文献1图8.32查得寿命系数/3=/4=1，0故需用弯曲应力所以那么初算模数m“3：3.计算传动尺寸（1）计算载荷系数K由参考文献1表6.3查得使用系数KA=LOO（平稳）由参考文献1图6.7查得动载系数K1=1.06由参考文献1图6.12查得齿向载荷分布系数K。=1.09由参考文献1表6.4查得齿间载荷分布系数Ka=I.4那么K=KKKaKlJ=I62（2）对m“3进行修正，并圆整为标准模数由参考文献1表6.1圆整后取/=3.0mm(3)计算传动尺寸中心距：a=-(Z3+z，)=30x(17+56)=3.362cos尸2cosl5由参考文献2表9.4圆整为a=115三那么修整螺旋角所以按参考文献2表9.4圆整为b=32"im取bz=b=32Mzn,=/?+(510)=(3742)，m,取力I=40znn(4)校核最小不根切齿数：由tan11=Ian%cos夕，=20求得=20.922那么Z3>Zmin,那么可知不会发生根切现象。(5)校核齿面接触疲劳强度由参考文献1式6.20,即式中各参数：1)K=I.62、7；=7.99x104三11.h=32nn.&=53.57ImnJ2)齿数比“=%=3.293)查参考文献1表6.5得材料弹性系数ZE=189.84)查参考文献1图6.15得节点区域系数Zu=2.405)查参考文献1图6.16得重合度系数ZC=O.766)查参考文献1图6.26得螺旋角系数Zo=O.9797)查参考文献1式(6.26),许用接触应力由司"=空宁算得根底疲劳接触疲劳极限应力bi,=Ezz=1200MP"由参考文献1图6.29g查得由参考文献1图6.30查得寿命系数Zv,=4"=1.0由参考文献口表6.7查得平安系数S"=1.0,故那么即满足齿面接触疲劳强度。计算齿轮传动其他尺寸低速级齿轮参数列表齿轮法向模数分度圆直径齿宽齿数螺旋角力中心距a小3.053.571401717.824°115大176.4703256三验证两个大齿轮润滑的合理性两个大齿轮直径分别为：也=144.828""，d4=I76.470/?11浸油深度不能过深也不能过浅，通常一般的推荐值为满足浸油润滑的条件为油的深度大于IOmm,最高油面比最低油面高出(1015)"""，同时保证传动件浸油深度最多不超过齿轮半径的d-L。43(-)×88.24mm=(22.(X>29.41)""=如下列图所示，88.24-62.41=25.83u<29.41un,43验证可以知道，两个齿轮满足浸油条件，润滑合理。四根据所选齿数修订减速器运动学和动力学参数。1各轴的转速I轴并I=940rminI轴产巴=94。=228.16r/minr4.1211I轴=坦8”=69.35r/min血3.29卷筒轴小，=69r/min2.各轴的输入功率I轴P=PdX=2.01×0.99=1.99jtWII轴R=PJ23=L99×0.99×0.97=.9lkWIn轴Pi11=Pu巾0=1.910.990.97=1.83kW卷筒轴Pd=HiBVi=L830.990.99=1.79kW3.各轴的输出转矩电动机轴的输出转矩0为所以：I轴r=TdX"=2.04×IO4Nmm×0.99=2.02×104NmmIl轴Th=Tiwai=2.02XIO4Nmm×0.99X0.97X4.12=7.99×104N.mmIII轴T111=T112b=7.99×104N,mm×0.99×0.97×3.29=2.52xlO5N./n/n卷筒轴T三=Tll2.52×105N,mm×0.99×0.99=2Al×N.mm轴名功率皿转矩MN.初n(传动比L效率Q电机轴2,Ol2.O4xlO49401(L99I轴1.992.02×IO49404.120.96Il轴1.917.99×104228.16In轴1.832.52×10569.353.290.96卷筒轴L792.47x10s69.3510,97三.轴的设计计算（一）高速轴（轴）的设计计算1.轴的根本参数一I轴：作用在齿轮上的力：2.选择轴的材料考虑结构尺寸以及可能出现的特殊要求（1号小齿轮4=35.172mm,有可能需要使用齿轮轴，而齿轮所选材料为40Cr,故轴的材料可能用到40Cr）,第一级轴是高速轴同时传递力矩，选用40Cr材料，热处理方式为外表淬火，以获得良好的综合机械性能。3.初算轴径按弯扭强度计算：考虑到轴上键槽适当增加轴直径，dmin=12.46x1.05=13.08wo式中：C一一由许用扭转剪应力确定的系数。由参考文献1表9.4中查得C值，40Cr的系数为10697考虑扭矩大于弯矩，取小值C=97。P轴传递的功率（单位kW）。n轴的转速。4.轴承部件的结构设计（1）轴承部件的结构形式为方便轴承部件的装拆，减速器的机体用剖分结构形式。因传递功率小，齿轮减速器效率高，发热小，估计轴不会很长，故轴承部件的固定方式采用两端固定。由此所设计的轴承部件的结构形式如图：输出轴的草图1所示，然后，可按轴上零件的安装顺序，从最小直径的轴端1开始设计。（2）联轴器及轴端1上述所求的的d11in=13.08，""，就是轴段1的直径，又考虑到轴段1上安装联轴器，因此1的设计与联轴器的设计同时进行。为补偿联轴器所连接两轴的安装误差，隔离振动，选用弹性柱销联轴器。查参考文献口表12.1可取：K=L5,那么计算转矩：=KT=1.5×2.04×104=30.3N.m。其中型号为LT4的联轴器系列公称转矩满足，取£T4/A28XSGBiT4323-2002Il轴段1丛2052的直径为d=20""o轴段2在确定轴段2的直径时候，应该考虑联轴器的固定与密封两个方面。减速器工作环境为有尘环境，密封效果要求较好，故减速器端盖密封采用唇形密封圈。考虑齿轮线速度y=7M/(60xl000)=L731m/s<2m/s,即轴承不可通过齿轮甩油进行润滑，那么轴承采用脂润滑，需要挡油板装置。联轴器的右端轴肩固定，由参考文献1图9.8中的公式计算得轴肩高度力=(0.070.1)4=(L42.0)mm,但考虑固定原因、唇形密封圈所在轴段直径以及本轴段要安装轴承的内径，那么可取h=2.5mm,那么轴段2直径出=25"""。考虑使用斜齿轮。齿轮有轴向力，轴承类型为角接触球轴承轴，轴承型号取7205C,查得d=25mm,D=52mm,B=15mm。轴段3轴段2的轴肩应为力=(0.070.1)J2=(0.070.1)X25=(1.752.5)mm。初取轴肩2.5mm,那么可取直径为4=30m*(5)轴段4轴段5安装轴承，轴承型号与轴段2一样取7205C,查得d=25mm,D=52mm,B=I5uno轴段5的轴肩为=(0.070.1W2=(0.070.1)×30=(2.1-3.0)yn,取轴肩为2.5mm.J5=J2=25三,那么算得直径为北=30""。本轴段安装齿轮，齿轮分度圆直径为35.173mm,很明显此处需要做成齿轮轴。轴段5此段轴安装轴承，di=d2=25mm。(7)轴段长度确定轴段具体长度要综合考虑其他2根轴的尺寸和联轴器端面到箱体轴承透盖的距离确定。轴段1长度略短于联轴器长度，取4=50""，轴段5的长度等于轴承宽度与挡油板宽度之和(挡油板宽度等于齿轮端面与箱体内壁距离与轴承至箱体内壁距离之和，取26mm)那么%=(26+15)"?"?=4bw"，轴段2长度等于联轴器端面到箱体轴承透盖的距离(取20mm)、轴承端盖总厚度(取34mm)、轴承宽度、挡油板宽度之和，Z2=(20+34+26+15)ww=95mm.轴段4长度等于齿轮宽度，4=30""，轴段3长度根据其他两根轴确定为4=56,""?。5.轴上键校核设计输入轴只有轴段1上有键，计算时计算轴上所需键最短长度，轴段1上键长大于所需最短工作长度即可。连接为静连接，载荷平稳，且键材料均选用45号钢，查参考文献1表4.1可得：p=125150MR7,取s>=130/Pa。由参考文献1式4.1需满足挤压强度条件：其中由轴的直径20,查参考文献2表11.28,可取键的尺寸bXh=6X6m。,2T2×2.02×10,c1o/r口/之=5.1Bmm那么可解得：,dik130x20x6/2其连接的联轴器处长为52mm,那么键可选长度为45mm<>6.轴的强度校核(1)轴的受力简图(2)计算支承反力在水平面上在垂直平面上轴承I的总支承反力：轴承II的总支承反力：(3)计算弯矩取齿轮中心平面为a-a剖面，在水平面上，a-a剖面左侧：a-a剖面右侧：在垂直平面上，a-a剖面左侧：a-a剖面右侧：合成弯矩，a-a剖面左侧：a-a剖面右侧：计算转矩(5)校核轴的强度画出弯矩转矩图，如下列图所示，分析得：a-a剖面右侧，因弯矩大，有转矩，故a-a剖面右侧为危险剖面。由参考文献口表9.6查得，抗弯截面模量为：抗扭截面模量为：弯曲应力：扭剪应力：由参考文献口表9.3可以查得6=750&。i=35OMPa,-i=2OOMPa.材料的等效系数=0.2-0.3,ff=0.3,f=0.10.15,取4=0.15°由参考文献表9.10查得K(T=I.63,Kr=I.44。由参考文献1表9.12查得绝对尺寸系数&=073，a=0.78。由参考文献1表9.9查得轴磨削加工时的外表质量系数/?=0.91。由此，平安系数计算如下：由参考文献1表9.13查得许用平安系数S=1.3L5,S>S,故平安。7.校核轴承寿命由参考文献2表12.3,查得7205C轴承的G=12800N,G=8950No(1)计算轴承的轴向力轴承I、H内部轴向力分别为轴承如果面对面安装：%+A=（151.26+304.23）N=455.497V>Fs2,那么轴承如果背对背安装：比拟两种安装情况受力大小，选择面对面安装更合理。比拟两轴承的受力，因*<±2及心<巴2，故只需校核轴承2。（2）计算当量动载荷由笈=竺三竺=0.051,由参考文献1表10.13查得e=0.42。CO8950因为笈=O535>e=0.42,所以查表插值可得：X=0.44,Y=1.32。%85125当量动载荷为（3）校核轴承寿命轴承在100°C以下工作，由参考文献口表10.10查得人=1。载荷平稳，由参考文献1表10.11查得力=Lo1.5,¾-1.2轴承I的寿命为减速器使用5年两班，那么预期寿命为1.h*,故轴承寿命充裕。（二）中间轴（轴H）的设计计算1.轴的根本参数一H轴：计算得作用在齿轮2上的力：计算得作用在齿轮3上的力：2.选择轴的材料考虑结构尺寸以及可能出现的特殊要求（3号小齿轮4=53.57Imm,有可能需要使用齿轮轴，而齿轮所选材料为40Cr,故轴的材料可能用到40Cr）,第二级轴是速度较高同时传递更大力矩，选用40Cr材料，热处理方式为外表淬火，以获得良好的综合机械性能。3.初算轴径按弯扭强度计算：考虑到轴上键槽适当增加轴直径，dnlin=19.70x1.05=20.68,wo。式中：C由许用扭转剪应力确定的系数。由参考文献1表9.4中查得C值，合金钢40Cr的值为106-97考虑扭矩大于弯矩，取小值C=97。P2轴11传递的功率（单位kW）。n轴n的转速。4.轴承部件的结构设计（1）轴承部件的结构形式轴承部件的固定方式采用两端固定。由此所设计的轴承部件的结构形式如图：中间轴的草图如下列图所示，然后，可按轴上零件的安装顺序，从最小直径的轴端1开始设计。轴段1初选角接触球轴承7206C,查得d=30mm,D=62mm,B=16mm故取轴段1的直径为Ji=30"o轴段2与轴段4由参考文献图9.8中的公式计算得，轴段1和轴段5的轴肩应为=(0.07一0.1)4=(0.070.1)×30=(2.13.0)mm,取轴肩=2.5n三,那么算得直径为d=35mm。考虑可能出现的齿轮轴问题，进行校核计算，分度圆直径为53.571mm,其中键的尺寸为：b×h=10×8m11),那么e=53.571/2-17.5-3.3=5,99mm<2.5×m=7.5mm,所以齿轮3需要做成齿轮轴。轴段3轴段3的轴肩也为=(0.070.1)J1=(0.070.1)×35=(2.453.5)mm,轴肩取力=2.5"”，那么直径为&=40"o轴段长度确定轴段4长度略短于齿轮2轮毂长度，齿轮2轮毂长度为42三,那么取。=40时，轴段3长度取Iomm(考虑轴向力很大，所取长度比计算值大)，即4=10"""轴段2的长度等于齿轮3宽度，那么4=40""",轴段5长度等于轴承宽度、挡油板宽度(挡油板宽度等于齿轮2轮毂与箱体内壁距离与轴承至箱体内壁距离之和，取19mm)以及轮毂宽度与轴段4长度差值之和，那么4=(16+19+2)机机=37,""?，轴段1长度等于轴承宽度、轴承端面至箱体内壁距离与齿轮3端面至箱体内壁的距离之和，取4=(16+10+15)"Wl=41""".5.轴上键校核中间轴轴段4上有键，计算时计算轴上所需键最短长度，其键长大于所需最短工作长度即可。连接为静连接，载荷平稳，且键材料均选用45号钢，查参考文献1表4.1可得：,=125150M外,取回=130MP"。由参考文献式4.1需满足挤压强度条件:C=齐口其中由轴的直径35mm,查参考文献2表11.28,可取键的尺寸bXh=IOX8mm。那么可解得：E130x35x8/2查表得平安工作的最小键长为22mio此轴上两个齿轮：2、3号齿轮，其中2号(高速轴上的大齿轮)齿宽为22mm,3号齿轮(低速轴上的小齿轮)齿宽为40rnu2号齿轮轮毂宽度为42mm,那么取2号齿轮处键长36mm,3号齿轮为齿轮轴形式，不需要键连接。6.轴的受力分析(1)画轴的受力简图中间轴受力：5=1103.38N,j=415.44N,12=292.25N=2982.96N,%=1140.45N,f3=959.10N计算支承反力在水平面上在垂直平面上轴承3的总支承反力：轴承4的总支承反力：(4)计算弯矩设齿轮3中心平面为a-a剖面，齿轮2中心平面为b-b剖面。在水平面上，a-a剖面左侧：a-a剖面右侧：b-b剖面左侧：b-b剖面右侧：在垂直平面上a-a剖面左右侧弯矩相同b-b剖面左右侧弯矩相同合成弯矩，a-a剖面左侧：a-a剖面右侧：b-b剖面左侧：b-b剖面右侧：计算转矩校核轴的强度画出弯矩转矩图，如下列图所示，分析得：a-a剖面右侧，因弯矩大，有转矩，故a-a剖面右侧为危险剖面。由参考文献1表9.6查得，抗弯截面模量为抗扭截面模量为弯曲应力：扭剪应力：由参考文献1表9.3可以查得6=75°MPa，b1=35OMPa,r-=200M&；材料的等效系数甲，=0.2-0.3,取+(T=O.3,f=0.10.15,取,=0.15。由参考文献表9.10查得Kb=2.13,Kr=1.70。由参考文献表9.12查得绝对尺寸系数&=0.70,历=0.76。由参考文献1表9.9查得轴磨削加工时的外表质量系数£=0.92。由此，平安系数计算如下：由参考文献表9.13查得许用平安系数网=L3L5,显然SS,故a-a剖面平安。7.校核轴承寿命由参考文献2表12.3查得7206C轴承的Cr=I78OON,Co=I28OON。(1)计算轴承的轴向力轴承I、II内部轴向力分别为轴承如果面对面安装：Fs3+A=(649.20+666.85)7V=1316.05N>Fsi,那么轴承如果背对背安装：比拟两种安装情况受力大小，选择背对背安装更合理。比拟两轴承的受力，因<%及E"<Ea，故只需校核轴承3。(2)计算当量动载荷由E,/Co=870.46/12800=0.068,由参考文献1表10.13查得e=0.56°因为E3/63=870.46/1623.01=0.536<e,所以查表插值可得：X=1,Y=O°当量动载荷为(3)校核轴承寿命轴承在100。C以下工作，由参考文献1表10.10查得力=1。载荷平稳，由参考文献1表10.11查得力=Lo1.5,4仇=1,2。轴承I的寿命为减速器使用5年两班，那么预期寿命为1.h>Eh,故轴承寿命充裕。(三)输出轴(轴HD的设计计算1.轴的根本参数一11I轴：那么经过计算可得作用在齿轮上的力：2.选择轴的材料考虑使用45号钢的时候轴可能会比拟粗，结构兔杂，而且第三根轴传递力矩较大，应选用40Cr,热处理方式为调质，能获得良好的综合机械性能。3.初算轴径按弯扭强度计算：考虑到轴上键槽适当增加轴直径，dtlli=28.89×1.05=30.32zwn。式中：C由许用扭转剪应力确定的系数。由参考文献1表9.4中查得C值，合金钢40Cr的值为106.97,考虑扭矩大于弯矩，取小值C=97。P3轴III传递的功率(单位kW)。n轴III的转速。4.轴承部件的结构设计(1)轴承部件的结构形式轴承部件的固定方式采用两端固定。由此所设计的轴承部件的结构形式如图：输出轴的草图如下列图所示，然后，可按轴上零件的安装顺序，从最小直径的轴端7开始设计。(2)轴段7及联轴器轴段7的直径，需要考虑到上述所求的d11m=30.32"如及轴段1上安装联轴器，因此与联轴器的设计同时进行。为补偿联轴器所连接两轴的安装误差，隔离振动，选用弹性柱销联轴器。查参考文献口表12.1可取：K=L5,那么计算转矩：,=KTa=1.5X2.52×10s=378(Nm)其中型号为LT7的弹性套柱销联轴器公称转矩满足，但直径不满足，那么定制直径为32mm的联轴器，型号记作LT732×65GB/T4323-2002。那么d7=32,nw°轴段6考虑联轴器的轴向固定，轴肩/7=(0.070.1)4=(0.070.1)×32=(2.243.2)m切考虑唇形密封圈的内径系列，取轴肩为3mm,轴段6直径小=38,用"。(4)轴段5和轴段1轴段5与轴段1要安装轴承，选轴承类型为角接触球轴承。轴段5需要考虑轴承内径及安装，查参考文献2表12.2角接触球轴承，取7208C,查得d=40mm,D=80mm,B=18mmo同一根轴上两个轴承应该为相同型号，故取轴段5和轴段1的直径为：由=/=40"""。轴段2和轴段4由参考文献图9.8中的公式计算得，轴段5与轴段1的轴肩应为h=(0.070.1)4=(0.070.1)x40=(2.84.0)zw取轴肩h=3.Omni,那么初算可得直径为46mm.d2=乩=46mw轴段3轴段4的轴肩也为=(0.070.1)J4=(0.070.1)×46=(3.224.6)"。轴肩取4mm,那么直径为小=54mm。(7)轴段长度确定轴段3与轴2一样，/3=10"""，轴段2长度略短于齿轮4的轮毂宽度，齿轮4的轮毂宽度为56mm,那么4=54""",轴段1长度等于轴承宽度、挡油板宽度以及齿轮4轮毂长度与轴段2长度差值之和，4=(18+8+7+2)""=35"""，轴段5长度等于轴承宽度与挡油板宽度之和，4=(18+15)"""=33"""，轴段4长度根据前两根轴确定为。=36,""?，轴段6长度等于轴承端盖总长度与联轴器端面到箱体轴承端盖的距离4=(34+20)"""=54""，轴段7长度略短于联轴器长度，联轴器长度为65mm,那么取4=64,""?。5.轴上键校核输出轴轴段7与轴段2上有键，计算时计算轴上所需键最短长度，其键长大于所需最短工作长度即可。连接为静连接，载荷平稳，且键材料均选用45号钢，查参考文献1表4.1可得：,=125150M,取回=130M¾。由参考文献式4.1需满足挤压强度条件:小lJ(1)轴段2与大齿轮连接处的键其中轴段2的直径46mm,可取键的尺寸bXh=14X9mm。那么可解得：6或130×46×92查表得最短键长为36mm。此轴段键槽处为低速齿轮大齿轮：4号齿轮，其齿宽为32mm,轮毂宽度取56m11k,取键长为5Ommo(2)轴段7与联轴器连接处的键其中轴段7的直径32mm,可取键的尺寸bXh=10X8mnu,2力2×2.52x105/>=:=30.29mw那么可解得：G砂130x32x8/2查表取键长为56mm。6.轴的强度校核画轴的受力简图输出轴的受力：计算支反力水平面上：垂直平面上：轴承5的总支承反力轴承6的总支承反力计算弯矩在水平面上：a-a剖面左侧，a-a剖面右侧：在垂直面上：合成弯矩：a-a剖面左侧：a-a剖面右侧：计算转矩校核轴的强度画出弯矩转矩图，如下列图所示，分析得：a-a剖面右侧，因弯矩大，有转矩，还有键槽引起的应力集中，故a-a剖面右侧为危险剖面。抗扭剖面模量弯曲应力：扭剪应力由参考文献口表9.3可以查得6=750&。=35OMPa,r-=2OOM/%;材料的等效系数甲，=0.2-0.3,取H=0.3,Z=O.10.15,取4=0.15°由参考文献1表9.10查得K(T=L95,