展开式二级斜齿轮减速器说明书

1、43机械设计课程设计计算说明书设计题目: 展开式双级斜齿圆柱齿轮减速器机械设计制造及其自动化 专业 20130719班设计者：唐艺鹏学号：2013071913指导教师：李立全 2016 年 1 月 3 日（ 哈尔滨工程大学机电工程学院）目录一设计任务书及其传动方案的拟定2二传动方案的拟订及说明4三.齿轮设计计算8四.轴的设计计算与校核16五. 轴、轴承、键的校核22六. 联轴器的选择35七. 减速器附件选择及箱体的设计36八. 润滑与密封39九. 设计心得与体会40十. 参考资料41十一. 致谢42一、设计任务书及其传动方案的拟定（一）课程目的：1、通过机械设计课程设计，综合运用机械设计课程和

2、其它有关选修课程的理论和生产实际知识去分析和解决机械设计问题，并使所学知识得到进一步地巩固、深化和发展。2、学习机械设计的一般方法。通过设计培养正确的设计思想和分析问题、解决问题的能力。进行机械设计基本技能的训练，如计算、绘图、查阅设计资料和手册，熟悉标准和规范。（二）题目：题目：设计带式运输机传动装置的二级展开式斜齿圆柱齿轮减速器，如图所示：1电动机 2联轴器 3减速器 4联轴器 5输送带 设计基础数据如下：1、已知数据工作情况载荷平稳输送带牵引力F/N3200运输带速度V（m/s）0.6滚筒直径D/(mm)3002、工作条件 带式输送机用于锅炉房送煤；三班制工作；每班工作8小时，常温下连续

3、、单向运转，载荷平稳；输送带滚轮效率为0.97。3、使用期限及检修间隔 使用期限为12年；检修间隔为3年。4、 生产批量及生产条件小批量生产（5台），无铸钢设备。5、要求完成工作量1.减速器装配图一张(A0)。2.设计说明书一份。3.零件图一张。4.草图一张。（三）设计内容：1.电动机的选择与运动参数设计计算；2.斜齿轮传动设计计算；3.轴的设计；4. 装配草图的绘制5.键和联轴器的选择与校核；6.滚动轴承的选择；7.装配图、零件图的绘制；8.设计计算说明书的编写。（四）设计进度：1、 第一阶段： 总体计算和传动件参数计算。 2、 第二阶段： 轴与轴系零件的设计。3、 第三阶段： 轴、轴承、联

4、轴器、键的校核及草图绘制。4、 第四阶段： 装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写。二、传动方案的拟订及说明计算项目及内容主要结果一：传动方案的总体设计（一）对给定传动方案分析论证总体布置见任务书工作情况：工作有轻震，经常满载，空载启动，单向运动。（二）选择电动机 选择电动机的类型 按工作条件和要求选用 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。 选择电动机型号1）工作机有效功率为：Pw=FV1000=3200×0.61000=1.92 KW 2）传动装置总效率电动机到工作传输带间的总效率为：=1224324 1、2、3、4分别为联轴器、轴承、齿轮传动和卷筒传动的

5、效率。取1=0.99，2=0.98，3=0.97，4=0.96则： =0.8173） 所需电动机功率电动机所需的工作功率为：Pd=Pw = 1.920.817KW=2.35KW4）确定电动机额定功率所以应选额定功率大于2.35kW的电机。计算电动机转速可选范围并选择电动机型号二级圆柱齿轮减速器传动比i=840。工作机卷筒轴的转速为： nw=60×1000vD=60×1000×0.63.14×300=38.2r/min电动机转速的可选范围为：nd=inw=(840)×38.2=(305.61528)r/min选用同步转速为 1000r/min的电

6、动机。由电机产品目录或有关手册选电动机型号为： Y132S-6电动机的技术数据和外形，安装尺寸由表145、表146查出Y132S2-6型电动机的主要技术数据和外形、安装尺寸。1) 外形、安装尺寸尺寸D=38mm，中心高度H=132mm，轴伸长E=80mm。2）技术数据型号额定功率转速r/min电流/A效率/%功率因数额定转矩质量/kgY132S2-639607.23830.762.063（三）计算传动装置总传动比和各级传动比传动装置的总传动比i=ndnw = 96036.2 = 25.13分配各级传动比因为是展开式二级齿轮传动，故，现取1.4，则则低速级齿轮传动比为:传动装置中个轴的输入转矩计

7、算各轴的转速n（r/min）：减速器高速轴为I轴，中速轴为II轴，低速轴为III 轴， 各轴的输入功率按电动机额定功率计算各轴输入功率，即； ； ； 卷筒机P卷 =2.10×0.98×0.99=2.04KW各轴的输入转矩T（N）和输出转矩T(kW)汇总如下表：项目电动机轴高速轴I中间轴II低速轴III卷筒轴转速（r/min）960960161.938.238.2功率（kW）2.352.332.212.102.04转矩（Nm）23377.623143.8130463.1525837.3510167.3传动比15.934.24 Pw=1.92KWPd=2.35KWnw=38.2

8、r/min 电动机型号：Y132S-6=5.93=4.24三.齿轮设计计算计算项目及内容主要结果（一）高速级齿轮的设计选定齿轮类型、精度、材料及齿数1)按图所示传动方案，选用斜齿圆柱齿轮2)运输机为一般工作机器，速度不高，故选用8级精度3) 材料：选择小齿轮材料为40Cr（调质，表面淬火），硬度为4855HRC； 选择大齿轮材料为45钢（正火，表面淬火），硬度为4050HRC。4)初选小齿轮齿数； 大齿轮齿数Z4=Z3i=20×4.24=84.8， 选Z4=85.5)初选螺旋角=14°.按弯曲疲劳强度计算m32KT3YCOS2dZ12YFYSF1） 初选各参数值<1&

9、gt;初选载荷系数 Kt=1.4,<2>由表7-5，由于齿轮相对于轴承为非对称布置，且齿轮为硬齿面齿轮，故齿宽系数 d=0.5.<3>由表7-6得，弹性影响系数<4>端面重合度=1.88-3.21Z3+1Z4cos =1.88-3.2120+185cos14° =1.688 <5>弯曲疲劳强度极限 由图7-16得，Flim3=710MPa； Flim4=710MPa. <6>应力循环次数 （n为齿轮转速，单位r/min；j为齿轮转一圈，同一齿面啮合次数，取1；Ln为齿轮的工作寿命，单位h） 小齿轮:N3=60×16

10、1.9×3×365×24=2.55×108 大齿轮: N4=60×38.2×3×365×24=6.02×107 则YN3=0.9， 则YN4=0.92 <7>取安全系数SF =1.25 F3 =Flim3YN3SF =511.2MPa F4 =Flim4YN4SF =522.56MPa <8>齿形系数YF及应力校正系数YS的选取 计算当量齿数： 由表7-4可得：YF3=2.756 ，YS3=1.569; YF4=2.194 , YS4=1.783 <9>螺旋角系数Y的选

11、取 =0.318dZ1tan =0.318×0.5×20×tan14°=0.79 Y由图7-14选为0.91 <10>试算YFYSF YF3YS3F3=2.756×1.569511.2=0.008 YF4YS4F4=2.194×1.783522.56=0.007 代入较大值YFYSF=0.0082）确定传动尺寸mn32×1.4×130463.1×cos314°0.5×202×1.688算得mn1.93 考虑到接触疲劳强度，选mn=3 <1>确定大小齿轮

12、分度圆直径 d3=mnz3cos =3×20cos14° =61.8mm d4=mnz4cos = 3×85cos14° =262.8mm <2>确定大小齿轮齿宽 b=dd3=0.5×61.8=30.9mm 取小齿轮齿宽b3=39mm 大齿轮齿宽b4=34mm <3>载荷系数的选取 由表7-2选使用系数KA=1齿轮圆周速度V=dn60×1000=×61.8×161.960×1000=0.52m/s 由图7-7选动载系数Kv=1.1 由表7-3选择齿间载荷分配系数K=1.4 由图7-

13、8选择齿向载荷分配系数K=1.06. 故动载系数K=KAKvKK=1.63 <4>模数、螺旋角的修正 mn=mnt3KKt =2.07×31.631.4 =2.17 仍取mn=3 中心距： 圆整为a=162mm 则=13.97° 因值改变不多，故参数、不用更改。 计算大小齿轮分度圆直径： d3=mnz3cos = 3×20cos13.97° = 61.8mm d4= mnz4cos = 3×85cos13.97° = 262.8mm校核齿根接触疲劳强度H=ZEZHKFtbd1u+1uH1） 许用接触应力的计算<1&g

14、t;弹性影响系数 由图7-19选ZN3=1 ZN4=1.07(允许局部点蚀) 由图7-12查得节点区域系数ZH=2.43 <2>弯曲疲劳强度极限由图7-16得，Hlim3=950MPa； Hlim4=950MPa. <3>安全系数SH=1 H3 =Hlim3ZN3SH = 950MPa H4 =Hlim4ZN4SH = 988MPa u=4.242） 齿根接触疲劳强度计算H3=189.8×2.43×1.63×2×130463.134×61.8×61.8×1.688×4.24+14.24 =7

15、14MPa950MPaH4=189.8×2.43×1.63×2×130463.134×262.8×61.8×1.688×4.24+14.24 =346Pa988MPa故齿根接触疲劳强度满足。结构设计大齿轮因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故以选用腹板式结构为宜。小齿轮可采用实心式.。高速轴齿轮参数汇总齿轮小齿轮大齿轮材料40Cr45齿数2085直径/mm61.8262.8螺旋角/°13.97°齿宽/mm3934模数3Z3=20Z4=85=1.688YN3=0.9YN4=0.92

16、YF3=2.756 YS3=1.569YF4=2.194 YS4=1.783mn=3a=162mm=13.97°d3=61.8mmd4=262.8mm计算项目及内容主要结果（二）低速级齿轮的设计选定齿轮类型、精度、材料及齿数1)按图所示传动方案，选用斜齿圆柱齿轮2)运输机为一般工作机器，速度不高，故选用8级精度3) 材料：选择小齿轮材料为40Cr（调质，表面淬火），硬度为4855HRC； 选择大齿轮材料为45钢（正火，表面淬火），硬度为4050HRC。4)初选小齿轮齿数； 大齿轮齿数Z2=Z1i =19×5.93=112.67， 选Z2=1135)初选螺旋角=15°

17、;.按弯曲疲劳强度计算m32KT3YCOS2dZ12YFYSF2） 初选各参数值<1>初选载荷系数 Kt=1.4,<2>由表7-5，由于齿轮相对于轴承为非对称布置，且齿轮为硬齿面齿轮，故齿宽系数 d=0.5.<3>由表7-6得，弹性影响系数<4>端面重合度=1.88-3.21Z1+1Z2cos =1.88-3.2119+1113cos15° =1.683 <5>弯曲疲劳强度极限 由图7-16得，Flim1=710MPa； Flim2=710MPa. <6>应力循环次数 （n为齿轮转速，单位r/min；j为齿轮转一

18、圈，同一齿面啮合次数，取1；Ln为齿轮的工作寿命，单位h） 小齿轮:N1=60×960×3×365×24=1.51×1010 大齿轮: N2=60×960×3×365×24=2.55×109 则YN1=0.82， 则YN2=0.85 <7>取安全系数SF =1.25 F1 =Flim1YN1SF =466MPa F2 =Flim2YN2SF =483MPa <8>齿形系数YF及应力校正系数YS的选取 计算当量齿数： 由表7-4可得：YF1=2.76 ，YS1=1.56;

19、YF2=2.16 , YS2=1.81 <9>螺旋角系数Y的选取 =0.318dZ1tan =0.318×0.5×19×tan15°=1.28 Y由图7-14选为0.809 <10>试算YFYSF YF1YS1F1=2.76×1.56466=0.00924 YF2YS2F2=2.16×1.81483=0.00809 代入较大值YFYSF=0.009242）确定传动尺寸mn32×1.4×23143.8×cos315°0.5×192×1.683×

20、0.00924算得mn1.21 考虑到接触疲劳强度，选mn=2 <1>确定大小齿轮分度圆直径 d1=mnz1cos =2×19cos15°=39.3mm d2=mnz2cos =2×113cos15°=234mm <2>确定大小齿轮齿宽 b=dd1=0.5×39.3=19.65mm 取小齿轮齿宽b1=29mm 大齿轮齿宽b2=24mm <3>载荷系数的选取 由表7-2选使用系数KA=1齿轮圆周速度V=dn60×1000=×39.3×96060×1000=1.97m/s由

21、图7-7选动载系数Kv=1.13 由表7-3选择齿间载荷分配系数K=1.4 由图7-8选择齿向载荷分配系数K=1.06. 故动载系数K=KAKvKK=1.68 <4>模数、螺旋角的修正 mn=mnt3KKt =1.21×31.681.4 =1.29 仍取mn=2 中心距： 圆整为a=137mm 则=15.5° 因值改变不多，故参数、不用更改。 计算大小齿轮分度圆直径： d1=mnz1cos =2×19cos15.5°=39.4mm d2=mnz2cos =2×113cos15.5°=234.5mm校核齿根接触疲劳强度H=Z

22、EZHKFtbd1u+1uH1)许用接触应力的计算<1>弹性影响系数 由图7-12查得节点区域系数ZH=2.42 由图7-19选ZN1=0.8 ZN2=0.87 (允许局部点蚀) <2>弯曲疲劳强度极限由图7-16得，Hlim1=950MPa； Hlim2=950MPa. <3>安全系数SH=1 H1 =Hlim1ZN1SH =760MPa H2 =Hlim2ZN2SH =827MPa u=5.932)齿根接触疲劳强度计算H1=189.8×2.42×1.68×2×23143.824×39.4×39.

23、4×1.683×5.93+15.93 =555.2MPa760MPaH2=189.8×2.43×1.68×2×23143.824×39.4×234.5×1.683×5.93+15.93 =227.6MPa827MPa故齿根接触疲劳强度满足。结构设计大齿轮因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故以选用腹板式结构为宜。小齿轮可采用实心式，做成齿轮轴。高速轴齿轮参数汇总齿轮小齿轮大齿轮材料40Cr45齿数19113直径/mm39.4234.5螺旋角/°15.5°齿宽/

24、mm2924模数2Z1=19Z2=113=1.683YN1=0.82YN2=0.85YF1=2.76 YS1=1.56YF2=2.16 YS2=1.81mn=2a=137mm=15.5°d1=39.4mmd2=234.5mm四.轴的设计计算与校核计算项目及内容主要结果（一） 高速轴结构设计1）高速轴上的功率、转速和转矩转速（r/min）高速轴功率（kw）转矩T（）9602.3323143.82）初步确定轴的最小直径 选取轴的材料为40Cr钢，调质处理，根据表9-2，取C=106，于是得： 轴上有两个键槽，则dmin=1.1dmint=15.6mm3） 轴的结构设计注：本设计中定位轴肩

25、直径为d=d1+(0.07d10.1d1) 轴环的宽度l=1.4h(h为轴肩得而高度)，以下只写明计算结果。 a 拟订轴上零件的装配方案，如图I II III IV V VI VII 高速轴零件装配方案图b 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度<一>各段直径的确定： -：该段连接半联轴器 选择联轴器： 计算转矩TC=KT=1.5×23.4=35.1(Nm)又电机输出轴直径D=38mm,选择LX2型联轴器ZC38×60JB30×52GBT 5014-2003，故选择高速轴外伸端直径选为20mm。由半联轴器长度L=52mm，为了让联轴器与轴肩相配合，选

26、择外伸端轴段长度为50mm.-：考虑到联轴器的轴向定位可靠，此处有一定位轴环，所以该段直径选为24mm。-：该段轴要安装轴承端盖，即该段直径定为22mm。-：该段轴要安装轴承以及挡油环，根据安装方便和轴承内径的要求，确定安装处的轴径为25mm，初选深沟球轴承6203，基本尺寸d×D×B=25×52×15 在轴承后面加一挡油环起到固定轴承与齿轮的作用，并且保证轴承良好的脂润滑。 考虑到齿轮与箱壁的距离为10.5mm，轴承与箱壁的距离为9mm，此段长度选为32.5mm-：这一段有一定位轴肩，直径选为30mm-：这一段为齿轮轴轴段。轴段与齿轮齿顶圆同高。-：该

27、段轴要安装轴承以及挡油环，同-。<二>各段长度的确定： -：由半联轴器长度L=52mm，为了让联轴器与轴肩相配合，选择外伸端轴段长度为50mm.-：轴环宽度根据规定L=1.4h（h为轴肩高度），轴环长度为3mm.-: 考虑到齿轮与箱壁的距离为10.5mm，轴承与箱壁的距离为9mm，此段长度选为32.5mm-：由齿轮的齿宽为29mm,此段长度为29mm。-：该段轴要安装轴承以及挡油环，综合轴承齿轮与箱壁的距离，该段长度选为34.5mm。轴段-直径202422253043.325长度5034632.5432934.5配合联轴器无轴承盖轴承、挡油环无齿轮轴轴承、挡油环高速轴各段参数汇总表

28、（二） 中间轴结构设计1）中速轴上的功率、转速和转矩转速（r/min）高速轴功率（kw）转矩T（）161.92.21130463.12）初步确定轴的最小直径 选取轴的材料为45钢，调质处理，根据表9-2，取C=112，于是得： 由于轴上有两个键槽，因此修正后的最小直径为： 3）轴的结构设计 a 拟订轴上零件的装配方案，如图b 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度-&-：用于安装轴承，查表11-2，选取6406型向心球轴承，基本尺寸为基本尺寸d×D×B=35×90×23，则这两段轴直径为30mm，长度为23mm。-：用于安装挡油环，固定齿轮的轴

29、向位置。故这一段直径为39mm。综合考虑轴承以及齿轮距箱体内壁的距离，这一段长度为22.5mm。-：这一段与齿轮配合，直径为42mm，长度比齿轮齿宽24mm短2mm，故这一段长度为22mm。-：定位轴环。直径选为49mm，长度为5mm。-：与齿轮配合，直径为42mm，长度比齿轮齿宽39mm短3mm，这一段长度为36mm。-：用于安装挡油环，固定齿轮的轴向位置。故这一段直径为39mm。综合考虑轴承以及齿轮距箱体内壁的距离，这一段长度为22mm。中速轴各段参数汇总表 轴段-直径30394249423930长度2322.5225362223配合轴承挡油环齿轮无齿轮挡油环轴承 （三） 低速轴结构设计1

30、）低速轴上的功率、转速和转矩转速（r/min）高速轴功率（kw）转矩T（）38.22.10525837.32）初步确定轴的最小直径 选取轴的材料为45钢，调质处理，根据表9-2，取C=110，于是得： 由于轴上有两个键槽，因此修正后的最小直径为： 3）轴的结构设计 a 拟订轴上零件的装配方案，如图b 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度-：该段连接半联轴器 选择联轴器： 计算转矩TC=KT=1.5×525.8=788.7(Nm)查表12-4得,选择GY7/GYS7 JJ1型联轴器J48×173J155×219GB/T 5843-2003，故选择低速轴外伸端直径

31、选为48mm。由半联轴器长度L=173mm，为了让联轴器与轴肩相配合，选择外伸端轴段长度为170mm.-：该段轴与轴承端盖配合，且左端定位轴肩起到固定联轴器的作用。该段直径定为55mm，长度为40mm。-：该段轴要安装轴承以及挡油环，根据安装方便和轴承内径的要求，确定安装处的轴径为65mm，初选深沟球轴承6213，基本尺寸d×D×B=65×120×23 ，故直径选为65mm。长度为48mm。-：该轴段不与其他零件配合，左端定位轴肩起到固定挡油环位置的作用。该轴段的直径为72mm，长度为21mm。-：这一段为轴环，直径选为82mm，长度为7mm，右端起到固

32、定齿轮轴向位置的作用。-：这一段与齿轮配合，直径为72mm，长度比齿轮齿宽34mm短2mm，故这一段长度为32mm。-：该段轴要安装轴承以及挡油环，根据安装方便和轴承内径的要求，确定安装处的轴径为65mm，初选深沟球轴承6213，基本尺寸d×D×B=65×120×23 ，故直径选为65mm。在轴承后面加一挡油环起到固定轴承与齿轮的作用，并且保证轴承良好的脂润滑。综合考虑轴承以及齿轮距箱体内壁的距离，这一段长度为46.5mm。轴段-直径48556572827265长度17040482173246.5配合联轴器轴承盖轴承、挡油环无无齿轮轴轴承、挡油环低速轴各

33、段参数汇总表选择LX2型联轴器ZC38×60JB30×52GBT 5014-2003五. 轴、轴承、键的校核计算项目及内容主要结果（一）高速轴及其轴承、键的校核1）齿轮受力分析2)V面上受力分析MA=0: -Fa×d2+Fr×L1-RVBL1+L2=0MB=0: -Fa×d2-Fr×L1+RVAL1+L2=0得：RVA=174.4N RVB=49.73N3)H面上受力分析RHA=Ft×L2L1+L2=395.7NRHB=Ft×L1L1+L2=199.1N4)弯矩计算此处只说明M合与Mca计算，其他计算结果见弯矩图

34、根据轴的弯扭合成条件，取 =0.585）受力分析及其弯矩图 A C B根据弯矩图和扭矩图，可判断危险截面为齿轮中心面。6）按弯扭合成强度校核根据表9-4，查得40Cr钢：+1b=270MPa0b=130MPa-1b=75MPap=800Mpa =0.58则齿轮处的轴径： d3Me0.1-1b=322.4×10000.1×75=14.4mm43.3mm故轴径满足强度要求。7）轴承寿命的校核轴承A：6205 轴承B：6205此处只需对轴承A进行强度校核。根据轴承型号取轴承基本额定动载荷为： ；静载荷为：此处iFac0r=0.02 故取e=0.203.取X=0.56, Y=2.2

35、 C=P360Ln106a1=0.592360×3×24×365×960106×1=6.8KN<Cr故轴承寿命符合要求。8)键校核同联轴器相连的键校核：(1)键及键槽参数的确定 采用圆头普通平键，其优点为：结构简单，装拆方便，对中性好。 则根据轴的直径d=20mm和轴段长为50mm以及半联轴器的长度L=52mm，选取键尺寸为：键的公称尺寸键宽b/mm键高h/mm键长L/mm6648 (2)键的强度校核 键传递的转矩T=23143.8Nmm，轴的直径d=20mm 键的工作长度l=L-b=48-6=42mm 键与半联轴器槽的接触高度k=0.5

36、h=0.5×6=3mm 则该键的强度符合要求。（二）低速轴及其轴承、键的校核1）齿轮受力分析2 )V面上受力分析MA=0: -Fa×d2+Fr×L1-RVBL1+L2=0MB=0: -Fa×d2-Fr×L1+RVAL1+L2=0得：RVA=1.93KN RVC=-0.43KN3） H面受力分析RHA=Ft×L2L1+L2=2.48KNRHC=Ft×L1L1+L2=1.52KN4)弯矩计算此处只说明M合与Mca计算，其他计算结果见弯矩图 根据轴的弯扭合成条件，取 =0.585）受力分析及其弯矩图根据弯矩图和扭矩图，可判断危险截

37、面为B截面。6）按弯扭合成强度校核根据表9-4，查得45钢：+1b=200MPa0b=95MPa-1b=55MPap=600Mpa =0.58在B截面处：由于键槽（双键）存在，此处抗弯界面模量W为：故轴径满足强度要求。7）轴承寿命的校核 轴承A：6213 轴承C：6213此处只需对轴承C进行强度校核。根据轴承型号取轴承基本额定动载荷为： ；静载荷为：此处iFac0r=0.025 故取e=0.195.取X=0.56, Y=2.06 C=P360Ln106a1=3.82360×3×24×365×38.2106×1=14.97KN<Cr故轴承寿

38、命符合要求。8)键校核同齿轮相连的键校核：(1)键及键槽参数的确定 采用圆头普通平键，其优点为：结构简单，装拆方便，对中性好。 则根据轴的直径d=72mm和轮毂长为32mm和，选取双键尺寸为：键的公称尺寸键宽b/mm键高h/mm键长L/mm12831.5(2)键的强度校核 键传递的转矩T=525837.3Nmm，轴的直径d=72mm 键的工作长度l=L-b=31-8=23mm 键与半联轴器槽的接触高度k=0.5h=0.5×8=4mm 则该键的强度符合要求。同联轴器相连的键校核：(1)键及键槽参数的确定 采用圆头普通平键，其优点为：结构简单，装拆方便，对中性好。 则根据轴的直径d=55

39、mm和轴段长为170mm以及半联轴器的长度L=173mm，选取键尺寸为：键的公称尺寸键宽b/mm键高h/mm键长L/mm149150(2)键的强度校核 键传递的转矩T=525837.3Nmm，轴的直径d=55mm 键的工作长度l=L-b=150-14=136mm 键与半联轴器槽的接触高度k=0.5h=0.5×9=4.5mm 则该键的强度符合要求。(三)中间轴及其轴承、键的校核中间轴上有大齿轮2以及小齿轮31）齿轮受力分析 齿轮2：齿轮3：2) V面上受力分析 MA=0: Fa2×d22+Fr2×L1-Fa3×d32+Fr3× (L1+L2)-R

40、VBL1+L2+L3=0MB=0: Fa2×d22-Fr3 ×L3-Fa3×d32+Fr3× (L1+L2)+RVAL1+L2+L3=0得：RVA=0.86KN RVC=1.14KN3）H面受力分析MA=0: Ft2×L1+Ft3×(L1+L2)+RHBL1+L2+L3=0 MB=0: -Ft3×L3-Ft2×(L3+L2)- RHAL1+L2+L3=0)得：RHA=-2.34KNRHB=-3KN弯矩计算此处只说明M合与Mca计算，其他计算结果见弯矩图 根据轴的弯扭合成条件，取 =0.584）受力分析及其弯矩图根据

41、弯矩图和扭矩图，可判断危险截面为C、D截面。5）按弯扭合成强度校核根据表9-4，查得45钢：+1b=200MPa0b=95MPa-1b=55MPap=600Mpa =0.58在D截面处：由于键槽（双键）存在，此处抗弯界面模量W为：故轴径满足强度要求。在C截面处：由于键槽（双键）存在，此处抗弯界面模量W为：故轴径满足强度要求。6）轴承寿命的校核 轴承A：6406 轴承B：6406此处只需对轴承B进行强度校核。根据轴承型号取轴承基本额定动载荷为： ；静载荷为：此处iFac0r=0.031 故取e=0.262.取X=0.56, Y=1.96 C=P360Ln106a1=3.27360×3×24×365×161.9106×1=20.7KN<Cr故轴承寿命符合要求。7)键校核同齿轮3相连的键校核：(1)键及键槽参数的确定 采用圆头普通平键，其优点为：结构简单，装拆方便，对中性好。 则根据轴的直径d=42mm和轮毂长为36mm，选取双键尺寸为：键的公称尺寸键宽b/mm键高h/mm键长L/mm10828 (2)键的强度校核 键传递的转矩T=130463.1Nmm，轴的直径d=42mm 键的工作长度l=L-b=2