哈尔滨工业大学机械设计课程设计.docx

哈尔滨工业大学机械设计课程设计目录一、传动装置的总体设计1（一）选择电动机11.选择电动机的类型22.选择电动机的容量23.确定电动机转速2（二）计算传动装置的总传动比31.总传动比为：32.分配传动比：3（三）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33.各轴的输出转矩4二、传动零件的设计计算4（一）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4（二）低速级直齿圆柱齿轮传动设计9（三）根据所选齿数修订减速器运动学和动力学参数。、13三.轴的设计计算14(一)高速轴(轴)的设计计算14(二)中间轴(轴)的设计计算18(三)输出轴(轴)的设计计算24四.减速器附件的设计30五.参考文献30一、传动装置的总体设计（一）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：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2表9.1取1=0.99,2=0.99,3=0.97,4=0.96。则：=1224324=0.9920.9940.9720.96=0.85所以电动机所需要的工作功率为：Pd=Pw=1.70.85kW=2kW3.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，而工作机卷筒轴的转速为：nw=601000vd=6010000.85250=65 r/min所以电动机转速的可选范围为：符合这一范围的同步转速有750 r/min、1000 r/min、1500 r/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1000r/min的电动机，另需要其中电机工作所需额定功率：。根据电动机类型、容量和转速，查表15.1选定电动型号为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)启动转矩额定转矩最大转矩额定转矩Y112M-62.29402.02.0电动机的主要安装尺寸和外形尺寸如下表：型号HABCDEF*GDGKbb1b2AAHAL1Y112M-6 1121901407028608*724122451901155015400电动机的外形尺寸图如下：（二）计算传动装置的总传动比1.总传动比为：i=nmnw=94065=14.462分配传动比：考虑润滑条件，为使两级大齿轮直径相接近，取，故：i1=1.4i=1.414.46=4.5i2=14.464.5=3.21（三）计算传动装置各轴的运动和动力参数1.各轴的转速轴n1=nm=940 r/min轴n2=n1i1=9404.5=208.9r/min轴n3=n2i2=208.93.21=65 r/min卷筒轴 nw=n3=65 r/min2.各轴的输入功率轴P1=Pd1=20.99 kW=1.98kW轴P2=P123=1.980.99 0.97kW=1.9kW轴P3=P223=1.90.99 0.97kW=1.83kW卷筒轴 P卷=P321=1.830.99 0.99kW=1.79kW3.各轴的输出转矩电动机轴的输出转矩为Td=9.55106Pdnm=9.551062940=2.03104 Nmm所以： 轴T1=Td1=2.031040.99 Nmm=2.01104 Nmm轴T2=T123i1=2.011040.99 0.974.5 Nmm=8.69104 Nmm轴T3=T223i2=8.69104 0.99 0.973.21 Nmm=2.68105 Nmm卷筒轴 T卷=T321=2.68105 0.99 0.99Nmm=2.63105 Nmm将上述计算结果汇总于下表得:轴名功率kW转矩 T/(Nmm)转速 n/(r/min)传动比i效率电机轴22.0110494010.99轴1.982.011049404.50.96轴1.908.69104208.93.210.96轴1.832.6810565卷筒轴1.792.63105 6510.98二、传动零件的设计计算（一）高速齿轮传动1选择材料、热处理方式及精度等级考虑到带式运输机为一般机械，故大小齿轮均选用45钢，采用软齿面，小齿轮调质处理，齿面硬度为215255HBW，平均硬度236 HBW；大齿轮正火处理，齿面硬度162217HBW，平均硬度190HBW。大、小齿轮齿面平均硬度差为46HBW，在3050HBW范围内。选用8级精度。2.初步计算传动主要尺寸由于是软齿面闭式传动，故按照齿面接触疲劳强度进行。由参考文献1式（6.21），即d132KT1du+1u(ZEZHZZH)2式中各参数为：1)小齿轮传递的扭矩T=2.01104 Nmm2) 设计时，因v值未知，Kv不能确定，故可初选载荷系数Kt=1.11.8，本题初选Kt=1.43) 由参考文献1表6.6取齿宽系数d=1.0。4) 由参考文献1表6.5查得弹性系数ZE=189.8MPa。5)初选螺旋角=15，由参考文献1图6.15查得节点区域系数为ZH=2.43。6)齿数比u=i1=4.5 。7) 初选z1=19,则z2=i2z1=4.519=85.5，取z2=86。由参考文献1式（6.1）得端面重合度=1.88-3.21z1+1z2cos=1.88-3.2119+186cos15=1.62由参考文献1式（6.2）得轴面重合度=0.318dz1tan=0.3181.019tan15=1.62由参考文献1图6.16查得重合度系数Z=0.79。8) 由参考文献1图6.26查得螺旋角系数Z=0.98。9）许用接触应力由参考文献1式（6.26），即H=ZHHlimSH算得。由参考文献1图6.29e,图6.29a得解除疲劳极限应力Hlim1=570MPa,Hlim2=390MPa。小齿轮1和大齿轮2的应力循环次数分别为N1=60naL10h=609401.0282506=1.3536109N2=N1i=1.35361094.5=3.0108由参考文献1图6.30查得寿命系数ZN1=1.0,ZN2=1.15。由参考文献1表6.7，取安全系数SH=1.0，得H1=ZN1Hlim1SH=1.05701.0MPa=570MPaH2=ZN2Hlim2SH=1.123901.0MPa=448.5MPa故取H=H2=448.5MPa。初算小齿轮1的分度圆直径d1t,得d1t32KT1du+1uZEZHZZH2=321.42.011041.04.5+14.5189.82.430.790.98448.52mm=35.19 mm3.确定传动尺寸1）计算载荷系数。由参考文献1表6.3查得使用系数KA=1.0。v=d1tn1601000=35.19940601000 ms=1.73ms由参考文献1图6.7得动载荷系数Kv=1.1。由参考文献1图6.12得齿向载荷分布系数K=1.18(设轴刚性大)。由参考文献1表6.4得齿间载荷分布系数K=1.2，则K=KAKvKK=1.01.11.181.2=1.55762）对d1t进行修正。因K于Kt有较大差异，故需对按Kt值计算出的d1t进行修正，即d1=d1t3KKt=35.1931.55761.4mm=36.46mm3)确定模数mn。mn=d1cosz1=36.46cos1519mm=1.85mm由参考文献1表6.1，取mn=2mm。4)计算传动尺寸中心距：a=mn(z1+Z2)2cos=2(19+86)2cos15mm=108.7mm圆整为a=110mm,则螺旋角=arccosmn(z1+Z2)2a=arccos2(19+86)2110=17.34所以d1=mnz1cos=219cos17.34mm=39.81mmd2=mnz2cos=286cos17.34mm=180.19mmb=dd1=139.81mm=39.81mm取b2=b=40mm,b1=b2+510mm,取b1=45mm。4.校核齿根弯曲疲劳强度由参考文献1式(6.20)，即F=2KT1bmnd1YFYSYYF式中各参数：1） K=1.5576、T=2.01104Nmm、b=40mm、d1=39.81mm、mn=2mm。2） 齿形系数YF和应力修正系数YS。当量齿数zv1=z1cos3=19cos17.343=21.85zv2=z2cos3=86cos17.343=98.88由参考文献1图6.20查得YF1=2.68,YF2=2.25。由参考文献1图6.21查得YS1=1.55,YS2=1.853) 由参考文献1图6.22查得重合度系数Y=0.72。4）由参考文献1图6.28查得螺旋角系数Y=0.85。5）许用弯曲应力可由参考文献1式（6.29），即F=YNFlimSF算得。由参考文献1图6.29f,图6.29b查得弯曲疲劳极限应力Flim1=220 MPa,Flim2=170Pa。由参考文献1图6.32查得寿命系数YN1=YN2=1.0。由参考文献1表6.7查得安全系数SF=1.25，故F1=YN1Flim1SF1=1.02201.25 MPa=176 MPaF2=YN2Flim2SF2=1.01701.25 MPa=136MPaF1=2KT1bmnd1YFYSYY=21.55762010040239.812.681.550.720.85MPa=49.98MPaF1F2=F1YF2YS2YF1YS1=49.982.251.852.681.55MPa=50.08MPaF2满足齿根弯曲疲劳强度。5齿轮结构设计1） 小齿轮结构设计由轴的设计计算知小齿轮设计成齿轮轴的结构形式。齿顶高ha=ha*m=12=2mm齿根高hf=ha*+c*m=1.252=2.5mm 齿顶圆da=d+2ha=39.81+22mm=43.81mm齿根圆df=d-2hf=39.81-22.5mm=34.81mm2） 大齿轮结构设计齿顶高ha=ha*m=12=2mm齿根高hf=ha*+c*m=1.252=2.5mm 齿顶圆da=d+2ha=180.19+22mm=184.19mm齿根圆df=d-2hf=180.19-22.5mm=175.19mm由于大批量生产，齿轮加工采用模锻的加工方法。由轴的设计计算可知dh=29mm;b=40mm。 D11.6dh1.629mm46.4mm;取D1=46mm。因为0=2.54mn=2.542mm=58mm,取0=8mm,D2=df-20=159.19mm。D00.5D1+D2=0.546+148mm=97mm;取D0=97mm;d00.25D2-D1=0.25148-46mm=25.5mm;取d0=26mm；C=0.20.3b=0.20.340mm=812mm取C=12mm;高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中心距a小239.81451917.34110大180.194086（二）低速级直齿圆柱齿轮传动设计1选择材料、热处理方式及精度等级考虑到带式运输机为一般机械，故大小齿轮均选用45钢，采用软齿面，小齿轮调质处理，齿面硬度为215255HBW，平均硬度236 HBW；大齿轮正火处理，齿面硬度162217HBW，平均硬度190HBW。大、小齿轮齿面平均硬度差为46HBW，在3050HBW范围内。选用8级精度。2.初步计算传动主要尺寸由于是软齿面闭式传动，故按照齿面接触疲劳强度进行。由参考文献1式（6.21），即d332KT2du+1u(ZEZHZH)2式中各参数为：1)小齿轮传递的扭矩T2=8.69104 Nmm2) 设计时，因v值未知，Kv不能确定，故可初选载荷系数Kt=1.11.8，本题初选Kt=1.43) 由参考文献1表6.6取齿宽系数d=1.0。4) 由参考文献1表6.5查得弹性系数ZE=189.8MPa。5)由参考文献1图6.15查得节点区域系数为ZH=2.5。6)齿数比u=i=3.21 。7) 初选z1=19,则z2=i2z1=3.2119=60.99，取z2=61。由参考文献1式（6.1）得重合度=1.88-3.21z1+1z2cos=1.88-3.2119+161=1.66由参考文献1图6.16查得重合度系数Z=0.89。8) 许用接触应力由参考文献1式（6.26），即H=ZHHlimSH算得。由参考文献1图6.29e,图6.29a得解除疲劳极限应力Hlim1=570MPa,Hlim2=390MPa。由参考文献1表6.7，取安全系数SH=1.0。而N3=N2，故ZN3=ZN2=1.12，N4=N3i=3.41082.91=1.17108，由参考文献1图6.30查得ZN4=1.16，则小齿轮3和大齿轮4的应力循环次数分别为N3=60n2aL10h=60208.91.0282506=3108N4=N1i2=31083.21=9.3458107由参考文献1图6.30查得寿命系数ZN3=1.15,ZN4=1.2。由参考文献1表6.7，取安全系数SH=1.0，得H3=ZN3Hlim3SH=1.155701.0MPa=655.5MPaH4=ZN4Hlim4SH=1.23901.0MPa=468MPa故取H=H4=468MPa。初算小齿轮3的分度圆直径d3t,得d3t32KT2du+1uZEZHZH2=321.4869001.03.21+13.21189.82.50.894682mm=63.81 mm3.确定传动尺寸1）计算载荷系数。由参考文献1表6.3查得使用系数KA=1.0。v=d3tn2601000=63.81208.9601000 ms=0.698ms由参考文献1图6.7得动载荷系数Kv=1.05。由参考文献1图6.12得齿向载荷分布系数K=1.18(轴刚性大)。由参考文献1表6.4得齿间载荷分布系数K=1.1，则K=KAKvKK=1.01.051.181.1=1.36292）对d3t进行修正。因K于Kt有较大差异，故需对按Kt值计算出的d3t进行修正，即d3=d3t3KKt=63.8131.36291.4mm=63.24mm3)确定模数m。m=d3z3=63.2419mm=3.33mm由参考文献1表6.1，取m=3.5mm。4)计算传动尺寸中心距： a=m(z3+z4)2=3.5(19+61)2mm=140mm所以d3=mz3=3.519mm=66.5mmd4=mz4=3.561mm=213.5mmb=dd3=166.5mm=66.5mm取b4=b=67mm,b3=b4+510mm,取b3=72mm。4.校核齿根弯曲疲劳强度由参考文献1式(6.20)，即F=2KT2bmnd1YFYSYF1）式中各参数：K=1.3629、T2=8.69104Nmm、b=67mm、d3=66.5mm、m=3.5mm。齿形系数YF和应力修正系数YS。由参考文献1图6.20查得YF3=2.8,YF4=2.3。由参考文献1图6.21查得YS3=1.53,YS4=1.752) 由参考文献1图6.22查得重合度系数Y=0.70。3）许用弯曲应力可由参考文献1式（6.29），即F=YNFlimSF算得。由参考文献1图6.29f,图6.29b查得弯曲疲劳极限应力Flim1=220 MPa,Flim2=170Pa。由参考文献1图6.32查得寿命系数YN1=YN2=1.0。由参考文献1表6.7查得安全系数SF=1.25，故F1=YN1Flim1SF1=1.02201.25 MPa=176 MPaF2=YN2Flim2SF2=1.01701.25 MPa=136MPaF3=2KT2bmd3YFYSY=21.362986900673.566.52.81.530.7MPa=45.55MPaF3F4=F3YF4YS4YF3YS3=45.552.31.752.81.53MPa=42.80MPaF4满足齿根弯曲疲劳强度。5.计算齿轮传动其他尺寸1)小齿轮结构设计齿顶高ha=ha*m=13.5=3.5mm齿根高hf=ha*+c*m=1.253.5=4.375mm 齿顶圆da=d+2ha=66.5+23.5mm=73.5mm齿根圆df=d-2hf=66.5-24.375mm=57.75mm 小齿轮da200mm,采用实心式齿轮。2)大齿轮结构设计齿顶高ha=ha*m=13.5=3.5mm齿根高hf=ha*+c*m=1.253.5=4.375mm 齿顶圆da=d+2ha=213.5+23.5mm=220.5mm齿根圆df=d-2hf=213.5-24.375mm=204.75mm由于大批量生产，齿轮加工采用模锻的加工方法。由轴的设计计算可知dh=52mm;b=67mm。 D11.6dh1.652mm83.2mm;取D1=84mm。因为0=2.54m=2.543.5mm=8.7514mm,取0=10mm,D2=df-20=184.75mm，取D2=184mm,D00.5D1+D2=0.584+184mm=134mm;d00.25D2-D1=0.25184-84mm=25mm;C=0.20.3b=0.20.367mm=13.420.1mm取C=20mm;低速级齿轮参数列表齿轮模数分度圆直径齿宽齿数中心距a小3.566.57219140大213.56761（三）根据所选齿数修订减速器运动学和动力学参数。、i1=8619=4.52i=6119=3.21轴n1=nm=940 r/min轴n2=n1i1=9404.52=208.0r/min轴n3=n2i2=208.03.21=64.8 r/min卷筒轴 nw=n=64.8 r/min三.轴的设计计算 (一)高速轴(轴)的设计计算1. 轴的基本参数-轴：n1=nm=940 r/minT1=2.01104 Nmm作用在齿轮上的力：Ft1=2T1d1=22.0110439.81N=1009.8NFr1=Ft1tanncos=1009.8tan20cos17.34N=385.0NFa1=Ft1tan=1009.8tan17.34N=315.3N2.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d1=39.81mm，有可能需要使用齿轮轴，而齿轮所选材料为45钢，故轴的材料可能用到45钢），第一级轴是高速轴同时传递力矩，选用45钢材料，热处理方式为调质，以获得良好的综合机械性能。3.初算轴径按照扭转强度条件初算轴的最小直径，d39.55106Pn0.2=C3Pn式中d轴的直径； 轴剖面中最大扭转剪应力，MPa；P轴传递的功率，kW；n轴的转速，r/min;许用扭转剪应力，MPa;C由许用扭转剪应力确定的系数；轴的材料初定为45号钢，根据参考文献1表9.4查得C=106118，考虑轴端弯矩比转矩小，取C=106。P1=1.98kWn1=nm=940 r/min所以d39.55106Pn0.2=C3Pn=10631.98940mm=13.59mm本方案中，轴颈上有一个键槽，应将轴径增大5%，即d13.591+5%mm=14.27mm4.选择联轴器。为补偿联轴器所连接两轴的安装误差，隔离振动，拟选用LT型弹性套柱销联轴器（GB/T 4323-2002）。计算转矩为TC=KT式中：T联轴器所传递的名义转矩K工作情况系数。查参考文献1表12.1可取：K=1.5。TC=1.520.3Nm=30.45Nm查参考文献2表13.2LT型联轴器中LT4型联轴器能满足传递转矩的要求,其轴孔直径范围为d1=2028mm,可满足电动机的轴颈要求d1=28mm。最后确定减速器高速轴轴伸出的直径dmin=20mm5.确定滚动轴承的类型及其润滑与密封方式考虑轴向力的影响，本方案选用角接触球轴承。因为齿轮1的线速度v=d1n1601000=39.81940601000ms=1.96ms2ms，故滚动轴承采用钠基ZN-3润滑脂润滑（填充量不大于轴承空间的1/3），并在轴上安装挡油板。考虑减速器工作环境清洁，轴颈圆周速度v8.75mm，所以齿轮3不需要做成齿轮轴。轴段3的轴肩也为h=0.070.1d2=0.070.129mm=2.032.9mm，轴肩取2.5mm,则直径为d3=34mm。(3)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40mm，则取l4=39mm，轴段3长度l3=4=8.5mm。轴段2的长度应该略短于齿轮3宽度，齿轮3宽度为72mm，则l2=71mm。轴段1和5长度等于轴承宽度、挡油板宽度以及轮毂宽度与该轴段长度差值之和，则l5=38.5mm，挡油板宽度取22.5mm，l1=36mm，挡油板宽度取20mm。7.轴上键校核轴段2，4上有键，计算时计算轴上所需键最短长度，轴段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：，取。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29mm，查参考文献2表11.27，可取键的尺寸bh=87mm。l2T2pdk=28.69104130293.5=13.2mm轴段2长71mm，则键可选长度为63mm。轴段4长39mm，则键可选长度为36mm。8.中间轴的强度校核（1）轴的受力简图（2）计算支反力Ft2=2T2d2=28.69104180.19N=964.54NFr2=Ft2tanncos=964.54tan20cos17.34N=367.78NFa2=Ft2tan=964.54tan17.34N=301.16NFt3=2T3d3=22.6810529N=2613.5NFr3=Ft3tan=2613.5tan20N=951.25N在水平面上R1H=951.25101-367.7837.5-301.1690154.5N=357.15NR2H=Fr2-Fr3-R1H=951.25-367.78-357.15N=223.24N在垂直平面上R1v=2613.5101+964.5437.5171.5N=1842.6NR2v=Ft2+Ft3-R1v=2613.5+964.54-1842.6N=1635.4N轴承1的总支反力R1=R1H2+R1v2=357.152+1842.62N=1875N轴承1的总支反力R2=R2H2+R2v2=223.242+1635.42N=1650N（3）画弯矩图和扭矩图由弯矩图和扭矩图可知，轴的危险截面是齿轮3中心剖面，因弯矩大，有转矩，还有键槽引起的应力集中，故剖面左侧为危险截面。抗弯截面模量W=0.1d3-btd-t22d=0.1293-6429-42229mm3=2180.3mm3抗扭截面模量WT=0.2d3-btd-t22d=0.2293-6429-42229mm3=4619.2mm3弯曲应力b=MW=100413.72180.3MPa=46MPaa=b=46MPam=0扭剪应力T=TWT=869004619.2MPa=18.8MPa=m=T2=18.82MPa=9.4MPa危险截面的当量应力e=b2+42=49MPa查表得-1b=75MPa因为bFS1,因此Fa1=Fs2+Fa=961.16NFa2=Fs2=660N比较两轴承的受力，知只需校核轴承1。由Fa1/C0=961.1623800=0.040,Fa1Fr1=961.161875=0.51。查表10.13得e=0.43。故Fa1Fr1=0.51e,X=0.44,Y=1.20。当量动载荷F=XFr1+YFa1=0.441875+1.20961.16N=1978N， 因为轴承在100以下工作，查1表10.10的fT=1,同时载荷变动小，查1表10.11得fF=1.0。所以 Lh=10660n(fTCfFF)3=10660208(1165001.01978)3=46511h已知带式输送机的使用寿命为Lh=622508=24000h,显然 LhLh。所以寿命合格。 (三)输出轴(轴)的设计计算1. 轴的基本参数-轴：n3=n2i2=208.03.21=64.8 r/minT3=T223i2=8.69104 0.99 0.973.21 Nmm=2.68105 Nmm则经过计算可得作用在齿轮上的力：Ft4=2T3d4=22.68105213.5N=2510.5NFr4=Ft4tan=2510.5tan20N=913.75N2.选择轴的材料考虑第三根轴传递力矩也较大，故选用40Cr，热处理方式为调质，能获得良好的综合机械性能。3.初算轴径按照扭转强度条件初算轴的最小直径，d39.55106P0.2n=C3P3n3式中d轴的直径； 轴剖面中最大扭转剪应力，MPa；P轴传递的功率，kW；n轴的转速，r/min;许用扭转剪应力，MPa;C由许用扭转剪应力确定的系数；轴的材料初定为40Cr，根据参考文献1表9.4查得C=97106，考虑轴端弯矩比转矩小，取C=97。所以dC3P3n3=9731.8364.8mm=29.54mm本方案中，轴颈上有两个键槽，应将轴径增大10%，即d29.541+10%mm=32.49mm4.选择联轴器为补偿联轴器所连接两轴的安装误差，隔离振动，拟选用LX型弹性柱销联轴器（GB/T 5014-2003）。计算转矩为TC=KT=1.5268Nm=402Nm根据TC=402Nm，查参考文献2表13.1LX型联轴器中确定选LX2型联轴器（Tn=560NmTC,n=6300r/minn）。其轴孔直径d=(2035)mm，最后确定减速器高速轴轴伸出的直径dmin=35mm5.确定滚动轴承的类型及其润滑与密封方式考虑无轴向力的影响，本方案选用深沟球轴承。采用脂润滑，由于该减速器的工作环境清洁，故滚动轴承采用接触式密封，选用毛毡圈。6.确定轴承端盖的结构形式轴承端盖用以固定轴承，调整轴承间隙并承受轴向力。轴承端盖的结构形式选用凸缘式，用螺钉与机体轴承座连接。调整轴向间隙比较方便，密封性能好。轴承端盖的结构如左图轴承盖的厚度e=1.2d3，d3为螺钉直径，取螺钉M8，则d3=8mm，于是得e=9.6mm，取e=10mm。轴承盖直径为D2=D+55.5d3=85+4044mm=125129mm，取D2=125mm。螺钉所在圆的直径D0=0.5D+D2=0.585+125=105mm。根据轴承安装高度，取D4=78mm。根据毛毡圈密封，取b1=15mm7.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)轴段直径设计轴段7的直径，需要考虑到上述所求的dmin=35mm，则d7=dmin=35mm。考虑联轴器的轴向固定，轴肩h=0.070.1d7=0.070.135mm=2.453.5mm，考虑毛毡圈密封的内径系列，取轴肩2.5mm，轴段6直径d6=40mm。轴段5与轴段1要安装轴承，选轴承类型为深沟球轴承。根据GB/T 2761994，初选轴承6209，d=45mm，外形尺寸D=85mm，B=19mm，轴件安装尺寸Da=78mm，da=52mm,轴段5和轴段1的直径为：d5=d1=45mm。轴段5与轴段1的轴肩h=0.070.1d1=0.070.145mm=3.154.5mm。取轴肩h=3.5mm,则初算可得直径为52mm，d2=d4=52mm 轴段4的轴肩为h=0.070.1d4=0.070.152mm=3.645.2mm。轴肩取4mm,则直径为=60mm。(3)轴段长度确定轴段3取10mm，l3=10mm。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67mm，则l2=65mm，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，取挡油板宽度22mm，l1=25+22+2=49mm。轴段5长度等于轴承宽度与挡油板宽度之和，取挡油板宽度12mm，l5=19+12=31mm。轴段4长度根据画图确定，l4=51.5mm。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之和，l6=20+20=40mm。轴段7长度略短于联轴器长度，则取l7=75mm。（4）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：，取。由参考文献1式4.1需满足挤压强度条件：(i) 轴段2与大齿轮连接处的键其