带式输送机传动系统设计机械设计课程设计.doc

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1、湖南工业大学机 械 设 计 课 程 设 计资 料 袋 _ 机械工程 学院（系、部） 2010-2011学年第 1 学期 课程名称 机械设计课程设计 指导教师 职称 学生姓名 专业班级 学号 题 目 带式输送机传动系统设计 成 绩 起止日期 2010 年12月 24 日2011年1月7日目 录 清 单序号材 料 名 称资料数量备 注1课程设计任务书12课程设计说明书13课程设计图纸44张456湖南工业大学课程设计任务书2010-2011学年第一学期机械工程 学院 专业 班级课程名称： _机械设计课程设计_ 设计题目： 链式运输机传动装置设计 完成期限：自 2010年12月24日 至 2011年1

2、月7日 内容及任务一、 设计的主要技术参数：运输带牵引力（F/KN）：3250输送速度 V(m/s)：1.6滚筒直径D：(mm)：300工作条件：二班制（每班工作8小时），使用年限8年，中批量生产；常温下连续单向运转；空载起动，工作载荷有轻微冲击；三相交流电源的电压为380/220 V。二、 设计任务：传动系统的总体设计； 传动零件的设计计算；减速器的结构、润滑和密封；减速器装配图及零件工作图的设计；设计计算说明书的编写。三、 每个学生应在教师指导下，独立完成以下任务：（1） 减速机装配图1张；（2） 零件工作图23张；（3） 设计说明书1份（60008000字）。进度安排起止日期工 作 内

3、容12.24-12.25传动系统总体设计12.25-12.27传动零件的设计计算；12.28-1.6减速器装配图及零件工作图的设计、整理说明书1.7交图纸并答辩主要参考资料1濮良贵、纪名刚 机械设计（第八版）北京：高等教育出版社2006.2王洪、刘扬 机械设计课程设计北京：北京交通大学出版社2010.指导老师（签字）： 年 月 日系（教研室）主任（签字）： 年 月 日机 械 设 计设计说明书带 式 输 送 机 传 动 系 统 设 计起止日期：2010年12月24日 至 2011年1月7日学生姓名班级学号成绩指导教师(签字)目 录一、传动方案的拟定及说明.二、电动机的选择.三、计算传动装置的运动

4、和动力参数.四、传动件的设计计算.五、轴的设计计算.六、滚动轴承的选择及计算.七、键联接的选择及校核计算.八、高速轴的疲劳强度校核.九、铸件减速器机体结构尺寸计算表及附件的选择.十、润滑与密封方式的选择、润滑剂的选择.一传动方案拟定及说明1、各种传动方案的比较 方案（a） 方案（b） 方案（c） 方案（d）方案（a）采用二级圆柱齿轮减速器齿轮传动具有承载能力大、效率高、允许速度高、尺寸紧凑、寿命长等特点，因此在传动系统中一般应首先采用齿轮传动。由于斜齿圆柱齿轮传动的承载能力和平稳性比直齿圆柱齿轮传动好，故在高速级或要求传动平稳的场合，常采用斜齿圆柱齿轮传动。此减速器具有二级圆柱齿轮，因此结构尺

5、寸小，传动效率高，适用于较差环境下长期工作。方案（b）采用V带传动和一级闭式齿轮传动带传动具有传动平稳、吸振等特点，且能起过载保护作用。但由于它是靠摩擦力来工作的，在传递同样功率的条件下，当带速较低时，传动结构尺寸较大。在设计时，为了减小带传动的结构尺寸，常将其布置在高速级。总的来说，这种方案外廓尺寸较大，有减振和过载保护作用，V带传动不适合恶劣的工作环境。方案（c）采用一级闭式齿轮传动和一级开式齿轮传动开式齿轮传动，由于润滑条件较差和工作环境恶劣，磨损快，寿命短，故应将其布置在低速级。此方案成本较低，但使用寿命短，也不适用于较差的工作环境。方案（d）采用一级蜗杆减速器蜗杆传动具有传动比大、结

6、构紧凑、工作平稳等优点，但其传动效率低，尤其在低速时，其效率更低，且蜗轮尺寸大，成本高。因此，它通常用于中小功率、间歇工作或要求自锁的场合。为了提高传动效率、减小蜗轮结构尺寸，通常将其布置在高速级。此方案结构紧凑，但传动效率低，长期连续工作不经济。2、传动方案的选定初步拟定采用方案（a）即二级圆柱斜齿轮传动2.1根据设计任务书可知，本课程设计输送带工作速度不高，输送机的工作环境为常温下连续工作，单向运转，工作载荷有轻微冲击，总体尺寸较小。所以选用圆柱斜齿轮传动即可满足性能和功能要求。2.2验算该传动装置的总传动比。设输送机滚筒的转速为 一般常选用同步转速=的电动机作为原动机则装置的总传动比 =

7、14.7由于单级普通圆柱齿轮传动的常用传动比是35，因此二级圆柱斜齿轮传动的总传动比范围是925。上述所算得的总传动比符合要求，所以该方案可行。传动方案拟定为二级圆柱斜齿轮传动，方案图如下： 传动方案二电动机的选择带式运输机的工作条件为常温下连续的单向运转，空载启动，载荷有轻微的冲击，工作电压为380220 V，按一般情况选择Y型三相交流异步电动机。Y系列的电动机具有高效、节能、性能好、振动小、噪音低、寿命长、可靠性高、维护方便、启动转矩大等优点。1、估算传动件的总效率为设： 联轴器效率0.99 一对滚动轴承的效率 0.99 闭式圆柱齿轮传动效率（选用8精度）为0.97 输送机滚筒效率 0.9

8、6 根据传动方案给各个轴编号如下图： 由图可知总共有4对滚动轴承，2个联轴器，2对齿轮啮合，一个滚筒则 2、卷筒轴的输出功率 3、电动机输出功率 由机械设计课程设计表12-1可知，满足条件的电动机额定功率应该取。4、电动机的转速为了便于选择电动机转速，先推算电动机转速的可选范围。由任务书中推荐减速装置传动比范围，则电动机转速可选范围为同一功率的异步电动机有同步转速3000 r/min ,1500 r/min ,1000 r/min ,750 r/min等。电动机的同步转速愈高，磁极对数愈小，外廓尺寸愈小，价格愈低。当工作机转速高时选用高速电动机比较经济。若工作机转速低时也选用高速电动机，则此时

9、的传动比会增大，导致传动系统机构复杂，造价较高。而本次所设计的机械工作机的工作速速为1.6 m/s 速度不是很大，综合考虑选用1500r/min 的电动机。5、电机型号的确定综上所述选用Y90L-4型号的电动机。电动机中心高H=90mm，轴伸出用于装联轴器轴段的直径和长度分别为D=28mm和E=60mm。主要性能如下表：2-1电机型号额定功率满载转速起运转矩最大转矩外伸轴径Y132M-47.5kW1440r/min38mm电动机的重要数据如下表：2-2 安装尺寸ABCDEFGHK216178893880103313212三计算传动装置的传动和动力参数1、计算总传动比和传动比分配机械的总传动比

10、=为了便于两级圆柱齿轮减速器采用浸油润滑，当两级齿轮的配对材料相同、齿面硬度HBS350、齿宽系数相等时，考虑齿面接触强度接近相等的条件，取高速级传动比为=4.45低速级传动比为=3.17所以传动系统各级传动比分别为； ； ； 传动系统各轴的转速、功率和转矩计算如下所示：按传动方案依次将轴编号为0轴、1轴、2轴、3轴、4轴。0轴（电动机轴）：1轴（减速器高速轴）：轴1与电动机轴之间通过联轴器连接 ，2轴（减速器中间轴）：轴2与轴1之间通过一对滚动轴承和一对齿轮连接 3轴（减速器低速轴）：轴3与轴2之间同样通过一对滚动轴承和一对齿轮连接 4轴（输送机滚筒轴）：轴4与轴3之间通过一对滚动轴承和一个

11、联轴器连接 将上述计算结果列于表3-1中以查用。轴号电动机两级圆柱齿轮减速器工作机0轴1轴2轴3轴4轴转速n/(r/min)14401440323.60102.08102.08功率P/kW7.57.4257.136.8476.71转矩T/(Nm)49.7448.98210.42636.08627.75传动比i14.453.171四、 传动件的设计计算1、高速级齿轮传动的设计内容1.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1. 按机械设计中图10-23选用斜齿圆柱齿轮传动。2. 运输机为一般工作机器，速度不高，按机械设计中表10-8选用8级精度（GB 10095-88）。3. 材料选择。由机械设计

12、中表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS；大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS4. 选小齿轮齿数，大齿轮齿数，取表3-1 传动系统的运动和动力参数5. 选取螺旋角。初选螺旋角。1.2 按齿面接触强度设计公式由设计计算公式进行试算，即1.21 确定公式内各计算数值1. 试选2.计算小齿轮传递的转矩3. 由机械设计图10-30选取区域系数4. 由机械设计图10-26查得，则5. 由机械设计表10-7选取齿宽系数d=16. 由机械设计表10-6查得材料的弹性影响系数7. 由机械设计图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限大齿轮

13、的接触疲劳强度极限8计算应力循环次数9由机械设计图10-19取接触疲劳寿命系数；10计算接触疲劳许用应力取失效率为1%，安全系数S=1所以许用接触应力 1.22 计算1试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得将1.21计算的数值代入上式右边可得2. 计算圆周速度3. 计算齿宽b及模数4计算纵向重合度5. 计算载荷系数由机械设计中表10-2查得使用系数；根据v=3.41m/s，8级精度，由机械设计中图10-8查得动载荷；由机械设计表10-4查得按齿面接触疲劳强度计算时所用的载荷分布系数由机械设计图10-13查得按齿根弯曲疲劳强度计算时所用的载荷分布系数由机械设计表10-3查得按齿面接触疲劳强度计算时所

14、用的齿间载荷分配系数由机械设计表10-3查得按齿根弯曲疲劳强度计算时所用的齿间载荷分配系数故载荷系数6.按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由机械设计公式0-10a）得7.计算模数1.3 按齿根弯曲强度设计由机械设计公式（10-17）1.31 确定计算参数1.计算载荷系数2.根据纵向重合度，从机械设计图10-28查得螺旋角影响系数3.计算当量齿数4.查取齿形系数由机械设计表10-5查得；5.查取应力校正系数由表机械设计10-5查得；6.计算弯曲疲劳许用应力由机械设计图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯疲劳曲强度极限由机械设计10-18取弯曲疲劳寿命系数，取弯曲疲劳安全系数

15、S=1.4，由机械设计公式（10-12）得6.计算大、小齿轮的并加以比较大齿轮的数值大1.32 设计计算 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取，已可满足弯曲强度。但为了同时满足解除疲劳强度，需按解除疲劳强度算得的分度圆直径来计算应有的齿数。于是由取，则1.4 几何尺寸计算1.41 计算中心距 将中心距圆整为152mm1.42 按圆整后的中心距修正螺旋角 因为值变化不是太大，故其他参数不必修正。1.43 计算大、小齿轮的分度圆直径1.44 计算齿轮宽度为了保证一对齿轮安装以后能够沿全齿宽啮合，一般要求小齿轮的齿宽要比大齿轮的齿宽大5-10mm，所

16、以圆整后取：；1.45 结构设计两齿轮的齿顶圆直径分别为：两齿轮的齿根圆直径分别为：因为小齿轮的齿根圆直径为50.8mm，齿轮的齿根到键槽的距离较短，故小齿轮选用齿轮和轴为一体的结构；大齿轮的齿顶圆直径，为了减轻齿轮重量把大齿轮做成腹板式结构。2、低速级齿轮传动的设计内容1.1 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1. 按机械设计中图10-23选用斜齿圆柱齿轮传动。2. 运输机为一般工作机器，速度不高，按机械设计中表10-8选用8级精度（GB 10095-88）。3. 材料选择。由机械设计中表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS；大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240H

17、BS，二者材料硬度差为40HBS4. 选小齿轮齿数，大齿轮齿数，取5. 选取螺旋角。初选螺旋角。1.2 按齿面接触强度设计公式由设计计算公式进行试算，即1.21 确定公式内各计算数值1. 试选2.计算小齿轮传递的转矩3. 由机械设计图10-30选取区域系数4. 由机械设计图10-26查得，则5. 由机械设计表10-7选取齿宽系数d=16. 由机械设计表10-6查得材料的弹性影响系数7. 由机械设计图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限大齿轮的接触疲劳强度极限8计算应力循环次数9由机械设计图10-19取接触疲劳寿命系数；10计算接触疲劳许用应力取失效率为1%，安全系数S=1所以许用

18、接触应力 1.22 计算1试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得将1.21计算的数值代入上式右边可得2. 计算圆周速度3. 计算齿宽b及模数4计算纵向重合度5. 计算载荷系数由机械设计中表10-2查得使用系数；根据v=1.24m/s，8级精度，由机械设计中图10-8查得动载荷；由机械设计表10-4查得按齿面接触疲劳强度计算时所用的载荷分布系数由机械设计图10-13查得按齿根弯曲疲劳强度计算时所用的载荷分布系数由机械设计表10-3查得按齿面接触疲劳强度计算时所用的齿间载荷分配系数由机械设计表10-3查得按齿根弯曲疲劳强度计算时所用的齿间载荷分配系数故载荷系数6.按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径

19、，由机械设计公式1（10-10a）得7.计算模数1.3 按齿根弯曲强度设计由机械设计公式（10-17）1.31 确定计算参数1.计算载荷系数2.根据纵向重合度，从机械设计图10-28查得螺旋角影响系数3.计算当量齿数4.查取齿形系数由机械设计表10-5查得；5.查取应力校正系数由表机械设计10-5查得；6.计算弯曲疲劳许用应力由机械设计图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯疲劳曲强度极限由机械设计10-18取弯曲疲劳寿命系数，取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由机械设计公式（10-12）得6.计算大、小齿轮的并加以比较大齿轮的数值大1.32 设计计算 对比计算结果，由齿面接触疲劳强

20、度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取，已可满足弯曲强度。但为了同时满足解除疲劳强度，需按解除疲劳强度算得的分度圆直径来计算应有的齿数。于是由取，则1.4 几何尺寸计算1.41 计算中心距 将中心距圆整为188mm1.42 按圆整后的中心距修正螺旋角 因为值变化不是太大，故其他参数不必修正。1.43 计算大、小齿轮的分度圆直径1.44 计算齿轮宽度为了保证一对齿轮安装以后能够沿全齿宽啮合，一般要求小齿轮的齿宽要比大齿轮的齿宽大5-10mm，所以圆整后取：；1.45 结构设计两齿轮的齿顶圆直径分别为：两齿轮的齿根圆直径分别为：因为小齿轮的齿顶圆直径，做成锻造实体齿轮；而大齿轮的

21、齿顶圆直径，为了减轻齿轮重量可把齿轮做成腹板式结构。表4-1 两对齿轮的尺寸数据 单位：mm齿轮号分度圆直径齿顶圆直径齿根圆直径齿宽中心距螺旋角齿轮155.859.850.86115214.737齿轮2248.16252.16243.1656齿轮390.13695.13683.8869518813.89齿轮4285.86290.86279.6190法面压力角20注：齿轮1、2分别为高速级小齿轮、大齿轮，3、4分别为低速机小齿轮、大齿轮3.输入轴（轴1）的设计3.1求出输出轴上的功率，转速和转矩由表3-1已知：3.2 求作用在高速齿轮上的力由表4-1可得高速级小齿轮的分度圆直径齿轮所受力的大小如

22、下：3.3 初步确定轴的最小直径因为轴1为齿轮轴，按设计原则轴的材料取与高速级小齿轮一样：40Cr，经调质处理。硬度为280HBS。根据机械设计中表15-3， 因高速轴的转矩较小取较大值，取，于是得输入轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径，由于轴上开有一个键槽，d增大5%，所以修正为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。采用弹性柱销联轴器，因为其加工制造容易，装拆方便，成本低，并能缓冲减振，适合用于中小型减速器的输入输出轴。联轴器的计算转矩，查表14-1，考虑到运输机的转矩变化小，取，则：按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB/T 5014-2003，选用

23、HL3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为。选取半联轴器的孔径为30mm，半联轴器长度L=82mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度。又因为Y132M-4型电动机的电机轴径为38mm，因此选取最小轴径为30mm。3.4 轴的结构设计3.41拟定轴上零件的装配方案，如下图：A段轴装半联轴器与电动机轴相连C段装装轴承和挡油盘E段为齿轮轴的齿轮部分G段装轴承和挡油盘，和C段一样3.42根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度因轴承同时承受径向力和轴向力，故采用角接触球轴承。参照工作要求，并根据轴C段直径初选轴承：7208AC，基本尺寸d=40mm，D=80mm，B=18mm，安装尺寸，首先确定各段直径A段：=3

24、0mm，右侧轴肩h=3mm B段：=36mm，右侧轴肩h=2mmC段：=40mm，与角接触球轴承7208AC配合，取轴承内径，右侧轴肩3.5mmD段：=47mmE段：=55.8mm，将高速级小齿轮设计为齿轮轴F段：=47mm, 右侧轴肩h=3.5mmG段：=40mm, 与角接触球轴承7207AC配合，取轴承内径第二、确定各段轴的长度A段：=58mm，取半联轴器与轴配合的毂孔长度60mm略短一点B段：=50mm，考虑轴承盖与其螺钉长度然后圆整取50mmC段：=23mm, 与轴承（角接触球轴承7207AC）配合,加上挡油盘宽度5mm=B+5=18+5=23mmD段：=111mm，考虑各齿轮齿宽及其

25、间隙距离，箱体内壁宽度减去箱体内已定长度后圆整得=111mmE段：，齿轮的齿宽F段：G段：=23mm, 与轴承（角接触球轴承7207AC）配合,加上挡油盘长度与C段相同轴总长L=334mm两轴承间距离（不包括轴承长度）S=190mm3.43 轴上零件的周向定位半联轴器与轴的周向定位采用平键链接。由表6-1查得平键长度取45mm半联轴器与轴的配合为，滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的此处选轴的直径尺寸公差为m63.44 参照表15-2，取轴端倒角为，各轴肩圆角半径均为1.6mm3.5 求轴上的载荷根据轴的结构设计，和各部分轴段的尺寸，做出轴的计算简图和受力弯矩图如下：从轴的结构和弯矩、扭

26、矩图中可以看出截面E是轴的危险截面。现将计算出的截面E处的、及M的值列于下表载荷水平面H垂直面V支反力F，弯矩M总弯矩，扭矩T3.6 按弯扭合成应力校核轴的强度只校核危险截面E，根据公式15-5，及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力前面已选定轴的材料为40Cr，由表15-1查得。因此，故该轴是安全的。4.中间轴（轴2）的设计4.1求出中间轴上的功率，转速和转矩由表3-1已知：4.2 求作用在低速齿轮上的力由表4-1可得低速级小齿轮的分度圆直径齿轮所受力的大小如下：由此可知中间轴受两组齿轮力一组来自高速级齿轮啮合一组来自低速级齿轮啮合4.3 初步确定轴的最

27、小直径轴2采用45刚，经调质处理。硬度为240HBS。根据机械设计中表15-3， 因中间轴的转矩较小取中间值，取，于是得中间轴的最小直径是与轴承配合处的直径选取与输入轴1相同的轴承，即7208AC基本尺寸d=40mm，D=80mm，B=18mm，安装尺寸，所以选取中间轴的最小直径为40mm4.4 轴的结构设计4.41拟定轴上零件的装配方案，如下图：4.42根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度因为A、E处分别与轴承配合，所选轴承与高速轴相同。轴承：7208AC，基本尺寸d=40mm，D=80mm，B=18mm，安装尺寸，因此取A右侧、E左侧的轴肩为4mm首先确定各段直径A段：=40mm，右侧

28、轴肩h=4mm，与角接触球轴承7208AC配合，取轴承内径B段：=48mm，右侧轴肩h=6mmC段：=60mmD段：=48mm，左侧轴肩h=6mmE段：=40mm，左侧轴肩h=4mm第二、确定各段轴的长度A段：=33mm，挡油盘宽度为13mmB段：=93mm，取齿轮3的宽度减去2mmC段：=10.5mmD段：=54mm，取齿轮2的宽度减去2mmE段：，挡油盘的宽度为15.5mm轴总长L=226mm两轴承间距离（不包括轴承长度）S=190mm4.43 轴上零件的周向定位齿轮与轴的周向定位采用平键链接。由表6-1查得平键，安装在B截面上的键取长度L=70mm，安装在D截面上的键取长度L=45mm，

29、同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中心，故选择齿轮轮毂与轴的配合为，滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m64.44 参照表15-2，取轴端倒角为，各轴肩圆角半径均为1.6mm4.5 求轴上的载荷根据轴的结构设计，和各部分轴段的尺寸，做出轴的计算简图和受力弯矩图如下：根据弯矩、扭矩图，现将现将计算出的截面B和截面D的、及M的值分别记录于下表，以比较B、D两面的受力情况载荷水平面H垂直面V支反力F，B面D面B面D面弯矩MB面D面总弯矩扭矩T注：上表中未注明单位，均为由上表结合弯矩、扭矩图，显而易见，B面试轴的危险截面。4.6 按弯扭合成应力校核轴的强度只校核危险截

30、面B，根据公式15-5，及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力前面已选定轴的材料为45钢，由表15-1查得。因此，故该轴是安全的。5. 输出轴（轴3）的设计5.1求出输出轴上的功率，转速和转矩由表3-1已知：5.2 求作用在低速齿轮上的力前面已算出5.3 初步确定轴的最小直径轴3采用45刚，经调质处理。硬度为240HBS。根据机械设计中表15-3， 因低速轴的转矩较大取较小值，取，于是得输入轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径，由于轴上开有一个键槽，d增大5%，所以修正为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。与轴1一样采用弹性柱销

31、联轴器。联轴器的计算转矩，查表14-1，考虑到运输机的转矩变化小，取，则：按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB/T 5014-2003，选用HL4型弹性柱销联轴器，其公称转矩为，半联轴器的孔径为45mm 半联轴器长度L=112mm半联轴器与轴配合的毂孔长度。因此选取最小轴径为45mm。5.4 轴的结构设计5.41拟定轴上零件的装配方案，如下图：5.42根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度因为A、E处分别与轴承配合，所选轴承为：7211AC，基本尺寸d=55mm，D=100mm，B=21mm，安装尺寸，因此取A右侧、E左侧的轴肩为4.5mm首先确定各段直径A段：=55mm，右侧

32、轴肩h=4.5mm，与角接触球轴承7211AC配合，取轴承内径B段：=64mm，右侧轴肩h=4.5mmC段：=73mmD段：=64mm，左侧轴肩h=4.5mmE段：=55mm，左侧轴肩h=4.5mm，与角接触球轴承7211AC配合，取轴承内径F段：=50mmG段：=45mm，该轴的最小直径第二、确定各段轴的长度A段：=38.5mm，挡油盘宽度为15.5mmB段：=88mm，取齿轮4的宽度减去2mmC段：=14.5mmD段：=65mmE段：，挡油盘的宽度为5mmF段：G段：，取联轴器HL4的长度减去2mm轴总长L=364mm两轴承间距离（不包括轴承长度）S=190mm5.43 轴上零件的周向定位

33、齿轮与轴的周向定位采用平键链接。由表6-1查得平键，安装在B截面上的键取长度L=70mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中心，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；同样半联轴器与轴的连接，选用平键为，安装在G截面上的键取长度L=63，半联轴器与轴的配合为，滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m65.44 参照表15-2，取轴端倒角为，各轴肩圆角半径均为2mm5.5 求轴上的载荷根据轴的结构设计，和各部分轴段的尺寸，做出轴的计算简图和受力弯矩图如下：从轴的结构和弯矩、扭矩图中可以看出截面B是轴的危险截面。现将计算出的截面B处的、及M的值列于下表载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M总弯矩，扭矩T3.6 按弯扭合成应力校核轴的强度只校核危险截面B，根据公式15-5，及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力前面已选定轴的材料为45钢，由表15-1查得。因此，故该轴是安全的。