机械设计基础课程设计.docx

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机械设计基础课程设计

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目录1.设计任务12.传动系统方案的拟定23.电动机的选择33.1选择电动机的结构和类型33.2传动比的分配53.3传动系统的运动和动力参数计算54.减速器齿轮传动的设计计算74.1高速级斜齿圆柱齿轮传动的设计计算74.2低速级直齿圆柱齿轮传动的设计计算115.减速器轴及轴承装置的设计165.1轴的设计165.2键的选择与校核235.3轴承的的选择与寿命校核256.箱体的设计286.1箱体附件286.2铸件减速器机体结构尺寸计算表297.润滑和密封307.1润滑方式选择307.2密封方式选择308.设计总结30参考资料目录31计算及说明结果1.设计任务1.1设计任务设计带式输送机的传动系统，工作时有轻微冲击，输送带允许速度误差±4%，2班制，使用期限12年（每一年工作日300天），连续单向运转，大修期3年，小批量生产。

　　1.2原始数据滚筒圆周力：

输送带带速：

滚筒直径：

1.3工作条件2班制，空载起动，有轻微冲击，连续单向运转，大修期3年；3相交换电源，电压为380/220V。

　　2.传动系统方案的拟定带式输送机传动系统方案以下图所示：

带式输送机由电动机驱动。

电动机1通过联轴器2将动力传入两级齿轮减速计算及说明结果器3，再经联轴器4将动力传至输送机滚筒5带动输送带6工作。

传动系统中采取两级展开式圆柱齿轮减速器，高速级为斜齿圆柱齿轮传动，低速级为直齿圆柱齿轮传动，高速级齿轮布置在阔别转矩输入端，以减轻载荷沿齿宽散布的不均匀。

展开式减速器结构简单，但齿轮相对轴承位置不对称，因此要求轴有较大的刚度。

　　3.电动机的选择3.1选择电动机的结构和类型按设计要求及工作条件，选用Y系列3相异步电动机，卧式封闭结构，电压380V。

　　3.1.1选择电动机的容量根据已知条件计算，工作机所需要的有效功率设：

η4w——输送机滚筒轴至输送带间的传动效力；ηc——联轴器效力，ηc=0.99（见《机械设计课程设计（西安交通大学出版社）》表3—1）；ηg——闭式圆柱齿轮传动效力，ηg=0.98（同上）；ηb——转动轴承（1对球轴承），ηb=0.99（同上）；ηcy——输送机滚筒效力，ηcy=0.96（同上）。

　　估算传动装置的总效力式中传动系统效力工作机所需要电动机功率Pw=2.16kW传动总效力η=0.8680Pr=2.4884kW计算及说明结果选择电动机容量时应保证电动机的额定功率Pm等于或大于工作机所需的电动机动率Pr。

因工作时存在轻微冲击，电动机额定功率Pm要大于Pr。

由《机械设计课程设计》表3—2所列Y系列3相异步电动机技术数据中可以肯定，满足选Pm≥Pr条件的电动机额定功率Pm应取为3kW。

　　3.1.2肯定电动机转速由已知条件计算滚筒工作转速传动系统总传动比由《机械设计（高等教育出版社）》表18—1查得，展开式两级圆柱齿轮减速器推荐传动比范围为i=8~60，故电动机转速的可选范围为由《机械设计课程设计（西安交通大学出版社）》表3—2可以查得电动机数据以下表：

方案电动机型号额定功率（kw）满载转速（r/min）总传动比1Y100L⑵3288028.262Y100L2⑷3144014.133Y132S⑹39609.42通过对以上方案比较可以看出：

方案1选用的电动机转速最高、尺寸最小、重量最低、价格最低，总传动比为28.26。

但总传动比最大，传动系统（减速器）尺寸大，本钱提高。

方案2选用的电动机转速中等、质量较轻、价格较低，总传动比为14.13。

传动系统（减速器）尺寸适中。

方案3选用的电动机转速最低、质量最重、价格高，总传动比为9.42。

对展开式两级减速器（i=8~60）综合斟酌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，选用方案2比较公道。

Y100L2⑷型3相异步电动机的额定功率Pm=3kw，满载转速nm=1440r/min。

由《机械设计课程设计（西安交通大学出版社）》表3—3电动机的安装及外型尺寸（单位mm）以下：

ABCDEFGHKABACADHDBBL1601406328+0.009-0.0046082410012205205180245170380Pm=3kW电动机Y100L2⑷型电动机转速nm=1440r/min总传动比i=14.13计算及说明结果查得电动电机动机基本参数以下：

中心高，轴伸出部份用于装联轴器轴真个直径，轴伸出部份长度。

　　3.2传动比的分配带式输送机传动系统的总传动比i=14.13由传动系统方案可知因此，两级圆柱齿轮减速器的总传动比为便于两级圆柱齿轮减速器采取浸油润滑，当两级齿轮的配对材料相同、齿面硬度HBS≤350,、齿宽系数相等时，斟酌齿面接触强度接近相等的条件，取高速级传动比低速级传动比传动系统各传动比分别为3.3传动系统的运动和动力参数计算取电动机轴为0轴，减速器高速轴为1轴、中速轴为2轴、低速轴3轴，带式输送机滚筒轴为4轴。

各轴的转速以下计算及说明结果计算出各轴的输入功率计算出各轴的输入转矩运动和动力参数的计算结果以下表格所示:

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）14401440336102102功率P（Kw）2.48842.46352.39012.31892.2728转矩T（N•m）16.5016.3467.95217.36213.03两轴联接、传动件联轴器齿轮齿轮联轴器传动比i14.2863.2971传动效力η0.990.97020.97020.9801（注：

除电动机轴的转矩为输出转矩外，其余各轴的转矩为输入转矩。

）计算及说明结果4.减速器齿轮传动的设计计算4.1高速级斜齿圆柱齿轮传动的设计计算1、初选精度等级、材料及齿数

（1）材料及热处理：

选择小齿轮材料40Cr（调质），齿面硬度280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度240HBS。

（2）齿轮精度：

7级（3）初选小齿轮齿数z1=24,大齿轮齿数z2=103（4）初选螺旋角β=14°（5）压力角α=20°2、按齿面接触疲劳强度设计

（1）.由《机械设计.（高等教育出版社第9版）》式（10⑵4）试算小齿轮分度圆直径，即肯定公式中的各参数值。

　　试选载荷系数KHt=1.0。

　　由式（10⑵3）可得螺旋角系数Zβ。

　　计算小齿轮传递的转矩：

由图10⑵0查取区域系数。

　　由表10⑺选取齿宽系数。

　　由表10⑸查得材料的弹性影响系数。

　　由式（10⑵1）计算接触疲劳强度用重合度系数计算及说明结果计算接触疲劳许用应力由图10⑵5d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为和由式（10⑴5）计算应力循环次数：

由图10⑵3查取接触疲劳寿命系数。

　　取失效几率为1%、安全系数S=1取和中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即计算小齿轮分度圆直径。

（2）调剂小齿轮分度圆直径1）计算实际载荷系数前段数据准备。

　　圆周速度v齿宽b2）计算实际载荷系数KH。

　　查得使用系数。

　　根据v=2.183m/s、7级精度，由图10⑻查得动载荷系数Kv=1.08。

　　齿轮的圆周力，，计算及说明结果查表10⑶得齿间载荷分配系数。

　　由表10⑷用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称散布时，。

　　其载荷系数为3）可得按实际载荷系数算得的分度圆直径3、按齿根曲折疲劳强度设计

（1）由式（10⑵0）试算齿轮模数，即1）肯定公式中的各参数值试选载荷系数由式（10⑴9），可得计算曲折疲劳强度的重合度系数由式（10⑴9）可得计算曲折疲劳强度的螺旋角系数计算由当量齿数，查图10⑴7得齿形系数、。

　　由图10⑴8查得应力修正系数。

　　由图10⑵4c查得小齿轮的曲折疲劳强度极限；大齿轮的曲折强度极限。

　　由图10⑵2查得曲折疲劳寿命系数、。

　　取曲折疲劳安全系数S=1.4，由式（10⑴4）计算及说明结果由于大齿轮的大于小齿轮，所以取2）试算模数

（2）调剂齿轮模数1）计算实际载荷系数前的数据准备①圆周速度v②齿宽b③宽高比。

　　2）计算实际载荷系数①根据，7级精度，由图10⑻查得动载系数。

　　②由查表10⑶得齿间载荷分配系数。

　　③由表10⑷用插值法查得,结合查图10⑴3可得。

　　则载荷系数为3）由式（10⑴3）,可得按实际载荷系数算得的齿轮模数由于齿轮模数m的大小主要取决于曲折疲劳强度所决定的承载能力，取由曲折疲劳强度算得的模数m=1.037mm并从标准中就近取；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，取按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算小齿轮的齿数，即计算及说明结果取则大齿轮的齿数，取,两齿轮齿数互为质数。

　　4.几何尺寸计算

（1）计算中心距斟酌模数从1.037mm增大圆整至2mm，为此将中心距圆整为90。

（2）按圆整后的中心距修正螺旋角（3）计算分度圆直径（4）计算齿轮宽度取、。

　　5.圆整中心距后的强度校核齿轮副的中心距在圆整以后，应重新校核齿轮强度，以明确齿轮的工作能力。

（1）齿面接触疲劳强度校核满足齿面接触疲劳强度条件

（2）齿根曲折疲劳强度校核6.主要设计结论齿数、，模数，压力角，螺旋角变位系数，中心距，齿宽。

小齿轮选用40Cr（调质），大齿轮选用45钢（调质）。

齿轮依照7级精度设计。

齿顶圆大齿轮齿顶圆直径，做成实心式齿轮。

　　4.2低速级直齿圆柱齿轮传动的设计计算1初选精度等级、材料及齿数计算及说明结果材料及热处理：

选择小齿轮材料40Cr（调质），齿面硬度280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度240HBS。

　　1）齿轮精度：

7级2）初选小齿轮齿数z1=24,大齿轮齿数z2=793）压力角α=20°2按齿面接触疲劳强度设计

（1）.由《机械设计.高等教育出版社第9版》式（10⑵4）试算小齿轮分度圆直径，即1）肯定公式中的各参数值。

　　①试选载荷系数。

　　②计算小齿轮传递的转矩：

③由图10⑵0查取区域系数=2.433。

　　④由表10⑺选取齿宽系数⑤由表10⑸查得材料的弹性影响系数⑥由式（10⑵1）计算接触疲劳强度用重合度系数。

　　⑧计算接触疲劳许用应力由图10⑵5d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为和由式（10⑴5）计算应力循环次数：

由图10⑵3查取接触疲劳寿命系数取失效几率为1%、安全系数S=1取和中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即2）计算小齿轮分度圆直径。

　　α=20°计算及说明结果调剂小齿轮分度圆直径1）计算实际载荷系数前段数据准备。

　　圆周速度v。

　　齿宽b。

　　2）计算实际载荷系数。

　　①查得使用系数=1。

　　②根据v=0.877m/s、7级精度，查得动载荷系数=1.0。

　　③齿轮的圆周力查得齿间载荷分配系数=1.2。

　　④用表10⑷插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称散布时，得齿向载荷散布系数。

　　其载荷系数为3）可得按实际载荷系数算得的分度圆直径及相应的齿轮模数3.按齿根曲折疲劳强度设计

（1）试算齿轮模数，即1）肯定公式中的各参数值。

　　①试选。

　　②由式（10⑸）计算曲折疲劳强度的重合度系数。

　　计算由图10⑴7查得齿形系数由图10⑴8查得应力修正系数由图10⑵4c查得小齿轮的曲折疲劳强度极限；大齿轮的曲折强度极限由图10⑵2查得曲折疲劳寿命系数、。

　　取曲折疲劳安全系数S=1.4，得计算及说明结果由于大齿轮的大于小齿轮，所以取2）试算模数

（2）调剂齿轮模数1）计算实际载荷系数前的数据准备。

　　①圆周速度②齿宽b③宽高比。

　　2）计算实际载荷系数①根据，7级精度，由图10⑻查得动载系数。

　　②由查表10⑶得齿间载荷分配系数。

　　③由表10⑷用插值法查得,结合查图10⑴3可得。

　　则载荷系数为3）由式（10⑴3）,可得按实际载荷系数算得的齿轮模数对照计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根曲折疲劳强度计算的模数。

由于齿轮模数m的大小主要取决与于曲折疲劳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，可取由曲折疲劳强度算得的模数1.569mm并近计算及说明结果圆取整为标准值m=2mm，按接触疲劳强度算得的分度圆直径，算出小齿轮齿数。

　　取则大齿轮的齿数，取,两齿轮齿数互为质数。

和互为质数。

这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根曲折疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。

　　4.几何尺寸计算

（1）计算分度圆直径

（2）计算中心距（3）计算齿轮宽度斟酌不可避免的安装误差，为了保证设计齿宽b的节省材料，1般将小齿轮略为加宽（5~10）mm，即取,而使大齿轮的齿宽等于设计齿宽，即5.圆整中心距后的强度校核上述齿轮副的中心距不便于相干零件的设计和制造。

为此，可以通过调剂传动比、改变齿数或变位法进行圆整。

将中心距圆整为。

在圆整以后，齿轮副几何尺寸产生变化，应重新校核齿轮强度，以明确齿轮的工作能力。

（1）计算变位系数和1）计算啮合角、齿数和、变位系数和、中心距变动系数和齿顶高下降系数。

　　从图10⑵1b可知，当前的变位系数和提高了齿轮强度，但重合度有所降落。

　　2）分配变位系数由图10⑵1b可知，坐标点位于L17和L16之间。

按这两条线做射线，再从横坐标的处做垂直线，与射线交点的纵坐标分别是。

　　3）齿面接触疲劳强度校核满足齿面接触疲劳强度条件。

　　m=2mm4）齿根曲折强度校核计算及说明结果小齿轮大齿轮齿根曲折疲劳强度满足要求，并且小齿轮抵抗曲折疲劳破坏的能力大于大齿轮。

　　6.主要设计结论齿数，，模数m=2mm，压力角，变位系数，中心距，齿宽。

小齿轮选用40Cr（调质），大齿轮选用45钢（调质）。

齿轮依照7级精度设计。

齿顶圆大齿轮齿顶圆直径，做成实心式齿轮。

　　4.3两级圆柱齿轮减速器的传动误差校核高速级斜齿轮传动，低速级直齿轮传动，可求出两级圆柱齿轮减速器的实际传动比传动误差传动误差在题目给定的允许速度误差±4%以内，符合设计要求。

　　5.减速器轴及轴承装置的设计5.1轴的设计5.1.1高速轴的的结构设计1、输入轴的功率，、转速和转矩转速，功率，转矩2、计算作用在高速斜齿轮轴上的力：

圆周力：

径向力：

轴向力：

作用在高速斜齿轮轴上的力计算及说明结果3、初步估算轴的最小直径：

选取45号钢作为轴的材料，调质处理。

硬度为217~255HBS查表取A0=112根据公式计算轴的最小直径，并加大5%以斟酌键槽的影响，4、轴的结构设计：

（1）肯定轴的结构方案：

该轴（输入轴）的轴承分别从两端装入，由套筒定位，以下图。

　　轴段1主要用于安装联轴器，其直径应于联轴器的孔径相配合，因此要先选择联轴器。

联轴器的计算转矩为，斟酌到转矩变化小，根据工作情况选取，则：

。

　　根据国标GB/T4323⑵002要求选用弹性套柱销联轴器，型号为LT3,与输入轴联接的半联轴器孔径，因此选取轴段1的直径为。

半联轴器轮毂总长度（J型轴孔），与轴配合的轮毂孔长度为。

（2）肯定各轴段的直径和长度：

轴段1:

为配合轴颈，按半联轴器孔径，选取轴段1直径为。

为保证定位要求，半联轴器右端用需制出1轴肩，轴段1的长度应比半联轴器配合段轮毂孔长度略短2~3mm，轴段1总长为。

　　轴段2：

此轴段为连接轴身，为了保证定位轴肩有1定的高度,其直径肯定为：

。

取轴承端盖的宽度为40mm，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离，故取。

　　轴段3:

为支持轴颈，用来安装轴承，取其直径为。

预选轴承型号为7205AC角接触球轴承。

宽度,轴承内圈直径；为保证轴承的轴向定位用套筒定位,套筒。

则此轴段的长轴段4：

过渡轴段，轴肩用来轴向定位套筒，其高度，取，取中间轴1级齿轮与2级齿轮间的距离，2级齿轮距箱体左内壁的距离，斟酌到箱体的铸造误差，在肯定转动轴承位置时应距箱体内壁1定距离s,取，在轴承右边有1套筒，已知2级输入齿轮齿宽为，则此段轴的长A0=112计算及说明结果轴段5：

此段为齿轮轴段，此段的长。

　　轴段6：

此段为过渡轴段，同轴段4，取，取齿轮距箱体右内壁的距离，斟酌到箱体的铸造误差，在肯定转动轴承位置时应距箱体内壁1定距离s,取，在轴承左边有1套筒,则此段轴的长轴段7：

此段为轴承及套筒轴段，已知转动轴承宽度为，，取其直径。

　　（3）轴上零件的轴向定位半联轴器与轴的周向定位采取平键连接。

按由表6⑴查得平键截面b×h=6mm×6mm，键槽用键槽铣刀加工，长为30mm，同时为了保证半联轴器与轴配合有良好的对中性，故选择半联轴器轮毂与轴的配合为H7/k6。

转动轴承与轴的周向定位是由过盈配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。

　　4）肯定轴上圆角与倒角尺寸参考表15⑵，取轴端倒角为C1，各轴肩处圆角半径为R1.0。

　　5、求轴上载荷

（1）画轴的受力简图在确轴承的支点位置时，从手册中查得7205AC型角接触球轴承轴承，。

因此，作为简支架的轴的支承距由图可知作为支梁的轴的支承跨距：

。

根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图以下所示。

　　半联轴器轮毂与轴的配合为H7/k6轴端倒角为C1各轴肩处圆角半径为R1计算及说明结果

（1）计算支反力

（2）计算弯矩M（3）计算总弯矩（4）计算扭矩T现将计算出的截面C处的、及的值列于下表。

　　载荷水平面垂直面支反力弯矩总弯矩扭矩计算及说明结果6、按弯矩合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面C）的强度。

由上表中的数据，和轴单向旋转，改变切应力为脉动循环变应力，取，则轴的计算应力为：

根据选定轴的材料为45钢，调质处理，由机械设计第8版表15—1查得。

因此，故安全。

　　5.1.2中间轴的的结构设计1、中间轴上的功率转速转矩2、作用在齿轮上的力：

高速级斜齿轮上：

圆周力：

径向力：

轴向力：

低速级主动直齿轮上：

3、初步估算轴的最小直径：

选取45号钢作为轴的材料，调质处理。

硬度为217~255HBS查表取A0=112根据公式计算轴的最小直径，并加大3%以斟酌键槽的影响，4、轴的结构设计

（1）肯定轴的结构方案：

中间轴的轴承分别从两端装入，由套筒定位，其初步肯定结构以下图作用中间轴上的力计算及说明结果

（2）肯定各轴段的直径和长度：

轴段1:

为支持轴颈，用来安装轴承。

预选轴承型号为7205AC角接触球轴承。

宽度,轴承内圈直径；为保证轴承的轴向定位用套筒定位。

为保证定位要求，高速级齿轮中心线要对齐，轴段1总长为。

　　轴段2：

此轴段为支持轴颈，用来安装齿轮。

为了保证定位轴肩有1定的高度,其直径肯定为：

。

为保证高速级齿轮准肯定位，应使。

　　轴段3:

为定位轴颈，由于前面高速轴的计算取中间轴上两齿轮距离，所以，取其直径为。

　　轴段4：

此轴段为支持轴颈，用来安装低速级输入齿轮。

其直径为保证轴长略小于毂长，所以，轴段5：

为支持轴颈，用来安装轴承。

预选轴承型号为7205AC角接触球轴承。

宽度,轴承内圈直径；为保证轴承的轴向定位用套筒定位。

为保证定位要求，参考高速轴，轴段5的轴长。

　　（3）轴上零件的轴向定位斜齿轮与轴的周向定位采取平键连接。

按由表6⑴查得平键截面b×h=8mm×7mm，键槽用键槽铣刀加工，长为28mm；一样，直齿轮与轴的周向定位采取平键连接。

按，由表6⑴查得平键截面b×h=8mm×7mm，键槽用键槽铣刀加工，长为48mm。

同时为了保证斜齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为H7/k6。

转动轴承与轴的周向定位是由过盈配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。

　　（4）肯定轴上圆角与倒角尺寸参考表15⑵，取轴端倒角为C1，轴段3轴肩处圆角半径R为1.2，其余轴段轴肩处圆角半径为R1。

　　5、轴的校核：

校核方法如前文所述。

　　5.1.3低速轴的的结构设计1、低速轴（即输出轴）的功率、转速和转矩功率，转速，转矩各轴段直径和长度斜齿轮轮毂与轴的配合为H7/k6计算及说明结果2、作用在从动直齿轮上的力：

3、初步估算轴的最小直径：

选取45号钢作为轴的材料，调质处理。

硬度为217~255HBS查表取A0=112根据公式计算轴的最小直径，并加大5%以斟酌键槽的影响低速轴（输出轴）最小直径是用于安装联轴器处轴的直径，其直径应于联轴器的孔径相配合，因此要先选择联轴器。

联轴器的计算转矩为，查表14⑴，根据工作情况选取，则根据国标GB/T4323⑵002要求选用弹性套柱销联轴器，型号为LT7,孔径，半联轴器轮毂总长度（J型轴孔），与轴配合的轮毂孔长度为，A型键槽。

因此选取轴段1的直径为。

　　4、轴的结构设计：

（1）肯定轴的结构方案：

低速轴（输入轴）只需要安装1个齿轮，由两个转动轴承支持，初定其结构以下图所示。

　　轴段1:

配合轴颈，按半联轴器孔径，选取直径为。

为保证定位要求，半联轴器右端用需制出1轴肩，轴段1的长度应比半联轴器配合段轮毂孔长度略短2~3mm，轴段1总长为。

　　轴段2：

此轴段为连接轴身，为了保证定位轴肩有1定的高度,使。

取轴承端盖的宽度为40mm，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离，故取。

　　轴段3和7:

为支持轴颈，用来安装轴承。

为了保证定位轴肩有1定的高度取h=4.5mm，使直径。

预选轴承型号为6011的深沟球轴承。

宽度；为保证轴承的轴向固定，使用套筒定位，套筒。

则此轴段的长。

　　轴段4：

轴段4为连接轴身，为了保证定位轴肩有1定的高度,使作用在低速轴上的力计算及说明结果轴段6：

轴段6为支持轴颈，用来安装齿轮。

为了保证定位轴肩有1定的高度,。

轴段6长度应少于齿轮轮毂长度，已知2级输出齿轮齿宽为，使轴段5：

其轴环用来肯定齿轮的轴向固定，为了保证定位轴肩有1定的高度，直径轴环宽度。

取。

　　为保证齿轮啮合良好和定位要求，参考中间轴的轴长肯定、（3）轴上零件的轴向定位半联轴器与轴的周向定位采取平键连接。

按由表6⑴查得平键截面b×h=12mm×8mm，键槽用键槽铣刀加工，长为56mm。

一样，直齿轮与轴的周向定位采取平键连接。

按，由表6⑴查得平键截面b×h=18mm×11mm，键槽用键槽铣刀加工，长为43mm。

同时为了保证半联轴器与轴配合有良好的对中性，故选择半联轴器轮毂与轴的配合为H7/k6。

同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为H7/k6。

转动轴承与轴的周向定位是由过盈配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。

　　（4）肯定轴上圆角与倒角尺寸参考表15⑵，肯定轴端倒角与各轴肩处圆角半径。

　　5、轴的校核：

校核方法如