哈工大機械設(shè)計課程設(shè)計二級齒輪減速器完美版-副本

1、Harbin Institute of Technology機械設(shè)計課程設(shè)計說明書 題 目： 二級齒輪減速器 院 系： 機械制造及其自動化 班 級： 姓 名： 學(xué) 號： 指導(dǎo)教師： 日 期： 2014.1.7 ©哈爾濱工業(yè)大學(xué)目錄一、傳動裝置的總體設(shè)計4(一)設(shè)計題目41.設(shè)計數(shù)據(jù)及要求：42.傳動裝置簡圖：4（二）選擇電動機41.選擇電動機的類型42.選擇電動機的容量43.確定電動機轉(zhuǎn)速5（三）、計算傳動裝置的總傳動比51.總傳動比為：52分配傳動比：5（四）計算傳動裝置各軸的運動和動力參數(shù)51.各軸的轉(zhuǎn)速52.各軸的輸入功率63.各軸的輸出轉(zhuǎn)矩6二.傳動零件的設(shè)計計算7（一）、高

2、速齒輪傳動71選擇材料、熱處理方式及精度等級72.初步計算傳動主要尺寸73.計算傳動尺寸9（二）、低速速齒輪傳動（二級傳動）111選擇材料、熱處理方式及精度等級112.初步計算傳動主要尺寸113.計算傳動尺寸13（三）驗證兩個大齒輪潤滑的合理性15（四）根據(jù)所選齒數(shù)修訂減速器運動學(xué)和動力學(xué)參數(shù)。16三.軸的設(shè)計計算16(一)高速軸(即軸)的設(shè)計計算161. 軸的基本參數(shù)-軸：162.選擇軸的材料163.初算軸徑174.軸承部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計175.軸上鍵校核設(shè)計186軸的強度校核187.校核軸承壽命20(二)中間軸(即軸)的設(shè)計計算211. 軸的基本參數(shù)-軸：212.選擇軸的材料213.初算軸徑2

3、14.軸承部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計225.軸上鍵校核226軸的受力分析237.校核軸承壽命25(三)輸出軸(即軸)的設(shè)計計算261. 軸的基本參數(shù)-軸：262.選擇軸的材料263.初算軸徑264.軸承部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計275.軸上鍵校核276.軸的強度校核287.校核軸承壽命31(四)整體結(jié)構(gòu)的的最初設(shè)計311.軸承的選擇312.軸承潤滑方式及密封方式323.確定軸承端蓋的結(jié)構(gòu)形式324確定減速器機體的結(jié)構(gòu)方案并確定有關(guān)尺寸32四.設(shè)計參考文獻(xiàn):33一、傳動裝置的總體設(shè)計(一)設(shè)計題目課程設(shè)計題目為：帶式運輸機傳送裝置1.設(shè)計數(shù)據(jù)及要求：設(shè)計的原始數(shù)據(jù)要求：F=1800N；d=300mm；v=1.2m/s機

4、器年產(chǎn)量：大批；機器工作環(huán)境：清潔；機器載荷特性：微振；機器最短工作年限：6年2班。2.傳動裝置簡圖：（二）選擇電動機1.選擇電動機的類型按工作要求和工作條件選用Y系列三相籠型異步電動機。全封閉自扇冷式結(jié)構(gòu)，電壓為380V。2.選擇電動機的容量工作機的有效功率為：從原動機到工作機的總效率：×××0.960.8504式中，聯(lián)軸器傳動效率，由參考文獻(xiàn)1表9.1，； 軸承傳動效率， 齒輪嚙合效率，； 卷筒傳動效率，。則所需電動機功率：3.確定電動機轉(zhuǎn)速按表9.1推薦的傳動比合理范圍，二級圓柱齒輪減速器傳動比，而工作機卷筒軸的轉(zhuǎn)速為：所以電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為：符合這一范

5、圍的同步轉(zhuǎn)速有750 r/min、1000 r/min、1500 r/min三種。綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、質(zhì)量及價格等因素，為使傳動裝置結(jié)構(gòu)緊湊，決定選用同步轉(zhuǎn)速為1000r/min的電動機，另需要其中電機工作所需工作功率：。根據(jù)電動機類型、容量和轉(zhuǎn)速，由本書的表14.1或有關(guān)手冊選定電動機型號為Y132S-6。其主要性能如下表：電動機型號額定功率/kW滿載轉(zhuǎn)速/(r/min)起動轉(zhuǎn)矩 額定轉(zhuǎn)矩最大轉(zhuǎn)矩 額定轉(zhuǎn)矩Y132S-63.09602.02.0電動機的主要安裝尺寸及外形尺寸如下：型號HABCDEF×GDGY132S-613221614089388010×833

6、bb1b2hAABBHAL1K280210135315602001847512（三）、計算傳動裝置的總傳動比1.總傳動比為：2分配傳動比：考慮潤滑條件，為使兩級大齒輪直徑相接近，取，故：（四）計算傳動裝置各軸的運動和動力參數(shù)1.各軸的轉(zhuǎn)速軸軸軸卷筒軸2.各軸的輸入功率軸軸軸卷筒軸3.各軸的輸出轉(zhuǎn)矩電動機軸的輸出轉(zhuǎn)矩為所以： 軸軸軸卷筒軸將上述計算結(jié)果匯總于下表得:軸名功率kW轉(zhuǎn)矩 T/(N·mm)轉(zhuǎn)速 n/(r/min)傳動比i效率電機軸2.5496010.99軸2.519604.20.99軸2.41228.63.00.97軸2.3176.2卷筒軸2.2676.210.96二.傳動零

7、件的設(shè)計計算2.1 選擇材料、熱處理方式及精度等級考慮到卷筒機為一般機械，且該齒輪傳動為閉式傳動。2.1.1       齒輪材料及熱處理方式和精度等級  材料：大，小齒輪均采用45號鋼，軟齒面，由參考文獻(xiàn)1表8.2查得，小齒輪調(diào)制處理，齒面硬度為217-255HBW,平均硬度為236HBW；大齒輪正火處理，齒面硬度為162-217HBW，平均硬度為190HBW。大，小齒輪齒面平均硬度差為46HBW，在30-50HBW范圍內(nèi)。按GB/T100951998，均選擇8級精度2.1.2根據(jù)所選齒數(shù)重新修訂減速器運動學(xué)和動力學(xué)參數(shù)。

8、選2.2 高速級齒輪，初定齒輪傳動及齒輪主要尺寸因為是軟齒面閉式傳動，故按齒面接觸疲勞強度設(shè)計齒輪傳動： 式中各參數(shù)為：小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩， 設(shè)計時，因v值未知，K不能確定，初取=1.4。由參考文獻(xiàn)1表6.6取齒寬系數(shù)=1.1初選螺旋角=12°。由參考文獻(xiàn)1表6.5查得彈性系數(shù)。由圖6.14選取區(qū)域系數(shù) Z=2.46 齒數(shù)由參考文獻(xiàn)1式6.1，端面重合度：由參考文獻(xiàn)1式6.2，軸面重合度：由參考文獻(xiàn)1圖6.15查得：=0.780。由圖6.24查得螺旋角系數(shù)=0.99許用接觸應(yīng)力,由參考文獻(xiàn)1圖6.28（e）得接觸疲勞極限應(yīng)力=570MPa =390MPa 小齒輪1與大齒輪2的應(yīng)力循環(huán)次

9、數(shù)分別為N=60na =60×960×（2×8×250×6）=1.382×10hN= h 由參考文獻(xiàn)1圖6.30查得壽命系數(shù)：=1.0, =1.13。由參考文獻(xiàn)6.7，取安全系數(shù)= 故取 初算小齒輪1的分度圓直徑，得=確定傳動尺寸：（1） 計算載荷系數(shù)KK=1.0×1.13×1.11×1.2=1.505。式中，使用系數(shù)。由參考文獻(xiàn)1表6.3，原動機和工作機工作特性均是均勻平穩(wěn)，故取 動載系數(shù)。分度圓上的速度為故由參考文獻(xiàn)1圖6.7查得Kv=1.13。 齒向載荷分布系數(shù)。由參考文獻(xiàn)1圖6.11，因為小齒輪是

10、非對稱布置的，故查得齒向載荷分布系數(shù)K =1.11。 齒間載荷分配系數(shù)。由參考文獻(xiàn)1表6.4，未經(jīng)表面硬化的8級精度斜齒輪取 K =1.2。對進(jìn)行修正。d=d=37.50×=38.41確定模數(shù)= 取=2 mm計算傳動尺寸中心距： a=112.2 圓整為112mm。螺旋角= 其它傳動尺寸： 取47mm。 =+（510）mm， 取=54mm。4. 齒根彎曲疲勞強度校核 K、T、同上 K=1.505、T=2.50Nmm、       計算當(dāng)量齒數(shù)由參考文獻(xiàn)1,圖6.19查得=2.68，=2.21由參考文獻(xiàn)1由圖6.20查得=1.5

11、6，=1.79      由參考文獻(xiàn)1 由圖6.21查得重合度系數(shù) =0.71    由參考文獻(xiàn)1 由圖6.26查得螺旋角系數(shù) =0.91     由參考文獻(xiàn)1  由圖6.28  查得彎曲疲勞極限應(yīng)力， 小齒輪 大齒輪由參考文獻(xiàn)1圖6.30查得得彎曲疲勞壽命系數(shù):.Y=1.0 Y=1.0由參考文獻(xiàn)1表6.7 查得彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.25(1%失效概率)=MPa=結(jié)論：滿足齒根彎曲疲勞強度。高速級齒輪參數(shù)列表法向

12、模數(shù)分度圓直徑(mm)齒寬齒數(shù)螺旋角中心距a(mm)小齒輪242.765421112大齒輪181.2347892.3 低速級齒輪，初定齒輪傳動及齒輪主要尺寸因為是軟齒面閉式傳動，故按齒面接觸疲勞強度設(shè)計齒輪傳動： 按齒面接觸疲勞強度設(shè)計：式中各參數(shù)為：小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩，=設(shè)計時，因v值未知，K不能確定，初取=1.3。由參考文獻(xiàn)1表6.6取齒寬系數(shù)=1由參考文獻(xiàn)1表6.5查得彈性系數(shù)。由參考文獻(xiàn)1圖6.14選取區(qū)域系數(shù) Z=2.5齒數(shù)由參考文獻(xiàn)1式8.1，端面重合度：由參考文獻(xiàn)1圖6.15查得：由參考文獻(xiàn)1式6.26，許用接觸應(yīng)力,由參考文獻(xiàn)1圖6.28得接觸疲勞極限應(yīng)力=570MPa =390

13、MPa 小齒輪1與大齒輪2的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)分別為h 由參考文獻(xiàn)1圖6.29查得壽命系數(shù)：, （允許局部點蝕）。由參考文獻(xiàn)1表6.7，取安全系數(shù)=1.13×570=644.1 =1.20×390=468.0 故取 初算小齒輪3的分度圓直徑，得=確定傳動尺寸：計算載荷系數(shù)KK=1.0×1.05×1.08×1.1=1.25。式中，使用系數(shù)。由參考文獻(xiàn)1表6.3，原動機和工作機工作特性均是均勻平穩(wěn)，故取 動載系數(shù)。分度圓上的速度為故由參考文獻(xiàn)1圖6.7查得 K=1.05。 齒向載荷分布系數(shù)。由參考文獻(xiàn)1圖6.12，查得齒向載荷分布系數(shù)K =1.08。 齒

14、間載荷分配系數(shù)。由參考文獻(xiàn)1表6.4，取 K =1.1。對進(jìn)行修正。=65.07×=確定模數(shù)= 取=3mm計算傳動尺寸中心距： a=138 其它傳動尺寸： =+（510）mm， 取=75mm。低速級齒輪參數(shù)列表法向模數(shù)分度圓直徑(mm)齒寬齒數(shù)中心距a(mm)小齒輪3697523138大齒輪2076969三.軸的設(shè)計計算3.1高速軸的設(shè)計計算參數(shù)： 2.51kW N=960r/min選擇軸的材料選用45號鋼調(diào)質(zhì)處理，獲得良好的綜合機械性能。初算軸上的最小直徑按彎扭強度計算：考慮到軸上鍵槽適當(dāng)增加軸直徑，。式中， C由許用扭轉(zhuǎn)剪應(yīng)力確定的系數(shù)。由參考文獻(xiàn)2表9.4，考慮扭矩大于彎矩，取

15、小值，C=106。 P軸傳遞的功率。 n軸的轉(zhuǎn)速。軸承部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計(1)軸承部件的結(jié)構(gòu)形式為方便軸承部件的裝拆，減速器的機體用剖分結(jié)構(gòu)形式。因傳遞功率小，齒輪減速器效率高，發(fā)熱小，估計軸不會很長，故軸承部件的固定方式采用兩端固定。由此所設(shè)計的軸承部件的結(jié)構(gòu)形式如圖：輸出軸的草圖1 所示，然后，可按軸上零件的安裝順序，從最小直徑的軸端1開始設(shè)計。(2)聯(lián)軸器及軸端1上述所求的的，就是軸段1的直徑，又考慮到軸段1上安裝聯(lián)軸器，因此1的設(shè)計與聯(lián)軸器的設(shè)計同時進(jìn)行。為補償聯(lián)軸器所連接兩軸的安裝誤差，隔離振動，選用彈性柱銷聯(lián)軸器。查表12.1(參考文獻(xiàn)1)可?。篕=1.5，則計算轉(zhuǎn)矩：。其中型號為LT

16、6的聯(lián)軸器系列公稱轉(zhuǎn)矩滿足，但是直徑過大，故可定制直徑為16mm的LT6聯(lián)軸器，記作LT6 16×55 GB/T 5014。，(3)軸段2聯(lián)軸器的右端軸肩固定，由公式計算得軸肩高度，但考慮固定原因，則可取h=2mm,則軸段2直徑。(4)軸段3和軸段7考慮使用斜齒輪。齒輪有軸向力，軸承類型為角接觸球軸承。考慮軸徑及安裝，暫取7205C,查得d=25mm,D=52mm,B=15mm。故取軸段3的直徑為。 (5)軸段4和6由圖9.8中的公式計算得，軸段6的軸肩應(yīng)為（0.070.1）20=1.42mm。初取軸肩2mm,則初算可取直徑為30mm.(6)軸段5軸段4的軸肩也為（0.070.1）2

17、0=1.42mm。軸肩取2mm,則直徑為35mm。知e<2.5 m=6.25mm,齒輪結(jié)構(gòu)選取齒輪軸形式.所以取 (7)軸段長度軸段的長度：軸段的長度；軸段的長度：軸段的長度：軸的各部分尺寸均確定。取聯(lián)軸器輪轂中間位置為力的作用點，可得跨距，5.軸上鍵校核設(shè)計輸入軸只有軸段1上有鍵，計算時計算軸上所需鍵最短長度，軸段1上鍵長大于所需最短工作長度即可。連接為動連接，載荷平穩(wěn)振動，且鍵材料均選用45號鋼，查表可得：，取。需滿足：其中由軸的直徑16mm，可取鍵的尺寸b×h=5×5mm。則可解得: 其連接的聯(lián)軸器處長為45mm，則鍵可選長度為40mm。6軸的強度校核（1）畫軸

18、的受力簡圖L1L2L3（2）計算支承反力作用在齒輪上的力：，向左那么，在水平面上在垂直平面上 解得軸承I的總支承反力 軸承II的總支承反力（2）畫彎矩圖和轉(zhuǎn)矩圖在水平面上在垂直面上 合成彎矩 轉(zhuǎn)矩T=25000N·mm4.2軸I的強度校核A-A左側(cè)剖面彎矩大，且有轉(zhuǎn)矩，定義為危險截面。由參考文獻(xiàn)1附表10.1，抗彎剖面模量 抗扭剖面模量 彎曲應(yīng)力 a=bm=0扭剪應(yīng)力 對于單向轉(zhuǎn)動的軸，通常轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)處理，故取折合系數(shù)，則當(dāng)量應(yīng)力為：已知軸的材料為45鋼，調(diào)制處理，查表得，。顯然，故軸的a-a左側(cè)剖面強度滿足要求。4.3軸I上鍵連接強度校核聯(lián)軸器處鍵連接的擠壓應(yīng)力 取鍵、軸及聯(lián)軸

19、器的材料都為鋼，查參考文獻(xiàn)1表6.1得p=120150MPa。顯然，p<p，故強度足夠。4.4軸I上軸承壽命校核由參考文獻(xiàn)2表12.1查7205C軸承得。（1） 計算軸承的軸向力軸承1.2內(nèi)部軸向力分別為：與軸向力A的方向相同且故故只需校核軸承1即可（2） 計算當(dāng)量動載荷，查表得e=0.42得當(dāng)量動載荷 校核軸承的壽命。軸承在 100°C以下工作，查參考文獻(xiàn)1表11.9得。載荷變動小，為減速器用軸承，查參考文獻(xiàn)1表11.10，得。故軸承的壽命 已知最短使用6年，為2班工作制，則預(yù)期壽命 顯然>，故軸承壽命很充裕。5.1中間軸的設(shè)計計算 (二)中間軸(即軸)的設(shè)計計算1.

20、軸的基本參數(shù)-軸：2.選擇軸的材料選用45號鋼，熱處理方式為調(diào)質(zhì)，能獲得良好的綜合機械性能。3.初算軸徑按彎扭強度計算：考慮到軸上鍵槽適當(dāng)增加軸直徑，。式中：C由許用扭轉(zhuǎn)剪應(yīng)力確定的系數(shù)。由參考文獻(xiàn)1表9.4中查得C值，45號鋼的值為118106考慮扭矩大于彎矩，取小值C=106。P2軸傳遞的功率（單位kW）。n軸的轉(zhuǎn)速。4.軸承部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計(1)軸承部件的結(jié)構(gòu)形式軸承部件的固定方式采用兩端固定。由此所設(shè)計的軸承部件的結(jié)構(gòu)形式如圖：中間軸的草圖1 所示，然后，可按軸上零件的安裝順序，從最小直徑的軸端1開始設(shè)計。(2)軸段1初選角接觸球軸承7206C,查得d=30mm,D=62mm,B=16m

21、m。故取軸段1的直徑為。(3)軸段2與軸段4由圖9.8中的公式計算得，軸段2的軸肩應(yīng)為（0.070.1）25=1.752.5mm。初取軸肩2.5mm,則初算可得直徑為。 (4)軸段3軸段3的軸肩也為（0.070.1）25=1.752.5mm，軸肩取2.5mm,則直徑為40mm。(5)軸段長度軸段具體長度要綜合考慮其他2根軸的尺寸和聯(lián)軸器端面到箱體軸承透蓋的距離綜合草圖進(jìn)行確定。5.軸上鍵校核中間軸軸段2與軸段4上有鍵，計算時計算軸上所需鍵最短長度，其鍵長大于所需最短工作長度即可。連接為動連接，載荷平穩(wěn)，且鍵材料均選用45號鋼，查表可得：，取。需滿足：其中由軸的直徑35mm，可取鍵的尺寸b

22、15;h=10×8mm。則可解得: 查表得安全工作的最小鍵長為12mm。此軸上兩個鍵槽處為兩個齒輪：2、3號齒輪，其中2號為高速軸上的大齒輪，3號齒輪為低速軸上的小齒輪，取2號齒輪處鍵長30mm，取3號齒輪鍵長取35mm。5.1軸II的受力分析（1）計算支承反力按齒輪受力關(guān)系計算可得圓周力 ，徑向力， 軸向力 那么，在水平面上解得在垂直平面上 解得軸承I的總支承反力 軸承II的總支承反力（2）畫彎矩圖和轉(zhuǎn)矩圖在水平面上在垂直面上 合成彎矩 轉(zhuǎn)矩101002314563219.412100062921.9101993.822319.764912.56125.6L3L2L15.2軸II的

23、強度校核1-1右側(cè)剖面彎矩大，且有轉(zhuǎn)矩，又存在鍵槽的應(yīng)力集中，定義為危險截面。由參考文獻(xiàn)1附表10.1，抗彎剖面模量 抗扭剖面模量 彎曲應(yīng)力 a=bm=0扭剪應(yīng)力 對于單向轉(zhuǎn)動的軸，通常轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)處理，故取折合系數(shù)，則當(dāng)量應(yīng)力為：已知軸的材料為45鋼，調(diào)制處理，查表得，。顯然，故軸的a-a左側(cè)剖面強度滿足要求。5.3軸II上鍵連接強度校核齒輪2處鍵連接的擠壓應(yīng)力 取鍵、軸及聯(lián)軸器的材料都為鋼，查參考文獻(xiàn)1表6.1得p=120150MPa。顯然，p<p，故強度足夠。齒輪3處鍵連接的擠壓應(yīng)力 取鍵、軸及聯(lián)軸器的材料都為鋼，查參考文獻(xiàn)3表6.1得p=120150MPa。顯然，故強度足夠。5

24、.4軸II上軸承壽命校核由參考文獻(xiàn)2表12.1查7206C軸承得。（3） 計算軸承的軸向力軸承1.2內(nèi)部軸向力分別為：與軸向力A的方向相同且故故只需校核軸承2即可（4） 計算當(dāng)量動載荷，查表得e=0.45得當(dāng)量動載荷 校核軸承的壽命。軸承在 100°C以下工作，查參考文獻(xiàn)1表11.9得。載荷變動小，為減速器用軸承，查參考文獻(xiàn)1表11.10，得。故軸承的壽命 已知最短使用6年，為2班工作制，則預(yù)期壽命 顯然，故軸承壽命很充裕。(三)輸出軸（軸）的設(shè)計計算1. 軸的基本參數(shù)-軸：2.選擇軸的材料考慮使用45號鋼，熱處理方式為調(diào)質(zhì)，能獲得良好的綜合機械性能。3.初算軸徑按彎扭強度計算：考慮

25、到軸上鍵槽適當(dāng)增加軸直徑，。式中：C由許用扭轉(zhuǎn)剪應(yīng)力確定的系數(shù)。由參考文獻(xiàn)1表9.4中查得C值，45號鋼的值為118106考慮扭矩大于彎矩，取小值C=106。P3軸傳遞的功率（單位kW）。N3軸的轉(zhuǎn)速。4.軸承部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計(1)軸承部件的結(jié)構(gòu)形式為方便軸承部件的裝拆，減速器的機體用剖分結(jié)構(gòu)形式。因傳遞功率小，齒輪減速器效率高，發(fā)熱小，估計軸不會很長，故軸承部件的固定方式采用兩端固定。由此所設(shè)計的軸承部件的結(jié)構(gòu)形式如圖：中間軸的草圖1 所示，然后，可按軸上零件的安裝順序，從最小直徑的軸端7開始設(shè)計。(2)軸段7及聯(lián)軸器軸段7的直徑，需要考慮到上述所求的及軸段1上安裝聯(lián)軸器，因此與聯(lián)軸器的設(shè)計同

26、時進(jìn)行。為補償聯(lián)軸器所連接兩軸的安裝誤差，隔離振動，選用彈性柱銷聯(lián)軸器。查表12.1(參考文獻(xiàn)1)可?。篕=1.5，則計算轉(zhuǎn)矩：。其中型號為LT7的彈性套柱銷聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩滿足，但直徑不滿足，則定制直徑為32mm的聯(lián)軸器， 型號記作LT7 32×60GB/T 5014。取，(3)軸段6考慮聯(lián)軸器的軸向固定，軸段6直徑。(4)軸段5和軸段1考慮使用直齒圓柱齒輪，沒有軸向力，軸承類型為深溝球軸承。軸段5需要考慮軸承直徑及安裝，查表12.2角接觸軸承，取6209,查得d=45mm,D=85mm,B=19mm。一根軸上兩個軸承應(yīng)該為相同型號，故取軸段5和軸段1的直徑為：。(5)軸段2和軸段4

27、由公式計算得，軸段6的軸肩應(yīng)為。取軸肩h=2.5mm,則初算可得直徑為50mm，軸段2處用以安裝低速軸大齒輪-齒輪4，軸段4處為方便定位。(6)軸段4軸段4的軸肩也為。軸肩取2mm,則直徑為54mm。(7)軸段長度采用凸緣式軸承蓋，其凸緣厚度e=8 mm。由于所選聯(lián)軸器不影響軸承端蓋螺栓的拆卸，軸肩與軸承端蓋之間的間隙取K=10 mm。在確定齒輪、機體、軸承、軸承蓋的相互位置與尺寸之后，即可確定各軸段的長度。取軸段的長度軸段的長度軸段的長度取軸段的長度軸段的長度軸的各部分尺寸均確定。取聯(lián)軸器輪轂中間位置為力的作用點，可得跨距；，。5.軸上鍵校核中間軸軸段7與軸段4上有鍵，計算時計算軸上所需鍵最短長度，其鍵長大于所需最短工作長度即可。連接為動連接，載荷輕微振動，且鍵材料均選用45號鋼，查表可得：，取。需滿足：(1) 軸段2與大齒輪連接處的鍵其中軸段4的直徑50mm，可取鍵的尺寸b×h=14×9mm。則可解得: 查表取鍵長為45mm。 (2) 軸段7與聯(lián)軸器連接處的鍵其中軸段7的直徑32mm，可取鍵的尺寸b×h=10×8mm。則可解得: 查表取鍵長為50mm。6.軸的強度校核（1）計算支承反力按齒輪受力關(guān)系計算可得圓周力 徑向力 那么，在水平面上解得在垂直平面上 解得軸承I的總支承反力 軸承II的總支承反力 （2）畫彎矩圖和轉(zhuǎn)矩圖在水