机械设计带式传动.

1、机械设计课程设计（论文）题 目：二级直齿圆柱齿轮减速器学生姓名专 业学 号班 级指导教师成 绩工程技术学院2012年1 月目录1前言 42传动装置的总体设计52.1比较和选择传动方案 52.2选择电动机 52.3计算总传动比和分配各级传动比 62.4计算传动装置运动和动力参数 73传动零件的设计计算 83.1第一级齿轮传动设计计算 83.2第二级齿轮传动设计计算 124画装配草图 164.1初估轴径 164.2初选联轴器 164.3初选轴承 174.4箱体尺寸计算 185轴的校核计算 195.1高速轴受力分析 195.2中速轴校核计算 235.3低速轴校核计算 266 轴承验算 306.1高速

2、轴轴承验算 306.2中速轴轴承验算 316.3低速轴轴承验算 317键联接的选择和计算327.1高速轴与联轴器键联接的选择和计算 327.2中间轴与大齿轮键联接的选择和计算 337.3低速轴与齿轮键联接的选择和计算 337.4低速轴与联轴器键联接的选择和计算 338齿轮和轴承润滑方法的确定338.1齿轮润滑方法的确定 338.2轴承润滑方法的确定 349密封装置的选择 3410结论 34参考文献 3554计算及说明结果丄 、F亠一1刖言机械设计课程设计是在完成机械设计课程学习后， 一次重要的 实践性教学环节。是高等工科院校大多数专业学生第一次较全面的设 计能力训练，也是对机械设计课程的全面复

3、习和实践。 其目的是培养 理论联系实际的设计思想，训练综合运用机械设计和有关选修课程的 理论，结合生产实际分析和解决工程实际问题的能力， 巩固、加深和 扩展有关机械设计方面的知识。本次设计的题目是带式运输机的减速传动装置设计。根据题目要求和机械设计的特点作者做了以下几个方面的工作： 决定传动装置 的总体设计方案，选择电动机，计算传动装置的运动和动力参数， 传动零件以及轴的设计计算，轴承、联接件、润滑密封和联轴器的 选择及校验计算， 机体结构及其附件的设计和参数的确定， 绘 制装配图及零件图，编写计算说明书。关键词：减速器带式运输机机械设计疲劳强度2传动装置的总体设计2.1比较和选择传动方案1、

4、设计要求：卷筒直径 D=220mm牵引力F=1500N线速度V=1.1m/s，连续 单向运转，载荷平衡，空载启动，使用年限8年，批量生产，两班制工作，运输带的速度误差允许土 5%2、电动机直接由联轴器与减速器连接，减速器由联轴器与卷筒连接3、减速器采用二级圆柱齿轮减速器4、方案简图如下：1|1b)F =1.5kNv = 1.1m/sP =1.65KW w2.2选择电动机按工作要求和条件，选用三相笼型异步电动机，封闭式结构，电压380V, 丫型系列的三相交流电源电动机。（1）、传动滚筒所需要的有效功率 输送带工作拉力 F=1.5kN ； 输送带工作速度 v = 1.1m/s ；=1.65KWF

5、1500 .1pW 10001000(2)传动总效率(1、2、3、4分别是联轴器、轴承、齿轮传动和卷筒的传动效率)分别取 1 =0.99、2=0.98、3=0.97、4=0.96=0.992 0.984 0.972 0.96 =0.817F V1000 * n1500 1.11000 0.817-2.020KW(3)电动机的转速卷筒轴的工作转速为60* 1000V60 1000 1.1n95.54 r minn* Dn 220按教材表18 1，二级圆柱齿轮减速器的传动比i = 8 60 故电动机转速的可选范围nd =i2* n =(8 60)* 95.54 =(764.325732.4)r m

6、in根据容量和转速，由设计手册取电动机型号：Y100L1-42.3计算总传动比和分配各级传动比电动机型号为 Y100L1-4nm =1430r minn 1430则总传动比为：ia =14.968n 95.54两级齿轮传动比公式： * ia = i1 i2 i(1.31.5)i2取系数1.4有i2 =3.270 h =4.5782.4计算传动装置运动和动力参数1)计算各轴转速对高速轴n1430r min中间轴n2 =应=1430 min= 312.363 r/mini14.578n2312.363 r?低速轴 n3 = =r/min = 95.524 rl mini23.2702)计算各轴输入

7、功率n = 0.817P = 2.020KWn = 95.54r/min电动机型号：Y100L1-4nm = 1430r/minia = 14.968h =4.578i2 =3.270nm = 1430r/ minn2 = 312.363“ minn3 =95.524r/minP = 2.020KWR 二 1.9998KWP2 =1.901KW电机轴输出功率p =2.020KW叭 1.807KW高速轴输入功率P =巳* 叫=2.020汇0.99KW =1.9998KW中间轴输入功率P4 -1.753KWr訂*叮5=1.9998 0.98 0.97KW T.901KW低速轴输入功率Td =13.

8、49N * m叭B* 2* 3= 1.901 0.98 0.97KW = 1.807KW卷筒轴输入功率=13.355N 5出=13.088N m= 1.807 0.98 0.99KW =1.753KWT2 =58.1N m3）计算各轴输入转矩 电动机输出转矩T955P=955F（1）确定公式内各计算数值1）计算载荷系数K =KaKvKf-.KfE=1 1.1 1 1.350=1.4852 ）由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；FE1 =500MPa大齿轮的弯曲疲劳强度极限fe2 =380MPa3）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数Kfn1 二 0.86 Kfn2 二 0.914）计算弯

9、曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4,由式（10-12）得K =1.55544 = 34.43mm g = 1.497mmK =1.485；fe 1 = 500MPa；fe 2 = 380MPaKfn1 = 0.86K fn 2 二 0.91F 1 =307.14MPa-F 1K FN1匚 FE1S0.86 5001.4MPa =307.14MPaK FN 2 二 FE 2S= 0.91 380 MP 247MPa 1.45）查取齿形系数由表10-5查得Yf：1 =2.69 丫巳.2 =2.1756）查取应力较正系数由表10-5查得Ys“ =1.575Ys：2 =1.795X L 二 2

10、47MPaYf-2.69Yf- 2.175Ys. 1.575Ys： 2 =1.7957）计算大、小齿轮的丫；8丫；并加以比较F ,治匕 2.611.57= 0.01379307.14饥隘75 795巾。247大齿轮的数值大。（2）设计计算：m = 1.051mm0.0158mm = 1.051mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数 m大于由齿根弯曲疲劳强度计 算的模数，由于齿轮模数 m的大小主要取决于弯曲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（即模数与齿数的乘积） 有关，可取由弯曲强度算得的模数1.051mm并就近圆整为标准值m_,=1.25mm.但为

11、了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得分度圆直径4 = 34.43mm，来计算应有的齿数，于是有小齿轮齿数z1 = =27.544 取= 28mn1.25大齿轮齿数z2门忆=4.578汶28 =128.184取 z2 =128这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲 劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。4、几何尺寸计算 计算大、小齿轮的分度圆直径d1 =z1 m = 28 1.25 二 35mmd2=z2m =128 1.25= 160mm计算中心距z-i - z235 160a1mm = 97.7 mm2 2(4)计算齿轮宽度b 二 dd1 =1 35mm =

12、35mm取 Bi = 35mm , B2 = 40mm3.2低速级减速齿轮设计1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1）选用直齿圆柱齿轮传动2）运输机为一般工作机器，速度不高，由有机设书表10-8知，选用7级精度（GB10095-883）材料选择：有机设书表10-1选择小齿轮材料为40Cr钢（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）选小齿轮齿数为乙-23，大齿轮齿数Z2 =Z1* i23 3.270 = 75.21 取 Z2 =762、按齿面接触强度设计由设计计算公式（10-9a ）进行试算，即（1）确定公式内的各计算数值Zf =

13、 28 z2 =128d1=35mm d2=160mmb = 35mmB = 35mmB2 二 40mm乙=23Z2 二 761）试选载荷系数Kt =1.3 2）计算小齿轮传递的转矩 T2 =58.1 0.98=5.6938 1043）由表10-7选取齿宽系数d二14）由表10-6查得材料的弹性影响系数Ze =189.8MPa 125）由图10-21d按齿面硬度查得：小齿轮的接触疲劳强度极限 6讪1 =600MPa ；大齿轮的接触疲劳强度极限 6讪2 =550MPa ；6）由式10-13计算应力循环次数汕=60mjLh =60 312.4 1 (2 8 300 8)=7.198 108hN2

14、側 i2 =3.295 109 - 3.27 = 2.201 108h7)由图10-19查得接触疲劳寿命系数KHN1 =0.95KHn2 =0.988）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%安全系数S=1，得:&H 1 =Khn1h 叽=0.95 600 =570 MPa S&H ( = Khn2口円讪2=0.98x550 =539MPa2S（2）计算1)试算小齿轮分度圆直径d1t，U =Z2乙= 3.304，代入数值:T2=5.6938 1041Ze =189.8MPa 2 二 h 讪=600MPa；Hlim2 =550MPa8N1 二 7.198 10 hN2 = 2.201 108hKhn

15、1 二 0.95Khn2 = 0.98Lh = 570Mpa tH 2 二 539MPa2)3)4)KT1 uV Ze血】d1t -2.323丄丫 1卜u2.32 3空進竺匹竺沁空fmm = 53.05mm3.304. 539计算圆周速度v如1 J 53.05 比“飞867 ms60000v =60 勺 000计算齿宽b计算齿宽与齿高比d1t =1 53.05mm = 53.05mmb/h模数mt，5305mm= 2.307mm23v = 0.867m sb = 53.05mm齿高 h = 2.25mnt = 2.25 2.307mm = 5.19mmb/ h =53.05 “5.19 =10

16、.2215）计算载荷系数根据v=0.867ms, 7级精度，由图10-8 （机设书）查得动载系数 K 1.05由表10-2查得使用系数Ka =1由表 10-3 查得 KHa 二 KFa =1由表10-4插值查得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置式=1.414由 b/h =10.221 , K=1.414 查图 10-13 得 Ky =1.350,故载荷系数K 二 KaKvKh 一.Kh，1 1.05 1 1.420 = 1.4916）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10-10a ）得K1 49153.05 3 mm 二 55.53mmI 1.3Kt7）计算模数m叫=2.307mm

17、h = 5.19mmb/h =10.221K =1.4914 = 55.53mmg 二 2.414mmd155.53nmm 二 2.414mmz,233、按齿根弯曲强度设计由式（10-5）得弯曲强度的设计公式为（2）确定公式内各计算数值1）计算载荷系数 K =KaKvKh：.Kh=1 1.05 1 1.420=1.4912 ）由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限任1 =500MPa大齿轮的弯曲疲劳强度极限fe2 =380MPa3）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数Kfn1 二 0.86 Kfn2 二 0.914）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4,由式（10-12）得K =

18、1.491FE1 = 500MPa；fe 2 = 380MPa-F 1K FN1匚 FE1S0.86 5001.4MPa =307.14MPaK fn i = 0.86K FN 2 二 FE 2S= 0.91 380 MP 247MPa 1.45）查取齿形系数由表10-5查得Yf：1 =2.69 丫“ =2.236）查取应力较正系数由表10-5查得Ys“ =1.575Ys：2 =1.767）计算大、小齿轮的丫并加以比较F ,g 269 “75.0.01379307.14KFN 2 = 0.91lcF 1 =307.14MPa tF 2 = 247MPa丫十 2.69Yf-2.231.575Ys

19、”1.76皿2 2.23 1. 0.0159247大齿轮的数值大。（2）设计计算：0.0159mm = 1.72mmm 丄 1.72mm3 2 1.485 5.6938 104 勺仆232对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数 m大于由齿根弯曲疲劳强度计 算的模数，由于齿轮模数 m的大小主要取决于弯曲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（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数1.72mm并就近圆整为标准值m,=1.5mm，但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得分度圆直径4 = 56.32m m，来计算应有的齿数 ，于是有:小齿轮齿数

20、乙=直=56.32 =37.55 取=38mn1.5大齿轮齿数z2 =i1 =3.27 38=124.26取 z2 =125Zf = 38这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲 劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。z2 =1254、几何尺寸计算（1）计算大、小齿轮的分度圆直径d1=57mmdj =zm= 38d.5 = 57mmd2 =z2m =12545 = 167.5mmd2=167.5mm计算中心距乙 +z257 +167.53 一mm 112mm2 26 = 81.5mm（4）计算齿轮宽度b=%d1 = 1 88mm箱盖壁厚S i0.02a+3=4.63 88

21、mm箱盖凸缘厚度bi1.5 S 112mm箱座凸缘厚度b1.5 S12mm箱座底凸缘厚度b22.5 S20mm地脚螺钉直径df0.036a+12=14.9318mm地脚螺钉数目na 250 500,n=6 , a 500 时，n=84轴承旁联接螺栓 直径di0.75df12mm盖与座联接螺栓 直径d2(0.5 0.6 ) df10mm连接螺栓d2的间 距L150200180mm轴承端盖螺钉直 径d3(0.4 0.5 ) df6mm视孔盖螺钉直径d4(0.3 0.4 ) df6mm定位销直径d(0.7 0.8 ) d26mmdi d2 df至外箱壁距离Ci表 11-2Cif=24mmCii=18

22、mmCi2=16mmdi df d2凸缘边远距离C2表 11-2C2f=22mmC2i=16mmC22=14mm轴承旁凸台半径RiC2116mm凸台高度h根据低速级轴承座外径确 定，以便于扳手操作外箱壁至轴承座 端面距离li6+C2 + ( 5 10)40mm铸造过渡尺寸x,y表 1-38x=3mm y=15mm大齿轮顶圆与内 壁距离 i 1.2 S10mm齿轮端面与内箱 壁距离 2 S10mm箱盖箱座肋厚mi,mmi 0.85 S 1, m 0.85 Smi=7mm m=7mm轴承端盖外径D2D+ (55.5) d3D2i=85mmD22=107mmD23=85mm轴承旁联接螺栓 距离S尽量

23、靠近，Md i和Md 2互不干涉为准，一般取 s D2Si=85mmS2=107mmS3=85mm5、轴的设计与校核计算5.1高速轴尺寸设计与分析1 ）拟定轴上零件的装配方案，经分析比较，选用如下方案：（1）高速轴结构考虑到齿轮分度圆与轴径相差不太大（da c2d），选用齿轮轴。选用圆头（A型）普通平键，键的尺寸为 bx hxl =6mmx6mmx45mm，半联 轴器与轴的配合为H7。角接触轴承与轴的周向定位是由过渡配合来K6保证的，此时选轴的直径尺寸公差为 m6。L1Ls.L3 .L.4Ls.Le d1 =20d2 =23d3 =25d4 =28d5 =35d6=25L| = 50mmuOJ

24、寸LDIQJ11pp75（2）确定轴各段直径和长度I各轴段直径名称依据确定结果（mm）d1考虑与联轴器内孔标准直径配合，联轴 器选WH4型,且轴的最小直径为11.72mm20d2联轴器定位“207=20 + (2.84) =22.82423d3考虑轴承d3 d2选用代号为6005 d=25mmD=47mm, B=12mm25d4考虑轴承定位28d5考虑到齿轮分度圆与轴径相差不太大（da =2d），选用齿轮轴35d6d6 = d3251轴段安装联轴器：半联轴器宽度L=52mm，为保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端面上取 L| =50mm。2轴段的长度：L2 = Lsi a e，其中J为联轴

25、器的内端面至轴承端盖凸缘厚度，Lsi=1520mm ，取Lsi =18mm ； t为轴承端盖凸缘厚度， e=1.2d3=6 1.2=7.2mm； a为轴承盖的上端面至轴承座孔边缘的距离，取 齿轮距箱体内壁之间的距离 亠=8mm,考虑到箱体铸造误差，在确定轴承位置 时，应距内壁一段距离.-：3，取屯=10mm，已知轴承宽度B =12mm ,箱座厚度=8mm，L=C1 C2 5，查手册则得 L=43,则 L 26 7.2 1 51.2mm。取 L2 = 52mm3轴段的长度L3 : L3应考虑轴承的定位挡油环和轴承的内壁的距离，L3 =25mm。4轴段长度L4 :取二轴上两齿轮间的距离c =10m

26、m，AE B2八4035L4 ：2 B4 c - T 2 L2 ：3 B = 8 65 103 二 77.5mm。4242355轴段长度L5 :其长度与齿宽相同，L 40mm。L2 = 52mmL3 二 25mmc = 10mmL4 =77.5mmL5 = 40mmL6 =30mm6 轴段长度 L6 : L6 m；2 6+B =8 10 12 =30mm。各段轴长度列表如下名称L1L2L3L4L5Lb长度/mm50522572.54030高高速轴受力分析如下小齿轮分度圆直径 d1 =35mm厂2Ti2灯3.355灯03 “一“Ri = =N = 763.14Ndi35Fr1 = Ft an20

27、 =763.14汉0.37=277.76NFn =Ft /cos20“=812.12N首先根据轴的结构图作出以下受力分析图，在确定轴承的支撑点位置时， 深沟球轴承的中心，因此，作为简支梁的轴的支承跨距为12 +I3 =116.5+50=166.5mm，根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图，从 轴的结构图以及弯矩图可以看出齿轮中心截面受弯矩较大，计算该截面出的力 与矩：Ft1l3763.14 X50FNHiN =209.21 Nl2+l3116.5+50Ft1l2763.14X116.5Fnh2=N =534.33 Nl2+l3116.5+50MH1 = FNH*2 = 209.21江 116

28、.5N mm = 24.37N *mM H2 = FNH2l3 =534.3344N *mm = 24.37NFr1l3277.76 50FNV1 =N =76.15Nl2 +l3116.5+50Fr1l2277.76016.5FNV2 =N =201.61Nl2+l3116.5+50M V1 = FNV1l2 = 76.15116.5“ *mm = 8.87NMV2 = FNv2l3 =201.61x44N *mm = 8.87N *mM1 = Jmv12 +MH12 = J24.372 +8.87N m =25.93N *mT=13.36N *mFnh1 =209.21NFNH2 =534

29、.33NFnvl76.15NFnv2 = 201.61NZ I三zm IFt= rj j_T_rTTTTrnrrTl l fl IrifrfnTil TrTrrrrE 一，订rlTnWlTir 仃iTlTlTrrrnY1Mh =24.37N *m载荷水平面H垂直面V支持力FFnhi =209.21NFNH2 =534.33NFnvi=76.15N Fnv2 = 201.61NM广 25.93N *mM2 二 25.93N md2 min = 30mm11p11I. LaL.L.1 23156(2)各轴的直径和长度4 = d5 二 30mmd2 二 35mmd3 = 42mmd4 二 35mmL

30、5 二 38.5mmL1 = 37mmL2 =62mm,L4 =33mmL3 = C = 10mm弯矩MMh =24.37N mMV1 =8.87N mMV2 =8.87N *m总弯矩M1 =25.93N mM2 =25.93N m扭矩T =13.35NmT =13.35N m5.2中间轴的尺寸设计1选择轴的材料 该轴同样选取40Cr钢，调质处理。2由前面计算可知轴的最小直径取d2 min =30mm3、轴的结构设计1)根据dmin =30mm，选用深沟球轴承6306,尺寸d D 30 62 16得d d 30mm，为了使齿轮3便于安装，故取d2 =35mm，轴承第三段起轴向定位作用，故d3二

31、d2+2d2(0.07 : 0.1)=39.9 : 42=42mm第四段装齿轮2，为了齿轮2的轴向定位，取直径d 35mm2)第二段和第四段是装齿轮的，为了便于安装，L2和L4都要比齿轮三和齿轮二的齿宽略小所以L2 =62mm,L4 =33mm，由指导书得 L3 =C=10mm ，L =37mm ， L5 = 38.5mm则中间轴的尺寸如下(3) 轴上零件的周向定位齿轮的周向定位都采用普通平键连接，根据d2 = 35mm， L2 = 62mm，查表6-1得第二段键的尺寸为b h l 10 8 56mm，同理可得第四段键的尺寸 为b h l 10 8 25 mm滚动轴承与轴采用过度配合来保证，选

32、用直径尺寸公 差m6（4）轴上零件的轴向定位轴上轴承轴向定位采用凸缘式端盖与挡油环定位，齿轮采用挡油环与轴肩 定位；5）确定轴上圆角和倒角尺寸参照表15-2，取轴端倒角1.6 45，各轴肩出圆角半径为1mm（6）求轴上的载荷已知 P =1.901KW,n2 =312.36r min, T2 =58.1N *mFt22Td22 58.1 103160N =726.3N巳 二 Ft2tan20 N = 726.3 0.364 = 264.4NFt32T32 58.1 103d357N = 2038.60NFNH 3Ft21 3 _ Ft3(1 21 3 )ll 1213726.3 44-2038.

33、60 (65 44)65+44+53.5N = -1175.8NMH2 =FNh2I3 =141 44N mm = 6.3N *mMH3 二 Fnh311 =1176 53.5N *mm =62.9N mF NVFr2 (112)- Fr311111213264.4 (53.5 65) -741.99 53.5 “ N = 52N 65+53.5+44l一Fr3(12 +13)+珀3FnV3 :111213-741.99 (65 44)264.4 4465 +53.5+44N 428.5NMV2 二 FNv213 二 52 43.5N = 2.5N * mMV3 二 Fnv =428.5 58

34、.5N = 25.05N mMmax 二.Mh32 Mv3 62.9225.052 N m=67.8N *m支持力FFnh 2 =141NFnh3 =1175NFnv2 = 52NFnv3 =428.5N弯矩MMH2 =6.3N *mM H 3 =62.9N *mMV2 = 2.5N mM V3 = 25.2N *m总弯矩M max = 67.8N m扭矩T =58.1 N *mT =58.1N *mFnh 2 = 141NFnh3175NFNV2 二 52NFnv3 = 428.5NM H 2 = 6.3N mM H 3 二 62.9N * mMV2 = 2.5N mMV3 二 25.2N

35、* mM max =67.8 N *mT = 58.1 N *mFr3=Ft3tan20 =2038.60 0.364 = 741.99N首先根据轴的结构图作出以下受力分析图，在确定轴承的支撑点位置时, 对于深沟球轴承支撑点位置在其中心，根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭 矩图，从轴的结构图以及弯矩图可以看出两齿轮中心截面受弯矩较大，分别计 算两截面处的力与矩：如图所示Ft2(l11 2 ) _ Ft3l1ll 1213型.3 (如 65)-2038.60 竺IN53.5 65 44d3min=30mm5.3低速轴尺寸计算与受力分析校核1选择轴的材料 该轴同样选取40Cr钢，调质处理。2、初步

36、计算轴的最小直径有前面计算的d3min=30mm3、轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案，经分析比较，选用如下方案:一-4- dI（2）各轴的直径和长度1 ）d6 =30mm，联轴器采用轴肩定位 则d35mm，联轴器选择弹性轴销 联轴器，半联轴器长度为L =82mm，半联轴器与轴的配合的毂孔长度为 60mm， 为了保证半联轴器轴向的可靠定位，故取 L6 =58mm2 ）初步确定滚动轴承因轴承受径向力大而轴向力作用小，转速较小，载荷大，故选用深沟球轴承 6208, d D B=40mm 80mm 18mm，故 di =d4 =40mm,为了便于齿轮安装d2 =45mm，为了使齿轮有较好的轴向

37、定位，取 d3 =52mm轴承B =18mm，为了便于安装和齿轮的定位取 L 38mm，其他长度由轴 1 和轴 2 的计算方法求得 J = 41mm, L2 = 57.5mm, .= 54.5mm, L4 = 31mm，L5 =40mm4 = d4 二 40mmd2 = 45mmd3 二 52mmd5 二 35mmd6 二 30mmLi = 41mmL2 = 57.5mmL3 二 54.5mmL4 二 31mmL5 二 40mm3 ）轴上零件的周向定位齿轮的周向定位采用普通 A型平键连接，根据d? = 45mm, L? = 58mm选择 轴上的键为b h l =14mm 9mm 50mm，半联轴器的周向定位采用普通 C型平键连 接，根据d 30mm, L 58mm选择轴