(论文)带式运输机传动装置的设计 _课程设计最新优秀毕业论文资料搜集呕血奉献

机械设计基础课程设计说 明 书题 目 名 称： 带式运输机传动装置的设计 学 院（部）： 机械工程学院 专 业： 学 生 姓 名： 班 级： 学号 指导教师姓名： 评 定 成绩： 课程设计任务书2009 2010 学年第 1 学期 机械工程学院 学院（系、部） 工业设计 专业 工理081 班课程名称： 机械设计基础 设计题目： 带式运输机传动装置的设计 完成期限：自 2010 年 元 月 11 日至 2010 年 元 月 15 日共 1 周内容及任务一、传动装置简图二、原始数据带的圆周力F/N卷筒速v（m/s）滚筒直径D/mm5002.5300三、工作条件三班制，使用年限10年，连续单向运转，载荷平稳，小批量生产，运输带速度允许误差为5%。三、设计任务1、设计计算说明书一份，内容包括：传动方案的分析与拟定、原动机的选择、传动比及分配、传动装置的运动及动力参数计算、V带传动设计、齿轮传动设计、轴的设计、轴承的选择和校核、键连接的选择和校核、联轴器的选择、箱体的结构设计、减速器附件的选择、润滑和密封、课程设计总结和参考文献。2、A1装配图1张进度安排起止日期工作内容2010.1.1113编写设计计算说明书2010.1.1415绘制装配图主要参考资料1 金清肃.机械设计基础.武汉：华中科技大学出版社，2008年9月2 金清肃.机械设计基础课程设计.武汉：华中科技大学出版社，2007年10月指导教师（签字）： 2009年 月 日系（教研室）主任（签字）： 2009年 月 日目 录一、拟定传动方案4二、选择电动机5三、传动装置总传动比及其分配6四、传动装置的运动及动力参数计算7五、V带传动设计9六、齿轮传动设计11七、轴承的选择和校核14八、轴的设计22九、键连接的选择和校核23十、联轴器的选择25十一、箱体的结构设计25十二、减速器附件的选择29十三、润滑和密封34十四、课程设计总结和参考文献36一、拟定传动方案结 果1、 设计目的 通过本课程的学习，将学过的基础知识进行综合应用，熟悉和掌握机械设计的基本方法和一般程序，培养设计能力。2、 传动方案分析现代机械系统一般都包括原动机、传动装置和工作机三个基本部分。传动装置是把原动机的动力传递给工作机的中间装置，它是机器的重要组成部分。传动装置是否合理将直接影响机器的工作性能、重量和成本。合理的传动方案除满足工作机的工作要求外，如所传递的工作效率和转速，还要求结构简单、尺寸紧凑、成本低廉、传动效率高、工作可靠、环境适应性好合操作维护方便。传动方案一般用运动简图表示，它直观地反映了工作机、传动装置和原动机三者间的运动和动力的传递关系。此次带式运输机传动装置的设计任务书中已经给出了传动方案，为带与闭式齿轮组合传动。原动机为电动机，工作机为皮带运输机。传动方案采用了两级传动，第一级为V带传动，第二级为单级直齿圆柱齿轮减速器。如图1.1所示： 图1.1选用带传动和闭式齿轮传动的组合方式有传动平稳、缓冲吸振、过载保护的优点。缺点是该方案的结构尺寸较大，带传动也不适合繁重的工作要求和恶劣的工作环境。V带传动承载能力较低，在传递相同转矩时，结构尺寸较其他形式大，但是V带的槽面摩擦可以提供更大的摩擦力，也就可以传递更大的功率。而且，V带传动允许的传动比大，结构紧凑，还有过载保护，缓冲吸振的优点，故布置在传递的高速级，以降低传递的转矩，减小带传动的结构尺寸。齿轮传动效率高，适用的功率和速度范围广，使用寿命较长。本次设计采用的是单级直齿圆柱齿轮传动。2、 传动系统的设计参数 原始数据：运输带的工作压力F=500 N，带速V=2.5 m/s,滚筒直径D=300mm，(滚筒工作效率为0.96) 工作条件：三班制，使用年限10年，连续单向运转，载荷平稳，小批量生产。 动力来源：电力，三相交流380/220伏二、选择电动机结 果1、选择电动机类型和结构形式按工作要求选择Y型全封闭式三相异步电动机，电压为380 V。Y系列电动机具有高效、节能、性能好、噪音低、振动小、寿命长、维护方便、启动转矩大、运行安全可靠等优点，安装尺寸和功率等符合国家标准（IEC），适合于无特殊要求的各种机械设备，如鼓风机、机床、运输机以及农业机械和食品机械。3、 选择电动机容量根据带式运输机工作机的类型，可取工作机的效率w=0.96。电动机所需工作容量，查【2】P7得Pd=Pwa Pw=FV1000=5002.51000 KW传动装置的总效率为 a=122345查【2】第10章中表10-2机械传动和摩擦副的效率概略值，确定各部分效率为：联轴器效率1=0.99，一对滚动轴承传动效率2=0.98，闭式齿轮传动效率3=0.97，V带传动效率4=0.96，一对滑动轴承传动效率5=0.97，带入得a = 0.990.9820.970.960.97所需电动机功率为Pd= Pwa=5002.5(10000.859 ) KW查【2】第19章表19-1所示Y系列三相异步电动机的技术参数，选定电动机的额定功率Pcd为1.5 KW.3、确定电动机转速卷筒轴工作转速为：n滚筒=601000 v(D) =6010002.5(300) rmin总传动比：i总=n电动机n滚筒n电动机 =i总 n滚筒 i总 =i带i齿轮普通V带 i带 = 2 4 单级齿轮减速器i齿轮 =3 6i总 =(24) (35) = 620 rminn电动机 = (620) 159.24=955.41 3184.71 rmin4、确定电动机的型号根据以上计算，符合这一范围的同步转速有1000 rmin ， 1500r/min 和3000 rmin。查【2】表19-1得电动机数据及计算出的总传动比列于表2-1中。根据表2-1，综合考虑电动机和传动装置的情况，同时也要降低电动机的重量和成本，最终可确定同步转速为1500r/min ，根据所需的额定功率及同步转速确定电动机的型号为Y90L-4 ，满载转速 1400r/min。额定转矩为2.3Nm。 表2.1 电动机数据及总传动比方案123电动机型号Y100L-6Y90L-4Y90S-2额定功率Pcd/KW1.51.51.5电动机转速n /(r/min)同步转速100015003000满载转速94014002840电动机重量w/kg352635参见价格/元617500398总传动比ia6.289.4218.84Pw =1.25KWa0.859Pd1.455KWPcd=1.5 KWn滚筒=159.24r/minn电动机= 955.413184.71r/min电动机的型号为Y90L-4n满=1400r/min三、传动装置总传动比及其分配结 果1、总传动比根据电动机满载转速n满电动机及工作机滚筒转速n滚筒，可得传动装置所要求的总传动比，查【2】P10 式(2-6) 得ia=nm/n所以i总=n满n滚筒 =1400/159.242、分配各级传动比由传动方案知，传动装置的总传动比等于各级传动比的乘积，即ia=i1i2i3i4查【1】表17-1，普通V带 i1= 2 4 单级齿轮减速器i2 =3 5 取普通V带i1=2.2，齿轮i2=4。i总=8.79i1=2.2i2=4四、传动装置的运动及动力参数计算结 果0 轴 轴轴轴图4.11、计算各轴转速(r/min)查【2】，由式(2-9)知n = nmi0式中，nm电动机的满载转速；i0电动机轴至轴的传动比。同理，n = ni1 = nm( i0i1 ) n = ni2 = nm( i0i1i2 ) 其余类推。所以：电动机满载 (0轴)： n0= nm = 1400 r/min轴： n = nmi01 = 14002.2轴： n = ni12 = nm(i01i12) =1400 / 2.2 / 4轴： n = ni23 = nm(i01i12i23)=1400 / 2.2 / 4 / 1式中 i01电动机轴至轴的传动比(带传动) i12轴至轴的传动比(齿轮传动) i23轴至轴的传动比2、计算各轴的功率(KW)查【2】第10章中表10-2机械传动和摩擦副的效率概略值，确定各部分效率为：联轴器效率1=0.99，一对滚动轴承传动效率2=0.98，闭式齿轮传动效率3=0.97，V带传动效率4=0.96，一对滑动轴承传动效率5=0.97。查【2】，由式(2-12)知P=Pd01式中，Pd电动机的实际输出功率；01电动机与轴间的传动效率。同理, P=P12= Pd0112P= P23= Pd011223其余类推。所以：电动机的额定功率 Pd=1.455 KW 轴功率： P= Pd01 =Pd4轴功率： P= Pd0112 = Pd432轴功率： P= Pd011223 = Pd432215工作机轴功率：P工作机= Pd011223w = Pd432215w3、计算各轴转矩(Nm)查【2】，由式(2-15)知T=Tdi001式中，Td电动机轴的输出转矩，Td=9550Pdnm其中：Pd电动机实际输出功率；nm电动机转速。所以 T= Tdi001=9550(Pdnm) i001同理 T= Ti112T= Ti223其余类推。所以：电动机轴的输出转矩 Td=9550Pdnm =9550(1.455/1400)轴转矩：T= Tdi0101= Tdi014 = Td2.20.96轴转矩：T= Ti1212= Ti1232= T40.970.98轴转矩：T= Ti2323 = Ti23215= T10.980.990.97工作机输出转矩：T工作机= Tw= T0.96运动和动力参数，如表4-1所示：表4-1 运动和动力参数n0=1400 r/minn=636.4r/minn=159.1r/minn=159.1r/minP=1.397 KWP=1.328 KWP=1.250KWP工作机=1.2KWTd=9.926NmT=20.965 NmT=79.716NmT=75.020NmT工作机=72.02 Nm五、V带传动设计结 果1、确定设计功率根据传递的功率Pd、载荷性质、原动件种类和工作情况(三班制)等确定设计功率, 查【1】得P=KAPd查表9-7得工作情况系数KA =1.3 Pd =1.455 KW 故P=KAPd1.892 KW2、选择V带的带型根据P= 1.892 KW 、n=1400 r/min, 查【1】图9-8 普通V带选型图，选用 Z型。3、确定带轮的基准直径dd并验算带速1) 初选小带轮的基准直径 国家标准中规定了普通V带轮的最小基准直径和带轮的基准直径系列，查【1】表9-3，取小带轮的基准直径dd1= 80 mm。2) 验算带速 查【1】 由式（9-22）得V =dd1 n1(601000) =3.14801400(601000)因 5 m/s V 25 m/s，带速合适。3) 计算大带轮的基准直径 查 【1】 根据式（9-21），计算大带轮的基准直径 dd2 = i1dd1 =2.280查表9-3，取为dd2 = 180 mm。4、确定V带的中心距a和基准长度Ld4) 查【1】 由式（9-23）0.7(dd1 + dd2) a02(dd1 + dd2) 初定中心距a0= 320 mm。5) 查【1】 由式（9-24）计算带所需的基准长度 Ld0=2a0+(dd1 + dd2)/2 +( dd1dd2)24a0 =2320+3.14(80+180)2+(180-80)24320查【1】 由表（9-2）选带的基准长度Ld =1000 mm。6) 查【1】按式(9-25)计算实际中心距 aa0+ (LdLd0) 2=320+(10001056) 2考虑安装、调整和补偿张紧的需要，中心距应有一定的变化范围，查【1】由式(9-26) (9-27) 知 amin=a0.015 Ld =292-0.0151000amax=a0.03 Ld =292+0.031000所以中心距的变化范围为 277mm 322 mm。1、 验算小带轮上的包角 a1 查【1】由式(9-28) 得 a1=1800(dd2dd1)a57.30 =1800(18080) 292 57.30 a11200，所以包角合适。6、计算带的根数z1) 计算单根V带的额定功率由dd1= 80 mm和n1=1400 rmin, 查【1】表9-4 单根普通V带的基本额定功率P0,得P0= 0.35 KW。根据n1= 1400 rmin，i1= 2.2 和Z 型带，查【1】表9-5 单根普通V带的基本额定功率的增量P0，得P0=0.03 KW 。查【1】表9-6包角修正系数Ka得Ka=0.95 ；查【1】表9-2普通V带长度系数KL得KL=1.06，于是 P0=(P0+P0)Ka KL=(0.35+0.03) 0.951.062) 计算V带的根数查【1】由式(9-29) 得 zPP0=P(P0+P0)KaKL 1.892(0.35+0.03)0.951.06 4.94V带取 5 根。7、计算单根V带的初拉力F0 查【1】表9-1普通V带截面尺寸，查得 Z 型带的单位长度质量q= 0.06 kg/m。 查【1】由式(9-30)得 F0=500 (2.5Ka)P(Kazv) qv2 =500(2.50.95)1.892(0.9555.86)0.065.8628、计算压轴力FQ 查【1】由式(9-31)得 FQ2z F0 sin(1/2) =2555.3sin(160.38/2)9、带轮结构设计表5-1查【12】表18-9 V带轮轮缘尺寸(基准宽度制)项目符号槽型Z(SPZ)槽间距e120.3第一槽对称面至端面的最小距离fmin7带轮宽BB=(z-1)e+2f z轮槽数由上可确定V带轮的带宽B带=62mm。Z型dd1= 80 mmV=5.86m/sdd2 =176 mma0= 320 mmLd01056mmLd =1000 mma带292mmamin=277mmamax=322mma1160.380P0=0.383KWz5F055.3NFQ545N B带=62mm六、齿轮传动设计结果1、选择齿轮材料与热处理带式运输机的工作载荷比较平稳，对减速器的外轮廓尺寸没有限制，为了便于加工，采用软齿面齿轮传动。查【1】表11-1，小齿轮选用45钢，调质处理，齿面平均硬度为235HBS；查【2】P15对于软齿面齿轮传动，小齿轮齿面硬度应比大齿轮齿面硬度高3050HBS。因此大齿轮选用45钢，正火处理，齿面平均硬度为190HBS。由于运输机式一般机器，速度不高，查【1】表11-6，故选7级精度。2、 参数选择1) 对于软齿面闭式传动，传动尺寸主要取决于接触疲劳强度，弯曲疲劳强度则往往比较富裕，在传动尺寸不变并满足弯曲疲劳强度要求的前提下，齿数宜取多些(模数相应减少)。查【1】闭式齿轮传动，齿数取2040。故取z1=30，z2=i12z1=430=120.2) 根据工况查【1】表11-2，取载荷系数K=1.1。3) 由于是单级齿轮传动，且两支承相对齿轮为对称布置，两齿轮为软齿面，查【1】表11-5，取齿宽系数d=1.2。4) 采用单级减速传动，齿数比 i12 =4。3、 确定许用应力小齿轮的齿面平均硬度为235HBS。许用应力可根据【1】表11-1通过线性插值来计算，即H1=F1=大齿轮的齿面平均硬度为190HBS，许用应力可根据【1】表11-1通过线性插值来计算，即H2=F2=4、 计算小齿轮的转矩由四、传动装置的运动及动力参数计算知T=20.965 Nm5、 按齿面接触疲劳强度计算取较小的许用接触应力H2 代入【1】接触疲劳强度的设计公式11-7中，式中：d1小齿轮的分度圆直径(mm)；T1小齿轮的转矩(Nmm)；齿数比，=z2z1；d齿宽系数，d=bd1,其中b为齿宽(mm)；ZE弹性影响系数，与配对齿轮材料有关；H许用接触应力。查【1】表11-3知弹性影响系数ZE=198.8。得小齿轮的分度圆直径为35.1mm齿轮的模数 m=d1z1=35.130=1.17 mm。查【1】表4-2取标准模数m=1.56、 计算齿轮的主要几何尺寸d1=mz1=(1.530)mm=45mmd2=mz2=(1.5120)mm=180mmda1=(z1+2ha*)m=(30+21) 1.5mm=48mmda2=(z2+2ha*)m=(120+21) 1.5mm=183mm b=dd1=1.245=54mm查【2】P15根据d=b / d1 ,求齿宽b时，b是一对齿轮的工作宽度。为补偿齿轮轴向位置误差，应使小齿轮宽度大于大齿轮宽度，因此，若大齿轮宽度取b2，则小齿轮宽度取b1=b2+(510)mm,齿宽数值应圆整。故取b2=54mm，b1=b2+(510)mm，取b1=62mm。齿轮基本参数如表6-1.齿轮号12模数m1.51.5齿数z30120分度圆直径d (mm)45180齿顶圆直径da (mm)48183齿宽b (mm)6254中心距a (mm)112.5转速n/(r/min)636.4159.1圆周速度v(m/s)1.501.507、 按齿根弯曲疲劳强度校核确定有关参数如下1) 齿形系数YFa 查【1】表11-4得 YFa1 =2.52，YFa2 =2.256应力修正系数YSa 查【1】表11-4 得 YSa1 =1.625 YSa2 =1.742带入【1】弯曲疲劳强度校核公式 11-9 中得 MPa =51.82 MPa F1 =307.63 MPa查【1】P154式 得 =49.80 MPaF2 =290.69 MPa齿根弯曲强度校核合格。8、结构设计z1=30z2=120K=1.1d=1.24H1=528.16MPaF1=307.63MPaH2=502.22MPaF2=290.69MPaT=20.965 Nmd135.1mmm=1.5d1=45mmd2=180mmda1=48mmda2=183mma=112.5mmb1=54mmb2=62mmYFa1 =2.52YFa1 =2.256YSa1 =1.625YSa2 =1.742F1F1F2F2七、轴的设计结果一、输出轴的设计计算1、选材查【1】P223知，由于工作时轴上的应力多为交变应力，所以轴的失效一般为疲劳断裂，因此轴的材料首先应有足够的疲劳强度，对应力集中敏感性低；还应满足刚度、耐磨性、耐腐蚀性的要求。轴的常用材料主要有碳钢、合金钢、球墨铸铁和高强度铸铁。由于碳素钢比合金钢成本要低，对应力集中的敏感性较小，同时也可以用热处理或化学热处理的方法来提高其耐磨性和抗疲劳强度，因此采用碳素钢制造轴尤为广泛。这里我们选用的是最常用的45钢，调质处理。查【1】表15-1知，毛坯直径 Rr或hC1(见图7-1)。图7-1安装滚动轴承处的R和r可由轴承标准中查取。轴肩高度h应大于R外，还要小于轴承内圈厚度，以便拆卸轴承。查【2】P42有配合或安装标准件的直径：轴上有轴、孔配合要求的直径，如图7-2所示的安装齿轮和联轴器处的直径d3 、d1，一般应取标准值(见【2】表10-7表14-1)。另外，安装轴承及密封元件处的轴径d2、d3 和d8 ，应与轴承及密封元件孔径的标准尺寸一致(见表13-2和表17-5)。查【2】P43，非定位轴肩：轴径变化仅为装拆方便时，相邻直径要小些，一般为13mm，如图7-1中的d2与d3，d6与d7 处的直径变化。这里轴径变化圆角r为自由表面过度圆角，r大些(见图7-1(c)。因此，由初算并考虑键影响及联轴器孔径方位等，取d1=25.0mm，考虑前面所述决定径向尺寸的各种因素，其他各段直径可确定为d2=30.0mm，d3=35.0mm，d4=41.0mm，d5=45.0mm，d6=53.0mm，d7=45.0mm，d8=35.0mm。4) 选择轴承型号根据所选定的轴承直径，初选深沟球轴承，代号为6007。查【2】表13-2知，轴承宽度B出14mm，安装尺寸D出=62mm。5) 确定轴的轴向尺寸 由轴上安装零件确定的轴段长度如图7-1中l5、l3、l8、l1由齿轮、联轴器的轮毂宽度及轴承宽度确定。查【2】P43知，一般情况下，轮毂宽度l=(1.21.6)d，最大宽度lmax(1.82)d，轮毂过紧则轴向尺寸不紧凑，装拆不便，而且键连接不能过长，键长一般不大于(1.61.8)d，以免压力沿键长分布不均匀现象严重。轴上零件靠套筒或轴端挡圈轴向固定时，轴段长度l应较轮毂宽l短23mm，以保证轴上零件定位可靠。因此取l1 =2d=50mm，l3 =14mm，l5 =52mm，l8 =18mm。 由相关零件确定的轴段长度轴承盖轴段长应根据轴承盖的宽度，并考虑联轴器和箱体外壁应有一定矩离而定，取l2=46 mm。 根据画图确定其他轴段长度考虑轴承端面和箱体内壁应有一定距离，取l4=22mm，其中套筒长为20mm。类似的取l7=20mm，l6=12mm。根据输出轴的结构(见图7-2)，把轴当作简支梁，支点取在轴承中点处，可得轴的跨距L=14+8+12+52+22=108mm。5、轴的强度计算1) 绘制轴的计算简图图7-2 输出轴的结构2) 求作用在轴上的外力和支反力轴上所受的外力有：作用在齿轮上的两个分力，圆周力和径向力，方向如图7-2所示；作用在齿轮和联轴器上的扭矩为T。将作用在周上的力向水平面和垂直面分解，然后按水平和垂直面分别计算。l 垂直面的支反力(见图7-4(a)查【1】P232 知 RAV2=RBV2=Fr2/2=322.382=161.19Nl 水平面得支反力(见图7-4(b)查【1】P232 知 RAH2=RBH2=Ft2/2=885.732=442.865N3) 做弯矩图l 做垂直弯矩图(见图7-4(a)垂直面上截面的D处的弯矩，查【1】P232知MDV2=RAV254= 8704.26Nmml 做水平面弯矩图(见图7-4(b)水平面上截面D处的弯矩，查【1】P232知MDH2 = RAH254 =23914.71 Nmml 做合成弯矩图(见图7-4(c)把水平面和垂直面上的弯矩按矢量和合成起来，查【1】P233知其大小为25449.51 Nmm4) 做扭矩图(见图7-4(d)扭矩只做用在齿轮和半联轴器中间平面之间的一段轴上。根据说明书P25知： T齿2=79716 Nm 图7-3 (a) (b) (c) (d) 图7-45) 校核轴的强度轴在D处截面处的弯矩和扭矩最大，故为危险截面。轴单向转动，扭矩可认为按脉动循环变化，故取折合系数=0.6。轴的材料为45钢，调质处理，查【1】表15-1知许用弯曲应力为60MPa。查【1】P231，对于直径为d的圆轴，弯曲应力=M/W,扭转切应力=T/WT=T/(2W)(WT为轴的抗转截面系数(mm3),圆轴的WT0.2 d3)，则轴的扭转合成强度条件为式中：M轴所受的弯矩(Nmm);T轴所受的扭矩(Nmm);W轴的抗弯截面系数(mm3)，圆轴的W=d3/320.1d3。 =5.95 MPa=60 MPa所以轴的强度满足要求。二、输入轴的设计计算1、选材选轴的材料为45钢，正火处理。查【1】表15-1知，毛坯直径100mm，硬度为170217HBS，强度极限b为600MPa，屈服极限s为300MPa，许用弯曲应力为55MPa，许用扭转应力为3040MPa。2、按扭转强度估算轴的最小直径单级齿轮减速器低速轴为转轴，输出端与联轴器相连，从结构考虑，输出端轴径应最小。查【1】式15-2轴径d的计算公式为式中：P轴传递的功率(KW); n轴的转速(r/min);查【1】表15-3可得45钢A=110。所以查【1】P230当轴上开有键槽时，轴径还应增大5%7%(一个键槽)或10%15%(两个键槽)。所以取d22=16mm。3、齿轮上作用力的计算齿轮所受转矩：T齿2=9.55106P/n=9.551061.397636.4=20965Nm齿轮作用力： 圆周力：Ft1=2T齿1/ d1=22096545=931.8N径向力：Fr1=Ft1tan200= tan200931.8=339.12 N 4、轴的结构设计1) 绘制轴的计算简图图7-52) 确定轴上零件的位置和固定方式单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布。齿轮靠套筒和轴肩高度实现轴向定位和固定，靠平键和过盈配合实现周向固定，两端轴承靠套筒或轴间高度实现轴向定位，靠过盈配合实现周向固定，轴通过两端轴承盖实现轴向定位。3) 确定轴的径向尺寸查【2】P42，定位轴肩：当直径变化时为了固定轴上零件或承受轴向力时，其轴肩高度要大些，如图7-6中的d1与d2，d4与d5，d6与d7处的轴肩。查【1】P226，定位轴肩高度h=(0.070.1)d，轴环宽度b1.4a。轴肩高度h、圆角半径R及轴上零件的倒角C1或圆角r要保证如下的关系：hRr或hC1(见图7-6)。图7-6安装滚动轴承处的R和r可由轴承标准中查取。轴肩高度h应大于R外，还要小于轴承内圈厚度 ，以便拆卸轴承。查【2】P42有配合或安装标准件的直径：轴上有轴、孔配合要求的直径，如图7-6所示的安装齿轮处的直径d4，一般应取标准值(见【2】表10-7)。另外，安装轴承及密封元件处的轴径d3、d7和d2 ，应与轴承及密封元件孔径的标准尺寸一致(见表13-2和表17-5)。查【2】P43，非定位轴肩：轴径变化仅为装拆方便时，相邻直径要小些，一般为13mm，如图7-1中的d5与d6 处的直径变化。这里轴径变化圆角r为自由表面过度圆角，r可大些(见图7-6)。因此，由初算并考虑键影响及联轴器孔径方位等，取d1= d22=16.0mm，考虑前面所述决定径向尺寸的各种因素，其他各段直径可确定为d2= 20.0mm，d3=25.0mm，d4=31.5mm，d5=37.0mm，d6=31