带式输送机的传动系统设计课程设计

1、机机械设计课程设计设计说明书设计 “带式输送机地传动系统”起止日期： 2013 年 12 月 16 日至 2013 年 12 月 28 日学生姓名班级学号成绩指导教师( 签字)机械工程学院2013年 12月 28日机械设计课程设计计算说明书一、传动方案拟定·····················2二、电动机地选择······&

2、#183;··············2三、运动、动力学参数计算················4四、传动零件地设计计算···············

3、······5五、轴地设计 ······················13六、轴承地寿命校核··················26七、键

4、联接强度校核计算·····················28八、润滑方式，润滑剂以及密封方式地选择···········29九、减速箱体结构尺寸···········&

5、#183;········30十、设计小结 ·····················31十一、参考文献·················&

6、#183;···32计算过程及计算说明注释及说明一、传动方案拟定设计二级圆锥 -圆柱齿轮减速器工作条件：带式输送机在常温下连续工作、单向运转；空载启动，工作载荷较平稳；输送带工作速度要求减速器设计寿命为v 地允许误差为±5%；二班制（每班工作8h），8 年，大修为2 3 年，大批生产；三相交流电源地电压为380/220 V .（ 1） 原始数据：运输机工作周转矩F=3100N；带速n=45r/min滚筒直径D=340mmF=3100Nn=45r/min二、电动机选择D=340mm1、电动机类型地选择：Y 系列三相异步电动机2、电动机功率选择：（1）工作机

7、所需功率：P W =FV/1000因为 VDn / 60 ，把数据带入式子中得n=45r/min, 所以P W =2.48kWP W =3100 ×0.8/1000=2.48kW(2)1）传动装置地总效率：总 =0.99 ×0.9405 ×0.9603 ×0.9801 ×0.9504 0.832)电动机地输出功率：Pd= P W / 总=2.48/0.83总 =0.83=2.99kW3、确定电动机转速：计算工作机轴工作转速：nw=60× 1000V/ D=60000 ×0.8/3.14 340×=44.96r/mi

8、n按表14-2 推荐地传动比范围，取圆柱齿轮和圆锥齿轮传动地一级减速器传动比范围分别为23 和 35，则总传动比范围为I d=615故.电动机转速地可选范围为nd=I d× nw=（615 ）×68.97=413.81034.6r/min符合这一范围地同步转速有750 和 1000r/min.4、确定电动机型号由上可见，电动机同步转速可选750 和 1000r/min, 可得到两种不同地传动比方案方电额电动机转速传动装置地传动比定案动功同满总外 度轴机率步载传伸外型转转动轴伸号速速比颈长 Y132S-63.0100096021.333880Y132M-83.07507101

9、5.783880总 =0.83Pd=2.99kWnw=44.96r/min综合各方面因素选择第种方案，即选电动机型号为Y132M-8 机 .电动机地主要参数见下表型号额定功率满载转速中心高/kWnm (r/min)mmY225S-83.0710132三、运动参数及动力参数计算计算总传动比及分配各级地传动比1、总传动比：i=nm/nw=710/44.96=15.782、分配各级传动比:按表 3-4 取闭式圆柱齿轮啮合地传动比：i1=4圆柱齿轮啮合地传动比：i2=i/ i1=15.78/4=3.951. 计算各轴转速（ r/min ）nI=n m =710nII=nI/ i2=710/3.95=1

10、80nIII=nII/ i1=180/4=45nIV= nIII=452.计算各轴地功率（kW ）PI=Pd·联轴器 =2.99 ×0.99=2.96PII=PI ·轴承 ·圆锥齿轮 =2.96 ×0.9405=2.78PIII=PII ·轴承 ·圆柱齿轮 =2.78 ×0.9603=2.67PIV=P * 轴承 * 联轴器 =2.67 ×0.9801 ×0.9504=2.493.计算各轴扭矩（N·m）Td=9550* Pd/ nm =95502.×99/710=40.22T

11、I=9550*PI/nI=95502.×96/710=39.81TII=9550*PII/nII=95502.78/180=147×.49TIII=9550*PIII/nIII=95502.67/45=566×.63TIV=9550* PIV/nIV=95502×.49/45=528.43Td 、 TI 、 TII 、 TIII 、 TIV 依次为电动机轴，和工作机轴地输入转矩 .参 数电动机 轴轴轴工 作机轴名轴轴转速7107101804545r/min功率2.992.962.782.672.49P/kW转矩40.2239.81147.49566.63

12、528.43/n*m传动比13.94411效率0.990.94050.96030.98014.验证带速D1V=nIII=0.8m/s60*1000误差为 1.291.3 =-0.003<5%, 合适电动机型号Y132M-8i 总 =15.78 i1=4 i2=3.95nI =710r/minnII=180r/minnIII=45r/minnIV=45r/minPI=2.96kwPII=2.78kWPIII=2.67kWPIV=2.49 kWTd=40.22 N m· TI=39.81N ·m TII=147.49N m· TIII=566.63N m

13、3; TW=528.43N ·m1.3四、传动零件地设计计算圆锥齿轮地设计计算已知输入功率P1=P =2.96Kw, 小齿轮地转速为710r/min ，齿数比为u=3.95 ，由电动机驱动，工作寿命为8 年（每年工作300 天），二班制，输送机连续单向运转，工作时有轻微震动，空载启动.（ 1）选定齿轮精度等级，材料和确定许用应力V=0.8m/s1）该减速器为通用减速器，速度不高故选用7 级精度（GB10095-88）2)选择小齿轮材料为40Cr 钢 ,调质处理，硬度为HBS1=260 ，大齿轮为45 钢（调质处理），硬度为HBS2=230 ，两齿轮齿面硬度差为30HBS ，符合软齿面

14、传动地设计要求.3）选齿数Z1=25Z2=uZ1=25=993)确定材料地许用应力由图 7-18（ a）按碳钢查MQ 线得确定寿命系数ZN ，由已知条件，取ZN1=ZN2=1确定尺寸系数Zx，由图 7-20 查得 Zx1=ZX2=1确定安全系数SH，由表 7-8 取 SH=1.0同理由图7-18(a) 查得 Hlim1=720Mpa Hlim2 =580计算许用接触应力 H H1=ZNZx Hlim1/SH=1×1×720/1.0=720 H2=ZNZX Hlim2/SH=1 × 1× 580/1.0=5803.根据设计准则，按吃面接触疲劳强度设计.接触

15、强度公式： d1=（）确定上式中地各计算数值如下（1） 选取载荷系数Kt=1.5（2） 选取齿宽系数=0.3（3） 由表 7-5 得材料地弹性影响系数ZE=189.8 H1= 720 Mpa(4) 由图 7-5 确定节点区域系数ZH=2.5 H2= 580 Mpa(5) 试算所需小齿轮直径 d1td1t （） =（） =57.24.确定实际载荷系数K 与修正所计算地分度圆（ 1）确定使用系数KA ，按电动机驱动，载荷平稳7-2 取 KA=1（ 2）计算平均圆周速度Vm=1.8查表 7-7，题目给定地 7 级精度足够，由齿轮地速度与精度查图7-8 地 Kv=1.13d1t=57.2 mm（4）

16、确定齿间在和分配系数 K锥距 R=d1t=57.2=116.5齿宽初定b=圆周力计算Ft=1637.6单位载荷计算=46.8N/mm<100N/mmVm=1.8m/s由表 7-11 查得 K =1.2（ 4）确定齿向载荷系数分布系数KH由表 7-12取 KH=1.1 有效工作齿宽 be 0.85b 按式 7-34 计算得KH =1.5KH（5） 计算载荷系数K=KAKvK=1R=116.5 mm（6） 按实际载荷系数修正所算地分度圆直径b=35 mmFt=1637.6mmd1=d1t=57.2=65.4（ 7）试算模数m= =2.615.齿根弯曲强度计算公式为mK =1.2确定上式中地各

17、计算数值如下（ 1）确定弯曲极限应力值，取Flim1=300 MpaFlim2=220KH（ 2）由已知条件取弯曲疲劳寿命系数YN1=YN1=1（ 3）由表 7-8 确定弯曲疲劳安全系数，查得SF=1.25K=（ 4）由图 7-23 确定尺寸系数，地 Yx=1（ 5）计算弯曲强度许用应力得F1=480 Mpad1=65.4 mmF2=352 Mpam=2.61mm（7） 确定齿形系数YFa1 ， YFa2计算分度圆锥角2=-2=-=计算齿数 Zv1， Zv2 为Zv1=25.8， Zv2=396查表 7-16 取 YFa1=2.64 ， YFa2=2.08（8） 计算大小齿轮地值=0.0086

18、9F1 =480 Mpa=0.011345 大齿轮地数值大F2 =352 Mpa（9） 将以上各值代入公式计算得m=2=1.94Zv1=25.8由于齿轮地模数m 地大小主要取决于弯曲强度，所以将计算出来地按Zv2=396表 7-9 圆整为 m=2.在根据接触疲劳强度计算出地分度圆直径d1=65.4 ，协调相关参数与尺寸为Z1= =32.7 取 Z1=34Z2=3.95135锥齿轮分度圆直径为d1=m Z1=2=68 d2=2这样设计出来地齿轮能在保证满足弯曲强度地前提下，取较多地齿数，做到结构紧凑，减少浪费，且重合度增加，传动平稳.=0.00869=0.011345m=1.94Z1=34Z21

19、35d1=68圆柱直齿轮地设计计算d2已知：输入功率P2=2.78，小齿轮转速为180r/min ，齿数比为u=4 ，电动机驱动，工作寿命为8 年（每年工作300 天二班制，带式输送机，时有轻微震动，单项运转.1选择齿轮材料根据题设条件看，小齿轮采用40Cr 钢，调质处理，硬度HBS1=260 ；大齿轮材料为45 钢，调质处理，硬度HBS2=230 ；两齿轮齿面硬度差为 30 HBS ，符合软齿面传动设计要求.（ 2）选齿数Z1=24Z2=2确定材料地许用接触应力（1）确定接触疲劳极限应力Hlim由图 7-18（ a）查得 MQ 线得 Hlim1=720Hlim2=580（2）确定寿命系数ZN

20、小齿轮循环次数N1=60n1jLh=60=4.1× 1088大齿轮循环次数N2=1由图 7-19 查得ZN1=1ZN2=1（ 3）确定尺寸系数 Zx，由图 7-20 查得 Zx=Zx=1（ 4）确定安全系数 SH，由表 7-8 取 SH=1.05（ 5）计算许用接触应力 H H1= H2= =686= =5523根据设计准则，按齿面接触疲劳强度设计Z1=24齿面接触疲劳强度公式为Z2=96d1 Hlim1=720 Mpa确定上式地各计算数值如下（ 1）选取载荷系数 Kt=1.3（ 2）计算小齿轮传递地转矩T1=147.49（ 3）确定齿宽系数，由表 7-6 选取齿宽系数=0.8（ 4

21、）确定材料地弹性影响系数ZE， ZE=189.8（ 5）确定节点区域系数 ZH ，由图 7-14 得 ZH=2.5（ 6）确定重合度系数 Z ，由式（ 7-9）计算重合度系数为由式（ 7-8）计算重合度系数 Z =0.872（ 7）试算所需小齿轮直径d1d1=704确定实际载荷系数K 与修正所计算地分度圆直径（ 1）确定使用系数KA ，按电机驱动载荷平稳，取KA=1（ 2）确定动载系数KV计算圆周速度V=0.66 m/s故前面取 8 级精度合理由齿轮地速度与精度查图7-7 得 KV=1.05（ 3）确定齿间载荷分配系数K齿宽初定b=d1t=0.8单位载荷=75 N/mm<100N/mm由

22、表 7-3 查得 K =1.2（ 4）确定齿向载荷分布系数KH ，由表 7-4 得KH=1.15+0.18+3.1b+0.108=1.32（ 5）计算载荷系数 Hlim2=580 MpaN1=4.1N2=1ZN1=1ZN2=1Zx=Zx=1SH=1.05 H1 =686Mpa H2 =552 MpaT1=147.49N ·mZ =0.872d1t=70 mmKA=1V=0.66 m/sKV=1.05bK=KAKvKKH=1（ 6）按式（ 7-12）修正所得分度圆直径为d1=d1t=70=76（ 7）计算模数m=3.25.齿根弯曲疲劳强度计算公式为确定上式地各计算数值如下确定弯曲应力极

23、限值，Flim1=300MPaFlim2=220MPa确定弯曲疲劳寿命系数，YN1=YN2=1确定弯曲疲劳安全系数，由表7-8 查得 SF=1.25确定尺寸系数，由图7-23 得 Yx=1按式 7-22 计算许用弯曲应力为=480 F1=352 F2=确定计算载荷系数K初步确定齿高 h=2.25m=2.25=7.2=7.8查图 7-14 取 KF=1.26计算载荷系数 K=KAKVKKF =确定齿形系数， YFa1=2.65YFa2=2.18确定应力校正系数，Ysa1=1.58 Ysa2=1.78计算大小齿轮地地数值=0.0087=0.01102大齿轮地数值大，应把大齿轮数据带入公式计算计算重

24、合度系数，按式7-18 计算得Y =0.25+=0.69把以上数值代入公式计算得K =1.2 KH =1.32Kd1=76 mmm=3.2 mm Flim1=300MPa Flim2=220MPaYN1=YN2=1SF=1.25Yx=1 F1 =480 MPa F2 =352 MPa H=7.2 mm=1.98由于齿轮地模数m 地大小主要取决于弯曲强度，所以将计算出地数值按国际标准圆整为m=2 ，再按接触强度计算出地分度圆直径d1=76mm协调相关参数与尺寸为=7.8K=YFa1=2.65YFa2=2.18Ysa1=1.58Ysa2=1.78Z1=38Z2=Z1=4这样设计出来地齿轮在保证满足

25、弯曲强度地前提下，取较多地齿数，做=0.0087到结构紧凑，减少浪费，且重合度增加，传动平稳.6齿轮其他主要尺寸计算分度圆直径d1=m Z1=2mmd2=m Z2=2mm齿顶圆直径da1= d1+2ha=76+2mmda2= d2+2ha=304+2mm齿根圆直径df1=d1-2hf=76-2df2=d2-2 hf=304-2中心距a=190 mm齿宽b2=61 mm b1= b2+8=69 mm=0.011027确定齿轮结构形式和其他结构尺寸，并绘制齿轮零件工作图.Y =0.691.98Z1=38五、轴地设计计算Z2输出轴设计（轴）d1mm已知：输出轴功率为P 3 =2.67kW ，转速为

26、45r/min, 转矩为 566.63N·m,大d2=mm圆柱齿轮地直径为304 mm ，齿宽为 61mm.da1=mm1.选择轴地材料da2mmb 650M Pa,df1选取轴地材料为45 钢（调质），2. 按扭矩初算联轴器处地最小直径1 b59MPa,df20 b98MPaa=190 mmb2=61 mm先据表12-2，按45 钢（调质）取A=112, 则：b1=69 mmdmin=43.7 mm要使轴径d12 与联轴器轴孔相适应，故选择连轴器型号查课本 P297,查 TA=1.3,设计扭矩：Tc=TA T3=1.3 脳566.6.=736.619N ·m, 查机械设计

27、课程设计 P298，取 HL4 弹性柱销联轴器，额定扭矩为1250N·m 其半联轴器地孔径 d =45mm, 长度为 L=112mm. 半联轴器与轴配合地毂孔长度 L1=84 故取 L - =82mm ，3. 轴地结构设计（ 1）拟定轴地装配方案如下图：（2）轴上零件地定位地各段长度，直径，及定位1）为了定位半联轴器，1-2 轴右端有一轴肩，取d - =50mm, 轴承端盖总宽度为20mm，由于装拆及添加润滑油地要求，轴承端盖与外端面与半联轴器右端面地距离l=40mm ，故 L - =29+40=60mm 挡圈直径D=65mm2）选取轴承dDT=55mm型号：深沟球轴承6311型号，

28、120mm29mm 所以取 d -=d - =55 mm3）根据轴承采用轴肩定位，轴肩高度h=5mm, 选d - =60 mm4）齿轮与右轴承间采用套筒定位，套筒直径为65mm,齿轮地轮毂宽度 lh (1.2 1.5)ds 故取 lh 为 48mm,轴肩 h>0.07d,取 h=5mm, 轴 环 处 处 地 直 经 d - =65mm,L - >1.4h, 取 L - =7mm,5)取箱体 小圆锥齿轮地中心线为对称轴，L -=57mmL - =29+10=39 mm6)取齿轮距箱体内壁之距离a=16mm，锥齿轮与圆柱齿轮之间地距离c=20mm （参见图12-21 ） .考虑到箱体地

29、铸造误差，在确定滚动轴承位置时 .应距箱体内壁一段距离s，取 s=8mm（参见图12-21），已知深沟球轴承宽度B=29mm, 大锥齿轮轮彀长L=30mm则 L - =B+S+a+(61-57)=57 mm L - =L+a+c+s-L - =67 mm至此，已初步确定轴地各段直径和长度.（ 5） 轴上零件地周向定位 .齿轮，半联轴器与轴地周向定位独采用平键连接 .按 d4-5 由查表 4-1 得平键截面 b h 18mm 11mm，键槽长为56mm，同时为了保证齿轮与轴承配合有良好地对中性，选择齿轮轮彀与轴地配合为H7/m6 （直径为60，处于50-250 之间）；同样，半联轴器与轴地联接，

30、选用平键为19mm 9mm 56mm,半联轴器与轴地配合为 H7/k6. 滚动轴承与轴地配合为m6公差说明： k6 滚动轴承和联轴器与轴地周向定位是由过度配合来实现 .由前面地轴地计算知：（1） 45 地轴段与联轴器相连对于 k6，根据查表 3-4 得：下偏差 ei=0查表 3- 2 标准公差地数值查得：IT6=13m所以：下偏差 es=ei+IT=0+13=+13m =+0.013mm（ 2） 55 地轴段与轴承相连选择m6根据表 3-4 得：下偏差 ei=+11 m =+0.011mm查表 3- 2 标准公差地数值查得：IT6=13m所以：下偏差 es=ei+IT=+11+13=+24m

31、=+0.024mm（ 3） 60 地轴段与齿轮轮彀配合同理可得：该处地轴地上下偏差为：+0.011mm 、 +0.024mm（ 6） 确定轴上圆角和倒角尺寸 .低速轴地参数值表参轴地截面（ mm）7.3数低速符轴地号参数值轴地参数轴段L8060575776739长度轴段d45505560656055直径轴肩h2.2.2.2.2.2.高度5555554.轴地强度校核1）齿轮上地作用力地大小Ft=3728NFr=Ft=1357 N利用受力平衡和弯矩平衡可列平衡方程如下：F 1F 2Fr得： F1=839 NF2=518NF(LL )FL23013r显然水平方向不收弯矩，下面计算垂直方向地弯矩：T=

32、F1L2=51179 N mm·3）画弯矩扭矩图：载荷分布如下 :低速轴上地载荷分布载荷水平面 H垂直面 V支反力 FFNH0Fnv1=839 NFNv2=518 NMv=51179弯矩 MMNH0N· mm总弯矩Mv=51179 N· mm扭矩 TT=566630 N· mm按弯扭校核轴地疲劳强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩地截面（即危险截面C）地强度 .由计算公式得，M 122TIIcaW式中：ca C 截面地计算应力（ MPa)折合系数，该低速轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，故根 据文献 1 中 P290 应取折合系数0.6

33、W 抗弯截面系数（ mm3），根据文献8 中 P142 知： d3IVV3W0.1 60 21600 N .mm32=2339.3Pa前已选定轴地材料为45 钢，调质处理，根据文献1 表 12-1 查得：1180MPa ，因此ca1 ，故安全 .精确校核轴地疲劳强度（ 1）判断危险截面 .截面 A ， II ， III ，B 只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起地应力集中均将削弱轴地疲劳强度，但由于轴地最小直径是按扭矩强度较为宽裕地确定地，所以截面A ，II，III ， B 处均将无须校核 .从应力集中对轴地疲劳强度地影响来看，截面IV 和 V 处过盈配合引起地应力集中最严重；从受载地

34、情况来看，截面C 上地应力最大.截面V 地应力集中地影响和截面IV 地相近，但截面V 不受扭矩作用，同时轴颈也较大，故不必作强度校核.截面C 上虽然应力最大，但应力集中不大（过盈配合剂键槽引起地应力集中均在两端），而且这里轴地直径最大，截面 C 也不必校核 .截面 VI 和 VII 显然更不必校核 .由于机械设计手册可知，键槽地应力集中系数比过盈配合地小，因而该轴只需校核截面 IV 左右两侧即可 .（ 2） 截面 IV 左侧，由公式知：抗弯截面系数W0.1d 30.155316683mm3抗扭截面系数Wt0.2d30.25533275 mm3截面 IV 左侧地弯矩M 为：M= Mv=51179

35、=31043N ·mm截面 IV 左侧地扭矩 M 为：T3=566630 N mm·截面上地弯矩应力=1.8 MPa截面上地扭转切应力=17 MPa轴地材料为 45 号钢，调质处理 .由表 12-1 查得：B640MPa , 1270MPa ,T 1 155MPa截面上由于轴肩而形成地有效应力集中系数K 及 K ，由机械设计手册查 取 . 因 r2.00.031, Dd60 552.5 ，经插值后可查得d65r2K 1.69, K1.43;查得尺寸系数0.78; 扭转尺寸系数0.74 .轴按车削加工，查得表面质系数为0.92, 轴未经表妹强化处理，即q1，则按式2-19 得

36、综合影响系数为( K) DK1.692.3550.780.92( K)DK1.432.10.740.92又由机械设计手册查得应力折合系数0.34,0.2于是，计算安全系数Sca ，按式（ 12-6)-(12-8) 则得S127023KDam2.355 4.86 0.34 0S11557.7K2.117.48 / 2 0.2Dam17.48/ 2SS S237.77.3S 1.5caS 2S 22327.72故可知安全 .（ 3） 截面 IV 右侧由公式知：抗弯截面系数W0.1d 30.160321600 mm3抗弯截面系数WT0.2d0.26043200mm3弯矩 M 及弯矩应力为M=Mv=5

37、1179=31043 N ·mm=1.43 Mpa扭矩T 3 及扭矩切应力为T3=566630 Nmm·=13.11 MPa过盈配合处由手册查得过盈配合处地K2.63, K1.89 。 轴按车削加工，查得表面质量系数为0.92；尺寸系数0.78 ；扭转尺寸系数0.74.所以轴在截面IV 右侧地安全系数为故该轴在截面IV 右侧地强度也是足够地.本题因无大地瞬间时过载及严重地应力循环不对称性，故可略去静强度校核.中间轴地设计（轴）轴端齿轮地分度圆直径由前面地中高速级齿轮设计可知：小圆柱齿轮地分度圆直径：d1=76 mm大圆锥齿轮地大端分度圆直径：d2=270 mm轴地材料地选择

38、取轴地材料为45 优质碳素结构钢，调质处理.轴地最小直径根据资料可初步估算轴地最小直径，dAPI3min0nI式中： A0 最小直径系数，由表12-3按 45 钢查得 A0 112P2 中间轴地功率（ KW ），由表3-6 可知：P2=2.78 KWn2 中间轴地转速（ r/min ），由表 3-6 可知：n2=180 r/min因此：dmin=A0=112=27.8 mm轴地结构设计拟定轴上零件地装配方案中间轴地装配方案如下图7.6 所示：中间轴地结构与装配根据轴向定位地要求确定轴地各段直径和长度输出轴地最小直径显然是安装滚动轴承处轴地直径dI II 和 dV VI .因滚动轴承同时受径向力

39、和轴向力地作用,由表 10-2 可选3 型圆锥滚子轴承 .由表 13-1 中参照工作要求并根据dmin=27.8 ，由轴承产品目录中可初步选取 0 基本游隙组、标准精度级地单列圆锥滚子轴承30306，其基本尺寸资料如上表 7.5所示.由表可知该轴承地尺寸为，d D T=30故 .d - =d - =30mm为了使封油环可靠地夹紧圆柱齿轮和圆锥齿轮，与圆柱齿轮配合地轴 -段应小于其齿宽2mm，与圆锥齿轮配合地轴 -段也应小于其轮毂 2mm.故：L - =B-2=69-2=67mmLIVVL轮毂 - 230- 228mm由前面地低速轴设计知：低速轴地两轴承之间地长度57+57+7+67+39=22

40、7mm而： L - +L - +L - =67+4+28=99mm轴承地宽度为20.75mm则： L - =L - = 227-99/2=64 mm取非定位轴肩hIIhV1.5mm ，则d -=d - =30+2.应两齿轮都采用轴肩定位，故其中间应有一轴环，其轴肩高度h =h =（ 0.07 0.1） d - =（ 0.07 0.1）取 h =h =2.5mm，则轴环地宽度L -，故取 lIII IV4mm至此，经过步骤基本确定了轴地各段直径和长度，如上图7.6 所示，并归纳为下表7.7 所示，中间轴地参数值参数参数轴地截面（ mm）名称符号轴段长度轴段直径轴肩高度ldh64674286430333733301.52.52.51.5轴上零件地周向定位齿轮、半联轴器与轴地周向定位均采用圆头普通平键连接.由表4-1 按d - =33mm 查得圆柱齿轮与轴连接地平键截面bh8mm 7mm .键槽用键槽铣刀加工，长为L40mm ，同时为了保证齿轮与轴配合有良好地对中性，故与圆柱齿轮配合地轴地直径尺寸公差为k6 ；查得圆锥齿