大学毕业论文-—二级展开式直齿圆柱齿轮减速器课程说明书.doc

设 计 题 目 设计带式运输机传动装置

机电工程系 机械设计制造及其自动化专业

目 录
一、传动方案的拟订 4
二 电动机的选择及运动参数的计算 5
2．1 电动机的选择 5
2．2 计算传动装置的总传动比和分配各级传动比 6
2．3 计算传动装置的运动和动力参数 7
三 直齿圆柱齿轮的设计 8
3. 1 高速级齿轮设计......................................................8 3.1.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数……………………………………………8
3.1.2按齿面接触强度设计………………………………………………………………8
3.1.3按齿根弯曲强度设计……………………………………………………………10
3.1.4几何尺寸计算……………………………………………………………………11
3.1.5总结………………………………………………………………………………12
3.2低速级齿轮设计......................................................12 3.2.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数..............................12 3.2.2按齿面接触强度设计……………………………………………………………12 3.2.3按齿根弯曲强度设计……………………………………………………………15
3.2.4几何尺寸计算……………………………………………………………………16
3.2.5总结………………………………………………………………………………16
四 轴、键、轴承的设计计算…………………………………………………………… 17
4. 1 高速轴I的设计 17
4．2 中间轴II的设计 .............................................22
4．3 低速轴III的设计及计算 .......................................27
五 减速器润滑方式，润滑剂及密封方式的选择 33
5. 1 齿轮和轴承的润滑方式及润滑剂的选择 33
5. 2 密封方式的选择 34
六 减速器箱体及附件的设计 34
6.1 箱体设计 34
6．2 减速器附件设计 35
七 减速器技术要求 .......................37
结束语 .....................................38
参考文献 ......................39

机械设计（课程设计任务书）
一．题目：设计带式运输机传动装置
二．传动系统图

三．原始数据及工作条件
连续单向运转，工作时有轻微振动，空载起动，使用期10年，小批量生产，单两班制工作，运输带速度允许误差为。
四．要求
1）按第 2.6 组数据进行设计
2）设计工作量：
设计说明书 1 份
减速器装配图（A0） 1 张
零件图（A2） 2 张

一、传动方案的拟订

工作条件及生产条件: 连续单向运转，工作时有轻微振动，空载起动，使用期10年，小批量生产，单两班制工作，运输带速度允许误差为。

减速器设计基础数据
输送带工作拉力
F（N）
2500
输送带速度
v(m/s)
1.8
卷筒直径
D(mm)
250

图1-1带式输送机传动方案
减速器类型:二级展开式直齿圆柱齿轮减速器
设计原则：结构简单，制造方便，成本低廉，传动效率高，使用维护方便。
传动方案：电机→联轴器→两级直齿圆柱齿轮减速器→工作机
方案分析：
带式输送机由电动机驱动。电动机通过连轴器将动力传入减速器,再经连轴器将动力传至输送机滚筒,带动输送带工作。传动系统中采用两级展开式圆柱齿轮减速器，其结构简单，但齿轮相对轴承位置不对称，因此要求轴有较大的刚度，高速级和低速级都采用直齿圆柱齿轮传动。
40

设计内容
计算与说明
结果

电动机的选择

计算工作装置所需功率

计算电动机的输入功率

计算电机的总效率

计算卷筒转速

计算满载转速

传动装置总传动比

计算输入轴转速

计算中间轴转速
计算输出轴转速

计算各轴输入功率

计算各轴输入转矩

计算齿轮齿数和

高速级齿轮的设计

计算小齿轮传递的转矩

计算应力循环次数

算小齿轮分度圆直径

计算圆周速度V

计算齿宽b

计算载荷系数

计算弯曲疲劳许用应力

计算载荷系数K

计算模数

计算齿轮齿数

计算齿轮齿数

齿轮几何尺寸计算

计算中心距

计算齿轮宽度

选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数

低速级齿轮齿数

计算小齿轮传递的转矩

计算应力循环次数

计算接触疲劳许用应力

试算小齿轮分度圆直径d1t

计算圆周速度V

计算齿宽b

计算载荷系数k

计算实际分度圆直径

计算模数m

计算载荷系数K

模数的确定

计算齿轮齿数

计算大、小齿轮的分度圆直径

计算齿轮宽度

初步确定轴上的力

初步确定轴的直径

输入轴的设计

选择滚动轴承

键的设计

计算水平支反力

计算垂直面支反力

计算轴O处弯矩

校核轴的强度

校核键的连接强度

校核轴承的寿命

确定轴上的力

选择滚动轴承

轴的设计

键的设计

轴的强度校核

计算水平支反力

计算垂直面支反力

计算轴O处弯矩

校核轴的强度

校核键的连接强度

校核轴承的寿命

确定轴上的力

初步确定从动轴的最小直径

轴的设计

选择滚动轴承

键的设计

轴的强度校核

计算支反力

计算轴O处弯矩

校核轴的强度

校核键的连接强度

校核轴承的寿命

齿轮和轴承的润滑方式及润滑剂的选择

密封方式的选择

箱体的设计

减
速
器
附
件
设
计

减
速
器
的
技
术
要
求

二、电动机的选择及运动参数的计算
2.1电动机的选择
（1）选择电动机类型
按已知工作要求和条件选用卧式全封闭的Y系列鼠笼型三相异步交流电动机。
（2）确定电动机的功率
工作装置所需功率的计算

式中，,，工作装置的效率。代入上式得：

电动机的输入功率的计算

式中，为电动机轴至卷筒轴的转动装置总效率。
；取滚动轴承效率，7级精度齿轮传效率0.96，联轴器的效率，传动滚筒的效率则
故
电动机额定功率=（1～1.3）=5.57～7.241kw
电动机的功率有5.5kw和7.5kw，故选择7.5kw的电机。
（3）确定电动机转速

卷筒轴作为工作轴，其转速为：

齿轮的传动比范围：单级圆柱齿轮传动比范围，则总传动比范围应为，可见电动机转速的可选范围为：
符合这一范围的同步转速有1500r/min的电机，查表知选用 Y系列电动机Y132M-4型三相异步电机，其满载转速。电动机的安装结构型式以及其中心高、外形尺寸如下：
电动机型号
额定功率（KW）
同步转速n（r/min）
满载转速n（r/min）
机座中心高H
外伸轴颈
轴伸尺寸

Y132M-4
7.5
1500
1400
132
38mm
80mm

2.2计算传动装置的总传动比和分配各级传动比
（1）传动装置总传动比

（2） 分配传动装置各级传动比
输入轴和中间轴的传动比为，圆周齿轮的传动比为3～5，
可取3，则
2.3计算传动装置的运动和动力参数
（1）各轴的转速
计算输入轴转速
计算中间轴转速
计算输出轴转速
工作轴
（2）各轴输入功率
输入轴功率
中间轴功率
输出轴功率
（3） 各轴输入转矩
输入轴=
中间轴
输出轴
将以上算的的运动和动力参数列表如下：
轴名

参数

I轴

II轴

III轴

工作轴
转速n(r/min)
1440
480
137.54
137.54
功率P(kW)
7.06
6.71
6.57
6.57
转矩T(Nm)
49.74
133.50
456.18
456.18
传动比i
3
3.49
1
效率
0.949
0.979
0.99

三、直齿圆柱齿轮减速器的设计
3.1 高速级齿轮的设计
3.1.1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）选用7级精度
3）材料选择，由表10-1选择小齿轮材料为40Cr（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40HBS
4）试选小齿轮齿数，大齿轮齿数为。
3.1.2按齿面接触强度设计
按设计计算公式（10—9a）进行试算，即
≥2.32
（1）确定公式内的各计算数值
①试选载荷系数Kt＝1.3
②计算小齿轮传递的转矩。

③由表10－7选取尺宽系数φd＝1
④由表10－6查得材料的弹性影响系数
⑤由图10－21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限MPa；
⑥ 由式10－13计算应力循环次数
＝60n1jLh＝6014401（2830010）＝4.15

⑦由图10－19查得接触疲劳寿命系数:＝0.9；＝0.95
⑧计算接触疲劳许用应力
取失效概率为1％，安全系数S＝1，由式（10－12）得

（2）计算
①试算小齿轮分度圆直径d1t，代入中较小的值。
≥
==52.178mm
②计算圆周速度V
V===3.93m/s
③计算齿宽b
b=φd=1×52.178mm=52.178mm
④计算齿宽与齿高之比
模数===2.174mm
齿高=2.25×2.174mm=4.89mm
b/h=52.178/4.89=10.67
⑤计算载荷系数。
根据v=3.93m/s,7级精度，由图10—8查得动载系数=1.2；
直齿轮=1
由表10-2查得使用系数KA=1
由表10—4查得8级精度小齿轮相对支撑非对称布置时, =1.423
由b/h=10.67，=1.420.查图10—13查得 =1.35；故载荷系数
K=KAKV=1×1.2×1×1.423=1.71
⑥按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10—10a）得
==mm=57.17mm
⑦计算模数m
m=mm=2.38mm
3.1.3按齿根弯曲强度设计
由式(10—5)得弯曲强度的设计公式为
m≥
（1）确定公式内的各计算数值
①由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限=500Mpa；大齿轮的弯曲疲劳极限强度=380MPa
②由10-18取弯曲寿命系数=0.85 =0.88
③计算弯曲疲劳许用应力
取弯曲疲劳安全系数S=1.4 见表（10-12）得
=（）/S==303.57Mpa
= （）/S==238.86Mpa
④计算载荷系数K
K= KAKV=1×1.2×1×1.35=1.62
⑤查取应力校正系数
由表10－5查得 =1.58；=1.76
⑥查取齿形系数
由表10－5查得 =2.238
⑦计算大、小齿轮的并加以比较
==0.01378
==0.016527
大齿轮的数值大。
(2)设计计算
m≥=1.66mm
对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳计算的模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与直径的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数1.66mm并就近圆整为标准值（第一系列）m=2.0mm，按接触强度算得的分度圆直径d=57.17，算出小齿轮齿数
小齿轮齿数 =/m=57.17/2≈28
大齿轮齿数 ==328=84

3.1.4几何尺寸计算
(1)计算大、小齿轮的分度圆直径
==282=56mm
=m=842 =168mm
(2)计算中心距
a=(+)/2=(56+168)/2=112mm，
(3)计算齿轮宽度
b=φd=56mm
=61mm，=56mm
备注齿宽一般是小齿轮得比大齿轮得多5-10mm

3.1.5小结
由此设计有

模数
分度圆直径
齿宽
齿数
小齿轮
2
56
61
28
大齿轮
2
168
56
84

3.2 低速级齿轮的设计
3.2.1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）选用7级精度
3）材料选择，由表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质后表面淬火），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS
4）试选小齿轮齿数，大齿轮齿数为，取
3.2.2按齿面接触强度设计
按设计计算公式（10—9a）进行试算，即
≥2.32
（1）确定公式内的各计算数值
①试选载荷系数Kt＝1.3
②计算小齿轮传递的转矩。
③由表10－7选取尺宽系数φd＝1
④由表10－6查得材料的弹性影响系数

⑤由图10－21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限MPa；
⑥由式10－13计算应力循环次数
＝60n1jLh＝60480（2830010）＝1.38

⑦由图10－19查得接触疲劳寿命系数:＝0.9；＝0.95
⑧计算接触疲劳许用应力
取失效概率为1％，安全系数S＝1，由式（10－12）得

（2）计算
①试算小齿轮分度圆直径d1t，代入中较小的值。
≥
==67.38mm
②计算圆周速度V
V===0.54m/s
③计算齿宽b
b=φd=1×67.38mm=67.38mm
④计算齿宽与齿高之比
模数===2.246mm
齿高 =2.25×2.246mm=5.05mm
b/h=67.38/5.05=13.3425
⑤计算载荷系数。
根据v=0.54m/s,7级精度，由图10—8查得动载系数=1.05；
直齿轮=1
由表10-2查得使用系数KA=1
由表10—4查得8级精度小齿轮相对支撑非对称布置时, =1.423
由b/h=13.34，=1.423.查图10—13查得 =1.39；故载荷系数
K=KAKVKHαKHβ=1×1.05×1×1.423=1.5
⑥按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10—10a）得
==mm=70.67mm
⑦计算模数m
m=mm=2.355mm
3.2.3按齿根弯曲强度设计
由式(10—5)得弯曲强度的设计公式为
m≥
（1）确定公式内的各计算数值
①由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限=500Mpa；大齿轮的弯曲疲劳极限强度=380MPa
②由10-18取弯曲寿命系数=0.85 =0.88
③计算弯曲疲劳许用应力
取弯曲疲劳安全系数S=1.4 见表（10-12）得
=（）/S==303.57Mpa
= （）/S==238.86Mpa
④计算载荷系数K
K=KAKVKF KFβ=1×1.2×1×1.39=1.668
⑤查取应力校正系数
由表10－5查得 =1.625；=1.806
⑥查取齿形系数
由表10－5查得 =2.175
⑦计算大、小齿轮的并加以比较
==0.0135
==0.0165
大齿轮的数值大。
(2)设计计算
m≥=2.014mm
对结果进行处理取m=2mm
对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳计算的模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与直径的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数2.014mm并就近圆整为标准值（第一系列）m=2.0mm，按接触强度算得的分度圆直径d=70.67，算出小齿轮齿数
小齿轮齿数
=/m=70.67/2≈35
大齿轮齿数
==3.4935=122，取=122
3.2.4几何尺寸计算
(1)计算大、小齿轮的分度圆直径
=m=352=70mm
=m=1222 =244mm
(2)计算中心距
a=(+)/2=(70+244)/2=157mm，
(3)计算齿轮宽度
b=φd=70mm
=70mm，=75mm
备注齿宽一般是小齿轮得比大齿轮得多5-10mm
3.2.5小结
实际传动比为：
误差为：

由此设计有

模数
分度圆直径
齿宽
齿数
小齿轮
2
70
75
35
大齿轮
2
244
70
122
四． 轴、键、轴承的设计计算
4.1高速轴Ⅰ的设计
4.1.1总结以上的数据及轴上力的计算。
功率
转矩
转速
齿轮分度圆直径
压力角
7.06Kw
46.82N·m
1440/min
56mm
20°
初步确定轴上的力 :
轴（高速级）的小齿轮的直径为56mm，
圆周力: F
径向力：F
4.1．2初步确定轴的直径
先按式15-2初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为45号钢。根据表15-3选取A0=112。于是有:
d
由于轴上必须开键槽，所以最小直径按5%增大：

这是安装联轴器处的轴的直径，为使其与联轴器相适合，取20mm

4.1.3轴的设计
1）联轴器的型号的选取
为了满足联轴器的轴向定位要求，1-2轴段右端需制出一轴肩，取h=0.08d，故2-3段的直径d=20+0.1x2x20=24mm，右端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=25。选用HL型弹性柱销联轴器，与轴配合的毂孔长度L=52mm，
2）初步选择滚动轴承。
因轴承只受径向力的作用，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据d2-3=24mm，由机械设计手册选型号为6206，得尺寸为dxDxB=30x62x16。故d3-4= d7-8=30mm,而3-4轴段的长度可取为L3-4=16mm,右端应用轴肩定位，取d4-5=30+2x0.08x30=35mm.
3）6-7轴段装齿轮，为齿轮安装方便，该段值应略大于7-8轴段的直径，可取d6-7=32mm.
齿轮右端用套筒固定，为使套筒端面紧凑在齿轮做断面上6-7轴段的长度应比齿轮毂长略短，已知齿宽B=61mm，故选取6-7轴段的长度为L6-7=58mm，齿轮左端用轴肩固定，由此可确定5-6轴段的直径，
取d5-6=32+2x0.1x32=38.4mm
而L5-6=1.4h=1.4x0.1x3.2=4.48mm,取L5-6=5mm
4）轴承端盖的总宽度为20mm（由减速机器轴承端盖的结构而定）。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑剂的要求，取端盖的外端面与联轴器右端面的距离l=30mm，故取。
5）取齿轮距箱体内避之距离a=16mm，同时考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，s=8mm。故在轴的右端取=56+16+8+12-58=34mm。
6）取中间轴上大齿轮和小齿轮之间的距离c=15mm，已知中间轴上大齿轮轮毂长B=56mm，中间轴上小齿轮轮毂长B=75mm，则
L4-5=s+a+B+C+8+16+75+15+32-26-5=115mm
至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。
4.1.4键的设计
轴上零件的轴向定位，轴上的圆角和倒角尺寸
齿轮、联轴器与轴的周向定位均采取平键联接，
查表6-1，得
齿轮：键尺寸参数bxh=10mmx8mm,L=45mm，t=4mm；
联轴器：键尺寸参数b*h=6mmx6mm,L=45mm，t=4mm。
参考教材表15-2，轴段左端倒角，右端倒角取。各轴肩处的圆角半径为R=1.2mm。
4.1.5轴的受力分析及强度校核
轴的受力分析，取齿轮齿宽中间点为力的作用点
1）根据轴向所受的支反力，作出弯矩图；利用轴所传递的扭矩，作出扭矩图。

(注：轴的受力图、弯矩图和扭矩图是为了直观说明问题的关键所在。故只示意表示。)
2） 水平支反力：

垂直面支反力：

计算轴O处弯矩
水平 矩：
垂直面弯矩：.m
合成弯矩： .m
计算转矩：T= N.m
3）校核轴的强度
由合成弯矩图和转矩图知，O剖面处弯矩最大，还有键槽引起的应力集中，故O处剖面左侧为危险截面，该处轴的抗弯截面系数为

按弯矩合成应力校核轴的强度，对于单向转动的转轴，通常转矩按脉动循环处理，故取折合系数，则

前面已选定轴的材料为45刚，调制处理，由表15-1查得，因，故安全。
4.1.6校核键的连接强度
1）齿轮的键：
==
查表6-2得，。故强度足够，键校核安全
2）联轴器的键：
==
查表6-2得，。故强度足够，键校核安全
4.1．7校核轴承的寿命
1）校核轴承A和计算寿命
轴向载荷查表13-6，按载荷系数得，取，当量动载荷,校核安全。
该轴承寿命为：
=329775h
2）校核轴承B和计算寿命
径向载荷
查表13-6，按载荷系数得，取，当量动载荷≤C=13700N,校核安全。
该轴承寿命为：=8678h
4.2中间轴Ⅱ的设计
4.2.1.中间轴上的功率、转速和转矩
功率
转矩
转速
6.71Kw
133.50N·m
480/min
4.2.2.初步确定轴上的力 :
小齿轮：
轴（高速级）的小齿轮的直径为70mm，
有圆周力: F
径向力：F
大齿轮：
轴（高速级）的小齿轮的直径为168mm，
有圆周力: F
径向力：F

4.2.3初步确定轴的直径
先按式15-2初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为45号钢，调制处理。根据表15-3选取A0=112。于是有:
d
由于轴上必须开键槽，所以最小直径按5%增大：

4.2．4轴的设计
（1）拟定轴上零件的装配方案

（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
1）初步选择滚动轴承。
因轴承只受径向力的作用，故选用深沟球轴承。参照工作要求与之相配合的轴的直径的最小直径为30mm，由机械设计手册选型号为6206，得尺寸为dxDxB=30x62x16。故d1-2= d7-8=30mm, 左右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位，可取
d2-3= d6-7=30+2x0.1x30=36mm.
安装大小齿轮的轴段也为轴肩定位，故可取
D3-4= d5-6=36+2x0.1x36=43mm.
2）大齿轮的右端与右轴承、小齿轮的左端与左轴承都常用套筒定位。大、小齿轮的轮毂宽度分别为,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度约为2～3mm,故取。大齿轮的左端与小齿轮的右端采用轴环定位，轴肩高度h>0.07～0.1d，则轴环处的直径D4-5=43+2x0.1x43=52mm由前面主动轴的计算可知轴环宽度，即两齿轮间隙。由前面主动轴的计算，可以得到。
至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。
4.2．5键的设计
轴上零件的轴向定位，轴上的圆角和倒角尺寸
齿轮、联轴器与轴的周向定位均采取平键联接，
查表6-1，得
小齿轮：键尺寸参数bxh=12mmx8mm,L=63mm，t=4mm；
大齿轮：键尺寸参数b*h=12mmx8mm,L=40mm，t=4mm。
参考教材表15-2，轴段左端倒角，各轴肩处的圆角半径为R=1.6mm。
4.2．6轴的强度校核
轴的受力分析，取齿轮齿宽中间点为力的作用点
1）根据轴向所受的支反力，作出弯矩图；利用轴所传递的扭矩，作出扭矩图。

(注：轴的受力图、弯矩图和扭矩图是为了直观说明问题的关键所在。故只示意表示。)
2）计算支反力
水平支反力：

垂直面支反力：

计算轴O处弯矩
水平面弯矩：
垂直面弯矩：N.m，N.m

合成弯矩： .m
.m
计算转矩：T= N.m
校核轴的强度：
由合成弯矩图和转矩图知，O剖面处弯矩最大，还有键槽引起的应力集中，故O处剖面左侧为危险截面，该处轴的抗弯截面系数为

按弯矩合成应力校核轴的强度，对于单向转动的转轴，通常转矩按脉动循环处理，故取折合系数，则

=23.1Mpa
前面已选定轴的材料为45刚，调制处理，由表15-1查得，因，故安全。

4.2．7校核键的连接强度
1）小齿轮的键：
==
查表6-2得，。故强度足够，键校核安全
2）大齿轮的键：
==
查表6-2得，。故强度足够，键校核安全
4.2.8校核轴承的寿命
1）校核轴承A和计算寿命
径向载荷,查表13-6，按载荷系数得，取，当量动载荷,校核安全。
该轴承寿命为：
2）校核轴承B和计算寿命
径向载荷,查表13-6，按载荷系数得，取，当量动载荷,校核安全。
该轴承寿命为：
4.3从动轴Ⅲ的设计
4.3.1轴上的力的计算
从动轴上的功率、转速和转矩
功率
转矩
转速
6.57Kw
137.54N·m
456.18/min
初步确定轴上的力 :
已知低速级大齿轮的分度圆直径d=244mm
作用在齿轮上的圆周力：
F
作用在齿轮上的径向力：
F
4.3.2初步确定从动轴的最小直径
初步确定从动轴的最小直径，同时选择联轴器。
由于减速器的功率不大，对其重量和尺寸也无特殊要求，故选取轴的材料为45刚，调制处理。。根据表15-3选取A0=112。于是有:
d
由于轴上必须开键槽，所以最小直径按5%增大：

为使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩，查表14-1，考虑到转矩变化很小，故取，于是：1.3x456.18=593.03N.m。
按照计算转矩应小于连轴器公称转矩的条件，查手册，选用HL3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为HL7,其公称转矩为630.半联轴器的孔径d=40mm，故取，半联轴器长度L=112mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度。
4．3.3轴的设计
（1）拟定轴上零件的装配方案

（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
1）为了满足半联轴器的轴向定位要求，7-8轴段左端需制出一轴肩，故6-7段的直径，右端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=55mm。为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故7-8段的长度应比半联轴器与轴配合的毂孔长度L=84mm略短一些，现取L。
2）初步选择滚动轴承。因轴承只受径向力的作用，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据d，由机械设计手册选型号为：6011，得其尺寸为dxDxB=55x90x18。故d1-2= d5-6=55mm，而5-6轴段长度可取为=18mm，左端应用轴肩定位，取d。
3）1-2轴段右端用轴肩定位，为了便于2-3轴段齿轮的安装，该段直径应略大于1-2轴段的直径，可取d2-3=50mm。齿轮左端用套筒固定，为使套筒端面靠紧在齿轮左端面上，2-3轴段的长度应比齿轮毂长度略短，已知齿宽B2=70mm，故取2-3轴段的长度为L2-3=66mm
4）齿轮右端用轴肩定位，由此可确定3-4