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轴的设计1、轴的机构设计 (1) 轴的设计计算① 轴的直径的确定(Ⅰ轴) 按扭转强度条件计算： 3npA do ≥ 其中：首选45号钢进行设计，查表A O =120,P=10.56 ,n=486.7r/min 于是d 1≥33.47取d 1=34m②作用在齿轮上的力F t =112d T =31033.7723.2072⨯⨯=5.34⨯103N （其中：T 1为Ⅰ轴受到的转矩，d 1为齿轮1的直径）F r =F t βcos tan n a ⨯=2⨯103N （其中：αn 为齿轮的压力角，β为螺旋角）F a =F t ·tan β=1342N同理可求得Ⅱ轴、Ⅲ轴的直径和轴上齿轮的受力： Ⅱ轴 d 2≥42.4 mm 取d 2=45 mm 轴上齿轮的受力：F t =2700 N 、F r = 1023 N 、 F a =780 NⅢ轴 d 3≥63.7 mm 取d 3=65 mm 轴上齿轮的受力：F t =8340 N 、F r =3100 N 、 F a =1800 N (2) 校核轴上轴承的受力和轴承的寿命 Ⅰ轴1、求轴承受到的径向载荷F r1和F r2将轴系部件受到的空间力系分解为铅垂面和水平面的两个力系，如下图所示根据图示力的分析可知道：由图（b ）得F r1v =5.1905.6625.661+⨯-⨯d Fa Fr =5.1905.6625.678145.661007.13+⨯-⨯⨯=170N F r2v =F r -F r1v =1070-170=900NF r1H =5.1905.665.66+F t =7.29⨯102F r2H =F r -F r1H =2820-729=2091F r1=2211Hr F F v r +=22900170+=748.6 NF r2=2222H r v r F F +=222091729+=2276.5 N 2 求两轴承的计算轴向力F a1和F a2对于70000AC 型轴承，按表13-7轴承的派生轴向力为F d =0.68⨯F r (5-8)F d1=0.68×F r1=0.68×748.6=509.6 N F d2=0.68×F r2=0.68×2276.5=1547.99 N 根据轴向力和轴承的安装方向分析可知，轴承2压紧：∴ F a1=F d1=509.6 NF a2=F a +F d1=1323 N3 求轴承的当量动载荷 11r a F F =6.7486.509=0.68=e(5-9)22r a F F =5.22761323=0.58<e 由表13-5分别进行查表或插值计算得径向载荷系数和轴向载荷系数为： 对与轴承1： X 1=1 ; Y 1=0 对轴承2： X 2=1 ; Y 2=0 因轴承运转中有轻微的冲击载荷，按照表13-6，f p =1.0～1.2则 P 1=f p(X 1F r1+Y 1F a1)=1.1×(1×748.6+0×2362)=823.46(5-10)P 2=f p (X 2F r2+Y 2F a22)=1.1×(1×2276.5+0)=2504.15 (5-11) 4 计算轴承的寿命L h =ε⎪⎪⎭⎫⎝⎛266010P C n =72060106⨯⨯315.250423500⎪⎭⎫ ⎝⎛=19131 h<28800 h(5-12)寿命不能满足工作要求，所以应选择中载系列，选用型号为7307AC,在次进行验证：L h ’=72060106⨯⨯398.259732800⎪⎭⎫ ⎝⎛=420839 h>28800 h(5-13)满足工作寿命的要求，所以轴承选用7307AC 系列。
减速器的轴及轴上零件的结构设计一、轴的结构设计轴结构设计包括确定钢的结构形状和尺寸。
轴的结构是由多方面的因素决定的，其中主要考虑轴的强度、刚度、轴上零件的安装、定位、轴的支承结构以及轴的工艺性等，其设计方法和结构要素的确定，可参照教科书有关章节进行。
单级圆柱齿轮减速器的轴一般均为阶梯轴，确定阶梯轴各段的直径和长度是阶梯轴设计的主要内容。
下面通过图1-2-17和表1-2-2、表1-2-3来说明。
1、阶梯轴各段直径的确定图1-2-17中阶梯轴各段的直径可由表1-2-2确定。
符号确定方法及说明d1按许用扭转应力进行估算。
尽可能圆整为标准直径，如果选用标准联轴器，d1应符合联轴器标准的孔径。
d2d2= d1+2a，a为定位轴肩高度。
通常取a=3-10mmd2尽可能符合密封件标准孔径的要求，以便采用标准密封圈。
d3此段安装轴承，故d3必须符合滚动轴承的内径系列。
为便于轴承安装，此段轴径与d2段形成自由轴肩，因此，d3= d2+1~5mm，然后圆整到轴承的内径系列。
当此轴段较长时，可改设计为两个阶梯段，一段与轴承配合，精度较高，一段与套筒配d4d4= d3+1~5mm（自由轴肩），d4与齿轮孔相配，应圆整为标准直径。
d5d5= d4+2a，a为定位轴环高度，通常可取a=3~10mmd6d6= d3，因为同一轴上的滚动轴承最好选取同一型号。
图1-2-17中各阶梯长度可由表1-2-3确定。
符号确定方法及说明L1按轴上零件的轮毂宽度决定，一般比毂宽短2~3mm。
也可按（1.2~1.5）d1取定。
L2L2=l3+l4(l3为轴承端盖及联接螺栓头的高度)L3L3=B+l2+⊿2+(2~3) B轴承宽度L4L4按齿轮宽度b决定，L4=b-(2~3)mmL5 无挡油环时，L5=B 有挡油环时，L5=B+挡油环的毂宽注：表中l2、l3、l4、⊿2参见表1-2-4。
由表中计算式可知，各段长度的确定与箱外的旋转零件至固定零件的距离l4；轴承端盖及联接螺栓头高度的总尺寸l3；轴承端面至箱体内壁的距离l2；转动零件端面至箱体内壁的距离⊿2以及档油环的结构尺寸有关，这些尺寸又取决于轴承盖的类型、密封型式以及各零件在装配图中的相关位置。
轴设计（优秀范文五篇）第一篇：轴设计设计某搅拌机用的单级斜圆柱齿轮减速器中的低速轴（包括选择轴两端的轴承及外伸端的联轴器），如下图所示。
已知：电动机额定功率P=4kW，转速n1=750r/min，低速轴转速n2=130r/min，大齿轮节圆直径d'2=300mm，宽度B=90mm，齿轮螺旋升角β=12︒，法相压力角α=20︒。
要求：1）完成轴的全部结构设计：2）根据弯扭合成理论验算轴的强度；3）精确校核轴的危险截面是否安全；4)画出轴的零件图。
1.求出低速轴上的功率P2和转矩T2若取轴承传动的效率（包括轴承效率在内），则η=0.97P2=Pη=4⨯0.97kW=3.88kWP23.88⨯103T2=9550=9550⨯N⋅mm=285031N⋅mmn21302.求作用在齿轮上的力因知低速级大齿轮的节圆直径为d2=300mm 而Ft=2T22⨯258031=N=1900Nd2300Fr=Fttanαntan20︒=1900⨯=707Ncosβcos12︒Fa=Fttanβ=1900⨯tan12︒=404N圆周力Ft，径向力Fr及轴向力Fa的方向如图所示3.初步确定轴的最小直径先按式（15-2）初步估算轴的最小直径。
选取轴的材料为45钢，调质处理。
根据表15-3，取A0=112，于是得P23.88=112⨯3=34.7mm n2130dmin≥A03考虑轴与联轴器连接有键槽，轴径增加3%。
d≥3%dmin=35.7mm输出轴的最小直径是安装联轴器处轴的直径（图）。
为了使所选用的轴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Tca=KAT2，查表14-1，考虑是搅拌器，故取KA=1.7，则：Tca=KAT2=1.7⨯258031N⋅mm=484553N⋅mm按照计算转矩T ca应小于联轴器的公称转矩的条件，查机械设计手册，选用LX3的弹性柱销联轴器，其公称转矩为1250000N·mm。
前言减速器的结构随其类型和要求不同而异。
单级圆柱齿轮减速器按其轴线在空间相对位置的不同分为：卧式减速器和立式减速器。
前者两轴线平面与水平面平行，如图1-2-1a所示。
后者两轴线平面与水平面垂直，如图1-2-1b所示。
一般使用较多的是卧式减速器，故以卧式减速器作为主要介绍对象。
单级圆柱齿轮减速器可以采用直齿、斜齿或人字齿圆柱齿轮。
图1-2-2和图1-2-3所示分别为单级直齿圆柱齿轮减速器的轴测投影图和结构图。
减速器一般由箱体、齿轮、轴、轴承和附件组成。
箱体由箱盖与箱座组成。
箱体是安置齿轮、轴及轴承等零件的机座，并存放润滑油起到润滑和密封箱体内零件的作用。
箱体常采用剖分式结构（剖分面通过轴的中心线），这样，轴及轴上的零件可预先在箱体外组装好再装入箱体，拆卸方便。
箱盖与箱座通过一组螺栓联接，并通过两个定位销钉确定其相对位置。
为保证座孔与轴承的配合要求，剖分面之间不允许放置垫片，但可以涂上一层密封胶或水玻璃，以防箱体内的润滑油渗出。
为了拆卸时易于将箱盖与箱座分开，可在箱盖的凸缘的两端各设置一个起盖螺钉（参见图1-2-3），拧入起盖螺钉，可顺利地顶开箱盖。
箱体内可存放润滑油，用来润滑齿轮；如同时润滑滚动轴承，在箱座的接合面上应开出油沟，利用齿轮飞溅起来的油顺着箱盖的侧壁流入油沟，再由油沟通过轴承盖的缺口流入轴承（参图1-2-3）。
减速器箱体上的轴承座孔与轴承盖用来支承和固定轴承，从而固定轴及轴上零件相对箱体的轴向位置。
轴承盖与箱体孔的端面间垫有调整垫片，以调整轴承的游动间隙，保证轴承正常工作。
为防止润滑油渗出，在轴的外伸端的轴承盖的孔壁中装有密封圈（参见图1-2-3）。
减速器箱体上根据不同的需要装置各种不同用途的附件。
为了观察箱体内的齿轮啮合情况和注入润滑油，在箱盖顶部设有观察孔，平时用盖板封住。
在观察孔盖板上常常安装透气塞（也可直接装在箱盖上），其作用是沟通减速器内外的气流，及时将箱体内因温度升高受热膨胀的气体排出，以防止高压气体破坏各接合面的密封，造成漏油。
第1章初始参数及其设计要求保证机构件强度前提下，注意外形美观，各部分比例协调。
初始参数：功率P=2.8kW，总传动比i=5第2章 电动机 2.1 电动机的选择根据粉碎机的工作条件及生产要求，在电动机能够满足使用要求的前提下，尽可能选用价格较低的电动机，以降低制造成本。
由于额定功率相同的电动机，如果转速越低，则尺寸越大，价格越贵。
粉碎机所需要的功率为kw P 8.2=，故选用Y 系列（Y100L2-4）型三相笼型异步电动机。
Y 系列三相笼型异步电动机是按照国际电工委员会（IEO ）标准设计的，具有国际互换性的特点。
其中Y 系列（Y100L2-4）电动机为全封闭的自扇冷式笼型三相异步电动机，具有防灰尘、铁屑或其它杂务物侵入电动机内部之特点,B 级绝缘,工作环境不超过＋40℃,相对温度不超过95%,海拔高度不超过1000m ,额定电压为380V ,频率50HZ ,适用于无特殊要求的机械上，如农业机械。
Y 系列三相笼型异步电动具有效率高、启动转矩大、且提高了防护等级为IP54、提高了绝缘等级、噪音低、结构合理产品先进、应用很广泛。
其主要技术参数如下：型号：42100-L Y 同步转速：min /1500r 额定功率：kw P 3= 满载转速：min /1420r堵转转矩/额定转矩：)/(2.2m N T n ⋅ 最大转矩/额定转矩：)/(2.2m N T n ⋅ 质量：kg 3.4 极数：4极机座中心高：mm 100该电动机采用立式安装，机座不带底脚，端盖与凸缘，轴伸向下。
2.2 电机机座的选择第3章 传动比及其相关参数计算3.1 传动比及其相关参数的分配根据设计要求，电动机型号为Y100L2-4，功率P=3kw ，转速n=1420r/min 。
输出端转速为n=300r/min 。
总传动比： 73.430014401===n n i ； （3-1）分配传动比：取3=D i ； 齿轮减速器：58.1373.4===D L i i i ； （3-2） 高速传动比：5.158.14.14.112=⨯==L i i ； （3-3）低速传动比：05.15.158.11223===i i i L 。
减速器的轴及轴上零件的结构设计一、轴的结构设计轴结构设计包括确定钢的结构形状和尺寸。
轴的结构是由多方面的因素决定的，其中主要考虑轴的强度、刚度、轴上零件的安装、定位、轴的支承结构以及轴的工艺性等，其设计方法和结构要素的确定，可参照教科书有关章节进行。
单级圆柱齿轮减速器的轴一般均为阶梯轴，确定阶梯轴各段的直径和长度是阶梯轴设计的主要内容。
下面通过图1-2-17和表1-2-2、表1-2-3来说明。
1、阶梯轴各段直径的确定图1-2-17中阶梯轴各段的直径可由表1-2-2确定。
® 1-2-2、阶梯轴各段长度的确定图1-2-17中各阶梯长度可由表1-2-3确定。
2342由表中计算式可知，各段长度的确定与箱外的旋转零件至固定零件的距离14；轴承端盖及联接螺栓头高度的总尺寸13；轴承端面至箱体内壁的距离12；转动零件端面至箱体内壁的距离"2以及档油环的结构尺寸有关，这些尺寸又取决于轴承盖的类型、密封型式以及各零件在装配图中的相关位置。
因此，阶梯轴各段的长度应通过装配草图设计过程中边绘制边计算确定。
尤其值得注意的是：当各零件相对位置确定以后，支承点的跨距即可确定，这时就可以计算支承反力，对轴的危险截面进行复合强度核核以及轴承寿命计算等，如果轴的强度不合格或者轴承寿命不符合要求，这时就要重新选择轴承和调整结构。
当然，轴的各阶梯段直径和长度也相应发生变化。
由上述可知，轴的结构设计应该在装配草图设计过程中，以边绘图、边计算、边修改的方式逐步完成。
表1-2-4为单级圆柱齿轮减速器的位置尺寸关系。
二、齿轮的结构设计中小型减速器的齿轮一般用锻钢制造。
当齿轮的齿顶圆直径da W 200mm时，可以做成圆盘式结构。
当齿轮的齿根圆与键槽底部的距离小于!& （&为模数）时，则齿轮与轴应做成一体的齿轮轴。
当da=200~500时，可以做成腹板式结构。
齿轮结构设计可参照教科书有关章节进行。
三、支承部件的结构单级圆柱齿轮减速器轴的支承一般采用滚动轴承，如图1-2-18所示。
轴的设计过程如下：一、轴的总体设计信息如下：轴的编号：001 轴的名称：阶梯轴轴的转向方式：单向恒定轴的工作情况：无腐蚀条件轴的转速：200r/min 功率:3.3kW 转矩：157575N·mm 所设计的轴是实心轴材料牌号：45调质硬度(HB)：230抗拉强度：650MPa 屈服点：360MPa弯曲疲劳极限：270MPa 扭转疲劳极限：155MPa许用静应力：260MPa 许用疲劳应力：180MPa二、确定轴的最小直径如下：所设计的轴是实心轴A值为：115 许用剪应力范围：30～40MPa最小直径的理论计算值：29.28mm 满足设计的最小轴径：32mm三、轴的结构造型如下：轴各段直径长度：长度直径20mm 55mm10mm 67mm120mm 58mm40mm 55mm50mm 53mm100mm 52mm轴的总长度：340mm 轴的段数：6轴段的载荷信息：直径距左端距离垂直面剪力垂直面弯矩水平面剪力水平面弯矩轴向扭矩58mm 90mm -2259N -100200N·mm -6118N 0N·mm 0N·mm 52mm 340mm 1500N 0N·mm 2200N 0N·mm 620650N·mm 轴所受支撑的信息：直径距左端距离55mm 10mm55mm 170mm四、支反力计算距左端距离水平支反力Rh1 垂直支反力Rv110mm 5396.5N 3349.5N距左端距离水平支反力Rh2 垂直支反力Rv2170mm -1478.49N -2590.49N五、内力x/mm d/mm m1/N·mm m2/N·mm10 55 0 090 58 508118.81 463169.06170 55 452659.92 452659.92340 52 2.4 2.4340 52 2.4 2.4六、弯曲应力校核如下：危险截面的x坐标：30mm 直径：67mm危险截面的弯矩M：127029.7N·mm 扭矩T：620650N·mm 截面的计算工作应力：14.06MPa 许用疲劳应力：180MPa 30mm处弯曲应力校核通过结论：弯曲应力校核通过七、安全系数校核如下：疲劳强度校核如下：危险截面的x坐标：30mm 直径：67mm危险截面的弯矩M：127029.7N·mm 扭矩T：620650N·mm有效应力集中系数（弯曲作用）：2.62 （扭转作用）：1.89截面的疲劳强度安全系数S：5.47 许用安全系数[S]：2.030mm处疲劳强度校核通过结论：疲劳强度校核通过静校核计算：危险截面的x坐标：30mm 直径：67mm危险截面的弯矩M：127029.7N·mm 扭矩T：620650N·mm 截面的静强度安全系数：20.33 许用安全系数[Ss]：1.8 30mm处静强度校核通过结论：静强度校核通过八、扭转刚度校核如下：圆轴的扭转角：0.17(°) 许用扭转变形：0.9°/m扭转刚度校核通过九、弯曲刚度校核如下：挠度计算如下：x/mm νi/mm1 2.5 0.0117422 5 0.0078283 7.5 0.0039144 10 05 30 -0.0039146 50 -0.007577 70 -0.0103138 90 -0.0116839 110 -0.01122410 130 -0.00911511 150 -0.005368许用挠度系数：0.003最大挠度：-0.011683mm弯曲刚度校核通过十、临界转速计算如下：当量直径dv：60.43mm轴截面的惯性距I：654605.89mm^4支承距离与L的比值：0.47轴所受的重力：400N支座形式系数λ1：9.0轴的一阶临界转速ncr1：24934.97r/min轴的设计过程如下：一、轴的总体设计信息如下：轴的编号：002 轴的名称：阶梯轴轴的转向方式：单向恒定轴的工作情况：无腐蚀条件轴的转速：200r/min 功率:3.135kW 转矩：149696.25N·mm 所设计的轴是实心轴材料牌号：45调质硬度(HB)：230抗拉强度：650MPa 屈服点：360MPa弯曲疲劳极限：270MPa 扭转疲劳极限：155MPa许用静应力：260MPa 许用疲劳应力：180MPa二、确定轴的最小直径如下：所设计的轴是实心轴A值为：115 许用剪应力范围：30～40MPa最小直径的理论计算值：28.78mm 满足设计的最小轴径：32mm三、轴的结构造型如下：轴各段直径长度：长度直径20mm 55mm10mm 67mm120mm 58mm40mm 55mm50mm 53mm100mm 52mm轴的总长度：340mm 轴的段数：6轴段的载荷信息：直径距左端距离垂直面剪力垂直面弯矩水平面剪力水平面弯矩轴向扭矩58mm 90mm -2259N -100200N·mm -6118N 0N·mm 0N·mm 52mm 340mm 1500N 0N·mm 2200N 0N·mm 620650N·mm 轴所受支撑的信息：直径距左端距离55mm 10mm55mm 170mm四、支反力计算距左端距离水平支反力Rh1 垂直支反力Rv110mm 5396.5N 3349.5N距左端距离水平支反力Rh2 垂直支反力Rv2170mm -1478.49N -2590.49N五、内力x/mm d/mm m1/N·mm m2/N·mm10 55 0 090 58 508118.81 463169.06170 55 452659.92 452659.92340 52 2.4 2.4340 52 2.4 2.4六、弯曲应力校核如下：危险截面的x坐标：30mm 直径：67mm危险截面的弯矩M：127029.7N·mm 扭矩T：620650N·mm 截面的计算工作应力：14.06MPa 许用疲劳应力：180MPa 30mm处弯曲应力校核通过结论：弯曲应力校核通过七、安全系数校核如下：疲劳强度校核如下：危险截面的x坐标：30mm 直径：67mm危险截面的弯矩M：127029.7N·mm 扭矩T：620650N·mm有效应力集中系数（弯曲作用）：2.62 （扭转作用）：1.89截面的疲劳强度安全系数S：5.47 许用安全系数[S]：2.030mm处疲劳强度校核通过结论：疲劳强度校核通过静校核计算：危险截面的x坐标：30mm 直径：67mm危险截面的弯矩M：127029.7N·mm 扭矩T：620650N·mm截面的静强度安全系数：20.33 许用安全系数[Ss]：1.830mm处静强度校核通过结论：静强度校核通过八、扭转刚度校核如下：圆轴的扭转角：0.17(°) 许用扭转变形：0.9°/m扭转刚度校核通过九、弯曲刚度校核如下：挠度计算如下：x/mm νi/mm1 2.5 0.0117422 5 0.0078283 7.5 0.0039144 10 05 30 -0.0039146 50 -0.007577 70 -0.0103138 90 -0.0116839 110 -0.01122410 130 -0.00911511 150 -0.005368许用挠度系数：0.003最大挠度：-0.011683mm弯曲刚度校核通过十、临界转速计算如下：当量直径dv：60.43mm轴截面的惯性距I：654605.89mm^4支承距离与L的比值：0.47轴所受的重力：400N支座形式系数λ1：9.0轴的一阶临界转速ncr1：24934.97r/min轴的设计过程如下：一、轴的总体设计信息如下：轴的编号：003 轴的名称：阶梯轴轴的转向方式：单向恒定轴的工作情况：无腐蚀条件轴的转速：200r/min 功率:2.98kW 转矩：142295N·mm 所设计的轴是实心轴材料牌号：45调质硬度(HB)：230抗拉强度：650MPa 屈服点：360MPa弯曲疲劳极限：270MPa 扭转疲劳极限：155MPa许用静应力：260MPa 许用疲劳应力：180MPa二、确定轴的最小直径如下：所设计的轴是实心轴A值为：115 许用剪应力范围：30～40MPa最小直径的理论计算值：28.3mm 满足设计的最小轴径：32mm 三、轴的结构造型如下：轴各段直径长度：长度直径20mm 55mm10mm 67mm120mm 58mm40mm 55mm50mm 53mm100mm 52mm轴的总长度：340mm 轴的段数：6轴段的载荷信息：直径距左端距离垂直面剪力垂直面弯矩水平面剪力水平面弯矩轴向扭矩58mm 90mm -2259N -100200N·mm -6118N 0N·mm 0N·mm 52mm 340mm 1500N 0N·mm 2200N 0N·mm 620650N·mm 轴所受支撑的信息：直径距左端距离55mm 10mm55mm 170mm四、支反力计算距左端距离水平支反力Rh1 垂直支反力Rv110mm 5396.5N 3349.5N距左端距离水平支反力Rh2 垂直支反力Rv2170mm -1478.49N -2590.49N五、内力x/mm d/mm m1/N·mm m2/N·mm10 55 0 090 58 508118.81 463169.06170 55 452659.92 452659.92340 52 2.4 2.4340 52 2.4 2.4六、弯曲应力校核如下：危险截面的x坐标：30mm 直径：67mm危险截面的弯矩M：127029.7N·mm 扭矩T：620650N·mm截面的计算工作应力：14.06MPa 许用疲劳应力：180MPa30mm处弯曲应力校核通过结论：弯曲应力校核通过七、安全系数校核如下：疲劳强度校核如下：危险截面的x坐标：30mm 直径：67mm危险截面的弯矩M：127029.7N·mm 扭矩T：620650N·mm有效应力集中系数（弯曲作用）：2.62 （扭转作用）：1.89截面的疲劳强度安全系数S：5.47 许用安全系数[S]：2.030mm处疲劳强度校核通过结论：疲劳强度校核通过静校核计算：危险截面的x坐标：30mm 直径：67mm危险截面的弯矩M：127029.7N·mm 扭矩T：620650N·mm截面的静强度安全系数：20.33 许用安全系数[Ss]：1.830mm处静强度校核通过结论：静强度校核通过八、扭转刚度校核如下：圆轴的扭转角：0.17(°) 许用扭转变形：0.9°/m扭转刚度校核通过九、弯曲刚度校核如下：挠度计算如下：x/mm νi/mm1 2.5 0.0117422 5 0.0078283 7.5 0.0039144 10 05 30 -0.0039146 50 -0.007577 70 -0.0103138 90 -0.0116839 110 -0.01122410 130 -0.00911511 150 -0.005368许用挠度系数：0.003最大挠度：-0.011683mm弯曲刚度校核通过十、临界转速计算如下：当量直径dv：60.43mm轴截面的惯性距I：654605.89mm^4支承距离与L的比值：0.47轴所受的重力：400N支座形式系数λ1：9.0轴的一阶临界转速ncr1：24934.97r/min平键连接（静连接）校核计算结果传递的转矩T =157575 N·mm轴的直径d =60 mm键的类型sType =A型键的截面尺寸b×h =18x11 mm键的长度L =80 mm键的有效长度L0 =62.000 mm接触高度k =4.400 mm键的个数N =双键最弱的材料Met =钢载荷类型PType =静载荷许用应力[σp] =135 MPa计算应力σp =12.836 MPa校核计算结果：σ≤[σ] 满足平键连接（静连接）校核计算结果传递的转矩T =149696.25 N·mm轴的直径d =60 mm键的类型sType =A型键的截面尺寸b×h =18x11 mm键的长度L =80 mm键的有效长度L0 =62.000 mm接触高度k =4.400 mm键的个数N =双键最弱的材料Met =钢载荷类型PType =静载荷许用应力[σp] =135 MPa计算应力σp =12.194 MPa校核计算结果：σ≤[σ] 满足平键连接（静连接）校核计算结果传递的转矩T =142295 N·mm轴的直径d =60 mm键的类型sType =A型键的截面尺寸b×h =18x11 mm键的长度L =80 mm键的有效长度L0 =62.000 mm接触高度k =4.400 mm键的个数N =双键最弱的材料Met =钢载荷类型PType =静载荷许用应力[σp] =135 MPa计算应力σp =11.591 MPa校核计算结果：σ≤[σ] 满足。
