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H a r b i n I n s t i t u t e o f T e c h n o l o g y哈尔滨工业大学机械设计作业设计说明书设计题目：设计液体搅拌机中的齿轮传动高速轴的轴系部件院系：英才学院班级：0936105班设计者：王天啸设计时间：2011年11月20日哈尔滨工业大学哈尔滨工业大学机械设计大作业任务书题目：设计液体搅拌机中的齿轮传动高速轴的轴系部件原始数据：由前两个大作业可知以下数据：n=7102.2r/min=322.73r/min T=65101N∙mmd=68mmb=31.68mmF t=2188.3NF r=765.8NF a=218.8NF Q=1149N目录一、选择轴的材料 (1)二、初算轴径 (1)三、轴承部件的结构设计 (1)1.各轴段直径的确定 (1)2.各轴段长的确定 (2)四、轴的受力分析 (2)1.轴的受力简图及各点力的计算 (2)2.弯矩图 (3)3.扭矩图 (3)五、轴的强度校核 (3)1.弯扭合成强度 (3)2.安全系数 (4)六、键的强度校核 (5)七、校核轴承寿命 (5)八、轴承端盖的设计 (5)九、轴承座的设计 (6)十、轴系部件装配图 (6)参考文献 (7)一、 选择轴的材料因传递的功率不大，且对质量和尺寸无特殊要求，故选择常用材料45钢，调质处理。
二、 初算轴径查[1]表9.4得C =106~118，C 取较小值106。
则得到 d min = C√Pn 3= 106×√ 2.2322.733mm = 20.10mm考虑到键槽对轴的影响，取d min = 20.10×1.05 mm = 21.10mm三、 轴承部件的结构设计为方便轴承部件的拆装，机体采用剖分式结构，因传递功率较小，齿轮减速的效率高，发热小，估计轴承不会长，故轴承结构设计草图如图 ⅠⅠ因为轴承转动线速度小于2000mm/min ，所以采用脂润滑。
1. 各轴段直径的确定（1） d 1和d 7的确定由于dmin = 21.10，即要求d1、d7≥d min ,取d 1=d 7 = 25mm 。
哈工大_机械设计_大作业_齿轮传动设计哈工大_机械设计_大作业_齿轮传动设计哈尔滨工业大学机械设计大作业设计计算说明书目录一任务书…………………………………………………1 二选择齿轮材料、热处理方式、精度等级…………1 三初步计算传动主要尺寸……………………………1 四计算传动尺寸………………………………………4 五大齿轮结构尺寸的确定……………………………5 六参考文献……………………………………………7 一、设计任务原始数据如下：有冲击，室内工作，机器成批生产方案Pd（KW）轴承座中心高H（mm）最短工作年限L 工作环境FC 5.3.2 2.2 935 60 3 210 8年3班室内40% 二、选择齿轮材料、热处理方式、精度等级带式输送机为一般机械，且要求成批生产，故毛坯需选用锻造工艺，大小齿轮均选用45号钢，采用软齿面。
由参考文献1表8.2查得：小齿轮调质处理，齿面硬度为217~225HBS，平均硬度236HBS；大齿轮正火处理，齿面硬度162~217HBS，平均硬度190HBS。
大、小齿轮齿面平均硬度差为46HBS，在30~50HBS范围内，选用8级精度。
三、初步计算传动主要尺寸因为齿轮采用软齿面开式传动，齿面不会发生疲劳点蚀，因此初步确定按齿根弯曲疲劳强度设计齿轮传动主要参数和尺寸。
齿根弯曲疲劳强度设计公式式中——齿形系数，反映了轮齿几何形状对齿根弯曲应力的影响——应力修正系数，用以考虑齿根过度圆角处的应力集中和除弯曲应力以外的其它应力对齿根应力的影响。
——重合度系数，是将全部载荷作用于齿顶时的齿根应力折算为载荷作用于单对齿啮合区上界点时的齿根应力系数——许用齿根弯曲应 1.小齿轮传递的转矩式中——带轮的传动效率——对滚动轴承的传递的功率由参考文献2，取，，代入上式，得所以，2.载荷系数的确定由于值未知，不能确定，故可初选= 1.1 ~ 1.8 ，这里初选= 1.4 3.齿宽系数的确定由参考文献1表8.6，选取齿宽系数 4.齿数的初步确定初选小齿轮=17 设计要求中齿轮传动比，故圆整后，取=88，此时传动比误差5.齿形系数和应力修正系数由参考文献1图8.19查得齿形系数，由参考文献1图8.20查得应力修正系数，6.重合度系数的确定对于标准外啮合齿轮传动，端面重合度式中、——齿数把= 17 ，= 88，代入上式得根据经验公式，确定7.许用弯曲应力的确定式中——计入了齿根应力修正系数之后,试验齿轮的齿根弯曲疲劳极限应力；当齿轮双侧工作时图中时值乘以0.7 ——安全系数；与疲劳点蚀相比，断齿的后果更为严重。
Harbin Institute of Technology课程设计说明书课程名称：机械设计设计题目：轴系部件设计院系：班级：设计者：学号：指导教师：郑德志设计时间：2014年11月哈尔滨工业大学目录一、选择轴的材料 (1)二、初算轴径 (1)三、轴承部件结构设计 (2)3.1轴向固定方式 (2)3.2选择滚动轴承类型 (2)3.3键连接设计 (2)3.4阶梯轴各部分直径确定 (3)3.5阶梯轴各部段长度及跨距的确定 (4)四、轴的受力分析 (5)4.1画轴的受力简图 (5)4.2计算支反力 (5)4.3画弯矩图 (6)4.4画转矩图 (6)五、校核轴的弯扭合成强度 (8)六、轴的安全系数校核计算 (9)七、键的强度校核 (10)八、校核轴承寿命 (11)九、轴上其他零件设计 (12)十、轴承座结构设计 (12)十一、轴承端盖（透盖） (13)参考文献 (13)一、 选择轴的材料通过已知条件和查阅相关的设计手册得知，该传动机所传递的功率属于中小型功率。
因此轴所承受的扭矩不大。
故选45号钢，并进行调质处理。
二、 初算轴径对于转轴，按扭转强度初算直径：d ≥√9.55×106P n10.2[τ]=C √P n13式中 d ——轴的直径；P ——轴传递的功率，kW ；n1——轴的转速，r/min;[τ]——许用扭转剪应力，MPa; C ——由许用扭转剪应力确定的系数；由大作业四知P =3.802kw所以：d ≥36.99mm本方案中，轴颈上有一个键槽，应将轴径增大5%，即d ≥36.99×(1+5%)=38.84mm按照GB2822-2005的a R 20系列圆整，取d =40 mm 。
根据GB/T1096—1990，键的公称尺寸b ×h =12×8，轮毂上键槽的尺寸 b=12mm ，1t =3.3mm 3、设计轴的结构3.1轴承机构及轴向固定方式因传递功率小，齿轮减速器效率高、发热小，估计轴不会长，故轴承部件的固定方式采用两端固定方式。
Harbin Institute of Technology机械设计大作业说明书大作业名称: 机械设计大作业设计题目: 轴系部件设计班级:设计者:学号:指导老师:设计时间:哈尔滨工业大学目录一、设计任务................................................................................................. 错误!未定义书签。
二、轴材料选择............................................................................................. 错误!未定义书签。
d ........................................................................................ 错误!未定义书签。
三、初算轴径min四、结构设计................................................................................................. 错误!未定义书签。
1.轴承部件结构型式................................................................................ 错误!未定义书签。
2. 轴结构设计.......................................................................................... 错误!未定义书签。
五、轴受力分析............................................................................................. 错误!未定义书签。
哈尔滨工业大学机械设计作业设计计算说明书题目: 轴系部件设计系别: 英才学院班号: 1436005姓名: 刘璐日期: .11.12哈尔滨工业大学机械设计作业任务书题目: 轴系部件设计设计原始数据:图1表 1 带式运输机中V带传动已知数据方案dP（KW）(/min)mn r(/min)wn r1i轴承座中心高H（mm）最短工作年限L工作环境5.1.2496010021803年3班室外有尘机器工作平稳、单向回转、成批生产目录一、带轮及齿轮数据 (1)二、选择轴材料 (1)三、初算轴径d min (1)四、结构设计 (2)1. 确定轴承部件机体结构形式及关键尺寸 (2)2. 确定轴轴向固定方法..................................................................................... 错误!未定义书签。
3. 选择滚动轴承类型, 并确定润滑、密封方法 ...................................... 错误!未定义书签。
4. 轴结构设计 ....................................................................................................... 错误!未定义书签。
五、轴受力分析 (4)1. 画轴受力简图 (4)2. 计算支承反力 (4)3. 画弯矩图 (5)4. 画扭矩图 (5)六、校核轴强度 (5)七、校核键连接强度 (7)八、校核轴承寿命 (8)1. 计算轴承轴向力 (8)2. 计算当量动载荷 (8)3. 校核轴承寿命 (8)九、绘制轴系部件装配图（图纸） (9)十、参考文件 (9)一、 带轮及齿轮数据已知带传动输出轴功率 P = 3.84 kW , 转矩 T = 97333.33 N·mm , 转速 n = 480 r/min , 轴上压力Q = 705.23 N , 因为原本圆柱直齿轮尺寸不满足强度校核, 故修改齿轮尺寸为分度圆直径d 1 =96.000 mm , 其它尺寸齿宽b 1 = 35 mm , 螺旋角β = 0°, 圆周力 F t = 2433.33 N , 径向力 F r = 885.66 N , 法向力 F n = 2589.50 N , 载荷变动小, 单向转动。
Harbin Institute of Technology课程设计说明书课程名称：机械设计设计题目：轴系部件设计院系：班级：设计者：学号：指导教师：郑德志设计时间：2014年11月哈尔滨工业大学目录一、选择轴的材料 (1)二、初算轴径 (1)三、轴承部件结构设计 (2)3.1轴向固定方式 (2)3.2选择滚动轴承类型 (2)3.3键连接设计 (2)3.4阶梯轴各部分直径确定 (3)3.5阶梯轴各部段长度及跨距的确定 (4)四、轴的受力分析 (5)4.1画轴的受力简图 (5)4.2计算支反力 (5)4.3画弯矩图 (6)4.4画转矩图 (6)五、校核轴的弯扭合成强度 (8)六、轴的安全系数校核计算 (9)七、键的强度校核 (10)八、校核轴承寿命 (11)九、轴上其他零件设计 (12)十、轴承座结构设计 (12)十一、轴承端盖（透盖） (13)参考文献 (13)一、 选择轴的材料通过已知条件和查阅相关的设计手册得知，该传动机所传递的功率属于中小型功率。
因此轴所承受的扭矩不大。
故选45号钢，并进行调质处理。
二、 初算轴径对于转轴，按扭转强度初算直径：d ≥√9.55×106P n10.2[τ]=C √P n13式中 d ——轴的直径；P ——轴传递的功率，kW ；n1——轴的转速，r/min;[τ]——许用扭转剪应力，MPa; C ——由许用扭转剪应力确定的系数；由大作业四知P =3.802kw所以：d ≥36.99mm本方案中，轴颈上有一个键槽，应将轴径增大5%，即d ≥36.99×(1+5%)=38.84mm按照GB2822-2005的a R 20系列圆整，取d =40 mm 。
根据GB/T1096—1990，键的公称尺寸b ×h =12×8，轮毂上键槽的尺寸 b=12mm ，1t =3.3mm 3、设计轴的结构3.1轴承机构及轴向固定方式因传递功率小，齿轮减速器效率高、发热小，估计轴不会长，故轴承部件的固定方式采用两端固定方式。
哈尔滨工业大学机械设计作业设计计算说明书题目: 轴系部件设计系别: 英才学院班号: 1436005姓名: 刘璐日期: 2016.11.12哈尔滨工业大学 机械设计作业任务书题目： 轴系部件设计设计原始数据：图1表 1 带式运输机中V 带传动的已知数据方案 d P （KW ） (/min)m n r(/min)w n r1i轴承座中心高H （mm ）最短工作 年限L 工作环境 5.1.2496010021803年3班室外 有尘机器工作平稳、单向回转、成批生产目录一、带轮及齿轮数据 (1)二、选择轴的材料 (1)三、初算轴径d min (1)四、结构设计 (2)1. 确定轴承部件机体的结构形式及主要尺寸 (2)2. 确定轴的轴向固定方式....................................... 错误!未定义书签。
3. 选择滚动轴承类型，并确定润滑、密封方式 .................. 错误!未定义书签。
4. 轴的结构设计................................................ 错误!未定义书签。
五、轴的受力分析 (4)1. 画轴的受力简图 (4)2. 计算支承反力 (4)3. 画弯矩图 (5)4. 画扭矩图 (5)六、校核轴的强度 (5)七、校核键连接的强度 (7)八、校核轴承寿命 (8)1. 计算轴承的轴向力 (8)2. 计算当量动载荷 (8)3. 校核轴承寿命 (8)九、绘制轴系部件装配图（图纸） (9)十、参考文献 (9)一、带轮及齿轮数据已知带传动输出轴功率P= 3.84 kW，转矩T= 97333.33 N·mm，转速n= 480 r/min，轴上压力Q = 705.23 N，因为原本圆柱直齿轮的尺寸不满足强度校核，故修改齿轮尺寸为分度圆直径d1 =96.000 mm，其余尺寸齿宽b1 = 35 mm，螺旋角β = 0°，圆周力F t = 2433.33 N，径向力F r = 885.66 N，法向力F n = 2589.50 N，载荷变动小，单向转动。
一、 设计题目设计带式运输机中的齿轮传动：带式运输机的传动方案如下图所示，机器运行平稳、单向回转、成批生产，其他数据参见下方表格。
方案电动机工作功率P d /kW 电动机满载转速n m /(r/min) 工作机的转速n w /(r/min)第一级传动比i 1 轴承座中心高H/mm 最短工作年限 工作环境 5.1.3 3 960 110 2 180 5年2班 室外、有尘 二、 选择齿轮材料、热处理方式、精度等级考虑到带式运输机为一般机械，且仅有一级齿轮减速传动，故大、小齿轮均选用40Cr 合金钢，调质处理，采用软齿面。
大小齿面硬度为241~286HBW ，平均硬度264HBW 。
由要求，该齿轮传动按8级精度设计。
三、 初步计算传动主要尺寸本装置的齿轮传动为采用软齿面开式传动，齿面磨损是其主要失效形式。
其设计准则按齿根疲劳强度进行设计，并考虑磨损的影响将模数增大10%~15%。
齿根弯曲疲劳强度设计公式;m ≥√2KK 1K K K 12∙K K K K K K [K ]K 3式中K K——齿形系数，反映了轮齿几何形状对齿根弯曲应力K K的影响。
K K——应力修正系数，用以考虑齿根过度圆角处的应力集中和除弯曲应力以外的其它应力对齿根应力的影响。
K K——重合度系数，是将全部载荷作用于齿顶时的齿根应力折算为载荷作用于单对齿啮合区上界点时的齿根应力系数。
[K]K——许用齿根弯曲应力。
1.小齿轮传递的转矩K1=9.55×106×K1 K1K1=K1K2K K根据参考文献[2]表9.1，取K1=0.96，K2=0.97。
由此K1=K1K2K K=0.96×0.97×3=2.7936KKK1=9.55×106×K1K1=9.55×106×2.79369602=55581N∙mm2.齿数Z的初步确定为了避免根切，选小齿轮K1=17，设计要求中齿轮传动比i=K1K K =960/2110=4.3636，故K2=K×K1=4.3636×17=74.1818，取K2=75。
Harbin Institute of Technology大作业设计说明书课程名称：机械设计设计题目：轴系部件设计设计时间：2017.12哈尔滨工业大学设计任务原始数据如下：有冲击，室内工作，机器成批生产一．选择轴的材料、热处理方式因传递功率不大，并对质量及结构尺寸无特殊要求，故选用45号钢，调制处理。
二.按扭转强度估算轴径由大作业四P=3.84KW ，n =480r/min ，对于转轴，扭转强度初算轴径，查参考文献[1]表10.2得C =106~118，考虑轴端弯矩比转矩小，故取 C =106，则mm n P c d 2.2148084.310633min =⨯== 其中P ——轴的传递功率 n ——轴的转速C ——由许用扭转剪应力确定的系数由于考虑到轴的最小直径处要安装大带轮或小齿轮有键槽存在，故将其扩大为1.05倍，得mm d 26.222.2105.11=⨯≥，按标准GB2822-81的R10圆整后取d=25mm 。
三．设计轴的结构3.1确定机体和轴的结构形式箱体内无传动件，不需经常拆卸，箱体采用整体式。
由轴的功能可知，该轴应具有带轮、齿轮的安装段，两个轴承的安装段以及两个轴承对外的密封段，共7段尺寸。
由于没有轴向力的存在，且载荷、转速较低，故选用深沟球轴承。
由于传递功率小，转速不高，发热小，故轴承采用两端固定式。
由于轴转速较低，且两轴承间无传动件，所以采用脂润滑、毛毡圈密封。
确定轴的草图如图1所示：图1 确定轴的草图3.1．阶梯轴各部分直径的确定1) 轴段1和7轴段1和轴段7分别安放大带轮和小齿轮，所以其长度由带轮和齿轮轮毂长度确定，而直径由初算的最小直径得到。
所以，mm d d 2571==。
2) 轴段2和6轴段2和轴段6的确定应考虑齿轮、带轮的轴向固定和密封圈的尺寸。
由参考文献[3]图10.9计算得到轴肩高度mm h d d d )30~5.28(21162=⨯+==由参考文献[3]表14.4取毡圈油封直径mm d 29=，取轴径mm d d 3062==。
3) 轴段3和5轴段3和轴段5安装轴承，最终尺寸由轴承确定。
标准直齿圆柱齿轮，没有轴向力，但考虑到有较大的径向力，故选用深沟球轴承。
初算轴径 mm mm mm mm d d 32230223=+=+=由参考文献[3]表12.1选轴承6307，外形尺寸d =35mm ，D =80mm ，B =21mm ，安装尺寸d a =44mm ，D a =71mm 。
故确定轴径 mm d d d 3553===。
mm mm d h )5.2~75.1(25)1.0~07.0()1.0~07.0(11=⨯==4) 轴段4轴段4在两轴承座之间，其功能为定位固定轴承的轴肩，故mm d 444=。
3.2阶梯轴各轴段长度及跨距的确定1)轴段4对二支点在同一轴承座内而支点间无传动件的情况，应首先确定两轴承间跨距L ，一般d L )3~2(=，d 为轴承所在轴段的直径。
而此轴的跨距是指轴上支反力作用点间的距离，对于深沟球轴承，力作用点在轴承宽度中点。
由上述可知，mm mm d L )105~70(35)3~2()3~2(3=⨯==。
取mm L 91=，则轴段4的长度mm B L L 7021914=-=-=。
2)轴段3和5轴段3和轴段5安装轴承，轴段长度与轴承内圈宽度相同，故mm B L L 2153===。
3)轴段2和6轴段2和轴段6的长度和轴承盖的选用及大带轮和小齿轮的定位轴肩的位置有关系。
由于箱体采用整体式，故选择凸缘式轴承端盖（如图2所示）。
取固定轴承端盖的螺栓的直径为mm d 60=，则mm mm d e 2.762.12.13=⨯==，取mm e 8=。
取mm m 20=，箱体外部传动零件的定位轴肩到轴承端盖间的距离K 取20mm 。
故轴段2和轴段6的长度mm K m e L L 482020862=++=++==。
图2 凸缘式轴承盖 4) 轴段1和7轴段 1 和 7 分别安装大带轮和小齿轮，故根据大作业 3、4 可知轴段 1 ,7长度mm L mm L 604871==，。
四．轴的受力分析4.1轴系部件受力分析轴系部件上的转矩mm N n P T ⋅=⨯⨯=⨯⨯=764002/96084.31055.91055.961161 小齿轮圆周力N d T F t 1.299651764002211=⨯==小齿轮径向力N N F F t r 5.109020tan 1.2996tan =︒⨯==α由于是直齿轮，故小齿轮轴向力 0=a F 。
由大作业3可知，大带轮压轴力 N F Q 2.1497=。
4.2计算支反力在水平面上F Q (L12+L 2+L 32)+F r (L 32+L 4+L 5+L 6+L 72)−R 2H (L32+L 4+L 52)−F a ×d2=0R 1H +R 2H +F r +F Q =0N R H 9.7181= N R H 8.18682=在垂直平面上F t (L 72+L 6+L 5+L 4+L 32)−R 2V (L 32+L 4+L 52)=0R 1V +R 2V +F t =0N R V 7.59751-= N R V 6.29792=轴承1的总支承反力N R R R H V 8.60189.7187.59752221211=+=+=轴承2的总支承反力N R R R H V 2.35178.18686.29792222222=+=+= 4.3画弯矩图和转矩图水平面上，轴承1所受弯矩mm N N M H ⋅=⨯=3.986905.905.10901水平面上，轴承2所受弯矩mm N N M H ⋅=⨯=2.1325025.882.14972垂直面上，轴承1所受弯矩最大mm N N M V ⋅=⨯=1.2711475.901.29961轴承1处合成弯矩：mm N M M M H V ⋅=+=+=0.2885493.986901.2711472221211 轴承2处合成弯矩：mm N M ⋅=2.1325022转矩：mm N n P T ⋅=⨯⨯=⨯⨯=764002/96084.31055.91055.961161图3 轴的受力图五．校核轴的强度由弯矩转矩图可知，轴承1处为危险截面。
由参考文献[1]附表10.1可知：抗弯剖面模量：3333324.4209323532mm mm d W =⨯==ππ抗扭剖面模量：3333349.8418163516mm mm d W T =⨯==ππ则弯曲应力：MP W M b 6.6824.42040.2885491===σ0,6.68===m b a MP σσσ扭剪应力：MPa MPa W T T T 1.949.841876400===τ MPa MPa Tm b a 6.421.92=====ττττ 对于调质45钢，由参考文献[1]表10.1查得：MPa b 650=σ，MPa 3001=-σ，MPa 1551=-τ。
由参考文献[1]查得碳素钢等效系数0.2=0.1στψψ=，由参考文献[1]附表10.3查得轴与滚动轴承配合应力系数83.1=σK ,63.1=τK 由参考文献[1]附图10.1查得绝对尺寸系数0.880.81στεε==， 由参考文献[1]附图10.2查得轴磨削时表面质量系数0.95β= 只考虑弯矩时的安全系数：4.202.06.6888.095.083.13001=⨯+⨯⨯=+=-ma K S σϕσβεσσσσσ只考虑转矩时的安全系数：2.156.41.06.481.095.063.11551=⨯+⨯⨯=+=-ma K S τϕτβετττττ安全系数：[]5.1~3.14.22.154.22.154.22222=>=+⨯=+⋅=S S S S S S τστσ校核通过。
六．校核键连接的强度由参考文献[1]式6.1式中：——工作面的挤压应力，MPa ；——传递的转矩，mm N ⋅；——轴的直径，mm ；——键的工作长度，mm ，A 型，l L b =-，b L 、为键的公称长度和键宽； ——键与毂槽的接触高度，,mm /2k h =；[]p σ——许用挤压应力，MPa ，由参考文献[1]表6.1，静连接，材料为钢，有轻微冲击，[]100~120p MPa σ=,取110Mpa 。
（1）轴段1上的键：MPa MPa d hL T d kL T p 4.36254877640044211111=⨯⨯⨯===σMPa p 110][=<σ 校核通过。
（2）轴段7上的键：MPa MPa d hL T d kL T p 1.29256077640044277777=⨯⨯⨯===σMPa p 110][=<σ 校核通过。
[]p p kld T σσ≤=12pσ1T d l k八．校核轴承的寿命轴承受轴向力，只有径向力，且1122R F R F r r =>=，所以只校核轴承2即左轴承即可。
8.1.计算当量动载荷由参考文献[1]式11.2N YF XF P a r 8.601808.6018111=+⨯=+=；式中：——当量动载荷，N ； ——轴承的径向载荷和轴向载荷，0,8.6018111===a r F N R F ；——动载荷径向系数和动载荷轴向系数，由0,1,==≤Y X e F F ra。
8.2.校核寿命由参考文献[1]式11.1ch P f C f n L P T h 182218.60182.1334000.148060106010616=⎪⎭⎫⎝⎛⨯⨯⨯⨯=⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛⨯=ε式中：——轴承的基本额定寿命，h ；——轴承的预期寿命，三年三班，每年按250天计，'38250318000h L h =⨯⨯⨯=；——轴承的基本额定动载荷，由参考文献[2]表12.1，查轴承6307，33.4r C C kN==；——寿命指数，对于球轴承，3ε=；——温度系数，由参考文献[1]表11.9，工作温度150C <，0.1=T f ； ——载荷系数，由参考文献[1]表11.10，中等冲击，8.1~2.1=P f ，取 1.2P f =；'h h L L >，校核通过。
P 22a r F F 、Y X 、hL 'hL C εT f Pf九．轴上其他零件设计1）轴上键连接的设计轴和大带轮和小齿轮的轴向连接均采用A 型普通平键连接，为加工方便，两处键连接尺寸相同，根据参考文献[3] 表11.28，选用A 型普通平键，为轴段1键288⨯=⨯L b GB/T 1096-2003，轴段7键408⨯=⨯L b GB/T 1096-20032）密封用毛毡圈毛毡圈所在轴段的直径为30mm ，查参考文献[3]表14.4，可得毛毡圈梯形沟槽宽边长5.5mm ，窄边长4mm ，窄边直径43mm ，宽边直径31mm 。
