1、机 械 设 计设 计 说 明 书链 式 运 输 机 传 动 系 统 设 计起止日期： 2010 年 12 月 20 日 至 2010 年 1 月 3 日学 生 姓 名班 级学 号成 绩指 导 教 师 (签 字 )- 1 -内容及任务一、设计的主要技术参数带的圆周力（F/N） 带速 v（m/s） 滚筒直径（mm）2500 0.7 180二、设计任务工作条件：三班制，使用年限 10 年，连续单向运转，载荷平稳，小批量生产，速度允许误差为链速度的 5%。三、设计工作量1. 设计计算说明书一份，内容包括：设计方案分析，选择电动机，传动比，运动和动力参数设计，圆柱齿轮设计，低速轴设计，中间轴设计，轴承的
2、选择和校核计算，键的选择和校核计算，联轴器的选择，箱体的结构设计，绘制零件图和装配图。2. 零件图 图纸共 3 张。3A3. 装配图 图纸共 1 张。0起止日期 工作内容2010 设计方案分析，选择电动机，传动比，运动和动力参数设计2010.12.202010.12.25 圆柱齿轮设计，低速轴设计，中间轴设计2010.12.262010.12.30 轴承的选择和设计，键的设计，箱体的结构设计进度安排2010.12.312011.01.03 绘制零件图和装配图主要参考资料1、 濮良贵 纪名刚主编，机械设计，高等教育出版社. 2、 王中发主编，机械设计，北京理工大学出版社.3、 金清肃主编，机械设
3、计课程设计，华中科大出版社.4、 朱理主编，机械原理，高等教育出版社.5、 赵大兴主编，工程制图，高等教育出版社.6、 徐学林主编，互换性与测量技术基础，第二版，湖南大学出版社.7、 庞国星主编，工程材料与成形技术基础，机械工业出版社.指 导 教 师 （签字）： 年 月 日2目 录设计任务说明书 2一、传动方案的分析和拟定 .2二、原动机的选择和设计计算 4三、传动装置运动和动力参数计算 .61、各轴的转速 62、各轴的输入功率 63、各轴的转矩的计 6四、齿轮设计 71、高速级齿轮设计 72、低速级齿轮设计 .11五、轴的设计 165、1 轴的设计计算 .161、轴的设计 .162、轴的设计
4、 .183、轴的设计 .195、2 轴的校核 211、轴的校核 .222、轴的校核 .233、轴的校核 .24六、轴承、键及联轴器的选择和验算 .246、1 轴承的选择和验算 241、轴上轴承的选择和验算 .242、轴上轴承的选择和验算 .253、轴上轴承的选择和验算 .256、2 键的选择和验算 261、轴上键的选择和验算 .262、轴上键的选择和验算 .273、轴上键的选择和验算 .286.3 联轴器的选择和验算 .29七、减速器的润滑和密封 30 八、设计总结 31九、参考资料 323机械设计课程设计设计计算说明书一、传动方案的分析与拟定：带式运输机的传动装置，其中链的圆周力 F=250
5、0N链速 v=0.7m/s 链轮节圆直径 D=180mm；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，运输链的、速度误差为链速度的 。%5方案一与方案二：4方案三与方案四：方案一：用二级圆柱齿轮减速器，这种方案结构尺寸小，传动效率高，适合于较差环境下长期工作。方案二：采用 V 带传动和一级闭式齿轮传动，这种方案外轮廓尺寸较大，有减震和过载保护作用，V 带传动不适合恶劣的工作环境。方案三：用一级比试齿轮传动和一级一级开式齿轮传动，成本较低，但使用寿命较短，也不适用于较差的工作环境。方案四：是一级蜗杆器，此种方案结构紧凑，但传动效率低，长期连续工作不经济。考虑到工作环境
6、的恶劣，经济实用，传动效率等因素，故选择方案一的二级圆柱齿轮减速器。二、原动机的选择和设计计算：5由运输机的工作功率 P=FV/1000=1.75KW 由机械设计课程设计表 10-2 知滚子链传动的工作效率 ，故工作机的输入功率92.0w而电动机的输入功率 （其中 为装置的总传动效率） 。wPadPa由于运输机为一般工作机器速度不高选择齿轮的精度为 8 级精度， （GB10095-88） 。由机械设计课程设计表 10-2 选择联轴器的效率 ，9.01齿轮的传动效率 ，轴承效率 （为了减少制造成本和97.0298.03缩短设计周期，增强系统的互换性故选用滚动球轴承） 。56. 424321 ak
7、wPwad1因该运输机没有特殊要求，故选用同步转速为 1500r/min 或1000r/min 其部分参数如下表所示：表一方案 电动机型号额定功率KW同步转速r/min满载转速r/min1 Y100L2-4 3.0 1500 14202 Y132S-6 3.0 1000 960对同步转速为 1000r/min 的电动机总传动比 （其中 为电nimam动机的满载转速，n 为链轮的输出转速） 。对同步转速为 1500r/min 的电动机总传动比为 。nimb而由设计要求链轮的转速 r/min。31.74018.60D3vn6，918.2ai 109.bi根据机械设计课程设计推荐值（i=916）所以
8、在这里选取同步转速为 1000r/min 电动机。系统的总传动比 i= 918.2ai而对闭式圆柱齿轮减速器，一般两级传动比为：。 （其中 为高速传动比，i 为系统总传动比）ii5.1311所以在本系统中初选 ， 。0981.4524.32i根据齿轮的传动比初选齿轮齿数如下表所示：表二齿 轮 齿 数1 242 983 284 88三、传动装置运动和动力参数计算1、各轴的转速 其中：kmin为电动机的满载转速；mn为电动机的轴至 k 轴的传动比。ki2、各轴的输入功率： 其中：kdkP.为第 k 轴的传动功率；kP为从电动机输出至第 k 轴的总传动效率；为电动机的实际输出功率。d3、各轴的转矩的
9、计算： 其中kdkmdiTinPT9507为电动机的输出转矩。dT具体运动和动力参数如下表所示：表三轴号功率P/kw转矩T/N.m转速n/r/min 传动比 i传动效率 电动机轴2.431 24.1834 9601 0.98轴 2.3824 23.5758 960 4.0981 0.9506轴 2.2624 92.32636 234.25493.1524 0.9506轴 2.1528 276.6686 74.3100工作机轴2.0886 268.4178 74.3100 1 0.9702四、齿轮设计：（注：在齿轮设计中如有参考文献但未标明者均为机械设计第八版）1、高速级齿轮设计：（1） 、选定
10、齿轮的类型、精度等级、材料及齿数；1） 、按照传动方案所示，本装选用斜齿圆柱齿轮传动；2） 、运输机为一般工作机，速度不高，故选用 8 级精度（GB10095-88） ；3） 、材料选择：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 号钢（调质）硬度为 240HBS（按规定大、小齿轮硬度差为 40HBS） ；4） 、由上表二小齿轮的齿数 ，大齿轮的齿数 ；241Z982Z（2） 、按齿面接触强度设计，由计算式：83211 ).(2.HEdtt ZuTkd确定公式内的各计数值：1） 、试选 ；6.1tK2） 、计算小齿轮的转矩：由上表三有； mNT
11、.037.2096384.5451 3） 、由表 10-7 选取齿轮的齿宽系数 ；1d4） 、由图 10-21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限，大齿轮的接触疲劳强度极限 ；MPaH601lim MPaH502lim5） 、由表 10-6 查得材料的弹性影响系数度： 218.9ZE6） 、计算应力循环次数由式 10-13 有：；91 10472.)1038(19600 hjLnN；912 2.8.472i7） 、由图 10-19 取接触疲劳寿命系数 ， ；90.1HNK95.2HN8） 、计算接触疲劳许用应力：取失效概率为 ，安全系数 由式 10-12 得：%1S；MPaSKHN540
12、69.0.lim1 ；H .212li2（3） 、计算：1） 、试计算小齿轮分度圆直径 td1，代入 H中较小的值： ；mdt 246.)5.9(0.4517.263.1 92） 、计算圆周速度：；smndvt /1273.1069243106. 3） 、计算齿宽 、模数 及全齿高 ：btnh；dbt 24.1；mzmtt 5936.2461n；mchnta 83562).01()( 有 ；67.835.6b4） 、计算载荷系数 ：k由表 10-2 查得使用系数 ，直齿轮 ，由图 10-81A 1FkH查得动载荷系数 ，由表 10-4 用插值法查得 8 级精度、小齿12.vk轮相对支承非对称布
13、置时， 。由 b/h=8.8923， 查423.Hk 423.Hk图 10-13 得 35.Fk动载荷系数：；594.132.1. HvAkk5） 、按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式 10-10a有：；mkdtt 1685.2.59426331 6） 、计算模数：；zdm5904.2168.n（3） 、按齿根弯曲强度设计由计算式： 321nFSadYzkTm101） 、由图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度系数极限，大齿轮的弯曲疲劳强度极限 ；MPaFE50 MPaFE38022） 、由图 10-18 去弯曲疲劳强度系数 ， ；5.1NK8.2FN3） 、计算弯曲疲劳许用应力
14、：取弯曲疲劳安全系数 由式 10-12 有：4.1s； MPaSKFENF 57.30.850.11；FEF 86.2422 4） 、计算载荷系数：；512.3.12. FVAK5） 、查取齿形系数：由表 10-5 查得 ， ；80.21FaY26.Fa6） 、查取应力校正系数：由表 10-5 查得 ， ；5.1Sa74.12Sa7） 、计算大小齿轮的 并加以比较：FY；0143.57.382.1FSaY；6.8.26.2FSa大齿轮的数值较大，取大齿轮计算：8） 、将已知数据代入计算式有：；mm16.04.24137.5.34n 11对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 大于齿nm
15、根弯曲疲劳强度计算的法面模数，由机械原理表 6.2 取已可满足弯曲强度，但是为了同时满足接触疲劳强度需按mn5.1接触疲劳强度算得分度圆直径 来进行计算应有的齿数md1685.2于是有：；45.1.6821nmdz取 ，则 ；401 163098.12zu（4） 、几何尺寸计算：1） 、计算大、小齿轮的分度圆直径：；mzdn605.1；.24322） 、计算中心距：；ma25.1.60)d(214） 、计算齿轮的宽度：，圆整后取 ， ；db601.B62m65015） 、结构选择：由于小齿轮的齿顶圆直径 ；mhdnaa3.z1小齿轮的齿顶圆直径 故选择实心结构的齿轮，而60大齿轮的齿顶圆直径
16、为了减轻齿轮重量可把齿轮ma51602做成腹板式结构。122、低速级齿轮设计：（1） 、选定齿轮的类型、精度等级、材料及齿数；1） 、材料及热处理任按第一对齿轮选取；2） 、精度等级任取 8 级精度；3） 、齿数选择由上表二示 ， ；281zz（2） 、按齿面接触强度设计，由计算式： 3211 ).(2.HEdtt ZuTkd确定公式内的各计数值：1） 、试选 ；6.1tK2） 、计算小齿轮的转矩由上表三有：； mNT.09.53） 、由表 10-7 选取齿轮的齿宽系数 ；1d4） 、由表 10-6 查得材料的弹性影响系数度：；218.9MPaZE5） 、由图 10-21d 按齿面硬度查得小齿
17、轮的接触疲劳强度极限，大齿轮的接触疲劳强度极限 ；H601lim MPaH502lim6） 、计算应力循环次数由 10-13 式有：；91 1.)308(12549.3hjLnN；920i9） 、由图 10-19 取接触疲劳寿命系数 ， ；90.1HNK95.2HN1310） 、计算接触疲劳许用应力：取失效概率为 ，安全系数 由式 10-12 得：%11S；MPaSKHN54069.0.lim1；H .212li2（2） 、计算：1） 、试计算小齿轮分度圆直径 td1，代入 H中较小的值： ；mdt 36.8)5.29(14.3092.63.251 2） 、计算圆周速度：；sndvt /84.
18、010698.106.2 3） 、计算齿宽 、模数 及全齿高 ：bntmh；dt 3.81；zmtnt 4.263；mh9.5.2有 ；412.68b4） 、计算载荷系数 ：K由表 10-2 查得使用系数 ，直齿轮 ，由图 10-81Ak1FkH查得动载荷系数 ，由表 10-4 用插值法查得 8 级精度、小齿12.vk轮相对支承非对称布置时， 。由 b/h=8.8923， 查423.Hk 423.Hk图 10-13 得 35.Fk动载荷系数：14；594.123.1. HvAkK5） 、按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式 10-10a 有：；mkdtt 27.68.159436.8.
19、31 6） 、计算模数：；zdmn4.287.61（3） 、按齿根弯曲强度设计由计算式：；321FSadnYzkT1） 、由图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度系数极限，大齿轮的弯曲疲劳强度极限 ；MPaFE50 MPaFE38022） 、由图 10-18 去弯曲疲劳强度系数 ， ；5.1NK8.2FN3） 、计算弯曲疲劳许用应力：取弯曲疲劳安全系数 由式 10-12 有：4.1s； MPaSKFENF 57.30.850.11；FEF 86.2422 4） 、计算载荷系数：；512.34.12. FVAK5） 、查取齿形系数：由表 10-5 查得 ， ；5.21FaY21.Fa6） 、
20、查取应力校正系数：由表 10-5 查得 ， ；6.1Sa78.2Sa157） 、计算大小齿轮的 并加以比较：.FSaY；0135.7.3652.1FSaY；4.86.2.2FSa大齿轮的数值较大，取大齿轮计算：8） 、将已知数据代入计算式有：；mmn 8.10645.219.05.35对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 大于齿nm根弯曲疲劳强度计算的法面模数，由机械原理表 6.2 取已可满足弯曲强度，但是为了同时满足接触疲劳强度需按mn2接触疲劳强度算得分度圆直径 来进行计算应有的齿数于md27.681是有：；135.427.681nmdz取 ，则 ；31 10742.1zu（4）
21、 、几何尺寸计算：1） 、计算大、小齿轮的分度圆直径：；mzdn6423；10722） 、计算中心距：；ma139246d116将中心距圆整为 ；m1393） 、计算齿轮的宽度：，圆整后取 ， ；db64.1 mB642m695415） 、结构选择：由于小齿轮的齿顶圆直径 ；hdnaa7.z1小齿轮的齿顶圆直径 故选择实心结构的齿轮，而m60大齿轮的齿顶圆直径 为了减轻齿轮重量可把齿轮a51602做成腹板式结构。五、轴的设计：5、1 轴的设计计算A） 、高速轴的设计。1）轴上的功率 ，转速 ，转矩kWP3824. min/960rImNT8.23572） 、求作用在齿轮上的力。已知高速级小齿轮
22、的分度圆的直径 d则圆周力： ；径向力： NdTFt 83.7521 NFtr02.86an无轴向力。3） 、初步确定轴的最小直径由公式 ，估算最小直径，有：3nPCd选取轴的材料为 45 钢，调质处理，根据表 15-3，取 则12C)(16.590824.133min1 m考虑到轴上有一个键槽，直径需扩大 5%，同时段轴需与联轴器连接，为使该段直径与连轴器的孔径相适应，所以需同时选用连轴器，又由于本减速器属于中小型减速器，其输出轴与工作机轴的轴线偏移不大。其次为了能够使传送平稳，所以必须使传送装置具有缓冲，吸振的特性，故需同时选取连轴器型号。17连轴器的计算转矩 ，查机械设计表 14-1，考
23、虑到转矩变化TKAca很小，故 ，则 3.1A )(54.3068.2573.1mNk按照计算转矩 应小于连轴器公称转矩的条件，考虑补偿轴的可能位移，ca选用弹性柱销联轴器,查机械设计课程设计表 14-3，选用 HL1 型弹性柱销联轴器，其公称转矩为 N mm,半联轴器的孔径 ，故取 半联轴器与轴配合的彀孔长度 md201m20。L501许用补偿量型号公称扭矩Nm许用转速r/min轴孔直径mm轴孔长度mmDmm转动惯量kgm2 轴向 径向 角向TL2 315 5600 20 52 120 0.253 1 0.15 0304） 、轴的设计。a、拟定轴上的装配方案，如下图：b 根据轴向定位要求，确
24、定轴的各段直径和长度段与联轴器配合取 =20, =50mm.同时考虑到半联轴器的周向定位，在轴上加工一个键1dL槽，选择的键为 普通平键 A6 6 46。为了满足半联轴器的轴向定位，段右侧设计定位轴肩II 段与轴承端盖配合，同时考虑到密封毡圈的内径，故取 =25mm， Id18。同时在右端设置定位轴肩，定位轴承。mLI50段与轴承配合，考虑到轴承内径的为 30mm，故该轴段与轴承同样大小，取 =30mm, 。同时考虑到轴承的轴向定位及挡油，故在挡油盘右边IdI26设定一轴肩。直径没什么要求，取 =36mm。IVdV 段为齿轮，因其尺寸与轴相差不大，故设计为齿轮轴，径向尺寸由齿轮决定，长度等于齿
25、轮宽度，即 。mLV60VI 段直径与 IV 段一样，其长度一般可取 1015mm，现取=36， ，同理右端有一个定位轴承挡油盘的轴肩。IVdmLVI12VII 段尺寸与 III 段完全一样，即 =30mm, 。IdmLI26B） 、中速轴 II 的设计。1）轴上的功率 ，转速 ，转矩kWP264. in/549.3rnImNTI36.922） 、求作用在齿轮上的力。作用在齿轮上的力。（1）小齿轮上的各力。已知其分度圆直径 ，则md641，无轴向力；NdTFt 74.2851 NFtr 32.05an1（2）大齿轮上的各力。已知其分度圆直径 ，则462；t 62.7502 tr 0.73an2
26、3） 、初步确定轴的最小直径由公式 ，估算最小直径，有：3PCId选取轴的材料为 45 钢，调质处理，根据表 15-3，取 则12C19)(85.2349.61233min mPCdI 考虑到轴上要加工 2 个键，故轴径要扩大 10%，为了安全，以及轴承的选择，取最小直径 =35mm。4） 、轴的设计。a、拟定轴上的装配方案，如下图：b 根据轴向定位要求，确定轴的各段直径和长度I 段长度取 ， ,主要考虑到和轴承挡油盘以及左mdI35LI4边齿轮与 I 轴齿轮的正确啮合，同时右端加工一个定位轴肩。II 段长度取 ， ,考虑到齿轮的轴向定位，故I0mI6轴段长度小于轮毂长度 2mm,同时在右边设
27、定一个定位轴肩，用一个键来对齿轮进行周向定位，键选用为 A12 8 61（GB/T1095-2003)。III 段为非配合段，不限长度，只需保证轴的其他尺寸即可，但其直径。mdI46IV 段取 ， ,左端轴肩定位，考虑到齿轮的轴向I0mLI69定位，故轴段长度小于轮毂长度 2mm，齿轮的周向定位用一个键，考虑到强度因素，故采用平头平键，键选用为 B12 8 20（GB/T1095-2003)。V 段与 I 段一样，取 ， 。dI35LI4C） 、低速轴 III 的设计。201）轴上的功率 ，转速 ，转矩kWP1528. min/31.74rImNT6.2782） 、求作用在齿轮上的力。作用在齿
28、轮上的力。已知其分度圆直径 ，则md214，无轴向力；NTFt 69.582 NFtr1.94an13） 、初步确定轴的最小直径由公式 ，估算最小直径，有：3PCId选取轴的材料为 45 钢，调质处理，根据表 15-3，取 则12C)(4.31.752833min mI 考虑到轴上键槽对轴的影响，需将最小直径扩大 5%，同时选择联轴器，为使该段直径与连轴器的孔径相适应，所以需同时选用连轴器，又由于本减速器属于中小型减速器，其输出轴与工作机轴的轴线偏移不大。其次为了能够使传送平稳，所以必须使传送装置具有缓冲，吸振的特性，故需同时选取连轴器型号。连轴器的计算转矩 ，查机械设计表 14-1，考虑到转
29、矩变化TKAca很小，故 ，则 3.1A )(18.3596.2783.12 mNk按照计算转矩 应小于连轴器公称转矩的条件，考虑补偿轴的可能位移，ca选用弹性柱销联轴器,查机械设计课程设计表 14-3，选用 HL4 型弹性柱销联轴器，其公称转矩为 N mm,半联轴器的孔径 ，故取 ，半联轴器与轴配合的彀md481m48in孔长度 。L2许用补偿量型号公称扭矩Nm许用转速r/min轴孔直径mm轴孔长度mmDmm转动惯量kgm2 轴向 径向 角向HL4 1250 4000 48 112 195 3.4 1.5 0.15 030214） 、轴的设计。a、拟定轴上的装配方案，如下图：b 根据轴向定位
30、要求，确定轴的各段直径和长度VII 段与联轴器配合，直径 ，长度取 ,长度略mdVI48mLVI10短于联轴器，联轴器的周向及轴向定位分别用键和轴肩，键为 。1694AVI 段与毡圈配合，故取 ， ，同时右端设定一定VI5LVI50位轴肩，定位轴承。V 段与轴承配合，故去直径 ，同时左端设定一挡油盘，故取mdV6。mL3IV 段右端定位挡油盘，轴段上无配合，故可取 ，长度不确mdIV75定，但要保证轴的总长度为 361mm。III 段左端用来定位齿轮，直径取 ,长度 。I8LI1II 段与齿轮配合，轴段长度小于轮毂长度 2mm，即 ,I60,轴上的键选用 。mdI755620AI 段与 V 段
31、直径一样， ，长度 。mdImLI5.25、2 轴的校核22（1） I 轴的校核1）求轴上的载荷。首先根据轴的结构简图，作出计算简图如下： 确定轴的支点后，可得 ，根据轴的计算简图做出轴的mL5.4,.1253弯矩图和扭矩图。从轴的结构图，弯矩图等可以看出截面 C 是轴的危险截面，截面 C 处各计算参数如下表：载荷 水平面 H 垂直面 V支反力F NNH98.31672 NFN23.14V7弯矩 mMH.45m85总弯矩 N3.417622扭矩 T01232）按弯扭合成应力较核轴的强度。根据上表中的数据，以及轴的单向连续旋转，扭转切应力为静应力，取，轴的计算应力3.0MPaWTMca 24.9
32、1.036547(222 ）已知轴为 45 钢，调质处理，有机械设计表 15-1，查得 601则 ，故安全。1ca（2） II 轴的校核1）求轴上的载荷。首先根据轴的结构简图，作出计算简图如下：确定轴的支点后，可得 ，根据轴的计算简图mLL46,59132,6724做出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图，弯矩图等可以看出截面 A,B 是轴的危险截面，截面 A 处各计算参数如下表：2）按弯扭合成应力较核轴的强度。根据上表中的数据，以及轴的单向连续旋转，扭转切应力为静应力，取，轴的计算应力3.0MPaWTMca 46.11.0457392(222 ）已知轴为 45 钢，调质处理，有机械设计表 15-
33、1，查得 01则 ，故安全。1ca（3） III 轴的校核轴 III 直径较大，故无需校核，安全。六、轴承、键及联轴器的选择和验算6、1 轴承的选择和验算预期寿命：从减速器的使用寿命期限考虑，轴承使用期限为 10 年(年工作日为 300 天)。预期寿命 =3830010=72000 hhL载荷 水平面 H 垂直面 V支反力F NNH57.10286NFN9.341V52弯矩 mMH.94 m.0总弯矩 N3.94122扭矩 T57125（1）高速轴 I 轴轴承的选择初选 6206， ，轴上两轴承受力如下：kNCr15NFNVHr 49.2.31769.822 很显然，36 8.1).05(0)
34、(01 hIt LPCrfnL 轴承安全合适。故轴 I 选用 6206。（2） 中速轴 II 轴轴承的选择初选 6207，其 ，轴上两轴承受力如下：kNCr8.19NFNVHr 27.1069.3457.1022211 r 88622，故1rPr. 366 .1092).2189(5.10)(0 hIt LCfnL 轴承安全合适。故轴 I 选用 6207。（3） 低速轴 III 轴轴承的选择初选 6213，其 ，轴上两轴承受力如下：kNCr4NH98.317NV23.14NH57.02186NV9.341526由（2）轴 II 的校核可知， hL故选 6213。列出下表：外形尺寸（mm） 安装
35、尺寸（mm）项目 轴承型号 d D B D1minD2maxramax高速轴 6206 30 62 16 36 56 1中间轴 6207 35 72 17 42 65 1低速轴 6213 65 120 23 74 111 1.56、2 键的选择和验算1）高速轴 I 联轴器的键联接1 选择类型及尺寸根据 d =20mm，L=50mm，选用 A 型，bh=66 L=46mm2 键的强度校核(1) 键的工作长度 l 及键与轮毂键槽的接触高度 kl = Lb= 40mmk = 0.5h =3mm(2) 强度校核此处，键、轴和轮毂的材料都是钢， ，取 p=110MPaNFNH25.17638NFNV76
36、.421827mNT63.5p = p MPakld7.2904163.5210键安全合格2） 中速轴 II 的键联接（A）.大齿轮的键联接1 选择类型及尺寸根据 d =40mm，L=23mm，选用 B 型，bh=128 L=20mm2 键的强度校核(1) 键的工作长度 l 及键与轮毂键槽的接触高度 kl =20mmk = 0.5h =4mm(2) 强度校核此处，键、轴和轮毂的材料都是钢，取 p=110MPamNT51.7p = p MPakld4.9802415.70233键安全合格（B）.小齿轮的键联接1 选择类型及尺寸28根据 d =40mm，L=65mm，选用 B 型，bh=128 L
37、=61mm2 键的强度校核(1) 键的工作长度 l 及键与轮毂键槽的接触高度 kl =L-b=49mmk = 0.5h =4mm(2) 强度校核此处，键、轴和轮毂的材料都是钢，取 p=110MPamNT51.7p = p MPakld2.409415.72033键安全合格3） 高速轴 III 的键联接（A) 齿轮连接键的选择1 选择类型及尺寸根据 d =75mm，L=60mm，选用 A 型，bh=2022 L=56mm2 键的强度校核(1) 键的工作长度 l 及键与轮毂键槽的接触高度 kl = Lb= 36mm29k = 0.5h =11mm(2) 强度校核此处，键、轴和轮毂的材料都是钢， ，取 p=110MPamNT03.56p = p MPakld1.367510.62键安全合格（B）联轴器连接键的选择1 选择类型及尺寸根据 d =48mm，L=110mm，选用 A 型，bh=149 L=108mm2 键的强度校核(1) 键的工作长度 l 及键与轮毂键槽的接触高度 kl = Lb= 94mmk = 0.5h =4.5mm(2) 强度校核此处，键、轴和轮毂的材料都是钢， ，取 p=110MPamNT03.56p = p MPakld8.52495.103621
