带式输送机课程设计.doc

1、 机械设计课程设计计算说明书设计题目 带式运输机传动装置 机械电子工程 专业 二 班设计者 指导教师 年 月日2目录一拟定传动方案 31.电动机选型说明 32.电动机容量的确定 33.电动机传动比的确定及各传动比的分配 44.电动机型号 45. 各轴转速、转矩及传动功率 .5二传动件的设计 61.V带传动主要传动参数 6三齿轮传动部分的设计 8(1)高速级齿轮传动主要参数 .8(2)低速级齿轮传动主要参数 13四减速器各轴结构设计 .181.低速轴的设计 .182.高速轴的设计 .233.中间轴的设计 .24五轴承与键的选择与校核 .27六润滑与密封 31七、减速器的箱体及其附件 .31八 小

2、结 34九.参考文献 353计算与说明一拟定传动方案1.电动机选型说明工作现场有三相交流电源，因无特殊要求，一般选用三相交流异步电动机。最常用的电动机为 Y系列鼠笼式三相异步交流电动机，其效率高，工作可靠，结构简单，维护方便，价格低，适用于不易燃、不易爆，无腐蚀性气体和无特殊要求的场合。本装置的工作场合属一般情况，无特殊要求。故采用此系列电动机。此外，根据工作要求和安装需要，采用一般用途的 Y（IP44）系列卧式封闭结构三相异步电动机。2.电动机容量的确定1） 工作机所需功率 wP由课程设计书 P11式（2-3） ，式中， min/106rDvnD=400mm v=0.7m/si/423.07

3、.16rnmNT2KwPw7.96.15.932） 电动机输出功率 d由课程设计书 P11式（2-1） wdP由课程设计书 P86表 12-8，得：V带传动的效率 =0.95 1主要结果mNT120wPK37.44圆柱斜齿轮传动的效率 =0.972滚动轴承的效率 =0.99 3弹性联轴器的效率 =0.9924卷筒的效率 =0.96 5传动装置总效率为 86.092097.0324321 故电动机输出功率为 kwPwd.586.04电动机额定功率选择由课程设计书 P193表 19-1选 = 5.5 kwed3.电动机传动比的确定及各传动比的分配选用同步转速为 1000r/min的电动机，型号为

4、Y132M2-6由课程设计书 P12式（2-5） 21iia带V带传动常用传动比范围 i1=24 取 =3带根据课程设计书 P12式（2-6） 72.843.960nima又 ia带7.5带i根据课程设计书 P13式（2-8） ，得 6.3411ii（ 高 速 级 ）6.2.3579(12ii低 速 级 ）4.电动机型号根据选定的电动机的类型，结构型式，功率为 5.5 kw，转速86.0=5.08kwdPPed = 5.5 kw3带ii=9.576.31i.2i5为 960r/min，结合 Y系列电动机的主要参数，选用 Y132M2-6型的电动机。电动机的主要技术数据电动机型号额定功率（kw）

5、满载转速（r/min）堵转转矩/额定转矩最大转矩/额定转矩Y132M2-6 5.5 960 2.0 2.05. 各轴转速、转矩及传动功率设：电动机轴为 0轴，高速轴为 I轴，中间轴为 II轴，低速轴为 III轴,鼓轮轴为 I轴。根据书P14 页 得到以下表格和参数:轴名 功率 p/kw转矩T/N.M,转速n/(r/min)传动比 i效率 电动机轴 5.08 50.54 9603 0.9411轴4.78 142.65 3203.66 0.9602轴4.59 501.37 87.432.610.9603轴 4.41 1257.18 33.50工作机轴 4.37 1245.77 33.5010.99

6、26二、传动件的设计1.V带传动主要传动参数设计该输送机传动系统中第一级用窄 V带传动，电动机型号为 Y 132M2-6，输出功率 Pd=5.08kw，转速 n=960r/min，传动比i=3，一天运行 8小时。1)确定计算功率 Pca由机械设计P156 表 8-7查得工作情况系数 =1.0AK故 kw5.0.1AdcaKP2)选取窄 V带类型根据 、 ，由机械设计P157 图 8-Wca5. min/96rnI11选用 A型带。3)确定带轮基准直径由机械设计p.155 表 8-6和机械设计p.157 表 8-8取小带轮基准直径 =112mm1d根据 12dni从动轮基准直径 =112 3=3

7、36mm id12根据机械设计P157 表 8-8取 =355 mm 按机械设计2dP150式（8-13）验算带的速度 m/s 30/6.510692106dnv带的速度合适。4)确定窄 V带的基准长度和传动中心距根据 0.7 ( + ) 2 ( + ) 初步确定中心距1d0a1d2=500mm0aKWPca5.=112mm1d=355mm2d=500mm0a7计算所需的基准长度mm09.17634)()(202210 addaLd由机械设计P146 表 8-2选取带的基准长度 =1800mmdL计算实际中心距 a mm45.18200dL5)验算主动轮上的包角 1合适9014.53.7)(1

8、802 ad主动轮上的包角合适。6)计算窄 V带的根数 Z根据机械设计P158 式（8-26） LcaKPZ)(0由 n =960r/min， =112mm ，i=311d由机械设计p.152、153、154 查表 8-4a和表 8-4b得：=1.160kw =0.11 kw0P0P又 = 查机械设计p.155 表 8-5得 K=0.93 14.53查机械设计p.146 表 8-2得 =1.01 则：LK取 Z=5根6.4)(0LcaPZ(7)确定带的初拉力 F（ NqvzKca09.168)5.2(0) 2min0 取 N.18)(3.1in00（8）计算带传动的压轴力 pFZFp 4.21

9、5sin20=1763.09mm0dLmd18=518.455mmaZ=5 NF52.180NFp4.2158三齿轮传动部分的设计(1)高速级齿轮传动主要参数1) 选定齿轮类型、精度等级、材料和齿数a. 选用圆柱斜齿传动b. 由机械设计p.191 表（10-1）小齿轮为 40Cr，调质处理，HBS=280大齿轮为 45号钢，调质处理，HBS=240，与小齿轮硬度相差 40c. 精度等级选 8级精度d. 初选小齿轮 =30 1Z传动比 =3.66 大齿轮 = =303.66=109.8i 2Z1i取 = 109 初选螺旋角 =1422)按齿面接触强度设计根据机械设计P203 式（10-9）设计公

10、式 231 )(12HEdtt ZuTK 确定计算参数a. 初选载荷系数 =1.6tb. 小齿轮传递的扭矩 mNnPTI 125.46332078.15.9105.9661由机械设计P205 表 10-7, 取：齿宽系数 =1dc. 由资料机械设计P215 图 10-26 根据 =30, =109查得：1Z2141d9=0.79 =0.871a2a所以，端面重合度 6.121aad. 据 =14,由机械设计图 P217（10-30 ） 选取区域系数=2.433HZe. 由机械设计P201 表 10-6 查得材料的弹性影响系数 ZE= 189.8 Mpaf. 由机械设计P209 图 10-21(

11、d) 小齿轮的 = 600 Mpa1limH大齿轮的 = 550 Mpa2lig. 由机械设计P206 式（10-13）计算应力循环次数 882 811072.6.304 1064.3)( NjLhnh. 由机械设计P207 图 10-19,查得：接触疲劳寿命系数=0.94 =0.961HNK2HNi. 计算接触疲劳许用应力 安全系数 =1 所以HS=1HaMPSHN5641lim=2KH28li许用接触应力 = Mpa54628621H1.23 =1.23528=649.44MpaH2H取小，所以 =546MPa 设计计算a.试算小齿轮分度圆直径 , 由计算公式得td16.1a43.2HMp

12、a8.19= 600 Mpa1limH= 550 Mpa2li 81064.3N2796.0421HNK=564Mpa1H=528Mpa2=546MpaH10mZuTKdHEdItt 034.612231 b.计算圆周速度 = m/s tv1.1601ndtc.计算齿宽 及模数tbntmmdtt 341nt 0.21cos06cos1tZd.计算齿高与齿高之比 thbmmhtt 59.40.225.73.1tbe.计算纵向重合度 = =0.318130tg14=2.379d318.00tgZf.计算载荷系数 K由机械设计P193 表 10-2,得 25.1AKP194图 10-8 (8级精度)

13、 07.1V取 = =1.4 HaKF由机械设计P196 表 10-4 ，按软齿面，8 级精度，非对称布置， =63.034, =1,得tbd457.1HK由 P198图 10-13 由 =13.733， 1.457，查得hbH1.42FK故载荷系数K= =1.251.071.41.457=2.728AVHaKmm034.61tdsmVt/.1=13.733thb=2.379K=2.72811g.按实际的载荷系数修正所算得的分度圆直径 =1dmKdtt30.7531(3)按齿根弯曲强度设计由机械设计P201 式（10-5） ， FdSABnZYKTm213cos 确定计算参数a.计算载荷系数=

14、1.251.071.41.42=2.659VFAKb.小齿轮传递扭矩 =142653.125Nmm1Tc.根据纵向重合度 =2.379,从机械设计P217 图 10-28查得螺旋角影响系数 Y =0.88d.计算当量齿数 = =1VZ84.32cos2VZ32.19cos3e.查取齿形系数：由机械设计P200 表 10-5得，=2.48 ， =2.16（差值法）1FAY2FAf.查取应力校正系数：由机械设计P200 表 10-5查得，=1.639 , =1.805（差值法）1SA2SAg.由机械设计P208 图 10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度强度极限 =550MPa,大齿轮弯曲疲劳强度极

15、限 =500MPa1FE2FEh.由机械设计P206 图 10-18查得弯曲疲劳寿命系数 FNK684.31N8007.12N89FK9Fi.计算弯曲疲劳许用应力：m30.75K=2.6598.03792Y32.1942VZ6.,82FAY805.1392SAMpaFE502192.01FNS=1.412由机械设计取弯曲疲劳安全系数 S=1.4由机械设计P205 式（10-12） ，得MpaSKFENF57.311.2822j.计算大、小齿轮的 ,并加以比较FSAY015.1FSAY0187.2FSAY取大代入，得 mZKTmFdSAn 9.cos2213 设计计算; 取 =2 =75.303

16、mm; n1d 53.6cos1n取 ,76.13.6,3221ZZ取4)几何尺寸计算a.计算中心距 mm 取 172mm1.72cos2)(1nmZaab.计算螺旋角和大、小齿轮的分度圆直径=arccos 560132)(1aZnmZdn6.74cos1 mZdn84.269cos2c.计算齿轮宽度 bd1.74d.圆整齿轮宽度 B5,8021MpaF57.328113622Za=172mm= 56013md84.26971Bb750.2113(2)低速级齿轮传动主要参数1) 选定齿轮类型、精度等级、材料和齿数a.选用圆柱斜齿传动b.由机械设计P191 表（10-1）小齿轮为 40Cr，调质

17、处理，HBS=280大齿轮为 45号钢，调质处理，HBS=240，与小齿轮硬度相差 40c.精度等级选 8级精度d.初选小齿轮 =20 3Z传动比 =2.61 大齿轮 = =202.61=52.22i 4Z23i取 =52 初选螺旋角 =1442)按齿面接触强度设计根据机械设计P203 式（10-9）设计公式 233 )(12HEdtt ZuTK 确定计算参数a.初选载荷系数 =1.6tb.小齿轮传递的扭矩 mNnPT 80.51364.8791059105.96363由机械设计P205 表 10-7, 取：齿宽系数 =1dc.由资料机械设计P215 图 10-26 根据 =20, =52查得

18、： 3Z4=0.74 =0.823a4a所以，端面重合度 56.143ad.根据 =14,由机械设计图 P217（10-30 ） 选取区域系数=14 6.1tKmT80.5136d56.182074.3a14=2.433HZe.由机械设计P201 表 10-6 查得材料的弹性影响系数 ZE= 189.8 Mpaf.由机械设计P209 图 10-21(d) 小齿轮的 = 600 Mpa3limH大齿轮的 = 550 Mpa4lig.由机械设计P206 式（10-13）计算应力循环次数 784 813 105.36.207 107.)83(4NjLhnh.由机械设计P207 图 10-19,查得：

19、接触疲劳寿命系数=0.94 =0.963HNK4HNi.计算接触疲劳许用应力 安全系数 =1 所以HS=3HaMPSHN5643lim=4KH284li许用接触应力 = Mpa54628643H1.23 =1.23528=649.44MpaH4H取小，所以 =546MPa 设计计算a.试算小齿轮分度圆直径 , 由计算公式得td3mZuTKdHEdtt 58.1012233 b.计算圆周速度 = m/s tv346.63ndt43.2HZE= 189.8 Mpa= 600 Mpa3limH= 550 Mpa4li 7483105.N96.43HKMpaH564328MpaH546=0.4604m

20、/stv315c.计算齿宽 及模数tbntmmdtt 58.10.3nt 0.42coscos3Ztd.计算齿高与齿高之比 thbmmhtt 97.1086.425. 16.9tbe.计算纵向重合度 = =0.318120tg14=1.586d318.003tgZf.计算载荷系数 K由机械设计P193 表 10-2,得 25.1AKP194图 10-8 (8级精度) 04.1V取 = =1.4 HaKF由机械设计P196 表 10-4 ，按软齿面，8 级精度，非对称布置， =100.58, =1,得tbd469.1HK由 P198图 10-13 由 =9.16， 1.469，查得hbH1.4F

21、K故载荷系数K= =1.251.041.41.469=2.674AVHaKg.按实际的载荷系数修正所算得的分度圆直径 =3dmKdtt 35.19380.451ntmb=9.16thb586.104.125VAK4.169.FHa674.2K=119.35mm16(3)按齿根弯曲强度设计由机械设计P201 式（10-5） ， FdSABnZYKTm233cos 确定计算参数a.计算载荷系数 =1.251.041.41.4=2.548VFAKb.小齿轮传递扭矩 =501366.808Nmm3Tc.根据纵向重合度 =1.586,从机械设计P217 图 10-28查得螺旋角影响系数 Y =0.88d

22、.计算当量齿数 = =3VZ89.21cos4VZ92.56cos3e.查取齿形系数：由机械设计P200 表 10-5得，=2.721 ， =2.292（差值法）3FAY4FAYf.查取应力校正系数：由机械设计P200 表 10-5查得，=1.568 , =1.721（差值法）3SA4SAg.由机械设计P208 图 10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度强度极限 =550MPa,大齿轮弯曲疲劳强度极限 =500MPa3FE4FEh.由机械设计P206 图 10-18查得弯曲疲劳寿命系数 FNK07.13N885.34N7109FK9Fi.计算弯曲疲劳许用应力：由机械设计取弯曲疲劳安全系数 S=1

23、.4由机械设计P205 式（10-12） ，得MpaSKFENF57.333548.2K8.0Y92.56143VZ.743FAY721.56843SAMpaFE50439.43FNMpaF29.357417MpaSKFENF29.344j.计算大、小齿轮的 ,并加以比较FAY0127.3FSAY0163.4FSAY取大代入，得 mZKTmFdSAn 7.cos233 设计计算; 取 =4 =119.35mm; ntd3 95.28cos3n取 7,08.761.28, 443ZZ取4)几何尺寸计算a.计算中心距 mm 取 208mm18.20cos)(43nmZaab.计算螺旋角和大、小齿轮

24、的分度圆直径=arccos 43712)(43aZmnZdn.15cos3 mZdn67.0cos4c.计算齿轮宽度 bd3.15d.圆整齿轮宽度 Bm,2043各齿轮参数轮号 分度圆直径齿顶圆直径齿根圆直径齿宽B全齿高 h齿顶高齿根高732844Zma208md67.301544mBb15203.418高速级小齿轮74.16 78.16 69.16 80 4.5 2 2.5高速级大齿轮269.84 273.84 264.84 75 4.5 2 2.5低速级小齿轮115.33 123.33 105.33 120 9 4 5低速级大齿轮300.67 308.67 290.67 115 9 4 5

25、四减速器各轴结构设计1.低速轴的设计已知：分度圆直径 ， md67.304mNT18.25741一初步估算轴的直径：由机械设计P370 表 15-3选 ，则：10AmnPAd958.30取： 56min二受力分析：1计算作用在轴上的力：NtgtgFttdTanrt 30.25471352.861coscos52.836.3012574 三初步确定轴的尺寸进行轴的结构设计：md56inNFart30.2514.86191选择联轴器型号：联轴器计算转矩 ，查机械设计P351 表 14-3TKAca1，查得， ，则5.1A，查课程设计书mNTca 7.8524P159表 16-4，选用 HL5型弹性

26、柱销联轴器，半联轴器的孔径为 60，半联轴器与轴配合的毂孔长度为： ，半联L107轴器长度 。mL1422初步选取可同时承受径向力与轴向力的滚动轴承，参照，选择 30314圆锥滚子轴承，其尺寸为d70a=30.6故351BDmdm70,8,5643 四计算轴上的载荷1） 由轴的初步结构作计算简图： 2）判断危险截面参照机械设计P372 图 15-24 从应力集中来看截面和应力集中最严重。但截面不受扭矩作用而且轴径较大故不必校核。因此轴只需较核截面。3）作出轴的计算简图 mLmL86,10,7321 （1）水平面mNTKcaA7.185mL8610732mNMFHaNH28.3654.098.4

27、5212120mNLFMdLFNNHatNHt 28.365489.451036.27254.3865.8369.102.14221（2）垂直面 mNLFMNNVarVrN 98.21643.500843.256.3.)( 9.1081.02.3212231（3）总弯矩mNHV 38602.386549.2110222111（4）按弯扭合成应力较核轴的强度mNTMca83.902 )1257806.(49)(2221MpaWcac 3.170.83 P61ca1该轴的强度合格。（5）精确较核轴的疲劳强度a.危险截面左侧抗弯截面系数 5.42187.01.33dW抗扭截面系数 2mNMFVNV9

28、8.216304.51mN386049122Mpaca63.1784375.21WMpamNTb90.1485276321截面上的弯矩 mNM2480631504962截面上的扭矩 T7截面上的弯曲应力 MPaWb8.517截面上的扭转应力 T90.432轴的材料为 45号钢, 调质处理，由资料1p362,表 15-1查得, , BMPa6401275Pa15MPa截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数 及 , .752dr 07.58dD根据机械设计P41 附图 3-1，用插值法求得 0.24.1轴的材料的敏感系数为 0.82 q85.0q有效应力集中系数为2.1.8201)(1qk34)(

29、5由附图 3-2，得尺寸系数 0.67 尺寸系数 0.79轴按磨削加工,表面质量系数为 89.0轴未经表面强化处理, 强化系数为 q1综合系数值为:84.219.067.821kKMpaB15276404.10285.0q34.12K189.076.q82.14K08.152282.19.07.341kK材料的特性系数0.10.2 ,取 ,取5.0. 08.计算安全系数 值: Sca 47.1605.8.4271 maks95.22911 a .1.5.047.6222SSSca 故可知轴安全。b.危险截面右侧抗弯截面系数 51208.01.33dW抗扭截面系数 42截面上的弯矩 mNM463

30、截面上的弯曲应力 MPab8.510截面上的扭矩 T1278截面上的扭转应力 W2.4截面上过盈配一值, 取个, 58.3k 86.25.30k轴按磨削加工,表面质量系数为 9.0故综合系数值为:7.3189.05.31kK12.9caSMpamNTWb28.15704.6312509.27038.K25.7caS239.218.064.21kK计算安全系数 值:Sca36.15084.7321maks 2.82.9.1a5.1.7.836.15222 SSca故可知轴安全。2.高速轴的设计一初步估算轴的直径：由机械设计P370 表 15-3选 ，则：10AmnPAd63.2430取： 5mi

31、n二受力分析：1计算作用在轴上的力：NtgtgFttdTanrt 42.98560139.84715coscos09.38476.12三初步确定轴的尺寸进行轴的结构设计：1初步选取可同时承受径向力与轴向力的滚动轴承，参照，选择 30306圆锥滚子轴承，其尺寸为md30a=15故 1972BD mdmd30,8,45,38,5 61 md25inNFart42.98150.37L70182324四计算轴上的载荷1） 由轴的初步结构作计算简图： 2）判断危险截面参照机械设计P372 图 15-24 从应力集中来看截面和应力集中最严重。但截面不受扭矩作用而且轴径较大故不必校核。因此轴只需较核截面。3

32、）作出轴的计算简图 mLmL70,10,8231 （1）水平面 mNLFMdLFNNHatNHt 3.15840979.261584.6926.543213231（2）垂直面 mNLFMNNVarVrN 2.49076.188046.11.3567.)( .043212231（3）总弯矩mNHV 28.164503.58092.497148062222111mNMFHaNH3.158409.67210.58421mNMFVNV2.49086.12mNM28.16450792Mpaca62.125（4）按弯扭合成应力较核轴的强度mNTMca36.197054 )142650.(8.17495)(

33、2221MpaWcac 6390 P61ca1该轴的强度合格。3.中间轴的设计一初步估算轴的直径：由机械设计P370 表 15-3选 ，则：180AmnPAd18.430取： ，已知5min NT37.502二受力分析：1计算作用在轴上的力：NtgFNtgtgFNdTanrtrtt 82.134965.32847cos05.cos 0.196.37153.8945020.716.6323232 三初步确定轴的尺寸进行轴的结构设计：1初步选取可同时承受径向力与轴向力的滚动轴承，参照，选择 30310圆锥滚子轴承，其尺寸为md50a=23故 271BDmd45inNFNFart82.134965.

34、03.8471623226mdmdmd 50,6,63,5,0421 四计算轴上的载荷1） 由轴的初步结构作计算简图： 2）判断危险截面参照机械设计P372 图 15-24 从应力集中来看截面 II和应力集中最严重。3）作出轴的计算简图 mLmL80,65,40,62431 （1）水平面 mNLFMLFdFmNMLLFFNHtNHattNHtt .854906.28119.540)(37)(.371.592.8213456.0.69. 2.81)(3.9423 23122322 4313212443右左右左 ）（2）垂直面.854901.379.204561.8332右左右左HHaNHMmF9

35、.324710.685.43097321左右右左VVNMF76.5984maxMpaca26.4027mNMLFLMFLNFaVNaV arrNrrV 39.247.130248.15.685956.3070.14)( 65.397)(333422 43212132 43241右左右 左右左（3）总弯矩NHV 6.75984.15409.3247223max左左（4）按弯扭合成应力较核轴的强度mNTMca 482.697 )501376.(7.5984)(222axMpaWcac .01.0673 P1ca1该轴的强度合格。五轴承与键的选择与校核一、轴承的校核高速轴轴承的寿命验算从减速器的使用

36、寿命期限考虑，轴承使用期限为 8年(年工作日为 300天)。单班制工作选择 30306轴承, =55800N，e=0.31， =1.2rCpfNFNH9.26105841NFNV46.19802=55800NrCe=0.312.1pfNFr15.2396741NFad17.2956.24011281求两轴承受到的径向载荷 12&rFNFNHVr 15.23967422112求两轴承受到的径向载荷 2&dFred4.5011NF7922因为 ，所以左端被压紧。1daeda5.621NFd7.93、求两轴承的当量动载荷 12&PNFfeFarpra 89.467)9.4.0(95.01111 fP

37、rpra 58.23.224验算轴承的寿命因为 ，所以按左端轴承的受力大小验算；12hPCnLh 53.846)9.46750(321)(6033 按每天工作 8小时，一年工作 300天算，寿命为 36年故所选轴承可满足寿命要求。NP58.294671hLh53.846apMP10mkl5.342Mpa6.729二键的选择与校核1）高速轴：键一（与 V带轮连接） a. 选择键的类型与尺寸选用单圆头普通平键，C 类键 轴的材料为 45钢 查机械设计P106 表 6-2，得apMP10键的工作长度 l，键与轮毂槽的接触高度 kmbLl2485mhk3.57.05.b. 校核键连接的强度NT3106

38、.42apMPakld 106.725.13键联接挤压强度满足键二（与高速小齿轮连接）c. 选择键的类型与尺寸选用单圆头普通平键，A 类键 轴的材料为 45钢 查机械设计P106 表 6-2，得apMP10键的工作长度 l，键与轮毂槽的接触高度 kmbLl5647mhk4.59.05.d. 校核键连接的强度NT310.2apMPakld 1016.25465.3键联接挤压强度满足apMP10mkl5.46Mpa16.25mkl547Mpa58.7MPap90mkl584302）中间轴 键一(与高速轴大齿轮连接)a.选择键的类型和尺寸选用圆头普通平键,A 型键，轴的材料为 45号钢,查机械设计P

39、106 表 6-2, 取 MPap10键的工作长度 l,键与轮毂槽的接触高度 kmbLl47163hk50.5.0b.校核键联接的强度 pMakldT58.745103.2132该键满足强度要求。键二（与低速小齿轮连接）a.选择键的类型和尺寸选用圆头普通平键,A 型键，轴的材料为 45号钢,查机械设计P106 表 6-2, 取 MPap90键的工作长度 l,键与轮毂槽的接触高度 kmbLl84160hk5.5.b.校核键联接的强度 pMPakldT41.358407.12032该键满足强度要求。3）低速轴 键一 （与低速大齿轮连接）a. 选择键的类型和尺寸选用圆头普通平键,A 型键，轴的材料为 45号钢,查机械设计P106 表 6-2, 取 100MpapMpa41.3100Mpapmkl78Mpa56.125Mpapmkl5.82Mpa92.