葡萄收获机传动部分机械设计课程设计

1、机械设计课程设计说明书设计题目：葡萄收获机传动部分目录一 、 设计任务 . 11. 总体布置图 . 12. 工作情况 . 13. 原始数据 : . 14. 设计任务 . 15. 设计内容 . 1二、传动方案的拟定及说明 三、电动机的选择 1、电动机容量的选择 22、电动机转速的选择 2四、确定传动装置的总传动比和分配传动比 五、计算传动装置的运动和动力参数 . 六、传动件的设计计算 1、设计 V 带和带轮 . 42、齿轮的设计 . 71、高速级部分齿轮传动的设计 72、低速级部分齿轮传动的设计 1317七、轴的设计 1、高速轴的设计. 172、中速轴的设计. 193、低速轴的设计. 2225八

2、、滚动轴承的选择及计算 1. 高速轴上的轴承. 252. 中速轴上的轴承. 263. 低速轴上的轴承. 2828九、键联接的选择及校核计算 1、 V带轮处的键 292、中速轴上大齿轮处的键 293、中速轴上小齿轮处的键 294、 中速轴上连接联轴器的键 295、低速轴上大齿轮处的键 296、 低速轴上连接联轴器的键 293032十、箱体的的结构设计 十一、润滑的选择和计算 齿轮的润滑 . 32轴承的润滑 . 32十二、密封的选择 32 32课程设计总结32参考文献 二、设计任务设计题目：葡萄收获机传动部分(由发动机到执行部分的传动部分， 至少需要两路输出)1. 总体布置图2.工作情况工作平稳、

3、单向运转3.原始数据：输出力矩1( Nm输出速度1( r/min )输出力矩2 (Nm输出速度2( r/min )512150304. 设计任务(1)葡萄收获机传动部分(由电动机到执行部分的传动部分，两路输出)装配图 1张(A0或A1)；(2 )零件图4张(箱体、轴、齿轮等重要的非标准件)；(3) 设计计算设计说明书1份(10000字左右)。5. 设计内容(1)传动装置总体设计方案电动机的选择(3) 确定传动装置的总传动比和分配传动比(4) 计算传动装置的运动和动力参数(5) 设计V带和带轮(6) 齿轮的设计(7) 传动轴及其轴上零件的设计与校核(8) 箱体结构设计(9) 润滑密封设计三、传动

4、方案的拟定及说明电机输出后通过离心离合器将动力传递带小带轮上，通过带传动将能量输出到减速箱内， 再通过展开式减速箱的二级齿轮传动达到任务要求的输出转速和转矩指标，通过第二根和第三根轴输出，其中第二根轴是输出高转速，第三根轴输出低转速。一级齿轮传动减速采用斜齿轮， 二级齿轮传动采用圆柱直齿轮传动。三、电动机的选择1、电动机容量的选择Ti二 9550PiNTPiT1N15 1295509550T2= 9550P2 _N7=T2 N 2150 3095509550:472 W查表可知,V带传动的效率-.:， 通用减速器齿轮精度为68级，选择圆柱齿轮精度为7级，其传动效率=0.98X0.98=0.96

5、H3 = nbng = 0-98X0.98=0.96可得工作机所需电动机功率+P2画+好20.94 X 0.96531W电动机额定功率错误！未找到引用源 由于负载是稳定的，无需进行过载能力的校核：当电动机不带动负载时，也无需进行启动条件 的校核。2、电动机转速的选择传动系统选择V带传动和两级圆柱齿轮减速器（展开式），其中V带传动的常用传动比为 24,最大传动比为7;两级圆柱齿轮减速器（展开式）的传动比为 840,要求的输出转速分 别为Nt = 12 r/min, Nz = 30 r/min所以电动机转速12X40X4=191/型号额定 功率额定 电流转速效率功率 因数堵转转矩额定转矩kWAr/

6、mi n%COS倍Y80M1-40.551.51390730.762.4Y80M2-40.752139074.50.762.3Y90S-60.752.391072.50.72对比上述三种方案，方案2比较合适，所以选择电动机型号 丫90S-6,其额定功率Pn = 0.75KW,BBNn = 1390r/min5四、确定传动装置的总传动比和分配传动比对于低转速输出轴，总的传动比为 错误！未找到引用源。对于高转速输出轴，总的传动比为 错误！未找到引用源。V带传动的常用传动比为25,由于低速输出轴的总传动比较高，故V带传动选用较高的传 动比,取错误！未找到引用源。.则减速器对应于两个输出轴的传动比分别

7、为错误！未找到引用源。 错误！未找到引用源。高速级传动比错误！未找到引用源。 传动系统的各级传动比分别为错误！未找到引用源。五、计算传动装置的运动和动力参数 各轴转速Nn 910!=ii 5ni18211II =i2一 6.3nII30切二i3一2.5-12 r/min各轴功率-30 r/min=182 r/minPt =531 X0.94=0pn=pil2=499x0.96=0卩二仇7九“479-472利96二6加pTiTm- 9550= 9550niPir-9550=9550nllPin= 9550= 9550各轴转矩0.499二 26.2 N m1820.479=153N*m300.00

8、6725.3 N in12六、传动件的设计计算1、设计v带和带轮确定计算功率传动系统的工作载荷较稳定，变动微小,一般为空载或轻载启动，假设每天工作时 间为1016小时,则工作状况系数 错误！未找到引用源。计算功率%=KAPr= 1.1 X 750=82SW小带轮转速n=910 r/min选择V带的带型根据计算功率错误！未找到引用源。和小带轮转速n,可确定V带的带型为Z-三E 二二Z带的截面尺寸为普通V带的带节宽顶宽高度横截面积楔角型b/mmh/mmA/错误！未找 到引用源。bp/mmZ8.510.06.04740=确定带轮的基准直径 错误！未找到引用源。并验算带速vV带Z型槽的最小基准直径 错

9、误！未找到引用源。=50mm般情况下，应保证 错误！未找到引用源。初选小带轮的直径 错误！未找到引用源。V带的带速不宜过低或过高，一般应使 v=525 m/s,最高不应超过30 m/s 带速v=错误！未找到引用源。4764mm/s=4.8m/s符合一般要求。计算大带轮的基准直径 错误！未找到引用源。 再根据普通V带轮的基准直径系列表加以适当圆整， 选择大带轮的基准直径 错误！未找到引用源。确定中心距a并选择V带的基准长度 错误！未找到引用源 初定中心距错误！未找到引用源。为0他1+朋恥地+d也)所以所选的中心距范围为 420m酶错误！未找到引用源。d 一 Ld() 90aa0 +厂= 600-

10、y = 555mm考虑到带轮的制造误差、带长误差、带的弹性以及因带的松弛而产生的补充张 紧的需要，常给出中心距的变动范围 错误！未找到引用源。厂= a+M3Ld= 555+0.03 X 2000= 615mm验算小带轮上的包角小带轮上的包角小于大带轮上的包角，小带轮上的总摩擦力小于大带轮上的总 摩擦力。因此，打滑只可能在小带轮上发生=149*90：为了提高带传动的工作能力，应使超 180 一 (d _ dji)a符合要求。确定带的根数zP,KaP825gcaLr_ (Po + APo)KaKL (29O+20) X 0.92 - 2-89 3 根确定带的初拉力 错误！未找到引用源单根V带的所需

11、的最小初拉力为(F0)min = 5严严 + qv2 = 500 豐鷲 X晋51 0JmmKazv 40.92 X 3 X 4.8=50.6N对于先安装的V带，初拉力错误！未找到引用源。 计算带传动的压轴力为了设计带轮轴的轴承，需要计算带传动作用在轴上的压轴力错误！未找到引用源tti149Fp = 2zFosiny = 2X3X 75.9 X sin = 483.8N V带轮的设计-因为功率较小，所以带轮材料可选工程塑料。2、齿轮的设计1、高速级部分齿轮传动的设计 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 根据传动方案，选用标准斜齿圆柱齿轮传动。减速器的速度不高，选用7级精度(GB 10095-88

12、)。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选择小齿轮齿数为 错误！未找到引用源。20,大齿轮齿数 错误！未找到引用源。 选取螺旋角B。初选螺旋角B =错误！未找到引用源。 按齿面接触强度设计由设计计算公式进行试算，即dlt32研|11 Z托卩W试选错误！未找到引用源。小齿轮传递的转矩 错误！未找到引用源。 选取齿宽系数错误！未找到引用源。选择区域系数错误！未找到引用源。斜齿轮传动的端面重合度 错误！未找到引用源。材料的弹性影响系数 错误！未找到引用源。齿数比卩=6.1按齿面硬度差的小齿轮的接触疲劳强度极限 错

13、误！未找到引用源。大齿轮的接触 疲劳强度极限错误！未找到引用源。计算应力循环次数Nj=6011 jh 二 60 X182 X 1X (2 X 8 X 300 X 15)= 7.862 X108n2 =7.862 X1OB64=1.289 X 1O3取接触疲劳寿命系数 错误！未找到引用源1.5I.U0.8T灰铸铁:球韻铸铢I铁碳蠻氏扶 质焰饕光刘 调火專糅 构火的祐辽 结淬吃带沖允许一定点蚀时的勰牒腮驗锻辭鼬严朴運4III hlLr-氯碳共渗1(1()|(7%计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%安全系数S=1,oHli =险严=0.95 X 600 = 570 MPaaH2 =險严=0.98

14、X 550 = 539 MPa 许用接触应力讣皿；。此警= 554俪 试算小齿轮的分度圆直径错误！未找到引用源。由公式算得_3 2 X 1.6 X 26.2 X 1O3 6.1 +1 /2.433 X 189.82dlt I 一 =37.48 mmJ 1 X1.6561 V 554.5)计算圆周速度。n X 37.48 X182-v = = 0.357 m/s60 X100060X 10001计算齿宽b及模数错误！未找到引用源。b=0ddlt=37.48 mmdltcosB 37.48 Xcosl4： mnt= = 1-82 mmh=2.25mnt= 2.25x1.82=4.10 mm37.4

15、87h = VT7 = 9-14h 4.10计算纵向重合度错误！未找到引用源。切=0 JlStanp = 0.318X 1X20X tanl4 = 1.586计算载荷系数K已知使用系数错误！未找到引用源。,根据v=0.357 m/s，7级精度，查图可得动载系数 错误! 未找到引用源。；查表得错误！未找到引用源。根据b/h=9.14，错误！未找到引用源。，查图得错误！未找到引用 源。查表得错误！未找到引用源。故动载系数K 二 KaHhAp = 1X 1( X 1.4x14=2.02按实际动载荷系数校正所算出的分度圆直径，3ksEo2-d】=d】t | = 37.48 X = 40.51 mmJ

16、& 16计算模数错误！未找到引用源。dicosp 40.51 Xcosl4=mn = = 1.97 mmn z.20 按齿根弯曲强度设计 弯曲强度的设计公式为m2KTYp)s邛 丫已丫环i7T)血氓叶查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 错误！未找到引用源 取弯曲疲劳寿命系数 错误！未找到引用源。计算弯曲疲劳许用应力。计算载荷系数K=KAKvKHotKH3 = 1X L03 X 1.4 X 1,35 = 1.95根据纵向重合度错误！未找到引用源。可查图得螺旋角影响系数 错误！未找到引用源计算当量齿数 计算大、小齿轮的 错误！未找到引用源。，并加以比较。Z 20cos邛 cos314查取齿形系数错误！未

17、找到引用源。 查取应力校正系数 错误！未找到引用源MiBfL大齿轮的数值大设计计算YFalYSal 272X157314.292.14 X L83 0.016032X 1.95X26.2X 103x0.875Xcos214=x0_0i603 = i27ramm244.291X2O2X 1.65对比此结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的 模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面 接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲强度算得的模数错误！未找到引用源。1.5 mm,已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按 接触疲劳

18、强度算得的分度圆直径 错误！未找到引用源。来计算齿数。diCOSp 40.51 Xcosl4：1.5取错误！未找到引用源。几何尺寸计算 计算中心距血 + 辺)叫(26+158)x 1.5a =-=:=142.22 mmZj = 26.2 mmmn2cosp 2 X cosl4_将中心距圆整为142 mm 按圆整后的中心距修正螺旋角(zt+zz)叫(26 + 158)X15B = arccos= arccos= 13.6402a2 X142因B值改变不多，所以参数 错误！未找到引用源等不必修正。 计算大、小齿轮的分度圆直径N 叫26 X 1.5山=n = 7777 = 40.13 mnicosp

19、 cosl3.64巧叫158 X15d2 = = 243.88 mmcosp cosl3t64计算齿轮宽度b=仍心二 1X 40.13=40.13 mm圆整后取错误！未找到引用源。2、低速级部分齿轮传动的设计初选螺旋角？=14 齿数的选择选择直齿轮，选小齿轮数为 乙=21，大齿轮齿数Z4Z3 =2.5 21 =53， 按齿面接触强度设计按设计计算公式(10-21 )进行试算，即dit-2.323丫U 1 Ze 2(丿U 口确定公式内的各计算数值试选择载荷系数Kt .3小齿轮传递的转矩 丁2 =153 103N mm由表10-7选取齿宽系数：d 。1由表10-6查得材料弹性影响系数Ze 89.8

20、MPa2。由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限-Hlim600MPa大齿轮的接触疲劳强度极限 H lim 2 =550MPa由式10-13计算应力循环次数。8N3 =60 n2 j Lh =60 30 1 (2 8 300 15) =1.3 10N4N3i381.3 102.58= 0.52 10由图10-19查得接触疲劳寿命系数Khn 1 二 0.96, Khn2 二 0.98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K HNi- H Iim1S0.96 6001MPa 576MPa;K HN 2 J H lim 2S0.98 5501MPa

21、 = 539 MPa许用接触应力=539计算试算小齿轮分度圆直径dit，由计算公式得1.3x153x103 2.5+1 189.8 2d1t _2.323() -75.5mm12.5539计算圆周速度二 6 m60 1000二 75.5 15360 1000m s = 0.6048m s计算齿宽b及齿高比b -：d d1t =1.0 75.5mm = 75.5mm模数 mt 二鱼 =755 mm = 3.60mmz121齿高 h =2.25mt =2.25 3.60mm =8.1mmb/h =75.5/8.1 =9.32计算载荷系数K 根据v =0.6048m/s,7级精度，由图10-8查的动

22、载系数Kv =1.02 ； 直齿轮，Kh ：=心：=1;由表10-2查得使用系数kA =1；由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，=1.423由-=9.32, Kh 一： =1.423查图 10-13 得 K =1.32 ;故载荷系数 hK 二 KaKvKh：.Kh1 1.02 1 1.423 = 1.451按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式(10-10a)得:k-1 451d1 二 d”75.5 3 mm = 78.32mmKt. 1.3计算模数md178.32mmm =3.73mm ,Z121 按齿根弯曲强度设计由式(10-5)得弯曲强度的计算公式为m W

23、a确定计算数值由图10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限rEi= 500MPa ；大齿轮的弯曲疲劳强度极限；fe2 =380MPa .7由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数Kfni 88, Kfn2 =.90计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式(10-12)得1.4Kfn2 *2 二 0.90 380 = 244.3MPa计算载荷系数K =Ka Kv Kh-. S =1 1.02 1 1.32 =1.346查取齿形系数由表 10-5 查得 YFa1 =2.76 ,YFa2 =2.31查取应力校正系数由表 10-5 查得 YSa1 =1.56,YSa2 =709YFaYsa计算

24、大、小齿轮的二f,并加以比较YFa1 YSa12.76 1.56314.3-0.01370YFa2 YSa22.31 1.709244.3-0.0161626大齿轮的数值大设计计算0.01616mm =2.53mm对比计算的结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决 定的承载能力，仅与齿轮直径(即模数与齿数的乘积)有关，可取由弯曲强度算的的模数2.53并就近圆整为标准值m=3.0mm按接触强度算的的分度圆直径d 78.32m m，算的小齿轮齿数d178.32大齿轮齿数z2 = i3z3 =

25、 2.5 26 = 65这样设计出齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结 构紧凑，避免浪费。4. 几何尺寸计算 计算分度圆直径= Z3m = 26 3 = 78d? = Z4 m = 65 3 =195计算中心距d, d278 195a -2mm = 136.5mm22x计算齿轮宽带b=1 78mm = 78mm取 B2 二 78mm, B1 =845. 结构设计及绘制齿轮零件图（见附录）咼速级低速级小齿轮大齿轮小齿轮大齿轮传动比6.12.5模数（mm1.53螺旋角13.64 14中心距（mm142136.5齿数261582665齿宽45408478直径（mm分

26、度圆4023778195齿根圆43.5241.584201齿顶圆3523370.5187.5七、轴的设计1、高速轴的设计（1）高速轴上的功率、转速和转矩功率错误！未找到引用源。转速错误！未找到引用源。转矩错误！未找到引用源。(KW)(r/mi n)(N mm)0.49918226200(2)作用在轴上的力已知低速轴上齿轮的分度圆直径为 d1 =40.13mm，则2T 2 X26200Ft = = = 4306N t di 40.13Fttanan 4306Xtan20Fr =丄才=一77k = 1613N cosB COS13.64Ffl=FtH=4306 XtanW=1045 NF4306=

27、 4715NCOSpF =n cosancosp cos20cosl3.64(3)初步确定轴的最小直径dmin = A。=112 X高速轴的最小直径显然是与(4)轴的结构设计 选用下图所示的装配方案0.499 H而= 15.7 mmV带轮连接出的轴直径，取此处直径为 22mm选取轴的材料为45钢，调制处理。取 错误！未找到引用源。于是得根据轴向定位的要求确定轴的隔断直径和长度故取n - m段的直径dn_m =23mmV带轮上而不压在轴的端面上,1) 为了满足v带轮的轴向定位，i - n轴段右端需制出一轴肩,V带轮与轴配合的长度L仁80mm为了保证轴端档圈只压在故I - n段的长度应比L1略短一

28、些，现取Lin =76。2) 初步选择滚动轴承。因轴承同时承受有径向力和轴向力，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据.0.07d，取h=2.5mm则轴环直径d V=48mm轴环宽度b 1.4h，取 LV=12mm4）轴承端盖的总宽度为20m （由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。根据轴承端盖的装拆,A。2，于是得 民请2呷警=28.2mm输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径 d12）为了使所选轴直径d.v与联轴器孔径相配合，故需同时选取联轴器号。联轴器的计算转矩Tca=KT3查表14-1,考虑到转矩变化小，可取 Ka=1.3贝U Tca=KT3=1.3 X 153=198.9Nm 查

29、按照计算转矩Tea应小于联轴器公称转矩的条件，查机械设计手册选用LT6型弹性套柱销联轴，其公称转矩为250N-半联轴器的孔径d=32mm d在-V =32mm半联轴器长度L=82mm 半联轴器与轴配合的毂孔长度L1 =60mm（4）轴的结构设计拟订轴上零件的装配方案（如图）取端盖的外端面与联轴器左端面间的距离 L=30mm故取50mm至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。 轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键联接，按d在帀=45mm由表6-1查的平键截面bxh=14mm 9mm键槽用键槽铣刀加工，长为25mryi同样与小直齿轮配合的平键采用b h L =14mm 9mnh

30、70mm为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选齿轮轮毂与轴的 配合为H7/n6，同样，半联轴器与轴的联接，选用平键为 10mm8mm0.07d，取h=2.5mm则轴环直径d皿=35mm轴环宽度b 1.4h，取 L皿=12mm4）轴承端盖的总宽度为20mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。根据轴承端盖的装拆，取端盖的外端面与联轴器左端面间的距离L=30mm故取Lw -v 50mm至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键联接，按由表6-1查的平键截面b h=8mrX7mm键槽用键槽铣刀加工，长为 60mm为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性

31、，故选齿轮轮 毂与轴的配合为H7/n6，同样，半联轴器与轴的联接，选用平键为 5mm 5mm 10mm半联轴器 与轴的配合为H7/k6。确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2，取轴端倒角20 45，各轴肩处圆角半径见图轴段编号长度（mm直径（mr）配合说明I - n3420与滚动轴承6204配合，并进行轴向定位n -川7430与大齿轮以键联接配合川-IV1235轴环IV - V5030轴肩定位V - W2420与滚动轴承6204配合W - VD5018与端盖配合，做联轴器的轴向定位VD - Vffl1814与联轴器键联接配合总长度262mm（5）求轴上的载荷首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在

32、确定轴承支点位置时，从手册中查取a值。对于6004型深沟球轴承，由手册中查得 a=31mm因此，轴的支撑跨距为L2 L3 =62 118 = 180mm根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出截面B是轴的危险截面。先计算出截面 B处的M、MV及M的值列于下表。载荷水平面H垂直面V支反Fnh1 =35.636NFnv1 = 12.973力FFnh2 =18.724NFnv2 =6.817B截面 弯矩MM H = FnH1 紅2= 2209.432N mmMV = FNV1 汉 L1=804.326N mm总弯 矩M max = Jm H + M； = V220

33、9.4322+804.3262 =2351.28N mm扭矩T3 =53000N mm(6)按弯扭合成应力校核轴的强度根据式(15-5)及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力，取 :=0.6，轴的计算应力caM max：仃3)2WJ2351.282 +(0.6 x 53000 f0.1 703Mpa =1.68Mpa已选定轴的材料为45钢，调质处理由 15-1查得二J =60MPa。因此二ca十-i，故安全 表八、滚动轴承的选择及计算轴承预期寿命Lh =10 365 8 2 =5.84 104h1. 高速轴上的轴承选用30205型圆锥滚子轴承，查机械课程设计简明手册表8-26得:=12.5

34、，C 32.2kN e=1.5ta n: =1.5 tan 12.5 =0.37(1)求两轴承所受到的径向载荷FM和Fr2 由高速轴的校核过程中可知：Fnh1 =254N ， Fnh2 =791NFnv1 =812.8N，Fnv2 =1106NFnFnh/ Fnv/2542812.82 =851.6NFr2 =Fnh22 Fnv22 = *7912 11062 =1359.7N求两轴承的计算轴向力Fa1和Fa2由机械设计表13-7得FdFr2YFd1851.6236 N2 0.4ctg12.51359.72 0.4ctg12.5-=376.8N因为 Fae =1045N所以 Fae Fd1 =

35、1290 N Fd2Fa2 二 Fae Fqi = 1290NFai = Fdi = 236 N(3) 求轴承当量动载荷Pi和P2FaiF ri236851.6= 0.277 ： eFa212901359.7=0.95 e取载荷系数fp =1.1P2 = fp 0.4Fr2 YFa2 严 1.1 (0.4 1359.70.4ctg12.51290)= 3158.6NP=fpFr1=1.1 851.6-936.76N(4) 验算轴承寿命因为P2 a P，所以按轴承2的受力大小验算10= 2.1 105h Lh106(9 _ 106 32.2 F60n iP 丿 一 60X82 P，所以按轴承2的受力大小验算10= 1.5 105h Lh106 c Y 106 z21.2 远 I 60n iP 丿 一 60汇30 Lh60n iP 丿 60X2 i 45.509 丿故所选轴承满足寿命要求。九、键联接的选择及校核计算由机械设计式(6-1 )得2T 103kid键、轴和轮毂的材料都是钢，由机械设计表 6-2，取！p =110MPa1、V带轮处的键取普通平键8X 7X 65GB1096-79键的工作长度l二L-b =65-8 =53mm键与轮毂键槽的接触高度k =0.5h =0.5 7 =3.5mm2T 103 _ 2 182 103kid - 3.5 5