用于带式运输机的展开式二级斜齿圆柱齿轮减速器

1、机械设计课程设计说明书课题名称：带式输送机二级斜齿圆柱齿轮减速器专业：机械设计制造及其自动化班别：机电 12-4姓名：黄庆煜学号：12024410413指导老师：莫才颂2015 年 01 月 03 日目录1、课程设计书及设计要求22、电动机的选择及传动装置的运动和动力参数计算 43、传动零件的设计计算（确定齿轮传动的主要参数） 74、轴 的 设 计 计 算 及 校 核 及 滚 动 轴 承 的 选 择 和 计 算155、箱体设计及说明286、键联接的选择和计算-307、联轴器的选择328、润滑和密封的选择-339、减速器附件的选择及说明33参考资料341. 机械设计课程设计任务书一、设计题目设计

2、用于带式运输机的展开式二级斜齿圆柱齿轮减速器X 5Z f1 电动机；2區柱斜齿雜减速誥；34-简：6输谨带二、原始数据(f6)原始数据学号滚筒直径输送带带速输送带从动轴的扭矩D(mm)V(m/s)T(N.m)133500.3650三、工作条件每日两班制工作，传动不逆转，有轻微冲击，输送带速度允许误差为土5%四、要求1图纸图面清洁，标注准确，符合国家标准；2、设计计算说明书字体端正，计算层次分明。五、设计说明书主要内容1、内容（1）目录（标题及页次）；（2）设计任务书；（3） 前言（题目分析，传动方案的拟定等）；（4 ）电动机的选择及传动装置的运动和动力参数计算；（5）传动零件的设计计算（确定带

3、传动及齿轮传动的主要参数）；（6 ）轴的设计计算及校核；（7 ）箱体设计及说明（8）键联接的选择和计算；（9）滚动轴承的选择和计算；（10）联轴器的选择；（11）润滑和密封的选择；（12）减速器附件的选择及说明；（13） 参考资料（资料的编号及书名、作者、出版单位、出版年月）；2、电动机的选择及传动装置的运动和动力参数计算1. 电动机的选择及传动装置的运动和动力参数计算；(1) 选择电动机的类型按要求选择丫系列三相异步电动机，电压 380V(2) 选择电动机的容量工作机转速 nw=(60*1000v ) /( n *D)=(60*1000*0.3)/( n *350)=16.38r/min电动

4、机所需工作功率为：P ： = P“ n工作机需要的工作功率：Pw=T* nw=650*16.38/1000=1.11kw传动装置的总效率为：i4* 2* 3* 4* 5 0.994*0.97 2*0.95*0.96*0.970.80滚动轴承的传动效率为1 0.99闭式齿轮的传动效率为3 0.95联轴器的效率为2 0.97传动滚筒的效率为4 0.96带效率50.97动机的效率为P Pw=1.11kw/0.80=1.39kw因载荷工作时有轻微振动，电动机额定功率Ped略大于P即可。由表14-1 , Y系列电动机技术数据，选动机的额定功率P为2.2kw。(3) 确定电动机的转速综合考虑电动机和传动装

5、置的尺寸、重量、价格减速器的传动比，选定 型号为丫132S-8的三相异步电动机，额定功率为2.2kw，满载转速nm 710 r/min，同步转速 750r/min。2. 确定传动装置的总传动比和分配传动比(1) 总传动比由选定的电动机满载转速 "和工作机主动轴转速n,可得传动装置总传动比为 ia = n"n = 710/16.38=43.34(2) 各级传动装置传动比高速级传动比为11 = (1.3*43.34) =7.51则低速轴传动比12 = i/i1 = 43.34/7.51=5.773. 计算传动装置的运动和动力参数电机轴：P0=Pd=1.39 KWno=710r/

6、m in9550 * P1小T 0=1 =13.41 N ?m高速轴：P1= P1* n 01=1.39*0.99=1.38 KWn1= n 0=71Or/m in9550* P1T1=1 =13.40 N?m中间轴：F2=Pi* n 12=1.38*0.97*0.95=1.27 KWn 2= 21 =710/7.5仁94.54 r/min ii9550* P2T2=2 =12.25N?mn1低速轴：F3=F2* n23 =1.27*0.97*0.95=1.17 KWn 3= n2 = 94.54/5.77=16.38r/min9550* P3T3=3 =682.14 N ?m滚筒轴:P4=P

7、3* n 34 =1.17*0.95*0.96=1.07KWn4= n 3/1 =16.38/1=16.38 r/min9550* P4T4= 623.84 N ?m运动和动力参数结果如下表:轴名功率P KW转矩T Nm转速r/min输入输出输入输出电动机轴1.3913.41710高速轴1.381.3613.4013.27710中间轴1.271.2612.2512.1394.54低速轴1.171.16682.14675.3116.38滚筒轴1.071.05623.84617.6016.38轴承传动效率3、传动零件的设计计算（确定齿轮传动的主要参数）A高速齿轮的计算1选精度等级、材料及齿数（1）

8、材料及热处理；选择小齿轮材料为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（2）精度等级选用7级精度;(3) 试选小齿轮齿数z1 = 24,大齿轮齿数 z2 = z1*i=24*7.51=180.24;选螺旋角，初选螺旋角=142按齿面接触强度设计因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算3dit2K“ u 1(ZhZe、2dU ( h)（1）确定公式内的各计算数值1）试选 Kt = 1.352）选取齿宽系数© d= 13）材料的区域系数 乙=2.4354）10.7820.87贝 U0.78 0.

9、821.655)小齿轮传递的转矩为105.42 N.m6) 材料的弹性影响系数Ze= 189.8 . Mpa7) 小齿轮的接触疲劳强度极限c Hliml = 600MPa大齿轮的解除疲劳强度极限c Hlim2 = 550MPa8) 计算应力值环数叫=60n 1j lh =60 X 710X 1 X(2X 8X 365X 10)=2.48 X 109N2 =2.48 X 109/7.51=3.31 X 1089) 查图 4.20 得：Z 1=1.03 Z 2=1.0810) 齿轮的接触疲劳需用应力取失效概率为1%安全系数S=1,H 1=Zn1 Hlim1=1.03 X 600=618MPaS 门

10、2=玉 =1.08 X 550=594MPa S许用接触应力h( h1 h】2)/2 606MPa(2) 设计计算 小齿轮的分度圆直径d1t3d1t2KE u 1(ZhZe、2.du ( h)31.35 13.4 101 1.657.51 17.512.435 189.8606)224.4mm计算圆周速度314 244 7100.91m/sd1t m60 1000计算齿宽b和模数mnt计算齿宽bb=d d1t =24.4mm60 1000计算模数mnt=1.02初选螺旋角=14d1t cosmnt=一Z124.4 cos14240.99mm 计算齿宽与高之比bhh=2.25 m nt=2.25

11、*1.02=2.30bh =24'402.30 =10-61 计算纵向重合度=0.318 d 1 tan 0.318 1 24 tan 14 =1.903 计算载荷系数K使用系数KA=1.35根据v 0.91m/s,7级精度,查课本由图4.9得动载系数Kv=1.18查课本由图4.12得K =1.11查课本由表4-5得：K =Kf =1.2故载荷系数：K= KA KV K K =1.35*1.18*1.2*1.11=2.12 按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径：3 .d1 =d1/ K/Kt =24.4 x 2.12 =28.36 mm .1.35 计算模数mn:d1 cos28.36

12、 cos14 “ .mn =1.15mmZ124(3) .齿根弯曲疲劳强度设计由弯曲强度的设计公式3 2KT1Y cos2mndZ21，丫fYsf 查取齿形系数 图4.18丫疋=2.592 Y应力校正系数丫工图4.16丫血=1.596丫迟=1.775弯曲疲劳寿命系数：Kfn1 =0.86FN 2 =°.93ff弯曲疲劳应力=K fn1 ff10.9 500321.41.4_ KFN2 FF22S0.95 380257.861.4计算大小齿轮的丫 Fsf*丘1f12.592303.571 5961596 0.01363238.86经卫75 0.01642Yf 2 Fs 2F 2大齿轮的

13、数值大.选用.2) 设计计算计算模数mn2 2.12*134000* 0.88* 0.4* 0.94* 0.016V1 242mm1.72mm按 GB/T1357-1987 圆整为标准模数,取 叫=2mm z= 28.36 cos14 =13.76 mn那么z2=1033几何尺寸计算(1) 计算中心距a=(Z1 Z2)mn (142 cos2103)* 2 =120.28 mmcos14将中心距圆整为120mm(2) 按圆整后的中心距修正螺旋角=arccos ( 12)mn arccos(14 103) 2=arccosarccos132 2 120因 值改变不多，故参数 ，k , Zh等不必

14、修正.(3) 计算大.小齿轮的分度圆直径,Zgn14 2“ rcr=28.737 mm coscos13.Z2mn 103 2 “c d2=211.419 mmcoscos13(4) 计算齿轮宽度B= d11 28.737mm28.737 mm圆整的 B 29B低速齿轮的计算1选精度等级、材料及齿数（1）材料及热处理；选择小齿轮材料为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（2）精度等级选用7级精度；（3）试选小齿轮齿数z1 = 24,大齿轮齿数z2= 138;2按齿面接触强度设计d1t32KE u 1,ZhZe、2u (

15、 h)（1）确定公式内的各计算数值1）试选 Kt = 1.62）选取尺宽系数© d= 13）材料的区域系数 乙=2.4354）10.7820.9贝 U0.78 0.9 1.685）小齿轮传递的转矩为24.4 N.m6）材料的弹性影响系数Ze= 189.8Mpa7）小齿轮的接触疲劳强度极限c Hlim1 = 600MPa大齿轮的解除疲劳强度极限c Hlim2 = 550MPa8）计算应力值环数叫=60n 1j lh =60 X 710X 1 X（2X 8X 365X 10）=2.48 X 109N2 =2.48 X 109/7.51=3.31 X 1089）查图 4.20 得：Z 1=

16、1.03 Z 2=1.0810）齿轮的接触疲劳需用应力取失效概率为1%安全系数S=1,H ,=Zn1 Hlim1=1.03 x 600=618MPaS 门2=玉 巴也=1.08 x 550=594MPa S许用接触应力h( hi h】2)/2 606MPa(2) 设计计算小齿轮的分度圆直径ditdit2 KtT1U 1/ 厶 h ZE、2ZhZe32 1.6 1.2 106.75 (5.756061 1.682.435*189.8)212.70mm 计算圆周速度dit ni3.14 12.70* 94.5460 1000计算齿宽b和模数60 10000.07m/ smint计算齿宽b=d di

17、t =12.70mm计算摸数初选螺旋角=14dit cosmnt 12.70 cos14240.5imm计算齿宽与高之比h=2.25 m n t=2.52*0.5仁i5mmbh = 12.701.155 =10.99 计算纵向重合度tan 14 =1.903=0.318 d i tan 0.318 i 24计算载荷系数K使用系数Ka=1.25根据v 0.07m/s,7级精度,查课本由图4.9得动载系数Kv=1,查课本由图4.12得K =1.35查课本由表4-5得：K =Kf =1.4故载荷系数：K= KA KV K K =1.25*1*1.4*1.35=2.3625 按实际载荷系数校正所算得的

18、分度圆直径3|d1=d1/ . K/Kt =12.7 x Z2.3625 =14.46 mm 计算模数mnd1 cos 14.46 cos14mn = -0.60mmZ124(3) .齿根弯曲疲劳强度设计由弯曲强度的设计公式mn3 '2KT1Y cos2YF YSdZ21(KT)K fn1 ff1f1_0.82 500292.861.4K FN2 FF2F2_-°.84 380 2281.4计算大小齿轮的fYfTs1f12.592292.8615960.0141257.86吐48 0.0171Yf 2 Fs 2F 2大齿轮的数值大.选用.2）设计计算计算模数mn32 2.36

19、25 12.5 103 cos214 2.592*1.596 mm1 242 1.68* 292.860.94mm按GB/T1357-1987圆整为标准模数,14.46 cos14取 叫=1mm z=17.26=14.03mn那么 z2 =14*5.75=80.5=81z1=14Z2=813几何尺寸计算（1）计算中心距（Z1 Z2）mn （1481）*1 ,cc 厂a= - =48.95 mm2 cos2 cos14（2）按圆整后的中心距修正螺旋角=arccos J2m- 14.212因 值改变不多，故参数 ，k , Zh等不必修正.（3）计算大.小齿轮的分度圆直径.ZMn14*1 d1=14

20、.42 mmcos cos14.Z2mn81 1 oo od2 =83.48 mmcos cos14（4）计算齿轮宽度B= d11 14.42mm14.42mm4、轴的设计计算及校核及滚动轴承的选择和计算1、轴i （高速轴）的设计：初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45钢，调制处理。根据表6-1，取C=112,于是得d> C3 P = 112mm=13.98mm与联轴器采用单键连接，则轴允许的最小直径 d=13.98*（1+0.05）=14.05mm角接触轴承的选型设计：将角接触轴承反装，F=2T1 =1.23kN d1Fa=F*sin =296.93NFr = Fr ' *si

21、n1190.93N （ 压力角为 20）两轴承径向分力：F0r =0.5* Fr =595.47N高速级选择左选，则轴承11被放松，轴承12被压紧Fd01 = Fd02 =0.68 F0r =404.9196NFa02 =Fa + Fd 01 =296.93+404.9196N=701.8496N鱼=1.18>0.68F r02根据教材，x=0.41,y=0.87p =x* Fa02 +y* F0r =854.75N由°=卩3需，=23360h得；C=10.802kN根据寿命要求选择7005AC型角接触轴承；则轴上安装轴承的轴径为20轴的结构设计1）拟定轴上零件的装配方案假设轴

22、直径的最大部分为 28mm其e=34.5-1.6-28-3.3=1.6而1.6 mt =2.56即e<2.56所以设计为齿轮轴输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d!，为了使所选的轴直径d!与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器的型号。联轴器的计算转矩Tea KaT3，考虑到转矩化很小，故取Ka 1.5，则G = KA*T=1.5*24.4=36.6N*m按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件， 查标准GB/T5014-1985或手册，选 用HL4型凸缘联轴器，其公称转矩为40N*m半联轴器的孔径d! =18mim故取YL4 半联轴器长度L=42mm为了满足半联轴器的轴向定位要求

23、,1轴段右端需制出一轴肩，故取d2=20mm半 联轴器与轴配合的毂孔长度L1 =88mm取齿轮距箱体内壁之距离为 25 mm半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按 d5由手册查得平键截面b h=6 6,半联轴 器与轴的配合为H7/k6。2, 轴2 （中间轴）的设计：选取轴的材料为45钢，调制处理。根据表6-1，取C=112于是得C=4.12kN根据寿命要求选择角接触轴承轴承内径为大于15,结合扭转强角接触轴承的选型设计：角接触轴承的选型设计:将角接触轴承反装，轴承上两个齿轮受载所以轴承需将两部分结合起来分析:对于齿轮2F1=2T2=1133.3Nd2F2a=F*s in =275.5NF2r

24、' =F*cos =1099NF2r = F2r，*sin20=375.88N对于齿轮3F2=2T2=2890Nd3F3a =F*sin =694.5NF3r' = F* cos =2805NF3r = F3r' *sin20=959.37N两齿轮选择同样的旋向（右旋）在轴向分力的合力外力:Fa 合=404.5N对于径向的计算按最大径向力设计：F°r =0.5*( F2r + F3r)=667.63N派生力：Fd01 = Fd02 =0.68 F0r =453.98NFa = Fd01 + Fa合=858.48N±=1.2>0.68F 0r根据

25、教材，x=0.41,y=0.87p =x* Fa02 +y* For =932.8N由 c=，Lh =23360h得；C=7.2kN根据寿命要求选择7005AC型角接触轴承；则轴上安装轴的直径径为25；3, 轴3 （低速轴）的设计：选取轴的材料为45钢，调制处理。根据表15-3，取C=112于是得d> CP = 112勺叵 mm=36.87mm暂定轴与滚筒的连接采用单键，则轴的最小直径d>1.06*34.85mm=36.94mm角接触轴承的选型设计：将角接触轴承反装，F=2T3 =2820.58kNd3Fa=F*sin =677NFr ' =F*cos =2737.98NF

26、r=Fr ' *sin20=936.25N两轴承径向分力：F°r =0.5* Fr =468N高速级选择左选，则轴承11被放松，轴承12被压紧Fd01 = Fd02 =°68 F0r =318.32NFa02 = Fa+Fd 01 =677+318=995NFa02=2.12>0.68Fr02根据教材，x=0.41,y=0.87p =x* Fa02 +y* F0r =815.11N 度的要求，选择角接触球轴承 7010AC安装内径由c= p3 60nLh'106Lh' =23360h 得;50mm;轴的结构设计2）拟定轴上零件的装配方案输出轴的

27、最小直径显然是安装联轴器处轴的直径di （如上图），为了使所选的轴直径di与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器的型号。联轴器的 计算转矩Tea KaT3，考虑到转矩化很小，故取Ka 1.3，贝UTea = Ka *T=326.7*1.5=490.05N*m按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件， 查标准GB/T5014-1985或手册，选 用YL9型凸缘联轴器，其公称转矩为400N*m半联轴器的孔径d1 =38mm故取YL4半联轴器长度L=82mm半联轴器与轴配合的毂孔长度 L1 =164mm取齿轮距箱体 内壁之距离为25 mm半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按 d5由手册查 得平键

28、截面b h=10 8 82,半联轴器与轴的配合为 H7/k6轴的校核1, 轴3 （低速轴）按弯扭组合强度校核：对齿轮的受力分析：总的力 F=2T3=2820Nd3Fa=F*s in=686 NFr ' =F*cos =2737NFBx = Fr ' *sin20=936NFBy = Fr ' * cos20=2572NX平面(水平面)FAx + Fbx + Fcx =0Fa 号 + Fbx 122+Fcx (122+75)=0解得：FAx=-1.15NFcx=-934NLEnr丫平面(垂直平面)FAy + FBy + FCy =0FBy 122+Fcy (122+75)

29、=0解得：FAy=-979NFCy =-1592N jr ri根据x,y平面弯曲图形则弯曲的的最大值 M:M=. M： M y =138431N.mm其扭矩图如下：其危险截面为轴3与联轴器的结合面，其抗弯曲截面系数 W为:W=d3322bt(d t)2d=4314.167 mm3d,为轴的直径 t,为轴上键槽的深度b,为键的宽度所以按弯扭组合强度校核:caWca，轴的计算应力N.mm,折合系数M ,轴所受的弯矩N.mmT，轴所受的扭矩W，抗弯截面系数求得：ca=37.78Mpa45号钢的安全系数去1.5则=236.67Mpa 对于轴向分力对轴的稳定性，这里不进行分析校核了（它不属于细长轴）所以

30、ca<此轴安全2, 对轴2 （中间轴）按弯扭组合强度校核： 对齿轮2进行受力分析：对于齿轮2（B）F仁 2T2=1133.3Nd2F2a=F*s in =275.5NF2r， =F* cos =1099NF2r = F2r，*sin20=375.88N（x 方向）F2t = F2r，cos20=1032.72N（y 方向）对于齿轮3 （C）F2=2T2=2890d3F3a =F*sin =694.5NF3r ' = F* cos =-2805NF3r=F3r' *sin20=959.37N（ x 方向）F3t = F3r ' * cos20=2635.8N（y 方

31、向）X平面（水平面）：FAx + FBx - FCx +FDx =0FBx*81.5+ F2a*153/2- F3r*122.5+ F3a *30+ FDx *197=0解得：卩躲=355.18”Fdx=228.3N.1 IFAy+FBy + Fcy + FDy=OFBy*81.5+ Fey *122.5+ FDy *197=0解得：FAy=-1602.3NFDy=-2066.2N轴2的扭矩图:根据x,y平面弯曲图形则弯曲的的最大值 M:M= M： M y =167436N.mm其危险截面为轴2 (中间轴)与齿轮2的结合面，其抗弯曲截系数 W为:32d bt(d t)3W=4710.635 m

32、m32 2dd,为轴的直径t,为轴上键槽的深度 b,为键的宽度所以按弯扭组合强度校核:ca,M2 ( T)2ca，轴的计算应力N.mm,折合系数M ,轴所受的弯矩N.mmT，轴所受的扭矩W，抗弯截面系数求得：ca=35.97Mpa45号钢的安全系数去1.5则=236.67Mpa所以ca<此轴2（中间轴）安全。3, 对轴3 （高速轴）按弯扭组合强度校核： 对齿轮1的受力分析：F= 2T1=1.205kndiF1a=F*s in =293.1NFir ' =F* cos =1168.8NF1r =F1r ' *sin20=-400NF1t=F1r ' * cos20

33、=-1098.35NX平面（水平面）：Fax - Fbx+Fcx=0-F1a *35/2 - FBx*63.5+ FCx*197=0解得：FAx =254NFcx=155.0NI rP I I'.R刍口门r：_一1丨一| 1丫平面（垂直平面）：FAy - FBy + FCy =0-FBy*63.5+ Fey *197=0解得：FAy=744NFey =354N轴1 （高速轴）的扭矩图:根据x,y平面弯曲图形则弯曲的的最大值 M:M=/m： M： =72326.92N.mm其危险截面为轴2 （中间轴）与齿轮2的结合面，其抗弯曲截面系数W为：W=d332bt(d t)22d3=459.76

34、5 mmd,为轴的直径t,为轴上键槽的深度b,为键的宽度所以按弯扭组合强度校核:ca,M2 ( T)2ca，轴的计算应力N.mm,折合系数M ,轴所受的弯矩N.mmT，轴所受的扭矩W，抗弯截面系数求得：ca=0.16Mpa45号钢的安全系数去1.5则=236.67Mpa所以ca<此轴1（高速轴）安全。其强度能满足要求。轴承的选择与校核在设计轴直径的时候，就是根据轴承寿命而定的所以此处不必再进行校核。5、箱体设计及说明减速器机体结构尺寸设计名称符号计算公式结果箱座厚度0.025a 3 88箱盖厚度110.02a 3 88箱盖凸缘厚度bib11.5 112箱座凸缘厚度bb 1.512箱座底凸

35、缘厚度b2b22.520地脚螺钉直径dfdf 0.036a 12M18地脚螺钉数目n查手册4轴承旁 联结螺栓直 径did10.75dfM14盖与座 联结螺栓直 径d2d2 = (0.5 0.6 ) d fM10视孔盖螺钉直径d4d4 = (0.3 0.4 ) d fM6定位销直径dd = (0.7 0.8 ) d2M8df , di,d2至外箱壁的距离Ci查手册表112221816d f , di, d2 至凸缘边缘距离C2查手册表1122014外箱壁 至轴承端面 距离lil1=C1+C2+ （5 10）47大齿轮顶圆与内箱壁距离11>1.220齿轮端面与内箱壁距离22 >25箱盖

36、，箱座肋厚mi, mmi 0.85 1, m 0.858.58.5轴承端盖外径D2D2 D + （55.5 ） d382 （1 轴）87 （2 轴）108 （3 轴）轴承旁 联结螺栓距 离SS D282 （1 轴）87 （2 轴）108 （3 轴）6、键联接的选择和计算(1) a,低速级的校核两键均采用圆头普通平键与齿轮联接处的键为b h L 14mm 9mm 50mm查表得6-7查得许用应力 p =100120Mpa取其中间值 p =110Mpa键工作长度L' =L-b=50-14=36mm键与轮毂键槽的接触高度 k=0.5h=0.45mm.32T3 10kid32 287.27 1

37、04.5 50 50Mpa 51.07 Mpa p110Mpa(合格)b,低速级与联轴器联接处键为b h L 10mm 8mm 70mm查表得 6-7 查得许用应力 p =100120Mpa键工作长度I L b 70 16 54mm,键与轮毂键槽的接触高度K 0.5h 0.5 10mm=5mm,2T3 1032 287.27 103得 p 3Mpa 54.0Mpa p 110Mpap kld4 70 38p(合格)(2) 中间轴键校核：两键均采用圆头普通平键与宽齿轮联接处键为：b h L 8mm 7mm 45mm查表得6-2查得许用应力 p =100120Mpa取其中间值 p =110Mpa键

38、工作长度I L b 45 8 37mm ,键与轮毂键槽的接触高度 K 0.5h 3.5mm2T 103kld2 86.7 1033.5 37 30Mpa44.6Mpa p 110Mpa（ 合格）与细齿轮联接处键为b h L 10mm 8mm 32mm查表得6-7查得许用应力p =100120Mpa取其中间值 p =110Mpa键工作长度I L b 32 10 22mm，键与轮毂键槽的接触高度 K 0.5h 4mm,32T 103kid32 86.7 1034 22 38Mpa51.85Mpa p 110Mpa合格轴1 （高速轴）与联轴器配合的键键为b h L 6mm 6mm 36mm查表得 6-7 查得 许用应力 p =100120Mpa键工作长度I L b 36 6 30mm,键与轮毂键槽的接触高度K 0.5h 0.5 6 3mm32T1 10p32 20.8 10kld3 30 18Mpa 25.6Mpap110Mpa （合格）7、联轴器的选择由于凸缘联轴器的诸多优点，所以考虑选用它。 联轴器的设计计算：（1），高速级 由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为K A 1.3，计算转矩为 Tca K AT3 1.3 20.8N m 27.04N m查手册选用HL4型凸缘联轴器其主要参数如下：材料 HT200公称转矩 Tn