样板机械设计课程设计说明书

1、Hefei University课程设计COURSE PROJECT题目： 两级斜齿圆柱齿轮减速器 系别： 机械工程系 专业： 材料成型与控制工程 学制： 四 年 姓名： 陈令彬 学号： 1106031035 导师： 王启明 2015 年1 月 8 日目录第 1 章机械设计课程设计任务书11.1.设计题目11.2.设计要求11.3.设计说明书的主要内容21.4.课程设计日程安排2第 2 章传动装置的总体设计32.1.传动方案拟定32.2.电动机的选择32.3.计算总传动比及分配各级的传动比42.4.运动参数及动力参数计算4第 3 章传动零件的设计计算5第 4 章轴的设计计算17第 5 章滚动轴

2、承的选择及校核计算25第 6 章键连接的选择与计算27第 7 章连轴器的选择与计算29设计小结29参考文献30第 1 章 机械设计课程设计任务书1.1. 设计题目设计用于带式运输机的两级斜齿圆柱齿轮减速器，图示如示。连续单向运转，载荷平稳，两班制工作，使用寿命为5年，作业场尘土飞扬，运输带速度允许误差为±5%。图 1带式运输机1.2. 设计数据表 1设计数据运输带工作拉力F（N）运输带工作速度V(m/s)卷筒直径D(mm)47500.663001.3. 设计要求1. 设计要求达到齿轮传动的中心距要圆整（0，5结尾）且两级齿轮传动的中心距之和小于320mm，安装在减速器上的大带轮不碰地

3、面，减速器的中间轴上的大齿轮不与低速轴干涉，运输带速度允许误差为±5%。2. 减速器装配图A0 一张3. 零件图2张4. 设计说明书一份约60008000字1.4. 设计说明书的主要内容封面 (标题及班级、姓名、学号、指导老师、完成日期)目录（包括页次）设计任务书传动方案的分析与拟定(简单说明并附传动简图)电动机的选择计算传动装置的运动及动力参数的选择和计算传动零件的设计计算轴的设计计算滚动轴承的选择和计算键联接选择和计算联轴器的选择设计小结(体会、优缺点、改进意见)参考文献1.5. 课程设计日程安排表 2课程设计日程安排表1)准备阶段1天2)传动装置总体设计阶段1天3)传动装置设计

4、计算阶段3天4)减速器装配图设计阶段5天5)零件工作图绘制阶段2天6)设计计算说明书编写阶段1天7)设计总结和答辩1天第 2 章 传动装置的总体设计2.1. 传动方案拟定如图1带式运输机简图所示，带式运输机由电动机驱动，电动机6带动V带1工作，通过V带再带动减速器2运转最后将运动通过联轴器3传送到卷筒轴5上，带动运输带4工作。带传动承载能力较低，但传动平稳，缓冲吸振能力强，故布置在高速级。斜齿轮传动比较平稳，故在传动系统中采用两级展开式圆柱斜齿轮减速器，其结构简单，但齿轮的位置不对称。高速级齿轮布置在远离转矩输入端，可使轴在转矩作用下产生的扭转变形和轴在弯矩作用下产生的弯曲变形部分的相互抵消，

5、以减缓沿齿宽载荷分布不均匀的现象。本传动机构的特点是：减速器横向尺寸较小，两大齿轮浸油深度可以大致相同。结构较复杂，轴向尺寸大，中间轴较长、刚度差，中间轴承润滑较困难。2.2. 电动机的选择项 目计算及说明结 果1、电动机类型选择2、电动机功率计算3、电动机转速4、选择电动机型号1、电动机类型选择Y系列三相笼型异步电动机，封闭式结构，电压380V。2、电动机所需功率计算由电动机至运输带的传动总效率为=0.79（其中：V带轮的传动效率0.96；滚动轴承的传动效率0.98 ；齿轮的传动效率0.97；联轴器的传动效率0.99； 滚筒的传动效率0.96） 故电动机所需的功率为：3、电动机转速总传动比i

6、=16160，故电动机转速可选范围为 =672.486724.814、选择电动机型号根据上面所述以及综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格级传动比等，应选电动机型号为Y112M4。同步转速为1440r/min；满载转速nm=960r/min；额定功率为P=4KW。Pw=3.968KWn=42.083r/minY112M-4满载转速为1440r/minP=4KW2.3. 计算总传动比及分配各级的传动比项 目计算及说明结 果1、总传动 比计算2、传动比分配1、总传动比计算 2、传动比分配选取带轮传动比为；则减速器传动比为； 根据指导书查得：展开式二级圆柱齿轮减速器:i1(1.31.5)i2得则

7、低速级齿轮传动比为2.4. 运动参数及动力参数计算第 3 章 传动零件的设计计算3.1 V带传动设计V带传动设计计算项目参数公式结果单位已知:1额定功率P4.00 kW2转速n11440.00 r/min3传动比i初选（P196表142）2.20 4工作条件载荷平稳，两班制工作齿轮传动设计结果：1V带型号A型带2V带根数5 3传动比i2.20 mm6V带轮直径d1P101表7.3125.000 mm7d2d2=i×d1275.000 mm5最小带轮直径125.00 mm8V带的速度VV=×d1×n1/60×10009.42 m/s9小带轮的包角150.0

8、9 度计算过程：1确定设计功率1工作情况系数KA由p102,表7.6查得1.10 2设计功率Pd4.40 kW2选取带型1由p103,图7.11查取A型带3确定带轮的基准直径1小带轮直径dd1由p103,表7.7查得125.00 mm2大带轮直径dd2275.00 mm由p101,表7.3查得280.00 mm3传动比i2.20 4传动比误差i1.82%可用4验算带的速度1带的速度v9.42 m/s<25符合要求5确定带长和中心距1初选中心距3002最小中心距amin280.00 mm3最大中心距amax800.00 mm4初选中心距a0300.00 mm5V带的基准长度L'd1

9、247.10 mmLd由p95,表7.2查得1250.00 mm6实际中心距a296.90 mm6小带轮的包角1小带轮的包角150.09 度7确定带的根数1单根V带所能传递功率p0由p101,表7.3查得1.90 kW2弯曲影响系数Kb由p102,表7.4查得0.7725×10-33传动比系数Ki由p102,表7.5查得1.14 4功率增量p00.14 kW5包角修正系数K由p104,表7.8查得0.92 6长度系数KL由p95,表7.2查得0.93 7带的根数z2.53 根3 根8计算初拉力1单位长度质量m由p94,表7.1查得0.10 kg/m2初拉力F0142.57 N9计算轴

10、压力1轴压力Q828.04 N3.2高速级齿轮传动设计齿轮传动设计（软齿面）计算项目参数公式结果单位已知：1额定功率P3.76 kW2转速n1720.00 r/min3传动比i4.90 4工作条件载荷平稳，结构紧凑5工作时间t两班制6使用期限五年齿轮传动设计结果:1小齿轮齿数Z1172大齿轮齿数Z2Z2=Z1*i943模数Mn2.50 mm4螺旋角13.05 5中心距a145.00 mm6分度园直径d146.293 mm7d2240.245 mm8小齿轮的宽度B165.0 mm9大齿轮的宽度B259.0 mm计算过程:1选择齿轮的材料、热处理方式和精度等级1小齿轮材料45钢2小齿轮热处理调质处

11、理（软齿面）236HBW3大齿轮材料45钢4大齿轮热处理正火处理（软齿面）190HBW5传动精度等级8级2初步确定主要参数1小齿轮传递转矩T149872.22 Nmm2小齿轮齿数Z1初选193大齿轮齿数Z2Z2=Z1*i93.043圆整944传动比i4.95 误差1.03%合格5螺旋角初选12.00 6齿宽系数d由p144,表8.6查得1.20 7端面重合度1.60 8轴面重合度1.54 3齿面接触疲劳强度设计1使用系数KA由p130,表8.3查得1.00 2动载系数Kvt试选1.20 3齿向载荷分布系数K由p132,图8.11查得1.10 4齿间载荷分布系数K由p133,表8.4查得1.00

12、 5弹性系数ZE由p136,表8.5查得189.80 6节点区域系数ZH由p136,图8.14查得2.44 7重合度系数Z由p136,图8.15查得0.81 8螺旋角系数Z由p142,图8.24查得0.99 9小齿轮的接触疲劳极限应力Hlim1由p146,图8.28查得570.00 MPa10大齿轮的接触疲劳极限应力Hlim2由p146,图8.28查得395.00 MPa11小齿轮应力循环次数N186.40 107次12大齿轮应力循环次数N217.64 107次13寿命系数ZN1由p147,图8.29查得1.00 14寿命系数ZN2由p147,图8.29查得1.06 15安全系数SH由p147

13、,表8.7查得1.00 16小齿轮的许用接触应力H1570.00 MPa17大齿轮的许用接触应力H2418.70 MPa18许用接触应力H418.70 MPa19分度圆直径dt146.95 mm20小齿轮运动速度V1.77 m/s21动载系数Kv由p131,图8.7查得1.15 22修正分度圆直径d146.29 mm4齿轮参数计算1模数mn2.38 mm由p124,表8.1查得2.50 mm2中心距a136.50 mm圆整145.00 mm3螺旋角13.05 度4小齿轮分度圆直径d148.56 mm5大齿轮分度圆直径d2240.24 mm6大齿轮宽度b258.27 mm圆整59.00 mm7小

14、齿轮宽度b165.00 mm8小齿轮当量齿数Zv119.14 9大齿轮当量齿数Zv294.69 5齿根弯曲疲劳强度校核1小齿轮的齿形系数YF1由p139,图8.19查得2.85 2大齿轮的齿形系数YF2由p139,图8.19查得2.23 3小齿轮的应力修正系数Ys1由p139,图8.20查得1.52 4大齿轮的应力修正系数Ys2由p139,图8.20查得1.82 5重合度系数Y由p140,图8.21查得0.71 6螺旋角系数Y由p143,图8.26查得0.86 7小齿轮的弯曲疲劳极限应力Flim1由p146,图8.28查得220.00 MPa8大齿轮的弯曲疲劳极限应力Flim2由p148,图8

15、.28查得170.00 MPa9寿命系数YN1由p147,图8.30查得1.00 10寿命系数YN2由p147,图8.30查得1.00 11安全系数SF由p147,表8.7查得1.25 12小齿轮的许用弯曲应力F1176.00 MPa13大齿轮的许用弯曲应力F2136.00 MPa14弯曲应力F146.60 MPa15弯曲应力F243.66 MPa3.3低速级齿轮传动设计齿轮传动设计（硬齿面）计算项目参数公式结果单位已知：1额定功率P3.58 kW2转速n1147.04 r/min3传动比i3.50 4工作条件载荷平稳，结构紧凑5工作时间t两班制6使用期限五年齿轮传动设计结果:1小齿轮齿数Z1

16、182大齿轮齿数Z2633模数Mn4.00 mm4螺旋角10.94 5中心距a165.00 mm6分度园直径d173.331 mm7d2256.660 mm8小齿轮的宽度B145.0 mm9大齿轮的宽度B237.0 mm计算过程:1选择齿轮的材料、热处理方式和精度等级1小齿轮材料40Cr2小齿轮热处理调质处理310HBW3大齿轮材料40Gr4大齿轮热处理调质处理300HBW5传动精度等级8级2初步确定主要参数1小齿轮传递转矩T1232514.96 Nmm2小齿轮齿数Z1183大齿轮齿数Z262.964圆整634传动比i3.50 5误差0.06%合格6螺旋角12.00 7齿宽系数d由p144,表

17、8.6查得0.50 8端面重合度1.66 9轴面重合度0.61 3齿根弯曲疲劳强度设计1使用系数KA由p130,表8.3查得1.00 2动载系数Kvt试选1.20 3齿向载荷分布系数K由p132,图8.11查得1.00 4齿间载荷分布系数K由p133,表8.4查得1.10 5小齿轮当量齿数Zv119.23 6大齿轮当量齿数Zv267.31 7小齿轮的齿形系数YF1由p139,图8.19查得2.65 8大齿轮的齿形系数YF2由p139,图8.19查得2.38 9小齿轮的应力修正系数Ys1由p139,图8.20查得1.54 10大齿轮的应力修正系数Ys2由p139,图8.20查得1.74 11重合

18、度系数Y由p140,图8.21查得0.71 12螺旋角系数Y由p143,图8.26查得0.95 13小齿轮的弯曲疲劳极限应力Flim1由p146,图8.28查得300.00 MPa14大齿轮的弯曲疲劳极限应力Flim2由p148,图8.28查得310.00 MPa15小齿轮应力循环次数N117.64 107次16大齿轮应力循环次数N242.04 107次17寿命系数YN1由p147,图8.30查得1.00 18寿命系数YN2由p147,图8.30查得1.00 19安全系数SF由p147,表8.7查得1.00 20小齿轮的许用弯曲应力F1300.00 MPa21大齿轮的许用弯曲应力F2310.0

19、0 MPa22小齿轮的模数Mn13.23 mm23大齿轮的模数Mn23.24 mm24模数Mn3.23 mm25小齿轮运动速度V0.46 mm/s26动载系数Kv由p131,图8.7查得1.13 27修正模数Mn3.27 mm28模数Mn由p124,表8.1查得4.00 mm4齿轮参数计算1中心距a165.62 mm圆整165.00 mm2螺旋角10.94 度3小齿轮分度圆直径d173.33 mm4大齿轮分度圆直径d2256.66 mm5大齿轮宽度b236.67 mm圆整37.00 mm6小齿轮宽度b145.00 mm5齿面接触疲劳强度校核1弹性系数ZE由p136,表8.5查得189.80 2

20、节点区域系数ZH由p136,图8.14查得2.45 3重合度系数Z由p136,图8.15查得0.85 4螺旋角系数Z由p142,图8.24查得0.99 5小齿轮的接触疲劳极限应力Hlim1由p146,图8.28查得780.00 MPa6大齿轮的接触疲劳极限应力Hlim2由p146,图8.28查得770.00 MPa7寿命系数ZN1由p147,图8.29查得1.00 8寿命系数ZN2由p147,图8.29查得1.00 9安全系数SH由p147,表8.7查得1.00 10小齿轮的许用接触应力H1780.00 MPa11大齿轮的许用接触应力H2770.00 MPa12许用接触应力H770.00 MP

21、a13接触应力H754.02 mm高速级和低速级各个齿轮参数整理： 表4 齿轮参数表格（除齿数未注尺寸；mm） 高速级齿轮传动设计小齿轮齿数大齿轮齿数模数(mm)螺旋角传动比中心距(mm)分度园直径(mm)Z1Z2Mniad1d217942.513.05 4.914546.29 240.25 低速级齿轮传动设计小齿轮齿数大齿轮齿数模数(mm)螺旋角传动比中心距(mm)分度园直径(mm)Z1Z2Mniad1d21863410.94 3.516573.33 256.66 3.4齿轮结构设计3.4.1高速级齿轮结构设计项 目计算及说明结 果1、小齿轮结构设计2、大带结构设计1、小齿轮结构设计端面模数

22、=2.557端面压力角t=arctan(tann/cos)=arctan(tan20/cos13.05)=20.56端面齿顶高系数=1cos 13.05=0.974端面顶隙系数=0.25cos13.05=0.245齿顶高=0.9742.557=2.5mm齿根高=（0.974+0.245）2.557=3.125mm全齿高2.5 +3.125=5.625mm齿顶圆直径=73.331+22.5=51.294mm齿根圆直径=73.33-23.125=40.044mm由第4章轴的计算可知小齿轮处直径取=25mm，则小齿轮处的键选择为8725。则小齿轮的齿根圆到键槽地面的径向距离e=df1/2-d/2-t

23、=5.5222.5mn所以I轴为齿轮轴，如图3所示。2、大齿轮结构设计由于=240.24mm>200mm,故选择腹板式结构，如图2所示（具体由教材图8.23a所示）。齿顶圆直径=240.24+22.5=245mm齿根圆直径=240.24-23. 125=233.75mm其相关尺寸如下：图2 腹板式齿轮结构图=1.6d=1.645=72mm=-10=217.84-103=187.84mm=0.5(+)=129.92mm=0.25(-)=28.96mm=(2.54) =34=12mmC=(0.20.3)b=5.2mm8.6mm,取C=7mm。ha=2.5mmhf=3.125mmda1=51.

24、294mmdf1=40.044选齿轮轴腹板式结构Da2=245mmDf2=233.75mm=72mm=187.84mm=129.92mm=12mmC=7mm3.4.2低速级齿轮结构设计项 目计算及说明结 果1、小齿轮结构设计2、大带结构设计1、小齿轮结构设计端面模数=4/cos10.94=4.0mm端面压力角=端面齿顶高系数=1cos=0.981端面顶隙系数=0.25cos=0.245齿顶高=0.9764.09=4.00mm齿根高=（0.981+0.245）4=5mm全齿高=4.00 +5=9mm齿顶圆直径=77.83+24=81.33mm齿根圆直径=77.83-24.99=63.33mm由第

25、4章轴的计算可知小齿轮处直径取=44mm，则小齿轮处的键选择为12836。则小齿轮的齿根圆到键槽地面的径向距离所以轴为齿轮轴，如图4所示。2、大齿轮结构设计由于=262.17mm>200mm,故选择腹板式结构，如图2所示。齿顶圆直径=262.17+24=270.17mm齿根圆直径=262.17-24.99=252.19mm其相关尺寸与上述高速级大齿轮设计相同，求得：=112mm =280mm=170mm =29mm=16mm C=10mm。选齿轮轴腹板式结构=72mm=280mm=170mm=16mmC=10mm第 4 章 轴的设计计算4.1 轴的材料选择项 目计算及说明结 果轴的材料根

26、据工作条件，初选、轴材料均为40Cr，均调质处理。4.2轴的结构设计轴直径估算计算项目参数公式结果单位已知：1I轴传递的功率P3.76 kW2II轴传递的功率P3.58 kW3III轴传递的功率P3.40 kW4I轴的转速n720.00 (r/min)5II轴的转速n147.04 (r/min)6III轴的转速n42.04 (r/min)计算过程:1I轴的材料40Gr2II轴的材料40Gr3III轴的材料40Gr1I轴的直径估算系数C972II轴的直径估算系数C973III轴的直径估算系数C971I轴的最小直径d1min16.83 mm2II轴的最小直径d2min28.11 mm3III轴的最

27、小直径d3min41.95 mm项 目计算及说明结 果1、轴的结构设计2、轴的结构设计3、轴的结构设计1、轴的结构设计（齿轮轴）(1)、初算轴径 =16.83mm （由教材表10.2查得C=106） 考虑到有一个键直径需加大5%，取整为=18。(2)、各轴段直径的确定图3 输入轴简图如上图所示，从左到右一次为第1、2、3、4、5、6、7段。错误！未找到引用源。：最小直径，安装带轮的外伸段取18mm。：轴承端盖处直径为25mm。错误！未找到引用源。：所以轴径取35mm。错误！未找到引用源。：过渡台阶段为40mm 。：齿轮轴段，按所安装的齿轮取值，取53mm。d:过渡台阶处，取40mm。：滚动轴承

28、处，同样取轴径为35mm。(3)、各轴段长度确定错误！未找到引用源。：由安装的带轮确定，带轮轮毂宽度常取故取47mm。错误！未找到引用源。：由箱体结构，轴承端盖，装配关系等确定，取34mm。错误！未找到引用源。：由轴承及挡油环确定，取29mm。错误！未找到引用源。：过渡轴段由装配关系，箱体结构等确定，取80mm。错误！未找到引用源。：齿轮轴处，有小齿轮宽度确定，为65mm。：过渡轴段取为10mm。：由轴承及挡油环确定，取21mm。2、轴的结构设计（齿轮轴）(1)、初算轴径 （由教材表10.2查得C=105）考虑到有一个键直径需加大5%，则取整为。(2)、各轴段直径的确定图4 中间轴简图如上图所

29、示，从左到右一次为第1、2、3、4、5段。错误！未找到引用源。：由轴承、挡油环、套筒决定，最小轴径处取35mm。 ：齿轮轴段，按所安装的齿轮取值,取40mm。错误！未找到引用源。：轴肩处取为50mm。错误！未找到引用源。：高速级大齿轮轴段取35mm。错误！未找到引用源。：由轴承、挡油环、套筒决定，最小轴径处取35mm。(3)、各轴段长度确定错误！未找到引用源。：由轴承，挡油盘及套筒确定取35mm。错误！未找到引用源。：齿轮轴处，有小齿轮宽度确定，为45mm。错误！未找到引用源。：轴段过渡处取16mm。错误！未找到引用源。：由高速级大齿轮毂孔宽度确定，比其小2，取为58mm。错误！未找到引用源。

30、：由轴承，挡油盘、套筒及结构确定，取38mm。3、轴的结构设计(1)、初算轴径 （由教材表10.2查得C=97） 考虑到有二个键直径需加大10%，取整为。(2)、各轴段直径的确定图5 输出轴简图如上图所示，从左到右一次为第1、2、3、4、5、6、7段。错误！未找到引用源。：最小轴径处连接联轴器决定，取为43mm。错误！未找到引用源。：轴承端盖处轴段取45mm。错误！未找到引用源。：安装轴承处取轴径为50mm。错误！未找到引用源。：过渡台阶段取54mm。错误！未找到引用源。：齿轮轴肩处取65mm。错误！未找到引用源。：低速级大齿轮处取50mm。：轴承端盖处轴段取45mm。 (3)、各轴段长度确定

31、错误！未找到引用源。：由联轴器确定，取105mm。错误！未找到引用源。：由箱体结构，轴承端盖，装配关系等确定，取37mm。错误！未找到引用源。：由轴承、挡油环确定，取41mm。错误！未找到引用源。：过渡台阶段取68mm。错误！未找到引用源。：齿轮轴肩处取为 9mm。：比低速级大齿轮轮毂宽度小2，取为35mm。：由轴承，挡油环、套筒及装配关系确定取40mm。=18mm=25mm=35mm=40mm=53mmd=40mm=35mm=47mm=34mm=29mm=80mm=65mm=10mm=21mm=35mm=50mm=40mm=35mm=35mm=45mm=16mm=58mm=38mm=43mm

32、=45mm=50mm=54mm=65mm=50mm=45mm=105mm=37mm=41mm=68mm=9mm=35mm=40mm4.3轴的校核项 目计算及说明结 果已知数据1、轴的受力分析2、计算弯矩3、校核轴的强度 已知数据：以低速轴为例进行校核，T=232514.96N·m (1)、计算支撑反力齿轮圆周力： 齿轮轴向力： 齿轮径向力： 根据作图求得跨距为： 图6 轴的受力分析在水平面上： 由式可知的方向与假设方向相同。在垂直平面上：轴承1的总支承反力轴承2的总支承反力3、计算弯矩在水平面上剖面左侧 剖面右侧 在垂直平面上合成弯矩剖面左侧剖面右侧4、校核轴的强度剖面的右侧，因弯矩

33、大，有转矩，还有键槽引起的应力集中，故剖面的右侧为危险面。由附表10.1得:抗弯剖面模量 抗扭剖面模量弯曲应力 扭剪应力 对于调质处理的40Gr钢，由表10.1查得:键槽引起的应力集中系数，由附表10.4查得: 。绝对尺寸系数，由附图10.1查得: 。轴磨削加工时的表面质量系数由附图10.2查得: 所以求得安全系数 :查表10.5得许用安全系数,显然，故剖面安全。合格。第 5 章 滚动轴承的选择及校核计算5.1. 滚动轴承的选择轴承均采用角接触型滚动轴承，具体选择如下表所示：表4 滚动轴承选择位置轴径类型型号轴35mm角接触球轴承7007C轴40mm角接触球轴承7208C轴70mm角接触球轴承

34、7214C5.2. 滚动轴承校核 轴承类型选择和寿命计算以中间轴轴承为例，由机械设计手册查7007C轴承的。5.2.1计算轴承轴向力图7 轴承布置及受力图 由机械设计表11.13查得7214C轴承内部轴向力计算公式，则轴承I、II的内部轴向力为：以及的方向如图7所示。与同向。+=736.11+475.82=1211.93N,故+>，因此轴有左移趋势，但由轴承部件的结构可知轴承I将保持平衡，故两轴承的轴向力为：=1211.93N,=736.11N。比较两轴承的受力：因,故需校核轴承I。5.2.2计算当量载荷由,查表11.12得。由机械设计第五版表11.12得X=0.44,Y=1.30当量动

35、载荷 5.2.3、校核轴承寿命 由机械设计手册查的选用7209C角接触球轴承,轴承在100摄氏度以下工作，查机械设计第五版表11.9得.由于其中机械的冲击属于中等冲击，查机械设计第五版表11.10得。故轴承I的寿命预期寿命,显然，故满足要求。第 6 章 键联接的选择及计算6.1. 键连接的选择本设计中采用了普通A型平键连接，具体选择如下表所示：表5 各轴键连接选择表位置轴径型号数量轴18 mmA型键6×6×141轴50mmA型键8×7×451轴55mm A型键16×10×36173mm A型键20×12×6316.2. 键连接的校核项 目计算及说明结 果1、轴上键的校核2、轴上键的校核3、轴上键的校核1、轴上键的校核 带轮处的键连接压力为： 键、轴、联轴器的材料都是钢，查教材表6.1知，显然，,故强度足够。2、轴上键的校核 齿轮处的键