用于带式运输机的展开式二级圆柱齿轮减速器

1、.构造设计(2)计算说明书设计题目:用于带式运输机的睁开式二级圆柱齿轮减速箱设计学院专业学号设计者指导教师达成日期.z.目录一、设计任务书3二、传动方案的剖析与制定3三、电动机的选择计算4四、传动装置的运动及动力参数的选择和计算6五、传动部件的设计计算8六、V带设计21七、轴的设计计算及其强度校核24八、键的校核计算35九、附件的构造设计36十、设计心得41参照文件42.z.计算结果一、设计任务书（一）、题目：设计用于带式运输机的睁开式二级圆柱齿轮减速器.（二）、原始数据：运输带工作拉力F:8000N运输带工作速度v:1.10m/s卷筒直径D:300mm（三）、工作条件：连续单向运行，工作时有

2、稍微震动，使用期限为10年,小批量生产，单班制工作，运输带速度同意偏差为5%.二、传动方案的剖析与制定（1）为知足工作机的工作要求（如所传达的功率及转速），且综合考虑其在构造简单、尺寸紧凑、加工方便、高传动效率，使用维护方便等方面的要求，对本次设计采纳睁开式二级圆柱齿轮减速器。该设计更能适应在沉重及恶劣的条件下长久工作，且使用保护方便。传动方案简图以下所示.z.对传动简图中各标号部件的说明：1电动机2-联轴器3二级圆柱齿轮减速器4运输带5-带筒三、电动机的选择计算（一）、选择电动机的种类和构造形式：依据工作要求采纳Y系列全关闭自扇冷式笼型三相异步电动机，构造形式为卧式关闭型。（二）、确立电动机

3、的功率：依据傅燕鸣主编机械设计课程设计手册（后文简称机设）中式（13-3，4），电动机所需工作功率为：pwPd.z.60000v600001.1（r/min）nw30070.03Dnw70.03(r/min)计算结果.z.工作机所需功率为：PwFv8000*1.1010008.8kw1000因为齿轮齿面采纳硬齿面的且转速不高，所以选择7级精度齿轮，效率为齿轮=0.98，V带效率为带=0.95，因为有震动，应采纳弹性联轴器，效率为联轴器=0.99,滚动轴承效率为轴承=0.99，卷筒轴滑动轴承效率为滚筒=0.96传动装置的总效率为：42总带齿轮轴承联轴器滚筒所需电动机功率为：pw8.8Pd10.6

4、kw总0.83因载荷安稳，电动机的额定功率Ped选略大于Pd即可。由表2-1，Y系列电动机技术数据，选电动机的额定功率Ped为11kw。（三）、确立电动机的型号由机设表5-5可知V带传动比i=2-4。二级圆柱齿轮减速器为i2=8-40.则总传动比的围为I=16-160,故电动机转速的可选围为nd(16160)70.031120.4811204.8切合这一围的同步转速有1500r/min,3000r/min二种。方案对照：.z.电动机的转速越高，磁极对数越少，其尺寸和重量也就越小，价钱越低。入采纳转速高的电动机，因为电动机转速与工作机转速差异较大，会使传动比过大，以致构造尺寸和重量增添，价格反而

5、也会有所提升，综合考虑采纳1500r/min的转速的电动机，选择型号Y160M-4。电动机数据及总传动比：方电动机型额定功电机转速n/(r/min)案号率Ped/同步转速满载转速KW1Y160M1-211300029302Y160M-41115001460四、传动装置的运动及动力参数的选择和计算（一）、传动装置总传动比确实定和分派1、传动装置总传动比inm1460总20.85nw70.03其中，nm为选定的电动机的满载转速2、分派传动装置各级传动比减速器的传动比为i，取带传动比为3i20.856.953.z.两级睁开式圆柱齿轮减速器i1(1.31.4）i2，i1为高速级传动比，i2为低速级传动

6、比。取i11.3i2取两级圆柱齿轮减速器高速级的传动比i11.3*6.953.01则高速级的传动比ii12.3121.3(二)、传动装置运动及动力参数的计算、计算各轴转速：n?=nm=1460r/minn1=n0/i1=1460/3=486.67r/minn2=n1/i12=486.67/3.01=161.68r/minn?=n?/i?=161.68/2.31=69.99r/min2、计算各轴功率：P?=Pd=10.6kwP=P0*带=10.6*0.95=10.07kw1P2=P1*轴承齿轮=10.07*0.99*0.98=9.77kwP3=P2*轴承齿轮=9.77*0.99*0.98=9.4

7、8kwP4=P3*轴承联轴器=9.48*0.99*0.99=9.29kw3、计算各轴转矩:T0=9550P0/n0=9550.z.T1=9550P1/n1=9550T2=9550P2/n2T3=9550P?/n?=9550*9.48/69.99=1690.17NT4=9550P4/n4、将运动和动力参数的计算结果加以总结，列出表格如下所示各轴运动和动力参数参数电动机轴高速轴中间轴低速轴转速(r/min)1460496.67161.6869.99功率(kw)10.610.079.779.48转矩(n.m)69.34197.61577.091293.53传动比33.012.31效率0.950.97

8、0.97五、传动部件的设计计算-减速箱传动部件设计圆柱齿轮传动：一、选择资料，确立许用应力由机械设计第八版表10-1得，小齿轮采纳45钢，调质办理，硬度为250HBW；大齿轮采纳45钢，正火办理，硬度为200HBW；二者硬度差为50HBW。.z.二、高速轴齿轮对计算选1轴上小齿轮齿数为25，获得2轴上大齿轮齿数为z2=i齿z1=3.0125=75.25，取z2=75，压力角为=13?1.按齿面接触疲惫强度设计小齿轮分度圆直径：d1t32t2*1*（zz）HE2dH确立公式中各参数：取kt=1.6小齿轮转矩为T2=197.61N/m由表5-26选齿宽系数d=1由表5-25查得弹性影响系数ZE18

9、9.8Mpa12由图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲惫极限分别为Hlim1=500MPa，Hlim2=310MPa力循环次数：8N1=60n1jLh=60*486.67*1*(1*8*10*300)=7.008102N1/=7.0088108/(60/26)=2.336108由图10-23查取接触疲惫寿命系数：kHN1=0.92kHN2=0.97取无效概率为1%，安全系数S=1，得需用接触应力.z.K0.92.Hlim1500HN1H1S1=460MPaK2lim20.97310HNH=300.7MPaH2S1则H=438.35MPa由图5-12选用地区系数ZH=2.44。由图5-13查

10、得，1+2=1.621=0.782=0.84=2）计算：试算小齿轮分度圆直径d1t32t2*1z）HE2dH21.6197.611033.011d1t311.623.0122.44189.8438.35=92.39mm圆周速度vd1tn292.39486.67100060=2.35m/s601000计算齿宽b及模数mntb=dd1t=192.39=92.39mmnt=d1tcos。m=92.39cos13=3.6mmz125h=2.25mnt=2.253.6=8.1mm.z.b/h=92.39/8.1=11.41mm计算纵向重合度=0.318dz1tan=0.318125tan13=1.84计

11、算载荷系数K。由5-1得KA=1.0;依据v=1.034m/s,齿轮7级精度查5-6得动载荷系数KV=1.09，KH=1.321，查图5-5得KF=1.281;查5-22得KH=KF=1.1故载荷系数为K=KAKVKHKH=1.01.091.11.321=1.58按实质载荷系数校订所得的分度圆直径。d1=d1tK92.391.5892.003mm331.6Ktn计算模数md1cos92.39cos133.6mmm=nz125按齿根曲折疲惫强度设计mn2KT1Ycos2?YFaYSa3（1）确立计算参数。计算载荷参数。K=KAKVKFKF1.281=1.536=1.84,从图5-11查得螺旋角影

12、响系数Y=0.88计算当量齿数。.z.Zv1z12527.0253313coscosZv2z27581.075cos3cos313查取齿形系数。由表5-24查得：YFa1=2.57YFa2=2.22查取应力校订系数。由表5-24查得：YFs1=1.60YFs2=1.77由图5-9c查得小齿轮的曲折疲惫强度极限FE1410MPa,由5-9b查得大齿轮的曲折疲惫强度极限FE2MP250a。计算曲折疲惫许用应力。取曲折疲惫安全系数S=1.4，得F1KFN1FE10.9410S263.57MPa1.4F2KFN2FE20.95250S169.64MPa1.4YFa1Ysa12.571.600.0156

13、0F1263.57YFa2Ysa22.221.770.02316F2169.64大齿轮的数值大。（2）设计计算2YFaYSa2KTYcosmn1=2.312mm3dz12F取曲折疲惫强度算得的模数2.5mm，取按接触强度算的分度圆直径d1=92.003mm,可得小齿轮齿数和大齿轮齿数分别为：Z1=d1cos92.003cos1335.8536mn3Z=i齿z=3.0136=108.36=10821.z.4）几何尺寸计算（1）计算中心距。（z1z2）mn184.73185a=2cos为了便于制造和丈量，中心距尽量圆整成尾数0和5，取a=185mm。（2）按圆整后的中心距修正螺旋角。(z1z2)m

14、n(36108)2.5=arcosarcos13214.262a2185因值改变不多，故、K、ZH等不用修复。（3）计算大小齿轮的分度圆直径。zmd1=1n=92.5mmcosd2=z2mn=277.5mmcos计算齿轮的宽度。b=dd1192.592.5mm圆整后取b1=90mm,b2=95mm。二、低速轴齿轮对计算选2轴上小齿轮齿数为z1=26，获得2轴上大齿轮齿数为z2=i齿，取=60,压力角为=13?z1=2.3126=60.06z21).按齿面接触疲惫设计:.z.d1t32t21*（zz）HE2dH(1)确立公式中各参数：取kt=1.6小齿轮转矩为T2=577.09N/m由表5-26

15、选齿宽系数=1d由表5-25查得弹性影响系数ZE189.8Mpa12由图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲惫极限分别为Hlim1=600MPa，Hlim2=310MPa应力循环次数：N1=60n1jLh=60*161.8*1*(1*8*10*300)=2.328108N2N1/=2.328108/(60/26)=1.009108由图10-23查取接触疲惫寿命系数：kHN1=0.96kHN2=0.97取无效概率为1%，安全系数S=1，得需用接触应力KHlim10.96600HN1H1S1=576MPaK2lim20.97310HNH=300.7MPaH2S1则H=438.35MPa由图5-1

16、2选用地区系数ZH=2.44。.z.由图5-13查得1，=1+2=1.62=0.782=0.842）计算：试算小齿轮分度圆直径d1t32KtT2*1*（zHzE）2dH21.6577.091032.311d1t311.622.312.44189.82438.35=122.16mm圆周速度vd1tn2100060=1.034m/s601000计算齿宽b及模数mntb=dd1t=1122.16=122.16mmmd1tcos122.84cos13。nt=4.603mmz126h=2.25mnt=2.254.578=10.301mmb/h=122.16/10.301=11.86mm计算纵向重合度=0

17、.318dz1tan=0.318126tan13=1.909计算载荷系数K。由5-1得KA=1.0;依据v=1.034m/s,齿轮7级精度查5-6得动载荷系数KV=1.03，KH=1.436，查图5-5得KF=1.375;查5-22得.z.KH=KF=1.1故载荷系数为K=KAVKHK=1.01.031.11.436=1.627KH按实质载荷系数校订所得的分度圆直径。d1=d1tK122.1631.627122.8431.6Ktn计算模数mmn=d1cos122.84cos134.603z126按齿根曲折疲惫强度设计mn2KT1Ycos2?YFaYSa3（4）确立计算参数。计算载荷参数。K=K

18、AKVKFKF1.375=1.558=1.909,从图5-11查得螺旋角影响系数Y=0.89计算当量齿数。Zv1z12628.106cos3cos313Zv2z26064.860cos3cos313查取齿形系数。由表5-24查得：YFa1=2.55YFa2=2.26查取应力校订系数。由表5-24查得：YFs1=1.61YFs2=1.74由图5-9c查得小齿轮的曲折疲惫强度极限.FE1460MPa,由.z.5-9b查得大齿轮的曲折疲惫强度极限FE320MPa。2计算曲折疲惫许用应力。取曲折疲惫安全系数S=1.4，得F1KFN1FE10.92460S302.286MPa1.4F2KFN2FE20.

19、93320S212.571MPa1.4YFa1Ysa12.551.610.01358F1302.286YFa2Ysa22.261.740.01850F2212.571大齿轮的数值大。（5）设计计算mn2KT1Ycos2YFaYSa3?=2.952dz1F取曲折疲惫强度算得的模数2.95mm并就近圆整为标准值mn=3mm，取按接触强度算的分度圆直径d1=122.84mm,可得小齿轮齿数和大齿轮齿数分别为：Z1=d1cos122.84cos1339.8940mn3Z2=i齿z1=2.3140=92.4=934）几何尺寸计算（1）计算中心距。（z1z2）mn204.75205a=2cos为了便于制造

20、和丈量，中心距尽量圆整成尾数0和5，取a=205mm。.z.（2）按圆整后的中心距修正螺旋角。=arcos(z1z2)mnarcos(4093)313187.32a2205因值改变不多，故、K、ZH等不用修复。（6）计算大小齿轮的分度圆直径。d1=z1mn=123.31mmcosd2=z2mn=286.69mmcos计算齿轮的宽度。b=dd11123.31123.31mm圆整后取b1=120mm,b2=125mm。两组齿轮参数高速级低速级齿数z25752660中心距a(mm)185205模数m(mm)2.53齿宽b(mm)9590125120分度圆直径d(mm)92.50277.5123.31

21、286.69三、齿轮构造设计）高速轴齿轮对设计小齿轮直径采纳实心齿轮构造，大齿轮直径小于500采纳腹板.z.式齿轮构造。代号构造尺寸计算公式结果（mm）轮毂处直径D1D11.6ds104轮毂轴向长度LL=B-4652倒角尺寸nn0.5m11.25腹板最大直径D0df220190D0板孔散布圆直D20.5(D0D1)147D2板孔直径d1d10.25(D0D1)2腹板厚度CC0.3B216因为小齿轮构造尺寸较为简单不做详尽介绍。）低速轴齿轮构造设计小齿轮直径采纳实心齿轮构造，大齿轮直径小于500采纳腹板式齿轮构造。代号构造尺寸计算公式结果（mm）.z.轮毂处直径D1D11.6ds214轮毂轴向长

22、度LL=B-4679倒角尺寸nn0.5m12腹板最大直径D0D0df222300板孔散布圆直D2D20.5(D0179D1)板孔直径d1d10.25(D031D1)腹板厚度CC0.3B223因为小齿轮构造尺寸较为简单在此也不做详尽介绍。五、V带设计1.确立计算功率Pca由载荷改动较小，每日单班制，查表5-1，取带传动工作状况系数KA=1.1，则PcaKAPd.z.选择V带带型依据求得的Pca=11.66kW以及n0=1460r/min，查图5-1，采纳B型V带。3.确立带轮的基准直径dd及验算带速v查表5-2并参照图5-1，取小带轮的基准直径dd1=130mm验算带速vvdd1n0130146

23、0s1000609.94m/601000因为5m/sv30m/s，故带速适合。计算大带轮的基准直径dd2dd2i带dd13130390mm依据表5-2注2，取dd2=400mm。4.确立V带的中心距a和基准长度Ld依据0.7(dd1dd2)a02(dd1dd2)，得371a01060。初定中心距a0=700mm计算所需的基准长度LdLd02a0(dd1(dd2dd1)2dd2)2232.53mm24a0由表5-3选带的基准长度Ld=2240mm。计算实质中心距a.z.aa0LdLd0703.74mm2amina0.015Ld670.14mmamaxa0.03Ld770.94mm因其中心距的变化

24、围为670.14770.94mm。5.验算小带轮的包角11180(dd2dd1)57.3158.02a因为小带轮包角大于90，故适合。6.计算带的根数z计算单根V带的额定功率Pr由表5-4，P0=2.40kW，查表5-5，P0=0.17kW查表5-6得K=0.94，查表5-3得KL=1.00，于是Pr(P0P0)KKL=（2.40+0.17）0.941.00=2.416kW计算V带的根数zPca11.66z4.83Pr2.416取5根。7.计算单根V带初拉力的最小值(F0)min由表5-7查得B型V带的单位长度质量q=0.18kg/m，所以(2.5K)Pcaqv2212.46N(F0)min=

25、500zvK应使带的实质初拉力F0(F0)min。.z.8.计算压轴力Fp压轴力的最小值为(Fp)min2z(F0)minsin1=25212.46sin79.01=2085.64N2六、轴的设计计算及其强度校核6.1轴的选材及其许用应力确实定因传达的功率不大，并对证量及构造尺寸无特别要求，所以初选轴的资料为45钢，调质办理。查表16-1得：轴资料的硬度为217255HBW，抗拉强度极限B640MPa，折服强度极限s355MPa，弯曲疲惫极限1275MPa，剪切疲惫极限1155MPa，许用曲折应力160MPa。6.2轴的最小值估量1）高速轴最小直径高速轴为转轴，输入端与大带轮相连结，所以输入端

26、轴径应最小。查表16-2，取A0126，则高速轴最小直径为d1minA03p1126310.0734.59mmn1486.67考虑到高速轴最小直径处安装大带轮，该轴段截面上应设有一个键槽，故将此轴径增大5%7%，则d1mind1min(17%)34.59(17%)37.0113mm查表1-19取标准尺寸d1min40mm（2）中间轴最小直径查表16-2，取A0123，则中间轴最小直径为dAp212339.77348.267mm2min0n2161.68同理，轴径增大15%.z.d2mind2min(115%)59.409mm查表1-19取标准尺寸d2min60mm（2）低速轴最小直径查表16-

27、2，取A0121，则低速轴最小直径为d3minA03P312139.4862.1407mmn369.99同理，轴径增大15%d3mind3min(115%)71.461mm查表1-19取标准尺寸d3min75mm6.3减速器装置工作底图的设计依据轴上部件的构造、定位、装置关系、轴向宽度、部件间的相对地点及轴承润滑方式等要求，参照表15-1、图15-3及图16-3，装置工作底图20-7，其中箱座壁厚查表15-10.025a38取10箱盖壁厚10.02a3818由2取2=12mm11.2取110mm故箱体宽WB222B320259mm6.4高速轴的构造设计及强度校验d140mm，d250mm，d3

28、d655mm，d460mm，d570mm，d797.5mm，l1100mml270mml3l646mml510mml795mml4139mm地脚螺钉df0.036a120.0362051219.38mm取M20轴承旁连结螺钉d10.75df0.752015mm取M16C126mmC224mm.z.d2(0.50.6)df(0.50.6)201012mm取M12轴承端盖螺钉直径d3(0.40.5)df(0.40.5)24810mm取M10由表4-13螺栓GB/T5782-2000M1030由表8-1查得轴承端盖凸缘厚度e1.2d31.21012mm轴承座宽度l2C1C2586568mm取l268

29、mm取端盖与轴承座间的调整垫片厚度t2mmK132mm总长L1l1l2l3l4l5l6l71007046109513946506mm强度校核Ft12T12197.6d14272.43N0.0925Fr1Ft1tan1598.23NcosFa1Ft1tan1013.99N两支点支反力RA1HFt1892281199.52N89RB1H3072.91N由MA(F)134.5FP288Fr1(22889)RB1V0RB1V2336.94N(方向相反)RB1VFPFr1RA1V.z.RA1VRA1V2824.35NRA1RA1H2RA1V23068.52NRB1RB1H2RB1V23860.58NC1

30、处的弯矩MC1HRA1HlA1C1273.4NmMMC1VRA1VlA1C167.77Nm22281.67NmC1MC1HMC1VA1处的弯矩MA1FPlAD280.52Nm截面小为危险截面.z.取0.6当量弯矩Me1MA2()2304.55NmcaMe18.305MPa160MPaW安全采纳轴承7311ACC056.8kNLh24000hFr1RA13068.52NFr2RA23860.58NfP1.2Fd10.68Fr12086.59NFd20.68Fr22625.19Ne0.6992被压紧1被放松Fa1FaeFd13100.58NFa2Fd12086.59NFa1Fr10.68eX=1Y

31、=0Fa20.80eFr2X=0.41Y=0.87P1fd(XFr1YFa1)3682.224NP2fd(XFr2YFa2)5136.41NLh106C276690.74h24000h()60nP6.5中间轴的构造设计及强度校验.z.l1l460mml510mml388mml2125mmlA2C2111.5mmlC2D2117.5mmlB2D282mmFr2Ft2tan1598.23NcosFt22T24272.43Nd2Fa2Ft2tan1013.99NFr3Ft3tan3500.68NcosFt32T39359.99Nd3Fa3Ft3tan2212.96NRA2H7100.88NRB2H6

32、418.32NMA(F)Fr2lA2D2RB2VlA2B2Fr3la2c20RB2V102.81N.z.RB2VFr3Fr2RA2VRA2V1841.99NRA22RA2V27335.90NRA2HRB22RB2V26419.14NRB2HC2处的弯矩MC2HRA2HlA2C2791.75NmMC2VRA2VlA2C2205.38NmMC222817.95NmMC2HMC2VMD2HRB2HlB2D2526.30NmMD2VRB2VlB2D28.43NmMM22526.38NmD2MD2HMD2VD2MC2.z.C2处为齿轮轴，D2处为危险截面0.6Me2MD2(T)2630.1NmcaMe2

33、14.93MPa160MPaW安全采纳轴承7414ACCr125kNFr1RA27335.90NFr2RB26419.14N取fP1.2Fd10.68Fr14988.412NFd20.68Fr24365.02Ne0.6992被压紧，1被放松Fa2FaeFd16214.252NFa1Fd14988.412NFa10.68eX=1Y=0Fr1Fa20.968eX=0.41Y=0.87Fr2P1fd(XFr1YFa1)8803.08NP2fd(XFr2YFa2)9645.90N3610C25Lh()2.2433310h24000h轴承切合要求6.6低速轴的构造设计及强度校验.z.l1140mml51

34、0mml3l755mml269mml4116mml6118mmd175mmd3d790mmd285mmd495mmd5100mmd695mm采纳轴承7318AC联轴器的选择因为载荷较安稳，速度不高，无特别要求，应采纳弹性套柱销联轴器。查表7-9KA1.5T31293.53NmT41267.60NmTcaKAT31940.295Nm查表7-6采纳LT10型，公称转矩Tn2000Nm故TcaTn。采纳Y型轴孔，A型键，轴孔直径d=75mm轴孔长度L=142mm，取弹性套柱销的装置距离K245mm采纳毡圈85JB/ZQ46061997.2T4Ft49023.89Nd4Fr4Ft4tan3500.68

35、NcosFa4Ft4tan2133.51NlA4D4160.5mmlA4C4219.5mmlB4C491.5mm.z.RA3H2654.94NRB3H6368.95NRB3V992.96NRA3V2382.02NRA32RA3V22834.55NRA3HRB32RB3V26799.82NRB3HC3处的弯矩水平M垂直Mc3HRA3HlA3C3582.76Nmc3VRA3VlA3C3217.95Nm2MC3V2662.18NmMC3MC3HC3是危险截面.z.取0.6Me3Mc32(T)21020.22NmcaMe311.90MPa160MPaW轴安全采纳7318ACCr135kNLh24000

36、hFr1RA22834.55NFr2RB26799.82N.z.fP1.2Fd10.68Fr11927.49NFd20.68Fr24623.88Ne0.699Fa1FaeFd2Fa24623.88NFa12.38eX=0.41Y=0.87Fr1Fa20.68eX=1Y=0Fr2P1fd(XFr1YFa1)8449.29NP2fd(XFr2YFa2)8159.82N3Lh106C29.71105h24000h()60nP齿轮切合要求八、键的校核计算（1）高速轴上的键选择键连结的种类和尺寸。主动周外伸端d40mm，l100mm考虑到键在轴中部安装，查表4-27，选键1280GB/T10962003

37、，b12mm，h8mmL80mm。选资料为45钢查表4-28，键静连结时的许用挤压应力p100120Mpa，取p120Mpa。工作长度lLb68mm，键与轮毂键槽的接触高度K0.5h4校核键连结的强度2T103p36.32pKld故键的强度足够，选择键1280GB/T10962003适合（2）中间轴上的键选择键连结的种类和尺寸。主动周外伸端d75mm，l88mm考虑到键在轴中部安装，查表4-27，选键2080GB/T10962003，b20mm，.z.h12mmL80mm。选资料为45钢查表4-28，键静连结时的许用挤压应力p100120Mpa，取p100Mpa。工作长度lLb60mm，键与轮

38、毂键槽的接触高度K0.5h6校核键连结的强度2T103ppKld42.74故键的强度足够，选择键2080GB/T10962003适合低速轴上的键选择键连结的种类和尺寸。主动周外伸端d75mm，l140mm考虑到键在轴中部安装，查表4-27，选键20125GB/T10962003，b20mm，h12mmL80mm。选资料为45钢查表4-28，键静连结时的许用挤压应力p100120Mpa，取p100Mpa。工作长度lLb60mm，键与轮毂键槽的接触高度K0.5h6校核键连结的强度2T103pp54.75Kld故键的强度足够，选择键20125GB/T10962003适合九、附件的构造设计1、检查孔和视孔盖检查孔用于检查传动件的啮合状况、润滑状况、接触斑点及齿侧空隙，还可用来注入润滑油，检查要开在便于察看传动件啮合区的地点，其尺寸大小应便于检查操作。视孔盖用