二级斜齿圆柱齿轮减速器设计(带CAD图)

1、目录一、课程设计任务书 0二、传动方案的初步拟定 2三、电机的选择 3四、确定传动装置的有关的参数 5五、齿轮传动的设计 8六、轴的设计计算 17八、滚动轴承的选择及校核计算 24九、连接件的选择 26十、减速箱的附件选择 29十一、润滑及密封 303133一、课程设计任务书题目：二级斜齿圆柱齿轮减速器设计工作条件：单向运转，轻微震动，连续工作，两班制，使用 8 年。原始数据：滚筒圆周力F=3500N；卷筒转速 n=60(rpm)；滚筒直径 D=300mm。电动机联轴器减速器卷 筒联轴器二、传动方案的初步拟定电动机联轴减速器卷 筒联轴器如图，减速器与电机、卷筒通过联轴器连接。三、电机的选择1、

2、选择电机类型和结构型式电动机分交流和直流电机两种。由于直流电机需要直流电源，结构较复杂，价格较高维护不方便，因此用交流电动机，一般用三相交流电源。交流电机有异步和同步电机两类。异步电机有笼型和绕线型，其中一普通笼型异步电机应用最多。其机构简单、工作可靠、价格便宜、维护方便。根据工作要求和条件，选择用三笼型异步电动机，封闭式结构，电压380V，Y 型。2、选择电动机的容量P电动机所需工作功率：PwKWdTn式中PaKW ；4 2 2w9550a1234 、 、 、分别为轴承、齿轮传动、联轴器和卷筒的传动效率。1234取 0.98（滚子轴承 0.97（齿轮精度为7 级，不包括轴承效率12 0.99

3、（齿轮联轴器， 496。3那么： 0.984 0.972 0.992 0.96 0.83aD300 0.83aTn所以PFn35002103 2 3.97 KWd3、确定电动机转速9550aa95500.83P 3.97kwd卷筒轴工作转速为n 60r / min二级圆柱齿轮减速器传动比 i1 840，故电机转速的可选范围为：n i n （840） 60 （4802400）n (480 2400)dad符合这一范围的同步转速有 750、1000 和 1500 r/min。根据容量和转速，由有关手册及上网查出有三种适用的电机型号，因此有三种传动方案，如下表：2 方案比较合适。因此选定电机型号为Y

4、132M1-6性能如下表：经查有关资料电机主要外形和安装尺寸列于下表：四、确定传动装置的有关的参数1、确定传动装置的总传动比和分配传动比。(1)总传动比的计算。由选定电动机满载转速n和工作主动轴转速n ,可得传动装置总传比mmi nm 960 16i16an60a式中：n960r/min；n60r/min。m(2)分配传动装置传动比iia式中 i 为减速器的传动比。i i i12i i1为低速级传动比。由二级圆柱齿轮减速器传动比分配，图（b）32i =4.5，所以i129i2、计算传动装置的运动和动力参数如图(a)：1i 3229（a）图（b）各轴的转速 轴n nm 960r/minnI 96

5、0 r/min 轴nIIn i 960 213.3r/min4.5nII 213.3 r/min 轴n1ni 60r/min2n n 60卷筒轴n n60r/min式中：n ,n,n分别为.轴的转速；n电机满载转速。m各轴输入功率P 3.85 KW 轴 PI P d13 P d133.970.980.993.85KWIP 3.66KWII轴PII P I12 P I123.850.980.973.66P 3.48KW轴P P P 13.660.980.97 3.48III卷筒轴P P PIII 13.480.980.99 3.38P3.38KW式中：Pd电动机的输出功率，kwP,P，,轴的输入

6、功率，kw0.96，0.98（滚子轴承， 0.97（齿轮精度为7 级，123不包括轴承效率，0.99（齿轮联轴器， 0.95。45各轴输入转矩P T9550dnm955096039.49Nm 轴 TITd3TNm39.490.991 39.09 Nm 轴TIIT i I1T i I112T167.25NmII 39.09 4.5 0.98 0.97 N m 轴TTi2Ti 12TIII565.29Nm167.253.560.980.97 565.29N mTNm卷筒轴TT3 565.29 0.99Nm五、齿轮传动的设计（一）高速级齿轮设计1、选择齿轮材料及精度等级考虑减速器传递功率不大，所以齿

7、轮采用软齿面。小齿轮选用 40Cr 240260HBS45 P210 10-87 Ram2、按齿面接触强度设计由标准斜齿圆柱齿轮的设计公式：d32K Tt u 1 Z(H(ZE )2（教材 P218 式 10-21）duH确定公式内的个计算数值1）试选k1.6t2）由教材P218 图10-3 选取区域系数Z 2.433Hk1.6tZ 2.433H3) 传动比i1取小齿轮Z1 4.5 20 ，大齿轮Z2 Zi1 204.590Z 2014）初选取螺旋角 14 查教材P215 图10-26 得所以1.59125) 许用接触应力H 0.72 ，Z2对应的 2=0.87Z9021 14 1.59取失效

8、概率为 1%，通用齿轮和一般工业齿轮，按一般可靠度要求选取安全系数 KNlimS由教材P209 图10-21查得： HlimZ1=520Mpa由教材 P206 式 10-13 计算应力循环次数 NN1=60njLh=609601(163658)=109式中：n-齿轮转速；j-每转一圈同一齿面的系数取；Lh-齿轮的工作寿命。N2=N1/i=109/=109N1=109N2=109P207 10-19 KHN1=0 KHN24H1=Hlim1 KHN1/S=5600=504Mpa H2=Hlim2 KHN2/S=460MpaH1=504MpaH2Mpa HMpa所以HH 504 432.4H2 4

9、68.2Mpa 226）小齿轮的传递转矩：T 95.5 105 P1n 95.5 105 3.85960I=3.85104NmmT3.851041117）由教材 P205 表 10-7 取d=18）P20110-6ZE计算小齿轮分度圆直径d，由计算公式得：1t 189.8MPa 2Nmm21.63.851044.512.433189.8d 11.594.5468.2)2mmd 45.164mmlt计算圆周速度dndnv 60 3.14 45.164 2.27 m sv 2.27 m1000601000s计算齿宽b及模数mntb dd45.164mmb 45.164mmdcos45.164cos

10、14mntz12.19mm20m 2.19nth 2.25m 4.93nth 4.93b h 45.164 4.93 9.16计算纵向重合度 0.318 d z1 tan 0.318 20 tan14 1.586K已知使用系数Kv 2.27m s,7级精度，A 1.586P19410-8Kv 10 查得的值：H45.164 40K 得出： K 1.41880401.426 P19810-13KFH 1.3KH 1.418由教材P195表10-3查得K KHF1.2K1.3F故载荷系数K KKKK18 1.87AVHHK 1.87P得：d1K3 Kt 45.164 1.871

11、.647.59mmd 47.591计算模数mnm d1cos 47.59 cos14 2.3mmnz201m 2.33、按齿根弯曲强度设计由教材 P218 式（10-17）即 m2KT Y 31 ncos2 YYFaSa确定计算参数n z2d1FK KKKK1.716AVFFK 1.716由纵向重合度 1.586P21610-28系数Y 0.88Y0.88计算当量齿数ZZ120 21.894v1cos3 cos3 14ZZ290 98.521Z21.894v1v2cos3 cos3 14Z98.521查取齿形系数v2P20010-52.72 2.76 22 得到：Y 2.7

12、2424YFa12.7621.894 Fa12.18 2.18 YFa 2100 150 100 得到：YFa 2.182查取应力校正系数P20010-51.57 1.56 21201.579YFa1 2.72424YSa11.5721.894 Sa11.831.79150算得：Y1.789Y 2.182Fa 2YSa 21.7998.521Sa 26 ） 由教材 P208 图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限410MPa；大齿轮的弯曲疲劳极限 380MPa。FE1FE2Y1.579Sa1P20610-18YSa 2 1.789KFN 1 0.84,FN 0.91。计算弯曲疲劳许用应

13、力S 1.4 P205（10-12）得： 410MPaKFN1FN10.84410 246MPaFE1F 1S1.4FE 2 380MPa KFN 2FN 0.91380 247MPaK0.84,F2S1.4YYFN1KFN 0.919）计算大小齿轮的 FaFa 并加以比较FF 1 246MPaYFa12.72421.5790.0175F2 247MPa246F 1YFa 2YFa 2.182 1.789 0.0158247F2小齿轮的数值大设计计算m3n2 1.87 3.85 104 cos2 14 0.87 0.017 1.48mm1 202 1.59对比结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面

14、模数 m 大于齿根弯曲疲劳强度计n算的法面模数，取 mn=2mm，可满足弯曲强度，但为了同时满足疲劳强度，需按接m1.48mm触疲劳强度算得的分度圆直径来计算应有的齿数，于是有：nd cos47.59 cos14z127.93=28，1m21n那么z2=4.528=126mn =2mm实际传动比u 126 4.528传动比误差：i-u/i=|(-)/4.5|=0%5% 可用(3) 几何尺寸的计算1) 计算中心距：z =281z =1261a (z1z )m2 (28 126) 2 158.7mm2cos2 cos14取中心距a 159mm按圆整后的中心距修正螺旋角 arccos (z1z )m

15、2 arccos2(28126) 13.99a 158.7mm2a2158.7由于 值改变不多，故参数KZ等不必修正。H算大小齿轮的分度圆直径z m282 13.99d1n1coscos13.99d z21262 259.70mm2coscos13.99计算齿轮宽度b d157.7157.71mmd1d1圆整后取 B1 60mm, B2 65mmd 259.70mm2160mm500mm，故选用腹板式结构为宜。（二、低速级齿轮设计1、选择齿轮材料及精度等级考虑减速器传递功率不大，所以齿轮采用软齿面。小齿轮选用 40Cr 240260HBS45 P210 10-87 2、按齿面接触强度设计由标准

16、斜齿圆柱齿轮的设计公式：BB 60mm,1B 65mm2d32K Tt u 1(ZHZE )2（教材 P218 式 10-21） duH确定公式内的个计算数值试选kt 1.6P218 10-3选取区域系数ZH 2.4333) 传动比i1 329 1.6取小齿轮Z1 27 ，大齿轮 Z2 Zi1 27 9 94tZ 2.4334）初选取螺旋角 14 P215 10-26 得 0.77 ，Z 2 对应的 2 HZ 27所以1 1.623Z945) 许用接触应力H1%全系数4 14 KNlim 1 0.77S由教材P209 图10-21查得：2HlimZ1=520MpaHlimZ2=460Mpa由教

17、材P206 式10-13计算应力循环次数NN3=60njL h=601(163658)=108式中：n-齿轮转速；j-每转一圈同一齿面的系数取；Lh-齿轮的工作寿命。N4=N3/i=108/=108由教材 P207 图 10-19 查得接触疲劳的寿命系数：KHN1=4 KHN26H1=Hlim1 KHN1/S=5604=5MpaH2=Hlim2 KHN2/S=460=MpaHlimZ1=520Mpa HlimZ2=460MpaN3=108N4=108所以 H H 526.4 443.52 484.96MpaH1=5Mpa1H2216）小齿轮的传递转矩：H2 443.52MpaT 95.5 10

18、5 P1n 95.5 105 3.66 213.3I 443.52MpaH= 1.64105Nmm7）由教材 P205 表 10-7 取d=18）P20110-6ZE计算小齿轮分度圆直径d，由计算公式得：1t189.8MPa2T111.64 105 N mm1121.61.661053.561d=1d3()2 mm 11.623.56484.961Z 189.8MPa2E计算圆周速度1v d1tn3.1472.4841 0.809 m s601000601000计算齿宽b及模数mntd 72.484ltb dd 72.484mmdcosmntz172.484cos14272.6mmv 0.80

19、9m /sh 2.25mnt 5.86b=b h 72.4845.86 12.4b=计算纵向重合度 m 2.6mm 0.318 dz tan 0.31827tan142.141nth 5.86K已知使用系数 KA v 0.809 m s,7级精度， P19410-8Kv用差值法计算得：1.05,10查得的值：H72.484 40K 得出： K 1.42480401.4261.417HP19810-13KF 1.3 2由教材P195表10-3查得K K1.2HF故载荷系数K KKKK241.88AVHHKH 1.4247）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径由教材P（10-

20、10a） K1.3得：K1.88FK K 1.2d d33 Kt 72.484376.48mm1.6HFK 1.88计算模数mnm d1cos 76.48 cos14 2.75mmnz2713、按齿根弯曲强度设计由教材 P218 式（10-17）即 m2KT Y 31 cos2 YYFaSad 76 . 48 mm3确定计算参数n z2d1Fm 2.75nK KKKK2 1.7424AVFF由纵向重合度 1.586, P21610-28系数Y 0.88计算当量齿数ZZ127 29.556K 1.7424v1cos3 cos3 14ZZ294102.9v2cos3 cos31

21、4查取齿形系数P20010-5Y 0.882.52 2.53 30 得到：Y 2.524YFa12.5329.556 Fa12.18 2.18 Y 100 150 100 得到：YFa 2.178Z29.556v1Fa 2查取应力校正系数P20010-5Z102.9v 21.625 1.62 30 算得：Y 1.623YSa11.6229.556 Sa11.83 1.79150算得：Y 1.792YFa1 2.524YSa 21.79102.9 Sa 2Y2.1786 ） 由教材 P208 图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限410MPa；大齿轮的弯曲疲劳极限 380MPa。FE1F

22、E2P20610-18Fa 2KFN 1 0.92,FN 0.95。YSa11.623计算弯曲疲劳许用应力S 1.4P205（10-12）得：K0.92 410YSa 2 1.792F 1FN1FN1 269.4MPa S1.4FE1 410MPa KFN2FN2 0.94380 255.1MPa380MPaF2S1.4FE 2YY9）计算大小齿轮的 FaFa 并加以比较KFN1K0.92,0.95FFN 2YYYYFa1 Fa12.524 1.623269.4 0.0152 269.4MPaF 1F 1YY2.1781.792Fa2Fa2 0.0153255.1 255.1MPaF2F2大齿

23、轮的数值大设计计算m21.74241.64105 cos2 140.880.0153 n对比结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m 大于齿根弯曲疲劳强度n计算的法面模数，取m =2mm度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算应有的齿数，于是有：z d1cos 76.48 cos14 37.1 取z =37，m1.83mmn3m23n32那么z= 37=131.6 取Z132494实际传动比u 132 3.5737m =2mm传动比误差：i-u/i=|(-)/|=0.3%5% 可用n几何尺寸的计算计算中心距：z =373a (z1 z2 )mn (37 132) 2 174.17mm2cos

24、2cos14Z1324取中心距a 174.2mm按圆整后的中心距修正螺旋角 arccos (z1 z2 )mn arccos 2 (37 132) 14.03 2a2174.2由于 值改变不多，故参数KZ等不必修正。H算大小齿轮的分度圆直径d z m37276.28mm1n3coscos14.03d z2 mn 1322 272.12mm4coscos14.03 14.0331 272 1.62n计算齿轮宽度b d 176.28 76.28mmd1圆整后取B80mm,B85mmd 76.28mm343结构设计d以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故选用腹板式结构为

25、宜。 272.12mmB 80mm,1B 85mm2六、轴的设计计算（一）输入轴的设计计算1、按扭矩初算轴径。选用 45 调质，硬度 217255HBS根据教材 P370（15-2）式，并查表 15-3，取 A0=115，P 为传递功率为P PI 3.85KW，n nnI 960 r/min。d A 30P（实心轴）n那么：d 115 3.85960=mm考虑有键槽，将直径增大 5%，那么d=(1+5%)=mm。圆整后取d=20mm。P PI 3.85KW2、轴的结构设计轴上的零件定位，固定和装配二级斜齿轮减速器可将齿轮和轴做成一体相对两轴承做不对称布置，两轴承分别以轴肩和端盖固定，联轴器轴向

26、用轴肩和螺母固定，周向采用键做周向定位，轴呈阶梯状，左轴承从左面装入，右轴承从右面装入。d=20mm确定轴的各段直径和长度因为输出轴的最小直径显然是安装联轴器出轴的直径，Tca=KAT1P351 14-1KA=1.3 Tca=KAT3m查标准 GB/T5014-85 选 HL3 型弹性柱銷联轴器，其公称转矩为630Nm，半联轴器孔径 d=3038mm，半联轴器长度 L=82mm，L1=60mm 。初选32007 型圆锥滚子轴承，其尺寸为dDT=35mm62mm18mm。考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面与箱体内壁应有一定矩离，取齿轮距箱体内壁的距离 a=18mm 滚动轴承距箱体内壁的距离 s=8

27、mm，各段长度及直径如下：Tcam按弯扭复合强度计算z m28 2求分度圆直径：已知mt=2d1n1求转矩：已知 T1Nm求圆周力：FtP213（10-14）Ft=2T1/d1N求径向力 FrP213（10-14）Fr=Ftan/coNcoscos13.99求轴向力 FaP213（10-14）Fa=FttanN由于该轴两轴承非对称，根据几何尺寸算得L1=mmL2=67mmYFr=ABCDXFaZM1 M2T1由上图及力平衡和力矩平衡求得的力和力矩如下：FBZ=539N FDZ=1616N FBY=273N M1=106722N.mm M2 T1MC=(M12+M22)1/2=(1067222+

28、540542)1/2=119630Nmm转矩产生的扭转切应力按脉动循环变化，取=0.6，截面 C 处的当量弯矩：Mec=MC2+(T)21/2=119630276000)21/2C 由式（15-5）33=3.96MPa-1b=60MPaT1M该轴强度足够。MC=119630Nmm（二）中间轴的设计计算1、按扭矩初算轴径。选用45 调质，硬度217255HBS根据教材 P370（15-2）式，并查表 15-3，取 为传递功率为 -1bP P3.66KW，n为一级输入轴转速nn r/min。d A 30P（实心轴）n那么：d 115 3.66213.3=mmP 3.66 KW考虑有键槽，将直径增大

29、5%，那么d=(1+5%) = mm2、轴的结构设计轴上的零件定位，固定和装配二级斜齿轮减速器可将齿轮和轴做成一体相对两轴承做不对称布置，所以将齿轮Z与轴做成一体，齿轮Z用轴肩与套筒固定，两个滚动轴承两端32d=32mm分别用端盖和套筒固定。齿轮Z2周向采用键做周向定位，轴呈阶梯状，左轴承从左面装入，右轴承从右面装入。确定轴的各段直径和长度初选32008型圆锥滚子轴承其尺寸为dDT=40mm68mm19mm考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面与箱体内壁应有一定矩离，取齿轮距箱体内壁的距离a=18mm滚动轴承距箱体内壁的距离s=8mm，各段长度及直径如上图。按弯扭复合强度计算求分度圆直径：mt2=2

30、 z2 mn 1262 259.70mm2coscos13.99z m37 2d1n 76.28mm3coscos14.03求转矩：已知 T2Nm求圆周力：Ft根据教材P213（10-14）式得Ft2=2T2/d2=1288NFt3=2T2/d3=3310.2N求径向力 Fr根据教材P213（10-14）式得Fr2=Ft2tann/cos=N求轴向力 Fa根据教材 P213（10-14）式得Fa=Ft tan=NFatan=NFt2=1288N2233Ft3=由于该轴两轴承非对称，根据几何尺寸算得L1=mmL2=mmL3=mmFr2YFr3ABCDXZFa2=Fa3由上图及力平衡和力矩平衡求得

31、的力和力矩如下：FAZ=4754NFDZ=593N M1=528891N.mmM2 T2MC=(M12+M22)1/2=(5288912+7651202)1/2=765120Nmm（三）输出轴的设计计算T21、按扭矩初算轴径。MC=765120Nmm选用 45 调质，硬度 217255HBS根据教材 P370（15-2）式，并查表 15-3，取 A0=115，P 为传递功率为P PI 3.48KW，n nn 60 r/min。d A 30Pn （实心轴）P P 3.48KW那么：d 115 3.48 =mmI605%d=(1+5%)mm圆整后取 d=47mm因为输出轴的最小直径显然是安装联轴器

32、出轴的直径，联轴器的计算转矩 Tca=KAT3，查教材表 14-1，取 KA=1.3 那么：Tca=KAT3=Nmd=47mm查标准 GB/T5014-85 选 HL4 型弹性柱銷联轴器，其公称转矩为 1250Nm，d=48mmL=112mm，L1=84mm 。2、轴的结构设计Tca=m轴上零件的定位，固定和装配用平键连接。两轴承分别以轴肩和套筒定位。确定轴各段直径和长度1 段：d1=48mm长度取L1=82mm第 II 为定位轴肩 h=2 段：d2=d1+2h=55+23.5=55mmd2=55mm取长度3 段为非定位轴肩32012 dDT=60mm95mm23mmd =60L3=54因为第

33、6段位定位轴肩取h=6mmd6=d3+2h=72mm L6=65mm段为定位轴肩取d4=70mm为了使套筒端面可靠的压紧齿轮此轴段略短于轮毂宽度故取L4=78mm5h=6mm d5=d4+2h=82mmL =55d =60L6=49考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面和箱体内壁应有一定距离。取筒长为24mm，取齿轮距箱体内壁的距离a=18mm滚动轴承距箱体内壁的距离 s=8mm具体如下图：轴上零件的周向定位6-1 按齿轮和半连轴器的直径查得如下： 1段的键的尺寸：bhl=14mm9mm63mm H7/m64 段的键的尺寸：bhl=16mm10mm70mm其配合为 H7/n6确定轴上圆角和倒角尺寸轴

34、端倒角为 245。 圆角半径R=按弯矩复合强度计算mt=2 z2 mn 1322272.12mm4求转矩：已知 T3=Nm求圆周力：FtP213（10-14）Ft=2T3/d4N求径向力 FrP213（10-14）Fr=Ftan/coN求轴向力 FaP213（10-14）Fa=FttanNcoscos14.03T3m由于该轴两轴承非对称，根据几何尺寸算得L1=91mmL2=157mmyT3Fr= Fa=ABxzM1ACMB2ACBT3由上图及力平衡和力矩平衡求得的力和力矩如下：FBZ=5023NFDZ=2479N FBY=693NM1=381748N.mmM2 T3MC=(M12+M22)1/

35、2=(3817482+3266632)1/2=502434Nmm转矩产生的扭转切应力按脉动循环变化，取=0.6，截面 C 处的当量弯矩： T3Mec=MC2+(T)21/2=50243421099000)21/2C 由式（15-5）33=24.2MPa-1b=60MPae=24.2MPaL =46720hh故所选轴承可满足寿命要求。h1hLh中间轴的轴承进行寿命校核由aF 0.665 e 0.38由aFrP f(XFpYFa) 1 (0.4 1241.7 1.6 825.33) 1817.2106f C 1061.0051800那么： Lh 260nIIt) P()360213.31817.2

36、L1809835hh=1809835hLh2hL故所选轴承可满足寿命要求。h输出轴的轴承进行寿命校核由aF 0.665 e 0.43由aFrP39-81Y=1.4P f(XFpYFa) 1 (0.4 1558.5 1.4 1035.9) 2073.66106( f C ) 1061.0081800()3th260nt60602073.66L 17050799h=17050799hLh故所选轴承可满足寿命要求。九、连接件的选择（一）联轴器的选择根据传递载荷的大小，轴转速的高低，被连接件的安装精度等，参考各类联轴器特性，选择一种合用的联轴器类型。一、高速级联轴器的设计计算k 3Lh1、由于装置原动

37、机为电动机，联轴器一端与电动机相连，其孔径受电动机外伸轴径限制，所以选用弹性柱销联轴器HL3（GB/T5014-1985）其主要参数如下：材料HT200公称转矩 630N/m轴孔直径 ， 3038mm轴孔长 ， 82mm装配尺寸 60mm2、载荷计算TIP=9550 nI=9550mTca=KAT1P351 14-1KA=1.3 Tca=KAT3m通过比较可知，所选联轴器合适。二、低速级联轴器的设计计算Tcam1、因为输出轴的最小直径显然是安装联轴器出轴的直径，Tca=KAT3P351 14-1KA=1.3 Tca=KAT3m2、鉴于以上计算和输出轴最小直径，选择弹性柱销联轴器 HL4其主要参

38、数如下：材料HT200Tcam公称转矩 1250N/m轴孔直径 ， 5056mm轴孔长 ， 112mm装配尺寸 84mm（二）键的选择计算键的选择包括类型选择和尺寸选择两个方面。键的类型应根符合标准规格和强度要求来取定。 1联轴器与输入轴键的选择及计算键联接的选择根据联接的结构特点、使用要求和工作条件，查手册选用圆头普通平键（A 型d=30P106 4-GB/T 10961979 8740。键的强度校核键、轴和轮毂的材料都是钢，由教材P106 表 6-2 查许用挤压应力=100120MPp，取其平均值，p=110 MP 。a键与带轮毂键槽的接触高度k 0.5h7=键的工作长度l L b =40

39、8=32mm由教材P106式6-2 那么有：p=110MPaI I103 =239.09103 =（合适）Pkld3.53230ap中间轴与齿轮连接键的选择及计算1）键联接的选择根据联接的结构特点、使用要求和工作条件，选用圆头普通平 MP 键（A 型，由轴径d =52m，又由教材P106 表4-，选用键Pap为：GB/T1096-1979键1610452）键的强度校核键、轴和轮毂的材料都是钢，由教材P106 表 6-2 查许用挤压应力=100120MPp，取其平均值，p=110 MP 。a键与轮毂键槽的接触高度。k 0.5h10mm=5mm键的工作长度l L b=4510mm=35mm那么有：=110MPa1032167.25103=（合适）Pkld43552ap输出轴键的选择及计算键联接的选择根据联接的结构特点、使用要求和工作条件，选用圆头普通平键（A型， 跟齿轮装配段轴径由教材P106 表选用键GB/T 10961976Pap20163d=4P106 4-GB/T 1096键 14963。键的强度校核键、轴和轮毂的材料都是钢，由1表 6-2 查许用挤压应力=100120MPp，取其平均值，p=110 MP 。a键与轮