课程设计说明书(螺旋传动第3组)

课程设计报告1（一）、课程设计目的与要求机械设计课程设计是机械设计课程的最后一个教学环节，其目的是：1）培养学生综合运用所学知识，结合生产实际分析解决机械工程问题的能力。2）学习机械设计的一般方法，了解和掌握简单机械传动装置的设计过程和进行方式。3） 进行设计基本技能的训练，如计算、绘图、查阅资料、熟悉标准和规范。要求学生在课程设计中1）能够树立正确的设计思想，力求所做设计合理、实用、经济；2）提倡独立思考，反对盲目抄袭和“闭门造车”两种错误倾向，反对知错不改，敷衍了事的作风。3）掌握边画、边计算、边修改的设计过程，正确使用参考资料和标准规范。4）要求图纸符合国家标准，计算说明书正确、书写工整，（二）、设计正文一.设计题目: 运送原料的带式运输机用的圆柱齿轮减速器 二，传动简图三，原始数据：1）螺旋筒轴上的功率 P= 1.7 KW;2) 螺旋筒轴上的转速 n= 30r/min (允许输送带速度误差为5)；3）工作情况：三班制连续单向运转，载荷较平稳；4) 使用折旧期：10 年5）动力来源：电力，三相交流，电压 380V；6）制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。四，设计工作量要求：独立完成设计总装图一张,设计计算说明书一份和主要零件工件图 2 张五，传动方案的总体设计：（1） ，拟订传动方案：课程设计报告2采用二级圆柱齿轮减速器，适合于繁重及恶劣条件下长期工作，使用与维护方便。 （缺点：结构尺寸稍大）高速级常用斜齿，低速级可用直齿或斜齿。由于相对于轴承不对称，要求轴具有较大的刚度。高速级齿轮在远离转矩输入端，以减少因弯曲变形所引起的载荷沿齿宽分布不均的现象。常用于载荷较平稳的场合，应用广泛。传动比范围：i = 8 40（2） ，选择电动机：由电动机至工作机的总传递效率为 = 122434。式中各部分效率由设计资料查的：联轴器效率 1=0.992，闭式齿轮传动效率 2= 0.97（初选七级精度） ，一对滚动轴承的效率 3= 0.99（初选球轴承或圆锥滚子轴承） ，圆锥齿轮传动效率 4=0.935 。总效率 = 122434=0.992*0.972*0.994*0.935=0.838.电动机所需功率为 Pd=Pw=1.70.838=2.029kw.选取电动机的转速为 n = 1000 ，查表 16-1 ，取电动机型号为 Y112M6，则所选取电动机：minr额定功率为 2.2KW. 满载转速为 n m=940r/min.（3） ，.确定传动装置的总传动比及其分配；i=nm/,nw = 940/30 =31.33. .由式（2-6） ，i=i 1i2i3 .式中 i1和 i2 ，存在 i1 =（1.31.5）i 2 ， 取 i1 =1.4 i2 。 i3=3.可求得 i1=3.822.i2=2.73.（4） ，计算传动装置运动和动力参数：1，各轴转速： = nmin940r= in945.28.31 ri= ni0.7.452i2，各轴输出功率：p 1 = pd*0.992=2.013kwpII=pI*0.97*0.99=1.933kwpIII= pII*0.97*0.99=1.856kw3 各轴输出转矩：NmnPT451.2095同理 T2=75.058Nm;T3= 196.745Nm. （5），设计传动零件：1.高速齿轮组的设计与强度校核课程设计报告31) 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数A. 如上图所示，选用斜齿圆柱齿轮传动，四个齿轮均为斜齿，有利于保障传动的平稳性；B. 运输机为一般工作机器，速度不高，故选用 7 级精度（GB1009588） ；C. 材料选择。由表 101 选择小齿轮材料为 40 （调质） ，硬度为 280HBS，大齿轮材料为 45rC钢（调质） ，硬度为 240HBS，二者材料硬度差为 40HBS。D. 初选小齿轮齿数 =24，大齿轮齿数为 =3.822* =91.7，取 =91。1Z2Z12ZE. 初选螺旋角 = 42）按齿面接触强度设计3211 )()2HEadttuTK确定公式内的数值A. 试选 =1.6，由图 1030 选取区域系数 =2.433t HZB. 由图 1026 查得 =0.771 =0.820 所以 =1.5911a2aaC. 外啮合齿轮传动的齿宽系数 =0.5*(1+u)* =0.5(1+3.208)*0.4=1.26dD. 查表 106 得材料的弹性影响系数 =189.8 EZ21MPaE. 由图 1021d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限为 =600MPa；大齿轮的接1limH触疲劳强度极限为 =550MPa2limHF. 计算应力循环次数=60nj =60*940*1*(3*8*300*10)=4.0608*1NhL910同理 =10.625* 2810由图 1019 查得接触疲劳寿命系数 =0.91; =0.97.1HNK2HNG. 计算接触疲劳许用应力取失效概率为 1%，安全系数为 S=1 ，则= /S=546MPa1H1NKlimH= /S=533.5MPa22li所以 =（546+533.5）/2=539.75MPaH3）计算A. 由小齿轮分度圆直径课程设计报告4=33.465mm3211 )()2HEadtt ZuTKB. 计算圆周速度v= =1.65m/s10*6ntC. 计算齿宽 b 及模数 ntmb= =33.46mmdt1=ntZt35.cos1h=2.25* =3.04mmntmb/h=11.计算纵向重合度 =0.318 tan=1.903d1ZD. 计算载荷系数 K已知使用系数 =1，根据 v=1.65m/s ，7 级精度，由图 10-8 查得动载系数 =1.09；A vK由表 10-4 查得 42.10*23.)6.01(*8.2.12bdH查图 10-13 得 ；查表 10-3 得35F FaHK所以 载花系数 K = =2.17AvKHaE. 按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径mdtt 042.3731F. 计算模数圆整为 2mmZmn51.cos14) 按齿根弯曲强度设计321csFadSanYKT确定计算参数A. 计算载荷系数K = =2.06.AvFa课程设计报告5B. 由纵向重合度 =1.903，查图 10-28 得螺旋角影响系数 =0.88 YC. 计算当量齿数；同理 =100.4.27.6cos21Zv 2vZD. 查取齿形系数由表 10-5 查得齿形系数 ； 59.1FaY1.2FaY应力校正系数 ； =1.7916.1Sa2SE. 由图 10-20C 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限F. ； MPFE501MPaFE3802G. 由图 10-18 查得弯曲疲劳寿命系数 ；6.1NK89.02FNH. 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 S=1.4；则； 同理 =241.57MPaPaSKFENF14.307112FI. 计算大、小齿轮的 ，并加以比较FaY=0.01346； =0.0164.1FSaY2FSaY所以,大齿轮的数值大5) 设计计算=1.08mm321cosFadSanZYKTm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法nm面模数，取 =2.0mm，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度n算得的分度圆直径 来计算应有的齿数。于是有md042.371=18； 取 =24； 则 =u =91nZcos11Z21Z.6）计算中心距a= mm 圆整为 119 mm6.8cos2)(1nm7）按圆整后的中心距修正螺旋角课程设计报告6“212453)(arcosmZn因 值改变不多，故参数 、 、 等不必修正。aKH8）计算大、小齿轮的分度圆直径mm 同理 =188.324mm768.49cos1nmZd2d9）计算齿轮宽度b= =49.7mm 圆整后取 =55mm1dmB5021B10） 高速齿轮组的结构设计齿根圆直径为 49.7-2*(1+0.25)*2=44.7mmnaf Ch)(2*1mdf3.82齿顶圆直径为 mnaa 7.532*17.49*1 .922. 低速齿轮组的设计与强度校核1) 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数A. 如前图六 A 所示，选用斜齿圆柱齿轮传动，四个齿轮均为斜齿，有利于保障传动的平稳性；B. 运输机为一般工作机器，速度不高，故选用 7 级精度（GB1009588） ；C. 材料选择。由表 101 选择小齿轮材料为 40 （调质） ，硬度为 280HBS，大齿轮材料为 45rC钢（调质） ，硬度为 240HBS，二者材料硬度差为 40HBS。D. 初选小齿轮齿数 =24，大齿轮齿数为 =2.73* =65。3Z4Z3E. 初选螺旋角 = 142) 按齿面接触强度设计322)()1HEadttuTK确定公式内的数值A. 试选 =1.6，由图 1030 选取区域系数 =2.433t ZB. 由图 1026 查得 =0.78； =0.86. 所以 =1.64.3a4aaC. 外啮合齿轮传动的齿宽系数 =0.5*(1+u)* =0.5(1+2.318)*0.4=0.6638d课程设计报告7D. 查表 106 得材料的弹性影响系数 =189.8 EZ21MPaE. 由图 1021d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限为 =600MPa；大齿轮的接3limH触疲劳强度极限为 =550MPa4limHF. 计算应力循环次数=60nj =60*77.628*1*(3*8*300*10)=5.46*4NhL810同理 =12.96* 3810由图 1019 查得接触疲劳寿命系数 =0.93 =0.953HNK4HNKG. 计算接触疲劳许用应力取失效概率为 1%，安全系数为 S=1 ，则= /S=558MPa3H3NKlimH= /S=522.3MPa44li所以 =540.15MPaH3) 计算A. 小齿轮分度圆直径所以 =53.158mm322)()1HEadtt ZuTKB. 计算圆周速度v= =0.684m/s10*63tnC. 计算齿宽 b 及模数 ntmb= =53.158mmdt3=ntZt15.2cos3h=2.25* =4.834mmntmb/h=12.124D. 计算纵向重合度 =0.318 tan=1.903d1ZE. 计算载荷系数 K课程设计报告8已知使用系数 =1，根据 v=0.684m/s ，7 级精度，由图 10-8 查得动载系数 =1.06；AK vK由表 10-4 查得 查图 10-13 得42.10*23.)6.01(*8.2.12bdH；查表 10-3 得 ;36.1F 4FaHK所以 载荷系数 K = =2.11.AvF. 按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径mdtt 294.583G. 计算模数圆整为 3mmZmn6.cos34) 按齿根弯曲强度设计323csFadSanYKT确定计算参数A. 计算载荷系数K = =2.02AvFaB. 由纵向重合度 =2.379，查图 10-28 得螺旋角影响系数 =0.8846 YC. 计算当量齿数同理 =71.2284.32cos3Zv 4vZD. 查取齿形系数由表 10-5 查得齿形系数 ； 59.3FaY238.4FaY应力校正系数 ； =1.75261SSE. 由图 10-20C 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ；MPaFE503PaFE3804F. 由图 10-18 查得弯曲疲劳寿命系数 ；9.3NK9.4NG. 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数 S=1.4；则； 同理 =257.86MPaMPaSKFENF43.21334FH. 计算大、小齿轮的 ，并加以比较FaY课程设计报告9=0.01363; =0.01641.3FSaY4FSaY大齿轮的数值大5) 设计计算=1.629mm323cosFadSanZYKTm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法nm面模数，取 =3.0mm，已可满足弯曲强度。n取 =24; 则 =u =65.3Z43Z6) 几何尺寸计算A. 计算中心距a= mm ; 圆整为 138mm629.137cos2)(43nmB. 按圆整后的中心距修正螺旋角“4310)(arsZn因 值改变不多，故参数 、 、 等不必修正。aKHZC. 计算大、小齿轮的分度圆直径mm ; 同理 =201.655mm457.cos3nmZd4dD. 计算齿轮宽度b= =74.457mm ; 圆整后取 ; =80mm3d mB7543B3低速齿轮组的结构设计齿根圆直径为 66.957mmnaf Chd)(2*3mf15.94齿顶圆直径为 naa457.80*3d6.20744. 校验传动比课程设计报告10实际传动比为 8.302465*91实i总传动比 5.17.nm所以传动比相对误差为 (31.33-30.8)/31.33=1.7%5%.符合要求。5外部圆锥齿轮设计1）工作机工作环境为一般机械厂小批量生产，清洁度一般，且暴露在空气中，需防锈，齿根弯曲强度要高，故取 8 级精度，轴交角 =90 的标准直齿锥齿轮传动。材料为 45 钢，调质并氮化处理。且小锥齿轮硬度为 280HBS，大锥齿轮硬度为 240HBS，二者材料硬度差为 40HBS。取小锥齿轮齿数 ；185z故大锥齿轮齿数 ；54*36i2） 按齿根弯曲强度设计321)5.0(FRRSaFuZYKTm确定计算参数J. 计算载荷系数K = =1.0*1.15*1*2.25=25875；AvFaK. 计算当量齿数 Zv1 =19; Zv2=170.763.L. 查得齿形系数 ； 852.FaY129.6FaY应力校正系数 ； =1.848391SSM. 由图 10-20C 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限； MPaFE50MPaFE3806H. 计算应力循环次数 885645 1*2.3/1*./iN由图 10-18 查得弯曲疲劳寿命系数 ；4.05FNK89.06FNI. 计算接触疲劳许用应力取失效概率为 1%，安全系数为 S=1.5，则= 5HMPaSFEN2.1/8./5= 6K47.53096课程设计报告11所以 =（540+533.5）/2=536.75MPaHN. 计算大、小齿轮的 ，并加以比较FSaY=0.01429; =0.01629.5FSaY6FSa所以,大锥齿轮的数值大。3） 设计计算 17.50629.138)15.0(3/19.6724)5.01(4 2321 FRRSaFuZYKTm圆整取 m=6;平均模数 ;3*5.065.0Rm；dt105 smvmtm /54239.01*694.3*635 再查图 10-8 有 ，故初步取值合适不必修正。由 d5=108mm.d6=324mm;所以 da1=d1+2m=120mm,.KvDa6=d6+2m=336mmudR763.102*0825mb9.5763.1六、设计计算箱体的结构尺寸名称 代号 尺寸 备注底座壁厚 8mm箱盖壁厚 18mm箱盖凸缘厚度 5mm轴承座连接螺栓凸缘厚度B 55mm底座加强肋厚度 m 8mm箱底加强肋厚度 m 8mm课程设计报告12地脚螺栓直径 df 20mm地脚螺栓数目 n 4轴承座连接螺栓直径d1 16mm箱体内壁与齿顶圆的距离1 12mm底座高度 b2 20mm箱盖高度 h 335mm外箱壁至轴承座端面距离l1 48mm轴承盖固定螺钉孔深度25mm其他圆角 R 2mm七.轴的设计计算1. 高速轴的设计与计算1) 列出轴上的功率、转速和转矩kNP013.2= nmin94rT5.2) 求作用在齿轮上的力因已知高速级小齿轮的分度圆直径为mm68.49cos1nZd“253而 圆周力 NdTFt 9.8216.490*1径向力 309.7Ncostanr轴向力 NFta5.2183) 初步确定轴的最小直径选取轴的材料为 45 钢，调质处理。由表 15-3，取 =120，则0A课程设计报告13mnPAd467.1530min输入轴的最小直径显然是安装联轴器的直径 处，如上图所示。为了使所选轴直径d与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。d查表 14-1，考虑到转矩变化较小，所以取 =1.5，则：AK联轴器的计算转矩为 NmTKAca 675.3041.2*51所以，查标准 GB/T 5014-1985，选用 YL4 凸缘联轴器，其公称转矩为 4 0Nm。半联轴器长L=52mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度 =40mm1L4) 拟定轴上零件的装配方案A. 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度a -轴段左端需制出一轴肩，所以取 =28mm， ，故-段的长度就比 稍短d 1L一些，现取 =38mm。由联轴器知 I-II =24 mm; -lb 初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用角接触轴承。由工作要求及 =24mm，查 GB/T297-1994，选择 7206AC 型号，其尺寸为dd*D*T=30mm*62mm*16mm，a=16.4mm。故 dIII-IV=dVI-VII=30mm，取齿轮距箱体内壁间距为15mm，取 lIII-IV=32mm。右端滚动轴承采用轴肩进行定位，由手册上查得 7206AC 型轴承的定位轴肩高为 9.5mm，所以 =36mm。c 经过计算知该轴是齿轮轴，轴段 V-VI 的直径可不计算，故取 =55mm，即为齿l轮的宽度。,轴第 VI-VII 段与轴承配合，考虑齿轮与箱体距离为 15mm,故取 lVI-VII =44mm. 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。d 轴向零件的周向定位联轴器与轴的周向定位采用平键联接。 ，在联轴器与轴联接处，选用平键 8mm*7mm*30mm，联轴器与轴的配合为 H7/k6。滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为 m6。e 确定轴上圆角和倒角尺寸查表 15-2，取轴端倒角为 2 * ，各轴肩处的圆角半径见前图。455) 按弯扭合成应力校核轴的强度课程设计报告14载荷 水平面 H 垂直面 V支反力 F FNH1=210.5N FNH2=611.4N FNV1=108.6N FNV2=201.1N弯矩 M MH=29049N.mm MV1=14986.8N.mm MV2=9549.6N.mm总弯矩M1= mN.132687.14920M2= 405课程设计报告15扭矩 T1=20451N.mm进行弯钮校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度。取 a=0.6，轴的计算应力为：3.9MPaWaTMca232)(前已选定轴的材料为 45 钢，调质处理，由表 15-1 查得 =60MPa，因此是安全的。.12. 中间轴的设计与计算1) 列出轴上的功率、转速和转矩= 93.1Pnmin945.2rNmT05872) 求作用在齿轮上的力因已知中间轴小齿轮的分度圆直径为mm745cos31nZd“204而 圆周力 NdTFt 3.195径向力 734.2Ncostanr轴向力 NFta8.510同时得考虑高速级齿轮的影响。3) 初步确定轴的最小直径选取轴的材料为 45 钢，调质处理。由表 15-3，取 =120，则0AmnPAd632.4310min由最小直径与轴承配合，选取角接触球轴承 7006AC，其尺寸同上，所以 =30mm，I-II 段长度d课程设计报告16由 B 和挡油环厚度决定，取 =52mm，II-III 段安装小齿轮，取 =34mm。-l d ml76480第 III-IV 段应为一与第 II-III 段有一轴肩，取 dII-III=40mm,lII-III=10mmIV-V 段与大齿轮配合，取 dIV-V=36mm,lIV-V=48mm,V-VI 段与轴承和挡油环配合，所以 dV-VI=30mm,取 lV-VI=50mm4）轴的校核计算.载荷 水平面 H 垂直面 V支反力 F FNH1=1485N FNH2=-1288N FNV1=406.4N F NV2=-18N弯矩 M MH=98752.5N.mm MV1=46041.6N.mm 课程设计报告17总弯矩M1= mN.108956.498752.2扭矩 T1=75058N.mm进行弯钮校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度。取 a=0.6，轴的计算应力为：3.9MPaWaTMca232)(前已选定轴的材料为 45 钢，调质处理，由表 15-1 查得 =60MPa，因此是安全的。.13.低速级轴的设计计算1) 列出轴上的功率、转速和转矩856.1P= nmin90rNT74.2) 求作用在齿轮上的力由作用力与反作用力的关系易知圆周力 Ft3.195径向力 734.2Nr轴向力 Na8.03) 初步确定轴的最小直径选取轴的材料为 45 钢，调质处理。由表 15-3，取 =120，则0AmnPAd986.320min该轴的最小径显然与锥齿轮相配合，故取 =34mm，锥齿轮靠轴肩定位，故取 =40mm，d d选定圆锥滚子轴承 30309，其尺寸为 d*D*T=45mm*100mm*27.25mm，第 III-IV 段与轴承配合，所以dIII-IV=45mm，l III-IV=50mm，l IV-V段与大齿轮配合，取 =48mm。 =73mm。大齿轮靠轴肩定l位，取 =56mm，取 =12mm。 =52mm, =44mm.另外 段与轴承配合，取dl=45mm， =50mm。la4） 轴的校核计算课程设计报告18载荷 水平面 H 垂直面 V支反力 F FNH1=1733.8N FNH2=-8057.2N FNV1=-8057.2N FNV2=-4709N弯矩 M MH1=204420.8N.mmMH2=496870.2 N.mmMV1=327406.1N.mm MV2=-38236.5N.mm总弯矩M1= mN.38421.27068.204M2= 90596扭矩 T1=196745N.mm进行弯钮校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度。取 a=0.6，轴的计算应力为：课程设计报告196.4MPaWaTMca232)(前已选定轴的材料为 45 钢，调质处理，由表 15-1 查得 =60MPa，因此是安全的。.1八、选择滚动轴承及寿命计算1. 轴 I 上轴承的校核，该轴选用轴承为 7206AC 轴承，其受力图如下所示Fae=218.5N,Fr1= NNH9.236112Fr2= 4查表 13-7 得 F d1=0.68Fr1=161.092NFd2=0.68Fr2=437.6N所以 F a1=161.6NFa2=161.1+218.5=379.6N查表 13-5，得 70000AC 轴承 e=0.68,所以取 X=1，Y=0. era9.23611，所以取 X=1，Y=0.Fra.472P1=1.5*236.9=355.4 N P2=1.5*643.6=965.4N查表 13-4 取 ff=0.8,查手册取 C=22KN,Lh1= h14020983)4.9651*(036 以上轴承的使用寿命均大于两年，所以选用的轴承合格。2. 轴 II 上的轴承校核该轴选用轴承为 7006AC 轴承，其受力图如下所示课程设计报告20Fa2=218.5N, Fa3=510.8NFae= Fa3- Fa2=292.3NFr1=1593.5NFr2=1288N查表 13-7 得 F d1=0.68Fr1=1046.9NFd2=0.68Fr2=875.9N所以 F a1=292.3+875.9=1168.2Fa2= 875.9N查表 13-5，得 7006AC 轴承 e=0.68,所以取 X=0.41，Y=0.87era76.01，所以取 X=1，Y=0.Fra8.2P1=1.5*（XF r1+YFa1）=0.41*1593.5+0.87*1168.2=1647.5N P2=1.5*（XF r2+YFa2）=1.5*1288=1932N查表 13-4 取 ff=0.8,查手册取 C=14.5Lh1= h140286)1930*5.4(.2*60该对轴承的使用寿命均大于两年，所以选用的轴承合格。3.轴 III 上的轴承校核已知该轴选用圆锥滚子轴承为 30309，轴承其受力图如图所示Fae= Fa4- Fa5=7.6NFr1=2070.6NFr2=9332.4N查表 13-5，得 7006AC 轴承 e=0.68,Fd1=0.35Fr1=724.7NFd2=0.35Fr2=3266.3N所以 F a1=Fd1=724.7NFa2= 724.7+7.6=732.3N.所以 ,所以取 X=1，Y=0. era35.01，所以取 X=1，Y=0. Fra8.2课程设计报告21P1=1.5*2070.6=3105.9N P2=1.5*9332.4=13998.6N查表 13-4 取 ff=0.8,查手册取 C=108Lh1= h14085)6.1390*(603该对轴承的使用寿命均大于两年，所以选用的轴承合格。九、选择和校核键联接键一的校核1 键一与联轴器连接，根据 d=24mm,从设计知道书表 12-1 查得键的截面尺寸：b=8mm,h=7mm,由轮毂宽度并参考的键的长度要求取 L=34mm.2. 键，轴和轮毂的材料都是钢，由表 6-2 查得叙用积压应力 p=100120MPa,取平均值 p=110MPa，键工作长度 l=L-b=26mm,键与轮毂键槽的接触高度 k=0.5h=3.5mm,由公式 6-1 得 p= MPakldT107.824*65.31010*23故该键是安全的键二的校核1 键二与中间轴大齿轮连接，根据 d=36mm,从设计知道书表 12-1 查得键的截面尺寸：b=10mm,h=8mm,由轮毂宽度并参考的键的长度要求取 L=40mm.2. 键，轴和轮毂的材料都是钢，由表 6-2 查得叙用积压应力 p=100120MPa,取平均值 p=110MPa，键工作长度 l=L-b=30mm,键与轮毂键槽的接触高度 k=0.5h=4mm,由公式 6-1 得 p= MPakldT107.346*04158.721*3 故该键是安全的键三的校核1 键三与高速级大齿轮连接，根据 d=34mm,从设计知道书表 12-1 查得键的截面尺寸：b=10mm,h=8mm,由轮毂宽度并参考的键的长度要求取 L=70mm.2. 键，轴和轮毂的材料都是钢，由表 6-2 查得叙用积压应力 p=100120MPa,取平均值 p=110MPa，键工作长度 l=L-b=60mm,键与轮毂键槽的接触高度 k=0.5h=4mm,由公式 6-1 得 p= MPakldT104.83*60415.721*3 故该键是安全的课程设计报告22键四的校核1 键四与低速级大齿轮连接，根据 d=48mm,从设计知道书表 12-1 查得键的截面尺寸：b=14mm,h=9mm,由轮毂宽度并参考的键的长度要求取 L=65mm.2. 键，轴和轮毂的材料都是钢，由表 6-2 查得叙用积压应力 p=100120MP