齿轮减速箱课程设计.doc

课程设计说明书 课程名称： 机械设计 设计题目： 齿轮减速箱课程设计 专 业：机械设计制造及自动化班级：机械1004 学生姓名: 皮世平 学 号: 1012110421 指导教师: 汤迎红 湖南工业大学科技学院教务部 制2013年 1月 6 日目 录第一章 齿轮设计11.1，齿轮设计参数11.2，具体设计11.2.1齿轮减速箱已知参数11.2.2各个轴的转矩，输入功率与转速.21.3计算高速级齿轮参数，选出合理齿轮31.3.1齿面接触强度设计。31.3.1.1计算各项参数31.3.1.2计算41.3.2齿根弯曲强度设计51.3.2.1确定计算参数51.3.2.2设计计算61.3.3几何尺寸计算61.3.4齿轮1，2三维立体图71.4计算低速级齿轮参数，选出合理齿轮81.4.1齿面接触强度设计。81.4.1.1计算各项参数81.4.2齿根弯曲强度设计91.4.2.1确定计算参数91.4.2.2设计计算101.4.3几何尺寸计算111.4.4 齿轮3、4三维图111.4.5附表12第二章 轴与轴承的设计与校核122.1轴1与其支撑轴承的设计与校核122.1.1轴1的初步设计计算122.1.2轴的结构设计。132.1.3确定轴承1与轴各段长度。142.1.3.1校核初选轴承是否符合要求。142.1.4轴上的各种载荷172.1.5按弯扭合成应力校核该轴强度172.1.6精确校核轴的疲劳强度172.1.7弯矩图202.1.7轴1三维立体图212.2轴2与与其支撑轴承的设计与校核212.2.1轴1的初步设计计算212.2.2轴的结构设计。222.2.3确定轴承1与轴各段长度。232.2.3.1校核初选轴承是否符合要求。232.2.4轴上的各种载荷272.2.5按弯扭合成应力校核该轴强度272.2.6精确校核轴的疲劳强度272.2.7弯矩图302.2.8轴2三维立体图312.3轴3与其支撑轴承的设计校核322.3.1轴1的初步设计计算322.3.2轴的结构设计。322.3.3确定轴承1与轴各段长度。332.3.3.1校核初选轴承是否符合要求。332.3.4轴上的各种载荷362.3.5按弯扭合成应力校核该轴强度372.3.6精确校核轴的疲劳强度372.3.7弯矩图392.3.8轴3三维立体图412.4润滑41第三章 键的选用及齿轮箱的设计423.1选用键423.1.1根据参考文献一和参考文献的选用轴1上将半联轴器周向固定的键423.1.2根据参考文献一和参考文献的选用轴2上将齿轮周向固定的键423.1.3根据参考文献一和参考文献的选用轴3上将齿轮和半联轴器周向固定的键433.2齿轮箱设计433.3总装三维立体43总结45参考文献46第一章 齿轮设计1.1，齿轮设计参数小齿轮材料为40Cr，调质，硬度280HBS。大齿轮材料为45钢，调质，硬度240HBS。精度7级，螺旋角=15度。设计工作寿命为10年，每年工作300天两班制。1.2，具体设计1.2.1齿轮减速箱已知参数 算得总功率输出的卷筒转速根据课程设计指导书P173页选用电动机型号为Y132M-4，额定功率为7.5KW，空载转速1500r/min，满载转速n=1440r/min因此总传动比因此传动比的分配为1.2.2各个轴的转矩，输入功率与转速.轴0轴1 轴2轴3轴4传送带列表轴功率（KW）转速（r/min）扭矩（Nm）0轴6.3592150040.491轴6.2956150040.082轴6.1080450.45129.503轴5.9260176321.54轴5.6320176305.6传送带5.5201761.3计算高速级齿轮参数，选出合理齿轮1.3.1齿面接触强度设计。由公式算得齿轮1的扭矩 ，1.3.1.1计算各项参数1）试选=1.6，由参考文献一P217得区域系数=2.425，由参考文献一P215页图得，则，由P205选取齿宽系数2）许用接触疲劳应力由参考文献一P209图按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限3）由参考文献一公式10-13计算应力循环次数4）由参考文献一图10-19接触疲劳寿命系数,。5）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1，由书式10-12得；。6）许用接触应力1.3.1.2计算1）试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得2）计算圆周速度3）计算齿宽b及模数4）计算纵向重合度5）计算载荷系数K已知使用系数,根据带速V=3.34m/s，7级精度，由参考文献一图10-8查得动载系数；由参考文献一表10-4查得的值与直齿轮的相同，故，由参考文献一图10-13查得，由参考文献一表10-3查得。故载荷系数6）按实际载荷系数校正所得的分度圆直径，由书式10-10a得7）计算模数。1.3.2齿根弯曲强度设计由书式10-171.3.2.1确定计算参数1）计算载荷系数2）根据纵向重合度，由参考文献一图10-28查得螺旋角影响系数3）计算当量齿数4）查取齿形系数由参考文献一表10-5查得，。5）查取应力校正系数由参考文献一表10-5查得，。6）由参考文献一图10-20c查得小齿轮的弯曲强度极限，大齿轮的弯曲强度极限7）由参考文献一图10-18去弯曲疲劳寿命系数，8）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由参考文献一式10-12得9）计算大、小齿轮的并加以比较 大齿轮数值大1.3.2.2设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算法向模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取，也可以满足弯曲强度，但为了满足足够的接触疲劳强度，须按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算应有的齿数，于是由取，则1.3.3几何尺寸计算1）计算中心距将中心距圆整为104mm2）按圆整后的中心距修正螺旋角。因改变不多，故参数、等不必修正。3）计算大、小齿轮的分度圆直径。计算齿轮宽度。圆整后取1.3.4齿轮1，2三维立体图齿轮2齿轮11.4计算低速级齿轮参数，选出合理齿轮1.4.1齿面接触强度设计。 ，由公式算得齿轮3的扭矩1.4.1.1计算各项参数1）试选=1.6，由参考文献一P217得区域系数=2.425，由参考文献一P215页图得，则，由P205选取齿宽系数2）许用接触疲劳应力由参考文献一P209图按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限3）由参考文献一公式10-13计算应力循环次数4）由参考文献一图10-19区接触疲劳寿命系数,.5）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1，由参考文献一式10-12得；。6）许用接触应力1.4.1.2计算1）试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得2）计算圆周速度3）计算齿宽b及模数4）计算纵向重合度5）计算载荷系数K已知使用系数,根据带速V=1.51m/s，7级精度，由参考文献一图10-8查得动载系数；由参考文献一表10-4查得的值与直齿轮的相同，故，由参考文献一图10-13查得，由参考文献一表10-3查得。故载荷系数6）按实际载荷系数校正所得的分度圆直径，由参考文献一式10-10a得7）计算模数。1.4.2齿根弯曲强度设计由书式10-171.4.2.1确定计算参数1）计算载荷系数2）根据纵向重合度，由书图10-28查得螺旋角影响系数3）计算当量齿数4）查取齿形系数由参考文献一表10-5查得，。5）查取应力校正系数由参考文献一表10-5查得，。6）由参考文献一图10-20c查得小齿轮的弯曲强度极限，大齿轮的弯曲强度极限7）由书图10-18去弯曲疲劳寿命系数，8）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由书式10-12得9）计算大、小齿轮的并加以比较 大齿轮数值大1.4.2.2设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算法向模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取，也可以满足弯曲强度，但为了满足足够的接触疲劳强度，须按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算应有的齿数，于是由取，则1.4.3几何尺寸计算1）计算中心距将中心距圆整为148mm2）按圆整后的中心距修正螺旋角。因改变不多，故参数、等不必修正。3）计算大、小齿轮的分度圆直径。计算齿轮宽度。圆整后取1.4.4 齿轮3、4三维图齿轮4齿轮31.4.5附表齿轮模数(m)齿数螺旋角齿宽（mm）2.023532.077482.532772.58272第二章 轴与轴承的设计与校核2.1轴1与其支撑轴承的设计与校核2.1.1轴1的初步设计计算1） 由第一章算得轴一的转速，扭矩，轴与齿轮做成一个整体。2）求作用在齿轮上的力因已知大齿轮的分度圆直径为 ，则：3）初步确定轴的最小直径安下式初步估计轴的最小直径，选取轴的材料为45钢，调质处理，根据参考文献一表15-3，取，于是有输入轴的最小直径显然安装联轴器处的直径，如图2-1所示，为了使选轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器的型号。联轴器的计算扭矩，根据参考文献一表14-1，考虑到扭矩变化小，故取，则：按照计算扭矩应小于联轴器的公称扭矩的条件，查参考文献二表8-7知，选用LX1，其公称扭矩为250N.m.半联轴器孔径，故取，半联轴器长度L=52mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度。2.1.2轴的结构设计。1）拟定轴上零件装配方案。选择如参考文献一图15-22a的装配方案2）根据轴向定位要求确定各轴端的直径为了满足半联轴器的轴向定位要求，1-2轴段需要制轴肩，故取2-3段的直径，在3-4段须固定一个角接触球轴承，需要做成阶梯状，则需要，固定轴承需要一个轴肩，那么。右端，过来第二个轴肩，则2.1.3确定轴承1与轴各段长度。1）初选轴承的型号为7307C，则初定，。，。2.1.3.1校核初选轴承是否符合要求。1）现已知，此轴承的基本动载荷，基本静载荷，2)求两轴承受到的径向载荷将轴系零件收到的空间力系分解到铅垂面图2-2-b，和水平面两个平面力系2-2-c，其中：图2-2-c中的为通过另加转矩而平移到指向轴线；图2-2-a中的亦因通过另加弯矩而平移到作用于轴线上。由力分析可知：3）求两轴承的机算轴向力对于7类轴承来说按参考文献一表13-7，轴承的派生轴承力，其中，e为参考文献一表13-5中的判断系数，其值由的大小来确定，但现在轴承轴向力未知，故先取e=0.4，因此可以估算经判断，轴承1为压紧端。轴承2为放松端，因此有：按参考文献一式（13-11）得求相对轴向载荷对应的e值与Y值 。相对轴向载荷为由参考文献一表13-5进行插值计算，在表中介于0.0290.058之间，对应的e值在0.400.43间。插值法求得值由参考文献一表13-5进行插值计算，在表中介于0.0150.029之间，对应的e值在0.380.40间。插值法求得值求得，。再计算两次计算值相差不大，因此确定，。4）求轴承的当量动载荷，因为由参考文献一表13-5分别查表和插值计算求得X与Y由参考文献一表13-5进行插值计算，在表中介于0.0290.058之间，而，对应的值为0.44。介于1.301.40插值法求得值由参考文献一表13-5进行插值计算，在表中介于0.0150.029之间，而，因此对应的值为1，,值为0 轴承12X0.441Y1.3650因轴承在运转中有中等冲击载荷，按参考文献一表13-6，取5）验证轴承寿命因为，按轴承1受力的大小验算轴承校核合格。因此可按按照图2-1布置安装的零件2.1.4轴上的各种载荷而判断危险截面在5-6与6-7段的交截面处，因此将危险处的力的值列在下表中。载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M总弯矩扭矩T2.1.5按弯扭合成应力校核该轴强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度。根据参考文献一式15-5及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力前已选定轴的材料为45钢，调质处理，有参考文献一表15-1查得。因此，故安全。2.1.6精确校核轴的疲劳强度1）判断危险截面经过前期的分析和计算判定最危险的截面在5-6与6-7段的交截面处。2）截面左侧抗弯截面系数抗扭截面系数截面左侧的弯矩M为截面上的扭矩截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力轴的材料为45钢，调质处理，由参考文献一表15-1查得。截面上的由于轴肩形成的理论应力集中系数，按参考文献一附表3-2查取。因，经插值可查得又由参考文献一附表3-1得可得轴的材料敏感系数为故有应力集中系数按参考文献式附表3-4为由参考文献一附图3-2的尺寸系数，由附图3-3的扭转尺寸系数。轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为，轴未经表面强化处理，即，则按式3-12及3-12a得综合系数为又由参考文献一3-1及3-2得碳钢的特性系数于是计算安全系数值，按式15-615-8得故可知其安全3）截面右侧抗弯截面系数W按参考文献表15-4中的公式计算抗扭截面系数弯矩M及弯曲应力为扭矩T及扭转切应力为过盈配合处的，由附表3-8用插值法求出，并取，于是得 轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为，得综合系数为故轴所在截面右侧安全系数为此轴设计合格2.1.7弯矩图2.1.7轴1三维立体图2.2轴2与与其支撑轴承的设计与校核2.2.1轴1的初步设计计算1） 由第一章算得轴一的转速，扭矩，轴与齿轮分做2）求作用在齿轮二和齿轮三上的力因已知齿轮二的分度圆直径为则齿轮二上的力为：因已知齿轮三的分度圆直径为，则齿轮二上的力为：3）初步确定轴的最小直径安下式初步估计轴的最小直径，选取轴的材料为45钢，调质处理，根据参考文献一表15-3，取，于是有在这段轴中，显然最小径处安装的为轴承。初定轴承的直径为35mm2.2.2轴的结构设计。1）拟定轴上零件装配方案。选择如参考文献一图15-22a的装配方案2）根据轴向定位要求确定各轴端的直径为了满足角接触球轴承的轴向定位要求，又要满足与连接在上面齿轮2 的定位要求，因此左端轴承采用挡圈固定，右端与左端同理。，故取2-3段的直径，在2-3段须将齿轮轴向，需要做成阶梯状，则需要，那么右端与左端对称。 2.2.3确定轴承1与轴各段长度。初选轴承的型号为7307C，则初定，。，。2.2.3.1校核初选轴承是否符合要求。1）现已知，此轴承的基本动载荷，基本静载荷，2)求两轴承受到的径向载荷将轴系零件收到的空间力系分解到铅垂面图2-4-b，和水平面两个平面力系2-4-c，其中：图2-4-c中的为通过另加转矩而平移到指向轴线；图2-4-a中的亦因通过另加弯矩而平移到作用于轴线上。由力分析可知：3）求两轴承的机算轴向力对于7类轴承来说按参考文献一表13-7，轴承的派生轴承力，其中，e为参考文献一表13-5中的判断系数，其值由的大小来确定，但现在轴承轴向力未知，故先取e=0.4，因此可以估算经判断，轴承1为压紧端。轴承2为放松端，因此有：按参考文献一式（13-11）得求相对轴向载荷对应的e值与Y值 。相对轴向载荷为由参考文献一表13-5进行插值计算，在表中介于0.0290.058之间，对应的e值在0.400.43间。插值法求得值由参考文献一表13-5进行插值计算，在表中介于0.0150.029之间，对应的e值在0.380.40间。插值法求得值求得，。再计算两次计算值相差不大，因此确定，。4）求轴承的当量动载荷，因为由参考文献一表13-5分别查表和插值计算求得X与Y由参考文献一表13-5进行插值计算，在表中介于0.0290.058之间，而，对应的值为0.44。介于1.301.40插值法求得值由参考文献一表13-5进行插值计算，在表中介于0.0150.029之间，而，因此对应的值为1，,值为0 轴承12X0.441Y1.3920因轴承在运转中有中等冲击载荷，按参考文献一表13-6，取5）验证轴承寿命因为，按轴承1受力的大小验算轴承校核合格。因此可按按照图2-1布置安装的零件2.2.4轴上的各种载荷而判断危险截面在2-3与3-4段的交截面处与3-4与4-5交截面处，又因为此轴基本对称，因此只要算一处即可，因此将危险2-3与3-4交截面处的力的值列在下表中。载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M总弯矩扭矩T2.2.5按弯扭合成应力校核该轴强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度。根据参考文献一式15-5及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力前已选定轴的材料为45钢，调质处理，有参考文献一表15-1查得。因此，故安全。2.2.6精确校核轴的疲劳强度1）判断危险截面经过前期的分析和计算判定最危险的截面在5-6与6-7段的交截面处。2）截面左侧抗弯截面系数抗扭截面系数截面左侧的弯矩M为截面上的扭矩截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力轴的材料为45钢，调质处理，由参考文献一表15-1查得。截面上的由于轴肩形成的理论应力集中系数，按参考文献一附表3-2查取。因，经插值可查得又由参考文献一附表3-1得可得轴的材料敏感系数为故有应力集中系数按参考文献式附表3-4为由参考文献一附图3-2的尺寸系数，由附图3-3的扭转尺寸系数。轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为，轴未经表面强化处理，即，则按式3-12及3-12a得综合系数为又由参考文献一3-1及3-2得碳钢的特性系数于是计算安全系数值，按式15-615-8得故可知其安全3）截面右侧抗弯截面系数W按参考文献表15-4中的公式计算抗扭截面系数弯矩M及弯曲应力为扭矩T及扭转切应力为过盈配合处的，由附表3-8用插值法求出，并取，于是得 轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为，得综合系数为故轴所在截面右侧安全系数为此轴设计合格2.2.7弯矩图2.2.8轴2三维立体图轴22.3轴3与其支撑轴承的设计校核2.3.1轴1的初步设计计算1） 由第一章算得轴一的转速，扭矩，轴与齿轮做成一个整体。2）求作用在齿轮上的力因已知大齿轮的分度圆直径为则：3）初步确定轴的最小直径安下式初步估计轴的最小直径，选取轴的材料为45钢，调质处理，根据参考文献一表15-3，取，于是有输出轴的最小直径显然安装联轴器处的直径，如图2-1所示，为了使选轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器的型号。联轴器的计算扭矩，根据参考文献一表14-1，考虑到扭矩变化小，故取，则：按照计算扭矩应小于联轴器的公称扭矩的条件，查参考文献二表8-7知，选用LX3，其公称扭矩为1250N.m.半联轴器孔径，故取，半联轴器长度L=84mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度。2.3.2轴的结构设计。1）拟定轴上零件装配方案。选择如参考文献一图15-22a的装配方案2）根据轴向定位要求确定各轴端的直径为了满足半联轴器的轴向定位要求，1-2轴段需要制轴肩，故取2-3段的直径，在3-4段须固定一个角接触球轴承，需要做成阶梯状，则需要，固定轴承需要一个轴肩，那么。右端，过来第二个轴肩，则2.3.3确定轴承1与轴各段长度。1）初选轴承的型号为7206C，则初定，。，。2.3.3.1校核初选轴承是否符合要求。1）现已知，此轴承的基本动载荷，基本静载荷，2)求两轴承受到的径向载荷将轴系零件收到的空间力系分解到铅垂面图2-2-b，和水平面两个平面力系2-2-c，其中：图2-2-c中的为通过另加转矩而平移到指向轴线；图2-2-a中的亦因通过另加弯矩而平移到作用于轴线上。由力分析可知：3）求两轴承的机算轴向力对于7类轴承来说按参考文献一表13-7，轴承的派生轴承力，其中，e为参考文献一表13-5中的判断系数，其值由的大小来确定，但现在轴承轴向力未知，故先取e=0.4，因此可以估算经判断，轴承2为压紧端。轴承1为放松端，因此有：按参考文献一式（13-11）得求相对轴向载荷对应的e值与Y值 。相对轴向载荷为由参考文献一表13-5进行插值计算，在表中介于0.0150.029之间，对应的e值在0.380.40间。插值法求得值由参考文献一表13-5进行插值计算，在表中介于0.0290.058之间，对应的e值在0.400.43间。插值法求得值求得，。再计算两次计算值相差不大，因此确定，。4）求轴承的当量动载荷，因为由参考文献一表13-5分别查表和插值计算求得X与Y由参考文献一表13-5进行插值计算，在表中介于0.0150.029之间，而，因此对应的值为1，,值为0由参考文献一表13-5进行插值计算，在表中介于0.0290.058之间，而，对应的值为0.44。介于1.301.40插值法求得值 轴承12X10.44Y01.358因轴承在运转中有中等冲击载荷，按参考文献一表13-6，取5）验证轴承寿命因为，按轴承2受力的大小验算轴承校核合格。因此可按按照图2-1布置安装的零件2.3.4轴上的各种载荷而判断危险截面在8-7与6-7段的交截面处，因此将危险处的力的值列在下表中。载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M总弯矩扭矩T2.3.5按弯扭合成应力校核该轴强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度。根据参考文献一式15-5及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力前已选定轴的材料为45钢，调质处理，有参考文献一表15-1查得。因此，故安全。2.3.6精确校核轴的疲劳强度1）判断危险截面经过前期的分析和计算判定最危险的截面在8-7与6-7段的交截面处。2）截面左侧抗弯截面系数抗扭截面系数截面左侧的弯矩M为截面上的扭矩截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力轴的材料为45钢，调质处理，由参考文献一表15-1查得。截面上的由于轴肩形成的理论应力集中系数，按参考文献一附表3-2查取。因，经插值可查得又由参考文献一附表3-1得可得轴的材料敏感系数为故有应力集中系数按参考文献式附表3-4为由参考文献一附图3-2的尺寸系数，由附图3-3的扭转尺寸系数。轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为，轴未经表面强化处理，即，则按式3-12及3-12a得综合系数为又由参考文献一3-1及3-2得碳钢的特性系数于是计算安全系数值，按式15-615-8得故可知其安全3）截面右侧抗弯截面系数W按参考文献表15-4中的公式计算抗扭截面系数弯矩M及弯曲应力为扭矩T及扭转切应力为过盈配合处的，由附表3-8用插值法求出，并取，于是得 轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数为，得综合系数为故轴所在截面右侧安全系数为此轴设计合格2.3.7弯矩图462.3.8轴3三维立体图轴32.4润滑根据设计要求，这个齿轮箱选用油润滑，因为齿轮的线速度不是很大，因此选用齿轮搅油的方式来进行润滑，这样既可以使齿轮得到润滑，而且也可以使轴承得到润滑，采用的油池还可以促进散热，因此选用该方式方法润滑。第三章 键的选用及齿轮箱的设计3.1选用键3.1.1根据参考文献一和参考文献的选用轴1上将半联轴器周向固定的键1）根据图2-1所示的图中显示的有键槽的轴的直径为20，所以选用普通平键6*6的，即高度与宽度均为6mm，有轮毂长度并参考键的长度系列，故选键长为32mm，选用一端圆头，一端平头的普通平键。2）校核键的连接强度键，轴和联轴器都是钢，由表6-2查得许用剪切应力，其平均值。键的工作长度，键与轮毂键槽的接触高度，由式6-1可得连接强度足够，因此轴1上的平键合格3.1.2根据参考文献一和参考文献的选用轴2上将齿轮周向固定的键1）根据图2-3所示的图中显示的有键槽的轴的直径为40mm，所以选用普通平键12*8的，即高度为8mm与宽度均为12mm，有轮毂长度并参考键的长度系列，长度为45mm，选键长为40mm，选用一端圆头，另一端平头的普通平键。长度72mm的轴端选键长为56的两端圆头的普通平键。2）校核键的连接强度键，轴和联轴器都是钢，由表6-2查得许用剪切应力，其平均值。键的工作长度，键与轮毂键槽的接触高度，由式6-1可得由于此键合格，因此那个比这个更长的键也会合格。连接强度足够，因此轴2上的平键合格 3.1.3根据参考文献一和参考文献的选用轴3上将齿轮和半联轴器周向固定的键1）根据图2-5所示的图中显示的有键槽的轴的直径为40mm和59mm，所以选用普通平键12*8的和18*11，即高度为8mm与宽度均为12mm和高度为11mm与宽度均为18mm，有轮毂长度并参考键的长度系列，长度为84mm，选键长为70mm，选用两端圆头，长度67mm的轴端选键长为56的两端圆头的普通平键。2）校核键的连接强度键，轴和联轴器都是钢，由表6-2查得许用剪切应力，其平