工学课程设计分流式直齿圆柱齿轮减速器

1、机械设计课程设计计算说明书题 目 设计运输机传动装置（分流式二级圆柱齿轮减速器）指导教师沈海宁院 系机械工程学院班 级 机电2学 号 100406022姓 名黎浩完成时间目录一设计任务书二、传动方案拟定.三、电动机的选择.四、计算总传动比及分配各级的传动比五、运动参数及动力参数计算六、传动零件的设计计算七、轴的设计计算八、滚动轴承的选择及校核计算九、键联接的选择及计算十、联轴器的选择.十一、润滑与密封.十二、参考文献十三、附录（零件及装配图）计 算 及 说 明结 果一 . 设计任务书1、 设计用于带式运输机的分流式二级直齿圆柱齿轮减速器。工作条件：单向运转，每天工作8小时，工作寿命8年，环境有

2、灰尘，工作中有轻微震动，电源方式为三相交流，电压380伏，联轴器采用HL型。齿面采用软齿面，材料45号钢调制；轴材料为45号钢调制处理。原始数据：编 号4运输机工作拉力F/N2600运输带工作速度v/(ms-1)1.8卷筒直径D/mm2801.2 设计内容（1）确定传动装置的类型，画出机械系统传动方案简图；（2）选择电动机，进行传动装置的运动和动力参数计算；（3）传动系统中的传动零件设计计算；（4）绘制减速器装配图草图和装配图各1张（A0）;（5）绘制减速器箱体零件图1张（A1）、齿轮及轴的零件图各1张（A2） 2原始数据运输带曳引力F（N）：2600运输带速度V（m/s）：1.8滚筒直径D

3、(mm)： 280二传动方案的拟定输送机由电动机驱动，电动机1通过联轴器2将动力传入减速器3，在经联轴器4传至输送机滚筒5，带动输送带6工作。传动系统中采用两级分流式直齿圆柱齿轮减速器=12000hF=5500NV=1.2m/sD=400mm分流式二级圆柱齿轮减速器三电动机的选择1 选择电动机类型 按已知工作条件和要求，选用Y系列一般用途的三相异步电动机2 选择电动机的容量1）滚筒所需功率： =FV/1000=2300×2.1/1000=4.83 kw 滚筒的转速=60×1000V/D=129.44r/min2）电动机至滚筒之间传动装置的总效率为：其中，分别为传动系统中联轴

4、器，齿轮传动及轴承的效率，是滚筒的效率，=0.99，=0.96，=0.98=0.96 0.816 3）确定电动机的额定功率电动机的输出功率为=/ =4.83/0.816=8.09kw 确定电动机的额定功率 选定电动机的额定功率=7.5 kw3、 选择电动机的转速=129.44 r/min 该传动系统为分流式圆柱齿轮传动，查阅教材表18-1推荐传动比为=840 则总传动比可取 8至60之间 则电动机转速的可选范围为=8=8×129.44=1035.54r/min=60=60×129.44=5177.6r/min可见同步转速为1000r/min ，1500r/min ，3000

5、r/min的电动机都符合，这里初选同步转速为1000r/min ，1500r/min ，3000r/min的三种电动机进行比较，如下表：由参考文献1中表16-1查得：方案电动机型号额定功率（KW）电动机转速n/(r/min)质量/kg同步转速满载转速1Y132S2-27.5300029002.02.3702Y132M-47.5150014402.22.3813Y160M-67.510009702.02.01194Y160L87.5750720 2.02.0145 由表中数据，综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量，价格以及总传动比，即选定方案2四总传动比确定及各级传动比分配4.1 计算总传动比由

6、参考文献1中表16-1查得：满载转速nm=1440 r / min；总传动比i=nm /=1440/129.44=11.1244.2 分配各级传动比查阅参考文献1机械设计课程设计中表23各级传动中分配各级传动比 i1 =(1.31.5)i 取高速级的圆柱齿轮传动比= =3.94，则低速级的圆柱齿轮的传动比为=/=11.124/3.94=2.82=6.6kw=57.32r/min=0.816=8.09kw=11 kw=458.56r/min=3439.2r/min电动机型号为Y180L8i=12.74= 3.94=2.82五计算传动装置的运动和动力参数1. 各轴转速电动机轴为轴，减速器高速级轴为

7、轴，中速轴为轴低速级轴为轴，滚筒轴为轴，则= 1440 r/min1440/ 3.94 r/min=365.48 r/min365.48/ 2.82 r/min = 129.60 r/min解得滚筒速度在输送带速度允许误差为±5范围内2按电动机额定功率计算各轴输入功率=7.5kw=7.5×0.99 kw=7.425kw=7.425×0.96×0.98 kw =6.985kw=6.985×0.96×0.98 kw =6.571kw=6.571×0.98×0.99 kw =6.375kw2. 各轴转矩=9550

8、5;7.5/1440 =49.73=9550×7.425/1440 =49.24=9550×6.985/365.48 =182.518=9550×6.571/ 129.6 =484.205=9550×6.375/129.6 =469.762表3 轴的运动及动力参数项目电动机轴I高速级轴II中间轴III低速级轴IV带轮轴V转速（r/min4857.3057.30功率（kw）7.57.4256.9856.5716.375转矩()49.7349.24182.518484.205469.76传动比14.153.071效率0.990.94

9、0.940.97六、齿轮传动设计 1.高速级齿轮传动设计 （1）选择材料、精度及参数 a . 按图1所示传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动 b . 带式运输机为一般工作机器，速度不高，故选用 7级精度（GB10095-88） c . 材料选择。选择小齿轮材料为45钢（调质），大齿轮材料为45钢（调质）。 d . 初选小齿轮齿数=25，则大齿轮齿数=3.94×25=99=3.94e.选取齿宽系数查机械设计P205可知（0.71.15）：=1.152）按齿面接触强度设计 按下式试算 1）确定公式内的各计算数值 a . 试选=1.4b. 分流式小齿轮传递的转矩=/2=24.62 c. 查图表（

10、P207图10-6）选取弹性影响系数=189.8 H=KHN×LIMS 由机械设计图10-19取接触疲劳寿命系KHN1=0.92 KHN2=1.4 取失效概率为1 由图10-20lim1=lim2 =550mpaH=0.92*5501=506MPa f. 由式 N=60nj 计算应力循环次数 =60×1440×8×8×365=2.018×109 =0.512×1092） 计算 a. 按式计算小齿轮分度圆直径mm =40.43 mm b. 计算圆周速度 =3.14×40.45×1440/（60×1

11、000）m/s =1.75m/s c. 计算齿宽b及模数 b=1.15×40.43mm=46.495mm=/= 1.617mm h =2.25=2.25×1.617mm=3.638mm b/h=12.78 e. 计算载荷系数K 使用系数=1.25，根据=3.048m/s，7级精度查图表（P194图10-8）得动载系数=1.05 查图表（P195表10-3）得齿间载荷分布系数=1.1齿向载荷分布系数查表10-4 P197可得KH=1.4 由式 得载荷系数=1.25×1.05×1.1×1.4=2.02 f. 按实际载荷系数校正所得分度圆直径 由式

12、得=48.72mm g. 计算模数 =/=48.72/25 mm =1.94mm 3）按齿根弯曲疲劳强度设计 按式计算1） 确定计算系数a. 计算载荷系数由式得=1.25×1×1×1.35=1.35b. 查取齿形系数查图表（P200表10-5）=2.65，=2.18c. 查取应力校正系数查图表（P表10-5）=1.58 ，=1.79d. 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4，查图10-18P206弯曲疲劳寿命系数=0.83，=0.88 。查得小齿轮弯曲疲劳强度极限=380 MPa ，大齿轮弯曲疲劳强度极限=380 MPa ，由式得=0.83×

13、380/1.4 MPa=225.28 MPa=0.88×380/1.4 MPa=238.86 MPae. 计算大小齿轮的并加以比较=2.65×1.58/225.28=0.01858=2.187×1.786/238.86=0.01635大齿轮的数值大2） 设计计算mm =1.29mm 对比计算结果，由面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数 所以去模数为2分度圆直径为48.72 由以上计算结果，取=2 ，按接触疲劳强度得的分度圆直径=50 mm计算应有的齿数=48.72/2=24.36取=25 ，则=3.94×25= 98 d1=50mm

14、d2=196mm（4） 几何尺寸计算1） 计算中心距mm将中心距圆整为123mm2） 计算大小齿轮的分度圆直径 d1=50mm d2=196mm3） 计算齿轮宽度=1.15×50mm=57.5mm圆整后取=55mm ，=60mm4） 结构设计 由e2，小齿轮做成齿轮轴 由160mm<<500mm ，大齿轮采用腹板式结构2. 低速级齿轮传动设计（1）选择材料、精度及参数 a. 按图1所示方案，选用直齿圆柱齿轮传动 b. 选用7级精度（GB10095-85） c. 材料选择 小齿轮：45钢（调质），硬度为240HBS 大齿轮：45钢（调质），硬度为240HBS d. 初选小齿

15、轮齿数=25 ，=25×2.82=71 e. 选取齿宽系数查机械设计P205表10-7的=1.4（2）按齿面接触强度设计 按下式试算1） 确定公式内各计算数值a. 试选=1.4b. 确定小齿轮传递的转矩=182.518c. 查图表（P201表10-6）选取弹性影响系数=188.9d. 查图表（P208图10-21c）得小齿轮的接触疲劳强度极限=550MPa ，=550MPae. 由式确定应力循环次数=60×365.48×8×8×365=4.8×=1.71×f. 查图表（P207图10-19）取接触疲劳寿命系数=0.90 ，=

16、0.96g. 计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1%，安全系数S=1，由式得=0.9×550MPa=495MPa =0.96×550MPa=528MPa2）计算 a. 由式试算小齿轮分度圆直径，代入中的较小值=495MPa得 =76.6mm b. 计算圆周速度=1.466m/s c. 计算齿宽=1.4×76.61 mm=107.254mm d. 计算模数、齿宽高比 模数=/=3.06 齿高=2.25=2.25×3.06 mm=6.89mm 则/=15.56 e. 计算载荷系数 根据=0.94 m/s ，7级精度，查图表（P194图10-8）得动载荷系数=

17、1 ，直齿轮=1 ，由=1.4和=107mm ，根据式得=1.3 由/=15.56和=1.313查图表（P图10-13） 故根据式得=1.625 f. 按实际载荷系数系数校正所得分度圆直径。由式得=80.51mm g. 计算模数=80.51/25mm=3.22mm（3） 按齿根弯曲强度设计计算公式为1） 确定公式内各计算数值a. 查图表（P图10-20c）得小齿轮的弯曲疲劳强度极限=380MPa ，大齿轮的弯曲疲劳强度极限=380MPa 。b. 查图表（P图10-18）取弯曲疲劳寿命系数=0.88，=0.9c. 计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数=1.4 ，由式得 d. =238.85M

18、Pae. =244.28MPaf. 计算载荷系数。由式得=1.25×1×1×1.25=1.6g. 查取齿形系数。查图表（P表10-5）得=2.62=2.276h. 查取应力校正系数。查图表（P表10-5）得 =1.59 ，=1.755i. 计算大、小齿轮的，并加以比较 =2.62×1.59/238.85 =0.0174=2.276×1.755/244.28=0.01633大齿轮的数值大2） 设计计算mm=2.26mm由以上计算结果，取模数=3.15mm。按分度圆直径=80.51mm计算应有的齿数得=80.51/3.15=25.5取=26 ，则=

19、74（4） 几何尺寸计算1） 计算中心距（81.9+233.1）/2 mm=157.5mm2） 计算分度圆直径3.15×26mm=81.9mm3.15×74 mm=233.1mm3） 计算齿轮宽度=1.4×81.9 mm=114.66mm 取=115mm ，=120 mm5）结构设计 小齿轮（齿轮3）采用实心结构大齿轮（齿轮4）采用腹板式结构七、 高速轴的设计已知=7.425kw ，=365.48r/min ，=49.24=24.621. 求作用在齿轮上的力=984.8N=518.94 N圆周力 ，径向力及轴向力的方向如图所示1 初步确定轴的最小直径。先按式 初步

20、估算轴的最小直径。选取轴的材料为45号钢r，调质处理。查图表（表15-3），取=126，得 126mm=21.768mm该轴直径d100mm，有一个键槽，轴颈增大5%7%,安全起见，取轴颈增大7%则，圆整后取d2=24mm。输入轴的最小直径是安装联轴器处的直径。选取联轴器的型号。联轴器的计算转矩公式为 （11） 查图表（P351表14-1），取=1.3，则=1.3×142.47 =185.211 根据=185.211及电动机轴径D=48mm，查标准GB5014-2003，选用HL3型弹性柱销联轴器。确定轴最小直径=38 mm2 轴的结构设计拟定轴上零件的装配方案。经分析比较，选用如图

21、所示的装配方案=1440r/min365.48r/min= 129.6r/min=7.5kw=7.425 kw=6.985kw=6.571 kw=6.375kw=49.7349.24=182.518=484.205=469.7627级精度（GB10095-88）小齿轮：45钢（调质）大齿轮：45钢（调质）u1=3.94=1.15=1.4=24.62=189.80.512×109=b= 46.495mm= 1.617mmh=3.638mmb/h=12.778=1.25=1，05=1.1 =1.94mm=1.35=2.65=2.18=1.58=1.79S=1.4=0.83=0.88=38

22、0 Mpa =380 MPa=225.28 Mpa=238.86 MPa=0.01858=0.01635=22118123mm50mm196mm57.5mm=55mm=60mm7级精度（GB10095-85）小齿轮：45钢（调质）240HBS大齿轮：45钢（调质）240HBS；=25=1.4=1.41.82×=189.8=550Mpa=550MPa4.8×8=0.98=1.02=495Mpa =528MPa107.254mm.09=1=1.3=1.625108.44 mm3.22mm=380Mpa=380Mpa=0.88=0.9=1.4238.85MPa244.28Mpa=

23、0.0174=0.0163381.9mm233.1mm=115 mm=120mm984.8N518.94 N0 N24mm=38 mm（1） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1） 联轴器采用轴肩定位，I-II段=38mm ，由式h=（0.07-0.1）d ，取=42mm ，轴端用轴端挡圈固定，查图表（指导书表13-19），取挡圈直径=45 mm，= 80mm2） 初步选择滚动轴承。该传动方案没有轴向力，高速轴转速较高，载荷不大，故选用深沟球轴承。根据=42mm，查GB276-89初步取0组游隙，0级公差的深沟球轴承6009，其尺寸为d×D×B=45mm×7

24、5mm×16mm ，故=45mm3） 取=45mm，=60mm 4） 由指导书表4-1知箱体内壁到轴承座孔端面的距离mm ，取=60mm，采用凸缘式轴承盖，取轴承盖的总宽度为40.2mm，到联轴器的距离为15.8mm，则=56mm5） 取小齿轮距箱体内壁的距离为=12mm，大齿轮2和与齿轮3之间的距离c=10mm，滚动轴承端面距箱体内壁=12mm则 2=16+12+12-5=35mm=35mmL-=B3+2C=135mm（3）轴上零件的周向定位 半联轴器与轴的周向定位采用普通平键连接，按=38mm，=80mm 查图表（P106表6-1）选用键=12mm×8mm×7

25、0mm 。滚动轴承与轴的周向定位采用过渡配合来保证，选用直径尺寸公差为m64）确定轴上圆角和倒角尺寸查图表（P365表15-2），取轴端倒角为1.6×，各轴肩处圆角半径为R1（二）中速轴（III轴）的设计 已知=6.985 kw，=182.5186 ，=365.48r/min 1求作用在齿轮上的力=1130.645N ，=518.94N，=0 N=2×182.5186/0.0819=4457.10N=1622.25 N轴上力的方向如下图所示初步确定轴的最小直径 根据式（10）初步确定轴的最小直径，选取轴的材料为45钢，调质处理。查图表（P表15-3），取=110 ，于是得1

26、10×（6.985365.48）13mm=29.41mm 。该轴的最小直径为安装轴承处的直径，取为=30mm3轴的结构设计 （1）拟定轴上零件的装配方案，如图（2）确定轴的各段直径和长度 1）根据=30mm取=30mm，轴承与齿轮2，之间采用套筒定位，取=35mm，齿轮2与齿轮3之间用套筒定位，取=40mm ，齿轮3采用轴肩定位，取h=3mm ，则=43mm ，由于轴环宽度b1.4h 轴II的设计，取=c=10mm 因为=115 mm ，B2=60mm 取=112 mm ，则=60+10+3-3mm=70mm=60-2mm=58mm 2）初步选择滚动轴承 选取深沟球轴承，初步选取轴承

27、6006，其尺寸为d×D×B=30mm×55mm×13mm 。由于轴承内圈受轴向力，轴端不受力，轴承内圈轴端采用圆螺母与垫片紧固，根据GB812-88（指导书表13-17）选用M27×1.5规格的圆螺母及相应的垫片，圆螺母厚度m=10mm，垫片厚度s=1mm，则取=16mm ，由=12mm，=12mm取=14.5mm，=11mm ，则 =14.5+11+13+3-2mm=39.5mm选用嵌入式轴承盖，取轴承端盖的总宽度为27mm 3）轴上零件的周向定位 齿轮的周向定位都采用普通平键连接按=40mm ，=112 mm=35mm ，=60mm=35

28、mm ，=58mm 查图表（P表6-1）取各键的尺寸为 III-IV段：b×h×L=12mm×8mm×100mm II-III段及V-VI段：b×h×L=10mm×8mm×50mm 滚动轴承的周向定位靠过渡配合来保证，选公差为m61） 确定轴上圆角和倒角尺寸查图表（P365表15-2），取轴端倒角为1.0×，各轴肩处的圆角半径为R1三）低速轴（轴IV）的设计（三）低速轴（轴IV）的设计 已知=6.57kw ，=484.205 ，=129.60r/min 1求作用在轴上的力=4457.10N =1622.2

29、5N 2初步确定轴的最小直径 按式（10）初步确定轴的最小直径。选取轴的材料为45钢调质处理。查图表（P表15-3）取=115，于是得115×（6.57129.60）13mm=42.56mm 。该轴的最小直径为安装联轴器处的直径，选取联轴器的型号。 根据式（11），查图表（P表14-1），取=1.5 ，则=1.5×484.205=726.31根据=726.31，查标准GB5014-85（指导书表17-4）考虑到带式运输机运转平稳，带具有缓冲的性能，选用HL4型弹性柱销联轴器。选取轴孔直径d=60mm，其轴孔长度L=84mm，则轴的最小直径=60mm3轴的结构设计 （1）拟定

30、轴上零件的装配方案。经比较，选取如下图所示的方案（2）根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度 1）取=60mm，为了满足半联轴器的轴向定位要求，采用轴肩定位，由h=（0.07-0.1）d，取=65mm，联轴器用轴端挡圈紧固，查图表（指导书表13-19），取=120 mm，=130mm 2）初步选择滚动轴承 根据轴上受力及轴颈，初步选用0组游隙，0级公差的深沟球轴承6014，其尺寸为d×D×B=70mm×110mm×20mm 故=70mm 3）轴承采用套筒定位，取=75mm，=23mm 4）根据轴颈查图表指导书表4-7 ）取安装齿轮处轴段=80mm，齿轮采

31、用轴肩定位，根据h=（0.07-0.1）d=4.34mm-6.4mm，取h=5mm，则=85mm ，轴环宽度b1.4h=1.4×5mm=7mm，取10mm5）查图表（指导书表13-21），已知=120 mm。取=57.8mm ，=2.3mm（S=2mm） =119.7mm ，=8mm6）根据轴II，轴III的设计，取滚动轴承与内壁之间的距离=10mm，则=+c+2.5-（n+S）-16 =（10+14.5+55+10+2.5-8-2-16）mm=66mm=+c+2.5-16 =（10+14.5+55+10+2.5-10-16）=66mm6） 根据箱体内壁至轴承座孔端面的距离=60mm

32、，及=10mm，B=20mm，根据指导书表9-9，取轴承盖的总宽度为39.6mm，轴承盖与联轴器之间的距离为=20.4mm则=60mm3）轴上零件的周向定位 齿轮，半联轴器与轴的周向定位都采用普通平键连接，根据=80mm ，=119.7mm=60mm ，=130mm 查图表（P表6-1）得 IV-IV段：b×h×L=22mm×14mm×100mm VIII-IX段：b×h×L=18mm×11mm×110mm 滚动轴承与轴的周向定位靠过渡配合来保证，选用直径尺寸公差为m6（4）确定轴上圆角和倒角尺寸 查图表（P365

33、表15-2），取轴端倒角尺寸为2×。轴上圆角=2mm4高速轴的校核轴的计算简图如下图所示，由机械设计图15-23知，深沟球轴承6008，a=10mm，从轴的结构图及弯矩图和扭矩图（见下图）可以看出Ft作用处是危险截面，L=162mm，将该截面的所受弯矩和扭矩列于下表表4 危险截面所受弯矩和扭矩载荷水平面H垂直面V支反力F=1130N =518.94N弯矩=98365.8=45144.3总弯矩M=108230.37扭矩TT=.246205. 按弯扭合成应力校核轴的强度 根据上表对危险截面进行校核，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6，轴的计算应力 =12.09MPa前

34、已选定轴的材料为45钢，调质处理，查图表（P表15-1）得=60MPa，因此，故轴安全。七、 轴承的选择和校核计算已知轴承的预计寿命为=23360h1输入轴承的选择与计算由轴II的设计知，初步选用深沟球轴承6009，由于受力对称，只需要计算一个，其受力=1243.66N，=0，=3转速n=1440r/min1）查滚动轴承样本（指导书表15-3）知深沟球轴承6009的基本额定动载荷C=2100N，基本额定静载荷=14800N 2）求轴承当量动载荷P 因为=0，径向载荷系数X=1，轴向载荷系数Y=0，因工作情况平稳，按课本（P表13-6），取=1.2，则 P=（X+Y）=1.2×（1&#

35、215;1243.66+0）N =1492.39N 3）验算轴承寿命h=32249h>=23360h 故所选用轴承满足寿命要求。确定使用深沟球轴承6009中速轴校核载荷水平面H垂直面V支反力F=1097.9=292.28弯矩=-3999.2=64860.79总弯矩MM=64983.96扭矩TT=110803.22按弯扭合成应力校核轴的强度 根据上表对危险截面进行校核，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6，轴的计算应力 =14.79MPa前已选定轴的材料为45钢，调质处理，查图表（P表15-1）得=60MPa，因此，故轴安全。2轴III上的轴承选择与计算由轴III的设计已

36、知，初步选用深沟球轴承6006，由于受力对称，故只需要校核一个。其受力=1136.13N，=0，=3，n=365.48r/min1）查滚动轴承样本（指导书表15-5）知深沟球轴承6006的基本额定动载荷C=13200N，基本额定静载荷=8300N2）求轴承当量动载荷P 因为=0，径向载荷系数X=1，轴向载荷系数Y=0，因工作情况平稳，按课本（P表13-6），取P=（X+Y）=1.2×（1×1136.13+0）N =1363.366NE e 3）验算轴承寿命h=41387h>=23360h 故所选用轴承满足寿命要求。确定使用深沟球轴承6006低速轴校核载荷水平面H垂直面

37、V支反力F=2228.5N=811.12N弯矩=374388=136268.16总弯矩MM=398416.09扭矩TT=519252按弯扭合成应力校核轴的强度 根据上表对危险截面进行校核，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6，轴的计算应力 =10.06MPa前已选定轴的材料为45钢，调质处理，查图表（P表15-1）得=60MPa，因此，故轴安全。3输出轴上的轴承选择与计算由轴IV的设计知，初步选用深沟球轴承6210，由于受力对称，只需要计算一个，其受力=2371.52 N，=0，=3 ，转速n=129.6/min1）查滚动轴承样本（指导书表15-3）知深沟球轴承6013的基本

38、额定动载荷C=38500N，基本额定静载荷=30500N 2）求轴承当量动载荷P 因为=0，径向载荷系数X=1，轴向载荷系数Y=0，因工作情况平稳，按课本（P表13-6），取=1.2，则 P=（X+Y）=1.2×（1×2371.52+0）N =2845.82N3）验算轴承寿命h=318422>=2336000h 故所选用轴承满足寿命要求。确定使用深沟球轴承6014。九、键连接的选择与校核计算1输入轴与联轴器的键连接 1) 由高速轴的设计知初步选用键C12×8×70，=49.73 2) 校核键连接的强度 键、轴和轮毂的材料都是钢，由课本（P表6-2）

39、查得许用应力=100-120MPa，取=110MPa。键的工作长度=L-b=70mm-6mm=64mm，键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.5×8mm=4mm。由式可得=2×49.73/4×64×38MPa=10.22MPa<=110MPa 可见连接的强度足够，选用键C12×8×702齿轮2与中速轴的键连接 1)设计知初步选用键10×8×50，=182.518 2) 校核键连接的强度 键、轴和轮毂的材料都是钢，由课本（P表6-2）查得许用应力=100-120MPa，取=110MPa。键的工作长度=L-b=

40、56mm-10mm=46mm，键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.5×8mm=4mm。由式可得=2×182.518/4×46×35MPa=56.68MPa<=110MPa 可见连接的强度足够，选用键10×8×503齿轮3中速轴的键连接 1) 由轴III的设计知初步选用键12×8×100，=182.518 2) 校核键连接的强度 键、轴和轮毂的材料都是钢，由课本（P表6-2）查得许用应力=100-120MPa，取=110MPa。键的工作长度=L-b=100mm-12mm=88mm，键与轮毂键槽的接触高度k=

41、0.5h=0.5×8mm=4mm。由式可得=2×182.518/4×88×40MPa=25.92MPa<=110MPa 可见连接的强度足够，选用键10×8×1004齿轮4与低速轴的键连接1) 由轴IV的设计知初步选用键22×14×100，=484.205 2) 校核键连接的强度 键、轴和轮毂的材料都是钢，由课本（P表6-2）查得许用应力=100-120MPa，取=110MPa。键的工作长度=L-b=100mm-22mm=78mm，键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.5×14mm=7mm。由式可得

42、=2×484.205/7×78×80MPa=22.17MPa<=110MPa 可见连接的强度足够，选用键22×14×1005联轴器与低速轴的键连接 1) 由轴IV的设计知初步选用键18×11×110，=484.205 2) 校核键连接的强度 键、轴和轮毂的材料都是钢，由课本（P表6-2）查得许用应力=100-120MPa，取=110MPa。键的工作长度=L-b=110mm-18mm=92mm，键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.5×11mm=5.5mm。由式可得=2×484.205/5.5×92×60MPa=31.89MPa<=110MPa 可见连接的强度足够，选用键12×100十、联轴器的选择1输入轴（轴II）的联轴器的选择 根据轴II的设计，选用HL型弹性套柱销联轴器（35钢），其尺寸如下表所示型号T（）（r/min）（mm）L（mm）转动惯量（）HL36305000481120.62输出轴（轴IV）的联轴器的选择 根据轴IV的设计，选用HL3型弹性柱销联轴器（35钢），其尺寸如下表所示型号T（）（r/min）（m