中南大学2016分流式二级直齿圆柱齿轮减速器

1、 机械设计课程设计计算说明题 目 分流式二级圆柱齿轮减速器 指导教师 院 系 班 级 学 号 姓 名 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 1.1工作条件与技术要求：输送带速度允许误差为±5。输送机效率为w=0.96；工作情况：单班制，连续单向运转，有轻微冲击，工作年限为10年(每

2、年工作300天），工作环境：室内，清洁；动力来源：电力，三相交流，电压380V ；检修间隔期间：四年一次大修，二年一次中修，半年一次小修：制造条件极其生产批量：一般机械厂，小批量生产。1.2 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（A1）;（5）绘制减速器箱体零件图1张（A2）、齿轮及轴的零件图各1张（A2） 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

3、两级分流式圆柱齿轮减速器结构较复杂，高速级齿轮相对于轴承位置对称，沿齿宽载荷分布较均匀，高速级和低速级分别为斜齿圆柱齿轮和直齿圆柱齿轮传动。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所需功率： =mw =26.18x14.4=0.367 kw 2）传动装置的总效率为： 其中， ，分别为传动系统中联轴器，齿轮传动及轴承的效率，=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=/ =0.367/0.816=0.434kW 确定电动机的额定功率 选定电动

4、机的额定功率=0.75 kw 3、 选择电动机的转速 =1570.8 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=860 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=8×57.32=458.56r/min =60=60×57.32=3439.2r/min可见同步转速为1000r/min ，1500r/min ，3000r/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/

5、(r/min)同步转速满载转速1Y90S-21.5300028402.22.32Y802-21.1300028252.22.33Y801-20.75300028252.22.3 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3 四总传动比确定及各级传动比分配4.1 计算总传动比由参考文献1中表16-1查得：满载转速nm=2825 r / min；总传动比i=nm /=2825/223.45=11.3 4.2 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取皮带轮传动比为2 取高速级的圆柱齿轮传动比= =2.8，则低速级的圆柱齿轮的传

6、动比为 =/=5.65/2.8=2 =0.367kw=26.18r/s=0.816=0.435kw=0.75 kw电动机型号为Y801-2i=11.3= 2.8 =2五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，减速器高速级轴为轴，中速轴为轴低速级轴为轴，滚筒轴为轴，则 = 1412.5 r/min 1412.5/2.8 r/min=502.67 r/min 502.67/ 2 r/min = 251.354r/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 =0.75 kw =0.75×0.96 kw=0.72kw =0.

7、72×0.96×0.98 kw =0.684kw =0.684×0.96×0.98 kw =0.65kw 2. 各轴转矩 =9550×0.75/2825 =2.53 =9550×0.72/1412.5 =4.85 =9550×0.684/502.67 =12.96 =9550×0.648/ 24.64 =24.64=9550×0.641 =24.39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输出轴V转速（r/min）28251412.5502.67251.34251.34功

8、率（kw）0.720.6840.650.6480.641转矩()2.354.8512.9524.6424.39传动比22.821效率0.950.950.950.99六减速器外传动零件(V带传动)的设计（1）确定计算功率 由工作情况，查表的工况系数，故 （2）选择V带的带型 由与小带轮转速（电动机转速）查表选的z型（3）确定带轮基本直径并验算带速v 初选小带轮的基准直径由表的，取小带轮的基准直径 按公式验算带速： 因为5m/s<v<30m/s，故带速度合适。 计算大带轮的基准直径：（4）确定V带的中心距a和基准长度根据105mm=300，初选初选基准长度： 由表，取 实际中心距：（5

9、）验算小带轮包角 合理（6）计算带的根数z 计算单根V带的额定功率 由和，查表得 由，和z型带，查表得 查表，于是 计算V带的根数 :,z=2根（7）计算单根V带的初拉力的最小值 由表得Z型带的单位长度质量，所以 应使带的实际初拉力（8）计算压轴力 压轴力的最小值：（9）带轮结构选择 时，采用实心式。故大带轮d2=100，采用实心式，小带轮d1=50mm，亦采用实心式。七、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。查图

10、表（P191表10-1），选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280 HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240 HBS，二者的硬度差为40 HBS。 d . 初选小齿轮齿数=20，则大齿轮齿数=2.8×25=56m=2 f .选取齿宽系数：=1.2）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=1.6 b. 分流式小齿轮传递的转矩=/2=2.35 c. 查图表（P217图10-30）选取区域系数=2.433 （表10-6）选取弹性影响系数=189.8 d. 查图表（P215图10-26）得 =0.768 ，=0.87 =0.768+0.87=1

11、.638 e. 许用接触应力=600MPa，=530MPa 则=（+）/2 =（600+530）/2=565 MPa f. 由式 N=60nj 计算应力循环次数 =60×730×1×12000=5.256× =5.256×/4.15=1.267× 2） 计算 a. 按式计算小齿轮分度圆直径 mm =31.96 mm b. 计算圆周速度 =3.14×31.96×1412.5/（60×1000）m/s =2.362m/s c. 计算齿宽b b=1x40mm=40mm h =2.25=2.25×2mm

12、=4.5mm b/h=40/4.5=8.89 e. 计算载荷系数K 使用系数=1。25，根据=2.362m/s，8级精度查图表（P194图10-8）得动载系数=1.09 查图表（P195表10-3）得齿间载荷分布系数=1.4 由公式 得 = 1.309 查图表（P198图10-13）得=1.309 由式 得载荷系数=1.25×1.09×1.4×1.309=2.50 3）按齿根弯曲疲劳强度设计 确定计算系数a. 计算载荷系数由式 得=1.25×1.09×1.4×1.309=2.50 b. 查取齿形系数查图表（P表10-5）=2.563

13、，=2.187c. 查取应力校正系数查图表（P表10-5）=1.604 ，=1.786d. 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4，弯曲疲劳寿命系数=0.85 ，=0.88 。查得小齿轮弯曲疲劳强度极限=500 MPa ，大齿轮弯曲疲劳强度极限=500 MPa ，由式 得=0.85×500/1.4 MPa=303.57 MPa =0.88×380/1.4 MPa=238.86 MPae. 计算大小齿轮的并加以比较 =2.563×1.604/303.57=0.01354 =2.187×1.786/238.86=0.01635大齿轮的数值设计计算=

14、56 ，则=2×56=112mm。 1） 计算中心距a=(d1+d2)/2=76mm 圆整后取=40mm ，=50mm2. 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：40Cr（调质），硬度为280HBS 大齿轮：45钢（调质），硬度为240HBS d. 初选小齿轮齿数=36 ，=36×2=72 e. 选取齿宽系数=0.8（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=1.3b. 确定小齿轮传递的转矩=24.64 =0.246

15、5;c. 查图表（P表10-6）选取弹性影响系数=189.8d. 查图表（P图10-21d）得小齿轮的接触疲劳强度极限=550MPa ，=530MPae. 由式确定应力循环次数=60×175.90×1×12000=1.27×=1.27×/3.07=4.14×f. 查图表（P图10-19）取接触疲劳寿命系数=0.98 ，=1.02g. 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=0.98×550MPa=539MPa =1.02×530MPa=541MPa2）计算 a. 由式试算小齿轮分度圆直径，代

16、入中的较小值=541MPa得 =67.54mm b. 计算圆周速度 =3.14×72×1412.5/60000m/s=5.32m/s c. 计算齿宽 =1x20 mm=20 mm d. 计算模数、齿宽高比 模数=/=72/36=2 齿高=2.25=2.25×2 mm=4.5 mm 则/=65/72=0.9 e. 计算载荷系数 根据=0.94 m/s ，7级精度，查图表（P图10-8）得动载荷系数=1.06 ，直齿轮=1 ，由=0.8和=65 mm ，根据式得=1.313 由/=0.9和=1.313查图表（P图10-13）得=1.352 故根据式得=1.392 f.

17、 按实际载荷系数系数校正所得分度圆直径。由式得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=500MPa ，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=0.83，=0.86c. 计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数=1.4 ，由式得 =0.83×500/1.4MPa=296.4MPa =0.86×380/1.4MPa=233.4MPad. 计算载荷系数。由式得=1.25×1.06×1×1.352=1.791e. 查取齿形系数。

18、查图表（P表10-5）得=2.62 =2.24f. 查取应力校正系数。查图表（P表10-5）得 =1.59 ，=1.76g. 计算大、小齿轮的，并加以比较 =2.62×1.59/296.4 =0.01405 =2.24×1.76/233.4=0.01682 大齿轮的数值设计计算齿数得=2X36=72取=144 ，（3） 几何尺寸计算1） 计算中心距=2×（72+36）/2 mm=108mm2） 计算分度圆直径 4×18mm=72mm 4×77 mm=144mm3）结构设计 小齿轮（齿轮3）采用实心结构大齿轮（齿轮4）采用实心式结构七、 高速轴的

19、设计已知=0.72 kw ，=1412.5r/min ，=12.95 =6.4751 初步确定轴的最小直径。先按式 初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45号钢r，调质处理。查图表（表15-3），取=110，得 110mm=7.84mm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5%则，圆整后取d2=12mm。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=1.3×14 =18.21 根据=18.21及电动机轴径D=19mm，查标准GB4323-84，选用TL7型弹性套

20、柱销联轴器。确定轴最小直径=12 mm2 轴的结构设计拟定轴上零件的装配方案。经分析比较，选用如图所示的装配方案=1412.5 r/min502.67 r/min= 251.35r/min=0.75kw=0.72kw=0.684kw=0.65 kw=2.53 4.85=12.96=24.64d1=50d2=100a=230.7=7级精度（GB10095-88）小齿轮：40Cr（调质）280 HBS大齿轮：45钢（调质）240HBS=20= 56=1=1.6=2.35=2.433 =189.8=0.768 =0.871.638=600MPa=530MPa=565 MPa× 1.267&

21、#215;=b=40 mmb/h=8.89=1.25=1.09=1.4 =1.309=2.50=0.87=2.563=2.187=1.604=1.786S=1.4=0.85=0.88=500 Mpa =500 MPa=303.57 Mpa=238.86 MPa=0.01354=0.01635367272 mm144mm=65mm=60mm7级精度（GB10095-85）小齿轮：40Cr（调质）280HBS大齿轮：45钢（调质）240HBS；=0.8=1.3=0.246×=189.8=550Mpa=530MPa1.27×=0.98=1.02=539Mpa =541MPa=1.

22、06=1.313=1.352=1.392 =500Mpa=380Mpa=0.83=0.86 =1.4296.4MPa233.4Mpa=1.791=2.62 =2.24 =1.59 ，=1.76=0.01405 =0.01682 （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=14mm ，由式h=（0.07-0.1）d ，取=15mm ，轴端用轴端挡圈固定，查图表（指导书表13-19），取挡圈直径=34mm，=15mm2） 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=44mm，查GB276-89初步取0组游隙，0

23、级公差的深沟球轴承6203，其尺寸为d×D×B=15mm×35mm×11mm ，故=20mm3） 取=46mm，=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17mm，到联轴器的距离为15.8mm，则=26mm5） 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=15+12+12-5=34mm=34 mm=110mm（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C型平键连接，按=35 =mm，=15mm

24、 查图表（P表6-1）选用键=4mm×4mm×12mm 。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（P表15-12），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 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110×mm=26.31mm 。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

25、长度 1）根据=21mm 取=21mm，轴承与齿轮2，之间采用套筒定位，取=42mm，齿轮2与齿轮3之间用套筒定位，取=34mm ，齿轮3采用轴肩定位，取h=3mm ，则=40mm ，由于轴环宽度b1.4h 轴II的设计，取=c=10mm 因为=30 mm ，=20mm 取=35 mm ，则=28mm 2）初步选择滚动轴承 由于配对的斜齿轮相当于人字齿，轴II相对于机座固定，则III轴应两端游动支承，选取外圈无挡边圆柱滚子轴承，初步选取0组游隙，0级公差的N系列轴承N206，其尺寸为d×D×B=30mm×62mm×16mm 。由于轴承内圈受轴向力，轴端不

26、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+16+3-2mm=42.5mm选用嵌入式轴承盖，取轴承端盖的总宽度为17mm 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=24mm ，=42mm =22mm ，=30mm =22mm ，=28mm 查图表（P表6-1）取各键的尺寸为 III-IV段：b×h×L=10mm×8mm

27、×36mm II-III段及V-VI段：b×h×L=12mm×10mm×15mm 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（P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=0.65kw ，=24.64 ，=251.34r/min 1求作用在轴上的力 =175.4N =37.1N 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 14.5mm

28、 。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=1.5×16.6=24.9根据=24.9，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HL6型弹性柱销联轴器。选取轴孔直径d=20mm，其轴孔长度L=31mm，则轴的最小直径=20mm3轴的结构设计 （1）拟定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=20mm，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=26mm，联轴器用轴端

29、挡圈紧固，查图表（指导书表13-19），取=62mm，=10mm 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6206，其尺寸为d×D×B=30mm×62mm×14mm 故=30mm 3）轴承采用套筒定位，取=36mm，=53mm 4）根据轴颈查图表（P表15-2，指导书表13-21）取安装齿轮处轴段=40mm，齿轮采用轴肩定位，根据h=（0.07-0.1）d=4.34mm-6.4mm，取h=5mm，则=35mm ，轴环宽度b1.4h=1.4×5mm=7mm，取25mm5）查图表（指导书表13-21），已知=

30、20 mm。取=40mm ，=2.3mm（S=2mm） =25mm ，=3mm6）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+70+10+2.5-8-2-16）mm=62mm=+c+2.5-16 =（10+14.5+70+10+2.5-10-16 ）mm=50mm6） 根据箱体内壁至轴承座孔端面的距离=60mm，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=30mm3）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

31、=40mm ，=25mm 查图表（P表6-1） VIII-IX段：b×h×L=12mm×8mm×17mm 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（P表15-12），取轴端倒角尺寸为1×。轴上圆角=1.0mm，=1mm4求轴上的载荷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6202，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

32、=63.84N =17.45N弯矩=1682=2117.33总弯矩M=3022.89扭矩TT=4002.81 5. 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 =244501.69/20849.146MPa=11.727MPa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。八、 轴承的选择和校核计算已知轴承的预计寿命为=72000h1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6202，由于受力对称，只需要计算一个，其受力=299.62 N，=0，=3 ，转速

33、n=2825r/min1）查滚动轴承样本（指导书表15-3）知深沟球轴承6202的基本额定动载荷C=13200N，基本额定静载荷=9420N 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×（1×299.62+0）N =359.54N 3）验算轴承寿命 h=291951.3h>=72000h 故所选用轴承满足寿命要求。确定使用深沟球轴承62022轴III上的轴承选择与计算由轴III的设计已知，初步选用深沟球轴承6206，由于受力对称，故只需要校核一个。其受力=23

34、.74N，=0，=10/3，n=2825r/min1）查滚动轴承样本（指导书表15-5）基本额定动载荷C=36200N，基本额定静载荷=22800N2）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×（1×23.74+0）N =28.488N3）验算轴承寿命 h=3035776h>=72000h 故所选用轴承满足寿命要求。确定使用轴承62063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6206，由于受力对称，只需要计算一个，其受力=3706.46 N，=0，=3

35、，转速n=1412.5/min1）查滚动轴承样本（指导书表15-3）知深沟球轴承6206的基本额定动载荷C=27000N，基本额定静载荷=19800N 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=1.0，则 P=（X+Y）=1.×（1×36.88+0）N =36.88N3）验算轴承寿命 h=37492573714h>=72000h 故所选用轴承满足寿命要求。确定使用深沟球轴承6206。九、键连接的选择与校核计算1输入轴与皮带轮的键连接 1) 由轴II的设计知初步选用键C4×12，=2.

36、35 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/2=12mm-2mm=10mm，键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.5×4mm=2mm。由式可得 =2×2.35/4×10×12MPa=9.792MPa<=110MPa 可见连接的强度足够，选用键C4×122齿轮2（2）与轴III的键连接 1) 由轴III的设计知初步选用键C10×36，=4.85/2=2.425 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

37、6-2）查得许用应力=100-120MPa，取=110MPa。键的工作长度=L-b=36mm-10mm=26mm，键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.5×8mm=4mm。由式可得 =2×2.425/4×26×34MPa=1.372MPa<=110MPa 可见连接的强度足够，选用键C10×363齿轮3与轴III的键连接 1) 由轴III的设计知初步选用键C12x70，=12.95 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=70mm-10mm=60mm，键与轮毂键槽的接触高度k=0.5h=0.5×8mm=4mm。由式可得 =2×12.95/4×60×40MPa=2.698MPa<=110MPa 可见连接的强度足够，选用键12×704齿轮4与轴IV的键连接1) 由轴IV的设计知初步选用键12×63，=24.64 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=63mm-