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1、目录一、 设计任务书二、 电动机的选择三、传动装置的运动和动力参数计算四、传动件设计与计算五、高速轴的设计与计算六、中间轴的设计与计算七、低速轴的设计与计算八、键的选择以及校核九、轴承的校核十、润滑方式及密封方式的选择十一、设计总结十二、参考资料计算结果计算项目及过程一、设计任务书设计带式运输机传动装置(简图如下)1一一电动机2联轴器3二级圆柱齿轮减速器4联轴器Fn=5KNV=lOz/j/minD=380加6原始数据:数据编号4钢绳拉力F/kN15钢绳速度v/(mmin)10卷筒直径Dun3801.工作条件：间歇工作，每班工作不超过15%,每次工作不超过IOmin,满载启动，工作中有中等震动，
2、两班制工作，钢绳速度允许误差5,设计寿命10年。2 .加工条件：生产20台，中等规模机械厂，可加工7-8级齿轮。3 .设计工作量：(1)减速器的装配图AO一张(2)零件图A,二张。(3)设计说明书1份(打印)。.、电动机的选择1 .传动装置总体设计方案本组设计数据：第四数据：钢绳拉力F/N15x103钢绳速度度min)10卷筒直径D/mm380(1) .外传动机构为联轴器传动。(2) .减速器为二级同轴式圆柱齿轮减速器。(3) .该方案的优缺点：瞬时传动比恒定、工作平稳、传动准确可靠，径向尺寸小，结构紧凑，重量轻，节约材料。轴向尺寸大，要求两级传动中心距相同。减速器横向尺寸较小，两大吃论浸油深
3、度可以大致相同。但减速器轴向尺寸及重量较大；高级齿轮的承载能力不能充分利用；中间轴承润滑困难；中间轴较长，刚度差；仅能有一个输入和输出端，限制了传动布置的灵活性。原动机部分为Y系列三相交流异步电动机。总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。2 .电动机选择电力，三相交流电，电压380/220V;所选用Y系列一般用途的全封闭自冷式三相异步电动机。总=0.834(1)电动机容量的选择7每对开式齿轮传动效率：0.95%每对轴承传动效率：0.99八一每对斜齿圆柱齿轮的传动效率：.98”每个联轴器的传动效率：0.99联一卷筒的传动效率
4、：0.96总：电机至工作机之间的传动装置的总总二%X/5媚”Xz7m95X0.995X0.9820.992X0.96-0.834卷筒所需输入功率匕：nFv1510310CCP11=2.6KW1000t7m,10000.9660电动机的实际输出功率Pd:OZrP,=-=2.99kw0834额定功率=(11.3)5=(11.3)x2.99=2.993.89hv取埸=3而2.确定电机转速：电动机型 号额定功率 /KW满载转速 r/min堵转转 矩额定转 矩最大转 矩额定转 矩Y100L2-4314202.22.2Y132S-639602.02.0确定电动机型号为MOON-4,其满载转速* = 142
5、0min8.38r minnm =1420 r/min =169.45 =67 %=5. 1n = 1420 r/min n2 =211.94 r / min w3 =41.48 r/min n4 = 8.38 r / minPI= 2.S7kw公森则由公式几=叱八得输送带卷筒的转速160x100060100Ovnw=D60x1000x103.1438060=8.38.mm查资料1表2T推荐的传动比合理范围二级展开式圆柱齿轮传动比在(840)之间,开式齿轮传动比(3-5),故总传动比的范围为(24200)。电动机转速可选的范围为：电二i总=(24200)8.38=(201.121676)r/m
6、in符合这一范围的同步转速有10001500(3)电动机的型号确定根据同步转速查表,综合考虑电动机和传动装置的尺寸、和开式齿轮、减速器的传动比，可见第1种方案比较合适，因此选用三、计算传动装置的运动和动力参数1 .计算总传动比有电动机的满载转速nm和工作机主动轴转速nw,可确定传动装置应有的传动比总传动比：i总二区二22=169.45总nw8.382 .合理分配各级传动比一直圆柱齿轮传动比范围为35,所以开式齿轮传动比%=5分配传动比：取i开=5,则G二组二幽”二33.89_5i,iiJ(1.31.5)i减J(L3X1.5)x33.89=6.647.13取%=6.7则j低二.二甯=5.1zif
7、ii6.7注：后为开式齿轮的传动比，i减为减蜃器的传动比，为高速级传动比，i低为低速级传动比3.各轴转速，输出功率，出入转矩，转速计算。p2=2.73电动机转速o=1420rminp3=2.52kw高转速In1=n=1420rminp4=2.42ZCvV中间轴II/?2=I4、。=211.94r/min67Ti=19.30N”低速轴Infiy211.94w3=y三-=41.48r/min卷筒轴IVn4=“,=8.38min(=123Nm电动机额定功率4=580.2Njn上面已求得领二=3kwT4=2784.5Nm高转速IPI=PdfI4thrh=2.990.990.990.98=2.87AVV
8、中间轴IIp2=p1773272=2.870.9820.99=2.73KV以此类推低速轴HIp3=2.52kw卷筒轴IVp4=2A2kw电动机转轴”95503=20.18Nm1420高转速I2型产二笔彩=1930N项目电动机 轴高速轴I中间轴II低速轴III卷筒转速 (r/min)14201420211.9441.488.38功率 (kW)32.872.732.522.42转矩(N m)20.1819.3123.580.22784.5Z1 =25Z2 =168以此类推中间轴II_9550P2_95502.73二123NmW2211.94低速轴In7,9550p39550x2.52_5X?A/.
9、n34148卷筒轴W955()XP,9550x2.424%8.3=2784.5Nm四、传动件设计计算I斜齿圆柱齿轮计算A.高速级斜齿圆柱齿轮的计算1.选择材料热处理方式和公差等级小齿轮选用40Cr,调质热处理，齿面硬度达到250HBS大齿轮选用45钢，调质热处理，齿面硬度达到220HBS因为是软齿面闭式传动，故按齿面接触疲劳强度进行计算，其设计公式为：EJ=MOMpa悟亚生V4di齿轮传递转矩为719.3x1（）3N加九由机械设计基础（回22）可以查出载荷系数，因工作中有中等冲击，故载荷系数Z=I.5由机械设计基础（P）表7-8查得,=l=550Mpa由机械设计基础（）表7-7查得材料弹性系数
10、Z=189.8初选压力角=5o齿数比=6.7tn=2mm初选齿数Z1=25,则N2=Z=6.7x25=167.5MZZ2=168由机械设计基础（P119）图7-3查得分加1=M的。Crmiln2=550%。许用接触盈利可用以下公式计算叫=生如%/7=15.2V=601420l2502815%10=5.1108b=60w7N.5.1IO83小M=l=7.63102Z16.7由图7-24查得寿命系数Zm=1zn2=1由表7-5去安全系数=1.01w=Z。/IimI_IX68。_640MPaSH1b2=52mmw2=IimI_*550_550MPaSH1Yfi=2.65取匕#=632.07的加出算小
11、齿轮的分度圆直径4,得j=2.1.59Jz3.2Ze，TT(z+l)J3.2xl89.8/1.5x19.3x103(6.7+1)ord.t=3/(=?/()=32.16mm际diV6406.7匕=1.8确定模数J1cos32.16XeOSI51.n,=-=1.24?/%”Z125由机械制造基础(PIo6)表7-2取加=2加2.确定几何尺寸、tn(Z.+Z2)2(25+168)ICOOr中心距a=丝=-=198.87mm2COS2cosl5p取整，=200三?则螺旋角乙(乙+乙)2(25+168)B=arcos!-=arcos=15.22a2200dML=2x25=52mm(d,32.16mm,
12、合理),cos/cos15.2v,j.mz72168rd)=JL-=346.4Zmcoscos15.2齿宽b=dx=152=52mm4=4+(510)mn取4=60mm3.齿根许用疲劳强度条件为.bm-2flK,7,g1和Z同前齿宽b=b2z=52mm由机械设计基础(由24)表7-9查得：齿形系数L=265%=2.1应力修正系数为%=1.59Kf2=1.8由表7-25中可以查出试验齿轮的齿根弯曲疲劳极限=220MParhm2=180MPa需用弯曲应力SM=也皿SF由图7-26查得寿命系数YN=Yn2=由表7-5可以查出安全系数Sf=1.35叫=162.96%加匕尸21=133.33叫4=52m
13、md2=346.4?=56mmda=350.4Mdfi=Alinmdt=341.47jJ2fl=XxoVW=l2？=16296MPaS,1.35r12riim2l180-2=八S=-35=133.33Mpa1.6XTCOS尸1.51.619.3103cos15.2pr一aF.=z=zX2.651.59=32MPaF.f,b*Z522225F2=Fy2y=31Mptzf24.计算齿轮的几何尺寸分度圆直径dx=-Z,=-25=52mmICoS尸CoSI5.2ci,=777,1Z2=168=346Amm-cosCoSl5.2齿根高hf=(Ja+C)mn=1.25S=1.252=2.5mm齿顶高ha=
14、mn=2mm齿顶圆直径=J1+2=52+22=56mmda2=J2+2ha=346.4+22=350Anm齿根圆直径df=dx-2hf=52-22.5=47mmdf2=J2-2hf=346.4-22.5=341.4三B.低速级斜齿圆柱齿轮的计算1.选择材料，热处理方式和公差等级大齿轮选用45钢，正火处理，齿面坚硬度为240HBS小齿轮选用45钢，调制处理，齿面坚硬度为220HBS选用8级精度2.初步计算传动的主要尺寸。因为是软齿面闭式传动，故按齿数面接触疲劳强度计算。其设计公式为4=J(岩)2Vwl(PJ小齿轮传递转矩为(=123.01X1()3N加加由机械设计基础(22)可以查出载荷系数，因
15、工作中有中等级冲击，故载荷系数攵=1.5Z1=22Z2=112E31=580匕=54()MPam=3mmb3=74mmb4=68w由机械设计基础（。3）表7-7查得外=1由机械设计基础（儿3）表7-7查得材料弹性系数Z=189.8初选压力角为尸=15齿数比，低=5.1初选齿数Z3=22则Z4=%xZ3=5.1x22=112.2MXZ4=112由机械设计基础（/J查得。.3=580期。wim4=540Mptz许用接触应力可用以下公式计算%=H。3/V=60L=60211.94l2502815%10=7.63IO7=133.33Mpa=163x10：=15x1075.1=118.5由表7-24查得
16、寿命系数Z,3=lZn4=由表7-5取安全系数S”=1.0则d3=687M小齿轮许用接触应力为J4=346Wnw3=Z3%m=Ir当=580叫SH1dt,=14mma3d=352mmI-zV4Mlim_1x540_540df=60.5mmh1df=338.5/4初算小齿轮的分度圆直径得J、J/3.2Z八2Kr(i+l)I3.2189.8.1.5123.01103(5.1+1)S4dt3/(-)=?/()-=62Amm,V9diN5805.1确定模数初_4cos_62.4xcosl5_12IVlJ人Ll大姒7”乙/一“Z122由机械设计基础（06）表7-2取m-3nnz5=202.确定几何尺寸Z
17、6=100山PHEt7(Z3+Z4)3x(22+112)中，Lvi。=-=201mm2cos2cos15则螺旋角=cos叫(Z3+Z4)=rcos3(22+112)=，2a2207.机Z322,0d.=-=6Smmcoscos150mtiZ43112a.=-2-2-=346/加cosCOSl5齿宽。4=（Pdd3=1x68=GSmin4=4+（510）ww取4=74mm3.齿根疲劳弯曲强度条件为*Tbm/KT,也同前齿宽人=68加由机械设计基础（匕4）表7-9查得齿形系数Yf3=2.75,L=2.1应力修正系数L=1.58,L=L8由表7-25中可以查出试验齿轮的齿根弯曲%m3=180Mpa%
18、m4=16UMPa许用弯曲应力q=咕也SF由图7-25查得寿命系数3=%2=1由表7-5可以查出安全系数SF=I.35故：r1工丫3。尸Hm31x180m1r3=NSim3_=133.3xzrTl；md1X160.c_.r4=八4-nu=118.5MpaSF1351.6KTCoSS1.51.6123.01103cos151comi1CrF3=：=2.751.58=92.03MPafJbmZ368322f4=fJ=92.03X2.江8=74.5MPamnim5=250MPaflim6=190MPa齿轮的齿根弯曲疲劳许用应力计算公式为9-=迎位SF由表7-25可查出弯曲疲劳寿命系数4=1由7-5查
19、弯曲疲劳强度安全系数，=1.3aF5=-=U6.92Mpar1l190-3Ib6=-1=146.15Mpci取载荷系数k=.5查得齿形系数级应力校正系数1.=2.81,%=2.81L=1.56,Ys6=1.80电动机为 KlOOL-4 联轴器为 HL24 .计算大小齿轮的狂并比较j=281xL56=oo248f5176.92迎二型H.f6146.15普若故大齿轮大5 .由于两轴承对称布置，故齿宽系数”/=1由表7-7可查出Ze=189.821.5580.181032.811.56m 12KTYf Ys0.4 202 162.5 5.5 mm6.几何尺寸计算d5 = Z5 = 205.5 = 1
20、1 Omzn4 = Zjn = 1005.5 = 55Omm4 = 30mm4=4 =35mmd3 - 3Smm d& = 56mm=加伍+2)=5.5(20+2)=/加L1 = 60mmL2 = 69mmL3 = 76mmL4 = 60mmL5 = 30?加d%=m(Z6+2)=5.5(1+2)=561三dh=m(Z5-2.5)=5.5(20-2.5)=96.3三%=h(Z6-2.5)=5.5(100-2.5)=536.4Q=XJ20+600=360mmm斜齿圆柱齿轮上作用计算1 .高速轴齿轮传动的作用力Ei =742.3NFn=270.2NF(ll = 200N已知条件高速轴传递的转矩7；
21、=19.3x10”.转速Hl=I42(kmin高速齿轮的螺旋角=15.2。，小齿轮左旋，大齿轮右旋,小齿轮分度圆直齿直径4=52加齿轮1的作用力圆周力为Fd=2xl93xl03=742.3/V452径向力为Fh=1-=270.2Vcosp轴向力为Fal=Fatan/?=742.3Xtan15.2f,=l98.9NF74?a法向力为FM=-=17=818.6Ncosacoscos20cos15.2齿轮2的作用力从动齿轮2各个力与主动齿轮1上相应的力大小相等，作用方向相反。2 .低速轴齿轮传动的作用已知条件中间轴传递的转矩q=123.01、1()3%.2加转速%=211.94111皿低速齿轮的螺旋
22、角4=15为使齿轮3的轴向力与齿轮2的轴向力互相抵消一部分,低速级的小齿轮为右旋大齿轮左旋。小齿轮的分度圆直径4=68皿圆周力径向力为Frs二 3618N2T22123.01IO3d681.tanatan20”F,=3618=1363Ncoscos150轴向力为FG=Estan夕=3618XtanI5=970N法向力为FGr1=3986N齿轮4的作用从动齿轮4各个力与主动齿轮3上相应的力大小相等，作用方向相反。五、高速轴的设计与计算1 .材料的选择因为是齿轮轴，材料与齿轮材料相同，45钢调质处理。硬度240HBS,查表13T得C值在10718范围内，查表13-3得4=65()M%再由表13-2
23、查得许用应力=60的地2 .按扭转强度估算轴径根据表13-1查得c=107118又表13-2查得dc3JC=(107=(13.515)三VnV1420考虑到轴的最小直径处要安装联轴器，会有键槽存在，故将直径加大3%5%取为(14.215.8)mm0因为选用的电动机YlOoI-4的输出轴。=28+09,m%所以选用的联轴器为-0.004HL2,轴的最小直径为4=303 .设计轴的结构。确定轴上零件的位置和固定方式要确定轴的结构形状，必须先确定轴上零件的装配顺序和固定方式。确定齿轮从轴的右端装入，齿轮的左端用轴肩或轴环定位，右端用套筒固定，这样齿轮在轴上的轴向位置被完全确定。齿轮的周向固定采用平键
24、连接，轴承对称安装在齿轮两侧，其轴向用轴肩固定，周向用过盈配合固定。4 =35Zwn4=4=38/wn4 = 42mmd5 = 35mm确定各轴段的直径轴段1是最小直径，为d=30mm,考虑到对安装在轴段1上的联轴器定位，则轴段2要有轴肩，同时能够顺利的在轴段2上安装轴承，轴段2必须满足轴承6207内径标准，故取轴段2的直径4=35加？用相同的方法确定轴段3、4的直径4=38几d4=56IIn为了便于拆卸，取&=4=35z4 .计算各轴段的长度第一段要安装联轴器，考虑到联轴器的连接与固定，使LI略小于”轴部，查表得1.JK柏器二62mn,Li=60nntL1 = 42Zm L2 = 50mn
25、Li = 10 7 L4 = 72nm L5 = 45mm第二段为外伸段，一部分在减速器内，一部分在外，所以它的长度须由多段相加1.2=I1+e+m+B+加油环=20+10+10+17+12=69mm4为联轴器的内端面至轴承端盖的距离，通常可取1520mme为车由承端盖厚度e=1.2d螺钉=1.28=9.6mm,取e=IOzmnm为轴承端盖的止口端面至轴承座孔边缘的距离3为轴承宽度以此类推，计算出各轴段的长度得1.3=76nmL4=60mmL5=30mm5 .轴的校核Fr = 270.2/VFm= 200NQ(Ll+L2+Li)-FrlI3-Fai1.2+L343=3618N Fr3 = 13
26、63N 工3 =97ON 工3 =3986N970.17x(75+122+417)-382.3x417-20384x8122+417=1288.40N利用公式计算得：R2H=Q-RH-Fr=972.17-1288.41-382.3=-698NR.R2v=Fn-Fht=030.41-286.56=743.85NR2=依”+旗=(-698)2+1743.852=1020.08/VMlH=R2hLy=-698417=-291066NMaH=Mih-F.=-32806-203.84-二34436.172NoilanI22MbH=-972.17X175=-170129.75NMav=一,L2=-286.
27、56122=-349607VMa=+M=34456.922+34960.322=490172NM,=yM%+M%,=328062+349602=417942Mb=M：H+M=6951717.52+02=6951718N对轴进行校核的：M1=11.45602tzO.U3M=117.175600d0.1或高速轴受力分析六、中间轴的设计与计算1 .已知条件：中间轴传递的功率P?=2.73hu转速%=211.94rmin齿轮分度圆直径d2=346Amm4=68mm齿宽&=52mmb3=74mm2 .选择轴的材料因传递的功率不打，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故由表7-4选用的材料45钢调质处理硬度22
28、0HBS,查表得=650MPa再查表13-2得许用弯曲应力，=60MPa3 .初算轴径查表13-1得C值在107118范围内4 .结构设计(D轴的结构构想图。1(2)设计轴的各段轴径与确定轴承该段轴上安装轴承，其审计应与轴承的选择同步,考虑齿轮有轴向力存在，选用角4 = 50mm d2 = 54ww 4 = 5Smm J4 = 68,加4 - 5Smm5477L1 = 11 Imm L2 = Iltnm L3 = 55mm L4 = 6mm L5 = 66mm Lb = 347w/n见=3354N Fr4=ltniN 工4 =9(X)N 5=3659N接触球轴承，轴段1,5上安装轴承，其直径即
29、应便于轴承安装，又应符合轴承安装，又应符合轴承内径系列，暂时取6206经过盐酸，轴承6206不能满足减速器的预期寿命要求，则改变直径系列，取6207进行设计计算，由表13-4得轴承内径d=35mm外径D=72mm宽度B=17mm定位轴肩直径4=42团加外径定位直径Da=5tnm对轴的力作用点与外圈大端面的距离=15.7故dmin=35m2,即4=35tnm通常一根轴上的两个轴承取相同的型号，所以轴径也一样则&=35mm轴段2上安装齿轮3,轴段4上安装齿轮。为方便齿轮的安装，么和4分别略大于4和4，可初定&=4=38汨7其高度为(0.070.1)J2=(3.294.7)mm,取h=4mm,故J3
30、=42mm(3)确定各段轴长轴段2与轴段4的长度应比相应的齿轮的宽度略短，故取1.4=72mmiL2=50ZWW轴段3该段为中间轴上的两个齿轮提供定位，其轴肩高度范围为轴段3的长度为Ly=10刀轴段1及轴段5的长度。轴承内端面距离箱体内壁的距离取A=12加中间轴上两个齿轮的固定均由当油环完成。则轴段1的长度为L1=B+1+3=17+12+10+3=42w?轴段5的程度为Z5=B+2+2=17+12+14+2=45;?轴上力作用点的距离，轴承反作用力的距离点，距离轴承外圈大断面的距离as=15.7mm1=1+-03-3=42+y-15.7-3=57.81rA+bS69+46-八2=Z3+-2-=
31、l,=67.2mn/3=L5+-a32=45+y-15.7-2=61.8ww(4)轴的校核画轴的受力分析见图(图2)计算支撑反力=ra,L27；2123.01IO3o,loxz圆周力FH=q=3618N“d368久m*Irctanatan20f,loz,z位向力为F=E,=3618=1363TVr3cos/7cos150轴向力为Fa3=F13tan7=3618tan150=970N法向力为Fn3=J=警-=3986Tcosacoscos20cos15在水平面上23-3(23)-,2-z3F_L“1+232X28876291030.4161.8-3702.71(67.2+61.8)-203.84
32、691.61=22_57.8+67.2+61.8=-2511.6857VFr2=Fr2-Fri-Fr3382.31-(-2511.685)-1370.98=1523.015N在垂直平面上3(2)4+/2+/33702.71(67.2+61.8)+1030.41X67.257.8+67.2+61.8=2929.6NFr2v=F13+Ft2-Fftiv=3702.711030.41-2927.6=1805.52N轴承的总支撑反力为FM=QFiH+Fr=2511.6852+2927.62=3857.38NFli2=MH+%,=1523.0152+1805.522=2362.1N画弯矩图,用=兄IJ=
33、2511.68557.8=T45175NwzM%=M,+工彳2=145175+691.61=-118793.54mm(in(inj22Mh=Fr2hI3=1523.01561.8=94122.327Nmmd2X2RRMhH=M*-F,-=94122.327-203.84=65291.974NmmuriDriQ/22Mav=FrJ1=2927.657.8=169215,25/Vmm键A850GB/T1096-1979键A 10x63 GB/T 1096-1979MO.ld；2229560.1763=27.838p4MbV=Flt2nI3=1805.5261.8=111581.1367VnmMa=
34、yM%+始=1451752+1692152=222956NmmM；=+=118793.542+1692152=206750.14NmmMb=MH+M；,=65291.9742+111581.1362=129280.28NmtnMfj=Jm%+Mi=94122.3272+111581.1362=145977.267Vmm键A 14x100 GB/T 1096-1979=33.25Mpa liM_M145977.26WOdl0.1763由表2-6查得45钢调制处理抗拉强度极限=65()Mp表8-32查得轴的许用弯曲应力*=60朋加?中费力分析七、低速轴的设计与计算1 .材料的选择选用45钢正火处理
35、b=6002硬度210HBSa_b=55Mpa2 .按扭转强度估算轴径根据表13T查得C=Io7118又由表12-2查得6c3J-=(107118)卫=(42.847.2)wnVnV41.48考虑到轴的最小直径处要安装联轴器会有键槽存在，故将估算直径加大3%-5%则取(4550)wzw,取4=506加选用的联轴器为HL43 .设计轴的结构并绘制草图确定轴上零件的位置和固定方式，要确定轴的结构形状，必须先确定轴上零件的装配顺序和固定方式。确定齿轮从轴的右端装入，齿轮的左端用轴肩或轴环定位，右端用套筒固定，这样齿轮在轴上的轴向位置被完全确定，齿轮的周向固定采用平键连接，轴承对称安装在齿轮两侧，其轴
36、向用轴肩固定，轴向采用过盈配合固定。确定各轴段直径轴段1外伸直径最小4=50向考虑到要对安装在轴段1上的联轴器进行定位，轴段2为过渡段，d1=54wo轴段3、5的直径4=58W4=58ZnM同理，d4=68WId6=d2=54确定各轴段的长度1.1=112/WM略小于“轴器）L2=77mmL3=55mm1.4=6切轴肩）L5=66mmL6=34mn4 .轴的校核已知条件低速轴的转矩7；=580.18Nm转速n=41.48rmin螺旋角/二15圆周力72ZL=2580.i8r=3354yv其方向与作用点圆周速度方向相反z-,.LIan20.tan20径向力Fr4=3354=122INcosCoS
37、I5轴向力Fa4=Ft4tan=3354tan15=90UN法向力cos 20cos3354cos 20 XCOSI5二 3695 N八、键的选择及校核1 .高速轴键的选取与校核轴与联轴器的连接，选用一个普通平键，根据轴上的尺寸查资料1表10-1初划定为bxh87L=50mm键、轴、轮毂的材料都是45钢由资料表6-2查得许用挤压应力y,=10020MPa,取平均值%,=1IOMRz,轴上用于连接联轴器的键的工作长度为=L-=50-=46mm键与轮毂键槽的接触高度22k0.5h=0.57=3.5mm,J1=30/w?= SMPa p八一27：219.3103由公式er0=L=Pkid.3.546
38、30故此键满足工作要求键标记为：键A850GB/T1096-19792 .中间轴键的选取与校核轴上用于高速大齿轮轴向定位的采用普通平键，根据轴上的尺寸与查资料1WIOT初选定为X4108L=45mm键、轴、轮毂的材料都是45钢由资料表6-2查得许用挤压应力j=l120MPa,取平均值b=110MP。键的工作长度为I=L=45=AOmm22键与轮毂键槽的接触高度攵=0.5z=0.5x8=4加%,J1=3Smmo由公式27； 2123.01 IO3 函- 4x40x38= 40,5MPap故此键满足工作要求键标记为：键A1045GB/T1096-1979轴上与低速轴齿轮查资料1表10-1初选定为人210x8采用普通平键。1.=63必键、轴、轮毂的材料都是45钢由资料3表6-2查得许用挤压应力bp=100120MP,取平均值bp=IlOMPa键的工作长度为=L-2=63-3=57mm22键与轮毂键槽的接触高度Z=0.5=0.5x8=4，&=38机7由公式土27； 2123.01x103 函- 4x57x38= 28.4MPaC %故此键
