單級(jí)圓柱齒輪減速器[1]

1、設(shè)計(jì)題目：?jiǎn)渭?jí)圓柱齒輪減速器 計(jì)算過(guò)程及計(jì)算說(shuō)明、傳動(dòng)方案擬定 第九組：設(shè)計(jì)單級(jí)圓柱齒輪減速器和一級(jí)帶傳動(dòng)屮J一 v±,l,I帶式輸送機(jī)的傳動(dòng)裝置簡(jiǎn)圖1電動(dòng)機(jī)；2 三角帶傳動(dòng);3-減速器；4-聯(lián)軸器;1、<1)5-傳動(dòng)滾筒；6-皮帶運(yùn)輸機(jī) 傳動(dòng)方案的分析與擬定工作條件：連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)，空載啟動(dòng)，使用年限10年,小批量生產(chǎn)，工作為二班工作制，環(huán)境清潔。原始數(shù)據(jù)：滾筒圓周力 F=1900N帶速V=2.55m/s；<2)滾筒直徑D=240m；滾筒長(zhǎng)度L=250mm3、方案擬定采用V帶傳動(dòng)與齒輪傳動(dòng)的組合，即可滿足傳動(dòng)比要求，同時(shí)因?yàn)閹鲃?dòng) 具有良好的緩沖，吸振性能，適應(yīng)

2、大起動(dòng)轉(zhuǎn)矩工況要求，結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，成本低， 使用二、電動(dòng)機(jī)選擇1、電動(dòng)機(jī)類(lèi)型的選擇:Y系列三相異步電動(dòng)機(jī)2、電動(dòng)機(jī)功率選擇: <1)傳動(dòng)裝置的總功率：n齒輪x n聯(lián)軸器x n滾筒n總=n帶乂 n 2軸承x=0.96x 0.982x 0.97X 0.99X 0.96=0.85（2>電機(jī)所需的工作功率：P 工作 =FV/1000 n 總=佃00X 2.55/1000X 0.85=5.7KW查手冊(cè)得P額=7.5kw3、確定電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速：計(jì)算滾筒工作轉(zhuǎn)速：n 筒=60 X 1000V/V n D）=60 X 1000 X 2.25/ n X 500=97.45r/minig=34。Y 系列按推薦

3、的傳動(dòng)比合理范圍，取圓柱齒輪傳動(dòng)一級(jí)減速器傳動(dòng)比范圍 取V帶傳動(dòng)比ip=2.53.5,則總傳動(dòng)比理時(shí)范圍為I總=7.514。4、確定電動(dòng)機(jī)型號(hào)故電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為Nd=i 總 X nw=<7.514）x 97.45=7311364r/min適合這一范圍的有750r/min和1000r/min,因此選擇電動(dòng)機(jī)的型號(hào)為160M-6 , n 滿=970r/min.三、計(jì)算總傳動(dòng)比及分配各級(jí)的偉動(dòng)比1、總傳動(dòng)比：i 總=“電動(dòng)/n 筒=970/97.45=9.952、分配各級(jí)轉(zhuǎn)動(dòng)比總傳動(dòng)比等于各傳動(dòng)比的乘積：i總=i齒輪X i帶取齒輪i帶=3<單級(jí)減速器i=2.53.5合理）i總=i齒

4、輪X i帶 i齒輪=i總/i 帶=9.95/3=3.32四、運(yùn)動(dòng)參數(shù)及動(dòng)力參數(shù)計(jì)算1、計(jì)算各軸轉(zhuǎn)速 <r/min）n0=n 滿=970 r/min m=no/i 帶=970/3=323(r/min>nil =ni/i 齒輪=323/3.32=97.29(r/min>n| = nil =97.29(r/min>2、計(jì)算各軸的功率<KW )Po=p 工作 =5.7KWI 軸:Pi =Po n 帶=5.7 X 0.96=5.5KWu 軸：Pii =Pi X n 軸承X n 齒輪=5.5X 0.98X 0.97 =5.2KW卷筒軸：pIII= Pii Xn 軸承 Xn 聯(lián)

5、軸器=5.2 X 0.98 X 0.99=5.05 KW3、計(jì)算各軸扭矩<N mm)To=9550Po/n o=9550X 5.7/970=56.12 N mTi=9550Pi/ni=9550X 5.5/323=162.62N mTii =9550Pii /nii =9550X 5.2/97.29=510.43N mTiii =9550Piii /niii =9550X 5.05/97.29=715.22N m軸號(hào)功率P/kWN /(r.min-1>5(N m>i05.797056.122.515.5323162.6225.297.29510.434.0235.0597.29

6、495.711五、傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)計(jì)算1、皮帶輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算<1) 選擇普通V帶截型由課本P130表&12得：kA=1.1Pc=KaP=1.1 X 7.5=8.25KW ni=970r/min由課本P131圖&12得：選用A型V帶<2)確定帶輪基準(zhǔn)直徑，并驗(yàn)算帶速查資料表6-5, 6-6則取 dd1=125mm>dmin=75dd2=ni/ nii dd1=970/323X 125=375mm由課本 P115 表 8-3，取 dd2=375mm實(shí)際轉(zhuǎn)動(dòng)比 i= dd2/ddi =375/125=3帶速 V: V= n ddim/60X 1000=n X 125

7、X 970/60X 1000=6.3m/s帶速合適><3)確定帶長(zhǎng)和中心矩根據(jù)課本P132式<8-14)得0.7(ddi+dd2>< aoW 2(dd1+dd2>0.7(125+375>< aow2X (125+375>所以有：350mm< aow 1000mm預(yù)選ao=650由課本P132式<8-15)得帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度：Lo=2ao+1.57(dd1+dd2>+(dd2+dd1>/4a02=2X 650+1.57(125+375>+(375+125</(4 X 650>=2181mm根據(jù)課本P1仃表

8、8.4取基準(zhǔn)長(zhǎng)度：Ld=2240mm根據(jù)課本P132式<8-16)得：a ao+vLd-Lo) /2=650+<2240-2181) /2=679.5mmamin=a-0.015 LdX 2240=747mmamax=a+0.015 Ld=679.5+0.03X 2240=646mm(4>驗(yàn)算小帶輪包角一般使a 1> 120°v特殊情況下允許a 1 >90°,若不滿足此條件，可適當(dāng)增大中心距或減小兩帶輪的直徑差。根據(jù)課本P132式<8-17)得a 1=180 -【(dd2-dd1>/a X 57.3=180°-【<3

9、75-125) /679.5X 57.3°=158.90>1200< 滿足)<5)確定帶的根數(shù)查 6 -3 表得 =1.18 kW，查 6-7 表得=0.11kW查 6-2 表得=0.99,= 0.89則 Z=PC/v(P0+ P0> I I =2.71/<0.97+0.11) >0.99 冷.89=2.47 故要取3根A型V帶6>計(jì)算軸上壓力由課本P121表8-6查得A型普通V帶的每M長(zhǎng)質(zhì)量q=0.1kg/m，由課本P132式<8-19)單根A型普通V帶的初拉力：Fo=(500Pc/ZV> > <2.5/Ka-1)

10、+qV2=(500 X 2.64/3 X 4.92>X (2.5/0.98-1>+0.1 > 4.922N=141.1N則作用在軸承的壓力Fq，由課本P133式<8-20)FQ=2ZFosina 1/2=2X 3X =840.4N(7>設(shè)計(jì)結(jié)果：選用 3根A-1600, GB11544-佃97 A型普通 V帶中心距 a=500mm,帶輪直徑 dd1=100mm, dd2=236mm軸上壓力Fq=840.4N2、齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算<1)選擇齒輪材料及精度等級(jí)考慮減速器傳遞功率不在，所以齒輪采用軟齒面。小齒輪選用45C調(diào)質(zhì)，齒面硬度為220240HBS。大齒輪選

11、用45鋼正火，齒面硬度170210HBS;根據(jù)機(jī)械零件設(shè)計(jì)手冊(cè)選8級(jí)精度。齒面精糙度 Ra< 3.26.3卩m(2>按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)21/3由 d1>76.43(kT1(u+1>/© du ch >由式公式確定有關(guān)參數(shù)如下：傳動(dòng)比i齒=3.32取小齒輪齒數(shù)：Z1=25。則大齒輪齒數(shù)：Z2=iZ1=3.32 X 25=83實(shí)際傳動(dòng)比10=83/25=3.32傳動(dòng)比誤差：<i-io) ) /3.32=0%<2.5% 可用齒數(shù)比：u=io=3.32(3>轉(zhuǎn)矩T1Ti=9550X P/nii=9550X 5.7/510.43=106.64

12、N m(4> 載荷系數(shù) k由課本P185表10-11取k=1.1(5>許用接觸應(yīng)力c hc H= c HlimZNT/SH 由課本 P181 圖 10-24查得：c HlimZ1=560Mpa c HlimZ2=530Mpa由課本P180式N=60njLh計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)NlNl1 =60njLh=60n1rth=60 x 323x 1 x (10 x 300x 16> =9.3X 108NL2=NL1/i=9.3x 108/4=2.93x 108由課本P183圖10-27查得接觸疲勞的壽命系數(shù)：ZNT1=1 ZNT2 =1.15SH=1.0通用齒輪和一般工業(yè)齒輪，按一般可靠

13、度要求選取安全系數(shù)c H1=c Hlim1ZNT1/SH=560x1.0/1.0Mpa=560Mpac H2=c Hlim2ZNT2/SH=530x 1.15/1.0Mpa=609.5Mpa故得：2 1/3d1> 76.43(kT1(u+1>/ © du c h >=76.431x162620x(4+1>/1x 4x56021/3mm =82.28mm?模數(shù)： m=d1/Z1=82.28/25=3.29mm根據(jù)課本P165表10-3取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)：m=4mm(6>校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度根據(jù)課本P187V10-24)式2c F=(2kT1/bm2Z1>YF

14、aYsaW c f確定有關(guān)參數(shù)和系數(shù)分度圓直徑： d1=mZ1=4x 25mm=100mmd2=mZ 2=4 x 100mm=400mm齒寬：b= © ddi=1 x 100mm=100mm取 b=100mm b1=105mm(7>齒形系數(shù) YFa 和應(yīng)力修正系數(shù) YSa根據(jù)齒數(shù)Zi=25,Z2=100由課本P187表10-13和表10-14相得YFai=2.65 YSai=i.59YFa2=1.34 YSa2=1.80(8>許用彎曲應(yīng)力c f根據(jù)課本 P180<10-14)式：c F= c Flim YstYnt/Sf由課本 P182 圖 10-25C 查得：c

15、Flim1=210Mpa c Flim2 =190Mpa由課本 P183 圖 10-26 查得：Ynt1=1 Ynt2=1實(shí)驗(yàn)齒輪的應(yīng)力修正系數(shù) YS1=1.59 YS2=1.80按一般可靠度選取安全系數(shù) SF=1.3計(jì)算兩輪的許用彎曲應(yīng)力c F1=c Flim1 YSTYNT1/SF=210/1.3Mpa=162Mpac F2=c Flim2 YSTYNT2/SF =190x /1.3Mpa=146Mpa將求得的各參數(shù)代入式2c F1=(2kT1/bm Z 1>Y Fa1YSa1=(2x1.1x 48700/50x 22x25> x 2.65x1.59Mpa=90.3Mpa<

16、; c F1c F2=c F1YF2YS2/YF1YS1=(90.3 x1.34x1.8/2.65 1x.59>Mpa =84Mpa< c F2故輪齒齒根彎曲疲勞強(qiáng)度足夠(9>計(jì)算齒輪傳動(dòng)的中心矩 aa=m/2(Z1+Z2>=4/2(25+100>=500mm(10>計(jì)算齒輪的圓周速度 VV= n d1n2/60x 1000=3.14x 100x 97.29/60x 1000=3.78m/s查表的選 8 級(jí)精度是合適的 六、軸的設(shè)計(jì)計(jì)算輸入軸的設(shè)計(jì)計(jì)算1、按扭矩初算軸徑 由已知條件可知此減速器傳遞的功率屬中小功率，對(duì)材料無(wú)特殊要求，選用45#調(diào)質(zhì)，并經(jīng)調(diào)質(zhì)處

17、理，硬度 2仃255HBS,抗拉強(qiáng)度c b=590Mpa彎曲疲勞 強(qiáng)度 c -i =255Mpa c -i=60Mpa根據(jù)課本 P265<14-2)式，d>c(p/n> 1/3C以材料及受載情況有關(guān)的系數(shù)，根據(jù)課本P265,查表14-1，取c=102.72118P高速軸的輸入功率n高速軸的轉(zhuǎn)速1/31/3d>c(p n /n n >=( 102.72118) (2.092/427> mm=1820mm考慮有鍵槽，將直徑增大 5% ，則d=<1820)x (1+5%>mm=<18.921)選 d=20mm2、軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)<1)軸上零件的

18、定位，固定和裝配 單級(jí)減速器中可將齒輪安排在箱體中央，相對(duì)兩軸承對(duì)稱分布，齒輪左面由 軸肩定位，右面用套筒軸向固定，這樣齒輪在軸上的軸向位置被完全確定。聯(lián) 接以平鍵作過(guò)渡配合固定，兩軸承分別以軸肩和大筒定位，則采用過(guò)盈配合固 定。<2)確定軸各段直徑和長(zhǎng)度工段：d1=d=20mm 長(zhǎng)度取 L1=55mmII 段:d2=d1+2hv h=2c 查表得 c=1.5mm d2=d1+2h=20+2 x 2X 1.5=26mm d2=26mm初選用6206型深溝球軸承，其內(nèi)徑為30mm,寬度為16mm.考慮齒輪端面和箱 體內(nèi)壁，軸承端面和箱體內(nèi)壁應(yīng)有一定距離。取套筒長(zhǎng)為 20mm，通過(guò)密封蓋 軸

19、段長(zhǎng)應(yīng)根據(jù)密封蓋的寬度，并考慮聯(lián)軸器和箱體外壁應(yīng)有一定矩離而定，為此，取該段長(zhǎng)為55mm，安裝齒輪段長(zhǎng)度應(yīng)比輪轂寬度小 2mm，故II段長(zhǎng):L2=2+20+16+55）=93mmIII 段直徑 d3= d2+2h =32mmL3=L1-L=55-2=53mmW段直徑 d4=d3+2h=32+2X 3=38mm長(zhǎng)度與右面的套筒相同，即 L4=20mm 但此段左面的滾動(dòng)軸承的定位軸肩考慮，應(yīng)便于軸承的拆卸，應(yīng)按標(biāo)準(zhǔn)查取由手冊(cè)得安裝尺寸h=3.該段直徑應(yīng)?。篤26+3X 2） =32mm因此將W段設(shè)計(jì)成階梯形，左段直徑為 32mmV段直徑 d5=30mm.長(zhǎng)度 L5=15mm 由上述軸各段長(zhǎng)度可算得

20、軸支承跨距 L=108mm（3按彎矩復(fù)合強(qiáng)度計(jì)算 求分度圓直徑：已知 di=mz1=50mm 求轉(zhuǎn)矩：已知Ti=48700N mm 求圓周力： Ft根據(jù)課本P184V10-15）式得Ft=2T i/di=2X 48700/50=佃48N 求徑向力 Fr根據(jù)課本P184V10-15）式得Fr =Ft tan a =佃48 X tan20°=709N 因?yàn)樵撦S兩軸承對(duì)稱，所以：La=L B=55mm（1繪制軸受力簡(jiǎn)圖 如圖 a） 2）繪制垂直面彎矩圖 如圖 b）軸承支反力：FAY=FBY=Fr/2=354.5NFAZ=FBZ=Ft/2=974N由兩邊對(duì)稱，知截面 C 的彎矩也對(duì)稱。截面

21、C 在垂直面彎矩為Mc1=FAyL/2=354.5 X 54=19143 N - mm（3繪制水平面彎矩圖 如圖 c）截面 c 在水平面上彎矩為：Mc2=FazL/2=974 X 54=52596N mm(4繪制合彎矩圖 如圖d)2 2 1/2 2 2 1/2Mc=(Mci2+Mc22 =(191432+525962 =55971N mm(5繪制扭矩圖 如圖e)轉(zhuǎn)矩：T=9.55 X P/n2)X 106=48700N mm(6繪制當(dāng)量彎矩圖 如圖f)轉(zhuǎn)矩產(chǎn)生的扭剪文治武功力按脈動(dòng)循環(huán)變化，取a =1，截面C處的當(dāng)量彎矩2 2 1/2 2 2 1/2Mec=M c2+( a T2 =55971

22、2+(1 X 487002 =74191N mm(7校核危險(xiǎn)截面C的強(qiáng)度由式(T e=Mec/0.1d33得33(T e=Mec/0.1d33=74191/0.1x 323=22.6MPav & -i=60MPa該軸強(qiáng)度足夠。.AAL、*用TJ圖巴儀s1召f 2 /I1 LU . 人圖2LLPrTln酥*2）輸出軸的設(shè)計(jì)計(jì)算因?yàn)樵O(shè)計(jì)的是單級(jí)減速器的輸入軸，屬于一般軸的設(shè)計(jì)問(wèn)題，選用45#調(diào)質(zhì)，并經(jīng)調(diào)質(zhì)處理，硬度2仃255HBS,抗拉強(qiáng)度（7b=590Mpa彎曲疲勞強(qiáng)度（T -i=255Mpa 7 -i=60Mpa1、按扭矩初算軸徑P265,查表 14-1,取根據(jù)課本 P265<1

23、4-2）式，d>c（p/n> 1/3c以材料及受載情況有關(guān)的系數(shù)，根據(jù)課本 c=102.721184/24/2d>c(p 川/n 川>=(102.72118) (2.01/106.82>1/3mm=28.531mm考慮有鍵槽，將直徑增大 5% ，則d=<28.531)x (1+5%>mm=<3033)由設(shè)計(jì)手冊(cè)取標(biāo)準(zhǔn)值 d1=30<1 )軸的零件定位，固定和裝配單級(jí)減速器中，可以將齒輪安排在箱體中央，相對(duì)兩軸承對(duì)稱分布，齒輪左 面用軸肩定位，右面用套筒軸向定位，周向定位采用鍵和過(guò)渡配合，兩軸承分 別以軸承肩和套筒定位，周向定位則用過(guò)渡配合或

24、過(guò)盈配合，軸呈階狀，左軸 承從左面裝入，齒輪套筒，右軸承和皮帶輪依次從右面裝入。大帶輪輪轂靠軸 肩、平鍵和螺栓分別實(shí)現(xiàn)軸向定位和周向固定。<2)確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度工段： d1=30mm L 1=55mmII 段: d 2=d1+2hv h=2c查指導(dǎo)書(shū)取c=1.5mmd2=di+2h=30+2X 2X 1.5= 36；d2=36mm初選6207型滾動(dòng)球軸承，其內(nèi)徑為35mm,寬度為17mm?？紤]齒輪端面和箱 體內(nèi)壁，軸承端面與箱體內(nèi)壁應(yīng)有一定矩離，則取套筒長(zhǎng)為 20mm，則該段長(zhǎng) 96mm，安裝齒輪段長(zhǎng)度為輪轂寬度為 2mm。III 段直徑 d3= d2+2h =42mmL3=L1-

25、L=55-2=53mmW段直徑 d4=d3+2h=42+2X 3=48mm長(zhǎng)度與右面的套筒相同，即 L4=20mm 但此段左面的滾動(dòng)軸承的定位軸肩考慮，應(yīng)便于軸承的拆卸，應(yīng)按標(biāo)準(zhǔn)查 取由手冊(cè)得安裝尺寸h=3.該段直徑應(yīng)?。篤36+3X 2) =42mm 因此將W段設(shè)計(jì)成階梯形，左段直徑為 42mmV段直徑 d5=40mm.長(zhǎng)度 L5=15mm由上述軸各段長(zhǎng)度可算得軸支承跨距 L=108mm(3>按彎扭復(fù)合強(qiáng)度計(jì)算 求分度圓直徑：已知d2=200mm 求轉(zhuǎn)矩：已知 T2=9.55X <PH /nm)x 106=187X 103N m 求圓周力Ft:根據(jù)課本P184<10-15式

26、得Ft=2T2/d2=2x 187x 103/200=1870N 求徑向力Fr根據(jù)課本P184V10-15式得Fr=Ft tan a =1870x 0.36379=680.6N 兩軸承對(duì)稱LA=LB=50mm(1>求支反力 FAX、FBY、FAZ、FBZFAY=FBY=Fr/2=680.6/2=340.3NFAZ=FBZ=Ft/2=1870/2=935N(2>由兩邊對(duì)稱，書(shū)籍截 C 的彎矩也對(duì)稱 截面 C 在垂直面彎矩為M ci =Fay L/2=340.3 x 54=18376.2N - mm(3>截面 C 在水平面彎矩為Mc2=FazL/2=935 x 54=50490N

27、 mm(4>計(jì)算合成彎矩Mc=< Mc12+M c22)1/2=<18376.22+504902) 1/2=53730N mm(5>計(jì)算當(dāng)量彎矩：轉(zhuǎn)矩產(chǎn)生的扭剪文治武功力按脈動(dòng)循環(huán)變化，取a =1，截面CMec=M c2+(a T>21/2=537302+(1x187000>21/2=佃4566N mm(6>校核危險(xiǎn)截面 c 的強(qiáng)度3(T e=Mec/<0.1d3) =275.06/(0.1 x 40 >=30.4+Mpa<(T -1 b=60Mpa此軸強(qiáng)度足夠七、滾動(dòng)軸承的選擇及校核計(jì)算根據(jù)根據(jù)條件，軸承預(yù)計(jì)壽命16 X 365 X

28、 10=58400 小時(shí)1、計(jì)算輸入軸承<1). 求軸承的當(dāng)量動(dòng)載荷 P1、P2由題目工作條件查課本P293表15-12和15-14選擇載荷系數(shù)fp=1.2，溫度系 數(shù) f t=1。已知軸頸d2=26mm轉(zhuǎn)速m=427.27 r/min ，假設(shè)軸承僅受徑向載荷 R和R2,由 直齒齒輪受力分析公式 P184式10-15可得：Ft1 =2T1/d 1=2X 48700/50=1948NFr1=Ft1tan20=709N因軸承對(duì)稱齒輪分布，故 R1=R2=Fr1/2=354.5NP1=fP R1=1.2X354.5=425.4NP2=ft XR2=1X0.56X 354.5=198.52N2.

29、 試選軸承型號(hào)根據(jù)計(jì)算軸頸d2=26mm初選6206型，查指導(dǎo)書(shū)P154附10-2得該型號(hào)軸承的基本額定動(dòng)載荷 C=19500N基本額定靜載荷 Cor=11500N。3. 由預(yù)期壽命求所需 CPA B，即按軸承1計(jì)算C=P1/f tX<60n L h/1 0 6)1/3= 425.4 X<60X 427.27 X58400/106)1/3=5104.8N因Cv G=11500N,故選此軸承型號(hào)為 6206型2、計(jì)算輸出軸承1. 求軸承的當(dāng)量動(dòng)載荷 P1、P2 由題目工作條件查課本P293表15-12和15-14選擇載荷系數(shù)fp=1.2，溫度系 數(shù) f t=1。已知軸頸d2=40mm

30、轉(zhuǎn)速m=106.82r/min，假設(shè)軸承僅受徑向載荷 R和R,由 直齒齒輪受力分析公式 P184式10-15可得：Ft2=2000T2/d 2=2 X 187X3103/200=1870NFr2=F2ta n20=680.6N因軸承對(duì)稱齒輪分布，故 R1=R2=Fr2/2=340.3NP1=fP R1=1.2X 340.3=408.4NP2=ft XR2=1X0.56X 340.3=190.568N2. 試選軸承型號(hào)根據(jù)計(jì)算軸頸d2=40mm初選6207型，查指導(dǎo)書(shū)P154附表10-2得該型 號(hào)軸承的基本額定動(dòng)載荷C=25500N,基本額定靜載荷G=15200N。3. 由預(yù)期壽命求所需 CR&

31、gt;R，即按軸承1計(jì)算C=P1/ f tX<60n Lh/106)1/3=408.4 X <60X 106.82X58400/106)1/3=2943.3N因Cv COr=15200N,故選軸承型號(hào)為 6207型八、鍵聯(lián)接的選擇及校核計(jì)算因?yàn)辇X輪和軸材料均為剛和合金鋼，故取c P=100Mpa1 、輸入軸與大帶輪輪轂聯(lián)接采用平鍵聯(lián)接軸徑 d1=20mm,L1=55mm查課本P276表14-8得，選用C型平鍵，得：b=6mm h=6mm鍵長(zhǎng)范圍L=14- 70mm。鍵長(zhǎng)取L=L1 <510) =50mm鍵的工作長(zhǎng)度l=L b=44mm強(qiáng)度校核：由P276式14-7得(T p=4Ti/dhl=4 X 48700/20