用于帶式運輸機的展開式二級斜齒圓柱齒輪減速器

用于帶式運輸機的展開式二級斜齒圓柱齒輪減速器1、課程設(shè)計書及設(shè)計要求 12、電動機的選擇及傳動裝置的運動和動力參數(shù)運算 33、傳動零件的設(shè)計運算（確定齒輪傳動的要緊參數(shù)） 64、軸的設(shè)計運算及校核及滾動軸承的選擇和運算 145、箱體設(shè)計及說明 276、鍵聯(lián)接的選擇和運算 297、聯(lián)軸器的選擇 318、潤滑和密封的選擇 329、減速器附件的選擇及說明 3210、設(shè)計總結(jié) 33參考資料 33《機械設(shè)計》課程設(shè)計任務(wù)書專業(yè)：機械設(shè)計制造及其自動化班級： 姓名： 學(xué)號：一、設(shè)計題目設(shè)計用于帶式運輸機的展開式二級斜齒圓柱齒輪減速器二、原始數(shù)據(jù)(f6)運輸帶工作拉力F=2500Nm運輸帶工作速度 v=1.30 m/s卷筒直徑 D=300 mm三、工作條件連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，工作時有輕微振動，空載啟動，使用期限為8年，小批量生產(chǎn)，單班制工作，運輸帶速度承諾誤差為5%。四、應(yīng)完成的任務(wù)1、減速器裝配圖一張（A0圖或CAD圖）2、零件圖兩張（A2圖或CAD圖）五、設(shè)計時刻2009年12月21日至2010年1月8日六、要求1、圖紙圖面清潔，標(biāo)注準(zhǔn)確，符合國家標(biāo)準(zhǔn)；2、設(shè)計運算說明書字體端正，運算層次分明。七、設(shè)計說明書要緊內(nèi)容1、內(nèi)容名目（標(biāo)題及頁次；設(shè)計任務(wù)書；前言（題目分析，傳動方案的擬定等；電動機的選擇及傳動裝置的運動和動力參數(shù)運算；傳動零件的設(shè)計運算（確定帶傳動及齒輪傳動的要緊參數(shù)；軸的設(shè)計運算及校核；箱體設(shè)計及說明鍵聯(lián)接的選擇和運算；滾動軸承的選擇和運算；聯(lián)軸器的選擇；潤滑和密封的選擇；減速器附件的選擇及說明；設(shè)計小結(jié)；參考資料（[及書名、作者、出版單位、出版年月2、要求和注意事項必須用鋼筆工整的書寫在規(guī)定格式的設(shè)計運算說明書上，要求運算正確，論述清晰、文字精煉、插圖簡明、書寫整潔。本次課程設(shè)計說明書要求字?jǐn)?shù)許多于6-8千字（或30頁，要裝訂成冊。機械制造教研室2、電動機的選擇及傳動裝置的運動和動力參數(shù)運算電動機的選擇及傳動裝置的運動和動力參數(shù)運算；選擇電動機的類型按要求選擇Y系列三相異步電動機，電壓380V選擇電動機的容量電動機所需工作功率為：P ＝P /η工作機需要的工作功率：Pw=F*V=2500Nm*1.3m/s=3250w=3.25kw傳動裝置的總效率為：4*2***

0.994*0.972*0.95*0.96*0.97 0.801 2 3 4 5滾動軸承的傳動效率為1

0.99 閉式齒輪的傳動效率為3

0.95聯(lián)軸器的效率為 0.97 傳動滾筒的效率為0.962 4帶效率5

0.97動機的效率為PPw=3.25kw/0.80=4.06kw因載荷工作時有輕微振動，電動機額定功率Ped略大于P即可。16-1，YP5.5kw。確定電動機的轉(zhuǎn)速綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格減速器的傳動比，選定Y132S-4滿載轉(zhuǎn)速nm1440r/min，同步轉(zhuǎn)速1500r/min。確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比總傳動比由選定的電動機滿載轉(zhuǎn)速n 和工作機主動軸轉(zhuǎn)速可得傳動裝置總傳動為ia＝n /n＝1440/82.8=17.39高速級傳動比為i＝4.931則低速軸傳動比i＝i/i2 1

＝14.56/4.51=3.53運算傳動裝置的運動和動力參數(shù)P0=Pd=4.06KWn=1440r/min09550*P0T= n 1 =26.9Nm0101高速軸：P1=P1*n =4.06*0.99=4.02KW01n=n1 0

=1440r/min9550*PT= 1n1

=26.66Nm1* 中間軸：P2=P n =4.02*0.97*0.95=3.701* =nn=1440/4.93=292.09r/min=ni119550*P2T= n 2=120.97Nm212 低速軸：P3=P*n =3.70*0.97*0.95=3.412 n n3= 2i

=292.09/3.53=82.75r/min29550*P3T= n 3=393.54Nm333 滾筒軸：P4=P*n 3 n= n =82.75/1=82.75r/min4 3/1T=9550*P4=358.92N m4 n4軸名軸名PKWTNmr/min輸入輸出輸入輸出電動機軸4.0626.901440高速軸4.023.9826.6626.391440中間軸3.703.66120.97119.76292.09低速軸3.413.38393.54389.6082.75滾筒軸3.113.08358.92355.3382.75軸承傳動效率3、傳動零件的設(shè)計運算（確定齒輪傳動的要緊參數(shù)）A高速齒輪的運算1選精度等級、材料及齒數(shù)材料及熱處理；調(diào)質(zhì)45（質(zhì)240HB40HB。7級精度；z1＝24，z2＝z1*i=24*4.93=118.32；選螺旋角，初選螺旋角=142按齒面接觸強度設(shè)計因為低速級的載荷大于高速級的載荷，因此通過低速級的數(shù)據(jù)進(jìn)行運算。2KT2KTt1d uu( H E)2ZZH]d 1t確定公式內(nèi)的各運算數(shù)值Kt＝1.6選取尺寬系數(shù)φd＝1ZH＝2.4354）0.7820.87則0.780.821.655）小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩為105.42N.m6)材料的彈性阻礙系數(shù)ZE＝189.8 Mpa7）小齒輪的接觸疲勞強度極限σHlim1＝600MPa大齒輪的解除疲勞強度極限σHlim2＝550MPa8）運算應(yīng)力值環(huán)數(shù)N=60njL1 1 h

=60×319.3×1×（1×8×365×8）=4.48×108hN=4.48×108/3.23=1.39×108h29）查得：K =1.03 K =1.0810）齒輪的接觸疲勞需用應(yīng)力取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,[ ]=H 1

K HN1S

Hlim1=1.03×600=618MPa[ ] =H 2

K HN2SHlim2=1.08×550=594MPa許用接觸應(yīng)力]]H H1

[H

])/2606MPa2設(shè)計運算①小齒輪的分度圓直徑d1t2KT2KTdt1uu( H E)2ZZH]d 1t221.626.71034.931(2.435189.811.654.93531.25= )2

36.1mm②運算圓周速度1

3.143.6114402.72m/s601000 601000bmnt運算齒寬bb= d =36.1mmd 運算摸數(shù)mn

t=1.46初選螺旋角=14dm =

cos 36.1cos142.72mmnt Z 241bhbhh=2.25mn

t=2.25*1.46=3.29bh=36.103.29bh⑤運算縱向重合度

=10.97=0.318d1tan0.318124tan14=1.903⑥運算載荷系數(shù)K使用系數(shù)KA

=1.25依照v2.72m/s,7級精度,查課本由P192

表10-8得KVP

=1.1810-4K==1.446194P193

10-3得:

=K =1.4H FK＝K K KH K=1.25*1.18*1.4*1.35=2.79⑦按實際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑:d=d1

33 K/Kt=36.1×

2.791.6

=43.45mm⑧運算模數(shù)m:ndm=

cos 43.45cos141.76mmn Z 241(3).齒根彎曲疲勞強度設(shè)計由彎曲強度的設(shè)計公式:32KT32KTY cos2Z21(YF S)Yd1a]Fn確定公式內(nèi)各運算數(shù)值①運算載荷系數(shù)KK＝K K K②軸向重合度1.903

K =1.25*1.18*1.4*1.35=2.788螺旋角阻礙系數(shù)0.88z ＝z ＝z/cos＝24/cos314＝26.27z ＝z ＝z /cos＝119/cos314＝130.27Y ＝2.592 Y ＝2.211⑤應(yīng)力校正系數(shù)YY ＝1.596 Y ＝1.775⑥彎曲疲勞壽命系數(shù):KFN1

=0.86

FN

=0.93⑦彎曲疲勞應(yīng)力[ ]

K =FN1

FF1

0.9500321.4F 1[ ]F

S 1.4K 0.95380=FN2 FF2S 1.4

257.86Y F ⑧運算大小齒輪的 ]F1Y F1F S1

2.5921.596

0.01363]F1

303.572Y F2F S2

2.211.775

0.01642]F 2

238.86大齒輪的數(shù)值大.選用.2）設(shè)計運算①運算模數(shù)3

22.79*266600*0.88*2.592*1.596mn 12421.65

mm1.23mmGB/T1357-1987圓整為標(biāo)準(zhǔn)模數(shù),

=2mmz

=43.45cos14

=21.07z=1042

n 1 mn3幾何尺寸運算運算中心距a=(z1

z)m2

=(21104)*2=128.82mm2cos 2cos14129mm按圓整后的中心距修正螺旋角()m=arccos 1 2

arccos(21104)2

14.305 2129h因值改變不多,故參數(shù),k,Z 等不必修正.h運算大.小齒輪的分度圓直徑zm 292d=1 n =43.344mm1 cos cos14.42zm 942d=2 n =214.656mm2 cos cos14.42運算齒輪寬度B=d1

143.344mm43.344mm圓整的 B2

45 B1

50B低速齒輪的運算1選精度等級、材料及齒數(shù)材料及熱處理；調(diào)質(zhì)45（質(zhì)240HB40HB。7級精度；z1＝242按齒面接觸強度設(shè)計2KT2KTt1d uu( H E)2ZZH]d 1t確定公式內(nèi)的各運算數(shù)值Kt＝1.6選取尺寬系數(shù)φd＝1ZH＝2.4354）0.78 0.9則0.780.91.685）小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩為24.4N.m6)材料的彈性阻礙系數(shù)ZE＝189.8Mpa7）小齒輪的接觸疲勞強度極限σHlim1＝600MPa大齒輪的解除疲勞強度極限σHlim2＝550MPa8）運算應(yīng)力值環(huán)數(shù)N=60njL1 1 h

=60×319.3×1×（1×8×365×8）=4.48×108hN=4.48×108/3.23=1.39×108h29）查得：K =1.03 K =1.0810）齒輪的接觸疲勞需用應(yīng)力取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,[ ]=H 1

K HN1S

Hlim1=1.03×600=618MPa[ ] =H 2

K HN2S

Hlim2=1.08×550=594MPa許用接觸應(yīng)力]]H H1

[H

])/2531.25MPa2設(shè)計運算①小齒輪的分度圓直徑d1td 3 2KTd t1

u1(Z

ZHE)2Hd

u ]H3 21.61.2103 4.53 2.435*189.8= ( )211.68 3.53 531.25

60.5mm②運算圓周速度1

3.1460.5*292.090.93m/s601000 601000bmnt運算齒寬bb= d =60.5mmd 運算摸數(shù)mn初選螺旋角=14dm =

cos 60.5cos142.45mmnt Z 241④運算齒寬與高之比bhh=2.25mn

t=2.52*2.45=5.5125mmbh=60.55.5125bh⑤運算縱向重合度

=10.98=0.318d1tan0.318124tan14=1.903⑥運算載荷系數(shù)K使用系數(shù)K =1.25A依照v0.93m/s,7級精度,查課本由P192

表10-8得KVP

=1,10-4K==1.35194查課本由P193

H10-3得:

=KH

=1.4K＝K K KH KH =1.25*1*1.4*1.35=2.3625⑦按實際載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑K/KK/Kt2.36251.63d=d1

=68.89mm⑧運算模數(shù)mndm=

cos 68.89cos140.786mmn Z 851由彎曲強度的設(shè)計公式32KT32KTY cos2Z21(YF S)Yd1a]Fn確定公式內(nèi)各運算數(shù)值①運算載荷系數(shù)KK＝K K K K =1.25*1*1.4*1.35=2.3625②軸向重合度1.903螺旋角阻礙系數(shù)0.88z ＝z ＝z/cos＝24/cos314＝26.27z ＝z ＝z /cos＝85/cos314＝93.05Y ＝2.592 Y ＝2.195⑤應(yīng)力校正系數(shù)YY ＝1.596 Y ＝1.775⑥彎曲疲勞壽命系數(shù):KFN1

=0.82

FN2

=0.84⑦彎曲疲勞應(yīng)力[ ]

K =FN1

FF1

0.82500292.86F [ ]F 2

S 1.4K 0.84380=FN2 FF2S 1.4

228Y F ⑧運算大小齒輪的 ]F1Y F1F S1

2.5921.596

0.0141]F12Y F2F S2

292.862.1621.808

0.0171]F 2

257.86大齒輪的數(shù)值大.選用.2）設(shè)計運算①運算模數(shù)3 22.3625120103cos2142.592*1.596mn 12421.68*292.86按GB/T1357-1987圓整為標(biāo)準(zhǔn)模數(shù),

mm5.71mm取m=6mmz

=35.58cos14

=17.26=11.14n 1 mn那么z2

=11*3.53=38.33=39z=111z=3923幾何尺寸運算運算中心距a=(z1

z)m2

=39)*6=154.59mm2cos 2cos14按圓整后的中心距修正螺旋角=arccos(1

22

n14.21h因值改變不多,故參數(shù),k,Z 等不必修正.h運算大.小齒輪的分度圓直徑zm 11*6d=1 n =68.02mm1 cos cos14.zm 396d=2 n =241.16mm2 cos cos14運算齒輪寬度B=d1

168.02mm68.02mm圓整的 B2

70 B1

754、軸的設(shè)計運算及校核及滾動軸承的選擇和運算1、軸1（高速軸）的設(shè)計：初步確定軸的最小直徑P3n選取軸的材料為45鋼，調(diào)制處理。依照表15-3，取AP3nP3nd≥P3n0

＝112

mm=16.19mm與聯(lián)軸器采納單鍵連接，d=14.38*(1+0.06)=17.33mm角接觸軸承的選型設(shè)計：將角接觸軸承反裝，F(xiàn)=2TF=1=1.23kNd1F=F*sin=296.93NaF=Fr r

’*sin1190.93N 20)F0r

=0.5*Fr

=595.47N高速級選擇左選，則軸承11被放松，軸承12被壓緊Fd01

=Fd

=0.68F0r

=404.9196NFa02

=F+Fa d

=296.93+404.9196N=701.8496NFa02=1.18>0.68Fr02依照教材，x=0.41,y=0.87p=x*Fa0260nL

+y*F0r

=854.75Nc=p3

106

h',Lh'

=23360h得；C=10.802kN7005AC軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計擬定軸上零件的裝配方案28mm,e=34.5-1.6-28-3.3=1.61.6mt

=2.56e<2.56因此設(shè)計為齒輪軸輸出軸的最小直徑明顯是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑dd與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時選取聯(lián)軸器的1 1型號。聯(lián)軸器的運算轉(zhuǎn)矩T

KT

，查表14-1，考慮到轉(zhuǎn)矩化專門小，故取K 1.5，A

ca A3T =Kca A

*T=1.5*24.4=36.6N*m按照運算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查標(biāo)準(zhǔn)GB/T5014-1985或手冊，選HL440N*md1

=18mm，故取YL4半聯(lián)軸器長度L=42mm為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求,1軸段右端需制出一軸肩,故取d=20mm;半聯(lián)軸2L1

=88mm取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離為25mm。半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采納平鍵連接。按d5bh=66，H7/k6。2，軸2（中間軸）的設(shè)計：選取軸的材料為45鋼，調(diào)制處理。依照表15-3，取A3P3Pn

=112，因此得3Pnd≥3Pn2 0

＝112

mm=25mm角接觸軸承的選型設(shè)計：角接觸軸承的選型設(shè)計：將角接觸軸承反裝，軸承上兩個齒輪受載因此軸承需將兩部分結(jié)合起來分析：關(guān)于齒輪2F1=

2T2=1133.3Nd2F =F*sin=275.5N2aF ’=F*cos=1099N2rF =F2r 2r

，*sin20=375.88N

2F2=2d3

=2890NF =F*sin=694.5N3aF ’=F*cos=2805N3rF =F3r 3r

’*sin20=959.37N兩齒輪選擇同樣的旋向（右旋）在軸向分力的合力外力：F =404.5Na合F0r

=0.5*(F2r

+F )=667.63N3r派生力：Fd01

=Fd02

=0.68F0r

=453.98NF=F +Fa d01 a合

=858.48NFa=1.2>0.68F0r依照教材，x=0.41,y=0.87p=x*Fa02

+y*F0r

=932.8Nc=p3

60nLh',

=23360h得；106 h'C=7.2kN依照壽命要求選擇7005AC徑為25；3，軸3（低速軸）的設(shè)計：P3n選取軸的材料為45鋼，調(diào)制處理。依照表15-3，取AP3nP3nd≥P3n0

＝112

mm=36.87mmd>1.06*34.85mm=36.94mm角接觸軸承的選型設(shè)計：將角接觸軸承反裝，2TF=3=2820.58kNd3F=F*sin=677NaF’=F*cos=2737.98NrF=Fr r

’*sin20=936.25NF0r

=0.5*Fr

=468N高速級選擇左選，則軸承11被放松，軸承12被壓緊Fd01

=Fd

=0.68F0r

=318.32NFa02

=F+Fa d

=677+318=995NFa02=2.12>0.68Fr02依照教材，x=0.41,y=0.87p=x*Fa0260nL

+y*F0r

=815.11Nc=p3

106

h',Lh'

=23360h得；C=4.12kN依照壽命要求選擇角接觸軸承軸承內(nèi)徑為大于15，結(jié)合扭轉(zhuǎn)強度的要求，選擇角接觸球軸承7010AC,安裝內(nèi)徑50mm;軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計擬定軸上零件的裝配方案d（如上圖，為了使所1選的軸直徑d與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時選取聯(lián)軸器的型號。聯(lián)軸器的1運算轉(zhuǎn)矩T KT，查表14-1，考慮到轉(zhuǎn)矩化專門小，故取

1.3，則ca A3 AT =Kca A

*T=326.7*1.5=490.05N*mGB/T5014-1985YL9400N*md1半聯(lián)軸器長度L=82mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L1 =164mm取齒輪距箱體25mm。半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采納平鍵連接。按d5bh=10882，H7/k6軸的校核1，3（低速軸）對齒輪的受力分析：2T總的力F=

3=2820Nd3F=F*sin=686NaF’=F*cos=2737NrF =FBx rF =FBy

’*sin20=936N’*cos20=2572NX平面（水平面）F +F +F =0Ax Bx CxFd3+F 122+

(122+75)=0a 2 Bx Cx解得：FAx

=-1.15NF =-934NCxY平面（垂直平面）F +F +F =0Ay By CyF 122+FBy Cy

(122+75)=0解得：FAy

=-979NF =-1592NCy依照x,y平面彎曲圖形則彎曲的的最大值M:M2M2M2x y其扭矩圖如下： 其危險截面為軸3與聯(lián)軸器的結(jié)合面，其抗彎曲截面系數(shù)W為：d3W=

bt(dt)2

=4314.167mm332 2dd,為軸的直徑t,b,為鍵的寬度因此按彎扭組合強度校核： ca N.mmca,折合系數(shù)M,軸所受的彎矩N.mmT，軸所受的扭矩W，抗彎截面系數(shù)求得： =37.78Mpaca

M2(T)2W45號鋼的安全系數(shù)去1.5則]=236.67Mpa因此ca<[] 此軸安全。關(guān)于軸向分力對軸的穩(wěn)固性，那個地點不進(jìn)行分析校核了（它不屬于細(xì)長軸）2，對軸2（中間軸）按彎扭組合強度校核：對齒輪2進(jìn)行受力分析：關(guān)于齒輪2(B)F1=

2T2=1133.3Nd2F =F*sin=275.5N2aF ，=F*cos=1099N2rF2rF2t關(guān)于齒輪3(C)F2=

F ，*sin20=375.88N（x2rF cos20=1032.72N (y2r2T2=2890d3F =F*sin=694.5N3aF ’=F*cos=-2805N3rF =F3r 3r

’*sin20=959.37N （x）F=F3t 3r

’*cos20=2635.8N (yX（水平面：F +F -F +F =0Ax Bx Cx DxF *81.5+FBx 2a

*153/2-F3r

*122.5+F3a

*30+FDx

*197=0解得：FAx

=355.18NF =228.3NDxY平面F +F +FAy By Cy

+F =0DyF *81.5+FBy Cy

*122.5+FDy

*197=0解得：FAy

=-1602.3NF =-2066.2NDy軸2的扭矩圖： 依照x,y平面彎曲圖形則彎曲的的最大值M:M2M2M2x y其危險截面為軸2（中間軸）與齒輪2的結(jié)合面，其抗彎曲截系數(shù)W為：W=d3

bt(dt)2

=4710.635mm332 2dd,為軸的直徑t,b,為鍵的寬度M2(M2(T)2ca W N.mmca,折合系數(shù)M,軸所受的彎矩N.mmT，軸所受的扭矩W，抗彎截面系數(shù)求得：ca

=35.97Mpa45號鋼的安全系數(shù)去1.5則[]=236.67Mpa因此

<[] 2(中間軸)安全。ca3，3（高速軸）11F=1

=1.205knd1F =F*sin=293.1N1aF ’=F*cos=1168.8N1rF =F1r F=F1r

’*sin20=-400N’*cos20 =-1098.35NX（水平面：F -F +F =0Ax Bx Cx-F *35/2-F1a

*63.5+FCx

*197=0解得： FAx

=254NF =155.0NCxY（垂直平面：F -F +F =0Ay By Cy-F *63.5+

*197=0By Cy解得：F =744NAyF =354NCy軸1（高速軸）的扭矩圖：依照x,y平面彎曲圖形則彎曲的的最大值M:MM2 M2x y2（中間軸）2Wd3W=

bt(dt)2

=459.765mm332 2dd,為軸的直徑t,b,為鍵的寬度因此按彎扭組合強度校核： ca N.mmca,折合系數(shù)M,軸所受的彎矩N.mmT，軸所受的扭矩W，抗彎截面系數(shù)求得： =0.16Mpaca

M2(T)2W45號鋼的安全系數(shù)去1.5則[]=236.67Mpa因此ca<[] 此軸1(高速軸)安全其強度能滿足要求。軸承的選擇與校核在設(shè)計軸直徑的時候，確實是依照軸承壽命而定的因此此處不必再進(jìn)行校核。5、箱體設(shè)計及說明名稱名稱符號運算公式結(jié)果388度8110.02a38度b1b1.51211緣厚度bb12緣厚度bb 2022凸緣厚度dfd 0.036a12fM18釘直徑n查手冊4釘數(shù)目d1d0.75dM141f聯(lián)結(jié)螺栓直徑d2d2=（0.5～0.6）dM10f聯(lián)結(jié)螺栓直徑d4d4=（0.3～0.4）dM6f螺釘直徑dd=（0.7～0.8）dM82直徑d d ，d，f1C11—222118d 至外箱壁216的距離d11—2f，d,d至1 2C202凸緣邊緣距 14離l1l=C+C+（5～10）47112至軸承端面距離大齒輪201>1.21頂圓與內(nèi)箱壁距離齒輪端252>2面與內(nèi)箱壁距離箱蓋，箱m,m1m1,m18.5座肋厚8.5DDD82（1）223外徑87（2軸）108（3）SSD82（1）2聯(lián)結(jié)螺栓距87（2）離108（3）6、鍵聯(lián)接的選擇和運算a,低速級的校核兩鍵均采納圓頭一般平鍵與齒輪聯(lián)接處的鍵為bhL14mm9mm50mm查表得6-2查得許用應(yīng)力取其中間值p

=110Mpa，鍵p工作長度L’=L-b=50-14=36mm，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.45mm,得

2T1033

2287.27103

Mpa51.07Mpa

]110Mpap kld 4.55050 p(合格)b,低速級與聯(lián)軸器聯(lián)接處鍵為bhL10mm8mm6-2許用應(yīng)力p鍵工作長度lLb701654mm鍵與輪轂鍵槽的接觸高度K0.510mm=5mm,得

2T1033

2287.27103

Mpa54.0Mpa

]110Mpap kld 47038 p（合格）中間軸鍵校核：兩鍵均采納圓頭一般平鍵bhL8mm7mm6-2=100～120Mpa，取其中間值p

=110Mpa，p鍵工作長度lLb45837mm，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度K0.5h3.5mm得

103

286.7103

Mpa44.6Mpa

]110Mpap kld 3.53730 p(合格)與細(xì)齒輪聯(lián)接處鍵為bhL10mm8mm6-2p