带式运输机的二级直齿圆柱齿轮减速器.doc

1、摘 要减速器是原动机和工作机之间的独立的闭式传动装置，用来降低转速和增大转矩。本文按照零件工艺设计的基本流程，经过对比论证，选择了实用正确的工艺路线。首先，对上箱体的结构进行了设计，其次从零件工艺分析到工艺流程的确定以及切削用量的计算，每步都给出了详细的说明。还设计了箱体零件铣削夹具，对切削力、夹紧力、定位误差进行了计算，对工作原理以及使用方法也给出了详细的解释。最后，通过专业软件，绘制出夹具的三维图，并给出装配过程。整个设计完成了箱体零件的工艺工装设计，并且设计出了实用的夹具。关键词：校核强度；弯矩；轴；工艺工装；切削用量；夹具 目录一、设计任务书4二、传动方案拟定5三、电动机的选择6四、计

2、算总传动比及分配各级的传动比8五、运动参数及动力参数计算9六、传动零件的设计计算11七、轴的设计计算16八、滚动轴承的选择及校核计算28九、键联接的选择及计算35十、润滑方式与润滑剂选择38十一、设计小结40十二、参考文献42一、 设计任务书题目：带式运输机的二级直齿圆柱齿轮减速器1. 基本数据题号26运输带工作拉力F/KN2.5运输带工作速度v/(m/s)1.1卷筒直径D/mm4002. 工作条件1）三班制，连续单向运转，载荷较平稳，室内工作，有粉尘，环境最高温度35，每年330个工作日；2）使用折旧期10年；3）检修间隔期：5年一大修，两年一中修，半年一次小修；4）动力来源的：电力，三相交

3、流，电压380V/220V；5）运输速度允许误差为；6）一般机械厂制造，小批量生产；二、 传动方案拟定1、传动简图： 1：运输带 2：卷筒 3：联轴器 4：二级圆柱齿轮减速器 5：电动机2、 方案评价：结构简单，但齿轮相对于轴承的位置不对称，因此要求轴要有较大的刚度。高速级齿轮布置在远离转矩输入端，这样轴在转矩作用下产生的扭矩变形和载荷作用下轴产生的弯曲变形可部分地相互抵消，以减缓沿齿宽载荷分布不均匀的现象。用于载荷比较平衡的场合。三、 电动机的选择1. 确定电动机类型按工作要求和条件,选用y系列三相交流异步电动机。2. 确定电动机的容量2.1工作机卷筒上所需功率PwP筒 = Fv = 2.5

4、X 1.1 =2.75kw2.2电动机所需的输出功率为了计算电动机的所需的输出功率Pd，先要确定从电动机到工作机之间的总效率总。齿轮（齿轮精度为7级）、滚动轴承、弹性联轴器、运输带、工作机的效率，查表得齿轮 = 0.96，轴承 = 0.98，联轴器 = 0.99，带= 0.96，滚筒 = 0.96，则传动装置的总效率为总=带3轴承2齿轮2联轴器滚筒 =0.960.9830.9620.9920.96=0.7833. 选择电动机转速由表推荐的传动副传动比合理范围 联轴器传动 i联=1 两级减速器传动 i减=840(i齿=36)则传动装置总传动比的合理范围为 i总= i联i齿1i齿2 i总=1（84

5、0）=（840）计算滚筒工作转速：n筒=601000V/（D）=6010001.1/（400）=52.5r/min 则电动机转速的可选范围为：nd=i总n筒=（840）n筒=8n筒40n筒=4202100r/min 电动机所需的工作效率： P机=P筒/带=2.75/0.783=3.5kw根据电动机所需功率和同步转速，查表得，符合这一范围的常用同步加速有1500、1000、750。选用同步转速为1000r/min，输出轴直径为28j6mm选定电动机型号为Y132M1-6，其主要性能：额定功率：4KW，满载转速960r/min。四、 计算总传动比及分配各级的传动比1、 总传动比i总=n电机/n筒=

6、960/52.5=18.282、分配各级传动比取高速级齿轮i齿轮1=5（单级减速器i=36合理）则低速级i齿轮2=i总/i齿轮1=18.28/5=3.66五、 运动参数及动力参数计算.1、计算各轴转速n0=n电机=960r/minn1= n电机 /i联=960/1=960r/minn2= n1 /i齿1 =960/5=192r/minn3= n2 /i齿2 =192/3.66=52.5r/minn4= n3/i联=52.5/1=52.5r/min2、计算各轴的功率P0= P电机=3.5KWP1=P0联轴承=3.50.960.98=3.29KWP2=P1齿轴承=3.290.960.98=3.10

7、KWP3=P2齿轴承=3.100.960.98=2.91KW P4=P3联轴承=2.910.960.98=2.74KW 3计算各轴转矩To = 9549P0/n电机= 95493.5/960 =34.81NmT1=9549P1/n1=95493.29/960=32.73NmT2=9549P2/n2=95493.10/192=154.18NmT3=9549P3/n3=95492.91/52.5=529.29NmT4=9549P4/n4=95492.74/52.5=498.37Nm即如下表： 项目轴号功率P转速转矩传动比i 0轴3.596034.811 1轴3.2996032.7352轴3.101

8、92154.183.66 3轴2.91 52.5529.294轴2.7452.5498.371六 传动零件的设计计算1. 高速级直齿圆柱齿轮设计计算1.1 选择齿轮材料及精度等级 考虑减速器传递功率不大，所以齿轮采用软齿面。小齿轮选用40Cr调质，齿面硬度为240260HBS。大齿轮选用45钢，调质，齿面硬度220HBS；根据表选7级精度。齿面精糙度Ra1.63.2m1.2 按齿面接触疲劳强度设计 由d176.43(kT2(u+1)/duH2)1/3 由式（6-15）确定有关参数如下：传动比i齿=5 取小齿轮齿数Z1=20。则大齿轮齿数：Z2=i齿Z1=520=100 实际传动比I0=100/

9、20=5传动比误差：（i-i0）/I=(5-5)/5=0%2.5% 可用齿数比：u=i0=5 取d=0.91.3 转矩T1=9.55106P/n1=9.551063.1/192 =154192.71Nmm1.4载荷系数 取k=1 1.5 许用接触应力H= HlimZNT/SH由课本P145查得：HlimZ1=570Mpa HlimZ2=350Mpa由课本计算应力循环次数NLNL1=60n1rth=601921033010=3.8016108NL2=NL1/i=3.8016108/5=7.6107由课本查得接触疲劳的寿命系数：ZNT1=0.92 ZNT2=0.98通用齿轮和一般工业齿轮，按一般可

10、靠度要求选取安全系数SH=1.0H1=Hlim1ZNT1/SH=5700.92/1.0Mpa=524.4MpaH2=Hlim2ZNT2/SH=3500.98/1.0Mpa=343Mpa故得：d176.43(kT2(u+1)/duH2)1/3=76.431154192.71(3+1)/0.9334321/3mm=58.6mm模数：m=d1/Z1=58.6/20=2.93mm根据课本表 取标准模数：m=3mm1.6 校核齿根弯曲疲劳强度 F=(2kT2/bm2Z1)YFaYSaH确定有关参数和系数分度圆直径：d1=mZ1=320mm=60mmd2=mZ2=3100mm=300mm齿宽：b=dd1=

11、0.960mm=54mm取b2=54mm 1.7 齿形系数YFa和应力修正系数YSa根据齿数Z1=20,Z2=100由表6-9相得YFa1=2.80 YSa1=1.55YFa2=2.28 YSa2=1.691.8 许用弯曲应力FF= Flim YSTYNT/SF由设计手册查得：Flim1=290Mpa Flim2 =210MpaYNT1=0.88 YNT2=0.9试验齿轮的应力修正系数YST=2按一般可靠度选取安全系数SF=1.25 计算两轮的许用弯曲应力F1=Flim1 YSTYNT1/SF=29020.88/1.25Mpa=408.32MpaF2=Flim2 YSTYNT2/SF =210

12、20.9/1.25Mpa=302.4Mpa将求得的各参数代入式（6-49）F1=2kT2/（bm2Z1)YFa1YSa1=21154192.71/（905220) 2.81.55Mpa=29.74Mpa F1F2=2kT2/（bm2Z2)YFa1YSa1=21154192.71/（9052100) 2.281.69Mpa=5.28Mpa F2故轮齿齿根弯曲疲劳强度足够1.9 计算齿轮传动的中心矩aa=m(Z1+Z2)/2=3(20+100)/2=180mm1.10 计算齿轮的圆周速度VV=d1n1/（601000）=3.1460192/（601000）=0.6m/s2. 低速级直齿圆柱齿轮设计

13、计算2.1 选择齿轮材料及精度等级 考虑减速器传递功率不在，所以齿轮采用软齿面。小齿轮选用40Cr调质，齿面硬度为240260HBS。大齿轮选用45钢，调质，齿面硬度220HBS；根据表选7级精度。齿面精糙度Ra1.63.2m2.2 按齿面接触疲劳强度设计 由d376.43(kT3(u+1)/duH2)1/3 由式（6-15）确定有关参数如下：传动比i齿=3.66 取小齿轮齿数Z3=30。则大齿轮齿数：Z2=i齿Z1=3.6630=110 实际传动比I0=110/30=3.67传动比误差：（i-i0）/I=(3.67-3.66)/3.66=0.27%2.5% 可用齿数比：u=i0=3.67由表

14、 取d=0.92.3 转矩T1T3=9.55106P3/n3=9.551062.91/52.5 =529342.86Nmm2.4 载荷系数k 取k=12.5 许用接触应力HH= HlimZNT/SH由课本查得：HlimZ1=570Mpa HlimZ2=350Mpa由课本计算应力循环次数NLNL1=60n1rth=601921033010=3.8016108NL2=NL1/i=3.8016108/5=7.6107由课本查得接触疲劳的寿命系数：ZNT1=0.92 ZNT2=0.98通用齿轮和一般工业齿轮，按一般可靠度要求选取安全系数SH=1.0H1=Hlim1ZNT1/SH=5700.92/1.0

15、Mpa=524.4MpaH2=Hlim2ZNT2/SH=3500.98/1.0Mpa=343Mpa故得：d176.43(kT1(u+1)/duH2)1/3=76.431529342.86(3+1)/0.9334321/3mm=69.4mm模数：m=d1/Z1=69.4/30=2.32mm根据课本表 取标准模数：m=2.5mm2.6 校核齿根弯曲疲劳强度 F=(2kT1/bm2Z1)YFaYSaH确定有关参数和系数分度圆直径：d1=mZ1=2.530mm=75mmd2=mZ2=2.5110mm=275mm齿宽：b=dd1=0.975mm=67.5mm取b3=67.5mm 2.7 齿形系数YFa和

16、应力修正系数YSa根据齿数Z3=30,Z4=110由表6-9相得YFa1=2.80 YSa1=1.55YFa2=2.28 YSa2=1.692.8 许用弯曲应力FF= Flim YSTYNT/SF由设计手册查得：Flim1=290Mpa Flim2 =210MpaYNT1=0.88 YNT2=0.9试验齿轮的应力修正系数YST=2按一般可靠度选取安全系数SF=1.25 计算两轮的许用弯曲应力F1=Flim1 YSTYNT1/SF=29020.88/1.25Mpa=408.32MpaF2=Flim2 YSTYNT2/SF =21020.9/1.25Mpa=302.4Mpa将求得的各参数代入式（6

17、-49）F1=2kT3/（bm2Z3)YFa1YSa1=21529342.86/（1355230) 2.81.55Mpa=45.38Mpa F1F2=2kT3/（bm2Z4)YFa1YSa1=21529342.86/（13552110) 2.281.69Mpa=10.99Mpa d2选用6206轴承从机械设计手册软件B=16mm,da=36mm， d3 =30mm,D=62,取d3=30mmd4:考虑轴承定位查表d6daR4036,取d4=36mmd5:考虑到齿轮分度圆与轴径相差不大齿跟d7查表 取d6=36mmd7:d7d3（同一对轴承）取d7=30mm4. 确定各轴段长度l1：(联轴器)l

18、1=38-（23）取l1=36mml2：L2=8+22+20+（58）-4.5-16+8+29=70.5 取l2=70.5mml3：l3=16(轴承B) 取l3=16mml4：l42+(3-5)+B3+(8-15)-(B1-B2)/2=4.5+10+80+10-2.5=102 取l4=102mml5：l5=B1=30 取l5=30mml6：l62+(3-5)60+4.5=14.5 取l6=64.5mml7：l7B-2=26-2=24 取l7=24mml总长：L =36+70.5+16+102+50+14.5+14=287.5 取l6总长=327.5mm1.2. 高速轴的受力分析及计算a、轴的结

19、构图b、轴的受力模型简化及受力计算d1=20mm L1=l1+l2=106.5mm L2=l3+l4=118mmL3=l5+l6+l7=88.5mmc、高速轴的受力计算：轴向力 Ft1 =2T3/d1= 2*529342.86Nmm/20mm=52934.2N 径向力 Fr2 =Ft1*tan=52934.2N*tan20=19266.40N转 矩 T=154192.71Nmmd、水平支撑力 Fv1 =Ft1*L3/(L2+L3)=52934.2*88.5/(118+88.5)=22686N Fv2 =Ft3*tan=2tan*T1/d4=2*154192.71N*tan20/36=3741.

20、38N Fv3 =Ft1*L2/(L2+L3)=52934.2*118/(118+88.5)=326712Ne.水平弯矩：M v1= Fv1*L1=44.14N.mM v2= Fv2* L2=44.14N.mf.垂直面反力FR1=Fr1*106.5/287=8418.32NFR2=Ft1*118/287=6499NFR3=Fr2*88.5/287=1007.48Ng.垂直弯矩：M h1=FR1*L1=89.23N.mM h2=FR2*L2=89.23N.mh.总弯矩M1=（Mv12+MH12）1/2=92.42N.mM2=（Mv22+MH22）1/2=92.42N.mh.总支撑反力:FR1=(

21、Fr12+Fr12)1/2*106.5/287=4873.27NFR2=(Ft12+Fr2)1/2*118/287=5943.57N FR3=(Fr22+Fr22)1/2*88.5/287=3941.65N2. 2轴（中速轴）的结构设计2.1 选择轴的材料及热处理方法查表选择轴的材料为优质碳素结构钢45；根据齿轮直径，热处理方法为正火回火。2 确定轴的最小直径根据设计手册例题，取c=125d125 (3.10/192)1/3mm=31.6mm考虑键：d31.6（1+5%）=33.17mm选d=35mm3. 确定各轴段直径d1:大于轴的最小直径33.17且考虑与轴承公称直径配合试选代号6207B

22、=17,da=42,D=72 取d1=35mmd2:与键bxh=10x8 35+2x(0.070.1)x35=39.942 取d2=40mmd3:轴环定位d3= d2+2（0.070.1）d2=40+2(0.070.1)40=45.648 取d3=48mmd4:d2=d4 取d4=40mmd5:d5=d1（一对同型号轴承） 取d5=35mm4. 确定各轴段长度l1：l117+（53）+10+233.5 取l1=33.5mml2：l280-278 取l2=78mml3：l3 （815）取l3=10mml4：l475-273 取l4=73mml5：l517+（35）+10+2.5+234 取l5=

23、34mml总长：l总长33.5+78+10+73+34198.5 取l总长=228.5mm2*2中速轴轴的受力分析及计算a.轴的受力模型简化及受力计算如下：注：L1=33.5mm L2= l2+ l3+ l478+10+43=131mm L3=34mm则中速轴的受力计算d2=35mm d2=40mm 轴向力 Ft1 =2T1/d1= 2*154180 /35 =8810.28N Ft2 =2T2/d2= 2*529290 /40 =26464.5N径向力 Fr1 =Ft1*tan=8810.28 *tan20=2689.34N Fr2 =Ft2*tan=26464.5 *tan20=10874

24、.6Nb.水平支撑力: Fv1 =（Ft1*L3+ Ft2 (L2+L3)）/ (L1+L2+L3)= 6029.36N Fv2 =（Ft2*L1+ Ft1 (L1+L2)）/ (L1+L2+L3)=1179N Fv=( Fv1 2+Fv22)1/2 =5143.19Ne.水平弯矩：M v1= Fv1*L1=22.2N.mM v2= Fv2* L2=-15.4N.mc.垂直支撑力: Fh1 =（Fr2*(L2+L3)- Fr1 L3）/ (L1+L2+L3)=3694.05N Fh2 =（Fr1*(L1+L2)- Fr2 L1）/ (L1+L2+L3)=4537.85 N FrA1=( Fh1

25、 2+Fh22)1/2 =5850.6N g.垂直弯矩：M h1=Fh1*L1=12.37N.mM h2=Fh2*L2=59.45N.mg.总弯矩M1=（Mv12+MH12）1/2=25.4N.mM2=（Mv22+MH22）1/2=61.41N.m 中速轴弯矩与受力图 3. 3轴（低速轴）的结构设计3.1选择轴的材料及热处理方法查表选择轴的材料为优质碳素结构钢45；根据齿轮直径，热处理方法为正火回火。2. 确定轴的最小直径根据设计手册例题， 取c=100 d100 (2.91/52.5)1/3mm=38.13mm考虑键：d38.13（1+5%）=39.27mm 选d=40mm3.确定各轴段直径

26、d1:大于最小直径39.27mm且考虑到与联轴器内孔标准直径配合, 取d1=40d2:d2d2,考虑联轴器定位查表,并考虑与密封垫配合查附表：接触式密封取 d2=46d3:考虑与轴承公称直径配合d3d2 ，轴承代号：6210 B20 da57 取d3=52d4:d4=da57d5:考虑到齿轮定位, d5=d4+(510)=63 取d5=63d6:d6=d457d7:d7=d3=524. 确定各轴段长度l1：与联轴器配合长度短23mml184-（23）82 取l1=82mml2：l28+22+20+5+8+29-20-4.567.5 取l2=67.5mml3：l320mml4：l44.5+10+

27、2.5+45+10+2.5-1262.5mml5：轴肩 取l5=12mml6：l675-273mm l7：l7 20-2+4.5+10+2.5+237mml总长：l总长82+67.5+20+62.5+12+73+37354mm3.2、 低速轴轴的受力分析及计算a、 轴的结构图b、轴的受力模型简化及受力计算最小轴端连接联轴器，直径为d=40mm L1=l4+l5+l6+l7=184.5mm L2= l1+l2+l3=67.5+20+82=169.5mm则中速轴的受力计算：轴向力 Ft =2T1/d1= 2*529290/20 =52929N 径向力 Fr =Ft1*tan=52929*tan20

28、=43265N转 矩 T=9.55106P3/n3=9.551062.91/52.5 =529342.86Nmmc.水平支撑力: Fv1 = FtL2/ (L1+L2)= 194.5N Fv2 =（Ft*L1+ Ft1 (L1+L2)）/ (L1+L2)=211.4N Fv= (Fv1 2+ Fv22)1/2 =287.26Nd.水平弯矩：M v1= Fv1*L1=35.8N.mM v2= Fv2* L2=35.8.me.垂直支撑力: Fh1 =Fr*L2/ (L1+L2)=255.25N Fh2 =（Ft*(L1+L2)- Fr L1）/ (L1+L2)=277.8N Fh=( Fh1 2+

29、 Fh22)1/2 =256.76Nf.垂直弯矩：M h1=Fh1*L1=47.09N.mM h2=Fh2*L2=47.09N.mg.总弯矩M1=（Mv12+MH12）1/2=59.8N.mM2=（Mv22+MH22）1/2=59.8N.m高速轴弯矩与受力图八、 滚动轴承的选择及校核计算 1. 轴承选择由于该轴承必须同时承受径向负荷和轴向负荷，转速较高，接触角越大，轴向承载能力越高。且可以分装于两个支点或者同装于一个支点上，初步选择角接触球轴承。轴承草图如下：查书得下表参数：轴承代号基本尺寸/mm安装尺寸/mm基本额定/kN级别dDBdaDa动载荷Cr静载荷Cor7204C2047142641

30、11.27.46高速7210C509020578332.826.8中速7309C4510025549149.239.8低速2. 轴承校核计算由工作要求1）三班制，连续单向运转，载荷较平稳，室内工作，有粉尘，环境最高温度35，每年330个工作日；2）使用折旧期10年；3. 高速轴承寿命计算 代号为：7204C 轴承均采用正装.预设轴承寿命为10年即10*330*15=49500h.轴承受力如下：由于F轴=F轴承 Fr2 =Ft1*tan=52934.2N*tan20=19266.40NT=154192.71NmmFr1 =Ft3*tan=2tan*T1/d4=2*154192.71N*tan20

31、/36=3741.38N轴向力 FA=29020.88/1.25=408.32N由课本查询得S=0.4Fr轴承1的轴向力： S1=0.4Fr1= 0.4*3741.38N=1496.552N轴承2的轴向力： S2=0.4Fr2= 0.4*19266.40N=7706.56N所以轴承1的轴向力 Fa1=S1=1496.552N轴承2的轴向力 Fa2=S2+FA=7706.56N+408.32N=8114.88N根据轴承的工作条件，查参考课本得温度系数，载荷系数， 对于角接触球轴承7204C，手册中可以查得a=14.2mm 动载荷 Cr=11.2kN 静载荷 Cor=7.46kN 由Fa1/Cr=

32、1496.552/11200=0.133Fa2/Cr=8114.88/11200=0.724取故P1= fp Fr1= 3741.38N当量动载荷：P2=fp（X2Fr2+Y2Fa1）=0.44*19266.40N+1.3*1496.552N=10422.555 由于P2P1取P=P2轴承寿命n=5 =106/60*5*(1.0*250473/10422.555)=50457.428h.已知工作年限为10年,故轴承预期寿命Lh=10*330*15=49500h，故轴承寿命满足要求3、 中速轴承寿命计算 代为7210C 轴承均采用正装.但是该轴承受载较强，预设轴承寿命为8年即8*330*15=3

33、9600h.轴承受力如下：由于，径向力 Fr1 =Ft1*tan=8810.28 *tan20=2689.34N Fr2 =Ft2*tan=26464.5 *tan20=49102.73N轴向力 FA=29020.88/1.25=408.32N由课本查询得 S=0.4Fr轴承1的轴向力： S1=0.4Fr1= 0.4*2689.34=1075.73N轴承2的轴向力： S2=0.4Fr2= 0.4*49102.73=19641.092N所以轴承1的轴向力 Fa1=S1=1075.73N轴承2的轴向力 Fa2=S2+FA=19641.092 +408.32=20049.412N根据轴承的工作条件，

34、查参考课本得温度系数，载荷系数，对于角接触球轴承7210C，手册中可以查得 a=15mm 动载荷 Cr=32.8kN 静载荷 Cor=26.8kN 确定X、Y值 X=1 Y=0由课本查载荷系数fP=1.8计算当量载荷 P=Fp(XFr+YFa)故 P1= Fp X Fr1= 1.8*1*2689.34=4840.81N由于P2P1取P=P2n=192r/min轴承寿命 =106/60*192*(1.0*250473/4840.81)= 40196.8hLh=39600h ，故轴承寿命满足要求4. 低速轴承寿命计算4.1 尺寸与代号代号为7309C 轴承其尺寸为的d*D*B=45*100*25=

35、112500mm.轴承代号基本尺寸/mm安装尺寸/mm基本额定/kN级别dDBdaDa动载荷Cr静载荷Cor7309C4510025549149.239.8低速4.2 低速轴承计算 轴承均采用正装.转速与受载较低、预设轴承寿命为10年即10*330*15=49500h.轴承受力如下：同理高速轴承F轴=F轴承 Fr =Ft*tan=52929N *tan20=15878.7NT=9.55106P3/n3=9.551062.91/52.5 =52934.86Nmm轴向力 FA=29020.88/1.25=408.32N由课本查询得S=0.4Fr 轴承的轴向力：S=0.4Fr= 0.4*3741.3

36、8N=6351.48N 所以轴承的轴向力 Fa=S+FA=6351.48N+408.32N=6759.8N根据轴承的工作条件，查参考课本得温度系数，载荷系数， 对于角接触球轴承7309C，手册中可以查得a=14.2mm 动载荷 Cr=49.2kN 静载荷 Cor=39.8kN 由Fa1/Cr=6759.8/49200=0.137取X=1.5 Y=1.0故当量动载荷：P2=fp（XFr+YFa）=1.5*15878.7+1.0*6759.8 =30577.85轴承寿命n=52.5r/min =106/60*52.5*(1.0*250473/30577.85)=4965.0h49500已知工作年限

37、为10年,故轴承预期寿命Lh=10*330*15=49500h，故轴承寿命满足要求九、键联接的选择及计算1.1 键选择本设计均采用：普通圆头平键。普通平键用于静联接，即轴与轮毂间无相对轴向移动。构造：两侧面为工作面，靠键与槽的挤压和键的剪切传递扭矩型式：大齿轮处选择圆头A型（常用）； 为防转、键（指端铣刀加工）与槽同形、键顶上面与毂不接触有间隙，联轴器与带轮处均选择C型键。键的工作长度公式为： l=L-b （b为键的宽度）键的工作高度公式为 k=0.5h （h为键的高度） 强度条件为2.1 高速轴中键联接的选择和计算高速轴与联轴器键联接的轴的直径为选d=36mm查表，可知d=36mm时可选用键12*8*60mm， 即键宽b=12mm、高h=8mm，键长l=60mm键的接触长度l=l-b=60-12=48mm。由于键采用静联接，但是转速过高，载荷高、所以许用极限应力为 p=90MPa.校核键的联接强度：T=154192.71Nmm h=h/2=4 p=2T/dhl=2*154192.7/4*36*48=34.26MPap 符合要求。键材料选用：45钢。热处理为：高温回火+表面淬火3.1 中速轴中键联接的选择和计算 根据设计手册例题，取c=125 d125 (3.10/192)1/3mm=31