二級錐圓柱齒輪減速器機械課程設(shè)計說明書.

1、一、概述題目：帶式運輸機傳動裝置的設(shè)計。帶式動輸機傳動示意圖如下：已知帶式動輸機兩班制工作，連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，工作有輕微振動，使用年限為10 年，使用動力為三相交流電，電壓 380/220V，運輸帶速度允許誤差為± 5%。帶式輸送機的傳動效率為 0.96 ，由一般機械廠小批生產(chǎn)，帶的拉力和工作速度及卷筒直徑如下：運輸帶工作拉力F/N4000運輸帶的工作速度/1.6（m/s）卷筒直徑 D/mm400輸送帶轂輪傳動效率是 0.96 ，兩班，單向運轉(zhuǎn)，工作載荷平穩(wěn)，使用壽命 8年，每年 300 天，中等批量生產(chǎn)。允許輸送帶速度誤差為±5。2、設(shè)計要按通用零件的設(shè)計原理、方法和機械設(shè)計

2、的一般規(guī)律進行；要充分利用機械設(shè)計的工具書（手冊、圖冊、標準、規(guī)范等）。3、裝配圖應(yīng)明確地表示出傳動裝置各部分結(jié)構(gòu)形狀、尺寸及配合關(guān)系、技術(shù)特性表及技術(shù)要求， 零件編號、明細表和標題欄等。 裝配圖結(jié)構(gòu)及標準件的畫法嚴格按機械制圖有關(guān)標準。4、說明書的編寫要符合學(xué)院課程設(shè)計的要求格式，設(shè)計過程有充分的理論支持，科學(xué)合理，思路清晰；計算過程使用公式正確，各參數(shù)選擇及相關(guān)修正系數(shù)等來源有據(jù)可查，所用計量單位均應(yīng)符合有關(guān)標準和法定計量單位。繪制的圖樣、尺寸標注等符合國家標準。二、傳動裝置的總體設(shè)計2.1 確定傳動方案擬定帶式動輸機傳動方案如下圖：電動機 聯(lián)軸器 減速器 帶式運輸機該工作機運動較平穩(wěn)，載

3、荷變化不大，采用圓錐圓柱齒輪減速器這種簡單傳動結(jié)構(gòu)，能使傳動效率高，結(jié)構(gòu)緊湊。采用閉式齒輪傳動能有效防塵，保證潤齒輪潤滑的良好。 圓錐圓柱齒輪減速， 是減速器中應(yīng)用最廣泛的一種。 齒輪相對于軸承不對稱，要求軸具有較大的剛度。 高速級齒輪常布置在遠離扭矩輸入端的一邊，以減小因彎曲變形所引起的載荷沿齒寬分布不均現(xiàn)象 .2.2 選擇電動機1. 類型：Y 系列三相異步電動機；2. 功率選擇：計算工作機所需功率：Fv4000 1.6pw6.4KW10001000工作機所需轉(zhuǎn)速：60v601.61000n3.1440076.43R / minD電機所需功率：PdPW ;230.87w 1 23其中，W 為

4、滾筒效率， 0.961 聯(lián)軸器效率， 0.992 為齒輪效率， 0.973 為軸承效率， 0.99所以PdPW6.4=7.36 kW0.873. 電機轉(zhuǎn)速選擇輸送機工作轉(zhuǎn)速nw76.43 / minr電機同步轉(zhuǎn)速 n 選： 1000r / min ；4. 電機型號確定所以查表選電機型號為：Y160M-6電機參數(shù)：額定功率： pm5.5 Kw ，滿載轉(zhuǎn)速： nm 970 r / min2.3 計算傳動裝置的總傳動比及分配各級傳動比總傳動比和各級傳動比分配：nm970i總12.7nw76.43其中： i1 為高速級傳動比， i 2 為低速級傳動比，且 i10.25i ，取： i1 3.18,i24

5、；2.4 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)1）高速軸： P1Pm 17.50.997.425kW ；n1970r / min；T19550P173.1Nm ；n12）中間軸： P22 3P17.13kW ；n2n1 / i1305r / min；T29550P2223.25N gm ；n23）低速軸： P32 3P26.85kW ；n3n2 / i276.25r / min ；T39550P3857.9 N m ；n3綜合以上數(shù)據(jù)，得表如下：軸名效率 P （KW ） 轉(zhuǎn)矩 T （ N·m）轉(zhuǎn)速 n傳動比r/min電動機軸7.59701I 軸7.42573.19703.18II 軸7.13

6、223.253054III 軸6.85857.976.25三、傳動件的設(shè)計計算3.1 高速級齒輪傳動設(shè)計（錐齒傳動）一、選擇齒輪材料和精度等級選擇齒形制 GB12369-90，齒形角 20小錐齒輪懸臂布置。材料均選取45 號鋼調(diào)質(zhì)。小齒輪齒面硬度為250HBS，大齒輪齒面硬度為 220HBS。精度等級取 8 級。試選小齒輪齒數(shù) z1 22z2i2 z13.18 2269.96取 z2 70z270調(diào)整后 i23.18z122二、按齒面接觸疲勞強度設(shè)計齒面接觸疲勞強度設(shè)計公式d2.92 3 ( ZE )2KT11t H R (1 0.5 R )2 i2(1)試選載荷系數(shù)： K t1.8 。(2)

7、計算小齒輪傳遞的扭矩：T19550P173.1 103 N mmn1(3) 取齒寬系數(shù)： R0.301(4) 確定彈性影響系數(shù)：由表， ZE 189.8MPa 2(5) 確定區(qū)域系數(shù)：查圖得，標準直齒圓錐齒輪傳動：ZH 2.5(6) 根據(jù)循環(huán)次數(shù)，計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N160n2 jL h60960210300 8 8.9 108N 2N13.17108i 2(7)查得接觸疲勞壽命系數(shù)：KHN10.94， K HN 20.95(8)查得疲勞極限應(yīng)力：Hlim 1600MPa ， H lim 2570MPa(9) 計算接觸疲勞許用應(yīng)力，取失效概率為1%，安全系數(shù) SH1.0，K HN1H lim1

8、564MPa ，H 1SHKHN2H lim2541.5MPaH 2SH(10) 由接觸強度計算出小齒輪分度圓直徑：d1t8 2. 5m m，則 dm1 d1t (10.5 R)98.85(10.50.3)84.02mm齒輪的圓周速度 vdm1n11.36m / s601000（ 11）計算載荷系數(shù)：a：齒輪使用系數(shù)，查表得 K A1.25b：動載系數(shù)，查圖得 K v1.17c：齒間分配系數(shù)，查表得 KHK F1d：齒向載荷分布系數(shù) K HK F1.5K Hbe查表得 KHbe 1.25，所以 K HK F1.875e：接觸強度載荷系數(shù) KK A K vK HK H1.251.17 1 1.8

9、75 2.74(1)按載荷系數(shù)校正分度圓直徑dd3K / Kt94.9mm11td1m4.31mmz1取標準值，模數(shù)圓整為m5mm（12）計算齒輪的相關(guān)參數(shù)d1mz1 110mm， d2 mz2 350mm1arctan z117.45 ， 2 90o1 72.55z2( z2 )21R d1z1183.44mm2（ 13）確定齒寬： b RR 55.03mm圓整取 b1b260mm三、校核齒根彎曲疲勞強度（ 1）載荷系數(shù) K2.74（ 2）當量齒數(shù) zv1z1z2233.43cos 123.1 ， zv2cos2（ 3）查表得 YFa12.77 ， YSa11.56 ， YFa 22.18

10、， YSa2 1.79（ 4）取安全系數(shù) SF1.2由圖得彎曲疲勞壽命系數(shù)K FN 10.92 ， K FN 20.9查圖得彎曲疲勞極限為：FE 1440MPa ，F(xiàn)E 2425MPa許用應(yīng)力 K FN1FE 1F 1SFKFN2FE 2F 2SF337.33MPa318.75 MPa（ 5）校核強度，由 3 式 10-232KT1YFaYSaF Fbm2 (1 0.5 R )2 z計算得F 1159.79MPaF 1F 226.2MPaF 2可知彎曲強度滿足，參數(shù)合理。3.2 低速級齒輪傳動設(shè)計一、 選精度等級、材料及齒數(shù)1.為提高傳動平穩(wěn)性及強度，選用斜齒圓柱齒輪2.小齒輪材料： 45 鋼

11、調(diào)質(zhì)HBS1=240接觸疲勞強度極限彎曲疲勞強度極限H lim 1FE 1600 MPa550 Mpa大齒輪材料： 45 號鋼正火HBS2=200接觸疲勞強度極限彎曲疲勞強度極限H lim2FE 2500 MPa380 Mpa3.精度等級選用7 級精度4.初選小齒輪齒數(shù) Z124大齒輪齒數(shù) Z2 = Z1 ih ' = 24×4=96 取 965 初選螺旋角t14二、按齒面接觸強度設(shè)計計算公式：3 2K t T1u 1 Z E Z H2mmd1tudH1.確定公式內(nèi)的各計算參數(shù)數(shù)值初選載荷系數(shù) K t1.6小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 T1T223.25 N·mm齒寬系數(shù)d1.

12、02.材料的彈性影響系數(shù)Z E189.8Mpa1/23.區(qū)域系數(shù) Z H2.43310.78，20.87121.654.應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N160n2 jLh9.9108N 2N19.91088i h42.47 10接觸疲勞壽命系數(shù) K HN 10.92KHN20.95接觸疲勞許用應(yīng)力取安全系數(shù) SH1.K HN1H lim10.92600H 1S552MPa1.KHN2H lim20.95550522.5MPaH 2S1.0取 H522.5Mpa5.計算（ 1）試算小齒輪分度圓直徑d1td1t 32K tTu 1(ZHZ E)2uHd321.622325041(2.433189.821.01.65

13、4)522.575.05（ 2）計算圓周速度vd1t n75.05 3051000601.2 m/s601000（ 3）計算齒寬 b 及模數(shù) mntbd d1t1.0 75.0575.05 mmd1t cos75.05cos14mnt3.04Z124h 2.25mnt2.25 3.046.84mmb/h =10.99 4計算縱向重合度=2.093（5） 計算載荷系數(shù)KHK A KVK HKH1. 使用系數(shù) K A根據(jù)電動機驅(qū)動得 K A 1.252.動載系數(shù) K V根據(jù) v=1.47，7 級精度，取 K V1.13.按齒面接觸強度計算時的齒向載荷分布系數(shù)K H根據(jù)小齒輪相對支承為非對稱布置、7

14、 級精度、 d =1.0、 b75.05 mm，得 K H 1.12 0.18(1 0.6d2 )d20.23 10 3b=1.4274.按齒根彎曲強度計算時的齒向載荷分布系數(shù)K F根據(jù) b/h= 10.99、 K H1.427 、 K F 1.435.齒向載荷分配系數(shù)K H 、 K F假設(shè)KAFt/ b 100N / mm，根據(jù)7 級精度，軟齒面?zhèn)鲃?，得K HK F1.4K HK AKVK HK H=2.75（6）按實際的載荷系數(shù)修正所算得的分度圓直徑d1d1d1t 3 K H / K t75.053 2.74/1.689.8 mm（ 7） 計算模數(shù) mnd1 cos289.8 cos2 1

15、4omn3.52z124三、按齒根彎曲強度設(shè)計2KT Y cos2YFaYSamn 3 Fd Z12max1. 確定計算參數(shù)（ 1）計算載荷系數(shù) KK KAKVKFK F2.75（ 2）螺旋角影響系數(shù) Y根據(jù)縱向重合系數(shù)2.093，得 Y 0.88（ 3）彎曲疲勞系數(shù) KFN 由圖得KFN10.85K FN20. 8 8（ 4）計算彎曲疲勞許用應(yīng)力 F 取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.2K FN1FE 1354.17 MPaF 1SKFN2FE 2278.67 MPa F 2S（ 5）計算當量齒數(shù)ZVZV 1Z124取 27cos326.27cos3 14ZV 2Z2105.09cos3取 105

16、（ 6）查取齒型系數(shù) YF 應(yīng)力校正系數(shù) YSYFa12.57YFa 22.16YSa11.59YSa21.8（ 7）計算大小齒輪的YFaYSa并加以比較 FYFa1YSa10.011538F 1YFa 2YSa20.013952F 2比較YFa 1YSa1 <YFa 2YSa2F 1 F2所以大齒輪的數(shù)值大，故取0.0139522 計算mn2KT Y cos2YFaYSa3Fmaxd Z1222.742232500.92cos2 143124241.640.013952=2.69取 m=3四、分析對比計算結(jié)果對比計算結(jié)果，取m n =4 已可滿足齒根彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度

17、，需按接觸疲勞強度算得的d1=89.8 來計算 Z1 ， Z2d1 cos89.8cos1421.78 取 z1 22z14mnz2 uz1 422 88取 Z2128需滿足 Z1 、 Z2 互質(zhì)五、幾何尺寸計算1. 計算中心距 a(Z1 Z2 )mn(22 88) 4a226.73mm2cos2cos14將 a 圓整為 230 mm2. 按圓整后的中心距修正螺旋角 arccos ( Z1Z2 )mnarccos (2288) 416.95o2a22303. 計算大小齒輪的分度圓直徑 d1、d2Z1mn22 492d1cos16.95ocosdZ2mn88 4368 mm2cos16.95oc

18、os4. 計算齒寬度B=d d1 1.092 92 mm取 B1=100， B295四、裝配圖的設(shè)計4.1 初繪裝配底圖4.1.1 確定箱內(nèi)傳動件輪廓及其相對位置4.1.2 箱體內(nèi)壁位置的確定箱體壁厚10mm箱蓋壁厚110mm箱座凸緣厚度 b=15mm箱蓋凸緣厚度 b1=15mm箱座底凸緣厚度b2=20mm地腳螺栓直徑 df=M14地腳螺栓數(shù)目 n=4軸承旁聯(lián)接螺栓直徑d1=M8軸承端蓋螺釘直徑d3=M8定位銷直徑 d=10mm外箱壁至軸承座端面距離L1=32mm大齒輪頂圓與內(nèi)箱壁距離1=12mm齒輪端面與內(nèi)箱壁距離2=10.5mm箱蓋，箱座肋厚m1=m=7mm4.2 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計計算與校核4

19、.2.1 I 軸的設(shè)計與校核(1)求作用在齒輪上的力Ft2T / dm12102.3NFr 1Ft tancos 1721.5NFa1Ft tansin 1254.7N(2)初估軸的最小直徑先按 3 式 15-2 初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45 鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù) 3 表 15-3，取 A0 108，于是得dA 3P124.18mmn1min0由于輸入軸的最小直徑是安裝聯(lián)軸器，使所選軸徑d1 2 與聯(lián)軸器孔徑相適應(yīng)，故需同時選擇聯(lián)軸器型號。(3)軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計擬定軸上零件的裝配方案，如下圖1)軸段 1-2，由聯(lián)軸器型號直徑為30mm，右端應(yīng)有軸肩定位，軸向長度應(yīng)該略小于 60mm，取

20、58mm。2)軸段 2-3，由軸承內(nèi)圈直徑得軸段直徑為 35mm。左端聯(lián)軸器又端面距離短蓋取 30mm，加上軸承寬度和端蓋寬度，軸段長度定為 65.25mm。3)軸段 3-4，由于小齒輪懸臂布置，軸承支點跨距應(yīng)取懸臂長度的大約兩倍，由此計算出軸段長度為113mm。又有軸肩定位的需要，軸肩高度取3.5mm，所以軸段直徑取 42mm。4)軸段 4-5，先初選軸承型號，由受力情況選擇圓錐滾子軸承， 型號取 30207，內(nèi)徑為 35mm。所以軸段直徑為 35mm，長度應(yīng)略小于軸承內(nèi)圈寬度 17mm，取為 15mm。5)軸段 5-6，小錐齒輪輪轂長度為38mm，齒輪左端面距離套杯距離約為8mm，再加上套

21、杯厚度，確定軸段長度為54mm，直徑為 32mm。6)零件的周向定位查表得左端半聯(lián)軸器定位用平鍵，寬度為8mm，長度略小于軸段，取50mm，選取鍵850，右端小齒輪定位用平鍵，寬度為10mm，長度略小于軸段，取30mm，選取鍵10 30。7)軸上圓角和倒角尺寸取軸端倒角為 2mm，圓角取 2mm(4)求軸上的載荷根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖和受力情況得出軸所受彎矩扭矩如圖所示(5)按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度由上圖可知，應(yīng)力最大的位置， 只需校核此處即可， 根據(jù) 3 及以上數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取0.6 ，軸的計算應(yīng)力M 2( T)2ca133.8MPaW160MPa ，因此ca1

22、 ，軸安全。4.2.2 II 軸的設(shè)計與校核(1)求作用在齒輪上的力大圓錐齒輪：圓周力Ft2102.3，軸向力Fa254.66N，徑向力Fr721.5NN圓柱齒輪：圓周力 Ft 05806.9N ，軸向力 Fa01693.7N ，徑向力 Fr 02201.6N 。(2)初估軸的最小直徑先按 3 式 15-2 初步估算軸的最小直徑。由于此軸為齒輪軸，選取軸的材料應(yīng)同圓柱齒輪一樣，為45，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù) 3 表 15-3，取 A0108，于是得dA 3P233.71mmn2min0(4)軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計1)軸段 1-2，選用軸承型號為 30208，軸段直徑為 40mm，齒輪端面距離箱體內(nèi)壁取 10mm

23、，軸承距內(nèi)壁 2mm，所以軸段長度取35.5mm。2)軸段 2-3，由于箱體內(nèi)壁應(yīng)該相對于輸入軸的中心線對稱， 通過計算此段長度為 20mm，又有定位需要，軸徑取 58mm。3)軸段 4-5，由設(shè)計結(jié)果，齒寬為115mm，取此軸段長為113mm。4)軸段 2-3，軸段 3-4 ，是定位軸肩，軸徑取55mm，。5)軸段 5-6，用于裝軸承，長度取35.5mm，直徑取 40mm。6)零件的周向定位齒輪定位用平鍵，寬度為14mm，長度略小于軸段，分別取為110mm 和56mm，選取鍵 14X9。7)軸上圓角和倒角尺寸取軸端倒角為 2mm，圓角取 1.6mm4.2.2 III 軸的設(shè)計與校核(1)確定

24、各軸段直徑1）計算最小軸段直徑。因為軸主要承受轉(zhuǎn)矩作用，所以按扭轉(zhuǎn)強度計算，由式14-2 得：d1C 3P3108 3 9.9452.61mm考慮到該軸段上開有鍵槽， 因此根據(jù)n386聯(lián)軸器選擇（后面將有計算） ，取d160mm選用 TL4 型彈性套柱聯(lián)軸器，公稱直徑為1250N*m。半聯(lián)徑 d=60m,故取d1-2=60m,半聯(lián)軸器長度L=112mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L 110mm2）選軸承30213。因此d3653）設(shè)計軸段d 3 ，為使軸承裝拆方便，查手冊62 頁，表6-1，取，采用套筒給軸承定位，因此取d468 mm4）齒輪孔徑為80mm,因此d480mm5）軸承由套筒定位，

25、套筒另一端靠齒輪齒根處定位，d590mm 。6） d6d365mm。(2)確定各軸段長度。l1 有聯(lián)軸器的尺寸決定l1L110mm因為 mL2B25425 1019mm,所以 l 2meL558.5mmL3=89.5mmL4=108mm 因為軸長要比齒輪寬短2mmL5=10.5 mmL6=27mm其它各軸段長度由結(jié)構(gòu)決定。(3)軸的校核求作用力、力矩和和力矩、危險截面的當量彎矩。作用在齒輪上的圓周力：Ft2T35806 Nd4徑向力： FrFtgt/ cos2201.6N軸向力： FaFttan20o1693.7N可知： L1=111.9mmL2=149.1 3=64m求水平面的支承力。l2

26、Ft4062NFHN 1l3 l2FHN 2FtFHN 11744N計算、繪制水平面彎矩圖。M H605.8N.m求垂直面的支反力：FVN 1l2 FrFa d / 2l349Nl 2FVN 2FrFVN 12250.8N計算垂直彎矩：M v1FVN2l27.3N.mM v2FVN 2l3144.1N.m合成彎矩。M 1605.8N .mM 2622.7N.m扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 是脈動循環(huán)變應(yīng)力，則折合系數(shù)0.6 ，則軸的計算應(yīng)力：M 1T328Mpa軸的材料為 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理，由（2）表 15-1caW查得： 160Mpa ，因此 ca1 ，故安全。(4)精確校核軸的疲勞強度判斷危險截面 ,從應(yīng)

27、力集中對軸疲勞強度的影響，截面7 應(yīng)力集中最嚴重，因此需校核截面7 兩側(cè)1.校核危險截面左側(cè)：抗彎截面系數(shù)： W0.1d30.180351200mm3抗扭截面系數(shù)： WT0.2d 3102400mm3彎矩及彎曲應(yīng)力：M255279 N mmMb 5M p aW扭矩及扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力：T1104196 N mmTT1 0. M8 p aWT軸的材料為 45 鋼，調(diào)質(zhì)處理，由（ 2）表 15-1 查得：b 640Mpa ，1275Mpa ， 1155Mpa應(yīng)力集中系數(shù)： r20.0312 ， D801.17 ，查附表 3-2 得：2.0，d68d68T 1.31由附表得軸的敏性系數(shù)為：q0. 8 ，2q

28、0. 8 5故有效應(yīng)力集中系數(shù)：k1q11.82k1q11.2635由附圖得尺寸系數(shù)：0.67由附圖得扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)：0.82查附圖表面質(zhì)量系數(shù)為：0.92軸未經(jīng)表面強化處理，則：q1綜合系數(shù)值：k11. 821K16 70.1 2.800.9 2Kk111. 260.11 1.6270.8 29 2碳鋼的特性系數(shù)：0. 10.，2?。?.150. 050，.1?。?.08則計算安全系數(shù) Sca ，得：S119.7KamS18.4KamScaS S7.73 S 1.5S 2S 2軸左截面安全。2.校核危險截面右側(cè)抗彎截面系數(shù)： W0.1d 30.16833144.3mm3抗扭截面系數(shù)： WT0.

29、2d 362886.4mm3彎矩及彎曲應(yīng)力：Mb扭矩及扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力：T255279 N mmM11.9 MpaW1104196 N mmTTWT1 7.5M6 p a過盈配合處的 k值，由附表 3-8 用插入法求出，并取k0.8k，于是得： k3.1 ， k2.48軸按磨削加工，由附圖得表面質(zhì)量系數(shù)為：0. 92故得綜合系數(shù)為：k1K1 3. 187k1K1 2.567所以軸在危險截面右側(cè)的安全系數(shù)為：S110.6 S13.33K aKammS S3.18 S1.5ScaSS22故該軸在危險截面的右側(cè)的強度也是足夠的。4.3 軸承的校核1 低速軸軸承校核由于低速軸受力最大，傳遞轉(zhuǎn)矩最大，本文只校

30、核低速軸軸承 30213 的校核求兩軸承受到的徑向載荷FH 14063NFH 21744NFV1 49N FV 22250.N8徑向力 Fr 1FH21FV214063N ， Fr2FH22 FV22 2847.4 N查 1 表 15-1，得15o'"e=1.5tan0.415， Cr 112kN3832軸向力 Fa1693N當量載荷由于 Fa10.416e ， Fa0.595 e ，F(xiàn)r 1Fr 2所以 XA1， YA0，XB1，YB0 。由于為一般載荷，所以載荷系數(shù)為f p1.0，故當量載荷為P1f p ( X A Fr 1YA Fa1 )4063N ，P2f p ( X

31、 B Fr 2YB Fa 2 )2847.5N軸承壽命的校核Lh1106Cr)1.2748000h60n3(10 hP1Lh 2106Cr)4.0748000h60n3(10 hP2故軸承壽命滿足要求。4.4 鍵的設(shè)計與校核 :1）高速軸鍵的校核根據(jù) d1 30,T1107.22N.m ，故 d1 軸段上采用鍵 bh ： 10 8 ,采用 A 型普通鍵 :綜合考慮取 l =70 得4T4122.9103dlh3244.7Mpab50108查課本 155 頁表 10-10 b5060所選鍵為： b h l :10870 安全合格。（ 2）中間軸鍵的校核：只校核小齒輪處的鍵， 因為小齒輪處比大齒輪處短， 而鍵的其它參數(shù)相同， 小齒輪的合格，大齒輪處也合格。因為 d=45裝聯(lián)軸器查課本153 頁表 10-9選鍵為