减速箱课程设计

目录

一．选择电动机 ............................................................................................................................... 3

1.选择电机功率 ........................................................................................................................ 3 二．传动装置总传动比及其分配 ................................................................................................... 3

1.计算总传动比 ........................................................................................................................ 3 2.传动装置的运动和动力参数的计算 .................................................................................... 3 三．齿轮设计 ................................................................................................................................... 4

1.选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数 ............................................................................ 4 2.按齿面接触疲劳强度计算 .................................................................................................... 4 3.按齿根弯曲疲劳强度计算 .................................................................................................... 6 4.几何尺寸计算 ........................................................................................................................ 8 四．齿轮设计（第二对） ............................................................................................................... 8

1.选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数 ............................................................................ 8 2.按齿面接触疲劳强度计算 .................................................................................................... 8 3.按齿根弯曲疲劳强度计算 .................................................................................................. 10 4.几何尺寸计算 ...................................................................................................................... 12 五．轴计算..................................................................................................................................... 12

1.按扭转强度条件计算 .......................................................................................................... 12 2. 选取联轴器 ........................................................................................................................ 13 3.选取轴承 .............................................................................................................................. 13 4.校核键.................................................................................................................................. 13 5.选取轴承座 .......................................................................................................................... 13 六．低速轴的设计 ......................................................................................................................... 14

1、作用在大齿轮上的力 ....................................................................................................... 14 2．支反力F，弯矩M，总弯矩，扭矩T ............................................................................. 14 3．按弯矩合成应力校核轴的强度 ....................................................................................... 15 4、精确校核轴的疲劳强度 ................................................................................................... 15 七．轴承寿命计算 ......................................................................................................................... 18

1.求两轴受到的径向载荷 ...................................................................................................... 18 2.求轴承当量动载荷 .............................................................................................................. 18 3.验算轴承寿命 .............................................................................................................................. 19 八．键连接的校核 ......................................................................................................................... 19

1、低速轴与联轴器配合的键连接 ....................................................................................... 19 2、高速轴与电机配合的键连接 ........................................................................................... 19 3、低速轴与大齿轮配合的键连接 ....................................................................................... 20 4、中速轴与小齿轮配合的键连接 ....................................................................................... 20 5、中速轴与大齿轮配合的键连接 ....................................................................................... 20 6、高速轴与小齿轮配合的键连接 ....................................................................................... 20

一．选择电动机

1.选择电机功率

查表P11 2-4 平带传动效率

ηω=0.95

滚筒输出功率

800

⨯0.65Fω

=3.3kw Pω==0.15

1000ηωω

查表P11 2-4

选取圆柱齿轮η1=0.96齿式联轴器η2=0.99滚动轴承η3=0.98

η总=η12×η22×η33=0.85

P电机=P滚筒÷η总=3.3÷0.85=3.882kw

nω=

查表P7 2-2

减速箱传动比i总=8~40 nd′=nω×i1=331.04~1655.2

查表P217 20-1

可见同步转速750r/min1000r/min1500r/min 3000r/min

选取750r/min的传动比小，电机型号Y160M1-8，满载转速720r/min

0.65×1000×60

=41.38r/min

二．传动装置总传动比及其分配

1.计算总传动比

i=

同轴式圆柱齿轮减速器i1=i2= = =4.17

nm720

==17.4 ω2.传动装置的运动和动力参数的计算

1）各轴转速

n1=41.38r/min

n2=41.38×4.17=172.6r/min n3=172.6×4.17=720r/min

2)各轴输入功率

P0=Ped=3.3kw P1=P0÷η32÷η2=kw P2=P1÷η32÷η12=3.69kw P3=P2÷η32÷η2=3.88kw

3)各轴输入转矩

T1=9550

P1

=800.8N∙m 1

P2

=204N∙m 2

P3

=51.5N∙m 3

T2=9550T3=9550

三．齿轮设计

1.选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数

1）按图所示传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动，压力角=20° 2）带式传动为一般工作机器，参考表10-6，选7级精度

材料选择，由表10-1，小齿轮40Cr,齿面硬度280HBS，大齿轮45钢，齿面硬度240HBS 4）选小齿轮齿轮数z1=24，大齿轮齿数z2=uz1=4.17×24=100.08取z2=101

2.按齿面接触疲劳强度计算

1）小齿轮分度圆直径

32KHtTZHZEZε21u+1d1t≥ ∙∙()

dH确定公式中各参数值

①KHt=1.3

②根据前面计算T1=51.5Nm

③由表10-7选取齿宽系数∅d=1

④由P220图10-20查得区域系数ZH=2.433

⑤由表10-5查得材料的弹性影响系数ZE=189.9MPa1/2 ⑥计算重合度系数Zε

=20.562°αt=arctan tanαn/cosβ =arctan tan20°/cos14°

∗cosβ =arccos 24cos20.562° =29.974°αat1=arccos z1cosαt/ z1+2ℎan/ 24+2×1×cos14°

∗ =23.272°αat2=arccos z2cosαt/ z2+2ℎancosβ =arccos 101cos20.562°/ 101+2×1×cos14°

′ ′ z1 tanαat1−tanαt+z2 tanαa2−tanαt

εα=

=

24 tan29.974°−tan20.562° +101 tan23.272°−tan20.562°

=1.654

εβ=

∅dz1tanβ24tan14

==1.905 εβ4−εα4−1.6541.905

1−1.905 +Zε= 1−εβ += =0.666

α

⑦螺旋角系数Zβ

Zβ= = 0.985

2)试算小齿轮分度圆直径 查表10-5

d1t

2KHtT1u+1ZHZEZεZβ2≥ ∙∙

Hd3

2×1.3×51.5×103 24+12.433×189.8×0.985×0.6662

= ∙∙ 3

101

24

=38.19

（2）调整小齿轮分度圆直径 ①圆周速度v

v=

②齿宽b

b=∅dd1t=1×38.19=38.19

(3)计算实际载荷系数KH×

①查表10-2使用系数KA=1

②根据v=1.447m/s 7级精度由图10-8得KV=1.05 ③圆周力

2T1104

Ft1==2×5.51×=2.886×103

1tKAFt1103=2.886×=75.6N/mm

查表10-3

KHα=1.4

④载荷系数

查表10-4

插值法，查得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置

πd1tn1π×38.19×720

==1.414m/s

KHβ=1.419

载荷系数为

KH=KAKVKHαKHβ=2.086

(4)按实际载荷系数算得的分度圆直径

32.086KH

d1=d1t =38.19× =44.71

Ht3

相应的齿轮模数

mn=

d1cosβcos14°=44.71×=1.808mm 13.按齿根弯曲疲劳强度计算

（1）计算齿轮模数

mnt

①试选载荷系数

KFt=1.3

②计算弯曲疲劳强度的重合度系数Yε

=13.14°βb=arctan tanβcosαt =arctan tan14°cos20.562°

εa1.654

εav===1.744

bYε=0.25+

③计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数Yβ

Yβ=1−εβ

④计算

YFaYsa

σF

z

24

z

101

22KFtT1YεYYFaYsaβ cosβ

≥ ∙ F∅dz1

3

0.75

=0.68 av

β14

=1−1.905=0.778 由当量齿数zv1= cos1β = cos14° =26.27zv2= cos2β = cos14° =110 得齿形系数YFa1=2.62 YFa2=2.15

查图10-18

应力修正系数 YSa1=1.6 YSa2=1.82

YFa1Ysa12.62×1.6

==0.0138

F1YFa2Ysa22.22×1.78

==0.0165

F2YFaYsaYFa2Ysa2

==0.0165 FF2

(2)试算齿轮模数

mnt

22KFtT1YεYYFaYsaβ cosβ ≥ ∙ Fd1

3

=mnt

22×1.3×5.15×104×0.68×0.778× cos14°

≥ ∙0.0165=1.241mm

3

(3)调整齿轮模数 1)计算前数据准备 ①圆周速度v

d1=v=

②齿宽b

b=∅dd1t=1×30.7=30.7

③齿高h及宽高比b/h

∗∗ h= 2ℎan+cnmnt= 2×1+0.25 ×1.241=2.792mm

b30.7

==11 2)计算实际载荷系数

①根据v=1.157m/s 7级精度由图10-8得KV=1.04 ②由

2T1104

Ft1==2×5.51×=3.4×103

1tKAFt1103=3.4×=109.28N/mm>100N/mm 查表10-3得齿间载荷分配系数

KFα=1.2

③载荷系数 查表10-4

插值法，查得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置

KHβ=1.414 载荷系数为

KF=KAKVKFαKFβ=1×1.04×1.2×1.414=1.765

3)按实际载荷系数算得齿轮模数

31.7653KF

mn=mnt =1.241 =1.374mm

FtmntZ1

=1.241×24/cos14°=30.7mm πd1tn1π×30.7×720

==1.157m/s

对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法

面模数。从满足弯曲疲劳强度出发，从标准中就近取mn=1.5mm；为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=44.71mm计算小齿轮的齿数。

d1cosβz1==44.71cos14°/1.5=28.92

n取z1=29，则z2=uz1=4.17×29=122，z1，z2互为质数.

4.几何尺寸计算

(1)计算中心距

a=

z1+z2 mn 29+122 ×1.5

==116.717mm

考虑模数从1.374mm增大圆整至1.5mm，为此将中心距减小为115mm

(2)按圆整后的中心距修正螺旋角

Z1+Z2 mn 29+122 ×1.5

β=arccos=arccos=14°

(3)计算小，大齿轮的分度圆直径

z1mn29×1.5d1===44.83mm

d2=

(4)计算齿轮宽度

b=∅dd1=1×44.83

取b2=45mmb1=50mm

z2mn122×1.5

==188.6mm 四．齿轮设计（第二对）

1.选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数

1）按图所示传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动，压力角=20°

2）带式传动为一般工作机器，参考表10-6，选7级精度

3）材料选择，由表10-1，小齿轮40Cr,齿面硬度280HBS，大齿轮45钢，齿面硬度240HBS 4）选小齿轮齿轮数z1=24，大齿轮齿数z2=uz1=4.17×24=100.08取z2=101

2.按齿面接触疲劳强度计算

1）小齿轮分度圆直径

32KHtTZHZEZε22u+1d1t≥ ∙∙()

dH确定公式中各参数值

①KHt=1.3

②根据前面计算T2=204Nm

③由表10-7选取齿宽系数∅d=1

④由P220图10-20查得区域系数ZH=2.433

⑤由表10-5查得材料的弹性影响系数ZE=189.9MPa1/2 ⑥计算重合度系数Zε

=20.562°αt=arctan tanαn/cosβ =arctan tan20°/cos14°

∗cosβ =arccos 24cos20.562° =29.974°αat1=arccos z1cosαt/ z1+2ℎan/ 24+2×1×cos14° ∗ =23.272°αat2=arccos z2cosαt/ z2+2ℎancosβ =arccos 101cos20.562°/ 101+2×1×cos14°

′ ′ z1 tanαat1−tanαt+z2 tanαa2−tanαt

εα=

=

24 tan29.974°−tan20.562° +101 tan23.272°−tan20.562°

=1.654

εβ=

∅dz1tanβ24tan14

==1.905 εβ4−εα4−1.6541.905

1−1.905 +Zε= 1−εβ += =0.666

α

⑦螺旋角系数Zβ

Zβ= = 0.985

2)试算小齿轮分度圆直径 查表10-5

ZE=189.8

d1t

2KHtT2u+1ZHZEZεZβ2≥ ∙∙ Hd3

2×1.3×204×103 24+12.433×189.8×0.985×0.6662

= ∙∙

3

101

24

=60.425

（2）调整小齿轮分度圆直径 ①圆周速度v

v=

②齿宽b

b=∅dd1t=1×60.425=60.425

(3)计算实际载荷系数KH×

①查表10-2使用系数KA=1

②根据v=4.245m/s 7级精度由图10-8得KV=1.13 ③圆周力

2T2103

Ft1==2×204×=6.752×103N

1tKAFt16.752×103=1×=111.7N/mm>100N/mm 查表10-3

πd1tn1π×60.425×172.6

==0.5m/s

KHα=1.2

④载荷系数 查表10-4

插值法，查得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置

KHβ=1.419 载荷系数为

KH=KAKVKHαKHβ=1×1.419×1.2×1.13=1.924

(4)按实际载荷系数算得的分度圆直径

31.924KH

d1=d1t =60.425× =68.86mm

Ht3

相应的齿轮模数

mn=

d1cosβcos14°

=68.86×=2.784mm 13.按齿根弯曲疲劳强度计算

（1）计算齿轮模数

mnt

①试选载荷系数

KFt=1.3

②计算弯曲疲劳强度的重合度系数Yε

=13.14°βb=arctan tanβcosαt =arctan tan14°cos20.562°

εa1.654

εav===1.744

bYε=0.25+

③计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数Yβ

Yβ=1−εβ

④计算

YFaYsa

σF

z1β 3

22KFtT1YεYYFaYsaβ cosβ

≥ ∙ Fd1

3

0.75

=0.68 av

β14

=1−1.905=0.778 由当量齿数zv1=

cos

=

24 314°

cos

=26.27zv2=

z2cos

β 3

=

101

3cos14°

=110

得齿形系数YFa1=2.62 YFa2=2.15

查图10-18

应力修正系数 YSa1=1.6 YSa2=1.82

YFa1Ysa12.62×1.6

==0.0138

F1YFa2Ysa22.22×1.78

==0.0165

σF2238.86

YFaYsaYFa2Ysa2

==0.0165 FF2

(2)试算齿轮模数

mnt

22KFtT1YεYYFaYsaβ cosβ ≥ ∙ Fd1

3

=mnt

22×1.3×204×103×0.68×0.778× cos14°

≥ ∙0.0165=1.963mm

3

(3)调整齿轮模数 1)计算前数据准备 ①圆周速度v

d1=v=

②齿宽b

b=∅dd1t=1×60.425=60.425

③齿高h及宽高比b/h

∗∗ h= 2ℎan+cnmnt= 2×1+0.25 ×1.963=4.417mm

b48.554

==11 2)计算实际载荷系数

①根据v=1.157m/s 7级精度由图10-8得KV=0.4 ②由

2T1103

Ft1==2×204×=8.4×103N

1tKAFt1103=8.4×=173.07N/mm>100N/mm 查表10-3得齿间载荷分配系数

KFα=1.2

③载荷系数 查表10-4 插值法查得

KHβ=1.414 结合b/h=11，查图10-13得KFβ=1.35 载荷系数为

KF=KAKVKFαKFβ=1×1.04×1.2×1.35=0.6482

3)按实际载荷系数算得齿轮模数

30.6483KF

mn=mnt =1.963 =1.556mm

FtmntZ1

=1.963×24/cos14°=48.554mm πd1tn1π×48.554×172.6

==0.439m/s

对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法

面模数。从满足弯曲疲劳强度出发，从标准中就近取mn=2mm；为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=68.86mm计算小齿轮的齿数。

d1cosβz1==68.86cos14°/2=33.41

n取z1=34，则z2=uz1=4.17×34=143，z1，z2互为质数.

4.几何尺寸计算

(1)计算中心距

a=

z1+z2 mn 34+143 ×2

==182.42mm

考虑模数从1.556mm增大圆整至2mm，为此将中心距减小为180mm

校核前面一对齿轮Z1=45 Z2=188 (2)按圆整后的中心距修正螺旋角

Z1+Z2 mn 34+143 ×2

=arccos=10.5°

(3)计算小，大齿轮的分度圆直径

z1mn34×2d1===69.2mm

β=arccos

d2=

(4)计算齿轮宽度

b=∅dd1=1×69.2

取b2=70mmb1=75mm

z2mn143×2

==290.9mm 五．轴计算

1.按扭转强度条件计算

查《机械设计》P366 表15-3 轴的材料为45Cr

τt=45

9550000

A0= =102

t3

33.883P1

d1≥A0 =102 =17.88mm

133.69P2

d2≥A0 =102 =33.3mm

23

33.473P3

d3≥A0 =102 =44.65m

32.选取联轴器

查《机械设计课程设计》P174

选取联轴器型号

GYS2-Y型孔径d=20mm，轴孔长度L=52mm

GY6-J1型孔径d=38mm，轴孔长度L=60mm

3.选取轴承

查《机械设计课程设计》P153-154深沟球轴承 选取轴承型号

6004d=20mm D=42MM B=12mm 6005 d=25mm D=47MM B=12mm 6007 d=35mm D=62MM B=14mm 6009 d=45mm D=75MM B=16mm

轴间选取0.1d

4.校核键

查《机械设计》P106表6-1

5.选取轴承座

查《机械设计课程设计》P25

a=180mm

df=0.036a+12=180×0.036+12=18.48mm

d1=0.75×df=13.86mm d2=0.5×df=9.24mm

查《机械设计课程设计》P91表9-9 6005 d=25mm D=47MM B=12mm

d3=6 d0=6+1=7

D0=D+2.5d3=47+15=62 D2=D0+2.5d3=77 e=1.2d3=7.2 e1≥e

D4=D− 10~15 =47−10=37

六．低速轴的设计

1、作用在大齿轮上的力

圆周力

2T3800.8×103N∙mmFt===2800N

d2286mm

径向力

Fr=Ft

轴向力

Fa=Frtanβ=tan10.5°×1036=192N

第六段轴中点到齿轮中点距离

L1=47.75mm

轴承中点到齿轮中点的距离

L2=72.5mm

齿轮中点到轴承中点的距离

L3=101mm

tanαntan20°

=2800×=1036N 2．支反力F，弯矩M，总弯矩，扭矩T

F+FNH2=Ft NH1 FNH1L2=FNH2L3F+FNH2=2800N NH1 FNH172.5=FNH2101F=1630N NH1 FNH2=1170N

MH=FNH1L1=77832.5N∙mm FaDMH==192×290.9=27456N∙mm

FNV1+FNV2=Fr FNV1L2−FNV2L3=MaFNV1+FNV2=1036N

FNV172.5−FNV2101=27456N

F=761.3N NV1 FNV2=274.7N

MV1=72.5FNV1=55194N∙mm MV2=−101FNV2=−27744.7N∙mm

M1= MH+MV1=95416.5N∙mm M2= MH+MV2=82629.7N∙mm

查《机械设计》P358表15-1

2

2

2

2

40Cr

σ−1 =70MPa

3．按弯矩合成应力校核轴的强度

进行校核是，通常只取校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度，根据所求数据，以及轴单向旋转，扭转应力为脉动循环变应力，取α=0.6

σca

2M1+ αT3 2 800.8×103×0.6 2+95416.5 ===12.85

2

4、精确校核轴的疲劳强度

抗弯截面系数

W=0.1 d 3=0.1×72.53=38107.8mm3

抗扭截面系数

WT=0.2 d 3=0.2×72.53=76215.6mm3

截面4左侧的弯矩

M=M1×

截面4上的扭矩

T3=800.8×103

截面上的弯曲应力

σb=

截面上的扭转切应力

M

=1.28MPa 72.5−35.5

=48695N∙mm

τT=

查《机械设计》P358表15-1 轴材料为40Cr，调质处理 抗拉强度极限

T3

=10.5MPa T

σB=735MPa

弯曲疲劳极限

σ-1=355MPa

扭转疲劳极限

τ-1=200MPa

截面上由于轴肩而形成的的理论应力集中系数

r5==0.1 D50==1.1 查《机械设计》40附表3-2

ασ=1.56 ατ=1.59

查《机械设计》P41附图3-1 轴的材料敏性系数

qσ=0.82 qτ=0.85

有效应力集中系数

Kσ=1+qσ qσ−1 =1.459 Kτ=1+qτ qτ−1 =1.5

查《机械设计》P42附图3-2 尺寸系数

εσ=0.7

查《机械设计》P43附图3-3 扭转尺寸系数

ετ=0.85

查《机械设计》P44附图3-4 轴按磨削加工，表面质量系数

βσ=βτ=0.92

轴未经表面强化处理

βq=1

综合系数

Kσ=

kσ11.4591

+-1=+-1=2.171 εσβσ0.70.92kτ11.51

+-1=+-1=1.85 ετβτ0.850.92

Kτ=

40Cr的特性系数

ϕσ=0.1-0.2取ϕσ=0.1ϕτ=0.05-0.1取ϕτ=0.05

安全系数

Sσ=

σ-1355

==127.7

Kσσa+ϕσσm2.171⨯1.28

200

21.8321.83

1.85⨯+0.05⨯

22127.7⨯9.6427.7+9.64

2

2

Sτ=

τ-1

=

Kττa+ϕτσm

SσSτσ+Sτ

2

2

=9.64

S=

故可知其安全

截面4左侧 抗弯截面系数抗扭截面系数

==9.61>s=1.5

W=0.1(d)3=0.1⨯763=43898mm3

WT=0.2(d)3=0.2⨯763=87795mm3

M=670135⨯

截面4左侧的弯矩截面4上的扭矩

70-35.5

=330281N∙mm70

T3=1493000N∙mm

截面上的弯曲应力

σb=

M330281

==7.52MPaW43898

τT=

截面上的扭转切应力

T31493000

==17.01MPaWT87795

Kσ

过盈配合处的

εσ

=3.13

（机械设计P43附表3-8）

Kτ

取

ετ

=0.8

Kσ

εσ

=0.8⨯3.13=2.50

轴按磨削加工，表面质量系数

βσ=βτ=0.92（机械设计P44附图4-4）

1

-1=3.220.92

Kσ=

综合系数

kσ

εσ

+

1

βσ

-1=3.13+

Kτ=

kτ

ετ

+

1

βτ

-1=2.50+

1

-1=2.590.92

安全系数

Sσ=

σ-1275==11.36

Kσσa+ϕσσm3.22⨯7.52+0.1⨯0

Sτ=

τ-1155

==6.90

Kττa+ϕτσm

2.59⨯+0.05⨯

SσSτSσ+Sτ

2

2

S==

211.36⨯6.90

2

2

.36+6.90

2

=5.90>s=1.5

故可知其安全

七．轴承寿命计算

1.求两轴受到的径向载荷

Fr1V=

Fre×72.5−Fae×

2862

Fr2VFr1H=Fr2H

=274.7N

=Fr−Fr1V=761.3N

72.5

F=1170N

t

=Fte−Fr1H=1630N

Fr1= Fr1H2+Fr1V2= 274.7+1170=1202N Fr2= Fr2H2+Fr2V2= 761.3+1630=1799N

2.求轴承当量动载荷

查《机械设计课程设计》P154深沟球轴承 6009 C0=14.8KN

Fa=192N Fa192==0.013 0Fa192==0.16

==0.11

对轴承1 X=1 Y=0 对轴承2 X=1 Y=0

P1=Fd=1803N P2=Fa=2698.5N

3.验算轴承寿命

理论寿命

Ln=2×8×300×5=24000ℎ

因为P1

106Cε106213

L=× =× =10909

2故此轴承不满足寿命要求

八．键连接的校核

1、低速轴与联轴器配合的键连接

选A型普通平键

b×h=12×8; L=40; l=L−b=40−12=28

查《机械设计》表6-2

σP =100~120MPa取 σP =120MPa

σP=

计算键不满足强度要求

4000T4000×800.8

==376>120MPa ℎld2、高速轴与电机配合的键连接

选A型普通平键

b×h=6×6; L=28; l=L−b=28−6=22

查《机械设计》表6-2

σP =100~120MPa取 σP =120MPa σP=

计算键满足强度要求

4000T4000×51.5

==78

选A型普通平键

b×h=16×9; L=45; l=L−b=45−16=29

查《机械设计》表6-2

σP =100~120MPa取 σP =120MPa

σP=

计算键不满足强度要求

4000T4000×800.8

==245.5>120MPa ℎld4、中速轴与小齿轮配合的键连接

选A型普通平键

b×h=10×8; L=45; l=L−b=45−10=35

查《机械设计》表6-2

σP =100~120MPa取 σP =120MPa

σP=

计算键满足强度要求

4000T4000×204

==83

选A型普通平键

b×h=10×8; L=40; l=L−b=40−10=30

查《机械设计》表6-2

σP =100~120MPa取 σP =120MPa

4000T4000×204σP===97

ℎld计算键满足强度要求

6、高速轴与小齿轮配合的键连接

选A型普通平键

b×h=8×7; L=45; l=L−b=45−8=37

查《机械设计》表6-2

σP =100~120MPa取 σP =120MPa

σP=

计算键满足强度要求

4000T4000×51.5==31