鑄鋼車間型砂傳送帶傳送裝置設(shè)計

機械設(shè)計課程設(shè)計說明書 殷偉琦 051506121設(shè) 計 計 算 及 說 明結(jié) 果一 設(shè)計任務(wù)書1.1 題目：鑄鋼車間型砂傳送帶傳送裝置設(shè)計1.2 任務(wù)：（1）減速器裝配圖（0號） 1張 （2）低速軸零件圖（2號） 1張（3）低速級大齒輪零件圖（2號） 1張 （4）設(shè)計計算說明書 1份（9）草圖 1份1.3 傳動方案：圖（1）傳動方案示意圖1電動機 2V帶傳動 3展開式雙級齒輪減速器4連軸器 5底座 6傳送帶鼓輪 7傳送帶(各軸代號見第六頁)1.4 設(shè)計參數(shù)： （1）傳送速度 V= 0.7 m/s （2）鼓輪直徑 D= 300 mm （3）鼓輪軸所需扭矩 T=900Nm1.5 其它條件：工作環(huán)境通風不良、單向運轉(zhuǎn)、雙班制工作、試用期限為8年(年工作日300天)、小批量生產(chǎn)、底座（為傳動裝置的獨立底座）用型鋼焊接。二傳動方案簡述2.1 傳動方案說明2.1.1 將帶傳動布置于高速級將傳動能力較小的帶傳動布置在高速級，有利于整個傳動系統(tǒng)結(jié)構(gòu)緊湊，勻稱。同時，將帶傳動布置在高速級有利于發(fā)揮其傳動平穩(wěn)，緩沖吸振，減少噪聲的特點。2.1.2 選用閉式斜齒圓柱齒輪閉式齒輪傳動的潤滑及防護條件最好。而在相同的工況下，斜齒輪傳動可獲得較小的幾何尺寸和較大的承載能力。采用傳動較平穩(wěn)，動載荷較小的斜齒輪傳動，使結(jié)構(gòu)簡單、緊湊。而且加工只比直齒輪多轉(zhuǎn)過一個角度，工藝不復(fù)雜。2.1.3將傳動齒輪布置在距離扭矩輸入端較遠的地方由于齒輪相對軸承為不對稱布置，使其沿齒寬方向載荷分布不均。固齒輪布置在距扭矩輸入端較遠的地方，有利于減少因扭矩引起的載荷分布不均的現(xiàn)象，使軸能獲得較大剛度。綜上所述，本方案具有一定的合理性及可行性。2.2 電動機的選擇2.2.1電動機類型和結(jié)構(gòu)型式根據(jù)直流電動機需直流電源，結(jié)構(gòu)復(fù)雜，成本高且一般車間都接有三相交流電，所以選用三相交流電動機。又由于Y系列籠型三相異步交流電動機其效率高、工作可靠、結(jié)構(gòu)簡單、維護方便、起動性能較好、價格低等優(yōu)點均能滿足工作條件和使用條件。根據(jù)需要運送型砂，為防止型砂等雜物掉入電動機，故選用封閉式電動機。根據(jù)本裝置的安裝需要和防護要求，采用臥式封閉型電動機。Y(IP44)籠型封閉自扇冷式電動機,具有防止灰塵或其他雜物侵入之特點。故優(yōu)先選用臥式封閉型Y系列三相交流異步電動機。2.2.2 選擇電動機容量(1)工作機所需功率Pw工作機所需功率及所需的轉(zhuǎn)速<由2 P7式（2-1）> kw<由2 P7式（2-3）> r/minr/min kw式中： V -傳送速度; D -鼓輪直徑; T-鼓輪軸所需的功率(2) 由電動機至工作機的總效率 h<由2 P7 式（2-5）> <由2 P7表2-4>帶傳動V帶的效率=0.940.97 取= 0.95一對滾動軸承的效率=0.980.995 取= 0.99一對齒輪傳動的效率=0.960.98 取= 0.97聯(lián)軸器的效率=0.990.995 取= 0.99 (3) 電動機所需的輸出功率 KW(4) 確定電動機的額定功率Ped<由2 P196表20-1> 又Ped> Pd 取 P ed= 5.5 kw2.2.3 電動機額定轉(zhuǎn)速的選擇< 由2 P8式（2-6）> 式中: -電動機轉(zhuǎn)速; iv -V帶的傳動比; -高速齒輪的傳動比 -低速齒輪的傳動比; -工作機的轉(zhuǎn)速<由2 P4表2-1>展開式雙級圓柱齒輪減速器傳動比 =936推薦V帶傳動比 =24 = 802.626420.96 r/min2.2.4 確定電動機的型號一般同步轉(zhuǎn)速取1000r/min或1500 r/min的電動機。 初選方案： <由2 P196表20-1>電動機型號額定功率kw同步轉(zhuǎn)速r/min最大轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩滿載轉(zhuǎn)速r/min質(zhì)量kgY132S-45.51500 2.31440 68 2.2.5 電動機的主要參數(shù)（1） 電動機的主要技術(shù)數(shù)據(jù) 電動機型號額定功率kw同步轉(zhuǎn)速r/min最大轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩滿載轉(zhuǎn)速r/min質(zhì)量kgY132S-45.51500 2.31440 68 （2）電動機的外形示意圖 Y型三相異步電動機 （3）電動機的安裝尺寸表 （單位：mm） 電機型號Y132S 型號尺 寸HABCDEFGDGADACHDL132216140893880108332101353154752.3 總傳動比的確定及各級傳動比的分配2.3.1 理論總傳動比 nm : 電動機滿載轉(zhuǎn)速2.3.2 各級傳動比的分配(1)V帶傳動的理論傳動比初取2.33 （由2 P4表2-1） (2)兩級齒輪傳動的傳動比 (3)齒輪傳動中，高低速級理論傳動比的分配取，可使兩極大齒輪直徑相近，浸油深度接近，有利于浸油潤滑。同時還可以使傳動裝置外廓尺寸緊湊，減小減速器的輪廓尺寸。但過大，有可能會使高速極大齒輪與低速級軸發(fā)生干涉碰撞。所以必須合理分配傳動比，一般可在中取，要求d2 l - d2h2030 mm。 （由2 P9圖2-2）取 ，又 4.37，2.4 各軸轉(zhuǎn)速，轉(zhuǎn)矩與輸入功率2.4.1 各軸理論轉(zhuǎn)速設(shè)定：電動機軸為0軸，高速軸為軸，圖（1）左側(cè)中間軸為軸，圖（1）中間低速軸為軸，圖（1）右側(cè)聯(lián)軸器為IV軸 (1)電動機 r/min(2)軸 r/mim(3)軸 r/min(4)軸 r/min2.4.2 各軸的輸入功率(1)電動機 kw(2)軸 kw(3)軸 kw(4)軸 kw2.4.3 各軸的理論轉(zhuǎn)矩(1)電動機 (2)軸 Nmm(3)軸Nmm(4)軸 = Nmm2.4.4各軸運動和動力參數(shù)匯總表軸號理論轉(zhuǎn)速（r/min）輸入功率（kw）輸入轉(zhuǎn)矩(Nmm)傳動比電動軸14405.53.6481044.33第I軸6185.2258.0741044.37第II軸1415.0183.39871053.17第III軸444.81810.457105三、傳動設(shè)計3.1 V帶傳動設(shè)計3.1.1 原始數(shù)據(jù)電動機功率 kw電動機轉(zhuǎn)速 r/minV帶理論傳動比2.33單向運轉(zhuǎn)、雙班制、工作機為帶式運輸機3.1.2 設(shè)計計算（1） 確定計算功率PcaPca =KAPd根據(jù)雙班制工作，即每天工作16小時，工作機為帶式運輸機，<由1P156表8-7> 查得工作系數(shù)KA=1.2Pca =KAPd=1.25.5= 6.6 kw（2）選取普通V帶帶型根據(jù)Pca，nd確定選用普通V帶B型。 （由1P157圖8-11）（3）確定帶輪基準直徑 dd1和dd2a. 初選 小帶輪基準直徑=140mmb驗算帶速 5m/s< V <20m/s m/s 5m/s<V<25m/s帶的速度合適。 c. 計算dd2dd2 mm<根據(jù)1P157表8-8> 圓整dd2 =355 mm（4）確定普V帶的基準長度和傳動中心距根據(jù)0.7（dd1+dd2）< a 0< 2（dd1+dd2）346.5mm< a 0<990mm初步確定中心距 a 0 = 500mmLd = =1800.66mm<根據(jù)1P147表8-2> 取Ld = 1800 mm計算實際中心距a （5）驗算主輪上的包角<由1P148式(8-6)>= 主動輪上的包角合適（6）計算V帶的根數(shù)Z<由1P158式(8-22)> 得P0 基本額定功率 <由1P152表8-4a> 得P0=2.81 P0額定功率的增量 <由1P153表8-4b> P0=0.46包角修正系數(shù) <由1P155表8-5> 得=0.93長度系數(shù) <由1 P146表8-2> 得=0.95= =2.28 取Z=3根 （7）計算預(yù)緊力 F0<由1P158式(8-27)> 得qV帶單位長度質(zhì)量 <由P1471 表8-3> q=0.10 kg/m=187 N 應(yīng)使帶的實際出拉力 （8）計算作用在軸上的壓軸力FP<由式1 P158(8-24)> 得=1095 N3.1.4帶傳動主要參數(shù)匯總表帶型LdmmZdd1mmdd2mmammF0NFPNA1800314035550018710953.1.3 帶輪材料及結(jié)構(gòu)（1）帶輪的材料帶輪的材料主要采用鑄鐵，常用材料的牌號為HT150或HT200( 2 ) 帶輪的結(jié)構(gòu) 帶輪的結(jié)構(gòu)形式為孔板式，輪槽槽型B型小帶輪結(jié)構(gòu)圖 大帶輪結(jié)構(gòu)圖3.2 高速級齒輪傳動設(shè)計3.2.1原始數(shù)據(jù)輸入轉(zhuǎn)矩= Nmm小齒輪轉(zhuǎn)速=618 r/min齒數(shù)比=由電動機驅(qū)動單向運轉(zhuǎn)、雙班制工作、工作壽命為8年、工作機為帶式運輸機、載荷較平穩(wěn)。（設(shè)每年工作日為260天）3.2.2設(shè)計計算一 選齒輪類、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 因為運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度；3 為簡化齒輪加工工藝，選用閉式軟齒面?zhèn)鲃有↓X輪材料：45號鋼調(diào)質(zhì) HBS1=220接觸疲勞強度極限MPa （由1P209圖10-21d）彎曲疲勞強度極限 Mpa （由1P209圖10-20c）大齒輪材料：45號鋼正火 HBS2=190接觸疲勞強度極限 MPa （由1 P209圖10-21c） 彎曲疲勞強度極限 Mpa （由1 P209圖10-20b）4初選小齒輪齒數(shù)大齒輪齒數(shù)Z2 = Z1= 244.37=104.88取1055初選螺旋角二 按齒面接觸強度設(shè)計 計算公式： mm （由1P218式10-21） 1 確定公式內(nèi)的各計算參數(shù)數(shù)值初選載荷系數(shù)小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 Nmm齒寬系數(shù) （由1P156表10-7） 材料的彈性影響系數(shù) Mpa1/2 （由1P201表10-6）區(qū)域系數(shù) （由1 P217圖10-30）， （由1P215 圖10-26） 應(yīng)力循環(huán)次數(shù)接觸疲勞壽命系數(shù) （由1P207圖10-19）接觸疲勞許用應(yīng)力取安全系數(shù) 取 MPa2 計算（1）試算小齒輪分度圓直徑=62.0mm（2）計算圓周速度 2.0m/s（3）計算齒寬b及模數(shù)mnt mmb/h=10.97（4）計算縱向重合度（5） 計算載荷系數(shù) 使用系數(shù) <由1P193表10-2> 根據(jù)電動機驅(qū)動得 動載系數(shù) <由1P210表10-8> 根據(jù)v=2.0m/s、 7級精度 按齒面接觸強度計算時的齒向載荷分布系數(shù) <由1P196表10-4> 根據(jù)小齒輪相對支承為非對稱布置、7級精度、=0.8、 mm，得 =1.291 按齒根彎曲強度計算時的齒向載荷分布系數(shù)<由1P198圖10-13> 根據(jù)b/h=10.97、 齒向載荷分配系數(shù)、<由1P195表10-3> 假設(shè)，根據(jù)7級精度，軟齒面?zhèn)鲃?，?=11.11.41.291=1.988（6） 按實際的載荷系數(shù)修正所算得的分度圓直徑 <由1P204式(10-10a)> 三 按齒根彎曲強度設(shè)計 <由1P201式(10-5)>1 確定計算參數(shù)（1）計算載荷系數(shù)K （2）螺旋角影響系數(shù) <由1P217圖10-28> 根據(jù)縱向重合系數(shù)，得0.88（3）彎曲疲勞系數(shù)KFN<由1P206圖10-18> 得 （4）計算彎曲疲勞許用應(yīng)力 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4 <由1P205式(10-12)>得（5）計算當量齒數(shù)ZV，（6）查取齒型系數(shù)YF 應(yīng)力校正系數(shù)YS<由1P201表10-5> 得 （7）計算大小齒輪的 并加以比較比較<所以大齒輪的數(shù)值大，故取0.0188。2 計算=1.85mm四 分析對比計算結(jié)果對比計算結(jié)果，取=2已可滿足齒根彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的d1=66.65mm來計算應(yīng)有的 取33 取144需滿足、互質(zhì)五 幾何尺寸計算1 計算中心距阿a將a圓整為182mm2 按圓整后的中心距修正螺旋角3 計算大小齒輪的分度圓直徑d1、d2 67.864mm>66.65mm296.136mm4 計算齒輪寬度b =54.29mm 圓整后 55mm 60 mm六 驗算< 100N /mm 與初設(shè)相符 設(shè)計符合要求3.3 低速級齒輪傳動設(shè)計3.3.1原始數(shù)據(jù)輸入轉(zhuǎn)矩= Nmm小齒輪轉(zhuǎn)速=141 r/min齒數(shù)比=由電動機驅(qū)動單向運轉(zhuǎn)、雙班制工作、工作壽命為8年、工作機為帶式運輸機、載荷較平穩(wěn)。（設(shè)每年工作日為260天）3.3.2設(shè)計計算一 選齒輪類、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 因為運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度；3 為簡化齒輪加工工藝，選用閉式軟齒面?zhèn)鲃有↓X輪材料：45號鋼調(diào)質(zhì) HBS3=220接觸疲勞強度極限MPa （由1P209圖10-21d）彎曲疲勞強度極限 Mpa （由1 P209圖10-20c）大齒輪材料：45號鋼正火 HBS4=190接觸疲勞強度極限 MPa （由1 P209 圖10-21c） 彎曲疲勞強度極限 Mpa （由1 P209圖10-20b）4初選小齒輪齒數(shù)大齒輪齒數(shù)Z4= Z3= 283.17= 88.76取895初選螺旋角二 按齒面接觸強度設(shè)計 計算公式： mm （由P2181式10-21） 1. 確定公式內(nèi)的各計算參數(shù)數(shù)值初選載荷系數(shù)小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 Nmm齒寬系數(shù) （由1P156表10-7） 材料的彈性影響系數(shù) Mpa1/2 （由1P201表10-6）區(qū)域系數(shù) （由1P217 圖10-30）， （由1 P215圖10-26） 應(yīng)力循環(huán)次數(shù)接觸疲勞壽命系數(shù) （由1P207圖10-19）接觸疲勞許用應(yīng)力取安全系數(shù) 取 MPa2. 計算（1）試算小齒輪分度圓直徑=92.27mm（2）計算圓周速度 0.68 m/s（3）計算齒寬b及模數(shù)mnt mmb/h=73.82/7.2=10.25（4）計算縱向重合度 （5） 計算載荷系數(shù) 使用系數(shù) <由1P193表10-2> 根據(jù)電動機驅(qū)動得 動載系數(shù) <由1P210表10-8> 根據(jù)v=0. 77m/s 7級精度 按齒面接觸強度計算時的齒向載荷分布系數(shù) <由1P196表10-4> 根據(jù)小齒輪相對支承為非對稱布置、7級精度、=0.8 mm，得 =1.297 按齒根彎曲強度計算時的齒向載荷分布系數(shù)<由1P198圖10-13> 根據(jù)b/h=10.25 齒向載荷分配系數(shù)、<由1P195表10-3> 假設(shè)，根據(jù)7級精度，軟齒面?zhèn)鲃?，?=11.11.41.297=1.997（6） 按實際的載荷系數(shù)修正所算得的分度圓直徑 <由1P204式(10-10a)> 99.35mm三 按齒根彎曲強度設(shè)計 <由1P201式(10-5)>1 確定計算參數(shù)（1）計算載荷系數(shù)K （2）螺旋角影響系數(shù) <由1P217圖10-28> 根據(jù)縱向重合系數(shù)，得0.88（3）彎曲疲勞系數(shù)KFN<由1P206圖10-18> 得 （4）計算彎曲疲勞許用應(yīng)力 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4 <由1P205式(10-12)>得（5）計算當量齒數(shù)ZV， ，（6）查取齒型系數(shù)YF 應(yīng)力校正系數(shù)YS<由1P201表10-5> 得 （7）計算大小齒輪的 并加以比較比較<所以大齒輪的數(shù)值大，故取0.018。2 計算=2.67m四 分析對比計算結(jié)果對比計算結(jié)果，取=3已可滿足齒根彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得的d3=99.35mm來計算應(yīng)有的 取33 取105需滿足、互質(zhì)五 幾何尺寸計算1 計算中心距阿a將a圓整為213mm2 按圓整后的中心距修正螺旋角3 計算大小齒輪的分度圓直徑d3、d4 101.870mm324.131mm4 計算齒輪寬度b =81.5mm 圓整后 82mm 87mm六 驗算< 100N/mm 與初設(shè)相符 設(shè)計符合要求3.4 齒輪參數(shù)匯總表高速級齒輪齒數(shù)分度圓直徑d(mm)da(mm)df(mm)精度等級Z13367.86471.84962.8487Z2144296.136300.136291.136傳動傳動比i中心距a模數(shù)mn螺旋角計算齒寬b2(mm)4.37182213.46155低速級齒輪齒數(shù)分度圓直徑d(mm)da(mm)df(mm)精度等級Z333101.870107.8794.377Z4105324.131330.131316.631傳動傳動比i中心距a模數(shù)mn螺旋角計算齒寬b4(mm)3.17213313.632823.5 齒輪結(jié)構(gòu)參照2/P66表9-2，齒輪1、3采用齒輪軸，齒輪2、4采用腹板式。四. 軸及輪轂連接4.1 低速軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計4.1.1低速軸上的功率P、轉(zhuǎn)速n、轉(zhuǎn)矩TP=4.818kwn=44r/minT= Nmm4.1.2估算軸的最小直徑低速軸選用材料：45號鋼，調(diào)質(zhì)處理。 <由1P370表15-3> 取A 0 =110由于需要考慮軸上的鍵槽放大,d0 =55mm段軸需與聯(lián)軸器連接，為使該段直徑與連軸器的孔徑相適應(yīng)，所以需同時選用連軸器，又由于本減速器屬于中小型減速器，其輸出軸與工作機軸的軸線偏移不大。其次為了能夠使傳送平穩(wěn)，所以必須使傳送裝置具有緩沖，吸振的特性。因此選用彈性柱銷聯(lián)軸器。<由1P353式（14-3）> 得： <由1P351表（14-1）> 得： 工作情況系數(shù) 1.5<由2P164表（17-4）> 得： 選用HL4型彈性柱銷聯(lián)軸器HL4型彈性柱銷聯(lián)軸器主要參數(shù)為：公稱轉(zhuǎn)矩Tn1250 Nmm軸孔長度L=112 mm孔徑d1 =56 mm聯(lián)軸器外形示意圖聯(lián)軸器外形及安裝尺寸型號公稱扭矩Nm許用轉(zhuǎn)速r/min軸孔直徑mm軸孔長度mmDmm轉(zhuǎn)動慣量kgm2許用補償量軸向徑向角向HL412502800561121953.41.50.150304.1.3軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(直徑,長度來歷)一 低速軸的結(jié)構(gòu)圖二 根據(jù)軸向定位要求，確定軸的各段直徑和長度(1)段與聯(lián)軸器配合取dI-II=56，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上取LI-II=112。(2)為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位，段右側(cè)設(shè)計定位軸肩，<由2P158表16-9>氈圈油封的軸徑取dII-III=65mm由軸從軸承座孔端面伸出15-20mm,由結(jié)構(gòu)定取LII-III=49。(3)軸肩為非定位軸肩，<由2P14815-6初選角接觸球軸承取dIII-IV=70考慮軸承定位穩(wěn)定，LIII-IV略小于軸承寬度加擋油環(huán)長度取LIII-IV=32。(4)根據(jù)軸上零件（軸承）的定位要求及箱體之間關(guān)系尺寸取dIV-V =80m，LIV-V =79.5(5)軸肩、為定位軸肩,直徑應(yīng)大于安裝于軸上齒輪內(nèi)徑610mm,且保證10mm取dV-VI=88mm，LV-VI=8mm(6)段安裝齒輪，由低速級大齒輪內(nèi)徑取dVI-VII=75考慮齒輪軸向定位，LVI-VII略小于齒寬，齒輪右端用套筒定位。取LVI-VII =80m。 (7)軸肩至間安裝深溝球軸承為6314AC 取dVII-VIII =70m根據(jù)箱體結(jié)構(gòu) 取LVII-VIII=58軸上齒輪、半聯(lián)軸器零件的周向定位均采用鍵聯(lián)接 。由2P119表（11-5），取軸端倒角1.545，各軸肩處圓角半徑R=1.6mm二、中速軸尺寸（1）確定各軸段直徑d1=40mmd2 =50mmd3 = 60mmd4=107 mmd5=60mmd6= 40mm（2） 確定各軸段長度L1=45mmL2=52mmL3=7.5mmL4=87mmL5=8mmL6=32mm三、高速軸尺寸（1）確定各軸段直徑d1=25mmd2 =32mmd3 =35mmd4=40 mmd5=71.849mmd6=40 mm d7=35mm(2)確定各軸段長度L1=56mmL2=58mmL3=18mmL4=112mmL5=60mmL6=8mm L7=30mm4.2 低速軸強度校核4.2.1作用在齒輪上的力4.2.2 計算軸上的載荷載荷分析圖 (1)垂直面 載荷分析圖水平垂直面由裝配圖俯視受力視角決定(2)水平面 (3) 總彎矩從軸的結(jié)構(gòu)以及扭矩圖中可以看出截面C是軸的危險截面，現(xiàn)將計算出的截面C處的MH、M V、M V及M的值例于下表：載荷水平面H垂直面V支反力FFNH1=617.52NFNH2=3015.10NFNV1=2303.37NFNV2=4151.75N彎矩MM H1 =3.37105NmmM H2 =3.36105NmmMV =3.36105 Nmm總彎矩M 1=4.76105 NmmM 2=4.75105Nmm扭矩TT=Nmm4.2.3 按彎扭合成校核軸的強度進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面C）的強度。由1P362 表（15-1），得：由1P374 式（15-5），取，軸的計算應(yīng)力為：4.3鍵聯(lián)接強度校核4.31低速軸齒輪的鍵聯(lián)接1 選擇類型及尺寸根據(jù)d =75mm，L=80mm，<由2P140表（14-1）>，選用A型，bh=2012，L=70mm2 鍵的強度校核(1) 鍵的工作長度l及鍵與輪轂鍵槽的接觸高度kl = L -b= 70-20=50mmk = 0.5h = 6mm(2) 強度校核此處，鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，<由1P106表（6-2）>，取p=110MPaT = N.mmp = p 鍵安全合格4.3.2 低速軸聯(lián)軸器的鍵聯(lián)接1 選擇類型及尺寸根據(jù)d =56mm，L=112mm，<由2P140表（14-1）>，選用C型，bh=1610 L=110mm2 鍵的強度校核(1) 鍵的工作長度l及鍵與輪轂鍵槽的接觸高度kl = Lb/2= 102mmk = 0.5h =5 mm(2) 強度校核此處，鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，<由1P106表（6-2）>，取p=110MPaT = N.mmp = p 鍵安全合格五. 軸承選擇計算5.1 減速器各軸所用軸承代號普通齒輪減速器，其軸的支承跨距較小，較常采用兩端固定支承。軸承內(nèi)圈在軸上可用軸肩或套筒作軸向定位，軸承外圈用