机械综合优秀课程设计·圆锥齿轮减速器设计.docx

课程设计汇报课程名称： 机械基础综合课程设计 设计题目： 带式输送机一级圆锥齿轮减速器 学 院： 机械工程学院 专业年级： 机械设计制造及其自动化12级 姓 名： 樊旭然 班级学号： 机电12-1-04 指导老师： 张占国 二一四 年 11 月 14 日目 录一、课程设计任务书1二、电动机的选择2三、传动比的分配和动力参数计算3四、运动和动力参数的计算4五、传动零件设计计算5六、轴的设计计算11七、滚动轴承的选择及校核计算18八、键连接的选择20九、联轴器的选择及校核计算22十、减速器的润滑与密封23十一、箱体及附件的结构设计24设计小结25参考文献26一、 课程设计任务书题目：用于带式输送机一级圆锥齿轮减速器工作条件：连续单向运转，工作平稳，使用期限，小批量生产，两班制工作，运输带速度许可误差为5%。原始数据：运输带工作拉力F =2200N,运输带工作速度v=1.6ms,卷筒直径D= 280mm二、 电动机选择1. 选择电动机类型依据工作要求选择Y系列全封闭自扇冷式笼型三相异步电动机，电压380V。2. 选择电动机容量电动机所需工作功率为：Pd=Pw工作机所需功率为：Pw=Fv1000传动装置总效率为：=123456由机械设计综合课程设计第二版表2-5查得各个部分效率为：弹性联轴器1=0.99，锥齿轮传动2=0.97，轴承3=0.99，轴承4=0.99，滚子链传动5=0.96，传动滚筒6=0.96，代入得：=123456=0.990.970.990.990.960.96=0.833所需电动机功率为：Pd=Fv1000=22001.610000.833=4.23kW因载荷平稳，电动机额定功率Ped略大于Pd即可。依据Y系列电动机技术数据，选定电动机额定功率为Pd=5.5kW。3. 确定电动机转速滚筒工作转速：nw=601000VD=6010001.6280=109.1rmin由机械设计综合课程设计第二版表2-3和表2-4查得锥齿轮传动单级传动比为i123,链传动为i23=25，则总传动比范围i0=i12i23=615，故电动机转速可选范围为：nd=i0nw=6-15109rmin=6541637rmin由机械设计综合课程设计第二版表6-164Y查得符合这一范围同时转速有750、1000和1500rmin。现以同时转速为1000选定电动机Y132M2-6，额定功率Pd=5.5kW，满载转速nm=960rmin。=0.833Pd=4.23kWnw=109.1rminnm=960rmin三、 传动比分配和动力参数计算1. 分配传动比总传动比：i0=nmnw=960109.1=8.82. 分配传动装置各级传动比取锥齿轮减速器传动比：i12=2.2则链传动传动比为：i23=i0i12=4i0=8.8i12=2.2i23=i0i12=4四、 运动和动力参数计算0轴（电动机轴）：P0=Pw=4.23kWn0=nm=960rminT0=9550P0n0=95504.23960=42.1Nm1轴（高速轴）：P1=P01=4.19kWn1=n0=960rminT1=9550P1n1=95504.19960=41.7Nm2轴（低速轴）P2=P123=3.94kWn2=n1i12=436.4rminT2=9550P2n2=95504.19960=86.2Nm3轴（滚筒轴）P3=P245=3.67kWn3=n2i23=109.1rminT2=9550P2n2=95504.19960=321Nm轴名输入功率(kW)输入转矩（Nm)转速(rmin)传动比效率0轴（电机轴）42.19601轴（高速轴）4.1941.796010.992轴（低速轴）3.9486.2436.42.20.943轴（滚筒轴）3.67321109.140.92P0=4.23kWn0=960rminT0=42.1NmP1=4.19kWn1=960rminT1=41.7NmP2=3.94kWn2=436.4rminT2=86.2NmP3=3.67kWn3=109.1rminT2=321Nm五、 传动零件设计计算(一) 锥齿齿轮传动设计计算：小齿轮主动、悬臂，输入功率P=4.19kW，小齿轮转速n=960rmin,齿数比u1=2.2，大齿轮从动，悬臂。由电机驱动，工作寿命。两班制，连续单向运转，工作平稳。1. 选定齿轮类型、进度等级、材料及齿数： （1） 根据图示传动方案，选择标准直齿锥齿轮传动，压力角为20（2） 带式输送机为通常工作机器，选择8级进度（3） 材料选择：小齿轮材料为40Cr（调质），齿面硬度280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度240HBS（4） 选小齿轮齿数z1=20，大齿轮齿数z2=u1z1=2.220=442. 按齿面接触疲惫强度计算（1） 由式d134KHtT1R(1-0.5R)2u(ZHZEH)2 得小齿轮风度直径d1t34KHtT1R(1-0.5R)2u(ZHZEH)21) 确定公式中各值 选定KHt=1.3 计算小齿轮传输扭矩T1=9550P1n1=95504.19960=41.7Nm 选择齿宽系数R=0.3 由机械设计第九版图10-20查得区域系数ZH=2.5 由机械设计第九版表10-5查得材料弹性影响系数ZE=189.8MPa12 计算接触疲惫许用应力H由机械设计第九版图10-25d查得小齿轮和大齿轮接触疲惫极限分别为Hlim1=600MPa Hlim2=550MPa由式N=60njLh得应力循环次数N1=60n1jLh=6096012830010=2.765109N2=N1u=2.7651092.2=1.257109由机械设计第九版图10-23查得接触疲惫寿命系数KHN1=0.90，KHN2=0.95取失效概率为1%，安全系数为S=1，由=KNlimS得H1=KHN1lim1S=0.906001MPa=540MPaH2=KHN2lim2S=0.955501MPa=523MPa取H1和H2中较小者作为该齿轮副接触疲惫许用应力，即H1=H2=523MPa2) 调整小齿轮分度圆直径d1t34KHtT1R1-0.5R2uZHZEH2=341.34.171040.31-0.50.3244202.5189.85232mm=70.068mm（2） 调整小齿轮分度圆直径1) 计算实际载荷系数前数据准备 圆周速度vdm1=d1t1-0.5R=72.0681-0.50.3mm=61.258mmvm=dman1601000=61.258960601000ms=3.079ms 当量齿轮齿宽系数db=Rd1tu2+12=0.370.068(4420)2+12mm=25.399mmd=bdm1=25.39961.258=0.41462) 计算实际载荷系数KH 由机械设计第九版表10-2查得使用系数KA=1 依据vm=3.079ms、8级进度齿轮，由机械设计第九版图10-8查得动载系数Kv=1.17 支持锥齿轮精度较低，取齿间载荷分布系数KH=1 由机械设计第九版表10-4查得用插值法查8级精度、小齿轮悬臂时，得齿向载荷分布系数KH=1.196 由此，得到实际载荷系数KH=KAKvKHKH=11.1711.196=1.3993) 由d1=3KHKHt能够按实际载荷系数算得分度圆直径为d1=3KHKHt=72.06831.1991.3mm=70.151mm及对应齿轮模数m=d1z1=70.15120=3.5083. 按齿根弯曲疲惫强度设计（1） 由m3KFT1R(0.5-R)2Z122u2+1YFaYsaF算得模数，即mt3KFT1R(0.5-R)2z122u2+1YFaYsaF1) 确定公式中各值 选定Kft=1.3 计算YFaYsaF由分锥角1=arctan(1u)=arctan2044=24.4442=90-24.444=65.556可适当量齿数zv1=z1cos1=20cos(24.444)=21.97zv2=z2cos2=44cos(65.556)=106.33由机械设计第九版图10-17查得齿形系数YFa1=2.78、YFa2=2.22由机械设计第九版图10-18查得应力修正系数Ysa1=1.56、Ysa2=1.81由机械设计第九版图10-24c查得大齿轮和小齿轮齿根弯曲疲惫极限分别是Flim1=500MPa、Flim2=380MPa由机械设计第九版图10-22取得弯曲疲惫寿命系数KFN1=0.85、KFN2=0.80取弯曲疲惫安全系数S=1.7,由=KNlimS得F1=KFN1Flim1S=0.855001.7MPa=250MPaF2=KFN2Flim2S=0.803801.7MPa=197MPaYFa1Ysa1F1=2.781.56250=0.0173YFa2Ysa2F2=2.221.81197=0.0204因为大齿轮YFaYsaF大于小齿轮，所以取YFaYsaF=YFa2Ysa2F2=0.02042) 计算模数mt3KFtT1R0.5-R2z122u2+1YFaYsaF =31.34.171030.31-0.50.322422.22+10.0204=1.741mm（2） 调整齿轮模数1) 计算实际载荷系数前数据准备 圆周速度vd1=z1mt=1.74120=34.822mmdm1=d11-0.5R=34.8221-0.50.3=29.599mmvm=dm1n1601000=21.599960601000=1.086ms 齿宽bb=Rd1u2+12=0.334.8222.22+12mm=12.623mm2) 计算实际载荷系数KF 依据v=1.068ms，8级精度，由机械设计第九版图10-8查得动载荷系数Kv=1 直齿锥齿轮精度较低，取齿间载荷分布系数KA=1.06 由机械设计第九版表10-4用插值法查得KH=1.180，于是KF=1.179则载荷系数为KF=KAKvKFKF=11.0611.179=1.2503) 由m=mt3KFKFt查得按实际载荷系数算得齿轮模数为：m=mt3KFKFt=1.74131.2501.3mm=1.717mm根据齿根弯曲疲惫强度计算模数，就近选择标准模数m=2mm，根据接触疲惫强度算得分度圆直径d1=70.151mm，算出小齿轮齿数z1=d1m=70.1512=35.07，则大齿轮齿数z2=uz1=35.072.2=77.17。为了使两齿轮互质，取z1=35 z2=774. 几何尺寸计算（1） 计算分度圆直径d1=z1m=352=70mmd2=z2m=772=144mm（2） 计算分锥角1=arctan(1u)=arctan3577=2422382=90-242238=653322（3） 计算齿轮宽度b=Rd1u2+12=0.3702.22+12mm=25.37mm取b1=b2=26(二) 链传动设计计算额定功率P=3.67kW主动链轮转速n1=436.4rmin，传动比i=4，传动平稳，中心线水平部署1. 选择链轮齿数取小链轮齿数z1=25，大链轮齿数为z2=iz1=254=1002. 确定计算功率由机械设计第九版表9-6查得工况系数KA=1由机械设计第九版图9-13查得主动链轮齿数系数KZ=1，单排链，则计算功率为：Pca=KAKZP=3.67kW3. 选择链条型号和节距依据Pca=3.67kW ，n1=436.4rmin，和PcaPc，由机械设计第九版图9-11，查得可选10A-1。由机械设计第九版表9-1查得，链条节距为p=15.875mm4. 计算链节数和中心距初选中心距a0=3050p=305015.875=467793mm取a0=500mm，对应链长节数为Lp0=2a0p+z1+z22+(z2-z12)2pa0 =250015.875+25+1002+(100-252)215.875500=130.02取链长节数Lp=130由机械设计第九版图9-7，采取线性插值，计算得到中心距计算系数f1=0.24532，则链传动最大中心距为amax=f1p2Lp-z1+z2=0.2453215.8752130-25+100=971mm5. 计算链速v，确定润滑方法v=n1z1p601000=436.42515.875601000=2.9ms由v=2.9ms和链号10-A。由机械设计第九版图9-14查得因采取油池润滑6. 计算压轴力FP有效圆周力为Fe=1000PV=1266N链轮水平部署压轴力系数KFp=1.15，则压轴力为FPKFpFe=1.151266N=1455N小齿轮40Cr大齿轮45钢z1=20z2=44KHt=1.3T1=41.7NmR=0.3ZH=2.5ZE=189.8MPa12Hlim1=600MPaHlim2=550MPaN1=2.765109N2=1.257109S=1H1=540MPaH2=523MPad1t=70.068mmdm1=61.258mmvm=3.079msb=25.399mmd=0.4146KA=1Kv=1.17KH=1KH=1.196KH=1.399d1=70.151mmm=3.508Kft=1.31=24.4442=65.556zv1=21.97zv2=106.33YFa1=2.78YFa2=2.22Ysa1=1.56Ysa2=1.81Flim1=500MPaFlim2=380MPaKFN1=0.85KFN2=0.80F1=250MPaF2=197MPaYFa1Ysa1F1=0.0173YFa2Ysa2F2=0.0204mt=1.741mmd1=34.822mmdm1=29.599mmvm=1.086msb=12.623mmKv=1KA=1.06KH=1.180KF=1.179KF=1.250m=1.717z1=35z2=77d1=70mmd2=144mm1=2422382=653322b1=b2=26z1=25z2=100型号10A-1Lp=130油池润滑Fe=1266NFP=1455N六、 轴设计计算(一) 减速器输入轴设计计算1. 输入轴上参数：功率P1=4.19kW 转速n1=960rmin和转矩T1=41.7NM2. 求作用在齿轮上力因已知小齿轮分度圆直径为d1=mtz1=235mm=70mm而：Ft=2T1d1=24170070=1191.4NFa1=Ft1tansin1=1191.4tan20sin242628=179.4NFr1=Ft1tancos1=1191.4tan20cos242628=394.8N3. 初步确定轴最小直径先按d395501000P0.2rh=Ao3Pn初步估算轴最小直径。选择轴材料为40Cr调质处理。依据机械设计第九版表15-3，取A0=120，于是得：d395501000P0.2rh=Ao3Pn=12034.17960=19.58mm考虑到轴上键槽，现将轴径扩大5%，即dmin=19.58105%=20.6mm输出轴最小直径显然是安装半联轴器处轴直径dI-II。为了使所选轴直径dI-II和联轴器孔对应。故，需要选择联轴器型号。联轴器计算转矩Tca=KAT，查机械设计第九版表14-1，考虑转矩改变极少，故KA=1.3，则：Tca=KAT=54.7Nm根据计算扭矩Tca=54.7Nm ，应选择联轴器公称扭矩大于计算扭矩。查机械设计综合课程设计第二版表6-100，查得LX2型弹柱销联轴器，它公称扭矩560Nm，半联轴器孔径d1=20,22,24,25,28,30,32,35mm。考虑到所选电机型号Y132M2-6，查机械设计课程综合设计第二版表6-166得，电动机轴直径D=38,42,48mm，不能和联轴器相匹配，故选择LX3联轴器，可选孔径d1=30,32,35,38,40，能和电机相匹配，它公称转矩为1250Nm，许用转速n=4750rmin，孔径为d=30，故取轴直径dI-II=30mm。半联轴器长度L=82mm，半联轴器于轴配合毂孔长度l1=60mm。4. 轴结构设计（1） 确定轴上零件装配方案。装配方案图示：因为齿轮直径较小，加工内孔和键槽不能满足强度和刚度要求，故做成齿轮轴。（2） 依据定位要求确定轴各段长度和直径1) 半联轴器轴段设计为了满足半联轴器定位要求，I-II段轴左端需要制出一轴肩，故取II-III段直径为dII-III=32mm左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈d=34mm。半联轴器和轴配合毂孔长度l1=60mm，为了确保轴段挡圈只压在半联轴器上，而不压在轴端面上，故I-II段长度应比l1=60mm略短部分，现取lI-II=58mm2) 初步选择滚动轴承因为轴承同时受有径向力和轴向力作用，故选择单列圆锥滚子轴承。根据工作要求依据dII-III=32mm，由机械设计课程综合设计第二版表6-67选择0基础游隙组、标准进度单列圆锥滚子轴承30207，其尺寸dDT=35mm72mm18.25mm，故III-IV轴径取dIII-IV=35mm，轴段长取lIII-IV=20mm。两轴承内圈经过轴套固定，能够选择同一型号轴承，所以左端V-VI轴轴径dV-VI=35mm。3) 为了降低加工面长度，轴段IV-V加工直径较轴承处略小，取dIV-V=32mm。4) 满足轴承端盖油毡密封需要，取II-III段轴长为lII-III=40mm。5) 为了预防润滑油中灰尘杂质进入轴承，再轴承和齿轮之间放置挡油圈，加上轴承宽度，取V-VI轴段长lV-VI=35mm。6) 确保齿轮段和箱体由足够距离，取lc=48至此，已初步确定轴各段直径和长度。（3） 轴上零件周向定位因为该轴为齿轮轴，故齿轮无需周向定位。半联轴器和轴周向定位采取平键链接。按dI-II=30mm由机械设计综合课程设计第二版表6-57查得平键截面bh=8mm7mm，键槽用键槽铣刀加工，长为40mm，同时为了确保半联轴器和轴有很好对中性，故选择半联轴器毂孔和轴配合为H7k6。（4） 确定轴上倒角和圆角尺寸查机械设计第九版表15-2，取轴段倒角为C1，各轴肩上圆角半径为R1。5. 求轴上载荷首先依据轴结构图，做出轴计算简图。图所表示：此力系为空间任意力系，对B点取矩得：MB=-Fr1AB+Fr2BC=0Fr2=Fr1ABBC=394.86168=354.2N对C取矩得：MC=-Fr1AC+Fr1BC=0Fr1=Fr1ACBC=394.811968=690.9N总扭矩平衡：-M+M=0M=M=FtR=41.7Nm得剪力图、弯矩图、扭矩图，图所表示：弯矩图，扭矩图和弯矩图可得：Fsmax=394.8N Mmax=24.1NM Tmax=41.7NM6. 按弯扭合成校核轴强度进行强度校核时，对只校核轴上承受弯矩和扭矩最大截面（B点左截面），依据上述数据和轴单向转动，扭转应力为脉冲循环应力，取=0.6，应用第四强度理论，计算轴计算应力：ca=Mmax2+(Tmax)2W=2241OO2+(0.641700)20.1353=8.10MPa已选定轴材料为40Cr 调质处理，查机械设计第二版表15-140Cr许用弯曲应力-1=70MPa因为ca=8.10MPa-1=70MPa所以该轴强度时足够(二) 减速器输出轴设计计算1. 求输入轴上功率P2，转速n2和扭矩T2：P2=P123=4.190.970.97=3.94kWn2=n1i12=436.4rminT2=9550P2n2=95504.19960=86.2Nm2. 求作用在齿轮上力因已知小齿轮分度圆直径为d2=mtz2=277mm=154mm而：Ft=2T2d2=28654=1191.4NFa2=Ft2tansin2=1191.4tan20sin653322=394.8NFr2=Ft2tancos2=1191.4tan20cos653322=179.4N3. 初步确定轴最小直径先按d395501000P0.2rh=Ao3Pn初步估算轴最小直径。选择轴材料为45号钢，调质处理。依据机械设计第九版表15-3，取A0=110，于是得：d395501000P0.2rh=Ao3Pn=11033.49436.4=22.00mm考虑到轴上有键槽，现将轴径加大5%，即：dmin=22105%=23.1mm4. 轴结构设计（1） 确定轴上零件装配方案。装配方案图示：（2） 依据定位要求确定轴各段长度和直径1) 齿轮轴段设计为了满足齿轮定位要求，III-IV段轴右端需要制出一轴肩，故取III-IV段直径为dIIII-IV=38mm，依据箱体对称分布，现取lIIII-IV=90mm，齿轮左端由挡油圈定位，为了使挡油圈顶再齿轮端面上而不顶在轴轴肩上，现取II-III轴段长度略小于齿轮宽度，取lII-III=48mm。2) 初步选择滚动轴承因为轴承同时受有径向力和轴向力作用，故选择单列圆锥滚子轴承。根据工作要求依据dII-III=34mm，由机械设计课程综合设计第二版表6-67选择0基础游隙组、标准进度单列圆锥滚子轴承30206，其尺寸dDT=30mm62mm17.25mm，故III-IV轴径取dIII-IV=35mm，轴段长取lIII-IV=34mm。将右端轴承也选择30206轴承。所以V-V轴段直径dIV-V=30mm，该轴段上有挡油圈，油毡密封，取该轴段长为lIV-V=80mm。3) 为了降低加工面长度，轴段IV-V加工直径较轴承处略小，取dIV-V=32mm。至此，已初步确定轴各段直径和长度。（3） 轴上零件周向定位齿轮和轴周向定位采取平键链接，根据dII-III=34mm，由机械设计综合课程设计第二版表6-57查得平键截面bh=10mm8mm，键槽用键槽铣刀加工，长为40mm，同时为了确保齿轮和轴有很好对中性，故选择齿轮和轴配合为H7k6。链轮和轴周向定位采取平键链接，根据dV-VI=28mm，由机械设计综合课程设计第二版表6-57查得平键截面bh=8mm7mm，键槽用键槽铣刀加工，长为40mm，同时为了确保齿轮和轴有很好对中性，故选择链轮和轴配合为H7k6。（4） 确定轴上倒角和圆角尺寸查机械设计第九版表15-2，取轴段倒角为C1，各轴肩上圆角半径为R1。5. 求轴上载荷首先依据轴结构图，做出轴计算简图。图所表示：此力系为空间任意力系，对A点取矩得：MA=-Fr2AB+FCAC=0FC=Fr2ABAC=394.856173=127.5N对C取矩得：MC=-Fr2BC+FCAC=0FA=Fr1BCAC=394.811968=267.3N总扭矩平衡：-M+M=0M=M=FtR=86.2Nm得剪力图、弯矩图、扭矩图，图所表示：弯矩图，扭矩图和弯矩图可得：Fsmax=267.3N Mmax=7.14NM Tmax=86.2NM6. 按弯扭合成校核轴强度进行强度校核时，对只校核轴上承受弯矩和扭矩最大截面（B点右截面），依据上述数据和轴单向转动，扭转应力为脉冲循环应力，取=0.6，应用第四强度理论，计算轴计算应力：ca=Mmax2+(Tmax)2W=2714002+(0.686200)20.1343=22.4MPa已选定轴材料为45号钢调质处理，查机械设计第二版表15-145号钢许用弯曲应力-1=60MPa因为ca=22.4MPa-1=60MPa所以该轴强度时足够Ft=1191.4NFa1=179.4NFr1=394.8Nd19.58mmdmin=20.6mmTca=54.7Nm弹柱销联轴器LX3联轴器d=30dI-II=30mml1=60mmdII-III=32mmd=34mmlI-II=58mmdII-III=32mm轴承30207lIII-IV=20mmdV-VI=35mmdIV-V=32mmlII-III=40mmlV-VI=35mmlc=48Fr2=354.2NFr1=690.9NM=41.7NmFsmax=394.8NMmax=24.1NMTmax=41.7NM=0.6 ca=8.10MPa-1=70MPaFt=1191.4NFa2=394.8NFr2=179.4Nd22.00mmdmin=23.1mmdIIII-IV=38mmlIIII-IV=90mmlII-III=48mmdII-III=34mm轴承30206dIII-IV=35mmlIII-IV=34mmlIV-V=80mmdIV-V=32mm FC=127.5NFA=267.3NM=86.2NmFsmax=267.3N Mmax=7.14NMTmax=86.2NM=0.6 ca=22.4MPa-1=60MPa七、 滚动轴承选择及校核计算(一) 输入轴轴承选择和计算初选轴承为30207圆锥滚子轴承，面对面安装。依据工作条件，轴承估计寿命Lh=1030024=7h1. 输入轴轴上轴承工作参数：转速n1=960rmin两轴承径向反力Fr1=690.9N，Fr2=354.2N两轴承轴向力Fa11=0N，Fa12=179.4N2. 计算当量动载荷因为Fa1Fr1=0e和Fa2Fr2=179.4354.2P2所以当量动载荷取P=P1=829.1N3. 求所选轴承额定动载荷Cr=P60nLh106=829.1103609607106=10.1KN由机械设计课程综合设计第二版查得所选30207圆锥滚子轴承额定动载荷系数。Cr0=54.2KN因为Cr0Cr所以所选轴承寿命足够。(一) 输出轴轴承选择和计算初选轴承为30206圆锥滚子轴承，面对面安装。依据工作条件，轴承估计寿命Lh=1030024=7h1. 输入轴轴上轴承工作参数：转速n1=436.4rmin两轴承径向反力Fr1=58.1N，Fr2=123.4N两轴承轴向力Fa21=0N，Fa22=394.8N2. 计算当量动载荷因为Fa1Fr1=0e和Fa2Fr2=394.8123.4P2所以当量动载荷取P=P1=148.1N3. 求所选轴承额定动载荷Cr=P60nLh106=148.110360436.47106=1.4KN由机械设计课程综合设计第二版查得所选30207圆锥滚子轴承额定动载荷系数。Cr0=43.2KN因为Cr0Cr所以所选轴承寿命足够。Lh=7hX1=1 Y1=0 X2=1 Y2=0 P1=829.1N P2=425.0N Cr=10.1KN Cr0=54.2KN X1=1 Y1=0 X2=1 Y2=0 P1=69.7N P2=148.1N Cr=1.4KN Cr0=43.2KN 八、 键连接选择及校核计算1. 输入轴和半联轴器采取平键链接轴径d1=30mm，轴长L1=58mm，传输扭矩T1=41.7Nm（1） 键连接选择由机械设计综合课程设计第二版表6-57查得，选择A型平键，bhL=8740，即键840（2） 键连接校核计算键，轴，半联轴器材料全部是钢。由机械设计第九版表6-2查得许用挤压应力P=120150MPa，取P=135MPa。键工作长度：l=L-b=40-8=32mm由P=Tkld=4000Thld得：P=Tkld=4000Thld=400041.77832=93.1MPa因为P=93.1MPaP=135MPa所以，该键连接