机械设计课程设计二级减速器设计—带式输送机传动.docx

机械设计课程设计题 目： 二级减速器设计带式输送机传动目 录1 设计题目（传动方案对比确定）32 传动系统的总体设计52.1 电动机的选择52.2 传动比分配和传动参数、运动参数的计算53 齿轮传动的设计计算73.1 高速级齿轮设计73.2 低速级齿轮设计114 链传动的设计计算165 轴、键及联轴器的设计和校核185.1 中间轴的结构设计185.2 高速轴的结构设计215.3 低速轴的结构设计256 减速器及其各部位附属零件的设计296.1 箱体296.2 各部位附属零件设计316.3 润滑方式的确定327 设计小结33计 算 及 说 明主 要 结 果1 设计题目设计一带式输送机传动用的二级圆柱齿轮展开式减速器。传动方案对比如下：（1）高速级锥齿轮仅由一端轴固定，运行时不稳定，易于产生噪音，严重磨损等，故不推荐。（2）带传动的传动比低，高速运行时单轴不稳定，且易打滑，故不推荐。（3）1输送带鼓轮2链传动3减速器4联轴器5电动机两组直齿轮构成减速装置，且用链传动作为输入端，结构简单且稳定，故采用此种减速装置原始数据：输送带牵引力2.7KN输送带速度1.1m/s输送带鼓轮直径370mm注：（1） 带式输送机用于运送谷物、型砂、煤等；（2） 输送机运转方向不变，工作载荷稳定；（3） 输送带鼓轮的传动效率为0.97；（4） 工作寿命15年，每年300个工作日，每日工作16小时。完成的设计内容：（1）设计说明书 1份（2）减速器装配图 1张（3）减速器零件图 2张（4）指导教师安排的其他内容2 传动系统的总体设计2.1 电动机的选择2.1.1选择电动机类型和结构Y系列三相异步电动机有构造简单、制造使用方便、效率高、启动转速大、价格便宜的特点，因此选择Y系列三相异步电动机。2.1.2 确定电动机功率运输带机构的输出功率：P=Fv1000=27001.11000kw=2.97kw联轴器效率：1=0.99滚动轴承效率：2=0.997级精度齿轮传动效率：3=0.97开式滚子链传动效率：4=0.96输送带鼓轮传动效率：5=0.97传动系统总效率：=12345=0.990.9940.9720.960.97=0.833电动机所需功率：Pd=P=2.870.833kw=3.57kw2.1.3 电动机转速通常情况下多选1500r/min和1440r/min根据电动机的功率和转速可选取电动机的型号为Y123S-4，参数如下：功率5.5kw，空载转速n=1500r/min，满载转速nm=1440r/min，直径D=38mm2.2 传动比分配和传动参数、运动参数的计算2.2.1 传动比分配n=601000vD=6010001.1370=56.78i0=nmn=144056.78=25.36每级别传动的传动比在其推荐的范围内：圆柱齿轮传动：3-6 链传动：2-5总传动比i0=i1i2i3i1为高速级传动比，i2为低速级传动比，i3为链轮传动比。取i3=2.1，则i1i2=i0i3=25.362.1=12.08i1=1.312.08=3.96，i2=12.083.96=3.052.2.2 传动参数和运动参数的计算p0=5.5kw，n0=1440r/minP1=p012=5.50.990.99=5.39kwp2=p123=5.390.990.97=5.18kwp3=p223=5.180.990.97=4.97kwn1=n0=1440r/minn2=n1i1=14403.96=364r/minn3=n2i2=3843.05=119r/minT0=9550p0n0=95505.51440=36.47NmT1=9550p1n1=95505.391440=35.75NmT2=9550p2n2=95505.18364=135.90NmT3=9550p3n3=95504.97119=398.85Nm运动和动力参数计算结果整理于下表：轴名功率（P/kW）转速（r/min)转矩()电机轴5.5144036.47高速轴5.39144035.75中间轴5.18364135.90低速轴4.97119398.85P=2.97kw=0.833Pd=3.57kwn=56.78i0=25.36i1=3.96i2=3.05i3=2.1p0=5.5kwP1=5.39kwp2=5.18kwp3=4.97kwn0=1440r/minn1=1440r/minn2=364r/minn3=119r/minT0=36.47NmT1=35.75NmT2=135.90NmT3=398.85Nm3 齿轮传动的设计计算3.1 高速级齿轮的设计3.1.1 选择齿轮类型、精度等级、材料（1）选用直齿圆柱齿轮传动。（2）减速器为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度。（3）材料选择。由表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS,大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。（4）选小齿轮齿数Z1=24，大齿轮齿数Z2=243.96=95。 3.1.2 按齿面接触强度设计d1t2.323KtT1du+1u（ZEH）2（1）确定公式中的各计算值1) 试选载荷系数Kt=1.32) 计算小齿轮传递的转矩T1=3.647104Nmm3) 齿轮作不对称布置，选取齿宽系数d=1.04) 由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.9MPa125) 由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1=600MPa；大齿轮的接触疲劳极限Hlim2=550MPa6) 由式10-13计算应力循环次数N1=60n1jLh=60144012815300=6.2208109N2=N1i1=6.22081093.96=1.57091097) 由图10-19取接触疲劳寿命系数，KNH1=0.90，KNH2=0.958) 计算接触疲劳许用应力取失效概率为1，安全系数S=1，得H1=KNH1Hlim1S=0.96001=540MPaH2=0.955501=522.5MPa（2） 计算1) 试算小齿轮分度圆直径d1t，d1t2.323KtT1du+1u（ZEH）2=2.3231.33.64710413.96+13.96（189.8522.5）2=46.080mm2) 计算圆周速度v=d1tn1601000=46.0801440601000=3.474m/s3) 计算齿宽b模数mt齿宽b=dd1t=146.080=46.080mm模数mt=d1tZ1=46.08024=1.92mm齿高h=2.25mt=2.251.92=4.32mmbh=46.0804.32=10.674) 计算载荷系数根据v=3.474m/s，7级精度，查图10-8得动载荷系数Kv=1.16，直齿轮：KH=KH=1 由表10-2查得使用系数KA=1由表10-4用插值法查得7级精度小齿轮相对支承非对称分布时KH=1.418，由bh=10.67，KH=1.418查图10-13得KF=1.35所以载荷系数K=KAKVKHKH=11.1611.418=1.6455) 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10-10a）得d1=d1t3KKt=46.08031.6451.3=49.84mm6) 计算模数mm=d1z1=49.8424=2.077mm3.1.3 按齿根弯曲强度设计 m3KT1dZ12（YSYFF） （1） 确定公式内的各计算数值1) 由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1=500MPa，大齿轮的弯曲疲劳极限FE2=380MPa2) 由图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.85，KFN2=0.883) 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（10-12）得F1=KFN1FE1S=0.855001.4=303.57MPaF2=KFN2FE2S=0.883801.4=238.86MPa4) 计算载荷系数K=KAKVKFKF=11.1611.35=1.5665) 查取齿形系数由表10-5查得：YF1=2.65, YF2=2.196) 查取应力校正系数由表10-5查得：YS1=1.58, Ys2=1.7857) 计算大小齿轮的YFYSF并加以比较 YF1YS1F1=2.651.58303.57=0.01379YF2YS2F2=2.191.785238.86=0.01637大齿轮数值大。（2） 设计计算 m321.5663.64710412420.01637 =1.481mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可由弯曲强度算得的模数1.481并取圆整值m=2mm，按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=49.84mm来计算小齿轮齿数：Z1=d1m=49.842=24.92，取Z1=25则大齿轮齿数Z2=3.9625=99，取Z2=100这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。3.1.4 几何尺寸的计算（1）计算分度圆直径d1=Z1m=252=50mmd2=Z2m=1002=200mm（2）计算中心距a=d1+d22=50+2002=125mm（3）计算齿轮宽度b=dd1=150=50mm取B2=50mm，B1=55mm齿轮参数整理于下表：小齿轮1大齿轮2中心距(mm)125传动比3.96模数(mm)2齿数24100分度圆直径(mm)50200齿顶圆直径(mm)54204齿根圆直径(mm)45195齿宽(mm)55503.1.5 小结实际传动比为i1=10025=4几乎没有误差。3.2 低速级齿轮的设计3.2.1 选择齿轮类型、精度等级、材料（1）选用直齿圆柱齿轮传动。（2）减速器为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度。（3）材料选择。由表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS,大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。（4）选小齿轮齿数Z3=30，大齿轮齿数Z4=303.05=91.5取92 3.2.2 按齿面接触强度设计d1t2.323KtT1du+1u（ZEH）2（1） 确定公式中的各计算值1） 试选载荷系数Kt=1.32） 计算小齿轮传递的转矩T2=1.395105Nmm3） 齿轮作不对称布置，选取齿宽系数d=1.04） 由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.9MPa125）由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim3=600MPa；大齿轮的接触疲劳极限Hlim4=550MPa6）由式10-13计算应力循环次数N3=60n2jLh=6036412815300=1.57248109N4=N3i2=1.572481093.05=5.155671087）由图10-19取接触疲劳寿命系数，KNH3=0.91，KNH4=0.948）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1，安全系数S=1，得H3=KNH3Hlim3S=0.916001=546MPaH4=0.945501=517MPa（3） 计算1）试算小齿轮分度圆直径d3t，d1t2.323KtT1du+1u（ZEH）2=2.3231.31.39510513.05+13.05（189.8517）2=73.361mm2）计算圆周速度v=d3tn2601000=73.361364601000=1.40m/s3）计算齿宽b模数mt齿宽b=dd3t=173.361=73.361mm模数mt=d3tZ3=73.36130=2.445mm齿高h=2.25mt=2.252.445=5.5013mmbh=73.3615.5013=13.3354）计算载荷系数根据v=1.40m/s，7级精度，查图10-8得动载荷系数Kv=1.07，直齿轮：KH=KH=1 由表10-2查得使用系数KA=1由表10-4用插值法查得7级精度小齿轮相对支承非对称分布时KH=1.425，由bh=13.335，KH=1.425查图10-13得KF=1.3所以载荷系数K=KAKVKHKH=11.0711.425=1.5255）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（10-10a）得d3=d3t3KKt=73.36131.5251.3=77.31mm6）计算模数mm=d3z3=77.3130=2.58mm3.2.3 按齿根弯曲强度设计 m3KT1dZ12（YSYFF） （1） 确定公式内的各计算数值1）由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE3=500MPa，大齿轮的弯曲疲劳极限FE4=380MPa2)由图10-18取弯曲疲劳寿命系数KFN3=0.86，KFN4=0.893） 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（10-12）得F3=KFN3FE3S=0.865001.4=307.14MPaF4=KFN4FE4S=0.893801.4=241.57MPa4） 计算载荷系数K=KAKVKFKF=11.0711.3=1.3915） 查取齿形系数由表10-5查得：YF3=2.52, YF4=2.1966） 查取应力校正系数由表10-5查得：YS3=1.625, Ys4=1.7827） 计算大小齿轮的YFYSF并加以比较 YF3YS3F3=2.521.625307.14=0.01333YF4YS4F4=2.1961.782241.57=0.01620大齿轮数值大。（2） 设计计算 m321.3911.35910513020.01620 =1.90mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可由弯曲强度算得的模数1.90并取圆整值m=2.5mm，按接触疲劳强度算得的分度圆直径d3=77.31mm来计算小齿轮齿数：Z3=d3m=77.312.5=30.924，取Z3=32则大齿轮齿数Z4=323.05=97.6，取Z4=100这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。3.2.4 几何尺寸的计算（1）计算分度圆直径d3=Z3m=322.5=80mmd4=Z4m=1002.5=250mm（2）计算中心距a=d3+d42=80+2502=165mm（3）计算齿轮宽度b=dd3=180=80mm取B4=80mm，B3=85mm齿轮参数整理于下表：小齿轮3大齿轮4中心距(mm)165传动比3.05模数(mm)2.5齿数32100分度圆直径(mm)80250齿顶圆直径(mm)85255齿根圆直径(mm)73.75243.75齿宽(mm)85804 链传动的设计计算4.1 确定链轮齿数小链轮齿数：Z1=25 大链轮齿数：Z2=2.125=52.5，取：Z2=534.2 确定计算功率由表9-6查得KA=1.0，由图9-13查得KZ=1，单排链。则计算功率为：Pca=KAKZP=1.014.97=4.97kw4.3 选择链条型号和节距 根据 Pca=4.97kw及n3=119r/min，查图9-11，可选20A-1，查表9-1，链条节距P=31.75mm4.4 计算链条数和中心距初选中心距a0=30-50P=30-5031.75=（952.5-1587.5）mm，取a0=1000mm，相应的链长节数：LP0=2a0P+Z1+Z22+(Z1-Z22)2Pa0=2100031.75+25+532+(53-252)231.751000=102.62取链长节数LP=104查表9-7得中心距计算系数f1=0.24687，则链传动的最大中心距为:a=f1P2Lp-Z1+Z2=0.2468731.752104-(25+53)1019mm4.5 计算链速v，确定润滑方式v=n3Z1P601000=1192531.75601000=1.57m/s由v=1.57m/s和链条20A-1，查图9-14可知应采用油池润滑或油盘飞溅润滑。4.6 计算压轴力FP有效圆周力为Fe=1000P3V=10004.971.57=3165.61N，链轮水平布置时压轴力系数KFp=1.15，则压轴力FP=KFpFe=1.153165.61=3640N4.7 校核输送带的速度误差i=10025100325325=26.5n=n0i=144026.5=54.34r/min因为v%=nD601000-VV100%=-1.39%5%因此满足要求。5 轴、键及联轴器的设计和校核5.1 轴（中间轴）的结构设计5.1.1 设计依据P2=5.18kw，n2=363r/min，T2=135.90Nm5.1.2 求作用在齿轮上的力已知大齿轮分度圆直径d2=200mm，小齿轮分度圆直径d3=80mm，n=20,而Ft2=2T2d2=2135.90200kN=1359NFr2=Ft2tanncos=1359tan20=495N，F2=0NFt3=2T2d3=2135.9080kN=3398NFr3=Ft3tanncos=3398tan20=1236N，F3=0N5.1.3 初步确定轴的最小直径先按式（15-2）初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为45钢，调质处理，根据表15-3，取A0=110，于是得： dmin=A03P2n2=11035.18364=26.7mm轴上的最小直径与滚动轴承配合，根据滚动轴承d的标准值取30mm。5.1.4轴的结构设计（1）拟定轴上的零件的装配方案，如下图：（2）-段轴用于安装轴承6208，故取直径为40mm，-根据轴承的宽度取18mm；-段安装套筒，直径40mm，考虑大齿轮距箱体内壁的距离为10mm，且轴承距离箱体内壁距离为4mm，-段长度为15mm；-段安装小齿轮，直径42mm，长度略小于小齿轮宽度，为71mm；-段分隔两齿轮，直径为50mm，根据设计草图装备要求确定长度为10mm；-段安装大齿轮，直径为42mm，长度略小于齿轮的宽度，为46mm；-段安装套筒和轴承，直径为40mm，长度为37mm。（3）轴上零件的周向定位 齿轮2与轴的周向定位采用A型平键连接，由轮毂长度和直径查表6-1得：齿轮2上的键Lbh=40mm12mm8mm配合均为H7n6，滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径公差为K6：（4）确定轴上圆角和倒角尺寸：参考表15-2，取轴端倒角为1.645。5.1.5键强度的校核键、轴和轮毂的材料都是钢，由表6-2查得许用应力p=100-120MPa,取其平均值p=110MPa，键的工作长度l=L-b，齿轮2上的键：p=2T2103kld=2135.91030.582842=57.8MPap故所选键的强度满足要求。5.1.6按弯扭合成应力校核轴的强度（1）求轴上的载荷和弯矩FNVA=Ft3BD+Ft2CDAD=3398110+135941.5169.5=2538NFNVD=Ft3+Ft2-FNVA=3398+1359-2538=2219MVB=FNVAAB=253859.5=151011NmmMVC=FNVDCD=221941.5=92089NmmFNHD=Fr3AB-Fr2ACAD=123659.5-495128169.5=60NFNHA=Fr3BD-Fr2CDAD=1236110-49541.5169.5=681NMHB=FNHAAB=68159.5=40520NmmMB=MVB2+MHB2=1510112+405202=156353NmmMHC=FNHDCD=6041.5=2490NmmMC=MVC2+MHC2=920892+24902=92123Nmm按脉动循环应力考虑，取=0.6MCB=MB2+(T2)2=1563532+(0.6139500)2=177347NmmMCC=MC2+(T2)2=921232+(0.6139500)2=124468Nmm（2）按弯扭合成应力校核轴的强度校核截面B：由d=42mm,可得WB=0.1d3=0.1423=7408.8mm3CB=MCBWB=1773477408.8=23.9MPa校核截面C:CC=MCCWC=1244687408.8=16.8MPa轴的材料为45钢，调质处理，由表15-1得：-1=60MPaCCCB1516300=72000h故满足要求。5.2 轴（高速轴）的结构设计5.2.1 设计依据P1=5.39kw，n1=1440r/min，T1=35.75Nm5.2.2 求作用在齿轮上的力分度圆直径d1=50mm， n=20,Ft1= Ft2=2T1d1=237.5050kN=1430N Fr1=Fr2=Ft2tanncos=1430tan20=520N， 5.2.3 初步确定轴的最小直径先按式（15-2）初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为45钢，调质处理，根据表15-3，取A0=110，于是得： dmin=A03P1n1=11035.391440=17.1mm Y132S-4的轴直径为38mm，选用联轴器孔径与之相适应的GY5，许用转速5000r/min，许用转矩400Nm，计算转矩小于联轴器的公称转矩，因此合适。5.2.4轴的结构设计（1）拟定轴上的零件的装配方案，如下图：（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）各段直径的确定从右到左分述如下：该段由于联轴器一端连接电动机，另一端连接输入轴，所以该段直径受到电动机外伸轴直径尺寸的限制，选为28mm；D段考虑到联轴器的轴向定位可靠，定位轴肩高度应达3-5mm，考虑到密封圈的直径，所以该段直径选为33mm；C段安装轴承6207，故即该段直径定为35mm；B-C段综合设计要求，直径定为38mm；B段轴制成齿轮轴，考虑到轴肩要有1.6mm的圆角，综合设计的齿轮齿根圆尺寸，直径定为40mm；A段安装轴承6207，故即该段直径定为35mm。2）各段长度的确定从左到右分述如下：A段安装轴承，长度定为31mm；B段为齿轮轴，齿轮宽为55mm，该段长度定为55mm；B-C段综合设计要求，通过设计计算该段长度为82mm；C段安装轴承和挡油环，轴承宽17mm，该段长度定为27mmD段综合考虑箱体突出边缘厚度、调整垫片厚度、端盖厚度，长度定为53mm；该段根据所选联轴器确定，联轴器型号为GY5，考虑到轴承盖螺丝方便取出，长度定为42mm。（3）齿轮1采用齿轮轴，因为齿根圆到键槽底部距离e小于2mm。（4）齿轮2和齿轮3之间的距离为10mm。（5）轴上零件的周向定位：半联轴器与轴的周向定为采用B型平键连接，由表6-1得平键为Lbh=40mm10mm8mm，配合为H7n6，滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。（6）确定轴上圆角和倒角尺寸： 参考表15-2，取轴端倒角为1.6455.2.5键强度的校核键、轴和轮毂的材料都是钢，由表6-2查得许用应力p=100-120MPa,取其平均值p=110MPa，键的工作长度l=L-b2=35mm， p=2T1103kld=235.751030.583528=18.2MPap故所选键的强度满足要求。5.2.6按弯扭合成应力校核轴的强度（1）作用在齿轮上的力和弯曲Ft1= Ft2=1430N，Fr1=Fr2=520NFNVA=Ft1BCAC=1430123166=1060NFNHA=Fr1BCAC=520123166=385NFNVC=Ft1ABAC=143043166=370NFNHC=Fr1ABAC=52043166=135NMVB=FNVAAB=106043=45580NmmMHB=FNHAAB=38543=16555NmmMB=MVB2+MHB2=455802+165552=48493Nmm按脉动循环应力考虑，取=0.6MCB=MB2+(T2)2=484932+(0.635750)2=53025Nmm（2）按弯扭合成应力校核轴的强度校核截面B：由d=40mm,可得WB=0.1d3=0.1403=6400mm3CB=MCBWB=530256400=8.29MPa轴的材料为45钢，调质处理，由表15-1得：-1=60MPaCB1516300=72000h故满足要求。5.3 轴（低速轴）的结构设计5.3.1 设计依据P3=4.97kw，n3=119r/min，T3=398.85Nm5.3.2 求作用在齿轮上的力分度圆直径d4=250mm， n=20,Ft4= Ft3=2T3d4=2398.85250kN=3191N Fr4=Fr3=Ft4tanncos=3191tan20=1161N， 5.3.3 初步确定轴的最小直径先按式（15-2）初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为45钢，调质处理，根据表15-3，取A0=110，于是得： dmin=A03P3n3=11034.97119=38.1mm5.3.4轴的结构设计（1）拟定轴上的零件的装配方案，如下图：（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度各段直径和长度的确定从左到右分述如下：考虑到设计计算的最小直径为38.1mm，故该段直径取40mm，考虑到链轮轮毂宽度且轴承盖螺栓方便取出，取该段长度为82mm；该段要安装轴承盖和密封垫圈，考虑到轴肩的高度为3-5mm，结合密封垫圈的尺寸取该段轴直径为45mm，考虑到轴承盖螺丝方便卸下取该段长度为50mm；该段要安装轴承，综合轴肩高度选用轴承6210，轴承直径50mm，故该段直径为50mm，轴承宽度为20mm，故该段长度为20mm；考虑定位轴肩的高度为3-5mm，取该段轴的直径为57mm，综合设计要求，通过设计计算得该段长度为67mm；该段为轴环宽度取12mm，加定位轴肩高度直径取60mm；该段装配齿轮直径取52mm，长度比齿轮轮毂短3mm，取65mm；该段装套筒和轴承6210，直径50mm，长度按装配要求取38mm。（3）轴上零件的周向定位： 小链轮的周向定位采用B型键连接，齿轮4的周向定位采用A型平键连接，由轮毂长度和直径查表6-1得：小链轮上的键Lbh=56mm12mm8mm，配合为H7n6齿轮4上的键Lbh=56mm14mm9mm，配合为H7n6滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为k6。（4）确定轴上圆角和倒角尺寸： 参考表15-2，取轴端倒角为1.6455.3.5键强度的校核键、轴和轮毂的材料都是钢，由表6-2查得许用应力p=100-120MPa,取其平均值p=110MPa，键的工作长度l=L-b2=50mm， p=2T3103kld=2398.851030.585040=99.7MPap故所选键的强度满足要求。5.3.6按弯扭合成应力校核轴的强度（1）作用在齿轮上的力和弯矩FNHA=Fr4BCAC=116751.5173=347NFNVA=Ft4BCAC=319151.5173=950NFNHC=Fr4ABAC=116751.5173=820NFNVC=Ft4ABAC=3191121.5173=2241NMVB=FNVAAB=950121.5=115425NmmMHB=FNHAAB=347121.5=42161NmmMB=MVB2+MHB2=1154252+421612=122884Nmm按脉动循环应力考虑，取=0.6MCB=M