機械設計基礎課程設計計算說明書題目:一級圓柱齒輪減速器設計

目錄一、設計任務書1.1機械課程設計的目的1.2設計題目1.3設計要求1.4原始數據1.5設計內容二、傳動裝置的總體設計2.1傳動方案2.2電動機選擇類型、功率與轉速2.3確定傳動裝置總傳動比及其分配2.4計算傳動裝置各級傳動功率、轉速與轉矩三、傳動零件的設計計算3.1V帶傳動設計3.1.1計算功率3.1.2帶型選擇3.1.3帶輪設計3.1.4驗算帶速3.1.5確定V帶的傳動中心距和基準長度3.1.6包角及其驗算3.1.7帶根數3.1.8預緊力計算3.1.9壓軸力計算3.1.10帶輪的結構3.2齒輪傳動設計3.2.1選擇齒輪類型、材料、精度及參數3.2.2按齒面接觸疲勞強度或齒根彎曲疲勞強度設計3.2.3按齒根彎曲疲勞強度或齒面接觸疲勞強度校核3.2.4齒輪傳動的幾何尺寸計算四、鑄造減速器箱體的主要結構尺寸五、軸的設計5.1高速軸設計5.1.1選擇軸的材料5.1.2初步估算軸的最小直徑5.1.3軸的結構設計，初定軸徑及軸向尺寸5.2低速軸設計5.2.1選擇軸的材料5.2.2初步估算軸的最小直徑5.2.3軸的結構設計，初定軸徑及軸向尺寸5.3校核軸的強度5.3.1按彎扭合成校核高速軸的強度5.3.2按彎扭合成校核低速軸的強度

六、滾動軸承的選擇和計算6.1高速軸上的滾動軸承設計6.1.1軸上徑向、軸向載荷分析6.1.2軸承選型與校核6.2低速軸上的滾動軸承設計6.2.1軸上徑向、軸向載荷分析6.2.2軸承選型與校核七、聯軸器的選擇和計算7.1聯軸器的計算轉矩7.2許用轉速7.3配合軸徑7.4配合長度八、鍵連接的選擇和強度校核8.1高速軸V帶輪用鍵連接8.1.1選用鍵類型8.1.2鍵的強度校核8.2低速軸與齒輪用鍵連接8.2.1選用鍵類型8.2.2鍵的強度校核8.3低速軸與聯軸器用鍵連接8.3.1選用鍵類型8.3.2鍵的強度校核九、減速器的潤滑9.1齒輪傳動的圓周速度9.2齒輪的潤滑方式與潤滑油選擇9.3軸承的潤滑方式與潤滑劑選擇十、繪制裝配圖及零件工作圖十一、設計小結十二、參考文獻

一、設計任務書1.1機械課程設計的目的課程設計是機械設計基礎課程中的最后一個教學環節，也是第一次對學生進行較全面的機械設計訓練。其目的是：1.通過課程設計，綜合運用機械設計基礎課程和其他先修課程的理論和實際知識，來解決工程實際中的具體設計問題。通過設計實踐，掌握機械設計的一般規律，培養分析和解決實際問題的能力。2.培養機械設計的能力，通過傳動方案的擬定，設計計算，結構設計，查閱有關標準和規范及編寫設計計算說明書等各個環節，要求學生掌握一般機械傳動裝置的設計內容、步驟和方法，并在設計構思設計技能等方面得到相應的鍛煉。1.2設計題目設計運送原料的帶式運輸機用的一級圓柱齒輪減速器。1.3設計要求根據給定的工況參數，選擇適當的電動機、選取聯軸器、設計V帶傳動、設計一級齒輪減速器（所有的軸、齒、輪軸承、減速箱體、箱蓋以及其他附件）和與輸送帶連接的聯軸器。滾筒及輸送帶效率（含滾動軸承）=0.96。工作時，載荷有輕微沖擊，產品生產批量為成批生產，允許總傳動比誤差<4%，要求齒輪使用壽命為10年，二班工作制，軸承使用壽命不小于15000小時。1.4原始數據表1原始數據輸送帶拉力F(N)輸送帶速度v(m/s)輸送帶滾筒直徑D(m)13642.400.241.5設計內容1.5.11.5.21.5.3繪制傳動裝置中一級圓柱齒輪減速器裝配圖一張（A1）。繪制低速軸、大齒輪零件圖二張（建議A3）。編寫設計計算說明書一份。

2.1傳動方案圖1傳動裝置簡圖2.2電動機選擇類型、功率與轉速1．選擇電動機類型：選用Y系列三相異步電動機。2．選擇電動機功率運輸機主軸上所需要的功率P10001000Fv13642.43.2736kWW傳動裝置的總效率：2總1234其中，查《機械設計基礎》表1.2，10.951，V帶傳動的效率，20.992，深溝球軸承的效率，30.953，閉式圓柱齒輪的效率（精度等級8），4，彈性聯軸器的效率，0.99254，工作機效率，0.94總0.99250.950.9920.970.940.843所以：

P3.2736電動機所需功率：P3.88kWW0.843d查《機械設計基礎》附表K.1，取電動機的額定功率為5.5kW3．選擇電動機的轉速工作機的轉速：nv6010002.4601000190.99/minD240wiV帶傳動比范圍＝2～4，12i單級圓柱齒輪（閉式，斜齒）傳動比＝3～6，nnii190.99(2~4)(3~6)電動機轉速范圍：dw121145.94~4583.76r/min選擇電動機同步轉速為1500r/min。查附表K.1，取Y系列三相異步電動機的型號為Y132M-4。表2電動機主要參數堵轉轉矩/額最大轉矩/額型號額定功率同步轉速滿載轉速5.5Kw1500r/min1440r/min定轉矩2.2定轉矩2.2Y132S-4查附表K.2，得電動機得安裝及有關尺寸。表3電動機安裝及有關尺寸主要參數底腳安裝尺寸地腳螺栓直軸伸尺寸鍵公稱尺寸中心外形尺寸高L（AC/2+AD）HDAB徑K12DEFh10×8132475×345×315216×14038×802.3確定傳動裝置總傳動比及其分配n1440傳動裝置得總傳動比：i7.54mn190.99w取單級圓柱齒輪減速器傳動比：i3.38；2

i7.54V帶傳動比：i2.23i3.38212.4計算傳動裝置各級傳動功率、轉速與轉矩2.4.1．計算各軸的輸入功率P3.88kWd電動機軸1dPP0.9563.883.69kW1軸Ⅰ（高速軸）231PP0.970.993.693.54kW2軸Ⅱ（低速軸）24.2．計算各軸的轉速電動機軸n=1440r/minmn1440mi2.23n645.12r/min1軸Ⅰ軸Ⅱ1n645.121i3.38n191.0r/min222.4.3．計算各軸的轉矩電動機軸T9550d95503.8825.73NmPn1440dmT9550P195503.6954.62Nm軸Ⅰn645.1211T9550295503.5417.71NmP軸Ⅱn191.0222.3.4．上述數據制表如下：表4各級傳動功率、轉速與轉矩輸入功率（kW）3.88轉速n（rpm）1440輸入轉矩T（Nm）25.73傳動比效率參數電動機軸軸Ii2.230.953.693.54645.12191.054.6217.713.380.96軸II三、傳動零件的設計計算

3.1V帶傳動設計3.1.1計算功率PcPKP1.23.884.66kWCAdK，根據《機械設計基礎》149頁表8.3，此處為帶式運輸機，載荷變動小，Y系列三相AK異步電動機為Ｉ類原動機，每天兩班制工作16小時，選擇工作情況系數＝1.2A3.1.2帶型選擇PCnm根據《機械設計基礎》149頁圖8-11，此處功率=4.66kW與小帶輪的轉=1440r/min，選擇A型V帶。3.1.3帶輪設計dd1、dd2根據《機械設計基礎》151頁表8.5，且帶輪直徑盡量取最大值，所以取小帶輪直徑d=112mm，大帶輪的直徑did2.23112250mmd21d1d13.1.4驗算帶速vdn11214408.44m/sd1mv601000601000在5m/s～25m/s之間。故帶的速度合適。3.1.5確定V帶的傳動中心距a和基準長度Ldddaddd2初選傳動中心距范圍為：0.7()2()，≤≤0d1d2d1即264.1aa0726，初定=470mm0初定V帶的基準長度：(dd)2L2a(dd)2d2d14a00d1d20138224703621528.0mm44702根據《機械設計基礎》144頁表8.2，選取帶的基準直徑長度。L1600mmd實際中心距：LLaa047016001528.0506.0mmd220

3.1.6包角及其驗算1180dd2dd157.3a25011257.3164.371201180506.0故主動輪上的包角合適。3.1.7帶根數zPz0CPPKKaL0由n1440r/min，d1=112mm，d1根據《機械設計基礎》151頁表8.5、152表8.6，P1.306kW0PkW0.170根據《機械設計基礎》152頁表8.7，K0.96a根據《機械設計基礎》144頁表8.2，K0.99L4.46z3.32所以取z=4根。(1.3060.17)0.960.993.1.8預緊力計算F0F500P2.51qv2CzvK0a根據《機械設計基礎》143頁表8.1，q=0.11F5004.462.510.118.442118.55N68.440.9603.1.9壓軸力計算FQ164.37FQ2zFsin124118.55sin0939.6N223.1.10帶輪的結構

表5帶輪結構尺寸（mm）基準線槽基準線下槽邊槽間距e距基準寬度bd小帶輪大帶輪外徑da1外徑da2最小輪帶輪槽緣厚min寬B型深hamin槽深hamaxfmin118，A150.396112250112.7514.3256V帶輪采用HT200制造，允許最大圓周速度為25m/s。直徑較小的小帶輪采用實心式（圖a）；中等直徑的大帶輪采用腹板式（圖b）；圖2V帶大帶輪結構簡圖3.2齒輪傳動設計3.2.1選擇齒輪類型、材料、精度及參數（1）選用斜齒圓柱齒輪傳動（外嚙合）（2）選擇齒輪材料（考慮到齒輪使用壽命較長）：小齒輪材料取為45號鋼，調質，HBS230(GB699-1988)1大齒輪材料取為45號鋼，正火，HBS190(GB699-1988)2（3）選取齒輪為8級的精度（GB10095－1998）（4）初選螺旋角12（5）選小齒輪的齒數z301z；大齒輪的齒數=303.38=101，兩齒數互質23.2.2按齒面接觸疲勞強度設計

①確定計算參數2305KTa(u1)13u式中：HlimSHHaH根據《機械設計基礎》112頁圖7.26，對小齒輪：;對大齒輪：575MPa525MPaHlimHlim根據《機械設計基礎》111頁表7.5，軟齒面，取S1.0。H525MPa575MPa525MPa。選用：則，HHH122K，載荷系數，根據《機械設計基礎》108頁表7.4，此處中等沖擊，原動機為電動機，選用K=1.1aa，齒寬系數，輕型減速器=0.3T1，高速軸的轉矩，54.6N·mu，齒數比，u=3.3830521.154.61000118.87mm所以a(3.381)圓整取120.0mm35250.33.38②計算模數m2acos2120cos151.77zz130101n2根據《機械設計基礎》97頁表7.1，取模數標準值m2n③計算中心距m(zz)2(30101)=133.93圓整取中心距為135a2n12cos2cos15,。④修正螺旋角m(zz)2(30101)13.9822135arcosarcosn122a⑤驗算模數：m2acos2135cos13.9822.00zz301012n1又因為13.982在8度到20度之間，合適。

⑥計算兩齒輪分度圓直徑mz小齒輪d23061.83mmcos13.982n1cos1mzn22101大齒輪d208.17mmcoscos13.9822⑦計算齒寬ba0.313540.5mmab45mm1小齒輪齒寬（齒輪軸）大齒輪齒寬（大齒輪）b50mm23.2.3按齒根彎曲疲勞強度強度校核FlimS1.6KTYcosF，其中Fbm2ZFFn1Fz1coscos313.982330zv132.8z101zv2110.523coscos313.982S1.3，根據《機械設計基礎》111頁表7.5，軟齒面。FK=1.2，根據《機械設計基礎》表7.4。Y2.54，Y2.18，齒形系數，根據《機械設計基礎》圖7.23。F1F2Flim，Flim190MPa175MPa，彎曲疲勞強度極限，根據《機械設計基礎》110頁12圖7.24。1.61.154.6103cos13.982。2.54452230F119543.86MPa146MPa1.3所以：43.8637.65MPa175135MPaY2.18F2Y2.54F1均滿足彎曲疲勞1.3F2F12強度要求。3.2.4齒輪傳動的幾何尺寸計算

表6齒輪幾何尺寸名稱代計算公式結果號小齒輪大齒輪azzm12n中心距傳動比135a2cosiz2zi5=101/301m法面模數設計和校核得出2.02.06nmmnm端面模數costtn端面壓力角αtαt=arctan(tan/cos)20.56n法面壓力角螺旋角標準值20一般為8~20hm13.982ha齒頂高2mmanhh1.25m齒根高2.5mm4.5mmffnhhhah全齒高f齒數Z30101hhmcC=—=0.25頂隙分度圓直徑齒頂圓直徑0.625mm0.625mm61.83mm208.17mm65.83mm212.17mmfanZ（mncos）dddddm=+2naa56.83mm203.17.0mmdmdf=-2.5n齒根圓直徑dfaba齒輪寬b45mm左旋50mm右旋螺旋角方向兩輪旋向相反

四、鑄造減速器箱體的主要結構尺寸表7鑄造減速器箱體主要結構尺寸計算結果名稱代號尺寸（mm）底座壁厚88箱蓋壁厚1座上部凸緣厚度h0h1h213底座下部凸緣厚度軸承座連接螺栓凸緣厚度底座加強肋厚度1313e7箱底加強肋厚度e1d7地腳螺栓直徑16地腳螺栓數目nd2d3d4d5D1D26軸承座連接螺栓直徑底座與箱蓋連接螺栓直徑軸承蓋固定螺釘直徑視孔蓋固定螺釘直徑軸承蓋螺釘分布直徑軸承座凸緣端面直徑螺栓孔凸緣的配置尺寸地腳螺栓孔凸緣的配置尺寸箱體內壁與齒頂圓的距離箱體內壁與齒輪端面的距離底座深度12885均為110均為13022,18,3025,23,4510c1、c2、D0c'、c'、D'120121HH1H214015012450底座高度箱蓋高度外箱壁至軸承座端面距離箱底內壁橫向寬度l1L1343其他圓角R0、r1、r218,3,1310軸承蓋凸緣厚度t五、軸的設計5.1高速軸設計5.1.1選擇軸的材料選取45號鋼，調質，HBS＝250根據《機械設計基礎》177頁。5.1.2初步估算軸的最小直徑根據《機械設計基礎》183頁表10.2，取C=110，3.69dC3P1110319.67mmn6451

5.1.3軸的結構設計，初定軸徑及軸向尺寸(1)初定軸徑d根據19.67mm，考慮帶輪的機構要求和軸的剛度，取裝帶輪處軸徑d30mm，min根據密封件的小尺寸，取密封處軸徑d=38mm，取軸肩直徑d=48mm，選取裝軸承處的軸徑為d40mm，取齒輪處軸徑d=65.83.mm。(2)軸向尺寸兩軸承支點間的距離：LB22B，式中：1112B1B50mm1，小齒輪齒寬，112mm1，箱體內壁與小齒輪端面的間隙，210mm2，箱體內壁與軸承端面的距離，B，軸承寬度，選取70308AC角接觸球軸承，B=23mm根據《設計基礎》187頁，解得，L50242023117mm1帶輪對稱線到軸承支點的距離：LBllkB3式中：22223lcc5tB2122l2，軸承蓋高度82218510102330mm(ｔ，軸承蓋凸緣厚度，ｔ=1.2d=49.6mm，取10mm)l3l16.7mm3，螺栓頭端面至帶輪端面的距離，k，軸承蓋M8螺栓頭的高度，查表可得k=5.3B，帶輪寬度3B2f(n1)e21531065mm3解得，LBllk3016.75.396mmB2332265222235.2低速軸設計5.2.1選擇軸的材料選擇45號鋼，正火，HBS=2505.2.2初步估算軸的最小直徑根據《機械設計基礎》183頁表10.2，取C=110，

p3.5429.1mm190.9dC3n2110325.2.3軸的結構設計，初定軸徑及軸向尺寸初定軸徑及軸向尺寸：考慮聯軸器的結構要求及軸的剛度，所以直徑應增大5%，d1.0541.1230.57mm，取裝聯軸器處軸d40mmmin。由工作情況查表16.1取聯軸器工作情況系數K=1.5得TcKT1.5177.09265.64(Nm)根據《機械設計課AA程設計》附表J.7。彈性套柱銷聯軸器處軸徑取40mm。聯軸器長度L=65mm。按軸的結構和強度要求選取軸承處的軸徑d=50mm，初選軸承型號為7210AC角接觸球軸承。D=90，B=20。低速軸軸承間尺寸為：L50210+21220114mm4聯軸器配合對稱線至軸承支點的距離LBllkL22323l式中：，軸承蓋的凸緣厚度，2lcc5tB21282218510102033mm2l3，螺栓頭端面至聯軸器端面的距離，16.7mmk，軸承蓋M8螺栓頭的高度，查表可得k=5.3L，聯軸器配合長度，LL32.5mm020LBllkL0223-23203316.75.365/297.5mm2兩軸在減速箱中的裝配簡圖

圖3兩軸在減速箱中的裝配簡圖5.3校核軸的強度5.3.1按彎扭合成校核高速軸的強度對小齒輪受力分析2T254.64圓周力：F1767.27N61.831dt11FFtan1767.27tan20徑向力：662.87Nt1ncoscos13.982r1軸向力：FFtan1767.27tan13.982440.04Na1t1（1）水平平面支反力F1767.27883.635N水平面：RRt122AHBH（2）垂直平面支反力M0BR117F117/2Fd/2Q(96117)0得：R2166.29NAVr1a11AVQ，傳動帶作用在軸上的壓力，Ｑ=939.6NF0RRQF2166.29-939.6-662.87563.82Nr1BVAV（3）水平平面彎矩MR117/2883.635117/251692.65(Nmm)CHBH（4）垂直平面彎矩MQ9690201.6(Nmm)AVMQ(96117/2)R117/2CV1AV18440.24N(mm)MR117/232983.47(Nmm)CV2BV（5）合成彎矩MMA90201.6(Nmm)AVMMM54883.26(Nmm)22C1CHCV1MMM61319.16(Nmm)22C2CHCV2

（6）扭矩T1=54625Nmm（7）計算彎矩當扭轉剪力為脈動循環應變力時，取系數0.6，則：MM2(T)232775(Nmm)caDD1MM2(T)295971.5(Nmm)caAA1MM2(T)263924.7(Nmm)caCC111MM61319.6(Nmm)caCC22（8）繪制彎矩、扭矩圖圖4高速軸的受力、彎矩、合成彎矩、轉矩、計算彎矩圖b650MPa，對稱循環變應力時的軸的材料是45號鋼，調質處理，其拉伸強度極限許用應力60MPa。1b

由彎矩圖可以知道，A剖面的計算彎矩最大，該處的計算應力為：MM95971.515.00MPa60MPacaAcaAcaAW0.1d0.140331bAD剖面的軸徑最小，該處的計算應力為：MMcaD3277512.14MPa60MPacaDcaD3W0.1d0.13031bD均滿足強度要求。5.3.2按彎扭合成校核低速軸的強度對大齒輪受力分析2T21770932d208.17圓周力：F1701.43Nt22FFtan1701.43tan20638.18N徑向力：t2ncoscos13.982r2軸向力：FFtan1701.43tan13.982423.65Na2t2（1）水平平面支反力F1701.43RRBH850.715Nt222AH（2）垂直平面支反力M0BR114F114/2Fd/20AVr2a22得：R-63.923NAVF0RRF63.923-638.18702.10Nr2BVAV（3）水平平面彎矩MR114/2850.715114/248490.76(Nmm)CHBH（4）垂直平面彎矩M0(Nmm)AVMR114/23586.8(Nmm)CV1AVMR114/240019.7.2(Nmm)CV2BV

（5）合成彎矩MM0(Nmm)AVAMMM48623.23(Nmm)22C1CHCV1MMM62872.33(Nmm)22C2CHCV2（6）扭矩T2=177093Nmm（7）計算彎矩當扭轉剪力為脈動循環應變力時，取系數0.6，則：MM2(T)2106255.8N(mm)caDD2MM2(T)2106225.8(Nmm)caAA2MM2(T)2116825.3N(mm)caCC211MM62872.33(Nmm)caCC22（8）繪制彎矩、扭矩圖圖5低速軸的受力、彎矩、合成彎矩、轉矩、計算彎矩圖

650MPab軸的材料是45號鋼，調質處理，其拉伸強度極限，對稱循環變應力時許60MPa用應力。1b由彎矩圖可以知道，C1剖面的計算彎矩最大，該處的計算應力為：MM116825.30.133MPa60MPa1caccaccacW0.1d0.1206.133113b2c2D剖面的軸徑最小，該處的計算應力為：MM106255.816.60MPa60MPa1caDcaDcaDW0.1d0.14033bD均滿足強度要求。六、滾動軸承的選擇和計算6.1高速軸上的滾動軸承設計6.1.1軸上徑向、軸向載荷分析F440.04Na外部軸向力：6.1.2軸承選型與校核（1）軸承選型與安裝方式減速器為斜齒圓柱齒輪,中等載荷沖擊,軸向沖擊小,剛性較好，轉速不高，故選用角接觸球軸承,由軸的尺寸,初定高速軸軸承型號7308AC,低速軸上軸承型號7210AC。（2）軸承內部軸向力與軸承載荷計算軸承A的徑向載荷、內部軸向力A1R(R)2(R)2883.63522166.2922339.6NAAHAVRS根據《機械設計基礎》219頁表12.12，S=0.7R0.71637.72NAA軸承B的徑向載荷、內部軸向力A2：R(R)2(R)2883.6352563.8221048.2NBVBBHRSB0.7733.74NB因為SFa=1197.7N＞S所以軸承2壓緊BAA2=SAFa=1197.7N而A=S=1637.72N1A（3）軸承當量載荷查表12.11可得X1=X2=0.41，Y1=Y2=0.87，故徑向當量動載荷為

PXRYA0.412339.60.871637.722384.1NAA1PXRYA0.411048.20.871197.71472NBB2由此可見，軸承A的載荷大，應該驗算軸承A。（4）軸承壽命校核FFP因兩端選擇同樣尺寸的軸承，選軸承A的徑向當量動載荷(=)為計算依據。A工作溫度正常，查根據《機械設計課程》217頁表12.8得f1T，按輕微沖擊載荷，查表12.9得f1.2，F按設計要求，軸承得壽命為：L15000hhL106fCr310638500362961h60nfF60645.121.22384.1則：FThrLL＞選取得軸承合適。hhr6.2低速軸上的滾動軸承設計6.2.1軸上徑向、軸向載荷分析F423.65Na外部軸向力：6.2.2軸承選型與校核（1）軸承選型與安裝方式7210AC型角接觸球軸承（每根軸上安裝一對）Cr=31.5kN，Co=25.2kN（2）軸承內部軸向力與軸承載荷計算R(R)2(R)2850.715263.9232853.11NAAHAVRS根據《機械設計基礎》219頁表12.12，S=0.7R0.7597.2NAA軸承B的徑向載荷：R(R)2(R)2850.7152702.1021103.0NBVBBHRSB0.7772.2NB因為SSFa=173.55N＜B所以軸承1壓緊AA2=Sb=772.2N而A=SFa=1195.85N1B+

（3）軸承當量載荷徑向當量動載荷，根據218頁表12.11，e=0.68而A1R853.111195.85＞0.68A772.20.7＞0.682R1103AB查表12.11可得X1=X2=0.41，Y1=Y2=0.87，故徑向當量動載荷為PXRYA0.41853.10.871195.851390.2NAA1PXRYA0.4111030.87772.21124.04NBB2由此可見，軸承A的載荷大，應該驗算軸承A。（4）軸承壽命校核PFF因兩端選擇同樣尺寸的軸承，選軸承A的徑向當量動載荷(=)為計算依據。B工作溫度正常，查根據《機械設計課程》217頁表12.8得f1T，按輕微沖擊載荷，查表12.9得f1.2，F按設計要求，軸承得壽命為：L15000hhL106fCr3106315003587758h則：FT60nfF60190.91.21390.2hrLL＞選取得軸承合適。hhr表8滾動軸承參數軸承型號參數基本額定動載荷（N）30500高速軸軸承低速軸軸承7308AC7210AC25200七、聯軸器的選擇和計算7.1聯軸器的計算轉矩由工作情況查表16.1取聯軸器工作情況系數K=1.5得ATcKT1.5177.09265.64(Nm)A7.2許用轉速根據工作條件，選用彈性套柱銷聯軸器TL7，根據《機械設計課程設計》附表J.2，許T500Nm，許用轉速n3600r/min用轉矩7.3配合軸徑根據《機械設計課程設計》附表J.2，配合軸徑d40mm

7.4配合長度根據《機械設計課程設計》附表J.2，配合長度L=65mm表9聯軸器參數聯軸器型號TL7許用轉矩500許用轉速3600配合軸徑40配合長度65八、鍵連接的選擇和強度校核8.1高速軸V帶輪用鍵連接8.1.1選用鍵類型因該連接是軸端跟輪轂聯接，故選用圓頭普通平鍵（A型）軸徑d=30mm，及帶輪寬B65mm3。根據《機械設計課程設計》256頁表14.1，選擇A1056（GB/T1096-2003）8.1.2鍵的強度校核鍵的材料選為45號鋼。因v<25m/s；V帶輪材料為鑄鐵HT200。根據《機械課程設計》256頁表14.2，載荷輕微沖擊，鍵聯接得許用應力50~60MPa，鍵的工作長度lLb561046mm，b4T1000454.6251000b20MPa[]b擠壓應力1hld84630滿足強度要求。8.2低速軸齒輪用鍵連接8.2.1選用鍵類型選用圓頭普通平