机械设计课程设计说明书(完整版)

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1、机械设计课程设计原始资料、设计题目热处理车间零件输送设备的传动装备、运动简图最新可编辑word文档D1 电动机 2 V带3齿轮减速器4联轴器5滚筒6输送带三、工作条件该装置单向传送，载荷平稳，空载起动，两班制工作，使用期限5年(每年按300 天计算)，输送带的速度容许误差为i5%.四、原始数据滚筒直径D (mm): 320运输带速度V (m/s): 0.75滚筒轴转矩T (N m): 900五、设计工作量1减速器总装配图一张2齿轮、轴零件图各一张3设计说明书一份六、设计说明书内容1 .运动简图和原始数据2 .电动机选择3 .主要参数计算4 . V带传动的设计计算5 .减速器斜齿圆柱齿轮传动的设

2、计计算6 .机座结构尺寸计算7 .轴的设计计算8 .键、联轴器等的选择和校核9 .滚动轴承及密封的选择和校核10 .润滑材料及齿轮、轴承的润滑方法11 .齿轮、轴承配合的选择12 .参考文献七、设计要求1 .各设计阶段完成后，需经指导老师审阅同意后方能进行下阶段的设计2 .在指定的教室内进行设计.电动机的选择、电动机输入功率Pw60v2二 Rn60 0.75 22 3.14 0.32= 44.785r/minPTnwPw9550900 44.7859550= 4.219kw、电动机输出功率Pd其中总效率为滞父叫承”2轮”联轴X%筒=0.96父0.99隈0.972父0.99父0.96=0.833

3、Pw = 4.219 = 5.083kw0.833查表可得Y132S-4符合要求，故选用它。Y132S-4（同步转速1440r/min , 4极）的相关参数表1额定功率满载转速堵转转矩额定转矩最大转矩额定转矩质量5aw1440 r/min2200N mm2300N mm68 kg二.主要参数的计算、确定总传动比和分配各级传动比传动装置的总传动比i总=nm =卫力=32.15nw 44.785查表可得V带传动单级传动比常用值24,圆柱齿轮传动单级传动比常用值为35,展开式二级圆柱齿轮减速器i1虫1.31.5）i2。初分传动比为 iV带=2.5, 1=4.243 i2=3.033、计算传动装置的运

4、动和动力参数本装置从电动机到工作机有三轴，依次为I, H,田轴，则1、各轴转速nm1440nz =576 r. miniv 带2.5,nn = =76- =135.753 min11 4.243nn 135.753，nm = = =44.288 min12 3.0312、各轴功率R =p mv带=5.5x0.96 = 5.28kwPn =PAu =R m轴承”齿轮=5.28X0.99X0.97 =5.070kwPm =R,皿=P”轴承父力齿轮=5.070M0.99M0.97 =4.869kw3、各轴转矩Ph5.5Td =9550 J = 9550 = 36.476 N mnd1440T =Td

5、iV带n0i =36.476 m 2.5 父 0.96 = 87.542N mTn =Tii1% = 87.542 4.243 0.99 0.97 = 356.695 N mTm =Tui2nnm =356.695父3.031父0.99父0.97 =1038.221N m表2项目电机轴高速轴I中间轴H低速轴m转速（r/min）1440576135.75362.706功率（kw）5.55.285.0704.869转矩(NLm)36.47687.542356.6951038.221传动比2.54.2433.031效率0.960.960.922三V带传动的设计计算、确定计算功率Pca查表可得工作情况

6、系数kA =1.2故 Pca = kA P = 1.2 5.5 = 6.6kw、选择V带的带型根据Pca、n,由图可得选用A型带。、确定带轮的基准直径dd并验算带速v1、初选小带轮的基准直径dd1查表8-6和8-8可得选取小带轮的基准直径dd1 = 90mm2、验算带速v按计算式验算带的速度v11dd1n90 1440 =6.782m.%60 100060 1000因为5m/s v ( F0 )min8、计算压轴力Fp压轴力的最小值为FP min_ _： 1163=2Z F0 min sin y =2 6 136 sin = 1614四 减速器斜齿圆柱齿轮传动的设计计算、高速级齿轮1、选定齿轮

7、类型、精度等级、材料及齿数(1)按图所示的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。(2)运输装置为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度。(3)材料选择：查表可选择小齿轮材料为 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=20,大齿轮齿数Z2 =4.243父20 = 85 ,取Z?=85(5)选取螺旋角，初选螺旋角P =142、按齿面接触强度设计，按计算式试算即dt1 2ktT1 u1ZhZe 帆% uLhL(1)确定公式内的各计算数值试选 kt =1.6,由图 10-26 电=0.740 ,%=0.820贝U有

8、名a =1.560小齿轮传递转矩T1 =87.542NLm查图10-30可选取区域系数Zh =2.433 查表10-7可选取齿宽系数=11查表10-6可得材料的弹性影响系数Ze =189.8MP3。查图10-21d得按齿面硬度选取小齿轮的接触疲劳强度极限仃Hlim1 =600 MPa ,大齿轮的接触疲劳强度极限 仃Hlim2 =550MPa。按计算式计算应力循环次数N1 =60qjLh -60 576 1 2 8 300 5 )=8.294 108N28.294 1084.243= 1.95 108查图可选取接触疲劳寿命系数kHN1 =1.02 , kHN2 =1.12计算接触疲劳许用应力取失

9、效概率为1%安全系数S = 1,按计算式（10-12）得 JHMHlm1 jo2 600=612MPa1 SI； = kHN2；一 Hlm2 =1.12 550 = 616MPaS,* 1kH 2612 616k;H I =12 = = 614Mpa2 2(2)计算相关数值试算小齿轮分度圆直径d1t,由计算公式得d1t -2 M1.6父87.542f0.90 3801.4=244.286MPak 二 kFN 2 FE2S计算大、小齿轮的YFaYa并加以计算匕1YFalYSal2.724 1.569 , =0.014310.714YFa2&2.194 1.783 (：-二二 0.0 16lcF

10、L244.286大齿轮的数值较大。(2)设计计算mn 2 2.022 87.542 1000 0.88 cos2 14:1 202 1.5860.016 = 1.979mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，故取 mn=2mm,已可满足弯曲强度，但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 = 55.046mm来计算应有的齿数，于是有r d1cos ：55.046 cos14 “Z1 = = = 26.705mn2取Z1=27,贝U Z2 =i1Z1 =4.243父27之 1154、几何尺寸计算(1)计算中心距Z1 Z2 mn

11、2cos :27 115 2-二146.347mm2 cos14Y将中心距圆整为a=147mm。(2)按圆整后的中心距修正螺旋角乙 Z2 mn27 115 2-arccos 二 arccos: 14.9862a2 147因P值改变不多，故参数,、kp、Zh等不必修正。(3)计算大、小齿轮的分度圆直径乙 mn 27 2d1 =: = 55.901 mmcos :cos14.986d2=238.099 mmZ2mn _115 2cos :cos14.986(4)计算齿轮宽度b =。dd1 =1 55.901 -55.901mm圆整后取 B1 =55mm , B2 =60mm。、低速级齿轮1、选定齿

12、轮类型、精度等级、材料及齿数(1)按图所示的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。(2)运输装置为一般工作机器，速度不高，故选用 7级精度。(3)材料选择，在同一减速器各级小齿轮 (或大齿轮)的材料，没有特殊情 况，应选用相同牌号，以减少材料品种和工艺要求，故查表可选择小齿轮材 料为40Cr (调质)，硬度为52HRC大齿轮材料为45钢(调质)，硬度为45HRC.(4)选小齿轮齿数Z3=23,大齿轮齿数Z4 = 23 3.031 = 70.924 : 70(5)选取螺旋角，初选螺旋角P =142、按齿面接触强度设计，按计算式试算即25 u1ZhZe 2 /% u工(1)确定公式内的各计算数值试选kt

13、 =1.6小齿轮传递转矩T2 =356.695m查表10-7可选取齿宽系数d=1查图10-26可选取区域系数Zh =2.433, %3 =0.765, 抬=0.870 则有=z + s：3：4= 1.6351查表可得材料的弹性影响系数Ze =189.8MP&。查图得按齿面硬度选取小齿轮的接触疲劳强度极限0Hlim3 =600MPa ,大齿轮的接触疲劳强度极限:-川而4 =550MPa按计算式计算应力循环次数N3=60n2jLh =60 135.753 1 2 8 300 5 =1.955 1C8N41.955 1083.031= 6.450 107查图可选取接触疲劳寿命系数kHN3 =1.12

14、 , kHN4 =1.18计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%安全系数S = 1,于是得_ k. -tr. I I = HNT Hhm3 =1.12 600 =672MPa3 S ktrI I - HN4 Hlim4 =1.18 550 =649MPa4 S入 3 kH I42672 649-660.5 MPa(2)计算相关数值试算小齿轮分度圆直径d1t,由计算公式得32M1.6父3.567父105 4.031/2.433父189.8 ：d3t：:1 1.673.031660.5=76.848mm计算圆周速度二 d&Qv 一60 1000二 76.848 135.753 八0.546m s60

15、 1000计算齿宽b及模数mJb =：dd3t =1 76.848 = 76.848mmmntd3t cos 176.848 cos14Z3一 23=3.240mmh =2.25mnt =2.25 3.240 = 7.29mmb；二 76.848 h - 7.29-10.54计算总相重合度：；=0.318：，dZ3tan ： =0.318 1 23 tan14； =1.824计算载荷系数k查表可得使用系数kA=1,根据v = 0.546m/s, 7级精度，查表可得动载系数 kv=1.04, kHp = 1.425, kF p=1.36 ,小丁 =女尸片=1.4 故载荷系数 k =kAkvkH：

16、.kH=1 1.04 1.4 1.424 =2.075按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，按计算式得d3 = d3t3 一3k- = 76.848 M kt2.0751.6=83.804mm计算模数mnd3 cos :=Z383.804 cos14=3.535mm233、按齿根弯曲强度设计，按计算式试算即mn -32kT2Ypcos2 P YFaYSa:dZ”. b(1)确定公式内的各计算数值计算载荷系数k =kAkV kF.kF / =1 1.04 1.1 1.36 =1.556根据纵向重合度 邛=1.824,查图可得螺旋角影响系数 Yp = 0.88计算当量齿数Z3ZV3 ）百23一1

17、丁 =25.178 cos314Z470Zv4=-3T =76.628cos - cos 14查表可取齿形系数 YFa3 =2.616 , YFa4 =2.227。查表可取应力校正系数 工为=1.591, Ysa4 =1.763。(线性插值法)查图可得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 dFe3 =500MPa，大齿轮的弯曲疲劳强度极限:-FE4 =380MPa查图可取弯曲疲劳寿命系数kFN3=0.90, kFN4=0.93计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S = 1.4,按计算式计算kFN3二FE3 S0.90 50014= 321.429MPa,1kFN4二FE40.93 380 ,k-F 4

18、=1=252.42明计算大、小齿轮的a并加以计算YFa 3YSa3I-1 F 12.616 1.591 =0.013321.429YFa4Ysa42.227 1.763252.429= 0.016大齿轮的数值较大。(2)设计计算mn-0.016 = 2.572mm2 1.556 356.695 10000 0.88 cos2141 232 1.635对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲 劳强度计算的法面模数，故取 mn = 3mm,已可满足弯曲强度，但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d3 =83.804mm来计算应有的齿数，于是有r d3 c

19、os : 83.804 cos14Z327.105mn3取 Z3 =26 ,贝U 4=2=3.0312884.868854、几何尺寸计算(1)计算中心距,Z3 Z4 mn28 85 3a = =- = 174.689 mm2cos -2 cos14将中心距圆整为a=175mm。(2)按圆整后的中心距修正螺旋角P 二 arccos#arccos 5 尸3 = 14.4032a2 175因P值改变不多，故参数 %、kp、Zh等不必修正。(3)计算大、小齿轮的分度圆直径Z3mn28 3d3 =- =7 = 86.726 mmcos :cos14.403,Z4mn85 3d4 =： = = 263.2

20、74 mmcos P cos14.403(4)计算齿轮宽度b 5%d3 =1 86.726 =86.726mm圆整后取 B3 =90mm , B4 =95mm。五轴的设计计算、高速轴的设计1、求作用在齿轮上的力高速级齿轮的分度圆直径为dd1 = 51.761mmFre2Tid12 8754251.761= 3398Ntan : ncos :tan 20cos1421413398 -1275NFae =Ftetan P = 3398 父 tan13.7 0 =846N2、选取材料可选轴的材料为45钢，调质处理。3、计算轴的最小直径，查表可取 A0 -112为使d i-n与带dmLA0 =112P

21、2则有3 60n L?3 60-576-2-8300-5C=R ,1h =3210.93424993.1N ： Cr1 ， 106、106r故7307AC符合要求。9、弯矩图的计算水平面：Fnhi =853N , Fnh2 =2545 N,则其各段的弯矩为:BC段:由弯矩平衡得CD:由弯矩平衡得M -FNH1x (x-151)=0= M - -2545x 513098(151 Mx 201.5) .MH =853 151N mm -128803N_mm.铅垂面：Fns =2163N, Fnv2 =1824N,Fp = 1614N,则其各段弯矩为:AB段：则 M -FPx=0= M =1614

22、(0x 104.5)BC段:r nvi FpFs!贝 Um -FPx FNV1(x-104.5) =0= M =-549x 226034 (104.5 ：二 xM 255.5) CD:Ma C F NV1 F r ThFpFS则 M -Fpx FNV1 (x -104.5) Fr(x-255.5) - Ma =0M =-1824x 567555 (255.5 ： x 306)做弯矩图如下从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面 C是轴的危险截面。现将计算出的截面C处的M H、Mv及M的值列于下表载荷水平向H垂直面V支持力FFr1H =2545NFr2H =853N匕仪=1824NFr2V =

23、2163N弯矩MMH =128803N mmMV1 = 85765 N mmMV2 =101523N mm总弯矩M1 = Jmh2 +MV12 =71288032 +857652 =154745N mmM2 = Jmh2 +MV22 =/1288032 +1015232 =164003N mm扭矩TT1 = 87542 N mm10、按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面 （即危险截面B）的 强度。根据计算式及上表的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环 变应力，取a = 0.6,轴的计算应力Jmb2+（町 fJ1686632 +（0.687542 2

24、仃 ca = - = 3 = 35.7MPaW0.1353前已选定轴的材料为45钢，调质处理，查表可得b】 = 60MPa ,因此aca k,，故安全。11、键的选择和校核高速轴上与大带轮相配合的轴上选择键连接，由于大带轮在轴端部，故选用单圆头平键（C型）根据d=35mm,从表6-1中查得键的截面尺寸为：宽度：b = 10mm,高度：h =8mm,由轮毂宽度并参考键的长度系列，取键长为：L =80mm键、轴承和轮毂材料都为钢查表可得 LP】 = 120150MPa取其平均植，kP、135Mpa键的工作长度l =Lb =805=75mm2键和轮毂键槽的接触高度k = 0.5h =0.5 8 =

25、4mmmt1 2T 2 8.754 104则 CTp =17.0MPa 2、选取材料可选轴的材料为45钢，调质处理。3、计算轴的最小直径，查表可取 A0=11233dmin=A0 倍=112父 J ：0，= 37.44mm , n2 135.753轴的最小直径显然是安装轴承处，为使轴承便于安装，且对于直径d P2则有C =P360n2Lh 106二 5391.454127 2 8 300 5106-30602.810N 二 Cr故7208AC符合要求。10、弯矩图的计算水平面：Fne =1664N,Fnh2 =1118NAB段:则 M =FnhB 即 M =1664x (0 x68.4)BC段

26、:NHF 3贝 UMFNH1x-Ft3(x-68.4) =0= M = 2280x - 269770 (68.4 ：二 x M 151.4)CD:则 M FnHiX 一=M =-1118x+784227(151.4 x 206.4) 0铅垂面：Fnvi =1629N,Fnv2 =1128NAB段:M -FnvBC段:F rs F nvif 5M -Fn%x Fr3(x-68.4) =0= M =147x 145296(68.4 x 151.4)CD:RNV1卜 .M -FNV1X Fr3(x-68.4) F02(x151.4) - M % M a2 = 0=M =-1128x 232819(1

27、51.4 ：二 x M 206.4)1629x(0 Ex 68.4)M =1147x+145296(68.4 xE151.4)232819 -1128x( 151.4 x W 206.4)做弯矩图如下Cc)Cd)(b)从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面 C是轴的危险截面。现将计算出的截面C处的M H、Mv及M的值列于下表载荷水平向H垂直面V支持力FFr1H =1118NFr2H =1664NFr1V =1128NFr2V =1629N弯矩MMH =270928.860 N mmMV1 =163419.598N mmMV2 = 86873.080 N mm总弯矩M1 = Jmh2 +MV

28、12 = J270928.86C2 +163419.598 =316399.134N mmM2 = Jmh2 +MV22 = J270928.86C2 +86873.0802 =284516.044N mm扭矩T一一一一 5T2 =2.77327 父10 N mm11、按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面C）的强度。根据计算式及上表的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取a = 0.6,轴的计算应力二 ca=32.325MPaJm； +荷 j,316399.1342 +(0.62.77327105 20.1 483前已选定轴的材

29、料为45钢，调质处理，查表可得k】 = 60MPa,仃cab,故安全12、键的选择和校核一般的8级以上精度的齿轮有空心精度要求，应选用平键连接，由于齿轮不在轴端，故选用圆头普通平键（A型）d =52mm,b =16mm,h =10mm.取键长L =40mm,键、轴承和轮毂材料都为钢查表可得 hP】 = 120150MPa取其平均植,L.P l-135MPa键的工作长度l = L b =4016 = 24mm键和轮毂键槽的接触高度k = 0.5h =0.5 10 = 5mm_ , _52T 2 3.56695 10则仃P = = =110MPa d06N mm。半联轴器的孔径d1 =60mm,长

30、度L = 142mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度L1 = 107 mm4、拟定轴上零件白装配草图方案（见下图）5、根据轴向定位的要求，确定轴的各段直径和长度为了满足半联轴器安装的轴向定位要求，I - R轴段右端需制出一轴肩，故H-III段的直径dn-m =72 mm。查手册99页，选用LX 4型弹性柱销联轴器L初选滚动轴承 7051AC 则其尺寸为d D B = 75mm 115mm 20mm故diiijv =dviiii =75mm.左边轴承安装处有挡油环，取其长度为 20mm则 L川 jV = 40mm.挡油环右侧用轴肩定位，故可取div* =88mm取齿面与箱体内壁距离a = 18.5m

31、m,轴承座距箱体内壁距离为s = 8mm。用挡油环对齿面定位时，为了使油环可靠的压紧齿轮，VI -VII段应略短于轮毂宽度，故取LwI =86mm,所以取LVII_VIII =53mm.齿轮左侧用轴肩定位，取 h=7mm,则dVH =104mm,轴换宽度b之1.4h,取 LVw =12mm。由装配关系可确定Liv、=60mm.计算得 L1 =145.5mm , L2=132.5mm, L3=67mm。6、轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用普通平键（A型）连接。轴与齿轮连接采用平键bx h =25mmx14mm, L=70mm ,齿轮轮毂与轴的配合为 旦?。n6同样半联轴器与轴

32、连接，采用键 b h L=18mm 11mm 100mm。半联轴器与轴的配合为H，。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合保证的，此外选 k6轴的直径尺寸公差为m6。7、轴上齿轮所受切向力Fte =3944N，径向力Fre =1482N，轴向力Fae=1013NT3 =1038221 N1mmd4 263.274mm, 。8、求两轴承所受的径向载荷Fri和Fr2将轴系部件受到的空间力系分解到铅垂面和水平面上两个平面力系图一图三F r1VFre 146.8 Fae d 1482 146.8 1013 i eae146.8 54.8201.6263.2742 =1740.605NFr2V -Fre -

33、Fr1v -1482 -1740.605 =-258.605146.8Fr1HFte -2871.921N146.8 54.8Fr2H =几 Fr1H =3944 -2871.921 =1072.079Fr1 ) Fr1V2 Fr1H2 ).3029705.76 8247930.23 = 3358.219NFr2 2 . Fr2H2 = 66876.546 1149353.382 = 1102.828N9、求两轴承的计算轴向力Fa1和Fa2对于7315AC型轴承，轴承的派生轴向力Fd =0.68xFrFd1 =0.68 Fr1 =0.68 3358.219N =2283.589NFd2 =0.

34、68 Fr2 =0.68 1102.828N =749.923NFae Fd2 =1762.923 :二 Fd1,故 Fa1 -Fae Fd2 =5042.130NFa1 =Fd1 =2283.589NF. = F - Fae =520.666N10、求轴承的当量动载荷R和P2FaiFrr12283.589 , =0.683358.219F2 = 520.666 = 0.47 o查表可得径向载荷系数和轴F,21120.828向载荷系数分别为：对于轴承1 X1 =1 , Y = 0对于轴承2 X2 =1 , Y2 =0因轴承运转载荷平稳，按表13-6, fp=1.0l 1.2,取fp =1则 P

35、1 =fp(X4+讦&) =1父1父3358.219 =3358.219 N0P2 = fP X2Fr2 Y,Fa2 =1 1 1102.828 = 1102.828N11、求该轴承应具有的额定载荷值因为P1106 /C、106/ 46800、3A P2 贝 U 有 Lh ( )父()60n P 60 m 44.788 3358.219=75700h预期寿命Lh =5300X16 =24000h 故合格12、弯矩图的计算水平面： Fnh1=1072N , Fnh 2 = 2852N .AB段：弯矩为0BC段:M -FNH1x = 0= M =1072x(0 x 132.5)CD:M -FNH1

36、x Ft(x -132.5) =0= M =-2852x 568974 (132.5 ： x 三 199.5)1072x 0 MxM132.5M =-2852x 568974(132.5 ； x 199.5)铅垂面：FNV1 =259N FNV2 =1741NAB段弯矩为0BC段:MFNV1x=0= M =-259x (0 x 132.5)CD:(132.5 :二 x 199.5)M FNV1x Fr(x -132.5) - M a =0= M = -1731x 345335259x 0 x 132.5v =-1731x 345335(132.5 x 199.5)做弯矩图如下现将计从轴的结构图

37、以及弯矩和扭矩图中可以看出截面 C是轴的危险截面。算出的截面C处的M H、Mv及M的值列于下表表5载荷水平向H垂直面V支持力FFr1H =2871.921 NFr2H =1072.079 NFr1V =1740.605NFr 2V = -258.605N弯矩MH =142040N mmMV1 =-34318 N mmMV2 = 99031N mm总弯矩M1 = JM H2 + MV12 = J1420402 +(-34318)2 =161909N mmM2=jMH2+MV22 = J1420402+990312 =184000N mm扭矩TT3 =1038221 N mm13、按弯扭合成应力校

38、核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面 （即危险截面C）的 强度。根据计算式及上表的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取口 =0.6,轴的计算应力前已选定轴的材料为 45钢，调质处理，查表可得b_J = 60MPa ,因此二 caM22 (二丁3)21840002 (0.6 1038221)2 _ 6495390.1 90372900= 8.91b/,故安全。14、键的选择和校核选键型为普通平键（A）根据d= 90mm,从表6-1中查得键的截面尺寸为: 宽度b=25mm,高度h =14 mm。取键长L =70mm。键轴和毂的材料都是钢,有表6-2查得许用挤压应力6p = 120U150MPa ,取平均值6p = 135M