機械設計基礎課程設計說明書(二級傳動)

1、課程設計任務書課程名稱： 機械設計基礎 設計題目： 帶式運輸機傳動裝置的設計 專 業(yè)： 包裝工程 班級： 包工1101班 學生姓名: 鄭朝位 學 號: 1112020121 起迄日期: 2013-5-18 指導教師: 戴進 湖南工業(yè)大學科技學院教務部 制設計計算說明書 目錄1設計任務書（附傳動方案簡圖） (2)2傳動方案的分析 (4)3電動機的選擇 (4)4傳動裝置運動及動力分析 (6)5傳動零件的設計計算 (7)6減速器箱體基本尺寸設計算(11)7軸的計算 (12)8鍵連接的選擇 (18)9聯(lián)軸器的選擇 (19)10潤滑方式 (19)11參考資料 (19)12附圖 (20)1程設計任務書數(shù)據(jù)

2、編號運輸帶工作拉力F/N運輸帶工作速度v/（m/s）卷筒直徑D/mmA1819001.83501.課程設計成果的要求包括圖表、實物等硬件要求：1）繪制減速器裝配圖1張（用A2圖紙繪制）；2）設計計算書一份。3.要參考文獻：1 楊可楨，程光蘊，李仲生.機械設計基礎.第5版.北京：高等教育出版社，20052 陳立德. 機械設計基礎課程設計指導書. 第2版.北京：高等教育出版社，20044.程設計工作進度計劃：序號起 迄 日 期工 作 內(nèi) 容12013-6-10電動機及傳動方案的選擇，V帶傳動及齒輪傳動設計計算22013-6-10軸的設計，軸承、鍵、聯(lián)軸器等的確定32013-6-10箱體的結構設計4

3、2013-6-10減速器裝配圖的繪制52013-6-10課程設計計算書的匯總及裝訂主指導教師簽名戴進日期： 年 月 日 課程設計步驟步驟主要內(nèi)容1設計準備工作1熟悉任務書，明確設計的內(nèi)容和要求2熟悉設計指導書、有關資料、圖紙等3觀察模型，了解減速器的結構特點2設計1確定傳動方案2選擇電動機3計算傳動裝置的總傳動比，分配各級傳動比4計算各軸的轉速、功率和轉矩3傳動件的設計計算1計算齒輪傳動、帶傳動的主要參數(shù)和幾何尺寸2計算各傳動件上的作用力4裝配圖草圖的繪制1確定減速器的結構方案2繪制裝配圖草圖（草圖紙），進行軸、軸上零件和軸承組合的結構設計3校核軸的強度4繪制減速器箱體結構5繪制減速器附件5裝

4、配圖的繪制1畫底線圖，畫剖面線2選擇配合，標注尺寸3編寫零件序號，列出明細欄4加深線條，整理圖面5書寫技術條件等6編寫設計計算書1編寫設計計算說明書，內(nèi)容包含所有的計算，并附有必要的簡圖2說明書中最后一段內(nèi)容應寫出設計總結。一方面總結設計課題的完成情況，另一方面總結個人所作設計的收獲體會以及不足之處計算及說明2運動方案分析設計單機圓柱齒輪減速箱和一級帶傳動2.1原始數(shù)據(jù)：F=1900N；帶速V=1.8m/s；卷筒直徑D=350mm。3電動機選擇3.1電動機類型的選擇： Y 系列三相異步電動機3.2工作機的功率：Pw=FV/1000=1900x1.8/1000=3.42KW3.3電動機功率選擇：

5、3.3.1總功率計算表9.4（機械設計基礎課程設計第二版）得： 帶=0.96, 軸承=0.98，齒輪=0.97，聯(lián)軸器=0.99，滾筒=0.96傳動裝置的總功率：總=帶×3軸承×齒輪×聯(lián)軸器×滾筒=0.96x.0983x0.97x0.99x0.96=0.8333.3.2選擇電動機的類型：按照已知的工作條件和要求，選用Y型全封閉自扇冷式籠型三項異步電機。另外，根據(jù)此處工況，采用臥式安裝。3.3.3所需電動機的功率Pd： Pd= Pw /總=3.42/0.833=4.11KW3.3.4確定電動機的轉速： 卷筒軸的工作轉速為： nw=60×1000v

6、/(d)=60x1000x1.8/（3.14x350）=98.27r/min 取v帶傳動的傳動比為 i1=24 單級圓柱齒輪傳動比 i2=35 則：合理總傳動比 i =620 故：電動機轉速的可選范圍為： nd=inw =(620)x98.27=589.62r/min1965.4r/min符合這一范圍的同步轉速為750 r/min、1000 r/min、1500 r/min根據(jù)計算出的功率，由附表查出適用的電動機型號，數(shù)據(jù)參數(shù)及傳動比的情況見下表：電動機型號額定功率電動機的轉速 r/min傳動裝配總傳動比Pw/kW固定轉速滿載轉速Y160M2-85.57507207.32Y132M2-65.5

7、10009609.76Y132S-45.51500144014.65為了使得電動機與傳動裝置的性能均要求不是過高，故擇中選用Y132S-4。4傳動裝置運動及動力分析4.1分配傳動裝置的傳動比：根據(jù)電動機的滿載轉速nm和工作機構主動軸的轉速nw求得總傳動比： i0=nm/ nw =1440 /98.27=14.65 由工程經(jīng)驗知分配傳動比除了滿足i1=24、i2=35外，還應該滿足i1i2。故?。篤帶傳動比為i1=3 齒輪傳動比為i2= i0/ i1=4.884.2軸的轉速：0 n0=1440r/min 軸 n= nd/ni=1440/3=480r/min 軸 n= n/i2 =480/4.88

8、=98.36r/min 軸即為工作機構卷筒軸： n=nw4.3軸的輸入功率：0 P0=Pd=4.11KW軸 P= P0帶=4.11x0.96=3.9456kw 軸 P= P齒輪軸承=3.9456x0.97x0.98=3.7507KW 卷筒軸的輸出功率Pw為： Pw= P聯(lián)軸器軸承=3.7507x0.99x0.98=3.6389KW4.4軸的轉矩： 電動機軸： Td=9550×Pd/nm=9550x4.11/1440=27.257N.m軸 T=9550×P/n=9550x3.9456/480=78.501N.m 軸 T=9550×P/n=9550x3.7507/98

9、.36=364.16N.m 卷筒軸 Tw=9550×Pw/nw=9550x3.6389/98.36=353.31N.m（ 計算數(shù)值列表如下：軸號功率PkW轉矩TN·m轉速nr·min-1轉動比效率電動機軸4.1127.257144030.96軸3.945678.5014804.880.95軸3.7507364.1698.361.000.91卷筒軸3.6389353.3198.36 5傳動零件的設計計算5.1帶傳動的設計：求計算功率： 根據(jù)任務書所述要求及所選電動機查表13-8得工作系數(shù)KA=1.2，固有:PC=Pe·KA =1.2x5.5=6.6KW選V

10、帶型號： 由于此處傳動功率適中，考慮到成本，故選用普通V帶。根據(jù)PC=6.6kW、na=1440 r/min。查圖13-15(教材)，可得該交點位于A型區(qū)域，故選用A型V帶。5.1.1求大小帶輪基準直徑：5.1.2確定小帶輪直徑查表13-9可知d175mm(帶輪直徑不可過小，否則會使帶的彎曲應力過大)，稍比其最小值大即可，故取d1=100 mm。由此：d2= d1 il (1-),取=0.02d2=i帶d1(1-)=3x100(1-0.02)=294mm 由表13-9下方帶輪直徑推薦值尋其最近值得d2= 300mm，實際傳動比i ”=d2 / d1 (1-)=3.06，其誤差:w1=(|i1-

11、 i”|/ i1)×100%=2.04%5%，故滿足誤差范圍。5.1.3驗算帶速： v=d1 n0/60×1000=3.14x100x1440/(60x1000)=7.536m/s在v=525 m/s內(nèi)，適合。5.1.4求V帶基長與中心距a:初步估算中心距:a0=1.5(d1+ d2)=1.5×(100+300)=600mm為圓整計算，取a0=600 mm(滿足0.7（d1+ d2）a02(d1+ d2)帶長：L0=2a0+(d1+d2)/2+(d2-d1)2/4a0=1844.667 mm查表13-2，對于A型帶選用帶長Ld=1800 mm再反求實際中心距aa0

12、+(Ld-L0)/2=577.67 mm5.1.5驗算小輪包角： a1=180°-(d2-d1)×57.3°/a=160.16°120°，合適。5.1.6求V帶根數(shù)z：由z=Pc/(P0+P)KaKL。此處n0=1440 r/min，d1=100 mm查表13-3得P0=1.1324kW 。根據(jù)i”=3.06,查表13-5得P=0.17。由a1=160.16°查表13-7得Ka=0.95，查表13-2 KL=1. 01。故：z=6.6 /(1.1324+0.17)x0.96×0.95=5.57，取整z=65.1.7求作用在帶

13、輪軸上的壓力FQ:在v帶傳送中，若預緊力F0過小，已出現(xiàn)打滑；反之，預緊力過大，則降低帶的壽命。查表13-1得q=0.1 kg/m ，單根v帶的預緊力計算：F0=500xPCX (2.5/Ka-1)/ (zv)+qv2 =500x6.6x（2.5/0.95-1）/(6x7.536)+0.1x7.5362=124.76N 作用在軸上的壓力：FQ=2zF0sin(a1/2)=2x6x124.76xsin(160.16°/2)=1474.74N5.1.8 V帶輪寬度的確定： 查表13-10得A型帶輪e=15±0.3，min=9，固有帶輪寬度:B=（z-1）e+2min，故取B=9

14、3 mm將所涉及的帶輪傳動參數(shù)列表如下：V帶輪型號A 型長度Ld1800 mm根數(shù)z6 根中心距a577.67 mm帶輪直徑dd1=100 mm,d2=300 mm寬度B93 mm安裝預緊力F0F0=124.76 N帶輪軸上的壓力FQFQ=1474.74N實際傳動比i”i”=3.065.2 齒輪傳動的設計計算：5.2.1選擇材料及確定許用應力：齒輪材料熱處理HBS小齒輪45鋼調(diào)制處理250大出輪45鋼正貨處理2005.2.1確定材料需用接觸應力根據(jù)表：HBS1=250，HBS2=200，兩齒輪材料的接觸疲勞極限應力分別:Hlim1=480+0.93x(250-135)=586.95MPaHli

15、m1=480+0.93x(200-135)=540.45MPa由表課本11-5則有：SHlim=1.25,SHlim=1.6，則兩齒輪材料的許用應力為：H1=Hlim/ SHlin=610/1.25=488MPa； H2=Hlim/ SHlin=400/1.25=320MPa；5.2.2小齒輪分度圓與轉矩根據(jù)設計準則，按齒面接觸疲勞進行設計，則小齒輪分度圓最小直徑 2KT(+1)(ZH+ZE)/ ( H22d)1/3 小齒輪的轉矩T T=9550xP1/n2=9550x3.9456/480=78.501N.m5.2.3計算確定齒輪模數(shù)m 設齒輪按8級精度制造，由表課本11-3，由原動機內(nèi)電動機

16、工作記為帶式輸送機，載荷平衡，齒輪在兩軸承見對成分布。則K=1.2。由表11-4 ZE=188，取d=1；H=540.45MPa,ZH=2.5，又有圓柱齒輪傳動比i=4.88，帶入公式有： d155.61mm 又：a=(1+ )d1/2 =55.61(1+4.88)/2=163.4934mm m=(0.0070.02)a=1.143.26 查課本表4-1，取m=2 F1=PE/ SFlin=342 MPa； F2=PE/ SFlin=238 MPa。5.2.4幾何尺寸設計計算：齒數(shù)： Z1=d1/m=55.61/2=27.805 取Z1=25 Z2= Z1=4.88x25=122 取Z2=12

17、2 中心距： a=（Z1+Z2）m/2=(25+122)x2/2=147mm 齒輪寬度： b2=d1=1x50=50mm b1= b2+（510）=5560mm 取b2=55mm5.2.4校核齒根彎曲疲勞強度 F=(2KT1/bd1m)xYFxYS 由課本圖11-8，圖11-9則: Z1=25時 YF1=2.73 YS1=1.59 Z1=122時 YF1=2.20 YS1=1.84 由課本表11-1，兩齒輪材料的彎曲疲勞應力分別為：【F1 】=470MPa 【F2 】=330MPa由此則： F1= (2KT1/bd1m)xYFxYS =61.8MPa<【F1 】=470MPa F1= (

18、2KT1/bd1m)xYFxYS =59.4MPa<【F2 】=330MPa所以，兩齒輪齒根彎曲疲勞強度均滿足要求。5.2.5齒輪其他尺寸計算分度圓直徑： d1=mZ1=2x25=50mm d2=mZ1=2x122=244mm齒頂圓直徑： da1=d1+2ha=55mm da2=d2+2ha=249mm齒根圓直徑： df1=d1-2hf=45mm df2=d2-2hf=239mm中心距： a=147mm齒寬： b1= 55mm b2=50mm5.2.6選擇齒輪精度等級齒輪圓周速度： V1=n1d1/60000=2.256m/s由課本表11-2，選8級。 齒輪傳動設計的基本參數(shù)：齒數(shù)分度圓

19、直徑齒寬模數(shù)實際傳動比中心距小齒輪25505524.88147大齒輪122244506減速器箱體基本尺寸設計：查設計基礎表12.1經(jīng)驗公式，及結果列于下表。名稱符號 計算方式結果（mm）底座壁厚0.025a+58箱蓋壁厚10.02a+58底座上部凸圓厚度b11.5112箱蓋凸圓厚度b1.5112底座下部凸圓厚度b22.5120箱座上的助板厚度m0.85m8箱蓋上的助板厚m0.851m8凸臺的高度h有結構要求確定16地腳螺釘?shù)闹睆絛f0.036a+1216（M16）地腳螺栓數(shù)目n 4軸承座聯(lián)接螺栓直徑d10.75 df12（M12）箱座與箱蓋聯(lián)接螺栓直徑d2(0.50.6) df12（M12）軸

20、承蓋固定螺釘直徑d3(0.40.5) df10（M10）連接螺栓d2的間距L(150l200)150大齒輪頂圓與箱體內(nèi)壁的距離1>1.212箱體內(nèi)壁與齒輪端面距離2>14視孔蓋固定螺釘直徑d4(0.30.4) df6（M6）定位銷直徑d（0.70.8）d28（M8）6.1螺釘螺栓到箱體外避距離： 查表12-2得：d、d1、d2 至箱體外壁距離為：C1, =22mm,C1,1=18mm,C1,2=14mm；d、d1、d2 到凸緣邊緣距離C2,=20mm,C2,1=16mm,C2,2=12mm ；軸承旁凸臺半徑：R1,=C2,=20mm，R1,2=C1.2=14mm ；箱體外壁至軸承端

21、面距離：l1=C1,1+C2,1+(510)=18+16+8=42mm。6.2視孔蓋由于單級減速器中心距為147mm，則有課程設計書表12.4得視孔蓋長l1=120mm，橫向螺栓分布距離l2=150mm，視孔蓋寬300mm，縱向螺栓分布距離b2=150mm，螺栓孔直徑，孔數(shù)4個。7軸的設計7.1估算軸的最小直徑選取軸的材料和熱處理方法，并確定軸的許用應力， 由已知條件，選用45鋼調(diào)質(zhì)處理。HBS230240，根據(jù)教材公式，取A0=118，則：A0 (P1/n1)1/3=23.8mm 考慮帶輪的機構要求和軸的剛度，取裝帶輪處軸徑dmin=25mm。 7.2軸的結構設計據(jù)高速軸上所需安裝的零件，可

22、將其分為7段，以d1、d2、d3 、d4、 d5、 d6表示各段的直徑，以x1、x2、x3 、x4、 x5、 x6 表示各段的長度。（d1處安裝大帶輪，d2處安裝軸承端蓋，d3處安裝一號軸承與套筒，d4處安裝小齒輪，d7處安裝二號軸承） 7.2.1徑向尺寸：根據(jù)常用結構，取d1=dmin=25 mm； 孔（大帶輪）倒角推薦值為1mm，故取:d2=d1+(1+0.5)x2=27mm氈圈系列中要求的軸徑均為0、5圓整數(shù)，故此修正為, d2=30mm選軸承為6207型號軸承，取所選軸承內(nèi)徑為35mm，且軸承寬度B=17mm，故取d3=35 mm；為方便加工測量，取d4=45mm（此也為小齒輪內(nèi)孔直徑

23、），由于齒輪齒根圓直徑為45mm，則直接把齒輪做在軸承上面，套筒安裝d3上面，即有：da=5d3 =35mm對齒輪內(nèi)孔倒角2mm，故取:d5=d4+(1.6+1.5)x2=47.2mm（取50mm）由于對稱分布故:D6=d3=35 mm7.3.1軸向尺寸：根據(jù)大帶輪的內(nèi)孔寬:L=(1.52)d1=4560mm為防止由于加工誤差造成的帶輪晃動，取x1=42mm承潤滑方式.：V軸承= d3x n1=35x480=19200mm.r/min(1.52)x105 mm.r/min故選取脂潤滑方式,為防止箱體內(nèi)部潤滑油漸到軸承上沖走潤滑脂，將軸承與箱體內(nèi)壁距離取大于8mm（由于所選套筒長度25mm，故軸

24、承端面面到箱體內(nèi)壁的距離取14mm），為適宜齒輪傳動時散熱，取齒輪距箱體內(nèi)壁為810mm（此取10mm）,故有:x3=10+14+B=41mm；套筒檔齒輪時，為保證精度取:X4= b1+11mm=66mm故同時將x3修正為x3=47mm,軸環(huán)取58mm，故取x5=5mm.由于安裝時齒輪箱體軸承均對稱分布，還有軸承，則取:x6=32mm（包括越程槽尺寸）x2=45 mm 主動軸的各軸徑及各長度：各軸段1234567軸徑（mm）25303545505040長度（mm）42454766532主動軸的零件草圖： 7.3.4按彎扭合成應力校核軸的強度7.3.4.1計算作用在軸上的力 小齒輪受力分析 圓周

25、力： Ft1=2T1/d1=2x78501/50=3140N 徑向力： Fr1= Ft1 tan20°=3140xtan20°=1143N 根據(jù)前軸結構設計可得：帶輪中心到另一軸承的距離： K= B/2+x2+ L/2=9+83+30=122mm 一號軸承到齒輪中心的距離： L2=B/2+10+14+ b1/2=86.5mm 齒輪中心到二號軸承中心的距離L1= L2=86.5mm 有兩軸承中心距為：L= L2+ L1=173mm7.3.4.2計算支反力 根據(jù)受力分析，有：Flv+F2v= Fr，F(xiàn)lv=F2v（齒輪兩軸承中心）。得： Flv=F2v= Fr/2=571.5N

26、水平面： FlH= F2H= Ft1 /2=1570N帶輪對軸的作用力FQ在指點產(chǎn)生的反力：F1.f=FQxk/L=1474.74x122/173=1040NF2.f= F1.f+FQ=1040+1474.74=2514.74N7.3.4.2 作彎矩圖 垂直面彎矩： MAV= F2v x L1/2=24.72(N.m)水平面彎矩： MaH= FlHL2/2=67.9 (N.m) FQ力產(chǎn)生的彎矩： Mzf=FQk=1474.74x122=179.92(N.m)合成彎矩： Ma= MaFQ +(M2av+M2aH)1/2=162.22 (N.m) 折合當量彎矩： 由前算出T1 =78.501N.

27、m, “由轉矩性質(zhì)而定的折合系數(shù)”知，故：Mae=(M2a+(aT12 )1/2=173.24N.mMbe=(M22f+(aT12 )1/2=189.92N.m7.3.4.4計算危險截面處軸的許用直徑：由（圖1）知軸上安裝小齒輪的截面為危險截面，可得：dmin=(Mae/(0.1-1 b) /13=30.6mm45mm。由此可知，此軸安全。7.4低速軸的設計7.4.1選擇軸的材料、熱處理方式：由于無特殊要求，選擇最常用材料45鋼，調(diào)制處理。強度極限：B=650MPa；屈服極限：s=360MPa；彎曲疲勞極限：-1=300MPa。彎曲需用應力（靜）-1b=60MPa。7.4.2初步估算軸最小直徑

28、： 根據(jù)教材公式，取A0=118，則dminA0 (P2/n2)1/3由前計算可知：，故dmin39.7mm，由于開了一個鍵槽，故取dmin=50mm。7.4.3軸的結構設計：根據(jù)低速軸上所需安裝的零件，可將其分為7段，以d1、d2、d3 、d4、 d5、 d6 、d7 表示各段的直徑，以x1、x2、x3 、x4、 x5、 x6 、x7表示各段的長度。（d1處安裝聯(lián)軸器，d2處安裝軸承端蓋，d3處安裝三號軸承與套筒，d4處安裝大齒輪，d7處安裝四號軸承）7.4.3.1徑向尺寸：聯(lián)軸器的初步選擇：根據(jù)低速軸的計算轉矩可選用凸緣聯(lián)軸器，型號為“GYS6型凸緣聯(lián)軸器Y50x112/J150x84GB

29、/T5843-2003”，可得其軸孔直徑為，深孔長度為L=112mm。根據(jù)上所選聯(lián)軸器，取d1=45mm；根據(jù)密封氈圈的標準，取d2=50mm；根據(jù)此處尺寸選擇6211型號軸承選軸承內(nèi)徑為55mm，外徑為100mm，且軸承寬度B=21mm，故取d3=55mm；為方便測量取d4=60mm，套筒在3上面，故:da=55mm；知倒角倒圓推薦值為： 孔（大齒輪）倒角推薦值為2mm，故取:d5=d4+(2+1.5)x2=64mm方便設計，d6=5mm為對稱分布，故取: d7=d3=55mm。7.4.3.2軸向尺寸：確定軸承潤滑方式：V軸承= d3x n”1=55x480=28800mm.r/min(1.

30、52)x105 mm.r/min故選取脂潤滑方式。根據(jù)上定箱體兩內(nèi)壁間的寬度可算得大齒輪到箱體內(nèi)壁的距離為12.5mm, 為防止箱體內(nèi)部潤滑油漸到軸承上沖走潤滑脂，將軸承與箱體內(nèi)壁距離取大于8mm（為套筒尺寸此取27.5mm），故有:x3=12.5+27.5+B=61mm為保證精度取x4= b2-（23mm）=48mm。，故同時將修正為x3=64mm；軸環(huán)取58mm，故取x5=5mm；由于安裝時齒輪箱體軸承均對稱分布， x6=12.5+27.5- x5=35mm，x7=B=21mm（包括越程槽尺寸）軸承到端蓋內(nèi)壁的距離x= l1+-27.5-B=8.5mm，由于軸承外徑為110mm故，選端蓋螺

31、釘為M10，由公式得軸承端蓋厚度e=1.2 d3=9.6=1mm，可取A級M8非全螺線l=40mm的螺栓（即GB/T5782M10x40）此時取端蓋到大帶輪的扳手空間為: x”=l+k+(35mm)=50mm，故此取x2= X +x”+e=70mm。由上選聯(lián)軸器可知: X1=L=112mm.主動軸的各軸徑及各長度： 各軸段1234567軸徑（mm）50555560646055長度（mm）1127064485526從動軸的零件草圖：7.4.4計算7.4.4.1計算作用在軸上的力 小齒輪受力分析 圓周力： Ft2=2T2/d2=2x364160/244=2984.91N 徑向力： Fr2= Ft2

32、 tan20°=2984.91xtan20°=1086.4N 根據(jù)前軸結構設計可得：帶輪中心到另一軸承的距離： K= B/2+x2+ L/2=11+70+56=137mm 一號軸承到齒輪中心的距離： L2=B/2+12.5+27.5+ b2/2=76mm 齒輪中心到二號軸承中心的距離L1= L2=76mm 有兩軸承中心距為：L= L2+ L1=152mm7.4.4.2 計算支反力 根據(jù)受力分析，有：Flv+F2v= Fr，F(xiàn)lv=F2v（齒輪兩軸承中心）。得： Flv=F2v= Fr/2=543.2N水平面： FlH= F2H= Ft1 /2=1492.45N7.4.4.3

33、 作彎矩圖 垂直面彎矩： MAV= F2v x L1/2=20.64(N.m) 水平面彎矩： MaH= FlHL2/2=56.71 (N.m) 折合當量彎矩： 由前算出T1 =364.16N.m, “由轉矩性質(zhì)而定的折合系數(shù)”知，故Mae=(M2a+(aT22 )1/2=391.58N.m， 軸的結構圖見零件圖所示 8鍵連接的選擇根據(jù)工程經(jīng)驗，此處無特殊要求，故均選用A型平鍵連接。8.1帶輪處鍵連接：由于此處軸徑為30mm，選用b=8mm,h=7mm， L=1890mm，由于此處轉矩不大，選取鑄鐵為材料，故由表下的L系列選取L=36mm，即8x36GB/T1096-2003。對平鍵進行強度校核：其許用擠壓應力為p=5060MPa（輕微沖擊），根據(jù)公式得：p=4T1/dh(L-2b)= 4x78.501/(30x7(36-2x8)=0.0747MPap=5060MPa故符合要求。8.2小齒輪處鍵連接：由于此處軸徑為45mm，選用b=14mm,h=9mm， L=36160mm，由于此處轉矩不大，選取鑄鐵為材料，故由表下的L系列選取L=90mm，即14x90GB/T1096-2003。對平鍵進行強度校核：其許用擠壓應力為p=5