目錄1引言22傳動裝置的總體設(shè)計321電動機(jī)的選擇3211電動機(jī)類型的選擇3212電動機(jī)功率的確定3213確定電動機(jī)轉(zhuǎn)速322總傳動比的計算和分配各級傳動比423傳動裝置的運(yùn)動和動力參數(shù)計算43傳動零件的設(shè)計計算531第一級齒輪傳動的設(shè)計計算532第二級齒輪傳動的設(shè)計計算104箱體尺寸計算與說明155裝配草圖的設(shè)計1651初估軸徑1652初選聯(lián)軸器1753初選軸承1754潤滑及密封186軸的設(shè)計計算及校核1861中間軸的設(shè)計計算及校核1862低速軸的設(shè)計計算及校核217滾動軸承的選擇和計算2571高速軸軸承的計算2572中間軸軸承的計算2673低速軸軸承的計算278鍵連接的選擇和計算2881高速軸與聯(lián)軸器鍵聯(lián)接的選擇和計算2882中間軸與小齒輪鍵聯(lián)接的選擇和計算2883中間軸與大齒輪鍵聯(lián)接的選擇和計算2884低速軸與齒輪鍵聯(lián)接的選擇和計算2985低速軸與聯(lián)軸器鍵聯(lián)接的選擇和計算299減速器附件的選擇及說明2991減速器附件的選擇2992減速器說明3010結(jié)論30參考文獻(xiàn)31全套CAD圖紙，聯(lián)系153893706帶式運(yùn)輸機(jī)傳動裝置的設(shè)計西南大學(xué)工程技術(shù)學(xué)院2009級機(jī)械設(shè)計制造及其自動化2班1引言機(jī)械設(shè)計課程是培養(yǎng)學(xué)生機(jī)械設(shè)計能力的技術(shù)基礎(chǔ)課。機(jī)械設(shè)計課程設(shè)計是機(jī)械設(shè)計課程的重要實(shí)踐教學(xué)環(huán)節(jié)，其基本目的是1）通過課程設(shè)計，綜合運(yùn)用機(jī)械設(shè)計課程和其他先修課程的理論和實(shí)際知識，培養(yǎng)分析和解決實(shí)際問題的能力，掌握機(jī)械設(shè)計的一般規(guī)律，樹立正確的設(shè)計思想；2）學(xué)會從機(jī)器功能的要求出發(fā)，合理選擇執(zhí)行機(jī)構(gòu)和傳動機(jī)構(gòu)的類型，制定傳動方案，合理選擇標(biāo)準(zhǔn)部件的類型和型號，正確計算零件的工作能力，確定其尺寸、形狀、結(jié)構(gòu)及材料，并考慮制造工藝、使用、維護(hù)、經(jīng)濟(jì)和安全等問題，培養(yǎng)機(jī)械設(shè)計能力；3）通過課程設(shè)計，學(xué)習(xí)運(yùn)用標(biāo)準(zhǔn)、規(guī)范、手冊、圖冊和查閱科技文獻(xiàn)資料以及計算機(jī)應(yīng)用等，培養(yǎng)機(jī)械設(shè)計的基本技能和獲取有關(guān)信息的能力。在本課程設(shè)計中用計算機(jī)繪圖或手工繪圖都能達(dá)到以上要求，但是由目前發(fā)展趨勢應(yīng)盡量采取計算機(jī)繪圖。2傳動裝置的總體設(shè)計21電動機(jī)的選擇211電動機(jī)類型的選擇Y系列三相異步電動機(jī)212電動機(jī)功率的確定工作機(jī)效率1W傳動裝置各部分的效率，查表178級精度齒輪傳動效率097齒彈性聯(lián)軸器傳動效率099L齒式聯(lián)軸器傳動效率099球軸承傳動效率099（一對）球1球軸承傳動效率099（一對）2球球軸承傳動效率099（一對）球3099099097099097099099089L球1齒2球齒球工作機(jī)所需輸入功率48056WFVPKW所需電動機(jī)功率674089WD213確定電動機(jī)轉(zhuǎn)速601012547/MINWVNRD查表132，得圓柱齒輪傳動比常值為35，故電動機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍2123539/IWIR對Y系列電動機(jī)，通常多選用同步轉(zhuǎn)速為1000R/MIN或1500R/MIN的電動機(jī)，如無特殊需要，不選用低于750R/MIN的電動機(jī)。查表121，選用Y160L8,額定功率75KW,滿載轉(zhuǎn)速為720R/MIN，D42MM，E110MM。22總傳動比的計算和分配各級傳動比傳動裝置的總傳動比要求為7201584MWNI又由于取122,3,III124I解得59823傳動裝置的運(yùn)動和動力參數(shù)計算（1）各軸轉(zhuǎn)速720/MINNR21/70/45917/MINIR3/15384NIR（2）各軸功率674KW1DPL0967674099097641KW2球1齒KW3球2齒415（3）各軸轉(zhuǎn)矩11950/567/20847TPNNM229139133/53傳動零件的設(shè)計計算31第一級齒輪傳動的設(shè)計計算計算及說明結(jié)果1選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)1）由于斜齒輪嚙合性能好，傳動平穩(wěn)，噪聲小，重合度大，承載能力強(qiáng)，故第一級選用斜齒圓柱齒輪傳動2）運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，由表104可選用8級精度3）由表101選擇小齒輪材料為40CR（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS4）初選小齒輪齒數(shù)為20，則大齒輪齒數(shù)1Z，圓整取9220598Z25）初選螺旋角52按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計按教材公式1021試算，即21132THETDKTZU（1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值1）試選載荷系數(shù)13T選用斜齒圓柱齒輪8級小齒輪40CR（調(diào)質(zhì)），280HBS大齒輪45鋼（調(diào)質(zhì)），240HBS20，921Z2513TK2）由圖1030選取區(qū)域系數(shù)243HZ3）由圖1026查得076，087，12故0760871634）由表107選取齒寬系數(shù)1D5）由表106查得材料的彈性影響系數(shù)EZ1289MPA6）由圖1021D按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限150HLINA2LINP7）由式1013計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)916072018365201HNJL92145I8）由圖1019查得接觸疲勞壽命系數(shù)，108HNK2093HN9）計算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1，安全系數(shù)S1，由式1012得1LIM086572HNMPAS2LI2931K541751H（2）計算1）試計算小齒輪分度圓直徑直徑，由公式計算1TD得231328471059438946175TDM243HZ1631DEZ1289MPA1650HLINA2LIP9120N84，10HNK2935417HMPA49941TD2）計算圓周速度134972018/606TDNVMS3）計算齒寬及模數(shù)BNT149COSCOS15240DTNTBMZ4）計算齒寬與齒高之比BH齒高225225241542HNTM921B95425）計算縱向重合度1038TAN03812TAN5170DZ6）計算載荷系數(shù)K已知使用系數(shù)1由188M/S,8級精度，由圖AV108查得動載荷系數(shù)105V由表103查得12HFK由表104用插值法查得8級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，45H由圖1013查得138FK故載荷系數(shù)10521483AVH7）按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式1010A得1331849597TTKDMV18/MSB49NT21M542H921B1701AK105V12HFK45H138FK1831D597M8）計算模數(shù)NMN1COSDZ597COS1270M3按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計由式1017213COSFASNDKTYMZ（1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值1）由圖1020C查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的彎曲強(qiáng)度極限50FEMPA2380FEMPA2）由圖1018查得彎曲疲勞壽命系數(shù)128,08FNFNK3）計算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)S14，由式1012得108530574FNEMPAS22286K4）計算載荷系數(shù)10513AVF5）根據(jù)縱向重合度，由圖1028查得螺旋7角影響系數(shù)8Y6）計算當(dāng)量齒數(shù)1332019COS5VZ2338VZ7）查取齒形系數(shù)NM270150FEPA2381FNK201F357MPA286K108Y1VZ298127FAY8由表105查得；127FAY218FA8）查取應(yīng)力校正系數(shù)由表105用插值法得；15SA279SAY9）計算大、小齒輪的并加以比較F12750143FASY2896FAS大齒輪的數(shù)值較大（2）設(shè)計計算322316847108COS1506186NMM對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算的法面模數(shù)大于齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算的法面模數(shù)，取2NN已可滿足彎曲強(qiáng)度。但為了同時滿足接觸疲勞強(qiáng)度，M需按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑5597來計1DM算應(yīng)有的齒數(shù)，圓整取1COS597COS2703NDZM27；1，圓整取124214592713ZI2Z4幾何尺寸計算（1）計算中心距，圓整取12712456327COS5COSNZMAM157SAY29104FASY26FASN227，1241Z2157AM157AM（2）按圓整后的中心距修正螺旋角“122714RCOSARCOS5328NZ（3）計算大、小齒輪的分度圓直徑1“275614COS38NZMDM2“4N（4）計算齒輪寬度156415DBM圓整后取；B20“153281D564M278165B20M32第二級齒輪傳動的設(shè)計計算計算及說明結(jié)果1選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)1）該級為低速級齒輪傳動，選用直齒圓柱齒輪傳動2）運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器，速度不高，由表104可選用8級精度3）由表101選擇小齒輪材料為40CR（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS4）初選小齒輪齒數(shù)為25，則大齒輪齒數(shù)1Z25382Z2按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計由設(shè)計計算公式109A進(jìn)行試算選用直齒圓柱齒輪8級小齒輪40CR（調(diào)質(zhì)），280HBS大齒輪45鋼（調(diào)質(zhì)），240HBS25，821Z222131TETDHKTZUD（1）確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值1）試選載荷系數(shù)13T2）由表107選取齒寬系數(shù)1D3）由表106查得材料的彈性影響系數(shù)EZ1289MPA4）由圖1021D按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限1650HLINA2LINP5）由式1013計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)8126015728365401HNJL824403I6）由圖1019查得接觸疲勞壽命系數(shù)，109HNK29HN7）計算接觸疲勞許用應(yīng)力取失效概率為1，安全系數(shù)S1，由式1012得1LIM0936504HNMPAS2LI217K（2）計算1）試計算小齒輪分度圓直徑直徑，代入中1TDH較小的值22131TETDHKTZUD13TK1DEZ1289MPA1650HLIN2LIPA1N84023109HNK241H6045MPA2710364TDM23318902819257064M2）計算圓周速度12310645708/TDNVMS3）計算齒寬B1DTB4）計算齒寬與齒高之比H模數(shù)10364152TTMMZ齒高593TH1111B1036495）計算載荷系數(shù)根據(jù)，8級精度，由圖108查得動載V/MS荷系數(shù)102K直齒輪，1HF由表102查得使用系數(shù)AK由表104用插值法查得8級精度、小齒輪相對支承非對稱布置時，1469H查圖1013得37FK故載荷系數(shù)10246918AVH6）按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式1010ATKDMV085/MSB1364TM415H931111B102VK1HFAK1469H37FK81D086M7）計算模數(shù)M1DZ08643523按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計由式105得彎曲強(qiáng)度的設(shè)計公式為213FASDYKTMZ（1）確定公式內(nèi)的各計算值1）由圖1020C查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的彎曲強(qiáng)度極限50FEMPA2380FEMPA2）由圖1018查得彎曲疲勞壽命系數(shù)128,091FNFNK3）計算彎曲疲勞許用應(yīng)力取彎曲疲勞安全系數(shù)S14，由式1012得108531429FNEMPAS2297K4）計算載荷系數(shù)102319AVF5）查取齒形系數(shù)由表105查得；16FAY2FA6）查取應(yīng)力校正系數(shù)由表105用插值法得；159SA217SAY7）計算大、小齒輪的并加以比較F1265901334FASYM435150FEPA2381FNK2091F34MPA27139K126FAY159SA27Y103FAS258FASY2170584FASY大齒輪的數(shù)值大（2）設(shè)計計算32319781058025MM對比計算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算的模數(shù)大于齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計算的模數(shù)，取4已可滿足彎曲強(qiáng)度。但為了同時滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑10364來計算應(yīng)有1DM的齒數(shù)，圓整取2610364259DZM1Z，圓整取85218I24幾何尺寸計算（1）計算分度圓直徑12640DZM2853（2）計算中心距12042DAM（3）計算齒輪寬度1DB??；0B21054M26，851Z21D04M23A10BM25表1傳動零件設(shè)計計算數(shù)據(jù)表類型模數(shù)中心距材料齒數(shù)齒寬分度圓直徑小齒輪40CR2765MM56145MM第級大齒輪斜齒圓柱齒輪2MM157MM4512460MM257854MM小齒輪40CR26110MM104MM第級大齒輪直齒圓柱齒輪4MM222MM4585105MM340MM4箱體尺寸計算與說明表2箱體尺寸數(shù)據(jù)表名稱符號具體數(shù)值箱座壁厚8MM箱蓋壁厚18MM箱蓋凸緣厚度B12MM箱座凸緣厚度12MM箱座底凸緣厚度220MM地腳螺釘直徑FD20MM地腳螺釘數(shù)目N4軸承旁連接螺栓直徑116MM蓋與座連接螺栓直徑2D12MM軸承端蓋螺釘直徑3D10MM視孔蓋螺釘直徑46MM定位銷直徑D10MM、至外箱壁距離FD121C26MM、22MM、18MM、至凸緣邊緣直FD徑224MM、20MM、16MM軸承旁凸臺半徑1R20MM鑄造過渡尺寸、XY4MM、20MM大齒輪頂圓與內(nèi)箱壁距離110MM齒輪端面與內(nèi)箱壁距離29MM箱蓋、箱座肋厚、1M8MM、8MM箱體其他尺寸由后續(xù)計算與畫圖確定5裝配草圖的設(shè)計51初估軸徑（1）高速軸選取高速軸的材料為40CR，調(diào)質(zhì)處理。由教材表153取1100A331MIN067210PDAM由于此處要安放鍵，故該最小軸徑應(yīng)再放大7MINI17374由手冊表123查得機(jī)座號為160L的機(jī)座帶底腳，端蓋有凸緣的電動機(jī)軸伸直徑D42MM。高速軸的最小軸徑是安裝聯(lián)軸器處的直徑，可取。MIN30D（2）中間軸選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由教材表153取1100A此最小直徑是安裝軸承處的直徑，可取332MIN0641785PDAM。IN45（3）低速軸選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。由教材表153取1100A33MIN061548PDAM由于此處要安放鍵，故該最小軸徑應(yīng)再放大7，可取。MINI175107593MIN60D52初選聯(lián)軸器（1）高速軸聯(lián)軸器考慮到工作條件，高速軸采用彈性聯(lián)軸器較好。由教材表141取，則13AK，查手冊表87可知，選用LX3型彈性柱銷聯(lián)軸13847150CAATKNM器合適，其公稱轉(zhuǎn)矩為。半聯(lián)軸器軸孔直徑為30MM，軸孔長度為2CAT60MM，與軸配合長度為58MM，標(biāo)記為。60123J（2）低速軸聯(lián)軸器考慮到工作條件，低速軸采用非彈性聯(lián)軸器較好。由教材表141取，15AK則，查手冊表83可知，選用GIGL4型鼓形315291835CAATKNM齒式聯(lián)軸器合適，其公稱轉(zhuǎn)矩為。半聯(lián)軸器軸孔直徑為60MM，軸孔長0CAT度為107MM，與軸配合長度為105MM，標(biāo)記為。60175J53初選軸承（1）高速軸軸承第一級齒輪傳動是斜齒輪傳動，高速軸同時承受徑向力和軸向力作用，故采用角接觸球軸承，由于，考慮到軸向定位和軸承裝拆方便，應(yīng)將軸承內(nèi)徑MIN30D放大兩次，查手冊66初選0基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度級的角接觸球軸承7208AC，基本尺寸為。481DB（2）中間軸軸承中間軸也同時受到軸向力和徑向力作用，采用角接觸球軸承，由于，MIN45D考慮到軸向定位和軸承裝拆方便，應(yīng)將軸承內(nèi)徑放大兩次，查手冊66初選0基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度級的角接觸球軸承7309AC型，基本尺寸為。451025DDBM（3）低速軸軸承第二級齒輪傳動是直齒輪傳動，低速軸只受徑向載荷，故采用深溝球軸承，由于，考慮到軸向定位和軸承裝拆方便，應(yīng)將軸承內(nèi)徑放大兩次，查手冊MIN60D表61，初選0基本游隙組、標(biāo)準(zhǔn)精度級的深溝球軸承6015C型，基本尺寸為。75120DBM54潤滑及密封軸承采用脂潤滑，并設(shè)置擋油環(huán)；齒輪采用油池潤滑；在伸出與軸承端蓋之間采用氈圈密封。6軸的設(shè)計計算及校核61中間軸的設(shè)計計算及校核中間軸的受力情況如圖1計算齒輪受力第一級大斜齒輪受力分析（，）20N28“周向力238914757TTFND徑向力2TAN02TAN0148COSCS138“R軸向力2TT5697AFN第二級小直齒輪受力分析（）20周向力213891740TTD徑向力1TANTAN20915RFN2做出彎扭矩圖以軸左端為原點(diǎn)，經(jīng)簡化后各段長度分別為L1775MM，L293MM,L355MM水平方向120NHTTNHFF1212130TTNHLFL解得565889N486365N2垂直方向120NVRNVFF21211230RRANVDLFFL解得200384N41917NV彎矩圖如下扭矩T38991，扭矩圖如下2TNM（3）校核軸的強(qiáng)度載荷水平面H豎直面V支反力15689NHF248635NF,120384NVF2197NF彎矩3MM5MM總彎矩22485619846扭矩T389910NM根據(jù)教材式155及上表中數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取，軸的計算應(yīng)力（公式中）06301WD22223465894709CAMTMPAW由表151查得45鋼的許用彎曲應(yīng)力符合要求。16CA62低速軸的設(shè)計計算及校核低速軸的受力情況如圖（1）計算齒輪受力由作用力與反作用力可得27498TFN27915RFN2做出彎扭矩圖以軸左端為原點(diǎn)，經(jīng)簡化后各段長度分別為L184MM，L21545MM水平方向120NHTNHF21210TNHFL解得485737N264090N120NVRNVF21210RNVFL解得176794N96121NH彎矩圖如下扭矩T122359，扭矩圖如下3TNM（3）校核軸的強(qiáng)度載荷水平面H豎直面V支反力148573NHF26409NF,17694NVF2961NF彎矩01MM,850MM總彎矩224850917436扭矩T1223590NM根據(jù)教材式155及上表中數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力，取，軸的計算應(yīng)力（公式中）06301WD2222343655968CAMTMPAW由表151查得45鋼的許用彎曲應(yīng)力符合要求。10CA7滾動軸承的選擇和計算71高速軸軸承的計算查手冊表66可知角接觸球軸軸承7208AC的基本額定動載荷C352KN。（1）求兩軸承受到的徑向載荷和1RF2R由力與力矩平衡方程，求得兩軸承受力為又11226748,37639NHNVFF86097AEN左端承受到徑向載荷222114316798RNHVFN右端承受到徑向載荷2229743R（2）求兩端軸承的計算軸向力和1A2對于70000AC型軸承，由教材137查得派生軸向力068DRF110687698530DRFN224126R因?yàn)椋山滩氖?3121DAEF268097543AEFN2168ADFN又1543079R由教材表135有X041Y087而對于右端軸承2068ARF所以，X1Y0又由表136，取，則當(dāng)量動載荷為12PF120476980543108PN3因?yàn)樗园摧S承1來計算壽命12（3）計算軸承壽命116802年（式中）6631005261578HCLNP720/MIN,3R符合要求。72中間軸軸承的計算查手冊表66可知角接觸球軸軸承7309AC的基本額定動載荷C475KN。（1）求兩軸承受到的徑向載荷和1RF2R由力與力矩平衡方程，求得兩軸承受力為又11225689,03894347NHNVF6097AEN左端承受到徑向載荷2221158038960RNHVFN右端承受到徑向載荷2224631471R（2）求兩端軸承的計算軸向力和1A2F對于70000AC型軸承，由教材137查得派生軸向力068DRF1106860324819DRFN22756R因?yàn)椋山滩氖?31212DAEDF4089AFN2160749316DAEN又所以，取X1Y01068ARF而對于右端軸承249316087AR由教材表135有X041Y087又由表136，取，則當(dāng)量動載荷為12PF1260370386PN4849175246因?yàn)樗园摧S承2來計算壽命12（3）計算軸承壽命116802年（式中）66320104750265HCLNP157/MIN,3R符合要求。73低速軸軸承的計算（1）求兩軸承受到的徑向載荷和1RF2R，48573NHF17694NV，260922221148573169451RNHVFN2220803R由于低速軸不受軸向載荷，且由教材表135知深溝球軸承最小E值為022，即所以，取X1Y0ARFE又由表136，取，則當(dāng)量動載荷為12PF12569093PN8374因?yàn)樗园摧S承1來計算壽命12（2）計算軸承壽命116802年（式中）663100429518HCLNP48/MIN,3R符合要求。8鍵連接的選擇和計算81高速軸與聯(lián)軸器鍵聯(lián)接的選擇和計算鍵將軸端與聯(lián)軸器連接起來，選用圓頭平鍵，軸徑D30MM，查手冊表41應(yīng)選鍵的截面尺寸為，此段軸長為58MM,取鍵長L50MM，由教材式6187BHM有，式中K05H35MM，LLB50842MM312040125PTMPAKLD又由教材表62查得許用應(yīng)力，該鍵強(qiáng)度滿足要求。0PP82中間軸與小齒輪鍵聯(lián)接的選擇和計算此處選用圓頭平鍵，軸徑D48MM,查手冊表41應(yīng)選鍵的截面尺寸為，此段軸長為108MM,鍵長取L100MM，由教材式61有149BHM，式中K05H45MM，LLB1001486MM32081049856PTMPAKLD又由教材表62查得許用應(yīng)力，該鍵強(qiáng)度滿足要求。102PP83中間軸與大齒輪鍵聯(lián)接的選擇和計算此處選用圓頭平鍵，軸徑D48MM,查手冊表41應(yīng)選鍵的截面尺寸為，此段軸長為108MM,鍵長取L56MM，由教材式61有149BHM，式中K05H45MM，LLB561442MM320810596542PTMPAKLD又由教材表62查得許用應(yīng)力，該鍵強(qiáng)度滿足要求。102PP84低速軸與齒輪鍵聯(lián)接的選擇和計算此處選用圓頭平鍵，軸徑D80MM，查手冊表41應(yīng)選鍵的截面尺寸為，此段軸長為103MM,取鍵長L90MM，由教材式61有214BHM，式中K05H7MM，LLB902268MM3025906478PTMPAKLD又由教材表62查得許用應(yīng)力，該鍵強(qiáng)度滿足要求。102PP85低速軸與聯(lián)軸器鍵聯(lián)接的選擇和計算鍵將軸端與聯(lián)軸器連接起來，選用圓頭平鍵，軸徑D60MM，查手冊表41應(yīng)選鍵的