PAGEPAGE3機械設計基礎課程設計說明書學院：能源與動力工程專業(yè)：新能源科學與工程班級：新能源23-2學生姓名：張志強2024年12月9日機械設計基礎課程設計任務書班級新能源23-2數(shù)據(jù)組號14姓名張志強設計題目：風力機一級圓柱直齒輪變速器傳動方案簡圖：設計原始數(shù)據(jù)：數(shù)據(jù)編號（組）12345678910風力機主軸的功率P(W)2200221022202230224022602270228022902300風力機主軸的圓周速度V(m/s)1.11.11.11.11.11.21.21.21.21.2風力機主軸的直徑D(mm)200202204206208210212214216218設計原始數(shù)據(jù)：數(shù)據(jù)編號（組）11121314151617181920風力機主軸的功率P(W)2310232023302340235022602270228022902300風力機主軸的圓周速度V(m/s)1.31.31.31.31.31.41.41.41.41.4風力機主軸的直徑D(mm)221222223224225226227228229230工作條件：風力機連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，工作時有輕微振動，空載起動，使用年限8年（設每年工作300天），單班制工作，每班工作8小時，風力機主軸的圓周速度允許誤差為±5％設計工作量：1．變速器裝配圖1張（A1紙打印）2．設計說明書1份（應包含設計的主要內(nèi)容）（A4紙打?。┠夸浺弧㈦妱訖C的選擇5

二、計算總傳動比并分配各級傳動比5

三、各軸運動參數(shù)和動力參數(shù)的計算6

四、齒輪傳動的設計6

五、軸的設計9

六、軸承的選擇與校核13

七、鍵的設計與校核15

參考資料16一、電動機的選擇計算步驟設計計算與內(nèi)容設計結(jié)果選擇電動機的結(jié)構(gòu)形式。

電動機的功率計算。

電動機型號的選取。

按照工作要求和條件選用Y系列一般用途的全封閉自扇式籠型三相異步電動機。

風力機主軸的功率Pw：Pw=2340W=2.34kW因此，所需電動機的輸出功率P0：P0=Pw/η總根據(jù)傳動方案簡圖，η帶=0.96η齒輪=0.98η聯(lián)軸器=0.99η風力機主軸=0.96η軸承=0.99η總=η帶η齒輪η聯(lián)軸器η風力機主軸η軸承η軸承

=0.96×0.98×0.99×0.96×0.99×0.99

=0.876P0=Pw/η總=2671.233W=2.671kW電動機的額定功率Pd：

Pd=(1~1.3)P0=1.1×2.671=2.938kW圓整之后取電動機的額定功率Pd=3kW風力機主軸的工作轉(zhuǎn)速N：N=60×1000V/(πD)

=60×1000×1.3/(3.14×224)

=110.896r/min總傳動比i總的范圍：V帶傳動的傳動比范圍i1=（2~4），單級圓柱齒輪傳動的傳動比范圍i2=（3~5）

i總=i1×i2=(2～4)×(3～5)=6～20電動機所需的轉(zhuǎn)速范圍n0：

n0=(6～20)×110.896=(665.376~2217.92)r/min符合這一轉(zhuǎn)速范圍內(nèi)電動機的轉(zhuǎn)速有：1000r/min、1500r/min。選取電動機同步轉(zhuǎn)速為1500r/min，因此選擇電動機型號為：Y100L2-4，電動機具體參數(shù)如下：同步轉(zhuǎn)速：1500r/min，滿載轉(zhuǎn)速：1420r/min，額定功率：3kW

Pw=2.34kW

P0=2.671kW

Pd=3kW

N=110.896r/min電動機選用型號為Y100L2-4

二、計算總傳動比并分配各級傳動比計算步驟設計計算與內(nèi)容設計結(jié)果計算總傳動比。

分配各級傳動比。電動機的滿載轉(zhuǎn)速為nd，風力機主軸的工作轉(zhuǎn)速為N，i總=nd/N=12.805

為使V帶傳動的外部尺寸不至于過大，確定V帶傳動比i1=3.6，則齒輪傳動比i2=3.557i總=12.805i1=3.6，i2=3.557三、各軸運動參數(shù)和動力參數(shù)的計算計算步驟設計計算與內(nèi)容設計結(jié)果0軸（電動機軸）

Ⅰ軸（高速軸）

Ⅱ軸（低速軸）

Ⅲ軸（風力機主軸）

P0=2.671kW

n0=nd=1420r/minT0=9550P0/n0=9550x2.671/1420=17.963N·mP1=P0×η帶=2.671x0.96=2.564kWn1=n0/i1=1420/3.6=394.445r/minT1=9550P1/n1=9550x2.564/394.445=62.078N·mP2=P1×η齒輪η軸承=2.564x0.98x0.99=2.488kWn2=n1/i2=394.445/3.557=110.893r/minT2=9550P2/n2=9550x2.488/110.893=214.264N·mP3=P2×η軸承η聯(lián)軸器=2.4876x0.99x0.99=2.438kW

n3=n2=110.893r/minT3=9550P3/n3=9550x2.438/110.893=209.958N·m參

數(shù)軸

號0軸Ⅰ軸Ⅱ軸Ⅲ軸功率P(kW)2.6712.5642.4882.438轉(zhuǎn)速n(r/min)1420394.445214.264209.958轉(zhuǎn)矩T(N·m)17.96362.078214.264209.958傳動比ii帶傳動=3.6i變速器=3.557i聯(lián)軸器=1效率η帶=0.96η變速器=0.97η聯(lián)軸器=0.98P0=2.671kWn0=1420r/minT0=17.963N·m

P1=2.564kWn1=394.445r/minT1=62.078N·mP2=2.488kWn2=110.893r/minT2=214.264N·m

P2=2.438kWn3=110.893r/minT3=209.958N·m

四、齒輪傳動的設計設計步驟計算方法和內(nèi)容設計結(jié)果選擇齒輪材料及精度等級。

按齒面接觸疲勞強度設計。

按齒根彎曲疲勞強度校核。

齒輪的幾何尺寸計算。小齒輪選用45鋼，調(diào)質(zhì)處理，硬度為236HBW。大齒輪選用45鋼，正火處理，硬度為190HBW。風力機主軸的速度不高，由參考資料1可知，選取齒輪精度等級為7級。由《機械設計手冊（第六版）》中查表可知材料的彎曲疲勞強度極限以及接觸疲勞強度極限如下：σFlim1=350MPa，σFlim2=320MPaσHlim1=580MPa，σHlim2=530MPa應力循環(huán)次數(shù)的計算：N1=60n1·j·Lh=60x394.445x1x(1x8x300x8)=454400640N2=N1/i2=454400640/3.557=127748282.260以計算獲得的應力循環(huán)次數(shù)為基礎，由參考資料1中可知，選取齒輪的彎曲疲勞壽命系數(shù)，以及齒輪的接觸疲勞壽命系數(shù)如下：KFN1=0.85，KFN2=0.88KHN1=0.93，KHN1=0.95由參考資料1可知，失效概率為1%，彎曲疲勞強度安全系數(shù)SF=1.4，接觸疲勞強度安全系數(shù)SH=1。齒根彎曲疲勞許用應力以及齒面接觸疲勞許用應力的計算結(jié)果如下：[σF1]=KFN1·σFlim1/SF=0.85x350/1.4=212.5MPa[σF2]=KFN2·σFlim2/SF=0.88x320/1.4=201.143MPa[σH1]=KHN1·σHlim1/SH=0.93x580/1=539.4MPa[σH2]=KHN2·σHlim2/SH=0.95x530/1=503.5MPa取[σH1]與[σH2]中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應力，可得：[σH]=503.5MPa（1）計算小齒輪的轉(zhuǎn)矩T1：T1=9550P1/n1==9550x2.564/394.445N·m=62078N·mm（2）選取載荷系數(shù)K：設計時，原動機為電動機，工作機為風力機主軸，載荷平穩(wěn)，齒輪在兩個軸承之間對稱布置，由參考資料1以及設計經(jīng)驗可知，取K=1.1。（3）計算齒數(shù)比u：u=Z2/Z1=n1/n2=394.445/110.893=3.557（4）選擇齒寬系數(shù)Φd：根據(jù)齒輪為軟齒面和齒輪在兩軸承之間為對稱布置，由參考資料1可知，選取Φd=1。（5）選擇材料的彈性影響系數(shù)ZE：由參考資料1中查表可知，選取材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa1/2。（6）計算小齒輪的分度圓直徑d1：因為設計的是標準直齒圓柱齒輪，按照齒面接觸疲勞強度設計公式，可得如下計算公式：mm≥53.730mm（7）試算齒輪的模數(shù)m：試算齒輪中心距a=d1(1+u)/2==122.423mm試算齒輪模數(shù)m=(0.007～0.02)a=(0.787~2.448)取齒輪模數(shù)為標準值，m=2（8）確定齒輪的齒數(shù)Z1和Z1：Z1=d1/m=53.730/2=26.865，取整，Z1=27Z2=uZ1=3.557x27=96.039，取整，Z2=96（9）計算實際齒數(shù)比u’：u’=Z2/Z1=96/27=3.556齒數(shù)比相對誤差?u=(u-u’)/u=3.557-3.556/3.557=0.0281%?u<±5%，實際齒數(shù)比滿足設計要求。（10）計算齒輪的主要尺寸：分度圓直徑d1=mZ1=2x27=54mm分度圓直徑d2=mZ2=2x96=192mm齒輪中心距a=(d1+d2)/2=54+192/2=123mm齒輪寬度b2=Φd·d1=1x54=54mmb1=b2+（5~10）=（59~64）（11）計算齒輪的圓周速度v：v=(π·d1·n1)/60×1000=(3.14x54x394.445)/60x1000=1.115m/s（1）查表獲得齒形系數(shù)YFa：

根據(jù)上述計算可得小齒輪齒數(shù)Z1=27，大齒輪齒數(shù)Z2=96，由參考資料1中查表可知，選取齒形系數(shù)如下：YFa1=2.62，YFa2=2.20（2）查表獲得應力修正系數(shù)YSa：由參考資料1中查可知，選取應力修正系數(shù)如下：YSa1=1.59，YSa2=1.78（3）計算齒根彎曲疲勞許用應力[σF1]由上述計算可得齒根彎曲疲勞許用應力如下：[σF1]=212.5MPa，[σF2]=201.143MPa（4）校核齒根的彎曲疲勞強度：=97.553=97.553MPa<212.5MPaσF1<[σF1]=25.037=25.037MPa<201.143MPaσF2<[σF2]因此，齒根的彎曲疲勞強度足夠標準齒輪的齒頂高系數(shù)ha*=1

，頂隙系數(shù)c*=0.25，齒輪的幾何尺寸計算如下：齒頂高ha=ha*×m=1x2=2mm齒根高hf=(ha*+c*)m=1.25x2=2.5mm齒全高h=(2ha*+c*)m=2.25x2=4.5mm分度圓齒厚S=(π·m)/2=3.14x2/2=3.14mm齒頂圓直徑da：da1=d1+2ha=54+2x2=58mmda2=d2+2ha=192+2x2=196mm齒根圓直徑df：df1=d1-2hf=54-2x2.5=49mmdf2=d2-2hf=192-2x2.5=187mmσFlim1=350MPaσFlim2=320MPaσHlim1=580MPaσHlim2=530MPaN1=454400640N2=127748282.260KFN1=0.85KFN2=0.88KHN1=0.93KHN1=0.95[σF1]=212.5MPa[σF2]=201.143MPa[σH1]=539.4MPa[σH2]=503.5MPa[σH]=503.5MPa

T1=62078N·mm

K=1.1

u=3.557Φd=1

ZE=189.8MPa1/2

d1≥53.730mmm=2Z1=27Z2=96u’=3.556d1=54mmd2=192mma=123mmb=54mmv=1.115m/sYFa1=2.62YFa2=2.20YSa1=1.59YSa2=1.78[σF1]=212.5MPa[σF2]=201.143MPaσF1=97.553MPaσF1<[σF1]σF2=25.037MPaσF2<[σF2]ha*=1c*=0.25ha=2mmhf=2.5mmh=4.5mmS=3.14mmda1=58mmda2=196mmdf1=49mmdf2=187mm五、軸的設計設計步驟計算方法和內(nèi)容設計結(jié)果選擇軸的材料，確定軸的許用應力。按鈕轉(zhuǎn)強度估算最小軸徑。

設計軸的結(jié)構(gòu)并繪制結(jié)構(gòu)草圖，確定軸徑及軸向尺寸。

按彎扭合成應力條件校核軸的強度。

由變速器的工作條件可知，變速器傳遞的功率屬于中小功率，對軸的材料無特殊要求，因此，主動軸以及從動軸的材料選用45鋼，并經(jīng)調(diào)質(zhì)處理。由參考資料1可知，45鋼（調(diào)質(zhì)）的抗拉強度極限σB，屈服強度極限σS，彎曲疲勞極限σ-1，許用彎曲應力[σ-1]等主要力學性能分別如下：σB=640MPa，σS=355MPa，σ-1=275MPa，[σ-1]=60MPa由參考資料1可知，45鋼（調(diào)質(zhì)處理）的C值為C=115，按照扭轉(zhuǎn)強度計算主動軸的最小直徑d1以及從動軸的最小直徑d2：主動軸的最小直徑d1：=21.294mm考慮軸上鍵槽對軸的削弱影響，需要將軸徑增大5%，因此：d1≥21.294x5%=22.359mm選取標準直徑，d1=23mm從動軸的最小直徑d2：=32.435mm考慮軸上鍵槽對軸的削弱影響，需要將軸徑增大5%，因此：d2≥32.435x5%=34.057mm選取標準直徑，d2=35mm

根據(jù)軸上零件的定位、拆裝方便的需要，同時考慮到強度的原則，主動軸和從動軸均設計為階梯軸。由于小齒輪尺寸的原因，需要將主動軸與小齒輪設計為一體式結(jié)構(gòu)，也就是齒輪軸結(jié)構(gòu)，主動軸與從動軸的結(jié)構(gòu)設計如下所示：（1）主動軸的結(jié)構(gòu)設計草圖如圖1所示：圖1主動軸的結(jié)構(gòu)設計草圖主動軸的最小直徑d1=23mm，因此，圖1中的D6=23mm，其余尺寸分別設計為：D1=D5=30mm，D2=D4=36mm，D3為小齒輪的齒頂圓直徑，因此D3=58mm。根據(jù)V帶傳動中的帶輪厚度、軸承厚度以及齒輪的厚度等參數(shù)可以設計軸的長度L，主動軸各段的長度設計如下：主動軸的長度L主=220mm，各段的長度分別如下：L1=16mm，L2=57mm，L3=27mm，L4=62mm，L5=33mm。從動軸的結(jié)構(gòu)設計草圖如圖2所示：從動軸的最小直徑d2=35mm，因此，圖2中的D6=35mm，其余尺寸分別設計為：D1=D4=45mm，D2=57mm，D3=50mm，D5=41mm。根據(jù)V帶傳動中的帶輪厚度、軸承厚度以及齒輪的厚度等參數(shù)可以設計軸的長度L，從動軸各段的長度設計如下：從動軸的長度L從=241mm，各段的長度分別如下：L1=19mm，L2=26mm，L3=52mm，L4=48mm，L5=48mm。圖2從動軸的結(jié)構(gòu)設計草圖主動軸與從動軸的強度校核只需校核軸的危險截面即可，也就是校核軸上承受最大彎矩和最大扭矩的截面。因此，需要首先做出軸的受力簡圖、扭矩圖以及彎矩圖，再按照彎扭合成應力條件計算并校核軸的強度。（1）從動軸的強度校核從動軸的受力簡圖以及彎矩圖、扭矩圖、危險截面的當量彎矩圖如圖3所示。圖3中的符號分別解釋如下：Ft為作用于齒輪上的圓周力，F(xiàn)r為作用于齒輪上的徑向力，F(xiàn)A為A截面處的支反力，F(xiàn)B為B截面處的支反力，F(xiàn)HA為A截面處水平方向上的支反力，F(xiàn)HB為B截面處水平方向上的支反力，F(xiàn)VA為A截面處垂直方向上的支反力，F(xiàn)VB為B截面處垂直方向上的支反力。根據(jù)從動軸的結(jié)構(gòu)設計可知，A截面與B截面之間的距離LAB=119.5mm。圓周力Ft=2000×T2/d2=2000x214.264/192=2231.917N徑向力Fr=Ft×tanα=2231.917xtan20=812.351N由于設計的是標準圓柱直齒輪，因此軸向力Fa=0。FHA=FHB=Ft/2=2231.917/2=1115.959N水平面彎矩MH=FHA×LAB/(2×1000)=1115.959x119.5/(2x1000)=66.785N·mFVA=FVB=Fr/2=406.176垂直面彎矩MV=FVA×LAB/(2×1000)=406.176x119.5/(2x1000)=24.269N·m扭矩T=214.264N·m根據(jù)以上結(jié)果可以計算出從動軸的合成彎矩MC，危險截面的當量彎矩Me，計算過程如下：MC==71.059N·mMe=圖3從動軸的受力簡圖危險截面的當量彎矩Me的計算公式中，當扭轉(zhuǎn)剪應力為脈動循環(huán)應變力時，取系數(shù)α=0.6，因此有：Me=146.890N·m45鋼（調(diào)質(zhì)）的許用彎曲應力[σ-1]=60MPa，因此，從動軸的危險截面處的最小直徑d的應該滿足以下條件：=29.037mm考慮鍵槽對軸的削弱影響，需要將最小直徑增大5%，則：d≥29.037x1.05=30.489mm因此，從動軸的危險截面處的直徑應該大于30.489mm。根據(jù)從動軸的結(jié)構(gòu)設計可知，從動軸同時承受彎矩與扭矩處的最小直徑為50mm>30.489mm。因此，從動軸的結(jié)構(gòu)設計滿足強度要求。（2）主動軸的強度校核主動軸的受力簡圖以及彎矩圖、扭矩圖、危險截面的當量彎矩圖與從動軸的類似，因此只需直接計算相關的數(shù)據(jù)即可。根據(jù)主動軸的結(jié)構(gòu)設計可知，A截面與B截面之間的距離LAB=125mm。圓周力Ft=2000×T1/d1=200x62.078x54=2299.185N徑向力Fr=Ft×tanα=2299.185xtan20=836.835N由于設計的是標準圓柱直齒輪，因此軸向力Fa=0。FHA=FHB=Ft/2=2299.185/2=1149.593N水平面彎矩MH=FHA×LAB/(2×1000)=1149.593x125/(2x1000)=71.850N·mFVA=FVB=Fr/2=418.418N垂直面彎矩MV=FVA×LAB/(2×1000)=418.418x125/(2x1000)=26.151N·m扭矩T=62.078N·m根據(jù)以上結(jié)果可以計算出主動軸的合成彎矩MC，危險截面的當量彎矩Me，計算過程如下：MC==76.461N·mMe=取系數(shù)α=0.6，因此有：Me=85.051N·m45鋼（調(diào)質(zhì)）的許用彎曲應力[σ-1]=60MPa，因此，主動軸的危險截面處的最小直徑d的應該滿足以下條件：=24.201mm考慮鍵槽對軸的削弱影響，需要將最小直徑增大5%，則：d≥24.201x1.05=25.412mm因此，主動軸的危險截面處的直徑應該大于mm。根據(jù)主動軸的結(jié)構(gòu)設計可知，主動軸同時承受彎矩與扭矩處的最小直徑為54mm>25.412mm。因此，主動軸的結(jié)構(gòu)設計滿足強度要求。

σB=640MPaσS=355MPaσ-1=275MPa[0-1]=60MPad1=23mmd2=35mm

D1=D5=30mmD2=D4=36mmD6=23mmL主=220mmL1=16mmL2=57mmL3=27mmL4=62mmL5=33mmD1=D4=45mmD2=57mmD3=50mmD5=41mmL從=241mmL1=19mmL2=26mmL3=52mmL4=48mmL5=48mmLAB=119.5mmFt=2231.917NFr=812.351NFHA=FHB=1115.959NMH=66.785N·mFVA=FVB=406.176NMV=24.269N·mMC=71.059N·mMe=146.890N·md≥30.489mmLAB=125mmFt=229.185NFr=836.835NFHA=FHB=1149.593NMH=71.850N·mFVA=FVB=418.418NMV=26.151N·mMC=76.461N·mMe=85.051N·md≥25.412mm六、軸承的選擇與校核設計步驟設計計算與內(nèi)容設計結(jié)果試選軸承型號以及數(shù)量。計算軸承的當量動載荷。

計算軸承的使用壽命。

由于設計的是標準圓柱直齒輪，沒有軸向力，主動軸與從動軸主要承受徑向力，因此選用單列向心球軸承即可滿足設計要求。單列向心球軸承中使用最廣泛的軸承是深溝球軸承，因此本設計中的主動軸的軸承選用深溝球軸承，型號為6206，數(shù)量為2個。從動軸的軸承同樣選用深溝球軸承，型號為6209，數(shù)量為2個。（1）主動軸的軸承計算：由于主動軸所承受的軸向載荷Fa=0，因此，主動軸所承受的軸向載荷Fa與徑向載荷Fr的比值Fa/Fr=0。由參考資料1可知，深溝球軸承的e值最大為0.44，因此，F(xiàn)a/Fr≤e，取X=1,Y=0。計算主動軸軸承的當量動載荷P主：P主=fP(XFr+YFa)由參考資料1中可知，fP=1～1.2，取fP=1.2，則主動軸的當量動載荷P主=1.2x836.835=1004.202N（2）從動軸的軸承計算：從動軸軸承與主動軸軸承的計算方法相同。從動軸軸承的當量動載荷P從=fP(XFr+YFa)，fP=1～1.2，取fP=1.2，則從動軸的當量動載荷P從=812.351x1.2=974.8212N（1）主動軸軸承使用壽命的計算：計算主動軸軸承的預期計算壽命Lh’：Lh’=使用年限×每年工作天數(shù)×每天工作小時數(shù)：Lh’=8x300x8=19200h計算主動軸軸承6206的使用壽命Lh：Lh=由參考資料1可知，取ft=1，又因為選用了深溝球軸承，因此取ε=3，主動軸軸承與主動軸的轉(zhuǎn)速相同，因此n=394.445r/min，由參考資料5中的軸承-載荷壽命曲線可以查得軸承6206的基本額定動載荷Cr=15200N，Lh=146521.442h>19200h主動軸軸承6206的使用壽命Lh>預期計算壽命Lh’因此，主動軸軸承的使用壽命合格。（2）從動軸軸承使用壽命的計算：從動軸的預期計算壽命Lh’與主動軸相同，Lh’=19200h，計算從動軸軸承6209的使用壽命Lh：Lh=由參考資料1可知，取ft=1，取ε=3，從動軸軸承與從動軸的轉(zhuǎn)速相同，因此n=110.893r/min，由參考資料5中的軸承-載荷壽命曲線可以查得軸承6209的基本額定動載荷Cr=25600N，Lh=2721938.521h>19200h從動軸軸承6209的使用壽命Lh>預期計算壽命Lh’因此，從動軸軸承的使用壽命合格。

主動軸軸承：6206，2個從動軸軸承：6209，2個P主=1004.202NP從=974.8212NLh’=19200hCr=15200NLh=146521.442hLh>Lh’主動軸軸承的使用壽命合格Cr=25600NLh=2721938.521hLh>Lh’從動軸軸承的使用壽命合格

七、鍵的設計與校核設計步驟設計計算與內(nèi)容設計結(jié)果主動軸外伸端與帶輪之間的鍵連接設計與校核從動軸外伸端與聯(lián)軸器之間的鍵連接設計與校核從動軸中間部位與大齒輪之間的鍵連接設計與校核（1）鍵的選擇：鍵的類型選擇：選擇A型普通平鍵即可滿足設計要求，即選擇圓頭普通平鍵。鍵的尺寸選擇：根據(jù)上述軸的設計可知，主動軸的輸出端處的直徑D6=26/mm，由參考資料1可知，選取鍵的截面尺寸如下：鍵寬b×鍵高h=56mm，同樣根據(jù)上述軸的設計可知，主動軸的輸出端處的長度L5=33mm，并且考慮到鍵在該軸段的中間位置安裝，取鍵的長度L=28mm。因此，主動軸外伸端與帶輪之間的鍵的尺寸設計如下：鍵寬b=8mm，鍵高h=7mm，鍵的長度L=28mm。（2）鍵連接的強度校核：鍵的材料選用45鋼，由參考資料5可以查到45鋼的許用擠壓應力[σp]=100~120MPa，取平均值，[σp]=110MPa。對鍵的強度校核通常只按照工作面上的擠壓應力進行強度校核計算即可，主動軸外伸端與帶輪之間的鍵連接工作面上的擠壓應力σp的計算如下：σp=上式中，主動軸的扭矩T=62.078N·m，鍵與鍵槽的接觸高度k=0.5h=7x0.5=3.5mm，鍵的工作長度l=L-b=28-8=20mm，軸的直徑d=26mm，σp=68.218MPa<[σp]=110MPa因此，鍵的強度合格。（1）鍵的選擇：鍵的類型選擇：選擇A型普通平鍵即可滿足設計要求，即選擇圓頭普通平鍵