二級直齒圓錐斜齒圓柱齒輪減速器設計說明書

1、機械設計課程設計說明書設計題目 圓錐-圓柱齒輪減速器機械工程學院 機械制造與自動化專業(yè)班級機械制造與自動化 學號02設計人 劉寄奴指導老師 李少荃完成日期 2010年3月12日目錄設計任務書3傳動方案的擬訂及說明3電動機的選擇3計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)5傳動件的設計計算7軸的設計計算.16滾動軸承的選擇及計算.38鍵聯(lián)接的選擇及校核計算.42聯(lián)軸器的選擇.43減速器附件的選擇.44潤滑與密封.44設計小結.44參考資料目錄.45設計計算及說明結果一、 設計任務書設計一用于帶式運輸機上的圓錐圓柱齒輪減速器，已知帶式運輸機驅動卷筒的圓周力（牽引力）F=2100N，帶速v=1.3m/s，卷筒直徑

2、D=320mm，輸送機常溫下經(jīng)常滿載，空載起動，工作有輕震，不反轉。工作壽命10年（設每年工作300天），一班制。二、傳動方案的擬訂及說明計算驅動卷筒的轉速選用同步轉速為1000r/min或1500r/min的電動機作為原動機，因此傳動裝置總傳動比約為13。根據(jù)總傳動比數(shù)值，可擬定以下傳動方案：圖一三、 選擇電動機1）電動機類型和結構型式按工作要求和工作條件，選用一般用途的Y（IP44）系列三相異步電動機。它為臥式封閉結構。設計計算及說明結果2）電動機容量(1)卷筒的輸出功率(2)電動機輸出功率傳動裝置的總效率式中、為從電動機至卷筒軸的各傳動機構和軸承的效率。由機械設計（機械設計基礎）課程設計

3、表2-4查得：V帶傳動=0.96；滾動軸承=0.988；圓柱齒輪傳動=0.97；圓錐齒輪傳動=0.96；彈性聯(lián)軸器=0.99；卷筒軸滑動軸承=0.96；則故 (3)電動機額定功率由機械設計（機械設計基礎）課程設計表20-1選取電動機額定功率。3）電動機的轉速推算電動機轉速可選范圍，由機械設計（機械設計基礎）課程設計表2-1查得帶傳動常用傳動比范圍，單級圓柱齒輪傳動比范圍，圓錐齒輪傳動比范圍，則電動機轉速可選范圍為：設計計算及說明結果初選同步轉速分別為1000r/min和1500r/min的兩種電動機進行比較，如下表：方案電動機型號額定功率（）電動機轉速(r/min)電動機質量(kg)同步滿載1

4、Y132M1-641000960732Y112M-441500144043傳動裝置的傳動比總傳動比V帶傳動二級減速器12.373.13.9918.564.644兩方案均可行,但方案1傳動比較小,傳動裝置結構尺寸較小,因此采用方案1,選定電動機的型號為Y132M1-64）電動機的技術數(shù)據(jù)和外形,安裝尺寸由機械設計（機械設計基礎）課程設計表20-1、表20-2查得主要數(shù)據(jù)，并記錄備用。四、計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)1）傳動裝置總傳動比2）分配各級傳動比因為是圓錐圓柱齒輪減速器，所以圓錐圓柱齒輪減速器傳動比設計計算及說明結果3）各軸轉速（軸號見圖一）4）各軸輸入功率按電動機所需功率計算各軸輸入功率

5、，即5）各軸轉矩項目軸1軸2軸3軸4軸5轉速(r/min)96096031077.677.6功率(kw)3.363.293.163.022.98轉矩(N*m)33.4332.7397.35371.66366.74傳動比113.13.991效率10.9780.960.9580.988設計計算及說明結果五、傳動件的設計計算圓錐直齒輪設計已知輸入功率，小齒輪轉速960r/min，齒數(shù)比u=3.1，由電動機驅動，工作壽命10年（設每年工作300天），一班制，帶式輸送機工作經(jīng)常滿載，空載起動，工作有輕震，不反轉。1、 選定齒輪精度等級、材料及齒數(shù)1） 圓錐圓柱齒輪減速器為通用減速器，速度不高，故選用7級

6、精度(GB10095-88)2） 材料選擇 由機械設計（第八版）表10-1選擇小齒輪材料為(調(diào)質)，硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質），硬度為240HBS。3） 選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)，取整。則2、 按齒面接觸強度設計由設計計算公式進行試算，即（1） 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值1） 試選載荷系數(shù)2） 計算小齒輪的轉矩3） 選齒寬系數(shù)設計計算及說明結果4）由機械設計（第八版）圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限，大齒輪的接觸疲勞強度極限5）由機械設計（第八版）表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)6） 計算應力循環(huán)次數(shù)7) 由機械設計（第八版）圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)8

7、) 計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，得（2） 計算1） 試算小齒輪分度圓直徑，代入中較小的值2） 計算圓周速度v設計計算及說明結果3） 計算載荷系數(shù)根據(jù)，7級精度，由機械設計（第八版）圖10-8查得動載系數(shù)直齒輪由機械設計（第八版）表10-2查得使用系數(shù)根據(jù)大齒輪兩端支撐，小齒輪作懸臂布置，查機械設計（第八版）表得軸承系數(shù)，則接觸強度載荷系數(shù)4） 按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，得5） 計算模數(shù)m取標準值6） 計算齒輪相關參數(shù)7） 圓整并確定齒寬圓整取，設計計算及說明結果3、 校核齒根彎曲疲勞強度1） 確定彎曲強度載荷系數(shù)2） 計算當量齒數(shù)3） 由機械設計（第八版

8、）表10-5查得齒形系數(shù)應力校正系數(shù)4） 由機械設計（第八版）圖20-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限，大齒輪的彎曲疲勞強度極限5） 由機械設計（第八版）圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)6） 計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數(shù)，得7）校核彎曲強度設計計算及說明結果根據(jù)彎曲強度條件公式進行校核滿足彎曲強度，所選參數(shù)合適。圓柱斜齒輪設計已知輸入功率，小齒輪轉速310r/min，齒數(shù)比u=4，由電動機驅動，工作壽命10年（設每年工作300天），一班制，帶式輸送機工作經(jīng)常滿載，空載起動，工作有輕震，不反轉。1、 選定齒輪精度等級、材料及齒數(shù)1） 圓錐圓柱齒輪減速器為通用減速器，速度不高，故選用7級

9、精度(GB10095-88)2） 材料選擇 由機械設計（第八版）表10-1選擇大小齒輪材料均為45鋼（調(diào)質），小齒輪齒面硬度為250HBS，大齒輪齒面硬度為220HBS。3） 選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)4） 選取螺旋角。初選螺旋角 2、按齒面接觸強度設計,設計計算及說明結果由設計計算公式進行試算，即(1) 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值1） 試選載荷系數(shù)2） 計算小齒輪的轉矩3） 選齒寬系數(shù)4） 由機械設計（第八版）圖10-30選取區(qū)域系數(shù)5） 由機械設計（第八版）圖10-26查得，則6） 由機械設計（第八版）表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)7） 計算應力循環(huán)次數(shù)8） 由機械設計（第八版）圖10-21d

10、按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限，大齒輪的接觸疲勞強度極限9） 由機械設計（第八版）圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)設計計算及說明結果10）計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，得（2）計算1）試算小齒輪分度圓直徑，由計算公式得2） 計算圓周速度v3） 計算齒寬b及模數(shù)4） 計算縱向重合度5）計算載荷系數(shù)設計計算及說明結果根據(jù)，7級精度，由機械設計（第八版）圖10-8查得動載系數(shù)由機械設計（第八版）表10-3查得由機械設計（第八版）表10-2查得使用系數(shù)由機械設計（第八版）表10-13查得 由機械設計（第八版）表10-4查得接觸強度載荷系數(shù)6）按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分

11、度圓直徑，得7） 計算模數(shù)取8） 幾何尺寸計算（1） 計算中心距（2） 按圓整后的中心距修正螺旋角因值改變不多，故參數(shù)、等不必修正（3）計算大小齒輪的分度圓直徑設計計算及說明結果（4）計算齒輪寬度圓整后取 3、 校核齒根彎曲疲勞強度1） 確定彎曲強度載荷系數(shù)2） 根據(jù)重合度，由機械設計（第八版）圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)3） 計算當量齒數(shù)4）由機械設計（第八版）表10-5查得齒形系數(shù)應力校正系數(shù)5） 由機械設計（第八版）圖20-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限，大齒輪的彎曲疲勞強度極限6）由機械設計（第八版）圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù) 設計計算及說明結果7） 計算彎曲疲勞許用應力取彎

12、曲疲勞安全系數(shù)，得8） 校核彎曲強度根據(jù)彎曲強度條件公式進行校核滿足彎曲強度，所選參數(shù)合適。六、軸的設計計算輸入軸設計1、求輸入軸上的功率、轉速和轉矩 2、求作用在齒輪上的力已知高速級小圓錐齒輪的分度圓半徑為設計計算及說明結果而圓周力、徑向力及軸向力的方向如圖二所示圖二設計計算及說明結果3、 初步確定軸的最小直徑先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼（調(diào)質），根據(jù)機械設計（第八版）表15-3，取，得，輸入軸的最小直徑為安裝聯(lián)軸器的直徑，為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉矩，查機械設計（第八版）表14-1，由于轉矩變化很小，故取，則查機械設計（機

13、械設計基礎）課程設計表17-4，選HL1型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉矩為160000，半聯(lián)軸器的孔徑，故取，半聯(lián)軸器長度，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為38mm。4、 軸的結構設計（1） 擬定軸上零件的裝配方案（見圖三）圖三設計計算及說明結果（2） 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1） 為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位，1-2軸段右端需制出一軸肩，故取2-3段的直徑2） 初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力，故選用單列圓錐滾子軸承，參照工作要求并根據(jù)，由機械設計（機械設計基礎）課程設計表15-7中初步選取0基本游隙組，標準精度級的單列圓錐滾子軸承30306，其尺寸為，而。這對軸承均采用

14、軸肩進行軸向定位，由機械設計（機械設計基礎）課程設計表15-7查得30306型軸承的定位軸肩高度，因此取3）取安裝齒輪處的軸段6-7的直徑；為使套筒可靠地壓緊軸承， 5-6段應略短于軸承寬度，故取。4）軸承端蓋的總寬度為20mm。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑油 的要求，求得端蓋外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離，故取 5）錐齒輪輪轂寬度為64.86mm，為使套筒端面可靠地壓緊齒輪取。6） 由于，故取（3） 軸上的周向定位圓錐齒輪的周向定位采用平鍵連接，按由機械設計（第八版）表6-1查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為50mm，同時為保設計計算及說明結果證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選

15、擇齒輪輪轂與軸的配合為；滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的尺寸公差為k6。（4） 確定軸上圓角和倒角尺寸取軸端倒角為5、 求軸上的載荷載荷水平面H垂直面V支反力F彎矩M 總彎矩扭矩T6、按彎扭合成應力校核軸的強度根據(jù)上表中的數(shù)據(jù)及軸的單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取，軸的計算應力前已選定軸的材料為45鋼（調(diào)質），由機械設計（第八版）表15-1查得，故安全。6、 精確校核軸的疲勞強度（1） 判斷危險截面截面5右側受應力最大（2）截面5右側設計計算及說明結果抗彎截面系數(shù)抗扭截面系數(shù)截面5右側彎矩M為截面5上的扭矩為截面上的彎曲應力截面上的扭轉切應力軸的材料為45鋼，調(diào)質

16、處理。由表15-1查得。截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù)及按機械設計（第八版）附表3-2查取。因，經(jīng)插值后查得又由機械設計（第八版）附圖3-2可得軸的材料敏感系數(shù)為故有效應力集中系數(shù)為設計計算及說明結果由機械設計（第八版）附圖3-2的尺寸系數(shù)，扭轉尺寸系數(shù)。軸按磨削加工，由機械設計（第八版）附圖3-4得表面質量系數(shù)為軸未經(jīng)表面強化處理，即，則綜合系數(shù)為又取碳鋼的特性系數(shù)計算安全系數(shù)值故可知安全。中間軸設計1、求中間軸上的功率、轉速和轉矩 設計計算及說明結果2、求作用在齒輪上的力已知圓柱斜齒輪的分度圓半徑而已知圓錐直齒輪的平均分度圓半徑而圓周力、，徑向力、及軸向力、的方向如圖四所示設計計算

17、及說明結果圖四3、初步確定軸的最小直徑先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為（調(diào)質），根據(jù)機械設計（第八版）表15-3，取，得，中間軸最小直徑顯然是安裝滾動軸承的直徑和設計計算及說明結果4、 軸的結構設計（1） 擬定軸上零件的裝配方案（見下圖圖五）（2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1）初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力，故選用單列圓錐滾子軸承，參照工作要求并根據(jù)，由機械設計（機械設計基礎）課程設計表15-7中初步選取0基本游隙組，標準精度級的單列圓錐滾子軸承30306，其尺寸為，。 這對軸承均采用套筒進行軸向定位，由機械設計（機械設計基礎）課程設計表15-7查得3030

18、6型軸承的定位軸肩高度，因此取套筒直徑。2）取安裝齒輪的軸段，錐齒輪左端與左軸承之間采用設計計算及說明結果套筒定位，已知錐齒輪輪轂長，為了使套筒端面可靠地壓緊端面，此軸段應略短于輪轂長，故取，齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度，故取，則軸環(huán)處的直徑為。3） 已知圓柱直齒輪齒寬，為了使套筒端面可靠地壓緊端面，此軸段應略短于輪轂長，故取。4）箱體一小圓錐齒輪中心線為對稱軸，則取。（3）軸上的周向定位圓錐齒輪的周向定位采用平鍵連接，按由機械設計（第八版）表6-1查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為22mm，同時為保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為；圓柱齒輪的周向定位采用平鍵連

19、接，按由機械設計（第八版）表6-1查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為56mm，同時為保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為；滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的尺寸公差為m6。（4）確定軸上圓角和倒角尺寸取軸端倒角為5、 求軸上的載荷設計計算及說明結果載荷水平面H垂直面V支反力F彎矩M 總彎矩扭矩T6、按彎扭合成應力校核軸的強度根據(jù)上表中的數(shù)據(jù)及軸的單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取，軸的計算應力前已選定軸的材料為（調(diào)質），由機械設計（第八版）表15-1查得，故安全。7、精確校核軸的疲勞強度（1）判斷危險截面截面5左右側受應力最大（2）截面5右側

20、抗彎截面系數(shù)抗扭截面系數(shù)設計計算及說明結果截面5右側彎矩M為截面5上的扭矩為截面上的彎曲應力截面上的扭轉切應力軸的材料為，調(diào)質處理。由表15-1查得。截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù)及按機械設計（第八版）附表3-2查取。因，經(jīng)插值后查得又由機械設計（第八版）附圖3-2可得軸的材料敏感系數(shù)為故有效應力集中系數(shù)為由機械設計（第八版）附圖3-2的尺寸系數(shù)，扭轉尺寸系數(shù)。軸按磨削加工，由機械設計（第八版）附圖3-4得表面質量系數(shù)為設計計算及說明結果軸未經(jīng)表面強化處理，即，則綜合系數(shù)為又取合金鋼的特性系數(shù)計算安全系數(shù)值故可知安全。（3）截面5左側抗彎截面系數(shù)抗扭截面系數(shù)截面5左側彎矩M為設計計算及

21、說明結果截面5上的扭矩為截面上的彎曲應力截面上的扭轉切應力過盈配合處的，由機械設計（第八版）附表3-8用插值法求出，并取，于是得軸按磨削加工，由機械設計（第八版）附圖3-4得表面質量系數(shù)為故得綜合系數(shù)為計算安全系數(shù)值設計計算及說明結果故可知安全。輸出軸設計1、求輸出軸上的功率、轉速和轉矩 2、求作用在齒輪上的力已知圓柱斜齒輪的分度圓半徑而圓周力、徑向力及軸向力的方向如圖六所示設計計算及說明結果圖六設計計算及說明結果3、初步確定軸的最小直徑先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼（調(diào)質），根據(jù)機械設計（第八版）表15-3，取，得，輸出軸的最小直徑為安裝聯(lián)軸器的直徑，為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器

22、的孔徑相適應，故需同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉矩，查機械設計（第八版）表14-1，由于轉矩變化很小，故取，則查機械設計（機械設計基礎）課程設計表17-4，選HL3型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉矩為630000，半聯(lián)軸器的孔徑，故取，半聯(lián)軸器長度，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為84mm。4、 軸的結構設計（1） 擬定軸上零件的裝配方案（見圖六）設計計算及說明結果圖六（2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位，1-2軸段右端需制出一軸肩，故取2-3段的 直徑，左端用軸端擋圈定位，按軸端擋圈直徑， 半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián) 軸器上而不壓

23、在軸的端面上，故1-2段的長度應比略短些，現(xiàn)取 。2） 初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力，故選用單列圓錐滾子軸承，參照工作要求并根據(jù)，由機械設計（機械設計基礎）課程設計表15-7中初步選取0基本游隙組，標準精度級的單列圓錐滾子軸承30310，其尺寸為，而。左端軸承采用軸肩進行軸向定位，由機械設計（機械設計基礎）課程設計計算及說明結果表15-7查得30310型軸承的定位軸肩高度，因此??；齒輪右端和右軸承之間采用套筒定位，已知齒輪輪轂的寬度為71mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度，故取。齒輪的左端采用軸肩定位，軸肩高度，故取，則軸環(huán)處的直徑為。軸環(huán)寬度，取。4

24、）軸承端蓋的總寬度為20mm，根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑油的要求，求得端蓋外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離，故取 5）箱體一小圓錐齒輪中心線為對稱軸，則取。（3）軸上的周向定位齒輪、半聯(lián)軸器的周向定位均采用平鍵連接，按由機械設計（第八版）表6-1查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為50mm，同時為保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為；同樣，半聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵，半聯(lián)軸器與軸的配合為，滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的尺寸公差為k6。（4）確定軸上圓角和倒角尺寸取軸端倒角為5、求軸上的載荷設計計算及說明結果載荷水平面H垂直面V支反力F

25、彎矩M 總彎矩扭矩T6、按彎扭合成應力校核軸的強度根據(jù)上表中的數(shù)據(jù)及軸的單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取，軸的計算應力前已選定軸的材料為45鋼（調(diào)質），由機械設計（第八版）表15-1查得，故安全。7、精確校核軸的疲勞強度（1）判斷危險截面截面7右側受應力最大（2）截面7右側抗彎截面系數(shù)抗扭截面系數(shù)設計計算及說明結果截面7右側彎矩M為截面7上的扭矩為截面上的彎曲應力截面上的扭轉切應力軸的材料為45鋼，調(diào)質處理。由表15-1查得。截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù)及按機械設計（第八版）附表3-2查取。因，經(jīng)插值后查得又由機械設計（第八版）附圖3-2可得軸的材料敏感系數(shù)為故有效應力集中系

26、數(shù)為由機械設計（第八版）附圖3-2的尺寸系數(shù)，扭轉尺寸系數(shù)。軸按磨削加工，由機械設計（第八版）附圖3-4得表面質量系數(shù)為設計計算及說明結果軸未經(jīng)表面強化處理，即，則綜合系數(shù)為又取碳鋼的特性系數(shù)計算安全系數(shù)值故可知安全。七、滾動軸承的選擇及計算輸入軸滾動軸承計算初步選擇滾動軸承，由機械設計（機械設計基礎）課程設計表15-7中初步選取0基本游隙組，標準精度級的單列圓錐滾子軸承30306，其尺寸為， ，載荷水平面H垂直面V支反力F則設計計算及說明結果則則則，則 則故合格。中間軸滾動軸承計算初步選擇滾動軸承，由機械設計（機械設計基礎）課程設計表15-7中初步選取0基本游隙組，標準精度級的單列圓錐滾子軸

27、承30306，其尺寸為，載荷水平面H垂直面V支反力F設計計算及說明結果則則則則，則 則故合格。輸出軸軸滾動軸承計算初步選擇滾動軸承，由機械設計（機械設計基礎）課程設計表15-7中初步選取0基本游隙組，標準精度級的單列圓錐滾子軸承30310，其尺寸為，設計計算及說明結果載荷水平面H垂直面V支反力F則則則則，則 則故合格設計計算及說明結果八、鍵聯(lián)接的選擇及校核計算輸入軸鍵計算1、 校核聯(lián)軸器處的鍵連接該處選用普通平鍵尺寸為，接觸長度，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉矩為：，故單鍵即可。2、 校核圓錐齒輪處的鍵連接該處選用普通平鍵尺寸為，接觸長度，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉矩為：，故單鍵即可。中間軸鍵計算1、 校核圓錐齒輪處的鍵連接該處選用普通平鍵尺寸為，接觸長度，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉矩為：，故單鍵即可。2、 校核圓柱齒輪處的鍵連接該處選用普通平鍵尺寸為，接觸長度，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉矩為：設計計算及說明結果，故單鍵即可。輸出軸鍵計算1、 校核聯(lián)軸器處的鍵連接該處選用普通平鍵尺寸為，接觸長度，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉矩為：，故單鍵即可。2、 校核圓柱齒輪處的鍵連接該處選用普通平鍵尺寸為，接觸長度，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉矩為：，故單鍵即