單級圓柱齒輪減速器課程設計說明書

一、傳動方案擬定第九組數(shù)據(jù)：設計一用于帶式運輸機上的單級圓柱齒輪減速器1、工作條件：運輸機連續(xù)工作，單向運動，載荷變化不大，空載起動，減速器小批量生產(chǎn)，使用期限10年，兩班制工作。2、原始數(shù)據(jù)：運輸帶拉力F=2.5KN，運輸帶速度V=1.3m/s，卷筒直徑D=450mm。DV FⅠ軸Ⅱ軸Ⅲ軸二、電動機的選擇1、電動機類型的選擇：按已知的工作要求和條件，選用Y系列三相異步電動機，其結構形式選擇基本安裝B3型，機座帶底腳，端蓋無凸緣，額定電壓380V。2、確定電動機的功率：傳動裝置的總效率：η總=η帶×η2軸承×η齒輪×η聯(lián)軸器×η滾筒=0.96×0.992×0.97×0.99×0.95=0.86電機所需的工作功率：取工作機效率w0.96Pw=FV/1000ηw=2500×1.3/1000×0.96=3.39KWP=P/η=3.94KWP=P/η=3.94KW0 w 總m3、確定電動機的轉速：滾筒的工作轉速則，電機的額定功率P=1.2P=4.73KW0n滾筒=60×1000V/πD=60×1000×1.3/π×450=55.2r/min通常，取V帶傳動比i’=2~4，單級圓柱齒輪傳動比范圍i’ =3~5，則合理帶齒輪i’i’=6~20，故電動機轉速的范圍為n’電動機=i’×n滾筒=(6~20)×55.2=331.2~1104r/min。750r/min1000r/min，根據(jù)電動機額定功率和同步轉速，由有關手冊查出有兩種適用的電動機型號：減速器的傳動比，可見第1種方案比較適合，則選nm

綜合考慮電動機和傳動裝置尺寸、重量、價格和帶傳動、方案 電機型號額定功率kW方案 電機型號額定功率kWn/同步轉速(r/min)滿載轉速總傳動比I1 Y132M2-65.5100096017.392 Y160M2-85.575072013.044、確定電動機型號：根據(jù)以上選用的電動機類型，所需的額定功率及同步轉速，選定電動機型號為Y132M2-6。其主要性能：額定功率5.5KW，滿載轉速960r/min，額定轉矩2.0N.m，質量85kg。5、計算結果：型號額定功率/KW同步轉速/(r/min)滿載轉速/(r/min)額定轉矩/N.mY132M2-65.510009602.0三、傳動裝置的總傳動比及分配各級的傳動比的計算三、傳動裝置的總傳動比及分配各級的傳動比的計算1、總傳動比：i=n總 電動機 滾筒/n=960/55.2=17.392、分配各級傳動比：（1）取i齒輪=5（2）因為i =i總 齒輪 帶×i ，所以i=i/i帶 總 齒輪=17.39/5=3.483、計算結果：參數(shù) 總體齒輪V帶傳動比i17.3953.48四、傳動裝置的運動和動力參數(shù)的計算四、傳動裝置的運動和動力參數(shù)的計算1、計算各軸轉速：n=nⅠ 電動機=960r/minn=n/i=960/3.48=275.86r/minⅡ Ⅰ 帶n=n/iⅢ Ⅱ 齒輪=275.86/5=55.17r/min2、計算各軸的功率：P=PⅠ 工作=3.94KWP=P×η=3.94×0.96=3.78KWⅡ I 帶P=P×ηⅢ Ⅱ 軸承 齒輪×η=3.78×0.99×0.97=3.63KW3、計算各軸轉矩：T=9.55P/n=9550x3.94/960=39.19NT=9.55P/n=9550x3.94/960=39.19N.mⅠⅠ ⅠT=9.55P/n=9550x3.78/275.86=130.86N.mⅡⅡ ⅡT=9.55P/n=9550x3.63/55.17=628.36N.mⅢⅢ Ⅲ4、計算結果：軸號輸入功率P/KW轉矩T/N.m轉速n/(r/min)Ⅰ3.9439.19960Ⅱ3.78130.86275.86Ⅲ3.63628.3655.17五、帶傳動的設計五、帶傳動的設計1、選擇普通V帶截型：由課本P188表11.5得：k=1.2，P=KPAC A 工作=1.2×5.5=6.6KW由課本P188圖11.15得：選用A型V帶2、確定帶輪基準直徑，并驗算帶速：由課本P189表11.6得：D=100mm>D =75mm，1minD=i D(1-ε)=3.48×100×(1-0.01)=344.52mm，2 帶 1P17911.4：D=355mm，D=100mm21n’=nD/D=960×100/355=270.42r/minⅡ Ⅰ1 21-n’/n=1-270.42/275.86=0.0197<0.05(允許)Ⅱ Ⅱ帶速 v=πD n /60×1000=π×100×960/60×1000=5.03m/s，在1 Ⅰ5~25m/s范圍內，帶速合適3、確定帶長和中心距：3、確定帶長和中心距：0.65(D1+D2)≤a0≤2(D1+D2)，即0.65(100+355)≤a0≤2×(100+355)，所以有297.75mm≤a0≤910mm，初定中心距a0=650mm帶長L0=2a0+1.57(D1+D2)+(D2-D1)2/4a0=2×650+1.57(100+355)+(355-100)2/(4×650)=2039.36mm，根據(jù)課本P179圖11.4得：Ld=2000mm中心距a≈a0+(Ld-L0)/2=650+(2000-2039.36)/2=650-19.68=631mm4、驗算小帶輪包角：α1=1800-57.30×(D2-D1)/a=1800-57.30×(355-100)/631=156.840>1200（適用）5、確定帶的根數(shù)：根據(jù)課本P191表11.8得：P0=0.97KW根據(jù)課本P193表11.10得：△P0=0.11KW根據(jù)課本P190表11.7得：Kα=0.95根據(jù)課本P194表11.12得：KL=1.03根數(shù)z=PC/(P0+△P0)KαKL=6.6/(0.97+0.11)×0.95×1.03=6.25，取z=76、確定單根V帶的預緊力：F0=500PC(2.5/Kα-1)/zv+qv2=500x6.6(2.5/0.95-1)/7x5.03+0.1x5.032=155.45N7、確定帶對軸的壓力：FQ=2zF0sin(a1/2)=2x7x155.45xsin(156.84/2)=2132N8、計算結果：8、計算結果：帶型號帶長/mm大輪直帶根數(shù)徑/mm小輪直徑/mm中心距/mm軸上壓力/NA20007 3551006312132六、齒輪傳動的設計六、齒輪傳動的設計1、選擇齒輪材料及精度等級：P21145Cr，調質處理，齒面硬度260HBS；45210HBS。精度等級：運輸機是一般機器，速度不高，故選8級精度。2、齒面接觸疲勞強度計算：初步計算：齒數(shù)比u=i齒輪=5由課本P222表12.13得齒寬系數(shù)：φd=1.0轉矩T1=9.55×106PⅡ/nⅡ=9.55×106×3.78/275.86=130859.9N.mm根據(jù)課本P223圖12.18c得接觸疲勞極限σHlim：σHlim1=640Mpa，σHlim2=510Mpa許用接觸應力[σH]：[σH1]≈0.9σHlim1=0.9x640=576Mpa，[σH2]≈0.9σHlim2=0.9x510=459MpaP22712.16：Ad=85d1≥Ad(T1(u+1)/φduσH2)1/3=85x(130859.9x(5+1)/1x5x4502)1/3=78.09mm(取78mm)初步齒寬b=φdd1=1x78=78mm校核計算：圓周速度v=πd1nⅡ/60x1000=πx78x275.86/60x1000=1.13m/s<6m/s，故取8級精度合適初取齒數(shù)z1=20，z2=i齒輪z1=5×20=100模數(shù)m=d1/z1=78/20=3.9mm，P20612.3z1d1/m=78/4=20，z2=iz1=5x20=100P21512.9：KA=1.10根據(jù)課本P216圖12.9得動載系數(shù)：Kv=1.0Ft=2T1/d1=2x130859.9/78=3355.4NKAFt/b=1.10x3355.4/78=47.32N/mm<100N/mmεa=[1.88-3.2(1/z1+1/z2)]cosβ=1.88-3.2x(1/20+1/100)=1.69Zε=[(4-εa)/3]1/2=[(4-1.69)/3]1/2=0.88KHa=1/Zε2=1/0.882=1.29KH=A+B(b/d1)2+Cx10-3b=1.17+0.16x12+0.61x10-3x78=1.38載荷系數(shù)K=KAKvKHaKHβ=1.10x1.0x1.29x1.38=1.96根據(jù)課本P221表12.12得彈性系數(shù)：ZE=189.8Mpa1/2根據(jù)課本P222圖12.16得節(jié)點區(qū)域系數(shù)：ZH=2.5根據(jù)課本P225表12.14得最小安全系數(shù)SHmin=1.07總工作時間th=10x350x16x0.5=28000h，根據(jù)課本P226表12.15得應力循環(huán)次數(shù)：107<NL≤109，則指數(shù)m=8.78，N=60λnt∑(T/T )8.78t/tL1 Ⅱh i max hi h=60x1x275.86x28000x(18.78x0.2+0.58.78x0.5+0.28.78x0.3)=9.2x107，N=N/i=9.2x107/5=1.84x107，所以原估計應力循環(huán)次數(shù)正確L2 L1根據(jù)課本P224圖12.18得接觸壽命系數(shù)：Z=1.15，Z=1.28N1 N2許用接觸應力[σ]=σ Z/S =640x1.15/1.07=688Mpa，H1 Hlim1N1 Hmin[σ]=σ Z/S =510x1.28/1.07=610MpaH2 Hlim2N2 Hmin驗算σ=ZZZ=[2KT(u+1)/bdH EH ε 1 1=189.8x2.5x0.88x[2x1.94x130859.9x(5+1)/78x782x5]1/2=473Mpa<[σ]H2所以，接觸疲勞強度較為合適，原設計合格確定傳動主要尺寸：因模數(shù)取標準值時，齒數(shù)已重新確定，但并未圓整，估分度圓直徑不會改變，即d1=mz1=4x20=80mm，d2=mz2=4x100=400mm中心距a=m(z1+z2)/2=4x(20+100)/2=240mm齒寬b=φdd1=1.0x80=80mm，取b1=90mm，b2=80mm3、齒根彎曲疲勞強度驗算：Yε=0.25+0.75/εa=0.25+0.75/1.69=0.69根據(jù)課本P217表12.10得齒間載荷分配系數(shù)：KFa=1/Yε=1/0.69=1.45 根據(jù)課本P219圖12.14得齒間載荷分步系數(shù)：KFβ=1.25=9.3x107=9.3x107，K=KKKA v Fa FβK=1.10x1.0x1.45x1.25=1.99P22912.21：YFa1=2.16，YFa2=2.07P23012.22YSa1=1.79，YSa2=1.94P23112.23cσFlim1=600Mpa，σFlim2=450MpaP22512.14SFmin=1.25根據(jù)課本P22612.15m=49.91，LN=60λnt∑(T/TL1Ⅱhi max)49.91t/thi h=60x275.86x28000x(149.91x0.2+0.549.91x0.5+0.249.91x0.3)N=N/i=9.3x10N=N/i=9.3x107/5=1.86x107，所以原估計應力循環(huán)次數(shù)正確L2 L1根據(jù)課本P232圖12.24得彎曲壽命系數(shù)Y=0.95，Y=1.05N1N2P23212.25Y=1.0X許用彎曲應力[σ]=σF1 Flim1N1X FminYY/S=600x0.95x1.0/1.25=456Mpa，[σ]=σF2 Flim2N2X FminYY/S=450x1.05x1.0/1.25=378Mpa驗算σ=2KTYF11 Fa1 Sa1 ε 1YY/bdm=2x1.99x130859.9x2.16x1.79x0.69/90x80x4=48Mpa<[σ]F1σ=σF2 F1 Fa2 Sa2 Fa1 Sa1YY /Y Y=48x2.07x1.94/1.99x1.79=54Mpa<[σ]F2所以，輪齒齒根彎曲疲勞強度足夠，原設計合格所以，輪齒齒根彎曲疲勞強度足夠，原設計合格4、計算結果：模數(shù)直徑齒寬中心距參數(shù)齒數(shù)z傳動比/mm /mm /mm /mm齒輪12080904 5 240齒輪210040080七、軸的設計1、主動軸設計：選擇軸的材料，確定許用應力：軸的材料選為45號鋼，調質處理，硬度217~255HBS，取240HBS。根據(jù)課本P315表16.3得許用彎曲應力：σ=600Mpa，[σ ]=200Mpa，[σ]=95Mpa，[σ ]=60MpaB +1b 0b -1b計算基本直徑：根據(jù)課本P314表16.2得：[τ]=38Mpa，C=115Td≥C(P/n)1/3≥115(3.78/275.86)1/3mm=27.52mmⅡ Ⅱ考慮有鍵槽，將直徑增大5%，則d=27.52×(1+5%)=28.89mm，取d=30mm軸上零件的定位，固定和裝配：和套筒定位，靠過盈配合實現(xiàn)周向固定，軸通。繪制結構簡圖：確定各軸段尺寸：1）①段：依據(jù)公式的估算值d=30mm1②段：根據(jù)油封標準，d=40mm2③段：與輕系列深溝球軸承6209配合，d=46mm3④段：為減少加工量，d=48mm4⑤段：與小齒輪做成整體，d=66mm5⑥段：為減少加工量，d=48mm6⑦段：：軸承成對使用，所以d=46mm7確定軸上各軸段長：①段：取l=80mm1②段：l2=(外露尺寸)36+(軸承端蓋厚)12+(箱體)60-(擋油環(huán)伸向箱體)10-(軸承寬)20-(軸承外伸)2=76mm③段：l3=(伸向擋油環(huán))2+(軸承寬)20+(外伸)10=32mm④段：l4=(齒輪與箱體內壁間隙)20-(伸向擋油環(huán))2=18mm⑤段：小于輪轂2~3mm，便于定位可靠，l5=64mm⑥段：l=(齒輪與箱體內壁間隙)20-(軸肩寬)13+(擋油環(huán)伸向箱體)10-(伸向擋油6環(huán))2+15=30mm⑦段：l=(伸向擋油環(huán))2+(軸承寬)20+(外伸)2=24mm7總軸L=l+l+l+l+l+l+l1 2 3 4 5 6 7=80+76+32+18+64+30+24=324mm各支撐點間距：軸承間距l(xiāng)=l/2+l+l+l+l/2AB 3 4 5 6 7=32/2+18+64+30+24/2=140mm皮帶大輪與左軸承距離l=l/2+l+l/2=80/2+76+32/2=132mmK 1 2 3校核軸的強度：

析：

1）軸受力分轉矩T=9.55×106P/n=9.55×106×3.78/275.86=130859.9N.mm①小1 Ⅱ Ⅱ齒輪受力：Ft1=2T1/d2=2x130859.9/80=3271.5NFr1=Ft1tanan=3271.5×tan200=1190.7N②V帶大齒輪受力：F=2T/D=2x130859.9/355=737.2Nt2 1 2徑向力F=Ftana=737.2×tan200=268.3Nr2 t2 n③AB軸承垂直面直反力：F =(Fl /2+Fl)/153=(1190.7x153/2+268.3x122)/153=809NBV r1AB r2KF=F +F-F=809+268.3-1190.7=-113.4NAV BV r2 r1④AB軸承水平面直反力：F =(Fl /2-Fl)/153=(3271.5x153/2-737.2x122)/153=1048NBH t1AB t2KF =F+F-F =3271.5+737.2-1048=2960.7NAH t2 t1 BH危險截面彎矩：①垂直面彎矩：M=F l /2=809x153/2=61.9N.maV BVABM=F l=268.3x122=32.7N.mAV r2K②水平面彎矩：M=F l /2=1048x153/2=80.2N.maH BHABM =F l=737.2x122=89.9N.mAH t2K合成彎矩：a-a截面合成彎矩：M=(M 2+M 2)1/2=(61.92+80.22)1/2=101.3N.ma aV aHA軸承處合成彎矩：M=(M 2+M 2)1/2=(32.72+89.92)1/2=159.1N.mA AV AH危險截面的當量彎矩：1069.29取折合系數(shù)a=0.6，則當量彎矩為：6158.1104M=(M2+(aT)2)1/2=(159.12+(0.6x130.8)2)1/2=177.4N.me A 1危險界面處軸的直徑：d≥(M/0.1x[σ ])1/3=(177.4x1000/0.1x60)1/3=30.9mme -1b考慮鍵槽對軸的影響，將軸徑增大5%，故d=30.9x(1+5%)=32.5mm<d=45mm3所以，原設計強度合格2、從動軸設計：選擇軸的材料，確定許用應力：軸的材料選為45號鋼，調質處理，硬度217~255HBS，取240HBS。根據(jù)課本P315表16.3得許用彎曲應力：o‘=600Mpa，[σ‘ ]=200Mpa，[σ‘]=95Mpa，[σ‘ ]=60MpaB +1b 0b -1b計算基本直徑：根據(jù)課本P314表16.2得：[τ‘]=38Mpa，C‘=115Td‘≥C(P/n)1/3≥115(2.3/63.58)1/3mm=38.03mmⅢ Ⅲ考慮有鍵槽，將直徑增大5%，則d‘=38.03×(1+5%)=39.93mm，取d‘=40mm軸上零件的定位，固定和裝配：現(xiàn)周向固定，兩端軸承靠套筒實現(xiàn)軸向定位，靠過盈配合實現(xiàn)周向固定，軸通周向定位。d‘=40mm，HL31）確定各軸段直徑：①段：依據(jù)公式的估算值d1‘=40mm②段：根據(jù)油封標準，d2‘=50mm③段：與輕系列深溝球軸承6211配合，d3‘=55mm④段：為減少加工量，d4‘=57mmd5‘=60mm⑥段：h=10mm，d6d5‘+2h=80mm⑦段：為減少加工量，d7‘=57mm⑧段：軸承成對使用，所以d8’=55mm確定軸上各軸段長：①段：與聯(lián)軸器相連，取l1‘=60mm②段：l2‘=(外露尺寸)25+(軸承端蓋厚)12+(箱體)60-(擋油環(huán)伸向箱體)10-(軸承寬)20-(軸承外伸)2=65mm③段：l3‘=(伸向擋油環(huán))2+(軸承寬)20+(外伸)2+10=34mm④段：l4‘=(齒輪與箱體內壁間隙)25+(伸向齒輪)2+(擋油環(huán))10-(伸向擋油環(huán))2=35mm⑤段：小于輪轂2~3mm，l5‘=76mm⑥段：l6‘=1.4h=14mm⑦段：l7‘=(齒輪與箱體內壁間隙)20-(軸肩寬)14+(擋油環(huán)伸向箱體)10-(伸向擋油環(huán))2=14mm⑧段：l‘=(伸向擋油環(huán))2+(軸承寬)20+(外伸)2+5=29mm8總軸長L‘=l‘+l‘+l‘+l‘+l‘+l‘+l‘+l‘1 2 3 4 5 6 7 8=60+65+34+35+76+14+14+29=337mm各支撐點間距：軸承間距l(xiāng)‘=l‘/2+l‘+l‘+l‘+l‘+l‘/2AB 3 4 5 6 7 8=34/2+35+76+14+14+29/2=171mm聯(lián)軸器與左軸承距離l‘=l‘/2+l‘+l‘/2=60/2+65+34/2=112mmK 1 2 31）軸受力分析：轉矩T‘=9.55×106P/n=9.55×106×2.3/63.58=345470N.mm1 Ⅲ Ⅲ①大齒輪受力：F‘=2T‘/d=2x345470/315=2193Nt1 1 1徑向力F‘=F‘tana=2193×tan200=798Nr1 t1 n②AB軸承垂直面直反力：F‘=F ‘=F‘/2=798/2=399NAV BV r1③AB軸承水平面直反力：F ‘=F ‘=F‘/2=2193/2=1097NAH BH t1危險截面彎矩：①垂直面彎矩：MaV‘=FBV‘lAB‘/2=399x147/2=26.1N.m②水平面彎矩：M‘=F ‘l‘/2=1097x147/2=71.9N.maH BH AB合成彎矩：a-a截面合成彎矩：M‘=(M‘2+M‘2)1/2=(28.32+71.92)1/2=77.3N.ma aV aH危險截面的當量彎矩：取折合系數(shù)a=0.6，則當量彎矩為：M‘=(M‘2+(aT)2)1/2=(02+(0.6x72.1)2)1/2=43.3N.me A 1危險界面處軸的直徑：d‘≥(M‘/0.1x[σ ‘])1/3=(43.3x1000/0.1x60)1/3=19.3mme -1b考慮鍵槽對軸的影響，將軸徑增大5%，故d‘=19.3x(1+5%)=20.3mm<d‘=55mm3所以，原設計強度合格3、計算結果：直徑30主動 /mm軸 段長80/mm直徑40從動 /mm軸 段長60/mm

40 46 48 66 48 4676 32 30 64 30 2450 55 57 60 80 57 5565 34 35 76 14 14 29八、軸承及其組合部件設計八、軸承及其組合部件設計1、主動軸上的軸承（深溝球軸承6209）：根據(jù)課本P373表18.6得溫度系數(shù)：g=1T根據(jù)課本P375表18.8得沖擊載荷系數(shù)：fd=1對球軸承，其壽命系數(shù)：ε=3對于深溝球軸承6209，Cr=31.5KN，C0r=20.5KN軸承預計壽命Lh=10×300×16=48000h其徑向基本額定載荷Cr=fdP’(60nⅡLh/106)1/ε/gT，即31500=1xP’(60x317.88x48000/106)1/3/1球軸承容許的最大徑向載荷P’=3604.5N軸承徑向反力Fr=685/2=343N，軸承內部軸向力Fa=0.63Fr=216N，所以Fa/C0r=216/20500=0.011根據(jù)課本P374表18.7得：e=0.19Fa/Fr=343/216=0.63>e根據(jù)課本P374表18.7得：X=0.56，Y=2.30當量動載荷P=fd(XFr+YFa)=1.0x(0.56x343+2.30x216)=689N<P’=3604.5N，所以，所選軸承合格2、從動軸上的軸承（深溝球軸承6211）：根據(jù)課本P373表18.6得溫度系數(shù)：gT=1根據(jù)課本P375表18.8得沖擊載荷系數(shù)：fd=1對球軸承，其壽命系數(shù)：ε=3對于深溝球軸承6211，Cr=43.2KN，C0r=29.2KN軸承預計壽命L=10×300×16=48000hhC=fP’(60nL/106)1/ε/g，即r d Ⅲh T43200=1xP’(60x63.58x48000/106)1/3/1球軸承容許的最大徑向載荷P’=7607.6NF=399/2=200N，F(xiàn)=0.63F=126N，所以r a rF/C =126/29200=0.004a 0r根據(jù)課本P374表18.7得：e=0.19F/F=126/200=0.63>ea r根據(jù)課本P374表18.7得：X=0.56，Y=2.30當量動載荷P=f(XF+YF)d r a=1.0x(0.56x200+2.30x126)=402N<P’=7607.6N，所以，所選軸承合格3、計算結果：九、鍵連接的選擇與校核1、主動軸與V帶輪聯(lián)接的鍵：九、鍵連接的選擇與校核1、主動軸與V帶輪聯(lián)接的鍵：

型號62096211

d/mm4555

B/mm1921

C/KNr31.543.2

C/KN0r20.529.2軸徑d1=30mm，軸段長l1=80mm，選用：A型平鍵，8×7，GB1096-79l’=l1-b=80-8=72mmT=72.10NT=72.10N.mⅡh=7mmh=7mmσ=4T/dhl’=4×72100/30×7×72=19.07Mpa<[σ]=100MpP Ⅱ 1 P所以，所選鍵合格2、小齒輪與軸聯(lián)接的鍵：2、小齒輪與軸聯(lián)接的鍵：軸徑d=50mm，軸段長l=70mm，選用：55A型平鍵，14x9，GB1096-79l’=l-b=70-8=62mm5T=72.10NT=72.10N.mⅡh=9mmσ=4T/dhl’=4×72100/50×9×62=10.34Mpa<[σ]=100MpP Ⅱ 5 P所以，所選鍵合格3、大齒輪與軸聯(lián)接的鍵：3、大齒輪與軸聯(lián)接的鍵：軸徑d’=60mm，軸段長l’=60mm，選用：55A型平鍵，18x11，GB1096-79l’=l’-b=60-8=52mm5T=345.47NT=345.47N.mⅢh=11mmσP=4TⅢ/d5’hl=4×345470/60×11×52=40.26Mpa<[σP]=100Mp所以，所選鍵合格4、軸與聯(lián)軸器聯(lián)接的鍵：4、軸與聯(lián)軸器聯(lián)接的鍵：軸徑d’=40mm，軸段長l’=60mm，選用：11A型平鍵，12x8，GB1096-79l’=l’-b=60-8=52mm1T=345.47NT=345.47N.mⅢh=8mmσ=4T/d’hl’=4×345470/60×8×52=55.36Mpa<[σ]=100MpP Ⅲ 1 P所以，所選鍵合格5、計算結果：參數(shù)主動軸與V帶小齒輪與軸大齒輪與軸軸與聯(lián)軸器型號A型平鍵A型平鍵A型平鍵A