二级齿轮减速器说明书.doc

机械设计课程设计说书目 录1. 目录-12. 摘要-33. 设计任务书-44. 传动方案的拟定-54.1拟定传动方案-5 4.2确定减速器结构和零部件类型-55. 电机的选择及传动装置的运动和动力参数的计算-6 5.1电机类型和结构形式的选择-65.2选择电机的容量-65.3确定电机转速-75.4 传动比分配-85.5 传动装置各轴的运动和动力参数-96. 传动零件的设计计算-106.1带轮的设计计算-106.2高速级齿轮的设计计算-136.3低速级齿轮的设计计算-187. 轴的计算-24 7.1高速轴的计算-247.2中间轴的计算-277.3低速轴的计算-308. 键连接的选择和计算-318.1 高速轴（I轴）上键的选择及校核-318.2 中间轴（II轴）上键的选择及校核-318.3 高速轴（III轴）上键的选择及校核-329. 滚动轴承的选择和计算-3310.联轴器的选择和计算-3611.参考资料-372摘 要机械设计课程设计主要是培养理论联系实际的设计思想。本次设计包括的主要内容有：决定传动装置的总体设计方案；选择电动机；计算传动装置的运动和动力参数；传动零件、轴的设计计算；轴承、联接件、润滑密封和联轴器及校验计算；机体结构及其附件的设计；绘制装配图及零件工作图；编写计算说明书以及进行设计答辩。设计的一般过程为：首先明确设计任务，制定设计任务书；其次，提供方案并进行评价；再次，按照选定的方案进行各零部件的总体布置，运动学和零件工作能力计算，结构设计和绘制总体设计图；然后，根据总体设计的结果，考虑结构工艺性等要求，绘出零件工作图；然后，审核图纸；最后，整理设计文件，编写说明书。3.设计任务书1、设计题目 常规游梁式抽油机的减速传动装置设计2、主要内容 (1)决定传动装置的总体设计方案；(2)选择电动机，计算传动装置的运动和动力参数；(3)传动零件以及轴的设计计算；轴承、联接件、润滑密封和联轴器的选择及校验计算；(4)机体结构及其附件的设计；(5)绘制装配图及零件图；编写计算说明书并进行设计答辩。3、具体要求(1)原始数据:悬点线速度v = 0.9086 （m/s） 悬点载荷P1 = 30 （KN） 悬点载荷P2 = 10 （KN）冲程S= 1.4 （m）冲次n= 12 (2)工作条件：使用期10年，24小时工作，单向传动；载荷有轻微振动；4、完成后应上交的材料(1)机械设计课程设计计算说明书；(2)减速器装配图一张；(3)轴类零件图一张；(4)齿轮零件图一张。5、推荐参考资料(1)西华大学机械工程与自动化学院机械基础教学部编.机械设计课程设计指导书,2006(2)濮良贵.机械设计(第八版).北京：高等教育出版社,2006 算 及 说 明结 果4.传动方案的拟定机器一般由原动机、传动机、工作机组成。传动装置在原动机和工作机之间传递运动和动力，并籍以改变运动的形式、速度大小和转矩大小。传动装置一般包括传动件（齿轮传动、带传动、链传动等）和支承件（轴、轴承和机体等）两部分。它的重量和成本在机器中占很大的比例，其性能和质量对机器的工作影响也很大。因此合理设计传动方案具有重要意义。4.1拟定传动方案根据设计要求，拟定了如下两种传动方案：一种方案是电机-联轴器-减速器-带式传动机；一种方案是电机-带轮-减速器-联轴器-带式传动机。考虑到电机输出转度较大而工作所需要的转速较低，他们之间存在较大的减速比，这样会大大增加减速器的结构尺寸和材料使用。如果采用带传动，可以分担一定的传动比，使机器结构紧凑，且电机速度越低价格越高的，选用第二种方案更为合理。同时，采用带轮传动可以起到过载保护，降低振动。其布置形式如图4.1所示。图4.14.2确定减速器结构和零部件类型（1）选定减速器传动级数传动级数根据工作机转速机要求，由传动件类型、传动比以及空间位置尺寸要求而定。在本传动方案中，选择圆柱齿轮传动，为了使机构尺寸和重量较小，当减速器传动比i大于8是，宜采用二级以上齿轮传动型式。考虑到降速要求和带轮有一定的降速能力，本机构选用二级齿轮减速器。（2）选定齿轮类型由于斜齿轮传动的平稳性较直齿轮好，在相同的传动比下结构更加紧凑，同时合理的布置还可以抵消一部分轴向力，降低轴承的负担，在现在的制造条件下选用选用斜齿轮更为合理。（3）选定轴承类型和布置形式 一般减速器都用滚动轴承，大型减速器也用滑动轴承的。轴承类型由载荷和转 传动方案：电机-带轮-减速器-联轴器-带式传动机减速器选用二级圆柱齿轮减速器齿轮选用斜齿轮面对面装剖分箱体刚性联轴器计 算 及 说 明结 果速决定。考虑到本次设计当中，轴承所受载荷不是很大，且受到一定的轴向力，选角接触球轴承较为合理。在确定轴承的布置时，考虑同一轴线上的两个安装孔能够一次加工完成和轴的轴向精度要求不高，轴承采用面靠面布置。（4）决定减速器机体结构通常没有特殊要求是，齿轮减速器机体都采用沿齿轮轴线水平剖分的结构，以便装配。（5）选择联轴器类型 由于本机构只需要在低速级安装联轴器，所以选择可移式刚性联轴器。5.电机的选择及传动装置的运动和动力参数的计算5.1电机类型和结构形式的选择由于直流电机需要直流电源，结构较复杂，价格较高，维护比较不便，因此选择交流电动机。我国新设计的Y系列三相笼型异步电机属于一般用途的全封闭自扇冷电动机，其结构简单、工作可靠、价格低廉、维护方便，适用于不易燃、不易爆、无腐蚀性气体和无特殊要求的机械上，如金属切削机床、运输机、风机、搅拌机等，由于启动性能较好，也适用于某些要求启动转矩较高的机械，如压缩机等。在这里选择三相笼式异步交流电机，封闭式结构，电压380，Y型。5.2选择电机的容量本次设计为设计不变（或变化很小）下长期连续运行的机械，只有所选电机的额功率Ped 等于或稍大于所需的电动机工作功率Pd,即Ped Pd ，电动机在工作时就不会过热，通常就不必校验发热和启动力矩。电机所需工作功率按式（1）为 kw由式（2） = kw因此 由电机至运输带的总功率为 1-带传动效率，2-滚动轴承效率（成对计算），3-齿轮传动效率（成对计算），电机：三相笼式异步交流电动机电动机传动装置的运动和动力参数计算公式引自【1】第1220页计 算 及 说 明结 果4-联轴器传动效率。取1=0.96，2=0.98（滚动轴承），3=0.97(齿轮精度为7级，不包括轴承效率) ，4=0.99（齿轮联轴器） kw5.3确定电机转速 卷筒工作转速为 r/min 按表1推荐的传动比合理范围，取V带传动的传动比=2-4,二级圆柱齿轮减速器的传动比=8-40，则总传动比合理范围为，故电机转速的可选择范围为 r/min 符合这一范围的同步转速为1500r/min,3000r/min. 根据容量和转速，由有关手册查出有两种适合的电机型号，因此有两种传动方案，如下页表一。表一方案电动机型号额定功率kw电机转速r/min电 动机 重量N参 考价 格元传动装置的传动比同步转速满载转速总传动比V 带传 动减速器1Y132S2-27.53000292041.602.516.642Y132M-47.51500144020.52210.26 综合考虑电机和传动装置的尺寸，重量，价格和带传动，减速器的传动比，可见第2中方案比较合理，因此选择电机型号Y132-4,其主要性能表二。 =0.84=6 kwn=70.19 r/min计 算 及 说 明结 果表二型号额 定功 率kw满载时启动电流额定电流启动转矩额定转矩最大转矩额定转矩转速r/min电流（380v时）A功率%功率因素Y132M-47.514402.22.2Y132M-4电动机主要外形和安装尺寸如表三：表三中心高H外形尺寸L*(AC/2+AD)*HD底脚安装尺寸A*B底脚螺栓孔直径K轴伸尺寸D*E 键装部位尺寸F*GD132515*345*315216*1781238*8010*415.4 传动比分配 电机型号Y132M-4，满载时转速nm=1440 r/min.（1） 总传动比(2) 分配传动装置传动比：式中分别为带传动和减速器的传动比 为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取(实际的传动比要在设计V带传动时，由所选大小带轮的标准直径之比计算)，则减速器的传动比为：（3） 分配减速器的各级传动比 按展开式布置，考虑润滑条件，为使两级大齿轮直径相近，由经验公式： 取 且有电动机型号：Y132M-4计 算 及 说 明结 果得 5.5 传动装置各轴的运动和动力参数(1）各轴转速由式(9)-(10) 轴： r/min 轴： r/min 轴： r/min 卷筒轴： r/min(2)各轴输入功率： 由式（12）-（15） 轴： kw轴： kw 轴： kw 滚筒轴： kw到轴的输出功率分别为其输入功率乘以轴承效率0.98，例如轴的输出功率为 kw,其余类推。 （3）各输入转矩 由式（16-21） 电动机轴输出转矩： N.m 到轴输入转矩： 计 算 及 说 明结 果轴：轴：轴：卷筒轴输入转矩：到轴输出转矩则分别为各轴的输入转矩乘以轴承效率0.98，例如轴的输入转矩 ，其余类推。运动和动力参数计算结果整理如表四：表四轴名效率P kw转矩 T N.m转速n r/min传动比i效率输入输出输入输出电机轴630.7914402.50.96轴5.765.6495.5093.595763.320.95轴5.485.37301.38295.35173.49 2.460.95轴5.205.10704.48690.3970.5310.97卷筒轴5.054.95683.78670.1070.536.传动零件的设计计算6.1带轮的设计计算 1确定计算功率 由表8-7查的工作情况系数,故 2选择V带的带型带轮的设计计算公式及数据和图表皆引自【2】第143-164页计 算 及 说 明结 果 根据，n,由图8-10选用A型 3确定带轮的基准直径，并验算带速 1）初选小带轮直径 由表8-6和表8-8，取小带轮的基准直径为=100mm 2)验算带速v 按式（8-13）验算带速 因为5m/sv 7）计算压轴力 压轴力的最小值为：带的根数为5根计 算 及 说 明结 果6.2高速级齿轮的设计计算 1.选定齿轮类型、精度等级、材料和齿数。 1）根据传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。 2）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB10095-88） 3）选择材料。由表10-1选择小齿轮材料为40r（调质），硬度289HBS,大齿轮材料45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS. 4)选小齿轮齿数为z1=24，大齿轮齿数为z2=3.32*24=79.68，取z2=80 5）选取螺旋角。初选螺旋角2.按齿面接触强度设计由设计计算公式（10-9a）进行计算，即（1）确定公式内的各计算数值1)试选=1.62）由图10-30 选取区域系数 Z=2.43 3）由图10-26 则 4)计算小齿轮传递的转矩 小齿轮的转矩可视为与轴I的输出转矩相等 5)由表10-7选取吃宽系数=16）由表10-6查得材料的弹性影响系数7）由图10-21d按齿面强度查得小齿轮的接触疲劳强度极限=600MPa;大齿轮的接触疲劳强度极限为=550MPa;8）由式10-13计算应力循环次数9)由图10-19取接触疲劳寿命系数,10)计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%，安全系数S=1，由式(10-12)得，齿轮的设计计算公式及有关数据和图表皆引自【2】第186-237页小齿轮材料：40r大齿轮材料：45钢7级精度计 算 及 说 明结 果许用接触应力 （2）计算 1）计算小齿轮分度圆直径，代入的值 2）计算圆周速度v 3）计算齿宽b 4)计算齿宽和齿高之比 模数： 齿高： 5)计算纵向重合度 6）计算载荷系数 根据v=1.592m/s,7级精度，由图10-8查得动载荷系数由表10-4用插值法查得，7级精度，小齿轮相对支承非对称分布时，计 算 及 说 明结 果 由图10-13查得 由表10-3查得,故载荷系数 7)按实际的载荷系数校正所算得分度圆直径，由式（10-1a）得 8）计算模数 3.根据齿根弯曲疲劳强度设计 由式（10-17） （1） 确定计算参数1） 计算载荷系数2） 根据纵向重合度从图10-28查得螺旋角影响系数3） 计算当量齿数4） 查齿形系数由表10-5查得,计 算 及 说 明结 果 5)查应力校正系数 由表10-3查得，, 6)由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲疲劳强度极限 7）由图10-18取弯曲疲劳系数, 8）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（10-12）得 9）计算大小齿轮的,并加以比较 大齿轮的数值较大（1） 设计计算 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算法面模数大于齿面弯曲疲劳强度计算带模数，去，以满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度算得分度圆直径，来计算齿数。于是有，计 算 及 说 明结 果 取，则 4.几何尺寸计算 1）计算中心距 修正后的中心距为129mm. 2)按圆整后的中心距修整螺旋角 因改变不多，故参数,等不必修正。 3）计算大小齿轮分度圆直径4）计算齿轮宽度 圆整后取, 计 算 及 说 明结 果6.3低速级齿轮的设计计算 1.选定齿轮类型、精度等级、材料和齿数。 1）根据传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。 2）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度（GB10095-88） 3）选择材料。由表10-1选择小齿轮材料为40r（调质），硬度289HBS,大齿轮材料45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS. 4)选小齿轮齿数为z1=24，大齿轮齿数为z2=2.4624=59.04，取z2=59 5）选取螺旋角。初选螺旋角2.按齿面接触强度设计由设计计算公式（10-9a）进行计算，即（1）确定公式内的各计算数值1)试选=1.62）由图10-30 选取区域系数 3）由图10-26 则 4)计算小齿轮传递的转矩 小齿轮的转矩可视为与轴I的输出转矩相等 5)由表10-7选取吃宽系数=16）由表10-6查得材料的弹性影响系数7）由图10-21d按齿面强度查得小齿轮的接触疲劳强度极限=600MPa;大齿轮的接触疲劳强度极限为=550MPa;8）由式10-13计算应力循环次数9)由图10-19取接触疲劳寿命系数,10)计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%，安全系数S=1，由式(10-12)得齿轮的设计计算公式及有关数据和图表皆引自【2】第186-237页小齿轮材料：40r大齿轮材料：45钢7级精度计 算 及 说 明结 果许用接触应力 （2）计算 1）计算小齿轮分度圆直径，代入的值 2）计算圆周速度v 3）计算齿宽b 4)计算齿宽和齿高之比 模数： 齿高： 5)计算纵向重合度5） 计算载荷系数 根据v=0.766m/s,7级精度，由图10-8查得动载荷系数计 算 及 说 明结 果由表10-4用插值法查得，7级精度，小齿轮相对支承非对称分布时， 由图10-13查得 由表10-3查得,故载荷系数 7)按实际的载荷系数校正所算得分度圆直径，由式（10-1a）得 8）计算模数 3.根据齿根弯曲疲劳强度设计 由式（10-17） （2） 确定计算参数6） 计算载荷系数7） 根据纵向重合度从图10-28查得螺旋角影响系数8） 计算当量齿数9） 查齿形系数由表10-5查得,计 算 及 说 明结 果 5)查应力校正系数 由表10-3查得，, 6)由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲疲劳强度极限 7）由图10-18取弯曲疲劳系数, 8）计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（10-12）得 9）计算大小齿轮的,并加以比较 大齿轮的数值较大（2） 设计计算 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算法面模数大于齿面弯曲疲劳强度计算带模数，去，以满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度算得分度圆直径，来计算齿数。于是有，计 算 及 说 明结 果 取，则 4.几何尺寸计算 1）计算中心距 修正后的中心距为148mm. 2)按圆整后的中心距修整螺旋角 因改变不多，故参数,等不必修正。 3）计算大小齿轮分度圆直径4）计算齿轮宽度 圆整后取,计 算 及 说 明结 果7.轴的计算 按照如下原则进行轴的的结构设计：1） 初步确定计算轴径。其计算公式 式中：P-轴所传递的功率，kw; n-轴的转速，r/min; A-由轴的许用切应力所确定的系数，其值可查相关教材。 对外伸轴，初算轴径长作为轴的最小直径（轴端直径），这时应取较小的A值；对非外伸轴，初算轴径长作为轴的最大直径，应取较大A值 当外伸轴通过联轴器与电机连接时，则初算直径d必须与电动机轴和联轴器孔相匹配，必要时改变轴径（或增或减）。2） 确定轴的径向尺寸。当直径变化处的端面要固定轴上零件或承受轴向力是，直径变化取68mm/当轴径变化仅为了装配方便或区分加工表面，不承受轴向力也不固定轴上零件是，则相邻直径变化取13mm.轴表面需要精加工、精磨或切螺纹时，轴径变化处应留退刀槽，退刀槽尺寸可查手册。3） 确定轴的轴向尺寸。通过初选轴承，机体尺寸，连接键，齿轮等传动件确定轴的轴向尺寸。设计7.1高速轴的计算根据轴的结构图图7.1f做出轴的计算简图，如图7.1a。在确定支点时，应从手册中查取a值。对于7009C型角接触球轴承，由手册查得a=16。由此可得到高速轴的计算轴的跨度和齿轮在轴上的位置及轴的受力，如图7.1a 。1. 计算轴上载荷的大小。1） 轴端处的载荷力：在轴端处将受到来自带轮的压轴力，其大小为：其方向可以通过最大齿轮确定的箱体高和电机的高度近似的认为在Z轴方向上，如。扭矩：在轴端处受到的扭矩等于轴I的输入扭矩，其大小为：其方向假定为绕X轴逆时针旋转，如图7.1a所示。 轴的计算公式及有关数据和图表皆引自【2】第360385页计 算 及 说 明结 果 图7.12） 齿轮处的受力情况由于使用了斜齿轮，轴在齿轮处受到来自齿轮传动的轴向力、径向力和周向力，由于轴向力并不作为校核要求，只需要确定此处的径向力和周向力。根据公式（10-14）公式（10-14）引自【2】第213页计 算 及 说 明结 果式中：小齿轮传递的转矩，N.mm; 小齿轮的节圆直径，对标准齿轮即为分度圆直径，mm; 法相压力角，对标准齿轮，；节圆螺旋角，对标准斜齿轮即分度圆螺旋角。 此处的齿轮即为低速级小齿轮，由于尺寸较小，将其做成齿轮轴，其中，,，从而得， 3)轴承处支反力 同样对角接触球轴承产生的附加轴向力不作为轴校核要求，只计算水平方向和竖直方向的受力，A,B支撑处的受力情况如图7.1a。 在XOZ平面中，由得在XOY平面中，由得 计 算 及 说 明结 果2. 轴的弯矩XOY平面E端面F端面XOZ平面E端面F端面合成弯矩E端面 F端面3. 轴的扭矩，由前已知 轴的弯矩和扭矩图见图7.1b,c,d,e.4. 按弯扭合成应力校核轴的强度通过弯扭图可以看出截面E是轴的危险截面。进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（危险截面E）的强度。根据式（15-5）及以上所算得数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环应力，取，轴的计算应力轴的材料选择为45钢，调质处理，由表15-1查得。因此，故安全。计 算 及 说 明结 果7.2中间轴的计算根据轴的结构图图7.2f做出轴的计算简图，如图7.2a。在确定支点时，应从手册中查取a值。对于7008C型角接触球轴承，由手册查得a=14.7。由此可得到中间轴的计算轴的跨度和齿轮在轴上的位置及轴的受力，如图7.2a 。1.计算轴上载荷的大小。1)齿轮处的受力情况由于使用了斜齿轮，轴在齿轮处受到来自齿轮传动的轴向力、径向力和周向力，由于轴向力并不作为校核要求，只需要确定此处的径向力和周向力。根据公式（10-14）式中：小齿轮传递的转矩，N.mm; 小齿轮的节圆直径，对标准齿轮即为分度圆直径，mm; 法相压力角，对标准齿轮，；节圆螺旋角，对标准斜齿轮即分度圆螺旋角。 小齿轮1处， ，从而得， 大齿轮2处， ，从而得，公式（10-14）引自【2】第213页计 算 及 说 明结 果 图7.12)轴承处支反力 同样对角接触球轴承产生的附加轴向力不作为轴校核要求，只计算水平方向和竖直方向的受力，A,B支撑处的受力情况如图7.2a。 在XAZ平面中，由计 算 及 说 明结 果得得在XAY平面中，由得 2.轴的弯矩XAY平面F端面E端面XOZ平面F端面E端面合成弯矩F端面E端3.轴的扭矩，由前已知计 算 及 说 明结 果轴的弯矩和扭矩图见图7.2b,c,d,e.4.按弯扭合成应力校核轴的强度通过弯扭图可以看出截面F是轴的危险截面。进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（危险截面F）的强度。根据式（15-5）及以上所算得数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环应力，取，轴的计算应力轴的材料选择为45钢，调质处理，由表15-1查得。因此，故安全。7.3低速轴的计算 低速轴计算与高速轴类似，不再重复叙述。其计算应力为，小于，满足设计要求。计 算 及 说 明结 果8.键连接的选择和计算 本减速器全部使用圆头平键，其主要失效形式是工作表面的压溃，除非有严重的过载，一般不会出现键断裂，因此，通常只按工作面的挤压应力进行强度校核。假定载荷在键的工作平面上均匀分布，则普通平键的强度条件根据公式（6-1）为： 式中：T-传递的转矩，单位N.mm; k-键与轮毂键槽的接触高度，k=0.5h,此处h为键的高度， mm;l-键的工作长度， mm,圆头平键l=L-b，平头平键l=L,这里L为键的公称长度，mm;b为键的宽度，mm; d-轴的直径，mm; -键、轴、轮毂三者中最弱材料的许用挤压应力，MPa，见表6-2。8.1 高速轴（I轴）上键的选择及校核 对于I轴上的联轴器与轴的链接主要是周向定位，而不承受轴向力的作用，所以用平键链接，根据d=35mm查参考书【2】P106选用普通平键型； 键，轴的材料为钢，带轮轮毂的材料为铸铁，由表6-2查的许用挤压力在，取其中间值，。键的工作长度l=L-b=63-10=53mm,键和轮毂槽的接触高度k=0.5h=0.5*8=4mm,所受转矩取输入转矩即由式（6-1）可得， 键的强度足够。8.2 中间轴（II轴）上键的选择及校核 轴II上有两个相同的键，且在两处轴径相同，那么只需要对轴径小处的键进行校核即可。根据d=50mm查参考书【2】P106选用普通平键型；和，只需对的键进行校核。键，轴，轮毂的材料都为钢，受轻微的冲击载荷，由表6-2查的许用挤压力在，取其中间值，。键的工作长度l=L-b=50-14=36mm,键和轮毂槽的接触高度k=0.5h=0.5*9=4.5mm,所受转矩取输键的计算公式及有关数据和图表皆引自【2】第103108页计 算 及 说 明结 果入转矩即由式（6-1）可得， 键的强度足够。8.3 高速轴（III轴）上键的选择及校核 高速轴上有两处要进行键的选择和校核。两处的直径分别为50mm、60mm，但是为了加工和安装方便，按直径小处选择键宽和键高。根据d=50mm查参考书【2】P106选用普通平键型；和，对两处的键都要进行校核。键，轴，轮毂的材料都为钢，受轻微的冲击载荷，由表6-2查的许用挤压力在，取其中间值，。L=100mm的键，其工作长度l=L-b=100-14=86mm,键和轮毂槽的接触高度k=0.5h=0.5*9=4.5mm,所受转矩取输入转矩即由式（6-1）可得， 键的强度足够。键的工作长度l=L-b=70-14=56mm,键和轮毂槽的接触高度k=0.5h=0.5*9=4.5mm,所受转矩取输入转矩即由式（6-1）可得， 键的强度足够。计 算 及 说 明结 果9.滚动轴承的选择和计