一级圆锥齿轮减速器课程设计说明书

1、木八械设计课程设计说明书匕I设计题目：带式运输机传动装置的设计 .课程名称：一级圆锥齿轮减速器1 . - J J -IH- -' " a J - ' "H-I 一，院 系：机电工程学院,”-. 小"”:I i - - .*'<-7- rt L , ' '' T' -!”专业班级： 机械制造及其自动化（高分子方向）学生姓名：明伟程学 号：1005090222指导教师：王宪伦J</!| j -!-Ft' I- 11. . - ab3 j =<3 !.l£. .' l ,

2、iU 二，.； mlq I B - 1= -. ： 一 - ! j7.' . IV . n任务书4计算总传动比和分配各级传动比6614键联接的选择及校核计算30密封和润滑的设计33设计小结34已知运输带工作拉力5%)内工作， 期半年， 传动方案批量生产，运输带速度允许误差F=6.5KN,运输带工作速五、轴的设计计算及轴承的设计设计任务 设计用于联轴器的设计 31电动机的选择4V=1.2m/s,卷筒直径 D=400mm传动零件的设计计算 8减速器结构设计26。（工作条件：两班制，连续单向运转，载荷较平稳, 35 0c使用折旧期8年，大修期4年，中修期2灰尘较大，环境最高温度 二般机械厂制

3、造，小（大 （已给定）：VF0. 96综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，选择型号为Y180L-8的电动机，其主要性能如表65001. 2 9. 37KW一、电动机选择电动机类型的选择：选才i Y系列三相异步交流电动机，此系列电动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。电动机功率传动装置的总效率：由电动机至运输带的转动总功率为确定电动机的转速计算滚筒工作转速:运输带联轴器电动机计算过程及计算说明式中：1 ,2,3,4,取 10.952i分别为开式齿轮，闭式齿轮，联轴器，轴

4、承，轴承和卷筒效率。0. 953 0.9940. 99=0.96 则0.95 0.95 0. 9920.993电机所需的工作功率:PdFV1000 巧 10000. 824心、il w.肥 r h-Tfn滚筒60 1000/D0. 82460 1000 1.2 57.3r/min450按书2表1-8锥齿轮单级传动比i1不大于3,开式圆柱齿轮传动比不大于8;且由书2 p196得圆锥-圆柱齿轮减速器传动比i1=0.25i2。总传动比最大值ia小于16。故电动机转速的可选范围为小于 符合这一范围的同步转速看nd' =ia' x n 滚筒=16X 57.3=916.8r/min。750

5、r/min 。根据容量和转速，由有关手册查适用的电动机型号。n取齿轮ii8i)12. 747. 1n电动机计算各轴转速(r/mini总=i开' i i总=i开x闭 i闭=开*0.25i 闭=12.74i 闭=1.8i总=i开' i730 12. 7457.3(1) 锥齿轮(2)i总传动比：型号额定功率(kw)满载转速(r/min )堵转转矩额定转矩11 . 1 «最大转矩额定转矩顾里(kg)Y180L-8117301.72.0184中心高H外形尺寸上("2+如加地脾蜩氢1直径 K轴仲尺寸DxE160600x417.5x385254x2101542x110分配

6、各级传动比405. 56r/min7. 1PTTTn电机730405. 56一 71.2r/min%n轴:1. 8n3l| - , 'T ' T I 卷筒轴：2、计算各轴的输入功率（T 哥 PPdI轴：dPPTT -At-L'-n轴:.小P in轴:卷筒轴:KW9. 370. 999. 28KW249.280. 950. 998. 72KWPv3、各轴输入转矩（N m） 电动机轴输出转矩为：-8. 720. 990. 998. 55KW11-8. 550. 958. 12KW9550P 95509. 37d 122. 6N mnm730I 轴：T13122. 60.99

7、121. 4N m轴：T T i142121.41.80.990. 95205.48N m出轴：t m = Tn43 =205.48 X 0.99 X 0.99=201.39N - m滚筒轴输入轴转矩:Tiv,=201.39 X 0.95 X 7.1 X 0.99=1344.83N m4、计算各轴的输出功率：由IID轴的输出功率分别为其输入功率乘以轴承效率:P P 49.28 0.999. 18KW48.720. 9948. 55 0. 998. 63KW8. 46KW5、计算各轴的输出转矩：由于IID轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效率：则:I. . d121.4 0.99120. 18N

8、 m205. 48 0. 99203. 42Nm201. 39 0.99199. 37N mH一二二轴名效率P ( kw)转矩T (N m)转速n传动输入输出输入输出r/min比i电动机 轴iii 丁,“一 9.37，122.6730 - -I9.289.18121.4120.18730n8.728.63205.48203.42405.551.8m8.558.46201.39199.37405.557.1卷筒轴8.127.791344.83129157.21.0综合以上数据，得表三如下:11四：传动零件的设计计算1、闭式齿轮传动的设计计算(1)选择齿轮材料及精度等级机器为一般工作机，速度不高，

9、故选用 8级精度(GB10098-88)考虑减速器传递功率不大，所以锥齿轮采用软齿面，选用45钢调质，齿面硬度为 250HB4 直齿轮因存在磨粒磨损选用45钢表面淬火，齿面硬度 450HB4IiE jjHi 二二锥齿轮：卞!据书1表6.2可得：KA 25,根据P145可得1.1 KK 1.3:Hl ：_1!_.不 -I. - - 7 - I » _ - -i - d > - i ; _ |KKAKVK K 1.25 1. 1 11.31. 7875由教材P135图6.12查得节点区域系数 ZH, P136表6.3得材料系数 ZE,各数据如下:Zh 2.4 Ze189.8 r0

10、. 3 书 3 p35(2)因为是闭式软齿面齿轮传动，故按齿面接触疲劳强度设计查图 P138 6.14b 可知：Hlim1600Mpa Flm230Mpa .则应力循环次数:N160n1jL h 60730 18163001. 68109111.68 1099.341. 8108II又查图可知:ZN1|由表 6.5 知 SHmin=1.3 则：,1 I - j anp I , .1 :n I I I.H lim1ZN16001HP1SH lim 11. 3461.53MPajl(3)、计算小齿轮最小直径:iJi,zzr(4)、由书3 p35得z2c r 6Vd244. 301 ,其中 C=14

11、, d2=ildl 取 45那么 z1=25。m=5.5, d1=137.5, d2=247.5 - L.r ”-L.一 I. -一(5)、校核齿轮弯曲疲劳强度查表可知：Flim1230MPaYFa1 2.8Ysa11.55.2.13 % 1.65 Ysa21 .85， ， ，Ji|' i i" gif I根据 z1、z2 查表取：YFa1 2.45, YFa2Y 0.75 Y 0.97 d1 83.59mm.DC4KTF12 2 3口R 10. 5 R z；mRR 1.> J + | J % l . i L- - - ， . a m+ - ，-r，.I - g. ,

12、I- 3 l= '- I，一 三.' 3 | =-Tf所以两齿轮齿根弯曲疲劳强度满足要求，此种设计合理。(6)、数据整理名称符 号公式In 1直齿圆锥小齿轮直齿圆锥大齿 轮齿数zz2545模数mm5.5r-区动比i1.8分度圆锥度( 11 arctg -i , 2_ 090 - 129 0360 57分度圆直径dd mz137.5247.5齿顶局" -ha,*hahamaa5.55.5齿根高hf,八*、hf (ha C )m6.8756.875i -' -Vi i-i - - I - - Ji . JIHl ; ,和11I hh ha hf12.37512.3

13、75齿顶圆直径da*da1 d1 2hamcos 1*da2 d2 2ham cos 2147.12（大端）二 j； j.j252.83 （大端）齿根圆直径1df*df1 d1 2hfmcos 1,*df2 d2 2hfmcos 2125.47（ i240.83齿距Pp m17.2817.28齿厚一、墨., 1sms 21r _|8.648.64齿槽宽eme 28.648.64 I顶隙c一 > "*c c m0.8箫0.8锥距RR1v1d12d；2141.57141.57齿顶角aa1f2a2f12 472 47齿根角-ff1 f2 arctghjR2 472 47齿顶圆锥角aa

14、11a1=,_. i'a22a2U 31 506 1i3 44齿根圆锥角，-ff11f1f 22f 2261658 10bb rR42.542.5/ j I>Cr =.larta三! .-j.:1 1 r1 1 V I，' -Sir. -J -11 1 F （111 1 r. -. igti2、开式齿轮的设计(1)开式齿轮传递功率较大，所以齿轮采用硬齿面。大，小齿轮均选用45钢淬火,齿面硬度为5862HRCo用圆柱直齿轮。查取书 1 表 6.2 可得：KA1-25 , KV1.1 , K 。2 , K 1.35；KKAKVK K 1.251. 1 1.21.352.227

15、5O .匚仙；iF,IT *4.4| 1Z |(2)按齿根弯曲疲劳强度设计IH查表得，YFa1=2.8, Ysa1=1.55,Ysa2取=0.7,dm 3空？YFaYaLdz1Fpr h| - , - f s-2. 718mm考虑齿面磨损模数加大10%: m=2.99取m=3名称符号公式齿1齿2齿数zz20142.二.分度圆直径dd=mz60426齿顶（Wjhaha=ha*m33齿根高hfhf=(ha*+c*)m,3.753.75齿顶圆直径dada=d+2ha66432齿根圆直径dfdf=d-2hf52.5418.5标准中心距aa=m(z1+z2)/2243bb= d d18i 1 - 1 1

16、 - - . ",". ", ._11 -r I i »五、轴的设计计算一输入轴的设计计算1、按扭矩初算轴径选用45#调质，硬度250HBsI > l! l-,.；*« B ',日,一- L Bi 广'J"根据教材P232表11.3,取C=110由式（11.2）. J.二一 '. j :,1:-3 i ,"'， 一小,P9. 37dC3110 325.75mmn730考虑有键槽，将直径增大5%,则选 d=27.04mm2、确定轴各段直径和长度（1）从联轴器开始左起第一段，联轴器的计算转矩

17、Tca=KAT债表取KA=1.3 则Tca=1.3X 121400=157820 N - mm' . 1 , , 选用弹性柱销联轴器，型号为 LX2,其公称转矩为 560000 N - mm半联轴器的孔径（轴承有相当的轴向力）=16mm左起第=42mm=60mm=16mm二28mm,取轴段长度为30207型轴承根据轴的结构图，做出轴的计算简图差为m6键槽用键槽铳刀加工，长为30 mm17,那么该段的直径为4、求轴上的载荷及其校核轴的联接处的平键截面b h二34mm ,长度取16mm ,取轴段长度为=34mm。根据轴承端盖的装拆以及对轴承添加润滑脂的要求和箱体1 42其尺寸为 d X D

18、X B=35X 72 XL5 =17mm1 41De，一3二35mm ,长度8mm 7mm 书 2 表 4-1=28mm,故取 D128mm,查表得联轴器轴孔长度选用1=32mm,1 2=25书2表4-2。为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与 轴配合为H7/n6o滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公左起第七段为齿轮轴段，齿轮宽为L=1.1d=30.8mm取31mm ,为了保证定位的可靠性由各标准件及轴尺寸得：取轴端倒角为2X45：轴肩处的圆角半径 R=130mm ,则取第二段的长度 L2 =50mm3、键、倒角为了保证联轴器与轴配合有良好的对中性，故

19、选择联轴器轮毂与轴配合da=42 ,2 54l370. 5mm取14176mm，根据齿轮与内壁的L=621 =44mm(齿轮取齿宽中点处的分度圆直径作为力的作用点，轴承在宽度中点为作用点)*轴承1和轴承2之间的距离为 78mm,轴承2和锥齿轮间的距离为 54mm(1)计算作用在齿轮上的力 圆锥小齿轮dm11 0.5 d1137.5mmFn1Fh1-132. 64N FN2786. 92N,所以F1径向II所以F2径向VFN2(3)、校核轴承寿命:3479. 92NF；11430NFH23566NI i I. i "二1 f1423. 6N FH2查书2表6-7得30207型圆锥滚子轴

20、承参数Cr 54200N, C0r63500 Nf 1 0查书1表8.6得fp 1.0(4)、计算轴承所承受的轴向载荷因为轴承1固定，轴承2游离，结合受力分析图可知，轴承1被“压紧”，轴承2被“放松”。由表 8.7 得 S=R2y、S1446N，S21114 S2FaS1 ,由此可得>I. I，.口 fJi > > B %R !a lL . , ' " 正QU -1 . 1 ! 窗AS1Fa809N A2S21114N,1)计算当量动负荷 *- I b ； . n I - - . - I ； . .：M，-! L轴承1:由表6-7,用线性插值法可求得：e10

21、. 37n g2T,2°.87FtL2056. 32N.2 1tdm1FMFttancos12056.32tan 2° cos1654. 28NI' B a i" ：" j1H ri;； f J "1 1Fa1Fttansin12056.32tan 20 sin1363. 42N i-1;,I-% * *.r -史Ll_rz* L . w，J；.二芦./ 圆锥大齿轮Fr2Fa1363.42NFa2Fr1654. 28Na 211(2)求作用在轴上的支反力I -1 . t I i.I - - ir ： 一809Fi径向14300.56ei

22、AAePrFr;e Y 1.6aFr r F由e查书2表6-7: FrFr,由此可得P1fp0. 4F1 经向1.6A1866N轴承 2： e20. 37-1 - -u - - tl3rr«J1一:二 i,. " t.：E I - 1 -yj02,* ；e :二-：二.-.431A0. 3125 e2匚4F2径向i -，= m - i 1( -TL -'口 . " LX L 1 ,C 1J . ；：工产一一I- !,.， . r, - ill ； ； -： I， T 七. J '-. P2fpPr23566N2)轴承寿命Lh计算因为PLh35668

23、016432000hP2,所以按轴承2计算轴承的寿命106C60n P2_610660 73054200所选轴承20207圆锥滚子轴承合格(5)做弯矩根据上述的图，求出总的弯矩和做出弯矩图由图可知弯矩最大在轴承Mv10346N mmMh111041N mmM MmH111521.94N mm(6)扭矩扭矩图如图11.2 (机械设计课本)所示，为了使扭矩图符合下述强度计算公式，图中已把 T这算成 的含义见前面，并且取 0.6jL f L 卬.工j ''«- ' . 工. 4 支：口». .二"". 一 di二 口2 «&#

24、39;(7)作出计算弯矩图Q i -< ihX *»1 « «, k J ' p 11 «ri > |根据以作的总弯矩图和扭矩图，求出计算弯矩图 Mca, Mca的计算公式为Mca M2 T 21 -. I»j'» I. i.j - I:,工:丁 二七工, 一 ”；,； ；，. ；! -I - M- '>'2 2c 2C C c 2McaMTi111521.940. 6121.41000133201N mmi »'.Lid.i- I-) i ! 11 a i i i

25、i11 113320149.33MPaca1.求输出轴上的功率由前面的计算可得P2W 0. 13038. 72KW(8)、校核轴的强度二、减速器低速轴II的计算60MPa只需校核轴上最大弯矩截面的强度:P2,转速n2和转矩T2n2405. 55r / mind.- -?".! J f , ，.一.一,T2205.48N m2.初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45钢，调质处理。取 C110于是得dmincJP2-30. 058mm考虑键槽的影响直径增大5%®dmin32同时选取联轴器型号，联轴器的计算转矩：取代13TcaKAT21. 3205. 48159. 38N m,.

26、I J选用弹性柱销联轴器，型号为LX2,其公称转矩为560000 N mm= = .一 ， _ :, -ii. j nW y一： %丁 ！ii i mmI »»崔 口. i 金* yr 三二半联轴器的孔径d1 =32mm ,查表得联轴器轴孔长度选用L=82, L1 =60mm。 ".,. . ii. - i3、根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度，如下图： - 1 I- I Fa r r!- 一:，： <._ . ._" - B-h I I- « I F- ' : > _, . ：? I -r Is"1 j 山

27、 I « ! *" * - j / /fi r J,5 -i 9I- 1B)»< F I一 . 1_，T -“一， > - r 7： 一；尸,一逼一".-2S- t ' L . ； 一 1M 一二，7. 3，?(1)由联轴器尺寸确定由联轴器的毂孔长度 L和直径d及相关要求，可确定d132mm1158mm" 11T , >, ；： '，H “，1 <二/4* *1-L/ ：K：口-， ' : : J Il1 _ , _ , , p .(2)左起第二段取D2 =38mmo根据轴承端盖的装拆以及对轴承添

28、加润滑脂的要求和箱体1, " i - J * ""4'" ,! 尸： I的厚度，取端盖的外端面与联轴器左端面间的距离为30mm,则取第二段的长度 L2 =50mm»»(3)初步选择滚动轴承。轴承同时承载径向力和轴向力，选用圆锥滚子轴承，(轴承有相当的轴向力)，选用30208型轴承，其尺寸为 dx DX B=40X 80X 18。L套筒的长取8+12=20mm,为了利于固te, 一般取 3比(b+20)小1mm (如图3所不),故可确定 d340mm%37mm(4)取 d442mm前141. 1d446.2mm取 45轴肩定位，

29、则九 d4648mm取,mm取 I52 R b cos 21 412153mm； in -ii *- i . *一(6)取 d6d31 618 117 o至此，已初步确定了轴的各段直径和长度4、轴上的零件的周向定位齿轮、联轴器与轴的周向定位均采用平键联接。按手册查得，半联轴器与轴的联接处的平键截面b h 10mm 8mm,键槽用键槽铳刀加工，长为45mm (标准键长见GB/T 1096 1079)。也工：为了保证联轴器与轴配合有良好的对中性，故选择联轴器轮毂与轴配合为H7/k6。齿轮与轴的联接处的平键截面 b h 10mm 8mm (GB/T1096 2003),键槽用键槽铳刀加工，长为36m

30、m （标准4t长见GB/T1096 2003）。为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴配合为 H0n6。滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为 m6o5、确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为2 45° ,除下图标注外，各轴肩处的圆角半径，均为R1 ,如图：6、求轴上的载荷根据轴的结构图（图 3）作出轴的计算简图Ft轴承1和轴承2之间的距离为 210mm,轴承2和锥齿轮间的距离为 153mm 大锥齿轮：I B « I. ii, I ,1 T" 7 1 11 1 1FtF12056. 32NFa2Fr1654. 28NFr1

31、Fa1363.42NJu . u ；、;Fv1591.89N,Fv2-228. 47NFH11497.94N, FH2558. 06N所以Fl径向卮FH211610N一一2 '_ 2一 所以 F2径向VFV2FH2602. 78N7、校核轴承寿命：查书2表6-7得30208型圆锥滚子轴承参数 CrJi63000N,C0r74000N查书1表8.6得fp 1.0I 1； -Ml! n !，.!- j - - lip T , !. . i! -，I .1 一 ' '! .Jkji - 1 7. 7J i因为轴承1固定，轴承2游离，结合受力分析图可知，轴承1被“压紧”，轴承2

32、被“放松”。 ；i_f3(2 j I, ' B gL-；7 I品y二* |号-；：:二二-二T. ' t-s I由表 8.7 得 S=R2y、S1503s188 s2FaS1由此可得A S2188N AS2Fa842N0. 370. 52eAA602计算Lhi iAF1径向AF2径向P160 n由e1查书2表6-7:Fre Y 1.6,由此可得(2)轴承寿命Lh轴承1: 由表6-7,用线性插值法可求得:-一 106C所选轴承20208圆锥滚子轴承合格-4 ；】一，8、做弯矩图计算当量动负荷PrFr;FrPifp0.4F1 经向1.6AI i!» i ;二轴承 2： e

33、20. 37P2fpFr21991N因为P1P2,所以按轴承1计算轴承的寿命 « > ：'二；1066300060 405 199187277732000h根据上述的图，求出总的弯矩和做出弯矩图由图可知弯矩最大在齿轮点34884N mmI -' -Vi i'l - Ir ； J J.LI M.J ； ； FMh85329N mmMMV2MH92148N mm9、扭矩扭矩图如图11.2 （机械设计课本）所示，为了使扭矩图符合下述强度计算公式，图中已把 T这算成T，的含义见前面，并且取 0.610、作出计算弯矩图根据以作的总弯矩图和扭矩图，求出计算弯矩图Mc

34、a, Mca的计算公式为,一.：工 zZ_ - 二，" V ' " 1 ,c ":上 1 - J 工=,； ; 1 i I ? " a " J ,-r - . r. J tCWr J L _ :"- - , > Jj L'F II 二二Mca , M 2T 2McaJm2Ti 2v'9214820.6205. 481000 2153688N mm INI'11、校核轴的强度I1536880. 132346.9MPa60MPa,故安全I -'-ti 4.I .- - Ir ' 1 _

35、 Ju . . "Mi 1 ,：" 11kll ,” -1减速器结构设计f ;: _A l j « *. . f« L1F，！ , 一V i. e*F-岬二'窥视孔和窥视孔盖在减速器上部可以看到传动零件啮合处要开窥视孔，以便检查齿面接触斑点和赤侧间隙，了解啮合情况。润滑油也由此注入机体内。窥视孔上有盖板，以防止污物进入机体内和润滑油飞溅出来。2、 放油螺塞减速器底部设有放油孔，用于排出污油，注油前用螺塞赌注。3、 油标油标用来检查油面高度，以保证有正常的油量。油标有各种结构类型，有的已定为国家标准件。4、 通气器减速器运转时，由于摩擦发热，使机体

36、内温度升高，气压增大，导致润滑油从缝隙向外渗漏。所以多在机盖顶部或窥视孔盖上安装通气器，使机体内热涨气自由逸出，达到集体内外气压相等，提高机体有缝隙处的密封性能。5、 启盖螺钉机盖与机座结合面上常涂有水玻璃或密封胶，联结后结合较紧，不易分开。为便于取盖，在机盖凸缘上常装有一至二个启盖螺钉，在启盖时，可先拧动此螺钉顶起机盖。在轴承端盖上也可以安装启盖螺钉，便于拆卸端盖。对于需作轴向调整的套环，如装上二个启盖螺钉，将便于调整。6、 定位销为了保证轴承座孔的安装精度，在机盖和机座用螺栓联结后，链孔之前装上两个定位销，孔位置尽量远些。如机体结构是对的，销孔位置不应该对称布置。7、 调整垫片调整垫片由多

37、片很薄的软金属制成，用一调整轴承间隙。有的垫片还要起调整传动零件轴向位置的作用。 8、 环首螺钉、吊环和吊钩在机盖上装有环首螺钉或铸出吊环或吊钩，用以搬运或拆卸机盖。9、 密封装置在伸出轴与端盖之间有间隙，必须安装密封件，以防止漏油和污物进入机体内。密封件多为标准件，其密封效果相差很大，应根据具体情况选用。名称符号减速器型式及尺寸关系箱座壁厚88箱盖壁厚68箱盖凸缘厚度bii2箱座凸缘厚度bi2箱座底凸缘厚度b220地脚螺钉直径dfi2地脚螺钉数目，n4轴承旁连接螺栓直径dii0盖与座连接螺栓直径d26连接螺栓d2的直径l轴承端盖螺钉直径d33一8“视孔盖螺钉直径d46：定位销直径d5df,

38、di , d2至外箱壁距离Cii8df, d2至凸缘距离C2i6轴承旁凸台半径Rii6凸台高度h30外箱壁至轴承底座端面距离li40铸造过渡尺寸x、y3、i5dhl由于两轴相对位移很小，运转平稳，且结构简单，对缓冲要求不高，故选用弹性柱 销联轴器。2、载荷计算3、（1）输出轴与悬臂平键联接轴径 d3=32mm , L3=45mm查手册P53选用两个单圆头普通平键（ A型），对称布置，得:大齿轮顶圆与内箱壁距离A 112齿轮端面与内箱壁距离A212B:箱盖、箱座肋厚m1、m8、8轴承端盖外径D2120轴承旁连接螺栓距离rs120七、键联接的选择及校核计算1、联轴器与I （输入）轴的联接轴径 d1

39、=28mm,L1=32mm查手册P53选用A型平键，得：GB/T 1096 键 8X7X32 （A 型）根据教材P77 （3.1）4T1 pdhl式得p(110MPa2、输入轴与齿轮1联接采用平键联接轴径 d2=28mm, L2=25mmGB/T 1096 键 8X 7X根据教材P77 (3.1)4Ti p dhli!25 (A 型) 式得p(iioMPaGB/T 1096 键 10X8X45根据教材1P77 (3.1)式得4T2p 1.5dhlp(110MPa（2）输出轴与齿轮2之间的联接轴径 d4=42mm , L4=36mm查手册P53选用A型平键，得：GB/T 1096 键 10X8X36（A 型）根据教材P77 （3.1）式得八、联轴器的设计1、类型选择(11