二级圆锥圆柱齿轮减速器设计过程说明书(共13页)

1、精选优质文档-倾情为你奉上选择电机1. 选择电机的转速：a. 计算传动滚筒的转速nw= 60V/d=60×0.98/3.14×0.278=67.326 r/minb.计算工作机功率 pw=T nw/9.55×10³=248×67.326/9.55×10³=1.748Kw2.计算电机所需功率： 带传动效率：0.96每对轴承传动效率：0.99一对圆锥滚子轴承的效率 3= 0.98一对球轴承的效率 4= 0.99闭式直齿圆锥齿传动效率5= 0.95闭式直齿圆柱齿传动效率6= 0.97b. 总效率=12 23 3456=0.96&#

2、215;0.992 ×0.983 ×0.99×0.95×0.97=0.808c. 所需电动机的输出功率 Pr=Pw/=2.4/0.808=3kw3.选择电动机的型号 查参考文献得方案号电机类型额定功率同步转速满载转速总传动比 1Y100L2-431500142022.294 2Y132S-63100096015.072根据以上两种可行同步转速电机对比可见，方案2传动比小且质量价格也比较合理，所以选择Y132S-6型电动机。三， 动和动力参数的计算1. 分配传动比（1） 总传动比i=15.072（2） 各级传动比：直齿轮圆锥齿轮传动比 i12=3.762，

3、 直齿轮圆柱齿轮传动比 i23=4（3） 实际总传动比i实=i12i34=3.762×4=15.048,i=0.0210.05，故传动比满足要求满足要求。2. 各轴的转速（各轴的标号均已在图1.1中标出）n0=960r/min，n1=n0=960r/min，n2=n1/ i12=303.673r/min，n3= n2/ i34=63.829r/min，n4=n3=63.829r/min各轴的功率p0=pr=3 kw， p1= p02=2.970kw, p2= p143=2.965 kw, p3= p253=2.628 kw, p4=p323=2.550 kw 4. 各轴的转矩，由式：

4、T=9.55Pi/ni 可得：T0=29.844 N·m, T1=29.545 N·m, T2=86.955 N·m, T3=393.197 N·m, T4=381.527 N·m四，传动零件的设计计算1. 闭式直齿轮圆锥齿轮传动的设计计算a选材：小齿轮材料选用45号钢，调质处理，HB=217255，HP1=580 Mpa，Fmin1 =220 Mpa大齿轮材料选用45号钢，正火处理，HB=162217，HP2=560 Mpa，Fmin2 =210 Mpab. 由参考文献2（以下简称2）式（533），计算应力循环次数N：N1=60njL=60&

5、#215;960×1×8×11×250=1.267×10 N2=N1/i2 =1.267×10/3=2.522×10查图517得 ZN1=1.0，ZN2=1.12，由式（529）得 ZX1=ZX2=1.0，取SHmin=1.0，ZW=1.0，ZLVR=0.92，H1=HP1ZLVRZWZX1ZN1/SHmin=580×0.92=533.6 Mpa，H2=HP2ZN2ZX2ZWZLVR/SHmin =560×1.12×0.92=577 MpaH1> H2，计算取H= H2=533.6 Mpa

6、c按齿面接触强度设计小齿轮大端模数（由于小齿轮更容易失效故按小齿轮设计）： 取齿数 Z1=21，则Z2=Z1 i12=3.762×32=79，取Z2=79实际传动比u=Z2/Z1=79/21=3.762，且u=tan2=cot1，2=72.2965=7216 35，1=17.7035=1742 12，则小圆锥齿轮的当量齿数zm1=z1/cos1 =21/cos17.7035=23，zm2=z2/cos2=79/cos72.2965=259.79由2图5-14，5-15得 YFa=2.8，Ysa=1.55，YFa2=2.23，Ysa2=1.81ZH=2/cos×sin=2/c

7、os20×sin20=2.5 由2表11-5有 ZE=189.8，取Kt·Z=1.1， 由2 取K=1.4又 T1=28.381 N·m ，u= 3.762，R=0.3 由2式5-56计算小齿轮大端模数： m4KT1YFaYsa/RZF（1-0.5R）2 u2 +1 将各值代得 m1.498由2表5-9取 m=3 d齿轮参数计算：大端分度圆直径 d1=mz1=3×21=63，d2=mz2=3×79=237齿顶圆直径 da1=d1+2mcos1=63+6cos17.7035=68.715，da2=d2+2mcos2=237+6cos72.2965

8、=238.827齿根圆直径df1=d1-2.4mcos1=63-7.2cos17.7035=56.142df2=d2-2.4mcos2=237-7.2×cos72.2965=231.808齿轮锥距 R=d1+ d2/2=122.615，大端圆周速度 v=d1n1/60000=3.14×63×960/60000=3.165m/s，齿宽b=RR =0.3×122.615=36.78由2表5-6，选齿轮精度为8级由1表4.10-2得1=（0.10.2）R=（0.10.2）305.500=30.0560.1取1=10，2=14,c=10轮宽 L1=（0.10.2

9、）d1=（0.10.2）93=12.4L2=（0.10.2）d2=（0.10.2）×291=39e验算齿面接触疲劳强度： 按2式5-53H= ZHZE2KT1u+1/bd u（1-0.5R）2 ，代入各值得H=470.899H =533.6 Mpa 小齿轮满足接触疲劳强度，且大齿轮比小齿轮接触强度高，故齿轮满足接触强度条件f齿轮弯曲疲劳强度校核：按2式5-55由2图5-19得YN1=YN2=1.0，由2式 5-32及m=25，得YX1=YX2=1.0取YST=2.0，SFmin=1.4，由2式5-31计算许用弯曲应力：F1= Fmin1YFa1Ysa1YST/ SFmin =220&

10、#215;2.0/1.4=314.29 MpaF2= Fmin2YFa2Ysa2YST/ SFmin =210×2.0/1.4=300 MpaF1F2， F=F2=300 Mpa由2式5-24计算齿跟弯曲应力：F1=2KT1YFa1Ysa1/b1md1（1-0.5R）=2×1.4×80070×2.8×1.55/0.85×2×28.935×62=181.59 300 MpaF2=F1 YFa2Ysa2/（YFa1Ysa1）=181.59×1.81×2.23/（2.8×1.55）=178.

11、28300Mpa两齿轮满足齿跟弯曲疲劳强度2. 闭式直齿轮圆柱齿轮传动的设计计算a选材：小齿轮材料选用45号钢，调质处理，HB=217255，HP1=580 Mpa，Fmin1=220 Mpa大齿轮材料选用45号钢，正火处理，HB=162217，HP2=560 Mpa，Fmin2=210 Mpab. 由参考文献2（以下简称2）式（533），计算应力循环次数N：N1=60njL=60×960×1×8×11×250=1.267×10， N2=N1/i23=1.267×10/3=2.522×10查图517得 ZN1=1.

12、05，ZN2=1.16，由式（529）得 ZX1=ZX2=1.0，取SHmin=1.0，ZW=1.0，ZLVR=0.92，H1=HP1ZLVRZWZX1ZN1/SHmin=580×1.05×0.92=560.28 MPaH2=HP2ZN2ZX2ZWZLVR/SHmin=560×1.16×0.92=597.63 MPaH1> H2，计算取H= H2=560.28 Mpac. 按齿面接触强度计算中心距（由于小齿轮更容易失效故按小齿轮设计）：u=i34=4，a=0.4，ZH=2/cos·sin=2/cos200 ·sin200 =2.

13、5且由2表11-5有 ZE=189.8，取Kt·Z=1.1 2式5-18计算中心距： a（1+u）KT1 （ZE ZHZ/H）2 /（2ua）=5×1.1×86955×2.5×189.8/（2×4×0.4×560.28）=147.61 由1表4.2-10 圆整 取 a=160d齿轮参数设计：m=（0.0070.02）a=180（0.0070.02）=1.263.6查2表5-7取 m=2齿数Z1=2a/m（1+u）=2×160/2（1+4）=32Z2=uZ1=4×32=128 取Z2=128则实际

14、传动比 i=149/31=4分度圆直径 d1=mz1=2×32=64 ，d2=mz2=2×128=256齿顶圆直径 da1= d1+2m=68，da2=d2+2m=260齿基圆直径 db1= d1cos=64×cos20o =60.14db2= d2cos=256×cos20o =240.56齿根圆直径 df1= d1-2.5m=64-2.5×2=59df2= d2-2.5m=256-2.5×2=251圆周速度 v=d1n2/60×103 =3.14×256×63.829/60×103 =1.1

15、13 m/s，中心距 a=（d1+d2）/2=160齿宽 b=aa =0.4×160=64由2表5-6，选齿轮精度为8级e. 验算齿面接触疲劳强度按电机驱动，载荷平稳，由2表5-3，取KA=1.0；由2图5-4（d），按8级精度和VZ/100=dn/60000/100=0.30144，得Kv=1.03；由2表5-3得Ka=1.2；由2图5-7和b/d1=72/60=1.2，得KB=1.13； K=KvKaKAKB=1.03×1.2×1.0×1.13=1.397 又a1=arccosdb1/da1=arccos（60.14/68）=28.0268=281

16、36；a2 = arccosdb2/da2=arccos（2240.56/260）=22.0061=220 17重合度 a=z（tana1-tan）+ z（tana1-tan）/2=32（tan28.0268-tan20）+128（tan22.0061-tan20）=1.773即Z=（4-a）/3=0.862，且 ZE=189.8，ZH=2.5 H =ZHZEZ2KT1（u+1）/bd2 1 u=2.5×189.8×0.862×2×1.397×83510×5.8065/（72×622 ×5.024）=240.63H

17、 =560.28 Mpa 小齿轮满足接触疲劳强度，且大齿轮比小齿轮接触强度高，故齿轮满足接触强度条件f齿轮弯曲疲劳强度校核：按Z1=32，Z2=128，由2图5-14得YFa1=2.56，YFa2=2.18；由2图5-15得Ysa1=1.65，Ysa2=1.84由2式5-23计算 Y=0.25+0.75/a=02.5+0.75/1.773=0.673由2图5-19得YN1=YN2=1.0，由2式 5-32切m=25，得YX1=YX2=1.0取YST=2.0，Sfmin=1.4，由2式5-31计算许用弯曲应力：F1= Fmin1YFa1Ysa1YST/ Sfmin =220×2.0/1

18、.4=314.29 MpaF2= Fmin2YFa2Ysa2YST/Sfmin=210×2.0/1.4=300 MpaF1F2， F=F2=300 Mpa由2式5-24计算齿跟弯曲应力：F1=2KT1YFa1Ysa1Y/bd1m=2×1.397×83510×2.56×1.65×0.673/（2×64×64）=71.233 300 MpaF2=F1YFa2Ysa2/YFa1Ysa1=71.233×1.84×2.18/（2.56×1.65）=67.644300 Mpa两齿轮满足齿跟弯曲疲劳

19、强度五， 轴的设计计算3. 减速器高速轴I的设计a. 选择材料：由于传递中小功率，转速不太高，故选用45优质碳素结构钢，调质处理，按 2表8-3查得 B=637 Mpa， b-1=59 Mpab. 由扭矩初算轴伸直径：按参考文献2 有 dAp/n n0=960r/min，p1=2.97 kw，且A=0.110.16d11623 取d1=20c. 考虑I轴与电机伸轴用联轴器联接。并考虑用柱销联轴器，因为电机的轴伸直径为dD=38，查1表4.7-1选取联轴器规格HL3（Y38×82，Y30×60），根据轴上零件布置，装拆和定位需要该轴各段尺寸如图1.2a所示d. 该轴受力计算简

20、图如图1.2b ， 齿轮1受力：（1）圆周力Ft1=2T1/dm1=2×29.545/（64×10-3 ）=915.52 N，（2）径向力Fr1= Ft1·tan·cos1=915.52×tan200 ·cos17.70350 =317.44 N， （3）轴向力Fa1= Ft1·tan·sin1=915.52×tan200 ·sin17.70350 =101.33 N，e. 求垂直面内的支撑反力：MB=0，Rcy= Ft1（L2+L3）/L2=915.52（74+55）/74=1595.97.9

21、7 N Y=0，RBY= Ft1-Rcy=915.52-1595.97=-680.45 N，垂直面内D点弯矩Mdy=0，M= Rcy L3+ RBY（L2+L3）=1595.97×55-680.45×129= 3662.14 N·=3.662 N·mf. 水平面内的支撑反力：MB=0，RCz=Fr1(L3+L2)-Fa1dm1/2/L2 =317.44（74+55）-680.45×64/74=419.07 N，Z=0，RBz= Fr1- RCz =317.44-419.07=-101.63N，水平面内D点弯矩MDz=0，M= RCzL3+ RB

22、z(L3+L2)= 419.07×55-101.63×129=-7.095N·mg. 合成弯矩：MD=M+ M= 0 N·m， M=M+ M=7.98 N·mh. 作轴的扭矩图如图1.2c所示，计算扭矩：T=T1 =29.545N·mI. 校核高速轴I：根据参考文献3第三强度理论进行校核： 由图1.2可知，D点弯矩最大，故先验算D处的强度， MD M ，取M= M=7.98 N·m， 又抗弯截面系数：w=d3 min /32=3.14×203 /32=1.045×10m =M+T/ w=7.98+29.5

23、45/1.045×10=39.132b-1= 59 Mpa故该轴满足强度要求。2. 减速器低速轴II的设计a. 选择材料：因为直齿圆柱齿轮的小轮直径较小（齿跟圆直径db1=62）需制成齿轮轴结构，故与齿轮的材料和热处理应该一致，即为45优质碳素结构钢，调质处理按 2表8-3查得 b=637 Mpa， b-1=59 Mpab. 该轴结构如图1.3a，受力计算简图如图1.3b齿轮2受力（与齿轮1大小相等方向相反）：Ft2=915.52N， Fr2=317.44 N， Fa2= 101.33 N，齿轮3受力：（1）圆周力Ft3=2T2/dm3=2×86.955/（64×

24、10-3 ）=2693.87N （2）径向力Fr3= Ft2·tan=2693.87×tan200 =980.49 N c. 求垂直面内的支撑反力：MB=0，RAy= Ft2（L2+L3）+ Ft3L3/（L1+L2+L3）=915.52（70+63）+2693.87×63/183=1919.26 N Y=0，RBY=Ft2+Ft3-Rcy=915.52+2693.87-1919.26=1690.13 N垂直面内C点弯矩：MCy = RAy L1=1919.26×21.5=41.26 N·m，M= RBY（L2+L3）- Ft3L2 =1690

25、.13×133-2693.87×70= 41.26 N·m，D点弯矩：MDy= RBY L3=1690.13×63= 92.96N·m，M= Ray（L1+L2）- Ft2 L2=1919.26×120-915.52×70=92.96 N·md. 水平面内的支撑反力：MB=0，RAz=Fr2(L3+L2)+Fr3L3-Fa2dm2/2/（L1+L2+L3） =317.44×133980.49×63-101.33×238.827/2/128=750.70 NZ=0，RBz= Fr2+ F

26、r3- RAz =317.44+980.49-750.70=547.23N，水平面内C点弯矩：MCz= RAzL1=750.70×50=23.65 N·m，M1 Cz= RBz (L3+L2)- Fr3L2=547.23×133 - 980.49×70=-10.55N·m，D 点弯矩：MDz = RBz L3=547.23×63=30.10 N·m，M1 Dz= RAz（L1+L2）-Fa2dm2/2- Fr2 L2=750.70×120-101.33×164.9/2-317.44×70= 29

27、.92N·m e. 合成弯矩：MC=M+ M= 47.56N·mM=M+ M=42.59 N·mMD=M+ M=97.71 N·m，M=M+ M= 97.66N·mf. 作轴的扭矩图如图1.3c所，计算扭矩：T=T2=86.955N·mg. 校核低速轴II强度，由参考文献3第三强度理论进行校核：1. 由图1.3可知，D点弯矩最大，故先验算D处的强度， MD M ，取M= M=97.71 N·m，抗弯截面系数：w=d3 min /32=3.14×303 /32=2.65×10-6 m3 =M2 +T2 /

28、w=97.712 +86.9552 /2.65×10-3 =44.27b-1=59 Mpa（2）.由于C点轴径较小故也应进行校核： MC M ，取M= M=47.56 N·m，抗扭截面系数：w=d3 min /32=3.14×303 /32=2.65×10-6 m3 =M2 +T2 / w=47.562 +86.9552 /2.65×10-6 =35.14b-1= 59 Mpa故该轴满足强度要求3. 减速器低速轴III的设计a. 选择材料：由于传递中小功率，转速不太高，故选用45优质碳素结构钢，调质处理，按2表8-3查得 B=637 Mpa，

29、b-1=59 Mpab. 该轴受力计算简图如图1.2b 齿轮4受力（与齿轮1大小相等方向相反）：圆周力Ft4=2693.87N，径向力Fr4=980.49 N c. 求垂直面内的支撑反力：MC=0，RBY= Ft4L1/（ L1+L2）=2693.87×71/（125+71）=1157.52 N Y=0，Rcy= Ft4- RBY =2693.87-1157.52 =1536.35 N，垂直面内D点弯矩MDy= RcyL1=1536.35×55=84.50 N·m ，M= RBY L2=1157.52×125=84.50 N·mc. 水平面内的

30、支撑反力：MC=0，RBz=Fr4 L1/（ L1+L2）=980.49×70/196=421.31NZ=0，RCz= Fr4- RBz =980.49-421.31=559.18N，水平面内D点弯矩MDz= RCz L1=559.18×71=30.75 N·m，M= RBz L2=421.31×125=30.76 N·me. 合成弯矩：MD=M+ M= 90.20 N·m， M=M+ M=89.92 N·mf. 作轴的扭矩图如图1.2c所，计算扭矩：T=T3=393.197N·mg. 校核低速轴III：根据参考文

31、献3第三强度理论校核： 由图1.2可知，D点弯矩最大，故先验算D处的强度， MD M ，取M= MD =90.20 N·m， 又抗弯截面系数：w=d3 min/32=3.14×423 /32=7.27×10-6 m3 =M2 +T2 / w=90.20 2 +393.1972 /7.27×10-6 =55.73b-1= 59 Mpa故该轴满足强度要求。六，滚动轴承的选择与寿命计算1. 减速器高速I轴滚动轴承的选择与寿命计算a. 高速轴的轴承既承受一定径向载荷，同时还承受轴向外载荷，选用圆锥滚子轴承，初取d=40，由1表4.6-3选用型号为30208，其主

32、要参数为：d=40，D=80，Cr=59800 N，=0.37，Y=1.6，Y0=0.9，Cr0=42800查2表9-6当A/R时，X=1，Y=0；当A/R页：9时，X=0.4，Y=1.6b. 计算轴承D的受力（图1.5）， （1）支反力RB= R+ R=36.252 +269.272 =271.70 N，RC= R+ R=1184.792 +353.692 =1236.46 N（2）附加轴向力（对滚子轴承 S=Fr/2Y）SB=RB/2Y=271.70/3=90.57 N，SC=RC /2Y=1236.46/3=412.15 Nc. 轴向外载荷 FA=Fa1=101.33 Nd. 各轴承的实

33、际轴向力 AB=max（SB，FA -SC）= FA -SC =310.82 N，AC=（SC，FA +SB）= SC =412.15 Ne. 计算轴承当量动载 由于受较小冲击查2表9-7 fd=1.2，又轴I受较小力矩，取fm =1.5 AB/RB=310.82/271.70=1.144=0.37 ，取X=0.4，Y=1.6， PB= fdfm（X RB +YAB）=1.8×（0.4×271.7+1.6×310.82）=1090.79 NAC/ RC =412.15/1236.46=0.33=0.37 ，取X=1，Y=0，PC= fdfm（X RC +YAC）=

34、1.2×1.5×1×1236.46= 2225.63Nf. 计算轴承寿命 又PB PC，故按PC计算，查2表9-4 得ft=1.0 L10h=106 （ftC/P）/60n1=106 （59800/2225.63）10/3 /（60×960）=0.12×106 h，按每年250个工作日，每日一班制工作，即L1=60.26L=11年 故该轴承满足寿命要求。2. 减速器低速II轴滚动轴承的选择与寿命计算a. 高速轴的轴承既承受一定径向载荷，同时还承受轴向外载荷，选用圆锥滚子轴承，初取d=35，由1表4.6-3选用型号为30207，其主要参数为：d=

35、35，D=72，Cr=51500 N，=0.37，Y=1.6，Y0=0.9，Cr0=37200 查2表9-6当A/R时，X=1，Y=0；当A/R页：9时，X=0.4，Y=1.6b. 计算轴承D的受力（图1.6） 1. 支反力RB=R+R=1919.262 +547.232 =1995.75 NRA= R + R =750.702 +353.692 =922.23 N2. 附加轴向力（对滚子轴承 S=Fr/2Y） SB=RB /2Y=1995.75/3.2=623.67 N，SA=RA/2Y=922.23/3.2=288.20 Nc. 轴向外载荷 FA=Fa2=101.33 Nd. 各轴承的实际

36、轴向力 AB=max（SB，FA +SA）= SB =623.67 N，AA=（SA，FA-SB）= FA-SB =522.34 Ne. 计算轴承当量动载 由于受较小冲击查2表9-7 fd=1.2，又轴I受较小力矩，取fm =1.5 AB/RB=623.67/1995.75=0.312=0.37，取X=1，Y=0 PB= fd fm（X RB +YAB）=1.2×1.5×1995.75=3592.35 NAA/ RA =522.34/922.23=0.566=0.37，取X=0.4，Y=1.6 PA= fd fm（X RA +YAA）=1.8×（0.4×

37、922.23+1.6×522.34）=2168.34Nf. 计算轴承寿命 又PB PA，故按PB计算，查2表9-4 得ft=1.0 L10h=106 （ftC/P）/60n2=106 （51500/3592.35）10/3 /（60×303.673）=0.1833×106 h，按每年250个工作日，每日一班制工作，即L1=91.65L=11年 故该轴承满足寿命要求。3. 减速器低速III轴滚动轴承的选择与寿命计算a. 高速轴的轴承只承受一定径向载荷，选用深沟球轴承，初取d=55，由1表4.6-3选用型号为6211，其主要参数为：d=55，D=100，Cr=3350

38、0 N，Cr0=25000b. 计算轴承D的受力（图1.5）支反力RB= R+ R=1157.522 +421.312 =1231.81 N，RC= R+ R=1536.352 +559.182 =1634.95 Nc. 轴向外载荷 FA=0 Nd. 计算轴承当量动载 由于受较小冲击查2表9-7 fd =1.2，又轴I受较小力矩，取fm =1.5 PB= fdfm RB =1.2×1.5×1231.8=2256.5 NPC= fd fm RC =1.2×1.5×1×1634.95= 2942.91Ne. 计算轴承寿命 又PB PC，故按PC计算

39、，查2表9-4 得ft=1.0 L10h=106 （ftC/P）/60n3=106 （33500 /2942.91）10/3 /（60×63.829）=27.41×106 h，按每年250个工作日，每日一班制工作，即L1=399.45L=11年故该轴承满足寿命要求。七，键联接的选择和验算1.联轴器与高速轴轴伸的键联接 采用圆头普通平键（GB1095-79 ，GB1096-79），由d=30，查1表4.5-1得 b×h=8×7，因半联轴器长为60，故取键长L=50 ，即d=30，h=7，L1 =L-b=42，T1=28.38 N·m，由轻微冲击，

40、查 2表2-10得 P=100 Mpa P=4T/dhL1 =4×29.844/（30×7×42）=12.87P=100 Mpa故此键联接强度足够。2 小圆锥齿轮与高速轴I的的键联接 采用圆头普通平键（GB1095-79 ，GB1096-79），由d=20，查1表4.5-1得 b×h=6×6，因小圆锥齿轮宽为55，故取键长L=42 即d=20，h=6，L1 =L-b=36，T1=29.844N·m，由轻微冲击，查 2表2-10得 P=100 Mpa P=4T/dhL1 =4×29.844/（20×6×36

41、）=27.63P=100 Mpa故此键联接强度足够。大圆锥齿轮与低速轴II的的键联接采用圆头普通平键（GB1095-79 ，GB1096-79），由d=50，查1表4.5-1得 b×h=14×9，因大圆锥齿轮宽为50，故取键长L=44 即d=50，h=9，L1 =L-b=30，T2=86.955 N·m，由轻微冲击，查 2表2-10得 P=100 Mpa P=4T/dhL1 =4×86.955/（50×9×30）=25.76P=100 Mpa 故此键联接强度足够。4. 大圆柱齿轮与低速轴III的的键联接 采用圆头普通平键（GB1095-79 ，GB1096-79），由d=60，查1表4.5-1得 b×h=18×11，因大圆柱齿轮宽为64，故取键长L=54 ，即d=60，h=11，L1 =L-b=36，T3=393.197 N·m，由轻微冲击，查 2表2-10得 P=100 Mpa P=4T/dhL1 =4×393.197 /（60×11×36）=66.19P=100 Mpa故此键联接强度足够。5. 低速轴III与输出联轴器的键联接 采用圆头普通平键（GB1095-79 ，GB1096-