机械设计课程设计双级圆柱齿轮直齿减速器（含全套图纸）.doc

全套CAD图纸QQ153893706机械设计课程设计（减速器）姓 名：年 级：05级班 级：机化2班学 号：指导老师： 2008年1月3号目录一、总体设计说明.3二、电动机的选择.4三、传动装置传动比的设计6四、传动装置运动和动力参数的计算7五、传动零件的设计计算9 1、带传动的设计计算.9 2、齿轮的设计.11六、轴、键和轴承的设计191、输入轴及其轴承、键的设计.132 中间轴的设计 3、输出轴及其轴承、键的设计.18七、润滑和密封.28八、箱体的设计.29九、设计小结.31十、参考文献.32一 总体设计说明设计题目：双级圆柱齿轮直齿减速器设计参数：传动方案输送带的牵引力F,(KN)输送带的速度,(m/s)提升机鼓轮的直径D,(mm)190.35280设计要求：1）.带式输送机提升物料: 谷物,型沙,砂矿石,煤等等2) . 输送机运转方向不变,工作载荷稳定:2）. 输送带鼓轮的传动效率取为0.97。3）. 工作寿命为8年，每年300个工作日，每日工作16小时。二 电动机选型1、电动机类型的选择： Y系列三相鼠笼型异步电动机 自扇冷式 Y系列 ( IP44 )2、电动机功率选择：（1）传动装置的总功率：目的过程分析结论动力源无特殊要求选用交流Y系列三相鼠笼式异步电动机电动机齿轮直齿 精度等级选用7级精度；低速级做成直齿。轴承此减速器轴承所受轴向力不大球轴承联轴器电机传输有轻微振动，为避免振动选用弹性连轴器。弹性联轴器总=带××联轴器×鼓轮 = 0.95×0.94×0.98×0.97 0.849其中查表有：V带效率带0.95 双级圆柱齿轮减速器0.94 连轴器效率 0.98 (2)电机所需的工作功率：P工作=FV/1000总=9000×0.35/（1000×0.849）=3.71KW3、确定电动机转速： 计算鼓轮工作转速： N鼓轮=60×1000V/D=60×1000×0.35/×280 =23.89r/min 经查表有：传动比合理范围，取圆柱齿轮传动二级减速器传动比范围I1=840。取V带传动比I2=24，则总传动比理时范围为Ia=16160。故电动机转速的可选范围为nd=Ia×N鼓轮=（16160）×23.89=382.23822r/min符合这一范围的同步转速有750 r/min、1000 r/min、和1500r/min，3000r/min。根据容量和转速，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，可见Y132M2-6比较适合，则选同步转速 =1000r/min 。 机座号额定功率满载时转动惯量堵转电流额定电流比堵转转矩额定转矩比最大转矩额定转矩比重量转速电流效率功率因数Y132M2-6-5.5kW7.5HP960r/min12.6A85.3%-0.780.258kgm26.522.284kg其主要性能：额定功率：5.5KW，满载转速 960r/min，质量84kg三、传动装置传动比的设计目的过程分析结论1、总传动比传动装置的总传动比根据电动机的满载转速和工作机轴的转速计算确定：I= nd/nw=960/23.89=40.18I=40.182、各级传动比分配考虑到A 带传动比范围24，在这里选择 3 B 从下图两级圆柱齿轮减速器传动比分配图可看出当展开式总传动比为 i=i总/ 40.18/3=13.39设三条轴由高速到低速分别为a，b，c 。取齿轮传动比iab=4.2 i=ibc×iabIbc=i/iab=13.39/4.2=3.193Iab=4.2Ibc=3.19四、机械装置的运动和动力参数的计算目的过程分析结论1、 电动机轴的输出参数（0轴）：P0=Pd=3.71KWn0=nd=960r/minT0=9550×P0/n0=9550×3.71/960=36.91 N·mP0=3.71KWn0=960r/minT0=36.91 N·m1、各轴的输入输出功率转速和转矩1 V带： P带P0×带=3.71×0.95=3.52KW n0/ =960/3=320 r/min2 轴a：Pa=P带承 =3.52×0.98 =3.45KW=320 r/minT1 =9550×Pa / =9550×3.45/320 =102.96 N·m3 轴b：Pb =Pa =3.45×0.98×0.98 =3.31KW = na/iab=320/4.2 =76.19r/minT2 =9550×Pb/ nb =9550×3.31/76.19 =414.89 N·m4 轴c：Pc = Pb23 = Pb =3.31×0.98×0.98 =3.18KWnc= nb/ ibc=76.19/3.19 =23.88r/minT3 =9550 Pc/ n3 =9550×3.18/23.88 =1271.73N·mP带=3.52KW=320 r/minPa= 3.45KWna = 320r/minT1 =102.96 N·mPb =3.31KWnb =76.19r/minT2 =414.89N·mPc = 3.18KWnc=23.88r/minT3 =1271.73N·m2、各轴运动和动力参数汇总表轴名功率转矩转速n(r/min)传动比效率输入输出输入输出电机轴3.7136.91960轴a3.713.5236.91102.9632030.95轴b3.523.45102.96414.8976.194.20.96轴c3.453.31414.891271.7323.883.190.96各轴运动和动力参数汇总表五、传动零件的设计计算1、带传动的设计计算 1、 皮带轮传动的设计计算（1） 选择普通V带截型因为1 每天工作16小时2 软起动3 提升物料：谷物，型沙，碎矿石，煤等等，由课本P151表8-6取：kA=1.2则：有 计算功率PCA = KAP = 1.2 × 5.5= 6.6KW（2） 选取V带带型根据PC、nI由课本P152图8-9得：选用SPZ型窄V带（3） 确定带轮基准直径，并验算带速由课本P152图8-9得，推荐的小带轮基准直径为63100mm 则取dd1=100mm dd2=i带·dd1=3×100=300mm由课本P153表8-7，取dd2=315mm实际从动轮转速n2=n1dd1/dd2=960×100/315 =304.76r/min转速误差为：n2-n2/n2=(320.-304.760)/320 =0.038<0.05(允许)带速V：V=dd1n1/60×1000=×100×960/60×1000 =5.02m/s在525m/s范围内，带速合适。（4） 确定带长和中心矩根据课本P154得0. 7(dd1+dd2)a02(dd1+dd2)0. 7(100+315)a02×(100+315) 所以有：291mma0830mm 初步确定中心距a0 560.5由课本P154式（8-20）得：L0=2a0+1.57(dd1+dd2)+(dd2-dd1)/4a0 =2×561+1.57(100+315)+(315-100)2/4×561 =1793.1mm根据课本P142表8-2取Ld=1800mm根据课本P154式8-21得：aa0+Ld-L0/2=561+(1800-1793)/2 =565 (5)验算小带轮包角1=1800-(dd2-dd1)/a×57.50 =1800-(315-100)/565×57.50=1800-12.40 =1580>1200（适用）（6）确定带的根数根据课本P150表8-5C 得：P0=1.66KW根据课本P150表8-5 c：P0=0.15KW根据课本P154表8-8得：K=0.95根据课本P142表8-2得：KL=1.01有：带根数Z =PC/(P0+P0)KKL =6.6/(1.66+0.15) ×0.95×1.01 =3.80取Z =4(7)计算轴上压力由课本P145表8-4查得q=0.1kg/m，由式8-23单根V带的预紧力：F0=500PC/ZV（2.5/K-1）+qV2N=500×6.6/4×5.02×(2.5/0.95-1)+0.07×5.022 =269.9N则作用在轴承的压力FQ，由课本P155式8-24FQ=2ZF0sin1/2=2×4×269.9sin158.1/2=2119.9N带轮的宽度B = (Z-1)e+2f =(4-1)×12+2×8 =52mmPCA =6.6KWSPZ型窄V带dd1=100mmdd2=315mmV带=5.02m/s中心距a=565mm1=1580带根数Z =3.80取Z =4F0=269.9NFQ=2119.9NB =52mm四 齿轮传动的设计计算 （1）选择齿轮材料及精度等 运输机为一般工作机，速度不高，故选用7级精度。考虑减速器传递功率不大，所以齿轮采用软齿面。；两个小齿轮选用40Cr(调质)，齿面硬度为280HBS；两个大齿轮选用45钢(调质)，齿面硬度240HBS；相差40HBS. 齿面精糙度Ra0.40.8m (2) 按齿面接触疲劳强度设计 取小齿轮齿数Z1=20。则大齿轮齿数：Z2= iabZ1=4.2×20=84 2)按齿面接触疲劳强度设计 由课本P200式10-9a确定有关参数如下：(1)试选载荷系数Kt=1.21.4,这里取Kt=1.3(2)计算小齿轮传递的转矩T1=9.55×106×P1/n1=9.55×106×3.45/320 =1.03×N·mm(3)由课本P201表10-7齿宽系数取d=1 两支撑相对齿轮不对称分布(4)齿数比：u= i齿轮=4.2(5)由课本P198表10-6查得材料的弹性影响ZE=189.8MPa1/2(6)由课本207图10-21d按齿面硬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550MPa(7)由式10-13计算应力循环次数N1 60n1jLh60×320×1×（16×300×8）7.37×108N2 7.37×108/4.2=1.755×108(8)由图10-19查得接触疲劳寿命系数KHN1=1.0 KHN2=0.95(9)计算许用接触应力H取失效概率为1，通用齿轮和一般工业齿轮，按一般可靠度要求选取安全系数S=1.0，由式10-12得 H1=1.0×600MPa=600MPaH2= 0.95×550=522.5MPaH取较小的，故选H2故得：=64.87mm(10)计算圆周速度vv=1.09m/s(11)计算齿宽b和齿宽与齿高比b/hbd d1t=1×64.8764.87mm模数：m= d1t /Z1=64.87/20=3.2435mm齿高：h2.25m=2.25×3.24357.30mmb/h=64.87/7.30=8.89(12)计算载荷系数根据v1.09m/s，7级精度，由课本图10-8查得动载系数Kv1.05直齿轮，假设KAFt/b<100N/mm,由表10-3查得=1.2由表10-2查得使用系数KA 1由表10-4查得7级精度、小齿轮相对支承对称布置时，1.12+0.18（10.6）+0.23×10-3 b =1.12+0.18×1.6+0.23×10-3 ×64.87 =1.423由b/h=8.89, 1.423查图10-13得1.35故载荷系数K1×1.05×1.423×1.352.017(13)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式10-10a得d1=75.10mm计算模数md1/z1=75.10/20=3.763)校核齿根弯曲疲劳强度根据课本P210式10-5得确定公式内的各计算数值由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限500MPa;大齿轮的弯曲疲劳强度极限380MPa由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数0.9 0.92计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数S1.4，由(10-12)得计算载荷系数KK1×1.05×1.2×1.35=1.701查取齿形系数，由表10-5查得YFa1=2.80，YFa2=2.22查取应力校正系数，由表10-5可查得YSa1=1.55；YSa2=1.77计算大、小齿轮的并加以比较大齿轮的数值大。 =2.396mm根据课本P306表10-1取标准模数：m = 2 .5mm则小齿轮的齿数z1d1/m=75.10/2.5=30大轮齿数z24.2×30126这样设计出的齿轮传动，即满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费！4)几何尺寸计算计算分度圆直径、中心距、齿轮宽度d1Z1m30×2.575.0mmd2Z2m126×2.5315mma(d1d2）/2=195mmb=dd1= 1×75.0=75.0mm取B2=50mm ，B1 =55mm 验算 合适5）结构设计及绘制齿轮零件图（附图）低速级齿轮设计（1）选择齿轮材料及精度等 运输机为一般工作机，速度不高，故选用7级精度。考虑减速器传递功率不大，所以齿轮采用软齿面。；两个小齿轮选用40Cr(调质)，齿面硬度为280HBS；两个大齿轮选用45钢(调质)，齿面硬度240HBS；相差40HBS. 齿面精糙度Ra0.40.8m (2) 按齿面接触疲劳强度设计 取小齿轮齿数Z1=20。则大齿轮齿数：Z2= iabZ1=3.19×20=63.8 2)按齿面接触疲劳强度设计 由课本P200式10-9a确定有关参数如下：(1)试选载荷系数Kt=1.21.4,这里取Kt=1.3(2)计算小齿轮传递的转矩T1=9.55×106×Pb/nb=9.55×106×3.31/76.19 =4.15×N·mm(3)由课本P201表10-7齿宽系数取d=1 两支撑相对齿轮不对称分布(4)齿数比：u= i齿轮=4.2(5)由课本P198表10-6查得材料的弹性影响ZE=189.8MPa1/2(6)由课本207图10-21d按齿面硬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550MPa(7)由式10-13计算应力循环次数N3 60nbjLh60×76.19×1×（16×300×8）1.76×108N4 1.76×108/3.19=5.50×107(8)由图10-19查得接触疲劳寿命系数KHN1=1.08 KHN2=1.18(9)计算许用接触应力H取失效概率为1，通用齿轮和一般工业齿轮，按一般可靠度要求选取安全系数S=1.0，由式10-12得 H1=1.08×600MPa=648MPaH2= 1.18×550=649MPaH取较小的，故选H2故得：=91.224mm(10)计算圆周速度vv=0.364m/s(11)计算齿宽b和齿宽与齿高比b/hbd d1t=1×91.22491.224mm模数：m= d1t /Z1=91.224/20=4.5612mm齿高：h2.25m=2.25×4.561210.262mmb/h=8.89(12)计算载荷系数根据v0.364m/s，7级精度，由课本图10-8查得动载系数Kv1.02直齿轮，假设KAFt/b<100N/mm,由表10-3查得=1.2由表10-2查得使用系数KA 1由表10-4查得7级精度、小齿轮相对支承对称布置时，1.12+0.18（10.6）+0.23×10-3 b =1.12+0.18×1.6+0.23×10-3 ×91.224 =1.41由b/h=8.89, 1.41 查图10-13得1.35故载荷系数K1×1.02×1.2×1.411.726(13)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式10-10a得D3=100.26mm计算模数md3/z3=100.26/20=5.01mm3)校核齿根弯曲疲劳强度根据课本P210式10-5得确定公式内的各计算数值由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限500MPa;大齿轮的弯曲疲劳强度极限380MPa由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数0.9 0.94计算弯曲疲劳许用应力，取弯曲疲劳安全系数S1.4，由(10-12)得计算载荷系数KK1×1.02×1.2×1.35=1.65查取齿形系数，由表10-5查得YFa3=2.80，YFa4=2.28查取应力校正系数，由表10-5可查得YSa3=1.55；YSa4=1.73计算大、小齿轮的并加以比较大齿轮的数值大。 =3.754mm根据课本P306表10-1取标准模数：m = 4mm则小齿轮的齿数z3d3/m=100.26/4=25.07 取26大轮齿数z43.19×25.0779.97 取 80这样设计出的齿轮传动，即满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费！4)几何尺寸计算计算分度圆直径、中心距、齿轮宽度D3Z3m26×4104mmD4Z4m80×4320mma(d3d4）/2=212mmb=dd1= 1×104=104mm取B2=50mm ，B1 =55mm 验算 合适5）结构设计及绘制齿轮零件图（附图）m = 2 .5mmz130z2126d175.0mmd2315mma(d1d2）/2=195mmm = 4mmz3=26z4= 80D3104mmD4320mma(d3d4）/2=212mm六、轴的设计计算 中间轴b的设计计算1、按扭矩初算轴径选用45钢 渡烙（调质），硬度217255HBS根据课本P362式15-2，并查表15-3，取=112则有因，故有一键槽时，直径增大7%，则dmin=39.37×(1+7%)mm=42.13mm2、轴的结构设计 （1）轴上零件的定位，固定和装配 双级减速器中间轴，小齿轮左面由轴套定位，右面用轴肩定位，大齿轮左面用轴肩定位，右面用轴套定位，两轴承分别以轴套定位， 由上述条件，并取轴承端倒角为2×450，初定轴的基本形式如下图:：1 段 2段 3段 4段 5段 （2）确定轴各段直径和长度1段：安装轴承，初步选择深沟球轴承，因为轴承主要受径向力作用，而且轴承还可以承受少量的轴向力。轴承代号|60000型: 6209。基本尺寸/mm|内径d: 45； 外径 : 72； 宽度 B: 19故取=19204439mm，其中20为轴套长度； 为了装配简单，在齿轮和1段有短短相衔接处，长4mm d155 2-段：由齿轮设计那里算得小齿轮齿宽B3=107 , 大齿轮齿宽依据齿轮一的齿宽80定为B3107。所以L2=107103 mm；d250mm3段： 齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度h0.07d23.5，取h4mm。则d3=50858mm有 L3=15mm4段：安装齿轮，大齿轮宽度B4 =102mm，减去齿轮左边轴套和轴肩的距离4mm 可确定轴段4的长度L4=75mm d4=75171mm5段：安装轴承，轴段5的长度L5L139mm d5=45mm受力图 A B C DAB=81mm BC=102mm CD=65mm 总AD=267mm (3)按弯矩复合强度计算（1）计算扭矩 中间轴处，T2 =414.89 N·m 低速轴处 T3 =1271.73 N·m对xy面：圆周力： Ft 2T2/d 径向力： Fr Ft tan法向力： FnFt /cosFt 12T2/d= =7978.7 Ft 22T2/d= =2634.2Fr 1 Ft 1tan20=2904.0 Fr2 Ft 2tan20=958.8对于水平力：F1Ft1 Ft2 F5 =0 得 F5=4225N F1=6386.9N 对xz面：Fv1Fr1 Fr2 Fv2 =0 得 Fv2=1538N Fv1=2324.7N (2) 绘制轴受力简图如图下左图为水平受力弯矩图 右图为垂直面受力弯矩图 两齿轮中间受的T扭矩图：(3)分析校核危险面由轴的各工段的直径和上面的数据可知，截面B和截面C都是危险面，须校核。对截面1-1：可见，轴上承受最大弯矩和扭矩的截面是B面，Mec =113.29 N·m 此轴强度足够 轴承的校核：查得=52.8×N 轴承只受径向力FRA = (F12 +FV12 ) 1/2=6796.8NFRD = (F52 +FV22 ) 1/2< FRA可取f P=1.1P1 =fP FRA=6796.8N深沟球轴承=3 由表13-4，取ft=1.00Lh=(ftCr/P) 106 /60n=102550h>38400h 高速轴a的设计计算1、按扭矩初算轴径选用45钢 渡烙（调质），硬度217255HBS根据课本P362式15-2，并查表15-3，取=112则有因，故有一键槽时，直径增大7%，则dmin=26.7×(1+7%)mm=28mm2、轴的结构设计 （1）轴上零件的定位，固定和装配 双级减速器高速轴，小齿轮左面由轴肩定位，右面用轴套定位，左右轴承分别以轴肩，轴套定位， 由上述条件，并取轴承端倒角为2×450，初定轴的基本形式3段为轴承处，六段为齿轮处，1段与带轮轮毂相接,用轴肩定位。如下图 1段 2段 3段 4 5 6 7 （2）确定轴各段直径和长度1，3段：安装轴承，初步选择深沟球轴承，因为轴承主要受径向力作用，而且轴承还可以承受少量的轴向力。轴承代号|60000型: 6407。基本尺寸/mm|内径d:35 ； 外径 : 100； 宽度 B: 25故取L3=25mm，d3=35带轮宽B=52mm.取L152355mm2-段：取L2=20mm. d2=32mm,7段： d7=d3=35mm L7=25+20+4=49mm6段: 取d6=40mm,又B180，所以L6=80-4=76mm5段：轴肩 0.07×402.8mm 取d5=44mm L5=15mm4段：b轴两轴承之间L=231mm,有 L4=221-L6-L7+25+4-L5+4=114mm 取d440mm综上：段数L1L2L3L4L5L6L7长度552025124157649直径28323540444035总长364mm (3)按弯矩复合强度计算（1）计算扭矩 中间轴处，T2 =414.89 N·m 高速轴处 T3 =103 N·m径向受力分析 A B C D 带对轴的合力，沿径向FP2ZFsin/2=2119.9N d175mm Ft 2T1/d1=2746.7N F r = Ft tan20=999.7N 对于水平力：FpFb Fr Fd =0 得=2555.8N =1435.69N 对xz面： FtCDBDFB2 =0 得 FB2=769.7N FD2=1977.0N (2) 绘制轴受力简图如图下左图为水平受力弯矩图 右图为垂直面受力弯矩图 A B C D B C D (3)分析校核危险面由轴的各工段的直径和上面的数据可知，截面B和截面C都是危险面，须校核。对截面1-1： 此轴强度足够 轴承的校核：查得=56.8×N 轴承只受径向力FR1 = (FB12 +FBZ2 ) 1/2=2669NFRD = (FD12 +FD2 ) 1/2 =2443N可取f P=1.1P1 =fP FRA=2935.9N深沟球轴承=3 由表13-4，取ft=1.00Lh=(ftCr/P) 106 /60n=377155.1h>38400h 低速轴a的设计计算1、按扭矩初算轴径选用45钢 渡烙（调质），硬度217255HBS根据课本P362式15-2，并查表15-3，取=108则有因，故有一键槽时，直径增大7%，则dmin=55.15×(1+7%)mm=59mm2、轴的结构设计 （1）轴上零件的定位，固定和装配 双级减速器低速轴，轴最右要联接连轴器，用套筒定位，由上述条件，并取轴承端倒角为2×450，初定轴的基本形式1段为轴承处，2段为齿轮处，如下图 1段 2段 3段 4 5 6 （2）确定轴各段直径和长度1)输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d6，联轴器的计算转矩Pca=KT3 其中k取1.5，得Pca=1.5*1221.73=1907.6NM查手册，选用LT10弹性联轴器，公称转矩为2000nm 孔径d=63mm 取d663mm，L142mm轴孔长度L1=107mm取L6=107-2+30=135mm2) 2段：安装轴承，初步选择深沟球轴承，因为轴承主要受径向力作用，而且轴承还可以承受少量的轴向力。轴承代号|60000型: 6183。基本尺寸/mm|内径d:65 ；宽度 B:10故取L2=B4-4=102-4=98mm，d2=70轴肩d3d2+0.07d2=74.9 取d375mm L3=15mm中间轴两轴承间L231，故L4=231-20-4-98-15+3=97mm取d470mm d5=d1=65mm L5=10+1=11mm综上：段数L1L2L3L4L5L6长度3798159711135直径657075706563 (3)按弯矩复合强度计算（1）计算扭矩 低速轴处 T3 =1271.73 N·m对xy面：圆周力： Ft 2T3/d 径向力： Fr Ft tanFt 12T3/d= =7948.3 FA15331.2FC 1 2617.1N 对于水平力F5=4225N F1=6386.9N 对xz面：Fr =2892.9N FA2=1940.3N FC2=952N (2) 绘制轴受力简图如图下左图为水平受力弯矩图 右图为垂直面受力弯矩图 A B C A B C(3)分析校核危险面由轴的各工段的直径和上面的数据可知，截面B和截面C都是危险面，须校核。对截面1-1：可见，轴上承受最大弯矩和扭矩的截面是B面，轴承的校核：查得=32N 轴承只受径向力FRA = (FA12 +FA22 ) 1/2=5673.31NFRC = (FC12 +FC22 ) 1/2< FRA可取f P=1.1P1 =fP FRA=5673.31N深沟球轴承=3 由表13-4，取ft=1.00Lh=(ftCr/P) 106 /60n=125243.4h>38400h键的选择和校核a 轴：1）选择键联接的类型和尺寸大带轮处选用单圆头普通平键（C型）， ，d轴28mm 依表61选键宽×键高b×h 8×7 ，键长L=1.6*d242.8 取 L=45pc=2T 1×103 /kld=2×102960/0.5×7×(45-8)×28 =56.8MPa 合适小齿轮处选用圆头普通平键（A型）， d轴40mm 依表61选键宽×键高b×h 12×8 ，键长L=1.6*d262 取 L=63pc=2T 1×103 /kld=25.6MPa 合适 b轴 选择键联接的类型和尺寸大齿轮处选用圆头普通平键（A型）， ，d轴60mm 依表61选键宽×键高b×h 18×11 ，键长L=1.6*d270 取 L=70pc=2T 1×103 /kld=48.4MPa 合适小齿轮处选用圆头普通平键（A型）， d轴60mm 依表61选键宽×键高b×h 18×11 ，键长L=1.6*d294取 L=90pc=2T 1×103 /kld=33.09MPa 合适b轴 选择键联接的类型和尺寸大齿轮处选用圆