机械设计课程设计-圆锥-圆柱齿轮减速器.doc

机械设计课程设计 机械设计课程设计 计算说明书 设计题目: 圆锥-圆柱齿轮减速器 机 电 学院 120906 班 设计者 学号： 3212003365 指导老师 2014 年 9 月 28 日 五邑大学前言机械设计综合课程是针对机械设计系列课程的要求，由原机械原理课程设计和机械设计课程设计综合而成的一门设计实践性课程；是继机械原理和机械设计课程后，理论与实践紧密结合，培养工科学生设计能力的课程。课程内容主要涉及机械设计、机械原理、机械制图、机械制造基础、材料学、力学等基础知识。针对机械工程中常用传动装置和执行机构的分析选型，零部件运动学、动力学和结构的分析计算和设计，绘制机械系统图、部件装配图和零件图，编写计算说明书，最终完成设计任务。设计的目的主要体现在：（1）培养综合运用所学的理论知识与实践技能，树立正确的设计思想，掌握机械设计的一般方法和规律，提高机械设计能力；（2）通过设计实践，熟悉设计过程，学会正确使用资料、设计计算、分析设计结果及绘制图样，在机械设计基本技能的运用上得到训练；（3）在巩固所学知识的同时，强化创新意识，在设计实践中深刻领会机械设计工程的内涵，提高发现问题、分析问题和解决问题的能力。目录1、 设计任务书 12、 传动系统方案的分析1三、电动机的选择与传动装置运动和动力参数的计算1四、传动零件的设计计算 4五、轴的计算 14六、轴承的校核 287、 键连接的选择及校核计算 308、 联轴器的选择 329、 润滑与密封 32十、减速器附件的选择 33十一、设计小结 33十、参考文献 33设计计算及说明结果一、设计任务书1.1传动方案示意图 图一、传动方案简图 1.2原始数据传送带拉力F(N)传送带速度V(m/s)卷筒直径D（mm）24001.5260 1.3工作条件 2班制工作，空载启动，单向、连续运转，工作中有轻微振动，运输带速度允许速度误差为。1.4使用期限 工作期限为十年，检修期间间隔为三年。1.5生产批量 小批量生产二、传动系统方案的分析传动方案见图一，其拟定的依据是结构紧凑且宽度尺寸较小，传动效率高，适用在恶劣环境下长期工作，虽然所用的锥齿轮比较贵，但此方案是最合理的。其减速器的传动比为8-15，用于输入轴于输出轴相交而传动比较大的传动。 三、电动机的选择与传动装置运动和动力参数的计算3.1 电动机的选择 1、电动机类型选择：根据动力源与工作条件选Y系列三相异步电动机，额定电压交流380V。 2、电动机容量选择： （1）工作机所需功率=FV/1000 =3.6（kW） F-工作机阻力 v-工作机线速度 -工作机效率可取1 (2) 电动机输出功率 考虑传动装置的功率损耗，电动机的输出功率为 =/ 为从电动机到工作机主动轴之间的总效率，即 =0.842 -滚动轴承传动效率取0.99 -圆锥齿轮传动效率取0.96 -圆柱齿轮传动效率取0.97 -联轴器效率取0.99 -卷筒效率取0.96 =4.28kw （3）确定电动机的额定功率 因载荷平稳，电动机额定功率略大于即可。所以可以暂定电动机的额定功率为5.5Kw。 3、确定电动机转速 卷筒工作转速 =601000V/D=60x1000x1.5/3.14x260=110.24r/min 由于两级圆锥-圆柱齿轮减速器一般传动比为8-15，故电动机的转速的可选范围为 =(8-15） 881.921653.6/min。 可见同步转速为1000r/min ，1500r/min 的电动机都符合，这里初选同步转速为1000r/min ，1500r/min的两种电动机进行比较，而转速越高总传动比越大传动装置的结构会越大，成本越高。所以应综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格及总传动比。F=2400NV=1.5m/s=0.842=4.28kw =5.5kw=110.24r/min 表2 电动机方案比较表方案电动机型号额定功率（kw）电动机转速（r/min）电动机质量（kg）传动装置总传动比同步满载1Y132M2-65.51000960739.0432Y132S-45.5150014406813.188 由表中数据可知，方案1的总传动比小，传种装置结构尺寸小，因此可采用方案1，选定电动机型号为Y132M2-63.2传动装置总传动比的计算和各级传动比的分配 1、传动装置总传动比 I=960/110.24=8.71 2、分配各级传动比高速级为圆锥齿轮,其传动比应小些约（i3)，低速级为圆柱齿轮传动其传动比可大些。所以可取 3.02 =33.3计算传动装置的运动和动力参数 1、各轴的转速（各轴的标号均已在图中标出） =960r/min =960/3.02=317.88r/min /=424.779/3=105.96r/min =105.96r/min 2、各轴输入功率 =4.28kw =4.28kw0.99=4.24kw 4.24kw0.960.97=3.94kw =3.94kw0.960.97=3.67kw =.=3.49kw选Y132M2-6型电动机 =3.02 =3=960r/min=317.88r/min=105.96r/min=4.24kw=3.94kw=3.67kw=3.49kw 3、各轴转矩 =42.6N.m =42.24N.m =3.94N.m =105.96N.m =3.49N.M 将计算结果汇总列表如下 表3 轴的运动及动力参数项目电动机轴高速级轴I中间轴II低速级轴III工作机轴IV转速（r/min）960960317.88105.96105.96功率（kw）4.28 4.243.943.673.49转矩()42.642.2118.37330.77314.55传动比13.0231 四、传动零件的设计计算4.1斜齿圆柱齿轮传动的设计已知输入功率为=3.94kw、小齿轮转速为=317.88r/min、齿数比为3。工作寿命10年（设每年工作300天），2班制，带式输送，工作平稳，转向不变。1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 （1）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度。 （2）材料选择。参考机械设计（第九版）表101选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度相差40HBS。小齿轮：40Cr（调质）280 HBS大齿轮： 45（调质） 240 HBS7级精度（3) 对于闭式软齿面齿轮，齿数可以选择较多些，故选小齿轮齿数,则大齿轮齿数=75。 初选螺旋角。2、按齿面接触强计计算 进行齿轮尺寸的初步确定，即 （1）确定公式内的各计算数值1） 试选载荷系数=22） 低速级小齿轮传递的转矩=42.23） 齿宽系数，非对称布置，由表8-3选取=1.04） 应力循环次数为N=60nj =60424.7791（2830010）=1.22310 N=5） 接触疲劳寿命系数,由、查附图8-6，得K=0.90,K=0.946） 由附表8-7（g）查取齿轮的接触疲劳强度极限760Mpa 580Mpa 7） 接触疲劳许用应力,由表8-4，取安全系数，则 取许用接触疲劳强度（2） 试算 =79.275mm=2=42.2 N.m=1K=0.90 K=0.94760Mpa 580Mpa=519.238MPa=79.275mm 3.修正计算1） 计算低速轴齿轮圆周速度v，则 =1.32m/2） 计算低速轴齿轮圆周力,则 2.5523） 计算载荷系数K. 根据v=1.32m/s,选择7级精度合适。查得使用系数。由图108查得动载荷系数=1.07.根据=77.18100N/mm对于经表面硬化的斜齿7级精度齿轮，查得齿间载荷分配系数=1.1。，按硬齿面、装配时不做检验调整、7级精度公式计算，则齿向载荷分布系数为 =1.417故 载荷系数1.578 一般情况下，取4) 按实际的载荷系数校正小齿轮直径，则 =59.50mm5) 计算低速轴的斜齿轮的模数，则 =1.426mm 对于闭式软齿轮传动，只需通过接触疲劳强度进行设计计算，对于低速（3m/s）、7级精度、不重要的传动，也可以不必进行强度校核计算。 =1.1=59.50mm 4、 几何尺寸计算1） 法向模数=22） 齿数， =753） 中心距=103.06mm 取中心距为103mm4) 修正螺旋角 =12.8935） 计算分度圆直径，则 =59.50mm =178.50mm6） 齿宽为 =59.50mm 圆整后取65mm 60mm=75a=10312.893=59.50mm=178.50m 65mm 60mm4.2直齿圆锥齿轮传动设计已知输入功率为=4.24kw、小齿轮转速为=960r/min、齿数比为3.02，由电动机驱动。工作寿命10年（设每年工作300天），2班制，带式输送，工作平稳，转向不变。1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1） 材料选择及精度的选择 小齿轮材料可选为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料取45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度相差40HBS。精度选择为8级。（2）齿数的选择 选小齿轮齿数=24,则大齿轮齿数=72.48，取=722、按齿面接触疲劳强度设计 设计计算公式： （1） 、确定公式内的各计算值1） 试选载荷系数=1.32） 小齿轮传递的转矩=42.2Nm3） 取齿宽系数=14） 小齿轮的接触疲劳强度极限600Mpa 大齿轮的接触疲劳极限550Mpa 5） 查附表8-5选取弹性影响系数6） 应力循环次数为 N=60nj =609601（2830010）=2.76510 =9.2107) 由图1023得K=0.90 K=0.958) 齿轮的接触疲劳强度极限：取失效概率为1%,安全系数S=1,得: =540 =523 =24=72=1.3=1K=0.90 K=0.95=540 =523 （2） 设计计算1）试算小齿轮的分度圆直径，带入中的较小值得 =97.179mm1） 计算圆周速度v V=4.882m/s2） 计算载荷系数 系数=1，根据V=4.882m/s，7级精度,由图108查得动载系数=1.2， 查附表103得齿间载荷分布系数=1.2 由表104用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，得齿线载荷分布系数=1.421 得载荷系数 =1.913） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，得 =110.476mm 5）计算模数M =4.603mm 3、按齿根弯曲疲劳强度设计 设计公式： （1） 确定公式内各计算数值1） 计算载荷系数 =1.9112） 计算当量齿数 =60 90-30=97.179mmV=4.882m/sK=1.91m=4.063mmK=1.911 =48 =83由图1017查得齿形系数：=2.65 =2.234) 由附图8-8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=380Mpa5) 由附图1022查得弯曲疲劳寿命系数K=0.85 K=0.886) 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4，得 =303.57Mpa =238.86Mpa7) 计算大小齿轮的,并加以比较 =0.0138 =0.0164 大齿轮的数值大,选用大齿轮的尺寸设计计算.（2） 设计计算 m=2.88 取m=3mm 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所承载的能力。而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，取决于齿轮直径。按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取m=3mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径d=97.179来计算应有的齿数. 计算齿数 z=33 那么z=333=99m=3mm 4、计算几何尺寸（1） d=99（2） d=198（3）（4）（5） R=110.685mm（6） B=99,圆整取齿宽=105 =102（7） 机构设计 小锥齿轮（齿轮1）大端齿顶圆直径为99mm 采用实心结构其零件图如下 大锥齿轮（齿轮2）大端齿顶圆直径为198mm 采用腹板式结构 图三、直齿锥齿轮z=33=99d=99d=198 =60 =30（8） R=110.685mm5、 轴的设计计算5.1输入轴（I轴)的设计 1、求输入轴上的功率、转速和转矩 =4.24 kw =960r/min =42.2Nm 2、求作用在齿轮上的力 已知高速级小圆锥齿轮的平均分度圆直径为 =86.625 则=974.315N =177.311N =307.11圆周力、径向力及轴向力的方向如图二所示 图四、输入轴载荷图Ft=1058.784NFr=352.578NFa=155.537N 3、初步确定轴的最小直径 先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45（调质），取，得 输入轴的最小直径为安装联轴器的直径，为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩，由于转矩变化很小，故取，则 选Lx3型弹性柱销联轴器其公称转矩为1250N.m，而电动机轴的直径为38mm所以联轴器的孔径不能太小。取=30mm，半联轴器长度L=82mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为60mm。 4、轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案（见图五） 图五、输入轴轴上零件的装配（2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1） 为了满足半联轴器的轴向定位，12段轴右端需制出一轴肩，故取23段的直径。左端用轴端挡圈定位，12段长度应适当小于L所以取=58mm2） 初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据，由附表13-8中初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30308，其尺寸为 40mm90mm25.25mm所以而=25.25mm=30mm=58mm=25.25mm这对轴承均采用轴肩进行轴向定位，由附表13-8查得30308型轴承的定位轴肩高度，因此取3）取安装齿轮处的轴段67的直径；为使套筒可靠地压紧轴承，56段应略短于轴承宽度，故取=24mm，4）轴承端盖的总宽度为20mm。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑油的要求，求得端盖外端面与半联轴器右端面间的距离，取=50mm。5） 锥齿轮轮毂宽度为40mm，为使套筒端面可靠地压紧齿轮取由于，故取（3）轴上的周向定位圆锥齿轮的周向定位采用平键连接，按查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为45mm，同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；同样，半联轴器处平键截面为与轴的配合为；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为k5。（4） 确定轴上圆角和倒角尺寸 取轴端倒角为，轴肩处的倒角可按R1.6-R2适当选取。 5、求轴上的载荷（30308型的a=19.5mm。所以俩轴承间支点距离为109.5mm 右轴承与齿轮间的距离为44.25mm。）（见图四）载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M总弯矩扭矩T=24mm，=50mm 6、按弯扭合成应力校核轴的强度 根据图四可知右端轴承支点截面为危险截面，由上表中的数据及轴的单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力为前已选定轴的材料为45钢（调质），由机械设计（第八版）表15-1查得，故安全。5.2输出轴（轴）的设计 1、求输出轴上的功率、转速和转矩 =4.144 kw =106.195r/min =372.665N. 2、求作用在齿轮上的力 已知大斜齿轮的分度圆直径为 而 圆周力、径向力及轴向力的方向如图六所示 图六、输出轴的载荷图 3、初步确定轴的最小直径 先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45（调质），取，得 输出轴的最小直径为安装联轴器的直径，为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩，由于转矩变化很小，故取，则 选Lx3型弹性柱销联轴器其工称转矩为.半联轴器的孔径，所以取40mm，半联轴器长度L=112mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为84mm。 4、轴的结构设计（1) 拟定轴上零件的装配方案（见图七） 图七、输出轴轴上零件的装配（2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1） 为了满足半联轴器的轴向定位，1段轴左端需制出一轴肩，故取2-3段的直径，1段右端用轴端挡圈定位，半联轴器与轴配合的毂孔长度，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故1-2段的长度应比略短些，现取。2） 初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据，初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30310，其尺寸为，因而可以取。右端轴承采用轴肩进行轴向定位,查得30310型轴承的定位轴肩高度，因此取60mm。3) 齿轮左端和左轴承之间采用套筒定位，已知齿轮轮毂的宽度为103mm，为了使 套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取99mm,齿轮的轮毂直径取为55mm所以55mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度，故取，则轴环处的直径为。轴环宽度，取。4) 轴承端盖的总宽度为20mm，根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑油的要求，求得端盖外端面与半联轴器右端面间的距离故 5)齿轮距箱体内比的距离为a=16mm，大锥齿轮于大斜齿轮的距离为c=20mm，在确定滚动轴承的位置时应距箱体内壁一段距离s=8mm。求得57.25mm，76mm （3）轴上的周向定位 齿轮、半联轴器的周向定位均采用平键连接，按由附表5-2查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为50mm，同时为保证齿 轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；同样半联轴器与轴的连接，选用平键，半联轴器与轴的配合为，滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为m5。（4） 确定轴上圆角和倒角尺寸 取轴端倒角为，轴肩处的倒角可按R1.6-R2适当选取。 5、求轴上的载荷 根据轴的结构图做出轴的计算简图，在确定支点时查得30310型的支点距离a=23mm。所以作为简支梁的轴承跨距分别为L1=84.25mm，L2=141.25mm。做出弯矩和扭矩图（见图六）。由图六可知齿轮支点处的截面为危险截面，算出其弯矩和扭矩值如下： 载荷水平面H垂直面V支反力F651.65N216.13N1967652.38N弯矩M71357.771435.67789.2总弯矩100970.1扭矩T =42.26、 按弯扭合成应力校核轴的强度根据上表中的数据及轴的单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力 16.265Mpa前已选定轴的材料为45钢（调质），查得，故安全。 7、精确校核轴的疲劳强度（1） 判断危险截面 由弯矩和扭矩图可以看出齿轮中点处的应力最大，从应力集中对轴的影响来看，齿轮两端处过盈配合引起的应力集中最为严重，且影响程度相当。但是左截面不受扭矩作用故不用校核。中点处虽然应力最大，但应力集中不大，而且这里轴的直径比较大，故也不要校核。其他截面显然不要校核，键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需校核齿轮右端处的截面。（2） 截面右侧校核 抗弯截面系数 抗扭截面系数 截面右侧弯矩 截面上的扭矩=372.665 截面上的弯曲应力 截面上的扭转切应力 轴的材料为45钢，调质处理。查得 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及查取。因， ，经插值后查得 又查得轴的材料敏感系数为 故有效应力集中系数为查得尺寸系数，扭转尺寸系数。轴按磨削加工，查得表面质量系数为轴未经表面强化处理，即，则综合系数为又取碳钢的特性系数为 计算安全系数值故可知安全。（3） 截面左侧 抗弯截面系数 抗扭截面系数轴未经表面强化处理，即，则综合系数为又取碳钢的特性系数为 计算安全系数值故可知安全。 (4)截面左侧 抗弯截面系数 抗扭截面系数 截面右侧弯矩 截面上的扭矩=400.47N.M 截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力过盈配合处取 则故有效应力集中系数为又取碳钢的特性系数为计算安全系数值 故可知安全。5.3中间轴（II轴）的设计 1、求输入轴上的功率P、转速n和转矩T =424.779r/min =97.011N.m 2、求作用在齿轮上的力 已知小斜齿轮的分度圆直径为 已知圆锥直齿轮的平均分度圆直径 圆周力、，径向力、及轴向力、的方向如图八所示 图八、中间轴受载荷图 3、初步确定轴的最小直径 先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为40Cr（调质），取，得，中间轴最小直径显然是安装滚动轴承的直径和 4、轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案（见图九） 图九、中间轴上零件的装配 （2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据，由附表13-8中初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30306，其尺寸为，。 这对轴承均采用套筒进行轴向定位，查得30306型轴承的定位轴肩高度37mm，因此取套筒直径37mm。2）取安装齿轮的轴段，锥齿轮左端与左轴承之间采用套筒定位，已知锥齿轮轮毂长，为了使套筒端面可靠地压紧端面，此轴段应略短于轮毂长，故取，齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度，故取，则轴环处的直径为。3）已知圆柱直齿轮齿宽，为了使套筒端面可靠地压紧端面，此轴段应略短于轮毂长，故取。4）齿轮距箱体内壁的距离为a=16mm，大锥齿轮于大斜齿轮的距离为c=20mm，在确定滚动轴承的位置时应距箱体内壁一段距离s=8mm。则取 （3）轴上的周向定位圆锥齿轮的周向定位采用平键连接，按查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为32mm，同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；圆柱齿轮的周向定位采用平键连接，按查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为50mm，同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为k6。（4）确定轴上圆角和倒角尺寸 取轴端倒角为，轴肩处的倒角可按R1.6-R2适当选取 5、求轴上的载荷 根据轴的结构图做出轴的计算简图，在确定支点时查得30310型的支点距离a=15.3mm。所以轴承跨距分别为L1=55.45mm，L2=87mm。L3=73.45mm做出弯矩和扭矩图（见图八）。由图八可知斜齿轮支点处的截面为危险截面，算出其弯矩和扭矩值如下：载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M 总弯矩=171853N.mm扭矩T =104.09N.mm6、按弯扭合成应力校核轴的强度 根据上表中的数据及轴的单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取,轴的计算应力为前已选定轴的材料为（调质），由机械设计（第八版）表15-1查得，故安全。6、 轴承的校核6.1输入轴滚动轴承计算 初步选择的滚动轴承为0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30308，其尺寸为，轴向力 ， ，Y=1.7，X=0.4载荷水平面H垂直面V支反力F则 则则则，则 故合格。6.2中间轴滚动轴承计算 初步选择的滚动轴承为0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30306。轴向力 ， ，Y=1.9，X=0.4载荷水平面H垂直面V支反力F则 则 则 则 则 则故合格。 6.3输出轴轴滚动轴承计算 初步选择的滚动轴承为0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30310. 轴向力 ， ，Y=1.7，X=0.4载荷水平面H垂直面V支反力F则 则 则 则 则 则故合格。七、键联接的选择及校核计算7.1输入轴键计算 1、校核联轴器处的键连接 该处选用普通平键尺寸为，接触长度 ，键与轮毂键槽的接触高度。则键联接的强度为： 故单键即可。 2、校核圆锥齿轮处的键连接 该处选用普通平键尺寸为，接触长度，键与轮毂键槽的接触高度。则键联接的强度为： 故合格。7.2中间轴键计算 1、校核圆锥齿轮处的键连接 该处选用普通平键尺寸为，接触长度，键与轮毂键槽的接触高度。则键联接的强度为： 故合格。 2、校核圆柱齿轮处的