机械设计基础课程设计说明书二级传动教材

1、课程设计任务书课程名称：机械设计基础设计题目 ：带式运输机传动装置的设计专 业：包装工程班级：包工 1101 班学生姓名 :郑朝位学 号 :1112020121起迄日期 :2013-5-18指导教师 :戴进湖南工业大学科技学院教务部 制- 0 -设计计算说明书目录1 设计任务书(附传动方案简图) (2)2 传动方案的分析 (4)3 电动机的选择 (4)4 传动装置运动及动力分析 (6)5 传动零件的设计计算 (7)6 减速器箱体基本尺寸设计算(11)7 轴的计算(12)8 键连接的选择(18)9 联轴器的选择(19)10 润滑方式 (19)11 参考资料 (19)12 附图 (20)1 程设计

2、任务书数据编号运输带工作拉力 F/N运输带工作速度 v/ （ m/s）卷筒直径 D/mmA1819001.83501. 课程设计成果的要求包括图表、实物等硬件要求 ：1）绘制减速器装配图 1张（用 A2图纸绘制）；2）设计计算书一份。3. 要参考文献：1 杨可桢，程光蕴，李仲生 .机械设计基础 .第 5版.北京：高等教育出版社， 20052 陈立德. 机械设计基础课程设计指导书 . 第 2版.北京：高等教育出版社， 20044. 程设计工作进度计划：序号12345起迄日期2013-6-102013-6-102013-6-102013-6-102013-6-10工作内容电动机及传动方案的选择，

3、V 带传动及齿轮传动设计计算轴的设计，轴承、键、联轴器等的确定箱体的结构设计减速器装配图的绘制课程设计计算书的汇总及装订主指导教师签名 戴进 日期：课程设计步骤步骤主要内容1 设计准备 工作1 熟悉任务书，明确设计的内容和要求2 熟悉设计指导书、有关资料、图纸等3 观察模型，了解减速器的结构特点2设计1 确定传动方案2 选择电动机3 计算传动装置的总传动比，分配各级传动比4 计算各轴的转速、功率和转矩3 传动件的设计计算1 计算齿轮传动、带传动的主要参数和几何尺寸2 计算各传动件上的作用力4 装配图草图的绘制1 确定减速器的结构方案2 绘制装配图草图（草图纸） ，进行轴、轴上零件和轴承组合的结

4、构设计3 校核轴的强度4 绘制减速器箱体结构5 绘制减速器附件5 装配图的 绘制1 画底线图，画剖面线2 选择配合，标注尺寸3 编写零件序号，列出明细栏4 加深线条，整理图面5 书写技术条件等6 编写设计 计算书1 编写设计计算说明书，内容包含所有的计算，并附有必要的简图2 说明书中最后一段内容应写出设计总结。一方面总结设计课题的完成情 况，另一方面总结个人所作设计的收获体会以及不足之处计算及说明2 运动方案分析设计单机圆柱齿轮减速箱和一级带传动2.1 原始数据 ：F=1900N；带速 V=1.8m/s ；卷筒直径 D=350m。m3 电动机选择3.1 电动机类型的选择： Y 系列三相异步电动

5、机3.2 工作机的功率：Pw=FV/1000=1900x1.8/1000=3.42KW3.3 电动机功率选择：3.3.1 总功率计算表 9.4 （机械设计基础课程设计第二版）得：带=0.96, 轴承=0.98，齿轮=0.97，联轴器 =0.99，滚筒=0.96 传动装置的总功率：总=带3 轴承齿轮联轴器滚筒3=0.96x.0983x0.97x0.99x0.96=0.8333.3.2 选择电动机的类型：按照已知的工作条件和要求， 选用 Y 型全封闭自扇冷式笼型三项异步电机 另外，根据此处工况，采用卧式安装。3.3.3 所需电动机的功率 Pd：Pd= Pw / 总=3.42/0.833=4.11K

6、W3.3.4 确定电动机的转速：卷筒轴的工作转速为：nw=601000v/(d)=60x1000x1.8/(3.14x350)=98.27r/min取v 带传动的传动比为 i1=2 4单级圆柱齿轮传动比i2=3 5则：合理总传动比i =620故：电动机转速的可选范围为：nd=i nw =(620)x98.27=589.62r/min1965.4r/min 符合这一范围的同步转速为 750 r/min、1000 r/min、1500 r/min 根据计算出的功率，由附表查出适用的电动机型号，数据参数及传动比的 情况见下表：电动机型 号额定功 率电动机的转速r/min传动装配 总传动比Pw/kW固

7、定转速满载转 速Y160M2-85.57507207.32Y132M2-65.510009609.76Y132S-45.51500144014.65为了使得电动机与传动装置的性能均要求不是过高，故择中选用 Y132S-44 传动装置运动及动力分析4.1 分配传动装置的传动比：根据电动机的满载转速 nm和工作机构主动轴的转速 nw 求得总传动比： i0=nm/ nw =1440 /98.27=14.65由工程经验知分配传动比除了满足 i1=24、i2=35 外，还应该满足 i1i2 故取：V 带传动比为 i1=3齿轮传动比为 i2= i0/ i1=4.884.2 轴的转速： 0n0=1440r/

8、min 轴n= nd/ni=1440/3=480r/min轴n= n/i2 =480/4.88=98.36r/min轴即为工作机构卷筒轴：n=nw4.3 轴的输入功率： 0P0=Pd=4.11KW 轴P= P0 带=4.11x0.96=3.9456kw 轴P= P齿轮轴承=3.9456x0.97x0.98=3.7507KW卷筒轴的输出功率 Pw 为：Pw= P联轴器 轴承=3.7507x0.99x0.98=3.6389KW4.4 轴的转矩：电动机轴： Td=9550Pd/nm=9550x4.11/1440=27.257N.m 轴T=9550P/n=9550x3.9456/480=78.501N

9、.m 轴T=9550P/n=9550x3.7507/98.36=364.16N.m卷筒轴Tw=9550Pw/nw=9550x3.6389/98.36=353.31N.m计算数值列表如下：轴号功率 P kW转矩 T Nm转速 n-1 rmin转动比效率电动机轴4.1127.257144030.96轴3.945678.5014804.880.95轴3.7507364.1698.361.000.91卷筒轴3.6389353.3198.365 传动零件的设计计算5.1 带传动的设计：求计算功率：根据任务书所述要求及所选电动机查表 13-8 得工作系数 KA=1.2，固有: PC=PeKA =1.2x5

10、.5=6.6KW选V 带型号：由于此处传动功率适中， 考虑到成本，故选用普通 V 带。根据 PC=6.6kW、 na=1440 r/min。查图 13-15(教材)，可得该交点位于 A 型区域，故选用 A 型 V 带。5.1.1 求大小带轮基准直径：5.1.2 确定小带轮直径查表 13-9 可知 d1 75mm带( 轮直径不可过小，否则会使带的弯曲应力过大) ，稍比其最小值大即可，故取 d1=100 mm。由此：d2= d1 il (1-),取=0.02 d2=i 带 d1(1-)=3x100(1-0.02)=294mm由表 13-9 下方带轮直径推荐值寻其最近值得 d2= 300mm，实际传

11、动比i ”=d2 / d1 (1- )=3.06，其误差 :w1=(|i1- i”|/ i1)100%=2.04%5%，故满足误差范围。5.1.3 验算带速：v= d1 n0/60 1000=3.14x100x1440/(60x1000)=7.536m/s在 v=5 25 m/s 内，适合。5.1.4 求 V 带基长与中心距 a:初步估算中心距 :a0=1.5( d1+ d2)=1.5 (100+300)=600mm为圆整计算，取 a0=600 mm(满足 0.7 (d1+ d2)a02(d1+ d2)得 Ka=0.95，查表 13-2 K L=1. 01 。故：z=6.6 /(1.1324+

12、0.17)x0.96 0.95=5.57 ，取整 z=65.1.7 求作用在带轮轴上的压力 FQ:在 v 带传送中，若预紧力 F0 过小，已出现打滑；反之，预紧力过大，则降低带的寿命。查表 13-1 得 q=0.1 kg/m ，单根 v 带的预紧力计算：F0=500xPCX (2.5/K a-1)/ (zv)+qv=500x6.6x (2.5/0.95-1 )/(6x7.536)+0.1x7.536=124.76N作用在轴上的压力：FQ=2zF0sin(a 1/2)=2x6x124.76xsin(160.16 /2)=1474.74N5.1.8 V 带轮宽度的确定：查表 13-10 得 A型带

13、轮 e=150.3 ，?min=9，固有带轮宽度 : B=(z-1 )e+2?min，故取 B=93 mm 将所涉及的带轮传动参数列表如下：V 带轮型号A 型长度 Ld1800 mm根数 z6 根中心距 a577.67 mm带轮直径 dd1=100 mm,d2=300 mm宽度 B93 mm安装预紧力 F0F0=124.76 N带轮轴上的压力 FQFQ=1474.74N实际传动比 i ”i”=3.065.2 齿轮传动的设计计算：5.2.1 选择材料及确定许用应力：齿轮材料热处理HBS小齿轮45 钢调制处理250大出轮45 钢正货处理2005.2.1 确定材料需用接触应力根据表： HBS1=25

14、0，HBS2=200，两齿轮材料的接触疲劳极限应力分别Hlim1=480+0.93x(250-135)=586.95MPaHlim1=480+0.93x(200-135)=540.45MPa由表课本 11-5 则有： SHlim =1.25,S Hlim=1.6 ，则两齿轮材料的许用应力为： H1= Hlim/ SHlin=610/1.25=488MPa；H2= Hlim/ SHlin =400/1.25=320MPa；5.2.2 小齿轮分度圆与转矩 根据设计准则，按齿面接触疲劳进行设计，则小齿轮分度圆最小直径 2 1/3d12KT( u +1)(Z H+ZE)/ (u H22 d) 1/3

15、小齿轮的转矩 TT=9550xP1/n 2=9550x3.9456/480=78.501N.m5.2.3 计算确定齿轮模数 m设齿轮按 8 级精度制造，由表课本 11-3，由原动机内电动机工作记为带式输 送机，载荷平衡，齿轮在两轴承见对成分布。则 K=1.2。由表 11-4ZE=188，取 d=1； H=540.45MPa,ZH=2.5，又有圆柱齿轮传动比 i=4.88， 带入公式有：d1 55.61mm又：a=(1+ u )d1/2 =55.61(1+4.88)/2=163.4934mm m=(0.0070.02)a=1.143.26 查课本表 4-1 ，取 m=2F1= PE/ SFlin

16、=342 MPa；F2= PE/ SFlin=238 MPa。5.2.4 几何尺寸设计计算：齿数： Z1=d1/m=55.61/2=27.805 取 Z1=25Z2= u Z1=4.88x25=122 取 Z2=122中心距： a=(Z1+Z2) m/2=(25+122)x2/2=147mm 齿轮宽度： b2= d d1=1x50=50mmb1= b2+(510)=5560mm 取 b2=55mm5.2.4 校核齿根弯曲疲劳强度F=(2KT 1/bd1m)xY FxY S由课本图 11-8，图 11-9 则:Z1=25 时YF1=2.73YS1=1.59Z1=122 时YF1=2.20YS1=

17、1.84由课本表 11-1，两齿轮材料的弯曲疲劳应力分别为：【F1 】=470MPa 【 F2 】=330MPa由此则：F1= (2KT 1/bd1m)xY FxY S=61.8MPa【 F1 】=470MPa F1= (2KT 1/bd1m)xY FxY S=59.4MPa【 F2 】=330MPa 所以，两齿轮齿根弯曲疲劳强度均满足要求。5.2.5 齿轮其他尺寸计算分度圆直径： d1=mZ1=2x25=50mm d2=mZ1=2x122=244mm 齿顶圆直径： da1=d1+2ha=55mm da2=d2+2ha=249mm 齿根圆直径： df1=d1-2hf=45mm df2=d2-2

18、hf=239mm 中心距： a=147mm 齿宽： b1= 55mmb2=50mm5.2.6 选择齿轮精度等级齿轮圆周速度： V1= n1d1/60000=2.256m/s 由课本表 11-2，选 8 级。 齿轮传动设计的基本参数：齿数分度圆直径齿宽模数实际传动 比中心距小齿轮25505524.88147大齿轮12224450- 10 -6 减速器箱体基本尺寸设计 ：查设计基础表 12.1 经验公式，及结果列于下表。名称符号计算方式结果（ mm）底座壁厚0.025a+58箱盖壁厚10.02a+58底座上部凸圆厚度b11.5112箱盖凸圆厚度b1.5112底座下部凸圆厚度b22.5120箱座上的

19、助板厚度m0.85 m8箱盖上的助板厚m0.85 1m8凸台的高度h有结构要求确定16地脚螺钉的直径df0.036a+1216（M16）地脚螺栓数目n4轴承座联接螺栓直径d10.75 df12（M12）箱座与箱盖联接螺栓直径d2（0.50.6） df12（M12）轴承盖固定螺钉直径d3（0.40.5） df10（M10）连接螺栓 d2 的间距L（150 l 200）150大齿轮顶圆与箱体内壁的距离11.212箱体内壁与齿轮端面距离214视孔盖固定螺钉直径d4（0.30.4） df6（M6）定位销直径d（0.70.8）d28（M8）6.1 螺钉螺栓到箱体外避距离：查 表 12-2 得 ： d ?

20、 、 d1 、 d2 至 箱 体 外 壁 距 离 为 ： C1, =22mm,C1,1=18mm,C1,2=14mm ； d ? 、 d1 、 d2 到 凸 缘 边 缘 距 离 C2, ? =20mm,C2,1=16mm,C2,2=12mm ； 轴 承 旁 凸 台 半 径 ： R1, ? =C2, ? =20mm ， R1,2=C1.2=14mm ； 箱 体 外 壁 至 轴 承 端 面 距 离 ： l1=C1,1+C2,1+（5 10）=18+16+8=42mm。6.2 视孔盖由于单级减速器中心距为 147mm，则有课程设计书表 12.4 得视孔盖长 l 1=120mm，横向螺栓分布距离 l2

21、=150mm，视孔盖宽 300mm，纵向螺栓分布距- 11 - 离 b2=150mm ，螺栓孔直径 d 7 ，孔数 4 个。7 轴的设计7.1 估算轴的最小直径选取轴的材料和热处理方法， 并确定轴的许用应力， 由已知条件， 选用 45 钢调质处理。 HBS230240，根据教材公式，取 A0=118，则：1/3d1A0 （P 1/n 1） 1/3=23.8mm考虑带轮的机构要求和轴的刚度，取装带轮处轴径 dmin=25mm。7.2 轴的结构设计据高速轴上所需安装的零件，可将其分为 7 段，以 d1、d2、d3 、d4、 d5、 d6 表示各段的直径，以 x1、x2、x3 、x4、 x5、 x6

22、 表示各段的长度。（d1处安装 大带轮， d2 处安装轴承端盖， d3 处安装一号轴承与套筒， d4 处安装小齿轮， d7 处安装二号轴承）7.2.1 径向尺寸：根据常用结构， 取 d1=dmin=25 mm； 30孔（大带轮） 倒角推荐值为 1mm， 故取:d2=d1+（1+0.5）x2=27mm毡圈系列中要求的轴径均为 0、5 圆整数，故此修正为 , d2=30mm 选轴承为 6207 型号轴承，取所选轴承内径为 35mm，且轴承宽度 B=17mm，故 取 d3=35 mm；为方便加工测量，取 d4=45mm（此也为小齿轮内孔直径） ，由于 齿轮齿根圆直径为 45mm，则直接把齿轮做在轴承

23、上面，套筒安装 d3 上面，即 有： da=5d3 =35mm 对齿轮内孔倒角 2mm，故取 : d5=d4+（1.6+1.5）x2=47.2mm（取 50mm）由于对称分布故 :D6=d3=35 mm7.3.1 轴向尺寸：根据大带轮的内孔宽 :L=（1.52）d1=4560mm为防止由于加工误差造成的带轮晃动，取 x1=42mm 承润滑方式 .：V 轴承 = d3x n1=35x4805=19200mm.r/min（1.52）x10 mm.r/min故选取脂润滑方式 ,为防止箱体内部润滑油渐到轴承上冲走润滑脂， 将轴承 与箱体内壁距离取大于 8mm（由于所选套筒长度 25mm，故轴承端面面到

24、箱体 内壁的距离取 14mm），为适宜齿轮传动时散热， 取齿轮距箱体内壁为 810mm （此取 10mm）,故有 :- 12 - x3=10+14+B=41mm；套筒档齿轮时，为保证精度取 :X4= b1+11mm=66mm故同时将 x3 修正为 x3=47mm,轴环取 58mm，故取 x5=5mm.由于安装时齿轮箱体轴承均对称分布，还有轴承，则取 x6=32mm（包括越程槽尺寸） x2=45 mm主动轴的各轴径及各长度：各轴段1234567轴径（ mm）25303545505040长度（ mm）42454766532主动轴的零件草图：7.3.4 按弯扭合成应力校核轴的强度7.3.4.1 计算

25、作用在轴上的力小齿轮受力分析圆周力：Ft1=2T1/d1=2x78501/50=3140N径向力：Fr1= Ft1 tan20=3140xtan20 =1143N根据前轴结构设计可得：带轮中心到另一轴承的距离： K= B/2+x 2+ L/2=9+83+30=122mm 一号轴承到齿轮中心的距离：L 2=B/2+10+14+ b1/2=86.5mm 齿轮中心到二号轴承中心的距离 L1= L 2=86.5mm 有两轴承中心距为：L= L 2+ L 1=173mm7.3.4.2 计算支反力根据受力分析，有： Flv+F2v= Fr，Flv=F 2v（齿轮两轴承中心）。得：- 13 -Flv=F2v

26、= Fr/2=571.5N水平面：FlH= F2H= Ft1 /2=1570N带轮对轴的作用力 FQ 在指点产生的反力：F1.f=FQxk/L=1474.74x122/173=1040NF2.f= F1.f+FQ=1040+1474.74=2514.74N7.3.4.2 作弯矩图垂直面弯矩：MAV= F2v x L 1/2=24.72(N.m)水平面弯矩：MaH= FlH L2/2=67.9 (N.m)FQ 力产生的弯矩： Mzf=FQk=1474.74x122=179.92(N.m)合成弯矩：2 2 1/2Ma= MaFQ +(M 2av+M 2aH)1/2=162.22 (N.m) 折合当

27、量弯矩： 由前算出 T1 =78.501N.m, “由转矩性质而定的折合系数”知0.6 ，故：22 1/2Mae=(M2a+(aT12 )1/2=173.24N.m22 1/2Mbe=(M22f+(aT12 )1/2=189.92N.m- 14 -7.3.4.4 计算危险截面处轴的许用直径：由(图 1)知轴上安装小齿轮的截面为危险截面，可得：dmin=(Mae/(0.1 -1 b ) /13 =30.6mm45mm。由此可知，此轴安全。7.4 低速轴的设计7.4.1 选择轴的材料、热处理方式：由于无特殊要求，选择最常用材料 45 钢，调制处理。强度极限：B=650MP；a 屈服极限： s=36

28、0MP；a 弯曲疲劳极限： -1=300MP。a 弯曲需用应力(静) -1b=60MPa。7.4.2 初步估算轴最小直径：根据教材公式，取 A0=118，则dminA0 (P 2/n 2) 1/3由前计算可知：，故 dmin 39.7mm，由于开了一个键槽，故取 dmin=50mm。7.4.3 轴的结构设计：根据低速轴上所需安装的零件，可将其分为 7段，以 d1、d2、d3 、d4、 d5、 d6 、d7 表示各段的直径，以 x1、x2、x3 、x4、 x 5、 x 6 、x7 表示各段的长度。 (d1 处安装联轴器， d2处安装轴承端盖， d3处安装三号轴承与套筒， d4 处安装大 齿轮，

29、d7处安装四号轴承)7.4.3.1 径向尺寸：联轴器的初步选择：根据低速轴的计算转矩可选用凸缘联轴器，型号为 “GYS6型凸缘联轴器 Y50x112/J150x84GB/T5843-2003”，可得其轴孔直径为 50 ， 深孔长度为 L=112mm。根据上所选联轴器，取 d1=45mm；根据密封毡圈的标准，取 d2=50mm；根据此 处尺寸选择 6211 型号轴承选轴承内径为 55mm，外径为 100mm，且轴承宽度 B=21m，m 故取 d3=55mm；为方便测量取 d4=60mm，套筒在 3 上面，故 :d a=55mm；知倒角倒圆 推荐值为： 60孔(大齿轮)倒角推荐值为 2mm，故取

30、: d5=d4+(2+1.5)x2=64mm 方便设计， d6=5mm为对称分布，故取 :d7=d3=55mm。7.4.3.2 轴向尺寸：确定轴承润滑方式：V轴承= d3x n ” 1=55x480=28800mm.r/min(1.52)x10 5 mm.r/min 故选取脂润滑方式。根据上定箱体两内壁间的宽度可算得大齿轮到箱体内壁的距离为 12.5mm,- 15 -为防止箱体内部润滑油渐到轴承上冲走润滑脂，将轴承与箱体内壁距离取大于8mm（为套筒尺寸此取 27.5mm），故有 :x3=12.5+27.5+B=61mm为保证精度取 x4= b2- （23mm）=48mm。，故同时将 x3修正为

31、 x3=64mm；轴环 取 58mm，故取 x5=5mm；由于安装时齿轮箱体轴承均对称分布，x6=12.5+27.5- x 5=35mm，x7=B=21mm（包括越程槽尺寸）轴承到端盖内壁的距离 x= l 1+ -27.5-B=8.5mm，由于轴承外径为 110mm故， 选端盖螺钉为 M10，由公式得轴承端盖厚度 e=1.2 d 3=9.6=1mm，可取 A级 M8非 全螺线 l=40mm的螺栓（即 GB/T5782M10x4）0此时取端盖到大带轮的扳手空间为 : x”=l+k+（35mm）=50mm，故此取 x2= X +x ”+e=70mm。 由上选联轴器可知 : X 1=L=112mm.

32、主动轴的各轴径及各长度：各轴段1234567轴径（ mm）50555560646055长度（ mm）11270644855267.4.4.1 计算作用在轴上的力小齿轮受力分析圆周力： Ft2=2T2/d 2=2x364160/244=2984.91N径向力： Fr2= Ft2 tan20 =2984.91xtan20 =1086.4N根据前轴结构设计可得：带轮中心到另一轴承的距离：- 16 -K= B/2+x2+ L/2=11+70+56=137mm号轴承到齿轮中心的距离：2=B/2+12.5+27.5+ b 2/2=76mm齿轮中心到二号轴承中心的距离 L1= L 2=76mm有两轴承中心距

33、为：L= L2+ L 1=152mm7.4.4.2 计算支反力根据受力分析，F有：Flv +F2v= Fr，Flv =F2v(齿轮两轴承中心) 。得：lv =F2v= F r/2=543.2N水平面：F7.4.4.3 作弯矩图垂直面弯矩：lH= F2H= F t1 /2=1492.45NAV= F2v x L 1/2=20.64(N.m)水平面弯矩：MaH= FlHL2/2=56.71 (N.m)折合当量弯矩：由前算出 T1 =364.16N.m,由转矩性质而定的折合系数”知Mae=(M2a+(aT22 ) 1/2=391.58N.m，0.6 ，故轴的结构图见零件图所示- 17 -8 键连接的

34、选择根据工程经验，此处无特殊要求，故均选用 A 型平键连接。8.1 带轮处键连接：由于此处轴径为 30mm，选用 b=8mm,h=7m，m L=1890mm，由于此处转矩不大， 选取铸铁为材料，故由表下的 L 系列选取 L=36mm，即 8x36GB/T1096-2003。 对平键进行强度校核：其许用挤压应力为 p=5060MPa(轻微冲击)，根据公 式得：p=4T1/dh(L-2b)= 4x78.501/(30x7(36-2x8) =0.0747MPa p=5060MPa 故符合要求。8.2 小齿轮处键连接：由于此处轴径为 45mm，选用 b=14mm,h=9m，m L=36160mm，由于

35、此处转矩 不大，选取铸铁为材料，故由表下的 L系列选取 L=90mm，即 14x90GB/T1096-2003。 对平键进行强度校核：其许用挤压应力为 p=5060MPa(轻微冲击)，根据公 式得：p=4T1/dh(L-2b)= 4x364.16/(45x9(90-2x14)=0.058MPa p=5060MPa 故符合要求。8.3 大齿轮处键连接：由于此处轴径为 65mm，选用 b=18mm,h=11m，m L=50200mm，由于此处转 矩 不 大 ， 选取 铸 铁 为 材 料 ， 故 由 表 下 的 L 系列 选 取 L=80mm， 即 18x80GB/T1096-2003。对平键进行强度校核其许用挤压应力为 p=5060MPa(轻微冲击)，根 据公式得：p=4T1/dh(L-2b)= 4x353.31/(65x11(80-2x18)=0.041MPa p=5060MPa，故符合要求。8.4 联轴器处键连接：由于此处轴径为 50mm，选用