河北工程大学机械设计课程设计行星式搅拌机2

1、 成绩_机械产品设计项目设计说明书设计题目：行星式搅拌机传动装置设计 专业班级： 机制 1208 学生姓名： 学 号： 指导教师： 姚 贵 英 河 北 工 程 大 学 机 电 学 院2014 年 12月 20 日目 录第1章 题目设计 1.1 总体设计 1.1.1. 机器的功能要求-3 1.1.2机器工作条件-3 1.1.3工作装置功能参数-3第二章 理论分析与设计计算 2.1 电动机的选择和运动及动力参数计算-4 2.1.1电动机的选择-4 2.1.2分配传动比-6 2.1.3运动和动力参数计算-7 2.1.4电动机的安装及外形尺寸-8 2.2 V带的设计-82.2.1确定计算功率Pca-8

2、2.2.2选择V带的型号-92.2.3确定带轮的基准直径dd1并验算带速v -92.2.4确定V带的中心距a和基准长度Ld-92.2.5验算小带轮的包角1-102.2.6计算带的根数z-102.2.7计算单根V带的初拉力的最小值（F0）min-11 2.2.8计算压轴力-11 2.3齿轮的设计及参数计算-122.3.1选择齿轮材料及精度等级-122.3.2按齿面接触强度设计-122.3.3按齿根弯曲强度设计-14 2.4行星轮系传动比及参数设计-172.4.1选择齿轮材料及精度等级-172.4.2按齿面接触强度设计-182.4.3按齿根弯曲强度设计-20 2.5轴系零件设计计算-212.5.1

3、输入轴的设计计算-212.5.2输出轴的设计计算-252.5.3滚动轴承的选择及寿命校核计算-272.5.4键联接的选择及强度校核计算-292.5.5联轴器的选择-31第3章 搅拌部分的分析 3.1叶片的运动分析-31 3.1.1叶片运动方程-31 3.2参数的分析-32 3.2.1 动点Q运动轨迹长度-323.2.2 搅拌空间系数G-323.2.3 搅拌死区-33 3.3小节-34 参考文献第一章 题目设计1.1总体设计 厂品介绍：行星式搅拌机是一种筒体固定式搅拌机。搅拌机具有一个普通的圆形筒体，各种不同组分的的料投放在圆筒内，搅拌装置上有选旋转叶片整个搅拌装置又做圆周运动，有利于各种组分的

4、料搅拌均匀一致。 1.1.1机器的功能要求利用带传动将电机动力传到一级齿轮减速器，通过一级减速到搅拌主轴。在滚筒筒体上装围绕滚筒筒体设置的齿圈作为太阳轮，搅拌主轴与滚筒齿轮间用行星齿轮进行齿轮啮合链接作为搅拌副轴，两轴均装有螺旋搅拌叶片且通过齿轮链接。主轴和副轴的自转及副轴的公转一起实现充分搅拌作用。 1.1.2机器工作条件 单班制工作，空载启动，单向、连续运转，载荷平稳，适用于各种 液体间的混合及少数体积小的固体或粉末。1.1.3工作装置功能参数 传动装置输出转矩T及转速n:如下表表1-1 工作装置功能参数1234传动装置输出扭矩T/(N.m)20253035传动装置输出转速n/(r/min

5、)200220240260第二章 理论分析与设计计算2.1电动机的选择和运动及动力参数计算2.1.1电动机的选择 (1) 按工作要求选用Y系列全封闭自冷式笼型三相异步电动机，电压为380V. (2) 按公式，电动机所需的工作功率为 Pd=Pw /总 (2-1) 又由传动装置如图2-1所示 图2-1电动机传动装置 按公式， 工作机所需的功率为 Pw =Tnw/9550kw 所以得： Pw =（35x260)/9550kw Pw 0.95kw传动装置的总效率为 总= 1 22 3 (2-2) 查手册确定各部分的效率为：V带的传动效率1 =0.96，滚动轴承（一对）2=0.99，闭式齿轮的效率3=0

6、.97带入得 总=0.96×0.992×0.970.913 则所需电动机的功率为 Pd=0.95÷0.9131.04kw 因载荷平稳，电动机额定功率Ped略大于 Pd即可Ped。Y系列电动机技术数据选电动机的额定功率Ped为1.1kw 。 (3)电动机型号的选择 通常，V带的传动比常用范围为24，一级圆柱齿轮减速器为25，所以总传动比i=420,故电动机转速的可选范围为 n=inw=(420)×260=10405200r/min (2-3)符合这一范围的同步转速有1000、1500和3000r/min，现以同步转速3000、1500和1000r/min三

7、种方案进行比较。由相关资料查得的电动机数据及计算出的总传动比于表2-1。 表2-1额定功率为1.1kw时电动机 方案型号额定功率同步转速/满载转速nm(r/min)传动比1Y802-21.13000/282511.82Y90S-41.11500/14005.83Y90L-61.11000/9103.8 通过上表的数据比较，因为传动比范围为4-20，故方案3不可取。比较方案1和方案2，方案1总传动比大，传动装置外廓尺寸大，制造成本高，结构不紧凑，故不可取。先选用方案2，即选定电动机的型号为Y90S-4。 2.1.2分配传动比 （1）总传动比 i=nm/nw=1400/2605.38 (2-4)

8、(2) 分配传动装置各级传动比 取V带的传动比i1=2, 则单级圆柱齿轮的传动比i2为 i2=5.38/22.69 取轮系传动比i1H=42.1.3运动和动力参数计算 0轴（电动机轴）： P01´= Pd=0.83kw n0=nm=1400r/min T0=9550( P0/n0)=5.66N.m (2-5) 1轴： P1=P011=1.04×0.96 0.998kw (2-6) n1=n0/i1=1400/2=700r/min (2-7) T1=9550(P1/n1)=13.61N.m (2-8) 2轴： P2=P123 =0.99×0.99×0.97

9、0.95kw n2=n1/i2=700÷2.69260r/min T2=9550(P2/n2 行星轮轴： nH=n1/iaH=260/4=65r/min Tc=KpT2/np=1.0×34.9/3=11.6N.m (2-9) 1-2轴的输出功率或输出转矩分别为各轴的输入功率或输入转矩乘轴承效率0.99 。如表2-2 表2-2 各轴运动和动力参数轴名输入功率输出功率输入转矩输出转矩转速传动比0轴0.83kw1400r/min1轴0.995kw0.98kw700r/min22轴0.95kw0.94kw260r/min2.69 2.1.4电动机的安装及外形尺寸 如图2-2各尺寸大

10、小如表2-3所示： 表2-3 电动机的安装及外形尺寸 (单位：mm) DEFGMNPRSTACADHEL24508201651302000123.51751551953102.2V带的设计2.2.1确定计算功率Pca 由设计手册查得工作情况系数 KA= 1.0 ，故 Pca=KAPd=0.83×1.0=0.83kw (2-10)2.2.2选择V带的型号根据 Pca、n0 由图8-10选用Z型。2.2.3确定带轮的基准直径dd1并验算带速v （1)初选小带轮的基准直径dd1 。由设计手册， 取小带轮的基准直径dd1 =71mm 。 （2）验算带速v。按公式有 v=dd1n0/(60&#

11、215;1000)5.20m/s (2-11)因为带速的范围为5m/s25m/s，故带速合适。 （3）计算大带轮的基准直径，根据公式,大带轮的基准直径dd2 dd2 =i1dd1 =2×71=142mm (2-12) 根据手册, 圆整为dd2=140mm 。2.2.4 确定V带的中心距a和基准长度Ld (1)根据公式0.7（dd1 +dd2）a02（dd1 +dd2） (2-13)初定中心距a0=280mm。（2） 由公式计算所需的基准长度 Ld0=2a0+（dd1 +dd2）/2+（dd2dd1 ）²/（4a0） (2-14)带入数据得： Ld0895mm由设计手册选带的

12、基准长度Ld=900mm（3） 按公计算实际中心距a 。 a =a0+（LdLd0）/2=282.5 283mm (2-15)中心距的变化范围为270mm310mm 。2.2.5 验算小带轮的包角1 1180°（dd2dd1 ）×（57.3°/a）167°902.2.6 计算带的根数z (1)计算单根V带的额定功率Pr 。 由 dd1 =71mm和 n0=1400r/min ，查设计手册得P0=0.30kw 。 根据n0=1400r/min ，i1=2和Z型带，查设计手册得P0=0.03kw 。 查设计手册得K=0.965，查设计手册得KL=1.03，于

13、是 Pr =（P0+P0）K KL (2-16) =（0.30+0.03）×0.965×1.030.328kw（2） 计算带的根数z z=Pca/ Pr =0.83/0.3282.53 (2-17) 取 Z=3根。2.2.7 计算单根V带的初拉力的最小值（F0）min 由设计手册得Z型带的单位质量q=0.06/m,所以 （F0）min=500（2.5K)Pca/(Kzv)qv²=44N (2-18)应使带的初拉力F0（F0）min 。2.2.8 计算压轴力 （Fp）min =2z（F0）minsin(1/2)=262N (2-19) 带的相关参数如下表所示 表 2

14、-4型号dd1 dd2 a z （Fp）min LdZ711402833262N 900mm 2.3. 齿轮的设计及参数计算2.3.1选择齿轮材料及精度等级 （1）传动方案为单级齿轮传动，功率小，所以选择圆柱直齿轮。小齿轮选用40Cr调质，齿面硬度为240HBS。大齿轮选用45钢，调质，齿面硬度220HBS； 由于速度不高，故选用7级精度。 （2）选小齿轮齿数为z1=22,大齿轮齿数为z2=2.69×22=59.18，取z2=602.3.2按齿面接触强度设计 由设计计算公式进行试算，即 由 d1t2.32(KT1(u+1)ZE2/duH2)1/3 (2-20) (1)确定公式内各计算

15、数值 1）试选载荷系数Kt=1.2 。 2）计算小齿轮传递的转矩。 T1=（95.5×105P1）/n1=1.36×104N. 3) 由课本表10-7选取齿宽系数d=1 。 4）由课本表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8Mpa½ 。 5）由设计手册按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1=600Mpa ，大齿轮的接触疲劳强度极限Hlim2=550Mpa 。 6）由公式计算应力循环次数。 假设每年工作300天 N1=60n1jLh (2-21)=60×700×1×8×300×8=8.06×

16、;108 N2= N1/2.92=2.76×108 7)由设计手册取接触疲劳寿命系数KHN1=0.94 ； KHN2=0.99。 8)计算接触疲劳许用应力。 取失效概率为1，安全系数S=1，由公式得 H1=KHN1lim1/S=0.94×600=564Mpa (2-22) H2 KHN2lim2/S=0.99×550=544.5Mpa (2-23)(2) 计算 1）试算小齿轮的分度圆直径, 带入H中较小的值，K=Kt=1.2。得 d1t29.867 2）计算圆周速度V0 V0=d1tn1/（60×1000）1.09m/s (2-24) 3）计算齿宽b b

17、 =dd1t=1×29.867=29.867 (2-25)4)计算齿宽与齿高之比b/h 模数 mt= d1t/z1 =1.36 齿高 h=2.25 mt=3.05 则 b/h9.79 (2-26) 5)计算载荷系数 由V0=1.09m/s，7级精度，由设计手册查得动载荷系数KV=1.08； 直齿轮，KH=KF=1； 由手册查得使用系数KA=1；小齿轮相对支承非对称布置时 KH=1.417 由 b/h9.79，KH=1.417 ，查设计手册的KF=1.33； 故载荷系数 K= KAKVKHKH (2-27)=1×1.08×1×1.417=1.530 6)按

18、实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径为： d1=d1t（K/Kt）1/3 =32.39 (2-28) 则模数为 m=d1/z1=1.47 2.3.3按齿根弯曲强度设计 弯曲强度公式为 m(2KT1 /dz12)(YFYS/F)1/3 (2-29)(1) 确定公式内各计算数值 1)由设计手册查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限EF1=500Mpa；大齿轮 的弯曲疲劳强度极限EF2 = 380Mpa； 2）由设计手册取弯曲疲劳寿命系数 KFN1 = 0.91 KFN 2 = 0.99 3）计算弯曲疲劳许用应力。 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，有 F1=KFN1EF1 /S=325Mpa (2-30) F2

19、=KFN1EF2 /S =268.71Mpa (2-31) 4)计算载荷系数K。 K=KAKVKFKF (2-32)=1×1.08×1×1.33 1.436 5)查设计手册得 YF1 = 2.91 YF2= 2.30 YS1 =1.53 YS2 = 1.71 6）计算大、小齿轮的 YFYS/F (2-33) 并加以比较。 YF1YS1/F=0.013699 YF2YS2/F=0.014636 大齿轮的数值较大。 （2） 设计计算 m0.98 就近圆整为m=1，但是当m=1时，在设计箱体时，轴承端盖会发生交涉，故在齿数不变的情况下，增大模数，即取m=2 。 齿轮的相

20、关参数如下： 分度圆直径 d1 = mz1 = 44 d2 =m z2 = 128 计算中心距 a=(d1 + d2 )/2=86 计算齿轮宽度 B1=50 B2=44 齿顶圆直径 da1=(z1 +2ha)m=48 da2=(z2+2ha)m=132 齿根圆直径 df1=(z1 2ha2c)m=39 df2=(z22ha2c)m=123 齿顶高 ha1=ha2=ham=2 齿根高 hf1=hf2=(ha+c)m=2.5 齿距 p=m=6.28 齿厚 s=m/2=3.14 基圆直径 db1=d1 cos=41.4 db2=d2cos 120.3 注：ha为齿顶高系数（=1）；c为顶隙系数（=0

21、.25）； 为压力角（=20°）。2.4行星轮系传动比及参数设计2.4.1选择齿轮材料及精度等级 （1）该行星轮系传动选择圆柱直齿轮。中心齿轮和行星齿轮均选用45钢，调质，齿面硬度220HBS； 由于速度不高，故选用7级精度。 （2）选中心齿轮齿数为 za=64,半径为ra=64图2-3 传动比条件Zb=（iaH-1）Za (2-34) 同心条件ra+rc=rb-rc (2-35) za+zc=zb-zc (2-36) zc=za（iaH-2）/2 (2-36)选取iaH=4，计算得nH=na/iaH=260/4=65r/min； 行星轮齿数 zc=za（iaH-2）/2=64（4-

22、2）/2=64 行星轮半径 rc=ra（iaH-2）/2=64（4-2）/2=64 内齿圈齿数 Zb=（iaH-1）Za=（4-1）64=192 内齿圈半径 rb=（iaH-1）ra=（4-1）64=192 当zcza时行星轮个数np定为3，载荷不均匀系数Kp=1.01.3取1.0 Tc=KpTa/np=1.0×34.9/3=11.6N.m (2-37)2.4.2按齿面接触强度设计 由设计计算公式进行试算，即 由d1t2.32(KT1(u+1)ZE2/duH2)1/3 (2-38) (1)确定公式内各计算数值 1）试选载荷系数Kt=1.2 。 2）计算中心齿轮传递的转矩。 T2=（9

23、5.5×105P1）/n1=3.49×104N. (2-39) 3) 由课本表10-7选取齿宽系数d=0.4 。 4）由课本表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8Mpa½ 。 5）由设计手册按齿面硬度查得齿轮的接触疲劳强度极限 Hlima=550Mpa 。 6）由公式计算应力循环次数。 假设每年工作300天 Na=60n2jLh (2-40)=60×260×1×8×300×8=3.74×107 Nc= Na/4=9.35×106 7)由设计手册取接触疲劳寿命系数ZNT1=0.94 ；

24、ZNT2=0.99。 8)计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1，安全系数S=1，由公式得 H1=ZNT1lima/S=0.94×600=564Mpa H2 ZNT2lim2/S=0.99×550=544.5Mpa(2)计算 1）试算中心齿轮的分度圆直径 d1t2.32(KT1(u+1)ZE2/duH2)1/3 (2-41) 带入H中较小的值，K=Kt=1.2。得2.32 d1t116.68 2）计算圆周速度V0 V0=d1tn1/（60×1000）1.588m/s (2-42) 3）计算齿宽b 查机械设计手册尺宽系数取d=0.4 b=dd=0.39×54

25、.171=46.627mm (2-43) 4)计算齿宽与齿高之比b/h 模数 mt= d1t/z1 =0.911 齿高 h=2.25 mt=2.05 则 b/h22.74 5)计算载荷系数按齿轮相对行星架的圆周速度VH计算 VH=da（na-nH）/60×1000 (2-43) =×128（260-65）/60×1000 =1.276m/s由课本图10-8查得动载荷系数Kv=1.05 直齿轮，取KH=KF=1； 由手册查得使用系数KA=1；齿轮相对支承非对称布置时，KH=1.417 。 由 b/h22.74，KH=1.417 ，查设计手册的KF=1.33；故载荷系

26、数 K= KAKVKHKH (2-44) =1×1.05×1×1.417=1.488 6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径为： d1=d1t（K/Kt）1/3 =125.35 (2-45) 则模数为 m=d1/z1=0.995 2.4.3 按齿根弯曲强度设计 (1)弯曲强度公式为 m(2KT1 /dz12)(YFYS/F)1/3 (2-46)(2) 确定公式内各计算数值 1)中心齿轮的弯曲疲劳强度极限EF = 380Mpa； 2）由设计手册取弯曲疲劳寿命系数 KFN = 0.99 3）计算弯曲疲劳许用应力。 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，有 F=KFNEF/

27、S =268.71Mpa (2-47)4） 计算载荷系数K。 K=KAKVKFKF (2-48)=1×1.05×1×1.33 1.3975) 查设计手册得 YF= 2.30 YS = 1.716）计算齿轮的YFYS/F (2-49) YFYS/F=0.0146362.5 轴系零件设计计算2.5.1输入轴的设计计算 (1)按扭转强度初算轴径 选用45#调质，硬度217255HBS。由公式得 dA0(P1/n1)1/3 (2-50)由设计手册查取A0=126 ，则d=14mm，考虑有键槽，将直径增大5%，则 d=14×(1+5%)mm15 (2-51) 选d

28、=15mm又因为带的根数为3，所以带轮的宽度定为60mm，即此段轴的长度为60mm。（2）轴的结构设计 1）轴上零件的定位，固定和装配 单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央， 相对两轴承对称分布， 因为小齿轮的宽度为50mm，齿轮端面到内壁的距离为16mm。 2）确定轴各段直径和长度 I段：d1=15mm 长度取L1=42mm h=2c c=2.5mm II段:d2=d1+2h=15+2×2.5×5=25mm d2=25mm初选用6005型深沟角球轴承，其内径为25mm宽度为12mm 。内壁至外壁凸台的距离，考虑轴承的宽度和凸缘式端盖参数，以及端盖至带轮的距离，所以取 II段

29、的L=44mm。内壁到齿轮端面的距离III段长度为16mm，且齿轮端面到内壁的III段直径d3=32mm。由于小齿轮为齿轮轴，所以轴径不需再确定，IV长度即为齿轮的宽度。V段长度和轴径同III段。VI段与轴承搭配，所以轴径为25mm，长度取26mm。如图2-4 3）按弯矩复合强度计算 分度圆直径： d1=44mm 转矩： T1=13610N·mm 圆周力：Ft 根据公式得 Ft=T1/d1=13610/44=309.31N (2-52) 径向力Fr 根据公式式得 Fr=Ft·tan (2-53)=247.727×tan200=112.91N 图2-4输入轴设计 因

30、为该轴两轴承对称，所以：LB=LC=47mm，带轮至轴承的距离为 LA=76mm 又因为带轮对轴有一个压轴力（Fp）min =262N 绘制轴受力简图（如图a） 绘制水平面弯矩图（如图b） 绘制垂直面弯矩图（如图c） 绘制弯矩合成图 （如图d) 绘制扭矩图 （如图e) 轴承支反力： FBx=Fr/2+（Fp）min (94/170)=200.6N (2-54) FCx= Fr/2+（Fp）min (76/170)=172.86N (2-55) FBY=FCY= Ft/2= 154.65N (2-56) 图2-5输入轴受力图与力矩图 由上图可知 MH=FBYL2=FCYL3=154.65

31、5;47=7268.55N.mm (2-57) MV1=FBxL1=200.6×76=15245.6N.mm (2-58) MV2=FCxL3=172.68×47=8115.96N.mm (2-59)又由合成弯矩公式得 M=(MH2+MV22)½=10895.0 N.mm (2-60) M=10895.0N.mm<MV1=15245.6N.mm (2-61) 所以危险截面为B截面。又因为弯扭合成强度公式为 Mec=M2+(T)21/2/w -1 (2-62)查设计手册的 =1, -1=60Mpa, w0.1d23 带入数据得Mec=11.74 -1=60Mp

32、a 所以轴强度足够。2.5.2 输出轴的设计计算（1）按扭矩初算轴径 选用45#调质钢，硬度（217255HBS）有公式得 dA0(P2/n2)1/3 (2-63) 由设计手册查取A0=103，则d=15mm，考虑有键槽，将直径增大5%，则取d=16mm（2）轴的结构设计 1）轴的零件定位，固定和装配 单级减速器中，可以将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮右面用轴肩定位，左面用套筒轴向定位，周向定位采用键和过渡配合，两轴承分别以轴承肩和套筒定位，周向定位则用过渡配合或过盈配合，轴呈阶状，右轴承从右面装入，齿轮套筒，左轴承和皮带轮依次从左面装入。 2）确定轴的各段直径和长度 初选600

33、5型角接球轴承，其内径为25mm，宽度为12mm。考虑齿轮端面和箱体内壁，轴承端面与箱体内壁应有一定矩离，则取套筒长为16mm，则该段长16mm 。与齿轮相连的轴径为30mm ，长度为50mm。如图2-6 图2-6输出轴设计3)按弯扭复合强度计算 分度圆直径：已知d2=128mm 转矩：已知T2=34.9N·m 圆周力Ft：根据公式得 Ft=2T2/d2=2×30.33×103/128=545.31N (2-64) 径向力Fr根据公式得 Fr=Ft·tan=473.90×tan20°=198.47N (2-65)两轴承对称 L2=L3

34、=47mm4) 支反力FBX、FBY、FCX、FCY FBX=FCX=Fr/2=198.47/2=99.235N (2-66) FBY=FCY=Ft/2=545.31/2=272.655N (2-67)5)由两边对称，齿轮截面截的弯矩也对称 齿轮截面在垂直面弯矩为 MH=FBXL2=FCXL3=99.235× (2-68) 齿轮截面在水平面弯矩为 MV=FBYL2=FCYL3=272.655×47=12814.785N.mm (2-69)则合成弯矩 M M=（MH2+MV 2）1/2=13636.40N.mm (2-70)图2-7输出轴受力图与力矩图6) 计算当量弯矩：根据

35、设计手册得=1 ，w0.1d3 Mec=M2+(T)21/2/w -1 (2-71) Mec=12.65Mpa<-1b=60Mpa (2-72)此轴强度足够。2.5.3 滚动轴承的选择及寿命校核计算 根据根据条件，轴承预计寿命 8×300×8=19200小时(1) 计算输入轴轴承 1）已知n1=700r/min两轴承径向反力：FR1=200.6N FR2=172.86N 初先两轴承为角接触球轴承6005型。 因为圆柱直齿轮对轴承无轴向力，即Fa=0，查设计手册可知 当Fa/Fre时Pr=Fr 。 2)轴承寿命计算FR1=200.6N ，FR2=172.86N ，故取P

36、=200.6N 深沟球轴承=3 根据手册得6005型的C=10000N 由公式得 LH=(106/60n1)(C/P) (2-73) =2.97×106h19200h 预期寿命足够（2）计算输出轴轴承 1)已知n2=260r/min Fa=0 FR1=FR2= 99.235N试选6005型角接触球轴承e时，Pr=Fr 2)计算轴承寿命LH FR1=FR2= 99.24N,故P=99.24N =3 根据手册得6005型的C=10000N由公式得 LH=(106/60n1)(C/P) (2-74) =6.59×107h19200小时 此轴承合格（3）推力球轴承的选用 为配合机架

37、及箱体，选择轴承代号为51160型推力球轴承信息如下表表2-5推力球轴承轴承代号基本尺寸/mm基本额定载荷/kN最小载荷常数极限转速/r.min质量/kg51000型dDTCaC0aA脂油W5116432040063418192020.248067018.92.5.4 键联接的选择及强度校核计算 (1) 带轮与输入轴连接采用平键联接轴径d1=15mm,L1=42mm查手册得，选用A型平键，得： 键A 5×25 GB1095-2003 l=L1-b=42-5=37mm T1=13.61N·m h=5mm根据公式得 p=（2T1×103）/kd1l (2-75) =（

38、2×13.61×103）/ （0.5×5×15×37） =19.62Mpa<R(40Mpa) 此键合格（2）输出轴与齿轮连接采用平键联接 轴径d2=30mm L2=50mm T2=34.9N·m 查手册 选A型平键 键A 10×36 GB1095-2003 l=L2-b=50-10=40mm h=8mm 根据公式得 p=（2T2×103）/kd2l (2-76) =(2×34.9×103)/ （0.5×8×30×40） p=21.25Mpa<p(40Mpa) 此键合格（3） 输出轴与联轴器连接用平键联接 轴径d3=25mm L3=40mm T 查手册, 选用C型平键 键 5×40 GB1095-2003 l=L3-b/2=40-5/2=37.5mm h=5mm 据公式得 p=（2T×103）/kd3l (2-77) =(2×34.9×103