机械设计课程设计展开式双级圆柱齿轮减速器-开式齿轮.docx

机械设计课程设计说 明 书 高等技术学院模具设计专业 目 录一、设计任务书3二、电动机的选择计算3三、传动比的分配4四、传动装置的运动及动力参数计算8五、传动零件的设计计算17六、轴类零件的设计计算和强度校核18七、滚动轴承的选择及其寿命验算26八、键联接的选择和校核30九、联轴器的选择和验算31十、润滑及密封形式类型的选择31十一、减速器附件设计32十二、减速器的主要尺寸及数据31十三、参考文献32十四、设计总结与体会32一 设计任务书1.传动方案展开式双级圆柱齿轮减速器+开式齿轮2.工况及有关参数序参数工 作条 件(或自拟)参考号F（N）V（m/s）D（mm）工作环境工作年限生产规模载荷性质方案130001.4450清洁10年双班单件平稳方案13.设计要求装配图设计：1张A1（包括主视图、俯视图和左视图， 零件明细表，技术特性表，技术要求） 零件图设计：2张 ，轴和齿轮。编写设计计算说明书二电动机的选择计算1.电动机类型的选择 电动机的类型根据动力源和工作条件，选用最常用的Y系列三相异步电动机。2.电动机功率的选择 工作机所需要的有效功率为PW=FV1000=30001.41000KW=4.2KW为了计算电动机所需的功率Pd，先要确定从电动机到工作机之间的总效率。根据【2】表2-2确定各部分的效率:传动滚筒效率 滚=0.96联轴器效率 联=0.99联轴器效率 联=0.99滚动轴承效率 轴承=0.99开式齿轮的传动效率 开齿=0.95（脂润滑）闭式齿轮的传动效率 闭齿=0.97（8级精度）所需的电动机的功率 pd=PWn=4.20.8kw=5.25kw3). 滚筒的转速为： nw=601000vd=6010001.4450r/min 查【2】表16-1，选常用的电动机，额定功率5.5kw, 同步转速1000r/min和1500r/min。根据表16-1得到下面两种常用电动机的选择方案。方案号电动机型号额定功率/kw同步转速r/min满载转速r/min总传动比轴外伸轴径mm轴外伸长度mm1Y132S-45.51500144024.2438802Y132M2-65.5100096016.163880 表2-3由上表可知，方案2的电动机虽然满足要求，但是总传动比较小，对于双级减速器+开式齿轮传动不好分配传动比，所以选择方案1中的电动机型号。即Y132S-4,。三传动比的分配根据【2】2-3知，取开式齿轮传动比i3=4 减速器的总传动比为 i=24.244=6.04 高速级齿轮传动比为 i1=1.3i=1.36.04=2.802 低速级齿轮传动比为 i2=ii1=6.042.802=2.156四、传动装置的运动及动力参数计算 1.各轴转速的计算 电机轴 n0=1440r/min 减速器高速轴 n1=n1/i00=14401r/min=1440r/min 减速器中间轴 n2=n1/i1=14402.802r/min=513.919r/min 减速器低速轴 n3=n2/i2=n2/i1=513.9192.156r/min=238.367r/min 开式齿轮轴 n4=n3=238.367r/min 滚筒轴 n5=n4/i3=238.3674r/min=59.592r/min2.各轴输入功率计算 电机轴 P0=Pd=5.25kw 减速器高速轴 P1=Pd1=5.250.99kw=5.197kw 减速器中间轴 P2=P123=5.1970.970.99kw=4.990kw 减速器低速轴 P3=P223=4.9900.970.99kw=4.792kw 开式齿轮轴 P4=P331=4.7920.990.99kw=4.696kw滚筒轴 P5=P445=4.6960.990.95kw=4.417kw4.各轴的输入转矩计算电机轴 T0=9550P0 n0 =95505.251440 Nm =34.814Nm减速器高速轴 T1=9550 P1 n1=95505.1971440 Nm =34.466Nm减速器中间轴 T2=9550P2 n2 =95504.990513.919 Nm =92.728Nm减速器低速轴 T3=9550P3 n3 =95504.792238.367 Nm =191.988Nm开式齿轮轴 T4=9550P4 n4 =95504.696238.367 Nm =188.142Nm滚筒轴 T5=9550P5 n5 =95504.41759.592 Nm =707.853Nm各轴运动及动力参数轴序号功率P(kw)转速n(r/min)转矩(N.m)传动形式传动比效率05.25144034.818弹性联轴器1.00.995.197144034.466闭式齿轮2.8020.974.990513.91992.728闭式齿轮2.1560.974.792238.367191.988联轴器1.00.994.696238.367188.142开式齿轮40.954.41759.592707.845四、传动装置的运动及动力参数计算（一）.开式齿轮传动设计计算开式齿轮传动设计条件：输入功率P4=4.696kw 主动轮转速n4=238.367r/min 传动比i3=4 转矩T4=188.142 Nm1. 选择齿轮材料.热处理方式及计算许用应力材料的选择及热处理:按使用条件，属低速，轻载，重要性和可靠性一般的开式开式齿轮传动。选用硬齿面齿轮，大小齿轮都选用20钢，并进行淬火处理。 确定许用应力，查【1】图8-16得齿轮的弯曲疲劳极限 Flim1=Flim2=460MP.计算循环应力次数N，确定寿命系数YN1,YN2,安全系数SFmin N1=60an1t=60238.3671030016=6.87108 N2=60an2t=6059.5921030016=1.72108查【1】图8-15可得：YN1=YN2=1查【1】图8-5可得 SFmin=1.6由【1】中公式8-9得许用弯曲应力 Fp=FlimYSTSFminYN=460211.61=575MPa2. 分析失效形式，确定设计准则在此处键入公式。由于设计为硬齿面开式齿轮传动，其主要失效形式是齿面磨损和轮齿折断。因此该齿轮传动主要按齿根弯曲疲劳强度设计。3初步确定齿轮的基本参数和主要尺寸 由前面可知齿轮名义转矩T4=188.142 Nm初估齿轮圆周速度V53m/s，选用直齿圆柱齿轮传动初选参数 Z5=30 ,Z6=Z5i3=430=120 变位系数X1=X2=0 齿宽系数d=0.4由【1】中公式8-8得模数 m32KT4YSaYFadZ52Fp查【1】表8-13可得到载荷系数K=1.5 YFa5=2.56查【1】表8-14可得 YSa5=1.63 所以m32KT4YSaYFadZ52Fp=321.51881421.632.560.4302575=2.25考虑到齿面磨损的影响，模数增大10%15%，为了保证滚筒不与齿轮轴干涉，取标准模数 m=4计算出开始齿轮的参数 分度圆直径 d5=mz5=430mm=120mm d6=mz6=4120mm=480mm 中心距 a=d5+d62=120+4802mm=300mm4502=225mm 所以滚筒不会与齿轮轴干涉。 齿轮圆周速度V=n6d660000=59.5923.1448060000m/s=1.5m/s3m/s 齿宽 b6=b=dd5=0.4120mm=48mm b5=b+（5-10）mm=55mm 齿顶圆直径 da5=d5+2ha*m=120+214mm=128mm da6=d6+2ha*m=480+214mm=488mm 齿根圆直径 df5=d5-2（ha*+c*）m=120-2（1+0.25）4mm=110mmdf6=d6-2（ha*+c*）m=480-2（1+0.25）4mm=470mm齿轮号齿数分度圆直径齿顶圆直径齿根圆直径齿宽53012012811055612048048847048 单位（mm）4验算齿根弯曲疲劳强度由弯曲强度验算式【1】8-7计算时，先按齿数查图8-13，得齿形系数： YFa1= 2.55 YFa2=2.22再查表8-14得应力修正系数：YSa1= 1.62 , YSa1=1.81代入式（8-7）有F5=2KT5bd5m YFa1 YSa1=21.270784548x120x42.551.62MPa=304.6MPa Fp=575MPaF6= F5YFa2YSa2YFa1YSa1=304.62.221.812.551.62MPa=209.3MPa Fp=575MPa即开式齿轮的弯曲疲劳强度合格（二）.减速器（高速级）内传动的设计计算已定参数：n1=1440r/min n2=513.919r/min p1=5.197kw T1=34.466Nm u=i1=2.8021齿轮材料:闭式齿轮传动采用软齿面齿轮。小齿轮：45钢调质处理，硬度为217-255HBS，取230HBS；大齿轮：45钢正火处理，硬度为169-217HBS，取为200HBS.2.确定许用应力查【1】图8-11，可得接触疲劳极限应力Hlim1=580Mpa Hlim2=540Mpa查【1】图8-16可得齿轮弯曲疲劳极限应力Flin1=190Mpa Flim2=180Mpa 计算两齿轮的应力循环次数N1=60an1t=6014401030016=4.15108 , ,N2=N1i1=4.151082.802=1.48108查【1】表8-5得接触应力和弯曲应力的安全系数为 SHmin=1.05 SFmin=1.35根据使用条件差【1】图8-10和8-15可得 ZN1=ZN2=1 YN1=YN2=1由式8-4可知，因大齿轮硬度低，许用应力也小，故进行接触强度计算时应用P2代入公式。则齿轮的许用接触应力为 Hp1=Hlim1SHminzN1=5801.051Mpa=552MPa Hp2=Hlim2SHminzN1=5401.051Mpa=514MPa两齿轮的许用弯曲应力为： Fp1=Flim1SFminYN1YST=5801.3512Mpa=282MPa Fp2=Flim2SFminYN2YST=1801.0512Mpa=266MPa由设计准则知，对本闭式软齿面齿轮传动应按齿面接触强度设计，再 验算齿根弯曲强度。假设齿轮的圆周速度V5m/s，制造精度为8级，对称布置查【1】表8-6得齿宽系数d=1，查表8-3得载荷系数K=1.1查表8-4得弹性系数ZE=189.8Mpa ，查图8-4知节点区域系数ZH=2.5将各参数代入【1】中式8-3得,小齿轮分度圆直径 d132KT1du+1u（ZEZHHP）2 =321.13446612.802+12.802（189.82.5514）2mm=44.43mm从而可初步确定齿轮传动的主要参数尺寸初选齿数：Z1=31,Z2=Iz1=2.8023187定模数：由d1=Mz1 ，可得m44.4331=1.433 考虑到开式齿轮的尺寸较大，故取标准模数 m=2验算齿轮圆周速度 V=n1d160000=14403.146260000m/s=4.675m/s5m/s求传动尺寸 分度圆直径 d1=mz1=231mm=62mm D2=mz2=287mm=174mm 中心距 a=d1+d22=62+1742mm=118mm齿宽 b2=b=dd1=162mm=62mm B1=b2+（5-10）mm=67mm 齿顶圆直径 da1=d1+2ha*m=62+212mm=66mm da2=d2+2ha*m=174+212mm=178mm 齿根圆直径 df1=d1-2（ha*+c*）m=62-2（1+0.25）2mm=57mmdf2=d2-2（ha*+c*）m=174-2（1+0.25）2mm=169mm5.验算齿根弯曲疲劳强度由弯曲强度验算式【1】8-7计算时，先按齿数查图8-13，得齿形系数： YFa1= 2.56 YFa2=2.25再查表8-14得应力修正系数：YSa1= 1.63 , YSa2=1.76代入式（8-7）有F1=2KT1bd1m YFa1 YSa1=21.13446662x62x22.561.63MPa=41.16MPa Fp1=282MPaF2= F1YFa2YSa2YFa1YSa1=41.162.251.762.561.63MPa=41.9MPa Fp2=266MPa即该闭式软齿面齿轮的弯曲疲劳强度合格减速器高速级直齿圆柱齿轮传动的参数如下齿轮号齿数分度圆直径齿顶圆直径齿根圆直径齿宽1316266576728717417816962 （单位：mm）（三）.减速器（低速级）内传动的设计计算已定参数： n2=513.919r/min n3=238.367r/min p2=4.990kw T1=92.728Nm u=i2=2.1561齿轮材料:闭式齿轮传动采用软齿面齿轮。小齿轮：45钢调质处理，硬度为217-255HBS，取230HBS；大齿轮：45钢正火处理，硬度为169-217HBS，取为200HBS.2.确定许用应力查【1】图8-11，可得接触疲劳极限应力Hlim3=580Mpa Hlim4=540Mpa查【1】图8-16可得齿轮弯曲疲劳极限应力Flin3=190Mpa Flim4=180Mpa 计算两齿轮的应力循环次数N3=60an2t=60513.9191030016=1.48109 , ,N4=N1i2=1.481092.156=6.86108查【1】表8-5得接触应力和弯曲应力的安全系数为 SHmin=1.05 SFmin=1.35根据使用条件差【1】图8-10和8-15可得 ZN3=ZN4=1 YN3=YN4=1由式8-4可知，因大齿轮硬度低，许用应力也小，故进行接触强度计算时应用P2代入公式。则齿轮的许用接触应力为 Hp3=Hlim3SHminzN3=5801.051Mpa=552MPa Hp4=Hlim4SHminzN4=5401.051Mpa=514MPa两齿轮的许用弯曲应力为： Fp3=Flim3SFminYN3YST=1901.3512Mpa=282MPa Fp4=Flim2SFminYN4YST=1801.0512Mpa=266MPa由设计准则知，对本闭式软齿面齿轮传动应按齿面接触强度设计，再 验算齿根弯曲强度。假设齿轮的圆周速度V5m/s，制造精度为8级，对称布置查【1】表8-6得齿宽系数d=1，查表8-3得载荷系数K=1.1查表8-4得弹性系数ZE=189.8Mpa ，查图8-4知节点区域系数ZH=2.5将各参数代入【1】中式8-3得,小齿轮分度圆直径 d332KT2du+1u（ZEZHHP）2 =321.19272812.156+12.156（189.82.5514）2mm=65.08mm从而可初步确定齿轮传动的主要参数尺寸初选齿数：Z3=32,Z2=I z4=2.1563269定模数：由d3=Mz3 ，可得m65.0832=2.034 考虑到开式齿轮的尺寸较大，故取标准模数 m=5验算齿轮圆周速度 V=n2d360000=513.9193.1432560000m/s=4.305m/s5m/s求传动尺寸 分度圆直径 d3=mz3=532mm=160mm d4=mz4=569mm=345mm 中心距 a=d3+d42=160+3452mm=252.5mm齿宽 b4=b=dd3=1160mm=160mm B3=b4+（5-10）mm=165mm 齿顶圆直径 da3=d3+2ha*m=160+215mm=170mm da4=d4+2ha*m=174+215mm=355mm 齿根圆直径 df3=d3-2（ha*+c*）m=160-2（1+0.25）5mm=147.5mmdf4=d4-2（ha*+c*）m=174-2（1+0.25）5mm=332.5mm5.验算齿根弯曲疲劳强度由弯曲强度验算式【1】8-7计算时，先按齿数查图8-13，得齿形系数： YFa3= 2.55 YFa4=2.28再查表8-14得应力修正系数：YSa3= 1.64 , YSa4=1.74代入式（8-7）有F3=2KT2bd3m YFa3 YSa3=21.192728160x160x52.551.64MPa=6.67MPa Fp3=282MPaF4= F3YFa4YSa4YFa3YSa3=9.672.281.742.551.64MPa=9.17MPa TC =54.72 Nm, n=3300r/minn=1440r/min减速器高速轴外伸段直径为d=32mm，长度L=82mm。（1）拟定轴上零件的装配方案 通过分析比较，装配示意图6-1 （2）据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1）I-II段是与半联轴器连接的其d=32mm，l=82mm。 2）II-III段用于安装轴承端盖，轴承端盖的e=9.6mm（由减速器及轴的结构设计而定）。根据轴承端盖的拆卸及便于对轴承添加润滑油的要求，取端盖与I-II段右端的距离为38mm。故取l=58mm，因其右端面需制出一轴肩故取d=35mm。 3）初选轴承，因为有轴向力故选用深沟球轴承，参照工作要求并据d=35mm，查表12-5轴承目录里初选6208号其尺寸为d=40mm80mm18mm故d=40mm,LIII-IV=20mm。又右边采用轴肩定位取=52mm所以l=189mm，=58mm，=12mm 4）取安装齿轮段轴径为d=46mm，齿轮左端与左轴承之间用套筒定位，已知齿轮宽度为67mm为是套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于齿轮宽度故取l=63mm。齿轮右边-段为轴套定位，且继续选用6208轴承，则此处d=40mm。取l=46mm所以I轴总长为420mm。（3）轴上零件的周向定位 齿轮，联轴器，与轴之间的定位均采用平键连接。按d由2P107表4-1查得平键截面b,键槽用键槽铣刀加工长为74mm。同时为了保证联轴器与轴之间配合有良好的对中性，故选择联轴器与轴之间的配合为，同样齿轮与轴的连接用平键14x9x55，齿轮与轴之间的配合为轴承与轴之间的周向定位是用过渡配合实现的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。（4）确定轴上圆角和倒角尺寸 参考2表15-2取轴端倒角为2.其他轴肩处圆觉角见图。 5.求轴上的载荷 先作出轴上的受力图以及轴的弯矩图和扭矩图 先作出轴上的受力图以及轴的弯矩图和扭矩图6-2 图6-2 现将计算出的各个截面的M，M 和M的值如下： F=1402N F=1613N F=2761N F=864N M=86924N M=103457 M=171182N M=N M=M=103457N T=34466N6.按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核危险截面的强度，从轴的结构图以及弯矩图和扭矩图中可以看出截面A是轴的危险截面。则根据2式15-5及上面的数据，取=0.6轴的计算应力: =23.7MP 前面选用轴的材料为45钢，调制处理，由2表15-1 查得=60Mp，故安全。6.2 II轴（中间轴）的设计计算1.求轴上的功率，转速和转矩 由前面的计算得P2=4.990KW，n2=513.919，T 2=0.92N2.求作用在齿轮上的力 已知中间轴大小齿轮的分度圆直径为 d2=174mm d3=160mm 而 Ft2=1123.3N Fr2=F2=1123.3=408.8N 同理可解得： Ft3=1221.6N，Fr3=F444.6N 3.初步确定轴的最小直径 现初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理据2表15-3，取A=110，于是得： d=A43mm 因为轴上应开2个键槽，所以轴径应增大5%-7%故d=45.2mm，又此段轴与轴承装配，故同时选取轴承，因为轴承上承受径向力，故选用深沟球轴承，参照工作条件可选6210其尺寸为：d=50故d=50mm右端用套筒与齿轮定位，套筒长度取24mm所以l=48mm 4.轴的结构设计 （1）拟定轴上零件的装配方案通过分析比较，装配示意图6-3 图6-3（2）据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1）II -III段为高速级大齿轮，由前面可知其宽度为62mm，为了使套筒端面与大齿轮可靠地压紧此轴段应略短于齿轮轮毂宽度。故取l=57mm，d=56mm。 2）III-IV段为大小齿轮的轴向定位，此段轴长度应由同轴条件计算得l =15mm，d=,62mm。 3）IV-V段为低速级小齿轮的轴向定位，由其宽度为165mm可取l=160mm，d=58mm 4）V-VI段为轴承同样选用深沟球轴承6210，左端用套筒与齿轮定位，取套筒长度为24mm则 l =48mm d=50mm （3）轴上零件的周向定位 两齿轮与轴之间的定位均采用平键连接。按d由2P107表11-28查得平bhl=161050，按d得平键截面b=1610140其与轴的配合均为。轴承与轴之间的周向定位是用过渡配合实现的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。 （4）确定轴上圆角和倒角尺寸 参考2表15-2取轴端倒角为2.个轴肩处圆觉角见图。5.求轴上的载荷 先作出轴上的受力图以及轴的弯矩图和扭矩图如图7-4。现将计算出的各个截面的M，M 和M的值如下： F=719N F=2822N F=4107N F=7158N M=49611N M=253980Nmm M=-283383N M=-644220N M=284000N M=690000N T=0.93N 图6-46.按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核危险截面的强度，从轴的结构图以及弯矩图和扭矩图中可以看出截面B和的右侧是轴的危险截面,对该轴进行详细校核，对于截面B则根据2式15-5及上面的数据，取=0.6，轴的计算应力 =50.6MP前面选用轴的材料为45钢，调制处理，由2表15-1查得=60Mp，。对于的右侧 由2表15-1查得 由2表3-8查得 由2附图3-4查得由2中和得碳钢的特性系数，取，故综合系数为 故右侧的安全系数为 S=1.5故该轴在截面的右侧的强度也是足够的。综上所述该轴安全。6.3 III轴（低速轴）的设计计算1.求轴上的功率，转速和转矩 由前面算得P=4.792KW，n=238.367r/min，T=0.19N2.求作用在齿轮上的力 已知低速级大齿轮的分度圆直径为 d=345mm而 F=1113N F=F1113405N3.初步确定轴的最小直径 现初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理据【2】表15-3，取A=110，于是得： d=A29.9mm该轴与齿轮配合处开一键槽，与联轴器配合出开有键槽，所以最小直径增大5%-7%，圆整后取最小直径为35mm。同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩T=KA=T3查2表14-1取K=1.5.则：T=1.5X191988=287982N.mm 按计算转矩应小于联轴器的公称转矩的条件查2P表13-5可选用LT6型弹性柱销联轴器。其公称转矩为2500000N。半联轴器孔径d=35mm，故取d=35mm半联轴器长度L=82mm，4. 轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案通过分析比较，装配示意图6-5 图6-5（2）据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）为满足半联轴器的轴向定位，I-II右端需制出一轴肩故II-III段的直径d=40mm；，现取l=82mm. 2）II-III段是固定轴承的轴承端盖e=12mm。据d =40mm和方便拆装可取l=70mm。 3）初选轴承，因为有轴向力故选用深沟球轴承，参照工作要求d=45mm，查 (2)表12-5轴承目录里初选6209号其尺寸为d=45mm85mm19mm，l=19+3mm由于右边是轴肩定位，d=48mm，l=100mm，d=54mmmm，l=12mm。 4）取安装齿轮段轴径为d=50mm，已知齿轮宽为160mm取l=156mm。齿轮右边-段为轴套定位，轴肩高h=6mm则此处d=45mm。轴承同样选用6209型深沟球轴承，取l=40mm（3）轴上零件的周向定位齿轮，半联轴器与轴之间的定位均采用平键连接。按d由2P107表11-28查得平键截面bxh=10x8键槽用键槽铣刀加工长为76mm。选择半联轴器与轴之间的配合为，同样齿轮与轴的连接用平键16x10x150齿轮与轴之间的配合为轴承与轴之间的周向定位是用过渡配合实现的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。（4）确定轴上圆角和倒角尺寸 参考2表15-2取轴端倒角为2.个轴肩处圆觉角见图。 5.求轴上的载荷 先作出轴上的受力图以及轴的弯矩图和扭矩图如图7-6。 现将计算出各个截面处的M，M和M的值如下： F=12049N F=2465N F=3309N F=6772N M=-211990N M=582384N M=620000N T3=0.19N 图6-6 图6-6 6.按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核危险截面的强度，从轴的结构图以及弯 矩图和扭矩图中可以看出截面A是轴的危险截面，则根据2式15-5及上面的数据，取=0.6，轴的计算应力 =24.0MP 前面选用轴的材料为45钢，调制处理，由2表15-1 查得=60Mp，故安全。6.4 IV轴的设计因为本课程主要是设计双级齿轮减速器，并没有给定滚筒的长度尺寸，所以不好设计减速器连接开式齿轮的轴。可类比III轴，此处略去。七.轴承的寿命计算7.1 I轴上的轴承6208寿命计算预期寿命：LA=1036016 =57600查【2】表12-5知；P=404.7N,n=1440r/min，C=29500N,（29500404.7）3106601440h =4482834h44800h故 I轴上的轴承6208在有效期限内安全。7.2 II轴上轴承6210的寿命计算预期寿命：LA=1036016 =57600查【2】表12-5知；P=408.8N,n=513.919r/min，C=35000N,（35000408.8）310660513.919h=20352864h44800h 故III轴上的轴承62109满足要求。八 键连接的校核8.1 I轴上键的强度校核 由（六）可知该减速器所用键的规格为 （都为A型键）I高速轴：bhl=10874 bhl=14955 II中间轴：bhl=161050 bhl=1610140 III高速轴：bhl=10876 bhl=1610150 查【1】表13-10得许用挤压应力为F=130MPaI-II段键的工作长度l=L-b=74-10=64mm P=4T1dhl=43446638874MPa=6.13MPaF=130MPa 故此键能安全工作。VI-VII段键