二级斜齿减速器课程设计805.54%1.24%650.doc
二级斜齿减速器课程设计805.54%1.24%650
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减速器课程设计
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二级斜齿减速器课程设计805.54%1.24%650,减速器课程设计
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本科课程设计（论文）说明书 二级圆柱齿轮减速箱设计 院（系） 机械与汽车工程学院 专 业 06 机械 3 班 学生姓名 谢海璠 学生学号 200630012507 指导教师 李静蓉 提交日期 2009 年 7 月 10 日 nts机械设计课程设计任务书 一、 设计题目 运送原料的带式运输机用的 圆柱齿轮减速器。设计内容：根据给定的工况参数，选择适当的电动机、选取联轴器、设计 V 带传动、设计两级齿轮减速器（所有的轴、齿轮、轴承、减速箱体、箱盖以及其他附件）和与输送带连接的联轴器。 二、 传动简图 V 滚筒 输送带 减速装置 电动机 三、 原始数据 运输带拉力 F= 5540（ N） 运输带速度 V= 1.24（ m/s） 滚筒直径 D= 650（ mm） 滚筒及运输带效率 =0.94。工作时，载荷有轻微冲击。室内工作，水分和颗粒为正常状态，产品生产批量为成批生产，允许总速比误差 1200（适用） （ 6）确定带的根数 由 nI=970r/min、 D1=200mm、 i 带 =2.25， 根据 机械设计 课本 附 表 2.5a 和附表 2.5b 得 P0=3.86KW， P0=0.30KW 根据 机械设计 课本 附 表 2.8 得 K=0.96 根据 机械设计 课本 附 表 2.9 得 KL=1.05 由 机械设计 课本式（ 11.29）得 Z= Pca/（ P0+ P0） KKL） =13.68/（ 3.86+0.30） 0.96 1.05） =3.26 取 Z=4 根。 (7)计算 预紧力 F0 由 机械设计 课本 附 表 2.2 查得 q=0.17kg/m，由式（ 11.30）得 小 带 轮 基 准 直 径 为D1=200mm 从动带轮基准直径 D2 D2 =450mm 带速 V： V=10.15m/s 455a01300mm 取 a0=850mm Ld=2800mm a=855.56mm 小带轮包角 1=162.4701200 Z=4 根 ntsF0=500（ Pca/ZV） （ 2.5/K-1） +qV2 =500（ 13.68/（ 10.15 4） (2.5/0.96-1)+0.1710.152N =287.77N （ 8）计算 作用在轴承的压力 Q 由 机械设计 课本式（ 11.31） 得 Q=2ZF0sin（ 1/2） =24287.77xsin（ 162.470/2） =2275.27N 2、齿轮传动的设计计算 1）高速级斜齿轮传动设计 （ 1）选择齿轮 类型、精度 等级、 材料及 齿数 A.大小齿轮都选用硬齿面。由机械设计课本附表 12.8 选大、小齿轮的材料均为 45 钢，并经调质后表面淬火，齿面硬度为HRC1=HRC2=45。 B.初 选 8 级精度。 (GB10095-88) C.选小齿轮齿数 z1=24，大齿轮齿数 z2=i1 z1=4.0x24=96，取z2=96。 D.初选螺旋角 为 =150 考虑到闭式硬齿轮传动失效可能为点蚀，也可能为疲劳折断，故分别按接触强度和弯曲强度设计，分析对比再确定方案。 (2)按齿面接触疲劳强度设 计 由 d1t 2kT1（ ZHZE） 2(1i 1)/（1adiH2） 1/3 A. 确定公式内的各计算值 载荷系数 K：试选 Kt=1.5 小齿轮传递的转矩 TI=221.38Nm 齿宽系数d：由机械设计课本附表 12.5 选取d=1 弹 性 影 响 系 数 ZE ： 由 机 械 设 计 课 本 附 表 12.4 查得ZE=189.8aMP节点区域系数 ZH： ZH= 2 c o ssin c o sbtt由 t a nt a n , t a n t a n c o sc o s nt b t 得 t=20.646900 （端面压力角） b=14.076100 （基圆螺旋角） 则 ZH=2.425 端面重合度a： F0=287.77N Q =2275.27N Z1=24 Z2=96 =150 Kt=1.5 TI=221.38Nm d=1 ZE=189.8aMPZH=2.425 nts1 1 2 2( t a n t a n ) ( t a n t a n )2a t t a t ta zz 111c o sa r c c o s 2 c o stat anzzh =29.996170 222c o sa r c c o s 2 c o stat anzzh =23.463810 代入上式得a=1.641 接触疲劳强度极限 Hlim：由机械设计课本附图 12.6 按硬齿面查得 Hlim1=Hlim2=1000MPa 应力循环次数 N1=60nIjLh=60x431.11x1x(2x8x360x10)=1.2416x109 N2= N1/i1=1.2416x109/4=3.104x108 接触疲劳寿命系数 KHN：由机械设计课本附图 12.4 查得KHN1=0.90， KHN2=0.95 接触疲劳许用应力 H 通用齿轮和一般工业齿轮，按一般可靠度要求 （失效概率为 1%）， 选取安全系数 SH=1.0 H1 =Hlim1 KHN1/SH =10000.90/1.0Mpa =900Mpa H2 =Hlim2 KHN2/SH =10000.95/1.0Mpa =950Mpa 因（ H1+ H2） /2=925 Mpa 1.34 bK dH 32 1031.0)6.01(18.00.1 =1.454 取HK=1.50 由附图 12.2 查得径向载荷分布系数FK=1.45 载荷系数 K= 94.25.14.112.125.1 HVA KKKK(5)按实际的载荷系数验算分度圆直径 3111 tt KKdd=62.62mm 模数： mn=cos xd1/Z1=62.62cos15 /24=2.52mm 3.按齿根弯曲疲劳强度设计 3 2121 c os2FadSaFn zYYYKTm (1) 确定公式中的参数 1. 载荷系数 K Ka=1.4 KA=1.25 Kv=1.12 FK=1.45 K=1.25x1.12x1.4x1.45=2.842 2. 齿形系数 YFa 和应力修正系数 YSa 根据齿数 Z1=24， Z2=96 当量齿数 zv1=z1/cos =26.63 Zv2=z2/ cos =106.52 由 机械设计课本附 表 12.6 查 得 YFa1=2.57 YSa1=1.60 YFa2=2.18 YSa2=1.79 2. 计算螺旋角影响系数 Y： 轴面重合度 0.318 tan1zd 2.0451，所以取 =1 带入下式运算： Y 1x /120 0.875 3.许用弯曲应力 F 由 机械设计 课本 附 图 12-3 查得： KNF1=0.85， KNF2=0.90 由机械设计课本附图 12-5 查的： Flim1=Flim2 =500MPa 取安全系数 SF 1.4 4.计算两轮的许用弯曲应力 F1= Flim1 KNF1/SF=303.57MPa K=2.94 K=2.842 ntsF2= Flim2 KNF2/SF=321.43Mpa 5.计算确定 YF YS /F YF 1YS 1/F1=0.01355 YF 2YS 2/F2=0.01214 所以选大值 YF 1YS 1/F1 带入公式计算 (2)计算齿轮模数： 3 2121 c os2FadSaFn zYYYKTm =2.45 比较两种强度校核结果， 由于要求与低速级大齿轮尺寸相近，故确定模数为 mn 3 4.几何尺寸计算 （ 1） 计算齿轮传动的中心矩 a a=mn (Z1+Z2)/2cos =3x(24+96)/（ 2xcos150） =194.01mm 取 a 194mm （ 2） 修正螺旋角： arccosmn*(z1+z2)/2*a=14.87350 （ 3） 计算齿轮分度圆直径： d1 mn*Z1/cos 77.60mm d2 mn*Z2/cos 310.40mm （ 4） 计算齿轮齿宽： b11dd 77.60mm 调整后取 B2 80mm， B1 85mm 计算数据总结如下：（高速齿轮） 齿数 模数 传动比 分度圆 直径 齿宽 小齿轮 24 3 4 77.60 85 大齿 轮 96 310.40 80 1）低速级斜齿轮传动设计 （ 1）选择齿轮 类型、精度等级、 材料及 齿数 A.大小齿轮都选用硬齿面。由机械设计课本附表 12.8 选大、小齿轮的材料均为 45 钢，并经调质后表面淬火，齿面硬度为HRC1=HRC2=45。 B.初 选 8 级精度。 (GB10095-88) C.选小齿轮齿数 z1=34， 大齿轮齿数 z2=i2 z1=2.96x34=100.64，取 z2=100 D.初选螺旋角 为 =150 mn 3 a=194mm =14.87350d1 77.60mm d2 310.40mm B2 80mm B1 85mm Z1=34 Z2=100 =150 nts考虑到闭式硬齿轮传动失效可能为 点蚀，也可能为疲劳折断，故分别按接触强度和弯曲强度设计，分析对比再确定方案。 (2)按齿面接触疲劳强度设计 由 d1 2kT1（ ZHZE） 2(1i 1)/（1adiH2） 1/3 A. 确定公式内的各计算值 载荷系数 K：试选 Kt=1.5 小齿轮传递的转矩 =841.78Nm 齿宽系数d：由机械设计课 本附表 12.5 选取d=1 弹 性 影 响 系 数 ZE ： 由 机 械 设 计 课 本 附 表 12.4 查得ZE=189.8aMP节点区域系数 ZH： ZH= 2 c o ssin c o sbtt由 t a nt a n , t a n t a n c o sc o s nt b t 得 t=20.646900 （端面压力角） b=14.076100 （基圆螺旋角） 则 ZH=2.425 端面重合度a： 1 1 2 2( t a n t a n ) ( t a n t a n )2a t t a t ta zz 111c o sa r c c o s 2 c o stat anzzh =27.69180 222c o sa r c c o s 2 c o stat anzzh =23.35940 代入上式得a=1.679 接触疲劳强度极限 Hlim：由机械设计课本附图 12.6 按硬齿面查得 Hlim1=Hlim2=1000MPa 应力循环次数 N1=60nIIjLh=60x431.11x1x(2x8x360x10)=3.104x108 N2= N1/i2=3.104x108/2.94=1.055x108 接触疲劳寿命系数 KHN：由机械设计课本附图 12.4 查得KHN1=0.91， KHN2=0.94 接触疲劳许用应力 H 通用齿轮和一般工业齿轮，按一般可靠度要求 （失效概率为 1%）， 选取安全系数 SH=1.0 H1 =Hlim1 KHN1/SH Kt=1.5 T =841.78Nm d=1 ZE=189.8aMPZH=2.425 a=1.679 Hlim1=Hlim2=1000MPa N1=3.104x108 N2=1.055x108 KHN1=0.91 KHN2=0.94 nts=10000.91/1.0Mpa =910Mpa H2 =Hlim2 KHN2/SH =10000.92/1.0Mpa =940Mpa 因（ H1+ H2） /2=925 Mpa 1.34 bK dH 32 1019.0)6.01(31.00.1 =1.511 取HK=1.56 由附图 12.2 查得径向载荷分布系数FK=1.63 载荷系数 K= 8 6 7.256.14.105.125.1 HVA KKKK(5)按实际的载荷系数验算分度圆直径 3111 tt KKdd=98.44mm 模数： mn=cos xd1/Z1=98.44cos15 /30=2.80 3.按齿根弯曲疲劳强度设计 H1=910Mpa H2=940Mpa H=925 Mpa d1t=79.32mm v 0.447m/s K=2.867 nts 3 2121 c os2FadSaFn zYYYKTm (2) 确定公式中的参数 3. 载荷系数 K Ka=1.4 KA=1.25 Kv=1.05 FK=1.63 K=1.25x1.05x1.4x1.63=2.995 2. 齿形系数 YFa 和应力修正系数 YSa 根据齿数 Z1=34， Z2=100 当量齿数 zv1=z1/cos =37.7 Zv2=z2/ cos =111.0 由 机械设计课本附 表 12.6 查 得 YFa1=2.42 YSa1=1.66 YFa2=2.17 YSa2=1.80 4. 计算螺旋角影响系数 Y： 轴面重合度 0.318 tan1zd 2.7271，所以取=1 带入下式运算： Y 1x /120 0.875 3.许用弯曲应力 F 由 机械设计 课本 附 图 12-3 查得： KNF1=0.88， KNF2=0.91 由机械设计课本附图 12-5 查的： Flim1=Flim2 =500MPa 取安全系数 SF 1.4 4.计算两轮的许用弯曲应力 F1= Flim1 KNF1/SF=314MPa F2= Flim2 KNF2/SF=325MPa 5.计算确定 YF YS /F YF 1YS 1/F1=0.01279 YF 2YS 2/F2=0.01202 所以选大值 YF 1YS 1/F1 带入公式计算 (2)计算齿轮模数： 3 2121 c os2FadSaFn zYYYKTm =3.00 比 较两种强度校核结果，确定模数为 mn 3.0 4.几何尺寸计算 （ 5） 计算齿轮传动的中心矩 a a=mn (Z1+Z2)/2cos =3*(34+100)/（ 2*cos150） =208.00mm 取 a 208mm （ 6） 修正螺旋角： K=2.995 mn 3.0 a=208mm =14.90670d1 105.55mm d2 310.45mm nts arccosmn*(z1+z2)/2*a=14.90670 （ 7） 计算齿轮分度圆直径： d1 mn*Z1/cos 105.55mm d2 mn*Z2/cos 310.45mm （ 8） 计算齿轮齿宽： b11dd 105.55mm 调整后取 B2 105mm， B1 110mm 计算数据总结如下：（低速齿轮） 齿数 模数 传动比 分度圆 直径 齿宽 小齿轮 34 3.0 2.94 105.55 110 大齿轮 100 310.45 105 六： 轴 以及轴承 的设计计算 输入轴的设计计算 1、按扭矩初算轴径 选用 45#调质，硬度 217255HBS 根据 机械设计 课本 9.14 式，并查表 10-2，取 A=110 d110 (9.99/431.11)1/3mm=31.36mm 2、轴的结构设计 ，初选轴承 （ 1）轴上零件的定位，固定和装配 考虑带轮的结构要求及轴的刚度，取装带轮处轴径 mind =46mm，按轴的结构要求，取轴 承处轴径 d=50mm。根据轴的直径初选轴承，由书附表 13-1，选定圆锥滚子轴承（在后续计算中会发现，轴承承受的轴向力比较大，因此选用圆锥滚子轴承），由轴颈 d=50mm 选定轴承30210 ， 轴承参 数如下 ：内径 d=50mm ，外径 D=90mm ，T=21.75mm， B=20mm， a=20mm， e=0.42， Y=1.4， Cr=72.2KN，C0r=55.2KN （ 2）确定轴各段直径和长度 整个轴的设计结构尺寸简图见下图 : B2 105mm B1 110mm mind =46mm 安装轴承处： d=50mm 初选轴承： 30210 nts (3) 按弯矩 合成应力校核轴的强度 1.绘出轴的计算简图 直径 46，长度 80 直径 50，长度 42.5 直径 60，长度 120 齿轮轴段 nts2.计算作用在轴上的力 小齿轮受力分析 圆周力 Ft1 1/2 dTI 5705.67N 径向力 Fr1 cos/tan1 ntF 2148.69N 轴向力 Fa1 Ft1tan =1515.34N 带传动作用在轴上的压力为 Q 2275.27N 计算支反力： 垂直面 RBV 5.25825.1891 tF=4177.17N RAV=Ft1-RBV=1528.5N 水平面 因为 0)5.2586.112(225.695.258R 111AH QdFF arRAH =2463.29N 因为 =0， RBH=-RAH+Q-Fr1=2336.71 N 3.作弯矩图 垂直面弯矩： MCV=-RBVx69.25=-289270 N*mm 水平面弯矩： MAH=-Qx112.6=-256195.4 N*mm MCH1=-Qx(112.6+189.25)+RAHx189.25=-220612.6 N*mm MCH2=RBHx69.25=-161817.17 N*mm 合成弯矩： MA=MAH=256195.4 N*mm MC1= 221C V C HMM =363795.34 N*mm MC2= 222C V C HMM =331454.26 N*mm 4.扭矩计算： T=221380 N*mm 5.当扭转剪切应力为脉动循环变应力时，取系数 0.6 计算弯矩为： McaD= =132.83 N*m McaA= =288.58 N*m McaC1= =387.29 N*m McaC2= =357.08 N*m Ft1 5705.67N Fr1 2148.69N Fa1 1515.34N Q 2275.27N nts6.按弯矩合成应力校核轴的强度 由于轴材料选择 45 号钢，调质处理，查表得 =650MPa， =30MPa 由计算弯矩图可见， C1 剖面的计算弯矩最大，该处的计算应力为 : 2c a 2 13387290= 1 7 . 9 3 0 . 1 * 6 0c a CC M M P aW ， 故 安 全 D 剖面的轴径最小，该处得计算应力为 : c a 13132830= 1 3 . 6 5 0 . 1 * 4 6c a DD M M P aW ， 故 安 全 3.校核输入轴轴承 1）计算轴承的径向载荷： 2 2 2 22 4 6 3 . 2 9 1 5 2 8 . 5 2 8 9 8 . 9 8A A V A HR R R N 22 4 7 8 6 . 3 3B B V B HR R R N (2) 计算轴承的轴向载荷： e=0.42， Y=1.4 两轴的派生轴向力为： 1 0 3 5 . 3 52 AdA RFNY 1 7 0 9 . 42 BdB RFNY 因为： FdA+Fa=1035.35+1515.34=2550.69NFdB=1709.4N 轴左移，左端的轴承被压紧，右端轴承放松，所以： 2 5 5 0 . 6 91 7 0 9 . 4A d A aB d BF F F NF F N （ 3）计算轴承当量载荷 取载荷系数为 fp=1.3（轻微冲击） 因为： FA/RA=0.880e=0.42 所以： X1=0.4， Y1=1.4 P1=fp（ X1Fr1+Y1Fa1） =6149.73N 又因为： FB/RB=0.357FdB+FaD=3838.34N 轴左移，左端的轴承被压紧，右端轴承放松，所以： aD8 4 4 4 . 4F 3 8 3 8 . 3 4A d A a CB d BF F F NF F N （ 3）计算轴承当量载荷 取载荷系数为 fp=1.3（轻微冲击） 因为： FA/RA=0.67e=0.4 所以： X1=0.4， Y1=1.5 P1=fp（ X1Fr1+Y1Fa1） =21918.2N 又因为： FB/RB=0.55e=0.4 所以： X2=0.4， Y2=1.5 P2= fp（ X2Fr2+Y2Fa2） =10609.7N 因此取 P=P1=21918.2N 来校核轴承的寿命 （ 4）校核轴承的寿命 1 0 1 066331 0 1 0 9 7 . 8 * 1 0 0 0 2 2 6 1 6 1 5 0 0 06 0 6 0 * 1 0 7 . 7 8 2 1 9 1 8 . 2hCL h h h hnP 因此初选的轴承 30212 满足使用寿命的要求。 安全 轴承满足寿命要求 nts低速 轴的设计计算 及轴承校核 1、按扭矩初算轴径 选用 40Cr 调质，硬度 260HBS，许用应力 -1b=70MPa 根据 机械设计 课本 9.14 式，并查表 10-2，取 A=100 d100 (9.03/36.41)1/3mm=62.7mm 2、轴的结构设计 ，初选轴承 （ 1）轴上零件的 定位，固定和装配 考 虑 联 轴 器 的 结 构 要 求 及 轴 的 刚 度 ， 取 安 装 联 轴 器 处 轴 径mind =70mm，按轴的结构要求，取轴承处轴径 d=75mm。根据轴的直径初选轴承，由书附表 13-1，选定圆锥滚子轴承，由轴颈 d=75mm选定轴承 32915，轴承参数如下：内径 d=75mm，外径 D=105mm，T=20mm， B=20mm， a=18.5mm， e=0.33， Y=1.8， Cr=78.2KN，C0r=125KN （ 2）确定轴各段直径和长度 整个轴的设计结构尺寸简图见下图 : (4) 按弯矩 合成应力校核轴的强度 1.绘出轴的计算简图 nts 2.计算作用在轴上的力 小齿轮受力分析 圆周力 Ft4= FtC=15950.36N 径向力 Fr4= FrC=6007.64N 轴向力 Fa4 FaC=4246.06N 计算支反力： 垂直面 RBV 246784 tF=5057.43N RAV=Ft4-RBV=10892.93N 水平面 因为 0278246 444 dFFR arBH RBH =4584.1N 因为 =0， RAH=-RBH +Fr1=1423.54N 3.作弯矩图 垂直面弯矩： MCV=-RAVx78=-849648.54N*mm 水平面弯矩： MCH1=111036.12N*mm MCH2=770128.8N*mm 合成弯矩： MC1= 221C V C HMM =856.87N*m MC2= 222C V C HMM =1146.7N*m 4.扭矩计算： T=2353.52N*m 5.当扭转剪切应力为脉动循环变应力时，取系数 0.6 计算弯矩为： McaD= =1412.11N*m McaC1= =856.87N*m McaC2= =1819.06N*m 6.按弯矩合成应力校核轴的强度 由于轴材料选择 40Cr 钢，调质处理，查表得 =735MPa， 许用应力 -1b=70MPa 由计算弯矩图可见， C2 剖面的计算弯矩最大，该处的计算应力为 : 2c a 2 131819060= 3 8 . 3 3 0 . 1 * 7 8c a CC M M P aW ， 故 安 全 Ft4 =15950.36N Fr4 =6007.64N Fa4 =4246.06N nts3.校核低速轴轴承 1）计算轴承的径向载荷 ： 22 1 0 9 8 5 . 5 5A A V A HR R R N 22 6 8 2 5 . 8B B V B HR R R N (2) 计算轴承的轴向载荷： e=0.33， Y=1.8 两轴的派生轴向力为： 3 0 5 1 . 52 AdA RFNY 18962 BdB RFNY 因为： FdB+Fa4=1896+4246.06=6142.06NFdA=3051.5N 轴右移，右端的轴承被压紧，左端轴承放松，所以： 4 6 1 4 2 . 0 63 0 5 1 . 5B d B aA d AF F F NF F N （ 3）计算轴承当量载荷 取载荷系数为 fp=1.3（轻微冲击） 因为： FA/RA=0.27e=0.33 所以： X2=0.4， Y2=1.4 P2=14727.7N 因此取 P=P2=14727.7N 来校核轴承的寿命 （ 4）校核轴承的寿命 1 0 1 066331 0 1 0 7 8 . 2 * 1 0 0 0 1 1 8 7 9 5 1 5 0 0 06 0 6 0 * 3 6 . 4 1 1 4 7 2 7 . 7hCL h h h hnP 因此初选的轴承 32915 满足使用寿命的要求。 七 .键连接的选择和强度校核 1. 高速轴与 V 带轮的键连接： （ 1）选用 A 型普通平键，参数如下： 按轴颈 46mm，轮毂长度 80mm，查表 10-1 得： 选键 12*8（ GB/T 1095-1979），长度选用 70mm，即键的代号为 12*8*70 （ 2）键的材料为 45 钢， V 带轮的材料为铸铁，查机械设计课本附表 8-1 得，该处键连接的许用应力为 p=5060MPa，键的工作长度为： l=l-b=70-12=58mm，键与轮毂槽的接触高度为： k=0.5h=4mm，则键的工作挤压应力为： p=2T/ （ kld ） =2*221380/ （ 4*58*46 ）=41.49MPa p=100120MPa 键的工作挤压应力满足要求。 3. 中间轴与 小 齿轮的键连接： （ 1）选用 A 型普通平键，参数如下： 按轴颈 64mm，轮毂长度 110mm，查表 10-1 得： 选键 18*11（ GB/T 1095-1979），长度选用 90mm，即键的代号为 18*11*90 （ 2）键的材料为 45 钢，齿轮与轴的材料均为 45 钢，查机械设计课本附表 8-1 得，该处键连接的许用应力为 p=100120MPa ，键的工作长度为：l=l-b=90-18=72mm ，键与轮毂槽的接触高 度为：k=0.5h=5.5mm，则键的工作挤压应力为： p=2T/ （ nkld ） =2*841780/ （ 5.5*72*64 ）=66.43MPa p=100120MPa 键的工作挤压应力满足要求。 4. 低速轴与齿轮的键连接： （ 1）选用 A 型普通平键，参数如下： 按轴颈 78mm，轮毂长度 105mm，查表 10-1 得： 选键 22*14（ GB/T 1095-1979），长度选用 100mm，即键的代号为 22*14*100 （ 2）键的材料为 45 钢，齿轮与轴的材料均为 45 钢，查机械设计课本附表 8-1 得，该处键 连接的许用应力为 p=100120MPa ，键的工作长度为：l=l-b=100-22=78mm ， 键 与 轮 毂 槽
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