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机械毕业设计课程设计
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锥齿轮减速器,机械毕业设计课程设计
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机械设计课程设计任务书 学号 姓名 设计题号 设计题目 :设计带式输送机 设计 圆柱圆锥齿轮带 式输送机 ，送带毂轮传动效率是 0.96，两班，单向运转，工作载荷平稳 ， 使用寿命 8年，每年 300天，中等批量生产。允许 输送带速度 误 差 为 5。 机械 运动简图 : 题目数据 输送带 拉力 F= 4.5KN 输送带 速度 V 1.8m/s 滚轮直径 D=450mm 设计工作量 ： nts一 传动方案 分析 该方案的优缺点： 该工作机运动较平稳，载荷变化不大，采用 圆锥 圆柱齿轮减速器这种简单传动结构，能使传动效率高，结构紧凑。采用闭式齿轮传动能有效防尘，保证润齿轮润滑的良好。 圆锥 圆柱齿轮减速，是减速器中应用最广泛的一种。齿轮相对于轴承不对称，要求轴具有较大的刚度。高速级齿轮常布置在远离扭矩输入端的一边，以减小因弯曲变形所引起的载荷沿齿宽分布不均现象 . 二 .原动机选择与计算（ Y系列三相交流异步电动机） 2.1类型： Y系列三相异步电动机； 2.2功率选择： 计算工作机所需功率： 4 5 0 0 1 . 8 8 . 11 0 0 0 1 0 0 0w Fvp K W 工作机所需转速： 6 0 6 0 1 . 8 1 0 0 0 863 . 1 4 4 0 0 / m i nvn D R 电机所需功率：Wd PP ; 231 2 3 0 . 8 7w 其中，W为 滚筒 效率， 0.96 1联轴器效率， 0.99 2为齿轮效率， 0.97 3为轴承效率， 0.99 nts所以 8 .10 .8 7Wd PP 9.34 KW 2.3电机转速选择 输送机工作转速 86 / m inwnr电机 同步 转速 n 选： 1000 /minr ； 2.4电机型号确定 所以查表选电机型号为： Y132M1-6 电机参数： 额定功率：mp 4Kw 满载转速：mn 960 /minr 三 . 传动装置的运动和动力参数的选择和计算 3.1 总传动比和各级传动比分配： 12970 1 1 . 2 886mwni i in 总其中：1i为高速级传动比，2i为低速级传动比，且1 0.25ii， 取：122 .8 2, 4ii； 3.2 各轴传动装置的运动和动力参数 1）高速轴：11 1 1 0 . 9 9 1 0 . 8 9mP P k W ； 1 9 7 0 / m innr； 1119 5 5 0 1 0 7 . 2 2PT N mn g； 2） 中间轴：2 2 3 1 1 0 . 4 6P P k W； 2 1 1/ 3 4 4 / m i nn n i r； 2229 5 5 0 2 9 0 . 3 5PT N mn g； 3） 低速轴：3 2 3 2 9 . 9 4P P k W； 3 2 2/ 8 6 / m i nn n i r； nts 3339 . 9 49 5 5 0 9 5 5 0 1 1 0 4 . 286PT N mn g； 四 高速级齿轮传动设计 （ 锥 齿传动） 1、圆锥直齿齿轮传动的计算 选择齿形制 GB12369-90，齿形角 20 小锥齿轮悬臂布置。 （ 1）选择齿轮材料和精度等级 材料均选取 45 号钢调质。小齿轮齿面硬度为 250HBS，大齿轮齿面硬度为220HBS。 精度等级取 8 级。 试选小齿轮齿数1 24z 2 2 1 2 . 8 2 2 4 6 8z i z 取2 68z 调整后22168 2 . 8 224zi z （ 2）按齿面接触疲劳强度设计 查 3(10-26)有齿面接触疲劳强度设计公式 2 1312 22 . 9 2 ( ) (1 0 . 5 )Et H R RZ K Tdi 试选载 荷系数： 8.1tK。 计算小齿轮传递的扭矩： 1119 5 5 0 1 0 7 . 2 2PT N mn g 取齿宽系数： 30.0R 确定弹性影响系数：由 3表 10-6， 218.189 MPaZ E 确定区域系数：查 3图 10-30，标准直齿圆锥齿轮传动： 5.2HZ 根据循环次数公式 3式 10-13，计算应力循环次数： 8126 0 6 0 9 6 0 2 1 0 3 0 0 8 8 . 9 1 0hN n j L 81223 . 1 7 1 0NN i nts 查 3图 10-19 得接触疲劳寿命系数：1 0.94HNK ， 95.02 HNK 查 3图 10-21(d)得疲劳极限应力： M PaH 6001lim ， M P aH 5702lim 由 3式 10-12 计算接触疲劳许用应力，取失效概率为 1%，安全系数 1.0HS ， 1 l i m 11 5 6 4H N HHHK M P aS ， 2 l i m 22 5 4 1 . 5H N HHHK M P aS 由接触强度计算出小齿轮分度圆直径：1 9 8 .8 5td m m， 则11 ( 1 0 . 5 ) 9 8 . 8 5 ( 1 0 . 5 0 . 3 ) 8 4 . 0 2m t Rd d m m 齿轮的圆周速度 11 1 . 3 6 /6 0 1 0 0 0mdnv m s 计算载荷系数： a：齿轮使用系数，查 3表 10-2 得 25.1AK b：动载系数，查 3图 10-8 得 17.1vKc：齿间分配系数，查 3表 10-3 得 1 FH KKd：齿向 载荷分布系数beHFH KKK 5.1查 3表 10-9 得 25.1beHK ，所以 875.1 FH KKe：接触强度载荷系数 1 . 2 5 1 . 1 7 1 1 . 8 7 5 2 . 7 4A v H HK K K K K 13按载荷系数校正分度圆直径 311 / 1 1 3 . 7 4ttd d K K m m 114 .1 2dm m mz 取标准值，模数圆整为 mmm 5 14计算 齿轮的相关参数 11120d m z m m，22340d m z m mnts112a r c t a n 1 9 . 4 4zz ， 219 0 7 0 . 5 6 o 2211( ) 11 7 0 . 8 72zzR d m m 15确定齿宽： 5 1 . 2 6Rb R m m圆整取1260b b m m(3)校核齿根弯曲疲劳强度 1 载荷系数 74.2K 2 当量齿数1112 5 . 4 5c o sv zz ， 2222 0 3 . 3 5c o sv zz 3 查 3表 10-5 得 77.21 FaY， 56.11 SaY， 18.22 FaY， 79.12 SaY 4 取安全系数 1.2FS 由 3图 10-18 得弯曲疲劳寿命系 数 92.01 FNK， 9.02 FNK查 3图 10-20(c)得弯曲疲劳极限为： MPaFE 4401 ， MPaFE 4252 许用应力111 3 3 7 . 3 3F N F EFFK M P aS 222 3 1 8 . 7 5F N F EFFK M P aS 5 校核强度，由 3式 10-23 )5.01(2 22 1 FRSaFaF zbm YYKT 计算得111 5 9 . 7 9 FFM P a222 6 . 2 FFM P a可知弯曲强度满足，参数合理。 五 低速级齿轮传动设计 nts一 ） 选精度等级、材料及齿数 1 为提高传动平稳性及强度，选用斜齿圆柱齿轮 小齿轮材料： 45 钢调质 HBS1=240 接触疲劳强度极限 6001lim H MPa （由 1P207 图 10-21d） 弯曲疲劳强度极限1 550FE Mpa （由 1P204 图 10-20c） 大齿轮材料： 45 号钢正火 HBS2=200 接触疲劳强度极限lim 2 500H MPa （由 1P206 图 10-21c） 弯曲疲劳强度极限 3802 FE Mpa （由 1P204 图 10-20b） 3 精度等级选用 7 级精度 4 初选小齿轮齿数 241 Z 大齿轮齿数 Z2 = Z1 hi= 244=96 取 96 5 初选螺旋角 14t二 ） 按齿面接触强度设计 计算公式： 3211 12 HHEdtt ZZuuTKd mm （由 1P216 式 10-21） 1 确定公式内的各计算参数数值 初选载荷系数 6.1tK小齿轮传递的转矩1 2 9 0 3 4 5 .8TTN mm 齿宽系数 0.1d（由 1P201 表 10-7） 材料的弹性影响系数 8.189EZ Mpa1/2 （由 1P198 表 10-6） 区域系数 433.2HZ （由 1P215 图 10-30） 1 0.78 ， 87.02 （由 1P214 图 10-26） 12 1 . 6 5 应力循环次数 nts8126 0 9 . 9 1 0hN n j L 8 812 9 . 9 1 0 2 . 4 7 1 04hNN i 接触疲劳寿命系数1 0.92HNK 95.02 HNK（由 1P203 图 10-19） 接触疲劳许用应力 取安全系数 1HS . 1 l i m 11 0 . 9 2 6 0 0 5 5 21.H N HH K M P aS 2 l i m 22 0 . 9 5 5 5 0 5 2 2 . 51 . 0H N HH K M P aS 取 5 2 2 . 5H M p a 2 计算 （ 1）试算小齿轮分度圆直径td13 21 )(12HEHdtt ZZTKd 23 2 1 . 6 2 9 0 3 4 5 4 1 2 . 4 3 3 1 8 9 . 8()1 . 0 1 . 6 5 4 5 2 2 . 5 =81.92 （ 2）计算圆周速度 1 8 1 . 9 2 3 4 4 1 . 4 76 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0tdnv m/s （ 3）计算齿宽 b 及模数 mnt 1 1 . 0 8 1 . 9 2 8 1 . 9 2dtbd mm 11c o s 8 1 . 9 2 c o s 1 4 3 . 3 124tntdm Z 2 . 2 5 2 . 2 5 3 . 3 1 7 . 4 5nth m m m b/h=10.99 4计算纵向重合度nts =2.093 （ 5） 计算载荷系数 HHVAH KKKKK 错误 !未找到引用源。 使用系数 AK 根据电动机驱动得 1.25AK 错误 !未找到引用源。 动载系数VK根据 v=1.47 7 级精度 1.1VK 错误 !未找到引用源。 按齿面接触强度计算时的齿向载荷分布系数HK根据小齿轮相对支承为非对称布 置、 7 级精度、d=1.0、 81.92b mm，得 bK ddH 322 1023.0)6.01(18.012.1 =1.427 错误 !未找到引用源。 按齿根弯曲强度计算时的齿向载荷分布系数FK根据 b/h=10.99、 1.427HK 1.43FK 错误 !未找到引用源。 齿向载 荷分配系数HK、FK假设 mmNbFKtA /100/ ，根据 7 级精度，软齿面传动，得 1 .4HFKK HHVAH KKKKK =2.75 （ 6） 按实际的载荷系数修正所算得的分度圆直径 1d nts 3311 / 8 1 . 9 2 2 . 7 4 / 1 . 6 9 8 . 0 9t H td d K K mm （ 7） 计算模数nm2 211c o s 9 8 . 0 9 c o s 1 4 3 . 8 524ndmz o 三） 按齿根弯曲强度设计 3m a x212c o s2 FSaFadnYYZYKTm 1 确定计算参数 （ 1）计算载荷系数 K 2 . 7 5A V F FK K K K K （ 2）螺旋角影响系数Y根据纵向重合系数 2.093 ，得 Y 0.88 （ 3）弯曲疲劳系数 KFN 得 1 0.85FNK 2 0.88FNK （ 4）计算弯曲疲劳许用应力 F 取弯曲疲劳安全系数 S=1.2 得 111 3 5 4 . 1 7F N F EF K M P aS 222 2 7 8 . 6 7F N F EF K M P aS （ 5）计算当量齿数 ZV 27.2614c o s 24c o s 3311 ZZ V 取 27 nts22 3 1 0 5 . 0 9c o sV ZZ 取 105 （ 6）查取齿型系数 YF 应力校正系数 YS 得 57.21 FaY 16.22 FaY 1 1.59SaY 2 1.8SaY （ 7）计算大小齿轮的Y YFa SaF 并加以比较 1110 . 0 1 1 5 3 8F a S aFYY 2220 . 0 1 3 9 5 2F a S aFYY 比较 111 FSaFa YY 222FSaFa YY所以大齿轮的数值大，故取 0.013952 2 计算 2321 m a x232 c o s2 2 . 7 4 2 9 0 3 4 5 0 . 9 2 c o s 1 40 . 0 1 3 9 5 21 2 4 2 4 1 . 6 4F a S andFK T Y YYmZ =2.69 取 m=3 四 ） 分析对比计算结果 对比计算结果，取mn=3 已可满足齿根弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的 d1=98.09 来计算1Z，2Znts11 c o s 9 8 . 0 9 c o s 1 4 3 1 . 7 32ndZ m 取 1Z 32 21 4 3 2 1 2 8 . 0 1Z u Z 取 2Z 128 需满足 1Z 、 2Z 互质 五 ） 几何尺寸计算 1 计算中心距阿 a 12() ( 3 2 1 2 8 ) 3 2 4 7 . 3 52 c o s 2 c o s 1 4nZ Z ma m m 将 a 圆整为 25mm 2 按圆整后的中心距修正螺旋角 12( ) ( 3 2 1 2 8 )a r c c o s a r c c o s 1 6 . 2 6 0 22 2 2 5 0nnZ Z m ma o 3 计算大小齿轮的分度圆直径 d1、 d2 11 3 2 3c o s c o s 1 6 . 2 6 0 2nZmd o100 22 1 2 8 3 400c o s c o s 1 6 . 2 6 0 2nZmd omm 4计算齿宽度 B=1 1 . 1 0 0 1 0 0d d mm 取 B1=100， B2 95 六 、轴的计算 1、 I 轴的计算 (1)求作用在齿轮上的力 12 / 2 1 0 2 . 3tmF T d N 11t a n c o s 7 2 1 . 5rF F t N 11t a n s i n 2 5 4 . 7aF F t Nnts(1)初估轴的最小直径 先按 3式 15-2 初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为 45 钢，调质处理。根据 3表 15-3，取0 108A ，于是得 13m i n 012 4 . 1 8Pd A m mn 由于输入轴的最小直径是安装 联轴器， 使所选轴径 21d 与联轴器孔径相适应，故需同时选择联轴器型号。 (4)轴的结构设计 拟定轴上零件的装配方案，如下图 1)轴段 1-2，由联轴器型号直径为 30mm，右端应有轴肩定位，轴向长度应该略小于 60mm，取 58mm。 2)轴段 2-3，由轴承内圈直径得轴段直径为 35mm。左端联轴器又端面距离短盖取 30mm，加上轴承宽度和端盖宽度，轴段长度定为 65.25mm。 3)轴段 3-4，由于小齿轮悬臂布置，轴承支点跨距应取悬臂长度的大约两倍，由此计算出轴段长度为 113mm。又有轴肩定位的需要，轴肩高度取 3.5mm，所以轴段直径取 42mm。 4)轴段 4-5，先初选轴承型号，由受力情况选择圆锥滚子轴承，型号取 30207，内径为 35mm。所以轴段直径为 35mm，长度应略小于轴承内圈宽度 17mm，取为 15mm。 5)轴段 5-6，小锥齿轮轮毂长度为 38mm，齿轮左端面距离套杯距离约为 8mm，再加上套杯厚度，确定轴段长度为 54mm，直径为 32mm。 6)零件的周向定位 查 1表 14-24 得 左端半联轴器定位用平键，宽度为 8mm，长度略小于轴段，取 50mm，选取键 508 ， 右端小齿轮定位用平键，宽度为 10mm，长度略小于轴段，取 30mm，选取键 3010 。 7)轴上圆角和倒角尺寸 参考 1表 12-13，取轴端倒角为 2mm，圆角取 2mm (5)求轴上的载荷 根据轴的结构图和受力情况得出轴所受弯矩扭矩如图所示 nts (6)按弯扭合成应力校核轴的强度 由上图可知，应力最大的位置，只需校核此处即可，根据 3式 15-5 及以上数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取 6.0 ，轴的计算应力 221() 3 3 . 8caMT M P aW 查 3表 15-1 得 MPa60 1 ，因此 1 ca，轴安全。 2、 II 轴的计算 (1)轴上的功率2 10.46P kW，转速2 3 4 4 / m innr，转矩2 2 9 0 .3 5T N m， (2)求作用在齿轮上的力 大圆锥齿轮：圆周力 2102.3tFN，轴向力 2 5 4 .6 6aFN，径向力 721.5rFN圆柱齿轮：圆周力0 5 8 0 6 .9tFN，轴向力0 1 6 9 3 .7aFN，径向力0 2 2 0 1 .6rFN。 (3)初估轴的最小直径 先按 3式 15-2 初步估算轴的最小直径。由于此轴为齿轮轴，选取轴的材料应同圆柱齿轮一样，为 45，调质处理。根据 3表 15-3，取0 108A ，于是得 23m i n 023 3 . 7 1Pd A m mn (4)轴的结构设计 nts 1)轴段 1-2，选用轴承型号为 30208，轴段直径为 40mm，齿轮端面距离箱体内壁取 10mm，轴承距内壁 2mm，所以轴段长度取 35.5mm。 2)轴段 2-3，由于箱体内壁应该相对于输入轴的中心线对称，通过计算此段长度为 20mm，又有定位需要，轴径取 58mm。 3)轴段 4-5，由设计结果，齿宽为 115mm，取此轴段 长 为 113mm。 4)轴段 2-3， 轴段 3-4 ，是定位轴肩，轴径取 55mm， 。 5)轴段 5-6，用于装轴承，长度取 35.5mm，直径取 40mm。 6)零件的周向定位 查 1表 14-24 得 齿轮定位用平键，宽度为 14mm，长度略小于轴段， 分别 取 为 110mm 和 56mm，选取键 14X9。 8 轴上圆角和倒角尺寸 参考 1表 12-13，取轴端倒角为 2mm，圆角取 1.6mm 3、 低速轴的设 计： 确定各轴段直径 1）计算最小轴段直径。 因为轴主要承受转矩作用，所以按扭转强度计算，由式 14-2 得： 3 33139 . 9 41 0 8 5 2 . 6 186Pd C m mn 考虑到该轴段上开有键槽，因此根据联轴器选择（后面将有计算），取 1 60d mm选用 TL4 型弹性套柱联轴器，公称直径为 1250N*m。半联径 d =60m,故取 d1-2=60m,半联轴器长度 L=112mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度 L 110mm nts2）选轴承 30213。 因此3 65d 3）设计轴段 3d ，为使轴承装拆方便，查手册 62 页，表 6-1，取 ，采用套筒给轴承定位，因此取4 68d mm 4）齿轮孔径为 80mm,因此4 80d mm5）轴承由套筒定位，套筒另一端靠齿轮齿根处定位，5 90d mm。 6），6365d d m m。 确定各轴段长度。 1l有联轴器的尺寸决定1 110l L m m(后面将会讲到 ). 因为2 2 5 4 2 5 1 0 1 9m L B m m ,所以 2 5 5 8 . 5l m e L m m L3=89.5mm L4108mm 因为轴长要比齿轮宽短 2mm L5=10.5 mm L6=27mm 其它各轴段长度由结构决定。 （ 4）校核该轴和轴承： 求作用力、力矩和和力矩、危险截面的当量弯矩。 作用在齿轮上的圆周力： 342 5806tTFNd径向力： / c o s 2 2 0 1 . 6rtF F t g N 轴向力： t a n 2 0 1 6 9 3 . 7oatF F N nts 可知： L1=111.9mm L2=149.1 3=64m 求水平面的支承力。 21324062tHN lFFNll 21 1744H N t H NF F F N 计算、绘制水平面弯矩图。 6 0 5 .8 .HM N m 求垂直面的支反力： 2132/2 49raVNl F F dFNll 21 2 2 5 0 . 8V N r V NF F F N 计算垂直弯矩： 1 2 2 7 . 3 .v V NM F l N m nts2 2 3 1 4 4 . 1 .v V NM F l N m合成弯矩。 1 6 0 5 .8 .M N m2 6 2 2 .7 .M N m扭转切应力 是脉动循环变应力，则折合系数 0.6 ，则 轴的计算应力： 13 28caMT M p aW 轴的材料为 45 钢，调质处理，由（ 2）表 15-1 查得： 1 60M p a ，因此 1ca ，故安全。 六精确校核轴的疲劳强度 判断危险截面 ,从应力集中对轴疲劳强度的影响，截面 7 应力集中最严重，因此需校核截面 7 两侧 校核危险截面左侧： 抗弯截面系数： 3 3 30 . 1 0 . 1 8 0 5 1 2 0 0W d m m 抗扭截面系数： 330 . 2 1 0 2 4 0 0TW d m m弯矩及弯曲应力： 255279M N m m 5b M M p aW 扭矩及扭转切应力： 1104196T N m m 1 0 . 8T TT M p aW 轴的材料为 45 钢，调质处理，由（ 2）表 15-1 查得： 640b M pa ， 1 275M p a ， 1 155M pa 应力集中系数： 2 0 .0 3 1 268rd ， 80 1 .1 768Dd ，查附表 3-2 得： 2.0 ，1.31T 由附表 3-1 得轴的敏性系数为： 0.82q ， 0.85q故有效应力集中系数： 1 1 1 . 8 2kq 1 1 1 . 2 6 3 5kq nts由附图 3-2 得尺寸系数： 0.67 由附图 3-3 得扭转尺寸系数： 0.82 查附图 3-4 表面质量系数为： 0 .9 2轴未经表面强化处理，则： 1q 综合系数值： 1 1 . 8 2 11 1 2 . 8 00 . 6 7 0 . 9 2kK 1 1 . 2 6 11 1 1 . 6 2 70 . 8 2 0 . 9 2kK 碳钢的特性系数： 0.1 0.2 :，取： 0.1 5 0 .0 5 0 .1 :，取： 0.08 则计算安全系数caS，得： 1 1 9 . 7amS K 1 8 . 4amS K 22 7 . 7 3 1 . 5caSSSSSS 轴左截面安全 3校核危险截面右侧 抗弯截面系数： 3 3 30 . 1 0 . 1 6 8 3 1 4 4 . 3W d m m 抗扭截面系数： 330 . 2 6 2 8 8 6 . 4TW d m m弯矩及弯曲应力： 255279M N m m 1 1 . 9b M M p aW 扭矩及扭转切应力： 1104196T N m m 1 7 . 5 6T TT M p aW nts 过盈配合处的 k值，由附表 3-8 用插入法求出，并取 0 .8kk ，于是得： 3.1k ， 2.48k 轴按磨削加工，由附图 3-4 得表面质量系数为： 0 .9 2故得综合系数为： 1 1 3 . 1 8 7kK 1 1 2 . 5 6 7kK 所以轴在危险截面右侧的安全系数为： 1 1 0 . 6amS K 1 3 . 3 3amS K 22 3 . 1 8 1 . 5caSSSSSS 故该轴在危险截面的右侧的强度也是足够的。 七、轴承的校核 1 低速轴轴承校核 由于低速轴受力最大，传递转矩最大，本文只校核低速轴 轴承 30213 的校核 求两轴承受到的径向载荷 1 4063HFN2 1744HFN1 49VFN2 2 2 5 0 .8VFN径向力 221 1 1 4063r H VF F F N ， 222 2 2 2 8 4 7 . 4r H VF F F N 查 1表 15-1，得 15 38 32o e=1.5tan 0.415， 112rC kN轴向力 1693aFN当量载荷 由于110 .4 1 6arF eF ，20 .5 9 5arF eF ， nts所以 1AX ， 0AY ， 1BX ， 0BY 。 由于为一般载荷，所以载荷系数为 1.0pf ，故当量载荷为 1 1 1( ) 4 0 6 3p A r A aP f X F Y F N ， 2 2 2( ) 2 8 4 7 . 5p B r B aP f X F Y F N 轴承寿命的校核 6 713110 ( ) 1 . 2 1 0 4 8 0 0 060hCrL h hnP 6 723210 ( ) 4 . 0 1 0 4 8 0 0 060hCrL h hnP 故轴承寿命满足要求。 八 键的设计与校核 : 1）高速轴键的校核 根据113 0 , 1 0 7 . 2 2 .d T N m，故1d轴段上采用键 bh ： 10 8 , 采用 A 型普通键 : 综合考虑取 l =70 得 34 4 1 2 2 . 9 1 0 4 4 . 73 2 5 0 1 0 8 bT M p ad l h 查课本 155 页表 10-10 5 0 6 0b : 所选键为： : 1 0 8 7 0b h l 安全合格。 （ 2）中间轴键的校核： 只校核 小 齿轮处的键，因为小齿轮处比大齿轮处 短 ，而键的其它参数相同， 小 齿轮的合格， 大 齿轮处也合格。 因为 d=45 装联轴器查课本 153 页表 10-9 选键为 :14 9bh查课本 155 页表10-10 得 1 0 0 1 2 0b : 因为 L1=56初选键长为 l=45,校核 34 4 3 3 2 . 1 1 0 6 2 . 34 5 6 0 1 4 9 bT M p ad l h 所以所选键为 : : 1 4 9 5 6b h l 安全合格。 （ 3）低速轴 联轴器 处的键校核： 因为 d=64 装联轴器查课本 153 页表 10-9 选键为 :18 11bh查课本 155 页表10-10 得 1 0 0 1 2 0b : nts因为 L1=90 初选键长为 ,校核 34 4 1 1 0 4 . 2 1
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