带式传输机的传动装置设计

机械设计课程设计机械设计课程设计机械设计课程设计机械设计课程设计 计算说明书计算说明书计算说明书计算说明书 设计题目设计题目 带式传输机的传动装置设计带式传输机的传动装置设计 目目 录录 一 任务书一 任务书 1 1 二 电动机的选择二 电动机的选择 3 3 三 三 传动比分配及运动和动力参数计算传动比分配及运动和动力参数计算 4 4 四 四 带的选择及算带的选择及算 5 5 五 五 齿轮的设计算齿轮的设计算 8 8 六 六 轴的设计计算轴的设计计算 11 11 七 七 滚动轴承的选择及计算滚动轴承的选择及计算 17 17 八 八 键及联轴器的选择及计算键及联轴器的选择及计算 17 17 九 九 润滑 密封等简要说明润滑 密封等简要说明 18 18 十 十 设计总结设计总结 18 18 十一 十一 参考资料参考资料 19 19 联轴器 1 一 一 机械设计基础课程设计任务书机械设计基础课程设计任务书 1 设计任务 设计任务 1 根据学号选择相应原始数据 题号为 10 2 减速器装配图一张 A1 3 零件图 2 张 A2 4 设计说明书一份 设计带式运输机上的单级圆柱齿轮减速器 该传送设备的动力由电动机经 减速装置后传至传送带 传动装置简图 传动装置简图 1 电动机 2 带传动 3 减速器 4 联轴器 5 滚筒 6 传送带 2 设计数据 设计数据 运输带工作拉力 F N 运输带工作速度 V m s 卷筒直径 D mm 48001 8500 2 3 设计要求 设计要求 1 每日两班工作制 工作期限为八年 2 连续单向运转 载荷较平稳 室内工作 有粉尘 最高环境温度 35 度 3 运输带速度允许误差 5 4 一般机械厂制造 小批量生产 4 设计方法 设计方法 5 基本参数计算 传动比 功率 扭矩 效率 电机类型等 6 基本机构设计 确定零件的装配形式及方案 7 零件设计及校核 零件受理分析 选材 基本尺寸的确定 8 绘制零件图 型位公差 尺寸标注 技术要求等 3 二 电动机的选择二 电动机的选择 1 1 电动机的类型选择 电动机的类型选择 初步确定 Y 系列三相异步电动机 优点 Y 系列电机具有效率高 起动转矩大 体积小 重量轻 噪音低 振动小 外形美观 标准化程度高等优点 2 2 先择电动机功率 先择电动机功率 工作机所需的电动机输出功率为 电 Wd PP kw 4800 1 8 8 64 10001000 W FV P 电动机至工作机之间的总效率 包括工作机效率 为 电 卷筒联齿轮轴承带电 3 为皮带的效率 0 96 为轴承的效率 0 99 带 轴承 齿轮的效率 0 97 为联轴器的效率 0 99 齿轮 联 卷筒的效率 0 96 卷筒 总 0 96 0 99 0 98 0 97 0 99 0 96 0 98 0 859 kw 8 64 0 85910 06 dW PP 电 所以选择电动机的额定功率为 10 06kw 3 3 确定电动机转速 确定电动机转速 卷筒轴的工作转速为 r min 60 100060 1000 1 8 68 75 500 W V n D 根据 机械设计课程设计 表 3 2 推荐传动比范围 取圆柱 齿轮传动一级减速器齿轮传动比范围 取 V 带传动比 6 3 齿轮 i 单级齿轮传动比 则合理总传动比的范围为4 2 带 i 故电动机转速的可选范围为24 6 总 i r min 6 2468 75412 5 1650 dW ni in 带齿轮 符合这一范围的同步转速有 750 r min 1000 书写结书写结 选择 Y 系列一般用途 的全封闭自扇冷鼠笼 型三相异步电动机 Pw 8 64 kw 查表 卷筒 0 96 V 带 0 96 齿轮 0 97 联轴器 0 99 轴承 0 99 kw 10 06 d P 68 75 min w nr 4 r min 1500r min 查表查出有三种适用的电动机型号 其技术 参数及传动比的比较情况见下表 电动机转速 r min 方案电动机型号 额定功率 Ped kw 同步转速满载转速 1Y180L 811750730 2Y160L 6111000970 3Y160M 41115001460 综合考虑电动机和传动装置的尺寸 带传动比选 Y160L 4 三 确定传动装置的总传动比和分配级传动比三 确定传动装置的总传动比和分配级传动比 1 1 由选定的电动机满载转速和工作机主动轴转速由选定的电动机满载转速和工作机主动轴转速 可得传动装可得传动装 置总传动比为 置总传动比为 总 i wm nn 970 68 7514 11 2 2 分配各级传动装置传动比 分配各级传动装置传动比 V 带传动比 取 V 带传动比 单级齿轮 带 i4 2 带 i3 传动比 齿轮 i 总 i 齿轮 i14 11 34 70 3 3 计算传动装置的运动和动力参数计算传动装置的运动和动力参数 为进行传动件的设计计算 首先推算出各轴的转速 功率和 转矩 一般按由电动机至工作机之间运动传递的路线推算各轴的 运动和动力参数 为皮带的效率 0 96 为轴承的效率 0 99 带 轴承 齿轮的效率 0 97 为联轴器的效率 0 99 齿轮 联 卷筒的效率 0 96 卷筒 1 各轴转速 0 970 min d nnr 轴 n d n970 3323 minir 带 轴 n970 14 1168 75 min d n r ii 带齿轮 选 Y160L 6 电动机 14 11 总 i 带 i3 4 70 齿轮 i 0 970 minnr 323r min n 68 75r min n 5 n 卷筒 n 2 各轴的输入功率 KW 0 10 06 d PP 轴 KW P d P 带 10 06 0 969 66 轴 KW P P 轴承 9 66 0 979 37 齿轮 卷筒 KW 卷筒 P P 联 9 37 0 999 28 轴承 3 各轴扭矩 N m d T m d n P 9550 10 06 955099 04 970 N m T d T 带 99 04 0 96 3285 24i 带 285 24 0 99 0 97 4 701287 41TTi 轴承齿轮齿轮 N m 卷筒 T T 联 1287 41 0 99 0 991264 80 轴承 N m 四 四 V V 带传动的设计带传动的设计 1 1 确定计算功率 确定计算功率 轴名 功率 P KW 扭矩 T N m 转速 n r min 传动比 i 效率 电动机轴 1199 04970 30 96 轴 9 66285 21323 4 700 97 轴 9 371287 4168 75 卷筒轴 9 281261 8068 75 1 000 99 9 66 kw P 9 37 kw P 9 28 kw 卷筒 P 99 04 N m d T 285 24 N m T 1287 41 N m T N m 1261 80T 卷筒 6 计算功率 Pc 是根据传递的额定功率 如电动机的额定功率 P 并考虑载荷性质以及每天运转时间的长短等因素的影响而确定 的 即 PKP AC 由于要求载荷平稳 空载启动 两班制工作 查 机械设 计基础 p156 表 8 8 得工况情况系数 21 A K KW 1 2 1113 2 CA PKP 2 2 选择选择 V V 带的型号带的型号 根据计算功率 KW 和主动轮转速 970 r min 13 2 C P d n 参 机械设计基础 图 8 11 p157 选择 B 型普通 V 带 其基 准直径 dd1 160 200mm 3 3 确定带轮基准直径确定带轮基准直径 d dd1 d1 d dd2d2 带轮直径小可使传动结构紧凑 但弯曲应力大 使带的寿命 降低 设计时应取小带轮的基准直径 的值查 min1dd dd mind d 机械设计基础 表 8 7 p155 125mm 忽略弹性滑动 mind d 影响 选 1 180 d dmm 小带轮基准直径 12d d d d n n d mm dd2应取标准值 查 机械设计基础 表 8 970 180541 323 9 p157 得 dd2 560mm 实际传动比 理论传 21 3 111 dd idd 动比 从动轮的转速误差率为311 80 d n n i 在 0 05 以内为允许值 323311 80 0 035 323 4 4 验算带速验算带速 V V m s 带速在 100060 1dd nd V 180 970 9 14 60 1000 5 25 m s 5 5 确定带的基准长度确定带的基准长度和实际中心距和实际中心距 d La KW 13 2 C P mm 1 180 d d dd2 mm560 m s 9 14V 7 传动中心距小则结构紧凑 但传动带较短 包角减小 且带 的绕转次数增多 会减低带的寿命 致使传动能力降低 如果 中心距过大则结构尺寸增大 当带速较高时会产生颤动 设计 时应根据具体的结构要求或按下式初步定中心距 0 a 21021 27 0 dddd ddadd 即 0 5181480a 初选 550 则由带传动的几何关系可得带的基准长度公式 0 a 2 21 0012 0 2 24 dd dd dd Ladd a 2 560 180 2 550180560 24 550 2296mm 查 机械设计基础 表 8 2 p145 即得带的基准长度标准值 d L2300mm 而实际中心距为 0 0 23002296 550552 22 d LL aamm 中心距的变化范围为 min 0 0155520 015 2300517 5 d aaLmm max 0 035520 03 2300621 d aaLmm 6 6 校核小带轮包胶校核小带轮包胶 1 3 57180 12 1 a dd dd 158 24120 7 7 确定确定 V 带根数带根数 z Z L c KKPP P 00 根据 dd1 180mm 及n1 970r min 查表 8 4 得 P0 3 54 KW 查表 8 5 得 P0 0 34KW 550 0 a 2296mm 0 L d L2300mm min 517 5amm max 621amm 1 158 24 8 查表 8 6 得 K 0 94 查表 8 2 得 KL 1 07 则 Z 3 3 取 Z 4 13 2 3 540 34 0 94 1 07 8 8 确定初拉力确定初拉力 F0 由表 8 3 查得 B 型普通 V 带的每米长质量为 q 0 17kg m 2 0 1 5 2500 qv kzv p F c 2 500 13 22 5 10 17 9 14313 80 4 9 140 94 N 9 9 计算带轮轴所受压力计算带轮轴所受压力 Q Q 2ZF0sin 2 4 313 80 sin 2 1 158 24 2 2465 27N 10 10 带轮的设计带轮的设计 由课本表 8 11 查得 e 190 4 f 11 5 则带轮轮毂宽 度 B 90mm 由于高速轴 30m 则大带轮 feZ2 1 1d 的轮毂宽度 L 90mm 大B 五 齿轮传动设计五 齿轮传动设计 已知传递功率 小齿轮转速 9 66 I PKW 323 min I nr 根据传动方案 选用直齿圆柱齿轮传动 1 1 选择齿轮材料及精度等级 选择齿轮材料及精度等级 小齿轮选用钢调质 硬度为 大齿轮选用45HBS250 220 钢正火 硬度为 查表得选精度等级 8 级 45HBS210 170 2 2 按齿面接触疲劳强度设计 按齿面接触疲劳强度设计 1 转矩 TI 665 1 9 66 9 550 109 550 102 86 10 323 I I P TN mm n 2 载荷系数 K 查 机械设计基础 表 11 3 p169 取 K 1 1 3 齿数 z1和齿宽系数 d 初选齿数 小齿轮的齿数 大齿轮的齿数 25 1 z 2 134z 因为单级齿轮传动为对称布置 硬度 齿轮为软面 由HBS350 0 0 34Pkw 0 94K 1 07 L K Z 4 F0 313 80N Q 2465 27N 9 表选取 d 1 4 许用接触应力 H 由图查得 lim1lim2 560 380 HH MPaMPa 由表查得 SH 1 应力循环次数 9 1 6060 480 1 10 300 2 81 38 10 h NnjL 8 1 2 2 57 10 N N i 齿 1H lim1 1 560 560 1 H H MPa S 2H lim2 380 380 1 H H MPa S 故 1 3 1 2 1 t dH KT uZeZh d u 65 89mm 由 机械设计基础 表 4 1 P57 1 1 65 89 2 64 25 d m z 取标准值 m 3 3 3 计算主要尺寸 计算主要尺寸 d1 mz1 75mm d2 mz2 402mm b d d1 75mm 经圆整后取 b2 75mm b1 b2 5 80mm 12 11 3 25 134238 5 22 am zzmm 标准中心距 4 4 按齿根弯曲疲劳强度校核 按齿根弯曲疲劳强度校核 若则校核合格 FF 确定有关系数与参数 1 齿形系数 YF 查表 YF1 2 73 YF2 2 23 2 应力修正系数 YS1 1 59 YS2 1 82 3 许用弯曲应力 F 查 机械设计基础 得 lim1 450 F MPa lim2 310 F MPa 1 25 F S 1NT Y1 2 NT Y 小带轮 1 180 d dmm 采用实心带轮 大带轮 2 560 d dmm 采用腹板带轮 B 90mm 选用直齿圆柱齿轮传 动 5 1 1 15 10 TN mm K 1 1 d 1 MPa H 560 1lim 10 得 1lim1 1 450 360 1 25 NTF F F Y MPaMPa S 2lim2 2 310 248 1 25 NTF F F Y MPaMPa S 故 1 111 21 1 2 65 07360 FFSF KT Y YMPaMPa bm z 22 21 2 11 61 17248 FS FFF FS Y Y MPaMPa Y Y 齿根弯曲强度校核合格 5 5 验算齿轮的圆周速度 验算齿轮的圆周速度 v v 1 75 480 1 88 60 100060 1000 I d n vm s 选 9 级精度是合适的 6 6 结构设计 结构设计 大齿轮采用实心式 小齿轮与轴制成齿轮轴 7 7 两齿轮的几何尺寸计算 两齿轮的几何尺寸计算 名称代号小齿轮大齿轮 齿顶高 ha 33 齿根高 hf 3 753 75 齿全高 h 6 756 75 顶隙 c 0 750 75 分度圆直径 d 75402 基圆直径 d b 70 5377 88 齿顶圆直径 da 81408 齿根圆直径 df 67 5394 5 齿距 p 9 429 42 齿厚 s 4 714 71 齿槽宽 e 4 714 71 标准中心距 a 238 5238 5 压力角 29 5 22 15 齿顶圆的压力角 1a 29 5 22 15 lim2 380 H MPa 9 1 1 38 10N 8 2 2 57 10N m 3 d1 75mm d2 402mm b2 75mm b1 80mm 238 5amm YF1 2 73 YF2 2 23 YS1 1 59 YS2 1 82 lim1 450 F MPa lim2 310 F MPa 1 25 F S 1NT Y1 2 NT Y 11 重合度 1 761 76 六 轴的设计六 轴的设计 1 1 高速轴的系列设计 高速轴的系列设计 1 齿轮轴 高速轴 概略设计 1 已知条件知减速器传递功率 对材料无特殊要求 故选用 45 钢并经调质处理 查 机械设计基础 表 14 1 取毛坯直径 d 200mm MPa B 650 2 按扭转计算轴的最小直径 查 C 107 118 C 取 113 由公式 113 30 67 3 1 1 1 n P Cd 3 9 66 480 求出的直径值 需圆整成标准直径 并作为轴的最小直径 考虑 到轴的最小直径处要安装联轴器 会有键槽存在 故将估算轴径 应增大 3 5 查手册取标准值 d1 25mm 2 高速轴的受力分析 高速轴的受力分析 1 求轴上的作用力 作用在齿轮上的转矩 65 9 66 9 55 102 86 10 323 t TN mm 齿轮圆周力 5 3 1 1 1 22 2 85 10 8 65 10 65 89 t T FN d 齿轮径向力 11 tan 3135 cos n rt FFN 齿轮轴向力 0 1 a F 带对轴的作用力 2 sin2 1 0 FFQ 2465 27N 2 求支反力 大齿轮采用实心式 小齿轮与轴制成齿轮 轴 5 2 86 10 t TNmm 1 8650 t FN 1 3135 r FN 0 1 a F 550BHFN 12 1 1 v 3135 1567 5 22 8650 4325 22 8 5 17 1045 2 90915 mm 0 8 5 17 1045 2 250850 mm 0 0 BHAH t BVAV CNAH BH CVAV B B Fr FFN F FFN MFN M MFN M M 求弯矩 4 按当量弯矩校核轴的强度 因为是单向回转 转矩为脉动循环 0 6 可得右起第四段剖面 C 处的当量弯矩 3 ca 3 1 MM TT 0 1 111194 7 0 1 75 2 64 60 d MP 满足强度要求 查表 7 5P236 查得 对于 45 钢 b 735MPa 1 w 70MPa 要求 轴径最小处 d 30mm e0 6 129000 77400 mm ee e48pa 1 60MPa W 32 d 32 btd t 2 d MTN MM M 受力简图弯矩图如后面 查 机械设计基础 p270 查得对 40 钢的 b 650MPa 1b 60MPa 故按 故轴的强度合格 48 I e M MPa W b1 由于最小轴径处与带轮相连 并在轴径处开有键槽 故需 进行强度校核 按进行校核 W T B 在进行设计时初定带轮处的键的型号为 d tdbtd W 2 32 23 键 6 50 GB1095 1990 GB1096 1990 查表得 b 8mm h 7mm 则 181 48 b MPa 故强度足够 2 2 低速轴的设计低速轴的设计 1567 5 HB FN 4325NBVF 0 BH MN mm 0 6 键 6 50 13 1 低速轴概略设计 1 材料 热处理 此轴为低速轴 考虑到转速相对于高速 轴较小 但还要保证有足够的耐磨性和较好的综合力学性能 故 选用便宜的 性能较好的 45 号钢材料进行正火处理 查 机械设 计基础 表 14 7 p270 取毛坯直径 mmd100 MPa b 600 2 按扭转强度计算轴的最小直径 查取 C 107 118 由公式 107 118 3 2 n P Cd 考虑所求 d2为受扭部分的最细处 即装联 3 9 37 11358 25 68 35 轴器处的轴径 但由于该处有一键槽存在 故将估算轴径应增大 3 5 查手册取标准值 d2 50mm 3 确定轴各段直径和长度 a 从联轴器开始右起第一段 由于联轴器与轴通过键联接 而所求得的直径为最小直径 则为了保证轴有足够的强度则轴的 直径应该增加 3 5 故根据上述基本直径的确定选取 d1 50mm 查 机械设计基础 课程设计指导书 p150 得半联 轴器的长度取 62mm 为了保证轴传动的可靠性 键的承载能力及 方便定位 可选择第一段轴的长度 L1 110mm 毛坯直径mmd100 MPa b 600 轴的最小直径 d2 55mm L1 110mm d2 60mm L2 46mm 14 b 右起第二段 即油封处 考虑联轴器的轴向定位要求 该段的直径取 d2 55mm 查手册知轴肩定位的相邻的轴径的直径 一般相差 5 10mm 在保证该轴径满足油封标准情况下 第二段直 径比第一段略大 则 d3 60 则轴承的内径代号为 07 查机械设计 指导书 P154 选取 6212 型轴承 B 21 为了便于轴承端盖的 装拆及对轴承添加润滑脂的要求 取端盖的外端面与半联轴器的 左端面间的距离为 30mm 由减速器及轴承盖的结构设计 取轴承 盖的总宽度为 25mm 则取第二段的总长度 L2 46mm c 右起第三段 该段包含四部分 此段装有滚动轴承 而 轴承主要承受径向力 但轴向力为零 故考虑选用深沟球轴承 两端轴承一致 因为 d1 n1的值小于标准值故选择轮滑方式为脂 润滑 故因选择挡油盘 以防止油液稀释润滑脂 为了安装方便 设一轴肩 则该段的直径为 d3 60mm 轴承内圈宽度为 B 21mm 齿轮相对箱体对称布置 考虑挡油盘的形状大小及两齿 轮啮合处的对中性 即两齿轮的中心线在同一直线上 故选该轴 左端的挡油盘长度为 16mm 右端的挡油盘长度为 16mm 而相应的 薄型套筒长度选 11mm 齿轮轮毂宽度与齿轮处的轴段长度之差 为 2mm 综上考虑选择第三段的总长度 L3 21 20 11 2 54mm d 右起第四段 即齿轮处 该段装有齿轮 并且齿轮与轴用 键联接 又因为此处为非定位轴肩 d4 378mm 齿轮宽度为 40mm 为了保证定位的可靠性 取轴段长度为 L4 38mm e 右起第五段 考虑齿轮的轴环定位 取轴环的直径为 d5 386mm 长度取 L5 11mm f 右起第六段 即挡油盘处 应参考第三段轴的尺寸和选取 与第三段处挡油盘一样长度 即选取轴径为 d6 60mm 长度 L6 20mm g 左起第一段 即左轴承处 选取与 6208 型轴承一致的内 圈宽度 即 d7 60mm L7 21mm 所以低速轴全轴长为 L L1 L2 L3 L4 L5 L6 L7 300mm 4 传动零件的周向固定及其他尺寸 齿轮及联轴器均用 A 型普通平键连接 键宽 b 10mm 键高 h 8mm 键长为 22 110mm 由于轴长 L4 38 选取键长 32mm 则l 键槽宽度为 10mm 键长为 43mm 键高为 t1 5mm t 3 3mm 为了加工方便 可参照 6207 型轴承的安装尺寸 轴上过渡圆角半 径全部取 r 1mm 轴端倒角为 2 45 对于轴上的退刀槽 可选尺寸为 2 2 长 深 d3 60mm L3 54mm d4 378mm L4 38mm d5 386mm L5 11mm d6 60mm L6 20mm d7 60mm L7 60mm L 300mm 齿轮处键为 键 10 联轴器处型号为 键 10 70 15 2 低速轴的受力分析 1 由轴传递 作用在齿轮上的转矩 66 2 2 2 9 37 9 550 109 550 101309195 68 35 p TN mm n 2 1309195 TN mm 16 2 作用在轴上作用力 齿轮上圆周力 2 2 2 22 1309195 3257 402 t T FN d 齿轮上的径向力 2 2 tan3257tan20 1185 cos1 n r T FN 齿轮上的圆周力 0tan 22 NFF aa 轴长支反力 根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置 建 立力学模型 水平面的支反力 t 2 1628 5NAHBHFFF 垂直面的支反力 由于选用深沟球轴承则 Fa 0 那么 AVBV FF 2 592 5NFr 6 画弯矩图 右起第四段剖面 C 处的弯矩 水平面的弯矩 c 1954 97747AMR 垂直面的弯矩 1C2Ac M R 1954 35188 92 mmMN 合成弯矩 211 97747 9774735188 92 35188 92 10388 09 McMcMcMcMcMc Nmm 7 画弯矩图 2td 2118953 5TF 8 画当量弯矩图 因为是单向回转 转矩为脉动循环 0 6 可得右 起第四段剖面 C 处的当量弯矩 538278Nmm 22 eC2C2M M T 9 判断危险截面并验算强度 右起第四段剖面 C 处当量弯矩最大 而其直径与 1 相邻段相差不大 所以剖面 C 为危险截面 已知 538278Nm 由课本表 13 1 有 2eCM 1 60Mpa 则 e 0 1 0 016MPa 1 2eCM 3 d 2 3257 t FN 2 1185 r FN 0 2 NFa 1628 5 AH FN 592 5 AV FN 592 5 BV FN 10388 09 N mm c M be1 17 故轴的强度合格 查 机械设计基础 表 14 2 得 满足 MPa b 55 1 的条件 故设计的轴有足够的强度 并有一定的裕量 be1 综上所述 轴的强度满足要求 七 滚动轴承的选择及计算七 滚动轴承的选择及计算 1 1 高速轴上轴承的寿命计算高速轴上轴承的寿命计算 1 轴承型号 因为高速轴的 d3 30 则轴承的内径代号为 06 轴上装有滚动轴承 而轴承主要承受径向力 但轴向力为零 故考虑选用深沟球轴承 查机械设计指导书选取 6206 型轴承 B 16 2 查表查出 基本额定动载荷 Cr 19 5kN 3 查出温度系数 fT 1 fp 1 Cr 25 5 单列轴承 X 1 Y 0 4 计算轴承受的径向载荷 P 495fp 495N 5 用工作小时数 Lh 表示轴承的寿命 P Cf n L t h 60 106 10 可见轴承的寿命大于轴承的预期寿命 故符合要求 八八 键连接的设计和联轴器的设计键连接的设计和联轴器的设计 1 1 高速轴处高速轴处 带轮处轴段直径 19mm 轴长为 58mm 选用 A 型普通平键 其型号选 键 6X50 GB1905 1990 GB1906 1990 有效键长 l L b 50 6 44mm 按抗压强度计算 1OOMPa 5 1 44 1 1 10 66 67 25 644 pp T MPa dhl 故强度满足要求 2 2 低速轴处低速轴处 1 齿轮处轴段直径 402mm 轴长 38mm 选用 A 型普通平键 其型号选 键 10X32 GB1905 1990 GB1906 1990 有效键长 l L b 32 10 22mm 按抗压强度计算 带轮处 选用 A 型普通平键 其型号选 键 6X50 pp 低速轴处 齿轮处 选用 A 型普通平键 pp 联轴器处 选用 A 型普通平键 18 110MPa 5 2 44 5 38 10 30 42 402 8 22 pp T MPa dhl