带式输送机的传动系统设计(减速机设计)

1、课题名称课题名称带式输送机带式输送机的的传动传动系统系统设计设计学学院院xxxxxXXXXXXXXxxxxxXXXXXXXX专专业业机械设计制造及其自动化机械设计制造及其自动化作作者者XXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXX学学号号XXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXX指导老师指导老师XXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXXX二二 0 0 一五年十二月二十一一五年十二月二十一 机 械 设 计机 械 设 计 课 程 设课 程 设计 说 明 书计 说 明 书目录目录第一章第一章绪论绪论.1.1第二章

2、第二章 减速器结构选择及相关性能参数计算减速器结构选择及相关性能参数计算.2.2第三章第三章 V V 带传动设计带传动设计.4.4第四章第四章 齿轮的设计计算齿轮的设计计算.6.6第五章第五章 轴的设计计算轴的设计计算.12.12第六章第六章 轴承、键和联轴器的选择轴承、键和联轴器的选择.18.18第七章第七章减速器润滑减速器润滑、密封及附件的选择确定以及箱体密封及附件的选择确定以及箱体主要结构尺寸的计算主要结构尺寸的计算.20.20第八章第八章 设计小结设计小结.24.24参考资料参考资料.24.240第一章第一章绪论绪论1.1设计目的设计目的（1）培养我们理论联系实际的设计思想，训练综合运

3、用机械设计课程和其他相关课程的基础理论并结合生产实际进行分析和解决工程实际问题的能力，巩固、深化和扩展了相关机械设计方面的知识。（2）通过对通用机械零件、常用机械传动或简单机械的设计，使我们掌握了一般机械设计的程序和方法，树立正确的工程设计思想，培养独立、全面、科学的工程设计能力和创新能力。（3）另外培养了我们查阅和使用标准、规范、手册、图册及相关技术资料的能力以及计算、绘图数据处理等设计方面的能力。1.2 传动方案拟定传动方案拟定1 1、传动系统的作用及传动方案的特点：、传动系统的作用及传动方案的特点：机器一般是由原动机、传动装置和工作装置组成。传动装置是用来传递原动机的运动和动力、变换其运

4、动形式以满足工作装置的需要，是机器的重要组成部分。传动装置是否合理将直接影响机器的工作性能、重量和成本。合理的传动方案除满足工作装置的功能外，还要求结构简单、制造方便、成本低廉、传动效率高和使用维护方便。本设计中原动机为电动机， 工作机为皮带输送机。 传动方案采用了两级传动，第一级传动为带传动，第二级传动为单级直齿圆柱齿轮减速器。带传动承载能力较低，在传递相同转矩时，结构尺寸较其他形式大，但有过载保护的优点，还可缓和冲击和振动，故布置在传动的高速级，以降低传递的转矩，减小带传动的结构尺寸。齿轮传动的传动效率高，适用的功率和速度范围广，使用寿命较长，是现代机器中应用最为广泛的机构之一。本设计采用

5、的是单级直齿轮传动。减速器的箱体采用水平剖分式结构，用 HT200 灰铸铁铸造而成。2 2、传动方案的分析与拟定、传动方案的分析与拟定1、工作条件：使用年限 8 年，工作为两班工作制，单向运转，不均匀载荷，中等冲击，空载运行。2、原始数据：滚筒圆周力 F=4.5KN；带速 V=1.9m/s；滚筒直径 D=320mm；3、方案拟定：采用带传动与齿轮传动的组带传动具有良好的缓冲，吸振性能，适应大起动转矩工况要求，结构简单，成本低，使用维护方便。图 1带式输送机传动系统简图1第二章第二章 减速器结构选择及相关性能参数计算减速器结构选择及相关性能参数计算2.1 电动机类型及结构的选择电动机类型及结构的

6、选择本减速器设计为水平剖分，选用 Y 系列三相异步电动机，封闭卧式结构。2.2 电动机选择电动机选择1、工作机的功率wP=FV=4.51.9=8.55 (kw)2、总效率总=?齿轮联轴器2轴承=0.960.970.960.993=0.87式中效率由简明机械设计手册P11 表 15 获得3、所需电动机功率)(9.768.55/0.875/KWPPwd总查简明机械设计手册P637 表 19-3 得电机型号选用Y180L-82.3 确定传动装置的总传动比和分配级传动比确定传动装置的总传动比和分配级传动比1、 工作机的转速 n=601000v/（D）=6010001.9/(3.14320)=113.4

7、6 (r/min)2、确定传动装置的总传动比由选定的电动机满载转速满n和工作机主动轴转速In可得传动装置总传动比为：总i=满n/In=730/113.46=6.4343、分配各级传动装置传动比：总传动比等于各传动比的乘积总i=带i齿i取带i=2（普通 V 带 i5）额定功率满载转速堵转转矩比额定转矩最大转矩比额定转矩质量11kw7301.72.0145Pw=8.55KW总=0.87dP=9.76KW电动机选用：Y180L-8n=113.46(r/min)总i=6.4342因为：总i=带i齿i所以：齿i总i带i6.434/23.2172.4 动力运动参数计算动力运动参数计算（一）转速 n0n=满

8、n=730 (r/min)n=0n/带i=满n/带i=730/2=365（r/min）IIn=In/齿i=365/3.27=113.46（r/min）IIIn=IIn=113.46（r/min）（二）功率 P)(9.610kwPPd低速轴：)(369. 901kwPP带高速轴：)(997. 812kwPP轴承轴承卷筒轴)(64. 823kwPP轴承联轴器（三）转矩 T68.127730/9550679./9550000nPT(Nm)低速轴)(15.24501mNiTT带带高速轴21757.34TTi(Nm)卷筒轴27.72723带轴承联轴器iTT(Nm)将上述数据列表如下：轴号功率P/kWN/

9、(r.min-1)T/(Nm)i2带i齿i=3.2170n=730(r/min)n=365(r/min)IIn=113.46(r/min)n3=113.46(r/min)09.61()Pkw19.369()Pkw28.997()Pkw38.64()PkwT0=127.15(N m)1245.15()TN m2757.34T (Nm)3727.27()mTN309.37730127.68218.9976365245.1528.64113.46757.343.2738.64113.46727.271第三章第三章 V V 带传动设计带传动设计3.13.1 确定计算功率确定计算功率查表得 KA=1.2

10、，则PC=KAP=1.29.76=11.721KW3.23.2 确定确定 V V 带型号带型号由于普通 V 带其性能低，而要求的传动的力矩较大，故选用 SPB型窄 V 带。3.33.3 确定带轮直径确定带轮直径（1）确定小带轮基准直径根据机械设计手册P6-18 表 6-18J，小带轮选用直径范围为112140mm，选择dd1=140mm。（2）验算带速v =10006011ndd=60000307140=5.348m/s5m/sv25m/s,带速合适。（3）计算大带轮直径dd2= i dd1（1-）=2140（1-0.02）=274.4mm根据 GB/T 13575.1-9 规定，选取 dd2

11、=280mm3.43.4 确定带长及中心距确定带长及中心距（1）初取中心距 a02102127 . 0ddddddadd得 294a0420， 根据总体布局，取ao=350mm(2) 确定带长 Ld：PC=11.721KW选用SPB型窄V 带dd1=140mmv=5.348m/s,带速合适dd2=280mm取ao=800mm4根据几何关系计算带长得0221210422addddaLdddddo=3504140280280140235022=1373.4mm根据机械设计P145 表 8-2，取 Ld=1400mm。(3)计算实际中心距2L-Ld0d0 aa=21373.4-1400350=363

12、.15mm取370mm3.5.3.5.验算包角验算包角3 .57180121adddd=3 .57370140280180=158.31120，包角合适。3.6.3.6.确定确定 V V 带根数带根数 Z ZZLcKKPPP)(00根据 dd1=140mm 及 n1=730r/min， 查 机械设计手册 P6-14 表 6-180d得 P0=3.53KW,P0=0.22KW查机械设计P155 得 K=0.95，P140 表 8-2 得 KL=0.84则 Z84. 095. 0)22. 053. 3(72.11=3.92，取 Z=43.7.3.7.确定粗拉力确定粗拉力 F F0 0F0=5002

13、)5 .2(500qvZKKPc查机械设计P6-11 表 6.1-15 得 q= 0.192 /m,则F0=500224. 5192. 034. 5495. 0)95. 05 . 2(50072.11=452.13N3.8.3.8.计算带轮轴所受压力计算带轮轴所受压力 Q Qao=350mmLd=1400mm中心距a=370mm=158.31包角合适带数Z=4F0=452.13N5Q=2ZF0sin21=3552.44N第四章第四章 齿轮的设计计算齿轮的设计计算4.14.1、选定齿轮的类型、精度等级、材料及齿数、选定齿轮的类型、精度等级、材料及齿数4.1.1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数

14、、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）按图所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。（2）运输装置为一般工作机器，速度不高，故选用 7 级精度。（3）材料选择：查表可选择小齿轮材料为 40Cr(调质)，硬度为 280HBS；大齿轮材料为 45 钢(调质)，硬度为 240HBS，二者材料硬度差为 40HBS。（4）选小齿轮齿数124Z ，大齿轮齿数23.2 2476.8Z ，取277Z 4.24.2 按齿面接触强度设计按齿面接触强度设计4.2.14.2.1 试算小齿轮的分度圆直径试算小齿轮的分度圆直径321121tHEtdHkTZ Z Zudu1 1）确定公式内的各计算数值）确定公式内的各计算数

15、值试选1.3tk 小齿轮传递转矩1245.15 .TN mm查机械设计p203 图 10-20 可选取区域系数2.5HZ查P192 表 10-7 可选取齿宽系数1d查 P202 表 10-5 可得材料的弹性影响系数12189.8EZMP。查机械设计图 10-21d 得按齿面硬度选取小齿轮的接触疲劳强度极限lim1600HaMP，大齿轮的接触疲劳强度极限Q=3552.44NZ1=24 齿Z2=77 齿Kht=1.3T1=245.157N.md=1Zh=2.5Ze=189.8MPa6lim2550HaMP。按计算式计算应力循环次数9116060665 110300 151.572 10hNn jL

16、 9821.572 104.1 103.2N查图可选取接触疲劳寿命系数10.90HNk，20.92HNk。计算接触疲劳许用应力取失效概率为 1%，安全系数1S ，按计算式(10-12)得1lim110.9 600540HNHHakMPS2lim220.95 550523HNHHakMPS小者为齿轮的接触疲劳许用应力，即H1=523mpa按接触疲劳强度用重合度系数*111arccoscos/(2)arccos24cos20/(242 1)29.841aazzh *222arccoscos/(2)23.666aazzh1122 (tantan)(tantan)/ 21.711azz0.873z2)

17、2)试算小齿轮分度圆直径试算小齿轮分度圆直径公式得3212 1.3 245104.22.5 189.8 0.87380.7213.2523tdmm4.2.24.2.2 调整分度圆直径调整分度圆直径计算圆周速度1180.72 3651.5460 100060 1000td nvm sa1=31.321N91.572 10824.1 10N 1540HaMP2523HaMP129.841a223.666a1.711a1td80.72mm1.54vm s7齿宽 bb=dd1t=80.72mm计算实际载荷系数 KH由机械设计P192 表 102 的 KA=1.5根据 v，7 级精度的 Kv=1.05齿

18、轮圆周力Ft1=2T1/d1t=6070NKAFt1/b=112.8100N/mm查机械设计P196 表 104 得 7 级精度，小齿轮相对支撑对称布置得 KH=1.318KH=KAKVKHKH=1.51.1211.318=2.2114.2.34.2.3 由实际动载荷算得分度圆直径由实际动载荷算得分度圆直径33112.21480.0796.401.3HtHtKddmmK4.34.3 按齿根弯曲疲劳强度计算按齿根弯曲疲劳强度计算4.3.14.3.1 试算模数试算模数31212FtFaSatdFK TY Y YmZ（1 1）确定公式内的各计算数值）确定公式内的各计算数值试选1.3FtK由式（10-

19、5）计算弯曲疲劳强度用重合度系数0.750.750.250.250.6881.711aY计算/FasaFY Y由机械设计P200 图 10-17 查得齿形系数12.65FaY、21.76FaY由机械设计P210 图 10-24c 查得小齿轮和大齿轮得齿根弯曲疲劳极限分别为lim500FMPa、lim380FMPab=80.72mmFt1=6070NKH=2.211196.40dmm0.688Y8由机械设计P208 图 10-22 查得弯曲疲劳寿命系数10.85FNK、20.88FNK取弯曲疲劳安全系数1.4S 1lim11303.57FNFFKMPaS1lim220.88*380238.861

20、.4FNFFKMPaS112.65 1.580.0138303.57FasaFYy2222.23 1.760.0164238.86FasaFYY因为大齿轮得 FasaY Y大于小齿轮，所以取2220.0164 FasaFasaY YYY（2 2）计算模数）计算模数123212()2.32 FtFasatdK TYY YmZ4.3.24.3.2 调整齿轮模数调整齿轮模数(1)计算实际载荷系数 Kf前的数据准备圆周速度112.32 2455.68tdm zmm1 155.68 3651.063/6000060000d nm s齿宽b111 55.6855.68dbdmm 宽高比/b h*(2)(2

21、 10.25)2.325.22athhc mmm 1 155.68 3651.063/6000060000d nm s1.4S 2.32tm 155.68dmm1.063/m s55.68bmm1.063/m s9（2）计算实际载荷系数FK根据1.063/m s，7 级精度，查机械设计P194 得动载系数1.02K1112/2 245100/55.688804tFTdN,1/1 5092/ 41.259237AFtK FbNmm 大于100/Nmm，查机械设计P195 表 10-3 得齿间系数分配系数1.0FK由 机械设计 P196 表 10-4 求得1.318HK,结合/10.67b h 查

22、 机 械 设 计 P197 图 10-13 ， 得1.34FK则 载 荷 系 数 为1.08 1.5 1.0 1.3182.175FAFFKK K KK 由 式 (10-13), 可 得 实 际 载 荷 系 数 算 得 得 齿 轮 模 数332.1752.322.7541.3FtFtKmmmmK对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲疲劳强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲疲劳强度算得的模数 2.754mm并就近圆整为标准值3mmm，接触疲劳强度算得的分度圆直径196.40d

23、，算出小齿轮齿数11/32.1zdm取133z 则大齿轮齿数213.2 33106.1ziz，取2106z ，1z2z互为质数这样设计出得齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲强度，并做到结构紧凑，避免浪费。4.44.4 几何尺寸计算几何尺寸计算1 计算分度圆直径1133 399dzmmm 22106 3318dz mmm 1.02K18804tFN2.754mmm3mmm133z 2106z 199dmm2318dmm102 计算中心距120()/ 2208.5addmm3 计算齿轮宽度11 9999dbdmm 取 100mm考虑不可避免安装误差， 为了保证设计齿宽b和节省材料

24、， 一般将小齿轮略为加宽（5 到 10）mm即1(510)84(510)104109bbmm取1105b mm，而使大齿轮的齿宽等于设计齿宽，即2100bmm4 齿顶圆直径为da1=m（z1+2）=335=105mmda2=m（z2+2) =3121=363mm5 齿根圆直径为df1=m（z1-2.5）=330.5=91.5mmdf2=m（z2-2.5）=3106.5=319.5mm4.54.5 校核校核齿面接触疲劳强度校核h=ZZZuduTKEHdH311) 1(2=501.9MPaH齿根弯曲疲劳强度校核MPaMPazmYYYKTFSaFaF57.30346.10421213d11112F2

25、22132d2283.28238.86FaSaFKT YYYMPaMPam z，安全。4.64.6 主要设计结论主要设计结论0208.5amm100bmm1105b da1=105mmda2=363mmdf1=91.5mmdf2=319.5mm1303.57FMPa2F238.86MPa11齿数133z 、2106z ，模数3mmm，压力角20，中心距158a ，齿宽190bmm，284bmm。小齿轮选用40Cr（调质）。大齿轮选用 45 钢（调质），齿轮按 7 级精度设计。第五章第五章 轴的设计计算轴的设计计算5.15.1 轴的材料和热处理的选择轴的材料和热处理的选择由机械零件设计手册中的图

26、表查得选 45 号钢，调质处理，HBS217255b=650MPas=360MPa1=280MPa5 5.2.2 高速轴的设计高速轴的设计5.2.1 按扭转强度估算轴的直径按扭转强度估算轴的直径轴的输入功率为19.369Pkw转速为 n1=365 r/min根据课本查表计算取 a=110mmb=77mmc=77mmd339.36911032.448365PCmmn考虑有一个键槽，将直径增大 5%，则 d=32.448(1+5%)mm=34.07mm圆整为 35mm以上计算的轴径作为输入轴外伸端最小直径。5.2.2 轴的结构设计，轴上零件的定位、固定和装配轴的结构设计，轴上零件的定位、固定和装配

27、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，齿轮左面、右面均由轴肩轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别和轴承端盖定位，采用过渡配合固定。5.2.35.2.3 求齿轮上作用力的大小、方向求齿轮上作用力的大小、方向1 1 小齿轮分度圆直径小齿轮分度圆直径：d1=99mm2 2 作用在齿轮上的转矩为作用在齿轮上的转矩为：T1 =245.15Nmm3 3 求圆周力求圆周力 FtFtd=35mmd1=99mmT1=245.15N mm12Ft=2T1/d1=2245.15/0.099=4952.52N4 4 求径向力求径向力 FrFrFr=Fttan=4952.52tan20=1

28、802.22N5 5 轴长支反力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：RB1= Ftc/2=2476N垂直面的支反力：RB1= Frc/2=901N5.2.45.2.4 画弯矩图画弯矩图剖面-处的弯矩：水平面的弯矩：MC1= RB1b=190.652Nm垂直面的弯矩：MC1= RB1b =69.377Nm合成弯矩：M1=190.652Nm（7）轴上传递的转矩： T1= 245.15Nmm（8）带作用在轴上的力：预紧力：0F=452.13N带对轴作用力:QF=3552.44N该力产生的弯矩图，如图（e）在轴承 B 处弯矩FM=aQF=390

29、768 Nmm圆 周 力 ：Ft=4952.52N径 向 力 ：Fr=1802.22NRB1= 2476NRB1= 901NMC1190.652NmMC1=69.377NmM11=190.652NmT1=245.15Nmm0F=452.13NQF=3552.44NFM=390768 Nmm13总合成弯矩（f）,考虑到带传动最不利布置情况，与前面的弯矩直接相加，可得总合成弯矩：总IM=IM+FMc/（b+c）=195586Nmm5.2.55.2.5 计算计算 n n 个剖面处当量弯矩个剖面处当量弯矩轴剪应力为脉动循环变应力，=0.6，公式为：M=22TMC-剖面：ICM=22ITM总=23629

30、3Nmm-剖面：IICM=T=25668Nmm总IM=195586Nmm=0.614-剖面：IIICM=22FTM=365235.9Nmm5.2.65.2.6 计算计算、三个剖面的直径三个剖面的直径-1b 为对称循环许用弯曲应力，为 90MPa公式为：d3 1 1 . 0Mcb则-处：dmm14.27 1 1 . 0MIc3 b-处：dmm07.15 1 1 . 0MIIc3b-处：dmm76.28 1 1 . 0MIIIc3 b可以圆整到 30mm5.35.3 低速轴的的设计低速轴的的设计5.3.15.3.1 按扭矩初算轴径按扭矩初算轴径大齿轮轴轴径的初算：大齿轮轴的转速较低，受转矩较大，故

31、取：C=117dmmnC119.4846.1139976. 8112P3322考虑有个键槽，将直径增大 5%，则 d=48.119(1+5%)mm=50.4mm圆整为 50mm以上计算的轴径作为输出轴外伸端最小直径5.1.25.1.2 求齿轮上作用力的大小、方向求齿轮上作用力的大小、方向 1 大齿轮分度圆直径：d1=318mm 2 作用在齿轮上的转矩为：T2 =757.34Nmm 3 求圆周力：FtFt=2T2/d2=4763.145N 4 求径向力：FrFr=Fttan=14425.5tan20=1733.64Nd=50mm27.14mmd 15.07mmd 28.76mmdd=50mmd1

32、=318mmT2=757.34NmmFt=4763.14NFr=1733.64N155.1.45.1.4 轴长支反力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：RB2= Ftc/2=2624.72N垂直面的支反力：RB2= Frc/2=866.82N5.1.55.1.5 画弯矩图画弯矩图剖面-处的弯矩：水平面的弯矩：MC2= RB2b=236.22Nmm垂直面的弯矩：MC2= RB2b =649.15Nmm合成弯矩： M2=690.80Nmm5 5 轴上传递的转矩：轴上传递的转矩：T2=757.34Nmm（7 7）计算）计算 n n 个剖面处当

33、量弯矩个剖面处当量弯矩轴剪应力为脉动循环变应力，=0.6，公式：M=22TMC-剖面：ICM=22ITM=109879.31Nmm-剖面：IICM=T=100776Nmm-剖面：IIICM=T=100776Nmm（8 8）计算）计算、三个剖面的直径三个剖面的直径-1b 为对称循环许用弯曲应力，为 90MPa公式为：d3 1 1 . 0Mcb则 -处：dmm78.49 1 1 . 0MIc3 b-处：dmm07.15 1 1 . 0MIIc3 bRB2=2624.72NRB2=866.82NMC2=236.22NmmMC2=649.15NmmM2=690.80NmmICM=109879.31Nm

34、mIICM=100776NmmIIICM100776Nmm49.78mmd15.07mmd 16-处：dmm37.22 1 1 . 0MIIIc3 b5.45.4 轴强度的校核轴强度的校核按扭转合成应力校核轴强度，由轴结构简图及弯矩图知处当量弯矩最大，是轴的危险截面，故只需校核此处即可。强度校核公式：e=总IM/W-15.4.15.4.1 低速轴低速轴轴是直径为 50 的是实心圆轴，W=113.2*10-7Nmm轴材料为 45 号钢，调质，许用弯曲应力为-1=65MPa22.37mmdW=113.210-7Nmm17则e=总IM/W=22.37-1= 65MPa故轴的强度满足要求5.4.25.

35、4.2 高速轴：高速轴：轴是直径为 65 的是实心圆轴，W=24.59*10-6Nmm轴材料为 45 号钢，正火，许用弯曲应力为-1=65MPa则e= M2/W=33.13-1= 65MPa故轴的强度满足要求第六章第六章 轴承、键和联轴器的选择轴承、键和联轴器的选择6.16.1 轴承的选择及校核轴承的选择及校核初步选择滚动轴承。因轴转速较高，且只承受径向载荷，故选取深沟球轴承。根据初算轴径，考虑轴上零件轴向定位和固定，估计初装轴承处的轴径并假设选用轻系列，查机械设计手册定出滚动轴承型号列表如下：根据条件，轴承预计寿命10 年300 天16 小时=48400 小时轴的轴承使用寿命计算小齿轮轴承型

36、号选用 6209，查得kNCr5 .29，KNFr1.802min/365rn ，0 . 1pf，1tf,3径向当量动载荷：NFPr802. 1轴承的寿命：轴号轴承型号基本尺寸 mm基本额定载荷dDBkNCr/1620945851921.526212601102247.8e= 65MPaW=24.5910-6Nmme= 65MPa1.802PN1836610101 31.5243906484006060 365 1.0 1.802thpf CLhhnf P故满足寿命要求。轴的轴承使用寿命计算大齿轮轴承型号选用 6212，查得kNCr8 .47，NFr249. 5min/36.76rn ，0 .

37、 1pf，1tf,3径向当量动载荷：KNFPr249. 5轴承的寿命：hhPfCfnLpth48400110933249. 50 . 18 .471 46.1136010601031066故满足寿命要求。6.26.2 键的选择计算及校核键的选择计算及校核轴上的键：查手册，选用 A 型平键。NFt8 .3702,MPap70A 键hkmmLmmhmmb5 . 070810，键长，键高键宽根据式MPaMPakLdTp7050357085 . 015.24520002000故键强度符合要求轴上的键：NFt35121A键mmLmmhmmb100916111，键长，键高键宽2A键mmLmmhmmb801

38、118222，键长，键高键宽根据式MPaMPakLdTp7032.675010095 . 034.757200020001243906hLh5.249PKN11093348400hLhhNFt8 .37025070pMPaMPaNFt351267.32pMPa19MPaMPakLdTp7096.526580115 . 034.757200020002故键强度符合要求。6.36.3 联轴器的选择联轴器的选择由于减速器载荷平稳，速度不高，无特殊要求，考虑拆装方便及经济问题，选用弹性套柱联轴器K=1.3CT=,127.68n.m选用 LT9 型弹性套住联轴器，公称尺寸转矩nT=1000，CTnT。采用 Y 型轴孔，A 型键轴孔直径选 d=50，轴孔长度 L=112LT9 型弹性套住联轴器有关参数第九章第九章 减速器润滑、密封及附件的选择确减速器润