机械设计课程设计

目录一选择电机3页二传动比分配4页三计算各轴转速4页四计算各轴的转矩5页五、皮带设计6页六链设计9页七高速齿轮设计11页八低速齿轮设计15页九轴齿轮轴的结构设计19页十轴中间轴的结构设计24页十一轴输出轴的结构设计30页十二轴承的校核计算37页1轴轴承37页2轴轴承37页3轴轴承39页十三、键的校核39页1轴键的校核39页2轴键的校核40页3轴键的校核40页十四箱体的结构设计41页十五减速器的附件43页课程设计任务书设计数据运输带传递的有效圆周力F7700N运输带速度V075M/S滚筒的计算直径D560MM设计要求原动机为电动机，齿轮单向传动，有轻微冲击。工作条件工作时间10年，每年按300天计单班工作（每班8小时）。传动示意图如下一选择电机1确定工作机功率KWP75107FV工作2原动机功率、KWPP278059609650924电滚筒联轴器链齿轮轴承带总总工作电3估计电动机转速MIN4218IN6913025I67501864363264222RRNRDVNIIIIINI）（）（）（）（电动机滚筒总齿轮链带齿轮链带总滚筒总电动机滚筒电动机总KWP75工作80总NKWP27电MIN6025RN滚筒4选择电动机根据电动机的功率和转速范围，选择电机为表11电动机选择型号功率转速效率YB2M475KW1440R/MIN87二传动比分配5023742560124齿轮带总链齿轮带总平滚筒电机总齿轮链带则若取IIIINII三计算各轴转速5106257MIN723140I962IN50431MI62422滚筒滚筒链齿轮带电动机齿轮带电动机齿轮带电动机带电动机因为轴轴轴轴NRIINIRINI256总I5023链齿轮带IIMIN572963I04RNR四计算各轴的转矩MNTMNTKWPKKWPMNNPTII66565232221028571059931054210598169607905735629705782950各轴转矩各轴功率计算公式链齿轮轴承带电动机齿轮轴承带电动机齿轮轴承带电动机带电动机KWP163928MNT655102893五、皮带设计由已知得MIN140RN电动机小轮1确定计算功率CAP由表87查得工况系数KA故KWACA94721电动机2、选择V带的带型根据由图811选用A型带小轮NPCA3确定带轮的基准直径1D初选小带轮的基准直径。由表86和表88，取得小带轮的基准直径MD251验算带速，按式（813）验算皮带的速度V故带速合适因为小轮SMVSND3054291601计算大带轮的基准直径2D根据式（813A），得大带轮的基准直径MDD2807512）圆整为根据表（4确定V带中心距和基准长度DL根据式（820）MADD50812321700初选中心距MIN140RN小轮KWPCA947MD125SV49MD280由式（822）计算所需的基准长度MLMADALDD160281645428250120210选带的基准长度由表按式（823）计算实际中心距AMLALLADD524031476214805XIN0中心距的变化范围M5245验算小带轮的包角1901647635281AD6计算皮带的根数Z计算单根V带的额定功率RP由,查表84A得MIN140125ND和KWP9064根据型带和，AIRN2N1MLD160A4716查表84B得KWP1650查表85得9K查表82得LKWPLR95190560因此计算V带的根数Z取5根0724RCAPZ7计算单根V带的初始拉力的最小值由表83得A型带的单位长度质量MKGQ10所以NVPZKFCA4169853742910720522MIN0因使带的实际初拉力MIN0F8计算压轴力PFNFZP9214316SIN5MI0MIN压轴力的最小值为KWPR951取5根ZNF416MIN0NFP92143六链设计确定传动功率KWP396链1选择小链轮齿数取小链轮的齿数，大链轮的齿数为1Z48572912取为ZI2确定计算功率由表96查得0AK由图913查得371Z单排链，则计算功率为KWPPZCA758960链3选择链条型号和节距根据MIN231RNPCA和查图911，可选28A1查表91，链条的节距为45P4计算链节数和中心距初选中心距5213400A取，相应的链节数为MA506210150429489452021210APZZPL取节PLKWP396链1Z482取为KWPCA75845P节102PL查表97得到中心距计算系数2476501F则链传动的最大中心距为MZLPFA15084819024527615计算链速，确定润滑方式SMPZNV9016045923160由,查图914，选择滴油润滑ASM89和链号6计算压轴力PF有效圆周力NVE71093610链链轮水平布置时的压轴系数5FPK则压轴力为NFEP816570MA1508SMV90NFP8165七高速齿轮设计1选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数选用直齿圆柱齿轮传动运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度材料选择。由表101选择小齿轮材料为40CR调质，硬度为280HBS。大齿轮为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。选小齿轮齿数，大齿轮齿数为241Z7876322ZZ取为，2按齿面接触疲劳强度设计由设计计算公式（109A）进行试算，即3211HEDZUKTD确定公式内的各计算数值试选载荷系数3TK计算小齿轮的转矩MNNPT56111054809查表1017选取齿宽系数D查表106得材料的弹性影响系数2189MPAZE由图1021D按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限。大齿轮的接触疲劳H601LIM强度极限A52LI由式（1013）计算应力循环次数241Z7MNT510MPAH601LIM52LI8291065N812910653810324NJLN由图1019取接触疲劳寿命系数97095021HNHNK计算接触疲劳应力取失效概率为1，安全系数S1。由式（1012）MPASKHN531097652LIM12LI1计算试算小齿轮分度圆直径，带入中较小的TD1H值MZUTKDHEDTT60745381924103225211计算圆周速度VSMNDVT214106741计算齿宽BDBT6741计算齿宽与齿高之比H模数692401ZMTT齿高MHT0552MPAH53612MDT60741SMV21468105274HB计算载荷系数根据，7级精度，由图108查得SMV动载系数980VK直齿轮1FH由表102查得使用系数A由表104用插值的法查得7级精度，小齿轮相对轴承非对称布置时求得421HK查图1013341F故载荷系数391280HVA按实际的载荷系数校正所算的分度圆直径MKDTT0656074331计算模数521ZM3按齿根弯曲强度设计确定公式内的各计算数值由图1020C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限,大齿轮的弯曲MPAFE501MPAFE3802由图1018取弯曲疲劳寿命系数910821FNNKK计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S14MPASKFENF24713809952211391KMD065172MPAFE501382MPAF24793131K计算载荷系数314980FVAK查取齿形系数由表105查得266521FAFAY查取应力校正系数由表105查得741821SASA计算大，小齿轮的,并加以比较FY01592476329318521FSAFY大齿轮的数值大设计计算9351015924321FSADYZKTM圆整为标准值,按接触强度算的分度圆径算得大齿轮齿数861D30261Z532Z取04几何尺寸的计算1计算分度圆直径MD21063212计算中心距9351M31Z062取ZMD21391AMB71621392621DA3计算齿轮宽度MBD1取BMB762八低速齿轮设计1选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数选用直齿圆柱齿轮传动运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度材料选择。由表101选择小齿轮材料为40CR调质，硬度为250HBS。大齿轮为45钢（调质），硬度为210HBS，二者材料硬度差为40HBS。选小齿轮齿数，大齿轮齿数为241Z7876322ZZ取为，2按齿面接触疲劳强度设计由设计计算公式（109A）进行试算，即3211HEDZUKTD确定公式内的各计算数值试选载荷系数3TK计算小齿轮的转矩MNNPT5611109352049查表1017选取齿宽系数D查表106得材料的弹性影响系数2189MPAZE由图1021D按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限。大齿轮的接触疲劳H501LIM强度极限A2LI由式（1013）计算应力循环次数241Z7MNT51093MPAH501LIM2LI8291065N81210439510326NJLN由图1019取接触疲劳寿命系数985096021HNHNKK计算接触疲劳应力取失效概率为1，安全系数S1。由式（1012）MPASKHN35021985062LIM12LI1计算试算小齿轮分度圆直径，带入中较小的TD1H值MZUTKDHEDTT9673502819410325211计算圆周速度VSMNDVT0510496710计算齿宽BDBT9671计算齿宽与齿高之比H模数08421ZMTT齿高MHT195MPAH350261MDT9671SMV051671089HB计算载荷系数根据，7级精度，由图108查得SMV5动载系数0VK直齿轮1FH由表102查得使用系数A由表104用插值的法查得7级精度，小齿轮相对轴承非对称布置时求得4281HK查图1013381F故载荷系数071425HVA按实际的载荷系数校正所算的分度圆直径MKDTT83969331计算模数81ZM3按齿根弯曲强度设计确定公式内的各计算数值由图1020C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限,大齿轮的弯曲MPAFE4201MPAFE260由图1018取弯曲疲劳寿命系数930921FNNKK计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S14MPASKFENF173426092211071KMD8391MPAFE42016MPAF1732005K计算载荷系数035187FVAK查取齿形系数由表105查得266521FAFAY查取应力校正系数由表105查得741821SASA计算大，小齿轮的,并加以比较FY02717364258521FSAFY大齿轮的数值大设计计算9320274190522531FSADYZKTM圆整为标准值,按接触强度算的分度圆径,算得大齿轮齿数MD67139671Z0532Z取4几何尺寸的计算1计算分度圆直径MD318069212计算中心距932M31Z062取ZMD31892501AMB10492520831921DA3计算齿轮宽度MBD1取BMB0492九轴齿轮轴的结构设计1求轴上的功率11T,和转矩转速NPMNTRNKW5110I/6482求作用在齿轮上的力因为已知高速级小齿轮的分度圆直径为ZDT6321而NFTTRT94102TAN302AN15带轮的压轴力NP9143初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45号刚调质处理，按扭转强度法计算的直径，取120A2656483310MINPD4确定轴的结构与尺寸1拟定轴上零件的装配方案,如图所示MNTRNKWP510IN/648NFT301R942P26MINDMD30214322根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度根据带轮结构和轴上有键槽，所以轴的的最小直径为了满足带轮的轴向定位要求，12轴MD3021端右端需制出一轴肩，故取12段的直径；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取432挡圈直径，由图814知皮带轮宽D0取。为了保证DL51ML6032轴端挡圈只压在带轮上而不压在轴的端面上，故12段的长度应比略短些，现取1L5821初步选择滚动轴承。因轴承只承受径向力的作用，故选深沟轴承。参照工作并根据，由轴承MD4032产品目录中初选深沟轴承6309，轴承尺寸为故19854TDD。左右端轴承LM198743743而，都采取轴间定位，由手册上查得6209型轴承的定位轴肩高度，因此取。轴上小H5MD54齿轮的轮毂宽度,取齿轮距离箱体内壁B10小的距离，两圆柱齿轮的距离，考MA6C20虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴承的位置时，因距离箱体内壁一段距离，取，所以S8。L1420145取齿轮处的轴段56的直径轴上小齿MD56轮轮毂宽度，所以。取齿轮距B7小71L离箱体内壁的距离，两圆柱齿轮的距离A1，考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴承MC20ML5821MLD194587435ML1485D6L75MDL52476L32的位置时，因距离箱体内壁一段距离，取。SM8所以，。ML248167D576取轴承端盖的总宽度为。根据润滑要求和传动30空间的要求，取轴承端盖外端面与带轮的距离为所以M35L32至此，已初步确定轴的各段直径和长度，如下图所示3轴上零件的周向定位带轮与轴的周向定位采用平键连接。按MD3021查表61得平键截面,键槽长为78HB5带轮与轴的配合为，为过盈配合。6MH确定轴上的圆角和倒角参考表152，取轴端倒角为452各轴肩R1求轴上的载荷轴的计算简图先计算作用在轴承水平面上的力，简图如21NHF和下平键,78HB键槽长为M50NFNH067981242水平作用图由题意可得NFNFLFHNHNHCDTBNH241067986932211112得到弯矩方程如下6905352211XXFMNHCDBA6902415135067893021XXMCDBA由三个方程得弯矩图如下水平面弯矩图再计算垂直面上的力。21NVF和NFNV851723垂直面由题意可得NFNFLFLFVNVNVADPCRBDVNV8713285172356946906221112得到弯矩方程如下6905522111XXFMNVCDNVPBA69087132513581394211XXXMCDBA由三个方程得弯矩图如下垂直面弯矩图分析两弯矩图，可知最大弯矩存在于B,C两点。B点的合成弯矩为MNMB721495合C点的合成弯矩为658130561422合扭矩图如下扭矩图4按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上最大弯矩和扭矩截面的强度。根据以上计算的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力60MPAWTCA515100687332222前已选定轴的材料为45钢，调质处理，查得，因此，故安全。611CA十轴中间轴的结构设计1求轴上的功率222T,和转矩转速NPMPACA51MNTRNKWP521093IN/46NFT09215R6MNTRNKWP5221093IN/462求作用在齿轮上的力求作用在轴上大齿轮上的力。（与轴上齿轮啮合的齿轮）因为已知轴大齿轮的分度圆直径为ZDT210622大大而NFTTRT0162TAN0915AN3215求作用在轴上小齿轮的力（与轴大齿轮啮合的齿轮）。因为已知轴小齿轮的分度圆直径为MZDT32而NFTTRT0627TAN460AN912353初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45号钢调质处理，按扭转强度法计算的直径，取120A2438563310MINPD4确定轴的结构与尺寸1拟定轴上零件的装配方案,如图所示NFT42623R072438MIND45621MD03ML10322根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度根据轴上有俩个键槽，所以轴的的最小直径。MD45IN初步选择滚动轴承。因轴承只承受径向力的作用，故选深沟轴承。参照工作并根据，由轴承MD45IN产品目录中初选深沟轴承6209，轴承尺寸为，故19854TDD6521取齿轮处的轴段23的直径齿轮的左端D03与左轴承之间采用套筒定位。已知轴上小齿轮轮毂宽度，为了使套筒可靠地压紧齿轮此MB104小轴端应略短于轮毂宽度，故取。齿轮的ML1032右端采用轴肩定位，轴肩的高度，故取DH7，则轴环处的直径H5643D同样可知，MD054L25取齿轮距离箱体内壁的距离，两圆柱齿轮MA1的距离，考虑箱体的铸造误差，在确定滚C2动轴承的位置时，因距离箱体内壁一段距离，取S，还因为齿轮轮毂的宽度要大于轴上安装的S8长度一点，我们取该长度为。考虑齿轮间的正4确配合，还应加上，轴承总宽。考5T19虑轴上齿轮轮毂宽大于轴大齿轮轮毂宽，所以。ML542816976521确定两齿轮之间的距离取为L043至此，已初步确定轴的各段直径和长度，如下图所示。6043MD5L24ML54976521L43小齿轮平键截面,键槽914HB长为M80大齿轮与轴配合的键槽为59143轴上零件的周向定位小齿轮与轴的周向定位采用平键连接。按查表61得平键截面,键MD5032914HB槽长为小齿轮轮与轴的配合为，为过867MH盈配合。同样，大齿轮与轴配合的键槽为50914确定轴上的圆角和倒角参考表152，取轴端倒角为，各轴肩452MR261求轴上的载荷轴的计算简图先计算作用在轴承水平面上的力，简图如下21VF和NFNH514897321水平作用图由题意可得NFNFLFLFNHNHNHCDTBDTADTNH5148497369027626921121231得到弯矩方程如下6903221131XXFMNHCDTBA6905148135846973221XXMCDBA由三个方程得弯矩图如下NFNV140252水平面弯矩图再计算垂直面上的力21NVF和垂直面由题意可得NFNFLFLFNNVNVCDRBDRADNVV140215695170622121231得到弯矩方程如下690135822131XXFMNVCDRBA69014013586752211XXXMCDBA由三个方程得弯矩图如下垂直面弯矩图分析两弯矩图，可知最大弯矩存在于B点。B点的合成弯矩为226109754合BMNM38扭矩图如下扭矩图4按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上最大弯矩和扭矩截面的强度。根据以上计算的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力60MPAWTCA8350139742222前已选定轴的材料为45钢，调质处理，查得MPACA83MNTRNKWP53109IN/26NFVT1286903P5MD695IN，因此，故安全。MPA6011CA十一轴输出轴的结构设计1求轴上的功率333T,和转矩转速NPMNTRNKW533109I/262求作用在齿轮上的力因为已知齿轮的分度圆直径为ZDT31863而NFTTRT12860TAN2960AN5231链轮的压轴力NP853初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45号刚调质处理，按扭转强度法计算的直径，取120A695330MINPD4确定轴的结构与尺寸1拟定轴上零件的装配方案,如图所示MD6087ML9387MLD25761842根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度根据链轮结构和轴上有键槽，所以轴的的最小直径。为了满足链轮的轴向定位要求，轴端MD6087左端需制出一轴肩，故取67段的直径；MD706右端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径，查机械设计书知链轮轮毂宽D70MHLDZPDK4395862016398SIN为了保证轴端挡圈只压在链轮上而不压在轴的端面上，故12段的长度应比略短些，现取1ML9387初步选择滚动轴承。因轴承只承受径向力的作用，故选深沟轴承。参照工作并根据，由轴D076承产品目录中初选深沟轴承6215，轴承尺寸为故251307TDD。左右端轴承都采ML62165而，取轴间定位，由手册上查得6215型轴承的定位轴肩高度，因此取。MHD8754取齿轮处的轴段23的直径齿轮的左端032MD8032L9576MLD1243L521L93251054平键截面,键槽142HB长为80链轮与轴平键截面18HB键槽长为M0与左轴承之间采用套筒定位。轴上齿轮轮毂宽度，为了使套筒可靠地压紧齿轮此轴端应MB9略短于轮毂宽度，故取。齿轮的右端采用ML9576轴肩定位，轴肩高度故取,则轴DH0H6环处的直径，长度D243L1243取齿轮距离箱体内壁的距离，考虑箱体的A铸造误差，在确定滚动轴承的位置时，因距离箱体内壁一段距离，取所以SM8，L52416251取轴承端盖的总宽度为。根据润滑要求4和传动空间的要求，取轴承端盖外端面与链轮的距离为所以3L9332考虑轴能和轴正确配合，所以51054L至此，已初步确定轴的各段直径和长度，如下图所示。3轴上零件的周向定位齿轮与轴的周向定位采用平键连接。按MD8032查表61得平键截面,键槽长为142HB带轮与轴的配合为，为过盈配合。67MH链轮与轴的周向定位采用平键连接。按D6087查表61得平键截面,键槽长为18HBM链轮与轴的配合为，为过盈配合67确定轴上的圆角和倒角参考表152，取轴端倒角为，452各轴肩MR61NFNH421983702求轴上的载荷轴的计算简图先计算作用在轴承水平面上的力，简图如21NHF和下水平作用图由题意可得NFNFLFHNHTNHBCTACNH421983874025621321312得到弯矩方程如下1800265131XMXCDTNHBANFNV130824591180026582960874211XMXXMNCDBA由三个方程得水平面弯矩图再计算垂直上的力21NVF和垂直面由题意可得NFNFLFLFNVNVVNCDPBRACVPN130824509657918621121312得到弯矩方程如XFMPCDRNVBA8165640922111XXXMCDBA弯矩图如下垂直面弯矩图分析两弯矩图，可知最大弯矩存在于B,C两点。B点的合成弯矩为MNMB28570374642合C点的合成弯矩为C9合扭矩图如下扭矩图5按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上最大弯矩和扭矩截面MPACA5726的强度。根据以上计算的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计60算应力MPAWTCA5726510906893432222前已选定轴的材料为45钢，调质处理，查得，因此，故安全。011CA十二轴承的校核计算轴轴承初选深沟轴承6209，查设计手册可得轴承的基本额定静载荷，基本额定动载荷。KNCR520KNCR5311求相对轴向载荷对应的E值与Y值。由于是直齿齿轮，所以产生的轴向力近似为。相对FA0轴向载荷为，在表中小于0025,对应的E0CFA值小于022。在校核轴的强度时，已知轴承2承受的径向力比轴承1大，为，故求2RF532687342得。ERA022求Y值。查表可得，X1，Y0。3求当量动载荷。查表可得，取载荷系数,P21PF根据NFXFARP43605214验算6209轴承的寿命，根据HPCNLH24031524316056036高于预期计算寿命，所以满足要求，选用6209号轴承。轴轴承初选深沟轴承6209，查设计手册可得轴承的基本额定静载荷，基本额定动载荷。KNCR520KNCR531KNCR520R312RF536PFNP24360KNCR520R311求相对轴向载荷对应的E值与Y值。由于是直齿齿轮，所以产生的轴向力近似为。相对NFA0轴向载荷为，在表中小于0025,对应的E0CFA值小于022。在校核轴的强度时，已知轴承1承受的径向力比轴承1大，为，故求得1RF952749732。ERA02求Y值。查表可得，X1，Y0。3求当量动载荷。查表可得，取载荷系数,P21PF根据NFXFARP596351274验算6209轴承的寿命，根据HPCNLH24010959613066低于预期计算寿命，重新选择6309号轴承，由于轴承宽度远小于轴的总长度，故求的的力相差不大，当量动载荷。此时6309轴承基N96153本额定动载荷。KCR820HPNLH24531759613066满足要求，此时轴的结构尺寸如下1RF9527PFNP5963KNCR8520ML536521轴轴承初选深沟轴承6215，查设计手册可得轴承的基本额定静载荷，基本额定动载荷。KNCR5490KNCR061求相对轴向载荷对应的E值与Y值。由于是直齿齿轮，所以产生的轴向力近似为。相对FA轴向载荷为，在表中小于0025,对应的E0CFA值小于022。在校核轴的强度时，已求得轴承2承受的径向力大于轴承1为，故求2RF924308419832得。ERA02求Y值。查表可得，X1，Y0。3求当量动载荷。查表可得，取载荷系数,P21PF根据NFXFARP913457214验算6307轴承的寿命，根据HPCNLH240630791345760366高于预期计算寿命，所以满足要求，选用6217号轴承。十三键的校核计算轴的键校核键，轴和轮毂的材料都是钢，查表可得许用挤压应KNCR06R5492RF914PFNP9457力取平均值，110MPA。，MPA120PP1对带轮轴向定位的键的截面尺寸BH8MM7MM,轴径,根据轮毂长度，MD30取键长L50MM，所以，键的工作长度42MM，L键与轮毂槽的接触高度,MHK5375根据PPMPAKLDT4302511023所以，此键满足要求。轴的键校核键，轴和轮毂的材料都是钢，查表可得许用挤压应力取平均值，110MPA。，MPA120PP1轴径,对高速级大齿轮轴向定位的键的MD5截面尺寸BH14MM9MM,根据轮毂长度，取键长L50MM，所以，键的工作长度36MM，键L与轮毂槽的接触高度,根MHK54905据PPMPAKLDT27634192103所以，此键满足要求。2轴径,对低速级小齿轮轴向定位的键的M5截面尺寸BH14MM9MM,根据轮毂长度，取键长L80MM，所以，键的工作长度66MM，键L与轮毂槽的接触高度,根MHK54905据PPMPAKLDT61504392103所以，此键满足要求。轴的键校核键，轴和轮毂的材料都是钢，查表可得许用挤压应力取平均值，110MPA。，MPA120PP十四箱体的结构设计箱体是加速器中所有零件的基座，是支承和固定轴系部件、保证传动零件正确相对位置并承受作用在减速器上载荷的重要零件。箱体一般还兼作润滑油的油箱。机体结构尺寸，主要根据地脚螺栓的尺寸，再通过地板固定，而地脚螺尺寸又要根据两齿轮的中心距A来确定。设计减速器的具体结构尺寸如下表表61减速器铸造箱体的结构尺寸名称符号结构尺寸箱座壁厚9箱盖壁厚19箱盖凸缘厚度B1351轴径,对低速级大齿轮轴向定位的键的MD80截面尺寸BH22MM14MM,根据轮毂长度，取键长L80MM，所以，键的工作长度58MM，L键与轮毂槽的接触高度,MHK71450根据PPMPAKLDT80571921033所以，此键满足要求。2轴径,对链轮轴向定位的键的截面尺寸M6BH18MM11MM,根据轮毂长度，取键长L80MM，所以，键的工作长度62MM，键与轮L毂槽的接触高度,根据MHK5105PPMPAKLDT3960251023所以，此键满足要求。箱座凸缘厚度B135箱座底凸缘厚度223地脚螺栓直径FD20地脚螺栓数目N4轴承旁连接螺栓直径116盖与座连接螺栓直径2D12连接螺栓D2的间距L180轴承端盖螺钉直径38检查孔盖螺钉直径4D8定位销直径8DF,D1,D2至外箱壁距离1C见表42DF,D1,D2至凸缘边缘距离2见表42轴承旁凸台