机械设计课程设计-两级圆柱齿轮减速器T=700,V=0.8,D=360.doc

机械设计课程设计说明书设计题目：带式运输机传动装置设计组 别：1 设计题号：8全套图纸加扣3012250582 姓名： 学号：班级：机1101-2院系：机械工程学院专业：机械制造及其自动化指导老师：二一四 年 七 月目录第一章设计任务书。1第二章传动系统方案的总体设计。1第三章电动机的选择。2第四章传动比的分配。3第五章传动零件的设计计算。4第六章减速器传动零件的设计计算。6第七章轴的设计计算。17第八章动滚轴承的选择及其寿命验算。28第九章键联接的选择。31第十章联轴器的选择。32第十一章箱体及附件的结构设计。32第十二章减速器润滑方式及密封种类的选择。33设计小结。33参考文献。34计算与说明主要结果第1章 设计任务书1、设计带式输送机的传动系统，采用两级圆柱齿轮减速器的齿轮传动。2、工作条件：连续单向运转，工作时有轻微振动，使用期限为10年，小批量生产，单班制工作，运输带速度允许误差为5% 。3、原始数据：运输机工作轴转矩 T=700N.m运输带的工作速度 v=0.8运输带的卷筒直径 D=360mm4、传动装置简图：第2章 传动系统方案的总体设计1、方案设计图：2、设计要求：卷筒直径D=360mm，运输机工作轴转矩T=700N.m,线速度V=0.8m/s，连续单向运转，工作时有轻微振动，使用期限为10年，小批量生产，单班制工作，运输带速度允许误差为5% 。3、第一级为带传动，第二级为圆柱齿轮减速器。4、带传动能缓冲、吸振，过载时有安全保护作用。确定传动方案:减速器的类型为二级展开式斜齿圆柱齿轮减速器计算与说明主要结果第三章电动机的选择1、电动机容量选择根据已知条件由计算得知工作机所需有效功率设：带传动效率。=0.96每对滚动轴承效率。=0.99为7级齿轮传动的效率。=0.98为联轴器的效率。=0.99输送机滚筒效率。=0.96估算传动系统的总效率：工作机所需的电动机攻率为：Y系列三相异步电动机技术数据中应满足：。,因此综合应选电动机额定功率2、电动机的转速选择根据已知条件由计算得知输送机滚筒的工作转速经查表按推荐的传动比合理范围，V带传动的传动比i24，二级圆柱斜齿轮减速器传动比i840，则总传动比合理范围为ia16160，电动机转速的可选范围为:ndianw（16160）426726720r/min方案比较计算与说明主要结果方案号型号额定功率KW同步转速r/min满载转速r/min1Y112M24.0KW300028902Y112M44.0KW150014403Y132M164.0KW10009604Y160M184.0KW750720综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、和带传动、减速器的传动比，可见第2种方案比较合适，因此选用电动机型号为Y112M4，其主要参数如下表：方案号型号额定功率KW同步转速r/min满载转速r/min堵转转矩额定转矩最大转矩额定转矩2Y112M44.0KW150014402.22.2第4章 传动比的分配1、 总传动比由选定的电动机满载转速nm和工作机主动轴转速nw，可得传动装置总传动比为：2、 分配传动装置传动比式中、分别为带传动和减速器的传动比。为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取带3，则减速器传动比为减根据各原则，查图得高速级传动比为高，则低3、 传动系统的运动和动力参数计算3.1 各轴转速电动机型号Y112M4计算与说明主要结果3.2 各轴输入功率3.3 各轴输入转矩运动和动力参数结果如下表：效率P(KW)转矩T()转速n（r/min）传动比 i效率输入输出输入输出电机轴3.7024.54144030.96轴13.563.4570.6869.274803.850.97轴23.453.35264.01258.73124.682.970.97轴33.353.12760.74745.5341.981.00.93卷筒轴3.123.12708.62694.4541.98第5章 传动零件的设计计算1、 确定计算功率Pca由1表8-8查得工作情况系数KA=1.0，故Pca=KAP=1.04=4.0kw2、 选择V带的带型根据Pca、nm由1图8-11选用A型。3、 确定带轮的基准直径dd并验算带速v1)初选小带轮的基准直径dd1。由1表8-7和表8-9，取小带轮的基准直径各参数如左图所示Pca=4.0kwA型计算与说明主要结果dd1=90mm。1) 验算带速v。按1式（8-13）验算带的速度因为5m/sv30m/s,故带速合适。3） 计算大带轮的基准直径。根据1式（8-15a)，计算大带轮的基准直径根据1表8-9，取标准值为dd2=280mm。4、 确定V带的中心距a和基准长度Ld1) 根据1式（8-20），初定中心距a0=500mm2) 由1式（8-22）计算带所需的基准长度由1表8-2选带的基准长度Ld=1640mm。3） 由1式（8-23）计算实际中心距a。按1式（8-24），中心距的变化范围为504578mm。5、 验算小带轮上的包角16、 计算带的根数z1） 计算单根V带的额定功率Pr。由dd1=90mm和nm=1440r/min，查1表8-4得P0=1.064kw。根据nm=1440r/min，i=3和A型带，查1表8-5得P0=0.17kw.查1表8-6得 K=0.95，1表8-2得KL=0.99，于是2） 计算V带的根数z。取4根。7、 计算单根V带的初拉力F0由1表8-3得A型带的单位长度质量q=0.105kg/m，所以8、 计算压轴力Fpdd1=90mmdd2=280mmLd=1640mm计算与说明主要结果第6章 减速器传动零件的设计计算1、 高速级齿轮传动的设计计算1、 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1)选用斜齿圆柱齿轮传动2)运输机为一般工作机器，速度不高，由1表10-6知，选用7级精度（GB10095-88）3)材料选择：由1表10-1选择小齿轮材料为40Cr钢（调质），齿面硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度为240HBS。二者材料硬度差为40HBS。4)选小齿轮齿数为，大齿轮齿数 5）初选螺旋角=14，压力角=20。2、按齿面接触疲劳强度设计 由1式（10-24）进行试算小齿轮分度圆直径，即 (1)确定公式内的各参数值1)试选载荷系数 2)计算小齿轮传递的转矩 3)由1表10-7选取齿宽系数 4)由1表10-5查得材料的弹性影响系数 5)由1图10-20查取区域系数6）由1式（10-21）计算接触疲劳强度用重合度系数。选用斜齿圆柱齿轮传动计算与说明主要结果 7）由1式（10-23）可得螺旋角系数8)计算接触疲劳许用应力由1图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为，。由1式（10-15）计算应力循环次数：由1图10-23查得接触疲劳寿命系数 取失效概率为1%，安全系数S=1，由1式（10-14）得取和中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即(2） 计算1)试算小齿轮分度圆直径2） 调整小齿轮分度圆直径计算实际载荷系数前的数据准备圆周速度尺宽计算实际载荷系数。由1表10-2查得使用系数根据，7级精度，由1图10-8查得动载系数齿轮的圆周力，计算与说明主要结果，查1表10-3得齿间载荷分配系数由1表10-4插值查得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时 则载荷系数为由1式（10-12），可得按实际载荷系数算得的分度圆直径及相应的齿轮模数3、 按齿根弯曲疲劳强度设计（1） 由1式（10-20）试算齿轮模数，1） 确定公式内各参数值试选载荷系数由1式（10-18）,可得计算弯曲疲劳强度的重合度系数由1式（10-19）,可得计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数.计算由当量齿数,查1图10-17,得齿形系数计算与说明主要结果 由1图10-18查得应力修正系数 由1图10-24c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 大齿轮的弯曲疲劳强度极限 由1图10-22取弯曲疲劳寿命系数 取弯曲疲劳安全系数S=1.4,由1式（10-14）得 因为大齿轮的大于小齿轮,所以取2) 试算齿轮模数(2) 调整齿轮模数1) 计算实际载荷系数前的数据准备.圆周速度尺宽齿高h及宽高比b/h2）计算实际载荷系数。根据，7级精度，由1图10-8查得动载系数计算与说明主要结果，查1表10-3得齿间载荷分配系数由1表10-4插值查得，结合查1图10-13得。则载荷系数为3） 由1式（10-13），可得按实际载荷系数算得的齿轮模数对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数。从满足弯曲疲劳强度出发，从标准中就近取mn=2mm；为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得分度圆直径，来计算小齿数的齿数，即，取，取，与互为质数。4、几何尺寸计算（1）计算中心距 将中心距圆整为 125mm（2）按圆整后的中心距修正螺旋角 （3）计算大、小齿轮的分度圆直径（4）计算齿轮宽度 取 ，（5） 圆整中心距后的强度校核mn=2mm计算与说明主要结果1）齿面接触疲劳强度校核按前述类似做法，先计算1式（10-22）中的各参数。为了节省篇幅，这里仅给出计算结果：，。将它们代入1式（10-22），得到满足齿面接触疲劳强度条件。2） 齿根弯曲疲劳强度校核按前述类似做法，先计算1式（10-17）中的各参数。为了节省篇幅，这里仅给出计算结果：，。将它们代入1式（10-17），得到齿根弯曲疲劳强度满足要求，并且小齿轮抵抗弯曲疲劳破坏的能力大于大齿轮。5、 结构设计小齿轮选用整体式结构，大齿轮选用腹板式结构。二、低速级减速齿轮设计1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1)选用斜齿圆柱齿轮传动2)运输机为一般工作机器，速度不高，由1表10-6知，选用7级精度（GB10095-88）3)材料选择：由1表10-1选择小齿轮材料为40Cr钢（调质），齿面硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度为240HBS。二者材料硬度差为40HBS。4)选小齿轮齿数为，大齿轮齿数 5）初选螺旋角=14，压力角=20。2、按齿面接触疲劳强度设计 由1式（10-24）进行试算小齿轮分度圆直径，即 计算与说明主要结果(1)确定公式内的各参数值1)试选载荷系数 2)计算小齿轮传递的转矩 3)由1表10-7选取齿宽系数 4)由1表10-5查得材料的弹性影响系数 5)由1图10-20查取区域系数6）由1式（10-21）计算接触疲劳强度用重合度系数。 7）由1式（10-23）可得螺旋角系数8)计算接触疲劳许用应力由1图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为，。由1式（10-15）计算应力循环次数：由1图10-23查得接触疲劳寿命系数 计算与说明主要结果取失效概率为1%，安全系数S=1，由1式（10-14）得取和中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即(2)计算1)试算小齿轮分度圆直径2)调整小齿轮分度圆直径计算实际载荷系数前的数据准备圆周速度尺宽计算实际载荷系数。由1表10-2查得使用系数根据，7级精度，由1图10-8查得动载系数齿轮的圆周力，查1表10-3得齿间载荷分配系数由1表10-4插值查得7级精度，小齿轮相对支承非对称布置时 则载荷系数为由1式（10-12），可得按实际载荷系数算得的分度圆直径及相应的齿轮模数计算与说明主要结果3、 按齿根弯曲疲劳强度设计（1）由1式（10-20）试算齿轮模数，1）确定公式内各参数值试选载荷系数由1式（10-18）,可得计算弯曲疲劳强度的重合度系数由1式（10-19）,可得计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数.计算由当量齿数,查1图10-17,得齿形系数 由1图10-18查得应力修正系数 由1图10-24c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 大齿轮的弯曲疲劳强度极限 由1图10-22取弯曲疲劳寿命系数 取弯曲疲劳安全系数S=1.4,由1式（10-14）得 计算与说明主要结果 因为大齿轮的大于小齿轮,所以取2）试算齿轮模数（2）调整齿轮模数1）计算实际载荷系数前的数据准备.圆周速度尺宽齿高h及宽高比b/h2）计算实际载荷系数。根据，7级精度，由1图10-8查得动载系数，查1表10-3得齿间载荷分配系数由1表10-4插值查得，结合查1图10-13得。则载荷系数为3）由1式（10-13），可得按实际载荷系数算得的齿轮模数对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数。从满足弯曲疲劳强度出发，从标准中就近取计算与说明主要结果mn=2.5mm；为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得分度圆直径，来计算小齿数的齿数，即，取，取，与互为质数。4、几何尺寸计算（1）计算中心距 将中心距圆整为 143mm（2）按圆整后的中心距修正螺旋角 （3）计算大、小齿轮的分度圆直径（4）计算齿轮宽度 取 ，（5）圆整中心距后的强度校核1）齿面接触疲劳强度校核按前述类似做法，先计算1式（10-22）中的各参数。为了节省篇幅，这里仅给出计算结果：，。将它们代入1式（10-22），得到满足齿面接触疲劳强度条件。2）齿根弯曲疲劳强度校核按前述类似做法，先计算1式（10-17）中的各参数。为了节省篇幅，这里仅给出计算结果：，计算与说明主要结果，。将它们代入1式（10-17），得到齿根弯曲疲劳强度满足要求，并且小齿轮抵抗弯曲疲劳破坏的能力大于大齿轮。5、结构设计小齿轮选用腹板式结构，大齿轮选用腹板式结构。第7章 轴的设计计算一、高速轴的设计1、求轴上的功率P1，转速n1，转矩T1，2、 求作用在齿轮上的力已知齿轮分度圆直径为，则， 3、 初步确定轴的最小直径先按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1表15-3，取Ao=112,得因最小直径与大带轮配合，故有一键槽，可将轴径加大5%，即，选用A型V带轮，取大带轮的毂孔直径为，故取，采用4根，大带轮的基准直径，计算的大带轮宽度4、 轴的结构设计设计结构图：计算与说明主要结果各轴段直径的确定与大带轮相连的轴段是最小直径，取；大带轮定位轴肩的高度取，则；选7206AC型轴承，则，左端轴承定位轴肩高度去，则；与齿轮配合的轴段直径。轴上零件的轴向尺寸及其位置轴承宽度，齿轮宽度,大带轮宽度为，轴承端盖宽度20mm.箱体内侧与轴承端面间隙取，两齿轮之间的距离取10mm，齿轮与箱体内侧的距离，大带轮与箱体之间的间隙。与之对应的轴各段长度分别为，。轴上零件的周向定位齿轮、大带轮与轴的周向定位均采用平键连接。L7段用平键8mm7mm45mm,。滚动轴承与轴的周向定位采用过度配合保证，选轴的直径尺寸公差m6。确定轴上圆角和倒角尺寸查1表15-2，取轴端倒角为C1，截面L2-L3取圆角R1.2，截面L6-L7取圆角R1.0.5、 求轴上的载荷做出轴的计算简图，对于7206AC型轴承，由手册中查得a=18.7mm。因此，作为简支梁的轴的支承跨距为182.6mm，根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。计算与说明主要结果 , ,35计算与说明主要结果载荷水平面H垂直面V支持力F弯矩M总弯矩扭矩6、按弯矩合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面强度，根据1式（15-5）及表中数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，故取=0.6,轴的计算应力 其中 前面以选定轴的材料为45钢（调质），查1表15-1，得：，因此，故安全。二、中间轴的设计1、求轴上的功率P2，转速n2，转矩T2，2、求作用在齿轮上的力已知齿轮分度圆直径为已知高速级大齿轮、低速级小齿轮的分度圆直径为，则计算与说明主要结果3、初步确定轴的最小直径先按初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为40Cr钢,调质处理,根据1表15-3，取Ao=112,得，因最小直径与滚动轴承配合，直径即为滚动轴承毂孔直径。4、 轴的结构设计设计结构图：各轴段直径的确定与滚动轴承相连的轴段是最小直径，选7207AC型轴承，则；与左边齿轮配合的轴段直径，齿轮的定位轴肩高度取，则，右边齿轮配合的轴段直径。轴上零件的轴向尺寸及其位置轴承宽度，齿轮宽度、,，箱体内侧与轴承端面间隙取，两齿轮之间的距离取10mm，齿轮与箱体内侧的距离。与之对应的轴各段长度分别为，。轴上零件的周向定位齿轮与轴的周向定位均采用平键连接。L2段由1表6-1查得平键截面bh=12mm8mm,键槽用键槽铣刀加工，长为40mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；L4段用平键12mm8mm63mm。滚动轴承与轴的周向定位采用过度配合保证，选轴的直径尺寸公差m6。确定轴上圆角和倒角尺寸计算与说明主要结果查1表15-2，取轴端倒角为C1.2，截面L2-L3取圆角R1.2，截面L3-L4取圆角R1.2.5. 求轴上的载荷做出轴的计算简图，对于7207AC型轴承，由手册中查得a=21mm。因此，作为简支梁的轴的支承跨距为181mm，根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。,计算与说明主要结果 载荷水平面H垂直面V支持力F弯矩M总弯矩扭矩6、按弯矩合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面强度，根据1式（15-5）及表中数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，故取=0.6,轴的计算应力 其中前面已选定轴的材料为40Cr钢（调质），查1表15-1，得：，因此，故安全。7、精确校核轴的疲劳强度 1）、判断危险截面由轴的结构图以及受力图和各平面的弯矩图综合可知两齿轮中间轴肩处截面3和4因轴肩尺寸变化，引起应力集中，又截面4受弯矩等大于截面3，故可只校核截面4右面：2)、截面右侧抗弯截面系数 抗扭截面系数 计算与说明主要结果截面左侧的弯矩M为：截面上的扭矩为： 截面上的弯曲应力： 截面上的扭转应力： 轴的材料为40Cr钢，调质处理，由1表15-1查得： 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按1附表3-2查取因 经插入后得： 又由1附图3-1可得轴的材料敏性系数为 则： 由附图3-2的尺寸系数 由附图3-3的扭转尺寸系数 轴按磨削加工，由1附图3-4得表面质量 轴未经表面强化处理，即，则按1式3-12及3-14b得综合系数为： 合金钢的特性系数 取 取则可计算安全系数 故可知其安全3、 低速轴的设计1、求轴上的功率P3，转速n3，转矩T3，计算与说明主要结果2、求作用在齿轮上的力已知低速级大齿轮的分度圆直径为，则3、初步确定轴的最小直径先按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1表15-3，取Ao=112,得因最小直径与联轴器配合，故有一键槽，可将轴径加大5%，即，选用联轴器，取其标准内孔直径,为了使所选的轴与联轴器吻合,故需同时选取联轴器的型号查1表14-1，取按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查GB/T5014-2003，选用LX4型弹性柱销联轴器，其公称转矩为2500N.m。半联轴器的孔径，故取，半联轴器的长度，半联轴器与轴配合的毂孔长度。4、轴的结构设计设计结构图：各轴段直径的确定与联轴器相连的轴段是最小直径，取；联轴器定位轴肩的高度取，则；选7213AC型轴承，则，右端轴承定位轴肩高度去，则；与齿轮配合的轴段直径，齿轮的定位轴计算与说明主要结果肩高度取，则。轴上零件的轴向尺寸及其位置轴承宽度，齿轮宽度,联轴器与轴配合的毂孔长度为，轴承端盖宽度30mm.箱体内侧与轴承端面间隙取，两齿轮之间的距离取10mm，齿轮与箱体内侧的距离，分别为，联轴器与箱体之间的间隙。与之对应的轴各段长度分别为，。轴上零件的周向定位齿轮、联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。L6段由1表6-1查得平键截面bh=20mm12mm,键槽用键槽铣刀加工，长为63mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；L1段用平键16mm10mm80mm,。确定轴上圆角和倒角尺寸查1表15-2，取轴端倒角为C2，截面L1-L2取圆角R2，截面L5-L6取圆角R2。5、求轴上的载荷做出轴的计算简图，对于7213AC型轴承，由手册中查得a=33.5mm。因此，作为简支梁的轴的支承跨距为164mm，根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。, ,计算与说明主要结果载荷水平面H垂直面V支持力F弯矩M总弯矩扭矩计算与说明主要结果6、按弯矩合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面强度，根据1式（15-5）及表中数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，故取=0.6,轴的计算应力 其中前面已选定轴的材料为45钢（调质），查1表15-1，得：，因此，故安全。第8章 滚动轴承的选择及其寿命验算1、高速轴上的轴承1)已知轴承的预计寿命 L=1830010=24000h 由所选轴承系列7206AC，查手册知额定动载荷C=22.0KN2)求两轴承受到的径向载荷3)求两轴承的计算轴向力对于70000AC型轴承，按1表13-7，轴承派生轴向力，则有： 于是轴向力为： 4)当量动载荷P因 由1表13-5得径向载荷系数和轴向载荷系数为：轴承1 轴承2 因轴承运转中有轻微冲击载荷，故按1表13-6取，则：L=24000h计算与说明主要结果5)验算轴承寿命因 ，所以按轴承1的受力大小来验算，则：所以所选轴承寿命符合要求，确定角接触球轴承7206AC2、 中间轴上的轴承1)已知轴承的预计寿命 L=1830010=24000h 由所选轴承系列7207AC，查手册知额定动载荷C=29.0KN2)求两轴承受到的径向载荷3)求两轴承的计算轴向力 对于70000AC型轴承，按1表13-7，轴承派生轴向力，则有： 于是轴向力为： 其中 4)当量动载荷P因 由1表13-5得径向载荷系数和轴向载荷系数为：轴承1 轴承2 因轴承运转中有轻微冲击载荷，故按1表13-6取，则：5)验算轴承寿命 因 ，所以按轴承1的受力大小来验算，则：计算与说明主要结果所以所选轴承寿命符合要求，确定角接触球轴承7207AC3、 低速轴上的轴承1)已知轴承的预计寿命 L=1830010=24000h 由所选轴承系列7213AC，查手册知额定动载荷C=66.5KN2)求两轴承受到的径向载荷3)求两轴承的计算轴向力对于70000AC型轴承，按1表13-7，轴承派生轴向力，则有： 于是轴向力为： 4)当量动载荷P因 由1表13-5得径向载荷系数和轴向载荷系数为：轴承1 轴承2 因轴承运转中有轻微冲击载荷，故按1表13-6取，则：5)验算轴承寿命 因 ，所以按轴承1的受力大小来验算，则：所以所选轴承寿命符合要求，确定角接触球轴承7213AC.计算与说明主要结果第9章 键联接的选择1、 轴与大带轮1)选用键的系列 2)键、轴和带轮的材料都是钢，由1表6-2查得许用挤压应力，取，键的工作长度，键的接触高度，由式6-1得：，所以合适2、 中间轴小齿轮：1)选用键的系列 2)键、轴和联轴器的材料都是钢，由1表6-2查得许用挤压应力，取，键的工作长度，键的接触高度，由式6-1得：，所以合适大齿轮:1)选用键的系列 2)键、轴和联轴器的材料都是钢，由1表6-2查得许用挤压应力，取，键的工作长度，键的接触高度，由式6-1得：，所以合适3、 低速轴齿轮与轴：1）选用键的系列 2）键、轴和轮毂的材料都是钢，查得许用应力，取，键的工作长度，键与轮毂、键槽的接触高度，则有：，所以合适轴与联轴器相连的键 3）选用键的系列 4）键的工作长度，键与轮毂、槽的接触高度，则有：，所以合适计算与说明主要结果第10章 联轴器的选择 低速轴与联轴器相连， 选用LX4型弹性柱销联轴器。第11章 箱体及附件的结构设计箱体尺寸:机座壁厚 机盖壁厚 机座凸缘厚度 机盖凸缘厚度 机座底凸缘厚度 地脚螺钉直径 地脚螺钉数目 轴承旁联接螺栓直径 机盖与机座连接螺栓直径 轴承端盖螺钉直径 窥视孔盖螺钉直径 定位销直径 大齿轮顶园与内机壁距离 齿轮端面与内机壁距离 齿轮2端面和齿轮3端面的距离 所有轴承都用油脂润滑 轴承端盖和齿轮3端面的距离 轴承端盖凸缘厚度 附件的设计1） 视孔盖和窥视孔在机盖顶部开有窥视孔，能看到 传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M6紧固2） 油标：油标位在便于观察减速器油面及