带式运输机两级展开式圆柱齿轮减速器设计书

1、带式运输机两级展开式圆柱齿轮减速器设计书一 . 课程设计书设计课题 : 设计一用于带式运输机上的两级展开式圆柱齿轮减速器 .运输机连续单向运转 ,载荷变化不大 ,空载起动 , 卷筒效率为 0.96（ 包括其支承轴承效率的损失 ）, 减速器小批量生产 , 使用期限 8 年（300 天/年）, 两班制工作 ,运输容许速度误差为 5%,车间有三相交流 ,电压 380/220V表题号参数12345运输带工作拉力（kN）2.52.32.11.91.8运输带工作速度（m/s）1.01.11.21.31.4卷筒直径（ mm）250250250300300设计要求1. 减速器装配图一 （A1） 。2. CAD

2、绘制轴、齿轮零件图各一 （A3）3. 设计说明书一份。三 . 设计步骤1. 传动装置总体设计方案2. 电动机的选择3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比4. 计算传动装置的运动和动力参数5. 设计 V 带和带轮6. 齿轮的设计7. 滚动轴承和传动轴的设计8. 键联接设计9. 箱体结构设计10. 润滑密封设计11. 联轴器设计1. 传动装置总体设计方案1. 组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成2. 特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀， 要求轴有较大的刚度。3. 确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，将 V 带设置在高速级 其传动方案如下：图一 :（ 传动装置总体设

3、计图 ）初步确定传动系统总体方案如 : 传动装置总体设计图所示 选择 V 带传动和二级圆柱斜齿轮减速器（展开式）。 传动装置的总效率 aa 1 23 32 4 5 0.96 0.9830.9520.970.96 0.759 ；1为 V带的效率, 1为第一对轴承的效率，3为第二对轴承的效率， 4 为第三对轴承的效率，5为每对齿轮啮合传动的效率（齿轮为 7 级精度，油脂润滑 因是薄壁防护罩 , 采用开式效率计算 ）2. 电动机的选择电动机所需工作功率为：PP/19001.3/1000 0.759 3.25kW, 执行机构的曲柄转速1000 60v D=82.76r/min经查表按推荐的传动比合理围

4、， V带传动的传动比 i24，二级圆柱斜齿轮减速器传动比 i 840，ni n（16160） 82.76 则总传动比合理围为 i 16 160，电动机转速的可选围为 1324.16 13241.6r/min 。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比， 选定型号为 Y112M4 的三相异步电动机，额定功率为 4.0 额定电流 8.8A，满载转速 nm 1440 r/min ，同步转速 1500r/min 。方案电动机型号额定功率Ped kw电动机转速 rmin电动机重量N参考 价格 元传动装置的传动比同步 转速满载 转速总传动比V 带传 动减速器1Y112M-4415

5、00144047023016.152.37.02中心高外型尺寸L（ AC/2+AD） HD底脚安装尺 寸 A B地脚螺栓 孔直径 K轴伸尺 寸 D E装键部位尺 寸 F GD132515 345 315216 1781236 8010 413. 确定传动装置的总传动比和分配传动比（1）总传动比ia n/n 由选定的电动机满载转速 n 和工作机主动轴转速 n，可得传动装置总传动比为 1440/82.76 17.40（2）分配传动装置传动比iai0i式中 i0,i1分别为带传动和减速器的传动比。17.40/2.3为使 V 带传动外廓尺寸不致过大，初步取 i0 2.3 ，则减速器传动比为 iia /

6、i0 7.57根据各原则，查图得高速级传动比为 i1 3.24 ，则 i2i/i12.334. 计算传动装置的运动和动力参数（1） 各轴转速n nm /i0 1440/2.3 626.09r/minn n /i1 626.09/3.24 193.24r/minn n / i2 193.24/2.33=82.93 r/minn =n =82.93 r/min（2） 各轴输入功率P pd 1 3.25 0.96 3.12kWP p 2 3 3.12 0.98 0.95 2.90kWP P 2 3 2.97 0.98 0.952.70kWP P 2 4=2.77 0.98 0.97 2.57kW 则

7、各轴的输出功率：P P 0.98=3.06 kWP P 0.98=2.84 kWP P 0.98=2.65kWP P 0.98=2.52 kW（3）各轴输入转矩T1=Td i0 1 Nm电动机轴的输出转矩 Td =9550 Pd =9550 3.25/1440=21.55 N nm所以: T Td i0 1 =21.552.30.96=47.58 NmTT i1 1 2=47.583.240.980.95=143.53 Nm T Ti2 2 3 =143.53 2.33 0.98 0.95=311.35 Nm T =T 3 4 =311.35 0.95 0.97=286.91 Nm 输出转矩：

8、 TT 0.98=46.63 NmT T 0.98=140.66 NmT T 0.98=305.12 NmT T 0.98=281.17 Nm运动和动力参数结果如下表轴名功率 P KW转矩 T Nm转速 r/min输入输出输入输出电动机轴3.2521.5514401轴3.123.0647.5846.63626.092轴2.902.84143.53140.66193.243轴2.702.65311.35305.1282.934轴2.572.52286.91281.1782.936. 齿轮的设计一）高速级齿轮传动的设计计算齿轮材料，热处理及精度 考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用

9、硬齿面渐开线斜齿轮（1）齿轮材料及热处理 材料：高速级小齿轮选用 45 钢调质，齿面硬度为小齿轮 280HBS 取小齿齿数 Z1=24 高速级大齿轮选用 45 钢正火，齿面硬度为大齿轮 240HBS Z 2=i Z1=3.2424=77.76取 Z2 =78. 齿轮精度按 GB/T100951998，选择 7 级，齿根喷丸强化初步设计齿轮传动的主要尺寸 按齿面接触强度设计3d1t2K tT1 u 1d确定各参数的值 :Kt =1.6试选查课本P215 图 10-30(ZHHZE)1 2 * * *选取区域系数 Z H =2.433由课本P214 图 10-26则K H 2 =KHN2 H li

10、m2 =0.96450=432 MPaS 许用接触应力 H ( H 1 H 2)/2 (511.5 432)/2 471.75MPa查课本由 P198表 10-6 得： ZE =189.8MPa由 P201 表 10-7 得: d =1T=95.5 10 5 P1 / n1 =95.5 10 53.19/626.09=4.86 104 N.m3. 设计 计算小齿轮的分度圆直径 d1td1t32KtT1 u 1 (ZH ZE )2 ( H )342 1.6 4.86 1041 1.64.24 (2.433 189.8)2 49.53mm3.25 471.75计算圆周速度d1tn13.1460 1

11、000计算齿宽49.53 626.09 1.62m/s60 1000b 和模数mnt计算齿宽b=d1t =49.53mm计算摸数初选螺旋角=14mnt =d1tcosZ149.53 cos14 2.00mm24计算齿宽与高之比齿高 h=2.25 mnt =2.25 2.00=4.50 mm= 49.534.5 =11.01计算纵向重合度=0.318 d 1 tan 0.318 1 24 tan14 =1.903 计算载荷系数 K 使用系数 K A=1根据 v 1.62m / s,7 级精度, 查课本由 P192 表 10-8 得 动载系数 KV =1.07,查课本由 P194 表 10-4 得

12、 KH 的计算公式 :KH =1.12 0.18(1 0.6 d2)d2 +0.23 10 3b=1.12+0.18(1+0.6 1) 1+0.23 10 3 49.53=1.42查课本由 P195表 10-13 得: K F =1.35查课本由 P193表 10-3 得: K H =KF =1.2 故载荷系数 :KK K K H K H =1 1.07 1.2 1.42=1.82按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径d1=d1t K/Kt =49.53 1.82 =51.73 mm计算模数 mn4.d1 cos mn =n Z151.73 cos14242.09mm齿根弯曲疲劳强度设计由弯曲强

13、度的设计公式3mn 22KT1Y cos2 YF YSdZ 21 a( F FS ) 确定公式各计算数值 小齿轮传递的转矩 48.6 kNm 确定齿数 z因为是硬齿面，故取 z24，zi z 3.24 2477.76传动比误差 i uz/ z 78/24 3.25i 0.032 5，允许 计算当量齿数3zz/cos 24/ cos 314 26.273zz/cos 78/ cos 314 85.43 初选齿宽系数按对称布置，由表查得 1 初选螺旋角初定螺旋角 14 载荷系数 KKK K K K=1 1.07 1.2 1.35 1.73 查取齿形系数 Y 和应力校正系数 Y查课本由 P197表1

14、0-5 得: 齿形系数 Y 2.592 Y 2.211应力校正系数 Y1.596 Y 1.774 重合度系数 Y11端面重合度近似为 1.88-3.2 （） cos 1.88 3.2 （1/24 1/78 ） cos14Z1 Z21.655arctg (tg/cos ) arctg ( tg20/cos14 ) 20.64690 14.07609因为 /cos ，则重合度系数为 Y0.25+0.75 cos/ 0.673 螺旋角系数 Y轴向重合度 49.53 sin14 1.825,2.09YF FS F 300 天Y 1 0.78 计算大小齿轮的安全系数由表查得 S 1.25 工作寿命两班制

15、， 8 年，每年工作 小齿轮应力循环次数 N160nkt 60271.4718300286.255 10大齿轮应力循环次数 N2N1/u6.255 10/3.24 1.9305 10 查课本由 P204 表 10-20c 得到弯曲疲劳强度极限 小齿轮 FF1 500MPa大齿轮 FF 2 380MPa查课本由 P197表10-18 得弯曲疲劳寿命系数 :K FN 1 =0.86K FN2 =0.93取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 F 2=FN2 FF 2 S252.431.4YF1FS12.592 1.5960.01347 F 1307.14YF 2 FS 22.211 1.7740.0155

16、4 F 2252.43大齿轮的数值大 . 选用.SK FN1 FF1F 10.86 5001.4307.14K FN2 FF 2 0.93 380 设计计算 计算模数(z1 z2)mn = (25 81)2 2cos 2 cos14 将中心距圆整为 110mm 按圆整后的中心距修正螺旋角计算中心距a=109.25 mm=arccos( 12)mn2因 值改变不多 , 故参数(25 81) 2arccos 14.012 109.25, k , Zh等不必修正 .计算大. 小齿轮的分度圆直径d1=z1mncos25 2cos14.01=51.53 mmz2mn81 2d2= 2 n =166.97

17、 mm2 cos cos14.01 计算齿轮宽度 B= d1 1 51.53mm 51.53mm 圆整的B2 50B1 55(二) 低速级齿轮传动的设计计算 材料：低速级小齿轮选用 45 钢调质，齿面硬度为小齿轮 280HBS 取小齿齿数 Z1 =30 速级大齿轮选用 45 钢正火，齿面硬度为大齿轮 240HBS z 2 =2.33 30=69.9 圆整取 z 2=70. 齿轮精度按 GB/T100951998，选择 7 级，齿根喷丸强化。 按齿面接触强度设计1. 确定公式的各计算数值试选 Kt =1.6查课本由 P215图 10-30 选取区域系数 ZH =2.45 试选12o ,查课本由

18、P214图 10-26 查得1 =0.832 =0.88=0.83+0.88=1.71应力循环次数N1 =60n 2 j Ln=60193.241(283008)=4.45108N2 =N1 4.45 10 1.91 1082 i 2.33由课本 P203图 10-19 查得接触疲劳寿命系数KHN1=0.94KHN2 = 0.97查课本由 P207图 10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 Hlim 1 600MPa ,大齿轮的接触疲劳强度极限 Hlim 1 550MPa取失效概率为 1%,安全系数 S=1, 则接触疲劳许用应力H1=KHN1 H lim 1 = 0.94 600

19、564 MPaHK HN 2 H lim 2 =0.98 550/1=517 MPaS( Hlim1 Hlim2) 540.5 MPa2查课本由 P198表10-6 查材料的弹性影响系数 ZE =189.8MPaH选取齿宽系数 d 1T=95.510 5 P2 /n2=95.51052.90/193.24=14.33 10 4 N.md1t2K tT1 u 1ZH ZE 2(HHE)3 2 1.6 14.33 104 3.33 2.45 189.8 23 2.33 ( 540.5 )21 1.71=65.71 mm2.计算圆周速度d1tn265.71 193.24 0.665 m/ s60 1

20、00060 10003.计算齿宽b= d d1t =165.71=65.71mm4.计算齿宽与齿高之比 bh模数 m nt d1t cosZ165.71 cos12 2.142mm30齿高 h=2.25 mnt =2.25 2.142=5.4621 mmbh =65.71/5.4621=12.035. 计算纵向重合度0.318 dz1 tan0.318 30 tan12 2.0286. 计算载荷系数 KKH =1.12+0.18(1+0.6 d2 ) d2 +0.23 10 按齿根弯曲强度设计 b=1.12+0.18(1+0.6)+ 0.2310 3 65.71=1.4231使用系数 KA =

21、1 同高速齿轮的设计 , 查表选取各数值Kv =1.04 K F =1.35 K H =KF =1.2故载荷系数K KAKvK H KH =11.04 1.2 1.4231=1.7767. 按实际载荷系数校正所算的分度圆直径33 1.776d1=d1t K Kt =65.71 1.776 72.91mm1 1t 1.3计算模数 mn d1 cos 72.91 cos12 2.3772mmz130m2KT1Y cos2YF YS F 确定公式各计算数值1) 计算小齿轮传递的转矩 143.3 kNm2) 确定齿数 z因为是硬齿面，故取 z30，zi z2.33 3069.9 传动比误差 i uz/

22、 z 69.9/30 2.33i 0.032 5，允许3) 初选齿宽系数按对称布置，由表查得 14) 初选螺旋角初定螺旋角 125) 载荷系数 KKK K K K=1 1.04 1.2 1.35 1.68486) 当量齿数z z/cos 30/ cos 312 32.056zz/cos 70/ cos 312 74.797由课本 P197 表 10-5 查得齿形系数 Y和应力修正系数 Y YF 1 2.491, YF 2 2.232YS 1 1.636, YS 2 1.751(7)螺旋角系数 Y轴向重合度 2.03Y 1 0.797YF FS(8)计算大小齿轮的 YF FS F 查课本由 P2

23、04 图 10-20c 得齿轮弯曲疲劳强度极限FE1 500 MPaFE 2 380MPa查课本由 P202 图 10-18 得弯曲疲劳寿命系数KFN1 =0.90 K FN2 =0.93 S=1.4 F 1=K FN1 FE1 0.90 500 321.43MPaS 1.4 F 2= K FN2 FF 2 0.93 380 252.43MPaS 1.4 a计算大小齿轮的 YFa FSa , 并加以比较 F YFa1FSa1 F 12.491 1.6360.01268321.43YFa2FSa2 F 22.232 1.7510.01548252.43大齿轮的数值大 , 选用大齿轮的尺寸设计计算

24、 . 计算模数3 5 22 1.6848 1.433 105 0.797 cos2 12 0.01548mn2 mm 1.5472mmn 1 302 1.71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，按 GB/T1357-1987圆整为标准模数 ,取 mn =3mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按 接触疲劳强度算得的分度圆直径 d1 =72.91 mm来计算应有的齿数 .72.91 cos12 z1=mn=27.77取 z 1=30z 2 =2.3330=69.9取 z2=70 初算主要尺寸计算中心距 a= (z1 z2)mn =(30

25、70) 2 =102.234 mm 2cos 2 cos12将中心距圆整为 103 mm修正螺旋角=arccos( 12)mn2arccos(30 70) 2 13.862 103因 值改变不多 , 故参数 , k , Zh 等不必修正分度圆直径z1mn 30 2 d 1= 1 n =61.34 mm1 cos cos12z2mn 70 2d2 = 2 n =143.12 mm2 cos cos12 计算齿轮宽度b dd1 1 72.91 72.91mm 圆整后取B1 75mm B2 80mm1.6低速级大齿轮如上图：V 带齿轮各设计参数附表1. 各传动比V带高速级齿轮低速级齿轮2.33.24

26、2.332. 各轴转速 n(r/min)(r/min)(r/min)n(r/min)626.09193.2482.9382.933. 各轴输入功率 P（kw）（kw）（kw）P (kw)3.122.902.702.574. 各轴输入转矩 T(kNm)(kNm)(kNm)T(kNm)47.58143.53311.35286.915. 带轮主要参数小轮直径（ mm）大轮直径（ mm）中心距 a（ mm）基准长度（ mm）带的根数 z90224471140057. 传动轴承和传动轴的设计1. 传动轴承的设计 . 求输出轴上的功率 P3，转速 n3 ，转矩 T3P3 =2.70KWn3 =82.93r

27、/minT3 =311.35Nm2T3. 求作用在齿轮上的力 已知低速级大齿轮的分度圆直径为 d2 =143.21 mm而 F t = 3 2 311.353 4348.16 N t d2 143.21 10 31630.06Nr= Ft tan n 4348.16 tan 20o o coscos13.86oF a= F ttan =4348.16 0.246734=1072.84N圆周力 F t ，径向力 Fr 及轴向力 Fa的方向如图示 :. 初步确定轴的最小直径先按课本 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 , 根据课本 P361表15 3取 Ao 1

28、12dmin Ao 335.763mmmin o n3输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径 d ,为了使所选的轴与联轴器吻合 , 故需同时选取 联轴器的型号查课本 P343表14 1, 选取 K a 1.5Tca K aT3 1.5 311.35 467.0275N m 因为计算转矩小于联轴器公称转矩 , 所以 查机械设计手册 22 112 选 取 LT7 型 弹 性 套 柱 销 联 轴 器 其 公 称 转 矩 为 500Nm, 半 联 轴 器 的 孔 径 d1 40mm,故取d 40mm.半联轴器的长度 L 112mm.半联轴器 与轴配合的毂孔长度为 L1 84mm. 根据轴向定位的要求

29、确定轴的各段直径和长度 为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求 , - 轴段右端需要制出一轴肩 , 故取 - 的直 径 d 47mm; 左 端用轴 端挡圈 定位 , 按 轴端 直径取 挡圈 直径 D 50mm 半联 轴器与 轴配合的轮毂孔长度 为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端上 , 故 -的长 度应比 略短一些 , 现取 l 82mm 初步选择滚动轴承 . 因轴承同时受有径向力和轴向力的作用 , 故选用单列角接触球轴承 . 参照 工作要求并根据 d 47mm, 由轴承产品目录中初步选取 0 基本游隙组 标准精度级的单列 角接触球轴承 7010C型.dDBd2D2轴承代号4585195

30、8.873.27209AC45851960.570.27209B451002566.080.07309B50801659.270.97010C50801659.270.97010AC50902062.477.77210C2. 从动轴的设计对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的 d D B 50mm 80mm 16mm, 故; 而 l 16mm .右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位. 由手册上查得 7010C型轴承定位轴肩高度 h 0.07d,取h 3.5mm,因此d 57 mm, 取安装齿轮处的轴段 d 58mm; 齿轮的右端与左轴承之间采用套筒定位 . 已知齿轮 毂 的 宽度为 75mm为, 了

31、使套筒端面可靠地压紧齿轮 , 此轴段应略短于轮毂宽度 , 故取 l 72mm. 齿轮 的左端采用轴肩定位 ,轴肩高 3.5, 取d 65mm.轴环宽度 b 1.4h ,取b=8mm. 轴承端盖的总宽度为 20mm由( 减速器及轴承端盖的结构设计而定 ) . 根据轴承端盖的装拆及 便于对轴承添加润滑脂的要求 , 取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离 l 30mm , 故取 l 50mm. 取齿轮距箱体壁之距离 a=16 mm , 两圆柱齿轮间的距离 c=20 mm .考虑到箱体的铸造误差 , 在 确定滚动轴承位置时 , 应距箱体壁一段距离 s, 取 s=8 mm ,已知滚动轴承宽度 T=16m

32、m , 高速齿轮轮毂长 L=50mm, 则l T s a (75 72) (16 8 16 3)mm 43mml L s c a l l (50 8 20 16 24 8)mm 62mm至此, 已初步确定了轴的各端直径和长度 .5. 求轴上的载荷 首先根据结构图作出轴的计算简图 , 确定顶轴承的支点位置时 , 查机械设计手册 20-149 表 20.6-7.对于 7010C型的角接触球轴承 ,a=16.7mm,因此, 做为简支梁的轴的支承跨距 L2 L3 114.8mm 60.8mm 175.6mmFNH1L3Ft 4348.16L2 L360.8 1506N175.6FNH 2L2L2L3

33、Ft 4348.16114.82843N175.6FNV1FNV2FrL3FaDL2 L3809NFrFNV 21630 809 821NM H 172888.8N mmM V1 FNV1L2 809 114.8 92873.2N mmMV2 FNV 2L3 821 60.8 49916.8N mmM1M H2 M V211728892 928732 196255N mmM 2 179951N mm 传动轴总体设计结构图从动轴）(中间轴）6. 按弯曲扭转合成应力校核轴的强度根据= M12 ( T3 )2 = 1962552 (1 311.35) 2 10.82 ca =W = 0.1 2746

34、5 10.82前已选轴材料为 45 钢，调质处理。查表 15-1 得 1 =60MPaca 1 此轴合理安全7. 精确校核轴的疲劳强度 . 判断危险截面截面 A, ,B只受扭矩作用。所以 A B 无需校核.从应力集中对轴的疲劳强度的影响来 看, 截面和处过盈配合引起的应力集中最严重 , 从受载来看 , 截面 C 上的应力最大 . 截面的应 力集中的影响和截面的相近 , 但是截面不受扭矩作用 , 同时轴径也较大 , 故不必做强度校核 . 截 面 C上虽然应力最大 , 但是应力集中不大 , 而且这里的直径最大 , 故 C截面也不必做强度校核 , 截面 和显然更加不必要做强度校核 .由第 3章的附录

35、可知 ,键槽的应力集中较系数比过盈配合的小， 因 而, 该轴只需胶合截面左右两侧需验证即可 . 截面左侧。抗弯系数 W=0.1 d3 = 0.1 503=12500抗扭系数wT =0.2 d3 =0.2 503 =25000截面的右侧的弯矩 M为 M M 1 60.8 16 144609N mm 1 60.8截面上的扭矩 T3为 T3 =311.35 N m截面上的弯曲应力M144609bW11.57MPa12500截面上的扭转应力T= T3 = 311350 12.45MPaT WT 25000 轴的材料为 45 钢。调质处理 由课本 P355表15-1 查得：B640MPa275 MPaT

36、 1 155MPa因 r 2.0d 50 经插入后得 2.00.0458 1.1650T =1.31轴性系数为q 0.82K =1+q (=0.85q1) =1.82K =1+q ( 所以 0.67T -1 )=1.260.820.92 综合系数为： K =2.8K =1.62 碳钢的特性系数0.1 0.2取 0.10.05 0.1 取 0.05 安全系数 ScaS125.1325.13K a amS113.71k a t mScaSS10.5 S=1.5caS2 S2安全系数 Sca所以它是安全的am25.13S 1 13.71k a t mSSSca S S10.5 S=1.5所以它是安全

37、的ca S2 S2截面右侧抗弯系数 W=0.1 d 3= 0.1 503 =12500抗扭系数wT =0.2 d3 =0.2 503 =25000截面左侧的弯矩 M为 M=133560截面上的扭矩 T3为T3 =295M133560b10.68bW1250011.80 K= K11 2.8截面上的弯曲应力截面上的扭转应力T3 = 294930T = =T WT 25000K1K = 1 1.62所以 0.670.82 0.92综合系数为：K =2.8 K =1.62碳钢的特性系数0.1 0.2取 0.10.05 0.1 取 0.058. 键的设计和计算选择键联接的类型和尺寸一般 8 级以上精度的尺寸的齿轮有定心精度要求，应用平键根据 d 2 =55 d 3=65查表 6-1 取： 键宽 b 2 =16 h 2=10L2 =36b 3 =20 h 3=12L3=50校和键联接的强度查表 6-2 得 p =110MPa工作长度 l 2 L2 b2 36-16=20 l3 L3 b3 50-20=30 键与轮毂键槽的接触高度K 2=0.5 h 2=5K3=0.5 h 3=6由式（ 6-1）得：2T210机体结构有良好的工艺性 . 铸件壁厚为 10，圆角半径为 R=3。机体外型简单，拔模方便