二级变速器课程设计

二级变速器课程设计二级变速器课程设计#/29学号2姓名邓T韦班级机自七班根据设计任务书确定传动装置的总体设计方案；选择电动机；计算传动装置的运动和动力参数"专动零件与轴的设计计算；轴承、连接件、润滑密封和联轴器的选择与计算；减速器箱体结构与其附件的设计；绘制装配图和零件工作图；编写设计计算说明书；进行总结和答辩。每个学生都应完成以下工作:(1)减速器装配图1张(A0图纸)箱体(A1图纸)(2)其余全部零件图。

选择v带传动和二级圆柱直齿轮减速器。传动装置的总效率：n-n灯义”452—0.96义0.99义0.984义0.972义0.96—0.8a联带滚 齿n为齿式联轴器传动效率，n为V带传动效率，n为滚动轴承效率，联 带滚n为8级精度齿轮传动(稀油润滑)的效率。齿2、电动机的选择：滚筒工作装置所需功率：p—勺,瓦—3.6义滴义1000—2.88KW，电动机所需的输出功W1000 103率为：p—pw—2—3.6kwJn0.8

a因载荷平稳，电动机额定功率p只需略大于p即可，按电动机参数手册选择电动wd机的额定功率p为4kw.m60X60X103v w兀D6000x0.8-2779「/min3.14X550 .查阅机械设计手册，推荐的各传动机构传动比范围：V带传动比范围1♦=2,4，二级1圆柱齿轮传动比范围i—8.40，则总传动比范围应为i—2x8〜4x40，可见电动机转2速的可选范围是n—ixn—(16〜160)x27.79-〈444.64〜4446.今r/minw查阅机械设计手册，符合这一范围的同步转速有750r/min、1000r/min、1500r/min、3000r/min五种电机，综合考虑电动机以与传动装置的尺寸、重量和价格、带传动和减速器的传动比，选定型号为Y112M-4、额定功率4kw、同步转速1500r/min，满载转速n=1440r/min的电动机。m方案电动机型号额定功率p/mkw电动机转速r/min电动机重量kg公什参考价格元/个传动装置的传说比

1Y112M-44同步转速r/min满载转速r/min43总传动比V带传动减速器15001440（表2-1）电动机示意图中心高外形尺寸Lx(AC/2+AD)xHD地脚安装尺寸AxB地脚螺栓孔直径K轴伸尺寸DxE装键部尺寸尸乂GD（表2-2）3、确定传动装置的总传动比和分配级传动比：（1）传动装置总传动比144027.79144027.79=51.82（2）分配传动装置各级传动比为使V带传动的外轮廓尺寸不至过大，取传动比i=3则减速器传动比带根据二级开始圆柱齿轮减速器，一般按齿轮浸油润滑要求，即各级大齿轮直径相近的条件分配传动比，常取i=（1.3〜1.6）i,i、i分别为减速器高速级和低速级的传1 212动比。取i=（1.4）i,1.4ixi=1.4i2=17.27,i=2.51*1.4=4.92 i=3.511 2 22 2 1 24、计算传动装置的运动和动力参数（1）各轴转速工轴r/min口轴n=n=当=97.56r/min2i4.92g1m轴r/min工作轴n=n=27.795（允许运输带速度误差为±5%；）w3(2)各轴输入功率：工轴p=pn=3.6X0.96=3.46KWkwd带口轴p=pnn=3.46x0.98x0.97=3.29KW1滚齿m轴p=pnn=3.29x0.98*0.97=3.13KW2滚齿卷筒轴p=pnn=3.13*0.98*0.99=3.04kww3齿联(3)各轴输入转矩T=95504=9550*2：6_=23.86N.MTOC\o"1-5"\h\zdN 1440m工轴T=Txixn=23.86x3x0.96=68.72N•M1 d0 0口轴T=T•i•n=68.72x4.92x0.98x0.97=321.40N.M2 11 12m轴t=T•i•n23=321.40x3.51x0.98x0.97=1072.39N.M3 22工作轴T=Txnxn=1072.39x0.98x0.99=1040.43N.Mw324将以上算得的运动和动力参数列表如下：

轴名输入KW输出KW输入KW输出KW转速r/min传动比i效率n电动机轴3.623.861440I轴3.463.3968.7267.3530.96II轴3.293.22321.40314.974.920.95UI轴3.133.071072.391050.943.510.95卷筒轴3.042.981040.431019.620.975、设计V带和带轮：根据工作情况，查阅机械设计手册得工况系数k=1.3由：p=3.6kw得：A0p=1.3x3.6=4.68kw,c根据p=4.68和几二1440r/min查阅机械设计手册最后选择Z型V带。c1但是经过计算,Z>11.固带型不合适.须选择稍大的A型V带.确定小带轮：查阅机械设计手册-V带轮最小基准直径与基准系列表，取小带轮直径d=125mm1

确定大带轮直径：d=id(1.8)取弹性滑动率8=0.01,21d=3x125x(1-0.01)=371.25mm,查阅机械设计手册-V带轮最小基准直径与基准系2列表可知：d2列表可知：d2=375mm,实际传动比i=d. _尹5、d。-8)=125G-0.01)=3.03，从动轮实际转速n="=1440=475.25r/min，转速误差An=480-475.25=1%，对于带式输送装置，2i3.03 2 480转速误差在土5%范围内事允许的。验算带速v：v=兀dn=3」4x125x1440=942m/s，在规定的5m/sY"25m/s范围60x1000 60x1000内，合理。初选中心距：0.55。+d)+h<a<2y+d)，带入数据得12 0 120.55025+375)+8<a<2(125+375),\283<a<1000，取a=600mm00初选长度：兀(i,)(d-d) 3.14/ )(375—1252 选择Lx2a+一(d+d)+—2 1—=2x600+ (125+375)+ =2011.0mm选择0 0212 4a 2 4x6000V带所需的基准长度：查阅机械设计手册-V带基准长度系列(GB/T11544-1997)，取L=2240mm(标记为：A2240GB/T11544-1997)d实际中心距a：2L-兀Q+d)+、bL-兀Q+d)1-8(d-d)a= 1 2 * 1 2 2 18_2x2240-3.14125+375)+下x2240-3.14125+375)1-8675-12518=716.60验算小带轮包角a：a=1800-d2-d1=180o-375-125x57.3o=160,01o>120o，经验1 1 a 716.60算，小带轮包角a取值合理。1计算单根V带的基本额定功率p:根据d=125mm和n=1440r/min查表，取得A11 1型V带的p=1.93kw0额定功率的增量Ap：根据n=1440r/min和i=3，查阅机械设计手册，取得A型11V带的Ap=0.17kw1

计算V带根数z：根据包角〃=160.01。，查阅机械设计手册-小带轮包角系数k，取1a:/ Pc、z(p+ApKK1 1aL值k=0.95，根据l=2240:/ Pc、z(p+ApKK1 1aL.93+0.17t95x1.06=22取z=3根确定单根V带的预紧力F:0500P(2.5△500P(2.5△ 500x4.68(2.5-1+mu2= 3x9.4210.95)-1+0.1x9.422=143.96V)（查表取m=0.1kg/m)确定带对轴的压力F：f=2zFsina-2x3x143.96xsin 1-850.65VQQ02 2带轮宽度B-(z-1)e+2f-(3-1)x15+2x10-50mm，取B=50mm外径d-d+2h-375+5-380mmaa6、齿轮的设计：高速级直齿圆柱齿轮（第一对齿轮）的设计计算选择材料与确定许用应力：小齿轮选用40MnB，调质处理，齿面硬度为260HBS。大齿轮选用35SiMn，调质处理，齿面硬度为230HBS。700Mpa700Mpa，o -540Mpa，S-1.1,故Hlim2 H240Mpa，o -180MpaS-1.3，Flim2 FHlim1L1o7006 ——hiim1- -636MpaH1S1.1H「1o5406_1—_Hlim2- -491MpaH2S1.1H查阅机械设计手册得，oFiim1「1o2406」——F4im1- -185Mpaf1S1.3F61-°Flim2-180-138MpaF2S1.3F按照齿面接触强度设计

>(>(i+1):KTx——13ia由表4-1可知I轴转速n=480r/min,I轴转矩T=68.72N.m=68.72x103N.mmi i查阅机械设计手册，取载荷系数K=1.79，齿宽系数①二0.3,a口取最小值代入，故口]=491MpaH H2中心距J.K(335)2KTLeeK\(335丫1.79x68.72x103八2八之a>b+1)if__ix——1=492+1)i x =201.05mm\[^T1 3i H491) 0.3x4.92H a取a=202mm。若取z=25，(z=20~40)则z=zi=25x4.92=123，取z=123。1 1 2 1 2法向模数 m=(0.01〜0.02)a=(0.01〜0.02)x202=2.02~4.04mm，n查阅机械设计手册(GB/T1357-1987)，取标准模数m=2.25中心距a=mQ+z)=25(25+123)=166.5mm2122中心距分度圆直径齿顶高齿根高分度圆直径齿顶高齿根高齿顶圆直径齿根圆直径齿宽d=mz=2.25x25=56.25mm1d=mz=2.25x123=276.75mm2h=mh=2.25x1=2.25mmah=mG+0.25)=1.25m=1.25x2.25=2.81mmfTOC\o"1-5"\h\zd=d+2h=56.25+2x2.25=60.75mma1 1 ad=d+2h=276.75+2x2.25=281.25mma2 2 ad=d—2h=56.25—2x2.81=50.63mmf1 1 fd=d—2h=276.75-2x2.81=271.13nmf2 2 fb=pa=0.3x166.5=49.95mma取b=50mm，则b=55mm。验算齿根弯曲强度：查阅机械设计手册得齿形系数y=2.62,y=2.14,验算齿根弯曲强度应按照最小齿F1 F2轮计算。

2KTY 2x1.79x68.79x103x2.62…八「］o= —= =101.96Wpa<In」bm"1 50x2.25x25 . F1齿轮的圆o=oYF2=101.96x214=83.28Mpa<0」安全。F2 F1Y 2.62 F2F1周速度：周速度：兀dn3.14x56.25兀dn3.14x56.25x480, ,u= 1-1—= =1.41m/s60x1000 60x1000，可选用8级精度。（第二对齿轮）选择材料与确定许用应力：小齿轮选用40MnB，调质处理，齿面硬度为260HBS。大齿轮选用35SiMn，调质处理，齿面硬度为230HBS。查阅机械设计手册得，o二700Mpa，o =540Mpa，S=1.1,故Hlim3 Hlim4 HIo 」=H3Io 」=H3Io 」=H4o——Hlim3SHo—Hlim4SH700TT540T1=636Mpa=491Mpa查阅机械设计手册得，查阅机械设计手册得，o =240Mpa，o =180MpaSFlim3 Flim4Io 」=F3Io 」=F3Io 」=F4o—Flim3SFo—Flim4SF240U18013=185Mpa=138Mpa按照齿面接触强度设计3(.\If335按照齿面接触强度设计3(.\If335丫KTa4+17If__qx_1

i〔oJ①i''H'a由表4-1知：n=97.56r/min，t=321.40/V.m=321.40x103N.mm2 2查阅机械设计手册，取载荷系数K=1.79，齿宽系数①=0.3，ao取最小值代入，故o」=491MpaH H4中心距31/ \ / 、J.Aif335丫KTJJ八，335丫1.79x321.4x103 「a2b+17।f——qx——1=V3.51+1/ x =284.61mm\dlFll ①i式491J 0.3x3.51I'H'a f取a=290mm。若取z=35(z=若取z=35(z=20〜40),贝卜=zi=35X3.51=122.85,取z=123。3 3 4 33 4模数 m=6.01〜0.02%=(2.9~5.8)查阅机械设计手册(GB/T1357-1987)，取标准模数m=3中心距几何参数：a=mQ+z)=305+123)=237mm23 4 2分度圆直径齿顶高齿根高齿顶圆直径齿根圆直径齿宽d=mz=3X35=105mm33d=mz=3X123=369mm44h=mh*=3.5X1=3.5mmah=mG+0.25)=1.25m=1.25x3=3.75mmfd=d+2h=105+2x3=111mma3 3 ad=d+2h=369+2x3=375mma4 4 ad=d—2h=105—2x3.75=97.5mmf3 3 fd=d—2h=369—2x3.75=361.5mmf4 4 fb=pa=0.3x237=71.1mma取b=75mm,贝Qb4=80mm。3验算齿根弯曲强度：TOC\o"1-5"\h\z查阅机械设计手册，得齿形系数y=2.45,y=2.14,验算齿根弯曲强度应按照最小F3 F4齿轮计算。2KTY 2x1.79x321.4x103x2.45 「］o= ^f= =119.32Wpa<la」F3bm2z 75x32X35 F1齿轮的圆o=oYf4=119.32x214=104.22Wpa<0」安全。F4F3Y 2.45 F2F3周速度：ndnU=ndnU= ^2—60x10003.14x105x97.56 =0.54m/s60x1000，可选用8级精度。7.传动轴承和传动轴的设计A、输入轴的与强度校核：由前面计算可知：n=480r/min,p=3.46kw,T=68.72N.m。1 11

(1)材料选择，确定许用应力TOC\o"1-5"\h\z材料选择45,调质处理。查表7-1知p=75加外,查表7-12知，口]=15MPaB -1b(2)计算基本直径查表7-11,C=1W(轴端弯矩较小)d>C,,-=110x3.346-21.2mm。3 4801 1由于安装安装带轮处有键槽，故加大5%，则d>21.2x1.05-22.3mm取d=25mmmin(3)、确定各轴段尺寸(3)、确定各轴段尺寸7-1输入轴结构图a、确定各轴段直径①段：d-25mm，估算。②段：d=35mm,根据油封标准。2③段：d=40mm,与轴承6308配合（根据机械设计课程设计简明手册表8-23初3选深沟球轴承6308）。④段：d-50mm,大于40，轴承的正确安装条件。4⑤段：d-60.75mm，高速级齿轮1的顶圆直径。⑥段：d-50mm，大于40，减少加工量便于挡油环的安装。7⑦段：d—40mm,与轴承成对使用，与3段相同.7b、确定箱体内宽度，箱体内宽由于有旋转件，两侧留20mm,考虑到铸件不精确，要将内宽尺寸圆整，因为齿轮2的宽度为50mm,齿轮三的宽度为80mm,中间轴轴肩15mm+输出轴轴肩15mm.故箱体的内宽为：W-20+50+15+80+20+15-200mmC、确定各轴段长①段：l-60mm，根据联轴器段直径25mm初选联轴器的长度62mm，（根据机械设计课程设计简明手册表7-22，初选联轴器凸缘联轴器，型号为GYH2）②段：l-53mm。（外露尺寸30mm+箱体60mm-挡油环深向箱体10-轴承6308宽度23-轴承外伸2mm-挡油环轴向2mm）③段：l-35mm，深向挡油环10mm+轴承宽度23mm+轴承外伸2mm。3④段：/-103mm中间轴轴肩15mm-2mm+齿轮3宽度80mm+箱体间隙20mm-4挡油环10。⑤段:l-53mm，齿轮轮毂53。5⑥段：1-27mm，箱体间隙20mm-挡油环10mm+挡油环伸向箱体尺寸长度62mm+3轴轴肩15mm。⑦段：1-35mm，挡油环10mm轴承宽23mm+外伸2mm。7总长度

1=1+1+1+1+1+1+1=3661 2 3 4 5 6 7d、各支撑点距离轴承间距 /=226mmAB联轴器与左轴承的距离/=相机k(3)、校核轴的强度①轴上受力分析如图轴1上的扭矩由表轴1上的扭矩由表4-1可知T=68.72N.mi飞口学a、齿轮圆周力F二M二2X68"103:24433Ntd56.251径向力F=Ftana=2443.37X0.36=879.6Nr2t n轴向力F=0a带轮对轴的压力f=850.65Nri②求危险截面弯矩，并绘制弯矩图。水平面如图7-3-c水平面支反力 f=811.4n.mAHf=1632nBH水平面弯矩M=F.1/1000=811.37x151/1000=122.5N.m

DH AHAD垂直面如图7-3-b垂直面支反力F=F+F—242.6=1730.25—224.5=1505.8NAV r1 r2F=224.5NBV垂直面弯矩M=M-M=145.3N.M

AvDBM=M+M=-217.7DV ABM=145.3-217.7=-72.4n.m合③合成弯矩如图7-3-dM=%：M一+M2.="22.52+72.42:142.3N.mC、DH 合④做扭矩图如图7-3-eT=68.72N.m1由图可知危险截面在齿轮部位⑤当量弯矩取折合系数数a=0.6，则M=MM2+(aT)2=v142.32+(0.6x68.72)22148.1N.me C⑥强度校核=27mm:M—_,1148.1x=27mm0.1卜］=V0.1x75-1bd=27<d=60.75mm,所以原设计强度足够，安全。轴的受力分析图见图7-3，5轴的工作图见零件图纸3

图7-3轴的受力分析简图B、输出轴的与强度校核：由前面计算可知：n=27.795r/min,p=3.13kw,T=1072.39N.m。3 3 3(2)材料选择，确定许用应力材料选择40Gr钢，调质处理。查表7-1知，。=15QMPa,查表7-12知,Bt]=15MPa-lb(2)计算基本直径查表7-11,C=1W(轴端弯矩较小)一一尸一,———d>C,—=110x%,^3-=53.bnm.3n %27.7953由于安装安装联轴器处有键槽，故加大5%,则d>53.1x1.05=55.8mm取d -60mmmin(3)、确定各轴段尺寸7-4输出轴结构图a、确定各轴段直径①段：d=60mm，估算。②段：d=65mm，根据油封标准。③段：d=70mm,与轴承6414配合（根据机械设计课程设计简明手册表8-23初选深沟球轴承6414）。④段：d-80mm,轴承正确安装条件。4⑤段：d-95mm，轴肩高度。5⑥段：d-80mm，与齿轮4内孔直径相同。6⑦段：d-70mm，与3段相同。b、确定各轴段长①段：l-105mm，联轴器的长度107，（根据机械设计课程设计简明手册表7-22，初选联轴器凸缘联轴器，型号为GYH7）②段：l-44mm。（外露尺寸30mm+箱体60mm-轴向箱体2-轴承6414宽度42-2轴承外伸2mm）③段：l-44mm，轴承外伸2mm+轴承宽度42mm。3④段：/二75mm4⑤段l-15mm，轴肩宽度。5⑥段：l-73mm，齿轮4轮毂宽度。6⑦段：l二69mm，7总长度l—l+l+l+l+l+l+l+l12345678-425d、各支撑点距离轴承间距 lAB-231mm联轴器与左轴承的距离l-mmk（3）、校核轴的强度①轴上受力分析如图TOC\o"1-5"\h\z曲 TFr Fbv gfC 节Mcv=110.97图7-5轴1上的扭矩由表4-1可知T=1072.39N.m3a、齿轮圆周力尸二三二2xg%103二5812/Ntd 3694径向力F=Ftana=5812.41x0.36=2092.5rt n轴向力F=0Na②求危险截面弯矩，并绘制弯矩图。垂直面如图7-6-b垂直面支反力 f=L=2092*82.5=7473Navl 231ABF=F—F=2092.5—747.3=1345.2NBVrAV垂直面弯矩M=F.1/1000=747.3x148.5/1000=110.97N.mCVAVAC水平面如图7-6-c水平面支反力 F=L=5812.41x82.5=20759Nah1 231ABF=F—F=5812.41—2075.9=3736.5NBHtAHM=Fx1/1000=2075.9x148.5x10-3=308.3N.m

CHAHAC③合成弯矩如图7-6-dM二、:M2〜+M2“="10.972+308.32:327.6N.mC CV CH④做扭矩图如图7-6-eT=1072.39N.m3由图可知危险截面在齿轮部位⑤当量弯矩取折合系数数a=0.6，则M=M22+(aT)2:327.62+(0.6x1072.39)22722N.me C⑥强度校核一45.8mm:M_：722x一45.8mm：0.1『］一'0.1x75' -1bd=45.8<d=80mm,所以原设计强度足够，安全。轴的受力分析图见图7-6.6T3M072N.ro图7-6轴的受力分析简图C、中间轴的设计由前面计算可知：n=9756/min,p=3.29kw,T=321.4N.m。2 22（3）材料选择，确定许用应力材料选择45钢调质处理。查表7-1知，。二65加尸〃查表7-12知，口］二60MPaB -1b（2）计算基本直径查表7-11，C=110（轴端弯矩较小）一一Pd>C3t—2—110x3：329=35.53mm。3n %97.562由于安装安装联轴器处有键槽，故加大5%，则d>35.53x1.05—37.31mm。取d=40mmmin（3）、确定各轴段尺寸如图7-7a、确定各轴段直径①段：d—40mm，估算，选择轴承6308。②段：d—50mm，根据轴承安装条件。③段：d=60mm，3④段：d=75mm，轴肩。4⑤段：d—60mm，高速级齿轮2孔直径。5⑥段：d—40mm，与1段相同。.6b、确定各轴段长①段：l—25mm，轴承宽度23mm+外伸2。1②段：l—25mm，箱体间隙20mm+5。③段：1—80mm，齿轮3的轮毂长度。④段：I=15mm，轴肩4⑤段I=48mm，齿轮2轮毂50mm-2mm。56段：I=70mm,6总长度/=/+/+1+1+1+1+1=263mm1 2 3 4 5 6 7d、各支撑点距离轴承间距 /=236mm图7-7中间轴设计简图（3）、校核轴的强度根据经验，由于前面输入轴和输入轴的强度校核中强度均足够，根据中间轴在整个传动过程中的作用，和受力性质可知道中间轴强度也足够。8.轴承的选择与校核对前面轴的设计计算初选深沟球轴承6308、6213、6308进行强度校核。由前面轴计算可知，轴承所受径向力f=：F2BV+f2BH=J224.52316322:1632N（输入r

6308轴承）F=\'F—+F2="3452十3736.52=3970.7N（6213轴承）r BV BHF=0N，转速n=480r/min,轴颈d=40mm（6308轴承），f=0N，转速an=97.56r/min，轴颈d=65mm（6312轴承）F=0N，转速n=27.795r/min,轴颈d=40mm（6308轴承）a使用寿命10年，两班制，每班八小时，则Lh=58400h按文献8-9表，冲击负荷系数fp=1.5P=FxF=879.6x1.5=1319.4N（输入6308）rrpP=FxF=2092.5x1.5=3138.8n（输出6414）rrpP=FxF=rrp对于深沟球轴承1C=对于深沟球轴承1C=PLg=Pjsr（60Ln）

h-l106J查表8-23得6308轴承的基本额定动载荷Cr=40800N，6414轴承的基的基本额定动载荷Cr=140000查表8-14得/=1，查表8-15得f=1，将数据代入上tp式可得C=1319.4xf60义58400x480下=15690N（6308轴承）JS l 106 JC=31388xf60x58400x97.56]3=21947N （6414轴承js1 l 106 J故在规定条件，6308，6414轴承可承受的最大径向载荷为40800N、140000所选轴承合格。9、平键的选择与计算选择A型键，⑴输出轴：D=80L=73mm查表齿轮轴径处键bxh=22x14，因L=73，所以选

66 6择键长L=63轴槽深度9mm,毂槽深5.4mm公差+0.2,；d=60L=105联轴器轴11径处键bXh=28X16，因联轴器长l=105mm，所以选择键长L=100，轴槽深度,6.0mm毂槽深4.3mm。b/mmh/mmL/mm齿轮键221463联轴器键2816100⑵齿轮处键强度验算，查表5-72得许用挤压应力LL120MpA,p键遇键槽接触长度l,=L-b-63-22-41mml-竺-4X皿39X103-93.4MP']=120MPApdhl 80x14x41 p故此键能安全工作，键为22x63(GB/T1096-2003).⑶轴处键强度验算，查表5-72得许用挤压应力LL120MP,p键遇键槽接触长度l,=L_b=100-28-72mml-竺-4X1072.22X103-62MP<LL120MPApdhl 60x16x72 p故此键能安全工作，键为22x100(GB/T1096-2003)。选择A型键，⑷中间轴：D-60L-80mm查表齿轮轴径处键bxh-18x11,因L-80,所以选

33 6择键长L=70轴槽深度9mm,毂槽深5.4mm公差+0.2,;d-60L-48齿轮径处键55bXh-18X11,因齿轮轴长l-48mm，所以选择键长L=36,轴槽深度,6.0mm毂槽深4.3mm。b/mmh/mmL/mm齿轮键181170齿轮键181136⑸齿轮处键强度验算，查表5—72得许用挤压应力LL120MPA,p键遇键槽接触长度l,-L-b-70-18-52mm。二竺二4X321.41><103=37MP<[]=120MPApdhl60x11x52 p故此键能安全工作，键为18x70(GB/T1096-2003).⑹齿轮键强度验算，查表5-72得许用挤压应力。]=120MPA,p键遇键槽接触长度l,=L_b=36_18=18mmTOC\o"1-5"\h\z4T4x321.4x103 []d。= = =66.MP<。」=120Mppdhl 60x18x18 p故此键能安全工作，键为18x36(GB/T1096-2003)。⑺输入轴：D二25L二60mm查表联轴器轴径处键bxh=8x7,因L=60，所以选

11 1择键长56，轴槽深度,6.0mm毂槽深4.3mm。b/mmh/mmL/mm联轴器键8756⑻轴处键强度验算，查表5-72得许用挤压应力。]=120MpA,p键遇键槽接触长度l,=L-b-56-8-48mm。=竺=4X68.72x103=10.6MP<。]=120MPpdhl 25x7x148 p故此键能安全工作，键为8x56(GB/T1096-2003)。10、箱体的机构设计减速器的箱体采用铸造(HT200)制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量，大端盖分机体采用H7配合.is6机体有足够的刚度在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度考虑到机体内零件的润滑，密封散热。因其传动件速