1、學號 201102070705姓名 鄧一偉班級 機自七班根據設計任務書確定傳動裝置的總體設計方案；選擇電動機；計算傳動裝置的運動和動力 參數；傳動零件及軸的設計計算；軸承、連接件、潤滑密封和聯軸器的選擇及計算；減速 器箱體結構及其附件的設計；繪制裝配圖和零件工作圖；編寫設計計算說明書；進行總結 和答辯。每個學生都應完成以下工作:(1)減速器裝配圖1張（A0圖紙）箱體（A1圖紙）其余全部零件圖。(3)設計計算說明書1份。1|沖軸二輸送帶高速集低速圾I電動電選才¥ v帶傳動和二級圓柱直齒輪減速器。傳動裝置的總效率：a 聯 帶滾4齒2 0.96 0.99 0.984 0.972 0.96

2、0.8聯為齒式聯軸器傳動效率，帶為V帶傳動效率，滾為滾動軸承效率，齒為8級精度齒輪傳動（稀油潤滑）的效率。2、電動機的選擇:滾筒工作裝置所需功率:PwFw vw 3.6 0.8 100010001032.88KW ,電動機所需的輸出功率以 Pw 2.88為：pd - 3.6kwa 0.8Pw只需略大于Pd即可，按電動機參數手冊選擇電動機的額因載荷平穩，電動機額定功率定功率pm為4kw.卷筒軸為工作軸，其轉速為:27.79 r/minnw3.14 55060 103vw 6000 0.8查閱機械設計手冊，推薦的各傳動機構傳動比范圍：V帶傳動比范圍目2 4,二級圓柱齒輪傳動比范圍i2 8 40,則

3、總傳動比范圍應為i 2 84 40,可見電動機轉速的可選范 圍是 n i nw (16160) 27.79444.64 4446.4 r/min查閱機械設計手冊，符合這一范圍的同步轉速有750r/min、1000r/min、1500r/min、3000r/min五種電機，綜合考慮電動機以及傳動裝置的尺寸、重量和價格、帶傳動和減速 器的傳動比，選定型號為 Y112M-4額定功率4kw、同步轉速1500r/min ,滿載轉速 nm=1440r/min 的電動機。方 案電動機 型號額定 功率pm / kw電動機轉速r/min電動 機重 量kg參 價格 元/個傳動裝置的傳說比1Y112M-44同步轉速

4、 r/min滿載轉速 r/min43總傳 動比V帶傳動減速 器15001440（表 2-1 ）電動機示意圖中 心 高外形尺寸LX (AC/2 +AD) XHD地腳 安裝尺寸AXB地腳 螺栓 孔直 徑K軸伸 尺寸 DX E裝鍵部 尺寸FXGD(表 2-2)3、確定傳動裝置的總傳動比和分配級傳動比:i144027.79(1)傳動裝置總傳動比51.82(2)分配傳動裝置各級傳動比為使V帶傳動的外輪廓尺寸不至過大，取傳動比i帶3則減速器傳動比i旦9 17.273根據二級開始圓柱齒輪減速器，一般按齒輪浸油潤滑要求，即各級大齒輪直徑相近的條件分配傳動比，常取i1 (1.31.6) i2, i1、i2分別為

5、減速器高速級和低速級的傳動比。取 i1 (1.4) i2, 1.4i2 i2 1.4i22 1 7.27, i1 2.51 1.4 4.92i2 3.514、計算傳動裝置的運動和動力參數(1)各軸轉速nm 1440I 軸 n1-480r/mini帶3II 軸 n2 -480 97.56r/min ig1 4.92一 97 56田軸 心 27.795 r/min3.51工作軸nw n3 27.795 (允許運輸帶速度誤差為± 5% )(2)各軸輸入功率：I 軸p1pd帶3.6 0.96 3.46KWkwR 軸P2P1滾齒 3.46 0.98 0.973.29KW田軸P3p2滾齒 3.2

6、9 0.98*0.973.13KW卷筒軸 pw6 齒聯 3.13*0.98* 0.99 3.04kw各軸輸入轉矩Td 9550 曳 9550*.6- 23.86N M Nm1440I 軸T1Td i0o23.86 3 0.96 68.72N MII 軸T2T1?i1?1268.72 4.92 0.98 0.97 321.40NM田軸 T3 T2 ?i2 ? 23 321.40 3.51 0.98 0.97 1072.39 N.M工作軸TwT324 1072.39 0.98 0.99 1040.43N.M將以上算得的運動和動力參數列表如下:軸 名輸入KW輸出KW輸入KW輸出KW轉速r/min傳動

7、比i效率電動機軸3.623.861440I軸3.463.3968.7267.3530.96II軸3.293.22321.40314.974.920.95III軸3.133.071072.391050.943.510.95卷筒軸3.042.981040.431019.620.975、設計V帶和帶輪：根據工作情況，查閱機械設計手冊得工況系數Ka 1.3由：p0 3.6kw得:Pc 1.3 3.6 4.68kw,根據pc 4.68和n1 1440r/min查閱機械設計手冊最后選擇 Z型V帶。但是經過計算,Z>11.固帶型不合適.須選擇稍大的A型V帶.確定小帶輪：查閱機械設計手冊-V帶輪最小基準

8、直徑及基準系列表，取小帶輪直徑 d1 125mm確定大帶輪直徑：d2 idi(1)取彈性滑動率0.01 , d2 3 125 (1 0.01) 371.25mm,查閱機械設計手冊-V帶輪最小基準直徑及基準系列表可知：d2 375mm,實際傳動比i d2375d2 1125 1 0.013.03 ,從動輪實際轉速n2 - i1440 , 一、， 475.25r/min ,轉速誤差 3.03n2 480 475.25 1%,對于帶式輸送裝置，轉速誤差在5%范圍內事允許的。480驗算帶速v:v 電3.14 125 1440 9.42m/s,在規定的5m/s v 25m/s范圍內， 60 100060

9、 1000合理。初選中心距：0.55 dl d2 h a02d1d2 ,帶入數據得0.55125 375 8 a0 2 125 375283 a0 1000,取 a 600mm初選長度：22Lo 2a0 d1 d2 2 600 -4 125 375 2011.04mm選擇 V24a024 600帶所需的基準長度：查閱機械設計手冊-V帶基準長度系列(GB/T11544-1997),取Ld 2240mm (標記為：A 2240 GB/T11544-1997 )實際中心距a :_ ._ .2 一. .22L d1d2 2Ld1d28 d2 dla :8一 一- 一-2_22 2240-3.14 12

10、5 3752 2240-3.14 125 375 -8 375-1258716.60驗算小帶輪包角a1：a11800d2d1180o37512557.3o160.01o 120o ,經驗算，a716.60小帶輪包角q取值合理。計算單根V帶的基本額定功率 6 :根據d1 125mm和n 1440r/min查表，取得A型V帶的 p0 1.93kw額定功率的增量5：根據n 1440r/min和i 3 ,查閱機械設計手冊，取得A型V帶的p10.17kw計算V帶根數z:根據包角a1 160.01 ,查閱機械設計手冊-小帶輪包角系數ka,取值Pc4.682.2取z=3根ka 0.95,根據Ld 2240m

11、m,查閱機械設計手冊-帶長修正系數Ki ,取值Kl 1.06 ,P1p1 KaKL1.93 0.17 0.95 1.06確定單根V帶的預緊力F0:0.1 9.422 143.96N (查表取l500PC 2.5 ,2 500 4.68 2.5 ,F0 1 m1z Ka3 9.420.95m 0.1kg/m）確定帶對軸的壓力Fq :a1Fq 2zF°sin - 22160.01o3 143.96 sin2850.65N帶輪寬度 B (z 1)e 2f (3 1) 15 2 10 50mm,取 B=50mm外徑 da d 2ha 375 5 380mm6、齒輪的設計:高速級直齒圓柱齒輪（

12、第一對齒輪）的設計計算選擇材料及確定許用應力：小齒輪選用40MnB調質處理，齒面硬度為 260HBs大齒輪選用35SiMn,調質處理，齒面硬度為230HBS查閱機械設計手冊得,Hiim1 700Mpa , Hiim2 540Mpa, Sh 1.1，故H lim1H 1ShH lim2H2 丁7001.15401.1636Mpa491Mpa查閱機械設計手冊得,Fiim1 240Mpa, Fiim2 180Mpa01.3,Flim1F1 E2401.3185MpaFlim 2F2Sf1801.3138Mpa按照齒面接觸強度設計2335KT1ai由表4-1可知軸轉速 ni 480r/min, 軸轉矩

13、 T1 68.72N.m 68.72 103N.mm查閱機械設計手冊，取載荷系數K 1.79,齒寬系數a 0.3,h取最小值代入，故 H2 491Mpa中心距32,d 335KT1a i 1 、 -1VH ai3233351.79 68.72 1034.92 1 ,4910.3 4.92201.05mm202mm 。若取 4 25,(乙 20 40)貝(Jz2 z1i25 4.92 123 ，取 z2 123。法向模數mn (0.01 0.02) a (0.01 0.02) 202 2.02 4.04mm,查閱機械設計手冊中心距幾何參數：分度圓直徑齒頂高齒根高GB/T1357-1987),取標

14、準模數 m 2.25a mn z1 z2竺 25 123 166.5mm22d1 m4 2.25 25 56.25mmd2 mz2 2.25 123 276.75mmha mh 2.25 1 2.25mm ahf m 1 0.251.25m 1.25 2.25 2.81mm齒頂圓直徑齒根圓直徑齒寬da1 d1 2ha 56.25 2 2.25 60.75mmda2 d2 2ha 276.75 2 2.25 281.25mmdf1 d1 2hf 56.25 2 2.81 50.63mmdf2 d2 2hf 276.75 2 2.81 271.13mmbaa 0.3 166.5 49.95mmaM

15、 b2 50mm ,則 b1 55mm。驗算齒根彎曲強度:查閱機械設計手冊，得齒形系數 Yf12.62, Yf22.14,驗算齒根彎曲強度應按照最小齒輪32KT1YF2 1.79 68.79 102.62F1 1F 2 101.96Mpabm2z150 2.252 25Y2.14、 1F2 F1 101.96 83.28Mpa F2 ,安全Yf12.62F1齒輪的圓周速度:dm60 10003.14 56.25 48060 10001.41m/s,可選用8級精度（第二對齒輪）選擇材料及確定許用應力：小齒輪選用40MnB調質處理，齒面硬度為 260HBs大齒輪選用35SiMn,調質處理，齒面硬度

16、為230HBS查閱機械設計手冊得， Hlim3 700Mpa , Hlim4 540Mpa, Sh 1.1，故H lim 3SH7001.1636MpaH lim 4SH540491Mpa1.1查閱機械設計手冊得,Fiim3 240Mpa,Flim 4180MpaSF 1.3,Flim3F3,Flim 4F4虧2401.31801.3185Mpa138Mpa按照齒面接觸強度設計2335KTiai由表4-1知:n297.56r / min查閱機械設計手冊，取載荷系數 K 1.79,T2 321.40N.m 321.40 103N.mm齒寬系數a 0.3,h取最小值代入，故 H4 491Mpa 中

17、心距2,d 335KT1a i 1 i 1 Hai取 a 290mm。3.51 1233351.79 321.4 1034910.3 3.51284.61mm若取 z3 35 z3 2040 ,貝U z4z3i3 35 3.51 122.85，取 z4123。模數m 0.01 0.02 a 2.9 5.8查閱機械設計手冊中心距幾何參數：分度圓直徑齒頂高齒根高齒頂圓直徑齒根圓直徑齒寬GB/T1357-1987),取標準模數 m 3a m z3 z43 35 123 237mm22d3 mz3 3 35 105mmd4 mz4 3 123 369mm *ha mh 3.5 1 3.5mmhf m

18、1 0.251.25m 1.25 3 3.75mmda3 d3 2ha 105 2 3 111mmda4 d4 2ha 369 2 3 375mmdf3 d3 2hf 105 2 3.75 97.5mmdf4 d4 2hf 369 2 3.75 361.5mmb aa 0.3 237 71.1mm a取 b4 75mm,貝(J b3 80mm。驗算齒根彎曲強度：查閱機械設計手冊，得齒形系數 Yf3 2.45, Yf4 2.14,驗算齒根彎曲強度應按照最小齒輪計算周速度:d3n260 100032KT2Yf2 1.79 321.4 10 2.4522- 2 119.32Mpabm2z375 32

19、35Y2.14、1F3與 119.32 104.22Mpa F2 ,安全Yf32.453.14 105 97.5660 10000.54m/s,可選用8級精度F1齒輪的圓7.傳動軸承和傳動軸的設計A、輸入軸的及強度校核：由前面計算可知：n1 480r/min , p1 3.46kw, T1 68.72N.m。7-12 知,(1)材料選擇，確定許用應力材料選擇45,調質處理。查表7-1知，b 750MPa,查表1b 75MPa(2)計算基本直徑查表7-11 , C=110 (軸端彎矩較小)d C31P 110 3溪 21.2mm。 n1由于安裝安裝帶輪處有鍵槽，故加大5%則d 21.2 1.05

20、 22.3mm取 dmin 25mm(3)、確定各軸段尺寸7-1輸入軸結構圖a、確定各軸段直徑段：d1 25mm ,估算。段：d2 35mm,根據油封標準。段：d3 40mm,與軸承6308配合（根據機械設計課程設計簡明手冊表8-23初選深溝球軸承6308）。段：d4 50mm,大于40,軸承的正確安裝條件。段：d5 60.75mm,高速級齒輪1的頂圓直徑。段：d7 50mm,大于40,減少加工量便于擋油環的安裝。段：d7 40mm,與軸承成對使用，與 3段相同.b、確定箱體內寬度，箱體內寬由于有旋轉件，兩側留20mm考慮到鑄件不精確，要將內寬尺寸圓整，因為齒輪2的寬度為50mm齒輪三的寬度為

21、80mm中間軸軸肩15mm輸出軸軸肩15mm故箱體的內寬為：W 20 50 15 80 20 15 200mmC、確定各軸段長段：11 60mm ,根據聯軸器段直徑25mm初選聯軸器的長度62mm,（根據機械設計課程設計簡明手冊表7-22,初選聯軸器凸緣聯軸器，型號為GYH2)段：% 53mm。(外露尺寸30mm箱體60mm擋油環深向箱體10-軸承6308寬度23-軸承外伸2mm擋油環軸向2mm)段：I3 35mm,深向擋油環10mm軸承寬度23mm軸承外伸2mm段：I4 103mm，中間軸軸肩15mm-2mnm+輪3寬度80mm+體間隙20mm- 擋油環10。段：15 53mm ,齒輪輪轂5

22、3。段：16 27 mm ,箱體間隙20mm擋油環10mm+油環伸向箱體尺寸長度2mm+3由軸肩15mm段：I7 35 mm ,擋油環10mm軸承寬23mm+外伸2mm。總長度11112 13 14 15 1617366d、各支撐點距離軸承間距1AB 226mm聯軸器與左軸承的距離1k mm(3)、校核軸的強度軸上受力分析如圖lFrlgtCD圖7-2軸1上的扭矩由表 4-1可知T1 68.72N.ma、齒輪32T12 68.72 10圓同刀Ft _1 2443.37Ndi56.25徑向力Fr2 Ft tan an 2443.37 0.36 879.6N軸向力 Fa 0 a帶輪對軸的壓力Fri=

23、850.65N求危險截面彎矩，并繪制彎矩圖。水平面如圖7-3-c水平面支反力Fah 811.4n.mFbh 1632n.m1505.8N水平面彎矩MDH FAH.lAD /1000 811.37 151/1000 122.5N垂直面如圖7 - 3-b垂直面支反力FAV Fr1 Fr2 242.6 1730.25 224.5Fbv 224.5N垂直面彎矩M Av M D -MB 145.3N.MM DV MA Mb -217.7M 合 145.3-217.7=-72.4n.m合成彎矩如圖7-3-dMC MM2dh M2合 <122.52 72.42 142.3N.m做扭矩圖如圖7-3-eT

24、1 68.72N.m由圖可知危險截面在齒輪部位當量彎矩取折合系數數 0.6 ,則MeM21(aT)2142.32(0.668.72)2 148.1N.m強度校核30.1Me1b, 一 一331148.1 10:0.1 7527mmd 27 d5 60.75mm,所以原設計強度足夠，安全。軸的受力分析圖見圖7- 3,軸的工作圖見零件圖紙 3TL-68.72N. mT1圖7-3軸的受力分析簡圖B、輸出軸的及強度校核：由前面計算可知：n3 27.795r/min , p3 3.13kw, T3 1072.39N.m。(2)材料選擇，確定許用應力材料選擇40Gr鋼，調質處理。查表7-1知，B 750M

25、Pa,查表7-12知,1b 75MPa(2)計算基本直徑查表7-11 , C=110 (軸端彎矩較小)d C3 P3 110 3/嘉 53.1mm.由于安裝安裝聯軸器處有鍵槽，故加大5%則d 53.1 1.05 55.8mm取 dmm 60mm(3)、確定各軸段尺寸7-4輸出軸結構圖a、確定各軸段直徑段：di 60mm ,估算。段：d2 65mm,根據油封標準。段：d3 70mm,與軸承6414配合（根據機械設計課程設計簡明手冊表8-23初選深溝球軸承6414）。段：d4 80mm,軸承正確安裝條件。段：d5 95mm,軸肩高度。段：d6 80mm,與齒輪4內孔直徑相同。段：d7 70mm,與

26、3段相同。b、確定各軸段長段：li 105mm,聯軸器的長度107,（根據機械設計課程設計簡明手冊表7-22,初選聯軸器凸緣聯軸器，型號為 GYH7）段：12 44mm。（外露尺寸30mm箱體60mm軸向箱體2-軸承6414寬度42-軸承外伸2mm）段：l3 44mm,軸承外伸 2mm軸承寬度42mm段：14 75mm段：15 15mm ,軸肩寬度。段：1673 mm ,齒輪4輪轂寬度。段：1769 mm ,總長度1 ll 12 I3 I4 I516 I718425d、各支撐點距離軸承間距1AB 231mm聯軸器與左軸承的距離1k mm(3)、校核軸的強度軸上受力分析如圖和1Tfbv qf C

27、Mcv=110. 97圖7-5軸1上的扭矩由表 4-1可知T3 1072.39N.ma、齒輪_3圓周力2 2 1072.39 105812.41Nd4369徑向力Fr Ft tan an 5812.41 0.36 2092.5軸向力Fa 0N求危險截面彎矩，并繪制彎矩圖垂直面如圖7-6-b垂直面支反力Fav也 E 82.5 747.3NlAB231FbvFr Fav 2092.5 747.3 1345.2N垂直面彎矩MCVFavac/1000 747.3 148.5/1000 110.97N.mCV AV AC水平面如圖7 -6-c水平面支反力Fah. 5812.41 82.5 2075.9N

28、lAB231FFF5812.412075.9 3736.5NBHtAHMch Fah lAC /1000 2075.9 148.5 10 3 308.3N.mCH AH AC合成彎矩如圖7-6-dM C , M 2cvM 2ch110.972 308.32 327.6N.m做扭矩圖如圖7-6-eT3 1072.39N.m由圖可知危險截面在齒輪部位 當量彎矩Me . M 2C (aT)2取折合系數數327.62 (0.6 1072.392 722N.m強度校核, Med 3 -0.1 1b一一 一 3722 10.0.1 7545.8mmd 45.8 d6 80mm,所以原設計強度足夠，安全。軸

29、的受力分析圖見圖 7- 6.垂直面Mv 彎憲 水平面彎柜合成面彎矩T3好螞30.97lACBDJ ch-308. 3N. mlACBD八Jk二32L 6N. mftcbd1T3=1072N.m11 C B C圖7-6軸的受力分析簡圖C、中間軸的設計由前面計算可知：n2 97.56r/min , p2 3.29kw , T2 321.4N.m。(3)材料選擇，確定許用應力材料選擇45鋼，調質處理。查表7-1知，B 650MPa,查表7-12知,60MPa(2)計算基本直徑查表7-11 , C=110 (軸端彎矩較小)C我 110 3燃 35.53mm由于安裝安裝聯軸器處有鍵槽，故加大 5%則d

30、35.53 1.05 37.31mm。取 dmm 40mm(3)、確定各軸段尺寸 如圖7-7a、確定各軸段直徑段：d1 40mm，估算，選擇軸承 6308。段：d2 50mm,根據軸承安裝條件。段：d3 60mm,段：d4 75mm,軸肩。段：d5 60mm,高速級齒輪2孔直徑。段：d6 40mm,與1段相同。.b、確定各軸段長段：1i 25mm,軸承寬度 23mm+外伸2。段：q 25mm,箱體間隙20mm+5段：l3 80mm,齒輪3的輪轂長度段：I4 15mm,軸肩段：I5 48mm ,齒輪2輪轂50mm-2mm6 段：l670 mm ,總長度l 11 l2 13 l4 l5 l6 l7

31、 263mmd、各支撐點距離軸承間距l 236mm圖7-7中間軸設計簡圖(3)、校核軸的強度根據經驗，由于前面輸入軸和輸入軸的強度校核中強度均足夠，根據中間軸在整個傳動過程中的作用，和受力性質可知道中間軸強度也足夠。8.軸承的選擇與校核對前面軸的設計計算初選深溝球軸承6308、6213、6308進行強度校核。由前面軸計算可知，軸承所受徑向力Fr vF2bv F2bh ,224.52 163221632N (輸入 6308 軸承)Fr TPBV""F2BH J13452 3736.523970.7 N （6213 軸承）Fa 0N ,轉速 n=480r/min ,軸頸 d=4

32、0mm （6308 軸承），Fa 0N ,轉速 n=97.56r/min ,軸頸 d=65mm （6312 軸承）Fa 0N ,轉速 n=27.795r/min,軸頸 d=40mm （6308 軸承）使用壽命10年，兩班制，每班八小時，則 Lh=58400h按文獻8-9表，沖擊負荷系數fp=1.5Pr Fr Fp 879.6 1,5 1319.4N （輸入 6308）Pr Fr Fp 2092.5 1,5 3138.8n （輸出 6414）Pr Fr Fp 1 1對于深溝球軸承Cjs PL Pr 60Lhnjs r r 106查表8-23得6308軸承的基本額定動載荷Cr=40800N , 6

33、414軸承的基的基本額定動載荷 Cr=140000查表8-14得11,查表8-15得fp 1 ,將數據代入上式可得1Cjs 1319.415690N （6308 軸承）60 58400 480 3106160 58400 97.56 3Cjs1 3138.8g6 21947N（6414 軸承故在規定條件，6308,6414軸承可承受的最大徑向載荷為40800N、140000所選軸承合格。9、平鍵的選擇與計算選擇A型鍵， 輸出軸：D6 80 L6 73mm查表齒輪軸徑處鍵b h 22 14,因L6 73,所以選擇鍵長L=63，軸槽深度9mm轂槽深5.4mm公差+0.2, ; D1 60 L1 1

34、05聯軸器軸徑處鍵b h 28 16,因聯軸器長l 105mm,所以選才?鍵長L=100,軸槽深度,6.0mm轂槽深4.3mmb/mmh/mmL/mm齒輪鍵221463聯軸器鍵2816100(2)齒輪處鍵強度驗算，查表5-72得許用擠壓應力p 120MPA,鍵遇鍵槽接觸長度l, L b 63 22 41mm4Tdhl4 1072.39 10380 14 4193.41MPp 120MPA故此鍵能安全工作，鍵為 22X63 (GB/T1096-2003).(3)軸處鍵強度驗算，查表5-72得許用擠壓應力p 120MP,鍵遇鍵槽接觸長度l, L b 100 28 72mm4T 4 1072.22

35、103 62MP p dhl60 16 72P 120MP A故此鍵能安全工作，鍵為 22X100 (GB/T1096-2003)選擇A型鍵，中間軸：D360 L3380mm查表齒輪軸徑處鍵bh 18 11 ,因L6 80,所以選擇鍵長L=70，軸槽深度9mm轂槽深5.4mm公差+0.2, ; D5 60 L548齒輪徑處鍵b h 18 11 ,因齒輪軸長l 48mm,所以選才?鍵長L=36,軸槽深度，6.0mm轂槽深4.3mmb/mmh/mmL/mm齒輪鍵181170齒輪鍵181136齒輪處鍵強度驗算，查表5-72得許用擠壓應力p 120MPA ,鍵遇鍵槽接觸長度l, L b 70 18 5

36、2mm一一一 34T 4 321.41 103p 一 37MPpdhl 60 11 52故此鍵能安全工作，鍵為 18X70 (GB/T1096-2003).(6)齒輪鍵強度驗算，查表5-72得許用擠壓應力p120MPA120MPA,鍵遇鍵槽接觸長度l, L b 36 18 18mm4T 4 321.4 103 ngp66.1MPPp dhl 60 18 18故此鍵能安全工作，鍵為 18X36 (GB/T1096-2003)。 輸入軸：Di 25 Li 60mm查表聯軸器軸徑處鍵120MP60 ,所以選擇鍵長56,軸槽深度,6.0mm轂槽深4.3mm b/mmh/mmL/mm聯軸器鍵56(8)軸

37、處鍵強度驗算，查表5-72得許用擠壓應力120MPA,鍵遇鍵槽接觸長度l, Lb 56 8 48mm_ _3p 24 配72 1010.6MP p 120MPp dhl 25 7 148故此鍵能安全工作，鍵為 8X56 (GB/T1096-2003)。10、箱體的機構設計減速器的箱體采用鑄造(HT200)制成，采用剖分式結構為了保證齒輪佳合質量, 大端蓋分機體采用更配合.is61. 機體有足夠的剛度在機體為加肋，外輪廓為長方形，增強了軸承座剛度2. 考慮到機體內零件的潤滑，密封散熱 因其傳動件速度小于12m/s,故采用侵油潤油，同時為了避免油攪得沉渣濺起，齒頂到油 池底面的距離H為40mm為保證機蓋與機座連接處密封，聯接凸緣應有足夠的寬度，聯接表面應精創，其表面粗糙 度為6.33. 機體結構有良好的工藝性.鑄件壁厚為10,圓角半徑為R=3o機體外型簡單，拔模方便.4. 對附件設計A視孔蓋和窺視孔在機蓋頂部開有窺視孔，能看