機械設計課程設計

目錄一選擇電機3頁二傳動比分配4頁三計算各軸轉速4頁四計算各軸的轉矩5頁五、皮帶設計6頁六鏈設計9頁七高速齒輪設計11頁八低速齒輪設計15頁九軸齒輪軸的結構設計19頁十軸中間軸的結構設計24頁十一軸輸出軸的結構設計30頁十二軸承的校核計算37頁1軸軸承37頁2軸軸承37頁3軸軸承39頁十三、鍵的校核39頁1軸鍵的校核39頁2軸鍵的校核40頁3軸鍵的校核40頁十四箱體的結構設計41頁十五減速器的附件43頁課程設計任務書設計數據運輸帶傳遞的有效圓周力F7700N運輸帶速度V075M/S滾筒的計算直徑D560MM設計要求原動機為電動機，齒輪單向傳動，有輕微沖擊。工作條件工作時間10年，每年按300天計單班工作（每班8小時）。傳動示意圖如下一選擇電機1確定工作機功率KWP75107FV工作2原動機功率、KWPP278059609650924電滾筒聯軸器鏈齒輪軸承帶總總工作電3估計電動機轉速MIN4218IN6913025I67501864363264222RRNRDVNIIIIINI）（）（）（）（電動機滾筒總齒輪鏈帶齒輪鏈帶總滾筒總電動機滾筒電動機總KWP75工作80總NKWP27電MIN6025RN滾筒4選擇電動機根據電動機的功率和轉速范圍，選擇電機為表11電動機選擇型號功率轉速效率YB2M475KW1440R/MIN87二傳動比分配5023742560124齒輪帶總鏈齒輪帶總平滾筒電機總齒輪鏈帶則若取IIIINII三計算各軸轉速5106257MIN723140I962IN50431MI62422滾筒滾筒鏈齒輪帶電動機齒輪帶電動機齒輪帶電動機帶電動機因為軸軸軸軸NRIINIRINI256總I5023鏈齒輪帶IIMIN572963I04RNR四計算各軸的轉矩MNTMNTKWPKKWPMNNPTII66565232221028571059931054210598169607905735629705782950各軸轉矩各軸功率計算公式鏈齒輪軸承帶電動機齒輪軸承帶電動機齒輪軸承帶電動機帶電動機KWP163928MNT655102893五、皮帶設計由已知得MIN140RN電動機小輪1確定計算功率CAP由表87查得工況系數KA故KWACA94721電動機2、選擇V帶的帶型根據由圖811選用A型帶小輪NPCA3確定帶輪的基準直徑1D初選小帶輪的基準直徑。由表86和表88，取得小帶輪的基準直徑MD251驗算帶速，按式（813）驗算皮帶的速度V故帶速合適因為小輪SMVSND3054291601計算大帶輪的基準直徑2D根據式（813A），得大帶輪的基準直徑MDD2807512）圓整為根據表（4確定V帶中心距和基準長度DL根據式（820）MADD50812321700初選中心距MIN140RN小輪KWPCA947MD125SV49MD280由式（822）計算所需的基準長度MLMADALDD160281645428250120210選帶的基準長度由表按式（823）計算實際中心距AMLALLADD524031476214805XIN0中心距的變化范圍M5245驗算小帶輪的包角1901647635281AD6計算皮帶的根數Z計算單根V帶的額定功率RP由,查表84A得MIN140125ND和KWP9064根據型帶和，AIRN2N1MLD160A4716查表84B得KWP1650查表85得9K查表82得LKWPLR95190560因此計算V帶的根數Z取5根0724RCAPZ7計算單根V帶的初始拉力的最小值由表83得A型帶的單位長度質量MKGQ10所以NVPZKFCA4169853742910720522MIN0因使帶的實際初拉力MIN0F8計算壓軸力PFNFZP9214316SIN5MI0MIN壓軸力的最小值為KWPR951取5根ZNF416MIN0NFP92143六鏈設計確定傳動功率KWP396鏈1選擇小鏈輪齒數取小鏈輪的齒數，大鏈輪的齒數為1Z48572912取為ZI2確定計算功率由表96查得0AK由圖913查得371Z單排鏈，則計算功率為KWPPZCA758960鏈3選擇鏈條型號和節(jié)距根據MIN231RNPCA和查圖911，可選28A1查表91，鏈條的節(jié)距為45P4計算鏈節(jié)數和中心距初選中心距5213400A取，相應的鏈節(jié)數為MA506210150429489452021210APZZPL取節(jié)PLKWP396鏈1Z482取為KWPCA75845P節(jié)102PL查表97得到中心距計算系數2476501F則鏈傳動的最大中心距為MZLPFA15084819024527615計算鏈速，確定潤滑方式SMPZNV9016045923160由,查圖914，選擇滴油潤滑ASM89和鏈號6計算壓軸力PF有效圓周力NVE71093610鏈鏈輪水平布置時的壓軸系數5FPK則壓軸力為NFEP816570MA1508SMV90NFP8165七高速齒輪設計1選定齒輪類型，精度等級，材料及齒數選用直齒圓柱齒輪傳動運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度材料選擇。由表101選擇小齒輪材料為40CR調質，硬度為280HBS。大齒輪為45鋼（調質），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。選小齒輪齒數，大齒輪齒數為241Z7876322ZZ取為，2按齒面接觸疲勞強度設計由設計計算公式（109A）進行試算，即3211HEDZUKTD確定公式內的各計算數值試選載荷系數3TK計算小齒輪的轉矩MNNPT56111054809查表1017選取齒寬系數D查表106得材料的彈性影響系數2189MPAZE由圖1021D按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限。大齒輪的接觸疲勞H601LIM強度極限A52LI由式（1013）計算應力循環(huán)次數241Z7MNT510MPAH601LIM52LI8291065N812910653810324NJLN由圖1019取接觸疲勞壽命系數97095021HNHNK計算接觸疲勞應力取失效概率為1，安全系數S1。由式（1012）MPASKHN531097652LIM12LI1計算試算小齒輪分度圓直徑，帶入中較小的TD1H值MZUTKDHEDTT60745381924103225211計算圓周速度VSMNDVT214106741計算齒寬BDBT6741計算齒寬與齒高之比H模數692401ZMTT齒高MHT0552MPAH53612MDT60741SMV21468105274HB計算載荷系數根據，7級精度，由圖108查得SMV動載系數980VK直齒輪1FH由表102查得使用系數A由表104用插值的法查得7級精度，小齒輪相對軸承非對稱布置時求得421HK查圖1013341F故載荷系數391280HVA按實際的載荷系數校正所算的分度圓直徑MKDTT0656074331計算模數521ZM3按齒根彎曲強度設計確定公式內的各計算數值由圖1020C查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限,大齒輪的彎曲MPAFE501MPAFE3802由圖1018取彎曲疲勞壽命系數910821FNNKK計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數S14MPASKFENF24713809952211391KMD065172MPAFE501382MPAF24793131K計算載荷系數314980FVAK查取齒形系數由表105查得266521FAFAY查取應力校正系數由表105查得741821SASA計算大，小齒輪的,并加以比較FY01592476329318521FSAFY大齒輪的數值大設計計算9351015924321FSADYZKTM圓整為標準值,按接觸強度算的分度圓徑算得大齒輪齒數861D30261Z532Z取04幾何尺寸的計算1計算分度圓直徑MD21063212計算中心距9351M31Z062取ZMD21391AMB71621392621DA3計算齒輪寬度MBD1取BMB762八低速齒輪設計1選定齒輪類型，精度等級，材料及齒數選用直齒圓柱齒輪傳動運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度材料選擇。由表101選擇小齒輪材料為40CR調質，硬度為250HBS。大齒輪為45鋼（調質），硬度為210HBS，二者材料硬度差為40HBS。選小齒輪齒數，大齒輪齒數為241Z7876322ZZ取為，2按齒面接觸疲勞強度設計由設計計算公式（109A）進行試算，即3211HEDZUKTD確定公式內的各計算數值試選載荷系數3TK計算小齒輪的轉矩MNNPT5611109352049查表1017選取齒寬系數D查表106得材料的彈性影響系數2189MPAZE由圖1021D按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限。大齒輪的接觸疲勞H501LIM強度極限A2LI由式（1013）計算應力循環(huán)次數241Z7MNT51093MPAH501LIM2LI8291065N81210439510326NJLN由圖1019取接觸疲勞壽命系數985096021HNHNKK計算接觸疲勞應力取失效概率為1，安全系數S1。由式（1012）MPASKHN35021985062LIM12LI1計算試算小齒輪分度圓直徑，帶入中較小的TD1H值MZUTKDHEDTT9673502819410325211計算圓周速度VSMNDVT0510496710計算齒寬BDBT9671計算齒寬與齒高之比H模數08421ZMTT齒高MHT195MPAH350261MDT9671SMV051671089HB計算載荷系數根據，7級精度，由圖108查得SMV5動載系數0VK直齒輪1FH由表102查得使用系數A由表104用插值的法查得7級精度，小齒輪相對軸承非對稱布置時求得4281HK查圖1013381F故載荷系數071425HVA按實際的載荷系數校正所算的分度圓直徑MKDTT83969331計算模數81ZM3按齒根彎曲強度設計確定公式內的各計算數值由圖1020C查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限,大齒輪的彎曲MPAFE4201MPAFE260由圖1018取彎曲疲勞壽命系數930921FNNKK計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞安全系數S14MPASKFENF173426092211071KMD8391MPAFE42016MPAF1732005K計算載荷系數035187FVAK查取齒形系數由表105查得266521FAFAY查取應力校正系數由表105查得741821SASA計算大，小齒輪的,并加以比較FY02717364258521FSAFY大齒輪的數值大設計計算9320274190522531FSADYZKTM圓整為標準值,按接觸強度算的分度圓徑,算得大齒輪齒數MD67139671Z0532Z取4幾何尺寸的計算1計算分度圓直徑MD318069212計算中心距932M31Z062取ZMD31892501AMB10492520831921DA3計算齒輪寬度MBD1取BMB0492九軸齒輪軸的結構設計1求軸上的功率11T,和轉矩轉速NPMNTRNKW5110I/6482求作用在齒輪上的力因為已知高速級小齒輪的分度圓直徑為ZDT6321而NFTTRT94102TAN302AN15帶輪的壓軸力NP9143初步確定軸的最小直徑選取軸的材料為45號剛調質處理，按扭轉強度法計算的直徑，取120A2656483310MINPD4確定軸的結構與尺寸1擬定軸上零件的裝配方案,如圖所示MNTRNKWP510IN/648NFT301R942P26MINDMD30214322根據軸向定位要求確定軸的各段直徑和長度根據帶輪結構和軸上有鍵槽，所以軸的的最小直徑為了滿足帶輪的軸向定位要求，12軸MD3021端右端需制出一軸肩，故取12段的直徑；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取432擋圈直徑，由圖814知皮帶輪寬D0取。為了保證DL51ML6032軸端擋圈只壓在帶輪上而不壓在軸的端面上，故12段的長度應比略短些，現取1L5821初步選擇滾動軸承。因軸承只承受徑向力的作用，故選深溝軸承。參照工作并根據，由軸承MD4032產品目錄中初選深溝軸承6309，軸承尺寸為故19854TDD。左右端軸承LM198743743而，都采取軸間定位，由手冊上查得6209型軸承的定位軸肩高度，因此取。軸上小H5MD54齒輪的輪轂寬度,取齒輪距離箱體內壁B10小的距離，兩圓柱齒輪的距離，考MA6C20慮箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承的位置時，因距離箱體內壁一段距離，取，所以S8。L1420145取齒輪處的軸段56的直徑軸上小齒MD56輪輪轂寬度，所以。取齒輪距B7小71L離箱體內壁的距離，兩圓柱齒輪的距離A1，考慮箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承MC20ML5821MLD194587435ML1485D6L75MDL52476L32的位置時，因距離箱體內壁一段距離，取。SM8所以，。ML248167D576取軸承端蓋的總寬度為。根據潤滑要求和傳動30空間的要求，取軸承端蓋外端面與帶輪的距離為所以M35L32至此，已初步確定軸的各段直徑和長度，如下圖所示3軸上零件的周向定位帶輪與軸的周向定位采用平鍵連接。按MD3021查表61得平鍵截面,鍵槽長為78HB5帶輪與軸的配合為，為過盈配合。6MH確定軸上的圓角和倒角參考表152，取軸端倒角為452各軸肩R1求軸上的載荷軸的計算簡圖先計算作用在軸承水平面上的力，簡圖如21NHF和下平鍵,78HB鍵槽長為M50NFNH067981242水平作用圖由題意可得NFNFLFHNHNHCDTBNH241067986932211112得到彎矩方程如下6905352211XXFMNHCDBA6902415135067893021XXMCDBA由三個方程得彎矩圖如下水平面彎矩圖再計算垂直面上的力。21NVF和NFNV851723垂直面由題意可得NFNFLFLFVNVNVADPCRBDVNV8713285172356946906221112得到彎矩方程如下6905522111XXFMNVCDNVPBA69087132513581394211XXXMCDBA由三個方程得彎矩圖如下垂直面彎矩圖分析兩彎矩圖，可知最大彎矩存在于B,C兩點。B點的合成彎矩為MNMB721495合C點的合成彎矩為658130561422合扭矩圖如下扭矩圖4按彎扭合成應力校核軸的強度進行校核時，通常只校核軸上最大彎矩和扭矩截面的強度。根據以上計算的數據，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取，軸的計算應力60MPAWTCA515100687332222前已選定軸的材料為45鋼，調質處理，查得，因此，故安全。611CA十軸中間軸的結構設計1求軸上的功率222T,和轉矩轉速NPMPACA51MNTRNKWP521093IN/46NFT09215R6MNTRNKWP5221093IN/462求作用在齒輪上的力求作用在軸上大齒輪上的力。（與軸上齒輪嚙合的齒輪）因為已知軸大齒輪的分度圓直徑為ZDT210622大大而NFTTRT0162TAN0915AN3215求作用在軸上小齒輪的力（與軸大齒輪嚙合的齒輪）。因為已知軸小齒輪的分度圓直徑為MZDT32而NFTTRT0627TAN460AN912353初步確定軸的最小直徑選取軸的材料為45號鋼調質處理，按扭轉強度法計算的直徑，取120A2438563310MINPD4確定軸的結構與尺寸1擬定軸上零件的裝配方案,如圖所示NFT42623R072438MIND45621MD03ML10322根據軸向定位要求確定軸的各段直徑和長度根據軸上有倆個鍵槽，所以軸的的最小直徑。MD45IN初步選擇滾動軸承。因軸承只承受徑向力的作用，故選深溝軸承。參照工作并根據，由軸承MD45IN產品目錄中初選深溝軸承6209，軸承尺寸為，故19854TDD6521取齒輪處的軸段23的直徑齒輪的左端D03與左軸承之間采用套筒定位。已知軸上小齒輪輪轂寬度，為了使套筒可靠地壓緊齒輪此MB104小軸端應略短于輪轂寬度，故取。齒輪的ML1032右端采用軸肩定位，軸肩的高度，故取DH7，則軸環(huán)處的直徑H5643D同樣可知，MD054L25取齒輪距離箱體內壁的距離，兩圓柱齒輪MA1的距離，考慮箱體的鑄造誤差，在確定滾C2動軸承的位置時，因距離箱體內壁一段距離，取S，還因為齒輪輪轂的寬度要大于軸上安裝的S8長度一點，我們取該長度為?？紤]齒輪間的正4確配合，還應加上，軸承總寬。考5T19慮軸上齒輪輪轂寬大于軸大齒輪輪轂寬，所以。ML542816976521確定兩齒輪之間的距離取為L043至此，已初步確定軸的各段直徑和長度，如下圖所示。6043MD5L24ML54976521L43小齒輪平鍵截面,鍵槽914HB長為M80大齒輪與軸配合的鍵槽為59143軸上零件的周向定位小齒輪與軸的周向定位采用平鍵連接。按查表61得平鍵截面,鍵MD5032914HB槽長為小齒輪輪與軸的配合為，為過867MH盈配合。同樣，大齒輪與軸配合的鍵槽為50914確定軸上的圓角和倒角參考表152，取軸端倒角為，各軸肩452MR261求軸上的載荷軸的計算簡圖先計算作用在軸承水平面上的力，簡圖如下21VF和NFNH514897321水平作用圖由題意可得NFNFLFLFNHNHNHCDTBDTADTNH5148497369027626921121231得到彎矩方程如下6903221131XXFMNHCDTBA6905148135846973221XXMCDBA由三個方程得彎矩圖如下NFNV140252水平面彎矩圖再計算垂直面上的力21NVF和垂直面由題意可得NFNFLFLFNNVNVCDRBDRADNVV140215695170622121231得到彎矩方程如下690135822131XXFMNVCDRBA69014013586752211XXXMCDBA由三個方程得彎矩圖如下垂直面彎矩圖分析兩彎矩圖，可知最大彎矩存在于B點。B點的合成彎矩為226109754合BMNM38扭矩圖如下扭矩圖4按彎扭合成應力校核軸的強度進行校核時，通常只校核軸上最大彎矩和扭矩截面的強度。根據以上計算的數據，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取，軸的計算應力60MPAWTCA8350139742222前已選定軸的材料為45鋼，調質處理，查得MPACA83MNTRNKWP53109IN/26NFVT1286903P5MD695IN，因此，故安全。MPA6011CA十一軸輸出軸的結構設計1求軸上的功率333T,和轉矩轉速NPMNTRNKW533109I/262求作用在齒輪上的力因為已知齒輪的分度圓直徑為ZDT31863而NFTTRT12860TAN2960AN5231鏈輪的壓軸力NP853初步確定軸的最小直徑選取軸的材料為45號剛調質處理，按扭轉強度法計算的直徑，取120A695330MINPD4確定軸的結構與尺寸1擬定軸上零件的裝配方案,如圖所示MD6087ML9387MLD25761842根據軸向定位要求確定軸的各段直徑和長度根據鏈輪結構和軸上有鍵槽，所以軸的的最小直徑。為了滿足鏈輪的軸向定位要求，軸端MD6087左端需制出一軸肩，故取67段的直徑；MD706右端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑，查機械設計書知鏈輪輪轂寬D70MHLDZPDK4395862016398SIN為了保證軸端擋圈只壓在鏈輪上而不壓在軸的端面上，故12段的長度應比略短些，現取1ML9387初步選擇滾動軸承。因軸承只承受徑向力的作用，故選深溝軸承。參照工作并根據，由軸D076承產品目錄中初選深溝軸承6215，軸承尺寸為故251307TDD。左右端軸承都采ML62165而，取軸間定位，由手冊上查得6215型軸承的定位軸肩高度，因此取。MHD8754取齒輪處的軸段23的直徑齒輪的左端032MD8032L9576MLD1243L521L93251054平鍵截面,鍵槽142HB長為80鏈輪與軸平鍵截面18HB鍵槽長為M0與左軸承之間采用套筒定位。軸上齒輪輪轂寬度，為了使套筒可靠地壓緊齒輪此軸端應MB9略短于輪轂寬度，故取。齒輪的右端采用ML9576軸肩定位，軸肩高度故取,則軸DH0H6環(huán)處的直徑，長度D243L1243取齒輪距離箱體內壁的距離，考慮箱體的A鑄造誤差，在確定滾動軸承的位置時，因距離箱體內壁一段距離，取所以SM8，L52416251取軸承端蓋的總寬度為。根據潤滑要求4和傳動空間的要求，取軸承端蓋外端面與鏈輪的距離為所以3L9332考慮軸能和軸正確配合，所以51054L至此，已初步確定軸的各段直徑和長度，如下圖所示。3軸上零件的周向定位齒輪與軸的周向定位采用平鍵連接。按MD8032查表61得平鍵截面,鍵槽長為142HB帶輪與軸的配合為，為過盈配合。67MH鏈輪與軸的周向定位采用平鍵連接。按D6087查表61得平鍵截面,鍵槽長為18HBM鏈輪與軸的配合為，為過盈配合67確定軸上的圓角和倒角參考表152，取軸端倒角為，452各軸肩MR61NFNH421983702求軸上的載荷軸的計算簡圖先計算作用在軸承水平面上的力，簡圖如21NHF和下水平作用圖由題意可得NFNFLFHNHTNHBCTACNH421983874025621321312得到彎矩方程如下1800265131XMXCDTNHBANFNV130824591180026582960874211XMXXMNCDBA由三個方程得水平面彎矩圖再計算垂直上的力21NVF和垂直面由題意可得NFNFLFLFNVNVVNCDPBRACVPN130824509657918621121312得到彎矩方程如XFMPCDRNVBA8165640922111XXXMCDBA彎矩圖如下垂直面彎矩圖分析兩彎矩圖，可知最大彎矩存在于B,C兩點。B點的合成彎矩為MNMB28570374642合C點的合成彎矩為C9合扭矩圖如下扭矩圖5按彎扭合成應力校核軸的強度進行校核時，通常只校核軸上最大彎矩和扭矩截面MPACA5726的強度。根據以上計算的數據，以及軸單向旋轉，扭轉切應力為脈動循環(huán)變應力，取，軸的計60算應力MPAWTCA5726510906893432222前已選定軸的材料為45鋼，調質處理，查得，因此，故安全。011CA十二軸承的校核計算軸軸承初選深溝軸承6209，查設計手冊可得軸承的基本額定靜載荷，基本額定動載荷。KNCR520KNCR5311求相對軸向載荷對應的E值與Y值。由于是直齒齒輪，所以產生的軸向力近似為。相對FA0軸向載荷為，在表中小于0025,對應的E0CFA值小于022。在校核軸的強度時，已知軸承2承受的徑向力比軸承1大，為，故求2RF532687342得。ERA022求Y值。查表可得，X1，Y0。3求當量動載荷。查表可得，取載荷系數,P21PF根據NFXFARP43605214驗算6209軸承的壽命，根據HPCNLH24031524316056036高于預期計算壽命，所以滿足要求，選用6209號軸承。軸軸承初選深溝軸承6209，查設計手冊可得軸承的基本額定靜載荷，基本額定動載荷。KNCR520KNCR531KNCR520R312RF536PFNP24360KNCR520R311求相對軸向載荷對應的E值與Y值。由于是直齒齒輪，所以產生的軸向力近似為。相對NFA0軸向載荷為，在表中小于0025,對應的E0CFA值小于022。在校核軸的強度時，已知軸承1承受的徑向力比軸承1大，為，故求得1RF952749732。ERA02求Y值。查表可得，X1，Y0。3求當量動載荷。查表可得，取載荷系數,P21PF根據NFXFARP596351274驗算6209軸承的壽命，根據HPCNLH24010959613066低于預期計算壽命，重新選擇6309號軸承，由于軸承寬度遠小于軸的總長度，故求的的力相差不大，當量動載荷。此時6309軸承基N96153本額定動載荷。KCR820HPNLH24531759613066滿足要求，此時軸的結構尺寸如下1RF9527PFNP5963KNCR8520ML536521軸軸承初選深溝軸承6215，查設計手冊可得軸承的基本額定靜載荷，基本額定動載荷。KNCR5490KNCR061求相對軸向載荷對應的E值與Y值。由于是直齒齒輪，所以產生的軸向力近似為。相對FA軸向載荷為，在表中小于0025,對應的E0CFA值小于022。在校核軸的強度時，已求得軸承2承受的徑向力大于軸承1為，故求2RF924308419832得。ERA02求Y值。查表可得，X1，Y0。3求當量動載荷。查表可得，取載荷系數,P21PF根據NFXFARP913457214驗算6307軸承的壽命，根據HPCNLH240630791345760366高于預期計算壽命，所以滿足要求，選用6217號軸承。十三鍵的校核計算軸的鍵校核鍵，軸和輪轂的材料都是鋼，查表可得許用擠壓應KNCR06R5492RF914PFNP9457力取平均值，110MPA。，MPA120PP1對帶輪軸向定位的鍵的截面尺寸BH8MM7MM,軸徑,根據輪轂長度，MD30取鍵長L50MM，所以，鍵的工作長度42MM，L鍵與輪轂槽的接觸高度,MHK5375根據PPMPAKLDT4302511023所以，此鍵滿足要求。軸的鍵校核鍵，軸和輪轂的材料都是鋼，查表可得許用擠壓應力取平均值，110MPA。，MPA120PP1軸徑,對高速級大齒輪軸向定位的鍵的MD5截面尺寸BH14MM9MM,根據輪轂長度，取鍵長L50MM，所以，鍵的工作長度36MM，鍵L與輪轂槽的接觸高度,根MHK54905據PPMPAKLDT27634192103所以，此鍵滿足要求。2軸徑,對低速級小齒輪軸向定位的鍵的M5截面尺寸BH14MM9MM,根據輪轂長度，取鍵長L80MM，所以，鍵的工作長度66MM，鍵L與輪轂槽的接觸高度,根MHK54905據PPMPAKLDT61504392103所以，此鍵滿足要求。軸的鍵校核鍵，軸和輪轂的材料都是鋼，查表可得許用擠壓應力取平均值，110MPA。，MPA120PP十四箱體的結構設計箱體是加速器中所有零件的基座，是支承和固定軸系部件、保證傳動零件正確相對位置并承受作用在減速器上載荷的重要零件。箱體一般還兼作潤滑油的油箱。機體結構尺寸，主要根據地腳螺栓的尺寸，再通過地板固定，而地腳螺尺寸又要根據兩齒輪的中心距A來確定。設計減速器的具體結構尺寸如下表表61減速器鑄造箱體的結構尺寸名稱符號結構尺寸箱座壁厚9箱蓋壁厚19箱蓋凸緣厚度B1351軸徑,對低速級大齒輪軸向定位的鍵的MD80截面尺寸BH22MM14MM,根據輪轂長度，取鍵長L80MM，所以，鍵的工作長度58MM，L鍵與輪轂槽的接觸高度,MHK71450根據PPMPAKLDT80571921033所以，此鍵滿足要求。2軸徑,對鏈輪軸向定位的鍵的截面尺寸M6BH18MM11MM,根據輪轂長度，取鍵長L80MM，所以，鍵的工作長度62MM，鍵與輪L轂槽的接觸高度,根據MHK5105PPMPAKLDT3960251023所以，此鍵滿足要求。箱座凸緣厚度B135箱座底凸緣厚度223地腳螺栓直徑FD20地腳螺栓數目N4軸承旁連接螺栓直徑116蓋與座連接螺栓直徑2D12連接螺栓D2的間距L180軸承端蓋螺釘直徑38檢查孔蓋螺釘直徑4D8定位銷直徑8DF,D1,D2至外箱壁距離1C見表42DF,D1,D2至凸緣邊緣距離2見表42軸承旁凸臺