搓丝机传动装置课程设计

1、京航宝就文太孚UNIVERSITY机械设计基础课程设计说明书设计题目：搓丝机传动装置 四系120417班设计者：笑嘻嘻指导老师：土之株日期：2011-6目录目录1前言3轴眼搓丝机传动装置地设计4一课程设计题目41搓丝机传动装置设计42原始技术数据5二拟定传动方案6三传动装置设计71机构初步设计72设计参数8四带传动主要参数及几何尺寸计算10五齿轮传动设计计算121低速级122高速级15六轴地设计与校核191初估轴径192轴强度校核191高速轴192中间轴223低速轴24七轴承地选择与校核261输入轴承6203262中间轴轴承6209263输出轴轴承621627八键地选择与校核27九减速器箱体各

2、部分结构尺寸29十润滑及密封形式选择301二级减速齿轮地润滑302滚动轴承地润滑303密封形式地选择30十一其他技术说明31十二参考文献31前言搓丝机用于加工轴辐螺纹，上搓丝板安装在机头上，下搓丝板安装在 滑块上.加工时，下挫丝板随着滑块作往复运动.在起始（前端）位置时，送 料装置将工件送入上、下搓丝板之间，滑块向后运动时，工件在上、下搓 丝板之间滚动，搓制出与搓丝板一致地螺纹.搓丝板共两对，可同时搓制出 工件两端地螺纹.滑块往复运动一次，加工一个工件.本课程设计地要求是设计一套搓丝机传动装置，配以适当地电动机等 零部件，实现自措置螺纹地功能,要求使用期限是双班制10年大修期为3 年，电机单向

3、运转，载荷比较平稳.我感觉自己地收获还是相当大地，从最初地方案简图，到A0地大图 （我立起来画草图时要用1:1就用两张方格纸拼接了一下），再到最后地 CAD制图，我花了很大地精力，也力图使自己所设计地图尽善尽美，同时 感谢老师地指导，让我们逐渐学会了机械设计地基本方法，从一个完完全 全地外行人一点点向内行迈进，为未来地自主设计能力地锻炼打下了坚实 地基础.轴辐搓丝机传动装置地设计-课程设计题目1搓丝机传动装置设计QA1电动机2传动装置3床身4搓丝机1、设计要求（1）搓丝机用于加工轴辐螺纹，基本结构如上图所示，上搓丝板安装在机 头4上，下搓丝板安装在滑块3上.加工时，下挫丝板随着滑块作往复运动.

4、 在起始（前端）位置时，送料装置将工件送入上、下搓丝板之间，滑块向 后运动时，工件在上、下搓丝板之间滚动，搓制出与搓丝板一致地螺纹.搓 丝板共两对，可同时搓制出工件两端地螺纹.滑块往复运动一次，加工一个 工件.（2）室内工作，动力源为三相交流电动机，电动机单向运转，载荷较平.（3）动力源为三相交流380/220V,电动机单向运转，载荷较平稳,（4）使用 期限为十年，每年工作300天；大修周期为三年.（5）专用机械厂制造，可加工7、8级精度地齿轮、蜗轮.2原始技术数据最 大加工 直径/m m最大加 工长度 /mm滑块行 程 /mm搓丝动 力 /kN生产率 /（件/min）816030032084

5、03设计任务1）完成搓丝机传动装置总体方案地设计与论证，绘制总体设计原 理方案图；2）完成主要传动装置地结构设计；3）完成装配图一张（A1），零件图两张（A3）；4）编写设计说明书.二拟定传动方案根据系统要求可知：滑块每分钟要往复运动40次，所以机构系统地原动件地转速应为 40r/min,以电动机作为原动机，则需要机构系统有减速功能,运动形式为连 续转动9往复直线运动.根据上述要求，有以下方案，在方案中齿轮1、2可 看作传动部分地最后一级齿轮.B方案中采用了曲柄滑块机构，曲柄长度仅为滑块行程地一半，故机构 尺寸较小，结构简洁,利用曲柄和连杆共线，滑块处于极限位置时，可得到 瞬时停歇地功能.同时

6、该机构能承受较大地载荷.应当选择曲柄滑块机构实现 运动规律.整个搓丝机由电动机、带传动、二级减速器、曲柄滑块机构、最 终执行机构组成.三传动装置设计1机构初步设计取曲柄长度为130mm,连杆长度为400mm,取连杆行程300mm.计算 如下：最小传动角：rmin = arccos = 43.82° > 40° b急回特性：K = -= 1.221.2,1,5P2满足要求.2设计参数（1）工作机输出功率计算：已知水平搓丝力大小为8KN,生产率为40件/min,根据adams仿真知滑块 最大速度0.7578m/s.则滑块功率为Ph = & = 8 x 0,7578

7、 kw = 6.06kw系统总效率为n总=0.97 x 0.96 x 0.99 = 0.923电动机所需实际功率为Pd =P输出n总6.060.923=6.57KW要求Ped略大于Pd,则选用Y系列电动机，额定功率7.5KW(2 )工作机转速40r/min传动比范围：V 型带：ii=24；减速器：i2=840。总传动比 i= ilxi2=16160电动机转速可选范围为：nd=ixn w=6406400r/min可知电动机应选三相异步电动机，380v.查表6-164得：型号同步转速满载转速功率Y160M-6lOOOr/min970r/min7.5kw(3)总传动比 i二%n/7%=970ao=2

8、4.25初步取带轮效率为2,则减速器传动比为12.12Wii = (1.3-1.4) i2取两级圆柱齿轮减速器高速级传动比ii = 4低速级传动比 i2 = 3.03(4)各轴转速n0 = nm = 970r/minDjl = no/ii = 485r/minn2 = iii/ii = 160 r/minn3 = n2/ i2 40r/min(5)各轴输入功率Po = Pd = 7.5KWPi = Pd x n 带=6.2 x 0.96 = 7.2KWB = PX nx = 7.056KWp3 = p2 x q 2 = 6.912KW（6）各轴输入转矩电动机所需实际转矩及电动机地输出转矩为Ti

9、 = 9550Pi/ni = 141.8N - m T2 = 9550 P2 /n2 = 421.155N -mT3 = 9550 B/n? = 1650N , m轴输入功 率输出功 率转矩转速传动比效率电机轴7.5KW970r/min高速轴5.952KW141.8Nm485r/min20.96中间轴5.716KW421.155Nm160r/min40.98低速轴5.489KW1650Nm40r/min3.030.98（7）根据结构尺寸要求作图如下带传动主要参数及几何尺寸计算计算工程计算内容计算结果确定计算功率由公式旦=膜P = 1.3 x 7.5KwkA = 1.3Pc = 9.75Kw选取

10、带型查机械设计书得选用B带选取小带轮直径查表4-15得ddl = 132771771大带轮直径= i X ddldd2 = 264mm小带轮带速= 7rddii/60 x 1000匕=6.Sm/s初选中心距劭。.55(1 + dd2) <a0< 2® + dd2)0214.5nun < a0 < 786mm初选 a。= 500mm带初步基准长度 Ld，71 r、Ld = 2ao + 彳 Sdi + dd2)(ddl + dd2)24Ld = 1630/71771带基准长度由表31-2Ld = 2000mm实际中心距山-匕)Q * QO +Jamin = a0

11、0.015Ld = 474mm amax = a0 + 0.03Ld = 548 mm选取 a = 500mm小带轮包角% = 180° - 20“ 180°- ddl dd2 ax 57.3°% = 165 > 120°适宜查机械设计书得：单根带基本额定功Po = 2.13KwAPo = 0.13Kw带地根数率P0基本额定功率增量分 包角系数七长度系数比z = PC/（PQ + APo）kakLka = 0.98 kL = 1.03z = 4.534取z=5带地压轴力查表得：取Pi = 0.10初压力：瓦=500 (- 1) +。俨UN 八 a/

12、Pq = 2zF()sii 号Fo = 241.80NFq = 2397N材料选取铸铁五齿轮传动设计计算计算工程计算内容计算结果材料选取齿轮都使用45钢，调质处理，硬度229286HB平均硬度240HB；精度等级均为8级，闭式软齿面.有关数据以及公式 引自机械设计基 础（下册）1低速级计算工程|计算内容计算结果（1）初步计算转矩AT1 = 539N -m齿宽系数上%=。8接触疲劳极限。HHm查表得0HHm1 = 710MPa 0Hlim2 = 580Mp CL需用接触应力计算0HpaHPl = °9bHliml 0 Hp2 = °9OHlim2aHP1 = 639MPa 6

13、rHp2 = 522MPaAd由表Bl,估计夕土11°Ad = 766动载荷系数KK= 1.4初步计算小 齿轮直径由3=766 x 3KT】i + 1八=130.847H7H取 di = 1307H7HWdM i11.4 x 539 3.5 + 11.2 x 5222 3.5初步齿宽bb = 3 ddi=104.67mmb = 104/71771（2）校核计算圆周速度7rdi% v =60 x 1000v = 0.88ni/s精度等级选取8级精度8级精度齿数z取 Zi = 45z2 iz1 136 + 由于Z1，Z2互质取Zi = 44 z2 = 133模数叫=di/zi 查表取标准

14、值确定齿数Z1 = d1/mtz2 = izrQm九p = arccos 叫 d2 = mtz2mt = 3.068mm d2 = 408.044mm = 3p= 12.551005°使用系数必查表2-7得Ka = 1.25动载系数Kp查表2-6得Kv = 1.05齿间载荷分 配系数首先求解Ft = 2 TJd 年1 117.4 > 100N/mm非硬齿面斜齿轮，8级精度Ft = 7985/V= 1.0齿向载荷分 配系数K耶= A + B (o.6) + 1) + C10-3K耶=1.38区域系数Z”查表得ZH = 2.5弹性系数为查表得ZE = 189.8，MPa重合度系数

15、Ze查表得/tan a 叫牝=tan cos p ) t % atl -COS 1 dal同理at = 22.91°aatl = 22.17°aat2 = 22.091°由于无变位，端面啮合角.at = at1% = 2i(tanaatl - tana；) + z2(tanaat2 tan at) b sin 8% 兀g“JIatr = 20.525°ea = 1.73 1.73 > 1 z£ 0.76螺旋角系数 Zb2 = Jcos/?Zp = 0.99许用接触应 力查2-17表取最小安全系数 总工作时间打= 3 x 300 x8 盈利

16、循环次数NL1 = 60y%单向运转丫 = 1M2 = Mi/i表2-27取接触寿命系数Znt齿面工作硬化系数Zw 接触强度尺寸系数及 润滑油膜影响系数取值0 HlimZntZlZpZrZwZx°HPQJHlimS“m = l.05 th 7200/iNL1 = 4.555 x 107NL2 = 1.035 x 107Znti 116 Zn72 = l.20Zwi = Zw2 = 1,14 Zxi = ZX2 = 1.0 ZL1 = ZL2 = l,0 Zri = ZR2 = l.0 Zyi = Zy2 = I。 (7Hpi = 894Mpq0Hp2 = 756MPa验算"

17、h ZhZeZ/b、Ft u + 1 KAKvKHpKHaaH=525.79MPa（3）确定主要传动尺寸中心距a (di + d2)/2 = 271378mm取整 q = 272mm螺旋角c_1血九(Z1 +Z2)p = cos 1Q2aP = 12.551005°端面模数mt = mn/ cos Pmt = 3.0734分度圆直径d = mnz/cosP由=135.232mm d2 = 408.768 rnm齿宽b = 98771771（4）齿根弯曲疲劳强度验算齿形系数匕。由当量齿宽查图取值= 2.2 YFa2 = 2.17应力修正系 数由图取值Kai = 1.78 匕 a2 =

18、1.82螺旋角系数 监由图取值修=0.87齿向载荷分 配系数b/h = 104/(3 x 2,25) = 15.4 由图2-9取值K“ = 1.28许用弯曲应 力由图2-30取实验齿轮地齿根弯曲疲 劳极限。Flim由表2-17取最小安全系数由表233确定尺寸系数K由图2-32确定弯曲寿命家数4r另外取值如右OFlim%TKTrelT 为 re】T为°FP .$JFlbnaFliml = 300N/mm2 Siim2 = 270N/mm2 Fmin = 125 友=匕2 = L0 VTI = 0.93 丫皿=0.99匕 ri =匕 T2 = 2 VrelTl = iVrelT2=1.0

19、RrelTl = RrelT2 =1.0(JFpi = 670MPa (jFP2 = 535MPq验算FtM = KAKvKFaKYFaYSaY£Y- bmnaF1 = 304MPq aF2 = 298MPa（5）齿轮主要传动尺寸列表压力角a（即）经验值20°螺旋角S计算结论12,551005°分度圆直径d计算结论dY = 135.2317H7H d2 = 408.7687nm齿顶高七ha = hamha = 3mm齿根高斗hf = hjmhf = 3.7 5mm齿顶间隙CC = 0.25mC =,075mm中心距Qa =(八 + dz)/2a = 272mm2高

20、速级计算工程|计算内容计算结果（1）初步计 算转矩TiTi = 137,52Nm齿宽系数以查表得Wd = 1.2接触疲劳极限°Hlim查表得aHliml _ 710MPa 0 Hlim2 = 580MPQ需用接触应力计算的P0Hpi = 0.9<7Hiiml°HP2 = °90Hlim2cthpi = 639MPa 0 Hp2 = 522MPaAd由表Bl,估计夕a 11。Ad = 756动载荷系数KK= 1.4初步计算小齿轮直径小,31K7 i + 1di > Ad2_3 h4 x 117.12 5.32 + 1756 * J 1.2 x 52225

21、.32.=70.23mm取乙=70/nm初步齿宽bb = Wddib = 84771771（2 ）校核计 算圆周速度兀di% v =60 x 1000v = 1.84m/s精度等级选取8级精度8级精度齿数z取 Zi = 23z2 = iz1 = 92由于Z,Z2互质取Zi = 23 z2 = 91模数mt = d1/z1 查表取标准值 确定齿数Zi = djmtZ2 = izimnB = arccos 恤mt = 3.044mm d2 = 277.004mm取 7nzi = 3p = 10,6549°使用系数（查表得Ka = 1.25动载系数跖查表得Kv = 1.15齿间载荷分配 系

22、数首先求解氏=27/KAFt号=60.88 < 100N/nunFt = 3653非硬齿面斜齿轮，8级精度KhL 1.35齿向载荷分配 系数k“b= A + B (:呜川 IO-3l+CK耶=1.37区域系数Z”查表得ZH = 2.5弹性系数Ze查表得ZE = 189.8 VMP重合度系数4查表得/tan ar= tan 1-cosp Jatl = COS dal同理由于无变位，端面啮合角at = at1“ =-zi(tanaati - tana；)+ z2(tan aat2tan at)b sin B 印Yat = 29.53°aatl = 25.88° aat2

23、= 22.563° atf = 20.211°8a = 1.73Ep = 1.11 > 1 z£ 0.77螺旋角系数ZeZp = y/COS P= 1许用接触应力查表取最小安全系数Smim 总工作时间或= 3 x 300 x8 盈利循环次数N1A = 60yn必单向运转丫 = 1M2 = %i/i取接触寿命系数Znt齿面工作硬化系数Zw接触强度尺寸系数Zx 润滑油膜影响系数取值0HlimZntZlZi/ZrZwZx°HP HlhnSulim = L05 th = 7200/1NL1 = 4.555 x 107NL2 = 1.139 x 107Z/v

24、ri = l.06 NT2 = 117Zwi = Zw2 = 1.14 Zxi = ZX2 = 1.0 Zli = Zlz = 10 Zri = Zr2 = l.0 ZV1 = ZV2 = 1.0 (Jhpi = 817MPq(Jhp 2 = 736Mpq验算07y = 615Mpa瓦 + 1ZhZnNr KaKyKhrKhci bd （3）确定主 要传动尺寸中心距a =（乙 + d2）/2 = 171.5m?n取整 a = 172mm螺旋角c-17Mn（21 + Z2）p = cosQ2aP = 10,6549°端面模数mt = mn/ cos/?mt = 3.0526分度圆直径d

25、 = mnz/cos（idr = 70.210mzn d2 277.790/71771齿宽b = 84mm（4）齿根弯 曲疲劳强度验 算齿形系数左。由当量齿宽查图取值=2.65YFa2 = 2.38应力修正系数由图取值Ysai = 1.59Ysa2 = 168螺旋角系数/由图取值Yp = 0.87齿向载荷分配 系数b/h = 84/（3 x 2.25） = 12.44 由图279取值KFp = 1.38许用弯曲应力由图27-30取实验齿轮地齿根弯曲疲 劳极限41im由表27-17取最小安全系数“向九由表2733确定尺寸系数匕，由图27-32确定弯曲寿命系数匕另外取值如右°Flim j

26、 rKTrelT 均 relT&°FP$JFlim°Fiimi = 300/V/mm2 0FHm2 - 270N/iJFmin = 125 %L = Yx2 = I，。Ynti = 0.89Ynt2 = 0.93 STl = ST2 = 2 iVrelTl = iVrelT2 =1.0RrelTl = yRrelT2 =1.0aFP1 = 427MPq aFP2 = 401MPq验算% = KAKvKFaKFYFaYSaY 皋 DlmnaF1 = 130.9MPq ap2 125.9MP。（5 ）齿轮主要传动尺寸列 表压力角a(a)20°螺旋角?8

27、6;38z分度圆直径dd = 70.2107HTH d2 = 277.79mm齿顶高ha = %"mha = 3 mm齿根高为hf = hfmhf = 3.75mm齿顶间隙CC = 0.25mC = 0.75mm中心距Qa = a + 4)/2a = 172mm六轴地设计与校核1初估轴径电机轴d0 > C/Pq/tiq = 20.092mm取 do。= 24mm高速轴ci】> CJP1/n1 = 27.034mm取 dll = 30/71771中间轴d2 > CjP2/n2 - 42.627mm取 22 = 45nlm低速轴d3 > C/P3/n3 = 61.

28、278TTim取 d? = 65mm2轴强度校核1高速轴齿轮上地作用力转矩Ti = 9550P"%7 = 141.77/V-m圆周力 径向力 轴向力Ft = 2TJd Fr = Ftx tan an/cos /?Fa = Ft x tan /?Ft = 4051NFr = 1500/VFa = 736/V支反力YZ平面&» + av = FtFbv x 65 = Fy x 171Fav = 903.48/VFbv = 3147.3/V MV1 = 228.157NmXZ平面Fbh + Fah = FrFbh x 65 + 凡 x 35 = Fah x 171Fah

29、= 561/VPbh = "31N MH1 =47.119Nm MH2 =93.504N7几介成L矩Mc2 = J"/ + MH22MC1 = 228.192/V mMc2 = 359.550Nm转矩7 = 141,77N -m当量弯矩a =维=0.579（脉动）kobl 95Meci= Jm 窘 + （a7）2Mec2 = JM4 + （叫/a = 0.58Mecl = 252N mMec2 = 374.7/V m校核a,lb = 75MPa _ M82 _ M2 限一 Wc 0,ld3abc = 41MPa<-ib轴初步设计图:垂直面受力图:弯矩图:rrTTrnT

30、T I IITTTTtttttt合成弯矩图:当量弯矩图:2中间轴高速级大齿轮齿轮上地作用力转矩T2 = 9550P2/ 几 27； = 555,75Nm圆周力Ft = 2 T2/d2Fn = 4051/V径向力Fr = Ft x tan an/cos 0Frl = 1500JV轴向力Fa = Ft x tan/?Fai= 762N低速级小齿轮齿轮上地作用力转矩T2 = 9550P2/©T2 = 555.75Nm圆周力Ft = 2 T2/d2Ft2 = 8007N径向力Fr = Ft x tan an/cos ?Fr2 = 3982N轴向力Fa = FtX tan ?Fa2 = 178

31、0N支反力YZ平面FbV + PaV = Ptl + Pt2Fav = 4462NFtl x 59 4- Ft2 x 164 = FAV x 200Fbv = 3590NMV1 = 323.49NthMV2 = 376.95N,znXZ平面Fbh + ah =+ Fr2Pah = 628NPbh = 619NFa2 x 59 4- Fah x 200=Fal x 239 + Frl x 132+ 居？ x 102MH1 = 44.877N mMH2 = 65.94/V m合成弯矩Mei = JmY + MH12Me? Jm/ + MH42MC1 = 324.298 mMc2 = 379.62/

32、V - m转矩Ti = 555.75N m当量弯矩"霭"579（脉动）Meci = Jm急 + （aT】）2 Mg = Jm：2 + （叫/a = 0.58= 553NmMec2 = 568N m校核a.lb = 75MPa _ Mgci Wc Meciabc2 wc（Jbci = 19.4MPa < -ibO“2 = 20.7MPa< 0Tb轴初步设计图:竖直面（YZ平面）支反力及弯矩计算如下:6784104Fav水平面（XZ平面）支反力及弯矩计算如下:3低速轴齿轮上地作用力转矩 圆周力 径向力 釉向力T3 = 9550P2/改Ft = 2 T2/d3Fr =

33、 Ft x tan an/cos p Fa = Ft X tan/?T3 = 1650.26N - mFt = 8074N耳= 3011NFa = 1796N支反力YZ平面Pbv + Pav = F（；FAy x 103 = x 103Fav = 3180NFbv = 4894N MV1 = 636.227V - mXZ平面Fbh + Pah = FrPah = 2297NFbh = 714N MH1 = 40.49/V m MH2 = 509.18/V-m合成弯矩Mc2 = Jm 碧 2 +Mc2 = 310.66/V-m转矩Ti = 2116.598N m当量弯矩a =寄= 0.579(脉

34、动)M82 = Jm% + (%)2a = 0.579Mec2 = 1498/V m校核a.lb = ISM Pa_ M42M WcObc2 = 24.4MPq <轴初步设计图:4数据列表高速轴中间轴低速轴当量弯矩Mecl = 283.3N 771Mec2 161.6/V mMecl = 627.4/V - mMec2 386.9N mMecl = 1053.6/V - mMec2 646.8/V m危险截面 校核。儿2 = 41MPq < -ibabc2 = 20.7MPa < -ibabc2 = 24AMPa < 0Tb七轴承地选择与校核1输入轴承6203计算工程计

35、算内容计算结果轴承主要 性能参数6309轴承主要性能参数如下：d=45mm/D=100mm/B=26mm/ COr = 31800N；COr = 31800N确定AB端X、Y值由表 8.7,乒=0,068,取 e=0.27CorX=l, Y=0X=1Y=0冲击载荷 系数由表8.8查得fd = 1.1B端轴承当 量载荷P= fd(XFr+Fa)P=5430N轴承寿命L " n3Lioh = 6 年 寿命合格结论：所选釉承能满足寿命、静载荷与许用转速地要求.2中间轴轴承6209计算工程计算内容计算结果轴承主要 性能参数6209轴承主要性能参数如下：d=45mm,D=85mm,B=19mm

36、, COr = 20500N；COr = 20500N确定AB端X、Y值由表 18.7,- = 0077,取 e = 0.28X=l, Y=0X= 1Y = 0冲击载荷 系数由表18.8查得fd = 11B端轴承当 量载荷P= fd（XF,+职）P = 4908N轴承寿命（%31Loh = 7 年 寿命合格结论：所选轴承能满足寿命、静载荷与许用转速地要求.3输出轴轴承6216计算工程计算内容计算结果轴承主要 性能参数查手册6216轴承主要性能参数如下：d=70mm/D=125mm/B=24mm/ COr = 45000N；COr = 45000N确定AB端X、Y值由表 8.7,舁=0.033,

37、取e = 0.23 CorX = 0.56, Y = 1.8X = 0.56Y = 1.8冲击载荷 系数由表8.8查得fd 1.1B端轴承当 量载荷P = W（第+彳）P = 6608N轴承寿命Loh = 10 年 寿命合格结论：所选轴承能满足寿命、静载荷与许用转速地要求.八键地选择与校核高速轴键地选择和参数选用普通平键，圆头,dl = 30mm，选 用键bx/i = 8x7转矩7 = 141.77N- m键长L2 = 90mm接触长度1 = 1 b = 82771771l = S2m7n许用挤压应力查表铸铁许用挤压应力为oP = 70 80MPQ。=hTdoP = 32.8MPq op &l

38、t; aP 满足要求，可用中间轴键地选择和参数选用普通平键，圆头，d1= 55mm , d2 = 55mm，选用键 b x h = 16 x 10, b x /i = 16 x 10转矩A = 555.75N - m键KLjl = 63mmL2 = 63mm接触长度= Lr b = 47mm l2 = L2 b = 47nlm.I = 477n77il2 = 47m7n许用挤压应力查表铸铁许用挤压应力为 aP = 70 80MPa 147 api hl'.d,147 ap2 - hl'2d20Pl = 21.5MPq ap 2 = 21.5MPq °pi < a

39、p aP2 < P 满足要求，可用低速轴键地选择和参数选用普通平键，圆头，dl = 85mm , d2 = 70mm，选用键b x /i = 22 x 14, b x /i = 20 x 12转矩A = 1650.25N-m键长h = 70mmL2 = 7 0 mm接触长度= L1 - b = 4Smm l2 = L2 b = SOinmk = 48m7 M l2 = 50mzn许用挤压应力查表铸铁许用挤压应力为 aP = 70 80MPqPL"/1147ap21112d2Opi = 44.27MPa oP2 = 62.7 IM PaSi < PaP2 V lap 满足要求，可用九减速器箱体各部分结构尺寸计算工程计算过程计算结果箱盖壁厚61 = 0.02a + 35 = 9mm箱座壁厚8 = 0,025 x 272 4-3= 10?nm箱盖凸缘厚度bi = 1.551b = 13.5mm箱座凸缘厚度b = 1.58b = 15mm地脚螺钉直径df = 0.036a + 12df = 24mm地脚螺钉数目250 < a < 500n = 6轴承旁连接螺钉 直径乙=0.75d/di = 16mm箱盖与箱座连接 螺钉直径6?2 = 0.5dyd2 = 12mm轴承端盖螺钉直