机械设计课程设计.docx

目录一、设计题目二、设计任务三、电动机的选择，传动系统的运动和动力参数计算（一）、电动机选择（二）、分配传动比（三）、计算各轴转速、功率和转矩四、传动零件计算（一）、高速级齿轮计算设计（二）、低速级齿轮设计计算：（三）、两级齿轮组设计结论（四）、两级齿轮有关参数计算（五）、链传动设计计算五、轴的设计计算（一）、高速轴初步计算（二）、中间轴初步设计计算（三）、低速轴初步设计计算（四）、低速轴强度校核计算六、键连接的选择和设计（一）、键的选择及参数（二）、键强度校核七、滚动轴承的选择和计算（一）、轴承的选择（二）、低速轴轴承寿命校核：八、联轴器的选择九、箱体设计（一）、箱体有关尺寸确定（二）、箱体附件选择设计十、润滑和密封设计十一、设计小结十二、参考资料一、设计题目Y132M1-64kW960rmin2.02.073kg100OrZmin,6极Y132M1-6iw=14.3110 =2.211 =2.9112 =2.24nm=960rminnl=960rminnll=329.9r/min/=141.59r/minnv=67.1rminP1=3.96KWP11=3.84KvVPW=3.73kWPnz=3.53/cIVIVT/=39.39/VnTH=Ill.16Nm11l=251.58Nm（二）、分配传动比n在注60×10v60×100Ox1.35一.工作机转速nw=67.Ir/minD7x370总传动比乙=4L=效=14.31%67.1初步拟定链传动比为Z0=2.2,那么两级齿轮传动比为i=员二翳=6.5lZ.Z分配第一级齿轮传动比为i=VTM=2.91,第二级齿轮传动比为i2=L=h2.24.（三）、计算各轴转速、功率、转矩1.各轴转速电动机轴nm=96（）r/minI轴nl=960rrrrin04011轴nll=r/min=329.90rminii4.0411I轴n,=r/min=141.59rmin,ni22.24滚筒轴nv=67.Ir/min2 .各轴输入功率I轴Pl=Ptl118=0.99×4kw=3.96KWII 轴PU=PlF2小=096×0.98X3.96ZW=3.84KWIII 轴Pm=PHRrIS=098×0.99X3.84女W=3.73KW滚筒输出轴pv=P广小/=96×0.99X3.73/Cw=3.54Kw3 .各轴输入转矩jtr4lTC=八P19550×3.96nn.I轴T1=9550X=Nrn=39.39TVmnl960II 轴T11=9550×-=9550x384/Vw=111.16wn329.9III 轴Tm=9550X生=弼0×373n=251.58Nmmnlll141.59P0550*252滚筒输出轴=9550×=67。MLN"TfV=502.4INn电机轴轴I轴II轴III滚筒轴IV功率P/kW43.963.843.733.54转矩T(N.m)39.39111.16251.58502.41转速n(rmin)960960329.90141.5967.10传动比1：I2.912.242.2效率0.990.970.970.95四、传动零件计算（一）、高速级齿轮计算设计1 .齿轮材料，热处理及精度考虑到斜齿轮具有传动平稳，承载能力大的优点，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮（1） 齿轮材料及热处理材料：小齿轮：40Cr（调质）硬度：280HBS大齿轮：45'钢调质）硬度：240HBS选择小齿轮齿数Zl=24大齿轮齿数Zz=Z1×i1=69.84取Z2=80.齿轮精度按GB/T100951998,选择7级，齿根喷丸强化2、按照齿面接触强度计算：按齿面接触强度设计N为4"6确定各参数的值：初选KC=1.6由图10-30选取区域系数Z4=2.433由图10-26查得=0.78%2=°87那么a=0.78+0.82=1.65由课本8。2公式10-13计算应力值环数Nl=60n1jLA=60×960×l×（2×8×300×10）=2.7648×IO9N2=TI=9.50IOXIO8l由课本P20310-19图得KHNl=089Khn2=0.92轮的疲劳强度极限二取失效概率为1%,平安系数S=I,应用尸202公式IOT2得:lil=KHNlyml=089×600=534MPaI%2=K弋22二092X550=506MPa许用接触应力=(b+RrJ)2=(534+506)/2=520MPa查课本由九8表1°一6得：Ze=189.8MP最由P刈表1。-7得：=1T=95.5×105X/%=3.939XlO4Nm3.设计计算小齿轮的分度圆直径d”JLX巴()2daU2×1.6×3.939×104 3.91V 1x1.65计算圆周速度D叫外 =e-l-X2.912.433x189.8次 抽52060 × IOOO计算齿宽b和模数肛计算齿宽b3.14×43.26×960 C S /=LAimis60x1000ntb=为X4,=43.26mm计算摸数明初选螺旋角4=14°tn,lld, cos43.26 ×cos 14 , “=1.75 mmZl24算齿宽与高之比%齿高h=2.25mnf=2.25×1.75=3.94mm%=432%94=W98计算纵向重合度=0.318rfZ1tan/?=0.318×1×24×tan14o=l.903算载荷系数K使用系数K尸1.25根据u=217ws,7级精度，查课本由马2表10一8得动载系数KyR.9,查课本由P.表l-4得KHB=1418（由插值法确定）查课本由表IOT3得：K曾二L31查课本由表1°一3得：K.=KFa=L2故载荷系数：K=KxK>KwKHe=1.25×0.9×1.2×1.418=1.9125实际载荷系数校正所算得的分度圆直径K/K'=43.26XJ=45.91nunV1.6计算模数?4cos_45.91×cos14Zi244.齿根弯曲疲劳强度设计由弯曲强度的设计公式2KTxYcY%ZjaF确定公式内各计算数值小齿轮传递的转矩T=95.5×105×Z>n1=3.939×104N.m计算当量齿数ZlZ2Zvl=¼-=26.27Zv2=-=76.63vlCOS3PCOS3。初选齿宽系数0d按对称布置，由表查得0日=1初选螺旋角初定螺旋角=14°载荷系数KK=Ka-Kv-KFa-Kp=1.25×0,9X1,2X1.31=1.769查取齿形系数和应力校正系数查课本由P.表10-5得：齿形系数VFal=2.592FFa2=2.228（插值法确应力校正系数为i=1596Ysa2=1.762螺旋角系数峪据纵向重合度加=1.903由图1028查得螺旋角影响系数S=0.88计算大小齿轮的三旦jN1=60n1jiA=60×960×l×(2×8×300×10)=2.7648XlO9N1N2=9.5010×IO81I查课本由鸟04表10-20c得到弯曲疲劳强度极限小齿轮ffl=500MPa大齿轮2=380MPa查课本由PM表10-18得弯曲疲劳寿命系数：KFNl 0.82KFN2 = 087取弯曲疲劳平安系数S=1.4,由式10-12得KfnOfe _ 082x500M Pa =292,S6M PaS1.4Kfn2cjFFi 0.87×380 .rt . 1 .硒2 fez _MPa = 236.14MPaS2.592×1.5961.4292.86= 0.0141YFGFSa2=2.228xl.762=00166236.14大齿轮的数值大.选用.设计计算计算模数直径d1=45.91小机来计算应有的齿数.于是由：Zl=45"OSl4。=223取ZI=22那么Z2=22×2.91=64Z2=65几何尺寸计算"Ose_mrZ1=22Z2=65、工管山j帕八(Z+zJ叫(22+65)2QC/计算中心星目a=!=-=89.67/?/?2cos/72×cosl4将中心距圆整为90mm按圆整后的中心距修正螺旋角A(Z1+Z2>zm(22+65)×2=arccos-!2-=arccos乙=14.832a2×90因夕值改变不多,故参数4,kiZ等不必修正.计算大.小齿轮的分度圆直径.zlw,f22×2di=45.5Ommcos/?cos14.92,z7mn64×2_d2=132.47mmcos£cos14.84mn=2mm圆整后取d1=46mmd?xb(f=4bmmd2=Slmm=51mm计算齿轮宽度-±24cB=b=J1=1×45.5(fnvn=45.50nnB,=51mn圆整后取B2=46rrmB1=51mm（二）低速级齿轮传动的设计计算B2=46mm（1齿轮材料及热处理材料：小齿轮：40Cr（调质）硬度：280HBS大齿轮：45”钢（调质）硬度：240HBS小齿轮齿数：Z1=32那么z2=2.24X32=72（2）齿轮精度72按GB/T100951998,选择7级，齿根喷丸强化。按齿面接触强度设计1.确定公式内的各计算数值试选K,=1.6查课本由P215图10-30选取区域系数Zh=2.16选尸W,查课本由多4图1026查得al=0.81a2=0.91=0.81+0.91=1.72应力循环次数N1=60×n2×j×L=60×329.90×1×(2×8×300×10)=9.501X108U丛:9.501x10:4.242X1()8i2.24由图10-19查得接触疲劳寿命系数Kwjvi=0.92Kwjv2=0.94查课本由尸207图W-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限=600大齿轮的接触疲劳强度极限b"im=550MPa取失效概率为1%,平安系数S=I,那么接触疲劳许用应力研=安552MPa2=*"N20mim2=094X550=517MPaSf1=Mhml；。2)=534.5MPa查课本由尸侬表10-6查材料的弹性影响系数ZE=189.8MP/选取齿宽系数为=1T=111.16KNmJI2K1T.u±.ZhZf.2j2×1.6×11.16×1043.24z2.16×189.8x2d.ll-l××(hby=3X×(ykNdaUV1X1.722.24534.5=56.04mm2 .计算圆周速度加“江X56.04x329.90八Cr=0.9760×l060×103 .计算齿宽b=d1,=1×56.04=56.04mm4 .计算齿宽与齿高之比%士西跖d”cos56.04×cos14.模数mllt=1.7()"wzZ132齿高h=2.25×mm=2.25XI.70=3.825mmbu=65.71/5.4621=12.03?=吧=14.65/hh3.8255 .计算纵向重合度=0.318z1tan=0.318×32×tan14=2.546 .计算载荷系数K使用系数K尸1.25由表10-4用插值法得K加=1.4206由表10-8差得K,=l.ll由图10-13查得KFA=I.35由表10-3查得Klla=Kf=1.2故载荷系数K=KAKv=1.25×1.11×1.2×1.4206=2.377.按实际载荷系数校正所算的分度圆直径d1=dlz3=56.04X=63.84三替wv%COS63.84XCOS141_.计算模数m=-!匕=1.94mnz1323.按齿根弯曲强度设计VAZ年f.确定公式内各计算数值(1)计算小齿轮传递的转矩£=111.16KNm(3) 初选齿宽系数按对称布置，由表查得0d=1(4) 初选螺旋角初定螺旋角尸=14，(5) 载荷系数KK=KAXKVXKFaXKFB=1.25×1.11X1,2X1.32=2.18(6)当量齿数ZL岛=35.03拿=78.82由表10-5查得齿形系数和应力修正系数=2.492；yFff2=2.20%尸l635,m=1.754(7) 螺旋角影响系数据与=0.318为Zltan=0.318×32×tan14=2.54由图10-28查得螺旋角影响系数Y=0.88(8) 计算大小齿轮的型生j查图10-2OC得齿轮弯曲疲劳强度极限ra=5(X)Mb柱2=38()欧，查图10T8得弯曲疲劳寿命系数KFM=O.86K2=O.88弯曲疲劳平安系数S=I.4rLKFNeFEl="KOO=307.14M5S1.4r2=K空心=688x380=23886M/,S1.4计算大小YSF匕M大齿轮白计算模3心比照计根弯曲模数可度算得F6：NI=一Z2=2.2计算中，I将中心与修正螺力;因夕值分度圆看d=d?二圆密d=计算串b=/圆整后耳（三）、两:小齿轮的匕旦,并加以比拟ff迎=2.492XL635=。1307.14*220L754=O（H622238.86勺数值大,选用大齿轮的尺寸设计计算.数mm大于由齿整为标准地疲劳强mn=2mmZ1=31Z2=70d=64mmd2=144mmBl=69zwB2=(Arnf2×2.37×1.11×105×0.88×cos214×0.0162CITlITl-1.JV1×322×1.72算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数叫,疲劳强度计算的法面模数，按GB/T1357-1987圆斗(mj2mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接夕的分度圆直径d1=63.84,机来计算应有的齿数.3.84XCoSl4=397取尸31mn>4×31=69.9IXz2=70初算主要尺寸、(z1+z2)mn(31+70)X2距a=-=104.1mm2cos£2×cosl2巨圆整为104nun定角(Z1+ZJw,(31÷70)×2SC八:arccos-=-=arccos-=13.802a2×104攵变不多,故参数分,k,等不必修正W径ZI加31x2=63.8mmcos/?cosl3.80z2mtl70×214.1ch=-=144Imncoscos13.8冬后取：64mmd2=144mm2宽度=×64=(Ann(BI=69mB2=(Ann级齿轮组设计结论齿宽分度圆直径压力齿数中心模数一齿顶圆直径mm齿轮结构2mm2Z4角距Zmm2主动轮从动轮高51464613220226489250136实腹低速齿轮64641442031701042心式板式64148实腹心板式式（四）、两级齿轮有关参数计算（参数含义见课本P231）两级大齿轮形状及机构参数如下所示名三高速级大齿轮d36d157.6C13.810Dl110Do83.8do13.1da136CnCl齿轮结构参数计算公式见机械设计课程设计P36.低速级大齿轮4267.219.21012294.613.7148Cl(五)、链传动设计设计条件:输入功率Po=3.73Kw电动机额定功率P=4Kw主动链轮转速=141.59rm出传动比i=2,轻微震动，载荷平稳，中心线水平布置。1、 确定齿数取小链轮齿数Zl=19则大链轮齿数Zz=iZ1=422、 确定计算功率由表9-6查得KA=I.1,由图9-13查得主动链轮齿数系数KZ=I.28,单排链，那么计算功率为：PCa=KZKaP=4.77KW3、 选择链条型号和节距根据/a=4.77及叼=141.59rmin查图9-11,可选16-A。查表9-1,链条节距为P25.4mm4、 计算链条数和中心距初选中心距ao(35)p=(3050)X25.4mm=7621270mm。取a0=imm相应的锵K节行为I-2X100019+42.(42-19Y25.41116Z1=19Z2=42iuuummtuP!uub±iMyLp0zx(7IX1nlo3.q4k/次"n/XUUv取链长节数为LP=II2节查表9-7得到中心距计算系数0=0.24868,那么链传动最大中心距为：a=f1p2Lp-(z1+z2)=0.24896X25.4×2×112-(19+42)=1031mm5、计算链速V,确定润滑方式P=25.4mm11_V60X100Ory以由v=1.14ms和链号16A,查图9-14可知应采用滴油润滑。6、计算压轴力有效圆周力为：Fe=1000×Pv=3272N,链轮水平布置时的压轴力系数KFP=LI5,那么压轴力为FP=KFpXFe=1.15X3272=3763Na0=100Omrn1.p=112节7、小链轮根本尺寸链号16A名称符号计算值分度dp25.4圆直dSm嘤一Sm(I吗9)L径齿d顶圆acUmin=d+p(1-)-d1=154+25.4X(1一-15.88直=161mm径damax=d+1.25p-d1=154÷1.25X25.415.88=170mm齿ddf=d-dl=154-15.88=138mm根af圆直径齿hhamin=0.5(pd1)=0.5×(25.415.88)=4.76mm高flahamax=0.625p-0.5d1+等=0.625×25.4-0.5×15.88-0.8X25.4=19确定418Oodg=p×cot1.04h2-0.76的最180°=25.4×cot1.04×24.130.76=126mm大凸球直径8、大链轮尺寸名符计算值称号分度圆直dp25.4dsin三rsin(180750)1°5mm径齿顶d.(1.6damin=d+p(l-旬-di=414mm圆damax=d+1.25p-d1=421mm直径齿ddf=d-dl=389.12mm根af圆直径齿hamin=0.5(p-d1)=4.76mmhamax=0.625p-0.5d1+等=6.86mm确定的最大凸缘直径4dg=p×COtw-1.04h2-0.76=377.879、链轮轴向尺寸计算名称符号计算数值齿宽bf0.95瓦=0.95×15.75=14.96mm齿侧倒角N公称0.13p=0.13×25.4=3.302mm齿侧半径&称38.1mm齿全宽b>n14.96mm五、轴的设计计算（一）、高速轴初步计算：轴选用45号钢，调质处理根据表15-3取A）=IK）MPa那么dA0y=110×=l.Mmm0p1V960考虑键槽的影响得d1=d×1.07=18.89mm圆整d1=20mm（二）、中间轴初步设计计算：取A=UoMPa那么dA)J殳=IloX胃=24.93mm329.9FtelFte2FrlHFr2k-55.5Nm5J2÷C）2=J（需×.）2+4X（岂萨X103）2=40.8MPa<,1故平安扭矩作用，算然IlV截面上有应力集中的影响，但同时轴颈也大,9X086故无需校核，上面校核可知在BC截面间B截面应力最大，但应力集中不大（过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端），而且这里的轴颈最大，故BC截面也不必校核。11IH截面的应力集中相似，由上面计算可得，应力最大的截面靠近II截面，因而该轴只需校核截面II左右两侧即可。(1)、截面右侧。W=吟一吟产=嘿一*等/=6586m/%=吟一中=嘿一=1386截面II的右侧的弯矩M为M=X(63-34.5)+118.85=63133.5Nn截面IV上的扭矩T为T3=Ill.14Vw截面上的弯曲应力b=M=133500=203W6586截面上的扭转应力2=叁.OMPa%13860轴的材料为45钢。调质处理。由课本%5表15T查得：=640MPa.1=275MPaT1=155MPar20D42因L=X=O.056V=丝=1.16666d36d36经插值后可得a=1.939a=1.484轴性系数为q=0.82q=0.85=0.85K=l+q(a-D=1.78K=1+q(a-1)=1.41合格所以q=0.72r=0.87Ar=Q=O.92轴未经外表强化处理，即q=l按式3T2得综合系数K=-+-l=2.56“%KT=殳+J-I=1.71J碳钢的特性系数=0.10.2取3。=0.1=0.050.1取=0.05So =-275S =Ka+m 2.56×20.3+0.1×0J _ 155=5.3amO 1.7IX 罢+0.05x8.0/2S°S°=225.3 × 22+ Sj/= 5.2 » S = 1.55.32 + 222故可知其平安。、截面左侧。抗弯系数W=4012mm3抗扭系数WT=8592mm3图中齿轮宽度分别为63mm和46mm截面H的左侧的弯矩M为M=皿X(6334.5)+118.85=63133.5Nm截面IV上的扭矩7为T3=Ill.14/V/W截面上的弯曲应力1335004012=33.3MPa截面上的扭转应力OTWr8592=12.94MPa过盈配合处的组,由附表3-8用插值法求出，并取殳=0.8”于是得“J与=2.46幺=0.8X2.46=1.97轴按磨削加工，由附图3-4得外表质量系数为乩=瓦=0.92轴未经外表强化处理，即Bq=I按式3T2得综合系数T=+-l=2.55KT=幺+5-1=2.06J碳钢的特性系数=0.10.2取%=0.1=0.050.1取=0.05平安系数丛。S=°一1I=3.24Ka+m'2.55×33.3+0.1×0'S=三=11.35KTa+*rn2.06×-÷0.05×12.942SCa=产。=324jll35=3j2>$=1.5,2+si242+lL352故可知其平安。六、键连接的选择和计算(一)、键的选择及参数(d)b×h×l高速轴：(18nn)6×6×32中间轴：(36mm)10×8×36(36nn)10×8×56低速轴：(43mn)12X8X56(35nm)10×8×70(二)、键强度校核1、高速轴键强度校核d=18mm,T=39.4N.mk=0.5h=3mml=L-b=32-6=26mm,键材料用钢J=120MPt/合格合格合格合格合格2×T×IO32×39.4×IO301OP=kid=3×26×18=5613MPa<陶=12。MPa2、中间轴键强度校核(34)10×8×36d=36mmT=I11.16N.mk=0.5h=4mml=L-b=26mm2×T×IO32×111.16×IO3r1OD=TG=:=59.4M%<0l=120M与Pkid4×26×36alpja由于较短的一个键强度已足够，故不再校核。3、与大齿轮轮毂连接键强度校核(43mm)12×8×56d=43mm,T=251.58N.mk=0.5h=4mml=L-b=56-10=46mm2xT×1032×251.58×103.o.nJnn.nP=kid=4×46×43=63.6MPaV%=120MPa4、与链轮轮毂连接键强度校核(35mzn)10×8×50d=35mmT=502.41N.mk=0.5h=4mml=L-b=60mm2×T×IO32×502.41×IO3r1OD=TG=:=105MPa<l=120MPaPkid4×40×60alpja七、滚动轴承的选择和计算(一)、轴承的选择由于斜齿轮产生轴向力，故采用角接触球轴承。各轴承代号及结构尺寸如下：7205C7206C7208C轴承代号根本尺寸mm根本额定动载荷CJkN额定静载荷C°kNdDBa高速轴7205C25521512.716.510.5中间轴7206C30621614.223.015.0低速轴7208C4080181736.825.8（二）、中间轴轴承寿命校核：中间轴:7206C（角接触球轴承）1、受力图和轴向载荷F丁53.3116.3=-0.00729/c/V2×T2×111.16132Fttanancos2Fr2H=160.6%+160.62、寿命计算1）.求两轴承受到的径向载荷印1和42轴承为角接触球轴承，承受径向载荷Fr2T2×111.16d1643.474kN1.684kNFttanan3.474×0.364cos10.971.308/c/V_3,474×0.364=097Fael=Fttan四=0.92kNae=pael-pae2=007kN=1.302kNFae2=Fttan2=0.85/cN将轴系局部受到的空间力分解成铅锤面和水平面两个平面力系。由力分析可知：iH=&ei+te2%2H=2.786AN=2372kN_107.344.3Frlv=160Frel16O6Fre2Fal×32+Fa2×64160.6Fr2v=FrelFre2-FrlV=001329kNFrl=Jf1v2+F2h2=2.7682+0.007292kN=2.768kNFr2=JG2J+Fr2H2=2.3722+0.013292kN=2372kN2).求两轴承的计算轴向力尸a1和尸碗对于7026C型轴承，按表13-7,轴承派生轴向力Fd=e吊，其中e为表13-5中的判断系数，其值由3的大小来确定，但现轴承轴向力未知，故先取轴e=0.4,因此可估算Fdl=0.4Frl=1.1072kNFd2=0.4>2=0.9488kNFdl+Fae=1.1072+0.07=1.1772>七2故&2=1772kN,Fal=1.1072AN(*)Fal=Llo72_CopFa2_11772_70rC015C015由于等=io=00738警=i=00785介于o.o58OO87,对应的eCq15Cq15值为0.4300.46进行插值计算得CyIr,0.087-0.0738、，/C“n.o11%=043+0.087-0.058×(°46°43)=0.444e2=0.43+鬻U鬻×(0.46-0.43)=0.439/0.087-0.058v,再计算Fdl=e1Frl=0.444X2.768=1.229kNFd2=e2Fr2=0.439X2.372=1.04MN同(*)式得及=.229kN,Fa2=1.299kN包1229_0081900866CO15CO15e1=0.43+"W一0082×(0.460.43)=0.43510.087-0.058'7八4。I087-0.0866ArCac、e2=0.43H×(0.460.43)=0.430z0.087-0.058'JFdl=11=0.435×2.768=1.204/cNFd2=e2Fr2=0.430X2.372=1.02IkN同上可得Fal=L204cN,Fa2=1.274kN包_104=00803=0,0849C015C015得到等相差不大，因此确定ei=0.435e2=0.430CO3 ).求轴承担量动取载荷PI和P2Fal1.204=0.435=e1Frl2.7681Fa21.274Tr-=CCrC=0.537>e2Fr22.3722由表13-5查表或插值计算得径向载荷系数和轴向载荷系数为轴承1X1=1Y1=O轴承?X?=0.44Y2=1.12+0337w5oX(11021.12)=1.0460.55-0.50因轴承运转中有中等冲击载荷，按表12-6,fp=1.218取=1.5那么P1=%(XF11+匕FaI)=1.5×(1×2.768)=4.152kNP2=。(乂2斗2+马尸2)=1.5×(0.44×2.372+1.046×1.274)=3.564AN4 .验算轴承寿命。因P1>P2,所以按轴承1的受力大小验算。1.h=竺(£)3=5i5263.24h>LhQ=10×300×2×nn329.90'4.152，z8=48000所以所选轴承满足寿命要求。八、联轴器的选择(一)、计算转矩Ti=39.39KN.mm取KA=I.3得Tca=KAT=1.3X39.39=51.2KNnrn(二)、选择联轴器连轴器公称转矩应大于计算转矩，查表17-14选择型号为LT4的弹性套柱销连轴器。合格T1=39.39KMTea=5.2KNttn1.T4I7×4联轴器标记：LT4联轴器，MJ225×40主动端：J1型轴孔、A型键槽、d=20mm>L=40mm从动端：4型轴孔、A型键槽、d=25mm、L=40mm九、箱体设计（一）、箱体有关尺寸确定尺寸一、表九1：名称符号尺寸箱座壁厚8mm箱盖壁厚48mm地脚螺栓直径16mm地脚螺栓数目n4尺寸二、表九-2：名称符号尺寸箱座凸缘厚度b12mm箱盖凸缘厚度b112mm箱座底凸缘厚度b216mm轴承旁连接螺栓直径412mm箱盖与箱座连接螺栓直径4IOmm连接螺栓d?的间距1150200