机械设计课程设计说明书(2).doc

38机械设计课程设计设计题目：带式输送机传送装置减速器姓名：吴灿阳学号：200610824125专业：机械设计及自动化院系：机电工程学院指导老师：张日红目录一、设计题目21、设计带式输送机传动装置22、设计数据23、工作条件24、机器结构如图25、原始数据2二、总体设计3（一）、电动机的选择3（二）、传动比分配4（三）、传动装置的运动和动力参数4三、传动零件的计算5（一）v带的设计与计算5（二）、高速级齿轮传动设计6（三）、低速级齿轮传动的设计12四、轴的设计17（一）、轴的材料选择和最小直径估计17（二）、减速器的装配草图设计18（三）、轴的结构设计19五、轴的校核21（一）、高速轴的校核21（二）、中间轴的校核25（三）、低速轴的校核29六、键的选择和校核32（一）、高速轴上键的选择和校核32（二）、中间轴上的键选择和校核33（三）、低速轴的键选择和校核33七、滚动轴承的选择和校核33（一）、高速轴轴承的选择和校核33（二）、中间轴轴承的选择和校核34（一）、低速轴轴承的选择和校核35八、联轴器的选择35九、箱体的设计36十、润滑、密封的设计37十一、参考文献37十二、总结。37一、设计题目 1、设计带式输送机传动装置（展开式二级直齿、斜齿圆柱齿轮减速器；单号设计直齿，双号设计斜齿） 2、设计数据：如下表f-1 3、工作条件 输送带速度允许误差为上5；输送机效率w096；工作情况：两班制，连续单向运转，载荷平稳；工作年限：10年；工作环境：室内，清洁；动力来源：电力，三相交流，电压380v；检修间隔期：四年一次大修，二年一次中修，半年一次小修；制造条件及生产批量：一般机械厂制造，中批量生产。设计任务量：减速器装配图1张(a0或a1)；零件工作图13张；设计说明书1份。4、机器结构如图5、原始数据 根据以上要求，本人的原始数据如下： 1) 输送带拉力：f=7000n 2）输送带速度：v=0.8m/s 3）传动滚筒直径：d=400 4）机械效率：=0.96 5)工作年限：10年（每年按300天计算）；2班制。二、总体设计 （一）、电动机的选择 （1）、根据动力源和工作条件，选用y型三相异步电动机。 （2）、工作所需的功率： （3）、通过查（机械设计课程设计）表2-2确定各级传动的机械效率：v带 =0.95；齿轮 =0.97；轴承 =0.99；联轴器 =0.99。总效率电动机所需的功率为：由表（机械设计课程设计）16-1选取电动机的额度功功率为7.5kw。（4）、电动机的转速选1000r/min 和1500r/min两种作比较。 工作机的转速 d为传动滚筒直径。 总传动比 其中为电动机的满载转速。现将两种电动机的有关数据进行比较如下表f-2 表f-2 两种电动机的数据比较方案电动机型号额定功率/kw同步转速/（）满载转速/传动比y160m-67.5100097025.382y132-27.51500140037.680 由上表可知方案的总传动比过小，为了能合理分配传动比，使传动装置结构紧凑，决定选用方案。（5）、电动机型号的确定 根据电动机功率同转速，选定电动机型号为y132-2。查表（机械设计课程设计）16-2得电动机中心高h=132 外伸轴直径d=38 外伸轴长度e=80。如图：（二）、传动比分配根据上面选择的电动机型号可知道现在的总传动比i总=37.68 选择v带的传动比；减速器的传动比。高速级齿轮转动比， 低速级齿轮传动比。（三）、传动装置的运动和动力参数 1、各轴的转速计算2、各轴输出功率计算3、各轴输入转矩计算各轴的运动和动力参数如下表f-3：表f-3轴号转速功率转矩传动比014007.00246.442.525766.652109.844.4263130.46.388468.773.405438.226.1341532.691538.226.0121502.21三、传动零件的计算（一）v带的设计与计算1、确定计算功率pca 查表（没有说明查那本书表格的，所有要查表均代表教材的表）8-7 取工作情况系数ka=1.1 则：2、选择v带的带型 由pca=7.702 nd=1400r/min选用a型v带。3、确定带轮的基准直径并验算带速v1）初选小带轮的基准直径 由表8-6和表8-8取小带轮的基准直径2）验算带速v，按式验算速度因为，故带速适合。3）计算大带轮的直径 取4、确定v带的中心距a和基准长度ld1）由公式 初定中心距a0=4502）计算带所需的基准长度 由表8-2选带的基准长度ld-1600mm3）计算实际中心距a5、计算小带轮的包角6、计算带根数z1）由=125mm和，查表8-4a得根据，和a型带，查表8-4b得查表8-5得，查表8-2得2）计算v带的根数z 7、计算单根v带的初拉力的最小值由表8-3得，a型带的单位长度质量q=0.1/m 8、计算压轴力fp压轴力的最小值：9、带轮设计由表8-10查得 f=9 可算出带轮轮缘宽度：v带传动的主要参数如下表f-4表f-4名称结果名称结果名称结果带型a传动比2.5根数4带轮基准直径基准长度1600mm预紧力181.41n中心距443mm压轴力1440n（二）、高速级齿轮传动设计1、选定高速级齿轮类型、精度等级、材料及齿数。1）按设计任务要求，学号为单的选直齿圆柱齿轮。2）输送机为一般工作机器，速度不高，故选用8级精度足够。3）材料选择 由表10-1选择小齿轮的材料为40cr，调质处理，硬度为280hbs，大齿轮为45钢，调质处理，硬度为240hbs，二者材料硬度差为40hbs。4）选小齿轮齿数为z1=24，则大齿轮齿数z2=i2z1=244.426=106.224，取z2=107.齿数比2、按齿面接触强度设计设计公式（1）、确定公式内的各计数值1）试选载荷系数kt=1.32）小齿轮传递的转矩t=t1=109.84nm=109840nmm3）查表10-7选取齿宽系数4)查表10-6得材料的弹性影响系数5）由教材图10-21按齿面硬度得小齿轮的接触疲劳强度极限，大齿轮的接触疲劳强度极限6）计算应力循环齿数 7）由图10-19选取接触疲劳寿命系数8）计算接触疲劳许用应力取失效率为1%，安全系数s=1，（2）、计算1）试计算小齿轮分度圆直径，取（取最小值）。2）计算圆周速度3）计算齿宽 4）计算齿宽与齿高比 模数 齿高 5）计算载荷系数根据v=1.97m/s ，8级精度，由教材图10-8查得动载系数kv=1.06因为是直齿齿轮，所以，由表10-2查得使用系数ka=1；由表10-4用插入法查得8级精度小齿轮支承非对称时；由，查图10-13得，故动载系数6）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径7）计算模数3、按齿根弯曲强度设计设计公式(1)、确定公式内的计算值1）由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 大齿轮的弯曲疲劳强度极限2）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数.3）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳强度安全系数s=1.4 则： 4)计算载荷系数k5)查取齿型系数由表10-5查得6）查去应力校正系数7）计算大、小齿轮的并作比较（2）、设计计算按齿根弯曲疲劳强度计算出的模数为(取最小):比较计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲疲劳强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数2.05并就接近圆整为标准值m=2.5，按接触强度算得的分度圆直径算出小齿轮齿数： 取大齿轮齿数 取4、几何尺寸的计算（1）计算分度圆直径 （2）计算中心距 （3）计算齿轮宽度 则：取小齿轮 大齿轮5、修正计算结果1） 查表8-5修正：2）3）齿高h-=2.25m=2.252.5=5.625 ；查表10-4 修正 由，查图10-13修正4）齿面接触疲劳强度计算载荷系数齿根弯曲疲劳强度计算载荷系数5）6） 然而是大齿轮的大7）实际 均大与计算的要求值，故齿轮强度足够。高速级齿轮的参数如下表f-5表f-5名称计算公式结果/mm模数m2.5压力角齿数28124传动比i4.426分度圆直径70310齿顶圆直径75315齿根圆直径63.75303.75中心距190齿宽75706、齿轮结构设计高速大齿轮结构参数如下表f-6：表f-6名称结构尺寸经验计算公式结果/mm毂孔直径d55轮毂直径d388轮毂宽度l取76腹板最大直径d0取270板孔分布圆直径d1179板孔直径d2取40腹板厚度c20根据参数设计的结构图f-1：图f-1（三）、低速级齿轮传动的设计1、选定高速级齿轮类型、精度等级、材料及齿数。1）仍然是选直齿圆柱齿轮。2）输送机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度足够。3）材料选择 由表10-1选择小齿轮的材料为45钢，调质处理，硬度为235hbs，大齿轮为45钢，正火处理，硬度为190hbs，二者材料硬度差为45hbs。4）选小齿轮齿数为z3=22，则大齿轮齿数z4=i3z3=223.82=84.04，取z4=84.齿数比2、按齿面接触强度设计设计公式（1）、确定公式内的各计数值1）试选载荷系数kt=1.32）小齿轮传递的转矩t=t2=468nm=46877nmm3）查表10-7选取齿宽系数4)查表10-6得材料的弹性影响系数5）由教材图10-21按齿面硬度得小齿轮的接触疲劳强度极限，大齿轮的接触疲劳强度极限6）计算应力循环齿数 7）由图10-19选取接触疲劳寿命系数8）计算接触疲劳许用应力取失效率为1%，安全系数s=1，（2）、计算1）试计算小齿轮分度圆直径，取。2）计算圆周速度3）计算齿宽 4）计算齿宽与齿高比 模数 齿高 5）计算载荷系数根据v=0.826m/s ，8级精度，由教材图10-8查得动载系数kv=1.05因为是直齿齿轮，所以，由表10-2查得使用系数ka=1；由表10-4用插入法查得7级精度小齿轮支承非对称时；由，查图10-13得，故动载系数6）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径7）计算模数3、按齿根弯曲强度设计设计公式(1)、确定公式内的计算值1）由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 大齿轮的弯曲疲劳强度极限2）由图10-18取弯曲疲劳寿命系数.3）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳强度安全系数s=1.4 则： 4)计算载荷系数k5)查取齿型系数由表10-5查得6）查去应力校正系数7）计算大、小齿轮的并作比较（2）、设计计算按齿根弯曲疲劳强度计算出的模数为(取最大):比较计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲疲劳强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数3.58并就接近圆整为标准值m=4，按接触强度算得的分度圆直径算出小齿轮齿数： 取大齿轮齿数 取4、几何尺寸的计算（1）计算分度圆直径 （2）计算中心距 （3）计算齿轮宽度 则：取小齿轮 大齿轮5、修正计算结果1） 查表8-5修正：2）3）齿高h-=2.25m=2.254=9 ；查表10-4 修正 由，查图10-13修正4）齿面接触疲劳强度计算载荷系数齿根弯曲疲劳强度计算载荷系数5）6） 然而是大齿轮的大7）实际 均大与计算的要求值，故齿轮强度足够。低速级齿轮的参数表如下表f-7表f-7名称计算公式结果/mm模数m4压力角齿数32109传动比i3.405分度圆直径128436齿顶圆直径136444齿根圆直径118426中心距282齿宽135130四、轴的设计（一）、轴的材料选择和最小直径估计 根据工作条件，初定轴的材料为45钢，调质处理。轴的最小直径计算公式 ao的值由表15-3确定为：高速轴， 中间轴 ，低速轴。1、 高速轴 因为高速轴最小直径处装大带轮，设一个键槽，因此 取2、 中间轴 根据后面轴承的选择，取3、 低速轴 安装联轴器设一个键槽， 再根据后面密封圈的尺寸，取（二）、减速器的装配草图设计图f-2减速器草图设计如上图f-2（三）、轴的结构设计1、高速轴1）高速轴的直径的确定：最小直径处 安装大带轮的外伸轴段，因此（26）：密封处轴段 根据大带轮的轴向定位要求，定位高度 以及密封圈的标注，取（30）：滚动轴承轴段 （35） 滚动轴承选取6307 ：ddb=35mm72mm17mm:过渡段 由于各级齿轮传动的线速度为2m/s左右，滚动轴承采用脂润滑，考虑挡油盘的轴向定位，取(45)齿轮轴段：由于齿轮直径较小，所以采用齿轮轴结构。：滚动轴承段，(35)2）高速轴各段长度的确定：由于大带轮的毂孔宽度b=63mm，确定：由箱体结构，轴承端盖、装配关系等确定：由滚动轴承、挡油盘及装配关系等确定 (35)：由装配关系、箱体结构确定(100)：由高速齿轮宽度b=55 确定(55)：滚动轴承轴段，由装配关系，和箱体结构确定(33)2、中间轴1）中间轴各轴段的直径确定：最小直径处 滚动轴承轴段，因此(40).滚动轴承选取6308 ddb=40mm90mm23mm。：低速齿轮轴段 取(42)： 轴环，根据齿轮的轴向定位要求 取(50) :高速带齿轮轴段 (42)：滚动轴承段，(40)2）中间轴各轴段长度的确定：由滚动轴承，挡油盘及装配关系 取(35)：由低速小齿轮轮宽b=95 取(93)：轴环，(20)：由高速齿轮大齿轮轮宽b=52取(50)： (35)3）细部机构设计查（机械设计课程设计）表10-1得高速级大齿轮处键bhl=12845（t=6.0，r=0.3）；低速级小齿轮键bhl=12888（t=6.0，r=0.3）；齿轮轮毂与轴的配合公差选；(42)滚动轴承与轴的配合采用过度配合，此轴段的直径公差选为，(40)各倒角为c2.中间轴的设计如下图f-3：图f-34、 低速轴1) 低速轴各轴段的直径确定： 滚动轴承轴段，因此.(70)滚动轴承选取6214 ddb=70mm125mm24mm。：低速大齿轮轴段 取(80)：轴环，根据齿轮的轴向定位要求 取(95) : 过度段取，考虑挡油盘的轴向定位： (90)：滚动轴承段，(70)：封密轴段处，根据联轴器的定位要求以及封面圈的的标注，取(60)：最小直径，安装联轴器的外伸轴段(58) 2）低速轴各轴段长度的确定：由滚动轴承、挡油盘以及装配关系等确定取(37)：由低速大齿轮轮宽b=130mm 取(89)：轴环，(10)：由由装配关系和箱体结构取(47)：滚动轴承、挡油盘以及装配关系 ,l36=40：由联轴器的孔毂l=142 取五、轴的校核c121469（一）、高速轴的校核1、高速轴上作用力的计算因为采用的是直齿圆柱齿轮，所以轴向力如下图f-4，高速轴的力学模型：齿轮1 图f-4f-52、支反力的计算由上面数学模型图知 总长l=283mm1)垂直面受力如右图f-5：对于点得： 方向向下。对于点得： 方向向下。由上轴的合力 ，校核 计算无误图f-62）水平支反力水平面受力如右图f-6对于点 对于点得：由上轴的合力 ，校核： 计算无误。图f-7m60176.83）a1 点总支反力 b1 点总支反力 3、绘转矩、弯矩图1）垂直平面内的转矩图如右图f-7：c1点 m165315图f-82）水平面弯矩图如右图f-8：c1点 175926.96图f-9m3)合成弯矩图如右图f-9：c1点 4、转矩图图f-10m109840高速轴的转矩图如右图f-10t=5、弯矩强度校核由上面可知c1处截面的转矩最大，是危险截面，但由于轴和齿轮是采用轴结构，d 和d14=50根相差太大，危险截面可能会出现在d1处，如图f-11：据选定的轴材料45钢，调质处理，由表15-1查得当危险截面是c1处时：齿根圆图f-12 可见是安全的。当危险截面是d1处时：垂直平面的弯矩 水平面的弯矩 合成力矩 于是： 也安全。6、安全系数法疲劳强度校核1）由上面可知，所以d1处是危险截面2）根据选定轴45钢，调质处理，查表15-1确定材料性能：3）抗弯截面系数： 抗扭截面系数： 弯曲应力: 扭转应力: 4)影响系数 截面上由于轴肩引起的理论应力集中系数和按表3-2查取。由 取=2.12 =1.70 由附图3-1可得轴的材料的敏性系数 故有效应力集中系数：由附图3-2的尺寸系数 由附图3-4得的扭转系数轴按磨削加工 由附图3-4得表面质量系数轴未经表面强化处理，即 则可得综合系数：取钢的特性系数：则安全系数如下：s =1.4故 设计的轴安全。（二）、中间轴的校核102.5112.567c2d2图f-131、中间轴上作用力的计算因为采用的是直齿圆柱齿轮，所以轴向力如下图，中间轴的力学模型如图f-13齿轮2 齿轮3 2、支反力的计算由上面数学模型图知 总长l=285mm1)垂直面受力如图f-14：对于点得： 图f-14 方向向下对于点得： 方向向下。由上轴的合力 ，校核图f-15 计算无误2）水平支反力如图f-15对于点 =5491.39n对于点得：由上轴的合力 ，校核： 计算无误。3）a2 点总支反力 b2 点总支反力 3、绘转矩、弯矩图m6538-146796.4图f-161）垂直平面内的转矩图如右图f-16：c2点 m562867.48352627.8图f-17d2点 2）水平面弯矩图如右图f-17：c2点 d2点 3)合成弯矩图如右图f-18：m581694.9352688.40图f-18c2点 d2点 m468770图f-194、转矩图中间轴的转矩图如右图f-195、弯矩强度校核由上面可知c2处截面的转矩最大，是危险截面。根据选定的轴材料45钢，调质处理，由表15-1查得 故安全。6、安全系数法疲劳强度校核1）由上面可知c2处是危险截面2）根据选定轴45钢，调质处理，查表15-1确定材料性能：3）抗弯截面系数：c截面有一个键槽 bh=1610 t=6 抗扭截面系数：弯曲应力扭转应力 4)影响系数 截面上由于轴肩引起的理论应力集中系数和按表3-2查取。由 取=2.10 =1.68 由附图3-1可得轴的材料的敏性系数 故有效应力集中系数：由附图3-2的尺寸系数 由附图3-4得的扭转系数轴按磨削加工 由附图3-4得表面质量系数轴未经表面强化处理，即 则可得综合系数：取钢的特性系数：则安全系数如下：s=1.4 故 设计的轴安全。c321469f-20（三）、低速轴的校核1、低速轴上作用力的计算因为采用的是直齿圆柱齿轮，所以轴向力如图f-20，低速轴的力学模型：齿轮1 f-212、支反力的计算由上面数学模型图知 总长l=283mm1)垂直面受力如右图f-21：对于点得： 方向向下。对于点得： 方向向下。由上轴的合力 ，校核 计算无误。2）水平支反力如图f-22对于点f-22 对于点得：由上轴的合力 ，校核： 计算无误。3）a3 点总支反力 图f-23m-177997.04 b3 点总支反力 3、绘转矩、弯矩图1）垂直平面内的转矩图如右图f-23：c3点 图f-24m489043.362）水平面弯矩图如右图f-24：c3点 图f-25520429m3)合成弯矩图如右图f-25：m1532690图f-26c1点 +4、转矩图高速轴的转矩图如右图f-26t=5、弯矩强度校核由上面可知c1处截面的转矩最大，是危险截面。据选定的轴材料45钢，调质处理，由表15-1查得 故是安全的。6、安全系数法疲劳强度校核1）由上面可知，所以c3处是危险截面2）根据选定轴45钢，调质处理，查表15-1确定材料性能：3）c3处设一键槽 bh=2514 t=9抗弯截面系数：抗扭截面系数： 弯曲应力: 扭转应力: 4)影响系数 截面上由于轴肩引起的理论应力集中系数和按表3-2查取。由 取=2.01 =1.45由附图3-1可得轴的材料的敏性系数故有效应力集中系数：由附图3-2的尺寸系数 由附图3-4得的扭转系数轴按磨削加工 由附图3-4得表面质量系数轴未经表面强化处理，即 则可得综合系数：取钢的特性系数：则安全系数如下：s =1.4故 设计的轴安全。六、键的选择和校核（一）、高速轴上键的选择和校核 高速轴上只有安装大带轮的键。根据安装大带轮处直径d=31，查（机械设计课程设计）表10-1选择普通平键。因为带轮的轮毂宽b=63mm，所以选择的键尺寸：bhl=10856 （t=5.0r=0.25）。标记：键10856 gb/t1096-2003。键的工作长度l=l-b=56-10=46mm,键的接触高度k=0.5h=0.58=4mm，传递的转矩。按表6-2差得键的静连接时需用应力 则故高速轴上的键强度足够。（二）、中间轴上的键选择和校核 中间轴上的键是用来安装齿轮的，因此选用圆头普通平键。因为高速轴上大齿轮的轮宽b=70mm ，轴段直径d=55mm，所以选用bhl=161063（t=6.0，r=0.3），标记：键161063gb/t1096-2003 。高速轴上大齿轮的轮宽b=135 ，轴段直径d=55，所以选用bhl=1610125（t=6.0，r=0.3），标记：键1610125 gb/t1096-2003 。由于两个键传递的转矩都相同，所以只要校核短的键。短键的工作长度l=l-b=63-16=47mm,键的接触高度k=0.5h=0.510=5mm，传递的转矩 则故轴上的键强度足够。（三）、低速轴的键选择和校核低速上有两个键，一个是用来安装低速级大齿轮，另一个是用来安装联轴器。齿轮选用圆头普通平键，齿轮的轴段的直径d=95mm，轮宽b=130mm 查表（机械设计课程设计）选键的参数：bhl=2514110（t=9.0，r=0.5）标记键2514110gb/t1096-2003 。键的工作长度 l=l-b=110-25=85mm,键的接触高度k=0.5h=0.514=7mm，传递的转矩 则故安装齿轮的键强度足够。安装联轴器的键用单圆头普通平键。由后面的联轴器选择所选的联轴器tl10联轴器可知 轴孔长度l1=107 又因为轴直径d=65mm，所以选键bhl=1811125。标记：键c1811125 gb/t1096-2003。键的工作长度 l=l-b=125-18=107mm,键的接触高度k=0.5h=0.511=5.5mm，传递的转矩 则故选的键强度足够。七、滚动轴承的选择和校核（一）、高速轴轴承的选择和校核1、滚动轴承的选择 根据载荷及速度情况，选用深沟球轴承。由高速轴的设计，根据，选轴承型号为6209，其基本参数：轴承1轴承22、滚动轴承的校核1）轴承受力图如右图2）当量动载荷 根据工作情况（无冲击或轻微冲击），由表13-6查得载荷系数3）验算轴承的寿命 因为，所以，只需验算轴承3，轴承预期寿命与整机相同，l=1030010=48000h 所以，轴承寿命足够。（二）、中间轴轴承的选择和校核 1、滚动轴承的选择轴承3轴承4 根据载荷及速度情况，选用深沟球轴承。由中间轴的设计，根据，选轴承型号为6309，其基本参数：2、滚动轴承的校核1）轴承受力图如右图2）当量动载荷 根据工作情况（无冲击或轻微冲击），由表13-6查得载荷系数3）验算轴承的寿命 因为，所以，只需验算轴承3，轴承预期寿命与整机相同，l=1030010=48000h 所以，轴承寿命足够。（一）、低速轴轴承的选择和校核1、滚动轴承的选择 根据载荷及速度情况，选用深沟球轴承。由低速轴的设计，根据，选轴承型号为6217，其基本参数：轴承5轴承62、滚动轴承的校核1）轴承受力图如右图2）当量动载荷 根据工作情况（无冲击或轻微冲击），由表13-6查得载荷系数3）验算轴承的寿命 因为，所以，只需验算轴承3，轴承预期寿命与整机相同，l=1030010=48000h 所以，轴承寿命足够。八、联轴器的选择根据工作要求，为了缓和冲击，保证减速器的正常工作，输出轴（低速轴）选用弹性主销联轴器，考虑到转矩变化小，取，则按照计算转矩小于联轴器公称转矩的条件，查（机械设计课程设计）表13-4，选用htl10，公称转矩为2000n.mm，孔径d=65，l=143，需用转速为1700r/min，故适用。标记 联轴器。九、箱体的设计箱体各部分尺寸关系如下表f-8：表f-8名称符号尺寸关系