機械設(shè)計課程設(shè)計-帶式輸送機傳動裝置中的一級圓柱齒輪減速器的設(shè)計F2700V=2.3D=320.doc

帶式輸送機傳動裝置設(shè)計計算說明書設(shè)計課題：帶式輸送機傳動裝置中的一級圓柱齒輪減速器的設(shè)計班 級 姓 名 學 號 指導教師 2011 2012學年 第 2 學期機械設(shè)計課程設(shè)計計算說明書一、機械課程設(shè)計任務(wù)書.3二、傳動方案的擬定.5三、電動機的選擇.5四、確定傳動裝置總傳動比及分配各級的傳動比.7五、傳動裝置的運動和動力設(shè)計.7六、普通V帶的設(shè)計10七、齒輪傳動的設(shè)計.15八、傳動軸的設(shè)計.18九、箱體的設(shè)計.26十、鍵連接的設(shè)計.29十一、滾動軸承的設(shè)計.30十二、潤滑和密封的設(shè)計.31十三、聯(lián)軸器的設(shè)計.32十四、主要參考資料.32十五、設(shè)計小結(jié).33機械設(shè)計課程設(shè)計任務(wù)書一、設(shè)計題目：設(shè)計用于帶式運輸機的一級圓柱齒輪減速器二、傳動方案圖：三、原始數(shù)據(jù)：輸送帶壓力F（N）2700N輸送帶速度v(m/s)2.3滾筒直徑D（mm）320mm四、工作條件：1.工作條件: 兩班制,連續(xù)單向運轉(zhuǎn),載荷平穩(wěn),室內(nèi)工作,有粉塵(運輸帶與滾筒摩擦阻力影響已在工作拉力F中考慮)， 環(huán)境最高溫度350C。2.使用期限:8年；檢修間隔期：四年一次大修，二年一次中修，半年一次小修。3.生產(chǎn)批量:小批量生產(chǎn)。4.生產(chǎn)條件:一般機械廠,可加工7-8級齒輪。5.動力來源:電力， 三相交流380/220伏。五、設(shè)計工作量：1、減速器裝配圖一張：1號圖紙（手工繪圖）2、零件圖：輸出軸零件圖一張，2號圖紙3、設(shè)計說明書： 1份（不少于6000字）六、主要參考文獻：1 龔桂義等.機械設(shè)計課程設(shè)計指導書. 北京：高等教育出版社，20032 濮良貴、紀名剛.機械設(shè)計.北京：高等教育出版社，20043 吳宗澤.機械零件手冊. 北京：機械工業(yè)出版社,20044吳宗澤、羅圣國. 機械設(shè)計課程設(shè)計手冊.北京：高等教育出版社，2006計算過程及計算說明二、 傳動方案的擬定設(shè)計單級圓柱齒輪減速器和一級帶傳動 a.工作條件：使用年限8年，工作為兩班工作制，載荷平穩(wěn)，室內(nèi)工作，有風塵。b.原始數(shù)據(jù)：滾筒圓周力F=2.7kN；帶速V=2.3m/s；滾筒直徑D=320mm；. 方案擬定采用帶傳動與齒輪傳動的組合，即可滿足傳動比要求，同時由于帶傳動具有良好的緩沖，吸振性能，適應(yīng)大起動轉(zhuǎn)矩工況要求，結(jié)構(gòu)簡單，成本低，使用維護方便。傳動方案圖三、電動機的選擇.電動機類型和結(jié)構(gòu)的選擇 選擇Y系列三相異步電動機，此系列電動機為一般用途的全封閉自扇冷式籠型三相異步電動機。其結(jié)構(gòu)簡單，工作可靠，價格低廉，具有防塵，防鐵屑的特點，適用于無特殊要求的機械上。.計算電動機功率，轉(zhuǎn)速工作機/帶式輸送機功率：Pw=FV/1000=2.72.31000/1000=6.21KW 傳動裝置的總功率：總=帶軸承3齒輪聯(lián)軸器滾筒=0.960.99330.970.990.96=0.859電機所需的工作功率：Pd=Pw/總=6.21/0.859=7.229KW計算滾筒工作轉(zhuǎn)速：nw=601000V/D=6010002.3/320=137.3 r/min 根據(jù)機械設(shè)計手冊P5表1推薦的傳動比范圍，取圓柱齒輪傳動單級減速器傳動比范圍I=24，取V帶傳動比I1=35。則總傳動比理論范圍為：Ia=620。所以電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為nd=Inw=（620）137.3=823.82746r/min符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有1000r/min和1500r/min兩種。根據(jù)容量和轉(zhuǎn)速，由機械設(shè)計手冊P167表12-1和P170表12-6可知有兩種適用的電動機型號：因此有兩種傳支比方案：適用的電動機型號：（如下表）方案電 動機 型號額定功率電動機轉(zhuǎn)速(r/min)電動機質(zhì)量kg參考比價傳動裝置傳動比同步轉(zhuǎn)速滿載轉(zhuǎn)速總傳動比V帶傳動比減速器傳動比1Y160M-67.510009701195.007.072.173262Y132M-47.515001440813.5210.512.653.97綜合考慮電動機和傳動裝置尺寸、質(zhì)量、參考比價和帶傳動、減速器的傳動比，可見第1方案比較適合，選定電動機型號為Y160M-6。四、確定傳動裝置的總傳動比和分配各級的傳動比 由所選定的電動機滿載轉(zhuǎn)速n電動=970和工作機主動軸轉(zhuǎn)速n卷筒=137.3可得：總傳動比：ia=n電動/n筒=970/137.3=7.064通常i齒輪（1.41.6）i帶，故取i齒輪=1.5 i帶i帶 =2.17i齒輪=ia/i帶=7.07/2.176=3.26五、傳動裝置的運動和動力設(shè)計各軸功率，轉(zhuǎn)速，轉(zhuǎn)矩計算0軸： 輸出功率：Po=Pd=7.229KW, 轉(zhuǎn)速： n0= nm= 970 r/min , 輸出轉(zhuǎn)矩：To=9550 P0 / n0 =95507.229 / 970 = 71.18103 NmmI軸：輸入功率：PI=P0帶 =7.2290.96=6.94KW轉(zhuǎn)速： nI=n0/i帶=970 / 2.17=447.0 r/min輸入轉(zhuǎn)矩：TI=9550PI/nI=95506.94 / 447.0 =148.27103 Nmm輸出功率：PI =PI軸承 =6.940.99=6.87輸出轉(zhuǎn)矩：TI = 9550PI/nI =95506.87/447.0=146.775103NmmII軸：輸入功率：PII=PI齒輪 =6.870.97=6.664KW轉(zhuǎn)速： nII=nI/i齒輪=447/3.26=137.1 r/min輸入轉(zhuǎn)矩：TII=9550PII/nII=95506.664/137=464.534103Nmm 輸出功率：PII=PII軸承=6.6640.99=6.597KW輸出轉(zhuǎn)矩：TII=9550PII/nII =95506.597/137=459.864103NmmIII軸：輸入功率：PIII=PII聯(lián)軸器=6.5970.99=6.524KW轉(zhuǎn)速： nIII=nw=137 .1r/min 輸入轉(zhuǎn)矩：TIII=9550PIII/nIII=95506.524/137 =454.263103Nmm綜合以上數(shù)據(jù)，得表如下：軸名功率P （KW）轉(zhuǎn)矩T （Nm）轉(zhuǎn)速nr/min傳動比 i效率輸入輸出輸入輸出電動機軸7.2297.22971.1771.179702.170.96軸6.946.87148.27146.7754473.260.96軸6.6646.597464.534459.864137.11.000.98III軸6.5316.269455.263450.737137六、 V帶的設(shè)計 選擇普通V帶型號由PC=KAPd=1.17.5=8.25（KW）根據(jù)課本P130圖6-8得知其交點在A，B型帶交 界處，故有A，B型帶兩種方案可供選擇。方案一：取A型帶確定帶輪的基準直徑取小帶輪 dd1=112 mm 帶速驗算： V=n1dd1/ 100060) =970112/（100060） =5.688 m/s介于525m/s范圍內(nèi)，故合適。大帶輪基準直徑dd2=dd1n1/n2=112970/447=243.043mm按課本P132表66，取dd2= 250 mm（i帶略有增大，但其誤差小于5%，故允許。）實際從動輪轉(zhuǎn)速：n2=n0dd1/ dd2=970112/250=434.56 r/min轉(zhuǎn)速誤差小于5%，所以可行。 確定帶長和中心距a：0.7（dd1+dd2）a02（dd1+dd2）0.7（112+250）a02（112+250）253.4a0724初定中心距a0=500 mm，則帶長為Ld0=2a0+（dd1+dd2）/2+（dd2-dd1）2/(4a0)=2500+（112+250）/2+（250-112）2/(4500)=1578.15mm選用基準長度Ld=1600 mm實際中心距：a=a0+(Ld-Ld0)/2=500+(1600-1578.15)/2=521.85mm驗算小帶輪上的包角11=180-(dd2-dd1)57.3/ a =180-（250-112）57.3/a=164.8120所以小輪包角合適確定V帶根數(shù)Z=PC/（(P1+P1)KLK）=8.25/（1.40+0.11）0.990.95）=5.809故取6根A型V帶計算軸上的壓力F0=500PC（2.5/K-1）/zv+qv2=5008.25(2.5/0.95-1)/(65.69)+0.105.692=200.433 N計算作用在軸上的壓力FQ=2zF0sin(/2)=26200.433sin(164.85/2)=2384.206 N方案二：取B型帶確定帶輪的基準直徑取小帶輪 dd1=160 mm 帶速驗算： V=n1dd1/ (100060) =970160/（100060） =8.12 m/s介于525m/s范圍內(nèi)，故合適。大帶輪基準直徑dd2=dd1n1/n2=160970/447=347.203mm按課本P132表66，取dd2= 355 mm（i帶略有增大，但其誤差小于5%，故允許）實際從動輪轉(zhuǎn)速：n2=n0dd1/ dd2=970160/355=437.18 r/min轉(zhuǎn)速誤差小于5%，所以可行。 確定帶長和中心距a：0.7（dd1+dd2）a02（dd1+dd2）0.7（160+355）a02（160+355）360.5a01030初定中心距a0=700 mm，則帶長為Ld0=2a0+（dd1+dd2）/2+（dd2-dd1）2/(4a0)=2700+（160+355）/2+（355-160）2/(4700)=2222.54mm選用基準長度Ld=2240 mm實際中心距：a=a0+(Ld-Ld0)/2=700+(2240-2222.54)/2=708.73mm驗算小帶輪上的包角11=180-(dd2-dd1)57.3/ a =180-（355-160）57.3/a=164.231120，所以小輪包角合適確定V帶根數(shù)Z=PC/（(P1+P1)KLK）=8.25/（2.72+0.3）1.000.95）=2.87故取3根B型V帶計算軸上的壓力F0=500PC（2.5/K-1）/zv+qv2=5008.25(2.5/0.95-1)/(38.12) +0.178.122=287.492N計算作用在軸上的壓力FQ=2zF0sin(/2)=23287.492sin(164.23/2)=1708.644 N綜合V帶根數(shù)和軸上壓力，方案二更合適。即選用B型帶，小帶輪dd1=160mm,大帶輪dd2=355mm；帶寬B2=（Z-1）e+2f=219+212.5=63。V帶輪設(shè)計 V帶輪選用選用腹板式。帶輪示意圖如下：d0dHLS1斜度1:25SS2drdkdhddaLBS2由課本P131表6-4查得KA=1.1課本上由P128表6-3查得P1=1.40KW；由P134表6-7查得 P1=0.11KW；由P121表6-2查得KL=0.99；由P135表6-8查得K=0.95由課本P120表6-1得q=0.1kg/m課本上由P128表6-3查得P1=2.72KW；由P134表6-7查得P1=0.3KW；由P121表6-2查得KL=1.00；由P135表6-8查得K=0.95由課本P120表6-1得q=0.17kg/m七、齒輪傳動的設(shè)計：選定齒輪傳動類型、材料、熱處理方式、精度等級。小齒輪選軟齒面，大齒輪選軟齒面，小齒輪的材料為40Cr調(diào)質(zhì)處理，齒面硬度為250HBS，大齒輪選用45號鋼調(diào)質(zhì)處理，齒面硬度為220HBS，選8級精度。選擇齒數(shù)和齒寬系數(shù)Z1=25Z2=Z1i齒輪=253.26=81.582查書知齒寬系數(shù)d=0.81.4，所以取d=1確定輪齒的許用應(yīng)力根據(jù)兩輪輪齒的齒面硬度，由課本P185，P187圖7-21，圖7-22查得兩輪的齒跟彎曲疲勞極限和齒面接觸疲勞極限分別為：Flim1=580Mpa Flim2=450M pa 查表知安全系數(shù)分別取取SF=1.25，SH=1則 按齒面接觸強度條件計算小齒輪直徑計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T1 =9.55106P/n1=9.551066.87/447=146.775103 Nmm載荷基本平穩(wěn)且為軟齒面齒輪，取載荷系數(shù)K=1.4d176.6=76.6 =72.128mm確定模數(shù)和齒寬m=d1/Z172.128/25=2.885 mm取標準模數(shù)值 m=3d1=mZ1=325=75 mm齒寬b=dd1= d1 ,所以取b=75mm驗算齒根的彎曲強度查課本P182表7-4得兩齒輪的齒形系數(shù)與應(yīng)力修正系數(shù):YFa1=2.63, YSa1=1.59, YFa2=2.226 , YSa2=1.7775由課本P182式7-18計算小齒輪齒跟彎曲應(yīng)力=101.84MPa幾何尺寸計算分度圓直徑：d1=mZ1=325=75mm d2=mZ2=393=279mm中心距： a=m（Z1+Z2）=3（25+93）/2=177mm齒頂高： ha=ha*m=3 mm齒根高： hf=m(ha*+c*)=3.75mm齒高： h=ha+hf=6.75mm齒頂圓直徑： da1=d1+2ha=81mm da2=d2+2ha=252mm齒根圓直徑： df1=d1-2hf=67.5mm df2=d2-2hf=238.5mm基圓直徑： db1=d1cos=70.168mm db2=230.15mm分度圓齒距： p=m=9.42mm分度圓齒厚： s=0.5m=4.71mm驗算初選精度等級是否合適 齒輪圓周速度 v=d1n1/(601000) =3.1475447/(601000) =1.754 m/s 查機械設(shè)計手冊P129表10-4可知，精度等級為8級合適。八、軸的設(shè)計 .齒輪軸的設(shè)計 (1) 確定軸上零件的定位和固定方式 （如圖） 1，5滾動軸承 2軸 3齒輪軸的輪齒段 4套筒 6密封蓋 7軸端擋圈 8軸承端蓋 9帶輪 10鍵(2)按扭轉(zhuǎn)強度估算軸的直徑選用45鋼調(diào)質(zhì)，硬度217255HBS軸的輸入功率為P=6.94KW轉(zhuǎn)速為n=447r/min根據(jù)課本P248（9-1）式，并查表9-2，取A=110d(3)確定軸各段直徑和長度 從大帶輪開始右起第一段，由于帶輪與軸通過鍵聯(lián)接，則軸應(yīng)該增加5%，取D1=30mm，又帶輪的寬度 B=（Z-1）e+2f =（3-1）19+212.5=63 mm 則第一段長度L1=61mm右起第二段直徑取D2=35mm根據(jù)軸承端蓋的裝拆以及對軸承添加潤滑脂的要求和箱體的厚度，取端蓋的外端面與帶輪的左端面間的距離為15mm，則取第二段的長度L2=50mm 右起第三段，該段裝有滾動軸承，選用深溝球軸承，則軸承有徑向力，而軸向力為零，選用6208型軸承，其尺寸為dDB=408018，那么該段的直徑為D3=40mm，長度為L3=34mm右起第四段，為滾動軸承的定位軸肩,其直徑應(yīng)小于滾動軸承的內(nèi)圈外徑，取D4=45mm，長度取L4= 10mm 右起第五段，該段為齒輪軸段，由于齒輪的齒頂圓直徑為81 mm，分度圓直徑為75 mm，齒輪的寬度為75 mm，則，此段的直徑為D5=75 mm，長度為 L5=75 mm右起第六段，為滾動軸承的定位軸肩,其直徑應(yīng)小于滾動軸承的內(nèi)圈外徑，取D6=45 mm 長度取L6= 10 mm 右起第七段，該段為滾動軸承安裝出處，取軸徑為D7=40mm，長度L7=36mm.受力分析：轉(zhuǎn)矩T1=9550P/n=95506.94/447=148.27Nm齒輪軸上圓周力：Ft1=2T/d1=395NFr1=Ft2tan =1439N水平面上為：RAH=-Q(L1+L2+L3)+Fr3(L2+L3)=-1965.8NRBH=-Q-RAH+FH=-1653.4+1965.8+1439=1751.4NRAV=RBV=-Ft1L3/(L2+L3)=-395472.5/(72.5+72.5)=-1977N彎矩計算：MAH=QL1=1653.490.5=149632.7NmmM1H=RBHL3=1751.472.5=126976.5Nmm垂直面上：M1v=RANL2=-1977 72.5=-143332.5Nmm合成彎矩MA=MAH=149.632kNmmM1=191486NmmW=d33/32= 403 /32 =6280mm3 抗扭截面系數(shù)為 WT=d33/16 = 403 / 16=12560mm3 彎曲應(yīng)力為a=MA/W=149632.7/12560=23.8268MPa 扭剪應(yīng)力為=T1/WT=14800/12560=11.78MPa 按彎矩合成強度進行校核計算，對于單向轉(zhuǎn)動的轉(zhuǎn) 軸轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)處理，取折合系數(shù)=0.6，則當量應(yīng)力為e=27.71Pa 由表查得45鋼調(diào)制處理抗扭強度極限為b=650Mpa,用差值法查得軸的許用彎曲應(yīng)力-1b=60MPa, e-1b水平面與垂直面受力分析圖與彎矩圖見下面在前面帶輪的計算中已經(jīng)得到Z=3其余的數(shù)據(jù)手冊得到D1=30mmL1=61mmD2=35mmL2=50mmD3=40mmL3=34mmD4=45mmL4=10mmD5=75 mmL5=75 mmD6=45mmL6= 10 mmD7=40 mmL7= 36 mmFt1=395NmFr1=144Nm 輸出軸的設(shè)計計算確定軸上零件的定位和固定方式 （如圖） 1，5滾動軸承 2軸 3齒輪 4套筒 6密封蓋 7鍵 8軸承端蓋 9軸端擋圈 10半聯(lián)軸器 (2).按扭轉(zhuǎn)強度估算軸的直徑 選用45鋼調(diào)質(zhì)，硬度217255HBS軸的輸入功率為P=6.664 KW 轉(zhuǎn)速為n=137.1 r/min根據(jù)課本P248（9-1）式，并查表9-2，取A=110d(3)確定軸各段直徑和長度從聯(lián)軸器開始右起第一段，由于聯(lián)軸器與軸通過鍵聯(lián)接，則軸應(yīng)該增加5%，取45mm，根據(jù)計算轉(zhuǎn)矩T=KAT=1.3464=603.2Nm，查標準GB/T 50142003，選用GY型彈性柱銷聯(lián)軸器，半聯(lián)軸器長度為l1=84mm,軸段長L1=78mm2.右起第二段，考慮聯(lián)軸器的軸向定位要求，該段的直徑取50mm,根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器左端面的距離為15mm，故取該段長為L2=47mm3.右起第三段，該段裝有滾動軸承，選用深溝球軸承，則軸承有徑向力，而軸向力為零，選用6211型軸承，其尺寸為dDB=5510021，那么該段的直徑為55mm，長度為L3=50mm4.右起第四段，該段裝有齒輪，并且齒輪與軸用鍵聯(lián)接，直徑要增加5%，大齒輪的分度圓直徑為246mm，則第四段的直徑取75mm,齒輪寬為b=73mm，為了保證定位的可靠性，取軸段長度為L4=71mm5.右起第五段，考慮齒輪的軸向定位,定位軸肩，取軸肩的直徑為D5=80mm ,長度取L5=10mm6.右起第六段，該段為滾動軸承安裝出處，取軸徑為D6=55mm，長度L6=39 mm受力分析扭矩:T2=9550P/n=95506.66/137.1=464Nm 齒輪上的圓周力：齒輪2上的圓周力：Ft2=2T/d2=246400/246=3772N齒輪2上的徑向力：Fr2=Ft2tan=3772tan20=1373N確定跨距： 左端支反力作用點至齒輪2上力的作用點間距離為L2。支承反力在水平面上為RAH=RBH=FR2L2/(L2+L3)=-1373 74/(74+74)=-686.5N在垂直面上為RAV=RBV L3=-686.5 74=-50801N齒輪軸所在截面合成彎矩 M2v=Ravl3=188674=139564Nmm M2=148522Nmm因為截面所在軸截面彎矩大，同時截面還作用有轉(zhuǎn)矩，因此此截面為危險截面，其抗彎截面系數(shù)為 W=d43/32-bt（d4-t)22/(2d4) =753 /32-20 7.5(75-7.5) 2 /(2 75)=36840.23mm3抗扭截面系數(shù)為：WT=d43/16-bt（d4-t)22/(2d4) =753/16-20 7.5(75-7.5) 2/(275)=78236.72mm3彎曲應(yīng)力為：b=M2/W=464000/78236.72=4.03MPa扭剪應(yīng)力為：=T2/WT=46400/78236.72=5.93MPa按彎矩合成強度進行校核計算，對于單向轉(zhuǎn)動的轉(zhuǎn)軸轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)處理，取折合系數(shù)=0.6，則當量應(yīng)力為e=8.71MPa由表查得45鋼調(diào)制處理抗扭強度極限為 b=650Mpa,用差值法查得軸的許用彎曲應(yīng)力 -1b=60MPa,e-1b水平面與垂直面受力分析圖與彎矩圖見下面：D1=45mmL1=78mmD2=50mmL2=47mmD3=55mmL3=50mmD4=75mmL4= 71 mmD5=80mmL5=10mmD6=55mmL6=39 mm繪制軸的工藝圖（見圖紙）九、箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計窺視孔和窺視孔蓋在減速器上部可以看到傳動零件嚙合處要開窺視孔，以便檢查齒面接觸斑點和赤側(cè)間隙，了解嚙合情況。潤滑油也由此注入機體內(nèi)。窺視孔上有蓋板，以防止污物進入機體內(nèi)和潤滑油飛濺出來。放油螺塞減速器底部設(shè)有放油孔，用于排出污油，注油前用螺塞賭注。油標油標用來檢查油面高度，以保證有正常的油量。油標有各種結(jié)構(gòu)類型，有的已定為國家標準件。通氣器減速器運轉(zhuǎn)時，由于摩擦發(fā)熱，使機體內(nèi)溫度升高，氣壓增大，導致潤滑油從縫隙向外滲漏。所以多在機蓋頂部或窺視孔蓋上安裝通氣器，使機體內(nèi)熱漲氣自由逸出，達到集體內(nèi)外氣壓相等，提高機體有縫隙處的密封性能。啟蓋螺釘機蓋與機座結(jié)合面上常涂有水玻璃或密封膠，聯(lián)結(jié)后結(jié)合較緊，不易分開。為便于取蓋，在機蓋凸緣上常裝有一至二個啟蓋螺釘，在啟蓋時，可先擰動此螺釘頂起機蓋。在軸承端蓋上也可以安裝啟蓋螺釘，便于拆卸端蓋。對于需作軸向調(diào)整的套環(huán)，如裝上二個啟蓋螺釘，將便于調(diào)整。定位銷為了保證軸承座孔的安裝精度，在機蓋和機座用螺栓聯(lián)結(jié)后，鏜孔之前裝上兩個定位銷，孔位置盡量遠些。如機體結(jié)構(gòu)是對的，銷孔位置不應(yīng)該對稱布置。調(diào)整墊片調(diào)整墊片由多片很薄的軟金屬制成，用一調(diào)整軸承間隙。有的墊片還要起調(diào)整傳動零件軸向位置的作用。環(huán)首螺釘、吊環(huán)和吊鉤在機蓋上裝有環(huán)首螺釘或鑄出吊環(huán)或吊鉤，用以搬運或拆卸機蓋。密封裝置在伸出軸與端蓋之間有間隙，必須安裝密封件，以防止漏油和污物進入機體內(nèi)。密封件多為標準件，其密封效果相差很大，應(yīng)根據(jù)具體情況選用。箱體結(jié)構(gòu)尺寸選擇如下表：名稱符號尺寸（mm）機座壁厚0.025a+38 取8機蓋壁厚10.02a+38 取8機座凸緣厚度b12機蓋凸緣厚度b 112機座底凸緣厚度b 220地腳螺釘直徑df20地腳螺釘數(shù)目n4軸承旁聯(lián)結(jié)螺栓直徑d116機蓋與機座聯(lián)接螺栓直徑d210聯(lián)軸器螺栓d2的間距 l160軸承端蓋螺釘直徑d38窺視孔蓋螺釘直徑d46定位銷直徑d8df，d1, d2至外機壁距離C122，16df， d2至凸緣邊緣距離C220，18軸承旁凸臺半徑R120，18凸臺高度h 根據(jù)低速級軸承座外徑確定，以便于扳手操作為準外機壁至軸承座端面距離l1 60，44大齒輪頂圓與內(nèi)機壁距離19，6齒輪端面與內(nèi)機壁距離2 8機蓋、機座肋厚m1 ,m27， 7軸承端蓋外徑D2120，140軸承端蓋凸緣厚度t 10軸承旁聯(lián)接螺栓距離S盡量靠近，以Md1和Md2互不干涉為準，一般s=D2十、鍵聯(lián)接設(shè)計輸入軸與大帶輪聯(lián)接采用平鍵聯(lián)接此段軸徑d1=30mm,L1=63mm查手冊得，選用C型平鍵，得：A鍵 87 GB1096-79 L=L1-b=63-8=55mmT=148.27Nm h=7mmp=4 T/(dhL)=4148.271000/（30755） =51.34Mpa R (110Mpa)輸入軸與齒輪2聯(lián)接采用平鍵聯(lián)接軸徑d2=75mm L2=71mm T=518.34 Nmm查機械設(shè)計手冊P51 選A型平鍵 GB1096-79鍵2012 GB1096-79l=L2-b=71-20=51mm h=12mm p=4 T/（dhl）=4464.5341000/（751251） = 40.48Mpa p (110Mpa).輸出軸與聯(lián)軸器聯(lián)接用平鍵聯(lián)接軸徑d3=45mm L3=78mm T=459.864Nmm查機械設(shè)計手冊P51 選用A型平鍵鍵128 GB1096-79l=L3-b=78-12=66mm h=8mmp=4T/（dhl）=4459.8641000/（45866）=77.42Mpa p (110Mpa)十一、滾動軸承設(shè)計根據(jù)條件，軸承預(yù)計壽命Lh53658=35040小時.輸入軸的軸承設(shè)計計算（1）初步計算當量動載荷P 因該軸承在此工作條件下只受到Fr徑向力作用，所以P=Fr=144N（2）求軸承應(yīng)有的徑向基本額定載荷值 （3）選擇軸承型號查課本P291表10-5，選擇6208軸承 Cr=29.5KN由課本P293式10-3有預(yù)期壽命足夠，此軸承合格。.輸出軸的軸承設(shè)計計算（1）初步計算當量動載荷P因該軸承在此工作條件下只受到Fr徑向力作用，所以P=Fr=1373N（2）求軸承應(yīng)有的徑向基本額定載荷值 （3）選擇軸承型號查課本表10-5，選擇6211軸承 Cr=43.2KN由課本式10-3有預(yù)期壽命足夠，此軸承合格。十二、密封和潤滑