機械設計課程設計帶式運輸機

1、機械設計課程設計計算說明書 設計題目 帶式運輸機傳動裝置目 錄一 課程設計任務書 2二 設計要求 2三 設計步驟 21. 傳動裝置總體設計方案 32. 電動機的選擇 43. 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比 54. 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 65. 設計V帶和帶輪 76. 齒輪的設計 97. 滾動軸承和傳動軸的設計 148. 鍵聯(lián)接設計 289. 箱體結構的設計 2910.潤滑密封設計 3111.聯(lián)軸器設計 32四 設計小結 32五 參考資料 321111傳動裝置總體設計方案2、電動機的選擇1）選擇電動機的類型2）選擇電動機的容量3）確定電動機轉速3、計算傳動裝置的總傳動比和分配傳動比（

2、1）總傳動比(2)分配傳動比4.計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)1）各軸的轉速2）各軸的輸入功率3）各軸的輸入轉矩5.設計V帶和帶輪1).確定計算功率2).選擇V帶類型3).確定帶輪的基準直徑并驗算帶速4).確定V帶的中心距和基準長度5).驗算小帶輪上的包角6).計算帶的根數(shù)7).計算單根V帶的初拉力的最小值8).計算壓軸力9).帶輪的結構設計6. 齒輪的設計1) 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)2) 初步設計齒輪主要尺寸7. 滾動軸承和傳動軸的設計(一).軸的設計(二).齒輪軸的設計(三).滾動軸承的校核8. 鍵聯(lián)接設計9.箱體結構的設計10. 潤滑密封設計11.聯(lián)軸器設計一 課程設計任務書課

3、程設計題目：設計帶式運輸機傳動裝置（簡圖如下）1 V帶傳動2 運輸帶3一級圓柱齒輪減速器4聯(lián)軸器5電動機6卷筒原始數(shù)據(jù)：題號4567891011運送帶工作拉力F/N2500260028003300400450048005000運輸帶工作速度v/(m/s)1.11.11.41.21.61.81.251.5卷筒直徑D/mm400220350350400400500500工作條件：連續(xù)單向運轉，載荷平穩(wěn)，使用期限8年，小批量生產，兩班制工作，運輸帶速度允許誤差為±5%二. 設計要求1.減速器裝配圖一張。2.繪制軸、齒輪零件圖各一張。3.設計說明書一份。三. 設計步驟1. 傳動裝置總體設計方

4、案本組設計數(shù)據(jù)：第十一組數(shù)據(jù)：運送帶工作拉力F/N 5000 。運輸帶工作速度v/(m/s) 1.5 。 卷筒直徑D/mm 500 。1）減速器為二級同軸式圓柱齒輪減速器。 3) 方案簡圖如上圖4）該方案的優(yōu)缺點：該工作機有輕微振動，由于V帶有緩沖吸振能力，采用V帶傳動能減小振動帶來的影響，并且該工作機屬于小功率、載荷變化不大，可以采用V帶這種簡單的結構，并且價格便宜，標準化程度高，大幅降低了成本。減速器部分一級圓柱齒輪減速，這是一級減速器中應用最廣泛的一種。原動機部分為Y系列三相交流異步電動機?？傮w來講，該傳動方案滿足工作機的性能要求，適應工作條件、工作可靠，此外還結構簡單、尺寸緊湊、成本低

5、傳動效率高。2、電動機的選擇1）選擇電動機的類型按工作要求和工作條件選用Y系列三相籠型異步電動機，全封閉自扇冷式結構，電壓380V。2）選擇電動機的容量工作機的有效功率為從電動機到工作機傳送帶間的總效率為 由機械設計課程設計指導書表9.1可知： ： V帶傳動效率 0.96 ：滾動軸承效率 0.99（球軸承） ：齒輪傳動效率 0.97 （7級精度一般齒輪傳動） ：聯(lián)軸器傳動效率 0.99（彈性聯(lián)軸器） ：卷筒傳動效率 0.96所以電動機所需工作功率為 3）確定電動機轉速按表9.2推薦的傳動比合理范圍，一級圓柱齒輪減速器傳動比而工作機卷筒軸的轉速為 所以電動機轉速的可選范圍為符合這一范圍的同步轉速

6、有750、1000、1500和3000四種。綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、質量及價格等因素，為使傳動裝置結構緊湊，決定選用同步轉速為1500的電動機。根據(jù)電動機類型、容量和轉速，由機械設計課程設計指導書表14.1選定電動機型號為Y100L2-4。其主要性能如下表：電動機型號額定功率/kw滿載轉速/(r/min)Y100L2-4 3 1420 2.2 2.2電動機的主要安裝尺寸和外形如下表：中心高外型尺寸L×（AC/2+AD）×HD底腳安裝尺寸A×B地腳螺栓孔直徑K軸伸尺寸D×E裝鍵部位尺寸F×GD100380× 350×

7、245160 ×1401228× 608 ×73.計算傳動裝置的總傳動比并分配傳動比(1).總傳動比為 (2).分配傳動比 考慮潤滑條件等因素，初定 4. 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)1).各軸的轉速 I軸 II軸 III軸 卷筒軸 2).各軸的輸入功率 I軸 II軸 III軸 卷筒軸 3）.各軸的輸入轉矩電動機軸的輸出轉矩為 II軸 II軸 III軸 卷筒軸 將上述計算結果匯總與下表，以備查用。 軸名功率P/kw轉矩T/(N·mm)轉速n/(r/min)傳動比效率I軸2.3714203.20.95II軸2.254443.70.96III軸2.16120

8、10.98卷筒軸2.121205. 設計V帶和帶輪電動機輸出功率 ，轉速，帶傳動傳動比i=3.2，每天工作16小時。1).確定計算功率由機械設計表8-7查得工作情況系數(shù)，故2).選擇V帶類型 根據(jù)，由機械設計圖8-11可知，選用A型帶3).確定帶輪的基準直徑并驗算帶速(1).初選小帶輪基準直徑 由機械設計表8-6和8-8，選取小帶輪基準直徑，而，其中H為電動機機軸高度，滿足安裝要求。(2).驗算帶速因為，故帶速合適。(3).計算大帶輪的基準直徑 根據(jù)機械設計表8-8，選取，則傳動比，從動輪轉速 4).確定V帶的中心距和基準長度 (1).由式 得 ，取(2).計算帶所需的基準長度 由機械設計表8

9、-2選取V帶基準長度(3).計算實際中心距 5).驗算小帶輪上的包角 6).計算帶的根數(shù) (1) 計算單根V帶的額定功率由和，查機械設計表8-4a得根據(jù)，和A型帶，查機械設計表8-4b得查機械設計表8-5得，查表8-2得，于是 (2)計算V帶的根數(shù) 取2根。 7).計算單根V帶的初拉力的最小值由機械設計表8-3得A型帶的單位長度質量，所以應使帶的實際初拉力。 8).計算壓軸力壓軸力的最小值為 9).帶輪的結構設計 小帶輪采用實心式，大帶輪為腹板式，由單根帶寬為13mm，取帶輪寬為35mm。6. 齒輪的設計1) 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)(1)按簡圖所示的傳動方案，選用直齒圓柱齒輪傳動。

10、(2)運輸機為一般工作機器，速度不高，故選用7級精度(GB10095-88)。(3)材料選擇。由機械設計表10-1選擇小齒輪材料為45鋼（調質），硬度為280HBS，大齒輪為45鋼（正火），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。(4)選小齒輪齒數(shù)，則大齒輪齒數(shù)2) 初步設計齒輪主要尺寸 (1) 設計準則:先由齒面接觸疲勞強度計算，再按齒根彎曲疲勞強度校核。 (2) 按齒面接觸疲勞強度設計，即 1> 確定公式內的各計算數(shù)值.試選載荷系數(shù)。.計算小齒輪傳遞的轉矩 .由機械設計表10-7選取齒寬系數(shù)。.由機械設計表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)。.由機械設計圖10-21d按齒面硬度查

11、得小齒輪的接觸疲勞強度極限；大齒輪的接觸疲勞強度極限。.計算應力循環(huán)次數(shù).由機械設計圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)；。.計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1 2>.計算. 試算小齒輪分度圓直徑，代入中較小的值。 .計算圓周速度。 .計算齒寬。.計算齒寬與齒高之比 模數(shù) 齒高 .計算載荷系數(shù) 根據(jù)，7級精度，由機械設計圖10-8查得動載系數(shù)； 直齒輪，； 由機械設計表10-2查得使用系數(shù)； 由機械設計表10-4用插值法查得7級精度、小齒輪相對支撐對稱分布時，； 由，查機械設計圖10-13得 故載荷系數(shù).按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑 .計算模數(shù) (3).按齒根彎曲強

12、度設計 彎曲強度的設計公式 1>.確定公式內的各計算數(shù)值.由機械設計圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限；大齒輪的彎曲強度極限；.由機械設計圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)，；.計算彎曲疲勞許用應力； 取彎曲疲勞安全系數(shù) S=1.4，有 .計算載荷系數(shù)； .查取齒形系數(shù)； 由機械設計表10-5查得；.查取應力校正系數(shù)；由機械設計表10-5查得；.計算大、小齒輪的并加以比較； 大齒輪的數(shù)值較大。.設計計算 對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù)，由于齒輪的模數(shù)的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（

13、即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關，可取由彎曲強度算得的模數(shù)1.56并就近圓整為標準值，按接觸強度算得的分度圓直徑，算出小齒輪齒數(shù) 大齒輪齒數(shù)，取。這樣設計出的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足了齒根彎曲疲勞強度，并做到結構緊湊，避免浪費。(4).幾個尺寸計算1>.計算分度圓直徑 2>.計算中心距 3>.計算齒輪寬度 取，。(5).結構設計及繪制齒輪零件圖 首先考慮大齒輪，因齒輪齒頂圓直徑大于160mm，而又小于500mm，故以選用腹板式結構為宜。其他有關尺寸按機械設計圖10-39薦用的結構尺寸設計，并繪制大齒輪零件圖如下。其次考慮小齒輪，由于小齒輪齒頂圓直徑較小，若采用齒輪結

14、構，不宜與軸進行安裝，故采用齒輪軸結構，其零件圖見滾動軸承和傳動軸的設計部分。7. 滾動軸承和傳動軸的設計(一).軸的設計.輸出軸上的功率、轉速和轉矩 由上可知，.求作用在齒輪上的力 因已知低速大齒輪的分度圓直徑 而 .初步確定軸的最小直徑 材料為45鋼，正火處理。根據(jù)機械設計表15-3，取，于是 ，由于鍵槽的影響，故 輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑。為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯(lián)軸器型號。 聯(lián)軸器的計算轉矩，查機械設計表14-1，取，則： 按照計算轉矩應小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件，查手冊，選用HL2型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉矩為 。半聯(lián)軸器的孔徑 ，故取，半

15、聯(lián)軸器長度，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度.軸的結構設計(1).根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度 1).為了滿足辦聯(lián)軸器的軸向定位要求，-段右端需制出一軸肩，故取-段的直徑；左端用軸端擋圈定位。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故-段的長度應比略短一些，現(xiàn)取 2).初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用角接觸球軸承。按照工作要求并根據(jù)，查手冊選取單列角接觸球軸承7008AC，其尺寸為，故；而。 3).取安裝齒輪處的軸端-的直徑；齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的跨度為50mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，

16、此軸端應略短于輪轂寬度，故取。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度，故取，則軸環(huán)處的直徑。軸環(huán)寬度，取。 4).軸承端蓋的總寬度為(由減速器及軸承端蓋的結構設計而定)。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)軸器右端面間的距離，故。 5).取齒輪距箱體內壁的距離，考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內壁一段距離，取，已知滾動軸承寬度，大齒輪輪轂長度，則 至此，已初步確定了軸的各段和長度。(2).軸上零件的周向定位 齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。按由機械設計表6-1查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為，同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性

17、，故選擇齒輪輪轂與軸的配額為；同樣，半聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵為，半聯(lián)軸器與軸的配合為。滾動軸承與軸的周向定位是由過度配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為。(3).確定軸上圓角和倒角尺寸參考機械設計表15-2，取軸端圓角。.求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結構圖做出軸的計算簡圖。在確定軸承的支點位置時，應從手冊中查取值。對于7008AC型角接觸球軸承，由手冊中查得。因此。作為簡支梁的軸的支撐跨距。根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖。從軸的結構圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面C是軸的危險截面?，F(xiàn)將計算處的截面C處的、及的值列于下表。載荷 水平面H 垂直面V支反力彎矩總彎矩 ，扭矩.按彎扭合成應力

18、校核軸的強度進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面C）的強度。根據(jù)上表數(shù)據(jù)，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 前已選定軸的材料為45鋼，正火處理，由機械設計表15-1查得因此，故安全。.精確校核軸的疲勞強度 (1).判斷危險截面截面A，,B只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過渡配合所引起的應力集中均將削弱軸的疲勞強度，但由于軸的最小直徑是按扭轉強度較為寬裕確定的，所以截面A,B均無需校核。從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面和處過盈配合引起的應力集中最嚴重；從受載的情況來看，截面C上的應力最大。截面的應力集中的影響和截面的相近，但截面不受扭矩

19、作用，同時軸徑也較大，故不必做強度校核。截面C上最然應力最大，但應力集中不大（過盈配合及鍵槽引起的應力集中均在兩端），而且這里軸的直徑最大，故截面C也不必校核。截面顯然更不必校核。由機械設計第三章附錄可知，鍵槽的應力集中系數(shù)比過盈配合的小，因而該軸只需校核截面左右兩側即可。 (2).截面左側 抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面左側的彎矩為 截面 上的扭矩為 截面上的彎曲應力 截面上的扭轉切應力 軸的材料為45鋼，正火處理，由機械設計表15-1得，。 截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù)及按機械設計附表3-2查取。因，經差值后可查得 ， 又由機械設計附圖3-1可得軸的材料的敏性系數(shù)為 ，故有效應

20、力集中系數(shù)為 由機械設計附圖3-2 的尺寸系數(shù)；由附圖3-3的扭轉尺寸系數(shù)軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質量系數(shù)為 軸未經表面強化處理，即，則綜合系數(shù)為 查手冊得碳鋼的特性系數(shù) ，取 ，取于是，計算安全系數(shù)值，則 故可知其安全。 (3).截面右側抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面右側的彎矩為 截面 上的扭矩為 截面上的彎曲應力 截面上的扭轉切應力 過盈配合處的，由附表3-8用插值法求出，并取，于是得 ，軸按磨削加工，由附圖3-4得表面質量系數(shù)為 故得綜合系數(shù)為 所以軸在截面右側的安全系數(shù)為 故該軸在截面右側的強度也是足夠的。.繪制軸的工作圖，如下：(二).齒輪軸的設計.輸出軸上的功率、轉速和轉

21、矩 由上可知，.求作用在齒輪上的力 因已知低速大齒輪的分度圓直徑 而 .初步確定軸的最小直徑 材料為45鋼，正火處理。根據(jù)機械設計表15-3，取，于是 ，由于鍵槽的影響，故 輸出軸的最小直徑顯然是安裝帶輪處的直徑，取，根據(jù)帶輪結構和尺寸，取。.齒輪軸的結構設計(1).根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1).為了滿足帶輪的軸向定位要求，-段右端需制出一軸肩，故取-段的直徑； 2).初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用角接觸球軸承。按照工作要求并根據(jù)，查手冊選取單列角接觸球軸承7006AC，其尺寸為，故；而。 3).由小齒輪尺寸可知，齒輪處的軸端-的直徑，。軸肩高度，

22、故取，則軸環(huán)處的直徑。軸環(huán)寬度，取。 4).軸承端蓋的總寬度為(由減速器及軸承端蓋的結構設計而定)。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)軸器右端面間的距離，故。 5).取齒輪距箱體內壁的距離，考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內壁一段距離，取，已知滾動軸承寬度，則 至此，已初步確定了軸的各段和長度。(2).軸上零件的周向定位 帶輪與軸的周向定位均采用平鍵連接。按由機械設計表6-1查得平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為。滾動軸承與軸的周向定位是由過度配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為。(3).確定軸上圓角和倒角尺寸參考機械設計表15-2，取軸

23、端圓角。.求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結構圖做出軸的計算簡圖。在確定軸承的支點位置時，應從手冊中查取值。對于7008AC型角接觸球軸承，由手冊中查得。因此。作為簡支梁的軸的支撐跨距。根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖。從軸的結構圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面C是軸的危險截面?，F(xiàn)將計算處的截面C處的、及的值列于下表。載荷 水平面H 垂直面V支反力彎矩總彎矩 ，扭矩.按彎扭合成應力校核軸的強度進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面（即危險截面C）的強度。根據(jù)上表數(shù)據(jù)，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 前已選定軸的材料為45鋼，正火處理，由機械設計表15-1

24、查得因此，故安全。(三).滾動軸承的校核軸承的預計壽命 計算輸入軸承 (1).已知，兩軸承的徑向反力 由選定的角接觸球軸承7006AC，軸承內部的軸向力 (2).因為，所以 故， (3). ，查手冊可得 由于，故; ,故 (4).計算當量載荷、 由機械設計表13-6，取，則 (5).軸承壽命計算 由于，取，角接觸球軸承，取， 查手冊得7006AC型角接觸球軸承的，則 故滿足預期壽命。 . 計算輸出軸承 (1).已知，兩軸承的徑向反力 由選定的角接觸球軸承7006AC，軸承內部的軸向力 (2).因為，所以 故， (3). ，查手冊可得 由于，故; ,故 (4).計算當量載荷、 由機械設計表13-

25、6，取，則 (5).軸承壽命計算 由于，取，角接觸球軸承，取， 查手冊得7006AC型角接觸球軸承的，則 故滿足預期壽命。8. 鍵聯(lián)接設計 .帶輪與輸入軸間鍵的選擇及校核軸徑，輪轂長度，查手冊，選A型平鍵，其尺寸為，(GB/T 1095-2003)現(xiàn)校核其強度：,， 查手冊得，因為，故鍵符合強度要求。.輸出軸與齒輪間鍵的選擇及校核軸徑，輪轂長度，查手冊，選A型平鍵，其尺寸為，(GB/T 1095-2003)現(xiàn)校核其強度：,， 查手冊得，因為，故鍵符合強度要求。.輸出軸與聯(lián)軸器間鍵的選擇及校核軸徑，輪轂長度，查手冊，選A型平鍵，其尺寸為，(GB/T 1095-2003)現(xiàn)校核其強度：,， 9.箱

26、體結構的設計減速器的箱體采用鑄造（HT200）制成，采用剖分式結構為了保證齒輪佳合質量，大端蓋分機體采用配合.1. 機體有足夠的剛度在機體為加肋，外輪廓為長方形，增強了軸承座剛度2. 考慮到機體內零件的潤滑，密封散熱。因其傳動件速度小于12m/s，故采用侵油潤油，同時為了避免油攪得沉渣濺起，齒頂?shù)接统氐酌娴木嚯xH大于40mm為保證機蓋與機座連接處密封，聯(lián)接凸緣應有足夠的寬度，聯(lián)接表面應精創(chuàng)，其表面粗糙度為3. 機體結構有良好的工藝性.鑄件壁厚為8mm，圓角半徑為R=5。機體外型簡單，拔模方便.4. 對附件設計 A 視孔蓋和窺視孔在機蓋頂部開有窺視孔，能看到 傳動零件齒合區(qū)的位置，并有足夠的空間

27、，以便于能伸入進行操作，窺視孔有蓋板，機體上開窺視孔與凸緣一塊，有便于機械加工出支承蓋板的表面并用墊片加強密封，蓋板用鑄鐵制成，用M8緊固B 油螺塞：放油孔位于油池最底處，并安排在減速器不與其他部件靠近的一側，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔處的機體外壁應凸起一塊，由機械加工成螺塞頭部的支承面，并加封油圈加以密封。C 油標：油標位在便于觀察減速器油面及油面穩(wěn)定之處。油尺安置的部位不能太低，以防油進入油尺座孔而溢出.D 通氣孔：由于減速器運轉時，機體內溫度升高，氣壓增大，為便于排氣，在機蓋頂部的窺視孔改上安裝通氣器，以便達到體內為壓力平衡.E 位銷：為保證剖分式機體的軸承座孔的加工及裝配精度

28、，在機體聯(lián)結凸緣的長度方向各安裝一圓錐定位銷，以提高定位精度.F 吊鉤：在機蓋上直接鑄出吊鉤和吊環(huán)，用以起吊或搬運較重的物體.減速器機體結構尺寸如下：名稱符號計算公式結果箱座壁厚8箱蓋壁厚8箱蓋凸緣厚度12箱座凸緣厚度12箱座底凸緣厚度20地腳螺釘直徑M18地腳螺釘數(shù)目查手冊4軸承旁聯(lián)接螺栓直徑M14機蓋與機座聯(lián)接螺栓直徑=（0.50.6）M12軸承端蓋螺釘直徑=（0.40.5）M10M8視孔蓋螺釘直徑=（0.30.4）M8定位銷直徑=（0.70.8）10，至外機壁距離查機械設計課程設計指導書表4.2242018，至凸緣邊緣距離查機械課程設計指導書表42216外機壁至軸承座端面距離=+（812

29、）48大齒輪頂圓與內機壁距離>1.210齒輪端面與內機壁距離>11機座肋厚 軸承端蓋外徑+（55.5） 118 9610. 潤滑密封設計對于單級圓柱齒輪減速器，因為傳動裝置屬于輕型的，且傳速較低，所以其速度遠遠小于，所以采用脂潤滑，箱體內選用SH0357-92中的50號潤滑，裝至規(guī)定高度。油的深度為H+，H=30 =34。所以H+=30+34=64其中油的粘度大，化學合成油，潤滑效果好。 從密封性來講為了保證機蓋與機座連接處密封，凸緣應有足夠的寬度，連接表面應精刨，密封的表面要經過刮研。而且，凸緣連接螺柱之間的距離不宜太大，并均勻布置，保證部分面處的密封性。軸承端蓋采用嵌入式端蓋，易于加工和安裝。 11.聯(lián)軸器設計1.類型選擇.為了隔離振動和沖擊，選用彈性套柱銷聯(lián)軸器2