一級帶式圓柱齒輪減速箱課程設計及計算說明書

1、一級帶式圓柱齒輪減速箱課程設計及計算說明書目錄一、傳動方案的分析與擬定.3二、電動機的選擇.4三、確定傳動裝置總傳動比及分配各級的傳動比.6四、傳動裝置的運動和動力設計.7五、普通V帶的設計.10六、齒輪傳動的設計.12七、傳動軸的設計.17八、箱體的設計.25九、鍵連接的設計27十、滾動軸承的設計27十一、潤滑和密封的設計28十二、聯(lián)軸器的設計29十三、設計小結(jié).29十四、參考資料.30 設計題目：一級帶式圓柱齒輪減速箱課程設計及計算說明書機械系：*設計者：*學 號：*指導教師：* 設計課題 設計一用于帶式運輸上的單級直齒圓柱齒輪減速器兩班制工作，常溫下連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，空載起動，載荷平穩(wěn)，室內(nèi)

2、工作，環(huán)境有輕度粉塵，每年工作300天，減速器設計壽命10年，電壓為三相交流電（220V/380V）.運輸帶允許速度誤差：± 5 原始數(shù)據(jù) 題號A9運輸帶拉力F（KN）2.8運輸帶速度V（m/s）0.8卷筒直徑D（mm） 335設計任務要求：1. 減速器裝配圖紙一張（號圖紙）2. 軸、齒輪零件圖紙各一張（號圖紙）3. 設計計算說明書一份（設計說明書約25頁，A4紙，小四號字，1.5倍行距，具體的要求按畢業(yè)設計的要求）。 一、傳動方案擬定 1、該方案的設計任務是用于帶式運輸機的轉(zhuǎn)動裝置2、工作條件：使用年限10年，每年工作300天，工作為兩班工作制，載荷平穩(wěn)，環(huán)境有輕度粉塵，電壓為三相

3、交流電（220/380V）。3、原始數(shù)據(jù)：滾筒圓周力F=2800N；帶速V=0.8m/s；滾筒直徑D=335mm； 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。(傳動系統(tǒng)簡圖如下所示)1.電動機 2.V帶傳動 3.圓柱齒輪減速器4.連軸器 5.滾筒 6.運輸帶 二、電動機選擇 1、電動機類型和結(jié)構(gòu)的選擇：因為Y系列三相異步電動機，該系列電動機屬于一般用途的全封閉自扇冷電動機，其結(jié)構(gòu)簡單，工作可靠，價格低廉，維護方便，適用于不易燃，不易爆，無腐蝕性氣體和無特殊要求的機械。 故選擇Y系列三

4、相異步電動機。2、電動機容量選擇：電動機所需工作功率為：式（1）：da (kw) 由式(2)：V/1000 (KW)因此 Pd=FV/1000a (KW) 由電動機至運輸帶的傳動總效率為：總=×2×××5式中：1、2、3、4、5分別為帶傳動、軸承、齒輪傳動、聯(lián)軸器和卷筒的傳動效率。取1=0.96，20.98，30.97，40.99。5=0.96 則總=0.96×0.982×0.97×0.99×0.96 =0.85所以：電機所需的工作功率：Pd= FV/1000總 =(2800×0.8)/(1000

5、5;0.85) =2.64(kw) 3、確定電動機轉(zhuǎn)速 卷筒工作轉(zhuǎn)速為： n卷筒60×1000·V/（·D） =(60×1000×0.8)/（335·） =45.6r/min 根據(jù)手冊表推薦的傳動比合理范圍，取圓柱齒輪傳動一級減速器傳動比范圍=3。取帶傳動比= 。則總傳動比理論范圍為：a。 故電動機轉(zhuǎn)速的可選范為 Nd=Ia×n卷筒 =(624)×45.6 =273.61094.4 r/min 則符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有：750、1000和1500r/min 根據(jù)容量和轉(zhuǎn)速，由相關手冊查出三種適用的電動機型號：（如

6、下表）方案電 動機 型號額定功率電動機轉(zhuǎn)速(r/min)電動機重量N參考價格傳動裝置傳動比同步轉(zhuǎn)速滿載轉(zhuǎn)速總傳動比V帶傳動減速器1Y132S-45.515001440650120018.63.55.322Y132M2-65.51000960800150012.422.84.443Y160M2-85.5750720124021009.312.53.72 綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器傳動比，可見第2方案比較適合。此選定電動機型號為Y132M2-6，其主要性能： 電動機主要外形和安裝尺寸：中心高H外形尺寸L×(AC/2+AD)×HD底角安裝尺寸 A&

7、#215;B地腳螺栓孔直徑 K軸 伸 尺 寸D×E裝鍵部位尺寸 F×GD132520×345×315216×1781228×8010×41 三、確定傳動裝置的總傳動比和分配級傳動比 由選定的電動機滿載轉(zhuǎn)速nm和工作機主動軸轉(zhuǎn)速n1、可得傳動裝置總傳動比為： ia=nm/n=nm/n卷筒=960/45.621 總傳動比等于各傳動比的乘積 分配傳動裝置傳動比ia=i0×i （式中i0、i分別為帶傳動 和減速器的傳動比） 2、分配各級傳動裝置傳動比： 根據(jù)指導書P7表1，取i0=2.8（普通V帶 i=24）因為：iai0

8、×i所以：iiai021/2.87.5 四、傳動裝置的運動和動力設計將傳動裝置各軸由高速至低速依次定為軸，軸，.以及i0,i1，.為相鄰兩軸間的傳動比01，12，.為相鄰兩軸的傳動效率P，P，.為各軸的輸入功率 （KW）T，T，.為各軸的輸入轉(zhuǎn)矩 （N·m）n,n,.為各軸的輸入轉(zhuǎn)矩 （r/min）可按電動機軸至工作運動傳遞路線推算，得到各軸的運動和動力參數(shù)1、 運動參數(shù)及動力參數(shù)的計算（1）計算各軸的轉(zhuǎn)數(shù)： 軸：n=nm/ i0=960/2.8=342.86 （r/min）軸：n= n/ i1 =324.86/4.44=43.31 r/min 卷筒軸：n= n（2）計算各

9、軸的功率：軸： P=Pd×01 =Pd×1=2.64×0.96=2.53（KW）軸： P= P×12= P×2×3 =2.53×0.98×0.97 =2.41（KW）卷筒軸： P= P·23= P·2·4 =2.41×0.98×0.99=2.33（KW）計算各軸的輸入轉(zhuǎn)矩：電動機軸輸出轉(zhuǎn)矩為： Td=9550·Pd/nm=9550×2.64/960 =26.26 N·m軸： T= Td·i0·01= Td·

10、i0·1 =26.26×2.8×0.96=70.59 N·m 軸： T= T·i1·12= T·i1·2·4 =70.59×4.44×0.98×0.99=304.08N·m卷筒軸輸入軸轉(zhuǎn)矩：T = T·2·4 =295.02 N·m計算各軸的輸出功率：由于軸的輸出功率分別為輸入功率乘以軸承效率：故：P=P×軸承= 2.53×0.98=2.48 KWP= P×軸承= 2.41×0.98=2.36KW

11、計算各軸的輸出轉(zhuǎn)矩：由于軸的輸出功率分別為輸入功率乘以軸承效率：則：T= T×軸承=70.59×0.98=69.18 N·mT = T×軸承 =304.08×0.98=298.00 N·m由指導書的表1得到：1=0.962=0.983=0.974=0.99i0為帶傳動傳動比i1為減速器傳動比滾動軸承的效率為0.980.995在本設計中取0.98綜合以上數(shù)據(jù)，得表如下：軸名效率P （KW）轉(zhuǎn)矩T （N·m）轉(zhuǎn)速nr/min傳動比 i效率輸入輸出輸入輸出電動機軸2.6426.269602.80.96軸2.532.4869.187

12、0.59342.864.440.95軸2.412.36298.00304.0843.311.000.97卷筒軸2.332.29289.06295.0243.31 五. V帶的設計 （1）選擇普通V帶型號 由PC=KA·P=1.1×3=3.3（ KW） 根據(jù)課本得知其交點在A、B型交界線處，故A、B型兩方案待定： 初取A型V帶 確定帶輪的基準直徑，并驗算帶速： 則取小帶輪 d1=100mmd2=n1·d1·(1-)/n2=i·d1·(1-) =2.8×100×(1-0.02)=274.4mm 由表取d2=274mm

13、(雖使n2略有減少，但其誤差小于5%，故允許) 帶速驗算： V=n1·d1·/（1000×60）由課本表8-7查得KA=1.1 由課本查表得，推薦的A型小帶輪基準直徑為75mm125mm =960×100·/（1000×60） =5.024 m/s 介于525m/s范圍內(nèi)，故合適 確定帶長和中心距a： 0.7·（d1+d2）a02·（d1+d2） 0.7×（100+274）a02×（100+274） 262.08 a0748.8 初定中心距a0=500 ，則帶長為 L0=2·a0+&#

14、183;（d1+d2）+（d2-d1）2/(4·a0) =2×500+·（100+274）/2+（274-100）2/(4×500) =1602.32 mm 由書本可選用Ld=1400 mm的實際中心距 a=a0+(Ld-L0)/2=500+(1400-1602.32)/2=398.84 mm 驗算小帶輪上的包角1 1=180-(d2-d1)×57.3/a =180-(274-100)×57.3/398.84=155.01>120 合適 確定帶的根數(shù) Z=PC/（(P0+P0)·KL·K） =3.3/（0.9

15、5+0.11）×0.96×0.95） = 3.42 故要取4根A型V帶 計算軸上的壓力 計算單根v帶的初拉力的最小值（F0）min 由書本表8-3得A型帶的單位長度質(zhì)量為q=0.1kg 故：F0=500·PC·（2.5-K）/z·K·v+q· v2 143N 計算壓軸力F最小值 Fmin=2·z·F0·sin(/2) =2×4×143×sin(155.01/2)=1073N 六、齒輪傳動的設計(1)、選定齒輪傳動類型、材料、熱處理方式、精度等級。A:選直齒輪圓柱齒輪

16、傳動B：運輸機為一般工作機器，v不高，故選擇7級精度C:材料選擇。由書本表10-1，選擇小齒輪材料為40cr調(diào)質(zhì)， 硬度為280HBS，,大齒輪選材料為45號鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度為250HBS。(2)、初選主要參數(shù) Z1=24 ，u=4.44 Z2=Z1·u=244.44=106.56 取d=1 由書本圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù) =0.90；=0.95.（3） 按齒面接觸疲勞強度計算 計算小齒輪分度圓直徑 d1 確定各參數(shù)值 載荷系數(shù) 查書本查表取K=1.2 小齒輪轉(zhuǎn)矩T1=9.55×106×P/n1=9.55×106×2.48/342.86

17、=6.910 N·mm 材料彈性影響系數(shù) 由課本得 ZE=189.8許用應力 查課本圖取 取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，由式（10-12）得 =0.90600=540MPa =0.95550=522.5MPa 取兩式計算中的較小值，即H=522.5Mpa于是 d1 = =69.4 mm（4） 由書本式10-13計算應力循環(huán)次數(shù) （5） 計算圓周速度V （6） 計算齒寬b mm （7） 計算齒輪寬與齒輪高之比 模數(shù) 齒高 （8） 計算載荷系數(shù) 據(jù)V=3.49，七級精度，由圖10-8查得 動載荷系數(shù) 直齒輪 由表10-2查得使用系數(shù) 由表10-4用插值法查七級精度，小齒輪相對 支承對

18、稱布置時， 由， ， 查圖10-13得 故載荷系數(shù) （9） 按實際的載荷系數(shù)校對所算得的分度園直徑， 由式（10-10a）得： （10） 計算模數(shù) 取m=4（11） 按齒根彎曲強度設計 彎曲強度的設計公式為： 1 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 查10-2c圖得小齒輪彎曲疲勞強度極限 大齒輪彎曲疲勞強度極限2 由10-18圖取彎曲疲勞壽命系數(shù) KN1=0.85 KN2=0.90 3 彎曲疲勞的最小安全系數(shù)S ：按一般可靠性要求，取S =1 計算得彎曲疲勞許用應力為 F1= KN1/S=500×0.85/1=425Mpa F2= KN2/S =380×0.90/1=342Mpa4 計

19、算大小齒輪的載荷系數(shù) 5 由表10-5得 計算大、小齒輪的并加以比較 = = 得大齒輪數(shù)值較大6 設計計算 7 由于齒輪模數(shù)m的大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力，而齒面接觸疲勞度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關，可取由彎曲強度算得的模數(shù)5.3mm，并就近圓整為標準值 m=1.5mm 按接觸強度算得的分度圓直徑mm 取算出小齒輪齒數(shù) 大齒輪齒數(shù) 這樣設計的齒輪傳動，既滿足了齒面接觸疲勞強度，又滿足齒根彎曲疲勞強度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費。七 軸的設計1， 齒輪軸的設計 (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

20、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#調(diào)質(zhì)，硬度217255HBS軸的輸入功率為P=2.53KW 轉(zhuǎn)速為n=342.86 r/min根據(jù)課本公式，并查表知可取=112d(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，則軸應該增加5%，取D1=25mm，又帶輪的寬度B=（Z-1）·e+2·f =（4-1）×15+2×9=63 mm 則第一段長度L1=70mm右起第二段直徑取D2=30mm (滿足h>0.07)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

21、距離為30mm，則取第二段的長度L2=70mm 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d×D×B=35×72×17，那么該段的直徑為D3=40mm，長度為L3=20mm右起第四段，為滾動軸承的定位軸肩,其直徑應小于滾動軸承的內(nèi)圈外徑，取D4=55mm，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79mm，分度圓直徑為75mm，齒輪的寬度為75mm，則，此段的直徑為D5=78mm，長度為L5=73mm右起第六段，為滾動軸承的定位軸肩,其直徑應小于滾動軸承的內(nèi)圈外

22、徑，取D6=55mm 長度取L6= 10mm 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=18mm (4)求齒輪上作用力的大小、方向 小齒輪分度圓直徑：d1=75mm作用在齒輪上的轉(zhuǎn)矩為：T1 =6.910 N·mm 求圓周力：FtFt=2T1/d1=2×6.9×104/75=1840N 求徑向力FrFr=Ft·tan=1840×tan200=669.7NFt，F(xiàn)r的方向如下圖所示 （5）軸長支反力根據(jù)軸承支反力的作用點以及軸承和齒輪在軸上的安裝位置，建立力學模型。 水平面的支反力：RA=RB=Ft/2 =920 N

23、垂直面的支反力：由于選用深溝球軸承則Fa=0那么RA=RB =Fr×62/124=334.9N（6）畫彎矩圖 右起第四段剖面C處的彎矩： 水平面的彎矩：MC=RA×62= Nm 垂直面的彎矩：MC1= MC2=RA×62=Nm 合成彎矩： （7）畫轉(zhuǎn)矩圖： T= Ft×d1/2=69.0 Nm （8）畫當量彎矩圖 因為是單向回轉(zhuǎn)，轉(zhuǎn)矩為脈動循環(huán)，=0.6 可得右起第四段剖面C處的當量彎矩： （9）判斷危險截面并驗算強度右起第四段剖面C處當量彎矩最大，而其直徑與相鄰段相差不大，所以剖面C為危險截面。已知MeC2=80.8Nm ,由課本有:-1=60Mpa

24、則：e= MeC2/W= MeC2/(0.1·D43)=80.8×1000/(0.1×483)=7.3Nm<-1右起第一段D處雖僅受轉(zhuǎn)矩但其直徑較小，故該面也為危險截面： e= MD/W= MD/(0.1·D13)=41.4×1000/(0.1×253)=2.65Nm<-1 所以確定的尺寸是安全的 。 受力圖如下：(1) 輸出軸的設計計算(2) 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#調(diào)質(zhì)，硬

25、度217255HBS軸的輸入功率為P=2.41 KW 轉(zhuǎn)速為n=43.31 r/min根據(jù)課本取=112d(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，則軸應該增加5%，取45mm，根據(jù)計算轉(zhuǎn)矩TC=KA×T=1.1×304.08=334.49Nm，查標準GB/T 50142003，選用LXZ2型彈性柱銷聯(lián)軸器，半聯(lián)軸器長度為l1=84mm,軸段長L1=82mm右起第二段，考慮聯(lián)軸器的軸向定位要求，該段的直徑取52mm,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30mm，故取該段長為L2=74mm右起

26、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d×D×B=55×100×21，那么該段的直徑為55mm，長度為L3=36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330mm，則第四段的直徑取60mm,齒輪寬為b=60mm，為了保證定位的可靠性，取軸段長度為L4=73mm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=66mm ,長度取L5=10mm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=21mm(4)求齒輪上作用力的

27、大小、方向 大齒輪分度圓直徑：d2=330mm作用在齒輪上的轉(zhuǎn)矩為：T2 =6.910 N·mm 求圓周力：FtFt=2T2/d2=2×6.910 /330=418.2N 求徑向力FrFr=Ft·tan=418.2×tan200=135.88NFt，F(xiàn)r的方向如下圖所示 （5）軸長支反力根據(jù)軸承支反力的作用點以及軸承和齒輪在軸上的安裝位置，建立力學模型。 水平面的支反力：RA=RB=Ft/2 =209.1 N 垂直面的支反力：由于選用深溝球軸承則Fa=0那么RA=RB =Fr×62/124=67.94 N（6）畫彎矩圖 右起第四段剖面C處的彎矩

28、： 水平面的彎矩：MC=RA×62=13.0Nm 垂直面的彎矩：MC1= MC2=RA×62=4.21Nm 合成彎矩： （7）畫轉(zhuǎn)矩圖： T= Ft×d2/2=69 Nm （8）畫當量彎矩圖 因為是單向回轉(zhuǎn)，轉(zhuǎn)矩為脈動循環(huán)，=0.6 可得右起第四段剖面C處的當量彎矩： （9）判斷危險截面并驗算強度右起第四段剖面C處當量彎矩最大，而其直徑與相鄰段相差不大，所以剖面C為危險截面。已知MeC2=43.6Nm ,由書本有:-1=60Mpa 則：e= MeC2/W= MeC2/(0.1·D43)=43.6×1000/(0.1×603)=12.1

29、1 Nm<-1右起第一段D處雖僅受轉(zhuǎn)矩但其直徑較小，故該面也為危險截面： e= MD/W= MD/(0.1·D13)=41.4×1000/(0.1×453)=4.54Nm<-1 所以確定的尺寸是安全的 。 以上計算所需的圖如下：D1=45mmL1=82mmD2=52mmL2=54mmD3=55mmL3=36mmD4=60mmL4=58mmD5=66mmL5=10mmD6=55mmL6=21mmFt=418.2NmFr=135.88NmRA=RB=209.1NmRA=RB=67.94 NMC=13NmMC1= MC2=4.21 NmMC1=MC2=13.

30、67NmT=69Nm=0.6MeC2=43.6Nm-1=60MpaMD=41.4Nm八箱體結(jié)構(gòu)設計(1) 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。(2) 放油螺塞減速器底部設有放油孔，用于排出污油，注油前用螺塞賭注。(3)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。(4)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

31、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。(5)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。(6)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，銷孔位置不應該對稱布置。(7)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。(8)環(huán)首螺釘、

32、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。(9)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8機蓋壁厚18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d212聯(lián)軸器螺栓d2的間距 l 160軸承端蓋螺釘直徑d310窺視孔蓋螺釘直徑d48定位銷直徑d8df，d1, d2至外機壁距離C126, 22, 18df， d2至凸緣邊

33、緣距離C224, 16軸承旁凸臺半徑R124, 16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112齒輪端面與內(nèi)機壁距離2 10機蓋、機座肋厚m1 ,m27， 7軸承端蓋外徑D290， 105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 九鍵聯(lián)接設計1輸入軸與大帶輪聯(lián)接采用平鍵聯(lián)接此段軸徑d1=25mm,L1=70mm查手冊得，選用C型平鍵，得：A鍵 8×7 GB1096-79 L=L1-b=50-8=42mmT=44.77N·m h=7mm根據(jù)書本

34、得p=4 ·T/(d·h·L)=4×44.77×1000/（25×7×42） =24.36Mpa < R (110Mpa)2、輸出軸與齒輪2聯(lián)接用平鍵聯(lián)接軸徑d3=60mm L3=58mm T=298Nm查手冊P51 選用A型平鍵鍵18×11 GB1096-79l=L3-b=60-18=42mm h=11mmp=4·T/（d·h·l）=4×518.34×1000/（60×11×42）=74.80Mpa < p (110Mpa) 十滾動軸承設計 根據(jù)條件，軸承預計壽命 Lh=10×300×16=48000小時 1.輸入軸的軸承設計計算（1）