螺旋輸送器機械設計課程設計計算說明書

1、華南農(nóng)業(yè)大學設計名稱：螺旋輸送機傳動裝置設計姓名：吳鎮(zhèn)宇 田敬學號：201131150122 201131150223班級：11車輛一班指導老師：王慰祖一、 設計任務書二、 電動機的選擇三、 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)四、 傳動件的設計計算五、 軸的設計計算六、 箱體的設計七、 鍵聯(lián)接的選擇及校核計算八、 滾動軸承的選擇及計算九、 聯(lián)連軸器的選擇十、 減速器附件的選擇十一、 潤滑與密封一、 機械設計課程設計任務書題目：設計一個螺旋輸送機傳動裝置，用普通V帶傳動和圓柱齒輪傳動組成減速器。輸送物料為粉狀或碎粒物料，二班制，使用期限10年（每年工作日300天），大修期四年，小批量生產(chǎn)。(一)、總體

2、布置簡圖(二)、工作情況：工作時載荷基本穩(wěn)定，運送方向不變。(三)、原始數(shù)據(jù)輸送機工作軸上的功率Pw(kW) ：2.6輸送機工作軸上的轉(zhuǎn)速n(r/min)：80(四)、設計內(nèi)容1. 電動機的選擇與運動參數(shù)計算；2. 斜齒輪傳動設計計算3. 軸的設計4. 滾動軸承的選擇5. 鍵和連軸器的選擇與校核；6. 裝配圖、零件圖的繪制7. 設計計算說明書的編寫(五)、設計任務1.減速器總裝配圖1張2.零件圖3到4張3.不少于30頁的設計計算說明書1份(六)、設計進度1、 第一階段：總體計算和傳動件參數(shù)計算2、 第二階段：軸與軸系零件的設計3、 第三階段：軸、軸承、聯(lián)軸器、鍵的校核及草圖繪制4、 第四階段：

3、裝配圖、零件圖的繪制及計算說明書的編寫電動機的選擇1、電動機類型和結構的選擇：選擇Y系列三相異步電動機，此系列電動機屬于一般用途的全封閉自扇冷電動機，其結構簡單，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。 2、電動機容量選擇：電動機所需工作功率為：式（1）：da (kw) 由電動機至輸送機的傳動總效率為：總=×4×××5根據(jù)機械設計課程設計10表2-2式中：1、2、 3、4、5分別為聯(lián)軸器1、滾動軸承（一對）、圓柱直齒輪傳動、聯(lián)軸器2和圓錐齒輪傳動的傳動效率。取=0.99，0.99，0.97，.9、50.93則：

4、總=0.99×0.994×0.97×0.99×0.93 =0.85所以：電機所需的工作功率：Pd=/總 =2.6/ 0.85 =3.1 (kw)因載荷平穩(wěn),電動機額定功率Ped略大于Pd即可。3、確定電動機轉(zhuǎn)速 輸送機工作軸轉(zhuǎn)速為： n80 r/min根據(jù)機械設計課程設計10表2-3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。取開式圓錐齒輪傳動的傳動比=3 。則總傳動比理論范圍為：a ×=18。故電動機轉(zhuǎn)速的可選范為 Nd=a× n =(618)×80 =4801440 r/min則符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有

5、：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 和圓錐齒輪帶傳動、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：中心高

6、H外形尺寸L×(AC/2+AD)×HD底角安裝尺寸 A×B地腳螺栓孔直徑 K軸 伸 尺 寸D×E裝鍵部位尺寸 F×GD132520×345×315216×1781228×8010×41電動機主要外形和安裝尺寸計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)（一）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=960/80=12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分別為開式圓錐齒輪傳動

7、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P10表2-3，取i0=3（圓錐齒輪傳動 i=23）因為：iai0×i所以：iiai012/34四、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)速： 軸：n= nm=960（r/min）軸：n= n/ i=960/

8、4=240r/min III軸：n= n 螺旋輸送機：nIV= n/i0=240/3=80 r/min（2）計算各軸的輸入功率：軸： P=Pd×01 =Pd×1=3.1×0.99=3.069（KW）軸： P= P×12= P×2×3 =3.069×0.99×0.97=2.95（KW）III軸： P= P·23= P·2·4 =2.95×0.99×0.99=2.89（KW） 螺旋輸送機軸：PIV= P·2·5=2.89×0.99×

9、;0.93=2.66（KW）（3）計算各軸的輸入轉(zhuǎn)矩：電動機軸輸出轉(zhuǎn)矩為： Td=9550·Pd/nm=9550×3.1/960=30.84 N·m軸： T= Td·01= Td·1=30.84×0.99=30.53 N·m 軸： T= T·i·12= T·i·2·3 =30.53×4×0.99×0.97=117.3N·mIII軸：T = T·2·4=117.3×0.99×0.99=114.97

10、N·m螺旋輸送機軸：TIV = T ·i0·2·5=317.5N·m（4）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=3.069×0.99=3.04KWP= P×軸承=2.95×0.99=2.95KWP = P×軸承=2.89×0.99=2.86KWP = P×軸承=2.66×0.99=2.64 KW（5）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=30.53×0.99

11、=30.22 N·mT = T×軸承=117.3×0.99=116.1N·mT = T×軸承=114.97×0.99= 113.8N·mT = T×軸承=317.5×0.99= 314.5N·m 綜合以上數(shù)據(jù)，得表如下：軸名功效率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3.130.8496010.99軸3.073.0430.5330.229600.964軸2.952.95117.3116.12400.98軸2.892.86115113.824

12、030.92輸送機軸2.662.64317.5314.580傳動零件的設計計算(一)、減速器內(nèi)傳動零件設計(1)、選定齒輪傳動類型、材料、熱處理方式、精度等級。選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。螺旋輸送機為一般工作機械，齒輪精度初選8級。(2)、初選主要參數(shù) Z1=21 ，u=4 Z2=Z1·u=21×4=84 由表10-7選取齒寬系數(shù)d1（3）按齒面接觸疲勞強度計算 計算小齒輪分度圓直徑 d1t 確定各參數(shù)值1) 試選載荷系數(shù)K=1.32) 計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T1=9.55&

13、#215;106×P/n1=9.55×106×3.04/960 =3.02×104N·mm3) 材料彈性影響系數(shù)由機械設計表10-5取 ZE=189.84) 區(qū)域系數(shù) ZH=2.55) 由圖10-25d按齒面硬度查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。6) 由式1015計算應力循環(huán)次數(shù)N160n1jLh60×960×1×（2×8×300×10）2.764×109 N2N1/46.912×1087）由圖10-23取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN10.93；KH

14、N20.978）計算接觸疲勞許用應力取失效概率為1，安全系數(shù)S1，由式（1014）得H10.93×600MPa558MPaH20.97×550MPa533.5MPa取兩者中較小者作為該齒輪副的接觸疲勞需用應力，即HH2533.5MPa（4）、計算1) 試算小齒輪分度圓直徑d1t，代入H中較小值d1t=42.66mm2) 計算圓周速度v=2.1m/s3) 計算齒寬b及模數(shù)mtb=d*d1t=1×42.66mm=42.66mmmt=2.03 mmh=2.25mt=2.25×2.03mm=4.568mmb/h=42.66/4.568=9.3394) 計算載荷系

15、數(shù)K 已知工作載荷平穩(wěn)，所以取KA=1，根據(jù)v=2.1m/s,8級精度，由圖108查得動載系數(shù)KV=1.11；由表104用插值法查得8級精度，小齒輪相對軸承對稱布置時， KH=1.343由圖1013查得KF=1.28直齒輪KH=KF=1。故載荷系數(shù) K=KA*KV*KH*KH=1×1.11×1×1.343=1.4915) 按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由式（1012）得： d1=mm=44.65mm6) 計算模數(shù)m m =mm=2.13 mm（5）按齒根彎曲強度設計由式(107)得彎曲強度的設計公式為 m1） 確定計算參數(shù)A. 計算載荷系數(shù)2 K=KA*K

16、V*KH*KH=1×1.11×1×1.343=1.491A. 查取齒型系數(shù)由圖1017查得YFa1=2.76；YFa2=2.228B. 查取應力校正系數(shù)由表1018查得Ysa1=1.56；Ysa2=1.762 C. 計算彎曲疲勞許用應力由圖10-24c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限F1=500Mpa；大齒輪的彎曲疲勞強度極限F2=380Mpa；由圖10-22取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=0.856，KFN2=0.892取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由式（10-14）F= 得：F1=428Mpa F2=242.11MPaD. 計算大、小齒輪的并加以比較=0.01005=

17、0.01621 大齒輪的數(shù)值大。（6）、設計計算m=1.42mm對比計算結果，可取由彎曲強度算得的模數(shù)1.42并就近圓整為標準值m=1mm 按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d1=44.65mm，算出小齒輪齒數(shù) Z1=d1/m=44.65/1=44.65取Z1=45大齒輪齒數(shù) Z2=4x45=180（7）、幾何尺寸計算a) 計算分度圓直徑d1=m·Z1=2×45=90mm d2=m·Z2=2×180=360mmb) 計算中心距a=m ·（Z1+Z2）/2=2×（45+180）/2=225 mmc) 計算齒輪寬度b= d1·d=9

18、0 取B2=95mm B1=90mm （8）、結構設計 大齒輪采用腹板式，如圖10-37（機械設計）減速器外傳動件設計 (1)、選定齒輪傳動類型、材料、熱處理方式、精度等級。 直齒圓錐齒輪，小齒輪選硬齒面，大齒輪選軟齒面，小齒輪：45鋼。調(diào)質(zhì)處理，齒面硬度為230HBS；大齒輪：45鋼。正火處理，齒面硬度為190HBS。齒輪精度初選8級(2)、初選主要參數(shù)Z1=26，u=3 Z2=Z1·u=26×3=78 ?。?）確定許用應力 A: 確定極限應力和 齒面硬度：小齒輪按230HBS，大齒輪按190HBS 查圖10-25d得=580Mpa, =550 Mpa 查圖10-24c得

19、=450Mpa, =380MpaB: 計算應力循環(huán)次數(shù)N，確定壽命系數(shù)kHN,kFN N1=60n3jLh =60×240×1×（2×8×300×10）=6.912×108N2=N1/u=6.912×108/3=2.304×108查圖1023得kHN1=0.96,kHN2=0.98C：計算接觸許用應力 取 由許用應力接觸疲勞應力公式查圖10-18得kFE1=0.89 kFE2=0.91（4）初步計算齒輪的主要尺寸因為低速級的載荷大于高速級的載荷，所以通過低速級的數(shù)據(jù)進行計算按式（1029）試算，即 dt確

20、定各參數(shù)值1) 試選載荷系數(shù)K=1.32) 計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T1=9.55×106×P/n3=9.55×106×2.64/240 =1.05×105N·mm3) 材料彈性影響系數(shù)由機械設計表10-5取 ZE=189.84）試算小齒輪分度圓直徑d1td1t =86.54mm 5）計算圓周速度 v=1.087m/s因為有載荷平穩(wěn)，查表10-2得KA=1。根據(jù)v=1.09m/s,8級精度，由圖108查得動載系數(shù)KV=1.03；取KH=1.2,KH=1 。故載荷系數(shù) K=KA*KV*KH*KH=1×1.03×1

21、5;1.2=1.236 6） 按實際的載荷系數(shù)校正所得的分度圓直徑，由式（1013）得 d1=mm=85.1mm 85.1=72.335mm7） 計算大端模數(shù)m m =mm=3.27 mm（5）、齒根彎曲疲勞強度設計 由式(1027) mn確定計算參數(shù)1） 計算載荷系數(shù) 由表10-4查得KHbe=1.25 則KF=1.5 KHbe=1.875K=KAKVKFKF=1×1.03×1×1.875=1.932） 齒形系數(shù)和應力修正系數(shù)因為齒形系數(shù)和應力修正系數(shù)按當量齒數(shù)算。其中 zv1=26/0.95=27.37Zv2=78/0.32=243.75 查圖10-17 齒形

22、系數(shù) YFa1=2.57；YFa2=2.06查圖10-18應力修正系數(shù) Ysa1=1.60；Ysa2=1.973）計算大、小齒輪的并加以比較=0.01437=0.01643 大齒輪的數(shù)值大。4）設計計算mn =3.06對比計算結果，可取由彎曲強度算得的模數(shù)3.06并就近圓整為標準值m=3mm 按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d1=85.1mm，算出小齒輪齒數(shù) Z1=d1/m=85.1/3=28.4取Z1=29大齒輪齒數(shù) Z2=3x29=87（7）、幾何尺寸計算1）計算分度圓直徑d1=m·Z1=2×29=58 mm d2=m·Z2=2×87=174mm2)計

23、算錐距R=91.73)計算齒輪寬度b= R·R=91.7x0.3=27.51 取B2=35mm B1=28mm軸的設計計算（一）、減速器輸入軸（I軸）1、初步確定軸的最小直徑選用45#調(diào)質(zhì)，硬度217-255HBS軸的輸入功率為PI=3.07 KW 轉(zhuǎn)速為nI=960r/min根據(jù)課本（15-2）式，并查表15-3，取A0=1152、求作用在齒輪上的受力 因已知道小齒輪的分度圓直徑為d1=58mm而 Ft1=1042NFr1=Ft=379.3N圓周力Ft1，徑向力Fr1的方向如下圖所示。3、軸的結構設計1）擬定軸上零件的裝配方案1，5滾動軸承 2軸 3齒輪軸的輪齒段 6密封蓋7軸承端

24、蓋 8軸端擋圈 9半聯(lián)軸器2）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=22mm，根據(jù)計算轉(zhuǎn)矩TC=KA×TI=1×30.53=30.53Nm，查標準GB/T 50141986，選用YL6型凸緣聯(lián)軸器，半聯(lián)軸器長度為l1=52mm,軸段長L1=50mm右起第二段，考慮聯(lián)軸器的軸向定位要求，該段的直徑取30mm,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6207型軸承，

25、其尺寸為d×D×B=35×72×17，那么該段的直徑為35mm，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=45mm，長度取L4= 22.5mm右起第五段，該段為齒輪軸段，由于齒輪的齒頂圓直徑為62mm，分度圓直徑為58mm，齒輪的寬度為65mm，則，此段的直徑為D5=62mm，長度為L5=65mm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)圈外徑，取D6=45mm 長度取L6= 22.5mm 右起第七段，該段為滾動軸承安裝出處，取軸徑為D7=35mm，長度L7=20mm4、求軸上的的載荷1

26、）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 =521N垂直面的支反力：由于選用深溝球軸承則Fa=0那么RA=RB =Fr/2=189.7N1） 作出軸上各段受力情況及彎矩圖2） 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=70.36Nm ,由課本表15-1有:-1=60Mpa 則：e= MeC2/W= MeC2/(0.1·D43)=70.36×1000/(0.1×453)=7.72<-1右起第一段D處雖僅受轉(zhuǎn)矩但其直徑較小，

27、故該面也為危險截面： e= MD/W= MD/(0.1·D13)=35.4×1000/(0.1×243)=25.61 Nm<-1 所以確定的尺寸是安全的 。（二）、減速器輸出軸（II軸）1、初步確定軸的最小直徑選用45#調(diào)質(zhì)，硬度217-255HBS軸的輸入功率為PI=2.95KW 轉(zhuǎn)速為nI=240r/min根據(jù)課本（15-2）式，并查表15-3，取A0=1152、求作用在齒輪上的受力因已知道大齒輪的分度圓直徑為d2=360mm而 Ft1=645NFr1=Ft=235N圓周力Ft1，徑向力Fr1的方向如下圖所示。 3、軸的結構設計1）擬定軸上零件的裝配方案

28、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）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32mm，根據(jù)計算轉(zhuǎn)矩TC=KA×T=1×117.3=117.3N.m，查標準GB/T 50141985，選用HL2型彈性柱銷聯(lián)軸器，半聯(lián)軸器長度為l1=82mm,軸段長L1=80mm右起第二段，考慮聯(lián)軸器的軸向定位要求，該段的直徑取40mm,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右起第三段，該段裝有滾動軸承，選

29、用深溝球軸承，則軸承有徑向力，而軸向力為零，選用6209型軸承，其尺寸為d×D×B=45×85×19，那么該段的直徑為45mm，長度為L3=41mm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180mm，則第四段的直徑取50mm,齒輪寬為b=50mm，為了保證定位的可靠性，取軸段長度為L4=48mm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=56mm ,長度取L5=6mm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)圈外徑，取D6=60mm 長度取L6= 20mm 右起第七段，該段為滾

30、動軸承安裝出處，取軸徑為D7=45mm，長度L7=19mm4、求軸上的的載荷1）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 =322.5N垂直面的支反力：由于選用深溝球軸承則Fa=0那么RA=RB =Fr/2=117.5N1） 作出軸上各段受力情況及彎矩圖1） 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=121.83Nm ,由課本表15-1有:-1=60Mpa 則：e= MeC2/W= MeC2/(0.1·D43) =124.83×1000/

31、(0.1×503)=9.75<-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)=106×1000/(0.1×323)=32.35Nm<-1 所以確定的尺寸是安全的 。二、 箱體的設計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

32、量。油標有各種結構類型，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。1. 啟蓋螺釘機蓋與機座結合面上常涂有水玻璃或密封膠，聯(lián)結后結合較緊，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。2. 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)結后，鏜孔之前裝上兩個定位銷

33、，孔位置盡量遠些。如機體結構是對的，銷孔位置不應該對稱布置。3. 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4. 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。5. 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。箱體結構尺寸選擇如下表：名稱符號尺寸（mm）機座壁厚10機蓋壁厚110機座凸緣厚度b15機蓋凸緣厚度B115機座底凸緣厚度B225地腳螺釘直徑df20地腳螺釘數(shù)目n4軸承旁聯(lián)結螺栓直徑d116機蓋與機座聯(lián)接螺

34、栓直徑d212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C128, 24, 20df，d1, d2至凸緣邊緣距離C224, 20，16軸承旁凸臺半徑R112, 8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 35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 20機蓋、機座肋厚m1 ,m28， 8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=D2一、 鍵聯(lián)接的選擇及校核計算1.輸出軸與齒輪2聯(lián)接用平鍵聯(lián)接軸徑d3=50mm L3=

35、48mm T=117.3Nm查手冊 選用A型平鍵A鍵 16×10 GB1096-2003 L=L1-b=48-16=32mm根據(jù)課本（6-1）式得p=4 ·T/(d·h·L)=4×116.1×1000/（16×10×32）=90.7Mpa < R (150Mpa)1. 輸入軸與聯(lián)軸器1聯(lián)接采用平鍵聯(lián)接軸徑d2=24mm L2=50mm T=30.22N·m查手冊 選C型平鍵 GB1096-2003B鍵8×7 GB1096-79l=L2-b=50-8-2=40mm h=7mmp=4 ·T/（d·h·l）=4×30.22×1000/（8×7×40）=53.96Mpa < p (150Mpa)3. 輸出軸與聯(lián)軸器2聯(lián)接采用平鍵聯(lián)接軸徑d2