精编推力机机械系统设计说明书资料

1、第一节设计任务推力机的原理是通过螺旋传动装置给推头传替力和运动速度。它在社会生产中广泛应 用，包括在建筑、工厂、生活等方面。其执行机构如下：推力机传动装置设计1. 原始数据和条件1）推力 F=9kn；2）推头速度 V=1.5m/min ；3）工作情况：三班制，间歇工作，单向负载，载荷平稳;4）工作环境：有灰尘，环境最高温度为35 C左右；5）使用折旧期20年，4年大修一次；6）制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。2.参考传动方案第二节.电动机的选择1.选择电动机380V, Y 型。(1) 选择电动机类型按工作要求和条件，选用三相笼型异步电动机，封闭式结构，电压(2) 选择电动机的容

2、量传动装置中各部分的效率查机械手册得，1 =0.99联轴器2=0.98滚子轴承3=0.97 8级精度齿轮4 =0.90丝杠=0.90滑动传递=22332 . 4 “ 5 = 0.992 * 0.983 * 0.972 * 0.90 * 0.90 775%P w PdnFv1000KW9000 * 1.51000 * 60 * 0.75二 0.321 KW(3 )确定电动机转速螺旋传送中v = pn(其中p导距，n转速)取 p = 10 mm ,n = p/v = 1.5/0.01 = 150(r/mi n)型号额定功率/kW满载转速/(r/min)启动转矩最大转矩Y801-40.5513902

3、.22.2查机械手册，二级圆柱齿轮传动比为840故，nd =12006000r/min查手册采用同步转速1500r/min，电动机型号为 Y801-4，额定功率P=0.55KW满载转速为1390r/min，基本符合题目要求。2.确定传动比(1 )总传动比由选定的电动机满载转速nm.和工作机主动轴转速 n，可得传动装置总传动比为nm 1390i9.27n 150(2)传动装置各级传动比分配采用浸油润滑，尽量使高速级和低速级大齿轮浸油深度相当，故取i1 =1.3i2i i1 * i 2 1.3i2i2=i/i2 =9.27/2.67 =3.473传动装置运动和动力参数的计算 (1 )各轴转速ni

4、= nm =1390r / mi n彤二巴二1390 =400.58(r/min)ii3.47n3n240058i 一 2.67= 150(r /mi n)(2) 各轴输入功率Pi 二 Pd* i* 2 =0.55* 0.99* 0.98 = 0.534(kW)P2 二 pi* 2* 3 =0.534*0.98*0.97 = 0.507(kW)P3 二 P2* 2* 3 =0.507*0.98*0.97 =0.482(kW)各轴输出功率Pi、Pi* 2 二 0.534* 0.98 二 0.523(kW)P2、P2* 2 二 0.507* 0.98 二 0.497(kW)P3 P3* 2 二 0

5、.482* 0.98 二 0.472(kW)(3) 各轴输入转矩电动机输出转矩，Td 二 9550巴=9550* 二 3.78(N * m) nmI390= 3.67(N*m)Ti =9550上=9550* 0534niI390P20.507T2 =95509550*I2.09(N*m)n2400.58Pa0.482T3 = 9550二 9550*30.70(N * m)nsi50各轴输出转矩TiTi* 2 =3.67*0.98 =3.60(N*m)T2=T2* 2=I2.09*0.98 =II.85(N*m)T3=T3* 2 =30.70*0.98 =30.09(N*m)参数 轴名电动机轴轴

6、I轴2轴3转速 n/(r/min)I390I390400.58I50功率P/kW输入功率-0.5340.5070.482输出功率0.550.5230.4970.472转矩T/(N*m)输入转矩-3.67I2.0930.70输出转矩-3.60ii.8530.09传动比iI3.472.67效率n0.970.950.95第三节.齿轮的设计计算（一）高速级齿轮传动的设计计算1选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数1 ）按照推力机机构的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动2 ）推力机为一般工作机器，故选用8级精度（GB10095-88）。3 ）材料的选择：查机表10-1选择小齿轮材料为40Cr （调质），硬度 2

7、80HBS 大齿轮材料为45钢（调质）硬度为 240HBS 二者材料硬度差 10HBS4 ）选小齿轮齿数 Z1 =20，大齿轮齿数 Z2 = i1Z1 二 3.47* 20 = 702. 按齿面接触强度 设计计算公式d2.323k T1（U 一）（ ZE）2 *d（FH1）确定公式内的各计算值：试选定载荷系数 Kt =1.3转矩：T3.60N*m由表10-7齿宽系数d =1.0由表10-6得材料的弹性影响系数ZE =189.8MP 121由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限二Hum =600MPa，大齿的接触疲劳强度极限 二hlim 2 =550MPa ,（6）由公式计算压力

8、循环次数N1 =60mjLh =60*1390*1*（3*8*300* 20） -1.20*1010N2 =Ni1 =1.2*10/3.47 =3.46*109由图10-19查得接触疲劳寿命系数 kHN0.90 kHN0.95计算接触疲劳许用应力：取失效概率为1%安全叙述为S=1，得可得，KHN1；lim 1= 0.90*600 =540MPa KHN2；二 lim 2Jh 20.95* 550 =523MPa2 ）计算：计算小齿轮的分度圆直径 d1t，代入二H 中的较小值,d1t -2.32*3KtT2*圧*（各）2 =2.32U匕H I*3 1.3*3.60*1000* 3.47 *（18

9、9=213.47523取 30mm兀汉d1t汽m 3.14汉30汉1390计算圆周速度V： v吏12.18m/s60 000 60 000计算齿宽bb= % d 仆=1 x 30=30mm计算齿宽与齿高之比b/h模数：m=d% =3.20=1.5齿高.h=2.25m t=2.25 d.5=3.37mm贝U b/h=30/3.37=8.89计算载荷系数根据v=2.18m/s , 8级精度，由图10-8得动载系数Kv=1.15 ;查表10-3得, Kh = Kfg = 1.4 ；由表10-2查得使用系数：Ka=1.0查得8级精度的小齿轮相对支承非对称分布时：3=1.15 0.18(1 0.6 d

10、2) d 0.31 10J3b代入数据得：223k =1.15 0.18(1 0.6 1 )10.31 1030 =1.447结合 b/h=8.89 查图 10-13 得，Kf：=1.4故载荷系数K =KaKvKh-.Kh1 1.15 1.4 1.447 =2.330按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，T；0 二 3642 mmd 1 = d1t 3 = 1 = 301t 1计算模数： m=d1/Z =36.42/20=1.82mm3. 按齿根弯曲强度设计得弯曲强度的设计公式为m_ 32T1(YFa Ysa)=Gd Z121)确定各项计算值(1) 由图10-20c查得小齿轮的弯曲强度极限：

11、限为二 FE2 =380MPa(2) 由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数FN1(3 )计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数，二fe1 =500MPa，大齿轮的弯曲强度极= 0.90Kfn0.92则可得:K 二J 2= 空2 S(4)计算载荷系数=a V S=1.4，FN1 汉 FE1 -1=L= 00=238.86 1.40.9 500 =321.431.4f-.Kf=1 1.151.41.4 二 2.25查取齿型系数，应力校正系数得:YFa1 二 2.80,YSa1 = 1.55YFa2 =2.24,YSa2 =1.75(5)计算大小齿轮的 Yf，并加以比较5】1YFaf2800.0130

12、6 件丿24*1.75 -0.01641321.43二 F 1Iuf 2238.862 ）设计计算2KT1 (YFa Ysa)m_ 32 % Z1由于齿轮模数2* 2.25*3.6*100021* 20* 0.01641 =0.873mmm的大小主要取决与弯曲强度所决定的承载能力,因此只要m 0.873就可以，故可取m=2mm按接触强度分度圆6 = 35.63mm。d135.63则小齿轮齿数Z1120，大齿轮齿数Z2 亿1 =3.47* 20=70m 24. 几何尺寸计算1 )计算分度圆直径 dz1 m =20 2 =40 mm ； d2 = Z2* m = 70* 2 = 140mm2 )计

13、算中心距：a =(d1 d2)/2 =(40 140)/2 =90mm3 )计算齿轮宽度：b= d d1 = 140 = 40 mm取 B2 二 40mm , Bt = 42mm5. 验算：Ft =2*/d1 =2*3.6*1000/40 =180(N)KF /b =1*180/40 =4.5(N/m) 100N /m所以设计符合条件。（二）低速级齿轮传动的设计计算1选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数1 ）按照推力机机构的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动2 ）推力机为一般工作机器，故选用8级精度（GB10095-88）。3 ）材料的选择：查机表10-1选择小齿轮材料为40Cr （调质），硬度 2

14、80HBS大齿轮材料为45钢（调质）硬度为 240HBS二者材料硬度差 10HBS4 ）选小齿轮齿数 Z1 =20,大齿轮齿数 Z2 =i2Z1 =2.67*20 =542.按齿面接触强度设计计算公式确定公式内的各计算值:试选定载荷系数Kt =1.3转矩：T1=3.60N*m由表10-7齿宽系数d -1.0由表10-6得材料的弹性影响系数 Ze =189.8MP2由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限-Hiim600MPa，大齿的接触疲劳强度极限 二hlim 2 =550MPa,（6）由公式计算压力循环次数Ni =60mjLh =60*1390*1*(3*8*300*20) =

15、1.20*1010N2 二 N1/i1 =1.2*10 /3.47 =3.46*109由图10-19查得接触疲劳寿命系数 k)HN1 =0.90 k)HN2 =0.95 计算接触疲劳许用应力：取失效概率为1%安全叙述为S=1，得可得，、 KHN1;一 lim 1j 10.90*600 =540MPaS计算:KHN2;二 lim 2=0.95* 550 =523MPa计算小齿轮的分度圆直径d1t，代入；H 中的较小值,d1t _2.32*3 电取 32mm（2）计算圆周速度KtT2* u生气各孑=2.32*；U 匕H 1计11.85*100047 1 严* 31.97mm5233.47v = ：

16、*d* n/(60*1000) =3.14*32*400.58/(60*1000) =0.67(m/s)计算齿宽bb= d d 1t = 1 x 32=32mm计算齿宽与齿高之比 b/h模数:mt 二 d1t/Z1 = 32/20 二 1.6齿高：h = 2.25m =2.25*1.6 = 3.6mm则 b/h=32/3.6=8.89计算载荷系数根据v=0.67m/s , 8级精度，由图10-8得动载系数 氐=1.15 ;查表10-3得,KHu = Kfg = 1.4 ；由表10-2查得使用系数：Ka=1.0 = ?查得8级精度的小齿轮相对支承非对称分布时：g 1.15 0.18(1 0.6

17、d 2) d 0.31 10J3b 代入数据得：2 2_3k=1.15 0.18(1 0.6 1 )10.31 1030 =1.447结合 b/h=8.89 查图 10-13 得，Kf -.=1.4故载荷系数K 二 KaKvKh ：.KH，1 1.15 1.4 1.447 =2.330 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，KJ 2 330d 1 二 d1t3, =1 = 3036.42 mmKtY 1.3计算模数:= 36.42/20=1.82mm3.按齿根弯曲强度设计得弯曲强度的设计公式为m- 32K?1；Z12(YFa Ysa)J1）确定各项计算值则可得:S=1.4，K FN Q FE1

18、 0.9 江 500321 43c F 1 =321.43S1.40.92 380238.861.4Kf_.Kf ：=1 1.151.41.4 = 2.25YFa1YSa12.80 1.55Fa1 Sa10.01306ch321.432 )设计计算吧=25=0.01641-f 2238.862* 2.25*11.85* 100 0.01641 30mm口21 (YFaYSa), dZ1g由于齿轮模数m的大小主要取决与弯曲强度所决定的承载能力，因此只要 以，故可取m=2mn按接触强度分度圆 d=38.85mm。则小齿轮齿数Z3二d3/m 38.85/220大齿轮齿数 Z4 “2Z3 =2.67*

19、20 = 544.121* 20m 1.30就可几何尺寸计算)计算分度圆直径 d1 =乙 xm =202 =40mm ； d2 = Z2* m = 54* 2 =108mm )计算中心距：a =(d1 d“/2 =(40 108)/2 =74mm)计算齿轮宽度：b= d d1 = 1 40 = 40 mm取 B2 = 40mm , Bt = 42mm5.验算:(1) 由图10-20c查得小齿轮的弯曲强度极限：；fe1 =500MPa，大齿轮的弯曲强度极限为匚 FE2 =380MPa(2) 由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数KFN1 =0.90N2 =0.92(3 )计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲

20、劳安全系数，KfN 2 ： FE2 口2=S(4)计算载荷系数K=Ka Kv K查取齿型系数，应力校正系数得：YFa1 =2.80,Ysa1 =1.55YFa2 =2.24, YSa2 =1.75并加以比较(5)计算大小齿轮的丫必，升1Ft =2*/d1 =2*11.85*1000/40 =592.5(N)KFt/b =1*592.5/40 =14.81(N /m) 100N/m 所以设计符合条件。第四节.具体二级齿轮减速器轴的方案设计中间轴的设计1. 确定输出轴上的功率P2，转速n 2和转距T2。由前面可知P 2 =.497kw， n 2=400.85r/min, T 2 =11.85N m

21、2. 求作用在轴上的力：d2 =140mm,已知小齿轮的分度圆直径为 d1 =40mm,大齿轮的分度圆直径为Fti =2 T3di2 11.85 10340-592.5N= 169.29Nc 2I1.8503匚2 5F t2=-=140d2Fr1 二 Ft1*tan： =592.5* 0.364 = 215.67(N)Fr2 二 Ft2* tan ： = 169.29* 0.364 = 61.62(N)3. 初步确定轴的最小直径：轴n材料为45钢，经调质处理。按扭转强度计算，初步计算轴径，取A =112dmin_A0*3P =112*3 0.49712.04(mm)nY 400.85d。取 d

22、 为 17mm.。1.轴的结构设计：1)拟定轴上零件的装配方案；LXL L IL 1 r fIf-11 1lllllllMlFi .屮1Inr i .lllll1lllllll1 nr1 1 r i !.rl 1 1 1M KII 1llrlllll-2）根据轴向定位的要求确定轴的各段长度。（1） 为了满足轴向定位要求，在轴1-11处右边和轴V-VI设一轴肩，取d二二=dvi =20mm，左右两端用轴承端盖封闭。（2） 初选轴承为深沟球轴承，根据d-_=17mm,选取型号为6003，基本尺寸为d D B =17 35 10,齿轮和轴承之间用轴环确定距离，取其宽度为24mm齿轮端面距机壁内侧8m

23、m并考虑齿轮固定可得 L.=33mmL/H =35mm（3）由于小齿轮的轮觳宽度为42mm为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段长度略短轮觳宽度，故取L”=40mm.同理，取Liv亠=38mm。由于大齿轮左侧和小齿轮右侧均用轴肩固定h 0.07d，得h=2.故可取dm _iv =26mm, L川 4v =8mmo至此该轴上的各端长度和直径都已确定。3 ）轴上零件的周向定位：齿轮和轴的联接都采用平键联接。按 d|1二dvy =20mm，有表6-1查得平键截面，两键 的尺寸均为b h = 6mm 6mm,键槽采用键槽铳刀加工，长度为 32mm同时为了保证齿轮 与轴具有良好的对中性，故选择齿轮轮觳与轴

24、的配合为H7/n6。4）确定轴上圆角和倒角尺寸：取轴左端的倒角为2 450，其右端倒角2 450。从左至右轴肩的圆角半径分别为0.8mm, 1.0mm, 1.0mm, 0.8mm.5）确定轴上载荷首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。L. =3340 -10=48mg |_2 = 408 38= 47mg L3 = 3835-10=49mm2 2 2 2 2 2计算F NH 1-337.39N_ Ft1 L3L2Ft2 L3L1 * L2 * L3FNH 2=-卩廿Ft2 FN-85.81NF NV1= 164.75NFr1 L3 * L2 * Fr2L3L1 + L2 十 L3F Nv2 =

25、Fr2 Fr1 - F Nv1 =112.54 NMhb =FNH1L1 - -337.39 48 - -16194.72N mmM HC =Fnh2L3 - -85.81 49 - -4204.69 N mmM v = FNv1 L1 =164.75 48 =7908N mmMvc 二 FNv2L1 =112.54 4 5514.46 N mm1n2M = . Mhb Mvb -18021.71N mm根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图及弯矩图和扭矩图中可以看出caM2(汀)2 W18021.712(0.6*11850)2 1* 203= 24.22(Mpa)截面B是危险截

26、面。现将计算出的截面B处的，M，M值列于下表：载荷水平面H垂直面V支反力Fnh 1 = -337.39 NFnv1 =164.75NFnh 2 = -85.81NFnv2 =112.54N弯矩MM HB =16194.72N mmM vb =7908N mm总弯矩M =18021.71N mm6 ）按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面C的强度。查表可得前已选轴的材料为 45钢，调质处理。查得二J =60MPa,因此二ca 二。故安全。高速轴的设计1. 轴的结构设计: 1）拟定轴上零件的装配方案;2)根据轴向定位的要求确定轴的各段长度。(1) 为了满足轴向

27、定位要求， 在轴一二处左边设一轴肩，取d_= 16mm,右端用轴端挡 圈挡住，按轴端直径取挡圈直径 20mm为保证轴端挡圈只压在半联轴上故段长度比L1稍短些，现取LI卫=30mm(2) 初选轴承为深沟球轴承，根据 d =2 =20mm,根据机械设计手册选取轴承代号为6004型，基本尺寸为 d D B =20 42 12,故取d川= dw 二20mm ；Ll11V =12mm而其右端采用轴肩进行定位，故可取dv=26mm，dvi別=23mm(3) 由于轮觳宽度为42mm为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段长度略短轮觳宽度,故取Lv$ =40mm,左端采用轴肩定位，轴肩高度h 0.07d ,则h

28、=3mm.所以dV-Vi =26+23 = 32mm.取 LVh=8。(4) 轴承盖的总宽度由前可知为18m m根据轴承端盖的装拆及便于对轴承加以添加润滑剂的要求。取端盖的外端与半联轴器左端的距离为20mm则Ll1=38mm。(5) 齿轮距左端箱体的距离为12mm轴承端面距机箱内端面距离为8mm则可算得lvii .VIII 34mm.L|VV =B 2 40 12 “6*%此，此轴的各端长度和直径都已确定。3 )轴上零件的周向定位：齿轮和半联轴器与轴的联接都采用平键联接。按dV|M=26m m有手册查得平键截面b h =8mm 7mm,键槽采用键槽铳刀加工，长度为36mm同时为了保证齿轮与轴具

29、有良好的对中性，故选择齿轮轮觳与轴的配合为H7/n6;同样，半联轴器与轴的联接也选用平键截面为5mm 5 mm长度25mm,半联轴器与轴的配合为 H7/k6.滚动轴承与轴的周向定位是借 过渡配合来保证的，此处的选轴的尺寸公差为m6.4)确定轴上圆角和倒角尺寸：取轴左端的倒角为2.5 45 其右端倒角2.0 450。由表15-2得从左至右轴肩的圆角半径分别为0.8mm, 0.8mm, 1.0mm, 1.2mm, 1.2mm, 1.0mm.低速轴的设计1. 轴的结构设计：1)拟定轴上零件的装配方案;2)根据轴向定位的要求确定轴的各段长度。(1) 为了满足轴向定位要求，在轴VII-VIII 处左边设

30、一轴肩，取 dvl v-=22mm,左端 用轴肩，取dvy =25mm,d|i vy = 25mm ；为保证轴端挡圈只压在半联轴上，故-二段长度比L,稍短些，现取G111 =40mm。(2) 初选轴承为深沟球轴承，根据dv- 25mm,轴承选取为6005，基本尺寸为d D B=25 47 12,故取L/=12mm，左端采用轴肩进行定位，取h=2.5mm,故d iv _v = 30 mm,取(3) 由于轮觳宽度为40mm为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段长度略短轮觳宽度，故取L|=38mm,左端采用轴肩定位，轴肩高度h=2所以d|1=29mm；右端采用轴肩定位 h0.07d 得到 h=3, d

31、|ll 丄v 二亦口丄川 jv = 8mm(4) 轴承盖的总宽度取为 18mm轴承距离箱体内壁为 8mm根据轴承端盖的装拆及便于对轴承加以添加润滑剂的要求。取端盖的外端与半联轴器左端的距离为20mm齿轮距左端箱体的距离为 12mm 所以取 Lvj =18 + 20=38mm；LI_u =12+8+12+2 = 34mm ；LIV =11 轴总长 -34-38-12 -8 =62mm(5) 至此该轴的各端长度和直径都已确定。3 )轴上零件的周向定位：齿轮和半联轴器与轴的联接都采用平键联接。按dII_nI =29mm有手册查得平键截面b h = 8mm 7mm ,键槽采用键槽铳刀加工，长度为32m

32、m同时为了保证齿轮与轴具有良好的对中性，故选择齿轮轮觳与轴的配合为H7/n6;同样，半联轴器与轴的联接也选用平键截面为5mm 5 mm长度32mm,半联轴器与轴的配合为H7/k6.滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的，此处的选轴的尺寸公差为m6.4)确定轴上圆角和倒角尺寸：取轴的倒角为2.0 450。从左至右轴肩的圆角半径分别为1.0mm, 1.0mm, 1.2mm, 1.0mm, 1.0mm,0.8mm.第五节轴承的校核中间轴的轴承的校核设近小齿轮处的轴承为轴承A,近大齿轮处的轴承为轴承B。初步选滚动轴承：标准的深沟球轴承6003，基本尺寸d D B=17 35 10,1、轴承的受力分

33、析F viFr1Fr2F v2FEH1Ft2F H水平面内的受力垂直面内轴的受力 轴承的垂直面的支座反力分别为：；Fnvi =164.75N所处轴承的水平面的支座反力分别为Fnv2 =112.54NFNH1 = -337.39NFnh2 二-85.81N2、轴承受径向力分析轴承轻微冲击或无冲击，查表13-6得冲击载荷系数 fp = 1轴承A受的径向力，轴承 B受的径向力：Fri = . F(1 FVi =375.47N ；Fr2 二.F：?Fv22 =141.52N因为Fa根据表13-5得X=1, Y=0。R =fp(Fr1X +FV1Y )=1* 375.47*1 =375.47NF2Fr2

34、X FaY = 1*141.52*1= 141.52N3、轴承寿命计算与校核因：P1P2则按轴承B来计算轴承寿命。Ln106 C 60n P 丿106徑巧I60 汉 400.58 375.47 丿实际工作需要的时间为L =24 300 20 =14400： Lh，故所选轴承满足寿命要求。其他轴承校核同上，均符合条件，从略。第六章键的选择与校核设定高速级输入轴与联轴器之间的键为 1，齿轮与中间轴之间的键为键 2;中间轴上 与低速级轴连接的齿轮处的键为键 3,与高速级轴连接的齿轮处的键为键 3;低速级与中间 轴连接的齿轮处的键为键 5，输出轴与联轴器之间的键为键 6。键的类型图1根据轴的直径选择键

35、圆头普通平键（A型）b= 5 mm h=5mmL=25mm圆头普通平键（A型）b=8mmh=7mmL=36mm圆头普通平键（A型）b=6mmh=6mmL=32mm圆头普通平键（A型）b=6mmh=6mmL=32mm圆头普通平键（A型）b=8mmh=7mmL=32mm圆头普通平键（A型）b=5mmh=5mmL=32mm根据条件选取的键型号规格如下键1:键2:键3:键4:键5:键6:（参考表2）:2、校核键的承载能力因为：键1受到的转距 Ti=3600Nm键的材料为钢，轻微冲击，二p 为100120Mp,取二p =110 Mp32T 汇 103键的校核公式：-p（ k=0.5h l=L-b d为轴

36、的直径）p kld所以：校核第一个键： 6 =2T1/(kld) =2* 3600/(2.5* 20*12) =12(MPa) w二 p由此可得六键均合格。第七节轴承的润滑及密封根据轴颈的圆周速度，轴承可以用润滑脂和润滑油润滑，由于齿轮的转速根据以知是大于2m/s,所以润滑可以靠机体的飞溅直接润滑轴承。或引导飞溅在机体内壁上的油经机体泊分面上的油狗流到轴承进行润滑， 这时必须在端盖上开槽。如果用润滑脂润滑轴承时，应在轴 承旁加挡油板以防止润滑脂流失。 并且在输入轴和输出轴的外伸处， 都必须密封。以防止润 滑油外漏以及灰尘水汽及其它杂质进入机体内。密封形式很多，密封效果和密封形式有关，通常用橡胶

37、密封效果较好，一般圆周速度在5m/s以下选用半粗羊毛毡封油圈。第八节箱体结构的设计计算已知：中心距a=164mm1、机座壁厚：、二 0.025a3 二 0.025 178 3 二 7.45mm考虑铸造工艺，所有壁厚都不应小于8mm故取6 =8mm2、机盖壁厚= 8mm _ 8mm取 i=8mm3、机座凸缘厚度bb =15 =1.5 8 = 12mm4、机盖凸缘厚度b1b| =1.5 =1.5 8 = 12mm5、机座底凸缘厚度b2b2 =2.5 =2.5 8 = 20mm6、地脚螺钉直径df取 df =16mm其螺纹规格d为M( 16)由机械设计手册上查的标准件内六角圆柱头螺钉d 0.036 a 12 =0.036 17812 =16mm7、地脚螺钉数目n因为 a=164mm a 250mm 500mm所以n=48、轴承旁连接螺栓直径 d!di =0.75df =0.7516 =12mm ； 取 di =12mm查的标准件六角头螺栓一 C级 其螺纹规格d为M( 12)9、 机盖与机座连接螺栓直径 d2d2 =(0.50.6)df = (0.5 0.6) 16mm = (8 9.6)mm查的标准