机械设计课程设计--设计带式运输机的传动装置

1、机械设计课程设计一设计带式 运输机的传动装置机械设计课程设计带式输送机传动装置设计说明书班级：机械1004设计者：解小霞学号：100800402指导老师：岳晓丽日期：2013年1月10一1月18日15目录一、设计任务书3二、传动方案说明4三、传动装置总体设计5四、V带设计计算9五、斜齿轮传动设计计算11六、轴的设计与校核20七、 低速轴轴承的25八、键连接的选择与校核26九、箱体的设计27十、减速器的润滑和密封29十一、设计心得29十二、参考资料29一、设计任务书机械设计课程设计任务书设计带式运输机的传动装置。工作条件：1、每天一班制工作，每年工作300天，使用 年限10年，大修期3年；2、连

2、续单向回转，工作时有轻微振动，运输带 速度允许误差±5%；3、生产厂可加工78级精度的齿轮；4、动力来源为三相交流电；5、批量生产。传动装置简图:设计任务：1）传动装置设计计算，递交设计计算说明书1 份（打印）；2）减速器装配图设计，递交手工绘制A1图纸1张；4) 减速器零件图设计，递交手工绘制的A3图 纸2张；5) 减速器三维造型和动画，递交光盘1个。原始数据：数据编号91学号100800402姓名解小霞运输机工作轴转矩T(N.m)850N.m运输带工作速度V(m/s)0.95m/s卷筒直径D(mm)350mm二、传动方案说明1. 将带传动布置于高速级将传动能力较小的带传动布置在高

3、速级，有利于整个传动系统结构紧凑,匀称。同时，将带传动布置在高速级有利于发挥其传动平稳，缓冲吸振，减少 噪声的特点。2. 高低速级均选用闭式斜齿圆柱齿轮闭式齿轮传动的润滑及防护条件最好。而在相同的工况下，斜齿轮传动 可获得较小的几何尺寸和较大的承载能力。釆用传动较平稳，动载荷较小的斜 齿轮传动，使结构简单、紧凑。3. 将传动齿轮布置在距离扭矩输入端较远的地方由于齿轮相对轴承为不对称布置,使其沿齿宽方向载荷分布不均。固齿轮 布置在距扭矩输入端较远的地方，有利于减少因扭矩引起的载荷分布不均的现 象，使轴能获得较大刚度。综上所述，本方案具有一定的合理性及可行性。三、传动装置总体设计电动机所需功率08

4、33=5.770KW3.选择电动机转速 滚筒转速Y系列 三项交 流异步 电动机380VY160M-6P尸4806KW（一）电动机选择1. 电动机的类型Y系列三项交流异步电动机 电压380V2. 选择电机容量已知运输机工作时工作轴转矩=850N. m滚筒半径D=350mm运输机带速V=0. 95m/s査表可知:V带传动效率卩=0.95 ,齿轮副传动效率（2对，8级）刀2=0.97 ,滚动轴承效率（3对）心=0.98 ,齿轮联轴器效率-=0-99滚筒输出的功率为：P产T.m/9550n.=60X lOOOVw / n D=51.839 r/minP产850 X 51.839 -r 9550=4.6

5、14KVV取工作机效率n W =0.96工作机所需功率Pw=Pwi / I) W =4.614 / 0.96=4.806KW总效率na=mx m2x i)33x n4=0.95X0.972X0.983 X0.99=0.833Pd =Pw / H a= 4.806 /nw=60 X 1000Vw / nD=51.839r / min总传动比范围i'戶i'D X r通常,V带传动的传动比范围为；二级圆柱齿轮减速器为叮=840则总传动比范围是"16160故电动机转速的可选范围为® ”代二829 4248294. 24r/min符合这一范围的同步转速有1000, 1

6、500, 3000 r/min,综合考虑电动机和传动装置的尺寸，重量，价格和总的传动 比，最终选择电动机型号为Y160M-6技术数据:满载转速970r/min额定功率几d = 7.53重要外形尺寸:中心距地高H= 160mm,电机 轴直径D=42mm（二）传动比的分配总 的传动 比为：=970/51.839=18. 712査表2-1取V带传动的传动比为2,则减速器的传动比为丄=9356lD取两级圆柱齿轮减速器高速级的传动 比为,.=7=3.619则低速级的传动比为g = =2e 585 厶Z1（四）计算传动装置的动力和运动参数IIIj 4（电动机轴）几 f=5 770KW/?o = nr=97

7、0r/min7；)=9550x-=56. 808 N. m51轴（高速轴）Tx =9550x = 9550x55.482485= 107 .945-ahP=P。?7()1 = 5.770 X 7 = 4.72 x 0.95 = 5.482 KW77zl970on =6=485/7 mm22轴（中间轴）鬥=A 2 = A X2 X 3 = 5.482 X0.98 x0.97 =5.211 KWny ="审=134.015/7 min A 3.619p5 211T. = 9550 x 丄=9550 x = 371.339 N m n2134.1053轴（低速轴）P严 Pe23 = A x

8、 772 x 小=5211 x 0.98 x 0.97 = 4.954 KW134.0152.585=51.834/7 minp4 954=9550 x 丄=9550 x = 912.576 N m小51.843各轴运动和动力参数轴 名功率P/KW转矩 T/ （N. m）转速 n/ （r /min传 动 比1效率电 机2 15. 77056. 80897020.9高5速nW5. 482107. 9454853.60.919513中5.211371. 339134.间0152.50.9> 18551低4. 954912. 57651.8速43 t nW滚4. 80685051.8筒39nW

9、1）初选小带轮的基准直径心:由课本表8-6和表8-&取小带轮的基准直径A型带川=125血=250四、V带设计计算已知:电机Pd=5770KW,转速nm=970r / min.传动比i=2每天8 小时，每年300天，年限10年，大修期3年。1. 确定计算功率：P ,由机械设计156页表8-7查得工作 情况系数 Kil巴“ =Kf P = 1 5.770 = 6.347 KW2、选择V带型号根据乙，儿查图8-11（机械设计课本 157页）选A型V带。3 确定带轮直径几几岛=125mm且¥ v H（= 160讪）,即电机中心高符合要求2）验算带速 v: 按式«6.349/

10、n/5龙1 di _ 970xx12560x1000 60x1000在（5-30）m/s范围内，故带速合适.3）计算大带轮的基准直径几.（ldl = z（） xdd = 2x 125 = 250nvn 根据表8-&此数据 即为标准数据4 确定中心距。和带长乙1）初选中心距0.7（dl + d2 ） W 5 2（dl + d2 ）2）求带的计算基准长度262.5<750 初定讣500呦厶“ = 2«o+f «, + d“）+%了 T597mm由表8-2取带的基准长度Ld1600mm3）计算中心距:aa二5005mmQ500mm从而确定中心距调整范仏= "

11、;+oo3 厶 d = 548mm6/nnn =d 0015 厶 =476mm5.验算小带轮包角&a严 180。一 仏如 x 57.3° «166°> 90°6.确定V带根数Z1）计算单根V带的额定功率尺由 <n=125mm, nm=970r/min ,查表 8-4a得仇二139KW由ni=970r/min,传动比为2, A型 带,查表8-4b得厶P0二0113Kw查表8-5得心=0. 96,表8-2得kl=0. 99于是pr =（E +帆）心心=1428KW2）计算V带根数Zz = =4. 445 取 Z=5 根7.计算单根V带初拉

12、力最小值F°=500x壽（芋-l） + qJ = 164.4N 其中 q 由表 8-3查得应使实际初拉力值大于或等于凡8.计算对轴的压力】【小值SZ"舒 1631.7N五、齿轮设计计算（一）高速级减速齿轮设计已知：Pi=5. 482KW,小齿轮转速 ni=485r/min, i=3. 619, 工作寿命10年，每年工作300天，每天工作8小时，78级 精度齿轮。1选精度等级，材料及齿数（1）材料45,小齿轮调质，大齿轮正火，齿轮精度8级，小齿轮硬 度240HBS,大齿轮硬度200HBS.（2）选小齿轮齿数Zi=24,大齿轮齿数Z2=86.856,取Z2=87, I=Z2/Z

13、i=87/24=3.625（3）初选螺旋角B =14°2. 按齿面接触强度设计按式计算，即心勒严,（1）确定公式内的各计算数值1）试选心二132）由图10-30 （机设课本）选取区域系数乙二24353）由图 10-26 查得=0. 775,ea=Q. 870,贝IU二殆+%=1 6454）许用接触应力q = Q“+讥2 小齿轮传递的转矩Ti=10.795X104 N.mm 由表10-7选取齿宽系数老=i 由表10-6查得材料的弹性影响系数 z£ =189.8MP«2由图10-21d,按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限，.=555Mpa ,大齿轮的接触疲劳强度极

14、限= 390Mpa 由式613计算应力循环次数Ni=60mjLh=60X485XIX ( 8X300X10 ) =6.984X108N2=6.984 X108 / 3.625=1.927 X108 由图10-19取接触疲劳寿命系 娄 = 1 °2 , Kn2 = 1 1 计算接触疲劳许用应力 取失效概率1%,安全系数S=1由式(10-12)得Qh = «町間=.Q2x555=566.1MpaQ2=KN20im2 =429M/M9 = 497.55 咖6止1.23cfh5）计算 将上述有关值代入j2K/(“ + l)(Z 忑尹得结果 du > 57.14枷 计算圆周速度

15、 计算齿宽b及模数b = /dx du = 5714劝叫=出沁=57.14 XZicosl4° / 24=2.31mmh = 2.25/, =2 25 X231=5198mmb/h= 57.14/5.198=10.993 计算纵向重合度 引=0.318豹 tan戸= 1.903 计算载荷系数K已知使用系数心小,根据V=l. 451m/s, 8级精度,由图10-8查得动载荷系数=1-08,由表10-4查得K“ = 1.456由图10-13查得ka, = i.40,由表10-3查得心& =Ka =1.4 所以载荷系数 K = KAKvKHaKH/ =2.22 按实际的载荷系数矫正

16、所得的分度 直径HId =du=70.3 inin计算模数叫=辱艺= 2.843和厶3. 按齿根弯曲强度设计由式mn > 3(1)确定计算参数计算载荷系数K = KAKvKFaKFfi = 2.328 根据纵向重合度”阴.从图10-28查得螺旋角影响系数与=0.88 计算当量齿数Z犷缶"6.277砖尙T95Q7查取齿形系数 由表10-5查得心=1599怙=2.19厶2 =1.785由图10-20C査得小齿轮的弯曲疲劳 极限大齿轮的弯曲疲劳极限 cFE1 =320 励 a由图10-18取弯曲疲劳寿命系数Kfni = °95 , KFN2 = 0.98计算弯曲疲劳许用应力

17、取弯曲疲劳安全系数S=1.4,由式(10-12)得如=仏血=264.643M/MSf2 = Kfn2CTfe2 =224Mpa s计算载荷系数KK = KAKvKFaKF/ = 2.328计算大小齿轮的給并加以比较lli=0. 01565鱼鱼二001745bj经计算，大齿轮的数值大(2)设计计算率竺巫二1.974皿对比计算结果，取mn=2. 5mm,为了 足接触疲劳强度，需按接触强度算得的: 度圆直径d讦70. 31mm来计算应有的齿数Z. = 27 Z产貂b=703 = 15 nun于是由Zi二27则 z2 =Zj x/j = 3> 6.X 27=98(3)修正Cos B = ZhII

18、Ll = 0.96 d0 = 16.26。=（乙+乙）5”=162. 762 x cos p整为 160mm,则2ap = arccos0+ZjU = 12.43°小齿轮分度圆直径广匝=69. 12mmCOS P大齿轮分度圆直径d2 =傘=250.88mCOS P计算齿轮宽度"右 X% =69. 12mm圆整后取®=70nm, B =75 mm（4）结构设计小齿：齿顶圆直径 d . = + 2ha = 74.12/n/n齿根圆直径d f = d - 2h ： =62.87”大齿：齿顶圆直径+ 2h, = 255.88/讪d厂 d厂 2/Z 广 244.63”（二）

19、低速级齿轮计算已知p2 = 5.211/CIV,小齿轮转速仏=134.015,传动比i为25851选精度，材料及齿数1）材料45,小齿轮调质，大齿轮正火，齿轮精度8级，小齿轮硬度 240HBS,大齿轮硬度200HBS2）选小齿轮齿数Z产31，大齿轮Z2=8O3）选取螺旋角，初选螺旋角0 = 14°2. 按齿面接触强度设计按式（Z）计算，即宀叫迸册（1）确定公式内的各计算数值1）试选 K =1. 32）由图10-30选区域系数Z =2.4353）由图10-26查得參 = 0.79 ,=0.87,£ =£ +£ =1.66 F Z>a al4）许用接触

20、应力m =Qi+Qb2 计算小齿轮传递转矩_955xl0x5211/ |134.015=37.134 x JQ4N.nvn49 由表10-7选取齿宽系数(p=x 由表10-6查得弹性影响系数乙= 189.8 由图10.21d按齿面硬度查得巾呗=555Mpa,刃曲=390Mpa应力循环次数:N =60/i2jLa =1. 93 X1081 93xl(f2.585= 747x10 由图1019取K加=1.1, Kg =117 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%.安全系数S=l,由式(10-12)得严如玉1 = 1. IXS555=610.5Mpaan2=Ai=1.17x390 = 456.3M

21、P。aH = Qh：6b = 533 AMpa V2123cfh1 = 561.249MPd（2）计算1）试算小齿轮分度圆直径儿，由计IS算公式得得结果 Jlz>84.60/nm2）计算圆周速度III3）计算齿宽b及模数加b =札 xd十=84.60/?/?/31cos/7 = 84.60cos14-=2648 乙h = 2.25% =2. 25 X2648=5958b/h = 14. 204）计算纵向重合度乞.=0.3180” 2i tan /? = 0.318x 1 x 31 x tan 14° = 2.4585）计算载荷系数&已知使用系数心“1,根据V=0 594

22、m/s, 8级精度，由图10-8得动载 荷系数心=1.06,由表10-4查得 = 1.464 ,由图10-13查由表10-3查得4=.IM 八 FP= 1.45J = 1-4 y= 2.396）按实际的载荷系数校正所算得的m分度圆直径，由式（10-10小 得7）计算模数=3.24nun 乙3. 按齿根弯曲强度设计由式（10-17）*0尼aF（1）确定计算参数1）计算载荷系数K = KAKvKFaKFfi = 2.3672）根据纵向重合度 = 2.458 ,从图10-28查得螺旋角系数乙二0.883）计算当量齿数乙 I = -A- = 33.94cos P乙 2 = -A- = 87.57COS

23、 p4）查取齿形系数由表10-5查得 丫顼=2.46 , Y,a2 = 2.215）查取应力校正系数由表10-5查得 席=1.645 ,厶2 =1.778由图10-20C查得小齿轮的弯 曲疲劳强度极限 am =390Mpa大齿轮的弯曲疲劳强度极限 crf£2 = 320 Mpa 由图10-18取弯曲疲劳寿命系数 g = 0.95 , Kfn1 = 0.98 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4, 由式（10-12）得<7r1 =血啦=264.643M/MS片2=心竺也= 224MdS6）计算大小齿轮的常并加以比较巒0.01529鱼佥二001754大齿轮的数值大(2

24、)设计计算m>2K7Y必忆Z： %=2. 52取 m=3mm按=103.64来计算的齿数Z严 4cos0=33.52。III取乙=33,则z2=z.x/2=2. 585X33=854 几何尺寸计算COs/7 = 1 = 0.95577 = 17.25°(1) 计算中心距:Z严33乙=85a=185mm空仝L = 85 34mmb=1054整为185mm(2) 按圆整后的中心距修正螺旋角p = arccos 么+乙）® = 6.91。(3) 计算大小齿轮的分度圆直径:心錨= 266.52”(4) 计算齿轮宽度齿顶圆直径d产 £+2仕=1°94777齿

25、根圆直径df = d|-2/v= 95.97"齿顶圆直径d产弘+ 2/l = 272.52?？齿根圆直径d 广 d厂 2/z 广 259.02"大齿:b = %= 103 48nun圆整后取 2=105mm, = 110/77/7/(5) 结构设计小齿：六、轴的设计与校核(-)高速轴的设计1. 轴的材料及热处理选择由于减速器传递的功率不大，对其重 量和尺寸也无特殊要求故选择常用材料45 钢，调质处理.2. 初估轴的最小直径按扭矩初估轴的直径，查表(机设)15-3,得 A0=103 至 126,取 Ao=12O 则："imin A)丄=26 93mm因为高速轴上安装

26、有大带轮，所以高速 轴的直径不能和电机轴的直径相差太多. 已知选用的电机型号Y160M-6,其电机轴 直径为42mm.所以高速轴，安装大带轮一段 的直径初定为30mm.3.初选轴承因为高速轴上装有斜齿轮，则在齿轮 啮合过程中会产生轴向力,为了能承受轴 向力的作用，并且适应相对较高的转速, 所以选用圆锥滚子轴承,型号为30208 根据轴承确定各轴安装轴承的直径 为：d=40mm且因为没有大齿轮的圆周速度超过2m/s,所以选择脂润滑，则每个轴承旁边都 要安装挡油环.4结构设计（参见结构简图）初估轴径后，从右端开始确定直径.该轴轴段1安装轴承30208和挡油环,故该段直径为40mm。因为高速级小齿轮

27、分度圆较小，所以将轴3段与高速级小齿轮做成 一体，形成齿轮轴。段2考虑到挡油环的 轴向定位，所以以轴环的形式设计，直径 定为45mm, 5段装轴承和挡油环，直径和 1段一样为40mm。4段不装任何零件，但 考虑到挡油环的轴向定位，及整个轴的比 例协调，取为45mm,取3段为74. 120mm(分 度圆直径)。6段装大带轮，因为需要装大 带轮取为30mm>dmin。(2) 各轴段长度的确定轴段1,2的长度和为轴承30208的宽 度和挡油环厚度以及箱体内壁到齿轮端面 的距离(10mm),定为43mmo 3段与齿轮同 宽，为69mmo 5段的长度同样考虑轴承 30208和挡油环的厚度，确定箱体

28、内壁位 置和轴承座宽度，并且结合考虑安装轴承 端盖以及大带轮后能方便安放螺栓后得 到，取48mmo定为85mm, 6段需要安装大 带轮，考虑大带轮的结构和V带根数为5, 取安装段长度为70mm。4段的长度是在确 定其他段长度后自然形成的。（3）轴上零件的周向固定为了保证良好的对中性，与轴承内圈配合轴颈选用k6,与大带轮联接的键釆用A型普通平键1=联接，为键8*7（b=8mm, h=7mm, L=40）（二）中间轴的设计GB1096-19791材料为45号钢，调质处理2.出估算轴的最小直径，取4 = ho,则心唏=37. 27nun,选取两轴承段轴径为40mm,选取锥滚子轴承302083 轴的结

29、构和尺寸确定1）各轴直径的确定初估轴径后，从右端开始确定直径.该轴轴段1安装轴承30208和挡油环，故该 段直径为40mm。因为中间轴齿轮分度圆较 大,不宜与齿轮做成一体，所以将轴2段,轴4段装齿轮，轴2段定为45mm,轴4段定 为45mm0段3考虑到齿轮的轴向定位，所 以以轴环的形式设计，直径定为60mm, 5 段装轴承和挡油环，直径和1段一样为40mm o2) 各轴段长度的确定轴段1的长度和为轴承30208的宽度 和挡油环厚度以及箱体内壁到齿轮端面的 距离(10mm),定为45mm,轴段3定位17. 5mmo 2段考虑用于高速级大齿轮定位, 应比该齿轮稍窄，定为67mm。4段同样需要 安装

30、低速级小齿轮，考虑该齿轮的周向定 位,定长度为107mmo 5段轴环的宽度取 45mm。3) 轴上零件的周向固定为了保证良好的对中性，与轴承内圈配合轴颈选用k6,与高速级大齿轮均采用A型普通平键联接，为键216X10L=45GB1096-79,与低速级小齿轮联结的键为 减少加工过程中的换刀次数，均采用A型普通平键联接,为键316X10L=80mmGB1096-79.S3（三）低速轴的设计与校核1轴的材料及热处理选择同高速轴,选择常用材料45钢，调质处理2.初估轴的最小直径按扭矩初估轴的直径，查表（机 设）15-3,得 A0二 103 至 126,取 A0二 105 则：仏n"呵署二4

31、8mm这算出的为轴受扭段的最小直径.对于低速轴来说，轴受扭段即为大齿轮到联轴器端的轴段，则最小轴段应定为外伸端装联轴器的轴段，根据联轴器的选 定为50mm=J择（详见本说明书第七部分），最小直径d33. 初选轴承（1）因为中间轴上装有斜齿轮，则在 齿轮啮合过程中会产生轴向力，为了能承受轴向力的作用，并且适应相对较高的转速,和较高速轴更粗的直径，所以选用圆锥滚子轴承,型号为30212 根据轴承确定各轴安装轴承的直径为：d=60mm。4结构设计（参见结构简图）低速轴1） 各轴直径的确定初估轴径后，则可按轴上零件的安 装顺序，从右端开始确定直径.该轴轴段1 安装联轴器,故该段直径为50mm。轴3段

32、和轴8段安装轴承和挡油环，所以定为 60mm.轴2段应与密封毛毡的尺寸同时确定，查机械设计手册，选用d=55mm的毛毡故取2段55mm.段6安装低速级大齿轮,定为73mm.段7考虑到挡油环的轴向定 位，所以以轴环的形式设计，直径定为65mm. 5段考虑齿轮的轴向定位，以轴环的形式设计，定为83mmo 4段不装任何零件,但考虑整个轴的比例协调，取4段为65mm。2）各轴段长度的确定轴段1应该按选用联轴器的尺寸来 定，所以定为84mm,轴段3和轴段8的长 度和为轴承6212的宽度和挡油环厚度，定 为34mm。轴段7应考虑箱体内壁到齿轮端 面的距离（10mm）,所以定为14mm. 6段应 考虑齿轮的

33、定位，为88mm。5段轴环定为lOmmo 2段的长度是在确定箱体内壁位置和轴承座宽度，并且结合考虑安装轴承端 盖以及考虑安装联轴器后可以方便插取弹 性套柱销得到，定68mm。4段的长度是在 确定其他段长度后自然形成的。（计算后得 出为75mm）3）轴上零件的周向固定与低速级大齿轮均釆用A型普通平键联接,20X12L二70 GB1096-794）轴上倒角与砂轮越程槽与圆角根据标准GB6403. 4-1986,轴的左右端倒角均为1*45o因为轴上装有轴承，所以轴段5,轴段1需要磨削,则应该在轴段571的右侧，轴段1的左侧开有砂轮越程槽，根据刀具的宽度，槽的尺寸为4*1齿轮轴肩定位处需要设计过渡圆角

34、，轴环3左侧过渡圆角半径定为2mm.5低速轴的校核己知低速轴，卩=4.954曲,H3 = 51.843r/min ,7 = 912576川加L作用在齿轮轴上的力已知大齿轮的分度圆直径为di = 266.52/77/h ,266.52则，f=2L=2x9I2.576x】000 = 684站 d.Pc = F.tan0 = 6848 xtan 16.91 ° = 2082圆周力，径向力，轴向力的方向以及弯矩图，扭矩图方向如 图所示：M: = jM ；+M 爲2 珂397.424+126.418 =们.045 皿弯曲:2T Y2WM + (2T7可匚卜60M巾w =宦亠（-疔322d式中，

35、b=14mm, h=9mm, t=5. 5mmW = 1.075xl0所以,6广0.57旳也6=60旳旳912.576B处收扭:16 2d所以轴符合要求七.低速轴轴承校核轴3寿命计算，所选轴承302012. Y=1.5, e=0.4p -Fh.Fdi 2Y= -5 = -:几=鈔黑= 579"几=2082 NFdSFdl Fae所以1轴承紧，2轴承松Fm = F“ + Fd2 = 2082 + 579 = 2661NF孑 Fd2 = 579N匕上=3.065e ；所以 X=04, Y=1.5FrP 广几(XFh + YFJ=4338.7N幺严字=0.3 (e ；所以X=l, Y=0F

36、rlP2 = x p r2 = mi n<p_T 2 59720CV? =248.8 年3 年所以轴承满足要求八键连接的选择与校核1.键选择轴 1 带轮键:Z?x/? = 8x7,宽度 b=8mm,轴深 t=4mm,敦 ti=33mmr=0.16-0.25mm中间轴键：大齿轮 /7x/? = 12x8,宽度b=12mm,轴深ti=3.3mm, r=02504mm小齿轮 /?x/z = 12x8,宽度 b=12mm,轴深ti=3.3mm, r=02504mm大齿轮bxh = 18x11 f 宽度 b=18mm,轴深t=7mm,毂ti=4.4mm, r=0.25-0>4mm, l=90

37、mm, k=0.5h=5.5联轴器/?x/z = 14x9,宽度 b=14mm,轴深t=5.5mm,毂ti=3.8mm, r=0250.4mm, 1= 100mm,k=0.5h=4.52轴3键校核kid=WO MPa大齿轮键：=59.47MPaV110MPa联轴器键：6 = 81.12MPa <11 OMPa乩=(0.4 0.5)d, = 8 10 9 12.视孔盖螺钉直径 取 = 8""13定位销直径d 4 =(0.3 04). = 6 8mm，= 10所以键符合要求九箱体的设计材料 HT150-200,低速级中心距a=185mm1 箱座壁厚5 = 0.0256/+

38、 3 = 7.625劲，取 5 = 8mm2.箱盖壁厚(o.8 O.85Q V 8 mm, 取 5=s,tmi3箱座凸缘厚度b = 1.53 = 2mm/?1 = L5I = 12777,774.箱盖凸缘厚度b、= 2.5J = 20/77/775.箱座底凸缘厚度d f = 0.036a+ 12 = 18.66/n/w6地脚螺栓直径整为d .=20?？n=4 (aW250)7.地脚螺栓数目&轴承旁连接螺栓直径 d=0.75d =15" 9 为1 = 16""9. 箱盖与箱座连接螺栓直径=(0 5 0.6) $ = 10 12nun 9d?=】/ = 15O

39、2OO”10. 连接螺栓仏的间距11. 轴承端盖螺钉直径甬d、= 1O/77/Z7d =(0.7 08)乩=8.4 9.6/77/? 914.Df.di.d2至外箱壁距离dr eg 26mm； dj cM ""di： eg 22mm15.dr.d2至凸缘边距离df: c2-24mm? diz c2-16mm16.轴承旁土台半径17.轴承端盖外径0h =轴承座孔直径+ (5-5.5) d318.轴承旁连接螺栓距离Sf19凸台高度h20.外箱壁至轴承座端面距离 /产C + C，+ G 10)21.大齿轮顶圆与内箱壁距离)1.222.齿轮端面与内箱壁距离AM23.箱盖.箱座助厚Y

40、Y 0.85a 0.85524.内箱壁至轴承座端面距离厶=+ C； + C、+ 510取 C = 26 ； G = 24mm所以 厶=26 + 24+8 = 5&“?；厶= 8 + 26+24+8 = 66”箱盖吊耳：d=" = (1.8 2.5)§ = 2.5x8 = 20州/? = (1.0 1 2) = 20mm e = (0.8 1 0) = 20mm油标： M16 d| = 4mm > cl =6mm > 乩=6" > h = 35nun,a = 12mm 9 b = 8mm, c = 5mm 9 D = 26mm 9 D = 22 mm箱座吊钩：B = C + C、= 50mm, -B = 25mmt H = 0.83 = 40"2h = 0.5/ = 20mm ,r=0. 25B=12. 5mm放油孔：d=M20 X 1.5，Do=3Omm，L=28mm，l=15mm，a=4mm，D=25.4mm，S=22mm，di=22mm，H=2mm视孔盖：d=M20 X 1.5，a=4mm，D=30mm，Di