机械设计课程设计-带式运输机传动装置

1、机械设计课程设计 计算说明书设计题目带式运输机传动装置 信息与工程学院090826 班 设计者林意 指导教师2011年12月4日湖州师范学院wd 1-1 - TOC o 1-5 h z 课程设计任务书-2- HYPERLINK l bookmark0 o Current Document .设计要求-3 -.设计步骤-3 -.传动装置总体设计方案-3- HYPERLINK l bookmark5 o Current Document 2、电动机的选择-4-.计算传动装置的总传动比zz并分配传动比-6 - HYPERLINK l bookmark9 o Current Document .计算传

2、动装置的运动和动力参数-6 -.设计V带和带轮-7- HYPERLINK l bookmark27 o Current Document .齿轮的设计-10-.滚动轴承和传动轴的设计-15-.键联接设计-29- HYPERLINK l bookmark45 o Current Document .箱体结构的设计-30-.润滑密封设计 -32-.联轴器设计-33-四 设计小结-33-1-课程设计任务书课程设计题目：设计带式运输机传动装置（简图如下）1 L 一 XX工t / r工I 1 I I6Ait JLX21一41一一V带传动2-运输带3一级圆柱齿轮减速器4联轴器5电动机6 卷筒原始数据:1.

3、传动装置总体设计方案题号1231.传动装置总体设计方案题号12345678运送带工作拉力F/N150022002300250028003300400045000运输带工作速度v/(m/s)1.11.11.11.11.11.41.21.6卷筒直径D/mm220240300400220350350400F = 28OON F = 28OON v = Am/s D = 350mm.减速器装配图1张。.零件工作图各13张。.编写设计设计说明书1份。三.设计步骤1.传动装置总体设计方案本组设计数据：第十一组数据：运送带工作拉力F/N 2800 o运输带工作速度v/(m/s)1.4 o卷筒直径D/mm35

4、0 o1)减速器为二级同轴式斜齿轮减速器。 1 12、电动 机的 选择1）选择 电动机 的类型2）选择 电动机 的容量3）确定 电动 机转 速Pw = 4.76k w3）方案简图如上图4）该方案的优缺点：该工作机有轻微振动，由于V带有缓冲吸振能力，采用V带传动 能减小振动带来的影响，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可以采用V带这= 084 种简单的结构，并且价格便宜，标准化程度高，大幅降低了成本。减速器部分一级圆柱齿轮减速，这是一级减速器中应用最广泛的一种。原动机部分为Y系列三相交流 异步电动机。总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠， 此外还结构简单、尺寸紧凑

5、、成本低传动效率高。2、电动机的选择1）选择电动机的类型按工作要求和工作条件选用Y系列异步电动机，电压380Vo2）选择电动机的容量工作机的有效功率为B = Fv从电动机到工作机传送带间的总效率为2%=% ” 2.0 . % .外Pd = 4.763、计 算传动 装置的 总传动 比和分 配传动 比（1）由机械设计课程设计指导书表9.1可知：小：V带传动效率0.96 r/2：角接触球轴承0.99球轴承）：齿轮传动效率0.98 （7级精度一般齿轮传动）4 ：联轴器传动效率0.99 （弹性联轴器）：卷筒传动效率096所以电动机所需工作功率为P P一 H3）确定电动机转速按表132推荐的传动比合理范围

6、，圆柱齿轮的传动比3-5, V带传动24,所 以合适的传动比为620。而工作机卷筒轴的转速为1000*60v,一八7rD所以电动机转速的可选范围为nd =（6 20） x 76 min = （456 1520 ）r/min符合这一范围的同步转速有750 min、1000 ”min、1500 min三种。综合 考虑电动机和传动装置的尺寸、质量及价格等因素，为使传动装置结构紧凑，决定选 用同步转速为1000 “min的电动机。根据电动机类型、容量和转速，由机械设计课程设计指导书表14.1选定电 动机型号为Y132M2-6。选定电动机型Y132M2-6= 12.6电动机型号额定功率/kw满载转速/（

7、r/min）启动转矩 额定转矩最大转矩 额定转矩Y132M2-65.59602.02.0电动机轴高H为132mm。3.计算传动装置的总传动比Q并分配传动比总传动比QQ)分 配传动 比(1).总传动比&为(2).分配传动比4 .计算 传动装 om 、一 置的运 动和动 力参数 1)各 轴的转 速考虑润滑条件等因素，初定!n = 424.计算传动装置的运动和动力参数2)各轴的输入功率3)各轴的输入转矩.各轴的转速I 轴 ni = nm = 960 ”minII 轴巧i =二=320 minZI川轴 iu=&76min hi卷筒轴 nw = nUi=76r/mn,各轴的输入功率I 轴P、= Pd =

8、 4.76ZwII 轴片i =片= 4.48Zcw川轴IL% =4.30kw卷筒轴P卷=6i42 = 4.17 kw.各轴的输入转矩电动机轴的输出转矩，为% =3 .2i = 960，/ninnu = 320 r/ninHin=76r/niui a=76r/ninPi=4.76kw% = 4.48H 4n =4.17 爪 %=4.175.设计 V带和 带轮.确 定计算 功率心.选 择V带 类型.确 定带轮 的基准 直径Td =9.55x106x- =4.73x104“7 m 耳”I 轴 1 =Td = 4.73 x 104 N - mmII 轴 匕1 =(721 =L33xlON2772III

9、 轴 TU1 =匕32&1 = 5.39 X105 N mm卷筒轴盘二心4生 =5.39x10N ,加加将上述计算结果汇总与下表，以备查用。匕=5.71攵卬选用A型带d =140?？轴名功 率P/kw转矩T/(N mm)转速 n/(r/min)传动比* I效率1轴4.764.73 xlO496030.95II轴4.481.33x10s3204.20.97III轴4.305.39xl057610.95卷筒轴4.135.39xlO5765.设计V带和带轮电动机输出功率Pd = 4.76kw,转速%=960 r/min ,带传动传动比仁3,每天工作16小时。1).确定计算功率匕。由机械设计表8-7查

10、得工作情况系数Ka =1.2,故Pca = KAPd = 5.7Mw心并验算带 速2).选择V带类型根据e、a，1，由机械设计图8-11可知，选用A型带3).确定带轮的基准直径d由并验算带速(1).初选小带轮基准直径由机械设计表8-6和8-8,选取小带轮基准直径二140加小，而da= 132mm,其中H为电动机机轴高度，满足安装要求。(2) .验算带速u加1dMi60 x1000=7.03 m/s4).确 定V带 的中心 距。和 基准长 度(因为5k2/51，30勿2/5,故带速合适。.计算大带轮的基准直径d. = Ld, =4502 I 1%根据机械设计表8-8,选取4, = 450mm ,

11、则传动比4 =下3=3.21,从动轮转速 %=3 = 298.7 min-h4),确定V带的中心距和基准长度Ld(1).由式。.7( + dd) a0 2(d4 + dQ 得413 6f0 90 21 a6).计算带的根数Z(1)计算单根v带的额定功率匕由dd = 140m,7?和% = 960 r/irin ,查机械设计表8-4a得品=1.62%卬(玲)mm = 91 .3/根据I = 960 nin , % =3和a型带，查机械设计表84b得痣=0(玲)mm = 91 .3/查机械设计表85得Ka=0.95 ,查表82得K/ =1.03,于是7).计 算单根 V带的 初拉力 的最小 值Pv

12、=P( + NP.)KaKL=.kw(2)计算V带的根数ZP, 5.71 z = q =3.37Pr 1.69取3根。(外)min7),计算单根V带的初拉力的最小值(用卷面8).计算压轴力/P9) .带轮的结构设计由机械设计表83得A型带的单位长度质量q = 0.lkg/7,所以()min=500(2.5 心)吃+ =i71.3N应使带的实际初拉力乙 (月)mm。8) ,计算压轴力产(，-1349N选用斜齿圆 柱齿轮传动7级精度小齿轮材料 45钢(调质) 大齿轮材料 45钢(正火)Z1 =246.齿 轮的设 计1)选 定齿轮 类型、 精度等 级、材 料及齿 数2)初 步设计 齿轮主 要尺寸压轴

13、力的最小值为C)mm=2z3)mmSin? = 1349N9) ,带轮的结构设计小带轮采用腹板式，大带轮为轮辐式，由单根带宽为13mm,取带轮宽为70rnm。6.齿轮的设计1)选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数(1)按简图所示的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。(2)运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度(GB10095-88)。(3)材料选择。由机械设计表101选择小齿轮材料为45钢(调质),硬度为280HBS, 大齿轮为45钢(正火)，硬度为240HBs，二者材料硬度差为40HBS。(4)选小齿轮齿数号二24 ,则大齿轮齿数z2 = 4& = 1002)初步设计齿轮主要尺寸(1)设计

14、准则:先由齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。(2)按齿面接触疲劳强度设计，即I2K7 1 ZQ11 121确定公式内的各计算数值I.试选载荷系数K, =1.3。1【.计算小齿轮传递的转矩4=9xh）冬=i.33xIO,Mmm 2in.由机械设计表io7选取齿宽系数二1。IV.由机械设计表106查得材料的弹性影响系数Ze=188PV.lll机械设计图1021d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限=600MR”;大齿轮的接触疲劳强度极限=5507%。 二100一VI .计算应力循环次数N = 60% 儿, =9.2x108M=% = 2.2x108 hiVII .由机械设计图101

15、9取接触疲劳寿命系数=L00; K”m=1.15。VIII,由机械设计图1030取区域系数Z“ =2.433。 nIX,由机械设计图1026查得益=0.9% = 0.77, & =+ & = 1.77。X计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%,安全系数S=10/ li =;= 1.00 x 600 MPu = 600 MPaSaH 2 =2bhm 2 = 1.15 X 550MP。= 632.5MP。sr- Glh + 07/2/ . / f f .“算I.试算小齿轮分度圆直径4,代入。中的值。,、2K7 u + ZeZhv_d” ；= 57.5 mm 、d& u 匕I.计算圆周速度u。v =

16、矶，&- = .0.96m/s 60 x1000HI,计算齿宽b ob =xJk = 57.5mm_ bIV.计算齿宽与齿图之比:hd“ =57.5mmv = 0.96 in/sb = 57.5nun- = 11.0 hK = 1.51dt - 60.4m = 2.44mmA： = 1.44由，= 11.0, K砂=1.315查机械设计图1013得A： = 1.44由，= 11.0, K砂=1.315查机械设计图1013得K=1.25故载荷系数V【.按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径vn.计算模数d, cos/? c / / -=2.44mm4(3).按齿根弯曲强度设计弯曲强度的设计公式?

17、之七25以22/7(%)二:益 向模数 为齿高 h = 2.25= 5.23 nunb 57.5 h 5.23V.计算纵向重合度以。=0.3180Zltan=1.90vi .计算载荷系数根据y = 0.964s, 7级精度，由机械设计图10-8查得动载系数&,= 0.96；斜齿轮，K“a = KFa =12 ；由机械设计表10-2查得使用系数K,a=1；III机械设计表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支撑对称分布时， 长邓=1.315；.确定公式内的各计算数值m - 2mm4=29m - 2mm4=29Z2 = 116a = 150/77/774 = 60/77/Kd2 = 240 m

18、mB = 65/77/77B2 = 60I .由机械设计图10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限b阳=500”外 ；大齿 轮的弯曲强度极限b例=380；I【.由机械设计图1018取弯曲疲劳寿命系数勺加=。.87, Kf =0.90；山.根据纵向重合度，从机械设计图1028查得螺旋角影响系数%=0.87【,计算弯曲疲劳许用应力；取弯曲疲劳安全系数S=1,有 L = KJ坦=435MP。S2=fe = 342MP。sV .计算载荷系数K；K = KAKvKFaKFp=AAVI .查取齿形系数；由机械设计表105查得%= 2.65；匕叱=218川.查取应力校正系数；由机械设计表M5查得 =1.58

19、；八.2=1-79VIII,计算大、小齿轮的与与并加以比较;LKm =9.6x10-31叫= 0.011大齿轮的数值较大。IX .设计计算心里叵透F = 1.53对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数加大于由齿根弯曲疲劳强度计 算的模数，由于齿轮的模数加的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面 接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径(即模数与齿数的乘积)有关，可取 由弯曲强度算得的模数1.53并就近圆整为标准值m = 2mm,按接触强度算得的分度 圆直径，算出小齿轮齿数4二3。29m大齿轮齿数，取z? = 116。这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，乂满足了齿根弯曲

20、疲劳强 度，并做到结构紧凑，避免浪费。.几个尺寸计算1.计算中心距(4 +Z2)小口a = -!= 150 mm2 cos/?2.按修整后的中心距修正螺旋角(Z + Z2)mn p = arc cos= 14 82a2.计算分度圆直径7.滚动轴承和传动轴的设2就(1、=三 = 240加 2 “COS P3.计算齿轮宽度计(计(-).轴的设计；=4492/V；=1691Nb = M = 60 mm取生=60 mm ,= 65 mm o.结构设计及绘制齿轮零件图首先考虑大齿轮，因齿轮齿顶圆直径大于160mm,而乂小于500mm,故以选用腹板式结构为宜。其他有关尺寸按机械设计图1039荐用的结构尺寸

21、设计，并绘制 大齿轮零件图如下。-1 - 1V-VI =$ = tan = 1186NV-VI =II【.初步确定轴的最小直径材料为45钢，调质处理。根据机械设计表153,取4 =110,于是dmin = A)| = 42.2，由于键槽的影响，故min =1.指=435加=45 mm输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径4_口。为了使所选的轴直径4_h F =45 mm联轴器的计算转矩刀.=凡；11，查机械设计表141,取K. =1.3,贝IJ：T0.07d, 故取h = 4mm ,则轴环处的直径= 64。轴环宽度bAh,取/V-V1 = 1。九 o4),轴承端盖的总宽度为30?(由减速器

22、及轴承端盖的结构设计而定)。根据轴承端 盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距 离 I = 20mm，故 /hl 50 mm。5),取齿轮距箱体内壁的距离。= 11，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承 位置时，应距箱体内壁一段距离s,取s = 10帆相，已知滚动轴承宽度7 = 21，大齿 轮轮毂长度L = 65，则An-iv+ 5 +。+ (65 62) = (21 + 10 + 11 + 3)/77/77 = 45至此，已初步确定了轴的各段和长度。.轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按4V7由机械设计表61查 得平键截面。=键

23、槽用键槽铳刀加工，长为50/wm,同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配额为以；同样，半联轴器6H7与轴的连接，选用平键为半联轴器与轴的配合为。滚动轴 k6承与轴的周向定位是由过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为?6。.确定轴上圆角和倒角尺寸参考机械设计表152 取轴端圆角2x450 V.求轴上的载荷首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。在确定轴承的支点位置时，应从手册中 查取。值。对于30211圆锥滚子轴承，由手册中查得4 = 21”。因此。作为简支梁的 轴的支撑跨距& +右=55 +55nun = 110。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和 扭矩图。从轴的结构图以

24、及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面。现将计算处 的截面C处的My及M的值列于下表。载荷水平面H垂直面V支反力Fm=2246K %2 =2246NFW1=845/V,FW2 =845/V弯矩仞Mh =123530 Nw?= 46475 N - nun,Mvl = 46475 N - mm.总弯矩M, = 48088 N nun , M . = 48088 N nun扭矩TT = 539OOON - mm(L、A2FC-irl1412V13PITtfmu 如Pl一、*F.*MT/FTk/、KVI .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（即危险截面C

25、）的强度。 根据上表数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取a = 0.6,轴的计 1 1算应力前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由机械设计表151查得b_J = 60M4因此,“，/，故安全。川,精确校核轴的疲劳强度.判断危险截面截面A, H,W,B只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中均 将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕确定的，所以截面 A,n,ni,B均无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面IV和V处过盈配合引起的应力集中 最严重；从受载的情况来看，截面C上的应力最大。截面V的应力集中的影响和截面 IV的相近，但截面V不

26、受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必做强度校核。截面C上 最然应力最大，但应力集中不大(过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端)，而且 这里轴的直径最大，故截面C也不必校核。截面VI显然更不必校核。III机械设计 第三章附录可知，键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需校核截面IV左 右两侧即可。.截面IV左侧抗弯截面系数W = 0.1，=0.1x55-3 =16637.5/抗扭截面系数Wr =0.2 = 0.2x553 =33275 nun截面IV左侧的弯矩M为55-29 5M = /% x ; 二=22295N mm5 5截面IV上的扭矩7为T = 539000Nmm截面上的弯曲应力?=

27、22295 = 1 34Mp人 W 16637.5截面上的扭转切应力T 539000rT =16.2m PaWT 33275轴的材料为45钢，调质处理，由机械设计表151得bB=640MPa,= 275 MPa , r_, = 155 MPa。截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数a。及%按机械设计附表32查取。因二=劲=。.033, = 2 = 1.09,经差值后可查得 d 60d 55aa =1.47, ctr = 1.26Xlll机械设计附图31可得轴的材料的敏性系数为qa =0.82 , d =0.85 故有效应力集中系数为% = 1 + %(/1) = 1.385= 1 + %(%

28、1) = 1.221由机械设计附图32的尺寸系数4 =0.73；由附图33的扭转尺寸系数邑=0.85轴按磨削加工，由附图34得表面质量系数为4=0.93轴未经表面强化处理，即4=1,则综合系数为k I1 = 1.51J A查手册得碳钢的特性系数(pa = 0.1 0.2,取% = 0.1(pr = 0.05 0.1,取仍=0.05于是，计算安全系数S,“值，则S0= 104邑=J= 12.3V V2a = =12.21S = 1.5Js；+S；故可知其安全。(3) .截面面右侧抗弯截面系数W = 0.1，=0.1x603=21 60。/抗扭截面系数WT =0.21 =O.1x6Q3 =4320

29、0 /截面IV右侧的弯矩”为55-29 5M = M x =22295N mm 55截面IV上的扭矩7为T = 539000Nmm截面上的弯曲应力M 0.07，故取h = 3mm ,则轴环处的直径JIV_V = 小 =56M。轴环宽 度匕之 1.4，取 I|y_y = /Vl-Hl = 56?) o.轴承端盖的总宽度为35(由减速器及轴承端盖的结构设计而定)。根据轴承端 盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距 离 / = 15nvn,故 /|_川=50mm。5),取齿轮距箱体内壁的距离a = 10.5，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴 承位置时，应距箱体内

30、壁一段距离s,取s = 13.5?z,已知滚动轴承宽度 7 = 21.75，则/TV =T + 5 + a /IV_V = (21 +13.5 +10.5 0)nun = 35 mm至此，已初步确定了轴的各段和长度。.轴上零件的周向定位带轮与轴的周向定位均采用平键连接。按4f由机械设计表61查得平键截面 bxh = 12jnmxSmm ,键槽用键槽铳刀加工，长为56。滚动轴承与轴的周向定位是 由过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为?6。.确定轴上圆角和倒角尺寸参考机械设计表152,取轴端圆角2x45。V,求轴上的载荷首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。在确定轴承的支点位置时，应从手册中

31、查取。值。对于30210型圆锥滚子轴承，由手册中查得。= 20。因此。作为简支梁 的轴的支撑跨距4 +4 =+54 = 108。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图 和扭矩图。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面。现将计算处 的截面C处的My及M的值列于下表。载荷水平面H垂直面V支反力FFvwl=2216.57V, FW2 =2216.5wi=834.5N，Ew2=834.5N弯矩例Mh =119664 N - n unMvl = 45063 N - nun.MV2 = 45063 N mm.总弯矩M = 127867 N - mm ,=127867 N mm扭矩Tr = 13

32、3OOOMVI .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(即危险截面C)的强度。 根据上表数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取a = 0.6,轴的计 算应力叵亘 = 6.98M&W前已选定轴的材料为45钢调质处理，由机械设计表151查得b_J = 60MP4 因此故安全。(三).滚动轴承的校核轴承的预计寿命乙 =8 x 8 x 2 x 300 = 38400/2I计算输入轴承.已知 = 320 r/nin，两轴承的径向反力Frl =Fr2 = 2216 5N由选定的角接触球轴承7010AC,轴承内部的轴向力乃=0.68用Fh = Fd2 =

33、 0.68=1507 N.因为“ +乙,=熊2,所以以=。 1 1故耳“=耳1 =1507N, Fd2 = Fr2 = 1507 N. Fai/Frl =0.68 , Fa2/Fr2 =0.68,查手册可得e = 0.68由于巳故 X1=1，K=。；FgF，故 x2=i,r2=o8.键 联接设计.计算当量载荷6、8.键 联接设计由机械设计表136,取(=1.5,则6=X4 + y) = 2260.5NP2=fp(X2Fr+Y2FA) = 22.5N.轴承寿命计算由于片=g，取P = 2260N,角接触球轴承，取e = 3, ft=查手册得7011AC型角接触球轴承的G = 25.2ZN ,则L

34、.=(匹尸=72090 h Ln60/7 P11故满足预期寿命。II.计算输出轴承.已知%H= 76 r/nin，两轴承的径向反力=Fr2 = 2246 N山选定的圆锥滚子轴承7011AC,轴承内部的轴向力乃=0.68工F(n = F/2 = 0.68工=1527 N.因为%十=乃2,所以入=。故6 i=i=1527N, Fal = Fdl = 1527 N. FAl/FRl =0.68,吊2/%=。例，查手册可得e = 0-68由于尸川/耳6,故X=1，K =0;巳2/% LH故满足预期寿命。8.键联接设计I .带轮与输入轴间键的选择及校核轴径d=40mm,轮毂长度L = 70”，查手册，选

35、A型平键，其尺寸为 b = 12inm, h = Smm , L = 56mm(GB/T 1095-2003)现校核其强度：l = L-b = 44mmfT = 33N fnf k=g%,=27x10 1kid = 37.78MPa查手册得。p = 110MPa,因为故键符合强度要求。H,输出轴与齿轮间键的选择及校核轴径d = 60”，轮毂长度L = 65”，查手册，选A型平键，其尺寸为 b = 1 Smm , h = 1 mm, L = 5O/w/7(GB/T 1095-2003)现校核其强度：I = Lb = 32mm ,T = 539N - m , k =；%, = 2T xl(y/kl

36、d = 1 DIM Pa查手册得。3 = 110MPa,因为故键符合强度要求。-1 -1 -IIL输出轴与联轴器间键的选择及校核轴径d = 45m/n,轮毂长度L = 70mm，查手册，选A型平键，其尺寸为b = 14mm , h = 9mm, L = 78nm(GB/T 1095-2003)h现校核其强度：I = L-b = 56mm, T = 539N - m , k=-% =2Txl 0/kid = 95MPa查手册得bp = 110MPa,因为巧, 88箱盖凸缘厚度仇仇=L5b12箱座凸缘厚度bb = L5b12箱座底凸缘厚 度b2b、=25b 20地脚螺钉直径df = 0.036a+ 12M18地脚螺钉数目n查手册4轴承旁联接螺 栓直径44 = 0.751/M14机盖与机座联 接螺栓直径一d、二 (0.5*0.6),M12轴承端盖螺钉 直径抬(0.40.5) dtM10M8视孔盖螺钉直 径丸J4= (0.3-0.4) djM8减速器机体结构尺寸如下: 1-1 -定