(华南农业大学)机械设计课程设计-二级展开式圆柱齿轮减.doc

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1、机械设计课程设计计算说明书设计题目：二级圆柱齿轮减速器学院：工程学院班级：11车辆1班姓名：邱鑫201131150319 王建楠201131150320组别：第8组指导老师：王慰祖目 录一、课程设计书 2 二、设计要求 2 三、设计步骤 2 1. 传动装置总体设计方案 2 2. 电动机的选择 3 3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比 3 4. 计算传动装置的运动和动力参数 4 5. 设计V带和带轮 5 6. 齿轮的设计 9 7. 传动轴的设计和轴承的选用 24 8. 键联接设计 36 9. 箱体结构的设计 37 10.润滑密封设计 39 11.联轴器设计 39四、设计小结 40五、参考资料

2、 4039一、课程设计书 设计一个螺旋输送机传动装置，用普通V带传动和圆柱齿轮传动组成减速器。输送物料为粉状或碎粒物料，运送方向不变。工作时载荷基本稳定，二班制，使用期限10年（每年工作日300天），大修期四年，小批量生产。题号输送机主轴功率Pw/KW输送机主轴转速n（r/min）74.2115二、设计要求一张A0装配图零件图3-4张不少于30页设计计算说明书三、设计步骤计算及说明计算结果1.传动装置总体设计方案:（1）传动方案：1传动方案如图1-1所示，外传动为V带传动，减速器为二级展开式圆柱齿轮减速器。32图1-1 传动装置总体设计图(2)方案优缺点：展开式由于齿轮相对于轴承为不对称布置，

3、因而沿齿向载荷分布不均，故要求周有较大的刚度。该工作机属于小功率，载荷变化不大，可以采用V带这种简单的结构，并且价格便宜，标准化程度高，大幅减低了成本。减速器部分两级展开式圆柱齿轮减速，这是两级减速器中应用最广泛的一种。齿轮相对于轴承不对称，要求轴具有较大的刚度。（3）传动效率V带的效率；滚子轴承的效率；齿轮传动的效率（67级精度齿轮传动）；联轴器效率；传动装置的总效率:；2.电动机的选择电动机所需工作功率为： 输送机主轴转速经查表按推荐的传动比合理范围，V带传动的传动比:，两级圆柱齿轮减速器传动比:，则总传动比合理范围为:，电动机转速的可选范围为:综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和

4、带传动、减速器的传动比，选定Y132S2-2型电机，参数如下表：电动机型号额定功率kW同步转速r/min满载转速r/min重量kgY132S2-27.530002900723.确定传动装置的总传动比和分配传动比（1）总传动比由选定的电动机满载转速和输送机主动轴转速，可得传动装置总传动比为（2）分配传动装置传动比，式中分别为带传动和减速器的传动比。为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取，则减速器传动比为对展开式二级圆柱齿轮减速器，可取则4.计算传动装置的运动和动力参数（1）各轴转速（2）各轴输入功率:轴的输入功率:轴的输入功率:轴的输入功率:（3）各州输出功率: 轴的输出功率: 轴的输出功率: 轴

5、的输出功率:（4）各轴输入转矩:电动机轴的输出转矩:轴的输入转矩：轴的输入转矩：轴的输入转矩：（5）各轴的输出转矩:轴的输入转矩：轴的输入转矩：轴的输入转矩：（6）运动和动力参数结果如下表:轴名功率P（kW）转矩T（N*m）转速r/min输入输出输入输出电机轴5.8719.332990轴5.645.5352.1451.101032.03轴5.425.31170.76167.34302.65轴5.215.11431.31422.68115.08表4-15.设计V带和带轮（1）确定计算功率由机械设计表8-8查得工作情况系数则：（2）选取V带带型根据，转速n满=2900r/min，查机械设计图8-1

6、1选取普通V带类型：A型（3）确定带轮直径，并验算带速v1）初选小带轮基准直径，由表8-7和表8-9，取2）验算带速：，在（525m/s）内，设计合理。3）计算大带轮的基准直径由表8-9，圆整为315mm。（4）确定中心距a，并选择V带的基准长度Ld1）由公式（8-20）：，初定中心距2）由式（8-22）计算带所需的基准长度，由表8-2，选带的3）按式（8-23）计算实际中心距， 中心距变动范围 即503.48582.23mm（5）验算小带轮的包角因为打滑只在小带轮上发生，所以只校核小带轮的包角，符合要求（6）计算带的根数1）计算单根V带的额定功率：由，查表8-4，得：,根据，且带型为Z型，查

7、表8-5，得：,查表8-6，得：查表8-2，得：，于是：2） 计算V带的根数：，取4根。（7）计算单个V带的初拉力的由表8-3得A型带的单位长度质量，所以（8）计算压轴力最小值（9）确定带轮的结构尺寸1）小带轮基准直径且，故采用腹板式。小带轮转速为电动机转速，转速较高，故选取带轮材料为铸钢ZG200-400小带轮直径，电机轴直径，则小带轮孔径，取，查表8-11得，则，取，（当时，在此不成立）取查表8-11得，2）大带轮基准直径，采用轮辐式。高速轴最小直径，取大带轮孔径，取，（当时，在此不成立）取。， 图5-1 腹板式带轮 图5-2 轮辐式带轮图5-3 轮槽6.齿轮的设计（一）高速级齿轮传动的设

8、计计算【1】选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）按传动装置总设计方案，选用直齿圆柱齿轮传动，压力角取为。（2）螺旋运输机为一般工作机器，参考机械设计表10-6 ，选用7级精度。（3）选择材料。由机械设计表10-1,选择小齿轮材料为45钢(调质)，齿面硬度280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度240HBS。（4）选小齿轮齿数，大齿轮齿数，取。【2】按齿面接触疲劳强度设计（1）由下式计算小齿轮分度圆直径，即1）确定公式中的各值数值试选。小齿轮传递的转矩：由机械设计表10-7选取齿宽系数由机械设计表10-20查得区域系数由机械设计表10-5查得材料的弹性影响系数计算接粗疲劳强度用重合

9、度系数计算接触疲劳需用应力。由机械设计图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为 计算应力循环次数：由机械设计图10-23查得接触疲劳寿命系数 取失效概率为1%、安全系数S=1，可得取和中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即2） 计算小齿轮分度圆直径（2）调整小齿轮分度圆直径1） 计算实际载荷系数前的数据准备。圆周速度v齿宽b2） 计算实际载荷系数由机械设计表10-2查得使用系数根据、7级精度，由机械设计表10-8查得动载荷系数齿轮的圆周力查表10-3得齿间载荷分配系数由表10-4查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，得齿向载荷分布系数。由此，得到实际载荷系数3) 可按实际

10、载荷系数算得的分度圆直径相应的齿轮模数【3】按齿根弯曲疲劳强度设计（1）计算模数1） 确定公式中的各参数值试选计算弯曲疲劳强度用重合度系数计算由图10-17查得齿形系数，由图10-18查得应力修正系数，由图10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为，由图10-22查得弯曲疲劳寿命系数,取弯曲疲劳安全系数S=1.4，可得因为大齿轮的大于小齿轮，所以取2） 计算模数（2）调整齿轮模数1） 计算实际载荷系数前的数据准备圆周速度v齿宽b宽高比b/h2）计算实际载荷系数根据，7级精度，由图10-8查得动载荷系数由查表10-3得齿间在和分配系数由表10-4查得，结合查图10-13，得。则载荷系

11、数为3）按实际载荷系数算得的齿轮模数对比计算结果，由吃面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲疲劳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有关，可取由弯曲疲劳强度算得的模数1.625mm并就近圆整为标准值m=2mm，按接触疲劳强度算得的分度圆直径，算出小齿轮齿数。取，则大齿轮齿数，取，与互为质数。这样设计出的齿轮传动，既满足了吃面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。【4】几何尺寸计算（1）计算分度圆直径（2）计算中心距（3）计算齿轮宽度考虑不可避免的安装误差，为了保证设计齿宽b和节省

12、材料，一般将小齿轮略加宽,即取,而使大齿轮的齿宽等于设计齿宽，即【5】圆整中心距后的强度校核采用变位法将中心距就近整圆至。齿轮变位后，齿轮副几何尺寸发生变化。应重新校核齿轮强度，以明确齿轮的工作能力。（1）计算变为系数和计算啮合角，齿数和、变位系数、中心距变动系数和齿顶高降低系数。从图10-21a可知，当前的变位系数和提高了齿轮强度，但重合度有所下降。分配变位系数、。由图10-21-b可知，（2）齿面接触疲劳强度校核按前述方法计算各参数，可得代入式子，得齿面接触疲劳强度满足要求，并且齿面接触应力比标准齿轮有所下降。（3）齿根弯曲疲劳强度校核按前述做法，计算式中各参数将其代入下列式子，得齿根弯曲

13、疲劳强度满足要求。（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）按传动装置总设计方案，选用直齿圆柱齿轮传动，压力角取为。（2）螺旋运输机为一般工作机器，参考机械设计表10-6 ，选用7级精度。（3）选择材料。由机械设计表10-1,选择小齿轮材料为45钢(调质)，齿面硬度320HBS，大齿轮材料为45钢（调质），齿面硬度350HBS。（4）选小齿轮齿数，大齿轮齿数，取。【2】按齿面接触疲劳强度设计（1）由下式计算小齿轮分度圆直径，即1） 确定公式中的各值数值试选。小齿轮传递的转矩：由机械设计表10-7选取齿宽系数由机械设计表10-20查得区域系数由机械设计表10-5

14、查得材料的弹性影响系数计算接粗疲劳强度用重合度系数计算接触疲劳需用应力。由机械设计图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为 计算应力循环次数：由机械设计图10-23查得接触疲劳寿命系数 取失效概率为1%、安全系数S=1，可得取和中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即3） 计算小齿轮分度圆直径（2）调整小齿轮分度圆直径2） 计算实际载荷系数前的数据准备。圆周速度v齿宽b3） 计算实际载荷系数由机械设计表10-2查得使用系数根据、7级精度，由机械设计表10-8查得动载荷系数齿轮的圆周力查表10-3得齿间载荷分配系数由表10-4查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，得齿向载荷分

15、布系数。由此，得到实际载荷系数4) 可按实际载荷系数算得的分度圆直径相应的齿轮模数【3】按齿根弯曲疲劳强度设计（1）计算模数2） 确定公式中的各参数值试选计算弯曲疲劳强度用重合度系数计算由图10-17查得齿形系数，由图10-18查得应力修正系数，由图10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为，由图10-22查得弯曲疲劳寿命系数,取弯曲疲劳安全系数S=1.4，可得因为大齿轮的大于小齿轮，所以取3） 计算模数（2）调整齿轮模数1）计算实际载荷系数前的数据准备圆周速度v齿宽b宽高比b/h2）计算实际载荷系数根据，7级精度，由图10-8查得动载荷系数由查表10-3得齿间在和分配系数由表10

16、-4查得，结合查图10-13，得。则载荷系数为3）按实际载荷系数算得的齿轮模数对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲疲劳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有关，可取由弯曲疲劳强度算得的模数2.092mm并就近圆整为标准值m=2mm，按接触疲劳强度算得的分度圆直径，算出小齿轮齿数。取，则大齿轮齿数，取，与互为质数。这样设计出的齿轮传动，既满足了吃面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。【4】几何尺寸计算（1）计算分度圆直径（2）计算中心距（3）计算齿轮宽度考虑不

17、可避免的安装误差，为了保证设计齿宽b和节省材料，一般将小齿轮略加宽,即取,而使大齿轮的齿宽等于设计齿宽，即【5】圆整中心距后的强度校核采用变位法将中心距就近整圆至。齿轮变位后，齿轮副几何尺寸发生变化。应重新校核齿轮强度，以明确齿轮的工作能力。（1）计算变为系数和计算啮合角，齿数和、变位系数、中心距变动系数和齿顶高降低系数。从图10-21a可知，当前的变位系数和增加了重合度，但承载能力有所下降。分配变位系数、。由图10-21-b可知，（2）齿面接触疲劳强度校核按前述方法计算各参数，可得代入式子，得齿面接触疲劳强度满足要求，并且齿面接触应力比标准齿轮有所下降。（3）齿根弯曲疲劳强度校核按前述做法，

18、计算式中各参数将其代入下列式子，得齿根弯曲疲劳强度满足要求。7.传动轴的设计和轴承的选用（一）低速轴的设计图7-1低速轴的结构方案图7-2 二级直齿轮减速器【1】初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45钢，调质处理。根据机械设计表15-3，取，于是得输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径。为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩，查机械设计表14-1，考虑输送机转矩变化小，故取，则：按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查手册，选用LX3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为1250000半联轴器的孔径，故取，半联轴器的长度,半联轴器与轴配合的毂孔长度。【2

19、】轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案经过多次分析比较，选用图7-1所示的装配方案（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）为了满足半联轴器的轴向定位要求，1-2轴段右端需制出一轴肩，故取2-3段的直径；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径。半联轴器与轴配合的毂孔长度，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故1-2段的长度应比略短一些，现取。2）初步选择滚动轴承。因轴承仅受径向力，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据，初步选取深沟球轴承6011，其尺寸为，故；而。右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位，由手册查得6311型轴承的定位轴肩高度，因此，取。3）取安装齿轮处的

20、轴段4-5的直径；齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为72mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度，由轴径查机械设计表15-2，得，故取，则轴环处的直径。轴环宽度，取。4）轴承端盖的总宽度为20mm（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（参见图7-2 ），故取。5）取齿轮距箱体内壁之距离，低速级大齿轮与高速级大齿轮之间的距离。考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，取，已知滚动轴承宽度，高速级大齿轮轮毂，则

21、至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。（3）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。按由机械设计表6-1差得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为56mm，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合为；同样，半联轴器与轴的连接，选用平键为，半联轴器与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。（4）确定轴上圆角和倒角尺寸参考机械设计表15-2，取轴端倒角为C1.6，各轴肩处的圆角半径如图7-3所示。图7-3 低速轴的结构尺寸计算及说明计算结果【3】求轴上的载荷（1）求作用在齿轮的力（2）首先根据轴的结构图（图7-

22、3）做出轴的计算简图（图7-4）。根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图（图7-5、图7-6）A B C D 图7-4 图7-5 图7-6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。现将计算出的截面C处的MH、MV及M的值列于下表载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M总弯矩扭矩T【4】按弯矩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。根据上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力前以选定轴的材料为45钢，调质处理，由机械设计表15-1查得。因此，故安全。（二) 中间轴的设计图7-7 中间轴的结构尺寸【

23、1】按照低速级轴的设计方法，拟定轴上零件的装配方案轴的各段直径：（1）1-2段用于安装轴承6311，取直径为55mm;（2）2-3段用于轴肩，取直径60mm；（3）3-4段为齿轮轴，分度圆直径为72mm；（4）4-5段用于轴肩，取直径65mm；（5）5-6段用于安装高速级大齿轮，取直径为60mm；（6）6-7段用于安装轴承6311，取直径为55mm;【2】根据轴向定位的要求确定轴的各段长度：（1）1-2段用于安装轴承6311，长度为18mm;（2）2-3段用于轴肩，长度为21.5mm；（3）3-4段为齿轮轴，长度为77mm；（4）4-5段用于轴肩，长度为17.5mm；（5）5-6段用于安装高速

24、级大齿轮，长度为50mm；（6）6-7段用于安装轴承6311，长度为46mm;【3】确定轴上圆角和倒角尺寸参考机械设计表15-2，取轴端倒角为C1.6，各轴肩处的圆角为R2。【4】轴上零件的轴向定位齿轮与轴的周向定位采用平键连接。按5-6段由机械设计表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为45mm，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合为。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。【5】轴上弯矩及强度校核（1）求作用在齿轮的力（2）根据轴的结构图做出轴的计算简图（图7-8）。根据轴的计算简图作出轴的弯矩图（图7-9）和扭矩图（图7

25、-10）。A B C D图7-8图7-9图7-10从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面B是轴的危险截面。现将计算出的截面B处的MH、MV及M的值列于下表载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M总弯矩扭矩T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B）的强度。根据上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力。前以选定轴的材料为45钢，调质处理，由机械设计表15-1查得。因此，故安全。（三）高速轴设计图7-11 高速轴的结构及尺寸【1】按照低速级轴的设计方法，拟定轴上零件的装配方案轴的各段直径：（1）1-2段用于安装轴承6209，取直径为45mm;

26、（2）2-3段用于轴肩，取直径48mm；（3）3-4段为齿轮轴，分度圆直径为54mm；（4）4-5段用于轴肩，取直径48mm；（5）5-6段用于安装轴承6209，取直径为45mm；（6）6-7段用于安装油封，取直径为40mm;（7）7-8段用于安装皮带轮，取直径为36mm;【2】根据轴向定位的要求确定轴的各段长度：（1）1-2段用于安装轴承6209，长度为18mm;（2）2-3段用于轴肩，长度为112mm；（3）3-4段为齿轮轴，长度为62mm；（4）4-5段用于轴肩，长度为20mm；（5）5-6段用于安装轴承6209，长度为18mm；（6）6-7段用于安装油封，长度为50mm;（7）7-8段

27、用于安装皮带轮，长度为65mm;【3】确定轴上圆角和倒角尺寸参考机械设计表15-2，取轴端倒角为C1.6，各轴肩处的圆角为R1。【4】轴上零件的轴向定位皮带轮与轴的周向定位采用平键连接。按7-8段由机械设计表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为50mm，同时为了保证皮带轮与轴配合有良好的对中性，故选择皮带轮轮毂与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。【5】轴上弯矩及强度校核（1）求作用在齿轮的力（2）首先根据轴的结构图做出轴的计算简图（图7-12）。根据轴的计算简图作出轴的弯矩图（图7-13）和扭矩图（图7-14）A B C 图7-12图

28、7-13图7-14从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面B是轴的危险截面。现将计算出的截面B处的MH、MV及M的值列于下表载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M总弯矩扭矩T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B）的强度。根据上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力。前以选定轴的材料为45钢，调质处理，由机械设计表15-1查得。因此，故安全。8. 键联接设计（1）选择键联接的类型和尺寸本减速器中的键均采用平键联接。皮带轮与高速轴的平键尺寸为：，高速轴与高速级大齿轮的平键尺寸为：，低速轴与低速级大齿轮的平键尺寸为：，低速轴与联轴器的平键尺

29、寸为：，（2）键连接强度计算查机械设计表6-2可知，键连接的许用应力为假定载荷在键的工作面上均匀分布，则各个键连接的强度为：由以上可知，键连接的强度符合要求。9. 箱体结构的设计 减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量。（1）窥视孔和窥视孔盖 在减速器上部可以看到传动零件啮合处要开窥视孔，以便检查齿面接触斑点和赤侧间隙，了解啮合情况。润滑油也由此注入机体内。窥视孔上有盖板，以防止污物进入机体内和润滑油飞溅出来。（2） 放油螺塞 减速器底部设有放油孔，用于排出污油，注油前用螺塞赌注。（3）油标 油标用来检查油面高度，以保证有正常的油量。油标有各种结构类型，有的

30、已定为国家标准件。（4）通气器 减速器运转时，由于摩擦发热，使机体内温度升高，气压增大，导致润滑油从缝隙向外渗漏。所以多在机盖顶部或窥视孔盖上安装通气器，使机体内热涨气自由逸出，达到集体内外气压相等，提高机体有缝隙处的密封性能。（5）启盖螺钉 机盖与机座结合面上常涂有水玻璃或密封胶，联结后结合较紧，不易分开。为便于取盖，在机盖凸缘上常装有一至二个启盖螺钉，在启盖时，可先拧动此螺钉顶起机盖。在轴承端盖上也可以安装启盖螺钉，便于拆卸端盖。对于需作轴向调整的套环，如装上二个启盖螺钉，将便于调整。（6）定位销 为了保证轴承座孔的安装精度，在机盖和机座用螺栓联结后，镗孔之前装上两个定位销，孔位置尽量远些

31、。如机体结构是对的，销孔位置不应该对称布置。（7）调整垫片调整垫片由多片很薄的软金属制成，用一调整轴承间隙。有的垫片还要起调整传动零件轴向位置的作用。（8）环首螺钉、吊环和吊钩 在机盖上装有环首螺钉或铸出吊环或吊钩，用以搬运或拆卸机盖。（9）密封装置 在伸出轴与端盖之间有间隙，必须安装密封件，以防止漏油和污物进入机体内。密封件多为标准件，其密封效果相差很大，应根据具体情况选用。名称符号尺寸关系计算结果机座壁厚8机盖壁厚8机座凸缘厚度12机盖凸缘厚度12机座底凸缘厚度20地脚螺钉直径M16地脚螺钉数目时4轴承旁联接螺栓直径M12机盖与机座联接螺栓直径M8联接螺栓的间距150轴承端盖螺钉直径M6窥

32、视孔盖螺钉直径M5定位销直径12、到外机壁距离参考机械设计课程设计22、18、13、至凸缘距离参考机械设计课程设计20、11轴承旁凸台半径20凸台高度根据低速级轴承座外径确定外机壁至轴承座端面距离50大齿轮顶圆与内机壁距离16齿轮端面与内机壁距离10机盖、基座肋厚、轴承端盖外径轴承座孔直径+120120100轴承端盖凸缘厚度8轴承旁联接螺栓距离12012010010. 润滑密封设计（1） 润滑设计由于两对啮合齿轮中大齿轮的直径相差不大，且速度不大，所以齿轮传动采用浸油润滑，滚动轴承采用油道润滑。经查表可得，采用全损耗系统用油（GB/T433-1989）,代号为L-AN32。（2） 密封设计为防止油池中的油溅出，输入轴和输出轴处用毡圈密封。11. 联轴器设计 （1）类型选择.工作机载荷基本稳定，无冲击，因此选用弹性柱销联轴器（2）载荷计算.公称转矩：查课本,选取所以计算转矩 （3）低速轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径，与联轴器的孔径相适应,结合计算转矩和轴的直径，查机械设计手册，选用LX3型弹性柱销联轴器，具体参数为：公称转矩为 许用转速 半联轴器的孔径，半联轴器长度，半联轴器与轴配合的毂孔长度四、设计小结本次机械设计课程设计对我们车辆工程的学生来说是一次较大的挑战，综合能力与实践能力要求较