圆柱齿轮减速器计算说明书.doc

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1、.*目录第一章 电动机的选择及相关参数计算31.1确定传动方案31.2选择电动机3（1）选择电动机的类型3（2）选择电动机的额定功率3（3）确定电动机的转速4（4） 确定电动机的型号41.3传动装置的总传动比的计算和分配51.4计算传动装置的运动和动力参数5（1）计算各轴输入功率5（2）计算各轴转速6（3） 计算各轴转矩6第二章 链的传动设计计算72.1选择链轮齿数和72.2计算链节数Lp72.3计算额定功率 72.4选取链的节距P82.5确定实际中心距a82.6验算链速82.7选择润滑方式82.8求作用在轴上的载荷82.9链轮的主要尺寸8第三章齿轮传动设计83.1选择齿轮材料、热处理方法及精

2、度等级83.2按齿面接触疲劳强度设计齿轮93.3主要参数选择和几何尺寸计算113.4齿根校核123.5验算误差13第四章 轴的设计计算13（2）确定滚动轴承在箱体座孔中的安装位置14（3）确定轴承座孔的宽度L144.1低速轴的设计144.1.1轴的结构设计144.1.2低速轴的受力分析164.1.3校核低速轴的强度174.1.4 选择轴的材料和热处理194.2高速轴的设计194.2.1 选择轴的材料和热处理194.2.2初步计算轴的直径194.2.3轴的结构设计194.2.3校核高速轴的强度204.3轴的尺寸21第五章 轴承强度校核225.1低速轴承的校核225.2高速轴承的校核23第六章 键

3、连接的选择及其校核计算236.1选择键的类型和规格236.2校核键的强度24第七章 联轴器的选择247.1求计算转矩Tc247.2选定型号25第八章 减速器基本结构的设计和选择258.1滚动轴承的拆卸258.2轴承盖的选择与尺寸计算258.3润滑与密封26第九章 箱体尺寸及附件的设计269.1箱体尺寸269.2附件的设计28第十章 参考文献30计算说明 第一章 电动机的选择及相关参数计算1.1确定传动方案本次设计选用的带式输送机的机械传动装置方案为一级闭式齿轮和链传动。1.2选择电动机（1）选择电动机的类型按工作要求及工作条件选用三相异步电动机，封闭自扇冷式结构，电压380V，Y系列。（2）选

4、择电动机的额定功率 带式输送机的性能参数：输送带工作拉力F/N输送带工作速度v/ms-1卷筒直径D/mm26001.7450表一工作机所需功率为： 从电动机到工作机的传动总效率为：其中、分别为链传动、齿轮传动、滚动轴承、弹性套柱销联轴器和工作机的效率，查取机械设计 ：的选取：因为是开式链传动查表得=0.900.93 这里取=0.90的选取：选用圆柱直齿齿轮7级精度（稀油润滑）查表得=0.98的选取：选取深沟球轴承。查表得=0.99的选取：考虑到联轴器与与电机直接相连，轴的转速较高，但是转矩也不太大，启动频繁，电动机与减速器两轴间一般有一定的相对位移，所以选用弹性套柱销式联轴器。查表得=0.99

5、0.995 这里取=0.99的选取：工作机的效率取为0.97故=0.830 电动机所需功率为 又因为电动机的额定功率查机械设计，选取电动机的额定功率为5.5kW，满足电动机的额定功率 。（3）确定电动机的转速 传动滚筒轴工作转速： 查机械设计， 链传动常用传动比为i1=24，圆柱齿轮传动一级减速器常用传动比范围为i2=35（7级精度）。根据传动装置的总传动比i与各级传动比i1、i2、in之间的关系是i=i1i2in，可知总传动比合理范围为i=620。又 因为 ，故 电动机的转速可选择范围相应为433r/min到1443r/min符合这一范围的同步转速有750r/min、1000r/min两种。

6、这里选取同步转速为1000r/min（常用）的电机。（4） 确定电动机的型号查机械设计，选取电机 型号为Y132M2-6,得到电动机的主要参数以及安装的有关尺寸(mm)，见以下两表：且应保证大于1.25电动机的技术数据电动机型号额定功率（kw）同步转速（r/min）满载转速（r/min）Y132M2-65.510009602.02.0表三电动机的安装及有关尺寸(mm) 中心高H(mm)轴伸尺寸DE键公称尺寸FGD1323880108表四1.3传动装置的总传动比的计算和分配（1） 理论总传动比 （2） 分配各级传动比各级传动比与总传动比的关系为i=i1i2。根据链传动的传动比范围i1=2 4 ，

7、初选i13.5，则单级圆柱齿轮减速器的传动比为3.8，符合圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围i2=35（7级精度），且符合了在设计链传动和一级圆柱齿轮减速器组成的传动装置中，应使链传动比小于齿轮传动比，即i链i齿。1.4计算传动装置的运动和动力参数（1）计算各轴输入功率 0轴（电动机轴）的输出功率为： P0=5.53kW 1轴（减速器高速轴）的输入功率：从0轴到1轴，经过一个联轴器。所以: P1=P04=5.53kW0.99=5.2767kW 2轴（减速器低速轴）的输入功率：从1轴到2轴，经过一对轴承，一对齿轮啮合传动。所以： P2=P123=5.2767kW0.990.97=5.1195kW

8、3轴（滚筒轴）的输入功率：从2轴到3轴，经过链传动和一对轴承。所以： P3=P213=5.1195kW0.990.92=4.56kW（2）计算各轴转速 0轴（电动机轴）的转速： n=nm=960r/min 1轴（减速器高速轴）的转速： 2轴（减速器低速轴）的转速： 3轴（滚筒轴）的转速： （3） 计算各轴转矩1)0轴（电动机轴）的转矩： T0=9550P0n0=95505.53kw960r/min=53.023N.m2)1轴（减速器高速轴）的转矩： T1=9550P1n1=95505.28kw960r/min=52.525N.m3)2轴（减速器低速轴）的转矩： T2=9550P2n2=9550

9、5.12kw251.63r/min=193.55N.m4) 3轴（滚筒轴）的转矩： T3=9550P3n3=95504.56kw72.19r/min=603.24N.m把上述计算结果列于下表：参数轴名输入功率 （kW）转速(r/min)输入转矩（N.m）传动比传动效率轴0（电动机轴）5.3396053.0210.99轴1（高速轴）5.2896052.5333.80.9702轴2（低速轴）5.12 252.63193.553.50.891轴3（滚筒轴）4.5672.19603.24表五第二章 链的传动设计计算2.1选择链轮齿数和查机械基础表124，设v=0.63 m/s 选取=17 则 取整=5

10、9 链的实际传动比为=3.47。 2.2计算链节数Lp 初定中心距=40p 则有=119.12 取整并取偶数Lp=1202.3计算额定功率 ，由机械基础表125查得，=1.0，由表127查得=1.0， 由于在工作时可能出现链板疲劳破坏，链工作在图1213所示曲线的左侧，按照表126中的公式算的当=17时=0.902，所以=5.632 kw2.4选取链的节距P小链轮的转速，由机械基础图12-13选取链型号为16A,得链节距P=25.40mm。2.5确定实际中心距a由机械基础式12-14得计算中心距为=1046.42mm，中心距可调，实际中心距a=a-a，a=(0.0020.004)a 取a=0.

11、004a=4.186mm，实际中心距a=a-a=1046.42-4.186=1042.23mm，取实际中心距a=1043mm2.6验算链速 由公式V=zpn601000=1.82m/s，与原假设符合2.7选择润滑方式 按p=25.40mm v=1.54m/s 查机械基础图12-14得：该链传动用滴油润滑。2.8求作用在轴上的载荷 F=1000p/v=2816N FQ=(1.15-1.2）F=3238.4-3379.2N2.9链轮的主要尺寸分度圆直径：d=Psin180z=142.44，轮毂厚度：h=42（采用图书馆书计算）第三章齿轮传动设计3.1选择齿轮材料、热处理方法及精度等级3.1.1齿轮

12、材料、热处理方法及齿面硬度考虑到是普通减速器，故采用软齿面齿轮传动，参照机械设计学基础表13-1，选小齿轮材料为40Cr调质，硬度为250HWB,大齿轮材料为42SiMn调质，硬度为220HBW，（两者硬度差为30HBW）。3.1.2精度等级初选减速器为一般齿轮传动，圆周速度不会太大，根据机械设计学基础，初选7级精度。3.2按齿面接触疲劳强度设计齿轮由于本设计中的减速器是软齿面的闭式齿轮传动，齿轮承载能力主要由齿轮接触疲劳强度决定，其设计公式为：其中=i3.2.1确定载荷系数K因为该齿轮传动是软齿面的齿轮，圆周速度也不大，精度也不高，而且齿轮相对轴承是对称布置，根据电动机和载荷的性质查机械设计

13、学基础，得K的范围为1.21.4， 取K1.3。 T1=9550P1n1=95505.28kw960r/min=52.525N.m3.2.2许用接触疲劳许用应力 ）接触疲劳极限应力由机械设计学基础图1312中的MQ取值线，根据两齿轮的齿面硬度，查得极限应力为=670MPa ， =620MPa ）接触疲劳寿命系数ZN 应力循环次数公式为 N=60 n jth 工作寿命每年按300天，每天工作16小时，故 th=(3001016)=48000h N1=60960148000=2.7648109 N2=N1i=5.76108 查机械设计学基础图1313，且允许齿轮表面有一定的点蚀 ZN1=0.92

14、ZN2=0.96) 接触疲劳强度的最小安全系数SHmin查机械设计学基础按一般可靠度要求，得SHmin1 ）计算接触疲劳许用应力。将以上各数值代入许用接触应力计算公式得 p1=Hlim1ZN1SHmin=6700.921=616.4MPa p2=Hlim2ZN2SHmin=6200.961=595.2MPa）齿数比因为 Z2=i Z1，所以Z2=3.8Z1）齿宽系数由于本设计的齿轮传动中的齿轮为对称布置，且为软齿面传动，查机械基础表137，得到齿宽系数的范围为0.81.1。取。 ）计算小齿轮直径d1 由于，故应将代入齿面接触疲劳设计公式，得, d=47.84mm对于闭式软齿面齿轮传动，通常z1

15、在2040之间选取。先取z1分别得23、28、30三种方案，有下表方案 Z1 Z2 取标准模数 实际 d1实际传 动比 1 23 87 2.08 2.5 57.5 3.78 2 28 106 1.709 2 56 3.79 3 30 114 1.595 2 60 3.8比较的选取方案2，方案1和方案3均无必要的增大了d1,这将导致齿轮的结构尺寸增大。3.2.3圆周速度vV1=n1d160/1000=2.812m/s查机械设计学基础表132，该齿轮传动可以选用7级精度。3.3主要参数选择和几何尺寸计算 齿数 z128，则z2iz1106 模数mm=2 mm 分度圆直径d d1=mz1=228=5

16、6mm d2=mz2=2106=212mm 中心距a a=0.5d1+d2=135mm 齿轮宽度b大齿轮宽度 小齿轮宽度 其他几何尺寸的计算（，）齿顶高 由于正常齿轮， 所以齿根高 由于正常齿 所以全齿高 齿顶圆直径 、da2=d2+2ha=212+4=216mm齿根圆直径 df1=51mm、df2=207mm。3.4齿根校核齿根弯曲疲劳强度的校核公式为3.4.1齿形系数YFa和应力修正系数YSa根据Z1、Z2,查机械设计学基础表134，得YFa12.62，YSa11.59YFa2=2.19 YSa2=1.7853.4.2弯曲疲劳许用应力计算 )弯曲疲劳极限应力根据大小齿轮的材料、热处理方式和

17、硬度，由机械设计学基础图1314c的MQ取值线查得 ， ）弯曲疲劳寿命系数KFN 查机械设计学基础图1315得， KFN1=0.87 , KFN2=0.90 )弯曲疲劳强度的最小安全系数SFmin 本传动要求一般的可靠性，查机械设计学基础1表136，取SFmin1.25。）弯曲疲劳许用应力 将以上各参数代入弯曲疲劳许用应力公式得FP1=Flim1KFN1SFmin=5200.871.25=361.92MPaFP2=Flim2KFN2SFmin=4800.91.25=345.6MPa ）齿根弯曲疲劳强度校核 F1=2KT1YF1bmd1=21.352525564282.621.59MPa=90.

18、7MPaFp1 安全F2=2KT1YF2bmd1=21.352525564282.191.78MPa=85.12MPaFp2安全 因此，齿轮齿根的抗弯强度是安全的。3.5验算误差运输带转速误差：i=i理论-i实际i理论=0.0082m/s，宜用脂润滑。在靠近圆柱齿轮的内侧设置挡油板，以防止由于润滑油冲击轴承而使轴承的阻力增加并发热。轴承外侧的密封采用凸缘式轴承盖和毡圈来密封。（2）确定滚动轴承在箱体座孔中的安装位置因为轴承采用油润滑，那么可取轴承内侧端面到箱体的距离为8mm（3）确定轴承座孔的宽度L ，为箱座壁厚，为箱座、箱盖连接螺栓所需的扳手空间，查机械设计得，取8mm，C122mm，C22

19、0mm，L8+22+20+858mm。4.1低速轴的设计 4.1.1轴的结构设计（1）初定各轴段直径 位置轴直径 /mm 说明链轮处 36 按传递转矩估算得基本直径油封处 42 为满足链轮的轴向固定要求而设一轴肩，轴肩高度a=(0.07-0.1)d=2.52-3.6mm,取a=3轴承处 45选用深沟球轴承，为方便轴承从右端拆除，轴承内径应稍大于油封处轴颈，并符合滚动轴承标准内径，故取轴颈为45mm,初定轴承型号为6409，两端相同齿轮处 48考虑齿轮从右端装入，故齿轮孔径应稍大于轴承处直径，并为标准直径轴环处 52齿轮左端用轴环定位，按齿轮处轴颈d=48mm，轴环高度取为h=4mm左端轴承处

20、45为方便轴承拆卸，轴肩高度不能过高，取轴肩高度为3.5mm（2） 确定各轴段长度（由右至左)位置轴段长度/mm 说明链轮处 40求的链轮轮毂宽度为42mm，为保证轴承挡圈能压紧链轮，此轴段长度应略小于链轮轮毂的宽度，取40mm油封处 60此轴段包括两个部分：为方便轴承盖的拆卸，轴承盖外端面至链轮左端面的间距为22.4mm；有减速器及轴承盖的结构设计，取轴承盖右端面与轴承盖外端面的间距为37.6mm，故该轴段长为22.4+37.6=60mm齿轮处 54已知轮毂宽为56mm，为保证套筒能压紧齿轮，此轴段长应略小于齿轮轮毂的宽度，取54mm右端轴承处 48此轴段包括四个部分：轴承内圈宽度为19mm

21、，考虑到箱体的铸造误差，装配时留有余地，轴承左端面与箱体内壁的间距取为12mm，箱体内壁与齿轮右端面的间距取为15mm，齿轮对称布置，齿轮左右两端上述两值取同值，齿轮轮毂宽度与齿轮处轴段长度之差为2mm，故该轴段长度为48mm轴环处 10轴环宽度b，取b=10mm左端轴承处 36等于轴承的内圈宽度19mm，轴承左端面与箱体内壁的间距取为12mm，箱体内壁与齿轮右端面的间距取为15mm，齿轮对称布置，齿轮左右两端上述两值取同值，减去轴环的10mm，故该轴段长度为36mm 全轴长 24840+60+54+48+10+36=248mm（3） 传动零件的周向固定 齿轮及链轮处均采用A型普通键，齿轮处为

22、：键GB/T 1096 键14944；链轮处 GB/T 1096 键10830（4） 其他尺寸 为方便加工，并参照30209型轴承的安装尺寸，轴上过渡圆角半径全部取r=1mm,轴段倒角为C2。4.1.2低速轴的受力分析（1）已知轴传递的转矩T2=9550P2n2=95505.12kw251.63r/min=193.55N.m（2）求轴上的作用力齿轮上的切向力 齿轮上的径向力 N链轮作用在轴上的力 （3）确定轴的跨距 左右轴承的支反力作用点至齿轮力作用点的间距皆为56/2 +14+8+29/2=64.5mm 链轮力作用点与右端轴承支反力作用点的间距为29/2+45+60/2=89.5mm4.1.

23、3校核低速轴的强度（1）做轴的空间受力简图a) 36 10 54 48 60 40 FAH FT2 FBH FQH b) Fr2 FAV FBV FQV FAH Fr2 FQHc) FBH MH Ft2 FQV FAV FBVd) MV T e)经计算可知右端轴承轴径处的弯矩最大，合弯矩最大，所以需校核此处。（2）作水平面受力图及弯矩图MH(图c) （3）作垂直面受力图及弯矩MV图（图d)NN（4）合成弯矩M（5） 作转矩T图（图e)， T=193556 N.mm按当量弯矩校核轴的强度，由图知，右端轴承处截面的弯矩、转矩皆为最大，且相对尺寸较小，故应校核。当量弯矩为N.mm查机械基础表155得

24、，对于45号钢，b=600 Mpa ,其中-b=55Mpa，按式15-3得-b=55Mpa故轴的强度足够。4.1.4 选择轴的材料和热处理选用45号钢，正火处理4.2高速轴的设计4.2.1 选择轴的材料和热处理选用45号钢，正火处理4.2.2初步计算轴的直径估计直径d100mm，查表得b=600Mpa c=118 则有，考虑到想直接把小齿轮加工成齿轮轴，所以初选为32mm4.2.3轴的结构设计根据轴上零件得安装和固定要求，并考虑配合低速轴的结构，初步确定高速轴的结构。设有5个轴段。1段： 此段装联轴器。装联轴器处选用最小直径d1=32mm，根据机械基础，选用弹性套柱销联轴器，其轴孔直径为32m

25、m，轴孔长度为62mm。根据联轴器的轴孔长度，又由机械基础得，取轴伸段长度L160mm。2段：查机械设计，取轴肩高度h为3mm，则d2=d1+2h=32+23=38mm此轴段一部分长度用于装轴承盖，一部分伸出箱体外。计算的轴承端盖的厚度为9.6mm，轴承端盖和轴承座之间有1mm的垫片，且它们之间的连接螺钉直径为8mm，螺钉头厚度为5.3mm，轴承座宽度为58mm，轴承内侧面与内壁的距离为12mm，轴承宽度为15mm，则此段长度为L2=31+9.6+1+5.3+17.1=64mm3段：取轴肩高度h为1mm，则d3=d2+2h=38+21=40mm。此段装轴承与挡油板。选用深沟球轴承。查机械设计，

26、此处选用的轴承代号为6008，其内径为40mm，宽度为15mm。此段长度为L3=12+15+2=29mm4段：此段装齿轮，取轴肩高度h为3mm，则d4=d3+2h=mm。由于齿根圆直径与轴径相差不大，齿根圆的直径为51mm，与此轴段直径之差只有5mm，所以设计为齿轮轴。因为小齿轮的宽度为64mm，则L4=64+10+104=80mm5段：此轴段与3段对称，所以d5=40mm，L5=12+15+2=29mm4.2.3校核高速轴的强度a) 29 80 29 64 460 FAH FT1 FBH b) Fr1 FAV FBV FAH Fr1 FBHc） MH Ft1 FAV FBVd) MV T e

27、)Ft1=1826NFr1=665NFAH=332.5NFBH=332.5NFAV=913NFBV=913NT=51128 N.mm按当量弯矩校核轴的强度，由图知,齿轮轴处截面的弯矩、转矩皆为最大，且相对尺寸较小，故应校核。截面的当量弯矩为N.mm查机械基础表155得，对于45号钢，b=600 Mpa ,其中-b=55Mpa，按式15-3得FrA 所以选用FrB查机械基础表17-3得：ft=1 ，查机械基础p297得：圆锥滚子轴承的寿命指数为10/3 ，查机械设计得30209圆锥滚子轴承Cr= 67.8KN；则 L10h=16666.7167.86.335103252.63=80874.9h4

28、8000h所以预期寿命足够，轴承符合要求。5.2高速轴承的校核选用6008型深沟型球轴承。轴承的当量动负荷为由机械基础表176查得，fp11.2，取fp=1。因为Fa2=0N，则 查机械基础表175得，X=1 ，Y=0 。计算的Fr=972N查机械基础表17-3得：ft=1 ，查机械基础p297得：深沟球轴承的寿命指数为3 ，6008型深沟型球轴承Cr=17KN；则L10h=16666.71170.9723960=92880.7h48000h所以预期寿命足够,轴承符合要求。第六章 键连接的选择及其校核计算6.1选择键的类型和规格 轴上零件的周向固定和联轴器均选用A形普通平键。由机械基础P157

29、得键的材料采用强度极限不小于600MPa的碳素钢，通常采用45钢，所以此处选用45钢。 低速轴（参考机械设计p112）：根据链轮与轴连接处的轴径36mm，轴长为40mm，查得键的截面尺寸bh108mm，根据上述取键长L30mm，即GB/T 1096 键10830根据安装齿轮处轴径48mm，查得键的截面尺寸，轮毂宽为B=54，取键长L=44，即GB/T 1096 键14944。 低速轴： 根据安装联轴器处轴径，查得键的截面尺寸，此段长度B=60，由上述公式取键长L=50mm，即GB/T 1096 键10850。6.2校核键的强度 低速轴两键的校核A、 低速轴装齿轮轴段的键的校核： 强度校核 按挤

30、压强度校核，并且k=h/2，l=L-b，则工作面的挤压应力为p=2Tdkl=2252630484.544-14=77.97MPa已知轮毂材料为45钢，且载荷平稳，由机械基础表10-11得许用挤压应力为p=125150MPa 故键联接的挤压强度足够。B、低速轴轴端处的键的校核： 强度校核 按挤压强度校核，并且k=h/2，l=L-b，则工作面的挤压应力为p=2Tdkl=225263036450-10=81.7MPa 故键联接的挤压强度足够。C、高速轴轴端处的键的校核：强度校核 按挤压强度校核，并且k=h/2，l=L-b，则工作面的挤压应力为p=2Tdkl=25253032440-10=27.4MP

31、a 故键联接的挤压强度足够。第七章 联轴器的选择7.1求计算转矩TcK查表得K=1.5Kc=1.595505.33960=78.5N.m7.2选定型号 由GB/T4323-2002选定联轴器型号为TL5(半联轴器的材料为钢）由GB/T4323-2002知 标称转矩Tn=125Tc许用转矩n=3600n,合适电动机半联轴器用Y型轴孔，轴孔直径为d1=32mm 轴孔长L=82mm；减速器轴端半联轴器用J1型轴孔，轴孔直径d2=32mm，轴孔长L=62mm.联轴器的标记为第八章 减速器基本结构的设计和选择8.1滚动轴承的拆卸安装时，用手锤敲击装配套筒安装；为了方便拆卸，轴肩处露出足够的高度h，还要留

32、有足够的轴向空间L，以便放置拆卸器的钩头。8.2轴承盖的选择与尺寸计算轴承盖的选择：选用凸缘式轴承盖，用灰铸铁HT200制造，用螺钉固定在箱体上。其中，轴伸端使用透盖，非轴伸端使用闷盖。尺寸计算 ）轴伸端处的轴承盖（透盖）尺寸计算 A、高速轴：选用的轴承是6008深沟型球轴承，其外径D68mm，采用的轴承盖结构为凸缘式轴承盖中a图结构。查机械设计计算公式可得：螺钉直径d38，螺钉数 n6 B、低速轴：选用的轴承是30209圆锥滚子轴承，其外径D85mm。尺寸为：螺钉直径8，螺钉数6）非轴段处的轴承盖（闷盖）尺寸计算：高速轴与低速轴的闷盖尺寸分别与它们的透盖尺寸相同。8.3润滑与密封 齿轮的润滑

33、采用浸油润滑，浸油深度为一个齿高，但不小于10mm。 滚动轴承的润滑由于轴承周向速度为2.812m/s，所以选用脂润滑。选用通用锂基润滑脂（GB7324-2010）稠度等级1号。 润滑油的选择齿轮选用普通工业齿轮润滑油。 密封方法的选取箱内密封采用挡油盘。箱外密封选用凸缘式轴承盖，在非轴伸端采用闷盖，在轴伸端采用透盖，两者均采用垫片加以密封；此外，对于透盖还需要在轴伸处设置毡圈加以密封。第九章 箱体尺寸及附件的设计9.1箱体尺寸采用HT200铸造而成，其主要结构和尺寸如下：中心距a=134mm， 总长度L：442mm总宽度B：369mm总高度H：284mm 箱座壁厚：=0.025a+1=0.0

34、25134+1=4.358mm，未满足要求，直接取8 mm箱盖壁厚：=0.02a+1=0.02134+18mm,未满足要求，直接取8mm 箱座凸缘厚度b： =1.5*8=12 mm箱盖凸缘厚度b1： =1.5*8=12mm箱座底凸缘厚度b2：=2.5*8=20 mm箱座肋厚m：=0.85*8=8 mm轴承螺栓扳手空间： C122mm，C220mm轴承座端面外径D2：高速轴上的轴承：D高=68 mm 低速轴上的轴承：D低=85mm 轴承旁凸台半径R1： 箱体内壁至轴承座端面距离：=22+20+8+8=58mm 地脚螺钉直径：df=0.036a+12=16.824mm, 取=20mm地脚螺钉数量n

35、：因为a=134mm250mm，所以n=4 轴承旁螺栓直径： d1=0.075df，取d1=16凸缘联接螺栓直径：d2=（0.50.6）df，取10mm凸缘联接螺栓间距L：， 取L100mm轴承盖螺钉直径与数量n：高速轴上的轴承：d3=8, n6 低速轴上的轴承： d3=8， n6窥视孔盖螺钉直径：d2=（0.30.4）df, 取d46mm窥视孔盖螺钉数量n：因为a=140mm3050 ，取 40mm 9.2附件的设计（1）检查孔和盖板查机械设计表151，取检查孔及其盖板的尺寸为：A100，120，150，1800，200取A100mmA1130mm，A2115mm，B180mm，B50mm B2=65mmd4为M6，数目n4R5h6ABA1B1A2B2hRnd100501308011565654M6（2）通气器选用结构简单的通气器，由机械设计表157，取尺寸为（单位：mm）： dDD1ahbc