机械设计课程设计同轴式二级圆柱齿轮减速器说明书.doc

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1、机械设计课程设计同轴式二级圆柱齿轮减速器 School of Mechanical and Electrical Engineering机械设计课程设计同轴式二级圆柱齿轮减速器垂直斗式提升机传动装置设计 学院：机电工程学院 班级：机自10-9班 姓名：徐西华 学号：03101149 2013.1.18 目录一、设计任务书1二、传动方案的拟定及说明1三、电动机的选择3四、计算传动装置总传动比和分配各级传动比3五、计算传动装置的运动和动力参数4六、传动件的设计计算51.V带传动设计计算52.斜齿轮传动设计计算7七、轴的设计计算121.高速轴的设计122.中速轴的设计153.低速轴的设计19精确校核

2、轴的疲劳强度22八、滚动轴承的选择及计算261.高速轴的轴承262.中速轴的轴承273.低速轴的轴承29九、键联接的选择及校核计算31十、联轴器的选择32十一、减速器附件的选择和箱体的设计32十二、润滑与密封33十三、设计小结34十四、参考资料35设计计算及说明结果一、 设计任务书设计一用于带式运输机上同轴式二级圆柱齿轮减速器1. 总体布置简图2. 工作情况工作平稳、单向运转3. 原始数据运输机卷筒扭矩（Nm）运输带速度（m/s）卷筒直径（mm）带速允许偏差（%）使用年限（年）工作制度（班/日）13501.1 4005824. 设计内容(1) 电动机的选择与参数计算(2) 斜齿轮传动设计计算(

3、3) 轴的设计(4) 滚动轴承的选择(5) 键和联轴器的选择与校核(6) 装配图、零件图的绘制(7) 设计计算说明书的编写5. 设计任务(1) 减速器总装配图1张（1号图纸）(2) 齿轮、轴零件图各2张（3号图纸）(3) 设计计算说明书一份二、 传动方案的拟定及说明如任务书上布置简图所示，传动方案采用V带加同轴式二级圆柱齿轮减速箱，采用V带可起到过载保护作用，同轴式可使减速器横向尺寸较小。设计计算及说明结果三、 电动机的选择1. 电动机类型选择按工作要求和工作条件，选用一般用途的（IP44）系列三相异步电动机。它为卧式封闭结构。2. 电动机容量(1) 卷筒轴的输出功率(2) 电动机的输出功率传

4、动装置的总效率式中，为从电动机至卷筒轴之间的各传动机构和轴承的效率。由机械设计课程设计（以下未作说明皆为此书中查得）表2-4查得：V带传动；滚动轴承；圆柱齿轮传动；弹性联轴器；卷筒轴滑动轴承，则故 (3) 电动机额定功率由第二十章表20-1选取电动机额定功率。3. 电动机的转速由表2-1查得V带传动常用传动比范围，由表2-2查得两级同轴式圆柱齿轮减速器传动比范围，则电动机转速可选范围为设计计算及说明结果可见同步转速为750r/min、1000r/min、1500r/min和3000r/min的电动机均符合。这里初选同步转速分别为1000r/min和1500r/min的两种电动机进行比较，如下表

5、：方案电动机型号额定功率（kW）电动机转速（r/min）电动机质量（kg）传动装置的传动比同步满载总传动比V带传动两级减速器1Y160M-411150014608134.4682.013.9由表中数据可知两个方案均可行，但方案1的电动机质量较小，且比价低。因此，可采用方案1，选定电动机型号为Y132M-4。4. 电动机的技术数据和外形、安装尺寸由表20-1、表20-2查出Y132M-4型电动机的主要技术数据和外形、安装尺寸，并列表记录备份。型号额定功率(kw)同步转速(r/min)满载转速(r/min)堵转转矩额定转矩最大转矩额定转矩Y160M-411150014602.22.3HDEGKL质

6、量（kg）132388033125151081四、 计算传动装置总传动比和分配各级传动比1. 传动装置总传动比2. 分配各级传动比取V带传动的传动比，则两级圆柱齿轮减速器的传动比为所得符合一般圆柱齿轮传动和两级圆柱齿轮减速器传动比的常用范围。设计计算及说明结果五、 计算传动装置的运动和动力参数1. 各轴转速电动机轴为0轴，减速器高速轴为轴，中速轴为轴，低速轴为轴，各轴转速为2. 各轴输入功率按电动机额定功率计算各轴输入功率，即 3. 各州转矩电动机轴高速轴中速轴低速轴转速（r/min）146073019653功率（kW）1110.5610.149.7471.95137.1498494.1151

7、754.667设计计算及说明结果六、 传动件的设计计算1. V带传动设计计算（1） 确定计算功率由于是带式输送机，每天工作两班，查机械设计（V带设计部分未作说明皆查此书）表8-7得， 工作情况系数（2） 选择V带的带型由、 由图8-11选用B型（3） 确定带轮的基准直径并验算带速初选小带轮的基准直径。由表8-6和表8-8，取小带轮的基准直径验算带速v。按式(8-13)验算带的速度,故带速合适。计算大带轮的基准直径。根据式(8-15a),计算大带轮基准直径根据表8-8，圆整为（4） 确定V带的中心距a和基准长度根据式(8-20)，初定中心距。由式(8-22)计算带所需的基准长度由表8-2选带的基

8、准长度B型设计计算及说明结果按式(8-23)计算实际中心距a。中心距变化范围为500.98581.98mm。（5） 验算小带轮上的包角（6） 确定带的根数 计算单根V带的额定功率由和，查表8-4a得根据，i=2.0和B型带，查表8-4b得 计算V带的根数z。取5根。（7） 计算单根V带的初拉力的最小值由表8-3得A型带的单位长度质量q=0.18kg/m，所以应使带的实际初拉力（8） 计算压轴力5根设计计算及说明结果2. 斜齿轮传动设计计算按低速级齿轮设计：小齿轮转矩，小齿轮转速，传动比。（1） 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数选用斜齿圆柱齿轮运输机为一般工作机器，速度不高，故选8级精度（GB

9、10095-88）由机械设计（斜齿轮设计部分未作说明皆查此书）表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS；大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者硬度差为40HBS。选小齿轮齿数：大齿轮齿数初选取螺旋角（2） 按齿面接触强度设计按式(10-21）试算，即确定公式内各计算数值a) 试选载荷系数b) 由图10-30选取区域系数c) 由图10-26查得，d) 小齿轮传递的传矩e) 由表10-7选取齿宽系数f) 由表10-6查得材料弹性影响系数g) 由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限h) 由式10-13计算应力循环次数：斜齿

10、圆柱齿轮8级精度设计计算及说明结果i) 由图10-19查得接触疲劳寿命系数j) 计算接触疲劳许用应力：取失效概率为1%，安全系数S=1，由式(10-12)得k) 许用接触应力计算a) 试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得b) 计算圆周速度c) 齿宽b及模数mntd) 计算纵向重合度e) 计算载荷系数K由表10-2查得使用系数 根据，7级精度，由图10-8查得动载系数；由表10-4查得的值与直齿轮的相同，故；因表10-3查得；图10-13查得设计计算及说明结果故载荷系数： f) 按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式(10-10a)得g) 计算模数（3） 按齿根弯曲强度设计由式(10-17)

11、确定计算参数a) 计算载荷系数b) 根据纵向重合度，从图10-28查得螺旋角影响系数c) 计算当量齿数d) 查取齿形系数由表10-5查得e) 查取应力校正系数由表10-5查得f) 计算弯曲疲劳许用应力由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲疲劳强度极限设计计算及说明结果由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式(10-12)得g) 计算大、小齿轮的，并加以比较大齿轮的数值大设计计算对比计算的结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计

12、算应有的齿数。于是由取，则（4） 几何尺寸计算计算中心距将中心距圆整为254mm按圆整后的中心距修正螺旋角设计计算及说明结果因值改变不多，故参数等不必修正计算大、小齿轮的分度圆直径计算齿轮宽度圆整后取由于高速轴的转矩较小，齿轮过宽照成浪费，故去齿轮宽度系数为0.8所以宽度为 由于是同轴式二级齿轮减速器，因此两对齿轮取成完全一样，这样保证了中心距完全相等的要求，且根据低速级传动计算得出的齿轮接触疲劳强度以及弯曲疲劳强度一定能满足高速级齿轮传动的要求。为了使中间轴上大小齿轮的轴向力能够相互抵消一部分，故高速级小齿轮采用左旋，大齿轮采用右旋，低速级小齿轮右旋大齿轮左旋。高速级低速级小齿轮大齿轮小齿轮

13、大齿轮传动比3.728模数(mm)4螺旋角14.24.48中心距(mm)254齿数26972697齿宽(mm)1151109590直径(mm)分度圆107.38400.26107.38400.26齿根圆102.38395.26102.38395.26齿顶圆111.38404.26111.38404.26旋向左旋右旋右旋左旋设计计算及说明结果七、 轴的设计计算1. 高速轴的设计(1) 高速轴上的功率、转速和转矩转速（）高速轴功率（）转矩T（）73010.56138.148(2) 作用在轴上的力已知高速级齿轮的分度圆直径为=107.38 ，根据机械设计（轴的设计计算部分未作说明皆查此书）式(10-

14、14)，则(3) 初步确定轴的最小直径先按式(15-2)初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3，取,于是得 考虑到健对轴强度的削弱和联轴器对轴颈的要求，最后取d=30mm。(4) 轴的结构设计 1）拟订轴上零件的装配方案（如图） 设计计算及说明结果2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度为了满足V带轮的轴向定位，-轴段右端需制出一轴肩，故取-段的直径d-=32mm。V带轮与轴配合的长度L1=80mm，为了保证轴端档圈只压在V带轮上而不压在轴的端面上，故-段的长度应比L1略短一些，现取L-=75mm。初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用角

15、接触轴承。参照工作要求并根据d-=35mm，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的角接触球轴承30308轴承，其尺寸为dDB=40mm90mm25.25mm，故d-=d-=40mm；而L-=25+20=45mm，L-=10mm。右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。由手册上查得30308轴承的定位轴肩高度h=4.5mm，因此，套筒左端高度为4.5mm，d-=50mm。取安装齿轮的轴段-的直径d-=45mm，取L-=9mm齿轮的左端与左端轴承之间采用套筒定位。轴承端盖的总宽度为36mm（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，取端盖的外端面与V带轮右端面间的距离L=24m

16、m，故取L-=60mm。至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。3）轴上零件的轴向定位V带轮与轴的周向定位选用平键10mm8mm63mm，V带轮与轴的配合为H7/r6；齿轮与轴的周向定位选用平键14mm9mm70mm，为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6；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表15-2，取轴端倒角，各圆角半径见图轴段编号长度（mm）直径（mm）配合说明-7530与V带轮键联接配合-6035定位轴肩-4540与7207AC轴承配合，套筒定位-9345与小齿轮键联接配合-1050定位

17、轴环-4040角接触球轴承7207AC轴承总长度323mm（5） 求轴上的载荷首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴承支点位置时，从手册中查取a值。对于30307型圆锥滚子轴承，由手册中查得a=29mm。因此，轴的支撑跨距为L1=126.5mm， L2+L3=62.5+67.5=130mm。根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出截面C是轴的危险截面。先计算出截面C处的MH、MV及M的值列于下表。设计计算及说明结果设计计算及说明结果载荷水平面H垂直面V支反力F，C截面弯矩M总弯矩扭矩（6） 按弯扭合成应力校核轴的强度根据式(15-5)及上表中的数据，以

18、及轴单向旋转，扭转切应力，取，轴的计算应力已选定轴的材料为45Cr，调质处理。由表15-1查得。因此，故安全。2. 中速轴的设计(1) 中速轴上的功率、转速和转矩转速（）中速轴功率（）转矩T（）19610.14494.12(2) 作用在轴上的力已知高速级齿轮的分度圆直径为，根据式(10-14)，则已知低速级齿轮的分度圆直径为，根据式(10-14)，则安全设计计算及说明结果(3) 初步确定轴的最小直径先按式(15-2)初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3，取,于是得(4) 轴的结构设计 1）拟订轴上零件的装配方案（如图） 2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长

19、度初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据d-=d-=45mm，由轴承产品目录中初步选取标准精度级的圆锥滚子轴承，其尺寸为dDB=45mm100mm27.25mm，故L-=L-=27+20=47mm。两端滚动轴承采用套筒进行轴向定位。由手册上查得圆锥滚子轴承的定位轴肩高度h=4.5mm，因此，左边套筒左侧和右边套筒右侧的高度为4.5mm。取安装大齿轮出的轴段-的直径d-=50mm；齿轮的左端与左端轴承之间采用套筒定位。为了使大齿轮轴向定位，取d-=55mm，又由于考虑到与高、低速轴的配合，取L-=140mm。至此，已初步确定了轴的各段直径

20、和长度。设计计算及说明结果3）轴上零件的轴向定位大小齿轮与轴的周向定位都选用平键14mm9mm70mm，为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6；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表15-2，取轴端倒角，各圆角半径见图轴段编号长度（mm）直径（mm）配合说明-4139与圆锥滚子轴承配合，套筒定位-8845与大齿轮键联接配合-14050定位轴环-11345与小齿轮键联接配合-4739与圆锥滚子轴承配合总长度435mm（5） 求轴上的载荷首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴承支点位置时，从手

21、册中查取a值。对于圆锥滚子轴承，由手册中查得a=23mm。因此，轴的支撑跨距为L1=70mm， L2=240.5，L3=82.5mm。根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出截面C是轴的危险截面。先计算出截面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FC截面弯矩M总弯矩扭矩设计计算及说明结果设计计算及说明结果（6） 按弯扭合成应力校核轴的强度根据式(15-5)及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力，取，轴的计算应力已选定轴的材料为45Cr，调质处理。由表15-1查得。因此，故安全。3. 低速轴的设计(1) 低速轴上的功率、转速和转矩转速

22、（）中速轴功率（）转矩T（）539.7381754168(2) 作用在轴上的力已知低速级齿轮的分度圆直径为，根据式(10-14)，则(3) 初步确定轴的最小直径先按式(15-2)初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3，取，于是得 (4) 轴的结构设计1） 拟订轴上零件的装配方案（如图） 安全设计计算及说明结果2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度为了满足半联轴器的轴向定位，-轴段左端需制出一轴肩，故取-段的直径d-=75mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度L1=107mm，为了保证轴端档圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故-段的长度应比L1略短一些，现取L

23、-=105mm。初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据d-=70mm，由轴承产品目录中初步选取标准精度级的圆锥滚子轴承，其尺寸为dDB=75mm160mm40mm，故d-=d-=75mm；而L-=55mm，L-=40+20=60mm。左端滚动轴承采用轴环进行轴向定位。由表15-7查得30315的定位高度h=6mm，因此，取得d-=90mm。右端轴承采用套筒进行轴向定位，同理可得套筒右端高度为6mm。取安装齿轮出的轴段-的直径d-=85mm；齿轮的右端与右端轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为110mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此

24、轴段应略短于轮毂宽度，故取l-=108mm。轴承端盖的总宽度为30mm（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，取端盖的外端面与联轴器左端面间的距离L=30mm，故取L-=60mm。至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。3） 轴上零件的轴向定位半联轴器与轴的联接，选用平键为20mm12mm80mm，半联轴器与轴的配合为H7/k6。齿轮与轴的联接，选用平键为22mm14mm90mm，为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6。4） 确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2，取轴端倒角，各圆角半径见图轴段编号长度（mm）直径（mm）配合说明-5575与滚子轴

25、承30315轴承配合-1090轴环-10885与大齿轮以键联接配合，套筒定位-6075与7214AC型角接触球轴承配合-6073与端盖配合，做联轴器的轴向定位-10570与联轴器键联接配合总长度398mm设计计算及说明结果设计计算及说明结果（5） 求轴上的载荷首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴承支点位置时，从手册中查取a值。对于圆锥滚子轴承，由手册中查得a=31mm。因此，轴的支撑跨距为根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出截面B是轴的危险截面。先计算出截面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FB截面弯矩M总弯矩扭矩（6）

26、 按弯扭合成应力校核轴的强度根据式(15-5)及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力，取，轴的计算应力已选定轴的材料为45Cr，调质处理。由表15-1查得。因此，故安全。（7） 精确校核轴的疲劳强度1） 判断危险截面截面只受扭矩作用，虽然键槽，轴肩及过渡配合引起的应力集中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，所以截面无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面和处过盈配合引起应力集中最严重；从受载情况来看，截面B上的应力最大。截面的应力集中影响和截面的相近，但截面不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必做强度校核。截面B上虽然应力最大，但应力集中不大（过盈配合

27、及键槽引起的应力集中均在两端），而这里轴的直径也大，故截面B不必校核。截面显然更不必校核。由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左右两侧。安全设计计算及说明结果2） 截面左侧抗弯截面系数抗扭截面系数截面左侧的弯矩为截面上的扭矩为截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力轴的材料为45Cr，调质处理。由表15-1查得截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数按附表3-2 经插值后可查得又由附图3-1可得轴的材料的敏性系数为故有效应力集中系数为由附图3-2得尺寸系数由附图3-3得扭转尺寸系数轴按磨削加工，附图3-4得表面质量系数为轴未经表面强化处理，即q=1，则得综合

28、系数值为设计计算及说明结果又由3-1和3-2查得碳钢的特性系数, 取；, 取；于是，计算安全系数值，按式(15-6)(15-8)则得故可知其安全。3） 截面右侧抗弯截面系数抗扭截面系数截面右侧的弯矩为截面上的扭矩为截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力轴的材料为45Cr，调质处理。由表15-1查得截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数按附表3-2 安全设计计算及说明结果经插值后可查得又由附图3-1可得轴的材料的敏性系数为故有效应力集中系数为由附图3-2得尺寸系数由附图3-3得扭转尺寸系数轴按磨削加工，附图3-4得表面质量系数为轴未经表面强化处理，即q=1，则得综合系数值为又由3-1和3-2查得碳钢

29、的特性系数, 取；, 取；于是，计算安全系数值，按式(15-6)(15-8)则得故可知其安全。安全设计计算及说明结果八、 滚动轴承的选择及计算轴承预期寿命 1. 高速轴的轴承选用30308圆锥滚子轴承，查表，得a= cr=75.2KN （1） 求两轴承所受到的径向载荷和由高速轴的校核过程中可知：，（2） 求两轴承的计算轴向力和由机械设计表13-7得 因为所以（3） 求轴承当量动载荷和设计计算及说明结果 由机械设计表13-6，取载荷系数 （4） 验算轴承寿命因为，所以按轴承1的受力大小验算故所选轴承满足寿命要求。2. 中速轴的轴承选用30309型圆锥滚子轴承，查课程设计表15-7，得 ， （1）

30、 求两轴承所受到的径向载荷和由中速轴的校核过程中可知：，（2） 求两轴承的计算轴向力和满足寿命要求设计计算及说明结果由机械设计表13-7得 因为所以（3） 求轴承当量动载荷和 由机械设计表13-6，取载荷系数 （4） 验算轴承寿命因为，所以按轴承1的受力大小验算故所选轴承满足寿命要求。满足寿命要求设计计算及说明结果3. 低速轴的轴承选用3031型圆锥滚子轴承，查课程设计表15-7，得 ， （1） 求两轴承所受到的径向载荷和由低速轴的校核过程中可知：，（2） 求两轴承的计算轴向力和由机械设计表13-7得 因为所以（3） 求轴承当量动载荷和 设计计算及说明结果由机械设计表13-6，取载荷系数 （4

31、） 验算轴承寿命因为，所以按轴承2的受力大小验算故所选轴承满足寿命要求。满足寿命要求设计计算及说明结果九、 键联接的选择及校核计算由机械设计式(6-1）得 键、轴和轮毂的材料都是钢，由机械设计表6-2，取（1） V带轮处的键取普通平键1063GB1096-79键的工作长度键与轮毂键槽的接触高度（2） 高速轴上小齿轮处的键取普通平键1470GB1096-79键的工作长度键与轮毂键槽的接触高度（3） 中速轴上大齿轮处的键取普通平键1470GB1096-79键的工作长度键与轮毂键槽的接触高度（4） 中速轴上小齿轮处的键取普通平键1470GB1096-79键的工作长度键与轮毂键槽的接触高度（5） 低速

32、轴上大齿轮处的键取普通平键2080GB1096-79键的工作长度键与轮毂键槽的接触高度该键满足强度要求该键满足强度要求该键满足强度要求该键满足强度要求该键满足强度要求设计计算及说明结果（6） 联轴器周向定位的键取普通平键1880GB1096-79键的工作长度键与轮毂键槽的接触高度联接挤压强度不够，而且相差甚远，因此考虑采用双键，相隔180布置。则该双键的工作长度为十、 联轴器的选择根据输出轴转矩，查课程设计表17-4选用HL5联轴器60142GB5014-85，其公称扭矩为符合要求。十一、 减速器附件的选择和箱体的设计1. 窥视孔和视孔盖查课程设计（减速器附件的选择部分未作说明皆查此书）表9-

33、18，选用板结构视孔盖， 。2. 通气器查表9-7，选用经一次过滤装置的通气冒。3. 油面指示器查表9-14，选用油标尺。4. 放油孔和螺塞查表9-16，选用外六角油塞及封油垫。5. 起吊装置查表9-20，选用箱盖吊耳， 箱座吊耳，6. 定位销查表14-3，选用圆锥销GB 117-86 A12407. 起盖螺钉查表13-7，选用GB5782-86 M835该键满足强度要求设计计算及说明结果8. 箱体的设计名称符号尺寸箱座壁厚8箱盖壁厚18箱体凸缘厚度b、b1、b2b=12;b1=12;b2=20加强筋厚m、m1m=8;m1=8地脚螺钉直径df21地脚螺钉数目n6轴承旁联接螺栓直径d116箱盖、

34、箱座联接螺栓直径d210十二、 润滑与密封由于中速速轴上的大齿轮齿顶线速度大于2m/s，所以轴承采用油润滑。为防止润滑油外泄，用毡圈密封。设计计算及说明结果十三、 设计小结设计计算及说明结果十四、 参考资料1机械设计（第八版） 高等教育出版社西北工业大学机械原理及机械零件教研室 编著濮良贵 纪名刚 主编 2机械原理（第六版） 高等教育出版社西北工业大学机械原理及机械零件教研室 编著孙 桓 陈作模 主编 3课程设计 高等教育出版社华中理工大学 王 昆重 庆 大 学 何小柏同 济 大 学 汪信远 主编4.机械制图 同济大学出版社 许连元 李强德 徐祖茂 主编5. 机械设计手册(软件版)R2.039