机械毕业设计42机械设计说明书搓丝机设计

机械设计基础课程设计说明书 第 1 页 共 35 页 一、 设计任务书 1、 设计题目： 搓丝 机设计 2、 设计背景： a、 题目简述 ：该机器用于加工轴棍螺纹。上搓丝板安装在机头上，下搓丝板安装在滑快上。加工时，下搓丝板随滑快做往复运动。在起始位置时，送料装置将工件送入上、下搓丝板之间。滑块往复运动时，工件在上搓丝板之间滚动，搓制出与搓丝板一致的螺纹。搓丝板共两对，可同时搓出工件两端的螺纹。滑块往复运动一次，加工一件。 b、 使用状况 ：室内工作，需要 5 台；动力源为三相交流电 380/220V，电机单向转动，载荷较平稳；使用期限为 10 年，每年工作 300 天，每天工作 16 小时；检修期为三年大修。 c、 生产状况 ： 专业 机械厂 制造 ，可加工 7、 8 级精度齿轮、蜗轮。 3、 设计参数： 滑块 行程 3400mm； 最大加工直径 12mm；最大加工长度 180mm;公称搓动力 9kN;生产率 32 件 /分 4、 设计任务： a、 设计总体传动方案，画总体机构简图，完成总体方案论证报告。 b、 设计主要传动装置，完成主要传动装置的装配图（ A0）。 c、 设计主要零件，完成两张零件工作图（ A3）。 d、 编写设计说明书。 二、 传动方案的拟定 根据设计任务书，该传动方案的设计分成 原动机，传动装置 和工作机两部分： 1、 原动机的选择 设计要求：动力源为三相交流电 380/220v. 故，原动机选用电动机。 2、 传动装置的选择 电动机输出部分的传动装置 电动机输出转速较高，并且输出不稳定，同时在运转故障或严重过载时，可能烧坏电动机，所以要有一个过载保护装置。 可选用的有：带传动，链传动，齿轮传动，蜗杆传动。 链传动与齿轮传动虽然传动效率高，但会引起一定的振动，且缓冲吸振能力差，也没有过载保护；蜗杆传动效率低，没有缓冲吸震和过载保护的能力，制造精度高，成本大。 而带传动平稳性好， 噪音小， 有缓冲吸震及过载保护的能力，精度要求不高， 制造、安装、维护都比较方便， 成本也较低， 虽然传动 效率较低，传动比不恒定，寿命段，但还是比较 符合本设计的要求，所以采用带传动。 减速器 传动 不是很高 ， 也 无传动方向的变化， 但是 轴所受 到 的弯扭矩较大，所以初步决定 采用二级 斜齿轮 减速器，以实现在满足 传动比 要求 的同时拥有较高的效率，和比较紧凑的结构，同时封闭的结构有利于在粉尘较大的环境下工作。 机械设计基础课程设计说明书 第 2 页 共 35 页 低 速 轴高 速 轴 中 间 轴 工作机 工作机应该采用往复移动机构。可选择的有 ： 连杆机构，凸轮机构，齿轮齿条机构，螺旋机构，楔快压榨机构，行星齿轮简谐运动机构。本设计是要将旋 转运动转换为往复运动， 且无须考虑是否等速，是否有急回特性。所以连杆机构，凸轮机构，齿轮齿条机构均可，但凸轮机构和齿轮齿条机构加工复杂，成本都较高，所以还是连杆机构更合适一些。 在连杆机构中，可以选择的又有对心曲柄滑快机构，正切机构和多杆机构。根据本设计的要求，工作机应该带动上搓丝板，且结构应该尽量简单，所以选择对心曲柄滑快机构。 30 02503 4 0小 带 轮大 带 轮低 速 级 小 齿 轮低 速 级 大 齿 轮高 速 级 小 齿 轮高 速 级 大 齿 轮机 构 简 图机械设计基础课程设计说明书 第 3 页 共 35 页 vs1112223333444455666657775888899991 2000701123三、 电动机的选择 1、 类型和结构形式的选择： 按工作条件和要求，选用一般 用途的 Y 系列三相异步卧式电动机，封闭结构。 2、 电动机 功率 计算 传动效率： V 带： 96.01 二级圆柱齿轮： 97.02 一对轴承： 99.03 摩擦传动： 90.04 总传动效率： 781.09.099.097.096.0 42 公称搓动力： F=9000N 滑快最大速度： smnRv /503.015.0603222m ax 电动机功率： kwvFP 792.5781.0 503.09000m ax 机械设计基础课程设计说明书 第 4 页 共 35 页 3 电动机转速计算 确定传动比范围：二级 齿轮传动比范围 408齿i； V 带 传动比范围 42带i 电动机转速范围 m in/5 9 2 0512 rniin Wd ）（带齿 在相关手册中查阅符合这一转速范围的电机，综合考虑总传动比，结构尺寸及成本，选择堵转转矩和最大转矩较大的 Y160M-6 型电机。 结论： 电动机型号定 为 Y160M-6，其技术数据如下表： 同步转速 r/min 满载转速 r/min 额定功率 kW 额定转距堵转转距额定转矩最大转矩1000 970 7.5 2.0 2.0 四、 传动系统的运动和动力参数 1、 计算总传动比： 3 1 2 5.30m in/32m in/970 rrnniWMa2、 分配减速器的各级传动比： 若 V 带的传动比取 2vi ，则减速器的传动比为 1562.1523125.30 vaiii取 两级的圆柱齿轮减速器高速级的传动比为 606.41 5 6 2.15144.112 ii 则低速级的传动比为 291.3606.4 1562.151223 i ii3、 计算传动装置的运动和动力参数 a、 计算各轴转速 电机轴： min/970 rn M 1 轴： m i n/4852970001 rinn 2 轴： m i n/3.1 0 56 0 6.4m i n/4 8 52112 rrinn 3 轴： m i n/32291.3m in/3.1053223 rrinn 机械设计基础课程设计说明书 第 5 页 共 35 页 b、 计算各轴输入功率 电机轴： kwpd 792.51 轴： kWkWPPd 560.596.0792.511 2 轴： kWkWPP 286.598.097.0560.53212 3 轴： kWkWPP 0248.598.097.0286.53223 c、 计算各轴输入转矩 电动机输出转矩 ： mNnPTMdd 024.57970792.595509550 1 轴： mNmNiTTvd 486.109296.0024.5711 2 轴： mNmNiTT 38.479606.498.097.0734.54122112 3 轴： mNmNiTT 715.1499291.398.097.0384.479233223 将运动和动力参数计算结果进行整理并列于下 表： 轴名 功率 P / kW 转矩 T /N m 转速n r/min 传动比 i 效率 输入 输出 输入 输出 电机轴 5.792 57.024 970 2 0.96 1轴 5.560 109.486 485 4.606 0.9506 2轴 5.286 479.38 105.3 3.291 0.9506 3轴 5.024 1499.718 32 五、 传动零件的设计计算 1、 带轮设计 计算项目 计算内容 计算结果 机械设计基础课程设计说明书 第 6 页 共 35 页 工作情况系数 每天工作 16 小时，载荷较平稳 由表 13-1-16 2.1ak 设计功率dp792.52.1 pkpad6.9504kw 带型 图 13-1-1 n=970r/min 与0p取 A 型 小带轮基准直径1dd表 13-1-1 mmd d 1251 大带轮直径2dd取 =1% 2dd= 5.247125%9921(1 ）ddi取 标 准 值mmd d 2502 带速 v 10060 97012510060 12 ndv d 5.89m/s 大带轮转速 2n 250970125%9912221 nddndd ）（ 480.15r/min 初定中心距 0.70s 校核结果 合格 图 5.4 机械设计基础课程设计说明书 第 21 页 共 35 页 FFFFFFFFR 1R 1F R 2R 2Qtrat 9 3 2 5 04 5 5 7 52 6 4 3 51 7 4 9 4 47 1 2 0 5FFFFFFFR 1R 1R 2R 2QQFra FQ1 0 040715648403026垂 直 面 弯 矩 图水 平 面 弯 矩 图垂 直 面 受 力 图水 平 面 受 力 图齿 轮 轴 受 力 图高 速 轴合 成 弯 矩 图扭 矩 图当 量 弯 矩 图当 量 扭 矩 图1 0 9 4 8 06 5 6 8 81 9 2 3 4 71 8 8 7 2 9 1 1 4 2 8 41 8 0 7 8 31 7 6 9 5 99 3 5 2 0DCBADCBAb) 中间轴的设计 计算项目 计算内容 计算结果 1）受力分析 材料的选择 为 45 号钢，调质处理， MPaB 650 材料系数 C=114 估算轴径 mmnPCd 05.423.105 286.5114 33 mmd 45m in 取 所受转矩 mNT 4 0 5.4 7 92 小 齿轮圆周力 55.110 104 7 9 4 0 522 32 22 dTF tNFt 2.86692 大齿轮圆周力 01.302 104 7 9 4 0 522 31 21 dTF tNFt 8.31741 小 齿轮径向力 9306.13c o s202.8669c o s 222tgtgFF ntr NF r 9.32502 机械设计基础课程设计说明书 第 22 页 共 35 页 计算项目 计算内容 计算结果 大齿轮径向力 9185.9c o s208.3174c o s 111tgtgFF ntr NF r 1.11731 小 齿轮轴向力 9 3 0 6.132.8 6 6 9222 tgtgFF ta NF a 3.21502 大齿轮轴向力 9 1 8 5.98.3 1 7 4111 tgtgFF ta NFa 1.555 轴受力图 见图 轴受力图 水平面反力 96110729655)96110(151 22111 raraRFFFFF96110721805572151 22112 raraRFFFFFNFNFRR6.10961.979 21 垂直面反力 9611072 96)96110( 21 1 tLR FFF9611072 )72110(72 21 1 tLR FFFNFNFRR2.64786.5373 2 1 垂直面受力图 见图 垂直面受力图 水平面受力图 见图 水平面受力图 垂直面弯矩图 见图 垂直面弯矩图 水平面弯矩图 见图 水平面弯矩图 合成弯矩图 见图 合成弯矩图 22HV MMM 转矩图 见图 转矩图 mmNTT 4 7 9 4 0 51 应力校正系数 用 插 入 法 由 表 20-14 求得 ， M P aM P a bb 60,5.102 01 59.0 机械设计基础课程设计说明书 第 23 页 共 35 页 计算项目 计算内容 计算结果 59.05.1 0 26001 bb当量弯矩图 见图 当量弯矩图 22 )( TMM 2） 校核轴径 齿根圆直径 mmdmmdff05.10376.29521 轴径 31 1.0 bMd 05.10329.4905.10307.43IIId mmd3） 较核危险截面 判断危险截面 根据轴的尺寸及弯矩图。截面 C 处弯矩最大，具有齿轮配合引起的应力集中；截面 B 处的弯矩较大，具有齿轮配合引起的应力集中， B、 C 截面轴径 相同，故 C 为危险截面 校核截面 C 疲劳极限强度 由表 20-1 aSaB MPMP360650 等效系数 由表 20-1 得 21.0 截面应力 弯矩 aMPM 808.718 抗弯截面系数由表 20-25 得 26.18W 抗扭截面系数由表 20-25 得 47.39PW 弯曲应力幅WMa aa MP4.39 弯曲正应力的平均应力 0m 扭转切应力幅和平均切应力Pma WT2 1aa MP07.6有效应力集中系数 由表 20-16 得 按键 82.1k 按配合 62.2k 按键 61.1k 按配合 89.1k 82.1k 61.1k 表面质量系数 由表 20-19 得 92.0 机械设计基础课程设计说明书 第 24 页 共 35 页 计算项目 计算内容 计算结果 尺寸系数 由表 20-122 得 70.081.0 安全系数 弯曲安全系数maabkS 180.2S 扭转安全系数makS 169.9S 静强度安全系数 0s由表 20-15 得 0s=1.5 复合安全系数22 sssssS=2.690s 校核结果 合格 7 2 1 1 0 9 66 2 1 8 83 8 6 8 5 61 0 5 2 1 62 2 3 4 6 67 0 4 8 81 3 3 1 750805550554 8 4 3 8 64 7 9 4 1 47 1 8 8 0 86 9 1 2 4 43 9 3 2 2 53 8 7 0 8 56 3 0 7 2 66 6 0 8 1 94 7 9 4 0 52 8 2 8 4 9合 成 弯 矩 图扭 矩 图当 量 弯 矩 图当 量 扭 矩 图垂 直 面 弯 矩 图水 平 面 弯 矩 图齿 轮 轴 受 力 图水 平 面 受 力 图垂 直 面 受 力 图中 间 轴DCBA DCBA15155FFFFFFFFFFFFFFFFR 1R 1R 1R 2R 2R 2r 2a 2r 1a 1t 2a 2r 2r 1t 1a 1 FFFFR 1R 2t 2t 1 机械设计基础课程设计说明书 第 25 页 共 35 页 c) 低速轴的设计 计算项目 计算内容 计算结果 1） 受力分析 材料的选择 为 45 号钢，调质处理， MPaB 650 材料系数 C=116 估算轴径 mmnPCd 595.58320248.5116 33 mmd 60m in 取 所受转矩 mNT 14997183 公称搓动力 NFQ 9000 齿轮圆周力 41.365 1072.1 4 9 922 313 dTF tNFt 3.8207齿轮径向力 9 3 0 6.13c o s 208 2 0 7c o s tgtgFF ntr NF r 6.3077 齿轮轴向力 9306.133.8207 tgtgFF ta NF a 6.2035 轴受力图 见图 轴受力图 水平面反力 1881021611887.1841 QraR FFFF 1881024511027.1842 QraR FFFFNFNFRR3.137514.1686 21 垂直面反力 188102 188 1 LR FF188102 103 2 LR FFNFNFRR9.29144.5320 2 1 垂直面受力图 见图 垂直面受力图 水平面受力图 见图 水平面受力图 垂直面弯矩图 见图 垂直面弯矩图 水平面弯矩图 见图 水平 面弯矩图 合成弯矩图 见图 合成弯矩图 22HV MMM 机械设计基础课程设计说明书 第 26 页 共 35 页 计算项目 计算内容 计算结果 转矩图 见图 转矩图 mmNTT 14997181 应力校正系数 用 插 入 法 由 表 20-14 求得 ， M P aM P a bb 150,90 01 6.01509001 bb6.0 当量弯矩图 见图 当量弯矩图 22 )( TMM 2） 较核危险截面 判断危险截面 根据轴的尺寸及弯矩图。截面 C 处弯矩最大，具有轴承配合引起的应力集中；截面 B 处的弯矩较大，具有齿轮配合引起的应力集中，故 B 为危险截面 校核截面 B 疲劳极限强度 由表 20-1 aSaB MPMP8001000 等效系数 由表 20-1 得 21.0 截面应力 弯矩 aMPM 155.2384 抗弯截面系数由表 20-25 得 5.29W 抗扭截面系 数由表 20-25 得 18.63PW 弯曲应力幅WMa aa MP83.50 弯曲正应力的平均应力 0m 扭转切应力幅和平均切应力Pma WT2 1aa MP86.11有效应力集中系数 由表 20-16 得 按键 82.1k 按配合 62.2k 按键 61.1k 按配合 89.1k 82.1k 61.1k 表面质量系数 由表 20-19 得 92.0 尺寸系数 由表 20-122 得 74.078.0 机械设计基础课程设计说明书 第 27 页 共 35 页 计算项目 计算内容 计算结果 安全系数 弯曲安全系数maabkS 1094.2S 扭转安全系数makS 178.4S 静强度安全系数 0s由表 20-15 得 0s=1.5 复合安全系数22 sssssS=1.9180s 校核结果 合格 1 0 2 1 8 8 1 6 11 7 1 9 7 25 4 7 9 4 75 7 3 2 4 0垂 直 面 弯 矩 图水 平 面 弯 矩 图垂 直 面 受 力 图水 平 面 受 力 图齿 轮 轴 受 力 图低 速 轴6572659272低 速 轴合 成 弯 矩 图扭 矩 图当 量 弯 矩 图当 量 扭 矩 图7 9 3 0 0 02 2 1 3 9 1 11 4 9 9 5 8 81 0 6 8 1 6 31 1 8 8 1 2 62 3 8 4 1 5 58 8 4 7 5 75 9 8 4 8 06360FF FFFFFFFFFFFFR 1R 1R 1R 1R 2R 2R 2R 2ratrat 2 2 1 3 9 1 1FFFFQQQQDCBA DCBA4) 轴承的设计 1、高速轴轴承的 选择 该轴为工作于普通温度下的短轴，故支点采用两端单向固定的方式，所受轴向力比较小，选用一对交接触轴承，按轴径初选 6208。下面进行校核： 机械设计基础课程设计说明书 第 28 页 共 35 页 计算项目 计算内容 计算结果 轴承主要性能参数 查表 22-31 得 6208轴承主要性能参数如下： NC r 29500 NC r 180000 min/80000 rN 轴承受力情况 NF r 4.24561 NFFF aaa 1.2905.021 ； NF r 5.17392 NF r 4.24561 NF r 5.17392 NFF aa 1.29021 校核轴承 1 即可 X、 Y 值 016.029500/1.2900 ra CF 由表 22-31 19.0e ， eFF ra 12.04.2 4 5 6/1.290 1X 0Y 冲击载荷系数 由表 22-16 查得 1.1df 当量动载荷 ard YFXFfP NP 0.2702 轴承寿命 PCnL rh1 6 6 7 010 （球轴承 3 ） hL h 4472110 14400h，寿命合格 0X、0Y查表 22-31， 6.00 X ，5.00 Y 当量静载荷 rr arr FP FYFXP 0 000两式中取大值 NPr 4.24560 安全系数 正常使用球轴承 ,查表 22-18 0.10 S 计算额定静载荷 rr PSC 000 ； NCr 4.24560 ； rr CC 00 静载合格 载荷系数 0 9 2.02 9 5 0 0 0.2 7 0 2 rCP查图 19.18 11f 载荷分布系数 12.04.2456 1.290 raFF查图 18.20 12 f 许用转速 021 NffN min/8000 rN 机械设计基础课程设计说明书 第 29 页 共 35 页 大于工作转速485r/min 结论：所选轴承能满足寿命、静载荷与许用转速的要求，且各项指标潜力都很大。 2、中间轴轴承的选择 该轴为工作于普通温度下的短轴，故支点采用两端单向固定的方式，所受轴向力比较小，选 用一对交接触轴承，按轴径初选 6210。下面进行校核： 计算项目 计算内容 计算结果 轴承主要性能参数 查表 22-31 得 6210轴承主要性能参数如下： NC r 35000 NC r 232000 min/67000 rN 轴承受力情况 NF r 5.54611 NFFFF aaaa 5.797)(5.0 2121 ； NF r 1.65702 NF r 5.54611 NF r 1.65702 NFF aa 5.79721 校核轴承 2 即可 X、 Y 值 034.023200/5.7970 ra CF 由表 22-31 23.0e ， eFF ra 12.01.6570/5.797 1X 0Y 冲击载荷系数 由表 22-16 查得 1.1df 当量动载荷 ard YFXFfP NP 2.7227 轴承寿命 PCnL rh1 6 6 7 010 （球轴承 3 ） hL h 1798010 14400h，寿命合格 0X、0Y查表 22-31， 6.00 X ，5.00 Y 当量静载荷 rr arr FP FYFXP 0 000两式中取大值 NPr 1.65700 安全系数 正常使用球轴承 ,查表 22-18 0.10 S 计算额定静载荷 rr PSC 000 ； NC r 1.65700 ； rr CC 00 机械设计基础课程设计说明书 第 30 页 共 35 页 静载合格 载荷系数 21.03 5 0 0 0 2.7 2 2 7 rCP查图 11.3-11 69.01 f 载荷分布系数 12.01.6570 5.5.797 raFF查图 11.3-12 99.02 f 许用转速 021 NffN min/4576 rN 大于工作转速105.3r/min 结论：所选轴承能满足寿命、静载荷与许用转速的要求，且各项指标潜力都很大。 3、低速轴轴承的选择 该轴为工作于普通温度下的短轴，故支点采用两端单向固定的方式，所受轴向力比较小，选用一对交接触轴承，因弯扭矩较大，按轴径初选 6313。下面进行校核： 计算项目 计算内容 计算结果 轴承 主要性能参数 查表 22-31 得 6313轴承主要性能参数如下： NC r 93800 NC r 605000 min/45000 rN 轴承受力情况 NFr 2.55811 NFFF aaa 8.10175.0 121 ； NF r 8.140562 NFr 2.55811 NF r 8.140562 NFF aa 8.101721 校核轴承 2 即可 X、 Y 值 017.060500/8.10170 ra CF 由表 22-31 20.0e ，eFF ra 07.01.6570/8.1017 1X 0Y 冲击载荷系数 由表 22-16 查得 1.1df 当量动载荷 ard YFXFfP NP 5.15462 轴承寿命 PCnL rh1 6 6 7 010 （球轴承 3 ） hL h 1475810 14400h，寿命合格 机械设计基础课程设计说明书 第 31 页 共 35 页 0X、0Y查表 22-31， 6.00 X ，5.00 Y 当量静载荷 rrarr FP FYFXP 0000两式中取大值 NPr 8.140560 安全系数 正常使 用球轴承 ,查表 22-18 0.10 S 计算额定静载荷 rr PSC 000 ； NCr 8.140560 ； rr CC 00 静载合格 载荷系数 16.09 3 8 0 0 5.1 5 4 6 2 rCP查图 11.3-11 85.01 f 载荷分布系数 056.08.14056 5.797 raFF查图 11.3-12 12 f 许用转 速 021 NffN min/3825 rN 大于工作转速32r/min 结论：所选轴承能满足寿命、静载荷与许用转速的要求，且各项指标潜力都很大。 5） 键的选择与校核 键的选择主要考虑所传递的扭矩的大小，轴上零件是否需要沿轴向移动，零件的对中要求等等。 计算项目 计算内容 计 算 结 果 （ 1） 高速 轴大带轮键的选择与校核 键的选择和参数 为静联接，选用普通平键，圆头。 由表 6-57 查得 d=26mm 时，应选用 键 78 GB1096-79 转 矩 mNT 486.109键 长 mmL 56 接触长度 856 bLl mml 48 许用挤压应力 P 校 核 查表 7-3可得钢的许用挤压应力为 P =150MPa MP adhl TP 9.3928567 1 0 9 4 8 644 PP 故满足要求 许用剪切应力 校核 查表 7-3可得钢的许用剪切应力为 = aMP100 aMPdhl T 9.3928567 10948644 故满足要求 机械设计基础课程设计说明书 第 32 页 共 35 页 （ 2） 中间 轴键的选择和校核 键的选择和参数 静联接 ,选用普通平键，圆头，由 表 6-57得 d=55mm时，同时考虑到同一跟轴上尽量选用相同公称尺寸的键，故应选用键 1016 ， GB1096-79 转 矩 mNT 38.479键 长 mmL 631 mmL 1252 接触长度 bLl mml 471 mml 1092 许用挤压应力 P 校 核 查表 7-3 可得钢的许用挤压应力为 P =150MPa M P adldhl TP 10 47938044 MPaP 18.741 MPaP 98.312 PP 故满足要求 许用剪切应力 校核 查表 7-3 可得钢的许用剪切应力为 = aMP100 dldhl T 10 4 7 9 3 8 044MPa18.741 MPa98.312 故满足要求 （ 3） 低速轴键的选择和校核 键的选择和参数 静联接 ,选用普通平键，圆头 由 表 6-57 查得 d=72/60mm 时，同时考虑到同一根轴尽量选用相同公称尺寸的键，故应选用键1118 ， GB1096-79 转 矩 mNT 715.1499键 长 mmL 1001 mmL 1102 接触长度 111 5.0 bLl 222 bLl mml 911 mml 922 机械设计基础课程设计说明书 第 33 页 共 35 页 许用挤压应力 P 校 核 查表 7-3 可得钢的许用挤压应力为 P =150MPa MP adldhl TP 11 1 4 9 9 7 1 544 MPaP 3.1031 MPaP 3.822 PP 故满足要求 许用剪切应力 校核 查表 7-3 可得钢的许用剪切应力为 = aMP100 dldhl T 10 1 4 9 9 7 1 544MPa3.1031 MPa3.822 误差在 5%内， 故满足要求 六 、减速器机体各部分 结构尺寸 名称 符号 减速器型式及尺寸 mm 箱座 壁厚 mma 95.83025.0 考虑铸造工艺，壁厚取mm9 箱盖壁厚 1 mma 76.7302.0 考虑铸造工艺，壁厚取mm8 箱座凸缘厚度 b mmb 5.135.11 箱盖凸缘厚度 1b mmb 125.1 12 机座底凸缘厚度 2b mm5.225.2 取 mmb 222 地脚螺钉直径 fd mma 568.2012036.0 取 mmdf 20地脚螺钉数目 n 取 4n 窥视孔盖螺钉直径 4d fd4.03.0 取 mmd 83 定位销直径 d 取 mmd 12 大齿轮 顶圆 与内机壁距离 1 mm122.1 取 1= mm12 齿轮轮毂端面与内机壁距离 2 mm10 取 2= mm12 机械设计基础课程设计说明书 第 34 页 共 35 页 轴承端盖螺栓直径 3d mmdmmdd108333231 轴承端盖外径 2D 35.55 dD 取 mmD 12021 mmD 13022 mmD 19023 轴承端盖凸缘厚度 t 32.11 dt 取 mmtt 1021 mmt 123 七、润滑和密封形式的选择 1、齿轮润滑 在减速器中 ，采用浸油润滑，由表 6-75， 选用 46ANL 全损耗用油，用于齿轮传动的润滑。浸油深度一般要求为中间轴大齿轮一个齿