机械设计课程设计11939

1、机械设计课程设计计算说明书设计题目：设计带式运输机传动装置专 业：10级 生 产 过 程 自 动 化班 级：1班学 号：1006160133设 计 者：张 梅 香指 导 教 师：谢 萍 萍设 计 时 间：2011-10-26校 名：黎 明 职 业 大 学目录一、 机械设计课程设计任务书1二、 减速器各零件的设计计算及说明31. 传动装置总体设计方案的拟定及说明.32. 电动机的选择.43. 计算传动装置的总传动比并各级传动比的分配.64. 计算传动装置的运动和运动参数.75. 设计V带和带轮及计算.86. 齿轮的设计与计算107. 传动轴的设计与计算138. 滚动轴承的设计179. 键联接的设

2、计1810. 联轴器校核.1911. 减速器附件的选择及箱体的设计.2112. 润滑密封.2213. 减速器装配图.22三、 设计小结.25四、 参考文献.28注：弯矩图.23箱体设计图.24引言1.设计目的： 通过本课程设计将学过的基础理论知识进行综合应用，培养结构设计，计算能力，熟悉一般机械装置设计过程。2.传动方案的分析： 机器一般是由动机、传动装置和工作装置组成。传动装置是用来传递原动机的运动和动力、变换其运动形式以满足工作装置的需要，是机器的重要组成部分。传动装置是否合理将直接影响机器的工作性能、重量和成本。合理的传动方案除满足工作装置的功能外，还要求结构简单、制造方便、成本低廉、传

3、动效率高和使用维护方便。本设计中原动机为电动机，工作机为皮带输送机。传动方案采用了两级传动，第一级传动为带传动，第二级传动为单级斜齿圆柱齿轮减速器。 带传动承载能力较低，在传递相同转矩时，结构尺寸较其他形式大，但有过载保护的优点，还可缓和冲击和振动，故布置在传动的高速级，以降低传递的转矩，减小带传动的结构尺寸。 齿轮传动的传动效率高，适用的功率和速度范围广，使用寿命较长，是现代机器中应用最为广泛的机构之一。本设计采用的是单级斜齿轮传动。1一机械设计课程设计任务书题目：设计带式运输机传动装置一 总体布置简图：二 工作情况：载荷平稳、连续单向运转、空载起动、使用期8年、小批量生产、两班制工作、输送

4、带速度允许误差为5%。三 原始数据参数题号12345678910输送带工作拉力F/N1100115012001250130013501400145015001600输送带工作速度v/(m/s)1.51.61.71.51.551.61.551.61.71.8滚筒直径D/mm250260270240250260250260280300四 设计内容1. 电动机的选择与运动参数计算22. 传动零件的设计3. 轴的设计4. 滚动轴承的选择5. 键和联轴器的选择及计算6. 润滑与密封7. 减速器附件的选择8. 装配图、零件图的绘制9. 设计计算说明书的编写五 设计任务1 减速器总装配图一张2 齿轮、带轮、

5、轴零件图各一张3 设计说明书一份3二减速器各零件的设计计算及说明设计及说明结果1.传动装置总体设计方案的拟定及说明F=1350NV=1.60m/sD=260mm (1)以第六组数据进行技术：运输带工作拉力F/N:1350运输带工作速度v(m/s):1.60卷筒直径D/mm:260减速器外传动：V带轮传动减速减速器内传动：单机圆柱斜齿轮减速(2)具体结果方案如下图： (3)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带传动能减少振动带来的影响，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可以采用V带这种简单的结果，并且价格便宜，标准化程度高，大幅降低了成本，减速器部分单级圆柱斜齿

6、轮减速，这是单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、成本低、传动效率高。42.电动机的选择(1)选择电动机类型按已知的工作要求和工作条件，选用Y系列笼型三相异步电动机，全封闭自扇冷式结构，电压380V.(2)选择电动机的容量工作机的输出功率为：5 Pwo = Fv / 1000 =1350x1.60 / 1000kW =2.16kW由机械设计课程设计 表2-3可知1： 联轴器传动效率 0.99(弹性联轴器)2： 滚动轴承效率 0.98(滚子轴承（一对）)3： 齿轮传动效率 0

7、.97（8级精度的一般齿轮传动）4： 卷筒传动效率 0.975： V带传动效率 0.96从电动机到工作机输送带间的总效率为总 =123345 =0.990.9830.970.970.96=0.842 故电动机的输出效率为Pd = Pwo / 总 =2.16kW / 0.842 =2.57kW(3)确定电动机的转速 由机械设计课程设计 表2-1和表2-2推荐的传动比合理范围， 圆柱斜齿轮单级推荐传动比i3=35, V带传动单级推荐传动比i 5=24， 6 减速器传动比i =640.而工作机卷筒轴的转速为nw =60x1000v / D =60x1000x1.60 /x260 r/min =117

8、.6 r/min所以电动机转速的可选范围为Y系列三相异步电动机Pwo=2.16kW1=0.992=0.983=0.974=0.975=0.96总=0.842Pd=2.57kWi3=35i 5=24i =640.nw=117.6 r/minnd= i nw =(640)x117.6 r/min =(705.64704) r/min符合这一范围的电动机的同步转速有750 r/min、1000 r/min、15000 r/min、3000 r/min四种。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量及价格等因素，为使传动装置结构紧凑，决定选用同步转速为1000 r/min的电动机，其型号为Y160M-6。由

9、机械设计课程设计 表20-1可知其额定功率为7.5kW,满载转速nm为970 r/min。nd=(705.64704) r/minY160M-6P=7.5kWnm=970 r/min3.计算传动装置的总传动比并各级传动比的分配（1）总传动比i为 i = nm / nw =970 /117.6 =8.25（2）分配传动比i =i 3 x i 5=8.25由机械设计课程设计 表2-1可知 7i 3= 4.125， i 5= 2.i=8.25i 3= 4.125i 5= 24.计算传动装置的运动和动力参数（1）各轴的转速n=nm / i 5=970 / 2 r/min=485 r/min(nI指带轮

10、和齿轮之间的轴)n= n/i3=485/4.125r/min=117.6r/min(n指齿轮和联轴器之间的轴)n卷 = n =117.6r/min(2)各轴的输入功率P= Pd5 = 2.57kWx 0.96 = 2.4672 kWP=P32=2.4672kW x 0.97 x 0.98=2.35kWP卷= P3=2.35kW x 0.97 x 0.99 = 2.26kW(3)各轴的输入转矩To=9550xPd/nm=9550x2.57kW/970r/min=25.30NmT=9550x P/n=9550X2.4672kW/485r/min=48.58NmT=9550xP/ n=9550x2.

11、35kW/117.6r/min=190.84NmT卷=9550x P卷/n卷 =9550x2.26kW/117.6r/min=183.53Nm注意：上式中To为电动机轴的输出转矩8表1 计算传动装置的运动和运动参数轴名功率P/kW转矩T/(Nm)转速n/(r/min)传动比i效率电机轴2.5725.3097020.962.467248.584854.120.952.35190.84117.610.96卷筒轴2.26183.53117.6 n=485 r/minn=117.6r/minn卷=117.6r/minP= 2.4672 kWP=2.35kWP卷= 2.26KwTo=25.30NmT=4

12、8.58NmT=190.84NmT卷=183.53Nm5.设计V带和带轮（机械设计基础）（1）确定计算功率Pc和选取V带类型查表8-8得工作情况系数KA = 1.2，根据式（8-13）有Pc = KAP = 1.2 x 7.5kW =9kW根据Pc = 26.4kW、nm = 970r/min从图8-12中选用B型普通V。（2）确定带轮基准直径dd1和dd2：由表8-9查得主动带轮允许的最小基准直径dd1min = 125mm, 再从表8-10带轮的基准直径系列中，取dd1 = 140。根据式（8-15），计算从动带轮基准直径dd2：dd2= i 5dd1 = 2 x 140mm= 280mm

13、查表8-10，选取dd2 = 280mm符合带轮的基准直径系列要求。（3）验算带的速度v 9 根据式（8-14）有 v=dd1n1 / 60x1000 = x140x970 / 60x1000m/s=7.1m/s 带的速度在525m/s的范围之内，合适。（4）确定普通V带的基准长度Ld和传动中心距a根据式（8-16）有a 0=（0.72）（dd1+dd2）=(0.72) x (140+280) mm= (294840)mm 按照结构要求取中心距a 0=550mm，符合兼顾带传动绕转次数和结构尺寸因素的范围。 根据式（8-17）计算带的初选长度 L02a0+/2(dd1+dd2)+(dd2-dd

14、1)2/4a0 =2x 550mm + /2(140+280)mm + (280-140)2/4x550 =1769mm根据表8-3，选带的基准长度Ld = 1800 mm。 根据式（8-17）计算带的实际中心距a:aa0+(Ld-L0 )/ 2=550+(1800-1769)/ 2=566mm（5）验算主动轮上的包角1根据式（8-20）有1=1801-（dd2-dd1）/a =180x1-（280-140）/566 =166120主动轮上的包角合适。10(6)计算V带的根数Z根据B型V带、nm=970r/min和dd1=140mm,查表8-5得P0=2.13Kw;根据B型V带、nm=970r

15、/min和i=2,查得8-7的P0=0.3Kw;根据1=166，查得8-6得K=0.96；根据Ld=1800mm,查得8-3得KL=0.95。将以上计算系数代入式（8-21）有 z= Pc / (P。+P。)KKL=9 / (2.13+0.3) X 0.96 X 0.95 =4.1取带的根数Z = 5根。(7)计算出初拉力F0根据B型V带，查表8-11得V带每米长度质量q=0.17kg/m，代入式（8-22）有F0 = 500Pc/zv（2.5/K-1）+qv2= 500 x 9 / 7.1 x5（2.5/0.96-1）+0.17x7.12263N= 263N(8)计算作用在带轮轴上的压力FQ

16、根据式（8-23）有FQ=2ZF0Sin1/2 = 2 x 5 x 263 x Sin166/ 2N=2610N(9)带轮结构设计与技术要求，画出带轮工作图（主动带轮工作图参考CAD）6.齿轮的设计（工作机有较小冲击，单向转动，齿轮相对于轴承非对称布置并靠近轴承，要求结构紧凑。）（参考书机械设计基础）载荷有较小冲击，又要求结构紧凑，故应采用硬齿面齿轮传动。11(1)选择齿轮材料，并确定许用应力大小齿轮都采用20CrMnTi,渗碳淬火，齿面硬度60HRC。由图10-38和图10-39查出试验齿轮的疲劳极限，确定许用应力 Hlim1=Hlim2=1500 MpaFlim1 =Flim2=460 M

17、paH=0.9Hlim1=0.9 x 1500 Mpa= 1350 Mpa F=1.4Flim1 = 1.4 x 460Mpa=644 Mpa (2)选择齿轮传动的精度等级和设计参数由于是机床中用的非分度系统齿轮传动，参考表10-12选择8级精度，要求齿面粗糙度Ra3.26.3um,磨齿。取小齿轮齿数 z1 = 18,则z2=i3z1= 4.125x18 =74.25,取大齿轮齿数 z2=75。齿数比（即实际传动比）为 u=z2/z1=75 / 18=4.16由于传动比相对误差 |u - i3 / i3 | 100%=| 4.16 - 4.125 / 4.125| x 100%= 0.85%Y

18、FS2 ， 故YFS1代入计算 MnAm=12.4 x=1.78mm按表10-1 取标准值Mn=3mm(第一系列)。(4)协调设计参数计算中心距 a=mn(z1+z2)/2cos =3x (18+75) / 2x cos11 = 142.1mm取 a=145。则螺旋角为=arccosmn(z1+z2)/2 =arccos 3 x（18+75）/ 2 x 145 = 15.831在（825）的范围内，所选的计算参数Am 和Ad合理(5)计算主要几何尺寸齿轮分度圆直径为 d1 = mn z1 / cos=318/ cos15.831=56.129mm d2 = mnz2 / cos = 3 x75

19、 / cos15.831=233.871mm13齿宽为 b= d1=0.7 56.129mm=39.3mm圆整后取 b2=40mm，b1=48 mm(为了便于安装，通常取小齿轮的宽度比大齿轮大510mm)(6)校核齿面接触强度根据式（10-39），满足齿面接触强度所需要的小齿轮的分度圆直径为 d1Ad=756xmm=34.431mm它小于设计结果d1 = 56.129mm，故齿面接触强度足够。(7)齿轮圆周速度V = d1n1 / 601000 =56.129485 / 60000 m/s = 1.4m/s表10-12，选择齿轮传动为7级精度合适。(8)齿轮工作图齿轮的零件工作图主要由图形、齿

20、轮参数表和技术要求3部分所组成。图形应该按照有关的国家标准的规定绘制，能够完整表达齿轮的几何形状及齿坯各部分的尺寸和加工要求，齿轮参数表中应有切齿和检验所需要的数据，技术要求中提出对材料、热处理和加工等其他要求。以大齿轮为例，齿顶圆直径为da2 = mn(z2 / cos+2han*) = 3x (75 / cos11.778 + 2 x 1.0 )mm = 239.871mm(9)采用辐板式结构工作图（参考CAD）7.传动轴的的设计及计算（机械设计基础）(1)选择轴的材料，确定轴的外伸段直径14轴的材料选用45钢，正火处理（200HBS）,按照表14-2取C = 114按照式（14-2）计算

21、轴的外伸段直径：d=C=114 mm=30.9mm考虑到轴的外伸段上开有键槽（安装联轴器），将计算轴径加到3%5%后，参照表14-2取标准输出轴外伸段的直径d = 32mm（符合弹性柱销联轴器要求是的轴径规范，见表15-3）。 (2)输出轴的结构设计(3)输出轴上斜齿轮的受力分析根据式（10-37）计算从动斜齿轮传递的转矩 T2 = 9550000 x P 2/ n2 = 9550000 x 2.35 / 117.6 Nmm = 190838 Nmm根据式（10-36）计算从动斜齿轮的圆周力、径向力和轴向力Ft2=2T2/d2=2190838 /233.871 N =1632NFr2=Ft2t

22、an/cos=1632tan20/cos15.831N=617NFa2= Ft2tan=1632tan15.831N =463N(4)计算输出轴的支座反力和弯矩 如图（a）为轴的空间受力简图，输出轴支承跨度l = 200mm,左右两个支座15分别为A与B，斜齿轮对称布置在输出轴支承跨度的中点C。 斜齿轮圆周力Ft2作用在水平面上（使轴在H面上产生弯曲变形），因此水平面上是支座反力为RAH=RBH= Ft2 / 2=1578 / 2N=816N水平弯矩图（c）中C处弯矩（在集中力作用处，弯矩图发生转折）为MCH=RAH l / 2=816 x 200 / 2 = 81600Nmm斜齿轮径向力Fr

23、2 和轴向力Fa2作用在垂直面上（使轴在V面上产生弯曲变形）,根据轴系力矩的平衡条件（顺时针的力矩为负，逆时针的力矩为正），有RAVl+Fa2d2 / 2- Fr2l / 2 = 0得到垂直面支座反力：RAV =（Fr2l / 2- Fa2d2）/ 2 / l =（617x200/ 2- 463x233.871/ 2）/ 200 N =38N 由轴系力的平衡条件Y=-RAV+RBV- Fr2=0，得到RBV= Fr2 +RAV = 617-38N=579N垂直弯矩图中C处左侧弯矩为MCV=RAV l/2=38x 200/2Nmm = 3800Nmm垂直弯矩图中C处右侧弯矩为MCV= RBV l

24、 /2=579x200/2Nmm =57900Nmm注：在集中力偶作用的C处，弯矩图发生突变，弯矩图突变值为MCV- MCV =57900-3800 Nmm = 54100Nmm集中力偶为 16Fa2d2 /2 =463 x 233.871 / 2 = 54141Nmm可见弯矩图突变值等于集中力 偶的大小（其中微小的差别是由于计算过程组的舍入误差造成的），说明垂直面的计算结果是正确的。计算C处左右两侧的合成弯矩：MC= Nmm = 81688 NmmMC= Nmm = 100055 Nmm可见C处右侧的合成弯矩MC较大，合成弯矩图。(5)输出轴在CD段承受的扭矩等于它转矩T2=190838 N

25、mm。(6)计算危险截面的当量弯矩由当量弯矩图可见，C处是危险截面（其上的内力最大），按照式（14-3）计算该处的当量弯矩（对一般转轴可视其扭矩为脉动循环性质，取扭矩校正系数a=0.6）： = Nmm = 152059 Nmm(7)计算C处的需要轴径Dc参照表14-1和表14-4可见得到45钢正火（200HBS）的轴在对称循环状态下的许用弯曲力=54Mpa 按照式14-5有 d= = 30.4mm 由于C处开有一个键槽（安装斜齿轮），故将直径增大5%后得到 d=31.92mm，它小于该处实际直径66 mm，故轴的弯矩强度足够,。 虽然从上面的强度核算结果，输出轴的强度余度较大，但是从轴的结构设

26、计和满足外伸段强度考虑，并不能因此而减少轴径；另外，轴径稍大可以提高轴的刚17度，有利于保证轴系的正常工作。(8)输出轴工作图(9)弯矩图（见23页）8.滚动轴承的设计及计算(1)选择轴承类型由于圆锥齿轮工作时受到径向载荷和轴载荷的联合作用，一般选用角接触球轴承和圆锥滚子轴承，在寿命计算过程中，要用到X、Y、e、C等参数，而这些参数又要在确定轴承型号后才能查出。本例根据轴颈 d=65mm,初选圆锥滚子轴承32313，查表13-15得到C=260000、C=350000、e=0.35和Y=1.7(2)计算轴承的径向载荷F 和F（即轴承的支座反力）根据式（10-37）计算从动斜齿轮传递的转矩 T1

27、 = 9550000 x P 1/ n1 = 9550000 x 2.4672 / 485 Nmm = 48581 Nmm根据式（10-36）计算从动斜齿轮的圆周力、径向力和轴向力 Ft1=2T1/d1=248581 /56.129 N =1731N Fr1=Ft1tan/cos=1731tan20/cos15.831N=655N Fr2=Ft2tan/cos=1632tan20/cos15.831N=617N(3)计算轴承的内部轴向力根据机械设计基础表13-10得到S= 655 /2x1.7N=193N S=617/2X1.7N=181N18(4)确定轴承的轴向载荷两轴承的轴向载荷为Fa1=

28、 Ft1tan=1731tan15.831N =491NFa2= Ft2tan=1632tan15.831N =463N(5)计算轴承的当量动载荷由于=491/655=0.75e=0.35,查表13-9得X=0.40，Y=1.70由于=463/617=0.75e=0.35,查表13-9得X=0.40，Y=1.70所以 P= X F+ Y F=0.40x655+1.70 x499N=1110.3N P= X F+ Y F=0.40x617+1.70x463N=1033.9N(6)计算所需的颈向基本额定动载荷 由于两支承用相同的轴承，故按当量动载荷较大的轴承1计算。Lh = x=h=1608132

29、86.8h滚子轴承的寿命指数=10/3，查表13-7取冲击载荷系数f=1.4,查表13-6取温度系数f=1.0，根据式（13-2）计算轴承工作所需的径向基本额定动载荷 C=259999.9N由于C C=3500000N,所以选用32313轴能保证预期额定寿命。9.键联接设计键联接的选择19大齿轮于轴连接的键轴径d1=44mm L1=38mm T1=48.58 Nm查手册 选用A型平键键bh=128 Ls1=L1-b=38-12=26mm h=8mmp=4 T1/dh Ls1=448.58/44826 Mpa=0.0195Mpap =120Mpa所以键的强度足够；为GB/T 1096-2003

30、键A12x8x30轴与联轴器连接的键轴径d2=32mm L2=82mm T2=190838Nm查手册 选A型平键键bh=108 Ls2= L2-b=72mm h=8mmp=4 T2/dh Ls2 =4190838 /32872 Mpa=41.4Mpap =120Mpa所以键的强度足够；为GB/T 1096-2003 键A1086010.联轴器校核按照工作要求，输出轴系的主要零部件包括一对圆锥滚子轴承、斜齿圆柱齿轮（对称布置在两支承中间）和联轴器（安装在外伸段）等。为了便于轴上零件的装拆，采用阶梯轴结构。20输出轴的外伸段选用弹性柱销联轴器HL3 GB 5014-1985，见表15-3.因此外伸

31、段长度为82mm，外伸段与联轴器之间用稍有过盈的过渡配合作径向定位，用A型平键联接作周向定位。联轴器的左端采用轴肩作轴向定位。密封段直径为60mm，符合密封件采用60FZ/T920210-1991要求的轴径规范，而且满足对右侧联轴器的轴向定位轴肩高度h=(0.070.10)d=（0.070.10）x 32 =2.243.2mm要求。考虑轴承透盖轴向尺寸和透盖右端面与联轴器左端面有一定的间隔，取该段长度为66mm。安装斜齿轮的轴头段直径为44mm，采用过盈配合与轴头作径向定位，用A型平键联接作周向固定。左侧使用轴环作轴向定位和固定，右侧采用套筒实现与右轴承的轴向定位和固定。为保证斜齿轮的轴向定位

32、可靠，取轴头段长度为38（比斜齿轮宽度短2mm）。左右两段轴颈上安装圆锥滚子轴承32313（d =65mm、T51mm、damin= 77mm、a34mm），根据轴承孔径取轴颈直径65mm，根据轴承宽度取左轴颈长度51mm，右轴颈长度为73mm。根据30213轴承安装尺寸要求取轴环直径80mm，同时满足斜齿轮左侧的轴向定位轴肩高度要求。轴承内圈与轴颈采用稍有过盈的过渡配合k6，实现周向定位与固定，同时满足它们之间的对中要求。根据斜齿轮宽度40mm，轴承与箱体内壁之间间隔25mm，斜齿轮端面与箱体内壁之间间隔38mm，以及圆锥滚子轴承的支座反力作用点a34mm，求出输出轴的支承跨度为l=200m

33、m。同理求出右轴承支座反力作用点到外伸段中点的距离为141mm。21输出轴的结构设计简图（参考CAD）11.减速器附件的选择及箱体的设计 减速器附件的选择（1）窥视孔及视孔盖窥视孔：尺寸115mmx50mm视孔盖：采用钢板加工而成，尺寸115mm x 50mm x 4mm用四个M6x12的螺钉固定与机盖上。板上中心位置右一18的通孔，下端焊有连接通气器的螺纹套。 (2)通气器考虑结构和价格因素，选用表4-5的通气器，查表得结构尺寸为M18x1.5。(3)油面指示器采用杆式油标。由表4-6，M12的油标。油标位置：油标最大刻度高于大齿轮1/3的高度。(4)放油孔及放油螺塞选用管螺纹外六角栓塞(J

34、B/ZQ4451-86).尺寸G1/2A(5)吊环螺钉、吊耳及吊钩螺纹规格M20、材料为45钢、经正火处理、不经表面处理的A型吊环螺钉为螺钉GB/T 8251988-M20(6)定位销和起盖螺钉(7)轴承盖与套杯选用凸缘式轴承盖，见表4-14所示22减速器箱体的设计（见24页）12.润滑密封(1)齿轮的润滑采用浸油润滑，由于为单级圆柱齿轮减速器，速度12m/s，当m20 时，浸油深度h约为1个齿高，但不小于10mm，所以浸油高度约为36mm。(2)滚动轴承的润滑由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。(3)润滑油的选择齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于小型设备，选用GB44

35、3-89全损耗系统用油L-AN15润滑油。(4)密封方法的选取选用凸缘式端盖易于调整，采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。密封圈型号按所装配轴的直径确定为GB894.1-86-25轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。13.减速器装配图（参考CAD） KA = 1.2Pc=9kW选用B型普通Vdd1 = 140dd2= 280mmv=7.1m/sa0=(294840)mmL0=1769mma=566mm1=166P0=2.13KwP0=0.3KwK=0.96KL=0.95z=4.1q=0.17kg/mF0= 263NFQ=2610NHlim1=Hlim2=1500MpaFlim1=

36、Flim2=460MpaH=135Mpa F=644MpaRa3.26.3um,z1 = 18z2=75u=4.16=0.65=11Am=12.4Ad=756T1=48.58Nmzv1= 19.0zv2= 79.2YFS1=4.43YFS2=3.38K = 2Mn=3mma=145=15.831d1=56.129mmd2=233.871mmb1=48 mmb2=40mmV =1.4m/sda2=239.871mmC = 114d = 32mmT2 = 190838 NmmFt2=1632NFr2=617NFa2= 463NRAH=816NMCH=81600NmmRAV =38NRBV= 579

37、NMCV=3800NmmMCV=57900NmmMC=81688 NmmMC=100055 Nmma=0.6=152059 Nmmd=31.92mm C=260000C=350000e=0.35Y=1.7T1=48581 NmmFt1=1731NFr1=655NFr2=617NS=193NS=181NFa1=491NFa2=463NX=0.40Y=1.70X=0.40Y=1.70P=1110.3NP= 1033.9NLh=160813286.8hC=259999.9Nd1=44mm L1=38mm T1=48.58 NmA型平键b=12mmh=8mmLs1=26mmp=0.0195Mpad2=

38、32mm L2=82mm T2=190838Nmb=10Ls2= 72mmh=8mmp=41.4MpaHL3 GB5014-1985密封段直径为60mm轴头段直径为44mm圆锥滚子轴承32313d =65mmT51mmdamin= 77mma34mm窥视孔：尺寸115mmx50mm视孔盖：尺寸115mmx50mm x 4mm通气器：结构尺寸为M18x1.5管螺纹外六角栓塞(JB/ZQ4451-86).尺寸G1/2A采用浸油润滑宜开设油沟、飞溅润滑GB443-89全损耗系统用油L-AN15润滑油2425三、设计小结在设计过程中的经验教训总结：1.设计的过程中必须严肃认真，刻苦专研，一丝不苟，精益求精，才能在设计思想，方法和技能各方面获得较好的锻炼与提高。2.机械设计课程设计是在老师的指导下独立完成的。必须发挥设计的主动性，主动思考问题分析问题和解决问题。3.设计中要正确处理参考已有资料和创新的关系。熟悉和利用已有的资料，既可避免许多重复的工作，加快设计进程，同时也是提高设计质量的重要保证。善于掌握和使用各种资料，如参考和分析已有的结构方案，合理选用已有的经验设计数据，也是设计工作能力的重要方面。4.在教师的指导下订好设计进程计划，注意掌握进度，按预定计划保证质量完成设计任