机械设计课程设计(2)

1、机械设计课程设计说明书题目：二级展开式斜齿圆柱齿轮减速器目录1. 题目及总体分析32. 电动机选择 33. 分配传动比 44. 传动系统的运动和动力参数计算 55. 设计高速级齿轮 66. 设计低速级齿轮 107. 链传动的设计 128. 减速器轴及轴承装置、键的设计 131轴（输入轴）及其轴承装置、键的设计 132轴（中间轴）及其轴承装置、键的设计 193轴（输出轴）及其轴承装置、键的设计 239. 润滑和密封 2810. 箱体结构尺寸 2811. 设计总结 2912. 参考文献 30一、题目及整体分析题目：设计一个二级展开式斜齿圆柱齿轮减速器给定条件：由电动机驱动，输送带的牵引力 F=32

2、00N，运输带速度v=1.0m/s，运输机滚筒直径为 D=350mm. 带式输送机用于锅炉房运煤。工作寿命为12年，三班制工作；每班工作8小时，常温下连续、单向运转，载荷平稳。输送带滚轮效率为 0.97。特点及使用：结构简单，但齿轮相对于轴承的位置不对称，因此要求轴有较大的刚度。高速级齿轮布置 在远离转矩输入端，这样，轴在转矩作用下产生的扭转变形和轴在弯矩作用下产生的弯曲变形可部分地互相抵消，以减缓沿齿宽载荷分布不均匀的现象。高速级一般做成斜齿，低速级可做成直齿。整体布置如下:1：齿轮1 （高速轴）2：齿轮2 （中速轴从动轮）3、联轴器4：工作机b齿轮（低速轴）6：齿轮3（中速轴主动轮）8:电

3、动机辅助件有：观察孔盖，油标和油尺，放油螺塞，通气孔，吊环螺钉，吊耳和吊钩，定位销，启盖螺钉，轴 承套，密封圈等.。、电动机的选择目的过程分析结论类型根据-般带式输送机选用的电动机选择选用Y系列封闭式 三相异步电动机功率工作机所需有效功率为Pw= FX V= 3600NX 1.0m/s=3600W弹性联轴器传动效率 n 1= 0.99滚动轴承传动效率为 n 2= 0.99 圆柱齿轮传动（8级精度）效率为n 3= 0.97 输送机滚筒效率为 n 4= 0.97 总效率为 n = n i 2n 2°n 3 2n 4 =0.859 电动机输出有效功率为Pd=Pw / n =3.725KW电

4、动机输出功率为Pd=3.725KW型号查得型号Y132M1-6封闭式二相异步电动机参数如下额定功率p=4 kW满载转速960 r/mi n同步转速1000 r/mi n选用型号Y132M1-6封闭式三相异步电动机三、分配传动比目的过程分析结论分配传动比传动系统的总传动比i =匹其中i是传动系统的总传动比，多级串联传nw动系统的总传动等于各级传动比的连乘积；nm是电动机的满载转速，r/min ; nw为工作机输入轴的转速，r/min 。计算如下,n w=60v/ n D=54.6r/min,n m=960r/min.错误！未指定书 签。nm总传动比 i = =i7.58nw分配传动比 i=i i

5、北ii=i.4i 2得到 ii=4.96i2=3.54ii =4.96 i2=3.54四、传动系统的运动和动力参数计算转速ni=n m=960r/m inn2=n i/ii=193.5r/m inn3=n 2/i 2=54.56r/m inn 卷=门3=54.56r/m in(2) 输出功率Pi =Pdn i=3.69KWP=Pi n 2n 3=3.54KWP=P2n 2n 3=3.40KWP=P3 n 2 n i=3.33KW(3) 输出扭矩电动机输出扭矩为：T d=9.55 xi06Pd/nd=37056.0 N.mmTi=Td n i=36685.43 N.mmT2=T i n 2 n

6、3 iiT3=T2 n 2 n 3 i2T 卷=T3 n 2n i目的过程分析结论设：从电动机到输送机滚筒轴分别为1轴、2轴、3轴、4轴；对应于各轴的转速分别为1、1T ;对应各轴的输入功率分别为 U1、二、X ;轴号电动机两级圆柱减速器工作机1轴2轴3轴4轴转速n(r/mi n)n0=960n1=960n2=193.43n 3=54.56n 4=54.56功率P(kw)P=3.725P1=3.69P2=3.54P3=3.40P4=3.33转矩T(N mr)i37056.0T1=36685.43T2=174735.93T3=594008.15T4=582187.39两轴联接联轴器齿轮齿轮传动比

7、ii°=1i1=4.96i2=3.54五、设计高速级齿轮1 选精度等级、材料及齿数，齿型1) 确定齿轮类型.两齿轮均为标准圆柱斜齿轮2) 材料选择小齿轮材料为4 0Cr(调质)，硬度为2 8 0 HBS，大齿轮材 料为4 5钢(调质)，硬度为2 4 0 HBS二者材料硬度差为4 0 HBS3) 运输机为一般工作机器，速度不高，故选用 8级精度4) 选小齿轮齿数Z 1 = 30，大齿轮齿数Z 2=1 iZ 1= 148.8,取Z2=149。5) 选取螺旋角。初选螺旋角1 =14，2.按齿面接触强度设计按式(7 - 15)试算，即 d1t -3 2ktTt U (ZhZe)2、 d% u

8、U1)确定公式内的各计算数值(1) 试选 Kt=1.5(2) 由图7- 12，选取区域系数Zh=2.43(3) 由图 7-15查得 £ a1=0.743 & a=0.898£ a = £ a1+ £ a=1.641(4) 计算小齿轮传递的转矩T=36685.43 N mm(5) 由表7 5选取齿宽系数- 1(6) 由表7-6查得材料的弹性影响系数ZE =189.8MPa1/2(7 )由图7 - 16按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限cHiimi=780MPa，大齿轮的接触疲劳强度极限c Hiim2 =660MPa(8) 由式7- 17计算应力

9、循环次数N=60njLhNi=6.055X 109N2=1.22X 109(9) 由图7- 19查得接触疲劳强度寿命系数 Zn1=0.88 Zn2=0.94(允许局部点蚀)(10) 计算接触疲劳强度许用应力安全系数为Sh=1，由式7- 18得c h1= c Hiim1 ZN1/SH=686.4MPac h2= c Hlim2 ZN2/SH=620.4MPa2)计算(1) 试算小齿轮分度圆直径dt，由计算公式得2ktTt u 1(ZhZe)2d1t -3 4u=35.45mm=37.25mmd1(2) 计算圆周速度vndn1.782m/s60 X1000从而查图77的动载荷系数Kv =1.14(

10、5) 计算模数mn口严理竺=1.81Z1取 mn=2mm(6) 确定螺旋角乙二皱空二17.2mnZ2 二 iiZ, =128.96 a 二（乙乙）叫=159.7452con B取 Zi=26 Z2=129 a=160mmB = arccon叫（乙 乙）=14.362a因为B改变不多，所以无需修正 所以分度圆直径为=乙0 二 53.7mmcos Bd2 二二 266.3mmcos Bb=O dd1=53.7mm 取 b1=60mm b2=55mm3 按齿根弯曲强度设计-KFYfYsY oFMPa b叫j1）确定计算参数查表 7 4 得 Yf1=2.60 Ys1=1.595 Yf2=2.1568

11、Ys2=1.8132干皿二2.12纵向重合度nm查图714得螺旋角系数丫 B=0.87由图 717 查得 Yn1=0.87 Yn2=0.92°F1°Flim1YN1二 542.88MPaSF取 Sf=1.25 °f2°Flim2YN2Sf二 485.76MPa2 ）检验齿根弯曲疲劳强度KF斥1 = LYfiYsiY厂 43.56v內bg j厂 YfiYs2丫厂 44.81v间2b叫j弯曲强度足够。3)验算2T1Ft- = 1366.3NdiK f= 22.8< 100N/mm 合适。 b'口。六、设计低速级齿轮1. 选精度等级、材料及齿数，

12、齿型1) 确定齿轮类型两齿轮均为标准圆柱直齿轮2) 材料选择.小齿轮材料为4 OCf (调质)，硬度为2 8 0 HBS，大齿轮材料为45钢(调质)，硬度为2 4 0 HBS二者材料硬度差为40 HBS3) 运输机为一般工作机器，速度不高，故选用 8级精度4) 选小齿轮齿数Z 计24，大齿轮齿数Z 2=i i Z j = 3.54X 24=84.96。取Z 2= 852. 按齿面接触强度设计按式(7- 15)试算，即 d1t -3 2ktTt u (ZhZe)2 讥：u 1h1)确定公式内的各计算数值(1) 试选 Kt=1.4(2) 由图7- 12，选取区域系数Zh=2.5(3) 由表7- 5

13、选取齿宽系数叮=1(4) 由表7-6查得材料的弹性影响系数ZE =189.8MPa1/2(5) 由图7- 16按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限(T Hlim1=780MPa, 大齿轮的接触疲劳强度极限(T Hlim2 =660MPa(6) 由式7- 17计算应力循环次数N=60njLhN1=1.22X 109N2=3.51 X 108(7) 由图7- 19查得接触疲劳强度寿命系数 Zni=0.96Zn2=1.06(允许局部点蚀)(8) 计算接触疲劳强度许用应力安全系数为Sh=1，由式7- 18得(T hi=(T Hiimi ZNi/SH=748.8MPa(T h2= (T Hlim2 Z

14、N2/SH=699.6MPa2)计算试算小齿轮分度圆直径 d1t.、3_u +1 Zh Ze、2d1t -3()=66.09mm、 d% U Eh(1) 计算圆周速度v=0.67m/s,从而查图77的动载荷系数Kv =1.08n dnv 二60 X1000(2) 计算载荷系数K查表72得使用系数Ka=1假定KaFl <100N/m m,由表73的齿间载荷分配系数 K a=1.2 b由表查得齿向载荷分布系数 K戶1.09故载荷系数 K=Ka Kv K aK 3=1.41264(3) 按K值对d1t进行修正，得=66.25mmd1(4) 计算模数mm=d1/z1=2.76mm取 m=3mma

15、=m(Z1+Z2)/2=163.5mm,取 a=165mm Z1=24 Z2=86 i2=86/24=3.583£ =(3.583-3.54)/3.54=1.2%<5%,在允许范围内。所以 d1=mz1=72mm ,d2=mz 2=258mmb= dd1=72mm ,取 b1=80mm,b 2=75mm.3. 按齿根弯曲强度设计弯曲强度的设计公式为T 二乎YfYs 珂 opMPabm1)确定公式内的计算数值 确定计算参数查表 7 4 得 Yf1=2.65 Ys1=1.58 Yf2=2.208 Ys2=1.776由图 717 查得 Yn1=0.87 Y n2=0.91°

16、F1°Flim1YN1Sf二 555.36MPa取 Sf=1.25 °f2°Flim2YN2Sf二 480.48MPa2）检验齿根弯曲疲劳强度KFt°Fi =yfiysi = 309.67 c ofibm斥2 二字 Yf2Ys2 = 209.02 讥 】2bm弯曲强度足够3）验算2TiFt1 二 4853.78NdiK f= 64.72V 100N/mm合适合适。七、联轴器的选择1电动机一高速轴联轴器电动机的尺寸：D=38k6F=10 G=33 E=80由转矩法初估高速轴最小直径取 C=112,则 dmin=17.54mm该段轴上有一键槽将计算值加大 3

17、%，dmin应为18.24mm。 根据传动装置的工作条件拟选用弹性柱销联轴器。计算转矩为取 K=1.3 则 Tc根据以上查工作手册最后选取 LX3型联轴器。其轴孔直径d=32mm, L=82mm， D=38mm,L=82mm，可满足电动机的轴径要求。2.低速轴一卷动联轴器 由转矩法初估高速轴最小直径取 C=112，则 dmin=43.4mm该段轴上有一键槽将计算值加大 3%，dmin应为4.73mm根据传动装置的工作条件拟选用凸缘联轴器。计算转矩为取 K=1.5 则 Tc根据以上查工作手册最后选取GYS6型联轴器。其轴孔直径d=40 50mm,L=84m m,可满足轴径要求。八、减速器轴及轴承

18、装置、键的设计1.1轴（输入轴）及其轴承装置、键的设计1 .输入轴上的功率 Pi=3.69kW,转速960r/min;转矩 T 1=36685.43Nmm2 求作用在齿轮上的力2T1Ft=1336.3N训:：tan anFr=Ft=502.1NcospFa二FtRll *=342.1N3 .初定轴的最小直径选轴的材料为4 5钢，调质处理。取C=112（以下轴均取此值），于是初步估算轴的最小直径 dmin=17.54mm输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d1 .为了使所选的轴直径 d1和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 Tc=KT,考虑到转矩的变化很小，故取

19、K=1.3,则，Tc查机械设计手册，选用LX3型联轴器，其轴孔直径d=32mm, L=82mm , D=38mm,L=82mm。4. 轴的结构设计1）拟定轴上零件的装配方案（见下图）2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度（1）为满足半联轴器的轴向定位要求，1轴段右端需制处一轴肩，轴肩高度h =0.07 0.1d ,故取2段的直径 d2=40mm,l2=68mm。半联轴器和轴配合的毂孔长度L1=82mm.，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l1的长度应该比 L略短一点，现取l1=80mm。（2）初步选择滚动轴承 参照工作要求并根据 d2=40mm，初选型号 7208C轴

20、承，其尺寸为基本额定动载荷 Cr=36.8KN.d a=47mm,Da=73mm,故d3=d=40轴段7的长度和轴承宽度相同，故取l6=15mm(3) 取齿轮左端面和箱体内壁间留有足够间距，取l5=21.5mm。为减小应力集中,并考虑右轴承的拆卸,轴段5的直径应根据7208C的角接触球轴承的定位轴肩直径da确定 d5=45mm(4) 因为该轴为齿轮轴，所以第四段轴I 4=60mm(5) 由中间轴长度可知 l3=102.5mm输入轴的结构布置E.OJ6可&(斟2.输入轴的设计计算及校核(1)计算齿轮上的作用力由作用力和反作用力的关系可得，齿轮1所受的力和齿轮2所受的力大小相等，方向相反。

21、即:F342.1N,F502.1N,F-1336.3N(2) 平移轴向力所产生的弯矩为：Mih FaiW =133 =2478.189N mm2 2(3) 计算轴承支反力=195.9N.Fr 60.5 Fa 53.7 "2水平方面，轴承1FH1 202轴承2 Fh1Fr (9 102.5 30)-Fa 306.2202竖直方向，轴承1F/厂 Ft _ FV2 二 936.1N轴承2二 Ft 6O.5=40Q2n202轴承1的总支撑反力Fi 一 ' Fhi2FV1 = 984.9 N轴承2的总支撑反力F2二V Fh 2Fv22 = 445.6 N(4) 计算危险截面弯矩截面左侧

22、竖直方向M vi=FV160.5 = 56634 .05 N mm水平方向MH1 = Fh 60.5 二 185251N mm其合成弯矩2 2vi M hi =59586.87N mm同理截面右侧竖直方向M V2二 FV2141.5 二 56628 .3N mm水平方向MH2 订H2141" 27719.85N mm其合成弯矩M2v22 M H22 二 63048.8N mm危险截面在a-a剖面左侧(5) 计算截面应力当量转矩为 aT = 0.6 X36685.43 = 2201103N.mm小齿轮中间截面处M -aT2 M2 2 二 M2市二4. 60Mpa故危险截面是安全的。(6

23、) 作受力、弯距和扭距图F；氐FayiiHH川HillHITn>>j MzIIIIMa由联轴器选择键b hTO 8,L=7°mml=L-b=60mm,k=h/2=4由于键，轴的材料都为45号钢，查的-p = 120 150MPa2T9.55Mpa opkldp显然，键连接的强度足够。(8)计算轴承寿命由表11-2查得角接触球轴承7208C的轴承基本额定动负荷Cr =36.8KN,基本额定静负荷C0 = 25.8KN轴承1的内部轴向力为:轴承2的内部轴向力为:因为 Fl' +Fa>H'F 0.4R = 394.0NF2、0.4F278.2N故轴承1的轴

24、向力a1F1 394 .0N轴承2的轴向力Fa/WFa = 736.讪P 二 XFr YFaFa10.4 二 eFr1空二 1.65 eFr2所以 X1=1 Y1=0，X2=0.44 Y 2=1.47所以 P1=984.9，P2=1278.1根据轴承的 工作条件，由表10-8,10-9得温度系数、载荷系数分别为 存=1.0, fp T.0，寿命系数；二3所以轴承2的寿命106fTC 芒Lh（ T Y = 311349.7h60n1 fPP已知工作年限为12年，大修期为三年，每天三班制工作，故轴承预期寿命Lh'=3 365 3X8 = 26280hIL Lh，故轴承寿命满足要求2. 2轴

25、（中间轴）及其轴承装置、键的设计1T 2X174735.W圆周力 Fti=1221.4Nd22 蛆 12tanan径向力 Fri= Fti=457.5NCOS?轴向力 Fai= Fti：毘邙=296.6N。2. 第二级小斜齿轮受力分析(=20 )圆周力 Ft2=4853.8N;di径向力 Fr2= Ft2i4i©=1766.6N;3 .初定轴的最小直径选轴的材料为4 5钢，调质处理。取C=112由式dmmn初步估算轴的最小直径dmin=29.51mm这是安装轴承处轴的最小直径d14根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度(1 )初选型号7208AC的深沟球轴承参数如下d X DX B

26、=40X 80 X 18 da=47mm基本额定动载荷 Cr=35.2KN. 基本额定静载荷 Cor =24.4KN故d1=d5=40mm齿轮和箱体内壁距离至少是15mm所以取I 1=39mm 15=44mm(2 )轴段2上安装低速级小齿轮，为便于齿轮的安装，可取d2=48mm齿轮左端用套筒固定， 为使套筒端面顶在齿轮左端面上，即靠紧，轴段2的长度应比齿轮毂长略短，若毂长和齿宽相同，已知齿宽d2=80mm取I 2=78mm小齿轮右端用轴肩固定，由此可确定轴段 4的直 径，轴肩高度 h 二 0.07 0.1d ,取 d3=56mm取 13=6mm(3)轴段4上安装高速级大齿轮，为便于齿轮的安装，

27、可取d4=d3=48mm齿轮右端用套筒固定,为使套筒端面顶在齿轮右端面上，即靠紧，轴段4的长度应比齿轮毂长略短，若毂长和齿宽相同，已知齿宽b=55mm取 "53mm。中间轴的结构布置5.计算和校核(1)轴向外部轴向力合力垂直方向 轴承1 Fnv=3617.5N;Fti (27.5+12«iS)+Ft2X(40+20+9轴承 2 Fnv2= :=2572.6N;SO：水平方面，轴承FrtX(9f24f27.5+FalxFriX(4D+fi+55+5+9Fnh=795.2NlM2aMOWOO+20轴承 2 Fh2=469.3N轴承1的总支撑反力Fi= 1 一一 =3703.9N

28、;轴承2的总支撑反力F2= -=2615.1N。(2)计算危险截面弯矩a-a剖面左侧，竖直方向 Mh=Fv170=253225N.mm;水平方向 MH=FH170=55664N.mm;b-b剖面右侧，竖直方向 Mv2=Fv262.5=160787.5Nmm;水平方向 MH2=FH£2.5=29331.25Nmm;a-a剖面右侧合成弯矩为M i=JbkJ +MH'=259270.9Nmm;b-b剖面左侧合成弯矩为M=163440.9Nmm;故a-a剖面左侧为危险截面MA21校核当量转矩:制-.:-.二 .=24.8 60Mpa,符合要求。D.1X4037 选用校核键高速级大齿轮

29、的键选用圆头平键仍汁=卜疗而;仁布L=50mmk=4.5l=L-b=50-14=36mm;2T_ =47.94<120Mpa=120150Mpa 键校核安全。kid8. 校核轴承和计算寿命1）校核轴承A和计算寿命! ；径向载荷 Fr= 1-所以 Fri=3703.9N Fr2=2615.1N;轴向载荷Fa=342.1N;F'=0.68 Fr 所以 Fi'=2518.65N F2、=1778.23N; 因为 F2'+Fa<Fi' 所以 Fai= Fi' Fa2= Fi'-Fa=2176.55N; p=XFr+YFaFii=0.68=e=

30、0.83>e;Fra所以 Xi=1 Yi=0X2=0.41 Y2=0.87Pi=3703.9P2=2965.810* z lXSOSDOj该轴承寿命该轴承寿命Lh=55544.3h>26280h符合Mxiiaj要求。33轴（输出轴）及其轴承装置、键的设计1. 由作用力和反作用力的得圆周力 Ft2=4853.8N;径向力 Fr2=1766.6N;2. 初定轴的直径轴的材料同上。由式，初步估算轴的最小直径dmin=44.4mm。该段轴上有一键槽将计算值加大 3%, dmin应为45.73mm3. 轴的结构计1）拟定轴的结构和尺寸（见下图）2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。d

31、6=45mm, l6=80mm。（1）轴段1和轴段5用来安装轴承，根据di=50mm,初选型号6210的深沟球 轴承，参数基本：d X D X B=50 X 90X 20 da=57mm基本额定动载荷C=35.0KN 基本额定静载荷C0r=23.2KN。轴段1和5的直径应根据深沟球轴承的da确定,即di=d5=50mm,取di=d5=50mm,根据深沟球轴承的da确定d2=d4=57mm(2)轴段2上安装低速级大齿轮，齿轮左端用套筒固定，为使套筒端面顶在齿 轮右端面上，即靠紧,轴段5的长度15应比齿轮毂长略短，若毂长和齿宽相 同,已知齿宽b=75mm取b=72mm。大齿轮右端用轴肩固定，由此可

32、确定轴 段3的直径,轴肩高度h = 0.07 0.1d ,取d3=62mm3=6mm.取齿轮左端面和箱体内壁间留有足够间距，取li=42.5mm,l由中间轴总长度可得 l4=89.5mm.输出轴的结构布置4. 轴的受力分析、弯距的计算(1)垂直方向，轴承1 Fnv=1160.9N轴承 2 Fnv2=605.7N水平方面，轴承1 Fnh=3189.64N轴承 2 Fh2=1664.16N轴承2的总支撑反力F2二叶扰+ Fn«/=3394.3N(2)计算危险截面弯矩a-a剖面左侧，竖直方向 MVi=Fvi72=83584.8N.mm;水平方向 MH=FHi72=229636.8N.mm;

33、b-b剖面右侧，竖直方向 Mv2=Fvi138=83586.6N.mm;水平方向 MH2=FH2l38=229654.08Nmm;a-a剖面右侧合成弯矩为M1="Lj=244392.5Nmm;故a-a剖面为危险截面5作受力、弯距和扭距图ACBD6强度校核aT 0.6 594008.15 = 36404.89(X =30.1 d3= 14.85Mpa 60Mpa = c所以安全。7 选用校核键1 ) 齿轮处轴径为55mm ,选择圆头平键，b x h=16 x10,L=60mm,l=L-b=44,k=h/2=5由于键，轴的材料都为45号钢，查的p T20 150MPa2Ter98.2Mp

34、a opkid显然，键连接的强度足够。2）联轴器处键的选择：轴径为45mm ,选择圆头平键，b x h=14 x9, L=70mm,l=L-b=56,k=h/2=4.5由于键，轴的材料都为45号钢，查的F p = 120 150MPa2T104.8Mpa opkld显然，键连接的强度足够。8.校核轴承和计算寿命C = 32 0KN由表11-1查得深沟球轴承6210的轴承基本额定动负荷r基本额定静负荷C。二 23.2KN轴承1的支撑力为:R= -一=1309.4N;轴承2的支撑力为：F2= -=3394.3N轴承不受轴向力，所以由 P = XFr YFa得，P1=F1=1309.4 P 2=F2

35、=3394.3根据轴承的 工作条件，由表10-8,10-9得温度系数、载荷系数分别为存=1.0, fp T.0，寿命系数；二3所以轴承2的寿命，251622h60n1 fpP已知工作年限为 12年，大修期为三年，每天三班制工作，故轴承预期寿命365 3X8 = 26280hILh > Lh ,故轴承寿命满足要求九、润滑和密封1. 润滑方式的选择因为此变速器为闭式齿轮传动，又因为齿轮的圆周速度 v"2m；s，所 以采用将大齿轮的轮齿浸入油池中进行浸油润滑。考虑到高速级大齿轮可能浸不 到油，所以在大齿轮下安装一小油轮进行润滑。轴承利用大齿轮的转动把油溅到 箱壁的油槽里输送到轴承机型

36、润滑。轴承采用脂润滑，并设置挡油环。2. 密圭寸方式的选择由于I，II，III轴和轴承接触处的线速度v ： 10m s，所以采用毡圈密圭寸十、箱体结构尺寸机座壁厚SS =0.025a+310mm机盖壁厚E1S 1 = （0.8-0.85 ） S8mm机座凸缘壁厚b=1.5 S15mm机盖凸缘壁厚b1=1.5 S 112mm机座底凸缘壁厚b2=2.5 S25mm地脚螺钉直径df =0.036a+1216mm地脚螺钉数目a<350 ,n=66轴承旁联接螺栓直径d1=0.75 df12mm机盖和机座联接螺栓直径d2d2=（0.5 0.6） df8mm联接螺栓d2间距L=150 200160mm

37、轴承盖螺钉直径d3=（0.4 0.5） df8mm窥视孔螺钉直径d4=（0.3 0.4） df6mm定位销直径d=（0.7 0.8） d26mm轴承旁凸台半径R10 mm轴承盖螺钉分布圆直径D1= D+2.5d 3 （D为轴承孔直径）Dn=100mmD12=100mmD13=110mm轴承座凸起部分端面直径D2= D i+2.5d3D21=120mmD22=120mmD23=130mm大齿顶圆和箱体内壁距离 1 1>1.2 S12mm齿轮端面和箱体内壁距离 2 2> S10mm吊环螺钉直径dq=0.8df13mm1. 窥视孔及窥视孔盖：由于受集体内壁间距的限制，窥视孔的大小选择为长90mm宽60mm盖板尺寸选择为长120mm宽90mm盖板周围分布六个 M6X16 的全螺纹螺栓。由于要防止污染物进去机体和润滑油飞溅出来， 因此盖板下应 加防渗漏的垫片。考虑到溅油量不大，故选用石棉橡胶材质的纸封油圈即可。考 虑到 盖板的铸造加工工艺性，故选择带有凸台的铸铁盖板。