机械厂装配车间输送带传动装置设计综述

1、机械课程设计说明书课程名称：机械设计题目名称：机械厂装配车间输送带传动装置设计学生学院：电力工程学院专业班级：热能08-2班学号：03081216学生姓名：唐富强机械设计任务书机械课程设计任务书1机械课程设计第一阶段1.1、 确定传动方案21.2、 电动机选择31.3、 传动件的设计5机械课程设计第二阶段2.1 装配草图设计第一阶段说明172.2 轴的设计及校核172.3 滚动轴承的选择212.4 键和联轴器的选择22机械课程设计第三阶段3.1、 减速器箱体及附件的设计233.2、 润滑方式、润滑剂及密封装置的选择24机械课程设计小结4.1、机械课程设计小结25附1：参考文献机械课程设计任务书

2、、课程设计的内容题目D3.机械厂装配车间输送带传动装置设计设计一带式运输机传动装置（见图1）。图2为参考传动方案1/图1带式运输机传动装置图2参考传动方案二、课程设计的要求与数据1、设计条件：1）机器功用由输送带传送机器的零部件；2）工作情况单向运输、轻度振动、环境温度不超过35C；3）运动要求输送带运动速度误差不超过5%;4）使用寿命10年，每年350天，每天16小时；5）检修周期一年小修；两年大修；6）生产批量单件小批量生产；7）生产厂型中型机械厂2、设计任务1）设计内容1、电动机选型；2、带传动设计；3、减速器设计；4、联轴器选型设计；5、其他。2）设计工作量1、传动系统安装图1张；2、

3、减速器装配图1张；3、零件图2张；4、设计计算说明书一份。3、原始数据主动滚筒扭矩（Nm）:900主动滚筒速度（m/s）:0.7主动滚筒直径（mm）:320-3 -一、机械课程设计第一阶段1.1 确定传动方案(1)、传动方案：方案：电动机直接通过带传动接在两级圆柱齿轮减速器上，该方案的优点是圆柱齿轮的设计、加工制造容易，采用卧式两级圆柱齿轮减速器。(2)、减速器内部工作方式：展开式斜齿啮合和直齿啮合。(3)、减速器的总传动比为34.47,其中带传动为2,高速级为4.73低速级为3.64。(4)、部分面形式：水平剖分面形式。(5)、轴承类型：圆锥滚子轴承和深沟球轴承。(6)、联轴器类型：HL和T

4、L系列(7)、传动方案简图如下：.结果1.2电动机的选择1、电动机的输出功率的计算已知工作机的扭矩T和卷筒转速n',则工作机输入功率P':P，=Tn79550”上式中：工作机的扭矩T=900Nm,卷筒转速n':n'=6父1000父v/nD=60父1000父0.7/(3.14父320)r/min1. V带传动效率：牛=0.962. 4对深沟球轴承传动效率：/=0.9943. .2对8级圆柱齿轮传动效率：邛2=0.9724. 联轴器的传动效率：刀4=0.995. 滚筒传动效率：“5=0.96n=nn4fn2Rin12口345。把上述值代入后得：900M41.78P=

5、Ciccc=4.80kW9550M0.822、电动机的输入功率P的计算：本题中起动系数kd=1.2,故P之kd父P'=1.2父4.80查表16-2得,Y系列1500r/min电动机的具体牌号为：Y132S4-2-B3型额定功率为：5.5kW;额定转矩：2.2;最大转矩/额定转矩：2.23、计算总传动比并确定传动比1)、计算总传动比i在上面已经确定了电机满载转速为n=1440r/min传动装置的总传动比i为i=口=1440/41.78=34.47n'2)、传动比的分配i总=i。父1取带传动比为i0=2而i1一2%而设高速级与低速级传动满足公=(1.3-1.4)i23即：n'

6、;=41.78"=0.82P'=4.80KWP=5.28KWi=34.47结 果ii2=i.3i23,得ii2=4.73i23=3.644、传动装置运动参数的计算i）、各个参数说明：nin2n3I、II、III轴的转速（r/min）PiP2P3I、II、III轴的输入功率（kW）,3I、II、III轴的输入转矩（Nm）Po电动机实际输出功率（kW）n电动机满载转（r/min）2）、各个轴转速的计算:ni=n/i0=i440/2=720r/minn2-ni/ii2=720/4.73=i52.22r/minn3=n2/i23=i52.22/3.46=4i.82r/min3）、各个

7、轴功率的计算：P=PLi_2=5.280.960.99=5.02kWP2=PL2_3=5.020.990.97=4.82kWP3=P2L2_3=4.820.990.97=4.63kW4）、各个轴扭矩的计算Ti=9550R/ni=95505.02/720=66.585NLmT2=9550F2/n2=95504.82/i52.22=302.398NLmT3=9550P3/n3=95504.63/4i.82=i057.305NLm将以上数据列表如下：轴号转速输出功率输出扭矩电机轴i4405.283i.0i7轴I7205.0266.585轴ni52.224.82302.398轴出4i.824.63i0

8、57.305卷筒轴4i.82传动比效率20.954.730.963.460.96ii2i23nin2n3=4.73=3.64=720r/min=152.22r/min=41.82r/min=5.02kWP,=4.82kWP3=4.63kWTi=66.585NLm）T2=302.398NLm1T3=i057.305NLm-7 -1.3、传动件的设计1、V带的设计1）确定V带型号工作情况系数Ka计算功率PcV带型号查表4-6由Pc=KaP=1.2x5.5根据Pc和n1值查图4.62）确定带轮基准直径D1和D2小带轮直径D1查表4.7大带轮直径D2D2=(n1/n2)D1=1440/720x100=

9、200mm按表4.7圆整3）验算带速vv=兀D1.n1/60000=兀x100x1440/6000要求V带速在525m/s范围内4)确定V带长度Ld和中心距a按0.7(Di+D2)&a0<2(Di+D2)初选a。a0=600mm,初算带基准长度L-a.他+D2(D1-D22L=2a0+24a°=2x600+2二100200200-10024600=1675mm按表4.3圆整Ld-La=a0+=500+(1800-1675)/225）验证小带轮包角1a1=1800-（200-100）/662x57.3°6）确定V带根数z单根V带试验条件下许用功率P0查表4.4传

10、递功率增量，P0查表4.5（i=200/100=2）Ka=1.2Pc=6.6kwA型D1=100mmD2=200mmV=7.54m/s带速符合要求Ld=1800mma=662mm:1=171.320P0=1.32，P0=0.17>1结果包角系数Ka查表4.8Ka=0.98长度系数Kl查表4.3Kl=1.01PCz=0+AP0)Ka&Z=566c=66=4.43(1.32+0.17Jx0.98x1.017）计算初拉力F0匚500PC2.52F0=1+qvzv<KaJ500M6.622.5dYnd八一2=111+0.1x7.54Fo=141.455M7.5410.98J=141

11、.45N8）计算轴压力QQ=2zF0sin(1)171.3=2x5x141.45.4xsin()Q=1410.43=1410.43N2、齿轮的设计1、高速级圆柱齿轮设计及计算（斜齿圆柱齿轮）1）选择齿轮材料，确定许用应力由（机械设计课本）表6.2选：小齿轮40Cr调质：(HBSi=260HBS)HBS1=260HBS大齿轮45正火：（HBS2-210HBS）HBS2=210HBS许用接触应力3与齿轮材料、热处理方法、齿面硬度、应力循环次数等因素有美。"=HlimZn其计算公式为：Shmin接触疲劳极限0Hlim查（机械设计课本）图64得：%lim1=700N/mm220Hiim1=7

12、00N/mm结果仃Hiim2=550N/mm2接触强度寿命系数ZN应用循环次数N由（机械设计课本）式6-7:N=605勺4=687201035016N2=N1/i12=N1/4.73查（机械设计课本）图65得；ZN1=1Zn2=1.13接触强度最小安全系数：SHmin_1,则bH1=700父1/1=721N/mm2bH2=550M1.13/1=610.5N/mm2所以取bH】=621.5N/mm2If=|LYnYx许用弯曲应力F:SFmin由（机械设计课本）式612,弯曲疲劳强度极限lim查（机械设计课本）图67,oFlim1=540N/mm2仃Fiim2=420N/mm2弯曲强度寿命系数Yn

13、查（机械设计课本）图68Yn1=Yn2=1弯曲强度尺寸系数Yx查（机械设计课本）图69Yx=1弯曲强度戢小安全系数：amin-1.4则：cthlim2=550N/mm29N1=2.47父109N2=1.08m108Zni=1Zn2=1.13Shmin=1hH1=700N/mm2oH2=621.5N/mmGh】=621.5N/mm2仃flim1=540N/mm2仃Flim2=420N/mmYn1=Yn2=1Yx=1SFmin=1.422结果Bf"=540m1m1/1.4hF2=420父1又1/1.4bF1=385.7N/mm2222）、齿面接触疲劳强度设计计算bF2=300N/mm确定

14、齿轮传动精度等级，按%（°.0130.022m再不，估取圆周速度Vt=3m/s,参考（机械设计课本）表6.7、表6.8选取齿轮为：2公差组8级2公差组8级小轮分度圆宜径dL由（机械设计课本）式65得d13亿zhz(Z/22KTi(u±1)1-I】J九u齿宽系数中d=1.0查（机械设计课本）表6.9,按齿轮相对轴承中d=0.8为非对称布置小轮齿数乙,在推荐值2040中选Z=2121大轮齿数z2:z2=iz1=4.73X21=99z2=99圆整取104齿数比uu=z2/z1=99/21=4.71u=4.71传动比误差&u/u:Au/u=0.004<0.05合格小轮

15、转矩T1：T1=66585Nmm载荷系数K:K七&“Ti=66585Nlmm结果P=arccosm1M+z2)/2a)=arccoS2.5工(21+99/(132m2)=11.36小轮分度圆直径d1:d1=mz/cosP=2.5x21/cos11.36=53.55mm圆周速度v:v=nd1nl/60000=n><53.55720/60000bb=Wda=0.853.5545mm大轮齿宽b2:b2=b小轮齿宽b1：B=d十(510)3)、齿根弯曲疲劳强度校核计算由(机械设计课本)式6-10bFiKTYFaYsaY/PkFbd1m当里内数ZVZv1=Z1/cos3P=27/co

16、s311.36=22.29ZV2=Z2/cos3P=109/cos311.36*=105.05齿形系数YFa查表6.5小轮61=2.53大轮YFa2=2.18应力修正系数YSa查表6.5小轮ai=1.62大轮Y2=1.80重合度:P=11.36°d1=53.55mmv=2.02m/sb=45mmb2=45mmb1=50mmZv1=22.29Zv2=105.05YFa1=2.53YFa2=2.18Q=1.62Y2=1.80-11 -结 果1=Iz1(tanaa1-tana)+z2(tanaa2tana)“2兀12.55父21Mcos11.36、，=21xtan(arccos)tan20

17、+2n2.55x21+2x2.5“，/2.55父99Mcos11.36、，“c、99M(tan(arccos)-tan20)2.55x99+2x2.5解得：%=1.66重合度系数Y=0.25+0.75/%5ex解得：Y名=0.702故oF1=2父1.82父665852.53<1.62><0.89父0.707(48父53.552.5)oF2=2x1.82665852.181.800.7020.89/4353.552.5)4)、齿轮其他主要尺寸计算大轮分度圆直径d2:d2=mz2/cosP=2.5父99/cos11.36=252.45mm根圆直径df:df1=d1-2hf=53.

18、55-2M1.252.5=47.3nmdf2=d2-2hf=252.45-2M1.25<2.5=246.2Tim顶圆直径dada1=d1+21%=53.55+2父2.5=58.55mmaiiada2=d2+2ha=252.45+22.5=257.45mm5)、高速级圆柱齿轮几何参数项目小齿轮大齿轮模数m2.52.5齿数Z2199压力角色2020分度圆直径d53.55252.45齿顶局ha3.1253.125齿根高f2.52.5齿顶圆直径da47.3246.2Y=0.702d2=252.45mmdf1=47.3nmdf2=246.2mm、F2=1.66da2=257.45mmda1=58.

19、55mm二F1=96.58N/mm2=103.22N/mm2-15 -HBSi =260HBSHBS2 = 210HBS2二 Himi =700N/mm2；一 H 后2 = 550N /mmN1 = 5.11 108N2=1.40 108Zn1 = 1.08Zn2 = 1.15SHmin =1KJ = 756N / mm2 瓦2 = 632.5N / mm瓦】=632.5N / mm齿根圆直径df58.55257.45标准中心距a132b48432、低速级圆柱齿轮设计及计算（直齿圆柱齿轮）1）选择齿轮材料，确定许用应力由（机械设计课本）表6.2选：小齿轮40Cr调质：（HBSi=260HBS）

20、大齿轮45正火：（HBS2=210HBS）许用接触应力“H1与齿轮材料、热处理方法、齿面硬度、应力循环次数等因素有关。'.Hlim-7L；H,=Zn其计算公式为：SHmin接触疲劳极限0Hlim查（机械设计课本）图64得：2二Hiimi=700N/mm21Hlim2=550N/mm接触强度寿命系数Zn应用循环次数N由（机械设计课本）式67:N=60nlj1=60152.221035016N2-N1/i12-N1/3.64查（机械设计课本）图65得；Zn1=1.08Zn2=1.15接触强度最小安全系数：SHmin=1，则tH1.1-7001.08/1=756N/mm2l<H2I-5

21、501.15/1=632.5N/mm2所以取bH】=632.5N/mm2结果z=23大轮齿数z2:z2=iz1=3.64父23=83.72圆整取105齿数比uu=z2/z1=83/23=3.61传动比误差加/U:u/u=0.00082<0.05小轮转矩T2:T2=302398Nmm载荷系数K:K=KaKvKqKpKA使用系数查表6.3Ka=1.25KV动载系数由推荐值1.051.4取”.2Ku齿间载荷分配系数由推荐值1.01.2取Ks=1.1KP齿向载荷分布系数由推荐值1.01.2取KP=1.1载荷系数KK=KAKVK0Kp=1.25121.11.1得K=1.82材料弹性系数ZE查表6.

22、4ZE=189.8，N/mm2z2=83u=3.61合格T1=302398NmmKA=1.25Kv=1.2KL1.1Kp=1.1K=1.82ZE=189.加N/mm2-17 -23 -大轮YFa2=2.21应力修正系数YSa查表6.5小轮&=1.575大轮&=1.767重合度二1:.-Izi(tan：a1-tan：)z2(tan：a2-tan：)12二1,423cos20-23tan(arccos)-tan20242324483cos20、83(tan(arccos)-tan20)48324解得：二.=1.71重合度系数Y=0.250.75/工解得：Y/0.688故；，产21.

23、823023982.691.5750.688/77.632492；F2=21.823023982.211.7670.688/72.6324924)、齿轮其他主要尺寸计算大轮分度圆直径d2:d2=mz2=483=332mm根圆直径df:df1=d1-2hf=92-21.254=47.3nmdf2=d2-2hf=332-21.254=322nm顶圆直径dada1=d12ha=9224=100mmaiiada2=d22ha=33224=340mmYSal=1.575=1.767，=1.71Y.=0.688_2rF1=112.31N/mmi二F2=110.64N/mrd2=332mmdf1=82mmd

24、f2=322Timda1=100mmaida2=340mm结果低速级圆柱齿轮几何参数如下：Ft=2486.83NFr=923.22NFa=185.48Ndmin=25mm项目小齿轮大齿轮模数m44齿数Z2383压力角«2020分度圆直径92332齿顶局ha55齿根高f44齿顶圆直径da82322齿根圆直径df100340标中心距a190b77.63272.632二、机械课程设计第一阶段2.1、 装配草图设计第一阶段说明1 ）、减速器装备图采用三个视图及必要局部剖视图才方旨表达完整。根据传动件尺寸大小，参考类似的减速器装配图，估计出待设计的减速器外部轮齿尺寸，并考虑标题栏、明细栏、零件

25、序号及技术要求等位置，选择合适的比例尺，合理的布局图面。2）、在俯视图的位置上画三根线作为传动轴1、2、3的中心线，并绘出传动件的外廓。小轮览度应大于大齿轮510mm一级传动件之间的轴向间隙"3=815mm3）、画出箱体内壁线及减速器中心线。在俯视图上小齿轮端面与箱体内壁之间间隙和大齿轮顶圆之间间隙为"4）、按纯扭矩初步估算轴径。确定轴的跨距。先按纯扭矩确定轴径，在经轴的阶梯化吧跨距准确的确定卜来。按照纯扭矩计算轴径时，用降低许用扭转剪切应力的方法来计入弯矩的影响。2.2、 轴的设计及校核1、轴1的设计计算1）、计算作用在齿轮上的力圆周力Ft=2T1/d1=2父66585/

26、53.5径向力Fr=Fttan«n/cosP=2486.83父tan20*/cos11.36轴向力Fa=FttanP=923.22tan11.36°2）、初步估算轴的直径选取45号钢材作为轴的材料，调制处理由式8-2:d>Ax3fpTn，计算轴的最小直径并加大3%以考虑键槽的影响。查表8.6取A=115贝Udmin>1.03x1153/5.02/720=22.62高速轴工作简图如图（a）所示首先确定个段直径A段：d1=25mm由最小直径算出。B段：d2=28mmC段：d3=30mm与轴承（7泵沟球轴承 6360）配合，取轴承内径D段：d4=38mm 设计非定位轴

27、肩取轴肩高度 h=4mmE段：d5=46mm将高速级小齿轮设计为齿轮轴，考虑依据课程设计指导书p116G段，d7=30mm,与轴承（深沟球轴承6360）配合，取轴承内径F段：d6=38mm,设计非定位轴肩取轴肩高度 h=4mm第二、确定各段轴的长度A段：L1=55mmB段：L2=55mm考虑轴承盖与其螺钉长度然后圆整取 55mmC段：L3=29mm,与轴承（深沟球轴承6360）配合，加上挡油盘长度（参考减速器装配草图设计p24）L3 =B3+2=16+11+2=29mmd1 =25mmd2=28mmd3 =30mmd4 =38mmd5=46mmd7 =30mmd6=38mmL1 =55mmL2

28、 =55mmL3 =29mmL7 =29mmL6 = 9mmG段：L7=29mm,与轴承（深沟球轴承6360）配合，加上挡油盘长度 L5 = 50mmF 段：L6 = 9mm, L6 = 2-2=11-2=9mmL4=104mm结果E段：L5=50mm,齿轮的齿宽B1=50mmD段：L4=104mm2、轴R的设计计算1）、按齿轮轴设计，轴的材料取匕高速级小齿轮材料相同，40Cr,调质处理，查表15-31,取A0=1002）初算轴的最小直径dmin>A0工100%日.8244mm因为带轮轴上有键槽，故取小直径加大3%dmin=45mm根据减速器的结构，轴R的最小直径应该设计在与轴承配合部分

29、，初选圆锥滚子轴承30209,故取dmin=45mm轴R的设计图见草图，由下向上同T轴知道：首先，确定各段的直径A段：d1=45mm与轴承（圆锥滚子轴承30209）配合，L1=41mmB段：d2=50mm,非止位轴肩，与齿轮配合，L2=8mmC段：d3=58mm,齿轮轴上齿轮的分度圆直径，L3=75mmD段：d4=50mm,L4=43mniE段：d5=45mmL5=43mm3、轴in的设计计算轴的材料选用40Cr（调质），可由表15-3查得A0=107所以轴白直径：dmin至A0?二50mm因为轴上启两个键槽，故最小直径加大6%dmin=50mm由表13.1（机械设计课程设计指导书）选联轴器型

30、号为LH4轴孔的直径d1=50mm度L=84mm轴田设计图如下：dmin=45mmd1=45mmL1=41mmd2=50mmL2=8mmd3=58mrL3=75mmdmin=50mm结 果-25 -d1 =60mm d2 =67mm d3 =77mm d3=77mmd4 =67mm d5=60mm d6=58mmd7 =50mmL1=43mmL2=78mmLa=10mmL4=62mmL5 =29mmL6 =57mmL7 =84mm首先，确定各轴段直径A段：di=60mm,与轴承（深沟球轴承6360）配合B段：d2=67mm,定位轴肩，h取5mmC段：d3=77mm定位轴肩，取h=5mmD段：d

31、4=67mm,非定位轴肩，h=3.5mmE段：d5=60mm,与轴承（深沟球轴承6360）配合F段：d6=58mm按照齿轮的安装尺寸确定G段：d7=50mm,联轴器的孔径然后、确定各段轴的长度A段：Li=43mm由轴承长度，3,A2,挡油盘尺寸B段：L2=78mm齿轮齿宽减去2mm便于安装C段：L3=10mm,轴环宽度，取圆整值根据轴承（深沟球轴承6360）宽度需要D段：L4=62mm由两轴承间距减去已知长度确定E段：L5=29mm,由轴承长度，3,42,挡油盘尺寸F段：L6=57mm,考虑轴承盖及其螺钉长度，圆整得到G段：L7=84mm联轴器孔长度。4、轴的校核计算第一根轴：求轴上载荷已知：

32、Ft=1839N,Fr=693N,Fa=496N,Fp=754N设该齿轮轴齿向是右旋，受力如右图：L1=81.75mm,L2=132.25mmL3=48.25mm由材料力学知识可求得水平支反力：Fnhi-703NFnh2=1136NMh=65013Nmm垂直支反力：_'_Fnvi=Fa=496N,Ma=11304Nmm,Fnhi =703NFnh2 =1136NMh =65013N mmFnvi=1360N,Fnv2=87NMvi=61640Nmm,Mv2=-11822NmmMv3=-106917Nmm合成弯矩M1=61640Nmm,M2=134918Nmm,M3=125132Nmm由

33、图可知，危险截面在C右边W=0.1d3=9469M=6164NmmM2=13491NmM3=12513Nm二 ca=14.49MPa二ca=Mca/W=14.49MPa<70MPa轴材料选用40Cr查手册口=70MPa符合强度条件！第二根轴和第三根轴的具体校核步骤省略，两根轴都符合强度条件2.3、 滚动轴承的选择1）高速轴（1轴）上滚动轴承的选择因为支撑跨距不大，故采用两端固定式轴承组合方式，轴承类型选择深沟球轴承，轴承的预期寿命为结果Lh=24000.ho由前计算结果所知，轴承所受径向力Fr=919.02n轴向力Fa=273.63n基本额定动载荷&-27KN,基本额定静载荷C0

34、r=15.2kn轴承工作转速n=1440r/min初选滚动轴承6206GB/T27694（参见附录E-2）Fa/Cor=0.018e=0.21Fa/Fr=0.298>eX=0.56Y=2.09,径向当量动载荷fp=1.5PT=（XFr+YFa）fp=（0.56父919.02十2.09父273.63）父1.5=1629.81N11Cjs=PrL®=PrL360M24000M14401=1629.81M（7）3=20783.14N106因为Cjs<Cr所以选深球轴承6206GB/T276-94满足要求，相关数据如下：D=72mmB=19mmdamin_37mm低速轴的轴承校核

35、同上，具体步骤省略，符合强度。2.4、 键联接和联轴器的选择1）高速轴（1轴）由前面的计算结果知：工作转矩T=24.42N-m,工作转速n-1440r/min选择工作情况系数K=1.75计必矩Tc=KT=1.75X24.42=42.74Nm选TL型弹性套柱销联轴器。按附录F,选用TL4联轴器，P=20783.14N6206GB/T276-94Tc=42.74c结果ZC28黑62型号为：JA25M44GB4323-84许用转矩T=63N-m,许用转速n=5700r/min.因Tc<T,n<n,故该联轴器满足要求。选A型普通平键：dii=25mmL11=44mmL21=40-(510)

36、=3035mm初选键：b=8mmh=7mmL=34mml=26mm沙±Wt5表4-3-18,(r=110MPar=90MPa由表4-3-16,4000订4000M24.42crp=21.47pdhl25X7X26<MPa2000T2000k24.42人.99=9.39dbl25M8M26<TMPa键的挤压强度和剪切强度都满足要求。2)中间轴(2轴)上键联接的选择由前面的计算结果知：工作转矩T=112.33N-m选A型普通平键。高速极大齿轮连接键：d21=40mm,L21=40mmL21=40-(510)=3035mm初取：b=12mmh=8mmL=32mml=20mm键1

37、2X32GB1096-79沙±Wt5表4-3-18,(t=110MPa,r=90MPa由表4-3-16,仃=4000.T=4000予12.33=7021pdhl40M8M20<打MPat=2000T=20003240dbl40M12父20<TMPa键的挤压强度和剪切强度都满足要求。低速轴的键校核同上，具体步骤省略，符合强度。ZC28M62JA25父443=21.47pt=9.39aD=70.21p2=22.40-27 -结 果-29 -三、机械课程设计第三阶段3.1、减速器箱体及附件的设计箱体有关尺寸:箱体壁厚:、=0.025a3=8mm0=0.025a+3=8m箱盖壁厚

38、:1=8mmi=8mmb=12mm箱座凸缘厚度:b-12mm箱盖凸缘厚度:b1=12mmbi=12mm箱座底凸缘厚度:p=2.5、=20mm=20mm箱座上的肋厚:m_0.85、=6.8mm_6.8mm箱盖上的肋厚:mi_0.85、1=6.8mmml6.8mm地脚螺栓直径:d.=0.036a10-16.12mm,d=16mm,M16d；：=d：.二16.12mm16mmM16地脚螺栓数目:螺栓通孔直径:d=20mm螺栓沉头座直径:d0二45mm地脚凸缘尺寸:=27mm,L2=35mm轴承旁联接螺栓直径:d1=0.75d=12mm,M12螺栓通孔直径:d1=13.5mm螺栓沉头座直径:D0=26

39、mm剖分面凸缘尺寸:G=20mm,c2=16mm上下箱联结螺栓直径:d2=(0.50.6)d：89.6,M10螺栓通孔直径:d2=9mm螺栓沉头座直径:D0=20mmd=20mmd0=45mmL=27mmJ=35mmd1=12mmM12d1=13.5mmD0=26mmc1=20mm,c2=16mM10d2=9mmD0=20mm结果剖分面凸缘尺寸：G=15mm,6=12mmG=15mmQ=12mmd3=(0.70.8)d2=5.66.4定位销直径：d3=6mmd3=6mm3轴承旁凸台半径：R1=20mmR1=20mm大齿轮顶圆与内箱壁跑离410mm1=10mm箱体外壁至轴承座端面距离K=c1+c

40、2+(58)=47mmK=47mm剖分度：H=(112a=180mmH=180mm轴承盖：D=72mmd3=M8,Dn=D+2.5dq=92mm1轴：03D2=D0+2.5d3=112mmD=72Tlml3=M8,e=10,D4=62,D0=92rmD2=112mmD=80mmd3=M8,e=1叫=62,D0=D+2.5d3=100mm2轴：D9=Dn+2.5dq=120mm203D=80mmi3=M8,3e=10,D4=68mmD0=100mm耳=120mmD=85mmd3=M8,e=10,D4=68mmD0=D+2.5d3=105mm3轴：03D9=Dn+2.5dq=125mm203D=85mmdq=M8,3e=10,D4=75mmD0=105mmD2=125mm3.2、润滑方式、润滑剂及密封装