机械设计基础课程设计任务书

1、安徽国防科技职业学院机械设计基础课程设计任务书机械制造与自动化 专业 114 班扌指导教师陈云学生姓名刘悠2012年12月31日机械工程系目录一、设计任务 1二、传动装置的总体设计 11. 电动机的选择 12传动装置总传动比的计算和各级传动比的分配 23.各轴的转速、功率和转矩 2三、传动零件设计计算 31. 皮带轮传动的设计计算（外传动） 32. 齿轮传动的设计计算（内传动） 4四、轴的设计计算 61. 输入轴（齿轮轴）及轴上零件的设计计算 62. 输出轴及其上零件的设计计算 93. 平键的校核 114. 轴承的校核 12五、箱体主要结构和尺寸 13学习心得 15参考文献 18#机械工程系一

2、、设计任务1. 题目：设计带式输送机传动装置中的单级圆柱齿轮减速器白滚筒5运输带图1带式输送机传动装置简图18已知：输送带工作拉力F=850N,输送带工作速度V=2.7m/s,（输送带速度允 许误差为土 5%）,滚筒直径D=300mm,滚筒效率n筒=0.99,三班制工作，连续单 向运转，载荷平稳，传动工作年限为 10年。2. 设计任务： 设计说明书1份。 减速器装配图1张（A1）。 零件工作图1张（传动零件、轴或箱体，A4） 设计总结。二、传动装置的总体设计1. 电动机的选择（1）选择电动机的类型因为装置的载荷平稳，单向连续长期工作，因此可选用丫型闭式笼型三项异 步电动机，电压为380V。该电

3、机工作可靠，维护容易，价格低廉，、配调速装置, 可提高起动性能。0.96，贝U工作机所需（2）确定电动机的功率1）根据带式运输机工作类型，选取工作机效率为功率PwFv1000850 2.71000 0.962.391 kw；2) 查参考文献1表2.3确定各部分效率：a)联轴器效率 联=0.98; b)滚动轴 承(一对)的效率滚=0.99； c)闭式直齿圆柱齿轮传动效率齿，查参考文献2表10.19，选取齿轮精度等级为8级，齿=0.97; d)V带传动效率 带，选用普通 V带传动，一般取 带=0.96,由以上数据可得传动装置总效率：总=联滚3 齿.筒带=0.98X 0.993 X 0.97X 0.

4、99X 0.96 =0.8766;3)电动机所需功率:(3)确定电动机的转速1)滚筒轴工作转速:Fd = pW/ 总=2.391/0.8766= 2.727kw。n筒=601000v=6010002.7 =172r/min；D3.14 3002) 传动比：取V带传动的传动比i带=24,单级齿轮传动比i齿=35，贝U总传 动比i总=620。(4) 电动机转速的可选范围n d (6 : 20) 172(1032 : 3440) r/min，查参考文献1附表8.1，选用同步转速为：1000 r/min、1500 r/min、3000 r/min 的电动机。(5) 初定方案根据容量和转速，查参考文献1

5、附表8.1，初步确定三种方案如表1所示表1三种初选方案比较方案电动机型号额定功率/kw满载转速/ (r/min)堵转转矩最大转矩:额定转矩额定转矩6极Y112M-62.29402.02.04极Y100L1-42.214202.22.22极Y90L-22.228402.22.2(6) 确定电动机型号因为对于额定功率相同的类型电动机，选用转速较高，则极对数少，尺寸和重量小，价格也低，但传动装置传动比大，从而使传动装置结构尺寸增大，成本 提高；选用低速电动机则正好相反。因此，综合考虑高、低速的优缺点，采用方 案U,即选定电动机型号为：Y100L1-4，其主要性能是：额定功率2.2kw，满载转 速 1

6、420r/mi n。2. 传动装置总传动比的计算和各级传动比的分配1) 总传动比：i总=门出门筒=1420/ 172=8.256，因为6< 8.256W 20，所以合适。2) 分配各级传动比：齿轮传动比i齿=4，由于i总刊齿乂 i带，则i带=23. 各轴的转速、功率和转矩(1) 各轴转速电动机轴：n d= n 满载=1420r/ minI 轴:n 1=nd/ i 带=1420/2 =710r/ minII轴:n2=n i 齿=710/4=177.5"min川轴：n 3=n 2=177.5r/min验算带速：v d筒na /(60 1000) 2.501 m/s，误差：v (2.

7、5 2.501)/2.5-0.04%，-5%<v < 5%，合适。(2)各轴功率电动机轴：Pd = Pw/总=2.214/0.8766=2.53kwI轴：RPd-+-带2.08 0.961.9968kwII轴:PP2滚齿 联 1.9968 0.992 0.97 0.981.86kw川轴(卷筒轴)：P3 F2滚 筒 1.86 0.99 0.77 1.418kw(3) 各轴转矩电动机轴：Td 9550 Fd / nd 9550 2.08/1420 Ngm 13.989NgmI轴：T19550R / m95501.9968/710Ngm26.86NgmI轴：T29550 P2 / n29

8、5501.86/177.5 Ngm100.073Ngmm轴:T39550 P$ / n395501.786 /177.5Ngm96N gm(4) 将以上所得数据记入表2表2运动和动力参数I轴II轴III轴转速(r/min)636.77159.19159.19输入功率P (kw)P 1.99681.861.786输入扭矩T ( N m)29.95111.58107.14传动比(i)41效率()0.930.96三、传动零件设计计算1. 皮带轮传动的设计计算(外传动)(1) 选择普通V带因为(每天)24 h>16 h且选用带式输送机，所以查参考文献2表8.21，选 取工作系数kA 1.3所以巳

9、kAP 1.3 2.22.86kw。(2) 选择V带类型根据巳2.86kw、nd 1420 r/min,查参考文献2图8.12，选用A型V带。(3) 确定带轮基准直径dd，并验算带速1) 初选小带轮基准直径dd1 :查参考文献2表8.6和表8.9，取小带轮直径 dd1 =100mm。2) 验算带速v带:v小带轮dd1 nd / 60 1000 7.44m / s，带速在525m/s的范围内，合适。3) 计算大带轮基准直径：dd2 i带dd1 2.23 100mm 223 mm，查参考文献2表 8.3，圆整为 dd2224 mm。4) 验算转速误差：实际传动比i实=224/100=2.24,从动

10、轮实际转速n'=1420/2.24=633.93 r/min,则转速误差为(633.93-636.77) /636.77=-0.45%，对于带式输送装置，转速误差在±%范围内，故合适。(4) 初选中心距：根据 0.7(dg dd2) ao 2(ddl dd2)，初定 a°=500mm。(5) 初选基准长度Ld由公式 Ld 2ao ( /2)(ddi dd2)(dd2 ddj2/(4ao) 1515.436mm，查参考文 献2表8.4的带的基准长度Ld=1600mm。(6) 计算实际中心距aa a。(Ld L°)/2500 (1600 1515.436)/2

11、542.282mmamax a 0.03Ld 542.2820.03 1600590.282mmamin a 0.015Ld 542.282 0.015 1600518.282mm所以实际中心距的变化范围是 518.282mm-590.282mm。(7) 验算小带轮包角11 180° (dd2-dd1)57.3°/a 166.591 120°，合适。(8) 确定V带根数z根据dd1 100mm、nd 1420 r/ min，查参考文献2表8.9，根据内插法可得：P01.14 1.32 1.14 (1420 1200 )1.29kw。查参 考文献2表 8.18 得1

12、4601200Kb 1.0275 10 3，根据传动比2.24，查参考文献2表8.19得Ki 1.1373，贝U根据公式 P01.0275带长度修正系数kL 通V带根数为：z110 3 1420 (1-)0.18kw 。根据参考文献2表8.4查得1.13730.99，由参考文献2图8.11查得包角系数k 0.97，则普 竺62.03，圆整得z 3(1.290.18) 0.97 0.99(9) 计算带轮轴上压力1)确定单根V带的出拉力的最小值 保馬：查参考文献2表8.6查A型带 单位长度质量q 0.10kg/ m，则(F°)min=500Pc(2.5 k )/(k zv) qv2106

13、.59N2) 计算轴上压力： 压轴力 Fq 2F0zsin2 106.59 3 sin166.591635.166NQ 0 2 22. 齿轮传动的设计计算(内传动)(1) 选择齿轮类型，材料及精度等级1) 根据传动方案及设计要求可选直齿圆柱齿轮；2) 因为是普通减速器，由参考文献2表10.21选8级精度，要求齿面粗糙 度 Ra 3.2 : 6.3 m ;3) 查参考文献3表10-1选小齿轮材料为40Cr (调质)，齿面硬度为241 286HBS，取270HBS;大齿轮选用45钢(调质)，齿面硬度为217 255HBS， 取230HBS，均属于软齿面。4) 确定齿数：取小齿轮齿数为 乙=25，传

14、动比为i齿4，则大齿轮齿数为Z2= gz1425100 °(2) 按齿面接触疲劳强度设计由设计计算公式进行试算:di76.431)确定公式内各计算数值 由参考文献2表10.11取K 1.2 ； 计算小齿轮传递转矩：T19550R/n19550 1.9968/ 636.77Ngm29950Ngmm 查参考文献2表10.20选取齿宽系数d =1 ； 查参考文献3图10-21(d),按齿面硬度查得小齿轮接触疲劳强度极限Hiim1=570MPa，同理大齿轮接触疲劳强度极限Hiim2 530MPa； 计算应力循环次数：小齿轮： 260n 1jLh 60 636.77 1 (3 8 365 10

15、)3.347 109大齿轮：N2 N1 / i齿0.837 109 由查参考文献2图10.27得ZNT1 0.95,ZNT2 1.15 ； 计算疲劳许用接触应力，齿轮和一般工业齿轮按一般可靠度要求，选安全 系数Sh=1，2)计算试算小齿轮分度圆直径3d176.43由查参考文献2式(10.13)得:H 1 ZNT1H 2ZNT2H lim1 / SH lim2 / SHd1，代入KT1(U 1)dU模数 m=djz 40.896/252mm3)计算主要尺寸0.95 570/1541.5MPa1.15 530/1609.5MPaH中较小的值H176.4.2 29950 (4 1)1 4 541.5

16、240.896mm1.636mm，由查参考文献2表10.3取标准模数d1 d2 b b1 ammz,d d125 50mm100200mm50 50mmb25 55mmm(z1 z2) / 2125mm(3)按齿根弯曲疲劳强度校核1)齿形系数yf:查参考文献2表10.13得yF12.65、YF22.18 ；2) 应力修正系数YS：查参考文献2表10.13得YS1 1.59、YS2 1.80 ；3) 许用弯曲应力：查参考文献2图10.25(c)得 Fiim1 240MPa、 Fiim2 =210MPa，由参考文献2表10.10查得SF 1.3，由参考文献2图10.26查得:YNT1 0.9、YN

17、T2 0.95，则大小齿轮的许用弯曲应力为YNT1F lim10.9240F 1Sf1.3YNT2 Flim20.95 210F 2Sf1.32KT11 Y Y21.229950F1bm2z1 F1 S150 2225Yf 2Ys22.181.8F2 F1 y YYF1 YS1592.651.59166MPa ,153MPa2.65 1.59 59MPa V 166MPa55MPa V 153MPa故齿根弯曲强度校核合格四、轴的设计计算1. 输入轴(齿轮轴)及轴上零件的设计计算(1) 求输入轴上的功率Pi、转速ni和转矩Ti前面已求得： p 1.9968kw、nt 636.77 r/ min、

18、T1 29950N gmm(2) 求作用在小齿轮上的力圆周力：Ft1=2T1/d=1198 N径向力：Fr1 Ft1 tan 1198 tan20° 436.036 N法向力：Fn1 Ft1 / cos 1198/cos20°1274.87N(3) 按转矩法初步确定轴的最小直径轴的材料选用40Cr (调质)，硬度为241268HBS。根据参考文献2表14.1取 C=110，则:dmin C 年110 :倔6816.1mmV 636.77输入轴最小直径是安装大带轮的，轴上需开键槽，故需将直径增大5%,即dmin=16.905mm。(4) 轴的结构设计1) 轴上零件固定和装配：

19、a)固定：单级减速器中仍将齿轮安装在箱体中央， 相对两轴承对称分布。左、右轴承都用轴肩和轴承端盖固定，大带轮装在右 端，用轴肩和轴端挡圈固定；b)安装：轴呈阶梯状，左轴承和左轴承端盖依 次从左面装入；齿轮、齿轮套筒、右轴承、右轴承端盖和皮带轮依次从右面 装入；2) 确定轴各段直径与长度： 轴段I:考虑到d需由右轴承端盖中的密封圈确定，故现确定密封圈 尺寸，定出d，再由d = (1.141.2) d得出d。为了保证密封性，防 止漏油，便于与箱体装配，故选用内嵌式端盖，右端盖采用透盖，左端 盖采用闷盖，右端盖中间孔用油毛毡作为密封装置，查参考文献1附表 6.1 可知取 d =25mm，则根据 d

20、= (1.141.2) d 得出 d =21mm>dmin=16.905mm,合适。选取轴段I的长度 L =36mm。 轴段U:轴段U的长度L取61mm。 轴段川：L与d根据滚动轴承确定，选用滚动轴承6406 (由于轴主要承受径向载荷)，根据参考文献1附表6.1可得L =23mm, d = d 滚内=30mm。 轴段W :轴肩川-IV为定位轴肩，查参考文献2，定位轴肩高度h V =(0.070.1)d =(0.070.1) x 30mm=(2.43)mm,取 h V =2.5mm, 则 dV =d +2h V = (30+2x 2.5) =35mm,取dV 35mm。轴段 V 的长 度

21、LV 取 18.5mm。 齿轮段长度：由前面计算得齿轮宽度为 55mm。 轴段V :根据对称性，轴段V与轴段W尺寸一样，即Lv = LV 18.5mm、 dv =dV 35mm。 轴段W :根据对称性，轴段W与轴段川尺寸一样，即Lv =L23mm、dv = d 30mm。轴的总长度：L + L + L + B1+ LV + Lv + Lv =235mm。输入轴的结构及装配如图2所示：图3载荷分布图FNV1FNV2Fr1 / 2218.°18N。(5) 轴上载荷1)受力分析：受力分析如图3所示。2)求垂直面的支承反力:3) 求水平面的支承反力:F t1lBCFp lCDF NH 1.1

22、 AC1198 57.5 635.166 90.511599.15NFnh2 Ft1 Fp FNH1 1198 635.166 99.151734N4）求垂直弯矩：MbvFNV1lAB 218.018 57.5 12536.035N mmMcv 0N mm5）求水平弯矩：M bhFnh1ab 99.15 57.5 5701.125 N mmMchFpIcd 635.166 90.5 57482.523N mm6）求合成弯矩：Mb . M bv2 Mbh212536.035" 5701.1252 13771.53NgmmM c Mch 57482.52 Ngmm(6) 按弯扭合成应力校

23、核轴的强度校核时通常校核轴上承受最大弯矩和扭矩截面的强度。轴单向旋转，扭矩切 应力为脉动循环变应力，取 0.6，齿轮轴取最小直径d=21mm,抗弯截面系数 W 0.1d30.1 213mm 926.1mm3，则轴的计算应力为：ca . M C ( T1)2 /W57482.52" (0.6 29950)2 /926.1 65MPa根据选定轴材料为40Cr,调质处理，查参考文献2表14.2得 *75 MPa，可见ca 1b，故安全。键的选择轴段I上的键为普通平键 A型，查参考文献1附表5.14可得其基本规格， 如表3所示。表3平键的基本规格轴键键槽公称直径d公称尺寸bx h宽度深度公称

24、尺寸b轴t公称尺寸毂t1公称尺寸216X 663.52.8因为L键 L =36mm,查参考文献2表14.8中键的长度系列，选取L键=32mm(8)轴承的选择前面所述选用深沟球轴承6406 (左、右各一个)，查参考文献1附表10.5 可得其基本尺寸数据，如表4所示。表4滚动轴承6406的数据轴承代号基本尺寸安装尺寸6406dDBrsmi nd aminDa maxras max3090231.539811.5基本额定动载核基本额定静载荷极限转速Cr/KNC°r /KN脂润滑47.524.580002. 输出轴及其上零件的设计计算(1)求输入轴上的功率P2、转速n2和转矩Ti前面已求得：

25、 P2 1.86kw、n2 159.19 r/min、T2 111580N gmm(2) 求作用在小齿轮上的力圆周力：Ft2=2T2/d2=1115.8N径向力：Fr2 Ft2 tan1115.8 tan20° 406.118N法向力：Fn2 Ft2 / cos1115.8/cos20° 1187.4N(3) 按转矩法初步确定轴的最小直径轴选用的材料为45号钢(调质)，硬度为217255HBS,选取240HBS。根据参考文献2表14.1取C=115，贝dmin C；了 11526.09mm一 n2. 159.19输入轴最小直径是安装大带轮的，轴上需开键槽，故需将直径增大5%

26、,即dmin=27.395mm。(4) 轴的结构设计1) 轴上零件固定和装配：a)固定：单级减速器中大齿轮也应该安装在箱体中 央，相对两轴承对称分布，齿轮左面用套筒定位，右面用轴肩定位；左轴承用套筒和轴承端盖固定，右轴承用轴肩和轴承端盖固定；b)安装：轴呈阶梯状，右轴承和右轴承端盖依次从右面装入；齿轮、齿轮套筒、左轴承、左轴 承端盖和联轴器依次从左面装入。2) 确定轴各段直径与长度：从轴最细段一一轴段V开始分析计算 轴段V :根据轴上联轴器的型号，确定 L町58mm、d刑=30mm。 轴段W :轴肩切VD为定位轴肩，d刑=d皿+2h皿=(1.141.2)=(34.236)mm。根据轴段W上的轴

27、承端盖中的密圭寸圈确定d =35mm。L 取 42.5。 轴段V ： dv根据滚动轴承确定，即dv = d滚内=40mm (选滚动轴承6208,由于轴主要承受径向载荷)。取L套筒=23.5mm,为使套筒端面可靠地压 紧齿轮，此轴段应该比轴承宽度 B与L套筒之和大一些，现令其大2mm, 贝U Lv L套筒 B 223.518 243.5mm 轴段W :应该比大齿轮宽度B2略短一些，故= B2 -2= B2 -2=50-2=48mm,因为轴肩IV - V为非定位轴肩，故轴肩高度hw v无特殊要求， 取 hv v =2mm,贝U dV = dv +2hv v =40+2x 2=44mm。 轴段：轴段

28、 相关尺寸根据轴承确定，则d等于轴承内径，即d =40mm, L等于轴承宽度B，即L =18mm。 轴段：因为轴肩为定位轴肩，定位轴肩高度h =(0.070.1) d，贝U d = d +2 h = ( 1.141.2) d = ( 45.648) mm，取 d =47mm， L =17.5mm。 轴段：轴肩-W为定位轴肩，故d =d +2h叩=(1.141.2) d v=(50.1652.8) mm,取d =51mm。为满足齿轮相对两轴承对称分布， 应该使L套筒=L + L ，所以L = L套筒-L =23.5- 17.5=6mm。 轴的总长度：L总 L + L + L + LW + Lv

29、+ Lv + Lv =233.5mm输出轴的结构及装配如图4所示：图4输岀轴的结构及装配(5)轴上载荷1)受力分析：受力分析如图5所示。AFt、BFrc4F1 vf1 HF 2Vf>sF 2H图5载荷分布图2）求垂直面的支承反力：FNV1 FNV2 Fr2 / 2 203.059N。3）求水平面的支承反力：FNh2 FNH1 Ft2 /2 557.9N。4）求垂直弯矩：M BVFNV1lAB 203.059 57.5 11675.893 N mm5）求水平弯矩：M bhFNH1l AB 557.9 57.5 32079.25 N mm6）求合成弯矩 Mb M BV2 Mbh2.11675

30、.893" 32079.252 34138.03Ngmm(6)按弯扭合成应力校核轴的强度校核时通常校核轴上承受最大弯矩和扭矩截面的强度。轴单向旋转，扭矩切 应力为脉动循环变应力，取0.6，轴取最小直径d=30mm,抗弯截面系数W 0.1d30.1 3032700mm3，则轴的计算应力为：ca( T2)2/W , 34138.03" (0.6 111580)2 /2700 12.644MPa根据选定轴材料为45号钢，调质处理，查参考文献2表14.2得 1b 60MPa,可见ca 1b，故安全。键的选择根据轴段V的直径和长度，轴段V上的键选普通平键A型，查参考文献 1附表5.1

31、4可得其基本规格，如表5所示。表5平键的基本规格轴键键槽公称直径d公称尺寸bx h宽度深度公称尺寸b轴t公称尺寸毂t1公称尺寸3010X 81053.3因为L键vL皿=58mm,查参考文献2表14.8中键的长度系列，选取L键=50mm。 根据安装齿轮处轴径d叩44mm，查参考文献1附表5.14可得键的截面尺寸 b h 14 9mm，根据 取键长 L键=LW 848 8 40mm。(8)轴承的选择前面所述选用深沟球轴承6408 (左、右各一个)，查参考文献1附表10.5 可得其基本尺寸数据，如表6所示。表6滚动轴承6408的数据轴承代号基本尺寸安装尺寸6408dDBrsmi nd aminDa

32、maxras max4080181.147731基本额定动载核基本额定静载荷极限转速Cr/KNCor /KN脂润滑29.518.080003. 平键的校核(1)输入轴上的平键(轴端)根据前面分析，轴端处选用圆头 A型普通平键，根据其所在轴段的直径d =21mm，查参考文献1附表5.14选用键6X 32 GB/T 1096,其中bx h=6X 6按轻微冲击设计选取静连接时需用挤压应力100120MPa，对于键6X 32 GB1096-2003有：键与轮毂的接触高度：k 0.4h 0.4 6 2.4mm，键的工作长度l L b 326 26mm，键的挤压应力：p 2T带轮 /d Ik (2 299

33、50)/(21 26 2.4) MPa 45.2.4) MPa 45.711MPa，可见 p< p，故安全。 输出轴上的平键(轴端与安装齿轮轴段)根据前面分析，轴端处选用圆头 A型普通平键，根据其所在轴段 的直径 d皿=30mm，查参考文献1附表5.14选用键10X 50 GB/T 1096，其中bx h=10 X &按轻微冲击设计选取静连接时需用挤压应力 100120MPa，对于键10X 50GB1096-2003有：键与轮毂的接触高度： k 0.4h 0.4 8 3.2mm，键的工作长 度：I L b 50 10 40mm，键的挤压应力： P 2T?/d皿lk (2 1115

34、80) /(3040 3.2)58.11MPa，可见 p< p，轴段上的平键安全。安装齿轮轴段上键的挤压应力：e 2T2/dIVlk (2 111580) /(44 26 3.6)54.19MPa，所以齿轮轴段上的键安全。至此，低速及高速轴的设计及校核结束。4. 轴承的校核 (1)输入轴上的轴承 根据前面设计，左右都为深沟球轴承6406,查参考文献2表15.12得轻微冲击时的载荷系数fp的范围是1.01.2,取fp=1.1; 轴承受力分析轴上的垂直支撑反力：Fnv2 FNV1 218.018N轴上的水平支撑反力：FNH1 99.15N ; FnH2 1734N计算合力：F1, Fnh12

35、Fnv1299.152218.0182239.50NFa: Fnh22Fnv2217742218.01821787.35N 计算当量动载荷PPfp(XgFn YgFaJ=1.1X 1 X 239.5+0=263.45NP2fp(XgFr2 YgFa2)=1.1 X 1 X 1787.35+0=1966.09N为了确保安全，选用较大的P2进行校核。 由已知条件知道工作时间为10年，且每天三班制工作，则大概总的各种时间为 Lj 3 8 365 1087600h。 轴承应有的基本额定动载荷值60nL1h 1061966.093 60 636.77 8760010629408.77N所以较充裕地选择C

36、=47500的深沟球轴承6406 验算轴承6406轴承的寿命369092.597h106 zC106z 47500 3() ( )60n B 60 636.771966.09可见Lh>Lh1 ,所以轴承6406合格。(2)输出轴上的轴承 根据前面设计，左右都为深沟球轴承6208,查参考文献2表15.12得轻微冲击时的载荷系数fp的范围是1.01.2,取fp=1.1; 轴承受力分析轴上的垂直支撑反力：Fnv2 FNV1 203.059N轴上的水平支撑反力：FNH1FnH2 557.9N计算合力：Fr1 Fr2 、FNH厂FNV了 . 557.92 203.0592593.70N 计算当量动

37、载荷PF2 Rfp(XgFn YgFaJ=1.1X 1X 593.7+0=653.07N 由已知条件知道工作时间为10年，且每天三班制工作，则大概总的各种 时间为 Lh13 8 365 1087600h。 轴承应有的基本额定动载荷值60nL1h106653.07360 159.19 876001066153.88N所以较充裕地选择C=29500的深沟球轴承6208。 验算轴承6208轴承的寿命Lh106 C（-60n R,106（29500、360 159.19（653.07）9649020.667h可见Lh>Lh1,所以轴承6208合格五、箱体主要结构和尺寸箱体的有关结构尺寸及名称参考

38、参考文献1图4.1,其尺寸计算方法如表7 所示：表7减速器箱体结构尺寸名称符号减速器型式及尺寸关系(mm)单级圆柱齿轮减速器取值箱体总长L箱3a375箱体总高H箱2.4a300箱座壁厚0.025a+18 （一级）8箱盖壁厚10.02a+18 （一级）8箱座凸缘厚度b1.512箱盖凸缘厚度b11.5 112箱座底凸缘厚度b22.520地脚螺钉直径df0.036a+1218地脚螺钉数目na 250, n=44轴承旁联接螺栓直径d10.75df18箱盖与箱座联接螺栓直径d2（0.5: 0.6） df9联接螺栓d2的间距li50: 200i70轴承端盖螺栓直径d3（0.4: 0.5）df8窥视孔盖螺钉

39、直径d4（0.3: 0.4）df6定位销直径d（0.7: 0.8）d27df、di、d2至外箱壁距离Ci26df、d2至凸缘边缘距离C224轴承旁凸台半径RiC224凸台高度h根据低速级轴承座外径确定外箱壁至轴承座端面距离LiCi+ C2+（5: i0）60大齿轮顶圆与内箱壁距离1i.210齿轮端面与内箱壁距离29箱盖、箱座肋厚mi、mmi 0.85 i、m 0.857（输出轴）轴承端盖外径D2轴承外径+（ 5: 5.5）d3120轴承端盖凸缘厚度t（i : i.2）d39轴承旁联接螺栓距离Ss=d2120学习心得本以为暑期实习能走出校门到外面游历见识一番， 却不知所谓的实习只是呆在 宿舍和教室绘图而已。的确，令人好生失望 然而，让我意想不到的是，这样 的实习反而使得我收获不少。且不说，这种立足于我们专业的绘图实习，很好地巩固了我们的专业基本功； 光是在绘图的这整个过程中，就是一次人生的洗礼： 投入博得奋斗之热情不得不说，要在这不长的