课程设计：用于带式运输机上的单级圆柱齿轮减速器

1、第一章 绪论11 减速器的发展状况减速器是用于原动机与工作机之间的独立的传动装置，用来降低转速和增大转矩，以满足工作需要。在现代机械中应用极为广泛，具有品种多、批量小、更新换代快的特点。渐开线二级圆柱齿轮减速器具有体积小、重量轻、承载能力大、传动平稳、效率高、所配电机范围广等特点，可广泛应用于各行业需要减速的设备上。二级圆柱齿轮减速器的计算机辅助设计及制造（CAD/CAM）技术是当今设计以及制造领域广泛采用的先进技术。通过本课题的研究，将进一步对这一技术进行深入地了解和学习。12 减速器的发展趋势当今的减速器正向着大功率、大传动比、小体积、高机械效率以及使用寿命长的方向发展。我国减速器及齿轮技

2、术发展总趋势是向六高、二低、二化方面发展。六高即高承载能力、高齿面硬度、高精度、高速度、高可靠性和高传动效率；二低即低噪声、低成本；二化即标准化、多样化，在现代机械中应用极为广泛。减速机行业涉及的产品类别包括了各类齿轮减速机、行星齿轮减速机及蜗杆减速机，也包括了各种专用传动装置，如增速装置、条素装置、以及包括柔性传动装置在内的各类复合传动装置等，产品服务领域涉及冶金、有色、煤炭、建材、船舶、水利、电力、工程机械及石化等行业。其作为传动机械行业里的一个重要的分支，在机械制造领域中扮演着越来越重要的角色。近几年，随着中国产业经济的迅猛发展，减速机行业在国内也取得了日新月异的进步。1.3 研究内容1

3、）减速器的设计计算 (1)传动方案的分析和拟订 选择正确合理的传动方案。(2)电动机的选择 选择电动机类型和结构形式，确定电动机的容量，确定电动机的转速。(3)传动装置的运动和动力参数的计算 计算各轴的转速，功率，转矩。(4)传动零件的设计计算 外部传动零件和内部传动零件的设计计算(5)轴的设计计算(6)轴承，联接件，润滑密封及联轴器的选择和验算(7)箱体的结构设计计算第二章：传动方案的拟定带式输送机传动系统方案如图1所示图1 F5型带式运输机及其二级圆柱齿轮减速器设计数据编号运输带工作拉力F/N运输带工作速度v/m.s-1卷筒直径D/mmF52250150290工作条件：连续单向运转，工作时

4、有轻微振动，使用期限为8年，小批量生产，两班制工作，运输带工作速度允许误差为±5。设计要求：1、完成设计说明书一份，约8000字。 2、完成带式传输装置总体设计及减速器部装图、零件图。 3、完成减速器所有零件图及装配。带式输送机由电动机驱动，电动机1通过联轴器2将动力传入减速器3，在经联轴器4传至输送机滚筒5，带动输送带6工作。传动系统中采用两级展开式圆柱齿轮减速器，其结构简单，但齿轮相对于轴承位置不对称，因此要求轴有较大的刚度，高速级和低速级分别为斜齿圆柱齿轮和直齿圆柱齿轮传动。2.1电动机的选择。按设计要求及工作条件选用Y系列三相异步电动机卧式封闭结构380V。（1） 电动机容量

5、的选择。根据已知条件由计算得知工作所需有效功率。工作机所需功率;传动装置总体效率算得传动系统总效率 = =0.833工作机所需电动机功率=Fv1000=2250×1.50/1000×0.833=4.051kw因为工作时有轻微振动，故电动机功率略大于 = 5.266.076 (kw)由文献1表20-5所列Y系列三相异步电动机技术数据可以确定，满足条件的电动机额定功率应取5.5 kw。（2） 电动机转速选择根据已知条件由计算得知输送机滚筒的工作转速：nw=6000×1.5/3.14×290=98.8 r/min 通常二级圆柱齿轮减速器传动比取=840n= i

6、nw=（840）×98.8=790.683953.4 r/min由文献1表20-5初步选同步转速为 1500和3000的电机，对应于额定功率为5.5kw的电动机号分别取Y112m-2型、 Y112m-4型和Y132M1-6型三种。将三种电动机有关技术数据及相应算得的总传动比列于下表：方案号电动机型号额定功率（kw）同步转速（）满载转速（）总传动比电动机质量/kg 一Y112m-25.53000289094.5445二Y112m-45.51500144047.1149三Y132M1-65.5100096031.4075通过对这三种方案比较：一 电机重量轻，但传动比大，传动装置外轮廓尺寸

7、大，结构不紧凑；二与三比较，综合考虑电动机和传动装置尺寸，质量，价格及传动比，可以看出，如果传动装置结构紧凑，选用三方案最好即：Y132M1-6系列2.2 传动比的分配。带式输送机传动系统总传动比i=nm/nw=960/98.8=9.72所以两级圆柱齿轮减速器的总传动比9.72为了便于两级圆柱齿轮减速器采用侵油润滑，当两级齿轮的配对材料相同，齿面硬度HBS350,齿宽系数相等时。考虑面接触强度接近相等的条件，取两级圆柱齿轮减速器的高速级传动比：i1=3.689 低速级传动比为9.72/3.689=2.635传动系统各传动比分别为：i1=3.689i2=2.6352.3传动系统的运动和动力参数计

8、算：传动系统各轴的转速，功率和转矩计算。1轴（减速器高速轴）：4.051×0.99=4.01kwT1=9550=9550×=39.89 N·m 2轴（减速器中间轴）=4.01×0.96×0.99=3.811kwT2=9550=9550×=139.86 N·m3轴（减速器低速轴）P3= P223 =3.811×0.96×0.99=3.622kwT3=9550=9550×=350.24 N·m4轴（输送机滚筒轴）P4= P334 =3.622×0.96×0.99

9、5;0.99=3.41kwT4=9550=9550×=329.54 N·m 轴输出功率和输出转矩 P1=p1×1=4.01×0.99=3.97kwP2=p2×2=3.811×0.99=3.77kwP3=p3×3=3.622×0.99=3.59kwT1=T1×1=39.89×0.99=39.49kwT2=T2×2=139.86×0.99=138.46kwT3=T3×3=350.24×0.99=346.74kw将上述计算结果和传动比及传动效率汇总如下表1轴名功

10、率（kw） 转矩（）转速（） 传动比 i效率输入 输出 输入 输出 14.013.9739.8939.4996010.96 23.8113.77139.86138.46260.233.6890.96 33.6223.59350.24346.4698.762.6350.96 43.413.37329.54226.24198.7610.98对于所设计的减速器中两级齿轮传动，高速级和低速级均采用直齿圆柱齿轮传动。第三章 齿轮的设计按软齿面闭式齿轮传动设计计算路线，分别进行高速级斜齿圆柱齿轮传动的设计计算和低速级直齿圆柱齿轮传动的设计计算。3.1 高速级斜齿圆柱齿轮传动的设计计算，(1) 选择材料及热

11、处理，精度等级，齿数与齿宽系数，并初选螺旋角考虑减速器要求结果紧凑故大小齿轮均用40Cr调质处理后表面淬火，因载荷较平稳，齿轮速度不是很高，故初选7级精度，齿数面宜多取，选小齿轮齿数z1=24，大齿轮齿数z2=3.689×24=90，按软齿面齿轮非对称安装查文献2表6.5，取齿宽系数=1.0 。实际传动比i12=90/24=3.75，误差(i12- i12)/ i12=(3.75-3.689)/3.75=0.0162，在设计给定的±5%范围内可用。3.2按齿面接触疲劳强度设计，由文献2式(6.11)(1) 确定公式中各式参数；1） 载荷系数试选=1.52） 小齿轮传递的转矩

12、T1=9.55×=9.55×=4.0299× N·m3） 材料系数 查文献2表6.3得4） 大，小齿轮的接触疲劳极限 按齿面硬度查文献2图6.8得5） 应力循环次数=60×960×1×300×16=2.7648×N2=N1/=2.7648×/3.75=7.3728×6)接触疲劳寿命系数 查文献2图6.6得 6） 确定许用接触应力 取安全系数取(2) 设计计算1） 试计算小齿轮分度圆直径取=51.11mm2） 计算圆周速度vv=2.568m/s3） 计算载荷系数 k查文献2表6.2得使用

13、系数=1根据v=2.568 m/s 按7级精度查文献2图6.10得动载系数=1.0 查图6.13 得=1.08则 k=ka=1×1.0×1.08×1=1.084） 校正分度圆直径由文献2式（6.14） =mm=43.97mmd1t(3) 计算齿轮传动的几何尺寸；1） 计算模数m m=d1/z1=43.97/24mm=1.832mm 按标准取模数m=2.5mm2） 两轮分度圆直径 =mz1=2.5×24=60mmd2=mz2=2.5×90=225mm3） 中心距 a=m(z1+z2)/2=2.5×(24+90)/2=142.5mm4）

14、齿宽bb=d1=1.0×60=60mmb1=b2+(5-10)mmb2=65mm b1=70mm5） 齿全高 h3.3 校核齿根弯曲疲劳强度由文献2式（6.12）(1) 确定公式中各参数值;1) 大小齿轮的弯曲疲劳强度极限查文献2图6.9取2) 弯曲疲劳寿命系数查文献2图6.7 取3) 许用弯曲应力 取定弯曲疲劳安全系数,应力修正系数4) 齿轮系数和应力修正系数 查文献2表6.4得5) 计算大小齿轮的与并加以比较取其中最大值代入公式计算小齿轮的数值大，应按小齿轮校核齿根弯曲疲劳强度(2) 校核计算(3) =(2×1.08×40299×2.20×

15、1.58)/1.0× =33.62MPa所以 弯曲疲劳强度足够。（注：高速齿轮结构图见二维设计图）第四章 低速级直齿圆柱齿轮传动。4.1选择齿轮材料及热处理方法，精度等级，齿数及齿宽系数。选择45钢调质处理，齿面硬度分别为220HBS，280HBS，属软齿闭式传动，载荷平稳齿轮速度不高，初选7级精度，小齿轮齿数=30，大齿轮齿数z2=2.635×30=80，按软齿面齿轮非对称安装查文献2表6.5，取齿宽系数=1.0 ，实际传动比i12=80/30=2.67，误差i12-i12)/ i12=(2.67-2.635)/2.67=0.0131，在设计给定的±5%范围内可

16、用。4.2按齿面接触疲劳强度设计，由文献2式(6.11)(4) 确定公式中各式参数；7） 载荷系数试选=1.58） 小齿轮传递的转矩T1=9.55×=9.55×=139900 N·m9） 材料系数 查文献2表6.3得10） 大，小齿轮的接触疲劳极限 按齿面硬度查文献2图6.8得11） 应力循环次数=60×260.23×1×300×16=74940000N2=N1/=74940000/2.67=2806000012） 接触疲劳寿命系数 查文献2图6.6得 13） 确定许用接触应力 取安全系数取(5) 设计计算5） 试计算小齿轮

17、分度圆直径取=77.43mm6） 计算圆周速度vv=1.0544m/s7） 计算载荷系数 k查文献2表6.2得使用系数=1根据v=1.0544m/s 7级精度查文献2图6.10得动载系数=0.7 查图6.13 得=1.08则 k=ka=1×0.7×1.08×1=0.7568） 校正分度圆直径由文献2式（6.14） =mm=49.04mmd1t(6) 计算齿轮传动的几何尺寸；6） 计算模数mm=d1/z1=49.04/30=1.635mm 按标准取模数m=2.5mm7） 两轮分度圆直径 =mz1=2.5×30=75mmd2=mz2=2.5×80=

18、200mm8） 中心距 a=m(z1+z2)/2=2.5×(30+80)/2=137.5mm9） 齿宽bb=d1=1.0×75=75mmb1=b2+(5-10)mmb2=80mm b1=75mm10） 齿全高 h4.3 校核齿根弯曲疲劳强度由文献2式（6.12）(4) 确定公式中各参数值;6) 大小齿轮的弯曲疲劳强度极限查文献2图6.9取7) 弯曲疲劳寿命系数查文献2图6.7 取8) 许用弯曲应力 取定弯曲疲劳安全系数,应力修正系数9) 齿轮系数和应力修正系数 查文献2表6.4得10) 计算大小齿轮的与并加以比较取其中最大值代入公式计算小齿轮的数值大，应按小齿轮校核齿根弯曲

19、疲劳强度(5) 校核计算 =(2×0.756×13900×2.52×1.625)/1.0×=15.30MPa所以 弯曲疲劳强度足够。（注：低速齿轮结构图参见二维设计图）第五章 轴的设计与计算在完成了带式传输机传动系统运动及动力参数的计算和减速器两级齿轮传动的设计计算之后，接下来可进行减速器轴的设计，滚动轴承的选择，键的选择和联轴器的选择。5.1 高速轴（1轴）的设计；（1） 绘制轴的布置简图和初定跨距，轴的布置入图4 图（3）轴分部图a1=117mm a2=137.5mm bh1=50mm bh2=45mm bl1=80mm bl2=75 考虑

20、相邻齿轮设轴向不发生干涉，计入尺寸 s=10mm，齿轮与箱体内壁设轴向不发生干涉，计入尺寸 k=10mm为保证滚动轴承放入箱体轴承座孔内，计入尺寸 c=6mm初取轴承宽度分别为 3根轴的支架跨度分别为L1=2(c+k)+bh1+s+bl1+n1=192mmL2=2(c+k)+bh1+s+bl2+n2=189mmL3=2(c+k)+bh1+s+bl1+n3=194mm（2） 高速轴（1轴）的设计 择轴的材料及热处理；轴上齿轮的直径较小，（）采用齿轮轴结构，轴的材料及热处理和齿轮的材料及热处理一致，选用40调质。轴的受力分析轴的受力简图如图示； （a）轴的受力简图图中 Lab=192mm=L1La

21、c=n1/2+c+k+bh1/2=51mmLbc=Lab-Lbc=141mm（a） 计算齿轮的啮合力，Ft1=2T1/d1=2*40299=1611.96NFr1=Ft1*tanan/cosb=602.145NFa1=Ft1*tanb=372.23N（b） 求水平面内的支承反力，作水平面内的弯矩图；轴在水平面内的受力简图，如图示： (b) 轴在水平面内的受力简图轴在水平面内的弯矩图如上图示（c） 求垂直面内的支承反力，作垂直面内的弯矩图轴在垂直面内的受力简图，如图示 (c) 轴在垂直面内的受力简图轴在垂直面内的弯矩图如上图示。（d） 求截面C处弯矩C处垂直弯矩考虑启动，停机的影响，扭矩为脉动循

22、环强度校核45号钢调质处理，由文献2表11.2查得 故，弯扭合成强度满足要求轴的初步计算；由文献2中式（11.4）和式（11.6）得按文献2中表11.2，轴材料为40Cr调质 按文献2中表11.2，许用弯曲应力值得取折算系数 将以上数值代入轴计算截面（c截面）直径计算公式轴的最小直径d1mm=18.098mm轴的结构设计，按经验公式，减速器输入轴的轴端直径，（电动机轴端直径)参考联轴器标准轴孔直径，取减速器高速轴的轴端直径d减=25mm根据轴上零件的布置，安装和定位的需要，初定各轴段的直径及长度其中轴颈，轴头结构尺寸与轴上相关零件的结构尺寸联系起来统筹考虑。轴颈（轴上安装滚动轴承段）直径：35

23、 30 35 40 47 mm安装半联轴器处轴段直径：第一组: 25 28 30 30 35 mm第二组：30 32 35 38 40 mm第三组：32 35 38 40 42 mm（注：因此轴段安装的半联轴器与电动机轴安装的半联轴器为同一型号联轴器，故此轴段直径应在电动机轴直径所在同一组数据中选定。）安装齿轮，联轴器处轴肩结构尺寸可参考文献1表5-2确定。（注：在安装联轴器处，当直径受到轴颈直径和联轴器轴径限制时，允许按取值；或此处不计算轴肩，可借助于套筒实现联轴器的轴向定位。）（注：减速器高速轴的结构参见二维设计图）5.2中间轴（2轴）的设计；选择轴的材料及热处理，选用45号钢调质，轴的受

24、力分析轴的受力简图（略）图中Lab=189mm=L1Lac=n2/2+c+k+bh2/2=49.5mmLbc=Lab-Lbc=139.5mmLbd= n2/2+c+k+bh1/2=67mm（a） 计算齿轮的啮合力；Ft1=2T1/d1=1512NFr1=Ft1*tanan/cosb=564.81NFa1=Ft1*tanb=349.2NFt3=2T2/d3=3729.6NFr3= Ft3*tana=1357.46N（b） 求水平面内的支承反力，作水平面内的弯矩图轴在水平面内的受力简图(轴在水平面内的弯矩图略)（c） 求垂直面内的支承反力，作垂直面内的弯矩图，轴在垂直面内的受力简图（略）；Fay=

25、Fax=2438.13N（轴在垂直面内的弯矩图略）（d） 求支承反力，作轴的合成弯矩图，转矩图；(轴向力190.49N，用于支承轴的滚动轴承拟选用深沟球轴承，并采用两端固定式组合方式，故轴向力作用在轴承B上）（轴的合成弯矩图，转矩图略）轴的初步计算；由文献2中式（11.4）和式（11.6）得，按文献2中表11.2 轴的材料为45号钢调质 按文献2表11.2许用弯曲应力值 得取折算系数 轴的最小直接为d2mm=27.4mm在此轴段开有一个键槽时，直径增大4%计算截面直径轴的结构设计；按经验公式，减速器高速级从动轴的危险截面直径按文献1表5-1，取减速器中间轴的危险截面直径，根据轴上零件的布置，安

26、装和定位的需要，初定各轴的直径及长度其中轴颈、轴头结构尺寸应与轴上相关零件的结果尺寸。联系起来统筹考虑。轴颈（轴上安装滚动轴承段）直径：35 40 45 40 35 mm安装齿轮处轴段长度：轴段长度=轮毂长度2mm（注：减速器中间轴的结构见下图） 5.3 低速轴（3轴）的设计；选择轴的材料及热处理，选用45号钢调质轴的受力分析轴的受力简图所示 （a）轴的受力简图图中Lab=194mm=L3Lbc=n3/2+c+k+bl2/2=64.5mmLac=Lab-Lbc=129.5mm（a） 计算齿轮的啮合力；Ft4=2T3/d4=2*13900/200=1399NFr4=Ft4/tan20 =3843

27、.72N（b） 求水平面内的支承反力，作水平面内的弯矩图，轴在水平面内的受力简图如图所示 (b) 轴在水平面内的受力简图 (轴在水平面内的弯矩图略)（c） 求垂直面内的支承反力，作垂直面内的弯矩图；轴在垂直面内的受力简图如图所示 (c) 轴在垂直面内的受力简图轴在垂直面内的弯矩图略)（d） 求支承反力，作轴的合成弯矩图，转矩图；Fa=1359.95N Fb=2730.26NMc=176000T=Ft4*d4/2=1399*200/2=139900(轴的合力弯矩图、转矩图略)轴的初步计算；由文献2式（11.4）和式（11.6）得按文献2中表11.2轴的材料为45号钢调质 =640MPa按文献2表

28、11.2许用弯曲应力值得 取折算系数 将以上数值代入轴计算截面（c截面）直径计算公式：在此轴段开有一个键槽时，直径增大4%，计算截面直径轴的最小直径d3mm=37.23mm轴的结构设计；按经验公式，减速器低速级从动轴的危险截面直径，按文献1表5-1，取减速器低速轴的危险截面直径根据轴上零件的位置、安装和定位的需要，初定各轴段的直径及长度，其中轴颈、轴头结构尺寸应与轴上相关零件的结构尺寸联系起来统筹考虑。轴颈（轴上安装滚动轴承段）直径：40 45 50 55 50 45 安装半联轴器处轴段直径：30 32 35 38 40 42 45mm注:此轴段直径可根据结构需要按所列联轴器标准轴孔直径选定。

29、安装齿轮处轴段长度：轴段长度=轮毂长度2mm（注：减速器低速轴的结构参见二维设计图）第六章 滚动轴承的选择；（1） 高速轴（1轴）上滚动轴承的选择；按承载较大的滚动轴承选择其型号，因支承跨距不大，故采用两端固定式轴承组合方式。轴承类型选为深沟球轴承，轴承预期寿命取为。由前计算结果知：轴承所受径向力Fr=602.145，轴向力Fa=272.23，轴承工作转速n=960初选滚动轴承6207 GB/T276-1994，按文献3中表18-2基本额定负荷基本额定静负荷Fa/=372.23/15200=0.0245e=0.22Fa/Fr=372.23/602.23=0.618>eX=0.56 y=1

30、.99按文献2中表8.7 冲击负荷系数Pr=（xFr+yFa）fp=(0.56×1357.4+349.2×1.99) ×1.5=2182.578N =16593.2N因，故6003轴承满足要求6207轴承 d=35mm B=17mm D=72 Z=9（2） 中间轴（2轴）上滚动轴承的选择；按承载较大的滚动轴承选择其型号。因支承跨距不大，故采用两端固定式轴承组合式，轴承类型选为深沟球轴承，轴承预期寿命取为。由前计算结果知：轴承所受径向力Fr=1357.4N，轴向力Fa=349.2N轴承工作转速n=260.23初选滚动轴承6207 GB/T276-1994，按文献3表

31、18-2，基本额定动负荷，基本额定静负荷。Fa/=349.2/15200=0.02297e=0.22Fa/Fr=349.2/1357.4=0.2573>eX=0.56 y=1.99按文献2中表8.7 冲击负荷系数Pr=（xFr+yFa）fp=(0.56×1357.4+349.2×1.99) ×1.5=2182.578N =15469.1N因，故6007轴承满足要求6207轴承 d=35mm B=17mm D=72 Z=9（3） 低速轴（3轴）上滚动轴承的选择；按承载较大的滚动轴承选择其型号，因支承跨距不大，故采用两端固定式轴承组合方式。轴承类型选为深沟球轴承

32、，轴承预期寿命取为=43800h。由前计算结果知，轴承所受径向力Fr=轴承工作转速n=98.76初选滚动轴承6209 GB/T276-1994，按文献3表18-2，基本额定动负荷,按文献2中表8.7 冲击负荷系数Pr=Fr*fp=3843.72*1.5=5765.58N=30556.59N因，故6008轴承满足要求， 6009轴承 D=85mm B=19mm d=45mm z=10滚动轴承的选择应注意：高速轴（1轴）上滚动轴承的D值中间轴（2轴）上滚动轴承的D值，中间轴（2轴）上滚动轴承的D值低速轴（3轴）上滚动轴承的D值。第七章 键联结和联轴器的选择；（1） 高速轴（1轴）上键和联轴器的选择

33、；由前计算结果知：高速轴(1轴）的工作转矩 T=39.89N工作转速按文献2中表10.1工作情况系数取计算转矩 Tca=KaT=1.5*39.89=59.835选LT型弹性套柱销联轴器，按文献1中表17-9选LT4联轴器.许用转矩，许用转速。因，故该联轴器满足要求。选A型普通平键b=8mm h=7mm L=52mm 按文献3中表15-26初选键: 8×7 b=8mm h=7mm L =52mm 按文献2表12.1键的许用挤压应力和许用剪应力分别取为按文献4中式7-1和式7-3分别验算键的挤压强度和剪切强度p=4000T/dhl=4000×39.89/25×7

34、15;25=36.47< =2000T/dbl=2000×39.89/25×8×25=15.956< 键的挤压强度和剪切强度满足要求。（2） 中间轴（2轴）上键的选择；由前计算结果知：中间轴（2轴）由T2=139.86 n=260.23 r/min 普通A型平键（轴右边一个）由d=40,=68选bh=128,b=12,=8按文献3中表15-26初选键b=12mm h=8mm L=70mm l=16mm。按文献2中表12.1键的许用挤压应力和许用剪切应力分别取为按文献4中式7-1和式7-3分别验算键的挤压强度和剪切强度p=4000T/dhl=4000&#

35、215;139.86/40×8×70=23.625< =2000T/dbl=2000×139.86/40×12×70=7.875< 故键的挤压强度和剪切强度满足要求。选A型普通平键（轴左边一个）按文献3中表15-26初选键： b=12mm h=8mm L=36mm 。且键的挤压强度和剪切强度满足要求（略）。（3） 低速轴（3轴）上键联接和联轴器的选择；由前计算结果知：低速轴（3轴）的工作转矩T3=350.24，工作转速n=98.76 r/min。选A型普通平键按文献3中表15-26初选键：b=12mm h=8mm L=68mm 。按

36、文献2中表12.1，键的许用挤压应力和剪切应力分别取为。按文献4中式7-1和7-3，分别验算键的挤压强度和剪切强度，p=4000T/dhl=4000×350.24/40×8×68=64.38< =2000T/dbl=2000×350.24/40×12×68=21.46< 故键的挤压强度和剪切强度满足要求。按文献2表10.1工作情况系数计算转矩 Tca=KaT=1.5*350.24=524.36选HL型弹性套柱销联轴器，按文献3中表17-11，选HL3联轴器。许用转矩 许用转速因，故该联轴器满足要求。选A型普通平键；按文献3

37、中表15-26，初选键: b=12mm h=8mm L=80mm 按文献2表12.1键的许用挤压应力和许用剪切应力分别取为 。按文献4中式7-1和式7-3，分别验算键的挤压强度和剪切强度p=4000T/dhl=4000×524.36/40×8×80=81.39< =2000T/dbl=2000×524.36/40×12×80=27.31< 故键的挤压强度和剪切强度满足要求。第八章 箱体上个部分尺寸计算；按文献3表6.5计算箱体的各部分尺寸，箱座壁厚：×（117+137.5）+3=9.3625mm 取8mm箱盖壁厚

38、：×（117+137.5）+1=6.09mm 取9mm箱座凸缘厚：箱盖凸缘厚：平凸缘底座厚： 地脚螺栓直径： 地脚螺栓数目： n=4轴承旁联接螺栓直径： 箱盖与箱座联接螺栓直径： 联接螺栓的间距： =150200mm轴承端盖螺栓螺钉直径： 窥视孔盖螺钉直径： 定位销直径： d=（0.7-0.8）d1=(11.11005-12.6972)mm沉头座锪平深度： 凸缘底座螺栓至外机壁距：mm26mm到凸缘边距离mm24mm沉头座直径40mm轴承旁凸台半径：轴承旁联接螺栓距： 外箱壁至轴承座端面距： L1=C1+C2+(5-8)=30mm大齿轮顶圆与内箱壁距离： 齿轮端面与内箱壁距离： 箱盖

39、座肋厚： 6.8mm箱座肋厚： m=8.5mm轴承端盖外径： 1轴2轴3轴87mm118mm118mm箱体深度：箱体分箱面凸缘圆角半径： 端盖1轴2轴3轴外径122mm122mm135mm内孔径D727285外厚e121212螺经81010螺孔111111螺孔直径253545内深厚径626275密封圈轴径轴径轴径毡圈40JB/ZQ4606-1986通气器选用（2型）取M16×1.5 GB/T5782-2000D=22mm，D1=19.6mm，S-17mm,L=23mm,l=12mm，a=2mm,d1=5mm,d=20.8mm杆式油标取M16 ,d=20.8mmd1=4mm,d2=16mm,d3=6mm,h=35mm,a=12mm,b=8mm,c=5mm,D=26mm,D1=22mm视孔盖取M8,d4=10.83mm ,GB/T5782-2000R=(510)mm,A=1