长沙理工大学机械设计课程设计说明书.docx

1、课程设计说 明 书课 题 设 计 者 班 级 学 号 指导教师 长沙理工大学汽车与机械工程学院设计课题：设计一用于带式运输上的单级直齿圆柱齿轮减速器。运输机连续工作，单 向运转载荷变化不大，空载启动。减速器小批量生产，使用期限 6 年，二班制工作，卷筒（不包括其轴承）效率为 97% ，运输带允许速度误差为 5% 。原始数据：题号I运输带拉力 F（KN）1970运输带速度 V（m /s）2.5m/s卷筒直径 D（mm）350mm设计人员 (对应学号)设计任务要求：1. 减速器装配图纸一张（号图纸）；2. 轴、齿轮零件图纸各一张（号或号图纸）；3.设计说明书一份。机械设计课程设计计算说明书一、传动

2、方案拟定3二、电动机的选择4三、确定传动装置总传动比及分配各级的传动比. 6四、传动装置的运动和动力设计7五、普通 V 带的设计10六、齿轮传动的设计15七、传动轴的设计18八、箱体的设计27九、键连接的设计29十、滚动轴承的设计31十一、润滑和密封的设计32十二、联轴器的设计33十三、设计小结33计算过程及计算说明一、传动方案拟定第 I 组：设计单级圆柱齿轮减速器和一级带传动、工作条件：使用年限 6 年，工作为两班工作制，载荷平稳，环境清洁。、原始数据：滚筒圆周力 F=2200N；带速 V=1.7m/s；滚筒直径 D=420mm；方案拟定：采用带传动与齿轮传动的组合，即可满足传动比要求，同时

3、由于带传动具有良好的缓冲，吸振性能，适应大起动转矩工况要求，结构简单，成本低，使用维护方便。1. 电动机2. V带传动3. 圆柱齿轮减速器4.连轴器5.滚筒6.运输带二、电动机选择1、电动机类型和结构的选择：选择 Y 系列三相异步电动机， 此系列电动机属于一般用途的全封闭自扇冷电动机，其结构简 单，工作可靠，价格低廉，维护方便，适用于不易燃，不易爆， 无腐蚀性气体和无特殊要求的机械。2、电动机容量选择： 电动机所需工作功率为： 式（1）：d a(kw) 由式(2)：V/1000(KW)因此Pd=FV/1000 a(KW) 由电动机至运输带的传动总效率为： 总= 5式中： 1、 2、 3、 4、

4、 5 分别为带传动、轴承、齿轮传 动、联轴器和卷筒的传动效率。取 =0.96， 0.98， 0.97， 0.99 5 =0.96。则：=0.960.980.970.990.96总=0.83所以：电机所需的工作功率：Pd= FV/1000 总=(22001.7)/(10000.83)=4.5 (kw)3、确定电动机转速 卷筒工作转速为：n 卷筒601000V/（ D）=(6010001.7)/（2 ）=77.3r/min 根据手册表推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一 级减速器传动比范围=3。 取带传动比= 。则总传动比理论范围为：a。 故电动机转速的可选范为Nd=an 卷筒=(624)77.

5、3=463.81855.2 r/min 则符合这一范围的同步转速有：750、1000 和 1500r/min根据容量和转速，由相关手册查出三种适用的电动机型号：（如 下表）带速： V=1.7m/s； 滚筒直径： D=420mm；电 动方机 型额定号功率电动机转速 电动参 (r/min)机重考量价传动装置传动比案同步 满载N转速 转速格总传 动比V 带 减速传器1Y 132S-4 5.51500 14406501200 18.63.55.322Y 132M 2-65.51000960800150012.422.84.443Y 160M 2-85.5750720124021009.312.53.7

6、2综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速 器传动比，可见第 2 方案比较适合。此选定电动机型号为 Y 132M 2-6，其主要性能： 额定功率：5.5kW，满载转速：960 转/分。电动机主要外形和安装尺寸：中心高 H H外形尺寸L(AC/2+AD)HD底 角 安 装 尺寸A B地 脚 螺 栓 孔 直径K轴伸尺寸 DE装 键 部 位 尺 寸FGD1325203453152161781228801041三、确定传动装置的总传动比和分配各级传动比： 由选定的电动机满载转速 nm 和工作机主动轴转速 n 1、可得传动装置总传动比为：ia=nm/n=nm/n 卷筒= 960/77.3

7、= 12.42总传动比等于各传动比的乘积分配传动装置传动比ia=ioi（式中 io、i 分别为带传动和减速器的传动比）2、分配各级传动装置传动比：根据指导书 P7 表 1，取 i0=2.8（普通 V 带 i=24）因为：iaioi所以：iiaio12.42/2.84.44四、传动装置的运动和动力设计：将传动装置各轴由高速至低速依次定为轴，轴，.以及io,i1，.为相邻两轴间的传动比 01， 12，.为相邻两轴的传动效率P，P，.为各轴的输入功率（KW）T，T，.为各轴的输入转矩（Nm）n,n,.为各轴的输入转矩（r/min）可按电动机轴至工作运动传递路线推算，得到各轴的运动和动力参数1、运动参

8、数及动力参数的计算由指导书的表 1 得（1）计算各轴的转数：到：轴：n=nm/i0 1=0.96=960/2.8=342.86 （r/min） 2=0.98轴：n= n/i1 3=0.97=324.86/4.44=77.22 r/min 4=0.99卷筒轴：n= n（2）计算各轴的功率：轴： P=Pd 01 =Pd 1=4.50.96=4.32（KW）轴： P= P 12= P 2 3=4.320.980.97=4.11（KW）卷筒轴： P= P 23= P 2 4=4.110.980.99=4.07（KW）计算各轴的输入转矩：电动机轴输出转矩为：Td =9550Pd/nm=95504.5/9

9、60= 44.77 Nm轴： T= Tdi0 01= Tdi0 1i0 为带传动传动比=44.772.80.96=120.34Nmi1 为减速器传动比轴： T= Ti1 12= Ti1 2 3滚动轴承的效率=120.334.440.980.97=507.91 Nm 为 0.980.995 在卷筒轴输入轴转矩：T = T 2 4本设计中取 0.98=507.910.980.99 = 492.77Nm计算各轴的输出功率：由于轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效率：故：P=P 轴承=4.320.98=4.23KWP= P 轴承=4.110.98=4.02KW计算各轴的输出转矩：由于轴的输出功率分别为

10、输入功率乘以轴承效率：则：T= T 轴承=120.330.98=117.92NmT= T 轴承=507.910.98=497. 75Nm综合以上数据，得表如下：轴名效率 P （KW）转矩 T （Nm）转速 n r/min传动比 i效率 输入输出输入输出电动机轴4.544.779602.80.96轴4.324.23120.33117.92342.864.440.98轴4.114.02507.91497. 7577.221.000.99卷筒轴4.073.99502.90492.8477.22五.V 带的设计（1）选择普通 V 带型号由 PC=KAP=1.15.5=6.05（ KW）由课本 P134

11、 表 9-5根据课本 P134 表 9-7 得知其交点在 A、B 型交界查得 KA=1.1线处，故 A、B 型两方案待定：方案 1：取 A 型 V 带确定带轮的基准直径，并验算带速：则取小带轮d1=100mmd2=n1d1(1- )/n2=i0d1(1- )由课本 P132 表 9-2=2.8100(1-0.02)=274.4mm得，推荐的 A 型小由表 9-2 取 d2=274mm(虽使 n2 略有减少，但其误差小带 轮 基 准 直 径 为于 5%，故允许)75mm125mm带速验算：V= n1d1 /（100060）滑动率 =0.02。= 960100 /（100060）= 5.024 m

12、/s介于 525m/s 范围内，故合适。确定带长和中心距 a：0.7（d1+d2）a02（d1+d2）0.7（100+274）a02（100+274）262.08 a0748.8初定中心距 a0=500 ，则带长为L0=2a0+ （d1+d2）+（d2-d1）2/(4a0)=2500+ （100+274）/2+（274-100）2/(4500)=1602.32 mm由表 9-3 选用 Ld=1400 mm 的实际中心距a=a0+(Ld-L0)/2=500+(1400-1602.32)/2=398.84 mm验算小带轮上的包角 1： 1=180-(d2-d1)57.3/a=180-(274-10

13、0)57.3/398.84=155.0101200 合适。确定带的根数：ZPC/（(P0+P0)KLK ）=6.05/（0.95+0.11）0.960.95）= 6.26故要取 7 根 A型 V带。计算轴上的压力：由书 9-18 的初拉力公式有F0=500PC（2.5/K -1）/z v+q v2=5006.05（2.5/0.95-1）/（75.02）+0.175.022=144.74N由课本 9-19 得作用在轴上的压力FQ=2F0zsin( 1/2)=27242.42sin(155.010/2)=1978.32N方案二：取 B 型 V 带确定带轮的基准直径，并验算带速：由机械设计书则取小带

14、轮d1=140mm表 9-4 查得d2 = n1d1(1- )/n2=id1(1- )P0=0.95=2.8140(1-0.02)=384.16mm由表 9-6 查得由表 9-2 取 d2=384mm(虽使 n2 略有减少，但其误差小P0=0.11于 5%，故允许)由表 9-7 查得带速验算：V=n1d1 /（100060）K =0.95=960140 /（100060）由表 9-3 查得=7.03 m/sKL=0.96介于 525m/s 范围内，故合适确定带长和中心距 a：0.7（d1+d2）a02（d1+d2）0.7（140+384）a02（140+384）366.8a01048初定中心距

15、 a0=700 ，则带长为L0=2a0+ （d1+d2）+（d2-d1）2/(4a0)=2700+ （140+384）/2+（384-140）2/(4700)=2244.2 mm由表 9-3 选用 Ld=2244 mm 的实际中心距a=a0+(Ld-L0)/2=700+(2244-2244.2)/2=697.9mm验算小带轮上的包角 1 1=180-(d2-d1)57.3/a=180-(384-140)57.3/697.9=160.0120 合适确定带的根数Z=PC/（(P0+P0)KLK ）=6.05/（2.08+0.30）1.000.95）= 2.68故取 3 根 B 型 V带计算轴上的压

16、力由书 9-18 的初拉力公式有F0=500PC（2.5/K -1）/z v+q v2=5006.05（2.5/0.95-1）/（37.03）+0.177.032由课本表 9-2 得，=242.42N推荐的 B 型小带轮由课本 9-19 得作用在轴上的压力基准直径FQ=2zF0sin( 1/2)125mm280mm=23242.42sin(1600/2)=1432.42N综合各项数据比较得出方案二更适合由机械设计书表 9-4 查得 P0=2.08由表 9-6 查得P0=0.30由表 9-7 查得K =0.95由表 9-3 查得 KL=1.00d0d带轮示意图如下：HLS 1SLddadkhS2

17、drd斜 度 1 : 25S2B六、齿轮传动的设计： (1)、选定齿轮传动类型、材料、热处理方式、精度等级。小齿轮选硬齿面，大齿轮选软齿面，小齿轮的材料为 45 号 钢调质，齿面硬度为 250HBS，大齿轮选用 45 号钢正火，齿面硬 度为 200HBS。齿轮精度初选 8 级 (2)、初选主要参数Z1=20，u=4.5 Z2=Z1u=204.5=90取 a=0.3，则 d=0.5（i+1）=0.675（3）按齿面接触疲劳强度计算 计算小齿轮分度圆直径22kT1 u1 ZE ZH Z du Hd1 3确定各参数值1 载荷系数 查课本表 6-6 取 K=1.22 小齿轮名义转矩 T1=9.5510

18、6P/n1=9.551064.23/342.86=1.18105NmmMPa3 材料弹性影响系数 由课本表 6-7ZE=189.84 区域系数ZH=2.55 重合度系数 t=1.88-3.2（1/Z1+1/Z2）=1.88-3.2（1/20+1/90）=1.69 4t3 41 .693Z0 .776 许用应力 查课本图 6-21（a） H lim1610MPa H lim 2560 MPa查表 6-8按一般可靠要求取 SH=1则 H1H lim 1S610MPaH H2o H lim 2S560MPaH取两式计算中的较小值，即 H=560Mpa22kT1 u1 ZE ZH Z du H于是 d

19、1 321 . 21 . 1 81 04 . 51 1 8 9 . 82 . 50 . 7 75214 . 55 6 0=3=52.82 mm(4)确定模数 m=d1/Z152.82/20=2.641取标准模数值 m=3(5) 按齿根弯曲疲劳强度校核计算2 KTo11Fbd mYFS Y F 校核式中 1 小轮分度圆直径 d1= mZ=320=60mm2 齿轮啮合宽度 b= dd1 =1.060=60mm3 复合齿轮系数 YFS 1=4.38YFS 2=3.954 重合度系数 Y =0.25+0.75/ t=0.25+0.75/1.69=0.69385 许用应力 查图 6-22（a）o Fli

20、m1=245MPa Flim2=220Mpa 查表 6-8 ，取 SF=1.25则 F 1o F l i m 1S F2451.25196MPa F 2o F l i m 2S F2201.25176MPa6 计算大小齿轮的 YFSo F并进行比较YFS 1 F 14.381960.02234YFS 2 F 23.951760.02244YFS 1F S 2YF 2 F 1 取较大值代入公式进行计算 则有Y1Y2 KTF 2F S 2 2 1.2 1.18 10 53.950.69381bd m60603=71.86 F2故满足齿根弯曲疲劳强度要求（6） 几何尺寸计算 d1=mZ=320=60

21、 mm d2=mZ1=390=270 mma=m （Z1+Z2）=3（20+90）/2=165 mm b=60 mmb2=60取小齿轮宽度 b1=65 mm（7）验算初选精度等级是否合适齿轮圆周速度 v= d1n1/（601000）=3.1460342.86/（601000）=1.08 m/s对照表 6-5 可知选择 8 级精度合适。七 轴的设计1，齿轮轴的设计(1) 确定轴上零件的定位和固定方式 （如图）1，5滚动轴承2轴3齿轮轴的轮齿段4套筒6密封盖7轴端挡圈8轴承端盖9带轮10键 (2)按扭转强度估算轴的直径选用 45#调质，硬度 217255HBS 轴的输入功率为 P=4.32 KW转

22、速为 n=342.86 r/min根据课本 P205（13-2）式，并查表 13-2，取 c=1153 342.864.32Pd C 3n11526.76mm(3)确定轴各段直径和长度1 从大带轮开始右起第一段，由于带轮与轴通过键联接， 则 轴 应 该 增 加 5% ， 取 D1= 30mm ， 又 带 轮 的 宽 度B =（Z-1）e+2f=（3-1）18+28=52 mm则第一段长度 L1=60mm2 右起第二段直径取 D2= 38mm 根据轴承端盖的装拆以及对轴承添加润滑脂的要求和箱体的厚度，取端盖的外端面与带轮的左端面间的距离为 30mm，则取第二段的长度 L2=70mm3 右起第三段

23、，该段装有滚动轴承，选用深沟球轴承，则轴 承有径向力，而轴向力为零，选用 6208 型轴承，其尺寸为 dD B=40 80 18 ， 那 么 该 段 的 直 径 为 D3= 40mm ， 长 度 为L3=20mm4 右起第四段，为滚动轴承的定位轴肩,其直径应小于滚动P的值为前轴承的内圈外径，取 D4= 48mm，长度取 L4= 10mm面第 10 页中给5 右起第五段，该段为齿轮轴段，由于齿轮的齿顶圆直径出为 66mm，分度圆直径为 60mm，齿轮的宽度为 65mm，则，在前面带轮的此段的直径为 D5= 66mm，长度为 L5=65mm计算中已经得6 右起第六段，为滚动轴承的定位轴肩,其直径应

24、小于滚到 Z=3其余的数据手动轴承的内圈外径，取 D6= 48mm册得到长度取 L6= 10mmD1= 30mm7 右起第七段，该段为滚动轴承安装出处，取轴径为 D7=L1=60mm 40mm，长度 L7=18mmD2= 38mm(4)求齿轮上作用力的大小、方向L2=70mm1 小齿轮分度圆直径：d1=60mmD3= 40mm2 作用在齿轮上的转矩为：T1 =1.18105 NmmL3=20mm3 求圆周力：FtD4= 48mmFt=2T2/d2=21.18105/60=1966.67NL4=10mm4 求径向力 FrD5= 66mmFr =Fttan =1966.67tan200=628.2

25、0NL5=65mmFt，Fr 的方向如下图所示（5）轴长支反力根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位D6= 48mm置，建立力学模型。L6= 10mm水平面的支反力：RA=RB=Ft/2 =983.33 N垂直面的支反力：由于选用深沟球轴承则 Fa=0D7= 40mm那么 RA=RB=Fr62/124=314.1 NL7=18mm（6）画弯矩图右起第四段剖面 C 处的弯矩：水平面的弯矩：MC=PA62=60.97 N.m垂直面的弯矩：MC1= MC2=RA62=19.47 N.m合成弯矩：Ft=1966.66NmMMM 2M260.97 219.47 264.0 NmC 1C 2C

26、C 1（7）画转矩图： T= Ftd1/2=59.0 NmFr=628.20Nm（8）画当量弯矩图因为是单向回转，转矩为脉动循环， =0.6可得右起第四段剖面 C 处的当量弯矩：MM2( T) 273.14 Nme C 2C 2（9）判断危险截面并验算强度1 右起第四段剖面 C 处当量弯矩最大，而其直径与相邻段相 差不大，所以剖面 C 为危险截面。已知 MeC2=73.14Nm ,由课本表 13-1 有: -1=60Mpa则： e= MeC2/W = MeC2/(0.1D43)=73.141000/(0.1443)=8.59 Nm -12 右起第一段 D 处虽仅受转矩但其直径较小，故该面也为危

27、 险截面：M（ T）20.65935.4 NmD e = MD/W = MD/(0.1D13)=35.41000/(0.1303)=13.11 Nm -1所以确定的尺寸是安全的 。 受力图如下：RA=RB=983.33NmRA=RB=314.1 NMC=60.97NmMC1= MC2=19.47 NmMC1=MC2=64.0NmT=59.0 Nm =0.6MeC2=73.14Nm -1=60MpaMD=35.4N.m输出轴的设计计算(1)确定轴上零件的定位和固定方式 （如图）1，5滚动轴承2轴3齿轮4套筒6密封盖7键8轴承端盖9轴端挡圈10半联轴器 (2)按扭转强度估算轴的直径选用 45#调质

28、，硬度 217255HBS 轴的输入功率为 P=4.11 KW转速为 n=77.22 r/min根据课本 P205（13-2）式，并查表 13-2，取 c=115 4.11377.22Pd C 3n11543.28mm(3)确定轴各段直径和长度1 从联轴器开始右起第一段，由于联轴器与轴通过键联接， 则轴应该增加 5%，取 45mm，根据计算转矩 TC=KAT=1.3518.34=673.84N.m，查标准 GB/T 50142003，选用LXZ2 型弹性柱销联轴器，半联轴器长度为 l1=84mm,轴段长 L1=82mm2 右起第二段，考虑联轴器的轴向定位要求，该段的直径取 52mm,根据轴承端

29、盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要 求，取端盖的外端面与半联轴器左端面的距离为 30mm，故 取该段长为 L2=74mm3 右起第三段，该段装有滚动轴承，选用深沟球轴承，则轴 承有径向力，而轴向力为零，选用 6211 型轴承，其尺寸为 dDB=5510021，那么该段的直径为 55mm，长度为L3=364 右起第四段，该段装有齿轮，并且齿轮与轴用键联接， 直径要增加 5%，大齿轮的分度圆直径为 270mm，则第四段D1= 45mmL1=82mm的直径取 60mm,齿轮宽为 b=60mm，为了保证定位的可靠D2= 52mm性，取轴段长度为 L4=58mmL2=74mm5 右起第五段，考虑齿轮的轴

30、向定位,定位轴肩，取轴肩的直径为 D5= 66mm ,长度取 L5=10mm6 右起第六段，该段为滚动轴承安装出处，取轴径为 D6=D3= 55mmL3=36mm55mm，长度 L6=21mm(4)求齿轮上作用力的大小、方向1 大齿轮分度圆直径：d1=270mmD4= 60mm2 作用在齿轮上的转矩为：T1 =5.08105NmmL4=58mm3 求圆周力：FtD5= 66mmFt=2T2/d2=25.08105/270=3762.96NL5=10mm4 求径向力 FrD6= 55mmFr =Fttan =3762.96tan200=1369.61NL6=21mmFt，Fr 的方向如下图所示（

31、5）轴长支反力根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立力学模型。水平面的支反力：RA=RB=Ft/2 = 1881.48 NFt=3762.96Nm垂直面的支反力：由于选用深沟球轴承则 Fa=0那么 RA=RB=Fr62/124= 684.81 N（6）画弯矩图Fr=1369.61Nm右起第四段剖面 C 处的弯矩：水平面的弯矩：MC=RA62= 116.65 Nm垂直面的弯矩：MC1= MC2=RA62=41.09 Nm合成弯矩：MMM 2M260.97 219.47 2123.68 NmC 1C 2CC 1（7）画转矩图： T= Ftd2/2=508.0 Nm（8）画当量弯

32、矩图因为是单向回转，转矩为脉动循环， =0.6RA=RB可得右起第四段剖面 C 处的当量弯矩：=1881.48NmMM2( T) 2307.56 Nme C 2C 2RA=RB（9）判断危险截面并验算强度=684.81 N1 右起第四段剖面 C 处当量弯矩最大，而其直径与相邻段相差不大，所以剖面 C 为危险截面。已知 MeC2=307.56Nm ,由课本表 13-1 有:MC=116.65Nm -1=60Mpa则：MC1= MC2 e = MeC2/W = MeC2/(0.1D43)=41.09 Nm=307.561000/(0.1603)=14.24 Nm -12 右起第一段 D 处虽仅受转

33、矩但其直径较小，故该面也MC1=MC2=123.68Nm为危险截面：M（ T）20 .6508 .0304 .8 NmT=508.0 NmD e= MD/W = MD/(0.1D13)=304.81000/(0.1453)=33.45 Nm -1所以确定的尺寸是安全的 。 =0.6以上计算所需的图如下：MeC2=307.56Nm -1=60MpaMD=33.45Nm力学 模型水平 面受力R4141FtFrTACFtBDABRBFrmR116 . 65 N.m水平 面弯矩MH垂直 面受力RA41 . 09 N.垂直 面弯矩MH综合 弯矩M123 . 68 N.m当量 弯矩Me307 . 56 N

34、. m33. 45N. m绘制轴的工艺图（见图纸）八箱体结构设计(1) 窥视孔和窥视孔盖在减速器上部可以看到传动零件啮合处要开 窥视孔，以便检查齿面接触斑点和赤侧间隙，了解啮合情况。润 滑油也由此注入机体内。窥视孔上有盖板，以防止污物进入机体 内和润滑油飞溅出来。(2) 放油螺塞减速器底部设有放油孔，用于排出污油，注油前用螺塞 赌注。(3)油标油标用来检查油面高度，以保证有正常的油量。油标有各种 结构类型，有的已定为国家标准件。 (4)通气器减速器运转时，由于摩擦发热，使机体内温度升高，气压 增大，导致润滑油从缝隙向外渗漏。所以多在机盖顶部或窥视孔盖 上安装通气器，使机体内热涨气自由逸出，达到

35、集体内外气压相等， 提高机体有缝隙处的密封性能。 (5)启盖螺钉机盖与机座结合面上常涂有水玻璃或密封胶，联结后结 合较紧，不易分开。为便于取盖，在机盖凸缘上常装有一至二个启 盖螺钉，在启盖时，可先拧动此螺钉顶起机盖。在轴承端盖上也可 以安装启盖螺钉，便于拆卸端盖。对于需作轴向调整的套环，如装 上二个启盖螺钉，将便于调整。(6)定位销为了保证轴承座孔的安装精度，在机盖和机座用螺栓 联结后，镗孔之前装上两个定位销，孔位置尽量远些。如机体结构 是对的，销孔位置不应该对称布置。 (7)调整垫片调整垫片由多片很薄的软金属制成，用一调整轴承间隙。 有的垫片还要起调整传动零件轴向位置的作用。 (8)环首螺钉

36、、吊环和吊钩在机盖上装有环首螺钉或铸出吊环或吊钩， 用以搬运或拆卸机盖。(9)密封装置 在伸出轴与端盖之间有间隙，必须安装密封件，以 防止漏油和污物进入机体内。密封件多为标准件，其密封效果相差 很大，应根据具体情况选用。箱体结构尺寸选择如下表：名称符号尺寸（mm）机座壁厚8机盖壁厚 18机座凸缘厚度b12机盖凸缘厚度b 112机座底凸缘厚度b 220地脚螺钉直径df20地脚螺钉数目n4轴承旁联结螺栓直径d116机盖与机座联接螺栓直径d212联轴器螺栓 d2 的间距l160轴承端盖螺钉直径d310窥视孔盖螺钉直径d48定位销直径d8df，d1, d2 至外机壁距离C126, 22, 18df，

37、d2 至凸缘边缘距离C224, 16轴承旁凸台半径R124, 16凸台高度h根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准外机壁至轴承座端面距离l160，44大齿轮顶圆与内机壁距离112齿轮端面与内机壁距离210机盖、机座肋厚m1 ,m27， 7轴承端盖外径D290， 105轴承端盖凸缘厚度t10轴承旁联接螺栓距离S尽量靠近，以 Md1 和 Md2 互不干涉 为准，一般 s=D2九键联接设计1输入轴与大带轮联接采用平键联接 此段轴径 d1=30mm,L1=50mm 查手册得，选用 C 型平键，得：A 键87GB1096-79L=L1-b=50-8=42mmT=44.77Nmh=7mm 根据课本 P243（10-5）式得 p=4 T/(dhL)=444.771000/（307