机械设计课程设计说明书垂直斗式提升机传动装置设计

机械设计课程设计说明书设计题目： 垂直斗式提升机传动装置设计 院 机械工程及自动化 专业班级：机自08-1班 学号：设计人 指导教师 完成时间：2011年01月09日 校名： 目录一、传动方案拟定3二、电动机选择4三、计算总传动比及分配各级传动比6四、运动参数及动力参数计算7.五、带传动的设计8六齿轮设计一高速级齿轮传动齿轮设计11二低速级齿轮传动齿轮设计16七、轴的设计I 轴的设计21II 轴的设计25III轴的设计30八键联接的校核计算34九滚动轴承的校核计算36十减速器箱体的设计371.设计条件：1)机械功用 由料斗把散状提升到一定高度。散状物料包括谷物、煤炭、水泥、砂石等；2)工作情况 单向工作,轻度振动;3)运动要求 滚筒转速误差不超过7%;4)使用寿命 8年,每年300天,每天16小时；5)检修周期 半年小修,二年大修;6)生产厂型 中型机械制造厂；7)生产批量 中批生产。2.已知数据：滚筒圆周力F=4kN；滚筒圆周速V=1.3m/s；滚筒直径D=350mm；3.设计要求： 设计成二级展开式减速器；至少要有一对斜齿轮传动；一、 传动方案拟定(1)垂直斗式提升机不需要立式结构，故采用卧式减速器。(2)行星传动结构紧凑，但成本高，故不考虑；锥齿轮及蜗杆传动型式的输入轴与输出轴垂直，与卷筒配合起来布置不够紧凑，且加工也比较困难，故拟采用圆柱齿轮传动。(3)根据工作结构-滚筒的转速n,即： V=*D*n/（60*1000） n筒=60*1000*V/(*D)=71 r/min准备选用同步转速为1500r/min的Y系列电动机作为传动方案的原动机，因此传动装置的传动比约为i=21。将减速器设计为二级展开式减速器。 (4)为加工方便采用水平剖分式。二、电动机选择及运动学参数的计算1、电动机类型的选择： 根据工作条件和工作要求，先用一般用途的Y（IP44）系列三相异步电动机，它为卧式封闭结构。2、电动机功率选择：（1）传动装置的总效率：总=带3轴承2齿轮联轴器滚筒 =0.960.9930.9720.990.96=0.833(2)电机所需的工作功率：P工作= PW/总=FV/（1000总）=40001.3/(10000.833)=6.243KW(3)电动机的额定功率P工作根据工作功率可以查知P额=7.5W(4)电动机的转速n电动机计算滚筒工作转速： V=*D*nw/（60*1000） n筒=60*1000*V/(*D)=71 r/min 按手册P7表1推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动二级减速器传动比范围Ia=36。取V带传动比I1=24，则总传动比的范围为Ia=1896。故电动机转速的可选范围为nd=Ian筒=（1896）71=127810224r/min符合这一范围的同步转速有3000和1500r/min。根据容量和转速，由有关手册查出有二种适用的电动机型号：因此有二种传动比方案如下表：方案电 动机 型号额定功 率电动机转速质量总传动 比带传动比高速级I低速级I同步满载1Y132S2-27.5300029007040.8534.53.032Y132M-47.5150014408120.2833.383综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，可见第2方案比较适合，则选n=1500r/min。4、确定电动机型号根据以上选用的电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选用传动比的要求，可选用Y132M-4型号电动机。其主要性能：额定功率：7.5KW，满载转速1440r/min，最大转矩/额定转矩=2.3，质量81kg。 三、计算总传动比及分配各级的传动比1、总传动比：i总=n电动/n筒=1441/71=20.2822、分配各级传动比1）根据指导书，取带传动比为2，低速级圆柱齿轮传动比为3。2） i总= i带i齿轮低i齿轮高i齿轮高=i总/i齿轮低i带=20.282/(23)=3.38i齿轮高/i齿轮低=1.1261.1传动比分配合适。四、传动装置运动参数的计算1、计算各轴转速（r/min）n0= n电机=1440r/minnI= n0/i带=1440/2=720 r/minnII=nI / i齿轮高=720/3.38=213(r/min)nIII=nII/i齿轮低=213/3=71(r/min)2、 计算各轴的功率（KW）P0= Ped=7.5KWPI= P0带=7.5 0.96=7.2KW PII=PI齿轮轴承=7.20.970.99=6.91416KWPIII=PII轴承齿轮=6.914160.970.99 =6.6397KW3、 计算各轴扭矩（Nmm）T0=9.55103P0/n0=9.551037.5/1440 =49.74NmTI=9.55103PI/nI=9.551037.2/720=95.5 NmTII=9.55103PII/nII=9.551036.91416/213 =310 NmTIII=9.55103PIII/nIII=9.551036.6397/71 =893.09 Nm项目电动机轴高速轴低速轴低速轴转速（r/min）144072021371功率（kw）7.57.26.916.64转矩（Nm）49.7495.5310893.09传动比23.383五、带传动的设计已知：普通V带传动，电动机功率P=7.5KW，转速N0=1440r/min，传动比为i=2，每天工作16小时1.确定计算功率 PC查表4-6可知工作情况系数KA=1.3PC=KAP=1.37.5=9.75KW2. 选择普通V带截型 根据PC 和N0由图4-4可知应选取A型带3确定带轮基准直径，并验算带速1）初选小带轮的基准直径，由表4-7，取小带轮的基准直径dd1=125mm2）验算带速V=（dd1N0）/（601000）=9.42m/s 因为5V1200（适用）5.确定带的根数1)计算单根V带的额定功率根据课本表（4-4）P0=1.92KW根据课本表（4-5）P1=0.17KW根据课本表（4-6）K=0.96根据课本表（4-3）KL=0.99 由课本P56式（4-24）得Z=PCA/P=PC/ (P1+P1)KKL =9.75/(1.92+0.17) 0.960.99 =4.665所以取5根V带。6计算单根V带的初拉力的最小值由课本表4-2查得q=0.1kg/m，由式4-24得单根V带的最小初拉力：(F0) min=500PC（2.5/K-1）/(ZV K)+qV2=5009.75(2.5/0.96-1)/(59.420.96)+0.19.422N=163.13N7计算压轴力作用在轴承的最小压力FpFp=2ZF0sin1/2=25163.13sin166.248/2=1619.57N六齿轮设计(一)高速级齿轮传动齿轮设计 已知：输入功率PIII =7.2KW,小齿轮的转速n1 =720r/min，传动比为I=3.38，工作寿命8年，每天工作16小时，每年300天，传动输送机轻微振动，单向工作。1选择齿轮类型、材料、精度等级和齿数 1）按拟定的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。 2）因为滚筒为一般工作器，速度不高，选用法级精度（GB 10095-88）。 3)材料选择，由表6-2选择小齿轮材料为40 Cr(调质)，硬度为275HBS，大齿轮选用45钢（调质），硬度为240HBS二者材料相差为30HBS。 4）选用小齿轮齿数为Z1=25，则大齿轮的齿数为Z2=3.3825=84.5，取Z2 =85。 5）选用螺旋角：初选螺旋角为=150 2按齿面接触疲劳强度设计 由确定有关参数如下：1)传动比i=3.38实际传动比i0=85/25=3.4, 传动比误差：(i-i0)/I=(3.4-3.38)/3.38=0.59%=54mm 2)计算圆周速度V=（ddtN0）/（601000）=2.04m/s 3)计算齿宽系数b以及模数mnt b=d1t=154=54mmmnt=(d1t*cos150)/ Z1=2.09h=2.25mnt=4.69mmb/h=11.54）计算重合度 =2.135)计算载荷系数K查表6-3使用系数KA=1.25 KV动载系数 由推荐值1.051.4由表查得=1.419由表查得=1.32由表查得6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由d1=d1t（K/Kt）1/3得 d1=54（2.13/1.4）1/3=62.11mm7)计算模数mn3.按齿根弯曲强度设计 (1) 确定参数1） 计算载荷系数 2)根据纵向重合度，由图6-3查得螺旋角影响系数Y=0.883)计算当量齿数 4)查表6-5齿形系数YFa和应力修正系数YSa根据齿数Z1=25,Z2=85由表6-5得 YFa1=2.56 YSa1=1.607YFa2=2.19 YSa2=1.785)查知小齿轮弯曲疲劳强度 FE1 =520MPa,大齿轮的弯曲强度极限FE2 =480MPa由图6-5取弯曲疲劳寿命系数KFN1 =0.88，KFN2 =0.916)计算弯曲疲劳许用应力：取弯曲疲劳安全系数S=1.5F1= KFN1FE1/S=0.88*520/1.5=293.33F2= KFN2FE2/S=0.91*480/1.5=291.2 8)计算大小齿轮的YFaYSa/F并加以比较YFa1YSa1/F=2.56*1.607/293.33=0.014025小齿轮的数值大（2）设计计算 =1.73对于比较计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn，取mn=2mm已满足要求，但是为了同时满足接触疲劳强度，需要按齿面接触疲劳强度算得的分度圆直径d1=62.11mm来计算应有的齿数，于是 Z1=d1cos150/mn=62.1*cos150/2=29.99,取Z1=30Z2=i*Z1=3.4*30=102,为了与小齿互质，取Z2=1014几何尺寸计算（1）计算中心距a=(Z1+Z2)* mn/(2*cos)=(30+101)*2/(2*cos150)=135.62mm将其圆整为a=136mm (2) 按圆整后的中心距修正螺旋角=arccos(30+101)*2/(2*136)= 15.5850由于改变不多，故参数等不必修正。（3）计算大小齿轮分度圆直径 (4)计算齿轮宽度 B=dd1 =1*62.12=62.12mm经圆整后，取B1=70mm,B2=65mm 二低速级齿轮传动齿轮设计 已知：输入功率PII =6.91KW,小齿轮的转速n2 =213r/min，传动比为I=3.38，工作寿命8年，每天工作16小时，每年300天，传动输送机轻微振动，单向工作。1选择齿轮类型、材料、精度等级和齿数 1）按拟定的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。 2）因为滚筒为一般工作器，速度不高，选用法级精度（GB 10095-88）。 3)材料选择，由表10-1选择小齿轮材料为40 Cr(调质)，硬度为275HBS，大齿轮选用45钢（调质），硬度为240HBS二者材料相差为30HBS。 4）选用小齿轮齿数为Z1=24，则大齿轮的齿数为Z2=324=72。2按齿面接触疲劳强度设计 由确定有关参数如下：1)传动比i=32)由课本表6-9取d=0.83)选取载荷系数Kt=1.34)由表6-4查知材料的弹性影响系数ZE =189.8MPa1/25) 由图6-4按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限和大齿轮的接触疲劳强度极限6)计算两齿的循环次数 N3 =60* n2* j* Lh =602131(163008) =4.91108N4= N3/3=0.164108由图6-5取疲劳寿命系数KHN3=0.95，KHN3 =0.987）计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%，安全系数为S=1，可知： (2)计算 1）试计算小齿轮分度圆直径d3t ,由上述公式可得 d3t=107.945mm 2)计算圆周速度V=（d3tN0）/（601000）=1.2m/s 3)计算齿宽系数b以及模数mnt b=dd1t=0.8107.94=86.35mmmt=d3t/ Z1=107.94/24=4.4975h=2.25mt=10.119mmb/h=8.5344)计算载荷系数K查表6-3使用系数KA=1.25 KV动载系数 由推荐值1.051.4由表查得=1.301由表查得=1.26由表查得5)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由d3=d3t（K/Kt）1/3得 d1=107.945（1.724/1.3）1/3=118.59mm6)计算模数mnmt= d3/ z3 =4.943.按齿根弯曲强度设计 (1)确定参数1） 计算载荷系数 2)齿形系数YFa和应力修正系数YSa根据齿数Z3=24,Z4=72由表6-5相得 YFa3=2.65 YSa3=1.58YFa4=2.236 YSa4=1.7343)由图6-7d查知小齿轮弯曲疲劳强度 FE3 =450MPa,大齿轮的弯曲强度极限FE4 =410MPa由图6-5取弯曲疲劳寿命系数KFN3 =0.93，KFN4 =0.974)计算弯曲疲劳许用应力：取弯曲疲劳安全系数S=1.4F3= KFN1FE1/S=0.93*450/1.5=298.93MPaF4= KFN2FE2/S=0.97*410/1.5=284.07 MPa5)计算大小齿轮的YFaYSa/F并加以比较YFa3YSa3/F3=2.65*1.58/298.73=0.01401YFa4YSa4/F4=2.236*1.754/284.07=0.01381小齿轮的数值大（2）设计计算=3.157对于比较计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数mn，取mn=4mm已满足要求，但是为了同时满足接触疲劳强度，需要按齿面接触疲劳强度算得的分度圆直径d3=118.59mm来计算应有的齿数，于是 Z3=d3/m=118.59/4=30Z4=i*Z3=904几何尺寸计算（1）计算中心距a=(Z3+Z4)*m /2=(30+90)*4/2=240mm（2）计算大小齿轮分度圆直径 d3=Z3*m=30*4 =120mm d4 = Z4* m=90*4 =360mm (3)计算齿轮宽度 B=dd3=0.8*120=100mm经圆整后，取B4=96mm,B3=100mm 七、轴的设计I轴的设计已知：PI=7.2KW，nI=720r/min, TI =95.5 Nm, B=70mm 1. 求作用在齿轮上的力已知高速级小齿轮直径为d =62.12mm,Ft=2* TI/d=2*95.5*1000/62.12mm=3074.69NFR=FTtan(an)/cos = 2. 初选轴的最小直径选轴为45钢，调质处理。先按式，根据表8.6，取A=125，于是得 dmin=26.93mm因为中间轴上开有键槽，所以应增大7%，所以 dmin =（dmin）*（1+7%）=28.32mm 轴上的最小直径显然出现在轴承上。（2）根据轴向定位要求确定轴的各段长度和直径 1）初步选用滚动轴承，因轴承中同时受径向力和轴向力的作用，故选用角接触轴承。参照工作要求并根据dmin=28.32mm,由轴承产品中初步选取0基本游隙组，标准精度等级的角接触轴承7207AC轴承，其尺寸是dDB=3572117, 所以dI-II=35mm即dI-II=d-=35mm2）I-II段左端要有一轴肩，故取dII-III=32mm，右端用轴承档圈定位，搂轴端直径取档圈直径D=35mm，由于皮带与轴的配合长度为56mm，为了保证轴端档圈只压在皮带轮上而不压在轴上，故取LI-II=54mm。3）II-III段的轴头部分LII-III=50mm III-段部分LIII-=35mm -段部分L-=41mm -段部分L-=41mm 4）取两齿轮齿面距箱体内壁a1=15mm,两齿面距离为a2 =15mm，在确定轴承位置时，应距箱体内壁S，取S=8mm,倒角R=2mm5）轴上零件的周向定位齿轮与轴之间用平键连接。齿轮与轴之间的键选取bh=8mm7mm,键槽用键槽铣刀来加工，长为40mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选用齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6；轴承与轴之间的配合用过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。6）确定轴上圆角和倒角的尺寸参照表8-5，取轴端倒角为2450 ，各轴肩处圆角半径依表查得。4求轴上载荷载荷水平面垂直面支反力F（N）Fax =1634Fay =866.43Fbx =3175.2Fby =-144.65Fp=1734.5弯矩M（Nmm）MH1 =95589.05MV1 =50686.16MH2 =154370.5MV1 =-25097.07总弯矩（Nmm）M1 =108195.9M2 =98828.98扭矩TII =95500 Nmm5.按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核轴上承客观存在最大弯矩的截面（即最危险截面）的强度，按式15-5能上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力：=38.4MPa首选材料为40Cr，调质，由表8-7查-1=70MPa因此ca-1，故安全。II轴的设计已知：PII=6.91KW，nII=213r/min, =310 Nm, B斜=65mm, B直=100mm 1 求作用在齿轮上的力1）已知高速级大齿轮直径为d2 =209.12mm,Ft2=2* TII/d2=2*310*1000/209.13N=2965N Fr2=Ft2tan(an)/cos = 1117N Fa2=Ft2tan=2965*tan150=795N 2)低速级小齿轮直径d1=120mmFt1=2TII/d1=2*310*1000/120=5167N Fr1=Ft1tan=5167*tan200=1881N2 初选轴的最小直径先按式，选轴为45钢，调质处理。根据表8-6，取A=118，于是得 =37.6mm因为中间轴上开有两面个键槽，所以应增大7%，所以 dmin =（dmin）*（1+7%）=40.232 轴上的最小直径显然出现在轴承上。（2）根据轴向定位要求确定轴的各段长度和直径 1）初步选用滚动轴承，因轴承中同时受径向力和轴向力的伯用，故选用角接触轴承。参照工作要求并根据dI-II=40.232mm,由轴承产品中初步选取0基本游隙组，标准精度等级的角接触轴承9309AC轴承，其尺寸是dDB=458518, 所以dI-II=45mm即dI-II=d-=45mm 2)II-III段的轴头部分LII-III=50mm III-段轴头部分LIII-=54mm -段轴肩部分L-=64mm -段部分L-=54mm 3）取两齿轮齿面距箱体内壁a1=15mm,两齿面距离为a2 =15mm，在确定轴承位置时，应距箱体内壁S，取S=10mm,倒角R=2mm，B2=65mm.B1=100mm, L=2*R+B1+B2+2* a1+a2+2*S+2B =2*2+65+100+2*15+15+2*10+2*19 =272mm4）轴上零件的周向定位齿轮与轴之间用平键连接。斜齿轮与轴之间的键选取bh=16mm10mm,键槽用键槽铣刀来加工，长为50mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选用齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6；直齿轮与轴之间的键选取bh=14mm9mm,键槽用键槽铣刀来加工，长为82mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选用齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6。轴承与轴之间的配合用过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。5）确定轴上圆角和倒角的尺寸参照表8-5，取轴端倒角为2450 ，各轴肩处圆角半径依表查得。4求轴上载荷载荷水平面垂直面支反力F（N）FNH1 =4211.25FNV1 =942.11FNH2 =3920.65FNV2 =178.11弯矩M（Nmm）MNH1 =-355859MNV1 =-78120.25MNH2 =262683.2MNV1 =11933.48总弯矩（Nmm）M1 =-364332.8167M2 =262954.12扭矩TII =310000 Nmm5.按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核轴上承客观存在最大弯矩的截面（即最危险截面）的强度，按式15-5能上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6，轴的计算应力：=32.725MPa首选材料为45钢，调质，由表8-9查-1=60MPa因此ca0.07d,故取h=6mm，则轴环的dV-VI=89mm。轴环宽度b1.4h，取LV-VI=12mm。 4）取齿轮齿面距箱体内壁a1=17mm,两齿面距离为a2 =15mm，在确定轴承位置时，应距箱体内壁S，取S=8mm,倒角R=2mm。 5）轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴之间的周向定位均用平键连接。齿轮与轴之间的键选取bh=20mm12mm,键槽用键槽铣刀来加工，长为90mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选用齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6；同样，半联轴器与轴的连接键选取bh=16mm10mm,键槽用键槽铣刀来加工，长为100mm，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选用齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6；轴承与轴之间的配合用过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。5）确定轴上圆角和倒角的尺寸参照表15-2，取轴端倒角为2450 ，各轴肩处圆角半径依表查得。4求轴上载荷载荷水平面垂直面支反力F（N）FNH1 =1714.61FNV1 =624.07FNH2 =3247.22FNV2 =1181.89弯矩M（Nm）MH =290.63MV1 =105.78MNH2 =262683.2MV2 =105.78总弯矩（Nm）M1 =309.28M2 =309.28扭矩TII =893130Nmm5.按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核轴上承客观存在最大弯矩的截面（即最危险截面）的强度，按式15-5能上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取=0.6，轴的计算应力：=18.37MPa首选材料为45钢，调质，由表15-1查-1=60MPa因此ca-1，故安全。八键联接的校核计算1输入轴I轴键的较核由于键、轴、轮毂的材料分别是钢、合金、铸铁，由表6-2查得许用挤压应力p=50-60MPa，取其平均值p=55MPa,键的工作长度L=40mm，键与轮毂、键槽接触高度K=0.5h=0.5*7=3.5mm，由 得p=2T*103/(kld)=2*75.5*103/(3.5*40*28)=48.7MPa=p故键满足强度要求。2中间轴上键II轴键的校核由于键1、轴、轮毂的材料分别是钢，由表8-7查得许用挤压应力p=100-120MPa，取其平均值p=110MPa,键的工作长度L=50mm，键1与轮毂、键槽接触高度K1=0.5h=0.5*10=5mm，由得p=2T*103/(kld)=2*309.8*103/(5*50*50)=49.57MPa=p故键1满足强度要求。键2的工作长度L=82mm，键2与轮毂、键槽接触高度K1=0.5h=0.5*9=4.5mm，得p=2T*103/(kld)=2*309.8*103/(4.5*82*54)=31.1MPa=p故键2满足强度要求。3.输出轴III轴键的校核由于键1、轴、轮毂的材料分别是钢，由表8-7查得许用挤压应力p=100-120MPa，取其平均值p=110MPa,键的工作长度L=90mm，键1与轮毂、键槽接触高度K1=0.5h=0.5*12=6mm，得 p=2T*103/(kld)=2*89.13*103/(6*90*55)=47.26MPa=p故键1满足强度要求。键2的工作长度L=100mm，键2与轮毂、键槽接触高度K1=0.5h=0.5*10=5mm，由得p=2T*103/(kld)=2*893.13*103/(4.5*82*54)=65MPa=p故键2满足强度要求。九滚动轴承的校核计算1、计算输入轴上的轴承校核由式（10-11）得=1.192*7.457=8.890.68当量动载荷Pr =0.41* FR+0.87* FA =0.710.68由式（10-11）得= =1.15*4.97=5.72Cr此轴承合格3. 计算中间轴III轴轴承的校核 由于轴向力几乎为零，因此，径向当量动载茶Pr=Fr=1.6KN由式（10-11）得= =1.806*3.45=6.23MPa= da2/2+(3050)+,其中da2 为大齿轮及圆径，为箱底面到箱座油池底面的距离，再根据浸油深度，修订箱座高度。2箱体要有足够的刚度（1）箱体的厚度：箱体应有合理的厚度，轴承座箱体底座等处承受的载茶较大，壁厚座厚些。（2）轴承座螺栓凸台的设计：为提高轴承座的刚度，轴承座两的联接螺栓应尽量靠近，需加轴承座旁设置螺栓凸台。（3）设置加强肋板:为了提高轴承座附近箱体的刚度，在平壁式箱体上可适当设置加强肋板。3.箱体外轮廓的设计箱盖顶部外轮廓常以圆弧和直线组成。大齿轮所在一侧的箱盖外表面圆弧半径，R= da2/2+ + * da2为大齿轮齿顶圆直径，为箱盖厚度。高速轴一侧箱盖外廓，圆弧半径根据结构由作图决定。若取RR，画出箱盖圆弧，则螺栓凸台将位于箱盖圆弧外侧。4.箱体凸缘尺寸轴承座外端面应向外凸出510mm，以便切削加工。箱体内壁到轴承座孔外端面的距离L1（轴承座孔长度）为：L1=+l1+ l2 +(5-10)mm箱体凸缘联接螺栓应合理布置，螺栓间距不宜过大，一般不大于150200mm。5.导油沟的形式和尺寸当利用箱体传动件溅起来的油润滑轴承时，通常在箱座的凸缘面上开设导油沟。导油沟可以铸造，也可以铣制而成。n=71r/min总=0.833P工=6.24KWP额=7.5Wn=71 r/mini总=20.282n0=1440r/minnI=720 r/minnII=213r/minnIII =71r/minP0 =7.5KWPI=7.2KWPII=6.9142KWPIII=6.64KWT0=49.7Nm TI=95.5Nm TII=310NmTIII=893NmPC=9.75KWdd1=125mmV=9.42m/sdd2=250mma0= 500mmLd=1600mma =502mm P0=1.92KWP1=0.17KWK=0.96KL=0.99Z =5(F0)min=163.13NFp=1619.57NZ1=25Z2 =85=150u=i0=3.4=1Kt=1.4ZH =2.425=0.79 =0.88=1.67ZE=189.8MPa1/2=600MPa=550MPaN1=1.66109N2 =4.91108KHN1=0.90KHN2 =0.94=540MPa =517MPa=528.5MPad1t=54mmV=2.04m/sb=54mmmnt=2.09h=4.69mmb/h=11.5KA=1.25KV=1.09=1.419K=2.13d1=62.11mmmn=2.4K=1.98Y=0.88ZV1=27.74ZV2=94.32YFa1=2.56YSa1=1.607YFa2=2.19YSa2=1.78S=1.5Z1=30Z2=101a=136mmd1=62.12mmd2=209.12mmB1=70mmB2=65mmd=0.8Kt=1.3 d3t=107.945mmV=1.2m/sb=86.35mmmt=4.4975h=10.119mmb/h=8.534KA=1.25KV=1.06=1.301=1.26K=1.724d1=118.59mmmt=4.94K=1.67YFa3=2.65YFa4=2.236YSa3=1.58YSa4=1.734KFN3 =0.93KFN4 =0.97F3=298.9MPamn=4mmZ3=30Z4=90a=240mmd3=120mmd4 =360mmB3=100mmB4=96mmFt=3074.69NFR= dmin =28.3mmdI-II=35mma1=15mma2 =15mmS=8mmR=2mmca=38 .4 MPa-1=70MPaFt2=2965NFr2=1117NFa2=795NFt1=5167NFr1=1881Ndmin=40mmL=272mmca=32.725MPaFt=4961.8 NFr=1805.96 Ndmin =52.36mmKA=1.7Tca=1518.353Nm L1=107mmLI-II=140mma1=17mma2 =15mmS=8mmR=2mmca=18.37MPa-1=60MPap=48.7MPap=49.57MPaK1=4.5mmp=31.1MPap=47.26MPap=65MPa=8.89=5.72Pr=Fr=1.6KN=6.23MPa