带式运输机传动装置中的展开式二级圆柱齿轮减速器

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1、、设计任务书二、动力机的选择 .2三、 计算总传动比及分配各级传动比 4四、 计算传动装置的运动和动力参数 4五、 传动件的设计计算（V带及齿轮） 5六、轴的设计计算18七、 滚动轴承的选择及计算 .31八、 键联接的选择及校核计算35九、联轴器的选择 36十、润滑方式，润滑油牌号及密封装置的选择 36十一、箱体及其附件结构的设计37十二、设计总结 .39十三、参考文献 40（注：内容用四号宋体）1亠申动机I 2-V带传功，卸二级陌桂齿絶眞建器T 嚴轴5-ftWi运鬍带3nw = 58.1rj minPd =4.07kWi 总=23.4P = 3.36kW0.825i 2 =3i1 =3.9n

2、 =679.2r/mi nn = 174.17r/min nil58.1r/minP=3.87kWP =3.71kWP - 3.567kWT -5438N mT =203.68N mTrI=58678N mV=7.16m/sdd2 =200mm a=400mm ld =1250mm：1 = 164.57 V带取4根Fomi n=142.4N一、设计任务书题目：设计一用于带式运输机传动装置中的展开式二级圆柱齿轮减速器1、总体布置简图：2、工作情况：载荷平稳、单向旋转3、原始数据：输送带的牵引力F （kN） : 2.4输送带滚筒的直径 D（mm： 460输送带速度V （m/s）: 1.4带速允许偏

3、差（） : 5使用年限（年）：8工作制度（班/ 日） : 24、设计内容：1）电动机的选择和运动参数计算计算说明结果2）圆柱斜齿轮1、2设计计算；Fp=1128.9N3）圆柱斜齿轮3、4设计计算；边=1.684）轴的设计；92 =1.565095）滚动轴承的选择；N2 =4.0仆1086）键和联轴器的选择和校核； H1 = 552Mpa7）装配图、零件图的绘制；H517MPa8）设计计算说明书的编写。&h 】=534.5Mpa5、设计任务：v1=1.635m/s1）减速器总装配图一张；V 1邙= 1.9032）齿轮和轴零件图各一张；K=2.3583）设计说明书一份；d1=52.31二、电动机选

4、择1、电动机功率计算匚mn =2mm1）卷筒轴的输出功率P W Pw -3.36kW1000a=132mm2）电动机输出功率P dPd=dnP =148 28传动装置的总效率=叫n；坞6叫d1 =53.63mm式中，n2-为从电动机至卷筒轴之间的各传动机构和轴承d2 =210.38mm的效率。由参考书1表2-4查得：b2 = 55mm,b1 = 60mm（8） 口 1 = 口联轴器=0.99 ；駡=口轴承=0.98 ；口3 =齿轮=0.97 ；1V3 =0.65m/s(9) 口4 = 卷筒=0.96 ；巳带=0.96K=2.21则订=0.990.984 0.972 0.95 096 毎0.82

5、8mn = 2.5mm2、卷筒的转速nw的计算vx 1000x60Dtt=583、计算电动机的满载转速nmnd =nwi 总i总-i0iii2io、i；、i2分别代表电动机至高速轴I轴，I、H轴，H、皿轴的传动比展开式二级圆柱齿轮减速器i； ：、（1.31.5血,取i；=1.3i2单级圆柱齿轮传动，常用传动比为35,取i2=3单级V带传动，常用传动比为24, 取i。=2i总二花二 i132匚2 二 23.4nd =i总nw = 1357.2 r minPd =4.07kW4、电动机类型和结构型式按工作要求和条件，选用Y132S-4电动机。它的结构型号为Y132S-4的电动机。主要性能如下表：电

6、动机型号额定功率kw、卄满载转速r/min堵转转矩最大转矩质量kg额定转矩额定转矩Y132S-5.514402.22.3684冋步转速1500r/min , 4级三、计算总传动比及分配各级传动比Z3 = 31 Z4 = 93 a=160mm- =14 1141d3 =80mmd4=240mmb4 = 80mm, b3 二 85mmdmindmindmin=20mm=35mm=45mmFav =495.9NFbv =1532.1NMv =75525.57N mmM 1 =111422 .43 N mmM 2 =50576 .69 N -mm二ca =45.92MPaFav =29988.3NFb

7、v = 75.70 NMv =18678.75N mmM =237072 .96 N mm ,M 2 =111276 .37N mm-ca = 36.69MPaM H1 =126557.433N mmM H 2 =28002 .567 N mmM212489.74N mm,M2 =245732.64N mmFn -1866.8N巳=1534.75NP = F2 二 3547.11NLh =1004221Fr1=3349.02NFr2 = 1163.51NFa2 =1046.57NFa1 =Fd1 =1046.57 NP = P = 5796.16NLh 二164843hFr1 二 4116 .

8、12 NFr2 = 1577 .51 NFa2 = 563.40NFa厂 1851.4NP = P = 6357.61NLh 二 988697hCP = 36.25 MPa二p =42.28MpaP = 77.15Mpa1传动装置的总传动比要求为(10)1总=24.78 在 i=16160 内，符合条件i总=3花故 i2 =3 h =3.9 io =2.12四、计算传动装置的运动和动力参数1. 各轴转速的计算m =皿=679.2 r.miniom =巴=174.17 r/min11=匕=58.1r/min12式中nm为电动机满载转速，单位为r min ; ni、m、n皿分 别为I、H、皿轴的转

9、速，单位为 r min ;I轴为高速轴， 皿轴为低速轴；io、h、i2依次为电动机轴至高速轴I轴，I H轴，“、皿轴间的传动比。2. 各轴输入功率第一根轴的功率，P-. = Pd 01二Pd V带轴承=3.87kW第二根轴的功率，P- = P i Pi轴承P齿轮=3.71kW第三根轴的功率，P匸P. 皿二Ph轴承齿轮=3.567kW式中Pd为电动机输出功率，单位为 kw; p p 为 I、H、皿轴的输入功率，kw ； 】、ih、咽依次为电动 机轴和I轴、IH轴、H、皿轴间的传动效率。3. 各轴输入转矩T(N?m)1)电动机轴的输出转矩，单位为 N mg皿曙存阮储-2699N m77.15Mpa

10、2）各轴转矩T = Tdio oi = 26 .99 2.1 2 0.96 0.99 = 54.38N mT .=Td in i2 =54.38 3.9 0.97 0.99 = 203 .68 N m式中.IT下叭i3 T20为輕 n、。.葩轴的的输入转矩8N单位为N m3）将计算结果汇总列表备用。轴转速r/min功率kw转矩NmI轴679.23.8754. 38n轴174.173.71203.68皿轴5&13.56586.78五、传动件的设计计算（一）设计计算带轮和带已知带传动的工作条件：两班制（每班 8小时），连续单 向运转，载荷平稳,电动机转速nm =1440r/min，传动比i 2.1

11、2 允许误差5%。1确定计算功率由工作情况系数表查得kA =1.2故 Pea =Ka Pd =1.2 4.07 =4.8842、选择V带型根据Pea、n1且由n1二nm由参考文献【1】图8-11可选用A型3、确定带轮的基准直径dd并验算带速v1(1)、初选小带轮的基准直径dd1。由参考文献【1】表8-8可取小带轮基准直径dd1 =95mm(2)、验算带速门；195 1440%带=兀 dd1 = 一二一m/s = 7.16m/s60 1000 60 1000因为5m/s7.16m/s30m/s,带轮的速度符合推荐范围(3)、计算大带轮的基准直径dd2dd2 =i0 dd1 =2.12 x95mm

12、 =201.4mm ,di圆整后取dd2 =200mm(4)、确定V带的中心距a和基准长度Ld1 由公式 0.7 (dd1 dd2a2(dd1 dd2)262.590包角满足条件(6) .计算带的根数z1、计算单根V带的额定功率根据n1 =1440r/min 和dd1 =95mm用插值法求得 p0 =1.189kw 根据 n1 =1440r/min，i0 =2.12 和 A 型带，查表(8-4b )得占P=0.169KW查表(8-5)得K 口 =0.958查表(8-2)得k|_ =0.93所以pr =( p0 + p0 ) ka kL =(1.189+0.169) x 0.958 x 0.93

13、=1.21kw2、计算V带的根数ZZ= pca =4.884/1.21=4.05故取 4 根.Pr(7) 、计算单根V带的初拉力和最小值根据参考文献【1】149页表8-3查得q=0.10kg/m(F0) min = 500(2.5心皿+qv2=142.4N ZVka应使带的实际初拉力F。A Fmin(11).计算带传动的压轴力FpFp=2ZF0min sin( 6/2)=1128.9“(二)、齿轮传动设计及计算计算说明结果1、I、H轴传动的齿轮设计已知：输入功率Pi= 3.87kw I轴转速叫=679.2r/min，传动 比ii =3.9，工作寿命8年，设每年工作300日两班制，每班 8小时，

14、工作平稳转向不变。1)、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数a、选用圆柱斜齿齿轮传动b、选用8级精度C、材料选择小齿轮40Cr调质处理HB=280HBS大齿轮45钢调质处理HB=240HBSd、选小齿轮齿数Z2 = 3.9 x 24 = 93.6 取Z2 =94e、 选取螺旋角初选螺旋角0 =142)、按齿面接触强度计算：即: 12KE u+1 ,ZhZe、23 F()d1t= d% u巧(1)确定公式中的各计算数值a. 因为齿轮分布非对称，载荷比较平稳综合选择Kt=1.6b. 由参考文献【1】图10-30选取区域系数Zh =2.433c. 由参考文献【1】图查得备=0.78 ,% =0.90

15、,则% = % + % =1-68d. 由参考文献【1】表选取齿宽系数=1e. 由参考文献【1】表(10-6 )查得材料的弹性影响系数ZE =189.8MPa2f.由参考文献【1 图10-21d查得齿轮接触应力、二 Hlim1=600MPa大齿轮的为二 Hlim2=550MPah.计算应力循环次数2 =6On 1jLh =60 679.2 1 (8 2 8 300)=1.565 1098= 4.01 10K1 1.565 汇 109N2 :3.9i、由参考文献【1】图10-19查取接触疲劳寿命系数Khn 1=0.92K HN2 =0.94取失效率为1%安全系数s=1-H 1 = Khn1 Xm

16、1 S=552Mpal；r H 2 = KhN2 J|im2 ”S = 517 Mpa-H 】=（th 1+!h 】2）/2=534.5 Mpa3）、计算（1）、试算小齿轮分度圆直径d1tdlt 千江 口率 J 26 弭38 103 49 24亦 189.82 samm Y 龜% u2 1 2（2）、计算圆周速度:Ptn1兀45.97 汇679.2 丿 仆“/V1m s = 1.635 m s60 1000 60000（3）计算齿宽b及模数mntb= dd1t =1 45.97mm=45.97mmmnt =d1tcos B / z1=1.859mmh=2.25 mnt =2.25 1859mm

17、=4.182mm计算说明结果b/h=45.97/4.182=10.99（4）、计算纵向重合度邛邛=0.318 dz1 tan 3 =1.903（5）、计算载荷系数K已知使用系数Ka=1，根据v 1.635ms , 8级精度，由参考文献【1】图（10-8）查得动载荷系数 仏=1.16 ;由参考文献【1】表（10-4）查得K邛的值为0 = 1.452由参考文献【1】图（10-13）查得0 = 1.38 ；由参考文献【1】表（10-13）查得心厂心犷1.4载荷系数K =KAKvKHGtKHp=1x：1.16“.4d.452 =2.358（6）、按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，d1 = d1t

18、3 fk =52.31mm1* Kt（7）、计算模数mnmn = d1 cos 3 / z1=2.11mm4）、按齿根弯曲强度设计+ 卡、2KT1YFaYsaCOS2Yf3由式T %曲F1】（1）确定计算参数a计算载荷系数：K=Ka Kv Kf KfB =1 江1.16沢1.4汇1.38 = 2.24b根据纵向重合度农0=1.903,从参考文献【1】图（10-28 ）查得螺旋角影响系数Yp=0.88计算当量齿数24cos314由参考文献94= 26.27，乙23102.9Ocos 14【1】图 10-5 查得 Yf= 2592, YF2 =2.177由参考文献【1】表 10-5 查得 FSa1

19、 =596, 丫沁=792由参考文献【1】10-20C 查得 c FE1=500 MPa c FE2=380MPa由参考文献【1 图10-18取弯曲疲劳极限Kfn 1 =0.86, K fn2 =0.89f计算弯曲疲劳应力：取安全系数S=1.4,由参考文献【110-12 得：二 F1 = K FN1 J FE1 1/S=307.14 MPa二F2 = K FN2 4 FE2 /S=241.57 MPag计算大小齿轮的丫育，并比较疔F1YFa1Ysa12592 侮6-0.01347卜F1307.14二 f2YFa2Ysa22-177 1-792 . 0.01615241.57且 YFa1YYsa

20、2F2(2)、计算法向模数mn0.01616mm 二 1.52mm3 2 2.27 54.38 103 0.88 cos214V1.68 汉 242对比计算结果，为同时满足接触疲劳强度，则需按分度圆直 径d1=56.49mm来计算应有的模数，于是有：取 m =2mn；则Zidi cos ：52.31 cos1425.37mn故取 z1=26 贝卩 Zi1Z3.9 26 =101.4 取z2 =1024）、几何尺寸计算a计算中心距mn(N - Z2)2 cos :2 (26 102)2 cos14=131.9mm将中心距圆整为132mmb按圆整后的中心距修正螺旋角-arccosmn (Z1 Z2

21、)2a二 arccos2 (26 106 )2132=14 8 28因为值改变不多，故参数；八K、Zh当不必修正d1=Mncos14 8 28二 53.63mmd2Z2mncos14 828= 210.38mmc确定齿轮齿宽b = adi =1 53.63 = 53.63mm圆整后取 b2 = 55mm， g =60mm主要尺寸列表齿轮1,11齿数模数（mm分度圆直径（mm齿宽螺旋角中心距材料I26253.636014 82813240CrII1022210.5545钢2、H、皿轴传动的齿轮设计已知输入功率为P二3.71kw H轴转速为174.17 r min传动比i2 =3，工作寿命8年按每

22、年工作300天计算，两班制，工作 平稳，转向不变（1）选定齿轮类型，圆柱齿轮传动1）选用斜齿，圆柱齿轮传动2）选用8极精度3）材料选用小齿轮40Cr调质处理HB=280HBS大齿轮45钢调质处理HB=240HBS4）选取螺旋角初选螺旋角=145）选小齿轮齿数Z3=24大齿轮齿数 乙=3 24 =72（2）、按齿面接触强度计算：d3t - 32KtTn u 1 ZHZ；2U71）确定公式中的各计算数值a. 因为齿轮分布非对称，载荷比较平稳综合选择Kt=1.6b. 由参考文献【1】图10-30选取区域系数zh = 2.433c. 由参考文献【1】图10-26查得:0.78,0.88,贝“- ；：2

23、 =1.66d. 由参考文献【1】10-7选齿宽系数d=1e. 由参考文献【1】表10-6查得材料的弹性影响系数计算说明结果1ZE=189.8MPa2f.由参考文献【1 图10-21d查得齿轮接触应力a Hlim1=600MPa大齿轮的为仃 Hlim2=550MPah.由参考文献【1】式10-13计算应力循环系数8N3 =6Onii jLh =60 汉174.17汉1 汉(8疋2 汽8汽300) =4.01 汉104.01 X1088N4 1.34x103i、由图10-19取接触疲劳寿命系数Khn3=0.94Khn4=0.97取失效率为1%安全系数s=1cr H 3 =KhN3 k|im3 】

24、/S =564MpaG H 4 = Khn4 t)lim 4 /S=533.5 Mpa】=(% 3+jh4)/2=548.75 Mpa2)、计算(1)、小齿轮分度圆直径.,l2KtTII u 比 ZHZE2 X1.6 汇203.68 X103 4 2.4332 X189.82d 3t=X- 乂2 =71.84mmU电瞰 U Ag-=39.5mm因为轴上有一个键槽，故最小直径加大5% dmin =39.83mm圆整后取dmin =45mm轴皿设计图如下：名称ABCDE尺寸49.7576108133.75名称FGd1d2d3尺寸5082505460名称d4d5d6d7尺寸54504845首先，确定

25、各轴段直径A 段:d1=50mm,和轴承（圆锥滚子轴承30210)配合B 段:d2=54mm非定位轴肩,h取2mmC 段:d3=60mm定位轴肩，取h=3mmD 段:d4=54mm,非定位轴肩， h=2mmE 段:d5=50mm,和轴承（圆锥滚子轴承30210)配合F段：d6=48mm非定位轴间h=1.5mmG段：d7=45mm联轴器孔长度然后、确定各段轴的长度A段：Li=49.75mm,由轴承（圆锥滚子轴承30210）宽T=21.75mm和轴套长bi2mm挡油环b=12mm齿轮齿毂比轴段宽 4mm ， 所以Li = （T b3 b 4）mm= 49.75mmB段：L2=76mm和齿轮配合，齿

26、轮齿宽减去 4mm便于 安装C段：L3=10mm定位轴间取10mmD段：L4=81m m由箱体的内部尺寸减去各部尺寸轴的总长L=382.25mmE段：L5=33.75mm,和轴承（圆锥滚子轴承30210）配合T=21.75mm挡油环宽b=12mm故 L5=T+b=33.75mmF段：L6=50mm,考虑箱体壁厚以及端盖厚度和便于取 下端盖螺钉G段：L7 =82mm和联轴器配合，比联轴器工作段短2mm 即 L7 =（84 _2）mm =82mm（二）轴的校核计算1、第一根轴：已知:Ft1 =2028N,Fr1 =761N,Fa1 =510.9N,Fp =1128.9N设该齿轮轴齿向是右旋，受力如

27、下图:Li = 93.8mm，L2 =158.45mmL3 二 55.45mma由材料力学知识可求得水平支反力计算说明结果F av =3 Ftr = 495.9 NL1 + L3Fbv L2Ft1 1532.1NL2 + L3Mv =75526N mmb垂直支反力：Ma1 =13700N mm,Fah =1799.7N,Fbh =90.2NM h = -111422 .4N mm ,M h 2 = 4444.8N mmM h 1 = -9255 N mmc合成弯矩M111422.4N mm,M2 =50576.7N mmd由图可知，危险截面在*右边W=0.1d3 =0.1 =303mm3 =2

28、700 mm3% = Mca /W=45.92MPa70MPa轴材料选用40Cr查参考文献【1】表（15-1）得4=70MPa符合强度条件2、第二根轴求轴上载何已知：Ft2 =5092N,F2 =1912N,Ft2 =1288NFt1 =2028N,Fn =761NF；1 =510.9NL1 = 69.45mm , L2 =87mmL 3 = 56.45mm设该齿轮轴齿向两个都是左旋，受力如下图：FtTLlFrEF6HFAV-F-alL3FI：H FBVFi2IIMV=ie$769.75MnnTn7TTTTTTrrFrlRrs146017,L9N nn94497.19ttTTFBh111213

29、.27 4 rum占7斗7L7忖mn20531:7533.7rp* nt由材料力学知识可求得 a水平支反力：Fav =2988.3NFbv =75.70NMV =18678.75N mm垂直支反力：M a2 =51520N mmMa1 =53741.57N mmFah =1511.96N,Fbh =1161.05NC合成弯矩M1 = 237072.96N mm,M 2 =111276.37N mmd由图可知，危险截面在*右边W=0.1d3=8518.4 mm3二 ca = M ca/W=36.69MPa70MPa轴材料选用40Cr查参考文献【1】表（15-1）tl=70MPa 符合强度条件！第

30、三根轴：求轴上载荷已知：Ft5092N, Fr2 -1912N,Fa2 =1288NH设该齿轮齿向是左旋，受力下图:a水平支反力：Fav -3528.25NFbv -1563.75NMV -210636.53N mmb垂直支反力：Ma2 =154560N mm,Fah -2119.8N,Fbh =207.89N计算说明结果M hi = 126557 .43N mm,M H2 =28002.57N mmc合成弯矩M212489.7N mm,M2 =24573264N mmd由图可知，危险截面在*边W=0.1d3 = 15746.4 mm3crca = M ca/W=40.4MPaFd2轴右移，右

31、端轴承压紧，左端轴承放松Fa2=Fdi Fan - Fa2124.19N ； Fai 二 Fdi = 1046.57N4）计算轴承1、2的当量载荷，由参考文献【1】表13-6可知 fp =1.21.8取 fp =1.5因为 Fa1_ = 1046.57 =0325 皿=0.37 X 1 = 1 ,丫1 二 0 FM 3349.02R =fp XFr1 YFa1 = 5023.53N因为 电=2124.19 j.826(=0.37 , X2 =04Y2=1.6Fr21163.51P2 - fp XFr2 YFa2 =5796.16N所以取 P = p =5796.16N5）校核轴承寿命106 (

32、C)60n Ph =164843h10(54.2_10)360 174.175796.16按一年300个工作日，每天2班制.寿命34年.故所选轴 承适用。2.皿轴轴承计算1）计算轴承的径向载荷：Fn = . FAv F：h 二35282 2119.892 =4116.12NFr2 = JfBv fB/ 十1563.752 207.892 “577.51N2）计算轴承的轴向载荷（查参考文献【2】表6-7） 30210 圆锥滚子轴承的基本额定动载荷 Cr=73.2KN,基本额定静载荷 Cor=92.0KN, e=0.4，Y =1.5=皂= 563.40N2Y3）两轴承派生轴向力为：r 1Fd1r1

33、 =1470.04N,Fd22YFan =1288N受力图:FdiFanFok因为 Fd1 : Fd2 - Fa；轴左移，左端轴承压紧，右端轴承放松Fa2 二 Fd2 二 563.40N、Fa =Fa2 Fd2 =1851.4N4）计算轴承1、2的当量载荷，由课本表13-7可得fp =1.21.8取载荷系数fp =5因为 F1 = 1851.4 _ 0.45 a e = 0.42 X1 = 0 . 4 , Y= 1 . 4 Fr14116.12 p1 = fp XFr1 YFa1 =6357.61N因为；2叮5；7；01巾36 皿，XWZ。P2 二 fp XFr2 YFa2 =2366.265

34、N所以取 P 二 P, =6357.61N5）校核轴承寿命计算说明结果一6只106e亠一 31010 C 舌1073.2 如0 nLh =() h =() h =988697 h60n P60 x58.16357.61按 年300个工作日，每天2班制.寿命205年.故所选轴承适用。八、键联接的选择及校核计算4T r ,p =匚匸7兰Wpp dhlp由参考文献【1】表6-2查得竹二120 150MPa1、1轴上和带轮相联处键的校核GB/T1096 键 6X 6X 56 单键键联接的组成零件均为钢，bp 】=130MPa3= 4X54.38 MO MP36.25MPa p=130MPa dhl20

35、 X6 (56 6)p满足设计要求2.n轴上小齿轮处键GB/T1096 键 12X 8X 70 单键键联接的组成零件均为钢，&】=130MPa4T4 汇 203.68 汉 103 r 1 仆6 =42.28Mpa g=130MPadhl448x(70-8)p满足设计要求3.n轴上小齿轮处键GB/T1096 键 12X 8X 45 单键键联接的组成零件均为钢， 切】=130MPa4Tn4 沃 203.68F03 77 15Mpa 才 R 130MPa口P 一一77.15Mpa 灯P一130MPadhl 40 汉 8 (45-12)满足设计要求计算说明结果4、皿轴上齿轮处键GB/T1096 键 1

36、6X 10X 70 单键键联接的组成零件均为钢， 显】=130MPa4矗4x2.0368x105 _L 1 一务 =Mpa =77.15Mpa 龙 Ep = 130MPaP dhl40x8 (45 12)P满足设计要求九、联轴器的选择减速器输出端和联轴器配合轴段直径为45mm ,T皿=586.78N m根据参考文献【2】表8-7选用LV型(GB/T 5014-2003)弹性柱销联轴器，采用z型轴孔，A型键，轴孔直径选d=45mm,轴孔长度为L=84mm十、润滑方式，润滑油牌号及密封装置的选择1、润滑(1)轴承润滑a由于I轴dn = 30x 679.2mm t/min = 2.0376 %104

37、mm r minH轴dn= 35 74.17mm r/min = 0.6096 父 104mm t/min皿轴d 皿 n = 50 x58.1mm r/min = 0.2905%104mm T/min查参考文献【1】表13-10知圆锥滚子轴承的脂润滑界限为dn =10汉104口口 r/min计算说明结果润2型十故dmaxnmax n，选脂润滑b润滑脂牌号选用滚珠轴承脂(ZBE 0386-佃92) (2)齿轮润滑a由于低速级周向速度v-2兀nn d1 ms-0.73ms2x60故采用浸油润滑，浸油高度 h=10mm.b润滑油牌号选用：全损耗系统用油(GB443 L-AN15) 弓滑油、密封装置由

38、于端处轴的线速度小于5m s，选用接触式毡圈密封,0号根据轴段选取。一、箱体及其附件结构的设计1、箱体的设计名称符号参数设计原则箱座壁厚5100.025a +3 兰 8箱盖壁厚&80.02a+3 兰 8凸缘厚度箱座b151.5 6箱盖bi121.5 d底座b2252.5 6箱盖箱座肋厚m1 ,m7,9mt 止0.85&1； m2 =0.85地脚螺钉型号dfM160.036a+12数n4目轴承旁连接螺栓直径diM120.75 d f相盖箱座连接螺栓直径d2M12(0.50.6) df连接螺栓d2间距l160150-200轴承端盖螺钉直径d3M8(0.4-0.5) d f观察孔盖螺钉直径d4M6(0.3-0.4) d f定位销直径