二级展开式斜齿圆柱齿轮减速器机械设计基础课程设计.doc

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1、永城职业学院机械设计基础课程设计计算说明书题 目： 二级展开式斜齿圆柱齿轮减速器 班 级： 学 号： 姓 名： 专 业： 指导教师： 2011 年 06 月 01日目 录设计任务书- 1 -第一章 传动方案的分析及拟定- 2 -第二章 电动机的选择及计算- 3 -2.1 电动机的选择- 3 -2.2 确定传动装置的总传动比和分配传动比- 3 -2.2.1 总传动比- 3 -2.2.2分配传动装置传动比- 3 -2.3 计算传动装置的运动和动力参数- 3 -2.3.1 各轴转速- 3 -2.3.2 各轴输入功率- 4 -2.3.3 各轴输入转矩- 4 -第三章 传动零件的设计计算- 5 -3.1

2、 设计带和带轮- 5 -3.2 二级展开式斜齿齿轮减速器设计- 6 -3.2.1 高速级齿轮传动的设计计算- 6 -3.2.2 低速级齿轮传动的设计计算- 9 -第四章 轴的设计及计算- 12 -4.1 传动轴的设计- 12 -4.1.1 V带齿轮各设计参数附表- 12 -4.1.2 主动轴- 13 -4.1.3 中间轴- 16 -4.1.4 从动轴- 20 -第五章 滚动轴承的选择及计算- 23 -5.1 主动轴的轴承设计工作能力计算- 23 -5.2 中间轴的轴承设计工作能力计算- 24 -5.3 从动轴的轴承设计工作能力计算- 26 -第六章 连接件的选择及计算- 27 -6.1 键的设

3、计和计算- 27 -6.2 联轴器设计- 29 -第七章 箱体的设计- 29 -7.1 箱体结构设计- 29 -第八章 润滑、密封装置的选择及设计- 32 -8.1 润滑密封设计- 32 -设计小结- 33 -参考文献- 33 -设计任务书专业 班级学号 姓名 设计题目： 设计一热处理车间传送设备的展开式双级斜齿圆柱齿轮减速器（下图所示为其传动系统简图），用于传送清洗零件。 已知条件：（1）工作情况：双班制工作，连续单向运转，工作有轻微振动，允许输送带速度误差为；（2）使用寿命：10年（其中带、轴承寿命为3年以上）；（3）动力来源：电力，三相交流，电压380/220V；（4）卷筒效率：0.96

4、（包括卷筒与轴承的效率损失）；（5）原始数据：运输带所需扭矩 运输带速度 卷筒直径。设计任务： （1）减速器装配图1张（号图）；（2）零件工作图2张（号图）；（3）设计计算说明书1份。设计计算及说明结果第一章 传动方案的分析及拟定1. 组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。2. 特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，要求轴有较大的刚度。3.确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，将V带设置在高速级。其传动方案如下：图1-1:传动装置总体设计图初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。选择V带传动和二级圆柱斜齿轮减速器（展开式）。传动装置的总效率0.960.9

5、70.960.759为V带的效率,为第一对轴承的效率，为第二对轴承的效率，为第三对轴承的效率，为每对齿轮啮合传动的效率（齿轮为9级精度，油脂润滑.因是薄壁防护罩,采用开式效率计算)。第二章 电动机的选择及计算2.1 电动机的选择卷筒的转速nn=40.11r/min运输带功率Pw:Pw=1.68KW电动机输出功率P0:P0P/1.68/0.7592.22kW额定功率Pw:Pw=(11.3) P0(11.3)2.22=2.222.88KW经查表按推荐的传动比合理范围，V带传动的传动比24，二级圆柱斜齿轮减速器传动比840，则总传动比合理范围为16160，电动机转速的可选范围为:n0n（16160）

6、40.11641.766417.6r/min综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比。查1表5-1（P120）选定型号为Y100L24的三相异步电动机，额定功率为3.0，满载转速nm=1420 r/min，同步转速1500r/min。2.2 确定传动装置的总传动比和分配传动比 2.2.1 总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，可得传动装置总传动比为：nm/n1420/40.1135.40 2.2.2分配传动装置传动比式中分别为带传动和减速器的传动比。为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取2.5，则减速器传动比为35.40/2.514.16根据各原则，查

7、图得高速级传动比为5，则2.8322.3 计算传动装置的运动和动力参数 2.3.1 各轴转速1420/2.5568r/min568/5113.6r/min/113.6/2.832=40.113 r/min=40.113r/min 2.3.2 各轴输入功率2.880.962.76kW22.760.980.952.57kW22.570.980.952.39kW24=2.390.980.972.27kW则各轴的输出功率：0.98=2.71 kW0.98=2.52 kW0.98=2.34kW0.98=2.23 kW 2.3.3 各轴输入转矩电动机轴的输出转矩:=9550 =95502.88/1420=

8、19.37 Nm =19.372.50.96=46.49 Nm=46.4950.980.95=216.39 Nm=216.392.8320.980.95=570.532Nm=570.5320.950.97=525.745Nm输出转矩：0.98=45.56 Nm0.98=212.06Nm0.98=559.12Nm、0.98=515.23Nm运动和动力参数结果如下表：轴名功率P KW转矩T Nm转速r/min传动比i输入输出输入输出电动机轴2.8819.3714202.51轴2.762.7146.4945.5656852轴2.572.52216.39212.06113.62.8323轴2.392.

9、34570.532559.1240.11314轴2.272.23525.745515.2340.113P02.22kWPw=2.222.88KWn0641.766417.6r/min 第三章 传动零件的设计计算3.1 设计带和带轮确定计算功率查2表6-8（P75）得：,式中为工作情况系数，为传递的额定功率,既电机的额定功率.选择带型号根据,查2图6-7（P76）选用带型为A型带选取带轮基准直径查2表6-2（P68）得小带轮基准直径，则大带轮基准直径,式中为带传动的滑动率，通常取（1%2%），查2表6-2（P68）后取。实际传动比：从动轮的实际转速：=570.28r/min从动轮的转速误差率为在

10、内，为允许值。验算带速v 在525m/s范围内，带充分发挥。确定中心距a和带的基准长度初步选取中心距：，初定中心距，所以带长：=查2表6-3（P70）选取基准长度得实际中心距:取验算小带轮包角,包角合适。确定v带根数z，由公式得根据，查2表6-5（P73），用线性插值法得查2表6-6（P74）查得功率增量为查2表6-3（P70）得带长度修正系数.查2表6-7（P75）,并由内插值法得由公式得故选Z=3根带。计算预紧力查2表6-1(P68)可得,故单根普通带张紧后的初拉力为: 计算作用在轴上的压轴力: 3.2 二级展开式斜齿齿轮减速器设计 3.2.1 高速级齿轮传动的设计计算(1) 材料，热处理

11、及精度考虑此减速器的功率及现场安装的限制，故大小齿轮都选用软齿面渐开线圆柱斜齿齿轮齿轮材料及热处理 材料：高速级小齿轮选用钢调质，齿面硬度为小齿轮250HBS取小齿齿数高速级大齿轮选用钢正火，齿面硬度为大齿轮210HBS,，取. 初选齿轮精度由查2表7-7（P107），选择9级，齿根喷丸强化。(2) 计齿轮传动的主要尺寸按齿面接触强度设计公式： 确定各参数的值:转矩: 查2表7-10（P112）载荷系数查2表7-11（P113） 齿轮材料的弹性系数 齿数和齿宽系数取小齿轮的齿数，则大齿轮的齿数.因二级齿轮传动为不对称布置，而齿轮齿面又为软齿面，故查2表7-14（P115）选取 (为齿数比,即)

12、 许用接触应力查2图7-25（P110)查得、 查2图7-24（P110）, 查2表7-9（P109） 小齿轮的分度圆直径 计算摸数、当量齿数初选螺旋角 查2表7-2取标准模数 计算齿轮的主要参数： 传动的中心距为：取，由于变化不大，故参数不必修正计算齿宽取(3)齿根弯曲疲劳强度校核确定有关参数于系数齿形系数由2表7-12查得应力修正系数由2表7-13查得许用弯曲应力由2图7-26查得，由2表7-9查得由2图7-23查得由式子得： 故： 齿根弯曲疲劳强度校核合格。 验算齿轮的圆周速度 由2表7-7可知，选取9级精度是合适的。 几何尺寸计算及绘制齿轮零件工作图（略） 3.2.2 低速级齿轮传动的

13、设计计算(1) 材料，热处理及精度齿轮材料及热处理 材料：高速级小齿轮选用钢调质，齿面硬度为小齿轮250HBS取小齿齿数高速级大齿轮选用钢正火，齿面硬度为大齿轮210HBS,，取. 初选齿轮精度由查2表7-7（P107），选择9级精度，齿根喷丸强化。(2) 计齿轮传动的主要尺寸按齿面接触强度设计公式： 确定各参数的值:转矩: 查2表7-10（P112）载荷系数查2表7-11（P113） 齿轮材料的弹性系数 齿数和齿宽系数取小齿轮的齿数，则大齿轮的齿数.因二级齿轮传动为不对称布置，而齿轮齿面又为软齿面，故查2表7-14（P115）选取 (为齿数比,即) 许用接触应力查2图7-25（P110)查得

14、 查2图7-24（P110）, 查2表7-9（P109） 小齿轮的分度圆直径 计算摸数、当量齿数初选螺旋角 查2表7-2(P91)取标准模数 传动的中心距为：取实际的螺旋角，由于变化不大，故参数不必修正。计算齿轮的主要参数： 计算齿宽 取(3) 齿根弯曲疲劳强度校核确定有关参数于系数齿形系数由2表7-12查得应力修正系数由2表7-13查得许用弯曲应力由2图7-26查得，由2表7-9查得由2图7-23查得由式子得： 故： 齿根弯曲疲劳强度校核合格。（4） 验算齿轮的圆周速度 由2表7-7可知，选取9级精度是合适的。（5） 几何尺寸计算及绘制齿轮零件工作图（略）第四章 轴的设计及计算4.1 传动轴

15、的设计 4.1.1 V带齿轮各设计参数附表1.各传动比V带高速级齿轮低速级齿轮2.552.8322. 各轴转速n(r/min)(r/min)(r/min)(r/min)568113.640.11340.1133. 各轴输入功率 P（kw）（kw）（kw）(kw)2.76 2.572.392.274. 各轴输入转矩 T(kNm)(kNm)(kNm) (kNm)46.49216.39570.532525.7455. 带轮主要参数小轮直径（mm）大轮直径（mm）中心距a（mm）基准长度（mm）带的根数z9022447114003 4.1.2 主动轴. 求输出轴上的功率P，转速，转矩P=2.76KW

16、=568r/min=46.49Nm. 求作用在齿轮上的力已知低速级大齿轮的分度圆直径为而 圆周力F，径向力F及轴向力的方向如载荷分析图所示。. 初步确定轴的最小直径先按初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为45钢,正火处理,根据2，,取。 因最小直径与大带轮配合，故有一键槽，可将轴径加大5%，即，选用普通V带轮，取大带轮的毂孔直径为，故取 ，大带轮的基准直径，采用3根V带传动，计算的大带轮宽度。. 轴的结构设计主动轴设计结构图: (主动轴) 各轴段直径的确定与大带轮相连的轴段是最小直径，取；大带轮定位轴肩的高度取，则；选7005AC型轴承，则，左端轴承定位轴肩高度去，则；与齿轮配合的轴段直径，齿

17、轮的定位轴肩高度取，则。 轴上零件的轴向尺寸及其位置轴承宽度，齿轮宽度,大带轮宽度为，轴承端盖宽度30mm.箱体内侧与轴承端面间隙取，两齿轮之间的距离取10mm，齿轮与箱体内侧的距离，分别为，大带轮与箱体之间的间隙。与之对应的轴各段长度分别为，首先确定顶轴承的支点位置时,查1 P142附表6-3，对于7005AC型的角接触球轴承,因此,做为简支梁的轴的支承跨距. . 求轴上的载荷 主动轴的载荷分析图: 画输出轴的受力简图，如图（a）所示。 画水平平面的弯矩图，如图（b）所示。通过列水平平面的受力平衡方程，可求得： 则 画竖直平面的弯矩图，如图（c）所示。通过列竖直平面的受力平衡方程，可求得：

18、则 画合成弯矩图，如图（d）所示。 画转矩图，如图（e）所示。 画出当量弯矩图，如图（f）所示。转矩按脉动循环，取，则由当量弯矩图可知C截面为危险截面，当量弯矩最大值为。 验算轴的直径因为C截面有一键槽，所以需要将直径加大5%，则，而C截面的设计直径为,所以强度足够。 4.1.3 中间轴. 求输出轴上的功率P，转速，转矩P=2.57KW =113.6r/min=216.39Nm. 求作用在齿轮上的力已知高速级大齿轮、低速级小齿轮的分度圆直径为, 圆周力、，径向力、及轴向力的方向如图示. 初步确定轴的最小直径先按初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为45钢,正火处理,根据2，,取。 因最小直径与滚

19、动轴承配合，直径即为滚动轴承毂孔直径。. 轴的结构设计中间轴设计结构图: (中间轴) 各轴段直径的确定与滚动轴承相连的轴段是最小直径，选7007AC型轴承，则；与左边齿轮配合的轴段直径，齿轮的定位轴肩高度取，则，右边齿轮配合的轴段直径。 轴上零件的轴向尺寸及其位置轴承宽度，齿轮宽度,箱体内侧与轴承端面间隙取，两齿轮之间的距离取10mm，齿轮与箱体内侧的距离为。与之对应的轴各段长度分别为，。首先确定顶轴承的支点位置时,查1 P140附表6-3，对于7007AC型的角接触球轴承,因此,做为简支梁的轴的支承跨距. . 求轴上的载荷 画输出轴的受力简图，如图（a）所示。 画水平平面的弯矩图，如图（b）

20、所示。通过列水平平面的受力平衡方程，可求得： 画竖直平面的弯矩图，如图（c）所示。通过列竖直平面的受力平衡方程，可求得： 则 画合成弯矩图，如图（d）所示。 画转矩图，如图（e）所示。 画出当量弯矩图，如图（f）所示。转矩按脉动循环，取，则由当量弯矩图可知B截面为危险截面，当量弯矩最大值为。 验算轴的直径因为B截面有一键槽，所以需要将直径加大5%，则，而B截面的设计直径为,所以强度足够。 4.1.4 从动轴. 求输出轴上的功率P，转速，转矩P=2.39KW =40.113r/min=570.532Nm. 求作用在齿轮上的力已知低速级大齿轮的分度圆直径为 而 圆周力F，径向力F及轴向力的方向如载

21、荷分析图所示。. 初步确定轴的最小直径先按初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为45钢,正火处理,根据2，,取。 因最小直径与联轴器配合，故有一键槽，可将轴径加大5%，即，选用联轴器，取其标准内孔直径,为了使所选的轴与联轴器吻合,故需同时选取联轴器的型号查2 P183表10-10 ，选取查1 P115附表4-10 ，选取TL9型弹性套柱联轴器其公称转矩为1000Nm,半联轴器的孔径 故取 ，半联轴器的长度,与轴配合的毂孔长度为。. 轴的结构设计传动轴总体设计结构图: (从动轴) 各轴段直径的确定与联轴器相连的轴段是最小直径，取；联轴器定位轴肩的高度取，则；选7012AC型轴承，则，右端轴承定位轴

22、肩高度去，则；与齿轮配合的轴段直径，齿轮的定位轴肩高度取，则。 轴上零件的轴向尺寸及其位置轴承宽度，齿轮宽度,联轴器与轴配合的毂孔长度为，轴承端盖宽度30mm.箱体内侧与轴承端面间隙取，两齿轮之间的距离取10mm，齿轮与箱体内侧的距离，分别为，联轴器与箱体之间的间隙。与之对应的轴各段长度分别为， 首先确定顶轴承的支点位置时,查1 P142附表6-3，对于7012AC型的角接触球轴承,因此,做为简支梁的轴的支承跨距. . 求轴上的载荷 从动轴的载荷分析图: 画输出轴的受力简图，如图（a）所示。 画水平平面的弯矩图，如图（b）所示。通过列水平平面的受力平衡方程，可求得： 则 画竖直平面的弯矩图，如

23、图（c）所示。通过列竖直平面的受力平衡方程，可求得： 则 画合成弯矩图，如图（d）所示。 画转矩图，如图（e）所示。 画出当量弯矩图，如图（f）所示。转矩按脉动循环，取，则由当量弯矩图可知C截面为危险截面，当量弯矩最大值为。 验算轴的直径因为C截面有一键槽，所以需要将直径加大5%，则，而C截面的设计直径为,所以强度足够。第五章 滚动轴承的选择及计算5.1 主动轴的轴承设计工作能力计算轴承的受力分析图： 计算两轴承所承受的径向力 径向载荷：由静力学平衡方程式得 计算轴承的轴向力由2 P223表12-13查得7005AC轴承内部轴向力的计算公式为，故有绘出计算简图。因故可判断轴承2被放松，轴承1被

24、压紧，两轴承的轴向力分别为（负号表示的方向与图示方向相反）计算当量动载荷由2 P222表12-12查得,而查2 P222表12-12可得.由2 P222表12-11取，则轴承的当量动载荷为 计算轴承的寿命因，且两个轴承的型号相同，所以只需计算轴承2的寿命，取。查1 P140附表6-3得7005AC轴承的。又有球轴承，取，则由式子得要求轴承工作寿命为三年以上（三年工作17520小时），由此可见轴承的寿命远大于预期的寿命，所选用的该轴承合适。5.2 中间轴的轴承设计工作能力计算轴承的受力分析图： 计算两轴承所承受的径向力已知 径向载荷：由静力学平衡方程式得 计算轴承的轴向力由2 P223表12-1

25、3查得7007AC轴承内部轴向力的计算公式为，故有绘出计算简图。因故可判断轴承2被放松，轴承1被压紧，两轴承的轴向力分别为（负号表示的方向与假设方向相反）计算当量动载荷由2 P222表12-12查得,而查2 P222表12-12可得.由2 P222表12-11取，则轴承的当量动载荷为 计算轴承的寿命因，且两个轴承的型号相同，所以只需计算轴承2的寿命，取。查1 P140附表6-3得7007AC轴承的。又有球轴承，取，则由式子得要求轴承工作寿命为三年以上（三年工作17520小时），由此可见轴承的寿命远大于预期的寿命，所选用的该轴承合适。5.3 从动轴的轴承设计工作能力计算轴承的受力分析图： 计算两

26、轴承所承受的径向力 径向载荷：由静力学平衡方程式得 计算轴承的轴向力由2 P223表12-13查得7012AC轴承内部轴向力的计算公式为，故有绘出计算简图。因故可判断轴承2被放松，轴承1被压紧，两轴承的轴向力分别为（负号表示的方向与假设方向相反）计算当量动载荷由2 P222表12-12查得,而查2 P222表12-12可得.由2 P222表12-11取，则轴承的当量动载荷为 计算轴承的寿命因，且两个轴承的型号相同，所以只需计算轴承2的寿命，取。查1 P142附表6-3得7012AC轴承的。又有球轴承，取，则由式子得要求轴承工作寿命为三年以上（三年工作17520小时），由此可见轴承的寿命远大于预

27、期的寿命，所选用的该轴承合适。第六章 连接件的选择及计算6.1 键的设计和计算.主动轴段键装带轮处，选A型键，根据轴直径，查2 P174表10-7查得键截面尺寸。计算键长，查得键的许用应力，由式得：则键长，考虑安全因素，查2 P175表10-8查得，取。装齿轮处，选A型键，根据轴直径，由查2 P174表10-7查得键截面尺寸。计算键长，查得键的许用应力，由式得：则键长，考虑安全因素，查2 P175表10-8查得，取。键标记为：键 6622 GB/T 10962003键标记为：键 8720 GB/T 10962003.中间轴段键由于低速级小齿轮段轴直径与高速级大齿轮段直径相等，所以选用键的规格也

28、应当相同： 选A型键，根据轴直径，查得键截面尺寸。计算键长，查得键的许用应力，由式得： 则键长，考虑安全因素，查2 P175表10-8查得，取。键标记为：键 14940 GB/T 10962003.从动轴段键装带轮处，选A型键，根据轴直径，查2 P174表10-7查得键截面尺寸。计算键长，查得键的许用应力，由式得：则键长，考虑安全因素，查2 P175表10-8查得，取。装齿轮处，选A型键，根据轴直径，查2 P174表10-7查得键截面尺寸。计算键长，查得键的许用应力，由式得：则键长，考虑安全因素，查2 P175表10-8查得，取。键标记为：键 14970 GB/T 10962003键标记为：键

29、 181163 GB/T 109620036.2 联轴器设计.类型选择.为了隔离振动和冲击，选用弹性套柱销联轴器.载荷计算.公称转矩：=570.532Nm查2 P183表10-10 ，选取所以转矩 因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以查1 P115附表4-10 ，选取TL9型弹性套柱联轴器其公称转矩为1000Nm，半联轴器的孔径，半联轴器的长度,与轴配合的毂孔长度为。第七章 箱体的设计7.1 箱体结构设计减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量，大端盖分机体采用配合.1. 机体有足够的刚度在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度2. 考虑到机体内零件的润

30、滑，密封散热。因其传动件速度小于12m/s，故采用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离H为40mm为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为。3. 机体结构有良好的工艺性.铸件壁厚为10，圆角半径为R=3。机体外型简单，拔模方便.4. 对附件设计A 视孔盖和窥视孔在机盖顶部开有窥视孔，能看到 传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M6紧固B 油螺塞：放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧

31、，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。C 油标：油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出.D 通气孔：由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡.E 盖螺钉：启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹.F 位销：为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度.G 吊钩：在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运

32、较重的物体.减速器机体结构尺寸如下：名称符号计算公式结果箱座壁厚10箱盖壁厚9箱盖凸缘厚度12箱座凸缘厚度15箱座底凸缘厚度25地脚螺钉直径M24地脚螺钉数目查手册6轴承旁联接螺栓直径M12机盖与机座联接螺栓直径=（0.50.6）M10轴承端盖螺钉直径=（0.40.5）10视孔盖螺钉直径=（0.30.4）8定位销直径=（0.70.8）8外机壁至轴承座端面距离=+（812）50大齿轮顶圆与内机壁距离1.215齿轮端面与内机壁距离10机盖，机座肋厚8.5轴承端盖外径+（55.5）120（1轴）125（轴）150（3轴）轴承旁联结螺栓距离120（1轴）125（轴）150（3轴）第八章 润滑、密封装置

33、的选择及设计8.1 润滑密封设计对于二级展开式斜齿圆柱齿轮减速器的润滑方式：高速级大齿浸油深度约0.7倍齿高且h=10mm,低速级，当v=0.812m,大齿轮浸油深度为一个齿根高，且浸油深度为10mm1/6齿轮高度，故选择齿轮润滑油的深度为60mm。其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗度应为。密封的表面要经过刮研。而且，凸缘联接螺柱之间的距离不宜太大。并匀均布置，保证部分面处的密封性。取得选择A型带取得取V带能充分发挥作用取取包角满足要求取故Z=3根取取取取取、取标准值取 取选取9级精度是合适的选得初选

34、9级精度取取查查取取变化不大，故参数不必修正齿轮的主要参数：取取选取9级精度是合适的大带轮的毂孔直径，宽度取最小处直径为轴各段直径分别为轴各段长度分别为支承跨距当量弯矩最大值为验算危险截面C的直径，符合强度要求。估算最小直径滚动轴承毂孔直径取最小处直径为轴各段直径分别为轴各段长度分别为支承跨距（负号方向与图示方向相反）当量弯矩最大值为验算危险截面B的直径，符合强度要求。估算最小直径联轴器毂孔直径取最小处直径为取选取TL9型弹性套柱联轴器。轴各段直径分别为轴各段直径分别为支承跨距当量弯矩最大值为验算危险截面C的直径，符合强度要求。因故轴承2被放松，轴承1被压紧（负号表示方向与图示方向相反）当量动

35、载荷为因取预计三年工作17520小时轴承的寿命远大于预期的寿命，满足要求。因故轴承2被放松，轴承1被压紧（负号表示方向与假设方向相反）轴承的当量动载荷为因取预计三年工作17520小时轴承的寿命远大于预期的寿命，轴承满足要求。因故轴承2被放松，轴承1被压紧（负号表示方向与假设方向相反）轴承的当量动载荷为因取预计三年工作17520小时轴承的寿命远大于预期的寿命，轴承满足要求。取取取取键标记为：键 6622 GB/T 10962003键 8720 GB/T 10962003取取键标记为：键 14940 GB/T 10962003取取取取键标记为：键 14970 GB/T 10962003键 181163 GB/T 10962003