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机械设计基础课程设计单级圆柱齿轮减速器中南大学402020年4月19日文档仅供参考机 械 设 计 基 础课 程 设 计学生姓名： 中南大学 学 号： 年 级： 级 专 业：材料科学与工程专业院 （系）：材料科学与工程学院指导教师： 时 间： .1.15- .1.23目录设计任务书1一前言1.1设计目的21.2传动方案的分析与拟定2二 减速器结构选择及相关性能参数计算2.1 电动机类型及结构的选择32.2 电动机选择32.3 确定电动机转速32.4确定传动装置的总传动比和分配级传动比42.5动力运动参数计算4三传动零件的设计计算3.1减速器外部零件的设计计算-普通V形带传动6四 齿轮的设计计算4.1直齿圆柱齿轮84.2齿轮几何尺寸的设计计算 4.2.1 按照接触疲劳强度计算8 4.2.2 按齿根弯曲接触强度校核计算9 4.2.3 齿轮几何尺寸的确定104.3齿轮的结构设计10五 轴的设计计算5.1输入轴的设计115.2输出轴的设计16六减速器箱体基本尺寸设计6.1箱体壁厚、凸缘、螺钉及螺栓196.2螺钉螺栓到箱体外避距离、箱体内部尺寸196.3视孔盖、其中吊耳和吊钩206.4细节事项20七 轴承、键和联轴器的选择7.1 轴承的选择227.2 键的选择计算及校核 227.3 联轴器的选择23八 减速器润滑、密封8.1润滑的选择确定248.2 密封的选择确定24 九 减速器绘制与结构分析 9.1拆卸减速器259.2 分析装配方案259.3 分析各零件作用、结构及类型259.4 减速器装配草图设计259.5 完成减速器装配草图269.6 减速器装配图绘制过程269.7 完成装配图279.8 零件图设计27十一.设计总结28参考文献29设计任务书 设计一用于带式运输上的单级直齿圆柱齿轮减速器。运输机连续单向工作，一班工作制，载荷平稳，室内工作，有粉尘（运输带与滚筒摩擦阻力影响已经在F中考虑）。生产条件：中等规模机械厂，可加工78级齿轮与蜗轮。动力来源：电力，三相交流380/220V题目数据：组号5运输带工作拉力F/（KN）4.0运输带速度V/（m/s）1.5卷筒直径D/(mm）350运输带允许速度误差为5%设计任务要求：1. 减速器装配图纸一张（号图纸） 一张2. 轴、齿轮零件图纸各一张（号图纸） 两张3. 设计说明书一分 一份一 、 前言1.1 设计目的（1）培养我们理论联系实际的设计思想，训练综合运用机械设计课程和其它相关课程的基础理论并结合生产实际进行分析和解决工程实际问题的能力，巩固、深化和扩展了相关机械设计方面的知识。（2）经过对通用机械零件、常见机械传动或简单机械的设计，使我们掌握了一般机械设计的程序和方法，树立正确的工程设计思想，培养独立、全面、科学的工程设计能力和创新能力。（3）另外培养了我们查阅和使用标准、规范、手册、图册及相关技术资料的能力以及计算、绘图数据处理等设计方面的能力。1.2传动方案拟定1、传动系统的作用及传动方案的特点：机器一般是由原动机、传动装置和工作装置组成。传动装置是用来传递原动机的运动和动力、变换其运动形式以满足工作装置的需要，是机器的重要组成部分。传动装置是否合理将直接影响机器的工作性能、重量和成本。合理的传动方案除满足工作装置的功能外，还要求结构简单、制造方便、成本低廉、传动效率高和使用维护方便。本设计中原动机为电动机，工作机为皮带输送机。传动方案采用了两级传动，第一级传动为带传动，第二级传动为单级直齿圆柱齿轮减速器。带传动承载能力较低，在传递相同转矩时，结构尺寸较其它形式大，但有过载保护的优点，还可缓和冲击和振动，故布置在传动的高速级，以降低传递的转矩，减小带传动的结构尺寸。齿轮传动的传动效率高，适用的功率和速度范围广，使用寿命较长，是现代机器中应用最为广泛的机构之一。本设计采用的是单级直齿轮传动。减速器的箱体采用水平剖分式结构，用HT200灰铸铁铸造而成。2、传动方案的分析与拟定1、工作条件：使用年限 ，工作为一班工作制，载荷平稳，室内工作。2、原始数据：滚筒圆周力F=4000N；带速V=1.5m/s；滚筒直径D=350mm；3、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。图1 带式输送机传动系统简图计 算 及 说 明结果二 、减速器结构选择及相关性能参数计算2.1 电动机类型及结构的选择根据任务书要求可知：本次设计的机械属于恒功率负载特性机械，且其负载较小，故采用Y型三相异步电动机（全封闭结构）即可达到所需要求。另外，根据此处工况，采用卧式安装。2.2 电动机选择（一）工作机的功率Pw =FV/1000=40001.5/1000=6kw（二）总效率 由任务书中的运动简图分析可知：V带传动效率；齿轮传动的轴承效率；齿轮传动的效率；联轴器的效率；滚筒轴承的效率；滚筒效率。查【2】表1-7得：（初选齿轮为八级精度）则有：（减速器内部有2对轴承，其机械效率相同，均为）（三）所需电动机功率由PedPd= 查机械零件设计手册得 Ped = 7.5 kw2.3 确定电动机转速 卷筒工作转速为： nw=601000V/（D）=81.85 r/min根据机械设计课程设计表2-3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=36范围。取带传动比c。则总传动比理论范围为： =624。故电动机转速的可选范为 =491.111964.4 r/min则符合这一范围的同步转速有：750、1000和1500r/min，由标准查出三种适用的电动机型号：方案电 动 机型 号额 定 功 率电动机转速(r/min)同 步满 载1Y160L-87.5kw7507202Y160M-67.5kw10009703Y132M-47.5kw15001440综合考虑电动机和传动装置的尺寸、结构和带传动、减速器传动比,可见第2方案比较适合。因此选定电动机型号为Y160M-6，=970 r/min。2.4确定传动装置的总传动比和分配级传动比1、确定传动装置的总传动比由选定的电动机满载转速和工作机主动轴转速可得传动装置总传动比为： =/=970/81.85=11.852、分配各级传动装置传动比： 总传动比等于各传动比的乘积 = 由工程经验知顶分配传动比除了、=36满足外，还应满足取=2.5（普通V带 i=24）因为：=因此：11.85/2.54.742.5 动力运动参数计算（一）转速n=970 （r/min）=/=/=970/2.5=388（r/min） =/=388/4.74=81.85（r/min） （二）各轴功率P 轴： 轴：（三）各轴转矩T (Nm) 轴 轴 (Nm) 将上述数据列表如下：轴号功率P/kW N /(r.min-1) /(Nm) i 07.597073.84 2.5 17.2388177.22 26.9181.85806.244.74电动机额定功率Ped = 7.5 kw选定电动机型号为Y160M-6=4.74=388（r/min）=81.85（r/min）T0=73.84(Nm)T1=177.22(Nm)T2=806.24(Nm)计 算 及 说 明结果三、 传动零件的设计计算3.1减速器外部零件的设计计算-普通V形带传动设计普通V形带传动须确定的内容是：带的型号、长度、根数，带轮的直径、宽度和轴孔直径中心距、初拉力及作用在轴上之力的大小和方向1、选择带的型号：取, 则计算功率为PC=KAP=17.5= 7.5KW,n0=970r/min由图【1】13-15，选取B型带。2、确定带轮基准直径、验算带速由图【1】13-15，B型带d1=125140mm,选取d1=125mm带速带速验算： V=n0d1/（100060）=3.14125970/100060=6.35m/s 介于525m/s范围内，故合适大带轮基准直径d2=n0/n1d1=2.5125=312.5mm 3、确定带长和中心距a： 0.7（d1+d2）a02（d1+d2） 0.7（125+312.5）a02（125+312.5）306.2mma0875mm 初定中心距a0=500 ，则带长为 L0=2a0+（d1+d2）+（d2-d1）2/(4a0) =2500+（112+280）/2+（280-112）2/(4500) =1629.55 mm按标准选带的基准长度Ld=1600mm的实际中心距a=a0+(Ld-L0)/2=500+(1600-1629.55)/2=485.23 mm 4、验算小带轮上的包角1 1=180-(d2-d1)57.3/a=160.1601200 小轮包角合适5、确定带的根数由式确定V带根数，查【1】133表得1.72kW，查135表得0.46kW由1=160.160查【1】132和137表得1，0.95则 Z=PC/（(P0+P0)=7.5/（1.72+0.46）10.95= 3.62 故要取4根B型V带6、确定从动轮上压力FQExp(f2)=2.32F=1134.7NF1=1991.2NF2=859.6NF0=1425.4N故FQ=2808.2N选B型带d1=125mmd2=312.5mm带中心距a =485.23mm小轮包角合适选4根V带FQ=2808.2N计 算 及 说 明结果计 算 及 说 明结果四、 齿轮的设计计算4.1直齿圆柱齿轮 按输入的转速388 r/min，传动比4.74计算，传动功率7.2kw,连续单向运转，载荷平稳来计算。（1） 选定齿轮材料、热处理方式和精度等级因载荷平稳，小齿轮和大齿轮都选软齿面，小齿轮的材料为40Gr钢调质，齿面硬度为250HBS，大齿轮选用45号钢调质，齿面硬度为210HBS。齿轮精度初选8级（2） 初选齿数和齿宽系数。 Z1=25 Z2=Z1i1=254.74=118.5 取d=1，Z2=120 滑动率及修正：=1- （d2）/d2=0% 带实际传动比：i=d2/d1（1-）=2.5 从动轮转速：=/ i=388 修正后齿轮传动比：i2=120/25=4.8 i1=i/i2=11.85/4.8=2.47 传动比误差：=（4.8-4.74）/4.74=1.3% 5% 符合误差要求4.2 齿轮几何尺寸的设计计算4.2.1 按齿面接触疲劳强度计算确定各参数值：1.载荷系数 因K取值在1.2-2.4之间，由于载荷平稳，取K=1.52.许用应力：Hlim1=700MPa Hlim2=560MpaFlim1=570MPa Flim2=440Mpa按一般可靠要求取安全系数为SF=1.25 SH=1， 则许用接触应力:H1 =Hlim1/SH=700/1=700 MPa H2 =Hlim2/SH=560/1=560 MPa 许用齿根弯曲应力:F1=Flim1/SF=456MPa F2=Flim2/SF=352MPa取两式计算中的较小值，即H=560Mpa F=352MPa3.计算小齿轮分度圆直径 齿数比=120/25=4.8设齿轮按8级精度制造，查【1】表11-3得(电动机，中等冲击)，此取1.3计算。查【1】表11-6得齿宽系数为（软齿面，对称分布），此取1计算。小齿轮的转矩为: T1=9.55x106xP1/n1而n1实际是等于970/2.47=392.71(r/min)因此，T1=1.75x105 Nmm查【1】表11-4取（锻钢），令取，故有： d12KT1/d(u+1)/u(ZEZH/H)21/3 将数值带入上述公式可知： d173.36mm 4.确定模数和齿宽 m=d1/Z1=73.36/25=2.93 取标准模数值 m=34.2.2按齿根弯曲接触强度校核计算 校核式中： a) 小轮分度圆直径d1=mZ=325=75mmb) 齿轮啮合宽度b=dd1 =1.075=75mm（保证啮合，故取小齿轮比大齿轮宽5到10毫米） b1=80mm，b2=75mmc) 查手册得两齿轮的齿形系数和应力修正系数 YFa1=2.74 Ysa1=1.59YFa2=2.19 Ysa2=1.84将数据带入公式得：F1=117.47MPa F2=108.65MPa由于F1F1 F2 F2故满足齿根弯曲疲劳强度要求4.2.3齿轮几何尺寸的确定分度圆直径：d1=75mm d2=mZ2=3120=360mm由标准正常齿制：ha*=1.0 c*=0.25齿顶圆直径:da1= d1+2ha*m=75+2x1x3=81mm da2=d2+2ha*m=366mm齿根圆直径: df1= d1-2（ha*+c）m=67.5mmdf2= d1-2（ha*+c）m=352.5mm中心距：a=m （Z1+Z2）/2=217.5mm4.3 齿轮的结构设计 小齿轮采用齿轮轴结构，大齿轮采用锻造毛坯的腹板式结构大齿轮的关尺寸计算如下：轴孔直径 ds=65由【1】图11-16知：轮毂长度 ，Lb2=75mm故L=（7897.5）mm，取L=80mm轮缘厚度 0 = (2.54)m = 7.512(mm) ， 取 =10mm dh=1.6ds=1.6x65=104mmda2=366mm,df2=352.5,h=13.5mm,b2=75mm腹板厚度 c=0.3b=0.375=22.5mm 取c=25(mm)腹板中心孔直径d0=(df2-dh)/4= (352.5-104)/4=62(mm)取d0=60mm齿轮倒角n=0.5m=0.53=1.5小齿轮为40Gr钢调质，齿面硬度为250HBS大齿轮为45号钢调质，齿面硬度为210HBSZ1=25Z2=120=2.5=4.8H=560Mpa F=352MPa=4.8m=3b1=80mmb2=75mm强度满足d1=75mmd2=360mmda1=81mmda2=366mmdf1=67.5mmdf2=352.5mma=217.5mm小齿轮采用齿轮轴结构大齿轮采用腹板式结构轮毂长度: =10mmdh=104mmda2=366mm,df2=352.5,h=13.5mm,b2=75mmc=25(mm)d0=60mmn=1.5五、 轴的设计计算5.1输入轴的设计（1）选择轴的材料、热处理方式：由于无特殊要求，选择最常见材料45钢，调制处理。查【1】表14-1得知：硬度：217255HBS；强度极限：；屈服极限：；弯曲疲劳极限：。查【1】表14-3得：弯曲需用应力（静）。（2）按扭转强度估算轴的直径选用45号钢调质，硬度217255HBSb=650MPa s=360MPa -1=300MPa轴的输入功率为 转速为n1=388 r/min查表【1】14-2计算取 45号钢C=118107 此处取110d考虑有一个键槽，将直径增大5%，则d=31.24(1+5%)mm=32.8mm 圆整为35mm以上计算的轴径作为输入轴外伸端最小直径。（3）轴的结构设计，轴上零件的定位、固定和装配 单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面、右面均由轴肩轴向固定，联接以平键作过渡配合固定，两轴承分别和轴承端盖定位，采用过渡配合固定。根据高速轴上所需安装的零件，可将其分为7段，以表示各段的直径，以表示各段的长度。（处安装大带轮，处安装轴承端盖，处安装一号轴承与套筒，处安装小齿轮，处安装二号轴承）1) 径向尺寸：根据常见结构，由d132.8mm，取d1=35mm；查【2】1-27知倒角倒圆推荐值为：，故35（大带轮）倒角推荐值为1.6mm，故取d2=d1+(1.6+0.5)x2=39.2mm圆整为40mm由于轴承的内径20mm时为5的倍数，因此选取d3=45mm由于齿根圆的直径与轴的直径相差不大，因此此处应该用齿轮轴，d4=df1=67.5mm而假设轴为7段，此已不需要轴环，因此舍弃第5段。 由对称分布知：d6=da=55mm（da为套筒高） d7=d3=45mm2) 轴向尺寸：由【1】图13-17得：根据大带轮的内孔宽L=(1.52)d1=56mm（取1.6计算），为防止由于加工误差造成的带轮晃动以及安装要求，取x1=53mm确定轴承润滑方式：v轴承=d3xn1=45x388=17460mmr/min(1.52)x105 mmr/min，故选取脂润滑方式；为防止箱体内部润滑油渐到轴承上冲走润滑脂，将轴承与箱体内壁距离取大于8mm（由于所选套筒长度25mm，故轴承断面到箱体内壁的距离取15mm），为适宜齿轮传动时散热，取齿轮距箱体内壁为810mm（此取10mm）,故有；为了跟x4=b1=80mm；由于安装时齿轮箱体轴承均对称分布，取x6=25mm，（包括越程槽尺寸）；轴承到端盖内壁的距离，选轴承端盖螺钉知：轴承端盖厚度，可取A级M8非全螺线的螺栓（即）此时取端盖到大带轮的扳手空间为 x”=l+K+(35)=48mm 此时取:。(4)求齿轮上作用力的大小、方向 小齿轮分度圆直径：d1=75mm作用在齿轮上的转矩为：T1 =1.75105 Nmm 求圆周力：FtFt=2T1/d1=21.75105/75=4666.7N 求径向力FrFr=Fttan=4666.7tan200=1698.54N（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。根据前轴的结构设计可得：带轮中心到一号轴承中的距离K=x2+B/2+L/2=83+9+28=120mm一号轴承到齿轮中心的距离L1=B/2+25+b/2=9+25+37.5=71.5mm齿轮中心到二号轴承中心的距离L2=L1=71.5mm故有两轴承中心距为L=L1+L2=143mm根据受力分析，可列方程：（齿轮在两轴承中心）。故可求得：F1v=F2v=Fr/2=1698.54/2=849.27N水平面的支反力：F1H=F2H=Ft/2=4666.7/2=2333.35N垂直面的支反力：根据受力分析，可列方程：（齿轮在两轴承中心）。故可求得：F1v=F2v=Fr/2=1698.54/2=849.27N由于选用深沟球轴承则Fa=0带轮对轴的作用力在指点产生的反力：F1,F=K/L=1425.4x120/143=1196.1NF2,F= F1,F+=1425.4+1196.1=2621.5N（） 画弯矩图A绘制垂直面的弯矩图（如图b）：Mav=F2vL1/2=60.72 NmB绘制水平面的弯矩图（如图c）：MaH= F1HL1/2=166.83 NmC.力产生的弯矩图（如图d）：M2F=K=1425.4x120/1000=171.04 NmD.求合成弯矩图（如图e）：考虑最不利情况，直接由公式得 :( MaFQ= M2F/2=85.52 Nm)Ma=MaFQ+(Mav2+MaH2)1/2=263.06 NmF.折合当量弯矩（如图f）：由前算出T=175 Nm“由转矩性质而定的折合系数”知,Me=Ma2+(T)21/2=283.24 Nm图2. 输入轴弯扭强度校核图(7) 计算危险截面处轴的许用直径：由【1】式14-6可得：d=36.14mm67.5mm,由此可知，此轴安全。齿轮轴选用45号钢调质，硬度217255HBSd=35mmd1=35mmd2=40mmd3=45mmd4=50mmd6=55mmd7=45mmx1=53mmx2=83mmx3=43mmx4=80mmx5=0mmx6=25mmx7=18mm圆周力：Ft=4666.7N径向力：Fr=1698.54NL2=L1=71.5mmL=143mmF1H=F2H=2333.35NF1v=F2v=849.27NFa=0F1,F=1196.1NF2,F=2621.5NMav=60.72 NmMaH=166.83 NmM2F=171.04 NmMa=263.06 NmT=175 NmMe=283.24 Nmd危险36.4mm 算 及 说 明结果5.2 输出轴的的设计1. 选择轴的材料、热处理方式：由于无特殊要求，选择最常见材料45钢，调制处理。查【1】表14-1得知：硬度：217255HBS；强度极限：；屈服极限：；弯曲疲劳极限：。查【1】表14-3得：弯曲需用应力（静）。2. 初步估算轴最小直径：由【1】式14-2得：，查【1】表14-2得C=107118（由于作用在轴上的弯矩与转矩相比很小因此取107计算）。由前计算可知：，故d107=51.765mm，故dmin=46.939由于开了一个键槽，故dmin=(1+5%)dmin=49.286mm。3. 轴的结构设计：根据低速轴上所需安装的零件，可将其分为7段，以表示各段的直径，以表示各段的长度。（处安装联轴器，处安装轴承端盖，处安装三号轴承与套筒，处安装大齿轮，处安装四号轴承）1) 径向尺寸：联轴器的初步选择：根据低速轴的计算转矩与转速可选用凸缘联轴器，型号为“”，可得其轴孔直径为，深孔长度为。根据上所选联轴器，取；根据密封毡圈的标准，取；根据此处尺寸选择6212型号轴承（查【1】表16-5知所选轴承内径为60mm；外径为110mm，且轴承宽度），故取；为方便测量取；得安装直径，选取“”，；倒角倒圆推荐值为：，故孔（大齿轮）倒角推荐值为2mm，故取；为对称分布，故取（da为套筒外径），。2) 轴向尺寸：轴承润滑方式：脂润滑方式。故定箱体两内壁间的宽度可算得大齿轮到箱体内壁的距离为12.5mm, 为防止箱体内部润滑油渐到轴承上冲走润滑脂，将轴承与箱体内壁距离取大于8mm（为套筒尺寸此取27.5mm），故有x3=B+27.5=22+27.5=49.5mm；套筒档齿轮时，为保证精度取x4=b2-(23)=75-2=73mm，故同时将修正为x3=51.5mm；轴环取58mm，故取；由于安装时齿轮箱体轴承均对称分布，取x6=22.5mm，（包括越程槽尺寸）；轴承到端盖内壁的距离，由于轴承外径为110mm故，选端盖螺钉为，则轴承端盖厚度，可取A级M8非全螺线的螺栓（即）此时取端盖到大带轮的扳手空间为,材料45钢，调制处理硬度：217255HBSdmin=49.286mmd1=50mmd2=55mmd3=60mmd4=65mmd5=72mmd6=70mmd7=60mmX1=112mmX2=70mmX3=51.5mmX4=73mmX5=5mmX6=22.5mmX7=22mm计 算 及 说 明结果故此取，由上选联轴器可知。4.对输出轴进行弯扭强度校核按扭转合成应力校核轴强度，由轴结构简图及弯矩图知处当量弯矩最大，是轴的危险截面，故只需校核此处即可。强度校核公式：e=/W-1输出轴：(1) 轴是直径为50的是实心圆轴，W=0.1d3=12500Nmm(2) 轴材料为45号钢，调质，许用弯曲应力为-1=60MPa则e=/W=31.28-1= 60MPa故轴的强度满足要求图3. 输出轴弯扭强度校核图六减速器箱体基本尺寸设计根据【2】表中11-1中的箱体基本尺寸经验公式可算出如下数据：6.1箱体壁厚：箱座：（取8mm）；箱盖：（取8mm）。凸缘：箱盖凸缘厚度，箱座凸缘厚度，箱座底凸缘厚度。螺钉及螺栓：地脚螺钉直径；地脚螺钉数目：；轴承旁连接螺栓直径；盖与座连接螺栓直径；连接螺栓的间距；轴承端盖螺钉直径；视孔盖螺钉直径；定位销直径（取整得）。6.2螺钉螺栓到箱体外避距离：至箱体外壁距离为：；到凸缘边缘距离：；轴承旁凸台半径：；箱体外壁至轴承端面距离：。箱体内部尺寸：大齿轮齿顶圆与箱体内壁距离；齿轮端面到箱体内壁的距离：（增加散热）；箱盖、箱座肋厚：。6.3视孔盖由于单级减速器中心距为231mm，故查【2】表11-2得：视孔盖长，横向螺栓分布距离，视孔盖宽，纵向螺栓分布距离，螺栓孔直径，孔数4个。其中吊耳和吊钩吊耳环的结构设计：根据【2】表11-3中的推荐设计公式知：吊耳肋厚度为，吊耳环孔径为，倒角为，吊耳环空心到箱体外壁距离为。吊钩的结构设计：吊钩长，吊钩高，吊钩内深，吊钩内圆半径，吊钩厚度。 6.4细节事项A 油面指示器：用来指示箱内油面的高度B放油孔及放油螺塞：为排放减速器箱体内污油和便于清洗箱体内部，在箱座油池的最低处设置放油孔，箱体内底面做成斜面，向放油孔方向倾斜12，使油易于流出。C窥视孔和视孔盖：窥视孔用于检查传动零件的啮合、润滑及轮齿损坏情况，并兼作注油孔，可向减速器箱体内注入润滑油。D定位销：对由箱盖和箱座经过联接而组成的剖分式箱体，为保证其各部分在加工及装配时能够保持精确位置，特别是为保证箱体轴承座孔的加工精度及安装精度。E启盖螺钉：由于装配减速器时在箱体剖分面上涂有密封用的水玻璃或密封胶，因而在拆卸时往往因胶结紧密难于开盖，旋动启箱螺钉可将箱盖顶起。F轴承盖螺钉，轴承盖旁连接螺栓，箱体与箱盖连接螺栓：用作安装连接用。箱座=8mm箱盖1=8mm凸缘分别为：12mm、12mm、20mm螺钉M20、M16、M10、M8、M6定位销d=8mmL1=50mm2=10mmM1=6.8mm吊耳肋厚度为b=20mm吊耳环孔径为d=20mm吊耳环空心到箱体外壁距离为e=20mm吊钩长K=30mm吊钩高H=24mm吊钩内深h=12mm吊钩厚度b=20mm七 轴承、键和联轴器的选择7.1 轴承的选择根据两根轴上轴承安装处的轴径大小可知：小轴轴承型号为6209大轴轴承型号为62127.2 键的选择计算及校核 根据工程经验，此处无特殊要求，故均选用A型平键连接。1. 带轮处键连接：由于此处轴径为35mm，查【1】表10-9得：选用b=10mm,h=8mm，L=22110mm，由于此处转矩不大，选取铸铁为材料，故由表下的L系列选取L=40mm，即键8x36GB/T1096- 。对平键进行强度校核：查【1】表10-10得其许用挤压应力为p=5060MPa（轻微冲击），根据【1】式10-26得：p=4T/dhl=4T/dh(L-2b)=4x177.2/35x8(40-20)=0.127MPap，故符合要求。2. 大齿轮处键连接：由于此处轴径为65mm，查【1】表10-9得：选用，L=50200mm，由于此处转矩不大，选取铸铁为材料，故由表下的L系列选取，即。对平键进行强度校核：查【1】表10-10得其许用挤压应力为p=5060MPa（轻微冲击），根据【1】式10-26得:p=4T/dhl=4T/dh(L-2b)=4x806.24/65x11x44=0.103MPap, 故符合要求。3. 联轴器处键连接：由于此处轴径为50mm，查【1】表10-9得：选用，L=36160mm，由于此处转矩不