【溫馨提示】 dwg后綴的文件為CAD圖，可編輯，無水印，高清圖，，壓縮包內(nèi)文檔可直接點開預(yù)覽，需要原稿請自助充值下載，請見壓縮包內(nèi)的文件，所見才能所得，下載可得到【資源目錄】下的所有文件哦--有疑問可咨詢QQ:1304139763 或 414951605
帶式運(yùn)輸機(jī)的一級蝸桿渦輪減速器設(shè)計
目 錄
第一章 設(shè)計任務(wù)書 1
1.1設(shè)計條件 1
1.2原始數(shù)據(jù) 1
1.3 傳動簡圖 1
第二章 傳動裝置的總體設(shè)計 2
2.1 選擇電動機(jī) 2
2.1.1電動機(jī)類型的選擇 2
2.1.2 電動機(jī)功率的選擇 2
2.1.3 電動機(jī)轉(zhuǎn)速的選擇 2
2.2 傳動比的計算 3
2.3計算傳動裝置的運(yùn)動和動力參數(shù) 3
2.3.1各軸的轉(zhuǎn)速 3
2.3.2各軸的輸入功率 3
2.3.3各軸的輸入轉(zhuǎn)矩 4
第三章 傳動零件設(shè)計 5
3.1 渦輪蝸桿設(shè)計 5
3.1.1選擇蝸輪蝸桿的傳動類型 5
3.1.2選擇材料 5
3.1.3按計齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算進(jìn)行設(shè) 6
3.1.4蝸桿與蝸輪的主要參數(shù)與幾何尺寸 7
3.1.5校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度 7
3.1.6驗算效率 8
3.1.7精度等級公差和表面粗糙度的確定 8
3.1.8 蝸桿傳動的熱平衡計算 8
3.2軸的設(shè)計與校核 9
3.2.1輸入軸 9
3.2.2輸出軸 12
3.3軸承的校核 15
3.3.1蝸桿軸上的軸承壽命校核 15
3.3.2渦輪軸上的軸承校核 15
3.4鍵的校核 16
3.4.1蝸桿軸上鍵的強(qiáng)度校核 16
3.4.2蝸輪軸上鍵的強(qiáng)度校核 16
3.5聯(lián)軸器的選用 16
蝸桿軸上聯(lián)軸器的選用 17
3.6減速器潤滑與密封 17
3.6.1 軸承潤滑 17
3.6.2 渦輪蝸桿潤滑 17
第四章 減速器箱體設(shè)計 18
4.1箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計 18
4.2油面位置及箱座高度的確定 18
4.3箱體結(jié)構(gòu)的工藝性 18
4.4箱體尺寸設(shè)計 19
參考文獻(xiàn) 21
21
第一章 設(shè)計任務(wù)書
1.1設(shè)計條件
設(shè)計一帶式運(yùn)輸機(jī)上用的一級蝸桿減速器。工作時有輕微振動，傳動不可逆轉(zhuǎn)，連續(xù)工作，起動載荷為名義載荷的1.25倍。傳動比誤差為±5%，兩班制，每天工作16小時，工作年限為10年。
1.2原始數(shù)據(jù)
運(yùn)輸帶工作拉力：F =2500N
輸帶工作速度：V =1.2m/s
卷筒直徑：D =500mm
1.3 傳動簡圖
根據(jù)設(shè)計要求，所給原始數(shù)據(jù)本次設(shè)計的帶式運(yùn)輸機(jī)傳動結(jié)構(gòu)簡圖如圖1-1:
圖1-1帶式運(yùn)輸機(jī)傳動結(jié)構(gòu)簡圖
第二章 傳動裝置的總體設(shè)計
2.1 選擇電動機(jī)
2.1.1電動機(jī)類型的選擇
按工作要求和工作條件選用Y系列三相異步電動機(jī)。
2.1.2 電動機(jī)功率的選擇
標(biāo)準(zhǔn)電動機(jī)的容量由額定功率表示。所選電動機(jī)的額定功率應(yīng)該等于或稍大于工作要求的功率。容量小于工作要求，則不能保證工作機(jī)的正常工作，或使電動機(jī)長期過載、發(fā)熱大而過早損壞；容量過大，則增加成本，并且由于效率和功率因數(shù)低而造成電能浪費(fèi)。
1、運(yùn)輸帶的功率為：
2、電動機(jī)的輸出功率為
——電動機(jī)至滾筒軸的傳動裝置總效率。
聯(lián)軸器傳動效率，蝸桿傳動效率，滾子軸承傳動效率，鏈傳動的效率，滾筒的效率
則從電動機(jī)到工作機(jī)傳送鏈的總效率為：
3、電動機(jī)所需功率為：
查《機(jī)械設(shè)計實踐與創(chuàng)新》表19-1選取電動機(jī)額定功率為5.5kw。
2.1.3 電動機(jī)轉(zhuǎn)速的選擇
滾筒轉(zhuǎn)速：
渦輪蝸桿傳動比為：
鏈傳動的傳動比為：
所以電動機(jī)實際轉(zhuǎn)速的推薦值為：
符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速為750、1000、1500、3000r/min。
綜合考慮傳動裝置機(jī)構(gòu)緊湊性和經(jīng)濟(jì)性，選用同步轉(zhuǎn)速1500r/min的電機(jī)。
型號為Y132M-4，滿載轉(zhuǎn)速，功率5.5。
2.2 傳動比的計算
（1）傳動比為：
（2）傳動比
取渦輪蝸桿傳動比為基本傳動比：
則鏈傳動的傳動比為：
則總的傳動比：
2.3計算傳動裝置的運(yùn)動和動力參數(shù)
2.3.1各軸的轉(zhuǎn)速
1軸
2軸 ；
3軸 ；
2.3.2各軸的輸入功率
1軸 ；
2軸 ；
3軸 ；
2.3.3各軸的輸入轉(zhuǎn)矩
1軸 ；
2軸 ；
3軸 ；
將各軸動力參數(shù)整理如下表：
軸名
功率
轉(zhuǎn)矩
轉(zhuǎn)速
傳動比
電機(jī)軸
5.35
35.48
1440
1軸
5.297
35.13
1440
1
2軸
4.152
564.52
70.24
20.5
3軸
3.91
797.36
46.83
1.5
第三章 傳動零件設(shè)計
3.1 渦輪蝸桿設(shè)計
3.1.1選擇蝸輪蝸桿的傳動類型
傳動參數(shù)：
根據(jù)設(shè)計要求選用阿基米德蝸桿即ZA式。
3.1.2選擇材料
設(shè)
滑動速度：
蝸桿選45鋼，齒面要求淬火，硬度為45-55HRC.
蝸輪用ZCuSn10P1,金屬模制造。
為了節(jié)約材料齒圈選青銅，而輪芯用灰鑄鐵HT100制造
（1）確定許用接觸應(yīng)力
根據(jù)選用的蝸輪材料為ZCuSn10P1，金屬模制造，蝸桿的螺旋齒面硬度＞45HRC，可從文獻(xiàn)[1]P254表11-7中查蝸輪的基本許用應(yīng)力
應(yīng)力循環(huán)次數(shù)
壽命系數(shù)
則
（2）確定許用彎曲應(yīng)力
從文獻(xiàn)[1]P256表11-8中查得有ZCuSn10P1制造的蝸輪的基本許用彎曲應(yīng)力[]=56MPa
壽命系數(shù)
3.1.3按計齒面接觸疲勞強(qiáng)度計算進(jìn)行設(shè)
（1）根據(jù)閉式蝸桿傳動的設(shè)計進(jìn)行計算，先按齒面接觸疲勞強(qiáng)度計進(jìn)行設(shè)計，再校對齒根彎曲疲勞強(qiáng)度。
式中：
蝸桿頭數(shù)：
渦輪齒數(shù)：
渦輪轉(zhuǎn)矩：
載荷系數(shù)：
因工作比較穩(wěn)定，取載荷分布不均系數(shù)；由文獻(xiàn)[1]P253表11-5選取使用系數(shù)；由于轉(zhuǎn)速不大，工作沖擊不大，可取動載系；則
選用的是45鋼的蝸桿和蝸輪用ZCuSn10P1匹配的緣故，有故有：
查《機(jī)械設(shè)計》表7.3
得應(yīng)取蝸桿模數(shù)：
取蝸桿直徑系數(shù)：
蝸桿分度圓直徑：
蝸桿導(dǎo)程角：
渦輪分度圓直徑：
變位系數(shù)：
中心距：
渦輪圓周速度：
3.1.4蝸桿與蝸輪的主要參數(shù)與幾何尺寸
（1）蝸桿
軸向尺距
直徑系數(shù)
齒頂圓直徑
齒根圓直徑
蝸桿螺線部分長度：取110mm
（2）蝸輪
蝸輪齒數(shù)
蝸輪分度圓直徑
齒頂直徑
齒根圓直徑：
咽喉母圓半徑
渦輪外圓直徑
渦輪寬度
3.1.5校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度
當(dāng)量齒數(shù)
根據(jù)
從圖11-9中可查得齒形系數(shù)Y=2.37
螺旋角系數(shù)：
許用彎曲應(yīng)力：
從文獻(xiàn)[1]P256表11-8中查得有ZCuSn10P1制造的蝸輪的基本許用彎曲應(yīng)力[]=56MPa
前述已計算得到：
可以得到：<
因此彎曲強(qiáng)度是滿足的。
3.1.6驗算效率
已知；；與相對滑動速度有關(guān)。
從文獻(xiàn)[1]P264表11-18中用差值法查得： 代入式中，得大于原估計值，因此不用重算。
3.1.7精度等級公差和表面粗糙度的確定
考慮到所設(shè)計的蝸桿傳動是動力傳動，屬于通用機(jī)械減速器，從GB/T10089-1988圓柱蝸桿，蝸輪精度選擇8級精度，側(cè)隙種類為f，標(biāo)注為8f GB/T10089-1988。然后由有關(guān)手冊查得要求的公差項目及表面粗糙度，此處從略。詳細(xì)情況見零件圖。
3.1.8 蝸桿傳動的熱平衡計算
由于傳動效率較低，對于長期運(yùn)轉(zhuǎn)的蝸桿傳動，會產(chǎn)生較大的熱量。如果產(chǎn)生的熱量不能及時散去，則系統(tǒng)的熱平衡溫度將過高，就會破壞潤滑狀態(tài)，從而導(dǎo)致系統(tǒng)進(jìn)一步惡化。
初步估計散熱面積：
取(周圍空氣的溫度)為。
3.2軸的設(shè)計與校核
3.2.1輸入軸
(1)材料的選擇
由表16.1 查得 用45號鋼，進(jìn)行調(diào)質(zhì)處理，
由表16.3得
(2)估算軸的最小直徑
根據(jù)表11.6，取=112為取值范圍
估算軸的直徑：
因為軸上開有兩個鍵槽，考慮到鍵槽對軸強(qiáng)度的削落，應(yīng)增大軸徑，此時軸徑應(yīng)增大5%~10%
考慮到與聯(lián)軸器配合，查設(shè)計手冊
軸段①上有聯(lián)軸器需要定位，因此軸段②應(yīng)有軸肩
軸段③安裝軸承，必須滿足內(nèi)徑標(biāo)準(zhǔn)，故
軸段④
軸段⑤
按彎扭合成強(qiáng)度校核軸頸
圓周力
徑向力
水平
垂直
合成
當(dāng)量彎矩
校核
繪制軸的受力簡圖
繪制垂直面彎矩圖
軸承支反力：
FAY=FBY=Fr1/2=540.2N
FAZ=FBZ=/2=406.6N
由兩邊對稱，知截面C的彎矩也對稱。截面C在垂直面彎矩為：
MC1=FAyL/2=16.9N·m
繪制水平面彎矩圖
圖7-1
截面C在水平面上彎矩為：
MC2=FAZL/2=406.6×62.5×=12.7N·m
繪制合彎矩圖
MC=(MC12+MC22)1/2=(16.92+12.72)1/2=21.1N·m
繪制扭矩圖
轉(zhuǎn)矩：T= TI=20.33N·m
校核危險截面C的強(qiáng)度
∵由教材P373式（15-5）經(jīng)判斷軸所受扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)應(yīng)力,取α=0.6,
前已選定軸的材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理,由教材P362表15-1查得,因此<,故安全。
∴該軸強(qiáng)度足夠。
3.2.2輸出軸
（1）材料的選擇
由表16.1 查得 用45號鋼，進(jìn)行調(diào)質(zhì)處理，
由表16.3得
（2）估算軸的最小直徑
根據(jù)表11.6，取=110為取值范圍
估算軸的直徑：
因為軸上開有一個鍵槽，考慮到鍵槽對軸強(qiáng)度的削落，應(yīng)增大軸徑，此時軸徑應(yīng)增大10%
，取
（3）軸上的零件定位，固定和裝配
單級減速器中,可以將蝸輪安排在箱體中央，相對兩軸承對稱分布，蝸輪左面用軸肩定位，右面用套筒軸向定位，周向定位采用鍵和過渡配合，兩軸承分別以軸承肩和套筒定位，周向定位則用過渡配合或過盈配合，軸呈階梯狀，左軸承從左面裝入，蝸輪套筒，右軸承和鏈輪依次從右面裝入。
（4）確定軸的各段直徑和長度
I段：直徑d1=48mm 長度取L1=110mm
II段：由教材P364得：h=0.08 d1=0.08×48=4mm
直徑d2=d1+2h=48+6=56mm,長度取L2=45mm
III段：直徑d3=60mm
由GB/T297-1994初選用30212型圓錐滾子軸承，其內(nèi)徑為60mm，寬度為22mm。故III段長：L3=45mm
Ⅳ段：直徑d4=64mm，渦輪輪轂寬為90mm，取L4=88mm
Ⅴ段：由教材P364得：h=0.08×d4=0.08×64=5.12mm
D5=d4+2h=64+2×5.12≈74mm長度取L5=22mm
Ⅵ段：直徑d6=d3=60mm L6=22mm
由上述軸各段長度可算得軸支承跨距L=134mm
（5）按彎扭復(fù)合強(qiáng)度計算
①求分度圓直徑：已知d2=328mm
②求轉(zhuǎn)矩：已知T2= TII=564.52N.m
③求圓周力Ft：根據(jù)教材P198（10-3）式得
=2T2/d2=590 N
④求徑向力Fr：根據(jù)教材P198（10-3）式得
Fr=·tanα=3586.4×tan200=1370N
⑤∵兩軸承對稱
∴LA=LB=75mm
求支反力FAY、FBY、FAZ、FBZ
FAY=FBY=Fr/2=107.35N
FAX=FBX=/2=295N
由兩邊對稱，截面C的彎矩也對稱，截面C在垂直面彎矩為
MC1=FAYL/2=107.35×75×=8N·m
截面C在水平面彎矩為
MC2=FAXL/2=295×75×=22.125N·m
計算合成彎矩
MC=（MC12+MC22）1/2=（82+22.1252）1/2=23.54N·m
圖7-2
校核危險截面C的強(qiáng)度由式（15-5）
∵由教材P373式（15-5）經(jīng)判斷軸所受扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為對稱循環(huán)變應(yīng)力,取α=1,
前已選定軸的材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理,由教材P362表15-1查得,因此<,故安全。
∴此軸強(qiáng)度足夠
3.3軸承的校核
3.3.1蝸桿軸上的軸承壽命校核
在設(shè)計蝸桿選用的軸承為30206型圓錐滾子軸承,由手冊查得
(1)由滾動軸承樣本可查得,軸承背對背或面對 面成對安裝在軸上時,當(dāng)量載荷可以按下式計算:
1)當(dāng)
2)當(dāng)
,且工作平穩(wěn),取,按上面式(2)計算當(dāng)量動載荷,即
(2)計算預(yù)期壽命
(3)求該軸承應(yīng)具有的基本額定動載荷
故選擇此對軸承在軸上合適.
3.3.2渦輪軸上的軸承校核
（1）求作用在軸承上的載荷
（2）計算動量載荷
在設(shè)計時選用的30212型圓錐滾子軸承,查手冊知
根據(jù),查得
查得 所以
（3）校核軸承的當(dāng)量動載荷
已知,所以
故選用該軸承合適。
3.4鍵的校核
3.4.1蝸桿軸上鍵的強(qiáng)度校核
在前面設(shè)計軸此處選用平鍵聯(lián)接,尺寸為,鍵長為45mm.
鍵的工作長度
鍵的工作高度
可得鍵聯(lián)接許用比壓
故該平鍵合適.
3.4.2蝸輪軸上鍵的強(qiáng)度校核
在設(shè)計時選用平鍵聯(lián)接,尺寸為,鍵長度為63mm
鍵的工作長度
鍵的工作高度
得鍵聯(lián)接許用比壓
故選用此鍵合適.
3.5聯(lián)軸器的選用
蝸桿軸上聯(lián)軸器的選用
根據(jù)前面計算，蝸桿軸最小直徑：
取
查機(jī)械手冊，根據(jù)軸徑和計算轉(zhuǎn)矩選用彈性柱銷聯(lián)軸器：
聯(lián)軸器轉(zhuǎn)矩計算
查表課本14-1， K=1.25，則
啟動載荷為名義載荷的1.25倍，則
按照計算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查手冊選擇聯(lián)軸器型號為選用HL2（J1型）彈性柱銷聯(lián)軸器，其允許最大扭矩[T]=125,許用最高轉(zhuǎn)速 n=5000，半聯(lián)軸器的孔徑d=20，孔長度l=60mm，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L1=82。
3.6減速器潤滑與密封
3.6.1 軸承潤滑
蝸桿軸上軸承：
渦輪軸上軸承：
軸承均采用脂潤滑。選用通用鋰基潤滑脂（GB7324-87），牌號為ZGL—1。其有良好的耐水性和耐熱性。適用于-20°至120°寬溫度范圍內(nèi)各種機(jī)械的滾動軸承、滑動軸承及其他摩擦部位的潤滑。潤滑脂的裝填量不宜過多，一般不超過軸承內(nèi)部空間容積的1/3～2/3。
3.6.2 渦輪蝸桿潤滑
渦輪蝸桿的潤滑方法采用浸油潤滑。在渦輪傳動時，就把潤滑油帶到嚙合的齒面上，同時也將油甩到箱壁上，借以散熱。渦輪浸入油中油的深度不宜超過高速級1/2，亦不應(yīng)小于1/4。為避免渦輪轉(zhuǎn)動時將沉積在油池底部的污物攪起，造成齒面磨損，應(yīng)使大渦輪齒頂距油池底面的距離不小于30～50mm?，F(xiàn)取為
第四章 減速器箱體設(shè)計
4.1箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計
減速器箱體是支承和固定軸系部件、保證傳動零件正常嚙合、良好潤滑和密封的基礎(chǔ)零件，因此，應(yīng)具有足夠的強(qiáng)度和剛度。為提高箱體強(qiáng)度，采用鑄造的方法制造。
為便于軸系部件的安裝和拆卸，箱體采用剖分式結(jié)構(gòu)，由箱座和箱蓋組成，剖分面取軸的中心線所在平面,箱座和箱蓋采用普通螺栓連接，圓柱銷定位。
減速器箱體是支承和固定軸系部件、保證傳動零件正常嚙合、良好潤滑和密封的基礎(chǔ)零件，因此，應(yīng)具有足夠的強(qiáng)度和剛度。為提高箱體強(qiáng)度，采用鑄造的方法制造。
首先保證足夠的箱體壁厚，箱座和箱蓋的壁厚取。
其次，為保證減速器箱體的支承剛度，箱體軸承座處要有足夠的厚度，并設(shè)置加強(qiáng)肋，且選用外肋結(jié)構(gòu)。為提高軸承座孔處的聯(lián)接剛度，座孔兩側(cè)的連接螺栓應(yīng)盡量靠近（以避免與箱體上固定軸承蓋的螺紋孔干涉為原則）。為提高聯(lián)接剛度，在軸承座旁聯(lián)接螺栓處做出凸臺，要有一定高度，以留出足夠的扳手空間。由于減速器上各軸承蓋的外徑不等，各凸臺高度設(shè)計一致。
另外，為保證箱座與箱蓋的聯(lián)接剛度，箱蓋與箱座聯(lián)接凸緣應(yīng)有較大的厚度。
為保證箱體密封，除箱體剖分面聯(lián)接凸緣要有足夠的寬度外，合理布置箱體凸緣聯(lián)接螺栓，采用對稱均勻布置，并不與吊耳、吊鉤和定位銷等發(fā)生干涉。
4.2油面位置及箱座高度的確定
對于圓柱齒輪，通常取浸油深度為一個齒高，對于多級傳動中的低速級大齒輪，其浸油深度不得超過其分度圓半徑的1/3。為避免傳動零件傳動時將沉積在油池底部的污物攪起，造成齒面磨損，應(yīng)使大齒輪齒頂圓距油齒底面的的距離不小于30～50mm。取45mm。
4.3箱體結(jié)構(gòu)的工藝性
由于采用鑄造箱體，所以要注意鑄造的工藝要求，例如注意力求壁厚均勻、過渡平緩，外形簡單；考慮液態(tài)金屬的流動性，箱體壁厚不應(yīng)過薄，砂形鑄造圓角半徑??；為便于造型時取模，鑄件表面沿拔模方向設(shè)計成～的拔模斜度，以便拔模方便。箱體與其他零件的結(jié)合處，如箱體軸承座端面與軸承蓋、窺視孔與視孔蓋、螺塞等處均做出凸臺，以便于機(jī)加工。
設(shè)計箱體結(jié)構(gòu)形狀時，應(yīng)盡量減小機(jī)械加工面積，減少工件和刀鋸的的調(diào)整次數(shù)。例如同一軸心線上的兩軸承座孔的直徑應(yīng)盡量一致，以便鏜孔并保證鏜孔精度，取兩軸承座孔的直徑相同。箱體的加工面與非加工面必須嚴(yán)格分開,加工處做出凸臺()。螺栓頭部或螺母接觸處做出沉頭座坑。箱體形狀力求均勻、美觀。
4.4箱體尺寸設(shè)計
要設(shè)計啟蓋螺釘，其上的螺紋長度要大于箱蓋聯(lián)接凸緣的厚度，釘桿端部要做成圓柱形，加工成半圓形，以免頂壞螺紋。
為了保證剖分式箱體軸承座孔的加工與裝配精度，在箱體聯(lián)接凸緣的長度方向兩端各設(shè)一圓錐定位銷。兩銷間的距離盡量遠(yuǎn)，以提高定位精度。定位銷直徑一般取，取，長度應(yīng)大于箱蓋和箱座聯(lián)接凸緣的總厚度，以利于裝拆。
箱體相關(guān)尺寸匯總?cè)缦拢?
名 稱
代號
一級齒輪減速器
計算結(jié)果
機(jī)座壁厚
δ
0.04a+2mm≥10mm
10
機(jī)蓋壁厚
δ1
0.85δ
8
機(jī)座凸緣厚度
b
1.5δ
20
機(jī)蓋凸緣厚度
b1
1.5δ1
20
機(jī)座底凸緣厚度
b2
2.5δ
30
地腳螺釘直徑
df
0.036a+12mm
16
地腳螺釘數(shù)目
n
4
軸承旁連接螺栓直徑
d1
0.75 df
16
機(jī)座與機(jī)蓋連接螺栓直徑
d2
(0.5~0.6) df
12
連接螺栓d2的間距
l
150~200mm
軸承端螺釘直徑
d3
(0.4~0.5) df
6
窺視孔蓋螺釘直徑
d4
(0.3~0.4) df
5
定位銷直徑
d
(0.7~0.8) d2
6
df、d1 、d2至外機(jī)壁距離
c1
見表2
22,16,13
df 、d2至緣邊距離
c2
見表2
20,11
軸承旁凸臺半徑
R1
c2
20
凸臺高度
h
根據(jù)低速軸承座外徑確定
50
外機(jī)壁到軸承端面距離
l1
c1+ c2+(5~8)mm
48
內(nèi)機(jī)壁到軸承端面距離
l2
δ+ c1+ c2+(5~8)mm
56
蝸輪齒頂圓與內(nèi)機(jī)壁距離
△1
≥1.2δ
10
蝸輪端面與內(nèi)機(jī)壁的距離
△2
≥δ
8
機(jī)座肋厚
m
m≈0.85δ
7
軸承端蓋外徑
D2
軸承座孔直徑+(5~5.5) d3
125
軸承端蓋凸緣厚度
e
(1~1.2) d3
10
軸承旁連接螺栓距離
s
盡量靠近，以Md1和Md3不發(fā)生干涉為準(zhǔn)
參考文獻(xiàn)
[1] 濮良貴，紀(jì)名剛.機(jī)械設(shè)計(第七版).高等教育出版社，2001.6
[2] 李儀鈺.礦山機(jī)械(提升運(yùn)輸機(jī)械部分).冶金工業(yè)出版社,1980.7
[3] 東北工學(xué)院機(jī)械設(shè)計機(jī)械制圖教研室.機(jī)械設(shè)計手冊.冶金工業(yè)出版社 ,1974.4
[4] 王昆,何小柏,汪信遠(yuǎn).機(jī)械設(shè)計指導(dǎo)手冊.高等教育出版社,1995.12
[5] 交通大學(xué)起重運(yùn)輸機(jī)械教研組.起重運(yùn)輸機(jī)械.機(jī)械工業(yè)出版社,1958.10
[6] 陳維健,齊秀麗.礦井提升機(jī)械.中國礦業(yè)大學(xué)出版社,1989.2
[7] 勞動部煤炭工業(yè)部頒發(fā).絞車工手冊. 煤炭工業(yè)出版社,1998.5
[8] 肖凋燕,余紀(jì)生,崔居普.絞車工手冊.煤炭工業(yè)出版社,1995.1
[9] 東北工學(xué)院礦山運(yùn)輸提升教研室.建井提升運(yùn)輸.冶金工業(yè)出版社,1961.1
[10] 竺可楨. 物理學(xué). 北京：科學(xué)出版社，1973.56-60 [12]．范祖蕘，編結(jié)構(gòu)力學(xué)[M]機(jī)械工業(yè)出版社，1979
[13] 冷興聚，王春華，王琦 主編 機(jī)械設(shè)計基礎(chǔ)[M]沈陽 東北大學(xué)出版社2002
[14] 陳瑋璋，主編 起重機(jī)械金屬結(jié)構(gòu)[M]上海海運(yùn)學(xué)院 1986
[15] 李美榮，主編 工程機(jī)械專業(yè)英語[M]人民交通出版社2002