機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)_一級(jí)圓柱齒輪減速器說(shuō)明書(shū)_(1)

1、機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)設(shè)計(jì)題目：帶式輸送機(jī)傳動(dòng)裝置的設(shè)計(jì)內(nèi)裝：1. 設(shè)計(jì)計(jì)算說(shuō)明書(shū)一份2. 減速器裝配圖一張（A1）3. 軸零件圖一張（A3）4. 齒輪零件圖一張（A3） 機(jī) 械 工 程 系 06汽車（2） 班級(jí)設(shè)計(jì)者： 彭 亞 南 指導(dǎo)老師： 苗 曉 鵬 完成日期： 2009年3月1日 成績(jī)：_安 陽(yáng) 工 學(xué) 院1課 程 設(shè) 計(jì) 任 務(wù) 書(shū)設(shè)計(jì)題目帶式輸送機(jī)傳動(dòng)裝置的設(shè)計(jì)學(xué)生姓名彭亞南所在院系機(jī)械工程系專業(yè)、年級(jí)、班06汽車（2）班設(shè)計(jì)要求：輸送機(jī)連續(xù)工作，單向運(yùn)轉(zhuǎn)，載荷較平穩(wěn)，兩班制工作，使用期限10年，小批量生產(chǎn)。允許輸送帶速度誤差為±。輸送帶拉力F= 2.5kN；輸送帶速度V=1.

2、7m/s ；滾筒直徑D=300mm 。學(xué)生應(yīng)完成的工作： 1編寫(xiě)設(shè)計(jì)計(jì)算說(shuō)明書(shū)一份。2減速器部件裝配圖一張(A0或A1)；3繪制軸和齒輪零件圖各一張。參考文獻(xiàn)閱讀： 1.機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)指導(dǎo)書(shū)2.機(jī)械設(shè)計(jì)圖冊(cè)3.機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)4.機(jī)械設(shè)計(jì)工作計(jì)劃：1. 設(shè)計(jì)準(zhǔn)備工作 2. 總體設(shè)計(jì)及傳動(dòng)件的設(shè)計(jì)計(jì)算3. 裝配草圖及裝配圖的繪制4. 零件圖的繪制5. 編寫(xiě)設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)任務(wù)下達(dá)日期： 2009 年 2 月 15 日 任務(wù)完成日期： 2009 年 3 月 1 日指導(dǎo)教師（簽名）： 學(xué)生（簽名）：彭亞南帶式輸送機(jī)傳動(dòng)裝置的設(shè)計(jì)摘 要：齒輪傳動(dòng)是應(yīng)用極為廣泛和特別重要的一種機(jī)械傳動(dòng)形式，它可以用來(lái)在空間的任

3、意軸之間傳遞運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力，目前齒輪傳動(dòng)裝置正逐步向小型化，高速化，低噪聲，高可靠性和硬齒面技術(shù)方向發(fā)展，齒輪傳動(dòng)具有傳動(dòng)平穩(wěn)可靠，傳動(dòng)效率高（一般可以達(dá)到94%以上，精度較高的圓柱齒輪副可以達(dá)到99%），傳遞功率范圍廣（可以從儀表中齒輪微小功率的傳動(dòng)到大型動(dòng)力機(jī)械幾萬(wàn)千瓦功率的傳動(dòng)）速度范圍廣（齒輪的圓周速度可以從0.1m/s到200m/s或更高，轉(zhuǎn)速可以從1r/min到20000r/min或更高），結(jié)構(gòu)緊湊，維護(hù)方便等優(yōu)點(diǎn)。因此，它在各種機(jī)械設(shè)備和儀器儀表中被廣泛使用。本文設(shè)計(jì)的就是一種典型的一級(jí)圓柱直齒輪減速器的傳動(dòng)裝置。其中小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度約為240HBS，大齒輪材料為4

4、5鋼（調(diào)質(zhì)），硬度約為215HBS，齒輪精度等級(jí)為8級(jí)。軸、軸承、鍵均選用鋼質(zhì)材料。關(guān)鍵詞：減速器、齒輪、軸、軸承、鍵、聯(lián)軸器目 錄機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)計(jì)算說(shuō)明書(shū)1. 一、課 程 設(shè) 計(jì) 任 務(wù) 書(shū)1 二、摘要和關(guān)鍵詞22.一、傳動(dòng)方案擬定3各部件選擇、設(shè)計(jì)計(jì)算、校核二、電動(dòng)機(jī)選擇3三、計(jì)算總傳動(dòng)比及分配各級(jí)的傳動(dòng)比4四、運(yùn)動(dòng)參數(shù)及動(dòng)力參數(shù)計(jì)算6五、傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)計(jì)算7六、軸的設(shè)計(jì)計(jì)算10七、滾動(dòng)軸承的選擇及校核計(jì)算12八、鍵聯(lián)接的選擇及校核計(jì)算13九、箱體設(shè)計(jì)14機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)設(shè)計(jì)題目：帶式輸送機(jī)傳動(dòng)裝置的設(shè)計(jì)內(nèi)裝：1. 設(shè)計(jì)計(jì)算說(shuō)明書(shū)一份2. 減速器裝配圖一張（A）3. 軸零件圖一張（A）4

5、. 齒輪零件圖一張（A） 機(jī) 械 工 程 系 06汽車（2） 班級(jí)設(shè)計(jì)者： 彭 亞 南 指導(dǎo)老師： 苗 曉 鵬 完成日期： 2009年3月1日 成績(jī)：_安 陽(yáng) 工 學(xué) 院計(jì)算過(guò)程及計(jì)算說(shuō)明一、 傳動(dòng)方案擬定（1） 工作條件：使用年限10年，工作為二班工作制，單向運(yùn)轉(zhuǎn)，小批量生產(chǎn)，載荷平穩(wěn)，環(huán)境清潔。（2） 原始數(shù)據(jù)：滾筒圓周力F=2.5kN；帶速V=1.7m/s；滾筒直徑D=300mm。二、電動(dòng)機(jī)選擇1、電動(dòng)機(jī)類型的選擇： Y系列三相異步電動(dòng)機(jī)2、電動(dòng)機(jī)功率選擇：（1）傳動(dòng)裝置的總功率：總=帶×3軸承×齒輪×聯(lián)軸器×滾筒=0.96×0.983&

6、#215;0.97×0.99×0.96=0.83(2)電機(jī)所需的工作功率：P工作=FV/（1000總）=2500×1.7/（1000×0.83）=5.12KW3、確定電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速：計(jì)算滾筒工作轉(zhuǎn)速：n筒=60×1000V/D=60×1000×1.7/×300=108.2r/min按手冊(cè)P7表1推薦的傳動(dòng)比合理范圍，取圓柱齒輪傳動(dòng)一級(jí)減速器傳動(dòng)比范圍Ia=36。取V帶傳動(dòng)比I1=24，則總傳動(dòng)比理時(shí)范圍為Ia=624。故電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為nd=Ia×n筒n筒=（624）×108.2=649.42

7、597.4r/min符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有750、1000、和1500r/min。根據(jù)容量和轉(zhuǎn)速，由有關(guān)手冊(cè)查出有三種適用的電動(dòng)機(jī)型號(hào)：因此有三種傳支比方案：由機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)查得。綜合考慮電動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)裝置尺寸、重量、價(jià)格和帶傳動(dòng)、減速器的傳動(dòng)比，可見(jiàn)第3方案比較適合，則選n=1000r/min 。4、確定電動(dòng)機(jī)型號(hào)根據(jù)以上選用的電動(dòng)機(jī)類型，所需的額定功率及同步轉(zhuǎn)速，選定電動(dòng)機(jī)型號(hào)為Y13M2-6。其主要性能：額定功率：5.5KW，滿載轉(zhuǎn)速960r/min，三、計(jì)算總傳動(dòng)比及分配各級(jí)的傳動(dòng)比1、總傳動(dòng)比：i總=n電動(dòng)/n筒=960/108.2=8.872、分配各級(jí)偉動(dòng)比（1） 據(jù)指導(dǎo)書(shū)

8、P7表1，取齒輪i帶=2.3（V帶傳動(dòng)比I1=24合理）（2） i總=i齒輪×i帶i齒輪=i總/i帶=8.87/2.3=3.86四、運(yùn)動(dòng)參數(shù)及動(dòng)力參數(shù)計(jì)算1、計(jì)算各軸轉(zhuǎn)速（r/min）nI=n電機(jī)=960r/minnII=nI/i帶=960/2.3=417.39(r/min)nIII=nII/i齒輪=417.39/3.86=108.13(r/min)2、 計(jì)算各軸的功率（KW）PI=P工作×帶=5.12×0.96=4.92KWPII=PI×軸承×齒輪=4.92×0.98×0.97=4.67KWPIII=PII×軸承

9、×聯(lián)軸器=4.67×0.97×0.99=4.48KW3、 計(jì)算各軸扭矩（N·mm）T工作=9550×5.12/960=50.93TI= T工作×帶×i帶=50.93×2.3×0.96=112.6N·mTII= TI×i齒輪×軸承×齒輪=112.6×3.86×0.98×0.97=412.45N·mTIII=TII×軸承×聯(lián)軸器=412.45×0.97×0.99=395.67N·五

10、、傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)計(jì)算1.確定計(jì)算功率PC由課本表8-7得：kA=1.1PC=KAP=1.1×5.5=6.05KW2.選擇V帶的帶型根據(jù)PC、n1由課本圖8-10得：選用A型3. 確定帶輪的基準(zhǔn)直徑dd并驗(yàn)算帶速v。1）初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑dd1由課本表8-6和表8-8，取小帶輪的基準(zhǔn)直徑dd1=100mm。2）驗(yàn)算帶速v。按課本式（8-13）驗(yàn)算帶的速度v=dd1n1/（60×1000）=×100×1000/（60×1000）=5.24m/s在5-30m/s范圍內(nèi)，帶速合適。3）計(jì)算大齒輪的基準(zhǔn)直徑。根據(jù)課本式（8-15a），計(jì)算大帶輪的基準(zhǔn)直

11、徑dd2dd2=i帶·dd1=2.3×100=230mm由課本表8-8，圓整為dd2=250mm4.確定帶長(zhǎng)和中心矩1）根據(jù)課本式（8-20），初定中心距a0=500mm2）由課本式（8-22）計(jì)算帶所需的基準(zhǔn)長(zhǎng)度Ld02a0+(dd1+dd2) /2+(dd2-dd1) 2/（4a0）=2×500+3.14×（100+250）/2+（250-100）2/（4×500）1561mm由課本表8-2選帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度Ld=1400mm按課本式（8-23）實(shí)際中心距a。aa0+（Ld- Ld0）/2=500+（1400-1561）/2=425mm5.驗(yàn)算

12、小帶輪上的包角11=1800-（dd2-dd1）/a×57.30=1800-（250-100）/427×57.30=1520>900（適用）6. 確定帶的根數(shù)z1）計(jì)算單根V帶的額定功率pr。由dd1=100mm和n1=1000r/min根據(jù)課本表8-4a得P0=0.988KW根據(jù)n1=960r/min，i帶=3.4和A型帶，查課本表（5-6）得P0=0.118KW根據(jù)課本表8-5得Ka=0.91根據(jù)課本表8-2得KL=0.99由課本P83式（5-12）得Pr=（P0+P0）×Ka×KL=（0.988+0.118）×0.91×0

13、.99=0.996kw2)計(jì)算V帶的根數(shù)z。z=PCa/Pr=6.05/0.996=6.07 圓整為7根7.計(jì)算單根V帶的初壓力的最小值(F0)min由課本表8-3得A型帶的單位長(zhǎng)度質(zhì)量q=0.1kg/m，由式（5-18）單根V帶的初拉力：(F0)min =500（2.5- Ka）PCa /zvKa +qV2=500×（2.5-0.91）×6.05/（0.91×7×5.24）+0.1×5.242N=147N應(yīng)使帶的實(shí)際初拉力F0>(F0)min。8.計(jì)算壓軸力Fp壓軸力的最小值為（Fp）min=2z（F0）min sin（1/2）=2&#

14、215;7×147×sin（146°/2）=1968N2、齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算1選定齒輪材料及精度等級(jí)及齒數(shù)1）機(jī)器為一般工作機(jī)器，速度不高，故選用7級(jí)精度（GB 10095-88）。2）材料選擇。由表課本表10-1選擇小齒輪和大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)）硬度為280HBS。3）選小齒輪齒數(shù) z1=24，大齒輪齒數(shù)z2=24×3.86=92.64，取93。2按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)由設(shè)計(jì)計(jì)算公式（10-9a）d12.32(KT1(u+1)ZE2/duH2)1/3(1)確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值1） 試選載荷系數(shù)Kt=1.32） 計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T1=9.55&

15、#215;106×P1/n1=95.5×106×4.92/342.86=137041N·mm3)由課本表10-7選取齒款系數(shù)d=14)由課本表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa1/25)由課本tu 10-21按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限Hlim 1=600MPa；打齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限Hlim 2=550MPa；6）由課本式10-13計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)NLNL1=60n1jLh=60×342.86×1×(16×300×10)=9.874×108NL2=NL1/i=9.

16、874×108/3.86=2.558×108 7）由圖課本10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1=0.96 KHN2=0.988）計(jì)算解除疲勞許用應(yīng)力。取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1.0H1= KHN1Hlim1/S=0.96×600/1.0Mpa=576MpaH2= KHN2Hlim2/S=0.98×550/1.0Mpa=539Mpa(2)計(jì)算1）試算小齒輪分度圓直徑dd1，代入H較小的值dd12.32(KT1(u+1)ZE2/duH2)1/3=2.32×1.3×1.37×105×（3+1）×189.8

17、2/(3.86×5392) 1/3=71.266mm2)計(jì)算圓周速度v。v=dd1n1/（60×1000）=3.14×71.266×342.86/（60×1000）=1.28m/s3）計(jì)算齒寬b。b=dd1=1×71.266mm=71.266mm4） 計(jì)算齒寬與齒高之比b/h。模數(shù)：m=d1/Z1=71.266/24=2.969mm齒高：h=2.25m=2.25×2.969=6.68mmb/h=10.675） 計(jì)算載荷系數(shù)。根據(jù)v=1.28m/s，7級(jí)精度，由課本圖10-8查得動(dòng)載荷系數(shù)Kv=1.07；直齒輪，KHa=KFa

18、=1：由課本表10-2查得KA=1由課本表10-4用插值法查得8級(jí)精度、小齒輪相對(duì)支承非對(duì)稱布置時(shí)，KH=1.316由b/h=10.67，KH=1.316查課本表10-13得KF=1.28：故載荷系數(shù)K=KA×KV×KHa×KF=1×1.07×1×1.316=1.4086)按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由課本式（10-10a）d1= d1t(K/Kt) 1/3=71.266 ×(1.408/1.3) 1/3=73.187mm7)計(jì)算模數(shù)m：m=dd1/z1=73.187/24=3.05mm3.按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)由課

19、本式（10-5）得彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式 m2KT1YFaYSa/(dz12F) 1/3（1） 確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值1）由課本圖10-20查得小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限FE1=500MPa；大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限FE2=380MPa2）由課本圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=0.85 KFN2=0.883)計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力。取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由課本式（10-12）得F1= KFN1FE1/S=0.85×500/1.4=303.57MPaF2= KFN2FE2/S=0.88×380/1.4=238.86MPa4)計(jì)算載荷系數(shù)K K=KA×KV&#

20、215;KFa×KF=1×1.07×1×1.28=1.375)取齒形系數(shù)。由課本表10-5查得 YFa1=2.65 YFa2=2.226 6） 查取應(yīng)力校正系數(shù)由課本表10-5查得 YSa1=1.58 YSa2=1.7647） 計(jì)算大、小齒輪的YFa YSa/FYFa1 YSa1/F1=2.65×1.58/303.57=0.01379YFa2 YSa2/F2=2.226×1.764/238.86=0.01644大齒輪的數(shù)值大。8)設(shè)計(jì)計(jì)算 m2×1.37×1.37×105×0.01644 /(1

21、×242) 1/3 =2.2mm對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)m大于齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)m的大小重腰取決于彎曲強(qiáng)度的承載能力，而齒面接觸疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，僅與齒輪直徑（即模數(shù)與齒數(shù)的乘積）有關(guān)，可取由彎曲強(qiáng)度算得的模數(shù)2.2并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值m=2.5mm，按接觸強(qiáng)度的的分度圓直徑d1=73.187，算出小齒輪的齒數(shù)z1=d1/m=73.187/2.5=30大齒輪的齒數(shù)z2=3.86×30=116這樣設(shè)計(jì)出的齒輪傳動(dòng)，既滿足了齒面接觸疲勞強(qiáng)度，并做到結(jié)構(gòu)緊湊，避免浪費(fèi)。4.幾何尺寸計(jì)算（1）計(jì)算分度圓直徑 d1= z1m=30×2.5=7

22、5mm d2= z1m=116×2.5=290mm（2）計(jì)算中心距 a=（d1+ d2）/2=（75+290）/2=183mm（3）計(jì)算齒輪寬度 b=d d1=1×75=75mm取B2=75mm ，B1=80mm六、軸的設(shè)計(jì)計(jì)算輸出軸的設(shè)計(jì)計(jì)算1、兩軸輸出軸上的功率P、轉(zhuǎn)數(shù)n和轉(zhuǎn)矩TPII輸=4.67×0.98=4.58kwn2=n1/i=417.39/3.86=108.13r/minT2=397656N·mmPI輸=4.92×0.98=4.82 kwn1=417.39 r/minT1=100871 N·mm2、求作用在齒輪上的力因已

23、知低速大齒輪的分度圓直徑為d2=355mmFt2=2T2/d2=2×397656/355=2011NFr2= Ft2tan20°=2011×0.3642=825N因已知低速大齒輪的分度圓直徑為d1=84mmFt1=2T1/d1=2×100871/84=2401NFr1=Ft1tan20°=2401×0.3642=729N4、初步確定軸的最小直徑 先按課本式（15-2）初步估算軸的最小直徑。選取的材料為45鋼，調(diào)制處理。根據(jù)課本表15-3，取A0=112，于是得dmin2= A0（PII輸/ n2）1/3=112×（4.58/

24、108.13）1/3=39.04mmdmin1= A0（P1輸/ n1）1/3=112×（4.82/417.39）1/3=25.32mm5、聯(lián)軸器的選擇為了使所選輸出軸的最小直徑與聯(lián)軸器的孔相適應(yīng)，故選聯(lián)軸器的型號(hào)。聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tca=KAT2,查課本表14-1，考慮到轉(zhuǎn)矩變化很小，故取KA=1.3，則Tca= KAT2=1.3×397656=516952.8 N·mm按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tca應(yīng)小于聯(lián)軸器工程轉(zhuǎn)矩條件，查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)，選用HL3型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為630000 N·mm。聯(lián)軸器的孔徑d1=38mm，半聯(lián)軸器長(zhǎng)度L=82mm，半聯(lián)軸

25、器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度L1=58mm。6、軸承的選擇初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承只受徑向力的作用，故選用深溝球軸承。參照工作要求，由軸承產(chǎn)品目錄中初步取0基本軸隙組、標(biāo)準(zhǔn)京都記得深溝球軸承213，其尺寸d×D×T=65mm×120mm×23mm。7、軸上零件的周向定位齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。由課本表6-1查得平鍵截面b×h=20mm×12mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長(zhǎng)為63mm，同時(shí)為了保證齒輪與軸配合有良好的對(duì)中性，故選擇齒輪轂與軸配合為H7/n6；同樣，半聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵為12mm×8mm×

26、;50mm，半聯(lián)軸器與軸的配合為H7/k6.8、確定軸上圓角尺寸參考課本表15-2，取軸端倒角為2×45°。9、求軸上的載荷1軸2軸按彎矩合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強(qiáng)度。根據(jù)課本式（15-5）及上圖的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭矩切應(yīng)力為脈動(dòng)循環(huán)變應(yīng)力，取=0.6，軸的計(jì)算應(yīng)力ca1=M12+（T1）2 1/2/W=81263.382+（0.6×100871）2 1/2/（1×843） =0.29MPaca2=M12+（T2）2 1/2/W=76462.382+（0.6×397656）2 1/2/336

27、56.9 =6.28 MPa前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)制處理，由課本表15-1查得-1=60MPa。因此ca1ca2-1，故安全。七、滾動(dòng)軸承的選擇及校核計(jì)算根據(jù)根據(jù)條件，軸承預(yù)計(jì)壽命16×360×10=576000小時(shí)1、計(jì)算輸入軸承（1）已知nI=417.39r/min nII=108.13r/min (2)計(jì)算當(dāng)量載荷P1、P2根據(jù)課本P263表（11-9）取f P=1.5根據(jù)課本P262（11-6）式得PI=fPxFr1=1.5×(1×1039)=1558.5NPII=fPxFr2=1.5×(1×977.5)=1466.25

28、 N (3)軸承壽命計(jì)算深溝球軸承=3Lh=106C3/(60nP3)Lh1=106C3/(60nP13)=106×44.8×106 3/60×320×(1.5×1558.5) 3=3.67×1014h>57600hLh2=106C3/(60nP23)=106×44.8×106 3/60×70.8×(1.5×1466.25) 3=1.99×1015h>57600h預(yù)期壽命足夠八、鍵聯(lián)接的選擇及校核計(jì)算由課本式（6-1）p=2T×103/（kld）確定上式

29、中各系數(shù)TI=100.871N·mTII=397.656N·m k1=0.5h1=0.5×12mm=6mmk2=0.5h2=0.5×8mm=4mm l1=L1-b1=63mm-12mm=51mml2=L2-b2=50mm-12mm=38mmd1=70mmd2=38mmp1=2TI×103/（k1l1d1）=2×74.22×103/（6×51×70）=6.93MPap2=2TII×103/（k2l2d2）=2×315.51×103/（4×38×38）=109

30、.24 MPa由課本表6-2p=100-120所以p1p p2p 滿足要求九、箱體設(shè)計(jì)名稱符號(hào)尺寸（mm）機(jī)座壁厚9機(jī)蓋壁厚19機(jī)座凸緣厚度b13機(jī)蓋凸緣厚度b113機(jī)座底凸緣厚度b222地腳螺釘直徑df22地腳螺釘數(shù)目n4軸承旁聯(lián)結(jié)螺栓直徑d116機(jī)蓋與機(jī)座聯(lián)接螺栓直徑d212聯(lián)軸器螺栓d2的間距 l 150軸承端蓋螺釘直徑d38窺視孔蓋螺釘直徑d46定位銷直徑d8df，d1, d2至外機(jī)壁距離C126, 22, 16df， d2至凸緣邊緣距離C225, 15軸承旁凸臺(tái)半徑R124凸臺(tái)高度h 根據(jù)低速級(jí)軸承座外徑確定，以便于扳手操作為準(zhǔn)外機(jī)壁至軸承座端面距離l1 60大齒輪頂圓與內(nèi)機(jī)壁距離110齒輪端面與內(nèi)機(jī)壁距離2 10機(jī)蓋、機(jī)