二級直齒圓柱齒輪減速器課程設計VIP

1、課程設計題目4：帶式運輸機傳動裝置1、運動簡圖：（由設計者選擇方案作出）2、已知條件：1、工作情況：連續(xù)單向運轉,載荷較平穩(wěn)；2、工作環(huán)境：室內，灰塵較大，環(huán)境最高溫度35°C；3、滾筒效率：j=0.96（包括滾筒與軸承的效率損失）；4、動力來源：電力，三相交流，電壓380/220V；5、檢修間隔期：4年1次大修，2年1次中修，半年1次小修；6、制造條件及生產批量：一般機械廠生產制造，小批量；7、允許運輸帶工作速度誤差為±5%。3原始數(shù)據(jù)：題號參數(shù)31323334353637383940運輸帶工作拉力F（kN）3.03.54.04.55.05.56.06.57.07.5運輸

2、帶工作速度v （m/s）1.11.21.31.41.51.61.71.81.92.0滾筒直徑D（mm）400400400450400500450400450450每日工作時數(shù)T（h）888881616161616使用折舊期（y）88888888884、設計工作量：1、減速器裝配圖1張（A0或A1）；2、零件工作圖13張；3、設計說明書1份。一 課程設計任務書運動簡圖：1電動機，2彈性聯(lián)軸器，3兩級圓柱齒輪減速器，4高速級齒輪，5低速級齒輪 6剛性聯(lián)軸器 7卷筒2、已知條件：1、工作情況：連續(xù)單向運轉,載荷較平穩(wěn)；2、工作環(huán)境：室內，灰塵較大，環(huán)境最高溫度35°C；3、滾筒效率：j=0

3、.96（包括滾筒與軸承的效率損失）；4、動力來源：電力，三相交流，電壓380/220V；5、檢修間隔期：4年1次大修，2年1次中修，半年1次小修；6、制造條件及生產批量：一般機械廠生產制造，小批量；7、允許運輸帶工作速度誤差為±5%。3原始數(shù)據(jù)：題號參數(shù)31323334353637383940運輸帶工作拉力F（kN）3.03.54.04.55.05.56.06.57.07.5運輸帶工作速度v （m/s）1.11.21.31.41.51.61.71.81.92.0滾筒直徑D（mm）400400400450400500450400450450每日工作時數(shù)T（h）8888816161616

4、16使用折舊期（y）88888888881電動機，2彈性聯(lián)軸器，3兩級圓柱齒輪減速器，4高速級齒輪，5低速級齒輪 6剛性聯(lián)軸器 7卷筒電動機選擇，傳動系統(tǒng)運動和動力參數(shù)計算1、 電動機的選擇1.確定電動機類型按工作要求和條件,選用y系列三相交流異步電動機。1） .選擇電動機的容量電動機所需工作功率按公式（1），即，由公式（2），即，因此，由電動機至運輸帶的總效率為，式中，分別代表卷筒，深溝球滾動軸承，七級精度的一般齒輪，彈性聯(lián)軸器，齒式聯(lián)軸器的傳動效率。由機械設計課程設計手冊表1-7知，所以，電動機所需的工作功率為2） .確定電動機轉速卷筒工作轉速為按機械設計課程設計指導書表一推薦的傳動比合理

5、范圍，二級展開式圓柱齒輪減速器傳動比，故電動機轉速的可選范圍為：符合這一范圍的同步轉速有750、1000、1500r/min.。根據(jù)容量和轉速，由機械設計課程設計手冊查出有三種適合的電動機型號，因此有三種方案，如表所示。方案電動機型號額定功率/kw滿載轉速（r/min）堵轉轉矩最大轉矩質量/kg序號額定轉矩額定轉矩1Y132S-45.514402.22.3682Y132M2-65.59602.02.0843Y160M2-85.57202.02.0119綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量等因素，可見第1方案比較適合。所以，選擇電動機型號為Y132S-4，其主要性能為：型號額定功率滿載轉速（r/

6、min）堵轉轉矩/額定轉矩最大轉矩/額定轉矩質量/kgY132S-45.514402.22.368電動機的主要外形和安裝尺寸列于下表：中心高H外形尺寸L*(AC/2+AD)*HD底腳安裝尺寸A*B地腳螺栓孔直徑K軸伸尺寸D*E裝鍵部位尺寸F*GD132475*345*315216*1401238*8010*3. 確定傳動裝置的總傳動比并分配傳動比（1） 總傳動比（2） .分配傳動比考慮潤滑等條件的影響，取，（根據(jù)機械設計課程設計手冊p196查得）所以計算求得，2、 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 該傳動裝置從電動機到工作機共有三軸，依次為1,2,3軸。.1） 各軸轉速：1軸：2軸：3軸：卷筒軸：

7、2） 各軸的輸入功率1軸：2軸：3軸：卷筒軸：3） 各軸的輸入轉矩為電動機的輸入轉矩為：1軸：2軸：3軸：卷筒軸：運動和動力參數(shù)計算結果整理于下表：軸名功率P/kw轉矩T/(N·mm)轉速n/(r/min)傳動比效率I軸4.7414405.930.97II軸4.60242.834.240.97III軸4.4757.310.98卷筒軸4.3857.34傳動零件的設計計算一、漸開線斜齒圓柱齒輪設計（一）高速級直齒圓柱齒輪設計計算表項目計算（或選擇）依據(jù)計算過程單位計算（或確定）結果1選齒輪精度等級查機械設計課程設計手冊 表1-7傳輸機為一般工作機速度不高級72材料選擇查機械設計P132

8、表6.1小齒輪40Cr(調質)大齒輪45鋼(調質)小齒輪280HBS,大齒輪240HBS3選擇齒數(shù)ZZ2=5.93x24=142.32個241435按齒面接觸疲勞強度設計（1）試選K試選1.5K=1.5(2)計算小齒輪傳遞的轉矩T1T=9550x4740/1440=31400NmmT=31400(3)齒寬系數(shù)d由機械設計表6.80.81.4d=1(4)材料系數(shù)ZE由機械設計 表6.3鍛鋼ZE=189.8(5) 齒輪接觸疲勞強度極限由機械設計圖6.14600550600550（6）應力循環(huán)次數(shù)N由1式（7）接觸疲勞強度壽命系數(shù)由機機械設計圖6.16（8）計算接觸疲勞強度許用應力H查機械設計表6.

9、5安全系數(shù)為H1= =545.45H2= = 500H1=545.45H2=500（9）試算小齒輪分度圓直徑按機械設計式（6.6）試算mm41.90（10）計算圓周速度vv=3.16m/sV=3.16（11）計算齒寬Bb = dd1tB1=1×41.90mmB1=41.90（12）模數(shù)41.90/241.746h = 2.25mnt =3.93b/h =41.90/3.93=10.66mm=1.746h =3.93b/h= 10.66（13）計算載荷系數(shù)K由1表10-2查得使用系數(shù)查得動載荷系數(shù)1.10,K=1.452（14）按實際的載荷系數(shù)校正分度圓直徑由1式10-10d1=d1t

10、=42.35d1=42.35（15）計算模數(shù)=42.35/24=1.765mmmn=1.7656按齒根彎曲疲勞強度設計（1）計算載荷系數(shù)KK1.452(2)齒形系數(shù)由機械設計 表6.4=2.65=2.18+()(142-100)/(150-100)=2.1464=2.65=2.1464（3）應力校正系數(shù)由機械設計表6.4=1.58=1.79+(1.83-1.79)(142-100)/(150-100)=1.8236=1.58=1.8236（4）齒輪的彎曲疲勞強度極限由機械設計 圖6.15500380500380（5）彎曲疲勞強度壽命系數(shù)由機械設計 圖6.17（6）計算彎曲疲勞許用應力取彎曲疲勞

11、安全系數(shù)S1.5，=333.33，= 253.33=333.33=253.33（7）計算大小齒輪的并加以比較0.0126結論：取0.01550.0126=0.0155大齒輪值大（8）齒根彎曲強度設計計算由機械設計式（6.8）=1.1987mm1.1987結論：對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取1.75mm，已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，須按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d1=42.35應有的齒數(shù)。于是由=42.35/1.75=24.2，取Z1=24,Z2=1433幾何尺寸計算（1）計算中心距aA=(24+143)1.75/2=1

12、45.25mma=145.25（2）計算齒輪的分度圓直徑dd=zmnd1=1.75x24=42d2=1.75x142=248.5mmd1=42d2=248.53）計算齒輪的齒根圓直徑df=42-2.5*1.75=37.625=248.5-2.5*1.75=244.125mmdf1=37.625df2=244.125（4）計算齒輪寬度Bb = dd1圓整后?。築1 =50B2 =45mm B1 =50B2 =45（5）驗算=2x31500/42N =1500N=1x1500/45N/mm = 33.33N/mm100N/mm合適（二）低速級直齒圓柱齒輪設計計算表項目計算（或選擇）依據(jù)計算過程單位

13、計算（或確定）結果1選齒輪精度等級查機械設計課程設計手冊 表1-7傳輸機為一般工作機速度不高級72材料選擇查機械設計P132 表6.1小齒輪40Cr(調質)大齒輪45鋼(調質)小齒輪280HBS,大齒輪240HBS）3選擇齒數(shù)Z=23=4.24x23=97.52個=23=985按齒面接觸強度設計（1）試選KtKt=1.3(2)計算小齒輪傳遞的轉矩T=181000Nmm181000(3)齒寬系數(shù)d由機械設計表6.8d=0.81.4d=1(4)材料系數(shù)ZE由機械設計 表6.3鍛鋼MPa1/2ZE=189.8(5) 齒輪接觸疲勞強度極限由機械設計圖6.14600550600550（6）應力循環(huán)次數(shù)N

14、由機械設計式（6.11 N3=60n3jLh=60x295.26x16x300x15=1.2755x109N4 = N3/ i齒2=1.28x109/3.752=0.34x109N3=1.28X109N4=0.34x109（7）接觸疲勞強度壽命系數(shù)KHN由1P203圖10-19KHN3 = 0.90 KHN4 = 0.95KHN3 = 0.90 KHN4 = 0.95（8）計算接觸疲勞強度許用應力H取失效概率為，安全系數(shù)為S=1，由1式得H3= =600X0.90/1540H4= 0.95x550/1522.5H3=540H4=522.5（9）試算小齒輪分度圓直徑按1式（1021）試算64.5

15、788mm64.579（10）計算圓周速度vv=3.14m/sv=0.998（11）計算齒寬Bb = dd3tB=1X64.579=64.579mmB=64.579（12）模數(shù)mnt=64.579/23=2.808h=2.25mnt =6.318b/h =64.579/6.318=10.221度mnt=2.808h=6.318b/h =10.221（13）計算載荷系數(shù)K由1P190表10-2查得使用系數(shù)根據(jù)v= 0.998級精度，由1P192圖10-8查得動載荷系數(shù)1.06由1表P194查得KH=1.12+0.18(1+0.6d2)d2+0.23×103b=1.12+0.18(1+0

16、.6X)+0.23X103X64.579=1.42由1圖10-13P195查得KF=1.35假定，由1P193表查得1.2故載荷系數(shù)K=KAKVKHKH=1X1.06X1.2X1.42=1.806K=1.806（14）按實際的載荷系數(shù)校正分度圓直徑d3由1式10-10D3=d3t=72.058D3=72.058（15）計算模數(shù)=72.058/23=3.133mm=3.1336按齒根彎曲強度設計（1）計算載荷系數(shù)KK=KAKVKFKFK=1X1.06X1.2X1.35=1.7172K=1.717（2）齒形系數(shù)YFa由1P197表YFa3=2.69YFa4=2.22+(2.20-2.22)(86-

17、80)/(90-80)=2.208YFa3=2.69YFa4=2.208（3）應力校正系數(shù)YSa由1P197表10-5YSa3=1.575YSa4=1.77+(1.78-1.77)(86-80)/(90-80)=1.776YSa3=1.575YSa4=1.776（4）齒輪的彎曲疲勞強度極限由1P204圖10-20500380500380（5）彎曲疲勞強度壽命系數(shù)由1P202圖10-180.850.880.850.88（6）計算彎曲疲勞許用應力F取彎曲疲勞安全系數(shù)S1.35，由式10-2得F3= =0.85x500/1.35=314.8148F4=0.88x380/1.35=247.7037F3

18、=314.815F3=247.704（7）計算大小齒輪的并加以比較=(2.69+1.575)/314.815=0.013547=2.208+1.776/247.704=0.016083結論：大齒輪值大大齒輪值大（8）齒根彎曲強度設計計算由1式=2.17962.18結論：對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取2.5mm，已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，須按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d3=72.058mm來計算應有的齒數(shù)。于是由=72.058/2.5=28.8 取29，則Z4 = Z3×i齒2 = 29x3.752=108.

19、8 取Z4 = 1093幾何尺寸計算（1）計算中心距aA=(29+109)2.5/2=172.5將中心距圓整為173mma=173（2）計算齒輪的分度圓直徑dd3=29x2.5=72.5d4=109x2.5=272.5mmd3=72.5d4=272.5（3）計算齒輪的齒根圓直徑df=72.5-6.25=66.25=272.5-6.25=266.25mmdf1=66.25df2=266.25（4）計算齒輪寬度Bb = dd3圓整后?。築3 =80B4 = 75mm B3 =80B4 = 75（5）驗算=2x99.2x103/72.5 N = 2.7366x103N=1x2.7366x103/75

20、N/mm = 36.488N/mm100N/mm 合適（三）直齒輪設計參數(shù)表傳動類型模數(shù)齒數(shù)中心距齒寬高速級直齒圓柱齒輪2211021235045低速級直齒圓柱齒輪2.5291091738075§5聯(lián)軸器的選擇軸的聯(lián)軸器:由于電機的輸出軸軸徑為28mm查1表14-1由于轉矩變化很小可取KA=1.31.3×20.964=27.253N.m又由于電機的輸出軸軸徑為28mm查2p128表13-5，選用彈性套柱銷聯(lián)軸器:TL4(鋼性),其許用轉矩n=63N.m,許用最大轉速為5700r/min,軸徑為2028之間，由于電機的軸徑固定為28mm,而由估算可得1軸的軸徑為20mm。故聯(lián)

21、軸器合用:的聯(lián)軸器:查1表14-1轉矩變化很小可取KA=1.31.3×361.174=469.52 N.m查2p128表13-5，選用彈性套柱銷聯(lián)軸器:TL7,其許用轉矩n=500N.m,許用最大轉速為3600r/min, 軸徑為4048之間,由估算可選兩邊的軸徑為40mm.聯(lián)軸器合用.§5軸的設計計算減速器軸的結構草圖一、軸的結構設計1選擇軸的材料及熱處理方法查1表15-1選擇軸的材料為40Cr；根據(jù)齒輪直徑，熱處理方法為正火。2確定軸的最小直徑查1式15-2的扭轉強度估算軸的最小直徑的公式：=14.296mm再查 1表15-3，A0=(112 97)D13.546mm考

22、慮鍵：有一個鍵槽，D14.296×（1+5）=15.01mm3確定各軸段直徑并填于下表內名稱依據(jù)單位確定結果大于軸的最小直徑15.01且考慮與聯(lián)軸器內孔標準直徑配合20大帶輪定位d2= d1+2（0.070.1）d1=20+2.84=22.824考慮密封圈查2表15-8 P143得d=2525考慮軸承d3> d2選用6206軸承從機械設計手冊軟件（R2.0）B=16mm， da=36mm，d3=30mm,D=6230考慮軸承定位查表2 9-7da3636考慮到齒輪分度圓與軸徑相差不大齒跟<2.5m，選用齒輪軸，此時d5=d1a=4646>查表2 9-736（同一對軸

23、承）304選擇軸承潤滑方式，確定與軸長有關的參數(shù)。查 2（2）“潤滑方式”，及說明書“（12）計算齒輪圓周速度”=3.467，故選用油潤滑。將與軸長度有關的各參數(shù)填入下表名稱依據(jù)單位確定結果箱體壁厚查3表3P26小于8選88地腳螺栓直徑及數(shù)目n查3表3P26df=0.036a+12a<250時,n=4=204n=4軸承旁聯(lián)接螺栓直徑查3表3P26=0.75=0.75×20=15=16軸承旁聯(lián)接螺栓扳手空間、查3表3P26=22=20軸承蓋聯(lián)接螺釘直徑查3表4 P27=(0.4-0.5)=0.5x20=1010軸承蓋厚度查 2表14-1e=(11.2)=(11.2)×1

24、0=101212小齒輪端面距箱體內壁距離查3表4 P27（或1015）10軸承內端面至箱體內壁距離查3P43=354.5軸承支點距軸承邊端面距離a查機械手冊軟件版85.計算各軸段長度。名稱計算公式單位計算結果(聯(lián)軸器)=38-（23）36L2=8+22+20+（58）-4.5-16+8+29=70.570.5=16(軸承B)162+(3-5)+B3+(8-15)-(B1-B2)/2=4.5+10+80+10-2.5=102102=B1=50502+(3-5)10+4.5=14.514.5B-2=16-2=1414L（總長）L =36+70.5+16+102+50+14.5+14=287.530

25、3L(支點距離)L=303-36-71.5-16+2=178.5181.5二、軸的結構設計1選擇軸的材料及熱處理方法查1表14-1選擇軸的材料為優(yōu)質碳素結構鋼45；根據(jù)齒輪直徑，熱處理方法為正火回火。2確定軸的最小直徑查1的扭轉強度估算軸的最小直徑的公式：=24再查 1表15-2，考慮鍵：d24×（1+5%）=25.2mm3確定各軸段直徑并填于下表內名稱依據(jù)單位確定結果大于軸的最小直徑25.2且考慮與軸承公稱直徑配合試選代號6207B=17,da=42,D=7235與鍵bxh=10x835+2x(0.070.1)x35=39.94240軸環(huán)定位= d2+2（0.070.1）d2=40

26、+2(0.070.1)40=45.648查表29-7p73取4048=40=（一對同型號軸承）354選擇軸承潤滑方式，確定與軸長有關的參數(shù)。查 2（2）“潤滑方式”，及說明書“（12）計算齒輪圓周速度”=2.91，故選用油潤滑。將與軸長度有關的各參數(shù)填入下表名稱依據(jù)單位確定結果軸承支點距軸承邊端面距離a查機械手冊軟件版8.55.計算各軸段長度名稱計算公式單位計算結果17+（53）+10+233.533.580-27878 （815）1045-2434317+（35）+10+2.5+23434L（總長）L 33.5+78+10+43+34198.5198.5L（支點距離）L 198.517+21

27、83.5183.5三、軸的結構設計1選擇軸的材料及熱處理方法查1表15-1選擇軸的材料為優(yōu)質碳素結構鋼45；根據(jù)齒輪直徑，熱處理方法為正火回火。2確定軸的最小直徑查1的扭轉強度估算軸的最小直徑的公式：再查 1表15-2，考慮鍵： d37.6×（1+5）39.4mm3確定各軸段直徑并填于下表內名稱依據(jù)單位確定結果大于最小直徑39.4mm且考慮到與聯(lián)軸器內孔標準直徑配合,=4040>,考慮聯(lián)軸器定位查,并考慮與密封墊配合查附表：158接觸式密封d=4545考慮與軸承公稱直徑配合> ，軸承代號：6210B20 da5750d4=da5757考慮到齒輪定位, d5=d4+(510

28、)=63查63= 57= 504選擇軸承潤滑方式，確定與軸長有關的參數(shù)。查 2（二）“滾動軸承的潤滑”，及說明書“六、計算齒輪速度”，由于第一軸選用了油潤滑,故也用油潤滑, 名稱依據(jù)單位確定結果軸承支點距軸承寬邊端面距離a從機械手冊軟件版105.計算各軸段長度名稱計算公式單位計算結果與聯(lián)軸器配合長度短23mm84-（23）82828+22+20+5+8+29-20-4.567.567.520204.5+10+2.5+45+10+2.5-1262.562.5軸肩1275-27373 20-2+4.5+10+2.5+23737L（總長）L 82+67.5+20+62.5+12+73+3735435

29、4L(支點距離)L 354-82-67.5-20+2186.5mm186.5四、校核軸的強度齒輪的受力分析：齒輪2上的圓周力小齒輪上的經向力小齒輪上的軸向力=N972.549*=353.979N0齒輪3上的圓周力小齒輪上的經向力小齒輪上的軸向力=N2736.552*=996.023N01求支反力、繪彎矩、扭矩圖軸的跨度和齒輪在軸上的位置的受力如上圖。AC=8.5+17+=48CD=+10+=72.5BD=8.5+4.5+10+40=63在XAY平面上：X48+X（72.5+48）=（48+72.5+63）972.549X48+2736.552X120.5=183.5所以，=2051.427N

30、=+=1657.674N所以，C斷面 =48=79.568X D斷面 =63=129.24X在XAZ平面上：x48+X183.5=x（48+72.5）353.979x48+x183.5=996.023x120.5 所以，=561.47N =80.574N所以，C斷面 =X48=3.868X=X63=35.373X合成彎矩C斷面 =79.662X合成彎矩D斷面 =133.99X因為> , 所以D斷面為危險截面。=22.91MPa查表15-1得=60mpa,因為<,所以安全。§6軸承的選擇和校核 一、軸承的選擇和校核1軸軸承的選擇選擇軸軸承的一對6207軸承，查機械手冊軟件版

31、校核軸承，軸承使用壽命為15年，每年按300天計算。2根據(jù)滾動軸承型號，查出和。Cr=25500NCor=15200N3校核軸軸承是否滿足工作要求（1）畫軸的受力簡圖。（2）求軸承徑向支反力、（a）垂直平面支反力、= =1657.674N=2051.427N（b）水平面支反力、=80.574N=561.47N（c）合成支反力、=1659.631N=2126.876N（5）計算軸承的當量載荷、由于Fa=0查1 表13-5 ：X11.41,Y10查1表13-6取載荷系數(shù) 1.1P1fPFr1=1.1×1659.631=1825.5941N查1 表13-5 ：X21,Y20P2fPFr21

32、.1×2126.876=233.95636N（6）校核所選軸承由于兩支承用相同的軸承，故按當量動載荷較大的軸承P2計算，查1表13-6取載荷系數(shù) 1 ，查1表13-4取溫度系數(shù) 1 ，計算軸承工作壽命：=73093.9h>(16×300×15)h=72000h結論：所選的軸承滿足壽命要求。§7鍵聯(lián)接的選擇和校核一、軸大齒輪鍵1鍵的選擇選用普通 圓頭平鍵 A型,軸徑d=40mm ,查1表6-1，得寬度b=12mm,高度h=8mm, 2鍵的校核鍵長度小于輪轂長度且鍵長不宜超過，前面算得大齒輪寬度 45 ,根據(jù)鍵的長度系列選鍵長L=36mm 。(查1表6

33、-1)鍵，軸，輪轂的材料都為鋼，查16-2得許用擠壓應力p=100120Mpa,取p=100Mpa.鍵的工作長度 =Lb=3612=24mm,鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.5×8=4mm由式16-1得p=51.67Mpa所以所選用的平鍵強度足夠。§9減速器的潤滑、密封和潤滑牌號的選擇一、傳動零件的潤滑1齒輪傳動潤滑因為齒輪圓周速度，故選擇浸油潤滑。2滾動軸承的潤滑因為I軸II軸齒輪圓周速度v>2m/s,滾動軸承采用油潤滑而III軸的齒輪圓周速度v<2m/s,由于第一軸選用了油潤滑,故也用油潤滑,但由于齒輪不能飛濺潤滑,故要用刮油板把油從三軸大齒輪邊引到

34、槽從而達到潤滑軸承目的。二、減速器密封1.軸外伸端密封I軸：與之組合的軸的直徑是25mm，查2表15-8P143，選d=25mm氈圈油封II軸：無需密封圈III軸：與之配合的軸的直徑是45mm，查2表15-8P143，選d=45mm 選氈圈油封2.箱體結合面的密封軟鋼紙板§10減速器箱體設計及附件的選擇和說明一、箱體主要設計尺寸名稱計算依據(jù)計算過程計算結果箱座壁厚0.025*123+36.0758箱蓋壁厚×8=0.8x8=6.48箱座凸緣厚度1.5×812箱蓋凸緣厚度1.5×812箱座底凸緣厚度2.5×820地腳螺栓直徑0.036a+12=0.

35、036x123+12=16.428查3表3P2620地腳螺釘數(shù)目4軸承旁聯(lián)接螺栓直徑0.75×20=1516箱蓋與箱座聯(lián)接螺栓直徑0.5x20=1010聯(lián)接螺栓d2的間距查3表3P26150200160軸承端蓋螺釘直徑查3表3P26(0.4-0.5)df0.4x20=88定位銷直徑（0.70.8）×108、至外箱壁距離查3表4262216、至凸緣邊緣距離查3表42414軸承旁凸臺半徑10凸臺高度作圖得到h=54軸承座寬度8+22+20+555大齒輪頂圓與內箱壁距離1.2×8=9.610齒輪端面與內箱壁距離101510箱蓋、箱昨筋厚、0.85×86.86.8軸承端蓋外徑62+5×8=10272+5×8=112100+5×8=130102112130軸承旁聯(lián)接螺栓距離102112130二、附屬零件設計1窺視孔和窺視孔蓋其結構見2表14-4p133,其尺寸選擇為：2.通氣塞和通氣器通氣器結構見2表14-9,p136 主要尺寸：M16x