机械设计基础课程设计-带式运输机的传动装置二级圆柱齿轮减速器设计

课程设计说明书课程名称机械设计基础课程设计设计题目带式运输机的传动装置院系机械工程系学生姓名学号专业班级07级机械设计制造及其自动化（2）班指导教师2010年03月08日目录一课程设计任务书3二设计步骤41传动装置总体设计方案42电动机的选择43确定传动装置的总传动比和分配传动比64计算传动装置的运动和动力参数75设计V带和带轮86齿轮的设计107滚动轴承和传动轴的设计158键联接设计299箱体结构的设计3010润滑密封设计3211联轴器设计32三设计小结32四参考资料32一课程设计任务书设计题目二级圆柱齿轮减速器学生姓名所在院系机械工程系专业、年级、班07级机械设计制造及其自动化（2）班设计要求输送机连续工作，单向运转，载荷较平稳，两班制工作，使用期限10年，小批量生产。允许输送带速度误差为。原始数据如下输送带拉力F22KN输送带速度V17M/S滚筒直径D300MM学生应完成的工作1编写设计计算说明书一份（60008000字）。2减速器部件装配图一张A1；3绘制零件图23张。参考文献阅读1宋宝玉机械设计课程指导书北京高等教育出版社2濮良贵，纪名刚机械设计北京高等教育出版社，20036陈铁明机械设计课程设计图册（第二版）北京高等教育出版社，20094谭建荣，张树有，陈国栋，施岳定图学基础教程北京高等教育出版社，20065毛淮平互换性与测量技术基础北京机械工业出版社，20096孙恒,陈作模，葛文杰北京高等教育出版社，2006工作计划1设计准备工作1天2总体设计及传动件的设计计算2天3装配草图及装配图的绘制5天4零件图的绘制1天5编写设计说明书1天任务下达日期2009年3月8日任务完成日期2009年3月22日指导教师（签名）学生（签名）11111、传动装置总体设计方案2、电动机的选择1）选择电动机二设计步骤1）外传动机构为V带传动。2）减速器为一级展开式圆柱齿轮减速器。3方案简图如上图4）该方案的优缺点该工作机有轻微振动，由于V带有缓冲吸振能力，采用V带传动能减小振动带来的影响，并且该工作机属于小功率、载荷变化不大，可以采用V带这种简单的结构，并且价格便宜，标准化程度高，大幅降低了成本。减速器部分一级圆柱齿轮减速，这是一级减速器中应用最广泛的一种。原动机部分为Y系列三相交流异步电动机。总体来讲，该传动方案满足工作机的性能要求，适应工作条件、工作可靠，此外还结构简单、尺寸紧凑、成本低传动效率高。2、电动机的选择1）选择电动机的类型按工作要求和工作条件选用Y系列三相笼型异步电动机，全封闭自扇冷式结构，电压380V。20FNSMV713D的类型2）选择电动机的容量3）确定电动机转速2）选择电动机的容量工作机的有效功率为VPWF从电动机到工作机传送带间的总效率为54321由机械设计课程设计指导书表91可知V带传动效率096滚动轴承效率099（球轴承）12齿轮传动效率097（7级精度一般齿轮传动）3联轴器传动效率099（弹性联轴器）4卷筒传动效率0965所以电动机所需工作功率为WPD3）确定电动机转速按表92推荐的传动比合理范围，一级圆柱齿轮减速器传动比304I而工作机卷筒轴的转速为DVNW所以电动机转速的可选范围为4301825MIN4320MINDWNIRR符合这一范围的同步转速有750、1000、1500和3000IR四种。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量及价格等因素，为使传动装置MIR结构紧凑，决定选用同步转速为1500的电动机。INR根据电动机类型、容量和转速，由机械设计课程设计指导书表141选定电动机型号为Y100L24。其主要性能如下表435WPK0859435DPKW10825MINWNR选定电动机型号S4132Y3、计算传动装置的总传动比和分配传动比（1）总传动比I2分配传动比电动机型号额定功率/KW满载转速/R/MIN额定转矩启动转矩额定转矩最大转矩S4132Y5514402222电动机的主要安装尺寸和外形如下表3计算传动装置的总传动比并分配传动比I1总传动比为WMNI2分配传动比II考虑润滑条件等因素，初定3I4中心高外型尺寸L（AC/2AD）HD底脚安装尺寸AB地脚螺栓孔直径K轴伸尺寸DE装键部位尺寸FGD132515280315216178183880108132I3I44计算传动装置的运动和动力参数1）各轴的转速2）各轴的输入功率3）各轴的输入转矩4计算传动装置的运动和动力参数1各轴的转速I轴140MINMNRII轴8IIIII轴10INNRI卷筒轴8MIW2各轴的输入功率I轴435DPKII轴1276WIII轴301K卷筒轴429P卷3）各轴的输入转矩电动机轴的输出转矩为DTI64951028510DMPTNMNI轴4DII轴1253910TIIII轴5362NM卷筒轴42卷将上述计算结果汇总与下表，以备查用。轴名功率P/KW转矩T/NMM转速N/R/MIN传动比I效率I轴43542851014403096140MINR8IR10NW435PKW17640K39PW卷5设计V带和带轮1确定计算功率CAP2选择V带类型3确定带轮的基准直径并1D验算带速II轴4176453910480444096III轴401526108卷筒轴393531010810985设计V带和带轮电动机输出功率，转速，带传动传动比4DPKWMIN1401RNMI3，每天工作16小时。1确定计算功率CA由机械设计表87查得工作情况系数，故21AK52CAADPKKW2选择V带类型根据，由机械设计图811可知，选用A型带CA1N3确定带轮的基准直径并验算带速1D1初选小带轮基准直径1由机械设计表86和88，选取小带轮基准直径，而140DM，其中H为电动机机轴高度，满足安装要求。1322DHM2验算带速V10560DNS因为，故带速合适。MVS353计算大带轮的基准直径DI42012根据机械设计表88，选取，则传动比，240DM2186DI52CAPKW选用A型带140DM105VMS240D选取240DM4确定V带的中心距和A基准长度DL5验算小带轮上的包角16计算带的根数Z从动轮转速124053MIN86NRI4确定V带的中心距和基准长度ADL1由式得27021210DD，取038A08AM2计算带所需的基准长度DL21012202469DDDLAA由机械设计表82选取V带基准长度50DLM3计算实际中心距A008152DLMMAX39DIN01578L5验算小带轮上的包角2115738016790DDA6计算带的根数Z1计算单根V带的额定功率RP由和，查机械设计表84A得140DM140MINN027PKW根据，和A型带，查机械设计表84B得INR3KWP70查机械设计表85得，查表82得，于是950K109LK027RLPKW08AM250DLM81AMX905IN7257RPKW7计算单根V带的初拉力的最小值MIN0F8计算压轴力P9带轮的结构设计6齿轮的设计1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数2初2计算V带的根数Z284061CARP取2根。7计算单根V带的初拉力的最小值MIN0F由机械设计表83得A型带的单位长度质量，所以MKGQ1020MIN253CAKPFVNZ应使带的实际初拉力。MIN08计算压轴力P压轴力的最小值为1MIN0MIN2S8392PFZN9带轮的结构设计小带轮采用实心式，大带轮为腹板式，由单根带宽为13MM，取带轮宽为35MM。6齿轮的设计1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数1按简图所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。2运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度GB1009588。3材料选择。由机械设计表101选择小齿轮材料为45钢（调质），硬度为280HBS，大齿轮为45钢（正火），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。4选小齿轮齿数，则大齿轮齿数19Z2184ZI2初步设计齿轮主要尺寸1设计准则先由齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校核。2按齿面接触疲劳强度设计，即23112HEDTZUKTD2Z0MIN213FNMIN839PFN选用直齿圆柱齿轮传动7级精度小齿轮材料45钢（调质）大齿轮材料45钢正火19Z284步设计齿轮主要尺寸1确定公式内的各计算数值试选载荷系数。31TK计算小齿轮传递的转矩54129090PTNMN由机械设计表107选取齿宽系数。1D由机械设计表106查得材料的弹性影响系数。218MPAZE由机械设计图1021D按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限；大齿轮的接触疲劳强度极限。MPAH601LIMH502LIM计算应力循环次数91216820HNNJL237I由机械设计图1019取接触疲劳寿命系数；。1095HNK2105HN计算接触疲劳许用应力取失效概率为1,安全系数S11LIM0956570HNKMPAS2LI2A2计算试算小齿轮分度圆直径，代入中较小的值。TD1H2312493ETDKTZUDM计算圆周速度。V123860TNMS计算齿宽。B1493TDM28VS493BM1493DTBM计算齿宽与齿高之比HB模数1259TTDMZ齿高84THM49325B计算载荷系数根据，7级精度，由机械设计图108查得动载系数；138VMS1VK直齿轮，；1FHK由机械设计表102查得使用系数；1AK由机械设计表104用插值法查得7级精度、小齿轮相对支撑对称分布时，；310HK由，查机械设计图1013得842BH310HK125FK故载荷系数4AVH按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径31508TTTKDM计算模数12678TMZ3按齿根弯曲强度设计842BH14K508TDM2378弯曲强度的设计公式321FSADYZKTM1确定公式内的各计算数值由机械设计图1020C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大MPAFE501齿轮的弯曲强度极限；MPAFE3802由机械设计图1018取弯曲疲劳寿命系数，；108FNK28FN计算弯曲疲劳许用应力；取弯曲疲劳安全系数S14，有1306FNEKMPAS2289FE计算载荷系数；K1375AVF查取齿形系数；由机械设计表105查得；128FAY21FAY查取应力校正系数；由机械设计表105查得；154SA27SA计算大、小齿轮的并加以比较；FAY1046FASY2FAS大齿轮的数值较大。设计计算1375KM213219FASDYKTMMZ对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度M计算的模数，由于齿轮的模数的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘积）有关，可取由弯曲强度算得的模数19并就近圆整为标准值，按接触强度算得的分2度圆直径，算出小齿轮齿数251MDZ大齿轮齿数，取。21Z这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。4几个尺寸计算1计算分度圆直径MZD501222计算中心距1236DAM3计算齿轮宽度DB501取，。MB502MB5结构设计及绘制齿轮零件图首先考虑大齿轮，因齿轮齿顶圆直径大于160MM，而又小于500MM，故以选用腹板式结构为宜。其他有关尺寸按机械设计图1039荐用的结构尺寸设计，并绘制大齿轮零件图如下。其次考虑小齿轮，由于小齿轮齿顶圆直径较小，若采用齿轮结构，不宜与轴进行251Z2MD5012136AMB502M17滚动轴承和传动轴的设计一轴的设计安装，故采用齿轮轴结构，其零件图见滚动轴承和传动轴的设计部分。7滚动轴承和传动轴的设计一轴的设计输出轴上的功率、转速和转矩PNT由上可知，KW162108MIR523610NM求作用在齿轮上的力因已知低速大齿轮的分度圆直径212DZ而28TTFNTAN745COSR0AF初步确定轴的最小直径材料为45钢，正火处理。根据机械设计表153，取，于是10A218TFN745RF0A，由于键槽的影响，故3MIN067PDAMMININ10378DM输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径。为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。D联轴器的计算转矩，查机械设计表141，取，则TKACA51AK53410NM按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查手册，选用LH3型弹性柱销联轴器，CAT其公称转矩为。半联轴器的孔径，故取，半联630NM2D42DM轴器长度，半联轴器与轴配合的毂孔长度12L84L轴的结构设计1根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1为了满足办联轴器的轴向定位要求，段右端需制出一轴肩，故取段的直径；左端用轴端挡圈定位。半联轴器与轴配合的毂孔长度48DM，8L为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故段的长度应比L略短一些，现取82LM2初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用角接触球轴承。按照工作要求并根据，查手册选取单列角接触球轴承7011AC，48D其尺寸为，故；而5901DDB5DMIN367DM42DM48DM82L选取单列角接触球轴承7011AC5DM18L60D。18LM3取安装齿轮处的轴端的直径；齿轮的左端与左轴承之间采60DM用套筒定位。已知齿轮轮毂的跨度为50MM，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴端应略短于轮毂宽度，故取。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度L47，故取，则轴环处的直径。轴环宽度，取DH07HM68DHB41。6L4轴承端盖的总宽度为由减速器及轴承端盖的结构设计而定。根据轴承20端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离，故。30LM5LM5取齿轮距箱体内壁的距离，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴14A承位置时，应距箱体内壁一段距离，取，已知滚动轴承宽度，SM018TM大齿轮轮毂长度，则L504718435LTSA至此，已初步确定了轴的各段和长度。2轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按由机械设计表61D查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为，同时为了保MHB81245M证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配额为；同样，半联轴67NH器与轴的连接，选用平键为，半联轴器与轴的配合为。滚动14970K轴承与轴的周向定位是由过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为。6M3确定轴上圆角和倒角尺寸参考机械设计表152，取轴端圆角。452求轴上的载荷ML4768DL50LM45LM首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取值。对于7011AC型角接触球轴承，由手册中查得。因此。作为简支A26AM梁的轴的支撑跨距。根据轴的计算简图做出轴的弯矩234182LM图和扭矩图。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面。现将计算处的截面C处的、及的值列于下表。HMV载荷水平面H垂直面V支反力F12064,1064NHNF12387,387NVNF弯矩M3HM125,15,VVMMM总弯矩，1462N2463N扭矩T510T按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面C）的强度。根据上表数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴60的计算应力22169CAMTPAW前已选定轴的材料为45钢，正火处理，由机械设计表151查得P51因此，故安全。1CA精确校核轴的疲劳强度1判断危险截面截面A，,B只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕确定的，所以截面A,B均无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面和处过盈配合引起的应力集中最严重；从受载的情况来看，截面C上的应力最大。截面的应力集中的影响和截面的相近，但截面不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必做强度校核。截面C上最然应力最大，但应力集中不大（过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端），而且这里轴的直径最大，故截面C也不必校核。截面显然更不必校核。由机械设计第三章附录可知，键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需校核截面左右两侧即可。2截面左侧抗弯截面系数3330150167WDM抗扭截面系数22T截面左侧的弯矩为M1439815N截面上的扭矩为T52630M截面上的弯曲应力19BMPAW截面上的扭转切应力7098TA轴的材料为45钢，正火处理，由机械设计表151得，MPA590B，。MPA251PA140截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按机械设计附表32查取。因，经差值后可查得0365RD21094DD，3又由机械设计附图31可得轴的材料的敏性系数为，80Q5Q故有效应力集中系数为1182K7Q由机械设计附图32的尺寸系数；由附图33的扭转尺寸系数0084轴按磨削加工，由附图34得表面质量系数为92轴未经表面强化处理，即，则综合系数为1Q12687KK5查手册得碳钢的特性系数，取20110，取10505于是，计算安全系数值，则CAS179AMK124AS2351CAS故可知其安全。3截面右侧抗弯截面系数333016021WDM抗扭截面系数24T截面右侧的弯矩为M1439815N截面上的扭矩为T52360M截面上的弯曲应力917BMPAW截面上的扭转切应力5486TA过盈配合处的，由附表38用插值法求出，并取，于是得KK80，310K24K轴按磨削加工，由附图34得表面质量系数为092故得综合系数为13KK2567所以轴在截面右侧的安全系数为1872AMSK1956A21CASS故该轴在截面右侧的强度也是足够的。绘制轴的工作图，如下二齿轮轴的设计二齿轮轴的设计输出轴上的功率、转速和转矩PNT由上可知，4176KW480MIR453910NM求作用在齿轮上的力因已知低速大齿轮的分度圆直径MZD5021而3161TTFNTAN804COSR0AF初步确定轴的最小直径材料为45钢，正火处理。根据机械设计表153，取，于是150A，由于键槽的影响，故3MIN0265PDAMMININ3246DM输出轴的最小直径显然是安装带轮处的直径，取，根据带轮结构D25M和尺寸，取。ML35齿轮轴的结构设计1根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1为了满足带轮的轴向定位要求，段右端需制出一轴肩，故取段的直径；29DM2初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用角接触球轴承。按照工作要求并根据，查手册选取单列角接触球轴承7007AC，29DM其尺寸为，故；而BDD1463535DM。27LM3由小齿轮尺寸可知，齿轮处的轴端的直径，4。轴肩高度，故取，则轴环处的直径L5DH07MH3。轴环宽度，取。41DMB41LL64轴承端盖的总宽度为由减速器及轴承端盖的结构设计而定。根据轴承2端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离，故。30LL505取齿轮距箱体内壁的距离，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴1AM承位置时，应距箱体内壁一段距离，取，已知滚动轴承宽度，S5014TM，则14630LTSALM至此，已初步确定了轴的各段和长度。2轴上零件的周向定位带轮与轴的周向定位均采用平键连接。按由机械设计表61查得平键截面D，键槽用键槽铣刀加工，长为。滚动轴承与轴的周向定位是87BHM28M由过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为。63确定轴上圆角和倒角尺寸参考机械设计表152，取轴端圆角。452求轴上的载荷首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取值。对于7008AC型角接触球轴承，由手册中查得。因此。作为简支AMA13梁的轴的支撑跨距。根据轴的计算简图做出轴23452904LM的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面。现将计算处的截面C处的、及的值列于下表。HMV载荷水平面H垂直面V支反力F1208,108NHNF12403,403NVNF弯矩M4675HM1275,175,VVMMM总弯矩，19249扭矩T530TN三滚动轴承的校核按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面C）的强度。根据上表数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴60的计算应力221478CAMTPAW前已选定轴的材料为45钢，正火处理，由机械设计表151查得P51因此，故安全。1CA三滚动轴承的校核轴承的预计寿命HLH5840362810计算输入轴承1已知，两轴承的径向反力48MINNR1279RFN由选定的角接触球轴承7007AC，轴承内部的轴向力RS63012063742SRFFN2因为，所以21SASF0A故，74AN274ASN3，查手册可得6301R63R680E由于，故EFA0,1YX,故R224计算当量载荷、1P由机械设计表136，取，则1PF1148PRAFXFYN22RP5轴承寿命计算由于，取，角接触球轴承，取，21148N31TF查手册得7007AC型角接触球轴承的，则185RC60760THHFLHLNP故满足预期寿命。计算输出轴承1已知，两轴承的径向反力108MINNR123RFN由选定的角接触球轴承7007AC，轴承内部的轴向力RS60126371SRFFN2因为，所以SA0A故，17AS23AS3，查手册可得630RF6RF680E由于，故EA10,1YX8键联接设计,故EFRA20,12YX4计算当量载荷、1P由机械设计表136，取，则5PF111387PRAFXFYN22RP5轴承寿命计算由于，取，角接触球轴承，取，2113587N31TF查手册得7006AC型角接触球轴承的，则570RCKN67013THHFLHLNP故满足预期寿命。8键联接设计带轮与输入轴间键的选择及校核轴径，轮毂长度，查手册，选A型平键，其尺寸为25DMML35，GB/T109520038B7H28现校核其强度,，0LB4910TNM2HK3262PKLDMPA查手册得，因为，故键符合强度要求。MPAP10P输出轴与齿轮间键的选择及校核轴径，轮毂长度，查手册，选A型平键，其尺寸为6DMML47，GB/T1095200318B1H5现校核其强度,，2LB536210TNM2HKPKLDMPA查手册得，因为，故键符合强度要求。MPAP10P9箱体结构的设计输出轴与联轴器间键的选择及校核轴径，轮毂长度，查手册，选A型平键，其尺寸为42DM84LM，GB/T109520038BH70现校核其强度,，62LB5310TNM2HK72PKLDMPA9箱体结构的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76HS1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大于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633机体结构有良好的工艺性铸件壁厚为8MM，圆角半径为R5。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M8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，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F吊钩在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运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83025A8箱盖壁厚118箱盖凸缘厚度BB12箱座凸缘厚度512箱座底凸缘厚度2220地脚螺钉直径FD1036ADFM18地脚螺钉数目N查手册4轴承旁联接螺栓直径1F751M14机盖与机座联接螺栓直径2D（0506）2DFDM12轴承端盖螺钉直径3（0405）3FM10M8视孔盖螺钉直径4D（0304）4DFDM8定位销直径（0708）210，FD1至外机壁21C查机械设计课程设计指导书表4224201810润滑密封设计11联轴器设计距离，至凸FD2缘边缘距离2C查机械课程设计指导书表4