一级蜗轮蜗杆减速器课程设计290.5%2.5
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减速器课程设计
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一级蜗轮蜗杆减速器课程设计290.5%2.5,减速器课程设计
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湖南工业大学 课 程 设 计 资 料 袋 机械工程 学院（ 系、部 ） 2007 2008 学年第 一 学期 课程名称 机械设计 指导 教师 汤迎红 职称 讲师 学生姓名 金 勇 专业班级 材料 051 学号 0540530123 题 目 蜗轮蜗杆 传动减速器 成 绩 起止日期 2007 年 12 月 31日 2008年 1月 13日 目 录 清 单 序号 材 料 名 称 资料数量 备 注 1 课程设计任务书 1份 2 课程设计说明书 1份 3 课程设计图纸 4张 0A 1张 4 5 6 nts nts 机械设计 设计说明书 蜗轮蜗杆 传动减速器 起止日期： 2007 年 12 月 31 日 至 2008 年 1 月 13 日 学生姓名 金 勇 班级 材料 05-1 学号 0540520123 成绩 指导教师 ( 签字 ) 机械工程 学院 2008 年 1 月 13 日 nts机械设计课程设计 1 目 录 一 、课程设计任务书 . 2 二、 传动方案 . 3 三、 选择电动机 . 3 四、计算传动装置的总传动比及其分配各级传动比 . 5 五、传动装置的运动和动力参数 . 5 六、确定蜗杆的尺寸 . 6 七、减速器轴的设计计算 . 9 八、 键联接的选择与验算 . 17 九、密封和润滑 . 18 十、铸铁减速器箱主要结构尺寸 . 19 十一、减速器附件的设计 . 20 十二、小 结 . 24 十三、参考文献 . 24 nts机械设计课程设计 2 一 、 课程设计任务书 2007 2008 学年第 1 学期 机械工程 学院（系、部） 材料成型及控制工程 专业 05-1 班级 课程名称： 机 械 设 计 设计题目： 蜗轮蜗杆 传动 减速器的设计 完成期限：自 2007 年 12 月 31 日至 2008 年 1 月 13 日共 2 周 内 容 及 任 务 一、 设计任务： 设计 蜗轮蜗杆 减速器 二、设计的主要技术参数： 带的圆周力 NF 500 ,带速 smv /5.2 ，滚筒直径mmD 300 。 （ 工作条件：三班制，使用年限 10 年，连续单向运转，载荷平稳，小批量生产，运输链速度允许误差为链速度的 5%。 ） 三、设计工作量 ： 说明书 1 份， A0 的装配图 1 张， A3 的零件图 3 张。 进 度 安 排 起止日期 工作内容 2007年 12月 31 日 -2008年 1月 4日 设计计算 减速器，并认真检验计算结果 2008年 1月 5日 -2008年 1月 10 日 完成 A0 的装配图 2008年 1月 11日 -2008年 1月 12日 完成 3张 A3 的零件图 2008年 1月 13日 整理说明书和图纸 主 要 参 考 资 料 1机械设计课程设计王大康，卢颂峰主编 北京工业大学出版社 2000 2机械设计课程设计金清肃主编 华中科技大学出版社 1995 3机械设计学基础孙建东主编 机械工业出版社 2004 4简明机械设计手册唐金松主编 上海科学技术出版社 1992 5机械设计濮良贵，纪名刚主编 高等教育出版社 2001 指 导 教 师（签字）： 年 月 日 系（教研室）主任（签字）： 年 月 日 nts机械设计课程设计 3 二 、 传动方案 我选择蜗轮蜗杆传动作为转动装置，传动方案装置如下： 三 、 选择电动机 1、电动机的类型和结构形式 按工作要求和工作条件，选用选用笼型异步电动机，封闭式结构，电压 380v，Y 型。 2、电动机容量 工作机所需功率wpKWFvpww30.196.01 0 00 5.25001 0 00 根据带式运输机工作机的类型，可取工作机效率 96.0w。 电动机输出功率dpwdpp 传动装置的总效率 433221 式中， 21 、 为从电动机至卷筒之间的各传动机构和轴承的效率。由表 10-2KWPw 3.1 nts机械设计课程设计 4 查得：联轴器效率 1 =0.99；轴承 2 =0.98；单级蜗杆传动3=0.95 卷筒轴滑动轴承 96.04 ,则 总效率 841.096.095.098.099.0 32 故 KWppwd 55.1841.0 30.1 电动机额定功率cdp依据 参数文献 2 表 19-1 选取电动机额定功率 KWpcd 2.23、电动机的转速 卷筒轴工作转速为 m in/2.159300 5.2100060100060 rD vn 由 参考文献 2 表 2-2 可知，单级蜗杆减速器一般传动比范围为 740 总动比合理范围为 407 ai。故电动机转速的可选范围为 min/63684.1114min/2.159)407( rrnin ad 初选同步转速分别为 1500r/m 和 3000r/m 的两种电动机进行比较如下表： 方案 电动机号 额定 功率kwPcd / 电动机转（ r/min） 电动机质量w/kg 参见价格 （元） 总传动比 i 同步 满载 1 Y100L1-4 2.2 1500 1430 38 800 8.98 2 Y90S-2 2.2 3000 2840 45 1000 17.8 由表中数据 可知两个方案均可行，但方案 1 传动比较小，传动装置结构尺寸较小。因此，采用方案 1，选定电动机 Y100L1-4。 4、 Y100L1-4 电动机的数据和外形，安装尺寸如小表 ： 型号 额定功率 （ KW） 转速（ r/min） 质量（ kg） 同步 满载 Y100L1-4 2 2 1500 1430 38 尺寸 H A B C D E F G K AB AD AC HD BB L 100 160 140 63 28 60 8 24 12 205 180 205 245 170 380 KWPd 55.1841.0 KWPcd 2.2 min/2.159 rn nts机械设计课程设计 5 电动机外形尺寸 ： 四 、 计算传动装置的总传动比及其分配各级传动比 传动装置总传动比 ： 由选定的电动机满载转速mn和工作机主轴的转速 n ，可得传动装置的传动比是： 98.82.15 914 30 nni m 所得 i 符合单级蜗杆减速器传动比的常用范围。 五 、传动装置的运动和动力参数 1、各轴转速 1n 为蜗杆的转速，因为和电动机用联轴器连在一起，其转速等于电动机的转速，则： m in/14301 rnn m 2n 为蜗轮的转速，由于和工作机连在一起，其转速等于工作主轴转速，则： m in/2.15 92 rnn 各轴输入功率 按电动机额定功率cdP计算各轴输入功率，设 1P 为蜗杆轴的功率， 2P 为蜗轮轴的功率，3P为工作机主轴的功率。则： KWPP cd 178.299.02.211 KWPP 028.298.095.0178.22312 98.8i min/14301 rn min/2.1592 rn KWPKWPKWP889.1028.2178.2321 nts机械设计课程设计 6 KWPP 889.196.098.099.0028.242123 2、各轴转矩 蜗杆轴的转矩 1T : mNnPT 692.141430 178.295509550111蜗轮轴上的转矩 2T : mNnPT 655.1212.159 028.295509550222工作机主轴上的转矩3T: mNnPT 316.1132.159 889.195509550 33 六 、确定蜗杆的尺寸 1、 选择蜗杆传动类型 根据 GB/T 10085-1988的推荐 ,采用渐开线蜗杆 (ZI). 2、 选择材料 考虑到蜗杆传动功率不大 ,速度只是中等 ,故蜗杆用 45刚 ;因希望效率要高些 ,耐磨性好些 ,故蜗杆螺旋齿面要求淬火 ,硬度为 45-55HRC.蜗轮用铸锡磷青铜110PSZC nu ,金属摸铸造 .为了节约贵重的有色金属 ,仅齿圈用青铜制造 ,而轮芯用灰铸铁 HT100制造 . 3、 按齿面接触疲劳强度进行设计 根据闭式蜗杆传动的设计准则 ,先按齿面接触疲劳强度进行设计 ,再校核齿根弯曲疲劳强度 .由式文献 1式 (11-12)计算传动中心矩 : 23 2 )(HE ZZKTa 蜗轮上的转矩 mNT 655.1212 确定载荷系数 K 因工作载荷较稳定，故取载荷分布不均系数 1K；由表参考文献 1的表 11-5选取使用系数 1AK ；由于转速不高，冲击不大，可取动载荷系数 05.1VK；则： 05.105.111 VA KKKK mNT 692.141mNT 66.1212mNT 32.113305.1K nts机械设计课程设计 7 确定弹性影响系数 EZ 因选用的是铸锡磷青铜蜗轮和钢蜗杆相配，故 21160aE MPZ 。 确定接触系数Z先假设蜗杆分度圆直径 d1和传动中心距 a 的比值为 0.35，从图参考文献 1 图11-18中可查得 9.2Z。 确定许用接触应力 H 根据涡轮材料为铸锡磷青铜 110PSZCnu，金属模铸造，蜗杆螺旋齿 面硬度 45HRC，可以从文献 1表 11-7中查得蜗轮的基本许用应力aH MP268 。 应力循环次数 82 1058.4163 0 0102.1 5 916060 hLjnN 寿命系数 62.01058.410887 HNK计算中心距 mma 934.99)166 9.2160(10655.12105.1 23 3 取中心距 a=100mm,因 i=8.98,故从文献 1 表 11-2 中取模数 m=3.15mm,蜗杆的分度圆直径 d1=35.5mm.这时 d1/a 为 0.355，从文献 1 图 11-18 中可查得接触系数80.2Z ，因为 ZZ ，因此以上结果可用。 4、 蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸 蜗杆 ： 轴向齿距 mmmPa 89.915.314.3 直径系数 mmq 27.11 齿顶圆直径 mmhddaa 8.4115.3125.352 111 齿根圆直径 mmhdd ff 94.27)15.32.015.31(25.352 111 分度圆导程角 051028 蜗杆轴向齿厚 mmmSa 95.415.314.32121 81058.4 N 62.0HNK mmdmmqmmPaa8.4127.1189.91 05102894.271mmd f mmS a 95.4 nts机械设计课程设计 8 蜗轮 ： 蜗轮的齿数 Z2=53；变位系数 X2=-0.3889； 验算传动比 83.865312 ZZi这时传动比误差为 %7.10 1 7.098.8 83.898.8 ，是允许的。蜗轮分度圆直径 mmmZd 95.1665315.322 蜗轮喉圆直径 mmhdd aa 25.17315.31295.1662 222 蜗轮齿根圆直径 mmhddff 39.15915.32.1295.1662 222 蜗轮咽喉母圆半径 mmdarag 3 7 5.1325.1 7 3211 0 021 22 5、 校核齿根弯曲疲劳强度 53.1 2212 FFaF YYmdd KT 当量齿数 03.7703.28c os53c os 332 ZZV根据 X2=-0.3889， ZV2=77.03，从文献 1图 11-19中可以查得齿形系数 YFa2=2.40。 螺旋角系数 7998.0140 03.2811401 Y许用弯曲应力 FNFF K 从文献 1 表 11-8 中查得由 110PSZCnu制造的蜗轮的基本许用应力aF MP56 。 寿命系数 506.01058.410986 FNKaF MP336.28506.056 aF MP09.207 9 9 8.040.215.395.1 6 65.35 1 2 1 6 5 505.153.1 弯曲强度是满足的。 mmd 95.1662 mmd a 25.1732 mmd f 39.1592 mmrg 375.132 03.77vZ 7998.0Y 506.0FNK aF MP34.28 aF MP09.20nts机械设计课程设计 9 6、 验算效率 )ta n ( ta n)96.095.0( v 已知 03.28051028 ；vv farctan；vf与 相对滑动速度 VS有关。 smndv s /01.303.28c o s100060 14305.35c o s100060 11 从参考文献 1 表 11-18 中用插入值法查得 02796.0vf， 6016.1v；代入式中求得 90.0 ，稍小于原估计值，因此不用重算。 7、 热平衡计算 蜗杆传动总效率 841.096.095.098.099.0 32433221 散热面积 A 288.1588.15 518.0100109109 maA 取传热系数 Cmwaw 2/15，取 Ct 20 ，从而可以计算出箱体工作温度 t CtAaPtw 57.6420518.015 )841.01(178.21000)882.01(1000 1 因为 CCt 8057.64 ，所以符合要求。 8、 精度等级公差和表面粗糙度的确定 七、 减速器轴的设计计算 1、 蜗杆轴的设计 由于蜗杆的直径很小，可以将蜗杆和蜗杆轴做成一体，即做蜗杆轴。 蜗杆上的转矩 mNT 545.141 。则作用于齿轮上的圆周力： NdTFF at 44.8195.3514545221121 轴向力： NdTFFta 38.145795.166121655222221 径向力： NaFFF trr 44.53020t a n38.1457t a n221 初步确定轴的最小直径 smvs /01.3 2518.0 mA Ct 57.64 NFNFat 38.1457 44.81911 NF r 44.5301 nts机械设计课程设计 10 先按文献 1 式 15-2 初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为 45 钢，调质处理。根据表 15-3，取 126A ，于是得 mmnPAd 50.141430 178.2126 3311m i n 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径 12d 。为 了使所选的轴的直径12d 与联轴器的孔径相适应，孤需同时选取联轴器型号。 联轴器的计算转矩1TKT Aca ，查文献 1 表 14-1，考虑到转矩变化很小，故取 5.1AK ，则： mmNTKT Aca 2 2 0 3 81 4 6 9 25.11 按照计算转矩caT应小于联轴器公称转矩的条件，查参考文献 2表 14-3，选用LT3 型弹性柱销联轴器，其公称转矩为 31500N mm。半联轴器的孔径 d1=16mm,故取 d12=16mm,半联轴器长度 L=42mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度 L1=30mm。 轴上零件的装配方案 蜗杆是直接和轴做成一体的，左轴承及轴承端盖从左面装，右轴承及右端盖从右面装。 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 为了满足半联轴器的轴向定位要求， 1-2轴段右段需制出一轴肩，故取 2-3段直径 d23=20mm;左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径 D=22mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度 L1=30mm，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 1-2段的长度应比 L1短一 些，现取 L12=28mm。 由已知条件知道工作时间为 10年，每年按 300 天计算，且每天三 班制工作，则大概总的工作时间为： hL h 720002430010 考虑最不利的情况，单个轴承所受的径向力为： NFF rr 22.2652 44.5302 11 向心轴承只承受径向载荷时 1rFP 由参考文献 1式 13-6a知基本额定动载荷 16 1 )1060(htp LnfPfC N 查表 13-4， 13-6 得 mmd 5.14min mNT ca 04.22hLh 72000 NF r 22.2651 nts机械设计课程设计 11 1tf 2.1pf NC 8 7 31)7 2 00 010 1 4 3060(1 44.5302.1 31016 从参考文献 2中查表 13-2得： 轴承型号 外形尺寸（ mm） 安装尺寸（ mm） 基本额定动载荷 Cr/kN 基本额定静载荷 Cr/kN 7000AC d D B da min Da max ra max 30 55 13 36 49 1 14.5 9.85 因此轴环处的直径 d34=d78=30mm,而 L78=18mm。右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。由手册上查得 6006型轴承轴 肩高度 h=6mm，因此，取 d67=d45=42mm。 所选轴承的外形如下图所示： 由已知可以取齿宽 b1=25mm，蜗杆齿顶圆直径为 45mm，齿根圆直径为 30mm，齿顶圆左端长 10mm，右端长 15mm。参考文献 1 表 15-2 取轴端倒角为 452 。 蜗杆轴的校核 NC 8731 nts机械设计课程设计 12 设蜗杆齿宽的法向中心线的有侧长为 L ，左侧的长度为 L ，则： mmLLLmmLmmL26817494 水平面的支承反力（图 a） NLLFFNLLFFthth42.2872689444.81902.53226817444.8191211垂直面的支承反力（图 b） mmLmmLmmL26817494 NFNFhh 42.287 02.53221 NFNFmNMvva53.8991.44087.2521nts机械设计课程设计 13 NLMLFFNLLFMFmmNdFMarvravaa53.892685.25 8 689444.53091.44026817444.5305.25 8 6850.25 8 6825.3538.14 5 72121111绘水平面的弯矩图 mmNLFM hh 88.500099428.5251 绘垂直面的弯矩图 mmNLFMmmNLFMvvvv 22.1557817453.89 54.414459491.4402211 绘合成弯矩图 mmNMMMmmNMMMvhvh04.5 2 3 8 022.1 5 5 7 888.5 0 0 0 968.6 4 9 5 154.4 1 4 4 588.5 0 0 0 9222222222121 该轴所受扭矩为 mmNT 146921 按弯扭合成应力校核轴的强度 由图可知轴承 上截面 C 为危险截面，根据文献 1 式（ 15-5）及以上数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取 =0.6，轴的计算应力 M P aM P aWTMca 66.145.351.0146926.068.649513222121 前已选定轴的材料为 45 钢，调质处理，由文献 1 表 15-1 查得 MPa60 1 。因此ca0.07d，故取 h=4mm，则轴环直径 d56=60mm。轴环宽大于等于 1.4h，则取 L56=8mm。同时取 L23=50mm， L34=20mm,L45=32mm， L67=18mm。 所选轴承的外形如前面所选轴承图所示。 蜗轮轴的校核 设蜗轮齿宽的法向中心线的有侧长为 L ，左侧的长度为 L ，则： mmLLLmmLmmL27218191 水平面的支承力： NL LFF th 8.969272 18138.145721 垂直面的支承反力 : NL LFF th 58.487272 9138.1 4 5722 NLMLFFNLLFMFmmNdFMarvravaa02.7427275.68 4029144.53046.60427218144.53075.68 40275.68 402295.16644.8192222122绘水平面的弯矩图： mmLmmLmmL27218191 NFh 8.9691 NFh 58.4872 NFNFmNMvva02.7446.6044.6821mNM h 3.88 mNMmNMvv 13401.5521nts机械设计课程设计 16 mmNLFM hh 8.88251918.9691 绘垂直面的弯矩图： mmNLFMmmNLFMvvvv 62.1 3 3 9 718102.74 86.5 5 0 0 59141.6042211 绘合成弯 矩图： mmNMMMmmNMMMvhvh96.89262)62.3397(8.882515.10399086.550058.88251222222222121 该轴所受扭矩为： mmNT 12 16 552 按弯扭合成应力校核轴的强度 由图可知轴承上截面 C 为危险截面，根据文献 1 式（ 15-5）及以上数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取 =0.6，轴的计算应力 M P aM P aWTMca 05.13461.01216556.05.1039903222121 前已选定轴的材料为 45 钢，调质处理，由文献 1 表 15-1 查得 MPa60 1 。因此ca 1 ，故安全。 由于轴的最小直径是按扭转强度很宽裕地确定的，由蜗杆轴受力情况知截面 C处应力最大，但其轴径也较大，且应力集中不大，各处应力集中都不大，故蜗杆轴疲劳强度不必校核。 mNMmNM26.8910421aca MP05.13nts机械设计课程设计 17 八、 键联接的选择与验算 1、 选择键联接的类型和尺寸 本设计中有三处要求使用键联接，一处为减速器输入轴（蜗杆）的联轴器处，设置在蜗杆上的键标此处为键 1 此处轴的直径 d1=16mm。一处是减速器输出轴（蜗轮轴）的联轴器处，设置在蜗轮轴上的键标此处为键 2 此处轴的直径 d2=30mm。另一处是蜗轮与 蜗轮轴的联接，标记此处的键为键 3 此处轴的直径 d3=45mm。一般 8 级以上的精度要有定心精度的要求，所以选择用平键联接，由于只是联接的是两根轴，故选用圆头普通平键（ A）型。而键 3 的蜗轮在轴的中间，所以也选择圆头普通 平键（ A）型。 根据以上的数据，从文献 1 表 6-1 中查得键 1 的截面尺寸为：宽度 b=5mm，高度 h=5mm。由联轴器的标准并参考键的长度系列，可以确定取此键的长度L=20mm（比伸入到联轴器的深度短一些）。查得键 2 的截面尺寸为：宽度 b=8mm，高度 h=7mm。同理取此键的长度 L=50mm。查得键 3 的截面 尺寸为：宽度 b=14mm，高度 h=9mm。由轮毂的宽度并参考键的长度系列，取该键的键长 L=28mm。 2、 校核键联接的强度 键 1 处键、轴和联轴器的材料是钢和铸铁，且属于静联接由文献 1 的表 6-2 查得许用挤压应力为 p=120-150MPa,取其平均值， p=135MPa。 键的工作长度为 l=L-b=25mm-5mm=20mm，键与轮毂的键槽的接触高度为ap MP36.36ap MP17.55ap MP82.85nts机械设计课程设计 18 k=0.5h=0.5 5mm=2.5mm。由文献 1 的式 6-1 可得 apap MPMPk ldT 13536.3616205.2 10545.142102 331 可见联接的挤压强度满足，即该键可以正常工作。 键 2 处键、轴和 蜗轮的材料是钢和铸铁，且属于静联接由文献 1 的表 6-2 查得许用挤压应力为 p=120-150MPa,取其平均值， p=135MPa。键的工作长度为 l=L-b=50mm-8mm=42mm，键与轮毂的键槽的接触高度为 k=0.5h=0.57mm=3.5mm。由文献 1 的式 6-1 可得 app MPk ldT 13517.5530425.3 10655.1212102 332 可见联接的挤压强度满足，即该键可以正常工作。 键 3 处键、轴和联轴器的材料是钢和铸铁，且属于静联接由文献 1 的表 6-2 查得许用挤压应力为 p=120-150MPa,取其平均值， p=135MPa。 键的工作长度为 l=L-b=28mm-14mm=14mm，键与轮毂的键槽的接触高度为k=0.5h=0.5 9mm=4.5mm。由文献 1 的式 6-1 可得 app MPk ldT 13582.8545145.4 10655.1212102 332 可见联接的挤压强度满足，即该键可以正常工作。 自此减速器中的所有的键均以校核完毕，所有的键均满足使用要求。 键的外型图和键槽的安装图： dtbhd - td + tt1hbLR = b / 2九、 密封和润滑 由于本 设 计蜗杆减速器 用的是钢蜗杆配青铜蜗轮，参考文献 1 表 11-20，选择L-CKE320 型号 用油，对于蜗杆的给油方式，根据蜗杆的相对滑动速度以及载荷类型选择，本设计的蜗杆减速器蜗杆的相对滑动速度为 4.8m/s 内，且采用的是闭式传动，传动载荷中等，根据文献 1 表 11-21 蜗杆传动的润滑油粘度推荐值及给油方式，选择油池润滑。关于蜗杆传动的润滑油量，由于采用的是闭式蜗杆传动，搅油损耗不是太大，且采用的是蜗杆下置式的传动，所以浸油深度应为蜗杆的一个齿高。蜗轮的润滑主要凭借蜗杆的带油作用来进行润滑。 对于轴承的润滑，蜗杆轴承采 用浸油润滑。同时蜗轮轴承润滑采用刮油板刮mmH 137 mmh 86.13 mmh mmh 86.43 86.13 nts机械设计课程设计 19 蜗轮上的油通过箱体上的油槽润滑。另外在安装的时候，也应该对轴承的润滑进行良好处理，应该用润滑油脂进行充分的润滑。 对于轴承的密封设计采用了轴承端盖还在其中加入了密封圈。蜗杆轴承端一边用闷端盖，一边用唇形密封圈。蜗轮轴轴承一边用闷端盖，一边用毡圈。整个箱体是密封的。 十、 铸铁减速器箱主要结构尺寸 1、 箱座高度 mmHmmdmmddHfaa1372030225.17339.15925.173)5030(22272齿高为： mmddhfa 86.1339.15925.17322 则齿轮浸油深度 mmhh 86.13 符合条件齿轮浸油深度大于 10mm的要求。 总的油深 mmhh 86.4330 箱体内储油宽度大约为 mm9722057 箱体内储油长度大约为 mmddaa 2 4 53025.1 7 38.413021 则储藏的油量 33.104286.4324597 cmQ 单级减速器每传递 1kw的功率所需的油量： .700350 3cm 7004.5133504.51303.2 3 cmQQ 符合要求 。 2、箱体的刚度设计 从参考文献 2 表 4-1，表 4-2 可得下表： 名称 符号 蜗轮蜗杆减速器尺寸 选用 箱座壁厚 8304.0 a 8 箱盖壁厚 1 885.0 8 箱盖凸缘厚度 1b 15.1 12 箱座凸缘厚度 b 5.1 12 箱座底凸缘厚度 2b 5.2 20 33.1042 cmQ 34.513 cmQ nts机械设计课程设计 20 地脚螺钉直径 fd12036.0 a 16M 地脚螺钉数目 n 4 轴承旁联结螺栓直径 1d fd75.012M 盖与座联结螺栓直径 2d fd)6.05.0(10M 联结螺栓 2d 间距 l 200150 160 轴承端盖螺钉直径 3dfd)5.04.0(8M 视孔盖螺钉直径 4d fd)4.03.0(6M 定位销直径 d fd)8.07.0(8 21, dddf至外箱壁距离 1C 22、 18、 16 2,ddf至凸源边缘距离 2C 20、 14 轴承旁凸台
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