机械设计基础课程设计任务书

1、机械设计基础课程设计任务书设计题目：两级（展开式）圆柱齿轮减速器系别：机械工程系班级：姓名：学号：指导教师： 日期:一、设计任务书二、传动方案分析三、电机的选择四、传动比分配五、运动及动力参数计算六、带传动的设计七、齿轮转动的设计八、轴的结构设计及计算九、滚动轴承的选择及寿命十、 键的选择及强度计算十一、联轴器的选择十二、箱体的结构设计十三、密圭寸件，润滑剂及润滑方式的选择十四、设计小结十五、参考文献3、设计任务书1、设计题目：设计用于热处理车间零件清洗设备的两级展开式圆柱齿轮减速器注：连续单向运转，工作时有轻微震动，使用期限为8年，两班制工作（16小时/每天）。速度允许误差为5%。2、原始数

2、据：参数题号12345678910输送带工作速度（m/s）0.630.750.850.80.80.70.730.750.750.9滚筒直径D/mm300330350350380300360320360380输送带主动轴转矩/（ N.m）7006706509501050900660900900950注：本组按第6组数据进行设计计算3、设计任务:应完成：' 30页设计说明书1份 减速器装配图1张（A0/A1） 零件工作图2张4设计步骤及内容:1. 传动装置总体设计方案2. 电动机的选择3. 确定传动装置的总传动比和分配传动比4. 计算传动装置的运动和动力参数5. 齿轮的设计6. 滚动轴承和

3、传动轴的设计7. 键联接设计8. 箱体结构设计9润滑密封设计10.联轴器设计1. 传动装置总体设计1. 组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。2. 特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀， 要求轴有较大的刚度。3. 确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，将V带设置在高速级其传动方案如下：5（传动装置总体设计图）二、传动方案分析已知:已知输送带工作速度为0.7m/s，滚筒直径为300mm,输送带 主动轴扭矩为900N.m。连续单向运转，工作时有轻微振动，使用期 限为8年。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

4、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 幅度降低了成本。减速器部分用两级圆柱齿轮减速器。计算与说明三、电机的选择1. 传动装置的总效率a42=! 24 32 4 = 0.95 0.990.970.99=0.851为V带的效率，2为四对滚动轴承的效率,3为每对齿轮啮合的效率，4为联轴器的效率，2.卷筒的转速 nw =60>M000v =45r/min兀DTnw9550900 459550二 4.24kw结果Pw=4.24Kw n w=45r/min工作机主动轴所需功率5#1=0.95n 2=0.99n 3=0.97电动机的输出功率Pw =4.24 =

5、4.99kw d0.853. 由表可选取电动机功率Ped =5.5kw4. 电动机常选用Y系列三向异步电动机，根据所需功率在课设（p196）表20-1中选择Y132S-4 型。Y132S-4型电动机数据如下表所示：n a=0.99Pd=5.5Kw额定功率Ped5.5kw满载转速nm1440r/mi n冋步转速1500r/mi nY132S-4电动机伸出端直径D38mm电动机伸出端安装长度E80mm机座中心高132mm传动比分配1、'总传动比ia，=14%=32ia=322、各级传动比分配：为了使传动系统结构较为紧凑，据机设p4表2-1所述，取V型带传动比iv=2.8，则得减速器的传动比

6、i:说二呀疔11.43高速齿轮啮合的传动比为ii3.8低速齿轮啮合的传动比为i2i 2 = 3.1由 ii=( 1.21.5) i2,则取 ii =3.8i2=3.1五、运动及动力参数计算1、各轴的转速计算nn2/=144°28=514r/mi n136r/mi nP3n3=13策1 =46r/mi n2、各轴输入功率的计算按电动机的额定功率Ped=5.5kW计算各轴输入功率：I轴的输入功率:P = Ped X 0.95 =5.23H轴的输入功率：P2 = Pi 0.99 0.97 =5.02皿轴的输入功率：P3 = p2 0.99 0.97 =4.823、各轴的输入转矩计算I 轴的

7、转矩 t9550 = 955512=97.17N mm514H 轴的转矩 T3 =9550 P3 =9550 4.82 =352.51N mr>346皿轴的转矩 T3 =9550_P3 =9550 482 =1000.67 N mn1=514r/mi nn2 二 136r/minn 3 =46 r/minp1 = 5.23KwP2 二 5.02KwP3=4.82T 91.17N mnm 352.51N mT3 =1000.67N 轴名功率转速转矩(Kw)(r/min)(N m)各轴功率、转速、转矩列于下表:匕46I5.2351497.17Ka = 1.2pc =6.6KwA型d1=112

8、mm d2 = 315mmv = 8.45m/sn5.02136352.17皿4.82461000.67六、带传动的设计外传动带选为普通v带传动1、确定V带型号和带轮直径工作情况系数Ka :由表查得Ka = 1.2计算功率 pc： Pc =kAPed =1.2咒5.5 =6.6Kw皮带转速nm =1440r/min选带型号：由图13-15(P2i9)选A型V带小带轮直径：由表13-9(P219)，Dmin =75mm,取d1 =112mm大带轮直径：设名=0.01，由式13-9得：n1440d2 - “4(1®勺12(10.01)310.64mmn1514由表 13-9 取 d 31

9、5mm带速V：gnm兀"12"440 c,v =1 m =8.45m/s60汉100060 1000带速在525m/s范围内，合适。2、计算中心距、带长和包角11初步选取中心距a° 二 640mma0 =1.5© d2) =1.5 (112 315) =640.50mm取 a。=640.00mm，符合 0.7(d1 d2) ： a0 :：: 2(d1 d2)由式13-2得带长312 2(d1 d2)2(d2 -)4a°= 2640 +=(112 +315) +(315 一112)=1966mm24 x 640查表13-2，对A型带选用L 200

10、0mm。再由式13-16计算实际中心距:= 6402000 -1966=657.00mm3、验算小带轮包角：-1L0 = 1996mmLd = 2000mm a = 742.5mma a°Ld - Lc2-7002240 - 2213由式13-1得0 d? dr 00315 1 12=180 - 21 57.3 =180 57.3a657=1620 1200 合适。4、求V带根数z由式13-15得Pcp0 =1.61kw(P0 P0)K：Kl今 nm =1440r/mi n, d112mm，查表 13-3 得:p0 =1.61kw由式13-9得传动比d1（1 一 ；）315112(1

11、-0.01)= 2.84：p0 二 0.17Kw查表 13-5 得=p0 =0.17Kw由：1=1620查表13-7得匕=0.95，查表13-2得Kl =1.03，由此可得Pc(P0 Lp)©Kl6.6(1.610.17) 0.95 1.03= 3.79取4根。5、求作用在带轮轴上的压力Fq查表13-1得q=0.1kg/m，故由式13-17得单根V带的初拉力：500 Pc 2.5F0( ”zv Ka-1) - qv2500 汇6.6 2.54 8.45 (0.952-1) 0.1 8.45= 159NF0 =159NFq =1256.3N作用在轴上的压力a162B=65mmFQ=2z

12、F0sin扌=2""592“ “256.3N6、带轮结构设计带轮宽度：查表 13-10 得 e=15mm,fmin=9mm,取 f =10mmB=(z -1)e 2f = (4 -1) 15 2 10 =65mm查表得小带轮的轮毂长度50mm,大带轮轮毂长度为 60mm七、齿轮转动的设计< 一 >高速齿轮1、选择齿轮材料及精度等级考虑减速器传递功率不大，所以齿轮米用 9级精度， 斜齿圆柱齿轮。大小齿轮都选用 45表面淬火，齿面硬 度为40-50HRC。齿面精糙度 Raw 1.63.2卩m2、初步计算齿宽系数；:由表11-6取；".6接触疲劳极限二Hli

13、m与弯曲疲劳极限二FE由表11-1取二 Hliml =；：Hlim2 - 1140MPa-'FE1 二：FE2 二 690MPa由表 11-5 取 SH =1.0 , SF =1.25(1) 初步计算的许用接触应力6:H1=丘H 21 = =1140 =1140MPa°SH1.0cF1 =丘門】=552MPaSf 1.25(2) 按轮齿弯曲强度设计设齿轮按九级精度制造。取载荷系数K=1.1 (表11-3),小齿轮上的转矩：P5 23=9.55 1061 =9.55 1069.72 104 Nm514齿数取Z1 =24 ,则Z2 =3.8 24 =92。故实际传动比92i3.8

14、3245 = 0.6<rH |im1 =1140MPa<iFE1 = 690MPaH lim2 = 1140 MPa<tfE2 = 690MPcSH = 1.0SF = 1.25<iH1 = 1140MPa 旧 H2 =1140MPa<rF1 =552MPa F2525MPaK=1.14£=9.7210NZe =189.8初选螺旋角-=15：17齿形系数zv12； 26.63cos 15j2 = 93102.09cos 15查图11-8 和11-9 得Ysa1因为= 2.71=1.61YFa1YSa1L_，F1 1YFa2 =2.21Ysa2 =1.82

15、/71 佃=0.0079 普2片552F2 ,2 21" 82.0.0073 故应552对小齿轮进行弯曲强度计算法向模数2KT1 YFaW Rs22 * 9.72 10 。吋小m'dZ12|Cf1J20.6 2421.65835由表4-1取mn =2中心距 a = mn Z1 Z2 = 224 92 =120.092"os 15取 a=1202cos :确定螺旋角 B =arccos 山“ 0_=14.842a在误差范围内。轮齿分度圆直径d12 24=50.00 _rcos :cos 14.84"mnZ22 92cos :cos 14.84"mi

16、n乙= 190.00d2齿宽=dd0.6 49.66 =29.29取 b2 =25mm,b1 =30mm。(3)验算齿面接触强度取 Ze =189.8 Zh =2.5二 h Ze Zh Z2=189.8 2.5 0.9666：2-9,72 严彳83-1bd1u-30 49.663.83一 2KT1 u 130 49.662：876MPa<1140MPaZh=2.5Z1 = 24Z2=92 m=2mmd1=50.00m m d2=190mmB =14.84°a = 120mmb=30mm安全19安全！ !(4)齿轮的圆周速度r： d1 nj60 1000二 49.66 51460

17、000二 1.3m /s对照表11-2可知选用九级精度是合宜的(5)齿轮传动的作用力及计算载荷(a =20。，B =14.84)由式11-7有圆周力斤1=出=2T12 涼17 1000 "913.4N49.662T22 352.51 1000d2 一 190.35-3703.8NFr1 = Ft1 tan : /cos ： =3913.4 tan 200/ cos 14.84 =1474.5 NFr2=Ft2tan_：i/cos ： =3703.8 tan20o/cos 14.84、= 1394.6N 车由Ft1=3913.4NFn = 1474.5NFa1=1036.8NFt2=3

18、703.8NFr2=1394.6NFa2=981.4N#向力Fa1=Ft1 tan 7 =3913.4 tan 14.84： =1036.8NFa2= Ft2 tan：? =3703.8 tan 14.84： =981.4N<二 >.低速齿轮的设计1. 齿轮的材料选用45钢表面淬火，齿面硬度40-50HRC采用九级精度，斜齿。齿面精糙度 Raw 1.63.2卩m2. 初步计算齿宽系数；:由表11-6取；76接触疲劳极限Slim与弯曲疲劳极限二FE 由表11-1取#二 Hliml 二;丁 Hlim2 =114°MPa；FE1 =；FE2 = 69°MPa由表 11

19、-5 取 SH =1.0 , SF =1.25(1)初步计算的许用接触应力f:二H1 一 l；H2 丄 Hlim1 J14°=114°MPaSh1.0二 F1 一 LF2 I- FE1Sf690 =552MPa1.25(3)按轮齿弯曲强度设计设齿轮按九级精度制造。取载荷系数K=1.1 (表11-3)，小齿轮上的转矩:T2 755 106卩2 755 106 5.02 =3.53 105Nn2136初选螺旋角匕=15齿数取乙=30，则Z2=3.1 30=93。故实际传动比933.130齿形系数zv130-33.29cos3159393=103.20查图11-8和11-9 得Y

20、Fa1 =2.54YFa2 =2.20Ysa1 =1.69Ysa2 =1.82因为丫航1'-F1254 侮 70078 丫严f/20 倔 0.0072 故552匕 F J 552应对小齿轮进行弯曲强度计算法向模数口“汽丫皿：躺2 * 3.53, 105 0.0078 cos215dZ12 l>F1 10.6 302d =0.6K=1.1T2 =3.53 105z<i = 30z 93mn = 2.5a=160mm- =16.07°di = 78mm2.1874078242217824223d2 = 242mm由表4-1取mn = 2.5中心距 a-Z1”53

21、76;93159.172cos P 2 x cos 15"78242#取 a=160mm_nmZ1 +Z2 确定螺旋角 P =arccos 2a-16.07在误差范围内。分度圆直径d1Jn 乙二 25 30mmcos - cos 16.07d2 二 mn Z_2- ：2.5 93242.00 mmcos P cos 16.07齿宽b = dd = 0.6 78 = 46.8b2 = 45mm, d =j 50mm78242#78242#取 b2 =45mm,b| =50mm。(3) 验算齿面接触强度取 ZE =189.8 ZH =2.5f1-r r r c "KT? U 也

22、 彳cccwc 匸 wcccccw 1.3.5103.01 m =ZE Zh Z El 2=189.8 X2.5X0.9803X|2X-H E H - 2 口:45 7823.1安全bd12：901MPa<1140MPa45 78278242#78242#安全！ ！(4) 齿轮的圆周速度d1 n1v =60 1000二 78 136=0.5m/ s60000V=0.5m/s对照表11-2可知选用九级精度是合宜的。(5) 齿轮传动的作用力及计算载荷(a =20°, B =14.84)由式11-7有 圆周力斤1=並35迁1000 =9051"d1=22 100°

23、.67 1000 =8270N d2Fr1 = Ft1 tan ： /cos 一： =9051 tan 20°/cos 16.07 = 3428NFr2=Ft2ta n：/cos 1 =8270 ta n 20o/cos 16.07； = 3132 N 轴 向 力Fa1=Ft1 ta n 2=9051 tan 16.07； =2607NFa2= Ft2 tan 一： =8270 tan 16.07 =2382N高低齿轮的参数列表如下：名称高速级低速级端面模数mt2.069012.60166中心距a(mm)120.00160.00法向模数mn22.5螺旋角0 (0)14,8416.07

24、旋小齿轮左右向大齿轮右左齿乙2430数Z29293分度圆直d1 (mm)50.0078.00径(mm)d2 (mm)190.00242.00齿顶圆直dajmm)54.0083.00径(mm)da2(mm)194.00247.00齿根圆直df1 (mm)45.0072.00径(mm)df2(mm)185.00236.007824225齿（mm）宽0 (mm)3050b2 (mm)2545材料及热处理45钢表面淬火45钢表面淬火三齿轮的结构设计以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于160mm而又小于500mm 故以选用腹板式为宜。如图5-1所示，其他有关尺寸参看大齿轮 零件图八、轴的结构设计)轴的材料

25、选择与最小直径的确定1、高速轴(1)轴的材料的选择由P241表14-1选用45号钢调质匚b =650MPa(2)初算轴的直径据表 14-2，取 C=110mm3 t3由式 14-2 得d _C i 1 =1105.2351423.80mm考虑到直径最小处安装大皮带轮需开一个键槽，将大 5%后得 d=24.99mm取高速轴最小直径d1=25mm高速轴：45号钢调 质cb =650MPC=110mmd1=25mm27据上计算的带轮轮毂长为60mm，则与带轮配合的轴头其尺寸为b h L=8 7 50,大带轮与轴的配合为长度亦取丨-二60mm。大带轮与轴之间采用普通平键 C型, 巴，滚 r6动轴承与轴

26、采用过渡配合，轴的直径尺寸采用m6.#2. 中间轴(1)选用45钢调质，二B=650MPa(2) 初算轴径取 C=110二 36.6mm3 ：3d -C . P =110轴的最小直径显然是安装轴承处，为使轴承便于安dU = 40mm装，且对于直径d汨00mm的轴有一个键槽时，应增大5%-7%然后将轴径圆整d=40mm,低速级大齿轮的轴采用普通平键 A型连接，其尺寸为 b h L =16 10 20,齿轮与轴的配合为H7，滚动轴承 r6与轴的周向定位是过渡配合保证的，此外选轴的直 径尺寸公差为m6。3、低速轴（1）轴的材料选择由表14-1选用45号调质匚b =650MPa（2）初算轴的直径据表

27、14-2，取 C=11033由式 14-2 得 d _CP -110 . 4.82 -51.9mm* n2V 46D=63mm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配合，且对于直径d < 100mm的轴有两个键槽时，应增大10%-15%然 后将轴径圆整，故取d=63。.半联轴器与轴的配合为H7,齿轮与轴的配合H7，k6n6（二） 高速轴的校核 tan 2=3913.4 tan 14.84高速轴上齿轮的分度圆直径d1 =50mm,圆周力2T12 97.17 1000Ft ： 13913.4Nd149.66径向力Fr 二 Ft tan 二/cos ： =

28、3913.4 tan20°/cos 14.84 = 1474.5 N轴向力Fa=Ft tan ? =3913.4 tan 14.84： =1036.8N带轮对轴的压力0皆2亦巧 心4"59®丁=1256.3N 轴的受力分析及弯矩图如下:31#FrMtMikMTTD&rnTTrnTmT331.垂直面的支撑反力LFX30.5Fa X25“Fiv = 98 N136F2v=l105.5 + i25 =1376N1362水平面的支撑反力Ft 汉 30.5FH1 = =878N136Ft X105.5FH2 = t=3036 N1363. 力在支点产生的反力F* 2

29、26.5 Rf = = 2092N136F"90.5F2F = =836N1364. 垂直面产生的弯矩Mv1 =F1V 汇105.5 =11N.mM v2 = F2v 30.5 =42N.m5. 水平面产生的弯矩M H1 =FH1 汉105.5 =93N.mM H2 = FH2 汉 105.5 =93N.m6. 产生的弯矩M F =F沪90.5=189N.m在齿轮截面C产生的弯矩M FC =F2F r0.5=26N.m7. 合成的弯矩M 1 =Mfc +Jm 2v1 +M 2H1 =120N.m#M 2 二 Mfc . M V2 M H2 128N.m 8轴传递的转矩d50T=Ft

30、3913.498N.m229. 危险截面的当量弯矩分析的齿轮中心截面C为危险截面，取折合系数a=0.6 其当量弯矩为Me =Jm 22+(aT $ = Jl282 +(0.6匚98 ' =141N.m10. 计算危险截面处轴的直径轴的材料选用 45钢，调质处理，查得；B=650MPa，1b = 60MPa则d -3141 100.1 60=30.0mm35#考虑到键槽对轴的消弱，将d增大5%,故d 32mm7307AC九. 滚动轴承的选择及校核(1)轴承选择1. 高速轴上选用角接触轴承7307AC,尺寸7308ACd D B = 35 80 212. 中间轴上选用角接触轴承7308AC

31、,尺寸d D B=40 90 237051AC3. 低速轴上选用角接触轴承7051AC,尺寸d D B =75 115 20(2)轴承的校核现选择高速轴上的一对角接触轴承 7307AC进行校核#1轴承在垂直面的受力Fr 3°5Fa 25 =98N136FFr 105.5 Fa 25 =1376N1362.轴承在水平面的受力F30-5.878N136Ft 105-5 =3036N1363轴承所受的轴向外载荷Fa =1036.8N4.轴承所受的载荷Fn -匸21V FH12 j982 8782 =884NFr2Fl Fh22 = J3762 30362 = 3334N5.对于70000A

32、C型轴承，a= 20 ,轴承的内部轴向力Fs=0.68 Fr 所以FA =1036.8NFr1 = 884NFr2 = 3334Na= 20；FS1 =0.68Fr1 =0.68 884 =601NFs2 =0.68Fr2 =0.68 3334 =2267N因为 FS1 + Fa =601 +1036.8 =1368N cFS2 =2267 NFa1 =FS2 -Fa =2267 -1036.8 =1230NFa2 =2267N6求轴承的当量载荷查表得e=0.68对于轴承 1Fa1 =1230 九39 . 0.68Fr1884对于轴承 2 Fa2 = 2267 =0.68Fr2 3334查表可

33、得径向载荷系数和轴向载荷系数分别为:e=0.6837对于轴承 1X" =0.41 , ¥ =0.87对于轴承2x2 =1 , Y2 =0当量动载荷R =XiFri+YiFai =0.41X884 +0.87X1230 =1433NP2 =X2Fr2 lFa2 =1 3334 0 =3334N7.求轴承应具有的额定动载荷因R< R2则有C= 37656N : Cr =290000N7307AC 轴承适用1.键 C8 50GB/T1096-20032. 键 16 20GB1096-20033. 键18 100 GB/T1096-2003故所选7307AC轴承适用。(其它轴

34、上的轴承用相同的方法校核也适用，过程略)十.键的选择及校核1. 高速轴上带轮与轴用C型平键，尺寸为b h L =8 7 50键、轴承和轮毂材料都为钢查表可得 L_，P = 120 150MR 取其平均植，'=135皿巳键的工作长度丨二L - b =50 -4 =46mm2血 2T 2汇9.717汇104r 1 挤人、千则匚P21MPa < LP丨，故合适。hid 8 46 25所以选用：键 C 8 50 GB/T 1096-20032. 中间轴上齿轮与轴选用普通平键 A型，尺寸为 bsm =16汉10“0 (键 16汇 20 GB1096-2003 ),经校 核合适，校核过程同上

35、。3. 低速轴上与大齿轮连接时用A型平键，尺寸为b h L=25 14 40 (键 25 40 GB1096-2003).低速轴与联轴器连接用A型平键，其尺寸为b h L =18 11 100(键 18 100GB/T1096-2003),校核合适，校核过程同上。十一.联轴器的选择联轴器的计算转矩G二KaT3，查表可得，考虑到转矩TL10联轴器变化小，故取Ka =1.3Tca=KAT3=1.3 1000.67 =1300.8NLm查表可选弹性套柱销联轴器TL10,它的公称转矩为2000N.m 半联轴器的孔径 d1=63mm，长度L= 142mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度L 107mmo十二.

36、箱体的结构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啮合质量，大端盖分机体采用H 7is6配合.1.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为40mm，为保证机盖与机座连接处密圭寸，联接凸缘应 有足够的宽度，联接表面应精加工，其表面粗糙度为6.3 "3. 机体结构有良好的工艺性.铸件壁厚为10,圆角半径为R=3。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

37、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，机体上开窥视孔处应设计凸台，以便于机械 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M6螺钉紧固B放油孔和螺塞：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设置凸台，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盖螺钉：启盖螺钉上

38、的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹.F定位销：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个圆锥定位销，以提高 定位精度.G 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.四、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 =0.025a +3X810箱盖壁厚W =0.02a +3K89箱盖凸缘厚度bibi = 1 5d i12箱座凸缘厚度bb = 1.5a15箱座底凸缘厚度b2b2 =2.5b25地脚螺钉直径dfdf =0.036a +12M20地脚螺钉 数目n查手册4轴承旁联接螺栓直径didj =0.75dfM16机盖与机 座联接螺 栓直径d2d2 =（0.50.6） d fM10轴承端盖螺钉直径d3d3=（0.40.5） d f10（6 个）视孔盖螺 钉直径d4d4 =（0.30.4） d f8定位销直 径dd = （0.70.8） d28d f , di , d 2 至外机壁距离Ci查机械课程设计指导 书表4262218df，d2 至凸缘边缘距离C2查机械课程设计指导 书表42416外机壁至 轴承座端 面距离li11 =C1 +C2 + （ 812）50大齿轮顶 圆与内机 壁距离