林森财1余莎丽机械设计课程设计说明书

1、班级编号： 10 华南理工大学广州学院汽车与交通工程学院机械设计课程设计说明书行政班级 17级汽服1班 姓 名 林森财 学 号 201710082011 指导教师 余莎丽 设计时间 2019.12.172020.01.02 编写说明1、 机械设计课程设计应包含以下内容：1） 设计任务书2） 目录3） 正文（分章、层次等，每章从新的一页开始）A） 电动机的选择及减速器相关性能参数的计算B） 带传动的设计计算C） 齿轮的设计计算D） 轴的设计计算E） 轴承、键和联轴器的选择F） 箱体主要结构尺寸计算G） 润滑、密封及附件的选择确定H） 设计小结I） 参考文献2、 说明书字数为60008000字。3

2、、 格式要求：第一级标题：三号，宋体，加粗，左右居中，上下空一行；第二级标题：小三号，宋体，加粗，居左，上下空一行；第三级标题：四号，宋体，加粗，居左，不空行；正文：小四号，宋体，行距为固定值20磅。段首行缩进2个汉字。数字和字母： Times New Roman体公式居中书写，采用公式编辑器编写，并标序号（1）、（2）。图 居中布置，并标图号和图名称，标注在图下方，如：图1 XXXXX 表居中布置，并标表号和表名称，标注在表上方，如：表1 XXXXX指导教师评语： 该生课程设计态度（认真/ 较认真 / 不认真）；表现（好 一般 较差）；(有 无)违纪现象发生； （是 否）独立完成；（是 否）

3、完成课程设计任务要求； 设计方案（是 否）合理； 计算（正确 基本正确 较多错误）； 设计 （是 否）符合规范要求； 说明书逻辑（是 否）合理；层次（是 否）清晰； 设计（是 否）体现一定创新能力； 设计图纸（是 否）（干净整洁 较干净整洁）（没有错误，有少量错误，有大量错误）成绩：指导教师签名：年 月 日机械设计课程设计任务书一、课程设计的题目带式运输机用单级直齿圆柱齿轮减速器。二、设计内容根据给定的工况参数，选择适当的电动机、选取联轴器、设计V带传动、设计单级斜齿圆柱齿轮传动（所有的轴、齿轮、轴承、减速箱体、箱盖以及其他附件）和与输送带连接的联轴器。传动图如图1所示。图1 传动图三、原始数

4、据运输带拉力F=4500（N）运输带速度V=1.15（m/s）滚筒直径 D=270 （mm）四、设计条件1）工作条件：载荷有轻微冲击，单向旋转；齿轮使用寿命为10年（每年工作300天），两班工作制，轴承使用寿命不小于15000小时2）运输带速度误差：5% 四、设计成果要求设计成果要求如表1所示。表1 设计成果要求序号内容要求提交作品1装配图 1张A1图纸电子版和打印版2零件图 2 张A3图纸3设计计算说明书1份电子版目录目录格式样例第一章 系统总体方案设计.1第二章 电动机的选择及减速器相关性能参数计算.2 2.1 电动机的选择.2 2.2 确定传动装置的总传动比和分配传动比.2 2.3 计算

5、传动装置的运动和动力参数.2第三章 带传动的设计计算.4 3.1 V带的设计与计算.4 3.2 带轮的结构设计.6第四章 齿轮的设计计算.74.1选精度等级、材料及齿数.84.2按齿面接触疲劳强度设计.84.3几何尺寸计算.114.4校核齿根弯曲疲劳强度.12第五章 轴的设计计算.13 5.1 输入轴的设计.15 5.2 输出轴的设计.17第六章 轴承、键和联轴器的选择.21 6.1 输入轴轴承选择与校核.21 6.2 输出轴轴承选择与校核.21 6.3 输入轴键计算与校核.22 6.4输出轴键计算与校核.22 6.5联轴器的选择.23第七章 减速器的润滑、密封及附件的选择确定.24 7.1

6、减速器的润滑.247.2 减速器的密封.247.3 减速器附件的设计与选取.25第八章 减速器箱体主要结构尺寸计算.30设计小结.32参考文献.32第一章 系统总体方案设计1.1传动方案特点（1）组成：传动装置由电机、V带、减速器、工作机组成。（2）特点：齿轮相对于轴承对称分布。（3）确定传动方案：考虑到电机转速高，V带具有缓冲吸振能力，将V带设置在高速级。选择V带传动和一级直齿圆柱齿轮减速器。1.2计算传动装置总效率查出各个传动件的效率带传动：齿轮传动的轴承： 齿轮传动：联轴器：卷筒的轴承：卷筒：由电动机至工作机之间的总效率为：第二章电动机的选择及减速器相关性能参数计算2.1 电动机的选择圆

7、周速度v： v=1.15m/s工作机的功率Pw：电动机所需工作功率为：工作机的转速为：经查表按推荐的传动比合理范围取V带传动的传动比为： i1 = 24单级圆柱直齿轮减速器传动比为：i2 = 35则总传动比合理范围为：ia = 620故电动机转速的可选范围为：nd = ian = (620)81.35 = 488.11627 r/min综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，选定型号为Y160M-6的三相异步电动机,额定功率为7.5kW，满载转速为：nm = 970 r/min，同步转速为1000 r/min。2.2 确定传动装置的总传动比和分配传动比总传动比由选定

8、的电动机满载转速n 和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为:V带传动比为，齿轮传动比为2.3 计算传动装置的运动和动力参数（1）各轴的转速I轴：n1 = nm /i1 = 970/3 = 323.3 r/minII轴：n2 = n1/i2 = 323.3/4 = 80.83 r/min卷筒轴：nw = n2 = 80.83 r/min（2）各轴的输入功率I轴： II轴：卷筒轴：（3）各轴的输出转矩电动机的输出转矩：I轴：II轴：卷筒轴：运动和动力参数的计算结果列表如下：电动机轴I轴II轴卷筒轴转速(r/min)970323.380.8380.83输入功率(kW)6.286.035.855

9、.62输入转矩(Nm)61.83178.07691.05663.62传动比341效率0.960.970.94第3章 带传动的设计计算3.1 V带的设计与计算（1）确定计算功率Pca计算功率Pca是根据传递的功率P和带的工作条件而确定的：Pca = KA P由表8-8查得工作情况系数KA = 1.1故：Pca = KA P = 1.16.28 = 6.908kW（2）选择V带的带型根据计算功率Pca和小带轮转速n1由图8-11选用普通型V带A型（3）确定带轮的基准直径dd并验算带速v1）初选小带轮的基准直径：dd1 = 125 mm验算带速v：因为5 m/s v 100N/mm , 查表10-3

10、得齿间载荷分配系数由表10-4用插值法查得,结合查图10-13得则载荷系数为：由式（10-13），可得按实际载荷系数算得的齿轮模数为：及相应的小齿轮分度圆直径为：可取由弯曲疲劳强度所决定的承载能力，算得的模数2.22并就近圆整为标准值，按接触疲劳强度算得的分度圆直径，算出小齿轮的齿数取，则大齿轮的齿数为4.3几何尺寸计算（1）计算分度圆直径 （2）计算中心距（3）计算齿轮宽度考虑到不可避免的安装误差，为了保证设计齿宽和节省材料，一般将小齿轮略为加宽（510）mm即：取，而使大齿轮的齿宽等于设计齿宽，即4.4校核齿根弯曲疲劳强度 齿根弯曲疲劳强度满足要求齿轮参数总结和计算代号名称计算公式高速级小

11、齿轮高速级大齿轮模数3mm3mm齿数27mm108mm齿宽86mm81mm分度圆直径81mm324m齿顶高系数1.01.0顶隙系数c0.250.25齿顶高3mm3mm齿根高3.75mm3.75mm全齿高6.75mm6.75mm齿顶圆直径87mm330mm齿根圆直径73.5mm316.5mm第五章轴的设计计算5.1 输入轴的设计(1)输入轴上的功率P1、转速n1和转矩T1 (2)求作用在齿轮上的力已知小齿轮的分度圆直径为： 则： (3)初步确定轴的最小直径先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，得：输入轴的最小直径是安装大带轮处的轴径，由于安装键将轴径增大5%

12、，故选取：(4)轴的结构设计图(5)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）为了满足大带轮的轴向定位要求，I-II轴段右端需制出一轴肩，故取II=III段的直径d23 = 40 mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D = 45 mm。大带轮宽度B = 78 mm，为了保证轴端挡圈只压在大带轮上而不压在轴的端面上，故I-II段的长度应比大带轮宽度B略短一些，现取l12 = 76 mm 2）初步选择滚动轴承。因轴承只受径向力的作用，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据d23 = 40 mm，由轴承产品目录中选择深沟球轴承6209，其尺寸为dDT = 458519 mm，故d34 =

13、d78 = 45 mm，取挡油环的宽度为15，则l34 = l78 = 19+15 = 34 mm 轴承采用挡油环进行轴向定位。由手册上查得6209型轴承的定位轴肩高度h = 3.5 mm，因此，取d45 = d67 = 52 mm 3）由于齿轮的直径较小，为了保证齿轮轮体的强度，应将齿轮和轴做成一体而成为齿轮轴。所以l56 = b1 = 86 mm，d56 = d1 = 81 mm 4）根据轴承端盖便于装拆，保证轴承端盖的外端面与大带轮右端面有一定距离，取l23 = 50 mm 5）取齿轮距箱体内壁之距离 = 16 mm，考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，取s

14、 = 8 mm，则l45 = +s-15 = 16+8-15 = 9 mml67 = +s-15 = 16+8-15 = 9 mm至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。(5)轴的受力分析和校核1）作轴的计算简图（见图a）: 根据6209型轴承查手册得T = 19 mm 带轮中点距左支点距离L1 = 78/2+50+19/2 = 98.5 mm 齿宽中点距左支点距离L2 = 86/2+34+9-19/2 = 76.5 mm 齿宽中点距右支点距离L3 = 86/2+9+34-19/2 = 76.5 mm V带压轴力Fp = 1829.03 N2）计算轴的支反力：水平面支反力（见图b）：FNH1=F

15、tL3L2+L3=4396.7976.576.5+76.5=2198.395NFNH2=FtL2L2+L3=4396.7976.576.5+76.5=2198.395N垂直面支反力（见图d）：FNV1=FrL3-FpL1+L2+L3L2+L3=1600.376.5-1829.0398.5+76.5+76.576.5+76.5=-2206.39NFNV2=FrL2+FpL1L2+L3=1600.376.5+1829.0398.576.5+76.5=1977.66N3）计算轴的弯矩，并做弯矩图：截面C处的水平弯矩：MH=FNH1L2=2198.39576.5=168177.218Nmm截面A处的垂

16、直弯矩：MV0=FpL1=1829.0398.5=180159.455Nmm截面C处的垂直弯矩：MV1=FNV1L2=-2206.3976.5=-168788.835NmmMV2=FNV2L3=1977.6676.5=151290.99Nmm分别作水平面弯矩图（图c）和垂直面弯矩图（图e）截面C处的合成弯矩：M1=MH2+MV12=168177.2182+(-168788.835)2=238271.37NmmM2=MH2+MV22=168177.2182+151290.992=152153.43Nmm作合成弯矩图（图f）4）作转矩图（图g）5）按弯扭组合强度条件校核轴的强度： 通常只校核轴上承

17、受最大弯矩和转矩的截面（即危险截面C）的强度。必要时也对其他危险截面（转矩较大且轴颈较小的截面）进行强度校核。根据公式（15-5），取a = 0.6，则有：ca=McaW=M12+T12W=238271.372+0.6178.07100020.1813 =4.9MPa-1=60MPa 故设计的轴有足够的强度，并有一定的裕度（注：计算W时，忽略单键槽的影响）。轴的弯扭受力图如下：5.2 输出轴的设计(1)输出轴上的功率P2、转速n2和转矩T2P2 = 5.85KW n2 = 80.83 r/min T2 =691.05 Nm(2)求作用在齿轮上的力已知大齿轮的分度圆直径为:d2 = 324 mm

18、 则:Ft=2T2d2=21000691.05324=4265.74NFr=Fttan=4265.74tan20=1552.60N(3)初步确定轴的最小直径先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，得：输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d12，为了使所选的轴直径d12与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩Tca=KAT2，查表，考虑转矩变化小，故取KA = 1.5则:Tca=KAT2=1.5691.05=1036.575Nm按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件，查标准GB/T 4323-2002或手册，选用LT10型联轴

19、器。半联轴器的孔径为63 mm故取d12 = 63 mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为107 mm。(4)轴的结构设计图(5)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）为了满足半联轴器的轴向定位要求，I-II轴段右端需制出一轴肩，故取II-III段的直径d23 = 68 mm；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D = 73 mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度L = 107 mm，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I-II段的长度应比L略短一些，现取l12 = 105 mm。2）初步选择滚动轴承。因轴承只受径向力的作用，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据d23 = 6

20、8 mm，由轴承产品目录中选取深沟球轴承6214，其尺寸为dDT = 70mm125mm24mm，故d34 = d67 = 70 mm，取挡油环的宽度为15，则l67 = 24+15 = 39 mm,右端滚动轴承采用挡油环进行轴向定位。由手册上查得6214型轴承的定位轴肩高度h = 4.5 mm，因此，取d56 = d1 = 79 mm。 3）取安装齿轮处的轴段IV-V段的直径d45 = 75 mm；齿轮的左端与左轴承之间采用挡油环定位。已知大齿轮轮毂的宽度为b = 81 mm，为了使挡油环端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取l45 = 79 mm 4）根据轴承端盖便于装拆，保证轴

21、承端盖的外端面与半联轴器右端面有一定距离，取l23 = 50 mm 5）取小齿轮端面距箱体内壁之距离 = 16 mm，考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离s，取s = 8 mm，已知滚动轴承的宽度T = 24 mm，则:l34 = T+s+2.5+2 = 24+8+16+2.5+2 = 52.5 mml56 = s+2.5-15 = 8+16+2.5-15 = 11.5 mm至此，已初步确定了轴的各段直径和长度(6)轴的受力分析和校核1）作轴的计算简图（见图a）: 根据6214型轴承查手册得T = 24 mm 第一段轴中点距左支点距离L1 = 105/2+50+24/

22、2 = 114.5 mm 齿宽中点距左支点距离L2 = 81/2-2+52.5-24/2 = 79 mm 齿宽中点距右支点距离L3 = 81/2+11.5+39-24/2 = 79 mm2）计算轴的支反力：水平面支反力（见图b）：FNH1=FtL3L2+L3=4265.747979+79=2132.84NFNH2=FtL2L2+L3=4265.747979+79=2132.84N垂直面支反力（见图d）：FNV1=FrL3L2+L3=1552.67979+79=776.3NFNV1=FrL2L2+L3=1552.67979+79=776.3N3）计算轴的弯矩，并做弯矩图：截面C处的水平弯矩：MH

23、=FNH1L2=2132.8479=168494.36Nmm截面C处的垂直弯矩：MV=FNV1L2=776.379=61327.7Nmm分别作水平面弯矩图（图c）和垂直面弯矩图（图e）。截面C处的合成弯矩：M=MH2+MV2=168494.362+61327.72=179308.25Nmm作合成弯矩图（图f）。4）作转矩图（图g）。5）按弯扭组合强度条件校核轴的强度： 通常只校核轴上承受最大弯矩和转矩的截面（即危险截面C）的强度。必要时也对其他危险截面（转矩较大且轴颈较小的截面）进行强度校核。根据公式（15-5），取a = 0.6，则有：ca=McaW=M2+T22W=179308.252+0

24、.6691.05100020.1793=9.162MPa-1=60MPa 故设计的轴有足够的强度，并有一定的裕度（注：计算W时，忽略单键槽的影响）。轴的弯扭受力图如下：第六章 轴承、键和联轴器的选择6.1 输入轴轴承选择与校核 (1）初步计算当量动载荷P: 因该轴承只受径向力，查表13-5查得径向动载荷系数X和轴向动载荷系数Y分别为：X = 1，Y = 0 所以:P=XFr+YFa=11600.3+00=1600.3N（2）求轴承应有的基本额定载荷值C为:C=P360n1Lh106=1600.3360323.348000106=16196.94N（3）选择轴承型号: 选择:6209轴承，Cr

25、= 32.5KN，由课本式(13-5)有：Lh=10660n1CP3=10660323.332.510001600.33=4.318105hLh所以轴承预期寿命足够6.2 输出轴轴承选择与校核(1) 初步计算当量动载荷P: 因该轴承只受径向力，查表13-5查得径向动载荷系数X和轴向动载荷系数Y分别为：X = 1，Y = 0所以:P=XFr+YFa=11552.6+00=1552.6N（2）求轴承应有的基本额定载荷值C为:C=P360n1Lh106=1552.636080.8348000106=15714.16N（3）选择轴承型号: 选择:6214轴承，Cr = 62.0 KN，由课本式(13-

26、5)有：Lh=10660n2CP3=1066080.8362.010001552.63=1.3107hLh所以轴承预期寿命足够6.3 输入轴键计算与校核(1) 校核大带轮处的键连接: 该处选用普通平键尺寸为：bhl = 8mm7mm70mm，接触长度:l = 70-8 = 62 mm，根据大带轮材料为铸铁，载荷轻微冲击，查得p= 60MPa，则挤压强度为：p=4T1hld=15MPap=60MPa故键满足强度要求6.4输出轴键计算与校核(1）输出轴与大齿轮处键: 该处选用普通平键尺寸为：bhl = 20mm12mm70mm，接触长度:l = 70-20 = 50 mm，根据大齿轮材料为4，载荷

27、轻微冲击，查得p= 120MPa，则挤压强度为：p=4T2hld=23MPap=120MPa故键满足强度要求(2）输出轴与联轴器处键: 该处选用普通平键尺寸为：bhl = 18mm11mm100mm，接触长度:l = 100-18 = 82 mm，根据联轴器材料为45，载荷轻微冲击，查得p= 120MPa，则挤压强度为：p=4T3hld=16MPap=120MPa故键满足强度要求6.5联轴器的选择（1）载荷计算:公称转矩：T=T2=691.05Nm由表查得KA = 1.5，故得计算转矩为：Tca=KAT2=1.5691.05=1036.575Nm（2）型号选择: 选用LT10型联轴器，联轴器许

28、用转矩为T = 2000 Nm，许用最大转速为n = 2300 r/min，轴孔直径为63 mm，轴孔长度为107 mm。Tca=1036.575NmT=2000Nmn2=80.83rminn=2300rmin联轴器满足要求，故合用第七章 减速器的润滑、密封及附件的选择确定7.1 减速器的润滑(1）齿轮的润滑 通用的闭式齿轮传动，其润滑方法根据齿轮的圆周速度大小而定。由于大齿轮的圆周速度v 12 m/s，将大齿轮的轮齿浸入油池中进行浸油润滑。这样，齿轮在传动时，就把润滑油带到啮合的齿面上，同时也将油甩到箱壁上，借以散热。 齿轮浸入油中的深度通常不宜超过一个齿高，但一般亦不应小于10mm。为了避

29、免齿轮转动时将沉积在油池底部的污物搅起，造成齿面磨损，大齿轮齿顶距油池底面距离不小于30mm，取齿顶距箱体内底面距离为30mm。由于大齿轮全齿高h = 6.75 mm 10 mm，取浸油深度为10mm，则油的深度H为H = 30+10 = 40 mm根据齿轮圆周速度查表选用中负荷工业齿轮油（GB 5903-2011），牌号为150润滑油，粘度荐用值为118 cSt。(2）轴承的润滑 轴承常用的润滑方式有油润滑及脂润滑两类。此外，也有使用固体润滑剂润滑的。选用哪一类润滑方式，可以根据低速大齿轮的圆周速度判断。由于大齿轮圆周速度v = 1.224 m/s 2 m/s，所以采用脂润滑。润滑脂形成的润

30、滑膜强度高，能承受较大的载荷，不易流失，容易密封，一次加脂可以维持相当长的一段时间。滚动轴承的装脂量一般以轴承内部空间容积的1/3至2/3为宜。为避免稀油稀释油脂，需用挡油环将轴承与箱体内部隔开。在本设计中选用通用锂基润滑脂，它适用于温度宽温度范围内各种机械设备的润滑，选用牌号为ZL-1的润滑脂。7.2 减速器的密封为防止箱体内润滑剂外泄和外部杂质进入箱体内部影响箱体工作，在构成箱体的各零件间，如箱盖与箱座间、外伸轴的输出、输入轴与轴承盖间，需设置不同形式的密封装置。对于无相对运动的结合面，常用密封胶、耐油橡胶垫圈等；对于旋转零件如外伸轴的密封，则需根据其不同的运动速度和密封要求考虑不同的密封

31、件和结构。本设计中由于密封界面的相对速度较小，故采用接触式密封。输入轴与轴承盖间v 3 m/s，输出轴与轴承盖间v 3 m/s，故均采用半粗羊毛毡密封圈。7.3 减速器附件的设计与选取（1） 检查孔和视孔盖 检查孔用于检查传动件的啮合情况、润滑状态、接触斑点及齿侧间隙，还可用来注入润滑油，故检查孔应开在便于观察传动件啮合区的位置，其尺寸大小应便于检查操作。 视孔盖可用铸铁、钢板制成，它和箱体之间应加密封垫，还可在孔口处加过滤装置，以过滤注入油中的杂质。视孔盖示意图及相关尺寸计算如下：查辅导书手册得具体尺寸如下：L1 = 120 ； L2 = 105 ； b1 = 90 ； b2 = 75 ；

32、d = 7 ； R = 5 ； h = 4（2）放油螺塞 放油孔应设在箱座底面最低处或设在箱底。箱外应有足够的空间，以便于放容器，油孔下也可制出唇边，以利于引油流到容器内。放油螺塞常为六角头细牙螺纹，在六角头与放油孔的接触面处，应加封油圈密封。放油螺塞及对应油封圈尺寸如下图所示：（3）油标（油尺） 油标用来指示油面高度，应设置在便于检查及油面较稳定之处。本设计采用杆式油标，杆式油标结构简单，其上有刻线表示最高及最低油面。油标安置的位置不能太低，以防油溢出。其倾斜角度应便于油标座孔的加工及油标的装拆。查辅导书手册，具体结构和尺寸如下：（4）通气器 通气器用于通气，使箱体内外气压一致，以避免由于运

33、转时箱体内温度升高，内压增大，而引起减速器润滑油的渗漏。简易的通气器钻有丁字形孔，常设置在箱顶或检查孔盖上，用于较清洁的环境。较完善的通气器具有过滤网及通气曲路，可减少灰尘进入。查辅导书手册，本设计采用通气器型号及尺寸如下：（5）起吊装置 起吊装置用于拆卸及搬运减速器。它常由箱盖上的吊孔和箱座凸缘下面的吊耳构成。也可采用吊环螺钉拧入箱盖以吊小型减速器或吊起箱盖。本设计中所采用吊孔（或吊环）和吊耳的示例和尺寸如下图所示：吊孔尺寸计算：b (1.8-2.5)1 = (1.8-2.5)8 = 16 mmd = b =16 mmR (1-1.2)d = (1-1.2)16 = 16 mm吊耳尺寸计算：

34、K = C1+C2 = 16+14 = 30 mmH = 0.8K = 0.830 = 24 mmh = 0.5H = 0.524 = 12 mmr = 0.25K = 0.2530 = 8 mmb = (1.8-2.5) = (1.8-2.5)8 = 16 mm（6）起盖螺钉 为便于起箱盖，可在箱盖凸缘上装设2个起盖螺钉。拆卸箱盖时，可先拧动此螺钉顶起箱盖。 起盖螺钉钉头部位应为圆柱形，以免损坏螺纹。本设计起盖螺钉尺寸如下：（7）定位销 为保证箱体轴承孔的加工精度与装配精度，应在箱体连接凸缘上相距较远处安置两个圆锥销，并尽量放在不对称位置，以使箱座与箱盖能正确定位。 为便于装拆，定位销长度应大于连接凸缘总厚度。本设计定位销尺寸如下：第八章 减速器箱体主要结构尺寸计算名称符号公式与计算结果取值箱座壁厚0.025a+3=0.025217.5+3=6.4取8mm箱盖壁厚10.02a+3=0.02217.5+3=5.4取8mm箱盖凸缘厚度b11.51=1.58=12取12mm箱座凸缘厚度b1.5=1.58=12取12mm箱座底凸缘厚度b22.5=2.58