机械设计课程设计计算说明书-带式运输机二级齿轮减速器说明书.doc

机械设计课程设计计算说明书设计题目：带式运输机班级：学号：设计者：王勤贤指导老师：目录1. 题目及总体分析32. 各主要部件选择43. 电动机选择44. 分配传动比55. 传动系统的运动和动力参数计算66. 设计高速级齿轮67. 设计低速级齿轮118. 减速器轴及轴承装置、键的设计16轴（输入轴）及其轴承装置、键的设计16轴（输出轴）及其轴承装置、键的设计24轴（中间轴）及其轴承装置、键的设计329. 箱体结构尺寸3410. 设计总结3611. 参考文献36一.题目及总体分析题目：设计一个带式运输机的减速器给定条件：输送带的牵引力，运输带速度，运输机滚筒直径为，滚筒效率。工作情况：连续单向运转，载荷较平稳，两班制，每班8小时；使用年限为八年；检修间隔期：四年一大修，两年一次中修；动力来源：电力三相电流，电压380/220v。减速器类型选择：选用展开式二级齿轮展开式圆柱斜齿轮减速器。特点及应用：结构简单，但齿轮相对于轴承的位置不对称，因此要求轴有较大的刚度。高速级齿轮布置在远离转矩输入端，这样，轴在转矩作用下产生的扭转变形和轴在弯矩作用下产生的弯曲变形可部分地互相抵消，以减缓沿齿宽载荷分布不均匀的现象。高速级与低速级均为斜齿。整体布置如下：图示：5为电动机，4为联轴器，为减速器，2为链传动，1为输送机滚筒，6为低速级齿轮传动，7为高速级齿轮传动，。辅助件有:观察孔盖,油标和油尺,放油螺塞,通气孔,吊环螺钉,吊耳和吊钩,定位销,启盖螺钉,轴承套,密封圈等.。2. 各主要部件选择部件因素选择动力源电动机齿轮斜齿传动平稳高低速级做成斜齿轴承圆锥滚子球轴承，角接触球轴承联轴器结构简单，耐久性好弹性联轴器三.电动机的选择目的过程分析结论类型根据一般带式输送机选用的电动机选择选用y系列封闭式三相异步电动机功率工作机所需有效功率为圆柱齿轮传动(7级精度)效率(两对)为10.97 2滚动轴承传动效率(三对)为20.99 3弹性联轴器（两对）传动效率3 输送机滚筒滑动轴承效率为40.96从电动机至工作机主动轴之间的效率电动机输出有效功率为电动机输出功率为型号根据输出功率，选取额定功率工作机卷筒轴的转速单级圆柱齿轮传动比，两级圆柱齿轮减速器总传动比则电动机转速可选范围为 可见同步转速为、的电动机均符合。对这三种电动机进行比较，如下表由表中数据可知三个方案均可行，但方案2的传动比较小，传动装置结构尺寸较小，因此，可采用方案2，选定电动机的型号为y160l-6。选用型号y160l-6封闭式三相异步电动机四.分配传动比目的过程分析结论分配传动比传动系统的总传动比其中i是传动系统的总传动比，多级串联传动系统的总传动等于各级传动比的连乘积；nm是电动机的满载转速，r/min；nw 为工作机输入轴的转速，r/min。计算如下, 按展开式取 ，则 i：总传动比 ：高速级齿轮传动比 ：低速级齿轮传动比五.传动系统的运动和动力参数计算目的过程分析结论传动系统的运动和动力参数计算设：从电动机到运输机卷筒轴分别为1轴、2轴、3轴、4轴；对应于各轴的转速分别为、 、 、 ；对应各轴的输入功率分别为、 、 、 ；对应名轴的输入转矩分别为、 、 、 ；相邻两轴间的传动比分别为、 、 ；相邻两轴间的传动效率分别为、 、 。轴号电动机两级圆柱减速器工作机1轴2轴3轴4轴转速n(r/min)n0=970n1=970n2=200.83n3=53.99n4=53.99功率p(kw)p=11p1=10.82p2=10.46p3=10.04p4=9.84转矩t(nm)t1=107.22t2=497.40t3=1775.92t4=1740.54两轴联接联轴器齿轮齿轮联轴器传动比 ii01=1i12=4.83i23=3.72i34=1传动效率01=0.9912=0.9623=0.9634=0.98六.设计高速级齿轮1选精度等级、材料及齿数，齿型1）确定齿轮类型两齿轮均为标准圆柱斜齿轮2）材料选择小齿轮材料为40（调质），硬度为280，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240hbs，二者材料硬度差为40hbs。3）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度4）选小齿轮齿数124，大齿轮齿数2114.8324=115.92,取z2=115。5）选取螺旋角。初选螺旋角2按齿面接触强度设计按式（1021）试算，即1）确定公式内的各计算数值（1）试选 （2）由图10-30，选取区域系数（3）由图10-26查得 （4）计算小齿轮传递的转矩 （5）由表10-7选取齿宽系数（6）由表10-6查得材料的弹性影响系数（7）由图10-21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（8）由式10-13计算应力循环次数（9）由图10-19查得接触疲劳强度寿命系数（10）计算接触疲劳强度许用应力取失效概率为，安全系数为s=1，由式10-12得2）计算（1）试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得（2）计算圆周速度（3）计算齿宽及模数（4）计算纵向重合度（5）计算载荷系数k已知使用系数根据，级精度，由图查得动载荷系数由表10-4查得由图10-13查得假定，由表10-3查得故载荷系数（6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式10-10得 （7）计算模数3按齿根弯曲强度设计由式10-11）确定计算参数（1）计算载荷系数（2）根据纵向重合度，从图查得螺旋角影响系数（3）计算当量齿数（4）查取齿形系数由表10-5查得（5）查取应力校正系数由表10-5查得（6）由图10-20查得，小齿轮的弯曲疲劳强度极限大齿轮的弯曲疲劳强度极限（7）由图10-18查得弯曲疲劳强度寿命系数 （8）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数s1.4，由式10-12得（9）计算大小齿轮的大齿轮的数据大设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取2.5mm，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，须按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算应有的齿数。于是有取，则4几何尺寸计算1）计算中心距将中心距圆整为174mm2）按圆整后的中心距修正螺旋角因值改变不多，故参数、等不必修正。 计算大、小齿轮的分度圆直径计算大、小齿轮的齿根圆直径 计算齿轮宽度圆整后取；5验算合适七.设计低速级齿轮1选精度等级、材料及齿数，齿型1）确定齿轮类型两齿轮均为标准圆柱斜齿轮2）材料选择小齿轮材料为（调质），硬度为，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为，二者材料硬度差为。3）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度4）选小齿轮齿数，大齿轮齿数,取z2=86。5）选取螺旋角。初选螺旋角2按齿面接触强度设计按式（1021）试算，即）确定公式内的各计算数值（1）试选 （2）由图10-30，选取区域系数（3）由图10-26，查得 （4）计算小齿轮传递的转矩 （5）由表10-7选取齿宽系数（6）由表10-6查得材料的弹性影响系数（7）由图10-21d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（8）由式10-13计算应力循环次数（9）由图10-19查得接触疲劳强度寿命系数，（10）计算接触疲劳强度许用应力取失效概率为，安全系数为s=1，由式10-12得2）计算（1）试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得（2）计算圆周速度（3）计算齿宽及模数 （4）计算纵向重合度（5）计算载荷系数k由工作条件确定使用系数根据，7级精度，由图10-8查得动载荷系数用插值法，根据，非对称布置，软齿面齿轮，7级精度，由表10-4查得 根据，由图10-13查得假定，由表10-3查得故载荷系数（6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式10-10a得 （7）计算模数3按齿根弯曲强度设计式10-171）确定计算参数（1）计算载荷系数（2）根据纵向重合度，从图10-28查得螺旋角影响系数（3）计算当量齿数 （4）查取齿形系数由表10-5查得（5）查取应力校正系数由表10-5查得（5）由图10-20c查得，小齿轮的弯曲疲劳强度极限大齿轮的弯曲疲劳强度极限（7）由图10-18查得弯曲疲劳强度寿命系数（8）计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数s1.4，由式10-12得（9）计算大小齿轮的 大齿轮的数据大 2) 设计计算对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取3mm，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，须按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算应有的齿数。于是有取，则4 几何尺寸计算1）计算中心距将中心距圆整为196mm2）按圆整后的中心距修正螺旋角因值改变不多，故参数、等不必修正。 3）计算大、小齿轮的分度圆直径4） 计算大、小齿轮的齿根圆直径5）计算齿轮宽度圆整后取；5验算合适8. 减速器轴及轴承装置、键的设计1轴（输入轴）及其轴承装置、键的设计输入轴上的功率转矩2求作用在齿轮上的力 3初定轴的最小直径选轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3，取（以下轴均取此值），于是由式15-2初步估算轴的最小直径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.联轴器的计算转矩tca=kat1,查表14-1,考虑到转矩的变化很小,故取ka=1.3,则， 查机械设计手册，选用hl型弹性柱销联轴器，其公称转矩为315000n。半联轴器的孔径，故取半联轴器长度l82，半联轴器与轴配合的毂孔长度。4轴的结构设计 1）拟定轴上零件的装配方案（见下图） 2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 （1）为满足半联轴器的轴向定位要求，轴段右端需制处一轴肩，轴肩高度,故取段的直径 。半联轴器与轴配合的毂孔长度=60mm.，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，故的长度应该比略短一点，现取 （2）初步选择球轴承 参照工作要求并根据，初选型号7308ac轴承，其尺寸为，基本额定动载荷基本额定静载荷，故,轴段7的长度与轴承宽度相同,故取（3）取齿轮左端面与箱体内壁间留有足够间距，取。为减小应力集中,并考虑右轴承的拆卸,轴段3加轴套，直径应根据7308ac角接触球轴承右位轴肩直径，确定。（4）轴段4上安装齿轮,为便于齿轮的安装, 应略大与,可取.齿轮左端用套筒固定,为使套筒端面顶在齿轮左端面上,即靠紧,轴段4的长度应比齿轮毂长略短,若毂长与齿宽相同,已知齿宽,故取。齿轮右端用肩固定,由此可确定轴段5的直径, 轴肩高度,取,故取 为减小应力集中,并考虑右轴承的拆卸,轴段6的直径应根据直径应根据7308ac角接触球轴承左位轴肩直径确定,即，（5）取齿轮齿宽中间为力作用点,则可得,，(6)参考表152，取轴端为，各轴肩处的圆角半径见cad图。输入轴的结构布置5受力分析、弯距的计算（1）计算支承反力 在水平面上 （2）在垂直面上故总支承反力2）计算弯矩并作弯矩图 （1）水平面弯矩图 （2）垂直面弯矩图 （3）合成弯矩图 3）计算转矩并作转矩图6作受力、弯距和扭距图7选用键校核键连接：联轴器：选单圆头平键（c型） 齿轮：选普通平键 （a型） 联轴器:由式6-1，查表6-2，得 ，键校核安全齿轮: 查表62，得 ，键校核安全8按弯扭合成应力校核轴的强度由合成弯矩图和转矩图知，c处左侧承受最大弯矩和扭矩，并且有较多的应力集中，故c截面为危险截面。根据式15-5，并取，轴的计算应力由表15-1查得，故安全9.精确校核轴的疲劳强度.判断危险截面截面a,b只受扭矩作用。所以a,，b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,但是截面不受扭矩作用,同时轴径也较大,故不必做强度校核。截面c上虽然应力最大,但是应力集中不大,而且这里的直径最大,故c截面也不必做强度校核,截面和显然更加不必要做强度校核.由第3章的附录可知,键槽的应力集中较系数比过盈配合的小，因而,该轴只需校核截面左右两侧需验证即可。.截面左侧。抗弯系数 w=0.1=0.1=6400抗扭系数 =0.2=0.2=12800截面的右侧的弯矩m为 截面上的扭矩为 =107.2截面上的弯曲应力截面上的扭转应力 =轴的材料为45钢。调质处理。由课本表15-1查得： 因 经插入后得 又由附图3-1可得轴的材料的敏性系数为 =0.84k=1+=1.81k=1+（-1）=1.33所以 综合系数为： k=2.46k=1.63碳钢的特性系数 取0.1 取0.05安全系数s=39.1s22s=1.5 所以它是安全的截面右侧抗弯系数 w=0.1=0.1=9112.5抗扭系数 =0.2=0.2=1822.5截面左侧的弯矩m为 m=18312.6截面上的扭矩为 =107截面上的弯曲应力 截面上的扭转应力 =过盈配合处的，由附表3-8用插值法求出，并取=0.8，于是得=2.496 =1.997轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数综合系数为：k=k=安全系数s=53.8s24.8s=1.5 所以它是安全的9校核轴承和计算寿命（1）求两轴承受到径向载荷 （2）求两轴承计算的轴向力， 对于7308ac型轴承，按表13-7，轴承派生的轴向力=e,其中e=0.68派生轴向力 fd1 = 0.68 fr1=1915.8n fd2 = 0.68 fr2=640.7n=1550.4 n ,所以按轴承a的受力大小验算该轴承寿命该轴承寿命=4.35年4年，大于大修年限，符合要求。2.轴（输出轴）及其轴承装置、键的设计1 输入功率转速转矩2 第三轴上齿轮受力3初定轴的最小直径选轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3，取。由式15-2，初步估算轴的最小直径输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的轴的直径。为了使所选的轴直径与联轴器直径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩 由查表14-1得 按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查标准选用型弹性柱销联轴器，其公称转矩为，半轴器的孔径，故取，半联轴器长度，半联轴器与轴配合的毂孔长度。4轴的结构设计1）拟定轴的结构和尺寸（见下图）输出轴的结构布置2）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，1-2轴段右端需制出一轴肩，故取2-3段的 直径；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径。半联轴器与轴配合的毂孔长度，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段的长度应比略短些，现取。 （2）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，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据，由轴承产品目录中初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承30314，其尺寸为，故；而右端由于有挡油环，故。 右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。由手册上查得30314型轴承的定位轴肩高度，因此，取（3） 取安装齿轮处的轴段4-5的直径；齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为60mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度，故取，则轴环处的直径。轴环宽度，取。（4） 轴承端盖的总宽度为32mm（由减速器及轴承端盖的结构设计而定）。根据轴承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，故取。（5） 取齿轮距箱体内壁之距离为12mm，滚动轴承端面距箱体内壁之距离为5mm；由于要与减速器整体相配合，可得，。至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。3） 轴上零件的轴向定位齿轮和联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按由表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为90mm，同时为了保证齿轮与轴配合具有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；同样，半联轴器与轴的连接，选用平键为，半联轴器与轴的配合为。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的。此处选轴的直径尺寸公差为。4） 确定轴上圆角和倒角尺寸参考表15-2，取轴端倒角为，各轴肩处的圆角半径为、。5. 轴的受力分析、弯距的计算（）计算支承反力 在水平面上 在垂直面上总支承反力（2）计算弯矩 1）水平面弯矩 在a处，在b处， 2）垂直面弯矩 在a处 在b处 3）合成弯矩 在a处 在b处， 4）转矩 5）作受力、弯距、扭距图轴的受载情况如下表载荷水平面h垂直面v支反力f 弯矩m总弯矩扭矩6. 按弯矩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（即危险截面中间截面）。根据式15-5及上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力。取，轴的计算应力前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由表15-1查得。因此，故安全。7. 精确校核轴的疲劳强度（1） 判断危险截面轴上前面装联轴器的一段只受扭矩作用。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，所以前一段均无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面4和5处过盈配合引起的应力集中最严重；从受载的情况来看，中间截面上的应力最大。截面5的应力集中影响和截面4的相近，但截面5不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不做强度校核。中间截面虽然应力最大，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，故中间截面不用校核。截面6和7显然更不必校核。由第三章附录可知，键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需截面4左右两侧即可。（2）截面4左侧抗弯系数 w=0.1=0.1=34300抗扭系数 =0.2=0.2=68600截面4的左侧的弯矩m为 截面4上的扭矩为 =1775.92截面上的弯曲应力截面上的扭转应力 =轴的材料为45钢,调质处理。由课本表15-1查得： 因 查附表3-2，经插值后得1.913 =1.253由附图3-1可得轴的材料敏性系数为 =0.85故有效应力集中系数按式（附表3-4)得k=1+=1.749k=1+（-1）=1.215由附图3-2，3-3，根据直径75mm，得 轴按磨削加工，由附图3-4得表面质量系数轴未经表面强化处理，即按式3-12及3-12a得综合系数 碳钢的特性系数 取0.1 取0.05计算安全系数s=13.93s7.1699s=1.5 所以它是安全的（3） 截面4右侧抗弯系数 w=0.1=0.1=42187.5抗扭系数 =0.2=0.2=84375左侧的弯矩m为 m=243533截面4上的扭矩为 =1775920截面上的弯曲应力 截面上的扭转应力 =过盈配合处由附表3-8用插值得到，并取取质量系数 综合系数k=k=碳钢的特性系数 取0.1 取0.05安全系数s=ss=1.5 所以它是安全的7选用校核键）联轴器处的键由表6-1选用圆头平键（a型） 工作长度 由式6-1，查表6-2，得 ，键校核不安全故采用双键，呈分布，双键工作长度因此，采用双键安全。2）齿轮处的键 由表6-1选用单圆头平键（c型） 工作长度 由式6-1，查表6-2，得 ，键校核不安全故采用双键，呈分布，双键工作长度因此，采用双键安全。8.轴承校核查滚动轴承样本可知圆锥滚子球轴承30314的基本额定动载荷，基本额定静载荷。 1）求两轴承受到的径向载荷 2）求两轴承的计算轴向力查表 轴承1被“压紧”，轴承2被“放松”，所以 3）求轴承当量动载荷p 取 取 因轴承运转有中等冲击载荷，按表13-6， ，取则 3）验算轴承寿命圆锥滚子轴承取轴承额定寿命为3.轴（中间轴）及其轴承装置、键的设计1. 中间轴上的功率转矩2初定轴的最小直径 选轴的材料为45钢，调质处理。根据表15-3，取，于是由式15-2初步估算轴的最小直径这是安装轴承处轴的最小直径3根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度（1）初选型号7309ac的角接触球轴承参数如下基本额定动载荷基本额定静载荷 根据结构设计两段安装轴承的轴长度分别为44mm、48mm，轴直径为45mm。（2）为了与两端的输入、输出轴相配合，并与相啮合的齿轮齿宽相配合，取两段轴的长度为61mm、61mm，轴直径都取为50mm。 （3）根据总体结构取中间轴肩长度为26mm，直径为60mm。 （4）参考表152，取轴端为，各轴肩处的圆角半径见cad图。中间轴的结构布置4.选用键（1）低速级小齿轮的键由表选用圆头平键（a型） （2）高速级大齿轮的键 由表选用圆头平键（a型） 得 故安全。九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.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，故采用浸油润滑，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 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m6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.盖螺钉： 启盖螺钉上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.箱体结构尺寸如下表名称符号计算公式结果箱座壁厚10箱盖壁厚10箱盖凸缘厚度15箱座凸缘厚度15箱座底凸缘厚度25地脚螺钉直径m20地脚螺钉数目查手册4轴承旁联接螺栓直径m16机盖与机座联接螺栓直径=（0.50.6）m10轴承端盖螺钉直径=（0.40.5）8 8 12视孔盖螺钉直径=（0.30.4）6定位销直径=（0.70.8）8，至外机壁距离查机械课程设计指导书表4262216，至凸缘边缘距离查机械课程设计指导书表4242014外机壁至轴承座端面距离=+（812）47大齿轮顶圆与内机壁距离1.212齿轮端面与内机壁距离12机座肋厚 8.5轴承端盖外径+（55