二级减速器设计说明书

1、机械设计课程设计 设计题目：带式输送机传动装置的设计 内装： 1、设计计算说明书一份 2 、减速器装配图一张 3 、轴零件图一张 4 、齿轮零件图一张 目录 课程设计任务书 设计要求 设计步骤 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. 设计 V 带和带轮 6. 齿轮的设计 7. 滚动轴承和传动轴的设计 8. 键联接设计 9. 箱体结构的设计 10. 润滑密封设计 11. 联轴器设计 设计小结 参考资料 传 动 装 置 总 体 设 计 方 案 设 计 步 骤 传动装置总体设计方案 课程设计题目： 设计带式运

2、输机传动装置（简图如下） 1V带传动2运输带3 单级斜齿圆柱齿轮减速器 4联轴器 5 电动机6 卷筒 已知条件 1）工作条件：三班制，连续单向运转，载荷较平稳，室内工作， 有粉尘。 2）使用期限：10年，大修期3年。 3）生产批量：10台 4）生产条件：中等规模机械厂，可加工 7-8级精度的齿轮。 5）动力来源：电力，三相交流（220/380V） 设计要求 1. 减速器装配图一张。 2. 绘制轴、齿轮零件图各一张 3. 设计说明书一份。 设计步骤 本组设计数据： 运输带工作拉力F/N 2200。 运输带工作速度v/（m/s） 1.2。 卷筒直径D/mm 240。 1）外传动机构为V带传动。 2

3、）减速器为单级斜齿圆柱齿轮减速器。 3） 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，米用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 为单级斜齿圆柱齿轮减速器，这是单级圆柱齿轮中应用较广泛 的一种。原动机部分为丫系列二相交流异步电动机。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、成本低传动效率咼。 电 动 机 的 选 择 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 丫系列三相笼型异步电动机，全

4、 封闭自扇冷式结构，额定电压 380乂 2）选择电动机的容量 工作机的有效功率为 从电动机到工作机传送带间的总效率为 由机械设计课程设计手册表 1 7可知： 1 : V带传动效率0.962 :滚动轴承效率0.99 （球轴承） 3 :齿轮传动效率0.97（8级精度一般齿轮传动） 4 :联轴器传动效率0.99 （弹性联轴器） 5 :卷筒传动效率0.96 所以电动机所需工作功率为 3）确定电动机转速 按表13 2推荐的传动比合理范围，单级圆柱齿轮减速 器传动比620 而工作机卷筒轴的转速为 所以电动机转速的可选范围为 ndi nw (525.48 1751.6) r min 电动机 型号 额定功率

5、/kw 满载转 速 /(r/min ) Y100L2-4 3 1430 2.2 2.3 符合这一范围的同步转速有、1000r min和1500 两种。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、质量及价 格等因素，为使传动装置结构紧凑，决定选用同步转 速为1500r min的电动机。 根据电动机类型、容量和转速，由机械设计 课程设计手册表12 1选定电动机型号为Y100L2-4 计 算 传 动 装 置 计算传动装置的总传动比i (1).总传动比i为i (2).分配传动比i 并分配传动比 考虑润滑条件等因素，初定 4. 计算传动装置的运动和动力参数 i 1).各轴的转速 nm 1430 r min II轴

6、357.5r/min i 分 配 传 动 比 III 轴n牛 87.2/min 卷筒轴 n87.2 min 2).各轴的输入功率 I 轴PFd 2.81kw II 轴FF 1 2 2.67kw III 轴F F 3 2 2.56kw 卷筒轴F卷 F 4 2 2.51kw 3).各轴的输入转矩 电动机轴的输出转矩Td为 I 车由 TTd1 .8810 4 N mm II 轴 T T 1 2i7.15 104N mm 5 III 轴 TT3 2i2.8210 Nmm 卷筒轴 T卷T4 22.76105Nmm 轴名 功率 转矩 转速 传动 比 效率 I轴 2.81 1430 4 0.95 II轴 2

7、.67 357.5 4.1 0.96 iii 轴 2.56 87.2 1 0.98 卷筒 轴 2.51 87.2 将上述计算结果汇总与上表，以备查用。 设计V带和带轮 电动机输出功率 Pd2.81kw 一 +选用A型带 转速选取： ninm 1430 r min，带传动传动比i=4，每天工作16小 时。 1).确定计算功率Pca 由机械设计表 4.6查得工作情况系数KA 1.2，故 忠Pd3.37kw 2) .选择V带类型 根据Pca，口，由机械设计图4.11可知，选用A型带 3) .确定带轮的基准直径dd1并验算带速 (1) .初选小带轮基准直径dd1 由机械设计表4.4，选取小带轮基准直径

8、dd1 90mm， dd1 而 三一 H 100 mm，其中h为电动机机轴高度，满足安 装要求。 (2) .验算带速V 因为5ms v 25m s，故带速合适。 (3) .计算大带轮的基准直径 根据机械设计表 4.4，选取dd2355mm，贝M专动比 dd2 dg 3.9 从动轮转速n2 n1366.7r min i 4) .确定V带的中心距a和基准长度Ld (1).由式 0.7(da dd2) a。2(dd! dd?)得 312 a。890，取 a750mm (2).计算带所需的基准长度Ld 由机械设计表4.2选取V带基准长度Ld 2240mm (3).计算实际中心距a 5) .验算小带轮上

9、的包角1 6) .计算带的根数Z (1) 计算单根V带的额定功率Pr 由ddi 90mm和n1 1430r/min，查机械设计表4.5 得 R 1.05kw 根据n11430r/min，i 3.9和a型带，查机械设计 表 4.7 得 Po0.17kw 查机械设计表4.8得K 0.95，查表4.2得Kl 1.06， 于是 (2) 计算V带的根数z zRa3.372 74 FT1.23.取3 根。 7) .计算单根V带的初拉力的最小值(F)min 由机械设计表4.1得A型带的单位长度质量q 0.1kg/m， 所以 应使带的实际初拉力F (F)min。 8) .计算压轴力Fp 压轴力的最小值为 9)

10、 .带轮的结构设计 小带轮采用实心式，大带轮为辐条式，取单根带宽为13mm取 带轮宽为35mm 齿 轮 的 设 计 8级精度 大小齿轮 材料均为 45钢 1) 选定齿轮类型、精度等级、材料、齿数并初选螺 旋角B (调质) (1) 按简图所示的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。 (2) 运输机为一般工作机器，载荷较平稳，速度不高， 故选用8级精度。 (3) 材料选择。由机械设计表 6.1大小齿轮都选用 45钢调质处理，齿面硬度分别为 220HBS,260HBS者 材料硬度差为40HBS 选小齿轮齿数Zi 24，则大齿轮齿数Z2 i zi 98 (5)初选螺旋角B =13 2) 初步设计齿轮主要尺寸

11、 (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。 确定式中各项数值： 因载荷较平稳，初选Kt =1.5 由机械设计表6.5，取 d 1 由机械设计表 6.3查得材料的弹性影响系数 Ze 189.8 MPa 由机械设计图6.19，查得zh 2.44 一般取Z =0.750.88,因齿数较少，所以取z 0.8 6-12 N160n2jLh 由图6。 60 357.5 1 16 300 88.24 108N 824 1082.01 4.1 6查得，Khn! 按齿面硬度查图 H lim 2 560MPa , 取 SH min 1 ； 取h (

12、648 644)/2 #2KtTi u 1 ZeZhZ Z 2 d 3( it d u h ) 2 1.5 71300 4.1 1 4.1 108N 1.08, Khn2 6.8得 646MPa 设 (2.44 189.8 0.8 0.99 646 1.15 Hlim1 600MPa )2mm 修正d1t : 由表6.2查得, 由图6.10查得, 由图6.13查得, Ka Kv 1.00 1.03 1.05 般斜齿圆柱齿轮传动取，K 贝卩 K KaKvK K 1.00 1.03 选取第一系列标准模数m 3）齿轮主要几何尺寸: 圆整中心距，取a1126mm 则arccosmn(zi 型 2a1

13、计算分度圆直径和齿宽 1 1.4 1.05 1.2 2mm 齿轮参 44.1mm ，此处K 1.30 2 (2498) arccos14.48 2 126 1.2 4)校核齿根弯曲疲劳强度 (1).确定公式内的各计算数值 由机械设计第127页，取Y=0.7, Y 0.88 由机械设计图6.9查得小齿轮的弯曲疲劳强度 极限Fimi 240MPa ；大齿轮的弯曲强度极限 F lim 2 220MPa ； 由机械设计图6.7取弯曲疲劳寿命系数 K fn i 0.90 ， K fn20.94 ； 计算弯曲疲劳许用应力； 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，应力修正系数Y=2, 有 计算载荷系数K ； 查取齿

14、形系数； 由机械设计表6.4查得YFai 2.60 ； YFa2 2.19 查取应力校正系数； 由机械设计表6.4查得Ysai 1.595 ； Ysa2 1.80 (2).校核计算 齿根弯曲疲劳强度足够。 由于齿轮的模数 m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1.71并 就近圆整为标准值 m 2mm，按接触强度算得的分度圆直径， 算出小齿轮齿数 大齿轮齿数，取Z2103。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。 (5).结

15、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。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，若米用齿轮结构， 不宜与轴进行安装，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。 滚 动 轴 承 和 传 动 轴 的 设 计 (一).轴的设计 I .输出轴上的功率P、转速n和转矩T 由上可知 P2.56kw，n 87.2rmin ， T2.82 105N mm n .求作用在齿轮上的力 因已知低速大齿轮的分度圆直径 2T 而Ft 2737.86N d2 川.初步确定轴的最小直径 材料为45钢，调质处理

16、。根据机械设计表11.3，取 C 110，于是 dmin C33.93mm，由于 键槽的影响，故 n 1 dmin 1.05dmin 35.63mm 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d 。为了 使所选的轴直径d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Tea KAT，查机械设计表10.1， 取 KA 1.5，则： 按照计算转矩a应小于联轴器公称转矩的条件，查手册，选用 LX3型弹性套柱销联轴器，其公称转矩为 1250000N mm。半 联轴器的孔径 d 38 m m,故取半联轴器长度L 82 mm，半 联 轴 器 与 轴 配 合 的 毂 孔 L 60mm IV

17、 .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) .为了满足半联轴器的轴向定位要求，I - u段右端需制出 一轴肩，故取U -川段的直径dn皿42mm ;左端用轴端挡圈定 位。半联轴器与轴配合的毂孔长度 L 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I - U段的长度应 比 L 小 2 3mm，现取 I 口 58mm 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，故选用深沟球轴承。按照工作要求并根据 dn皿42mm， 查手册表6-1选取轴承代号为7009AC的角接触球轴承，其尺寸 为 d D B 45mm 75mm 16mm，

18、故 d 皿 V d刑町 45mm ； 而l刑町30mm。 3) .取安装齿轮处的轴端V - V的直径dv v 48mm ；齿轮 的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的跨度为 55mm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Iv V 53mm。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度 h 0.07d，故取h 4mm，则轴环处的直径dv刑56mm。轴 环宽度 b 1.4h，取 I vw 10mm。 4) . 轴承端盖的总宽度为10mm (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I 30mm ,

19、 故 I 皿 40mm。 5) . 取齿轮距箱体内壁的距离a 12mm ,考虑到箱体的铸造 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 10mm，已知滚动轴承宽度 T 16mm，大齿轮轮毂长度 L 55mm，贝U 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dv由 机械设计课程设计手册表4-1查得平键截面 b h 14mm 9mm，键槽用键槽铣刀加工，长为 45mm，同时 为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性， 故选择齿轮轮毂与轴的 配额为也;同样，半联轴器与轴的连接，选用平键为 n6 H 7 12mm 8mm

20、50mm，半联轴器与轴的配合为 。滚动轴承与 k6 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m6。 (3) .确定轴上圆角和倒角尺寸 参考机械设计表11.4，取轴端倒角为2 45。 V .求轴上的载荷 首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。 作为简支梁的轴的 支撑跨距L2 L344.6mm 44.6mm89.2mm。根据轴的计算 简图做出轴的弯矩图和扭矩图。 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 载荷 水平面H 垂直面 支反力 F 弯矩M 总弯矩 M185127N mm ， M 262535 N mm 扭矩T 危险截面。现将计算处的截面C处的M H、M V及M

21、的值列如下: W .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0.6，轴的计算应力 前已选定轴的材料为45钢，调质处理，由机械设计表 11.2 查得60MPa 因此ca l，故安全。 VD .精确校核轴的疲劳强度 （1）.判断危险截面 截面A，n ,川,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, n ,川,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W和V处

22、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V的应力集中的影响和截面W的相近， 但截面V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 面切显然更不必校核 需校核。 (2).截面W左侧 抗弯截面系数 抗扭截面系数 截面W左侧的弯矩 截面W为危险截面，截面W的左右两侧均 截面W上的扭矩T : 截面上的弯曲应力: 截面上的扭转切应力: W 0.1d3 0.1 453 9112.5mm3 Wt 0.2d3 0.2 453 18225mm

23、3 M M1 44.6 26 35501N mm 44.6 M : 282000 N mm 3.9MPa 15.47MPa 弯曲正应力为对称循环弯应力, 0,扭转切应力为脉冲循环 应变力，m 15.47/27.74MPa a b 3.9MPa , a m 7.74MPa 轴的材料为45钢，调质处理，由机械设计表 B 640MPa，1 275MPa，1 155MPa 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数 械设计附表16查取。因;200.04， 查得 1.92， 1.30 48 45 又由机械设计图2.8并经插值可得轴的材料的敏性系数为 故有效应力集中系数为 q 0.82， q 0.85 11.

24、2 得 按机 1.07,可 由机械设计查图2.9 ,0.75 ；由附图3-3的扭转尺寸 系数 0.76 轴按磨削加工，由b 640MPa查图2.12 ,0.92 轴未经表面强化处理，即q 1，则综合系数为 已知碳钢的特性系数 0.1 0.2，取0.1 0.05 0.1，取0.05 于是，计算安全系数Sea值，则 故可知其安全。 (3).截面W右侧 抗弯截面系数 ：W 0.1d3 0.1 483 11059.2mm3 抗扭截面系数：Wt 0.2d3 0.1 483 22118.4mm3 截面W右侧的弯矩M: M M1 44.6 26 35501N mm 44.6 截面W上的扭矩T : T 282

25、000N mm 截面上的弯曲应力：b 3.2MPa W 截面上的扭转切应力：T T 12.75MPa W 弯曲正应力为对称循环弯应力，m 0，扭转切应力为脉冲循环 应变力，m 12.75/26.375MPa a b 3.2MPa , a m 6.375MPa kkk 过盈配合处的k,由机械设计附表1.4,取-0.8 -，用 插值法得 3.42 , 2.74 , 0.92 轴按磨削加工，由 B 640MPa查图2.12 , 故得综合系数为 所以轴在截面W右侧的安全系数为 故该轴在截面W右侧的强度也是足够的。 Vffl .绘制轴的工作图，如下： (二).齿轮轴的设计 I .输出轴上的功率P、转速n

26、和转矩T 由上可知 P 2.67kw, n 357.5“ min T 7.15 104 N mm n .求作用在齿轮上的力 因已知低速小齿轮的分度圆直径 2T 而Ft 2774N di Fa 716.4N in.初步确定轴的最小直径 材料为45钢，调质处理。根据机械设计表15-3，取C=12Q 于是 dminC3 Pn 23.46mm，由于键槽的影响，故 nn dmin 1 .05dmin 24.6mm 输出轴的最小直径显然是安装带轮处的直径di n，取 di n 25mm，根据带轮结构和尺寸，取I n 35mm IV .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)

27、 .为了满足带轮的轴向定位要求，i- n段右端需制出一轴肩, 故取U -川段的直径dn皿30mm ； 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，故选用深沟球轴承。按照工作要求并根据dn皿30mm, 查手册表6-1选取轴承代号为7007AC的角接触球轴承，其尺寸 为 d D B 35mm 62mm 14mm ,故 d皿即 d町麵 35mm ； 而l刑町32mm。 3) .由小齿轮尺寸可知，齿轮处的轴端V - W的直径 dv可53.55mm , lv可60mm。轴肩高度 h 0.07d，故取 h 3mm，则轴环处的直径 dw v 町42mm。轴环宽度 b 1.4h，取 I i

28、y v l刑町 6mm。 4) .轴承端盖的总宽度为15mm (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I 30mm， 故 I 皿 45mm。 5) . 取齿轮距箱体内壁的距离a 12mm，考虑到箱体的铸造 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 6mm，已知滚动轴承宽度 T 14mm，贝U 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 di 由机械设计 课程设计手册表4-1查得平键截面b h 8mm 7mm，键槽 用键槽铣刀加工，

29、长为28mm。滚动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m6。 (3) .确定轴上圆角和倒角尺寸 参考机械设计表11.4，取轴端圆角2 45。 (三).滚动轴承的校核 轴承的预计寿命Lh 8 8 2 36546720h I .计算输出轴承 (1) .已知n87.2r/min ,两轴承的径向反力 Fri Fr2 513.2 N 由选定的角接触球轴承7009AC轴承内部的轴向力Fs 0.63Fr (2) .由输出轴的计算可知Fa 707N 因为 FS1 Fa 323.3N707N1030.3N FS2，故轴承 U 被“压 紧”，轴承 I 被“放松”，得： Fa2 Fs1

30、 Fa 323.3N 707N 1030.3N (3).FaFr1 0.63, Fa2/Fr2 2.01，查手册可得 e 0.68 由于 FaFr1 e，故 X11,Y；0 ; FaJFr2 e,故 X20.41,Y20.87 (4).计算当量载荷R、P2 由机械设计表8.7，取fp 1.5，贝U (5).轴承寿命计算 由于PP2，取P 829.5N，查表8.8取ft 1,角接触 球轴承，取3， 查手册得7009AC型角接触球轴承的Cr 25.8KN，贝U 故满足预期寿命。 键 联 接 设 计 I .带轮与输入轴间键的选择 轴径d 25mm，轮毂长度L 35mm，查手册，选 A型平 键，其尺寸

31、为 b 8mm， h 7mm， L 28mm (GB/T 1095-2003) n.输出轴与齿轮间键的选择 轴径d 48mm，轮毂长度L 45mm，查手册，选 A型平 键，其尺寸为 b 14mm， h 9mm， L 45mm (GB/T 1095-2003) 川.输出轴与联轴器间键的选择 轴径d 38mm，轮毂长度L 50mm，查手册，选A型平键， 其尺寸为 b 12mm， h 8mm， L 50mm (GB/T 1095-2003) 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H7配合. is6 1. 机体有足够

32、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6.3 3. 机体结构有良好的工艺性. 铸件壁厚为8mm，圆角半径为R=5。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

33、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：

34、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 10 箱盖壁厚 8 箱盖凸缘厚度 12 箱座凸缘厚度 15 箱座底凸缘厚 度 25 地脚螺钉直径 M16 地脚螺钉数目 查手册 4 轴承旁联接螺 栓直径 M12 机盖与机座联 接螺栓直径 d2 = （0.50.6） df M8 轴承端盖螺钉 直径 d3=（0.40.5） df M8 视孔盖螺钉直 径 d4 = （0.30.4） df M5 定位销直径 d =（0.70.8）d2 6 df，di，d2至 外机壁距离 查机械设计课 程设计手册表 11-2 16 18 14 df，d2至凸缘 边缘距离 查机械课程设计 手册表11-2 22 16 外机壁至轴承 座端面距离 11 = C1 + C2