机械设计课程设计说明书完成版解析

WuhanWuhan InstituteInstitute ofof TechnologyTechnology机械设计课程设计说明书课题名称：带式运输机传动装置的设计专业班级：机械中美班学生学号：14031403 佃 06660666学生姓名:学生成绩:指导教师：秦襄培课题工作时间：20162016 年 1212 月 1212 日至 20162016 年 1212 月 3030 日武汉工程大学教务处一、设计任务书一一铸造车间型砂输送机的传动装置 .3二、传动装置总体设计.51.系统总体方案的确定.52.电动机的选择（Y系列三相交流异步电动机） .73.传动装置的总传动比及其分配 .9三、传动零件的设计计算.111. V带传动的设计计算.112.齿轮传动的设计计算 .15四、 轴的设计计算 .错误！未定义书签。1.选择轴的材料及热处理.232.初估轴径.233.轴的结构设计.244.减速器零件的位置尺寸 .28五、润滑方式润滑油牌号及密封装置的选择 .29六、 箱体及其附件的结构设计.30七、减速器的箱体的结构尺寸 .33附：参考文献35亠、设计任务书铸造车间型砂输送机的传动装置1.设计题目：设计带式运输机的传动装置2.带式运输机的工作原理1电机2传动装置3工作规就羲4输送带亠臣砂输送机的传动示意图 a1)1)原始数据学号鼓轮直径D(mm)输送带速度v(m/s)输出转矩T(N.m)14031902173500.804502 2）工作条件（已知条件）1）工作环境：一般条件，通风良好；2）载荷特性：连续工作、近于平稳、单向运转；3）使用期限：8年，大修期3年，每日两班制工作；4）卷筒效率：n=0.96;5）运输带允许速度误差：士5%;6）生产规模：成批生产。1.设计内容1）设计传动方案；2）设计减速器部件装配图（A1）；3）绘制轴、齿轮零件图各一张（高速级从动齿轮、中间轴）；4）编写设计计算说明书一份（约7000字）。1、传动装置总体设计1.系统总体方案的确定1）系统总体方案：电动机T传动系统执行机构2）初选的三种方案如下：111XXn1 F I山y x l1方案二：同轴式两级圆柱齿轮方案三：分流式两级圆柱齿轮3）系统方案的总体评价：以上三种方案：方案一中一般采用斜齿轮，低速级也可采用直齿轮。总传动比较大， 结构简单，应用最广。由于齿轮相对于轴承为不对称布置，因而沿齿宽 载荷分布不均匀，要求轴有较大的刚度。方案二中减速器横向尺寸较小，两大齿轮浸油深度可大致相同。结 构较复杂，轴向尺寸大，中间轴较长、刚度差，中间轴肩润滑较困难。方案三中一般为高速级分流，且常用斜齿轮，低速级可用直齿或人 字齿轮。齿轮相对于轴承为对称布置，沿齿宽载荷分布较均匀。减速器 结构较复杂。常用于大功率，变载荷场合。方案一结构简单、效率高、容易制造、使用寿命长、维护方便。由 于电动机、减速器与滚筒并列，导致横向尺寸较大，机器不紧凑。但齿 轮的位置不对称，高速级齿轮布置在远离转矩输入端，可使轴在转矩作 用下产生的扭转变形和轴在弯矩作用下产生的弯曲变形部分地抵消，以 减缓沿齿宽载荷分布有均匀的现象。总的来讲，该传动方案一满足工作机的性能要求，适应工作条件、 工作可靠，此外还有结构简单、尺寸紧凑、成本低、传动效率高等优点。2.电动机的选择（丫系列三相交流异步电动机）1）电动机类型和结构型式选择最常用的的电动机是丫系列笼型三相异步交流电动机。其效率高、 工作可靠、结构简单、维护方便、价格低，适用于不易燃、不易爆，无 腐蚀性气体和无特殊要求的场合。由于启动性较好，也适用于某些要求 较高起动转矩的机械。2）选择电机容量首先估计传动装置的总体传动范围：由卷筒的圆周速度V可计算卷筒的转速nw=60 x1000/ n D=60 x1000/ n x35043.65工作机所需有效功率PWPw=Tn/9550=450 x43.65/9550=2.06k W从电动机到工作机主轴之间的总效率nn=n1Xn2Xn3x- Xnn查表2-4知，联轴器的传动效率n1=0.97,有2个V带传动效率n2=0.96卷筒轴滑动轴承n3=0.99,有2个滚动轴承n4=0.99，有4对圆柱齿轮传动n5=0.96,有1个卷筒效率n6=0.96224224n = nin2n3n4n5=0.97 .0.96.0.99.0.99 .0.96=0.82卷筒轴的输出功率Pw=Tnw/9550=2.06kW故：Pd=PJ n =2。51kW查表得：Ped =3kw3）选择电动机的转速选择电动机转速时门厂(ii*i2*i3*in)nw式中：nd电动机转速可选范围有表2-1查得V带传动常用传动比范围为2-4，圆柱齿轮传动比范围为3-6，其他的传动比都等于1,则电动机转速的可选范围为:2nd=i12nw=7866718r/min可见，同步转速为1000r/min、1500r/min的电动机均符合这里选择常用的同步转速为1500rpm和1000rpm两种4)确定电动机型号由表20-1知，电动机型号相关表格如下万案号电动机型号额定功 率Kw电动机转速r/min电动机质量Kg总传动 比参考比价同步、卄 +、，满载、2in各级传动的传动比范围1Y132S-63100096063223.092Y100L2-43150014203832.531.87两个方案均可行，方案2电动机成本低，对选定的传动方案传动比也适 中，故选方案 2.2.选定电动机型号为Y100L2-4，其它主要参数列于下表电动机型号额定功率Kw电动机转速中心高mm外伸轴 径mm轴外伸长度mm同步、 卄 + 、 ，满载Y100L2-431500142010028602.传动装置的总传动比及其分配1）计算总传动比：i总=nnw=1420/43.65=32.532）各级传动比的分配传动比选取见表2-1，V带传动常用传动比范围为2-4，圆柱齿轮传动比 范围为3-6，对于展开式两级圆柱齿轮减速器，为了使两级的大齿轮有相 似的浸油深度，高速级传动比i2和低速级传动比i3可按照下列方法分配:）2=（i.vi.5）i3取V带传动比ii=3,i2=1.3*3则减速器的总传动比为i=i总/i1=32.53/3=10.84双级圆柱齿轮高速级传动比i12二1.3i=V1.3x10.84=3.75双级圆柱齿轮低速级传动比i34=i/i12=10.84/3.75=2.893）各轴的转速n电动机转轴转速：n0=nm=1420r/min高速轴I:n1=n/i1=1420/3=473.33r/mi n中间轴n2=n1/i12=473.33/3.75=126.22r/mi n低速轴皿：n3二n/n34=126.22/2.89=43.68r/min卷筒轴W:n4=n3=43.68r/mi n4)各轴输入功率P电动机：Ped=3kW高速轴I: Pi=F0ni=3x0.96=2.88kW中间轴H: P2二Pn2n3=2.88x0.99x0.97=2.77kW低速轴皿:P3二Rn2n3=2.77x0.99x0.97=2.66kW5)各轴输入转矩T电动机转轴：T=9950F0/no=20.18N.m高速轴：T1=9550P1/n1=58.11N.m中间轴：T2=9550F2/n2=209.58N.m低速轴：T3=9550Ps/n3=581.57N.m将以上计算结果整理后列于下表：项目转速n( rpm)功率P(Kw)转矩（N.m）传动比效率口电动机轴1420320.1830.96高速轴1473.332.8858.113.750.9603中间轴II126.222.77209.582.890.9603低速轴III43.682.66581.57三、传动零件的设计计算1. V带传动的设计计算1）已知条件设计此V带传动h时，已知条件有一一带传动的工作条件； 传递的额 定功率；小带轮转速；大带轮转速。设计内容包括-选择带的型号；确定基准长度、根数、中心距、基准直径以及结构尺寸；初拉力和压轴 力。2）设计步骤传动带初选为普通V带传动P为所需传递的额定功率就是电动机额定功率此输送机每日两班制就是工作16小时，且工作载荷平稳。由课本P156表8-8查得，工作情况系数KA= 1.2则pca=KAP=1.2*3=3.6kw2选择V带型号小带轮转速即电动机满载转速 门0=1420r/mi n根据pca二心P=1.2*3=3.6kw和no=1420r/min查图8-9,选取带型 为A型。3确定带轮的基准直径dd，并验算带速度v根据V带的带型和电动机的中心高100mm,查表8-9选取小带轮的基 准直径dd1=100mm验算带速v.3.14dd1n0=3.14*90*1420/60000=7.44m/s160*1000因为带速不宜过高，一般在5m/sv1206计算带的根数z查表8-4插值得P0=1.30kw查表8-5插值得P0=0.1676kw查表8-6得Ka=0.93查表8-2得心=1.00则z -Pca=2.64(PAP0)KZKL故取z=3根7计算单根V带的初拉力F0由表8-3得A型带的单位长度质量q=0.105kg/m所以F=500(2.5-Ka)Pca/KaZv+qv2=141.96N8计算压轴力FP=2zFsin于=2*3*141.96*sin 157.08/2=834.78N带型计算功 率Pca/kW带速v/(m/s)中心 距a/mm基准长 度Ld/mm小带轮包角a根数z小带轮直径dd1/mm小带轮直径dd2/mmA3.67.44537.51750157.0831003159带轮的结构设计由电动机的外形和安装尺寸知，大带轮采用孔板式、小带轮采用实心式的铸造带轮。因为选用普通A型V带轮，查表9-1知轮槽截面尺寸：e=150.3mm,fmin=9mm，bd=11mm，ha=2.75mm,hfmin=8.7mm, =6mm则带轮轮缘宽度B=(z-1)*e+2f=48一0.9mm,取B=50mm对小带轮：小带轮的基准直径jd1=100mm, 则daddl2ha=100+2*2.75=105.5mm初选孔径 d=28mmd=28mm则 d d 仁(1.82)d=53mm,L=(1.52)d=49mm对大带轮：大带轮的基准直径dd2=315mm,则da2二dd22ha=315+2*2.75=320.5mm也初选孔径 d=24mmd=24mm 则 d d 仁(1.82)d=46mmDr=da22(ha+ 占)=305.5-2*(2.72+6)=288.06mmD=0.5(D1d=168.53mmd。=0.25(DIpi)=59.765mmS=C=(1/71/4)B=50/5=10mm据1式(8-14)，带传动实际平均传动比为dd 2T%2%取；15则“十处也19n1=n/ii=1420/3.19=445.14r/minT1=9550P1/n1=9550 x2.88/445.14=61.79N.miinniddi(1-；)2.齿轮传动的设计计算1）.材料及热处理：选择大齿轮材料为45钢（正火处理）硬度为200HBS,软齿面小齿轮材料为45钢（调质处理）硬度为240HBS,软齿面带式运输机为一般工作机器，速度不高，选用8级精度2）初选高速级小齿轮齿数Zi=20,则高速级大齿轮齿数Z2=ii2*Zi=3.75*2=75,所以取Z2=75,则齿数比u仁3.753）初选低速级小齿轮齿数Zi=25,则低速级大齿轮齿数Z2=i34*Zi=2.89*25=80.1,所以取Z2=73,则齿数比u2=2.92按齿面接触强度设计确定公式内的各计算数值a.试选Kt=1.3b.查表选取尺宽系数=11 /2c.查表得材料的弹性影响系数ZE=189.8Mpd.按齿面硬度查表10-25d得小齿轮的接触疲劳强度极限（T Hlim仁600MPa大齿轮的接触疲劳强度极限（T Hlim2=550MPae.计算应力循环次数高速轴:Ni=60门jLh=60X473.33X1x(2X8X300 x8)=1.33x109N1Ni/ii2=1.33x109/3.75=3.54x108低速轴：N2=60n2jL60X126.22X1X(2X8X300 x8)=3.54x108N2N2/i34=3.54x108/2.89=1.22x108式中j为每转一圈同一齿面的啮合次数。Lh为齿轮的工作寿命，单位小 时f.查表得接触疲劳寿命系数高速轴：KHN1=0.97;KHN2=1.06低速轴 :KHN!1.05；KHN21.09g.计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%,安全系数S=1%=奘旦高速轴：-=582Mpa叽=636Mpa/ -it许一定点以时的结构钢；调质钢;球囁待铁（珠托体、风氏体h珠光体可毀铸铁;毒碳悴火的 滲礒钢2菇构钢$调质钢；掺碳淬火報；火焰或愍应淬火的钢、球垠铸铁;障墨诗铁（珠朮仏71氏体）：味 光休可锻铸钦3戢铸铁*球專铸诙（铁近体h塗飙的渗撅钢：调质钢、谶横摊4氮碳其憧的调庚钢、浴碳钢%二奘旦低速轴：-=577.5Mpas=599.5Mpa计算两级小齿轮分度圆直径2心7”土1严灯） %4）计算=48.78mm几王3Vi=n *d1t*n1/(60*1000)=n*48.78*473.33/60000=1.21m/sV2=3.14*d2t*n2/(60*1000)=n*78.10*126.22/60000=0.52m/s2计算齿宽b及模数齿高hbiEdd1t=1*48.78=48.78mmb2二dd2t=1*78.10=78.10mmdlt=48.78/20=1.88mmzid2tm2-=78.10/25=2.50mmZ2H=2.25*mi=4.23mmh2=2.25*m2=5.625mmbi/h1=48.78/4.23=11.53b2/h2=78.10/5.625=13.88计算载荷系数Kh=Ka*Kv*Kha*Khb已知载荷平稳，取Ka=1根据V1=1.21m/s，8级精度，由图10-8查得动载系数Kz1=1.06同理有U=0.52m/s，得Kv2=1.03直齿轮有Kha=KFa=1查表10-4插值得到Khb仁1.417,Khb2=1.426由图10-13知KFb1 = 1.3,KFb2=1.4计算圆周速度=78.10mm故载荷系数：Kh 1= Ka*Kv1*Kha*Khb1=1*1.06*1*1.417=1.502Kh2二Ka*Kv2*Kha*Khb2=1*1.03*1*1.426=1.4693按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，得di=dit3VKhi/Kt=51.186mmd2=d2t3VKh2/Kt=81.347mm4计算模数mdimi =48.78/20=1.88mmzid2m22=78.10/25=2.50mmZ25）按齿根弯曲强度设计2口耳0 F令札bp1确定计算参数由图10-24c查得小齿轮得弯曲疲劳强度极限（TF1=500Mpa大齿轮得弯曲疲劳极限强度（TF2=530MPa由图10.22知弯曲疲劳寿命系数：KFN1=0.87,KFN10.89 ,KFN2=0.88,KFN2=0.92计算弯曲疲劳许用应力取安全系数S=1.4二KFN1匚F 1S=500*0.87/1.4=290MPaF二KFN1二F2S=500*0.89/1.4=293.33Mpa匚F2】二都是小齿轮的数值大，所以取较大者，高速级取0.01656,低速级取0.01635,-F2二KFN2二F1S=0.88*400/1.4=237.33Mpa=0.9*400/1.4=240Mpa3计算载荷系数K仁Ka*Kv1*Kfa*Kfb仁1*1.07*1*1.4=1.498K2二Ka*Kv2*Kfa*Kfb2=1*1.03*1*1.4=1.4424查图10-18取应力校正系数：高速级Ysa1=1.55；丫sa1=1.77低速级Ysa2= 1.59,Ysa2=1.76查图10-17取齿形系数：咼速级YFa1=2.8，YFa1=2.22低速级YFa2=2.62,YFa2=2.23YFa1Ysa1二F1=2.8*1.55/290=0.01497,YFa1Ysa1-F1=2.22*1.77/237.33=0.01656YFa2Ysa2二F2=2.62*1.59/293.33=0.01420YFa2Ysa2I二=2.23*1.7匚F2】二6设计计算mi3V2x1.378x58110/1x26=1.88m23V2x1.442.209580/1x2=2.50由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，面接触疲劳强度决定的承载能力仅与直径有关，综合结果取高速级m1=2mm,低速级m2=2.5mm7几何尺寸计算a.高速级小齿轮齿数Z1二=51.186/2=26,m1大齿轮齿数z1二Z1U1=3.75*26=98,计算分度圆直径 小=m1Z1=2*26=52mm= z1m1=2*98=196mm计算中心距a1二d1 d1=（52+196）/2=124mm2大齿轮齿宽b广dd1=1*52=52mm为了保证设计齿宽和节省材料，一般将小齿轮略加宽（5-10）mm所以b1=57mmb.低速级小齿轮齿数Z2二=81.347/2.5=33m2大齿轮齿数Z2=Z2U2=33*2.89=96计算分度圆直径d2二m2Z2=2.5*33=83mmd2二Z2m2=83*2.5=240mm计算中心距a2二d2 d2=（83+240）/2=162mm2而齿大齿轮齿宽b2二dd2=1*95=83mm为了保证设计齿宽和节省材料，一般将小齿轮略加宽（5-10）mm所以b2=88mm综上，齿轮传动的参数如下:名称 参数 传动高速级低速级小齿轮大齿轮小齿轮大齿轮齿数z36983396模数m222.52.5分度圆直径d5219683240齿宽b57528883中心距a124162圆周速度V1.210.52四、轴的设计计算1.选择轴的材料及热处理由于减速器传递的功率不大，对其重量和尺寸也无特殊要求，故高速轴、低速轴和中间轴都选择40Cr钢调质处理。2.初估轴径1）高速轴查表15-3，取A=120dAO3VPi/ni=120*3V2.88/473.33=21.97mm高速轴最小直径处安装大带轮，中间安装齿轮，轴上设有两个键槽。取d1 min=22mm2）中间轴查表15-3，取AO=12OdA03VP2/n2=1203V2.77/126.22=33.60mm中间轴安装齿轮，轴上设有两个键槽。取d2min=35mm3）低速轴查表15-3，取AO=12OdA03VP3/n3=1203V2.66/43.68=47.21mm,低速轴安装有联轴器和齿轮，轴上设有两个键槽。取d3min=50mm.3.轴的结构设计1)高速轴的结构设计1各轴段直径的确定a.dii最小直径，安装大带轮的外伸轴段，dii=dimin=22mmb.di2密封处轴段，根据大带轮的轴向定位要求，得知第二段轴的定位咼度h=(0.07-0.i)dii，选取di2=26mmc.di3为滚动轴承处轴段直径，di3=30mm,所以选取轴承为6206,其尺寸d*D*B=30mm*62mm*i6mmd.di4为过渡轴承，由于各级齿轮传动的线速度均小于2m/s，滚动轴承采用脂润滑，因此需要考虑挡油盘的轴向定位，取di4=36mm。e.di5齿轮处轴段，齿轮孔径d的关系有di=i.6d,di5=34mm。f.齿轮轴肩di6=34+4=38mmg.滚动轴承处轴段di7=30mm2各轴段长度的确定a.由大带轮的轮毂孔宽度B=60mm确定Lii=60mmb.由箱体结构、轴承端盖、装配关系确定，选取轴承端盖螺钉直径d3=6mm,那么e=1.2d=7.2mm,m=31mm螺钉数为4.由装配关系取带轮 与箱体距离为60mm,轴承处轴段缩进2mm,则Li2=7.2+31+2+60=100mm.c.由滚动轴承、挡油盘以及装配关系确定Li3=16+12=28mm。d.根据高速级小齿轮宽度B仁57mm,确定L57mm.e.Li5=8mm为小齿轮轴肩长度。f.由滚动轴承、挡油盘以及装配关系确定Li6= 16+10=26mm.3键的尺寸设计齿轮选用普通平键，尺寸为b*h*L=8*7*40mm大带轮选用普通平键，尺寸为b*h*L=8*7*32mm.4齿轮与轴配合为H7/n6,轴承与轴过渡配合，轴的尺寸公差为m6.2）低速轴的设计1各轴段的直径确定：a. dsi最小直径，安装联轴器的外伸轴段。d3i=dsmin=50mmb. d33为滚动轴承处轴段d33=55mm，故选轴承为6211,其尺寸为dXDXB=55mrH100mm9mm80mm.L36段为大齿轮轴段，故选用A型普通平键，尺寸为bxhxi=18mmK11mmX45mm.4齿轮与轴的配合为H7/h6,半联轴器与轴的配合为H7/k6，轴承 与轴过渡配合，轴的尺寸公差为m6.3）中间轴的设计。1各轴段直径的确定。a. d2i最小直径，滚动轴承处轴段，d2i=d2min=35mm滚动轴承选取6207, 其尺寸dXDXB=35X72X17mm.b. d22低速级小齿轮轴段，选取d22=40mm.c.d23轴环，根据齿轮的轴向定位要求d23=48mm.d. d24高速级大齿轮轴段，d24=42mm.e. d25段为套筒与轴承处，d25=35mm.2各轴段长度的确定。a.L21由滚动轴承，挡油盘确定，滚动轴承B=17mm,所以L21=17+12=29mm.b.L22由低速级小齿轮的毂孔宽度B2=88mm,故L22=88mm.c.L23轴环宽度L23=10mm.d.L24由高速级的大齿轮的毂孔宽度Bi=52mm,故L24=52mm.e.L25由滚动轴承，挡油盘以及装配关系等确定L25=17+20=37mm.3键的尺寸设计。选2个普通平键：低速级小齿轮上：b刈XL=12X8X56mm高速级大齿轮上：b刈XL=12X8X32mm4齿轮与轴配合为H7/n6,半联轴器与轴配合为H7/k6， 轴承与轴过 渡配合，轴的尺寸工差为m6.减速器零件的位置尺寸代号名称取值mm代号名称取值mm1齿顶圆至箱体内壁的距离107箱底至箱底内壁距离202齿轮顶端面至箱体内壁距离10H减速器中心高1603轴承端面至箱体内壁距离10L1箱体内壁至轴承座孔端面间的距离664旋转零件间轴的距离15e轴承端盖凸缘厚度125齿顶圆至轴表面距离10L2箱体内壁轴向距离1756大齿轮齿 顶圆至箱 底内壁的 距离40L3箱体轴承座孔端面间的距离433五、润滑方式、润滑油牌号及密封装置的选择1齿轮传动润滑因为齿轮圆周速度v8mm（T为低速轴转矩，N.m）可取：=8mm。为了保证接合面连接处的局部刚度与接触刚度，箱盖与箱座连接部 分都有较厚的连接壁缘，箱座底面凸缘厚度设计的更厚些。2）合理设计肋板在轴承座孔与箱底结合面处设置加强肋，减少了侧壁的弯曲变形。加厚肋厚计算为：箱座m=0.85,=6.8,箱盖mO.85,=6.8,3）箱体上径孔的计算地脚螺钉的直径df=0.036aX12=20mm,地脚螺钉有四个轴承旁联接螺栓直径di=0.75df=0.75x20=15mm箱盖箱座联接直径d2=12mm轴承盖螺钉直径d3i=10mm,6个，d32=8mm,4个，d33=6mm,4个轴承盖外径，由输入轴到输出轴分别为92mm,112mm, 160mm观察孔盖螺钉直径为d4=（0.30.4）df=8mm至箱体外壁距离分别为24mm和16mm箱体外壁至轴承座端面距离li=C什C2+（510）=58mm4）合理选择材料因为铸铁易切削， 抗压性能好， 并具有一定的吸振性， 且减速器的 受载不大，所以箱体可用灰铸铁制成。2.减速器附件的结构设计1）检查孔和视孔盖检查孔用于检查传动件的啮合情况、润滑情况、接触斑点及齿侧间隙, 还可用来注入润滑油，检查孔要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。视孔盖用铸铁制成，它和箱体之间加密封垫。2）放油螺塞放油孔设在箱座底面最低处，其附近留有足够的空间，以便于放容器, 箱体底面向放油孔方向倾斜一点，并在其附近形成凹坑，以便与油污的 汇集和排放。放油螺塞为六角头细牙螺纹，在六角头与放油孔的接触面 处加圭寸油圈密圭寸。3）油标油标用来指示油面高度，将它设置在便于检查及油面较稳定之处。4）通气器通气器用于通气，使箱内外气压一致，以避免由于运转使箱内温度升 高，内压增大而引起减速器润滑油的渗漏。将通气器设置在检查孔上，其里面还有过滤网可以减少灰尘进入。5）起吊装置 起吊装置用于拆卸及搬运减速器。减速器箱盖上设有吊孔，箱座凸缘下面设有吊耳，它们就组成了起吊装置。6）起盖螺钉为便于起盖，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。7）定位销在箱体连接凸缘上相距较远处安置两个圆锥销，保证箱体轴承孔的加 工精度与装配精度。七、减速器箱体结构尺寸名称符号计算公式数值箱座厚度56=0.025a+388箱盖厚度Xd i=0.02a+388箱盖凸缘厚度bibi=i.56ii2箱座凸缘厚度bb=i.56i2箱座底凸缘厚度b2b2=2.5620地脚螺钉直径dfdf=0.036a+i2i8地脚螺钉数目n查手册4轴承旁联结螺栓直径didi=0.72 dfi3.5盖与座联结螺栓直径d2d2=(0.50.6) df9轴承端盖螺钉直径d3d3=(0.40.5) df8视孔盖螺钉直径d4d4=(0.30.4) df7df,di，d2至外箱壁的距离Ci查手册26;22;18df，d2至凸缘边缘距离C2查手册24;16外箱壁至轴承端盖面距离lili=Ci+C2+(5i0)58大齿轮顶圆与内iii.2610箱壁距离齿轮端面与内箱壁距离22610箱盖，箱座肋厚m1，m m10.8561,m0.8560000CDCD轴承端盖外经D2D2=D+（55.5）d3102（1轴）112（2轴）140（3轴）轴承旁联结螺栓距离SSD2102（1轴）112（2轴）140（3轴）参考文献濮良贵主编.机械设计.北京：高等教育出版社，2013年王昆主编.机械设计课程设计.北京：高等教育出版社，2008年吴宗泽主编.机械设计课程设计手册（第三版）北京：高等教育出版社,2006年王贤民主编.机械设计课程设计指导书.武汉：华中科技大学出版社，2011年吴相宪主编.实用机械设计手册中国矿业大学出版社，1995年