減速器課程設計(帶重要體會及建議)(共27頁)

1、精選優(yōu)質(zhì)文檔-傾情為你奉上1設計任務適用專業(yè)：機械制造及其自動化學分數(shù)：3學時數(shù)：3周一、 課程設計的性質(zhì)、目的和任務課程設計是繼機械設計課程后的一個重要實踐教學環(huán)節(jié)，其主要目的是培養(yǎng)學生綜合御用先修課程的理論和生產(chǎn)實踐知識進行設計、計算和繪圖的能力。通過本課程的訓練要求學生達到：掌握通用機械零件、機械傳動裝置和簡單機械的一般設計方法，提高設計能力和分析解決問題的能力；具有運用設計資料（手冊、標準、規(guī)范、圖冊等）、經(jīng)驗估算和強度校驗進行機械設計的技能；為后續(xù)的專業(yè)設備設計、復雜機械的設計以及畢業(yè)設計打下必要的基礎。二、 課程設計要求（一） 本課程要求學生完成以下工作：1. 兩級減速器（或等效工

2、作量的其他裝置）裝配圖一張；2. 零件工作圖兩張（由設計老師在設計中指定）；3. 設計說明書一份（約6000字和必要的插圖）。（二） 對設計圖紙的要求：1. 圖幅和相關標注等要符合機械制圖國家標準；2. 結構圖合理、清晰、明了；3. 技術條件完整和標題欄填寫完整；4. 圖面布局合理、整潔、美觀；5. 折疊規(guī)范。（三） 對設計說明書的要求：1. 封面和內(nèi)容格式都要符合課程設計指導書上所提的要求；2. 設計、計算、校核內(nèi)容都要正確、完整、簡明；3. 插圖規(guī)范、字跡工整；4. 裝訂規(guī)范、牢固。三、 設計提交內(nèi)容和時間安排：3周1 課程設計題目：二級減速器的設計2 課程設計主要內(nèi)容（1） 傳動裝置轉配

3、圖1張（0號或1號圖紙）；（2） 零件圖23張（3號圖）；（3） 設計計算說明書1份。3.學生安排4. 時間與內(nèi)容安排序號內(nèi)容安排時間1設計任務分析，設計準備0.5天2傳動裝置的總體設計1天3傳動零件的設計計算及強度校核2天4設計、繪制裝配圖6.5天5零件圖設計2天6編寫設計計算說明書2天7總結和答辯1天四、 課程設計考核方法及成績評定l 對學生評分按五個等級進行：優(yōu)，良，中，及格，不及格。l 對課程設計考評按三項內(nèi)容進行，所占比例為：圖樣部分及說明書 40%答辯 40%出勤 20%1. 已知條件：（1） 卷筒受力2.8，卷筒轉速1.4,卷筒直徑D=350；（2） 卷筒效率f0.96；工作情況

4、 單向轉速，單向轉動，有輕微振動，經(jīng)常滿載，空載啟動，兩班制；（3） 使用壽命 10年，每年300天，每天8小時；2傳動系統(tǒng)方案的擬定2.1方案簡圖和簡要說明1設計要求：1選擇電動機類型和規(guī)格；2設計減速器和齒輪傳動；3選擇聯(lián)軸器類型和型號；4繪制減速器裝配圖和零件圖；5編寫設計說明書；2. 已知條件：（1） 卷筒受力2.8，卷筒轉速 （2） 1.4,卷筒直徑D=350；（3） 卷筒效率0.96；工作情況單（4） 向轉速，單向轉動，有輕微振動，（5） 經(jīng)常滿載，空載啟動，兩班制；（6） 使用壽命 10年，每年300天，每天8小時；2.2電動機選擇一、電動機的選擇：1）輸送機主軸效率功率：=3.

5、922） 輸送機主軸轉速：=76 3）傳動裝置總效率： 選取 彈性柱銷聯(lián)軸器效率：彈性聯(lián)軸器1效率彈性聯(lián)軸器2效率： 圓柱斜齒輪效率： 軸承效率： 滾筒效率： 總效率：=0.864) 電動機輸出功率：5) 計算傳動裝置總傳動比型號額定功率同步轉速滿載轉速傳動比總傳動比第一級第二級Y160M2-85.57507209.473.163.01Y132M2-65.5100096012.634.013.16=4.56二、分配傳動比：由于第一種方案不符合要求，舍去。而第二組符合要求，故采用方案二。三、傳動裝置的運動和動力參數(shù)計算：1. 計算各軸轉速：電動機軸為0軸，減速器高速軸為1軸，中間軸為2軸，低速軸

6、為3軸，則各軸轉速為 =960 =960 = =240 = =76 2. 各輸出軸功率 按電動機額定功率計算各軸輸入功率，即 =5.5 =5.45 =5.23=5.02 3. 各軸的轉矩= =54.7 =1=54.22 =2=208.11 =630.83傳動零件的設計計算3.1齒輪傳動的主要參數(shù)和幾何參數(shù)計算齒輪的設計：1. 高速齒輪傳動設計（1）選擇材料、精度及參數(shù) 小齒輪：40Cr，調(diào)質(zhì)，HB1=280 大齒輪：45鋼，調(diào)質(zhì)，HB2=240 精度等級：選7級（GB1009588）試選齒數(shù)小齒輪齒數(shù) 24 大齒輪齒數(shù) 96.24 取96所以 96（2）按齒面接觸強度設計 由設計計算公式進行試

7、算 ，即 1）確定公式各計算數(shù)值 試選載荷系數(shù) =1.6。選取螺旋角 由圖103選取區(qū)域系數(shù)=2.433 由表10-26查得=0.78， =0.91 ,則 +=1.69許用接觸應力= =，= 由表10-21d得小齒輪的接觸疲勞強度極限600大齒輪的解除疲勞強度極限550由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)189.8 由式10-13計算應力循環(huán)次數(shù)=6060×960×1×（2×8×300×10）2.76×109=2.76×109/4=6.9×108 由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)=0.89，=0.94 計算

8、接觸疲勞許用應力取失效概率1%，安全系數(shù)=1，得=0.89×600 =534=0.94×550 =517 則 =525.5 2. 計算 試算小齒輪分度圓直徑，帶入中較小的值=46.26 計算圓周速度 =2.3 計算齒寬。=×=1 計算齒寬與齒高之比模數(shù) =1.87 齒高 =2.25 =2.25×1.87=4.2 =11 計算載荷系數(shù)K。根據(jù)=2.3 ，7級精度，由圖10-8查得動載荷系數(shù)=1.09；斜齒輪，=1.4;由表10-2查得使用系數(shù)=1；由表10-4用插值法查得小齒輪相對軸承非對稱布置時，的值與直齒輪相同，由=11 查得 =1.418計算縱向重合

9、度=0.318×=0.318×1×24×=1.903查圖10-13得=1.325；故動載荷系數(shù)=1×1.09×1.4×1.418=2.16 按實際得載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑= =46.26=51.13計算模數(shù)。=2.073. 按齒根彎曲強度設計。 彎曲強度公式為 1). 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 計算載荷系數(shù)：K=1×1.09×1.4×1.325=2.02 根據(jù)縱向重合度 =0.318，從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)=0.88 計算當量齒數(shù)：=26.27 =105.09 查取齒形系數(shù)（插值

10、法）由表105查得， =2.592 =2.180 查取應力校正系數(shù)（插值法）由表105查得，=1.591；=1.810由表10-20c得小齒輪的接觸疲勞強度極限500大齒輪的解除疲勞強度極限380 由圖10-18根據(jù)，得彎曲疲勞強度系數(shù)：=0.9 =0.9 計算彎曲疲勞許用應力取安全系數(shù)S=1.4 = =321.43= =244.29 計算大、小齒輪的并加以比較，取大者 =0.01287 =0.016152）設計計算=1.44對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于齒根彎曲疲勞計算的法面模數(shù)，取=1.44，圓整得=1.5，為滿足接觸疲勞強度，需根據(jù)接觸疲勞強度計算得分度圓直徑=51.

11、13來計算應有齒數(shù)。于是由=33.07，取=33則=u=1333. 幾何尺寸的計算計算中心距。a= 圓整后中心距為128 按圓整后的中心距修正螺旋角 = 因值改變不多，故參數(shù)，等不必修正。 計算齒輪寬度 =×=1=51. 20 圓整后取 ，2. 低速齒輪傳動設計（1）選擇材料、精度及參數(shù) 小齒輪：40Cr，調(diào)質(zhì)，HB1=280 大齒輪：45鋼，調(diào)質(zhì)，HB2=240 精度等級：選7級（GB1009588）試選齒數(shù)小齒輪齒數(shù) 24 大齒輪齒數(shù) 75.84，所以 76 （2）按齒面接觸強度設計 由設計計算公式進行試算 ，即 1）確定公式各計算數(shù)值 試選載荷系數(shù) =1.6。選取螺旋角 由圖1

12、03選取區(qū)域系數(shù)=2.433 由表10-26查得=0.78， =0.86,則 +=1.64許用接觸應力= =，= 由表10-21d得小齒輪的接觸疲勞強度極限600大齒輪的解除疲勞強度極限550 由表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)189.8 由式10-13計算應力循環(huán)次數(shù)=6060×240×（2×8×300×10）6.912×10=6.912×108/3.16=2.187×10 由圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)=0.94，=0.96 計算接觸疲勞許用應力取失效概率1%，安全系數(shù)=1，得=0.94×600=5

13、64=0.96×550=528 則 = 計算 試算小齒輪分度圓直徑，帶入中較小的值=72.58 計算圓周速度 =0.91 計算齒寬。=×=72.58 計算齒寬與齒高之比模數(shù) =2.93 齒高 =2.25 =2.25×2.93=6.59 ；=11 計算載荷系數(shù)K。根據(jù)=0.91 ，7級精度，由圖10-8查得動載荷系數(shù)=1.04；斜齒輪，=1.4;由表10-2查得使用系數(shù)=1；由表10-4用插值法查得小齒輪相對軸承非對稱布置時，的值與直齒輪相同，由=11 查得 =1.424計算縱向重合度=0.318×=0.318×1×24×=1

14、.903查圖10-13得=1.325；故動載荷系數(shù)=1×1.04×1.4×1.325=1.93 按實際得載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑= =72.58×=79.09計算模數(shù)。=3.203. 按齒根彎曲強度設計。 彎曲強度公式為 2). 確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值 計算載荷系數(shù)：K=1×1.04×1.4×1.325=1.93 根據(jù)縱向重合度 =1.903，從圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)=0,。88 計算當量齒數(shù)：=26.27 =83.20 查取齒形系數(shù)（插值法）由表105查得， =2.592 =2.21 查取應力校正系數(shù)（插值法

15、）由表105查得，=1.591；=1.773由表10-20c得小齒輪的接觸疲勞強度極限500大齒輪的解除疲勞強度極限380 由圖10-18根據(jù)，得彎曲疲勞強度系數(shù)：=0.86 =0.885 計算彎曲疲勞許用應力取安全系數(shù)S=1.4 = =321.43= =238.86 計算大、小齒輪的并加以比較，取大者 =0.01287 =0.016402）設計計算對比計算結果，由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于齒根彎曲疲勞計算的法面模數(shù)，取=2.25，圓整得=2.5，為滿足接觸疲勞強度，需根據(jù)接觸疲勞強度計算得分度圓直徑=79.09 來計算應有齒數(shù)。于是由=30.70，取=31則=u=97.96,圓整的=

16、984. 幾何尺寸的計算計算中心距。a= 圓整后中心距為166 按圓整后的中心距修正螺旋角 = 計算齒輪寬度 =×=79.78 圓整后取 ，3.2軸的設計計算（初估軸頸、結構設計和強度校核）8 7 6 5 4 3 2 11、求輸出軸上的功率、轉速和轉矩3.92，=76,=630.802、求作用在齒輪上的力，因已知低速級大齒輪的分度圓直徑為=252.22 而，3、初步確定軸的最小直徑先按下式初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。于是得=45.3輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑。為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉矩為，

17、考慮到轉矩變化很小，故取=1.3，則=820.04按照計算轉矩應小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件，查表根據(jù)GB/T5014-2003選取HL4型彈性柱銷聯(lián)軸器。其公稱轉矩為1250。半聯(lián)軸器的孔徑=48，故取=48半聯(lián)軸器長度L=112，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔的長度=84（1）擬定軸上零件的裝配方案(chatu)（2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1)為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，1-2軸端右端需制出一軸肩，故取2-3端的直徑=50；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=60。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度=84，為了滿足軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故1-2段的長度應比略

18、短一些，現(xiàn)取=82。2）初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)=50，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組、標準精度級的單列 圓錐滾子軸承30311，其尺寸為.50，故=55；而=31.5。右端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位。由手冊上查得30311型軸承的定位軸肩高度，因此，取h=5，因此，取=65。3）取安裝齒輪處的軸端4-5的直徑=70；齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為80，為了使軸套端面可靠的壓緊齒輪，此軸端應略短于輪轂寬度，故取 =76。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度 h>0.07d，故取 h=6，

19、則軸環(huán)處的直徑=82。軸環(huán)寬度b1.4h，取=124）軸承端蓋的總寬度為22.5。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間距離=30，故取=60。5）取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離=10，考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內(nèi)壁一段距離=10，已知滾動軸承寬度T=31. 5，則 =58，=67.5。(3)軸上零件的周向定位齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。按查得平鍵截面2012，鍵槽長為63，同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為；同樣，半聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵為14980，半聯(lián)軸器與軸的配合為。滾動軸承

20、與軸的周向定位是由過度配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為。5、軸上的載荷首先根據(jù)軸的結構圖做出軸的計算簡圖。在確定軸承的指點位置時，應從手冊中查取a值。因此，a=26。根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖。從軸的結構圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面c是軸的危險截面。現(xiàn)將計算出的截面C處的列于下表載荷水平面垂直面支反力=2046.4N-172.4N彎矩M=154.23= 21.2=21.2總彎矩250.8250.8扭矩TT=630.86、按彎矩扭合成應力校核軸的強度 進行校核時，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強度。根據(jù)下式及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉，扭矩切應力為脈動循環(huán)應變力

21、，取=0.6，軸的計算應力=13.12 前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，故得=60，因此，故安全。五中間軸的設計1 2 3 4 5 61、求輸出軸上的功率、轉速和轉矩5.23，=240,=208.112、求作用在齒輪上的力而，3、初步確定軸的最小直徑先按下式初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。于是得=31.3輸出軸的最小直徑顯然是安裝軸承處軸的直徑。為了使所選的軸直徑與軸承的孔徑相適應，故需同時選取軸承型號。（1）擬定軸上零件的裝配方案(chatu)（2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1）初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸

22、承。參照工作要求并根據(jù)=35，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組、標準精度級的單列圓錐滾子軸承30307，其尺寸為35 80 22.75，故=35；由h>0.07d，可初步給定各軸段的直徑，=40 ，=46， 2）由于軸承端面到內(nèi)壁的距離已知，且兩內(nèi)壁的間距也已知，齒輪的寬度前面也已經(jīng)求出，故各段軸長也可求出來: =47.75，=80，=7.5，=50，=47.25六高速軸的設計8 7 6 5 4 3 2 11、求輸出軸上的功率、轉速和轉矩5.45，=960,=54.222、已知低速級大齒輪的分度圓直徑為=2523、初步確定軸的最小直徑先按下式初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼

23、，調(diào)質(zhì)處理。于是得=20輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑。為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故需同時選取聯(lián)軸器型號。聯(lián)軸器的計算轉矩為，考慮到轉矩變化很小，故取=1.3，則=70.49按照計算轉矩應小于聯(lián)軸器公稱轉矩的條件，查表根據(jù)GB/T5014-2003選取HL1型彈性柱銷聯(lián)軸器。半聯(lián)軸器的孔徑=20，故取=20，半聯(lián)軸器長度L=52，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔的長度=38（1）擬定軸上零件的裝配方案(chatu)（2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1)為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，1-2軸端右端需制出一軸肩，故取2-3端的直徑=22；左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑

24、取擋圈直徑D=28。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度=38，為了滿足軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故1-2段的長度應比略短一些，現(xiàn)取=36 。2）初步選擇滾動軸承。因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)=52，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組、標準精度級的單列 圓錐滾子軸承30305，其尺寸為.25，故=25； 右端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位。由手冊上查得30305型軸承的定位軸肩高度，因此，取h，因此，取=32。3）取安裝齒輪處的軸端4-5的直徑=38；齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為57，為了使軸套端面可靠的壓緊

25、齒輪，此軸端應略短于輪轂寬度，故取 =55。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度 h>0.07d，則軸環(huán)處的直徑=36。軸環(huán)寬度b1.4h，取=54）軸承端蓋的總寬度為33.95。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離=20.05，故取=605）取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離a=10，考慮到箱體的鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內(nèi)壁一段距離s，取s=4，已知滾動軸承寬度T=18.25，則=40.25，=90。(3)軸上零件的周向定位齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。齒輪與軸聯(lián)接按查得平鍵截面108，鍵槽長為55，同時為了保證齒輪與軸配合

26、有良好的對中性，故選擇齒輪輪轂與軸的配合為；同樣，半聯(lián)軸器與軸的連接，選用平鍵為6616，半聯(lián)軸器與軸的配合為。滾動軸承與軸的周向定位是由過度配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為。3.3滾動軸承選擇和壽命計算（圓錐滾動軸承 其基本額定動載荷為）計算公式各數(shù)值C= n=76P=，輕微沖擊 e= 所以 2875.74N計算 =1.34h年 合格3.4鍵連接選擇和校核軸上鍵的校核（鋼質(zhì)材料鍵的許用應力為100-120Mpa）假定載荷在鍵的工作面上均布，普通鍵聯(lián)接的強度條件為與齒輪相聯(lián)接的鍵：求得 故安全與聯(lián)軸器相聯(lián)接的鍵得 故安全3.5潤滑和密封形式的選擇由于低速輪的線速度小于2所以軸承采用脂潤滑

27、。對于二級圓柱齒輪減速器，因為傳動裝置屬于輕型的，且傳速較低，所以采用油潤滑，箱體內(nèi)選用SH0357-92中的50號油潤滑，裝至規(guī)定高度.油的深度為H+ H=50 =34所以H+=50+34=84其中油的粘度大，化學合成油，潤滑效果好。密封性來講為了保證機蓋與機座聯(lián)接處密封，聯(lián)接凸緣應有足夠的寬度，聯(lián)接表面應精創(chuàng)，其表面粗度應為 密封的表面要經(jīng)過刮研。而且，凸緣聯(lián)接螺柱之間的距離不宜太大，為180。并勻均布置，保證部分面處的密封性。4 箱體及附件的結構設計和選擇4.1箱體設計減速器的箱體采用鑄造（HT200）制成，采用剖分式結構保證齒輪嚙合質(zhì)量。機體有足夠的剛度在機體為加肋，外輪廓為長方形，增

28、強了軸承座剛度考慮到機體內(nèi)零件的潤滑密封散熱。因其傳動件速度小于12，故采用侵油潤油，同時為了避免油攪得沉渣濺起，齒頂?shù)接统氐酌娴木嚯xH為50為保證機蓋與機座連接處密封，聯(lián)接凸緣應有足夠的寬度，聯(lián)接表面應精創(chuàng)，其表面粗糙度為機體結構有良好的工藝性。鑄件壁厚為8，圓角半徑為R=3。機體外型簡單，拔模方便.4.2附件設計 A 視孔蓋和窺視孔在機蓋頂部開有窺視孔，能看到 傳動零件齒合區(qū)的位置，并有足夠的空間，以便于能伸入進行操作，窺視孔有蓋板，機體上開窺視孔與凸緣一塊，有便于機械加工出支承蓋板的表面并用墊片加強密封，蓋板用鑄鐵制成，用M6緊固B 油螺塞：放油孔位于油池最底處，并安排在減速器不與其他部

29、件靠近的一側，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔處的機體外壁應凸起一塊，由機械加工成螺塞頭部的支承面，并加封油圈加以密封。C 油標：油標位在便于觀察減速器油面及油面穩(wěn)定之處。油尺安置的部位不能太低，以防油進入油尺座孔而溢出.D 通氣孔：由于減速器運轉時，機體內(nèi)溫度升高，氣壓增大，以便達到箱體內(nèi)為壓力平衡.E 起蓋螺釘：啟蓋螺釘上的螺紋長度要大于機蓋聯(lián)結凸緣的厚度。釘桿端部要做成圓柱形，以免破壞螺紋.F 定位銷：為保證剖分式機體的軸承座孔的加工及裝配精度，在機體聯(lián)結凸緣的長度方向各安裝一圓錐定位銷，以提高定位精度.G 吊鉤：在機蓋上直接鑄出吊鉤和吊環(huán)，用以起吊或搬運較重的物體.減速器箱體結構尺

30、寸如下：名稱符號計算公式結果箱座壁厚8箱蓋壁厚8箱蓋凸緣厚度12箱座凸緣厚度12箱座底凸緣厚度20地腳螺栓直徑M24地腳螺栓數(shù)目查手冊6軸承旁聯(lián)接螺栓直徑M20箱蓋與箱座聯(lián)接螺栓直徑=（0.50.6）M12軸承端蓋螺釘直徑=（0.40.5）10視孔蓋螺釘直徑=（0.30.4）10定位銷直徑=（0.70.8）8，至外機壁距離查機械課程設計指導書表4342618，至凸緣邊緣距離查機械課程設計指導書表42816外機壁至軸承座端面距離=+（812）40大齒輪頂圓與箱體壁距離>1.210齒輪端面與內(nèi)壁距離>10機蓋，機座肋厚6.8 6.8軸承端蓋外徑+（55.5）92（1軸）110（2軸）170（3軸）軸承旁聯(lián)結螺栓距離92（1軸）110（2軸）170（3軸）總 結這次課程設計終于完成，收獲很多，感觸也很多。由于上學期的機械原理的課