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目 錄
設(shè)計(jì)任務(wù)書(shū) 1
一 選擇電動(dòng)機(jī) 2
二 傳動(dòng)比的分配 3
三 傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算 3
四 開(kāi)式圓柱齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì) 5
五 圓錐齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì) 8
六 軸及軸承、鍵的設(shè)計(jì) 13
七 滾動(dòng)軸承及鍵的校核 20
八 潤(rùn)滑與密封 23
九 減速器箱體結(jié)構(gòu)尺寸 23
參考文獻(xiàn) 26
設(shè)計(jì)任務(wù)書(shū)
（1）設(shè)計(jì)條件
工作條件：?jiǎn)蜗蜻\(yùn)轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)，每天工作16小時(shí)，使用期限10年，輸送帶速度容許誤差為±5%。
（2）原始數(shù)據(jù)
運(yùn)輸帶工作拉力：F=3500KN
輸送帶工作速度：V=1.3m/s
卷筒直徑： D=400mm
（3）傳動(dòng)方案
根據(jù)設(shè)計(jì)要求，所給原始數(shù)據(jù)本次設(shè)計(jì)的帶式運(yùn)輸機(jī)傳動(dòng)結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖如圖1-1:
圖1-1礦用輸送鏈傳動(dòng)系統(tǒng)結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)圖
一 選擇電動(dòng)機(jī)
1.1選擇電動(dòng)機(jī)類型
電動(dòng)機(jī)是標(biāo)準(zhǔn)部件。因?yàn)槭覂?nèi)工作，運(yùn)動(dòng)載荷平穩(wěn)，所以選擇Y系列一般用途的全封閉自扇冷鼠籠型三相異步電動(dòng)機(jī)。
1.2 電動(dòng)機(jī)容量的選擇
工作機(jī)所需功率為：
——電動(dòng)機(jī)至滾筒軸的傳動(dòng)裝置總效率。
取聯(lián)軸器的傳動(dòng)效率，圓錐齒輪傳動(dòng)效率，滾子軸承效率，開(kāi)式圓柱齒輪傳動(dòng)效率，滾筒效率，電動(dòng)機(jī)至滾筒的傳動(dòng)總效率為：
電動(dòng)機(jī)的輸出功率為
電動(dòng)機(jī)額定功率只需略大于即可，查《機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)》表19-1選取電動(dòng)機(jī)額定功率為5.5kw。
1.3 電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的選擇
滾筒軸工作轉(zhuǎn)速：
展開(kāi)式單級(jí)減速器推薦的傳動(dòng)比為：，開(kāi)式圓柱傳動(dòng)的傳動(dòng)比為：
得總推薦傳動(dòng)比為：
所以電動(dòng)機(jī)實(shí)際轉(zhuǎn)速的推薦值為：
符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速為750、1000、1500r/min。
綜合考慮傳動(dòng)裝置機(jī)構(gòu)緊湊性和經(jīng)濟(jì)性，選用同步轉(zhuǎn)速1000r/min的電機(jī)。
型號(hào)為Y132M2-6，滿載轉(zhuǎn)速，功率5.5。
二 分配傳動(dòng)比
2.1總傳動(dòng)比
滿載轉(zhuǎn)速。故總傳動(dòng)比為：
2.2分配傳動(dòng)比
為使結(jié)構(gòu)勻稱不發(fā)生干涉現(xiàn)象，取圓錐齒輪傳動(dòng)的傳動(dòng)比；
開(kāi)式齒輪傳動(dòng)的傳動(dòng)比為：；
傳動(dòng)誤差，合適
三 傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算
3.1各軸的轉(zhuǎn)速
電機(jī)軸
1軸 ；
2軸 ；
3軸 ；
滾筒軸
3.2各軸的輸入功率
1軸 ；
2軸 ；
3軸 ；
滾筒軸；
3.3各軸的輸入轉(zhuǎn)矩
電機(jī)軸 ；
1軸 ；
2軸 ；
滾筒軸 ；
3.4整理列表
軸名
功率
轉(zhuǎn)矩
轉(zhuǎn)速
傳動(dòng)比
電機(jī)軸
5.24
52.13
960
1軸
5.188
51.61
960
1
2軸
5.033
200.27
240
4
3軸
4.933
196.29
240
1
滾筒軸
4.737
729.42
62.02
3.87
四 開(kāi)式圓柱齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)
4.1選精度等級(jí)、材料和齒數(shù)
采用7級(jí)精度由表6.1選擇小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS。
選小齒輪齒數(shù)
大齒輪齒數(shù)，取
4.2按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)
由設(shè)計(jì)計(jì)算公式進(jìn)行試算，即
1） 確定公式各計(jì)算數(shù)值
（1）試選載荷系數(shù)
（2）計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩
（3）小齒輪相對(duì)兩支承對(duì)稱分布，選取齒寬系數(shù)
（4）由表6.3查得材料的彈性影響系數(shù)
（5）由圖6.14按齒面硬度查得
小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限
大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限
（6）由式6.11計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)
（7）由圖6.16查得接觸疲勞強(qiáng)度壽命系數(shù)
（8）計(jì)算接觸疲勞強(qiáng)度許用應(yīng)力
取失效概率為1％，安全系數(shù)為S=1，由式10-12得
（9）計(jì)算
試算小齒輪分度圓直徑，代入中的較小值
計(jì)算圓周速度v
計(jì)算齒寬b
計(jì)算齒寬與齒高之比b/h
模數(shù)
齒高
計(jì)算載荷系數(shù)K
根據(jù)，7級(jí)精度，查得動(dòng)載荷系數(shù)
假設(shè)，由表查得
由表6.2查得使用系數(shù)
由表查得
查得
故載荷系數(shù)
（10）按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，由式可得
（11）計(jì)算模數(shù)ｍ
4.3按齒根彎曲強(qiáng)度設(shè)計(jì)
彎曲強(qiáng)度的設(shè)計(jì)公式為
（1）確定公式內(nèi)的計(jì)算數(shù)值
由圖6.15查得
小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限
大齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限
由圖6.16查得彎曲疲勞壽命系數(shù)
計(jì)算彎曲疲勞許用應(yīng)力
取失效概率為1％，安全系數(shù)為S=1.2，由式得
計(jì)算載荷系數(shù)
（2）查取齒形系數(shù)
由表6.4查得
（3）查取應(yīng)力校正系數(shù) 由表6.4查得
（4）計(jì)算大小齒輪的，并比較
大齒輪的數(shù)據(jù)大
（5）設(shè)計(jì)計(jì)算
對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)，可取有彎曲強(qiáng)度算得的模數(shù)2.64，并就近圓整為標(biāo)準(zhǔn)值m＝3mm
按接觸強(qiáng)度算得的分度圓直徑
算出小齒輪齒數(shù) 取
大齒輪齒數(shù) 取
4.4幾何尺寸計(jì)算
（1）計(jì)算分度圓直徑
（2）計(jì)算中心距
（3）計(jì)算齒寬寬度取B2=85mm, B1=90mm
4.5驗(yàn)算
合適
圓柱齒輪參數(shù)數(shù)據(jù)整理如下：
序號(hào)
名稱
符號(hào)
計(jì)算公式及參數(shù)選擇
1
齒數(shù)
Z
28，108
2
模數(shù)
m
3mm
3
分度圓直徑
4
齒頂高
5
齒根高
6
全齒高
7
頂隙
8
齒頂圓直徑
9
齒根圓直徑
10
中心距
五 圓錐齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)
5.1選精度等級(jí)、材料和齒數(shù)
選用直齒錐齒輪傳動(dòng)，速度不高，故選用7級(jí)精度
材料選擇。由機(jī)械設(shè)計(jì)表6.1選取小齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。
選小齒輪齒數(shù)Z1＝21，大齒輪齒數(shù)Z2＝i1·Z1＝4.0×21=84，取Z2=84。
5.2按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì)
由設(shè)計(jì)計(jì)算公式進(jìn)行試算，即
１）確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值
（1）試選載荷系數(shù)
（2）計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩：
（3）選取齒寬系數(shù)
（4）知齒輪，查得節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)
（4）由表6.3查得材料的彈性影響系數(shù)
（5）由圖6.14按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限，大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限
（6）由式6.11計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)
（7）由圖6.16查得接觸疲勞強(qiáng)度壽命系數(shù)
（8）計(jì)算接觸疲勞強(qiáng)度許用應(yīng)力 取失效概率為1％，安全系數(shù)為S=1
２）計(jì)算
（1）試算小齒輪分度圓直徑，由計(jì)算公式得
（2）計(jì)算圓周速度
（3）模數(shù)及主要尺寸的確定
模數(shù)：，取。
分度圓直徑：
節(jié)錐角：
錐距
平均分度圓直徑：
齒寬，取
5.3校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度
（1） 彎曲強(qiáng)度校核公式：
（2）確定各參數(shù)
平均分度圓處螺旋角，則
查得動(dòng)載系數(shù)1.15 齒向載荷分布系數(shù)
使用系數(shù)
故
（3）分度圓圓周
（4）齒輪系數(shù)YF和應(yīng)力修正系數(shù)YS
查表4.4得
（5）許用彎曲應(yīng)力可由下式算得
由機(jī)械設(shè)計(jì)圖6.15可查出彎曲疲勞極限應(yīng)力
小錐齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限
大錐齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限
查得壽命系數(shù)
查得 ，
查得安全系數(shù)是
故許用彎曲應(yīng)力：
因此滿足齒根彎曲疲勞強(qiáng)度
5.4驗(yàn)算
1）齒面接觸強(qiáng)度驗(yàn)算
接觸強(qiáng)度壽命系數(shù),最小安全系數(shù)
因此齒面強(qiáng)度足夠
圓錐齒輪參數(shù)數(shù)據(jù)整理如下：
名稱
符號(hào)
公式
直齒圓錐小齒輪
直齒圓錐大齒輪
齒數(shù)
21
84
模數(shù)
m
m
3
傳動(dòng)比
i
i
4.0
分度圓錐度
，
分度圓直徑
63
252
齒頂高
3
3
齒根高
3.6
3.6
齒全高
h
6.6
6.6
齒頂圓直徑
，
68.82
(大端)
253.46
（大端）
齒根圓直徑
56.015
250.254
齒距
p
9.42
9.42
齒厚
s
4.71
4.71
齒槽寬
e
4.71
4.71
頂隙
c
0.6
0.6
錐距
R
129.88
129.88
齒頂角
，
齒根角
齒頂圓錐角
，
齒根圓錐角
，
當(dāng)量齒數(shù)
21.65
346.25
齒寬
45
45
六 軸及軸承、鍵的設(shè)計(jì)
6.1 輸入軸
（1）求輸入軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩
=5.188kW，=960r/min，=51.61N·m
（2）求作用在齒輪上的力
已知高速級(jí)小圓錐齒輪的分度圓半徑為
mm
N
如圖：
（3）初步確定軸的最小直徑
先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼（調(diào)質(zhì)）
根據(jù)課本表15-3，取得：
因軸上有兩個(gè)鍵槽，故直徑增大5%—10%，取=22mm 左右。
=22mm
（4）軸各段各段尺寸的確定
為了滿足帶輪的軸向定位，1-2軸段右端需制出一軸肩，故取2-3段的直徑
=28mm
初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承同時(shí)受有徑向力和軸向力，故選用圓錐滾子軸承，參照工作要求并根據(jù)=28mm ，由指導(dǎo)書(shū)表15-1，初步選取03系列， 30306GB/T 276，其尺寸為
，
故
而為了利于固定
由指導(dǎo)書(shū)表15-1查得
取安裝齒輪處的軸段6-7的直徑
齒輪的左端與套筒之間采用軸肩定位。
已知齒輪輪轂的寬度為45mm，應(yīng)使套筒端面可靠地壓緊軸承，由套筒長(zhǎng)度，擋油環(huán)長(zhǎng)度以及略小于輪轂寬度的部分組成，故
為使套筒端面可靠地壓緊軸承，5-6段應(yīng)略短于軸承寬度，故取。
軸承端蓋的總寬度為30mm。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對(duì)軸承添加潤(rùn)滑油的要求，求得端蓋外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離故取，，
至此，已經(jīng)初步確定了軸的各段直徑和長(zhǎng)度。
（5）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
軸與半聯(lián)軸器之間的平鍵，按
=22mm
查得平鍵截面
長(zhǎng)50 mm
軸與錐齒輪之間的平鍵按
由課本表6-1查得平鍵截面
長(zhǎng)為35 mm，鍵槽均用鍵槽銑刀加工。
為保證齒輪、半聯(lián)軸器與軸配合有良好的對(duì)中性，故選擇半聯(lián)軸器與軸配合為，齒輪輪轂與軸的配合為；
滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是由過(guò)渡配合來(lái)保證的，此處選軸的尺寸公差為m6。
確定軸上圓角和倒角尺寸參考表15-2，取軸端倒角為，其他均為R=1.6
軸段編號(hào)
長(zhǎng)度（mm）
直徑（mm）
配合說(shuō)明
Ⅰ-Ⅱ
50
30
與滾動(dòng)軸承30306配合
Ⅱ-Ⅲ
29
33
軸環(huán)
Ⅲ-Ⅳ
19
38
與大齒輪以鍵聯(lián)接配合，套筒定位
Ⅳ-Ⅴ
30
30
與滾動(dòng)軸承30306配合
Ⅴ-Ⅵ
19
28
與端蓋配合，做聯(lián)軸器的軸向定位
Ⅵ-Ⅶ
46
22
與聯(lián)軸器鍵聯(lián)接配合
總長(zhǎng)度
193mm
（5）求軸上的載荷
根據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖。從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖可以看出截面B是軸的危險(xiǎn)截面。先計(jì)算出截面B處的MH、MV及M的值列于下表。
載荷
水平面H
垂直面V
支反力F
B截面彎矩M
總彎矩
扭矩
（6） 按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度
根據(jù)式(15-5)及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力，取，軸的計(jì)算應(yīng)力
已選定軸的材料為45Cr，調(diào)質(zhì)處理。由表15-1查得。因此，故安全。
6.2 輸出軸
（1）軸上的功率P2,轉(zhuǎn)速n2和轉(zhuǎn)矩T2
，，
（2）求作用在齒輪上的力
圓周力：mm
徑向力：
軸向力：
（3）初步確定軸的最小直徑
先按式初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)機(jī)械設(shè)計(jì)表11.3，取，于是得：
該處開(kāi)有鍵槽故軸徑加大5％～10％，且Ⅲ軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑。為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng)，故需同時(shí)選取聯(lián)軸器型號(hào)。聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩，取。
按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件，查機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)選用HL3型彈性套柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為630N.m。半聯(lián)軸器的孔徑為35mm，故取；半聯(lián)軸器長(zhǎng)度為，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度。
（4）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
1）擬定軸上零件的裝配方案
2）根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度
（a）為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位的要求，ⅤⅡ-ⅤⅢ軸段左端需制出軸肩，故?、酡?ⅤⅡ段的直徑，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上面而不壓在軸的端面上，故ⅤⅡ-ⅤⅢ段的長(zhǎng)度應(yīng)比L1略短一些，現(xiàn)取。
(b) 初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承同時(shí)受有徑向力和軸向力的作用，故選用單列圓錐滾子軸承。根據(jù)，查機(jī)械設(shè)計(jì)師手冊(cè)（軟件版）選取0基本游隙組，標(biāo)準(zhǔn)精度級(jí)的單列圓錐滾子軸承32010，其尺寸為，故，而，滾動(dòng)軸承采用軸肩進(jìn)行軸向定位，軸肩高度，因此，取.
(c)取安裝齒輪處的軸的直徑；齒輪左端與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為50mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度，取，則，。因Ⅱ、Ⅲ兩軸在箱體內(nèi)的長(zhǎng)度大致相等，取， 。。。
（5）軸上零件的周向定位
查機(jī)械設(shè)計(jì)表，聯(lián)接聯(lián)軸器的平鍵截面；聯(lián)接圓柱齒輪的平鍵截面
軸段編號(hào)
長(zhǎng)度（mm）
直徑（mm）
配合說(shuō)明
Ⅰ-Ⅱ
21
50
與滾動(dòng)軸承30310配合
Ⅱ-Ⅲ
12
52
與套筒配合
Ⅲ-Ⅳ
48
55
與大齒輪以鍵聯(lián)接配合，套筒定位
Ⅳ-Ⅸ
12
60
軸環(huán)
Ⅸ-Ⅴ
60
Ⅳ-Ⅴ
21
50
與滾動(dòng)軸承30310配合
Ⅴ-Ⅵ
45
42
與端蓋配合，做聯(lián)軸器的軸向定位
Ⅵ-Ⅶ
80
35
與聯(lián)軸器鍵聯(lián)接配合
總長(zhǎng)度
285.5mm
（6）求軸上的載荷
對(duì)于30210型圓錐滾子軸承，
載荷
水平面
垂直面
支反力F
彎矩M
總彎矩
扭矩T
（7）按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度
進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面，即安裝齒輪處，取，軸的計(jì)算應(yīng)力：
前已選定軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由機(jī)械設(shè)計(jì)，
查得，因此，安全。
計(jì)得：，，根據(jù)軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖。如下圖所示。
七 滾動(dòng)軸承及鍵的校核
7.1輸入軸的軸承
1）.按承載較大的滾動(dòng)軸承選擇其型號(hào)，因支承跨距不大，故采用兩端固定式軸承組合方式。軸承類型選為圓錐滾子軸承，軸承的預(yù)期壽命取為：L'h＝29200h。
由上面的計(jì)算結(jié)果有軸承受的徑向力為Fr1=340.43N，軸向力為Fa1=159.90N
2）．初步選擇滾動(dòng)軸承型號(hào)為30207，其基本額定動(dòng)載荷為Cr=51.8KN，基本額定靜載荷為C0r=63.8KN。
3）．徑向當(dāng)量動(dòng)載荷
動(dòng)載荷為，查得，則有
滿足要求。
7.2 輸入軸的鍵
1）選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸
輸入軸處選用單圓頭平鍵，尺寸為
圓錐齒輪處選用普通平頭圓鍵，尺寸為。
2)校核鍵聯(lián)接的強(qiáng)度
鍵、軸材料都是鋼，由機(jī)械設(shè)計(jì)查得鍵聯(lián)接的許用擠壓力為
鍵的工作長(zhǎng)度，
，合適
，合適
7.3 輸出軸的軸承
（1）選擇的圓錐滾子軸承型號(hào)為30210，尺寸為
，基本額定動(dòng)載荷。
（2） 當(dāng)量動(dòng)載荷
前面已求得，，，
軸承 1、2受到的徑向載荷為：
軸承1、2受到的軸向載荷為：
查簡(jiǎn)明機(jī)械工程師手冊(cè)-表7.7-39得
軸承的當(dāng)量動(dòng)載荷為：
按機(jī)械設(shè)計(jì)查得
（3）驗(yàn)算軸承壽命
因?yàn)?，所以按軸承1的受力驗(yàn)算。
對(duì)于滾子軸承，。
減速器的預(yù)定壽命，，合適。
7.4輸出軸的鍵
1）選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸
聯(lián)軸器處選用單圓頭平鍵，尺寸為
圓柱齒輪處選用普通平頭圓鍵，尺寸為。
2)校核鍵聯(lián)接的強(qiáng)度
鍵、軸材料都是鋼，由機(jī)械設(shè)計(jì)查得鍵聯(lián)接的許用擠壓力為。鍵的工作長(zhǎng)度，
，合適
，合適
八 潤(rùn)滑與密封
8.1潤(rùn)滑方式的選擇
齒輪用潤(rùn)滑油潤(rùn)滑，并利用箱內(nèi)傳動(dòng)件濺起的油潤(rùn)滑軸承。
根據(jù)I，II，III軸的速度因子，I，II，III軸的軸承用脂潤(rùn)滑
8.2密封方式的選擇
由于I，II，III軸與軸承接觸處的線速度，所以采用氈圈密封
8.3潤(rùn)滑油的選擇
因?yàn)樵摐p速器屬于一般減速器，查機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)可選用中負(fù)載
工業(yè)齒輪油N100號(hào)潤(rùn)滑油。
九 減速器箱體結(jié)構(gòu)尺寸
1
箱座壁厚
，
2
箱蓋壁厚
3
箱座凸緣厚度
4
箱蓋凸緣厚度
5
箱座底凸緣厚度
6
地底螺釘直徑
，取M20
7
地底螺釘數(shù)目
8
軸承旁聯(lián)接螺栓直徑
，取M14
9
箱蓋與箱座聯(lián)接螺栓直徑
取M10
10
聯(lián)接螺栓的間距
12
窺視孔蓋螺釘直徑
,取M6
13
定位銷直徑
14
，，至外箱壁距離
15
軸承旁凸臺(tái)半徑
16
凸臺(tái)高度
17
箱體外壁至軸承座端面距離
19
大齒輪頂圓與內(nèi)箱壁距離
20
齒輪端面與內(nèi)箱壁距離
21
箱蓋，箱座筋厚
,
22
軸承端蓋外徑
23
軸承旁聯(lián)接螺栓距離
24
大齒輪齒頂圓至箱底內(nèi)壁的距離
25
箱底至箱底內(nèi)壁的距離
26
減速器中心高
27
箱體內(nèi)壁至軸承座孔端面的距離
28
軸承端蓋凸緣厚度
29
軸承端面至箱體內(nèi)壁的距離
30
旋轉(zhuǎn)零件間的軸向距離
31
齒輪頂圓至軸表面的距離
參考文獻(xiàn)
【1】《機(jī)械設(shè)計(jì)》楊忠志、朱家誠(chéng)主編，武漢理工大學(xué)出版社
【2】《機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)指導(dǎo)書(shū)》第二版 龔溎義主編，高等教育出版社
【3】《機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)手冊(cè)》第3版，吳宗澤、羅圣國(guó)主編，高等教育出版社
【4】《機(jī)械精度設(shè)計(jì)檢測(cè)》應(yīng)琴主編，西南交通大學(xué)出版社
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