單級圓柱齒輪減速器 機械設計及自動化專業(yè)畢業(yè)設計 畢業(yè)論文

1、 機械設計基礎畢業(yè)設計設計計算說明書 -單級圓柱齒輪減速器 目錄一、課程設計任務2二、傳動方案擬定2三、電動機選擇3四、各軸運動參數(shù)和動力參數(shù)的計算4五、V帶傳動設計5六、齒輪傳動設計7七、軸的設計9八、滾動軸承設計15九、鍵的設計16十、聯(lián)軸器的選擇18十一、減速器箱體設計18十二、減速器的潤滑、密封21十三、設計小結22十四、參考資料23一、 課程設計任務設計題目：帶式輸送機傳動裝置中的一級直齒減速器。運動簡圖 工作條件  傳動平穩(wěn)，輸送帶單向工作，24小時工作制，使用5年，輸送帶速度誤差±5%原始數(shù)據(jù) 已知條件題號2輸送帶拉力2100N輸送帶速度1.6m/s

2、滾筒直徑400mm設計工作量       設計說明書一份減速器裝配圖1張 減速器零件大齒輪1張，輸出軸1張二、 傳動方案擬定方案擬定：采用帶傳動與齒輪傳動的組合，即可滿足傳動比要求，同時由于帶傳動具有良好的緩沖，吸振性能，適應大起動轉矩工況要求，結構簡單，成本低，使用維護方便。1.電動機 2.V帶傳動 3.圓柱齒輪減速器4.連軸器 5.滾筒 6.運輸帶三、 電動機選擇1、電動機類型和結構的選擇：選擇Y系列三相異步電動機，此系列電動機屬于一般用途的全封閉自扇冷電動機，其結構簡單，工作可靠，價格低廉，維護方便，適用于不易燃，不易爆，無腐蝕

3、性氣體和無特殊要求的機械。 2、電動機容量選擇：電動機所需工作功率為：式（1）：da (kw) 由式(2)：V/1000 (KW)因此 Pd=FV/1000a (KW)由電動機至運輸帶的傳動總效率為：總=×2×××5×6式中：1、2、3、4、5、6分別為帶傳動、齒輪軸承、齒輪傳動、聯(lián)軸器、聯(lián)軸器軸承和卷筒的傳動效率。取=0.96，0.99，0.96，0.96，5=0.98，6=0.96則：總=0.96×0.992×0.96×0.96×0.98×0.96 =0.824所以：電機所需的工作功率：Pd

4、= FV/1000總 =(2100×1.6)/(1000×0.824) =4.09 (kw)3、確定電動機轉速 卷筒工作轉速為： n卷筒60×1000·V/（·D） =(60×1000×1.6)/（00·） =76.4 r/min根據(jù)手冊6表2.2推薦的傳動比合理范圍，取帶傳動比I1= ，取圓柱齒輪傳動比范圍I=35。則總傳動比理論范圍為：a0。故電動機轉速的可選范為 Nd =Ia×n卷筒 =(1620)×76.4 =458.41528 r/min則符合這一范圍的同步轉速有：750、1000和1

5、500r/min根據(jù)容量和轉速，由相關手冊查出三種適用的電動機型號：（如下表）方案電 動機 型號額定功 率電動機轉速(r/min)傳動裝置傳動比同步轉速滿載轉速總傳動比V帶傳動減速器1Y132S-45.51500144018.853.55.392Y132M2-65.5100096012.573.1443Y160M2-85.57507208. 312.83.36綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器傳動比，可見第2方案比較適合。此選定電動機型號為Y132M2-6，其主要性能：        

6、60;       滿載轉速：960r/min，                額定功率4KW。電動機主要外形和安裝尺寸：中心高H外形尺寸Lx(AC/2+AD)×HD底角安裝尺寸 A×B地腳螺栓孔直徑 K軸 伸 尺 寸D×E裝鍵部位尺寸 F×GD132520×345×315216×1781228×8010&#

7、215;41四、 各軸運動參數(shù)和動力參數(shù)的計算計算步驟設計計算與內容設計結果1)0軸（電動機軸） 2）1軸（高速軸）  3）2軸（低速軸） 4）3軸（滾筒軸）    匯總結果P0=4.09KW n0=960r/minT0=9550P0/n0=9550×P1=P0×1 =4.09×0.96=3.926KWn1=n0/i1=960/3.14=306/minT1=9550P1/n1=9550×P2=P1×22×3×4 =3.926×0.992×

8、;0.96×0.96=3.56KWn2=n1/i2=306/4=76.43r/minT2=9550P2/n2=9550×PW=P2×5×6=3.56×0.98×0.96=3.34KWnw=n2=76.43r/min TW=9550PW/nw=9550×參 數(shù)軸 號0軸1軸2軸W軸功P(KW)4.093.933.563.34轉速n(r/min)96030676. 4376.43（理論）轉矩T（N.m）40.69122.66461.64434.12傳動比i3.1441效率0.960.9040.96P0=4.09KWn0=960r

9、/minT0 P1=3.926KWn1=306r/minT1P2=3.56KWn2=76.43r/minT2PW=3.34KWnw=76.43r/minTW=434.12N.m 五、 V帶傳動設計計算步驟設計計算與內容設計結果1、      確定設計功率PC2、      選擇普通V帶型號3、      確定帶輪基準直徑dd1、dd2。       4、&#

10、160;     驗證帶速V5、      確定帶的基準長度Ld和實際中心距a。                6、      校核小帶輪包角1  7、      確定V帶根數(shù)Z    &#

11、160;           8、      求初拉力F0及帶輪軸上的壓力F0     9、      帶輪的結構設計 10、設計結果  由<<機械設計基礎>>表8-21得KA=1.3PC=KAP0=1.2×5.5=6.6KW根據(jù)PC=6.6KW,n0=960r/min。由圖

12、8.12應選B型V帶。由機械設計基礎圖8.6取dd1=140mm，dd1=140ddmin=125mmdd2=n0dd1/n1=960×140/306   =439.22mm按表8.3取標準直徑dd2=450mm，則實際傳動比i、從動輪的實際轉速分別為：   i=dd2/dd1=450/140=3.214   n2=n1/i=960/3.21=299從動輪的轉速誤差為（299-306）/306=-2.28%在±5%以內，為允許值。V=dd1n1/60×1000=（140××960）/（

13、60×1000）m/s=7.0336m/s帶速在525m/s范圍內。由式(8.14)得0.7（dd1+dd2）a02（dd1+dd2）0.7（140+450）a02(140+450)413a01180取a0=1100由式（8.15）得     L0=2a0+(dd1+dd2) /2+(dd2-dd1)2/4a0 =2×1100+（140+450）/2+（450-140）2/（4×1100）=3137.22mm由表8.4選取基準長度La=3150mm由式（8.160得實際中心距a為  aa0+（La-L0）

14、/2=1100+(3150-3137.22) =1106.39mm1106mm中心距a的變動范圍為amin=a-0.015Ld   =1106-0.015×3150   =1058.75mmamax=a+0.03Ld=1106+0.03×3150=1011.5mm由式（8.17）得     1=180o-（dd1-dd2）/×57.3o            

15、0;   =180o- o        =163.9o120o由式（8.18）得   ZPc/(P0+P0)KaKL   根據(jù)dd1=140mm，n1=960r/min，查表8.9得，用內插法得   P0= 2.984KW取P0=2.98kw  由式（8.11）得功率增量P0為    P0=Kbn1（1-1/Ki）由表8.18查的Kb=2.649×10-3根據(jù)傳動比i=3.214，查表

16、8.19得Ki=1.1373，則P0=2.649×10-3×960（1-1/1.1373）kw=0.307kw由表8.4查得帶長度修正系數(shù)KL=113，由圖8.11查得包角系數(shù)K=0.97,得普通V帶根數(shù)   Z= 2根圓整得根由表8.6查得A型普通V帶的每米長質量q=0.10kg/m，根據(jù)式（8.19）得單根V帶的初拉力為     F0= ×（ -1）+qv2       = ×（ -1）+0.1×6.282 &#

17、160;    =384.516N由式（8.20）可得作用在軸上的壓力FQ為   FQ=2×F0Zsin（163.9o/2）     =2×384.52×2×sin（163.9o/2）     =1522.699N按本章進行設計（設計過程略）。  選用2根B-1600GB 11544-1997V帶，中心距a=1106mm，帶輪直徑dd1=140，dd2=450mm，軸上壓力FQ=1522.7N。 

18、KA=1.2Pc=6.6kw  dd1=140mmdd2=450mm    i=3.214n2=299   V=7.0336m/s      a0=1100 La=3150mm   a694mm  amin=1058.75mm  amax=1011.5mm 1=163.9o      P0=2.98

19、kw     Kb=2.649×10-3 P0=0.307kw  K=0.97  Z=2   F0=384.516N   FQ=1522.7N        結果選擇2根A-1600GB 11544-1997V帶。  六、 齒輪傳動設計設計一單級直齒圓柱齒輪減速器中齒輪傳動，已知：傳遞功率P1=3.93KW電動機驅動，小齒輪轉速

20、n1=306r/min，大齒輪轉速n2=76.43r/min，傳遞比i=4，單向運轉，載荷變化不大，使用期限五年。 設計步驟計算方法和內容設計結果1、         選擇齒輪材料及精度等級。  2、按齒輪面接觸疲勞強度設計                       

21、          3、         主要尺寸計算        4、         按齒根彎曲疲勞強度校核           5、 

22、;        驗算齒輪的圓周速度v。   6、驗算帶的帶速誤差。小齒輪選用45調質鋼，硬度為220250HBS；大齒輪選用45鋼正火，硬度為170210HBS。因為是普通減速器，由表機械設計基礎第三版中表選9級精度，要求齒面粗糙度Ra3.26.3um。 因兩齒輪均為鋼質齒輪，可應用式（10.22）求出d1值。確定有關參數(shù)與系數(shù)：（1）   轉矩T1        T1=9.55×10

23、6P/n          =9.55×106×3.93/306           =122760000N.mm（2）   載荷系數(shù)K 查表10.11取K=1.1（3）   齒輪Z1和齒寬系數(shù)d小齒輪的齒數(shù)z1取為25，則大齒輪齒數(shù)Z2=4×25=100。故Z2=100因單級齒輪傳動為對稱布置，而齒輪齒面又為軟齒面，由表10.20選取

24、d=1。（4）   許用接觸應力【H】由圖機械設計基礎中10.24查的Hlim1=560MPa      Hlim2=530Mpa由表10.10查得SH=1N1=60njLh=60×306×（5×52×24×7）  =8.01×108N2=N1/i=1.21×109/4=2×108查圖10.27得：ZNT1=1    ，ZNT2=1.06由式（10.13）可得    

25、  【H】1= ZNT1Hlim1/SH            =1×560/1=560MPa      【H】2=ZNT2Hlim2/SH                       &#

26、160; 1.06×530/1=562MPa故d176.43×3    m=2.33由表10.3取標準模數(shù)m=2.5mmd1=mz1=2.5×25mm=62.5mmd2=mz2=2.5×100=250mmb2= d×d1=1×62.5mm=62.5mm經(jīng)圓整后取b2=65mm     b1=b2+5mm=70mm  a= m（z1+z2）=0.5×2.5×（25+100）=156.25mm由式（10.24）得出F,如F【F】則校核合格確

27、定有關系與參數(shù)：（1）、齒形系數(shù)YF 查表10.13得YF1=2.65 ， YF2=2.184（2）、應力修正系數(shù)YS查表10.14得YS1=1.59， YS2=1.7985（3）、許用彎曲應力【F】由圖10.25查得Flim1=210MPa，F(xiàn)lim2=190MPa。由表10.10查得SF=1.3由圖10.26查得YNT1=YNT2=1由式（10.14）可得     【F】1= 162MPa     【F】2= 146MPa故F1=2kT 1/(b 1m2z 1)YFYS =2×1.1

28、5;123×2.65×1.59×1000/(65×2.52×25)=111.93F1=162MPa    F2=2kT 2/(b 2m2z2)YFYS =2×1.1×525.87×2.65×2.18×1000/(65×2.52×105)=85F2=146 MPa齒根彎曲強度校核合格  V 1=d1n 1/(60×1000)=0.999m/s由表10.22可知，選9級精度是合適的。nw= 960/3.21&#

29、160; =299r/min2= 2.28%輸送帶允許帶速誤差為±5%合格。         T1=122760000N.mm     Z1=25Z2=100   Hlim1=560MPaHlim2=530Mpa N1=8.01×109 N2=2×108ZNT1=1    ，ZNT2=1.07 【H】1=560MPa【H】2=562MPa

30、       m=2.5mm b=62.5mm b1=70mm a=156.25mm        SF=1.3YNT1=YNT2=1            V=0.999m/s     齒輪的基本參數(shù)m=2.5d1=62.5 da1=67.5 df1=56.

31、25d2=250 da2=255 df2=243.75大齒輪輪廓外形如下圖所示：七、 軸的設計六、軸的設計 1， 齒輪軸的設計 (1) 確定輸入軸上各部位的尺寸（如圖） (2)按扭轉強度估算軸的直徑選用45并經(jīng)調質處理，硬度217255HBS軸的輸入功率為P=3.93KW 轉速為n=306 r/min根據(jù)書265頁表14.1得C=107118.又由式（14.2）得：d25.03827.612(3)確定軸各段直徑和長度 從大帶輪開始右起第一段，由于帶輪與軸通過鍵聯(lián)接，則軸應該增加3%5%，取D1=30mm，又帶輪的寬度 B=（Z-1）·e+2·f =（2-1）×19

32、+2×11.5=42 mm 則第一段長度L1=60mm右起第二段直徑取D2=38mm根據(jù)軸承端蓋的裝拆以及對軸承添加潤滑脂的要求和箱體的厚度，取端蓋的外端面與帶輪的左端面間的距離為30mm，則取第二段的長度L2=70mm 右起第三段，該段裝有滾動軸承，選用深溝球軸承，則軸承有徑向力，而軸向力為零，選用6208型軸承，其尺寸為d×D×B=40×80×18，那么該段的直徑為D3=40mm，長度為L3=20mm（因為軸承是標準件，所以采用基孔制，軸與軸承間為過盈配合P7/h6）右起第四段，為滾動軸承的定位軸肩,其直徑應小于滾動軸承的內圈外徑，取D4=

33、48mm，長度取L4= 10mm 右起第五段，該段為齒輪軸段，由于齒輪的齒頂圓直徑為d5=67.5mm，分度圓直徑為62.5mm，齒輪的寬度為70mm，則，此段的直徑為D5=67.5mm，長度為L5=70mm右起第六段，為滾動軸承的定位軸肩,其直徑應小于滾動軸承的內圈外徑，取D6=48mm長度取L6= 10mm（因為軸承是標準件，所以采用基孔制，軸與軸承間為過盈配合P7/h6） 右起第七段，該段為滾動軸承安裝出處，取軸徑為D7=40mm，長度L7=18mm (4)求齒輪上作用力的大小、方向： 小齒輪分度圓直徑：d1=62.5mm作用在齒輪上的轉矩為：T= 9.55×106·

34、P/n=122760N·mm 求圓周力：FtFt=2T2/d2=2×122760/62.5=3928.32N 求徑向力FrFr=Ft·tan=4446.46×tan200=1413NFt，F(xiàn)r的方向如下圖所示 （5）軸上支反力根據(jù)軸承支反力的作用點以及軸承和齒輪在軸上的安裝位置，建立力學模型。 水平面的支反力：RA=RB=Ft/2 =1964.16 N 垂直面的支反力：由于選用深溝球軸承則Fa=0那么RA=RB =Fr/2=706.5N（6）畫彎矩圖 右起第四段剖面C處的彎矩： 水平面的彎矩：MC=PA×24=47.136N·m 垂直

35、面的彎矩：MC1= MC2=RA×24=17N·m 合成彎矩： （7）畫轉矩圖：T1 =122.66N·m （8）畫當量彎矩圖 因為是單向回轉，轉矩為脈動循環(huán)，=0.6 可得右起第四段剖面C處的當量彎矩： （9）判斷危險截面并驗算強度右起第四段剖面C處當量彎矩最大，而其直徑與相鄰段相差不大，所以剖面C為危險截面。已知MeC2=88.974 N·m ,由課本表13-1有:-1=60Mpa 則：e= MeC2/W= MeC2/(0.1·D43)=88974/(0.1×483)=8.05 Mpa <-1右起第一段D處雖僅受轉矩但其直徑

36、較小，故該面也為危險截面： e= MD/W= MD/(0.1·D13)=73.596/(0.1×403)=11 Nm<-1 所以確定的尺寸是安全的 。 受力圖如下： 在前面帶輪的計算中已經(jīng)得Z=2其余的數(shù)據(jù)手冊得到D1=30mmL1=60mmD2=38mmL2=70mmD3=40mmL3=20mmD4=48mmL4=10mmD5=67.5mmL5=70mmD6=48mmL6= 10mmD7=40mmL7=18mmFt=3928.32NFr=1413NRA=RB=1964.16NmRA=RB=706.5 NMC=47.136 N·m MC1= MC2=17N&

37、#183;m MC1=MC2=50.092N·mT=122.66 N·m=0.6MeC2=88.974N·m-1=60MpaMD=73.596 N·m m e=11 Nm2.輸出軸的設計計算確定軸上零件的定位和固定方式 （如圖）(2)按扭轉強度估算軸的直徑(1) 由前面計算得，傳動功率P2=3.56kw, n2=76.43r/min工作單向，采用深溝球軸承支撐。由已知條件知減速器傳遞的功率屬于中小功率故選用45剛并經(jīng)調質處理， 硬度217255HBS根據(jù)課本（14.2）式，并查表14.1，得d(3)確定軸各段直徑和長度從聯(lián)軸器開始右起第一段，由于聯(lián)軸器與

38、軸通過鍵聯(lián)接，則軸應該增加5%，取（40.4244.5788），根據(jù)計算轉矩T= 9.55×106·P/n=444.825 N·mTc=RA×T=1.3×444825=578.272N·m查標準GB/T 50142003，選用HL4型彈性柱銷聯(lián)軸器，半聯(lián)軸器長度為l1=112mm,軸段長L1=84mm右起第二段，考慮聯(lián)軸器的軸向定位要求，該段的直徑取52mm,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)軸器左端面的距離為30mm，故取該段長為L2=74mm右起第三段，該段裝有滾動軸承，選用深溝球軸承，則軸承有徑

39、向力，而軸向力為零，選用6011型軸承，其尺寸為d×D×B=55×90×18，那么該段的直徑為55mm，長度為L3=32右起第四段，該段裝有齒輪，并且齒輪與軸用鍵聯(lián)接，直徑要增加5%，則第四段的直徑取60mm,齒輪寬為b=65mm，為了保證定位的可靠性，取軸段長度為L4=62mm右起第五段，考慮齒輪的軸向定位,定位軸肩，取軸肩的直徑為D5=66mm ,長度取L5=11.5mm右起第六段，該段為滾動軸承安裝出處，取軸徑為D6=55mm，長度L6=18mm(4) 按彎扭合成強度校核軸徑按設計結果畫出軸的結構草圖（圖a）D1=45mmL1=84mmD2=52m

40、mL2=74mmD3=55mmL3=32mmD4=60mmL4=62mmD5=66mmL5=11.5mmD6=55mmL6=18mm1） 畫出軸的受力圖（圖b）2） 作水平面內的彎矩圖（圖c支點反力為）截面處的彎矩為MHI=2003.3×97/2=97160N·mm截面處的彎矩為MHII=2003.3×23=46076N·mm3） 作垂直面內的彎矩圖（圖d）支點反力為FVB=FVA=Fr2/2=1458.29/2=729.145截面處的彎矩為 MrI左=FVA·L/2=729.145×97/2=35363.5N·mm截面處的

41、彎矩為MrII =FVB·23=729.145×23=16770.3N·mm4)合成彎矩圖（圖e）MI=（35363.52+971602）1/2=103396 N·mmMII=（16770.32+460762）1/2=49033 N·mm5） 求轉矩圖（圖f） T=9.55×106×P/n=9.55×106×4.207/76.19=527324 N·mm求當量彎矩6） 因減速器單向運轉，故可認為轉矩為脈動循環(huán)變化，修正系數(shù)為0.6截面: MeI=( 609252+(0.6×527324

42、2）1/2=322200 N·mm截面：MeII=( 490332+(0.6×5273242）1/2=320181 N·mm8)確定危險截面及校核強度由圖可以看出，截面可能是危險截面。但軸徑d3> d2，故也應對截面進行校核。截面：eI=MeI/W=322200/(0.1×603)=14.9Mpa截面：eII=MeII/W=320181/(0.1×553)=19.2Mpa查表得-1b=60Mpa,滿足e-1b的條件，故設計的軸有足夠強度，并有一定余量。其受力圖如下八、 滾動軸承設計根據(jù)條件，軸承預計壽命Lh5×365×

43、24=43800小時1.輸入軸的軸承設計計算（1）初步計算當量動載荷P 因該軸承在此工作條件下只受到Fr徑向力作用，所以P=Fr=1413NP=fp Fr=1.1×1413=1554.3（2）求軸承應有的徑向基本額定載荷值 （3）選擇軸承型號查課本P154頁，選擇6208 軸承 Cr=29.5KN由課本式11-3有預期壽命足夠此軸承合格其草圖如下：2.輸出軸的軸承設計計算（1）初步計算當量動載荷P因該軸承在此工作條件下只受到Fr徑向力作用，所以P=Fr=1280.39N（2）求軸承應有的徑向基本額定載荷值（3）選擇軸承型號查課本P154頁，選擇6011軸承 Cr=30.2KN由課本式

44、11-3有預期壽命足夠此軸承合格九、 鍵的設計設計步驟設計計算與內容設計結果一、 聯(lián)軸器的鍵 1、選擇鍵的型號    2、寫出鍵的型號二.齒輪鍵的選擇1、選擇鍵的型號2、寫出鍵的型號3、輸入端與帶輪鍵選擇C型鍵 由軸徑d1=45mm，在表14.8查得鍵寬b=14mm，鍵高h=9mm，L=36160mm。 L=54mm（1.61.8）d=7281mm l1=L-0.5b=54-7=47mm由式14.7得jy1=4T/(dhl1) =4×461.64×1000/（45×9×47）=97.01MPa【

45、jy】=120MPa(輕微沖擊，由表14.9查得)選鍵為C14×70GB/T1096-1979選擇A型鍵軸徑d4=60mm，為了使加工方便應盡量選取相同的鍵高和鍵寬。但強度不夠。查表14.8得鍵寬b=18mm， h=11mm，L=50200mm,取L=56mm l2=L-18=56-18=38mmjy2=4T/(dhl2)=4×461.64×1000/（45×11×38）=98.17MPa【jy】=120MPa(輕微沖擊，由表14.9查得)取鍵A18×80GB/T1096-1979選軸徑d4=30mm，查表14.8取鍵10×

46、8。即b=10，h=8，L=50l2=L-10=60-10=50mmjy2=4T/(dhl2)=4×122.66×1000/（30×8×50）=40.887【jy】 選擇C型鍵b=14mmh=9mmL=54mm 型號：C14×70GB/T1096-1979      選擇A型鍵b=18mmh=11mmL=56mm型號：A18×80GB/T1096-1979十、 聯(lián)軸器的選擇設計步驟設計計算與內容設計結果一、    計算聯(lián)軸器的

47、轉矩二、    確定聯(lián)軸器的型號定距環(huán)由表16.1查得工作情況系數(shù)K=1.3由式16.1得主動端 TC1=KT2 =1.3×461.64=600.132N·m  從動端TC2=KTW =1.3×434.12·=564.356N·mTm=1250N·m（附表.）由前面可知： dC =40.2344.37mm又因為d=C（1+0.05） =（40.2344.37）（1+0.05） =42.2446.59mmn2=76.3r/minn=4000r/min由附表9.4可確定聯(lián)軸器的型號為彈性柱銷聯(lián)軸器

48、HL4 GB5014-。 由其結構取 L=11.5 d=55 D=64  TC1=600.132N·m  TC2=564.356N·m      標記為：HL4 GB5014-十一、 減速器箱體設計設計步驟設計計算與內容設計結果軸中心距箱體壁厚箱蓋壁厚機座凸緣厚度機蓋凸緣厚度機蓋底凸緣厚度地腳螺栓直徑地腳螺釘數(shù)目軸承旁聯(lián)結螺栓直徑蓋與座連接螺栓直徑聯(lián)結螺栓d2的間距軸承端蓋的螺釘直徑d3窺視孔蓋螺釘直徑d4定位銷直徑起蓋螺釘dqd2至外壁距離d1至外壁距離df至外壁距離df至

49、凸緣距離d1至凸緣距離d2至凸緣距離座端面與內箱壁距離機蓋機座力厚軸承端蓋外徑大軸小軸軸承旁連接螺栓距離a=156.25mm1=0.02a+1mm=5.0625mm8mm1=0.02a+1=5.06258mmb=1.5 ×=12mm b1=1.51=12mmb2=2.5=2.5×8=20mmdf=0.036a+12 =17.9mm 取整偶數(shù)20mma250，n=4 d1=0.75df=15mm查表3-3取16mmd2=（0.50.6）df =1012mm 取d2=12mml=150200mm由表3-17得：d3=（0.40.5）df =810mmd4=（0.30.

50、4）df=68mm d=（0.30.4）d2=8.49.6mmd=（0.30.4）d2=8.49.6mmdq=10C1=24mmC1=19mmC1=27mmC2=25C2=24.8C2=2811.2 1=10mm2 2=9mmm10.851 m0.85 =6.8mm 7mm =6.8mm7mmD2=D+(55.5)d3 =90+（55.5）×8 =140145mm D2=D+(55.5)d3 =80+（55.5）×8=130135mm S=D2盡量靠近，以Md1和Md2不干涉為準一般取S=D2a=156.25mm1=8mm1=8mmb=12mmb2=20mmdf=20mm n=4 d1=16mm d2=12mml=150200mmd3=10mm d4=8mm  d=10dq=10C1=24mmC1=19mm C1=27mmC2=25C2