上&紀大”考均

SHANGHAIDIANJIUNIVERSITY

課程設計

（機械設計）

說明書

姓名：吳振華學號：092020021037

班級：ZJ0910組號：9

指導老師：盧小平老師

目錄

1.任務書

2.電動機的選擇

3.傳動裝置總傳動比計算并分配傳動比

4.傳動裝置的運動參數和動力參數計算

5.齒輪傳動設計及計算

6.輸入軸的設計結構計算

7.輸出軸的設計結構計算

8.滾動軸承的選擇計算

9.鍵的選擇

10.聯軸器的選擇

11.箱體的結構設計計算

12.潤滑方式的選擇

13.潤滑油的選擇

14.密封選擇

15.參考資料

16.學習小結

17.零件圖

1任務書

-課程設計的性質和目的

機械設計課程設計是把學過的各學科的理論較全面地綜合應用到實際工程

中去，力求從課程內容上、從分析問題和解決問題的方法上，從設計思想上培養

工程設計能力，課程設計有以下幾個方面的要求：

1.培養綜合運動機械設計課程和其他先修課程的基礎理論和基礎知識，以

及結合生產實踐分析和解決工程實際問題的能力使所學的知識得以融會貫通，調

協應用。

2.通過課程設計，學習和掌握一般機械設計的程序和方法，樹立正確的工

程設計的思想，培養獨立的、全面的、科學的工程設計能力。

3.在課程設計的實踐中學會查找、翻閱、使用標準、規范，手冊，圖冊和

相關的技術資料等。熟悉個掌握機械設計的基本技能。

二課程設計的內容

1.設計題目：

帶式輸送機傳動裝置中的一級圓柱齒輪減速器

2.運動簡圖

3.工作條件

傳動不逆轉，載荷平穩，起動載荷的名義載荷的1.25倍，使用期限10年,

兩班制工作,輸送帶速度容許誤差為±5%,輸送帶效率一般為0.94-0.96o

4.原始數據

已知條件題號9

輸送帶拉力F/kN1.3

滾筒直徑D/Mmm250

輸送帶速度v（m/s）1.6

三完成工作量

（1）設計說明書1份

（2）減速器裝配圖1張

（3）減速器零件圖3張

四機械設計的一般過程

設計過程：

設計任務一一總體設計一一結構設計一一零件設計一一加工生產一一安裝調試

五課程設計的步驟

在課程設計時，不可能完全履行機械設計的全過程，只能進行其中一些的重

要設計環節，如下：

設計準備

認真閱讀研究設計任務書，了解設計要求和工作條件。

傳動裝置的總體設計

首先根據設計要求，同時參考比較其他設計方案，最終選擇確定傳動裝置的

總體布置。

傳動零件的設計計算

設計計算各級傳動零件的參數和主要尺寸

結構設計（裝配圖設計）

首先進行裝配草圖設計，設計軸，設計軸承，最后完成裝配圖的其他要求。

在完成裝配草圖的基礎上，最終完成的圖即正式的餓裝配結構設計。

完成兩張典型零件工作圖設計

編寫和整理設計說明書

設計總結和答辯

六課程設計中應注意的問題

課程設計是較全面的設計活動，在設計時應注意以下的?些問題：

（一）全新設計與繼承的問題

在設計時，應從具體的設計任務出發，充分運用已有的知識和資料進行科

學、先進的設計。

（二）正確使用有關標準和規范

為提高所設計機械的質量和降低成本，在設計中應盡量采用標準件，外購

件，盡量減少的自制件。

（三）正確處理強度，剛度，結構和工藝間的關系

在設計中任何零件的尺寸都不可能全部由理論計算來確定，而每個零件的

尺寸都應該由強度，剛度，結構。加工工藝，裝配是否方便，成本高低等各方面

的要求來綜合確定的。

（四）計算與圖畫的要求

進行裝配圖設計時，并不僅僅是單純的圖畫，常常是圖畫與設計計算交叉

進行的。先由計算確定零件的基本尺寸，再草圖的設計，決定其具體結構尺寸，

再進行必要的計算。

2.電動機的選擇

電動機已經系統化，系統化一般由專門工廠按標準系列成批大量生產，設

計時只需根據工作載荷,工作機的特性和工作環境,選擇電動機的類型,結構形式

和轉速,計算電動機功率,最后全頂電動機型號.

-類型選擇

電動機類型選擇是根據電源種類（流或交流），工作條件（度,環境,空間,尺

寸等）及載荷特點（性質，大小，起動性和過載現象）來選擇的.目前廣泛應用Y系

列三相異步電動機（JB3074-82）是全封閉自扇冷鼠型三相異步電動機，適用于無

特殊要求的各種機械設備.由于Y系列電動機具有交好的起動性能,因此,也適用

于某些對起動轉矩有較高要求的機械,如壓縮機等.

二電動機功率確定

電動機功率是根據工作機容量的需要來確定的.電動機的額定功率應等于

或大于電動機所需功率Pw

1工作機所需功率Pw

根據公式計算：已知工作機阻力Fw和速度Vw則工作機所需功率Pw為：

八FwVw

Pw=---------(KW)

1000

式中：Fw-工作機阻力,N

Vw-工作機線速度,m/s

將數據Fw=l.3F/KNVw=l.6m/s

I7*in3*I6

帶入公式Pw=IU10=2.08KW

1000

2輸出功率Pd

已知Pw=2.08KW

由任務要求知：”=恤x7,5軸承Xx7鏈X飛焚

代入得：%=0.97*0.995*0.9940.97*0.96=0.833

p2.08

=2.496(KW)

由公式Pd=—=

%0.833

選擇額定功率2.5KW的電動機

在計算傳送裝置的總功率時,應注意以下幾點：

1）取傳動副效率是否以包括其軸效率,如包括則不應計算軸承效率

2）軸承的效率通常指-對軸承而言

3）同類性的幾對傳動副,軸承,或聯軸器,要分別考慮效率

4）當資料給出的效率為-范圍時，一般可以取中間值，如工作條件差，加工條

件差,加工精度低或維并不良時應取低值,反之應取高值.

3確定工作機轉速

額定功率相同的類型電動機，可以有幾種轉速供選擇，如三相異步電動機

就有四種常見同步轉速，即：3000r/min,1500r/min,1000r/min,750r/min電動

機的轉速高,極對數少,尺寸和質量叫，價格便宜，但機械傳動裝置總轉動比加大,

結構尺寸偏大,成本也變高,所以選擇電動機轉速時必須作全面分析比較,首先滿

足主要要求,盡量兼顧其他要求.

60x1000V,

n=------------rim

公式：w乃。

代入數據:V-l.6m/s,d-250mm（注：式中為輸送帶速度為滾筒轉矩）

60x1000x1.6

n=122.29/7min

U'3.14x250

取V帶傳動比1尸2~4,單級圓柱齒輪傳動比范圍1二3~5,則合理總傳動比i的范

圍為i=6~20,故電動機轉速的可選范圍為nd=iXn*=（6、20）X122.29=733.74"

2445.8r/min

4型號選擇

綜合考慮電動機和轉動裝置的尺寸,結構和帶裝動，及減速器的轉動比，故

查表知電動機型號可選擇:Y112M-4.

（注:表格在課程設計書264頁）

以下附電動機選擇計算表:

電動機類型Y系列一般用三相異步電動機

選擇電動機功率

|3*103*16

Pw=—一-——二2.08KW=0.833

1000“

poOR

輸出功率：^=^=--=2.5(^)

%0.833

確定電動機轉速60x1000x1.6.

況"=------------=122.2977min

“3.14x250

型號選擇Y112m-4

（注：參考選擇表均在《課程設計》書中：PIO,P264）

3.傳動裝置總傳動比計算并分配傳動比

電動機選定以后，根據電動機滿載轉速Nm及工作機轉速Nw就可以計算出傳

動裝置的總傳動比為：I總二Nm/Nw滿載轉速/工作機轉速由傳動方案可知，

傳動裝置的總傳動比等于各級傳動比之積，即：I總二il-i2?i3.........in

傳動比分配合理與否，將直接影響傳動裝置輪廓尺寸、重量、潤滑及減速器

的中心距的選擇計算.但這些因素不能兼顧，因此，合理分配傳動比是一個十分

重要的問題，設計時應根據設計要求考慮分配方案。在合理分配傳動比時應注意

以下幾點：

（1）各級傳動比都應在常用的合理范圍之內，以符合各種傳動形式的工作

特點，能在最佳狀態下運轉，并使結構緊湊，工藝合理。

（2）應使傳動裝置結構尺寸較小，質量較輕。

（3）應使各級傳動件協調，結構勻稱合理，避免相互干擾碰撞。

傳動裝置的總傳動比

i=nm/nw=1440/122.29=11.77i=11.77

分配各級傳動比初選齒輪傳動比

i2=l1.77/5=2.35

ii=5

（注：各級傳動比見《課程設計》P12表2—4）

4.傳動裝置的運動參數和動力參數計算

機械傳動裝置的運動參數和動力參數，主要指的是各軸的功率、轉速和轉距,

它為設計計算傳動比和軸提供極為需要的依據。

計算各軸運動和動力參數時，應將傳動裝置中各軸從高速軸到低速軸依此編

號，定為0軸（電機軸）、1軸、2軸…，相鄰兩軸之間的傳動比表示為21、”2、

i23…,相鄰兩軸的傳動比效率為n01、n12.n23、…，各軸的輸入功率為Pl、

P2、P3…，各軸的輸入轉距為門、T2、T3、…，各軸的輸入轉速為nl、n2、n3…。

電動機軸的輸出功率、轉速、和轉距為:

Po=PoKwno=no/ioir/minTo=955OxP（）/noN.m

傳動裝置中各軸的輸入功率、轉速和轉距分別為:

PI=PIKwni=no/ioir/minTi=955OxP|/m=Toi（）ir）oiN.m

P2=P|Kwn2=n）/ii2r/minT2=9550xP2/n2=T?i12rli2N.m

Ps=P2Kwn3=n2/i23r/minT3=9550xP3/ti3=T2i23n23N.nl

根據上述計算可計算出各軸的功率、轉速和扭距。

0軸Po=2.5KwPo=2.5Kw

n（）=nw=1440r/minno=144Or/min

To=955Ox2.3/1440=16.58N.mTo=16.58N.m

1軸（高速軸）Pi=P（ir]2il3=2.5xO.99xO.99=2.45KwPi=2.45Kw

ni=n（）/1440r/minni=1440r/min

Ti=T（）r|2巾=16.58x0.99x0.99=16.25N.mT）=16.25N.m

2軸（低速軸）P2=Pinm2=2.45x0.97x0.99=2.35KwP2=2.35KW

n2=ni/5=1440/5=288r/minn2=288r/min

T2=TE2n3=16.25x0.99x0.99x5=79.63N.mT2=79.63N.m

3軸（滾動軸）P3=P2n2n3=2.53x().99x0.96=2.4KwP3=2.4KW

n3=n2/2.16=288/2.16=133r/minnj=133r/min

T3=Tii]2n3=79.63x0.96x0.99x2.16=163.47N.mT3=163.47N.m

具體計算數據如下:

軸號功率p/kwnr/minT(N.m)In

02.5144016.5810.9801

12.45144016.2550.9801

22.3528879.63

32.4133163.4740.94

5.齒輪傳動設計計算

設計單級標準直齒圓柱齒輪減速的齒輪傳動。該減速器用電動機驅動,

載荷平穩，單向運轉。

按下表步驟計算:

計算項目計算內容計算結果

選擇材料與熱處理因該齒輪傳動比無特殊要求，故可選一般材料，而且為軟小齒輪材料為45鋼,

方式齒面。調質處理，硬度為

255HBS.大齒輪材料

為45鋼，正火處理，

硬度為215HBs

選擇齒輪精度因為是一般減速器，故選擇8級精度，要求齒面粗糙度初選

KaW3.2~6.3uni

計算齒輪比由原動機為電動機，工作機為帶式輸送機，載荷平穩，齒K=l.25

輪在兩軸之間對稱布置，查書P192表10-11

u=ZI/Z2=N1/N2=1440/288=5

選擇齒寬系數查書P210表10-20甲d=L1

9

應力循環次數Ni=60njLh=60X1440/(10X52X40X2)=3.5X10NF3.5X109

88

N2=N,/i=7X10N2=7X10

許用接觸應力由書Pl90圖10-27得ZXTI=0.92,Z廿0.94[oH])=490Mpa

[oH]i=(ZMIXOHIWI)/SHFO.92X560/1.05=490Mpa[oH12=370Mpa

[。(ZXTIXoHIini)/SHz=O.94X530/1.35=370Mpa

齒輪分度圓直徑由于嚙合接觸應力是一樣的，故用小齒輪應力計算d=40mm

d>76.43x3尸（〃+?=31取40

確定齒輪模數a=d(l+u)/2=40X6/2=120取m=2

m=(0.007-0.002)a=0.84-0.24=0.6

確定齒數Z,愛Zi=d/m=40/2=20Z,=20

Z2=PZI=5X20=100Z2=100

實際齒數比u'=Z2/ZF100/20=5u'=5

計算齒輪主要尺寸d)=mzi=2X20=40di=40mm

d2=mz2=2X100=200d2=200mm

中心距a=0.5(di+d2)=120a=120mm

齒輪寬b2=^dXd,=l.1X4O-44mmb2=44mrn

bi=b2+(5^10)=19mmbt=49mm

校核齒輪強度確定兩齒輪的彎曲應力由書P190圖10-25杳得齒輪彎曲

疲勞極限

onimi=210Mpa

onimi=210Mpa

OFlim2=190Mpa

OHim2=190Mpa

由最小安全系數SF=1.35

由書P190圖10.26查得彎曲疲勞系數

[aF]i=132.222Mpa

YNTI=0.85

[oF]2=126.67Mpa

YNT2=0.9

[OF]I=(YNTIxoFiimi)/SF=(0.85x210)/135=132.222Mpa

[GK2=(YNT2x0Fiim2)/SF=(O.9x190)/1.35=126.67Mpa

兩齒輪齒根的彎曲計算兩齒輪齒根的彎曲應力由書P195表1().131().14

應力YFI=2.81

Ysi=l.56

YF2=2.18

YS2-1.80

比較(YFIXYSIMGFII=(2.81x1.56)/132.222=0.033

(YF2XYS2)/[OFJ2=(2.18X1.80)/126.67=0.031

計算小齒輪齒根彎OFI=(2(X)0XKXTIxY$xYF)/bzxZIxmo強度足夠

曲應力=(2000xl.lxl6.25x2.81x1.56)/(45x4x20)=43.5Mpa

由aFi=43.5Mpa<[ai.]i=l32.222Mpa

驗算圓周速度V并V=(3.14xdixm)/60xl000查表10.25得8級精

選取齒輪精度=(3.14x40x1440)/60x1000=3.01m/s

度合適

齒輪幾何尺寸計算齒頂圓直徑dadai=44mm

dai=di+2ha=(Zi+2ha*)m=(20+2x|)x2=44mm

da2=d2+2ha=(Z2+2ha*)m=(100+2)x2=204mmda2=204mm

齒全高h(c=0.25)

h=(2ha,+C,)m=(2x1+0.25)x2=4.5mmh=4.5mm

齒頂高hf=(ha*+C,)m=2.5mmha=2mm

dn=di-2hf=40-2x2.5=35mmdii=35mm

df2=d2-2ht=200-2x2.5=195mmdr2=195mm

齒輪結構設計小齒輪采用齒輪軸結構，大齒輪采用鍛造毛坯的腹板結構

大齒輪的相關尺寸計算如下：ds=48mm

軸孔直徑ds=48mmDi=76,8mm

軸轂直徑Di=1.6ds=76.8mmL=40mm

軸轂長度L=b2=40mm8o=7mm

軸緣厚度8o=(3-4)m=6-8mmD2=183mm

輪緣內徑D2=da-2h-260=183mmC=12mm

腹板厚度C=0.3b2=0.3x40=12mmD=130mm

腹板中心孔直徑D=0.5(D2-DI)=0.5(183+76.8)=130mmdo=27mm

腹板的孔徑do=O.25(D2-D))=0.25(183-76.8)=27mmn=lmm

齒輪倒角n=0.5m=lmm

6.輸入軸的設計結構計算

主動軸d1

根據表14.1得C=107~118

d之。甲=（118~107）^-^-=18.2-20.1

若考慮到軸的最小直徑處要安裝聯軸器，會有鍵槽，故將估算直徑加大3%~5%

18.2x1.03=18.7420.1x1.05=21.18

由設計手冊P254表17-4查取直徑取5=22

主動軸結構設計

根據設計一級減速器，可將齒輪布置在箱體中央，將軸承對稱安裝在齒輪

兩側，軸的外伸端安裝聯軸器

根據軸上零件的定位，裝拆方便的需要，同時，考慮到強度原則，主動軸

和從動軸均設計為階梯軸

a）初步確定安裝聯軸器處直徑di=22mm因半聯軸器軸孔長度Y型，軸孔長

度45mm故取Li=50mm

b）為使軸段2與密封裝置相適合并與軸段1軸肩，故d2=25mm軸承蓋在端

面與聯軸器距離I」=10軸承蓋厚二10mm參考減速器箱體有關資料箱體內壁到

軸承距離為62故取軸段2的長度L2=52mm

c）由軸段3與軸段2形成軸肩并與軸承相適應，故取d3=35mmL3=40mm

d）由軸承初選6007的安裝尺寸得知：

d4=36mm由齒輪端到箱體內壁10mm得L4二10mm

。）軸段5為齒輪寬44

f)d6=36rnmL<>=10rnm

g)d7=30mmL7=21mm

由此初步確定軸的各段長度和直徑

主動軸的強度校核

(1)計算作用力

圓周率"20001/4=(2000x16.25)/50=812.5N

徑向力Fr=Extana=812.5xtana=295.73N

由于直齒輪軸向力Fa=0

(2)作主動軸受力簡圖

L=50+20+13=83

水平彎矩：RHA=RHB=Ft/2=812.5/2=406N

MHC=RHB(L/2)=406X88/2=17864N.m

鉛垂面彎矩：RvA=RvB=Fr/2=295.3/2=148N

MVC=RVA(L/2)=148x83/2=6512N.m

22

合成彎距：Mc=J(*〃C+7/Q=>/(17864+6512)=19N.mm

22

Me(.=-J(/nc+(aT))=21AN.mm

a=0.6脈動循環

(3)校核危害截面的強度

由書P272表14.2[。-ib]=60Mpa

6/>l()x^/(M^O.llcr-lZ?])=l()x3/(21.4/0.1x60)=15.3mm

考慮鍵槽d=15.3x1.03=15.8mm

由d取22>dmax

故軸的強度足夠。

修改軸的結構

由于所設計軸的強度足夠，此軸不必再做修改

水平尊巨

鉛垂面彎距

合成彎距

扭距

輸入軸運動參數

7.從動軸的設計結構計算

（1）選擇軸的材料確定許用應力，由已知減速器傳遞功率居中小功率，對材

料無特殊要求，選45綱并經調質處理，由表14.4查得強度極限。B=650Mpa再

由表14.2得許用彎曲應力[。-lb]=60Mpa

（2）按扭轉強度估算直徑由書P271表14.1得

C=107~118

由于軸的最小直徑處要安裝鏈輪，會有鍵槽，故將直徑加大3%~5%得

31.63?34.36由設計手冊取標準直徑di=35

a）繪制軸系結構草圖

根據軸的軸向定位要求確定軸徑和軸長

b）初步確定軸徑d尸35mm軸段1的長度Li=50mm

c）軸段2要與軸段1形成軸肩并與密封裝置相適應，故取d2=40inm手冊

P260表18To由軸承蓋右端面與輪轂左端面距離為10,軸承端蓋厚度為10,參

考減速箱體有關數據，箱體內壁至軸承端蓋左側距離為62故L2=54.5所以

1,2=54.5mm

d）由軸段3與軸承相適合初選一對6009深溝球軸承,dXDXB=45X76X16

故d3=45由（b2/2）+al=（b2/2）+a2得齒輪端面至箱體內壁的距離為12.5

故軸段3的長度L3=40mm

c）軸段4與齒輪輪轂相適合，使輪轂與套筒緊貼，要略短于輪轂長度

14二40mmcU=48mm所以L4=48mmd4=48mm

f）軸環取h=（0.07-0.l）h取h=6

g）軸段6與軸承相適應d6=45mmL6=22mm

所以d6=45mmL6=22mm

從動軸強度校核

⑴計算作用力

圓周率鼻=2000T/d產（2000x79.63）/20O796N

徑向力二FtXtana=796xtana=290N

由于直齒輪軸向力Fa=O

(2)從動軸受力

支撐點間距離L=50+2x14.5=95

水平彎矩：RHA=RHB=Ft/2=796/2=398N

MHC=RHB(L/2)=398X91/2=18109N.m

鉛垂面彎矩：RvA=RvB=Fr/2=290/2=145N

MVC=RVA(L/2)=145X91Z2=6598N.m

2

合成彎距：Mc=^mHc+nrVe)=J(合成92+6598))=193N.mm

Mec=2c+(aT)2)=5

校核危害截面的強度

由書P272表14.2[o,ib]=60Mpa

J>l()x=10xy(51.5/().lx60)=2().5〃〃〃

由d取35>dmax

故軸的強度足夠。

修改軸的結構

由于所設計軸的強度足夠，此軸不必再做修改

-------------LqIo.0051

|丁危015|號b]

--------Q：0.0051

了I0.015I而

II

2X45-

|0.012

二l￡

7X)0-

水平面彎距

鉛垂面彎距

扭距

輸出軸運動參數

8.滾動軸承的選擇計算

滾動軸承的選擇：

D主動軸的軸承

考慮軸受力小且主要是徑向力，故選用深溝球軸承

由手冊P236表16-2選取6007深溝球軸承一對GB/T276-1993

壽命計劃：壽命10年單班制h預二10X52X40X2=41600h

兩軸承受純徑向載荷由書表15.12fp=l.5

P二fpXFr=1.5X295=442.5X=1Y=0

基本容量定動載荷Cr=16.2KW

由書P96表15.14fT=l由球軸承￡=3

6363

Lioh=l0/60n[fTxCr/P]=(l0/6()x1440)x[(lxl6.2x1000)/442.5]=569197.8h

由Lioh>h頊故軸承壽命合格

2)從動軸的軸承

選擇6009深溝球軸承一對GB/T276-1993

P二fpXFr=1.5X290=435NX=1Y=0

基本額定動載荷Cr=21KW

由書P296表15.14fT=l由球軸承￡=3

Lioh=106/60nffTxCr/P]3=(l06/60x288)x[(lx21xl000)/435]3=6510980h

由Lioh>h預故軸承壽命合格

9.鍵的選擇

(1)主動軸外伸端d=22,考慮鍵在軸中部安裝輪轂長L=50故由手冊P183表

14-21

(a)選擇鍵的型號和確定尺寸

選A型普通鍵，材料45鋼

鍵寬b=8,鍵高h=7

鍵長由書P279長度系列L=45

(b)校核鍵聯接強度

由鍵，輪轂，軸材料都為45鋼，由表14.6得

—二125?150Mpa

A型鍵工作長度L=l-b=45-8=37mm

ajy=4T/dhL=(4x16.25x1000)/22x7x37=11.4Mpa

由則強度足夠，鍵8x45GB1096-79

(2)從動軸中部d:35考慮鍵在軸中部安裝軸段長5()故由手冊P183表14-21

(a)選鍵的型號和確定尺寸

選A型普通鍵，材料45鋼

鍵寬b=10鍵高h=8

由書P279長度系列選鍵長L=45

(b)校核鍵聯結強度

由鍵，輪轂，軸材料都為45鋼，由表14.6得

[o]bs=125~150Mpa

A型鍵工作長度L=l-b=35-l()二25mm

Ojv=4T/dhL=(4x79.63x1000)/35x8x25=45.5Mpa

由Gjy<[o],則強度足夠,鍵10x45GB1096-79

(3)從動軸外伸端d=48考慮鍵在軸中部安裝軸段長60由手冊P183表14-21

(a)選鍵的型號和確定尺寸

選A型普通鍵，材料45鋼

鍵寬b=14鍵高h=9

由書P279長度系列選鍵長1=40

(b)校核鍵聯結強度

Ojv=4T/dhL=(4x79.63x1000)/46x9x26=28.4Mpa

由5yV［。］,則強度足夠,鍵14x40GB1096-79

10.聯軸器的選擇

(1)由于減速器載荷平穩，速度不高，無特殊要求，考慮裝拆方便及經濟問

題，選強性柱銷聯軸器由書P331表16.1得k=l.3

Tc=kT=1.3x16.25=21.1

由手冊P25I表17-2選YL5聯軸器GB5843-86

軸孔的直徑d=22mm軸孔長度l=52mmY型

型號公稱轉距許用轉速軸孔直徑外徑鍵型

YLD560N.m5500n/min22105A型

1L箱體主要結構設計計算

機座壁厚8=0.0025a+l>8取1()

機蓋壁厚8=0.02a+l>8取1()

機應凸緣厚b=1.58=15

機蓋凸緣厚度bi=1.531=15

機座底緣厚度b2=2.56=27.5取28

底腳螺釘直徑dj=0.036a+12=19.2取ml6

底腳螺釘數a<250n=4

軸承旁聯接螺釘栓直徑5=0.75dj=15取mH)

聯接螺栓d2的間距L=150?20()

軸承