北航机械设计课程设计设计计算说明书

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1、机械设计课程设计机械设计课程设计计算说明书计算说明书设计题目设计题目带式运输机传动装置设计 I*学院学院( (系系) )*班班设计者设计者 sc指导老师指导老师 *2017 年 5 月 12 日（北京航空航天大学）前言前言本设计为机械设计基础课程设计的内容， 是先后学习过画法几何、 机械原理、机械设计、工程材料、加工工艺学等课程之后的一次综合的练习和应用。本设计说明书是对带式运输机传动装置设计 I 的说明，该传动装置使用广泛， 本次设计是使用已知的使用和安装参数自行设计机构具体尺寸、选择材料、校核强度，并最终确定形成图纸的过程。通过设计，我们回顾了之前关于机械设计的课程，并加深了对很多概念的理

2、解， 并对设计的一些基本思路和方法有了初步的了解和掌握。目录前言 . 错误错误! !未定义书签。未定义书签。机械零件课程设计任务书 . 错误错误! !未定义书签。未定义书签。一、题目：带式运输机传动装置设计. 错误错误! !未定义书签。未定义书签。二、设计任务. 错误错误! !未定义书签。未定义书签。三、具体作业. 错误错误! !未定义书签。未定义书签。主要零部件的设计计算 . 错误错误! !未定义书签。未定义书签。一、传动方案的确定. 错误错误! !未定义书签。未定义书签。二、电动机的选择、传动系统的运动和动力参数. 错误错误! !未定义书签。未定义书签。1电动机的选择. 错误错误! !未定

3、义书签。未定义书签。2传动比分配. 错误错误! !未定义书签。未定义书签。3各级传动的动力参数计算. 错误错误! !未定义书签。未定义书签。4将运动和动力参数计算结果进行整理并列于下表错误错误! !未定义书签。未定义书签。三、传动零件的设计、计算. 错误错误! !未定义书签。未定义书签。带传动的设计. 错误错误! !未定义书签。未定义书签。2带的参数尺寸列表. 错误错误! !未定义书签。未定义书签。3减速器齿轮（闭式、斜齿圆柱齿轮）设计. 错误错误! !未定义书签。未定义书签。四、轴的设计与校核. 错误错误! !未定义书签。未定义书签。1I 轴的初步设计 . 错误错误! !未定义书签。未定义书

4、签。2I 轴强度校核 . 错误错误! !未定义书签。未定义书签。3II 轴的初步设计 . 错误错误! !未定义书签。未定义书签。4II 轴强度校核 . 错误错误! !未定义书签。未定义书签。五、键联接的选择与校核. 错误错误! !未定义书签。未定义书签。1I 轴外伸端处键联接 . 错误错误! !未定义书签。未定义书签。2II 轴与大齿轮配合处键联接 . 错误错误! !未定义书签。未定义书签。3II 轴外伸端处键联接 . 错误错误! !未定义书签。未定义书签。六、轴承的选择与校核. 错误错误! !未定义书签。未定义书签。1、高速轴承. 错误错误! !未定义书签。未定义书签。2、低速轴承. 错误错

5、误! !未定义书签。未定义书签。七、联轴器的选择与计算. 错误错误! !未定义书签。未定义书签。八、润滑与密封形式，润滑油牌号说明. 错误错误! !未定义书签。未定义书签。九、箱体结构相关尺寸. 错误错误! !未定义书签。未定义书签。十、参考资料. 错误错误! !未定义书签。未定义书签。机械零件课程设计任务书机械零件课程设计任务书一、题目：带式运输机传动装置设计一、题目：带式运输机传动装置设计传动装置简图如右图所示。1运输机的数据：运输带工作拉力 F=1400 (N)运输带工作速度 v= (m/s)卷筒直径 D=260 (mm)2设计要求：1) 设计用于带式运输机的传动装置2) 两班制工作，空

6、载启动，单向连续运转，载荷平稳，运输带速允许误差为5%。3) 使用期限为十年，两班制，每年工作300 天；检修期间隔为三年。小批量生产。二、设计任务二、设计任务1选择电动机型号；2确定带传动的主要参数及尺寸；3设计该减速器；4选择联轴器。三、具体作业三、具体作业1减速器装配图一张；2零件工作图两张（大齿轮、输出轴） ；3说明书一份。主要零部件的设计计算主要零部件的设计计算一、传动方案的确定一、传动方案的确定项目-内容优点（2）带传动有减震和过载保护功能。（1）外形尺寸大，传动比不恒定。缺点采用一级带传动和一级闭式齿轮设计计算依据和过程（1）带传动具有成本低，维护方便的优点。计算结果（2）效率较

7、低，寿命短，不是在繁重的工作 传动。要求和恶劣的工作条件下工作。二、电动机的选择、传动系统的运动和动力参数二、电动机的选择、传动系统的运动和动力参数项目-内容1 1电动机的选择电动机的选择工作机所需功率PW设计计算依据和过程计算结果PWF v14001.55 2.17kW10001000PW 2.17kW传动装置总效率aa带3承闭联卷 0.960.99 0.970.990.96 0.859Pdnw3a 0.859实际需要功率PdPWa2.17 2.527kW0.859Pd 2.527kW工作机转速nw601000vD6010001.55113.91r/min3.14260nw113.91r/m

8、in由于带传动的传动比i带 2 4，齿轮传动传Y132S-6型 电 动电动机转速动比i减 2 5，所以电动机的转速范围机，额定功率，满4582292r/min 。 常 用 的 电 动 机 转 速 为载转速 960r/min1000r/min 和 1500r/min查 表 得 电 动 机 数 据 ， 具 体 可 选 用Y132M-8,Y132S-6,Y100L2-4 三种电动机。对比三种电动机的数据以及计算出的传动比，选用电动机型号为 Y132S-6 型，其额定功率为，满载转速 960r/min。2 2传动比分配传动比分配总传动比i总V 带传动比i带减速器传动比i减3 3各级传动的动力参数计算各

9、级传动的动力参数计算各轴转速 （nI,nII分别为小齿轮轴转速和大齿轮轴转速）nInIIi总nm9608.42nw113.91i总 8.42i带 3由i总 i带i减，取i带 3则i减8.42 2.83i减 2.8n满i带960320r/min3nI 320r/minnII113.91r/minnI320113.91r/mini减2.8PI Pd带 2.43kWPI 2.43kWPII 2.33kW各轴输入功率PII PI承闭 2.33kWP卷 PII联承卷 2.28kWTd9.55106Pd 25.2Ngmn满P卷2.28kWTd25.2NgmTI 72.5NgmTII193.5Ngm各轴输入

10、转矩TI Tdi带带 72.5N gmTII TIi减承闭195.3N gmT卷TII联承卷191.5NgmT卷191.5Ngm4 4将运动和动力参数计算结果进行整理并列于下表将运动和动力参数计算结果进行整理并列于下表功率 P/kW轴名输入电机轴高速轴输出转矩 T/Nm输入输出转速传动比 ir/min9603320低速轴卷筒轴1三、传动零件的设计、计算三、传动零件的设计、计算项目-内容带传动的设计带传动的设计工作系数 KA电动机计算功率 Pc查表 4-7 得Pc KAPd1.22.533.036kW设计计算依据和过程计算结果KA=Pc3.036kWV 带型号由Pc3.036kW，n满 960r

11、/min，查图，选用A 型普通 V 带查表 4-3 取 d1=100mm，则A 型普通 V 带大小带轮基准直径d2，d1d2n1d (1)n2d1=100mmd2=300mm3100(10.02) 294mm取 d2=300mm验证 V 带带速带速v d1n15.024m/s，601000v=sv 在 525m/s 之内，合适。由0.55dd1dd2 a0 2dd1dd2，初步选取中心距a0=600mm得带长L0 2a02(d1d2)(d2d1)24a0V 带基准长度 Ld和中心距 a3.14(300100)2 2500(100300)246001844.67mmL01844.67mma678

12、mm查表 4-2，取 Ld=2000mm，得实际中心距，LdL0220001844.67 600 678mm2a a0小带轮包角1的验算单根普通 V 带的基本额定功率P0传动比 i额定功率增量P01180d2d157.3 163 120合适。a1163由 n满=960r/min 及 d1=100mm，查表 13-3 得，P01.14kWi d2300d1(1)100(10.02)0P01.14kWi=P0 0.11kW查表 4-4 得，P 0.11kW由1163，查表 13-7 得，K0.96由 Ld=2000mm，查表 13-2 得KL1.03z Pc(P0P0)KKL包角修正系数K带长修正

13、系数KLK0.96KL1.03V 带根数 z3.036 2.46(1.140.11)0.961.03根数z 3圆整，取 z=3单根 V 带的初拉带的单位质量：q=mq=m力 F0F0500Pc2.5(1)qv2zvK5003.0362.5(1)0.15.024235.0240.96164.1NF0164.1N传动带在轴上的作用力 FQFQ 2zF0sin12163973.8N2FQ 973.8N 23164.1sin2 2带的参数尺寸列表带的参数尺寸列表小带轮直径d1/mm100A 型带带根数z3大带轮直径d2/mm300初拉力F0/N中心距a/mm678轴上载荷、带长Ld/mm2000FQ/

14、N3 3减速器齿轮（闭式、斜齿圆柱齿轮）设计减速器齿轮（闭式、斜齿圆柱齿轮）设计（1）选择材料及确定许用应力齿轮减速器传递的功率为。小 齿 面 选 用可对齿轮选用硬齿面的组合，小齿轮用 20CrMnTi 渗20CrMnTi 渗 碳 淬选择材料和碳淬火，回火，齿面硬度为 5662HRC。火，回火精度等级大齿轮用 20Cr 渗碳淬火，回火，齿面硬度为大齿面选 用 20Cr5662HRC。渗碳淬火，回火同侧齿面精度等级选 8 级精度弯曲疲劳极限查表 11-1，取小齿轮接触疲劳极限Hlim11500MPaHlim11500MPaHlim21500MPa大齿轮接触疲劳极限Hlim21500MPa小齿轮接

15、触疲劳极限FE1 850MPa大齿轮接触疲劳极限FE2 850MPaFE1 850MPaFE2 850MPa安全系数由表 11-5 取 SH=1，SF=SH、SF许用应力H1H 2F1F2SH=1，SF=H11500 MpaH1H 2=F1F1=H lim1SHSF15001500Mpa1F1680MpaFE1850 680Mpa1.25H21500 MpaF2680Mpa（2）按轮齿弯曲强度设计计算载荷系数 K取 K=齿宽系数查表 11-6，取齿宽系数d0.8K=d0.8d小齿轮转矩T 9.55106P9.551062.41T1n1320T1 71.6 N m 71.6N m初定螺旋角大小齿

16、轮齿取小齿轮齿数 z1=20，数 z1，z2当量齿数zv1，zv2齿型系数zv 2初定 15 15z1=20z2=56zv1 22.19zv2 62.14则大齿轮齿数z2 z1 i 56zv1z1 22.193cosz2 62.143cos查图 11-8、11-9 取YFa1=YFa1，YFa2YSa1，YSa2YFa1=，YFa2=YSa1=，YSa2=21.09.59 1041.68 2.38F1 36.41MPa952.5236 0.7 F1194.69 MPaYFa2=YSa1=YSa2=验算大、小齿轮的弯曲强度F2F1YFa2YSa2 36.89MPaYFa1YSa1 0.7F213

17、5.63MPa因此设计时选用的参数都是合适的且应对小齿轮进行弯曲强度计算mn32KT1YFa1YSa12cos2dz1F1法 向 模数计算21.271.61032.851.553cos21524760.8201.67 mmmn=3mm取 mn=3mm确 定 中心距a确定螺旋角分度圆直d1a mn(z1 z2)2(2056)118.02mm2cos2cos15a 120mm取a 200mmarccosmn(z1z2)3(2056)1811422a2120181142径d1，d2d2mnz1320 63.17mmcoscos181142mnz2356176.83mmcoscos181142d1 6

18、3.17mmd2178.63mmb dd1 0.863.17 50.532mm齿宽 b1，取 b2=55mmb2b1 b2 (5 10) 60mmb1 60mmb2 55mm（3）验算齿面接触强度求齿面接触强度H3.54ZEZKT1u1=bd12uo716002.813.54189.8 cos18.1949 1.25063.1722.8500.66MPa 1500MPaH 500.66MPa（4）齿轮的圆周速度计算齿轮圆周速度v d1n16010003.1463.173201.065m/s601000根据表 2-1，取 8 级精度合理v 1.065m/s（5）齿轮其他传动的参数端面压力角t齿顶

19、高 ha齿根高 hf全齿高 h顶隙 c齿顶圆直径 da齿根圆直径 df齿轮结构t 20ha=mn=3mmhf=h= ha+ hf=c= hf-ha=da1 =d1+2 ha =da2=d2+2 ha =df1= d12 hf =df2= d22 hf =t 20ha= 3mmhf=h=c=（6）齿轮传动参数列表模数 mn/mm3螺旋角 端面压力角 t20分度圆直径/mmb255d1齿根圆/mmdf1df2d2d中心距 a/mm120齿数z120齿高/mmha3hfz256181140齿宽/mmb160齿顶圆/mmda1da2（7）大齿轮结构简图（见零件图）四、轴的设计与校核四、轴的设计与校核项

20、目-内容1 1I I 轴的初步设计轴的初步设计由 45 钢应用最为广泛，选用 45 号钢，调质材料选取处理dIC31103P1inn1设计计算依据和过程计算结果45 号钢调质I 轴：2.4 21.53mm320考 虑 键 对 于 轴 的 削 弱 作 用 ，根据许用切应力初估 I 轴最小直径dI13%21.53 22.6mm取 dI=24mmC=110dI=24mm由定位轴肩的尺寸公式d2=d1+c(34)取 c= d2=28mm对 I 轴其他段直径进行估计考虑到轴承为标准件，取 d3=30mmI 轴轴承选用 6206，d=30mm，B=16mmD=62mm为装配方便，取 d4=32mmd2=2

21、8mmd3=30mmd4=32mmd5=40mmd6=30mm同 理 由 定 位 轴 肩 的 尺 寸 公 式d5=d4+c(34)取 d5=40mm同一轴选用同一轴承 d6=30mm由轴承转速v d n1601000确定润滑方式3.1424320 0.4m/s601000脂润滑选用脂润滑箱座壁厚=8mm箱盖壁厚11=8mm大齿轮顶圆与内壁距离1，取1=10mm齿轮端面与内壁距离2取2=8mm轴承与箱体内机壁距离33=10mm地脚螺栓直径 df=+12=取 M20 螺栓，地脚螺栓个数为 4确定轴的支点轴承旁连接螺栓直径 d1：d1=选用 M16 螺栓M16 螺栓的参数：c1=22mm c2=20

22、mm D=32mm外箱壁到轴承端面的距离：l1=c1+c2+(58)=20+22+8=50mmL1 =58mmL2= 93mm轴的支点 L1=b1/2+2+3+B轴承 /2=58mm取带轮带宽 B带轮为 50mmL2=B带轮/2+l1+l2+-3- B轴承 /2=93mm2 2I I 轴强度校核轴强度校核I 轴受力：圆周力Ft2TI272.53 2295.39Nd163.1710径向力FrFttann879.45Ncos轴向力Fa Fttan754.68NFt 2295.39NFr879.45NFa 754.68NI 轴受力简图简化为简支梁垂直面支撑反力垂直面弯矩图水平面支撑反力水平面弯矩图合

23、成弯矩计算轴受扭矩图当量弯矩图垂直面支撑反力F1VFrbFaLd12F1V 234.24 N63.17879.4558754.682133234.24NF2VFrF1V879.45234.24645.2NF2V 645.2N垂直面弯矩计算水平面支撑反力水平面弯矩计算作用在 V 带上的压力FQ产生的支撑反力FQ产生的弯矩截面产生的弯矩危险截面当量弯矩轴 I 收到联轴器给的扭矩危险截面的当量弯矩危险截面的校核MaVF2VL1645.21 0.05837.42NmMaV F1VL1 234.24 0.058 13.58 N mMaV34.42NmMaV13.58N mF1H F2HFt2295.39

24、1147.69N22F2H1147.69NF1H1147.69NMaH F1Hl 66.57 N mMaH66.57NmFQ973.8NF1FFQL22L1973.893 780.7N258F1F 780.7NF2F1754.5NF2F FQ F1H1754.5NMQF FQL290.56NgmMQF1 F1FL1 45.28Ngm按照最不利的情况22MaMaHMaV+MQF1Ma121.65 N m121.65NmT1 72.5N mMea129.2N m2MeaMa2(T)2 121.65 (0.672.5) 129.2Nm2由 45 钢的1b55MPa，则d 3Mea129.2310 2

25、8.6mm0.11b0.155d考虑键槽 影响 d=，设计时取32mm，合适。3 3IIII 轴的初步设计轴的初步设计材料选取初估最小直径选用 45 号钢，调质处理3C=110dII 30mmdII A3Pn2.33 28.08mm113.9110考虑到该轴段上有键槽，需在dmin基 础 上 取 倍 ， 因 此dII 29.58mm。取最小处 d=30mm对 I 轴其他段直径进行估计由 定 位 轴 肩 的 尺 寸 公 式d2=d1+c(34)取 c= d2=36mm考虑到轴承为标准件，取 d3=40mmd2=36mmI 轴轴承选用 6208，d=40mm，B=18mmd3=40mmD=80mm

26、为装配方便，取 d4=42mm同 理 由 定 位 轴 肩 的 尺 寸 公 式d5=d4+c(34)d4=42mmd5=48mmd6=40mm取 d5=48mm同一轴选用同一轴承 d6=40mm确定轴的支点轴的支点 L1=b/2=4 4IIII 轴强度校核轴强度校核IIII 轴受力：圆周力2T272.5FtI 2295.39N3d163.1710Ft 2295.39N大齿轮/2+2+3+B轴承L1=径向力FrFttann879.45Ncos轴向力Fa Fttan754.68N大齿轮直径 d2=Fr879.45NFa 754.68NII 轴简图简化为简支梁垂直面支撑反力垂直面弯矩图水平面支撑反力水

27、平面弯矩图合成弯矩计算传递扭矩图当量弯矩图垂直面支撑反力垂直面弯矩计算Fr2l1Fa2L1176.82d22F1v -150.6NF1v879.4556.5754.68 150.6N256.5F2v1030NF2v Fr-F1r 879.45 150.6 1030NMaV F2vL158.2NmMaV2 F1VL18.5NmMaV58.2NmMaV18.5Nm水平面支撑反力水平面弯矩计算传递的扭矩危险截面当量弯矩危险截面的校核F2H F1HFt1147.7N2F2H1147.7NMaH F1HL1 64.8N mMaMaVMMa1MMe2aV122aH87.1N m 65.36N mMaH 6

28、4.8N mM2aH1Ma87.1N mMa1 65.36N mT 195.3N m2Ma (T )287.12 (0.6 195.3)2Me146.01N m 146.01 N m由 45 钢的1b55MPa，则d 3Me146.0110003 29.8mm键槽影0.11b0.160响d4满足要求。五、键联接的选择与校核五、键联接的选择与校核项目-内容材料选择许用挤压应力设计计算依据和过程选用 45 号钢，取p 120MPa计算结果45 号钢p 120MPa1 1I I 轴外伸端处键联接轴外伸端处键联接选用圆头普通平键（GB/T1096-2003）根据 dI=24mm 及外伸端长度，选择键

29、830，键的选择其中 b=8mm，h=7mm，L=30mm，毂深 t2=，轴深 t1=4mm键 830键的校核4T1inpdIh(Lb)472.51078.5MPap247229键选取合适2 2IIII 轴与大齿轮配合处键联接轴与大齿轮配合处键联接选用圆头普通平键（GB/T1096-2003）根据轴径d=42mm及台阶长度， 选择键1245，键的选择其中 b=12mm，h=8mm，L=45mm，毂深 t2=，轴深 t1=5mm键 1245p键的校核4T2indhLb4195.310970.45MPap4284512键选取合适3 3IIII 轴外伸端处键联接轴外伸端处键联接选用圆头普通平键（GB

30、/T1096-2003）根据 dII=30mm 及外伸端长度， 选择键 1060，键的选择其中 b=10mm，h=8mm，L=50mm，毂深 t2=，轴深 t1=键 1060p键的校核4T2indIIhL b94195.3 10 63.2MPa p30 860 10键选取合适六、轴承的选择与校核六、轴承的选择与校核项目-内容设计计算依据和过程计算结果1 1、高速轴承、高速轴承轴承 6206 性能参数2Fr1F1VF12H+F1F轴承主要性能参数径向载荷 Fr最大轴向力对轴承进行校核温度系数 ft载荷系数 fP轴承寿命Cr=C0r=Fr11952N234.2421147.692780.71952

31、N2Fr2F22VF2HF2F645.2121147.6921754.53071NFr23071NFa754.68N由Fa754.68 0.066查表取 e=3C0r11.510Fa754.68Nft=1fP=Lh10018hFa1754.680.386e，查表Fr11952取 X=,Y=P1 XFr1YFa1 0.561952+1.65754.68 2338NFa2754.680.245e，查表Fr23071取 X=1,Y=0P2 XFr2YFa213071 3071N故选用轴承 2 进行校核查表温度系数 ft=1载荷系数 fP=106ftCLh()60n fpP10195003()6032

32、010 1.1307110018h6Lh由Lh为 10 年，应每两年检修一次2 2、低速轴承、低速轴承轴承 6208 性能参数轴承主要性能参数径向载荷 Fr轴承受的轴向载荷对轴承进行校核温度系数 ft载荷系数 fP轴承寿命Lh由2Fr1F1VF12H1157.54NCr=C0r=Fr11157.54N2Fr2F22VF2H1542.11NFa754.68NFa754.68 0.042查表取 e=C0r18000Fr21542.11 NFa1754.680.652e，查表Fr11157.54PA1921.6NP1 XFr1YFa1 0.561157.54+1.85754.68 2044.38NF

33、a2754.680.245e，查表Fr21152取 X=1,Y=0P2 XFr2YFa2 0.561542.111.85754.68 2259.74N故选用轴承 2 进行校核查表温度系数 ft=1载荷系数 fP=取 X=,Y=106ftCLh()60n fpP10629500()360113.91 1.12259.74 224567.9hLh 224567.9h由Lh为 10 年，不需更换七、联轴器的选择与计算七、联轴器的选择与计算项目-内设计计算依据和过程容II 轴外伸端需使用联轴器联轴器选 用 弹 性 柱 销 联 轴 器LX2型 (GB/T弹性柱销联轴器 LX2 型的选择5014-2003

34、)计算结果公称转矩 Tn（Nm）联轴器参数560轴孔长度/mmL82L160许用转速 n(r/min)6300外径 D(mm)160轴孔直径 d（mm）30轴孔类键槽类型J型B八、润滑与密封形式，润滑油牌号说明八、润滑与密封形式，润滑油牌号说明项目-内容设计计算依据和过程齿轮线速度润滑方式3.1424320v 0.4m/s601000601000计算结果齿 轮 选 用 脂润滑，轴承采用油润滑L-AN15d n1齿轮选用脂润滑，轴承采用油润滑润滑油牌号选用全损耗系统用油 L-AN15选用通用锂基润滑脂润滑脂牌号牌号 ZL-1(GB492-89)机座与机盖凸缘结合面的密封选用密封形式在接合面涂密封

35、胶或水玻璃的方式ZL-1观察孔和放油孔等处的密封选用石棉橡胶纸垫片密封轴承端盖处的密封采用毡圈油封轴承处用挡油环防止润滑油甩入轴承内部九、箱体结构相关尺寸九、箱体结构相关尺寸项目-内容箱座壁厚 箱盖壁厚 1箱座凸缘厚度 b箱盖凸缘厚度 b1箱座底凸缘厚度 b2地脚螺栓直径 df地脚螺栓数目 n大齿轮顶圆与内壁距离1，取 1=10mm1齿轮端面与内壁距离 2轴承与箱体内机壁距离3=12mm3轴承旁连接螺栓直径 d1箱盖与箱座联接螺栓直径d2=df=1012mmd2d3I=6mm轴承端盖螺钉直径 d3窥视孔盖螺钉直径 d4d3=df=810mmd3II=8mmd4=df=68mmd4=6mm取 d

36、2=12mmd1=取 d1=16mm3=12mm2，取 2=8mm2=8mm1=10mm设计计算依据和过程=8mm1=8mmb=12mmb1=1=12mmb2=20mmdf=+12=a 250时，n 4计算结果=8mm1=8mmb=12mmb1=12mmb2=20mm取 df=20mmn=4定位销直径 d外箱壁与轴承座端面距离d=d2=l1=c1+c2+(58)=50mm取 d=10mml1=50mml1箱盖、箱座肋厚 m1、mm1 0.851 6.8mmm1=7mmm=7mmDI=92mmDII=120mmt1=7mmt2=10mmm 0.856.8mmI 轴轴承端盖外径 DIII 轴轴承端盖外径 DIII轴轴承端盖凸缘厚度 t1II轴轴承端盖凸缘厚度 t2DI=92mmDII=120mmt1=7mmt2=10mm十、参考资料十、参考资料1.机械设计基础第六版杨可桢 程光蕴 李仲生 钱瑞明 主编高等教育出版社出版社 2013 年 1 月2.机械设计综合课程设计王之栎 王大康 主编机械工业出版社 2007 年 8 月第 2 版