带式传动二级减速机设计.doc

设计题目 减速机设计院系： 班级：设 计 者：学 号：指导老师：目录第一节 前言（题目分析和传动方案的拟定及说明）第二节 电动机的选择和计算第三节 齿轮的设计和计算第四节 轴的设计和校核第五节 轴承的选择及寿命计算第六节 键的校核第七节 箱体的设计计算第八节 轴承的润滑及密封第九节 设计结果第十节 小结 第一节 前言慢动卷扬机传动装置设计推力机的原理是通过螺旋传动装置给推头传替力和运动速度。它在社会生产中广泛应用，包括在建筑、工厂、生活等方面。1 原始数据（1） 钢绳的拉力 f =18（kn）（2） 钢绳的速度 v=11 （m/min）（3） 滚桶的直径 d=300 （mm）（4） 工作情况：三班制，间歇工作，载荷变动小。（5） 工作环境：室内，灰尘较大，环境最高温度35c左右。（6） 使用折旧期15年，3年大修一次。（7） 制造条件及生产批量，专门机械厂制造，小批量生产。第二节 电动机的选择一.初步确定传动系统总体方案如下图所示。（1）由已知得：则工作机的转速v= 则由下面公式可求pw执行机构的输出功率p=，其中 f-工作阻力即套筒钢绳的拉力，v-钢绳的速度。对于蜗杆传动，采用封闭式传动，对于蜗轮副的传动效率在1=（0.70-0.75）之间，则选取1=0.72，传动比在10-40之间对于圆柱齿轮也采用闭式窗洞，传动效率在2=（0.94-0.98）之间 则选取2=0.96，传动比在3-6之间。对于联轴器功率选取3=0.99那么总的传动装置的总效率1230.720.960.990.68；为蜗轮的传动效率，为齿轮的效率，为联轴器传动的效率（齿轮为7级精度，稀油润滑）。电动机所需工作功率为： pd= =4.8kw(2)确定电动机的转速卷筒的工作转速为n=根据上面确定的蜗杆传动比为10-40之间，圆柱齿轮的传动比在3-6之间。则总的传动比在i总=30-240之间，而根据总的窗洞比可以算出电动机的转速为nd=i总（30-240）=355.8-2846.4r/min则根据转速和电动机的功率可以查表得：符合这个转速的有，1440 r/min，960 r/min，2900 r/min 根据容量和转速，查机械手册得以下几种电动机的型号：方案电动机型号额定功率 ped/kw电动机转速r/min效率 功率因数 噪声 质量同步转速满载转速1y132s1-25.53000290085.5%0.8783642y132s-45.5100096085.5%0.8478683y132m2-65.51500144085.3%0.789185综上考虑，可以选择y132s-4型号电动机三.传动装置的总传动比和传动比分配则根据电动机选者好后代原则，蜗杆的传动比可以初步设定一级传动蜗杆的传动比为i1=30，二级传动的齿轮传动的传动比设定为 i2=3.2。（1） 总传动比由选定的电动机满载转速n0和工作机主动轴转速n3，可得传动装置总传动比为in1/ n484（2） 传动装置传动比分配iii式中i，i分别为减速器的一级传动蜗轮级齿轮和二级传动齿轮的传动比。一级蜗轮的传动比取i21，则二级齿轮的传动比为ii/ i84/214四.传动装置运动和动力参数的计算（1）各轴转速 n2n1960r/min n3n1/i 960/2146 r/min n4n1/ （ii）960/82=11.67r/min（2）各轴输入功率 p1= 5.50.99=5.445kw p2 =5.445 0.720.980.99=3.83kw p3= 3.830.980.99=3.68kwp4 =3.680.990.98=3.58 kw（3）各轴的输入转距运动和动力参数计算结果整理与下表轴名效率p（kw）转距t (nm)转速n传动比输入输出输入输出电动机5.55.49960轴5.4455.44454.754.796021轴3.923.91169.81169.8464轴3.7633.763594359411.67 第三节 齿轮的设计一 斜齿轮的设计要求：（1）选顶齿轮类型，精度，材料及齿数，设计的寿命为15年（每年工作300天）（2）本方案为二级传动为斜齿轮传动，（3）由于转速不太快，可采用一般的7级等级（4）材料由表10-1选择齿轮材料：材料选择，由表101选择两小齿轮材料都为40cr（调质）、硬度为280hbs；两大齿轮材料都为45号钢（调质）、硬度为240hbs，两者材料硬度差为40hbs.。（5）取小齿轮齿数为z1=24大齿轮的齿数为z2=424=96则去z2=96，一般，则在这里取二.按齿面接触强度设计由设计计算公式（10a-9）进行试算，即 确定公式内的各计算数值：（1）试选定载荷系数1.6（1）计算小齿轮的转距：（3）由图10-30中可以选取zh=2.433（4）由图10-26查得 ，那么。（5）许用接触应力 =（539+576）/2=531.25mpa 由表10-7锝由表10-6 得ze=189.8mpa由表 10-21 查得小齿轮疲劳强度 由公式10-13 计算循环次数 n1=60n1jlh=6011.68(2830015)=5.045 n2=n1/4=1.26则由10-19 查表得 疲劳寿命系数khn1=0.96 khn2=0.98那么许用应力计算取失效率1% 安全系数为1 由公式10-12得2） 计算 计算小齿轮的分度圆直径代入中的较小值=100计算圆周速度v： （3）计算齿宽b= d1计算齿宽与齿高之比b/h和模数mb=d1*=105模数：m= d齿高：h=2.25m=2.25则 b/h=126/9.9=12.72计算载荷系数根据v= 0.83m/s ，7级精度,由10-8查得动载系数k=1.02取由表104查得使用系数：由表109查得 则由表10-13得 故载荷系数 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径， 计算模数m：m= d 取m = 4.53）按齿根弯曲强度设计：(1)由式1017得弯曲强度的设计公式为三 确定各项参数：1)计算载荷系数：2）从图10-28查得螺旋角影响系数 从图10-28查得螺旋角影响系数 3）计算当量齿数 同理得 zv2=102.124)计算弯曲疲劳许用应力： 取弯曲疲劳安全系数，s=1.4，由表10-20c查得弯曲疲劳强度极限小齿轮为，大齿轮的弯曲强度极限为则可得 =5)查取齿型系数查表10-5得 y，y，查取应力校正系数得：y, y6）计算大小齿轮的，并加以比较： 大齿轮的数值大。根据大齿轮数值来算则：对此计算结果由齿面接触疲劳计算法得mn大于齿根弯曲疲劳强度计算法面模数去mn=4mm，可以满足接触疲劳强度，需要接触疲劳强度算得分度圆直径d,来计算应有的齿数 z,那么 z,则有i=z2/z1=4 误差=（4-4）/4=0 符合要求四 几何中心的计算1） d, d2）计算中心距：a=3） 计算齿轮宽度： b=d1*=100mm 取 b2=105,b1=1004） 验算：f=n 100n二 二级传动蜗轮齿轮的传动设计 采用渐开线蜗杆gb/t 10085-1998，根据库存材料的情况，并考虑到传动的功率不太大速度也不太大，故蜗杆用45钢，因需要效率高些，耐磨性好些，故蜗杆螺旋齿面要求淬火，硬度为45-55hrc，蜗轮用铸锡磷青铜，金属模铸造，为了节约贵重的有色金属，仅齿圈用青铜制造，而轮芯用灰铸铁ht100制造。 按齿面接触疲劳强度进行设计 根据闭式蜗杆传动的设计准则，先按齿面接触疲劳强度进行设计，再校核齿根弯曲疲劳强度， 传动中心距 1） 按z1=1，有上面所设计的 则2） 确定载荷系数k： 因工作载荷较稳定，故取载荷分布不均系数1，由表选取使用系数1.15，由于转速不高，冲击不大，可取动载系数1.05，则3） 确定弹性影响系数：因选用的是铸锡磷青铜蜗轮和钢蜗杆相配，故=160 4） 确定接触影响系数： 先假设蜗杆分度圆直径和中心距的比值为 =0.35，可查得=2.95） 据蜗轮材料可从表中查得蜗轮的基本许用应力=268应力循环次数n=60j= 3.836* 寿命系数=0.84 则 =225.27 6）则中心距为 =209.7mm,因=21，故按=1计算 ，从表中取模数=8，蜗杆的分度圆直径为d1=64mm, 这时 =64/209=0.306，从图可查得接触系数=2.65，因为 因此上计算结果可用。 蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸1） 蜗杆 轴向齿距=m=25.133mm直径系数10，齿顶圆直径da1=92mm，=44.8mm 分度圆导程角 蜗杆的 轴向齿厚=2） 蜗轮 齿数=31 变位系数，验算传动比, 这时与查表所得的传动比31相比误差为 符合要求， 分度圆直径 d2=mz=321齿顶圆直径 =248+28=305mm 齿根圆直径 =290mm 4校核齿根弯曲疲劳强度 当量齿数 根据=-0.6567，从图中可查得齿形系数=3.28，螺旋角系数=0.9586 则许用应力 从表查得=56，寿命系数 弯曲强度是满足的。 5 精度等级公差和表面粗糙度的确定 考虑到所设计的蜗杆传动是动力传动，属于通用机械减速器，从gb/t 10089-1988圆柱蜗杆，蜗轮精度中选择8级精度，侧隙类为f，标注为8f gb/t 10089-1988 .第四节 轴的设计和校核第一根输出轴的设计1 确定输出轴上的功率p，转速n和转距t。由前面可知p=3.83kw，n=960r/min, t=31.07nm。2 求作用在轴上的力：已知低速级斜齿轮的分度圆直径为=64mm, f=970n, f=1349n，fa=4496n3.初步确定轴的最小直径：先按式15-2初步计算轴的最小直径，低速轴材料为钢，经调质处理。按扭转强度计算，根据15-3初步计算轴径，取=104得：,输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径 。为了使所选中的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需要同时选取联轴器的型号。联轴器的计算转矩，查14-1，考虑到转矩变化很小，故取则按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，考虑到键槽对轴的削弱作用 d应该取大5%7%，现在取用。查标准gb/t5014或手册，选用h17型弹性拄销联轴器，其公称转矩为31070。半联轴器的孔径，故取，半联轴器长度为，半联轴器与轴配合的毂长4. 轴的结构设计：1）拟定轴上零件的装配方案；本设计的装配方案已经在上面分析过了，现在选用上面图的方案。2）根据轴向定位的要求确定轴的各段长度。（1） 为了满足轴向定位要求，在轴处左边设一轴肩，取d,左端用轴端挡圈挡住定位，按轴端直径取挡圈直径50mm。半联轴器与轴配合的毂孔的长度为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压杂轴端面上，故段的长度略短一点，先取。（2） 初选轴承为深沟球轴承。因轴承同时受径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据d，由轴承产品目录中初步选用0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承7218e，其中尺寸为基本尺寸为d故取d而l。（3） 取安装齿轮处的轴段4-5的直径；齿轮的左端与左端轴承之间采用套筒定位，已知齿轮轮毂的宽度为126mm，为了使套筒端面可靠的压紧齿轮，此轴段应短于轮毂的宽度，故取齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩的高度h0.07d,取，则轴环处的直径轴环宽度取。（4） 轴承盖的总宽度取为20mm, ,根据轴承端盖的装拆及便于对轴承加以添加润滑剂的要求。取端盖的外端面与半联轴器右端的距离为故取。 （5） 取齿轮距箱体内壁之间的距离锥齿轮与圆柱齿轮之间的距离为考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离，取已知滚动轴承宽度，大锥齿轮轮毂的长度为则 至此，已经初步的确定了轴的各段的直径和长度。3）轴上零件的周向定位： 齿轮，半联轴器的轴向定位均采用平键联接。按由手册查得平键截面键槽采用键槽铣刀加工，长度为63mm（标准键长见gb/t 1096-1979）,同时为了保证齿轮与轴具有良好的对中性，故选择齿轮轮觳与轴的配合为h7/n6;同样，半联轴器与轴的联接，选用平键为，半联轴器与轴配合为h7/k6，滚动轴承与轴的周向定位是借过度配合来保证的，此处的选轴的直径尺寸公差为m6.4) 确定轴上圆角和倒角尺寸：取轴左端的倒角为2.5，其右端倒角2。从左至右轴肩的圆角半径分别为1mm，1mm，1mm，1mm，1mm.5 求轴上的载荷 首先根据轴的结构图作出轴的计算简图，在确定轴承的支点位置时，应从手册中查取a值，对于7218e型号的圆锥滚子轴承，由手册查得a=28mm。因此，作为简支梁的轴的支承跨距l2+l3=90+206.5=296.5mm。根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图（如下图）。 从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面c是轴的危险点。现计算出截面c处的，以及的值列于下表中：载荷水平面垂直面支反力ff弯矩m=总弯矩扭矩6. 按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面c的强度。根据式15-5及上表中的数据可，并取a=0.6,轴的计算应力为：前已经确定轴的材料为45钢，调质处理，由表15-1查得。因此，故此轴的设计是安全的，符合设计的要求。第二根轴的设计1. 确定输出轴上的功率p，转速n和转距t。由前面可知p=3.68kw，n=46r/min, 2. 求作用在轴上的力：已知小齿轮的分度圆直径为d=100mm, 大齿轮的分度圆直径为d=400mm,f=, f=,f= ff=f,3. 初步确定轴的最小直径：轴材料为45钢，经调质处理。按扭转强度计算，初步计算轴径，取d。显然，此处为轴的最小直径，即此处轴与轴承的内径相同。 轴的结构设计：1）拟定轴上零件的装配方案；2）根据轴向定位的要求确定轴的各段长度。（1）为了满足轴向定位要求，在轴处右边设一轴肩，取左右两端用轴承端盖封闭。 （2）初选轴承为滚子轴承，根据d可得 (3)由于右边的轮觳宽度为76mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段长度略短轮觳宽度，故取l.同理，取l（4）根据箱体的总长度可求得，d4-5=40 mm（5），（6）， (7)轴承盖的总宽度取为20mm,轴承距离箱体内壁为8mm,根据轴承端盖的装拆及便于对轴承加以添加润滑剂的要求。取端盖的外端与半联轴器左端的距离为30mm.至此轴的各端长度和直径都已确定。 3）轴上零件的周向定位：齿轮和轴的联接都采用平键联接。按d有手册查得平键截面，b键槽采用键槽铣刀加工，长度为70mm,同时为了保证齿轮与轴具有良好的对中性，故选择齿轮轮觳与轴的配合为h7/n6;同样，按d有手册查得平键截面b键槽采用键槽铣刀加工，长度为50mm,同时为了保证齿轮与轴具有良好的对中性，故选择齿轮轮觳与轴的配合为h7/n6。4)确定轴上圆角和倒角尺寸：取轴左端的倒角为2.5，其右端倒角2.0。从左至右轴肩的圆角半径分别为1.5mm，2.0mm，2.0mm，1.5mm.5)首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。轴承由手册查得宽度为15mm，因此，作为简支梁的轴的支承跨距为77+116+62=255mm,根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图及弯矩图和扭矩图中可以看出截面c是危险截面。现将计算出的截面c处的，m，m值列于下表：载荷水平面垂直面支反力f,fff弯矩mmm总弯矩扭矩t6）按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面c的强度。查表可得前已选轴的材料为45钢，调质处理。查得=60mpa,因此。故安全。第三根轴的设计1确定输出轴上的功率p，转速n和转距t。由前面可知p=3.58kw，n=11.68r/min, t=2861.7nm。2求作用在轴上的力：已知低速级齿轮的分度圆直径为d=248mm,f=n, f= f3初步确定轴的最小直径：低速轴材料为45钢，经调质处理。按扭转强度计算，初步计算轴径，取d,显然此处为轴的最小直径为使得出轴与联轴器的孔径相同，需确定联轴器的型号。联轴器的转距： 取k t 采用弹性块联轴器tl 11型，半联轴器的孔径d长度172mm，联轴器与轴的配合长度为l，取d=95mm。4轴的结构设计：1）拟定轴上零件的装配方案；2）根据轴向定位的要求确定轴的各段长度。（1）为了满足轴向定位要求，在轴处左边设一轴肩，取d右端用轴端挡圈挡住，按轴端直径取挡圈直径105mm,为保证轴端挡圈只压在半联轴上，故段长度比l稍短些，现取l（2）初选轴承为滚动球轴承，根据d在轴承中选取0基本游隙组，基本尺寸为d故取d而l其右端采用轴肩进行定位，取h=7mm,故d (3)由于轮觳宽度为100mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段长度略短轮觳宽度，故取l左端采用轴肩定位，轴肩高度h所以d(4)轴承盖的总宽度取为20mm,轴承距离箱体内壁s为8mm,根据轴承端盖的装拆及便于对轴承加以添加润滑剂的要求。取端盖的外端与半联轴器左端的距离为30mm.(5)齿轮距箱体内壁的距离为, 蜗轮与圆住齿轮之间的距离c=20mm。则可算得l至此轴的各端长度和直径都已确定。 3）轴上零件的周向定位：齿轮和半联轴器与轴的联接都采用平键联接。按d有手册查得平键截面b键槽采用键槽铣刀加工，长度为40mm,同时为了保证齿轮与轴具有良好的对中性，故选择齿轮轮觳与轴的配合为h7/n6;同样，半联轴器与轴的联接也选用平键截面为20mmmm,长度90mm, 半联轴器与轴的配合为h7/k6.滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的，此处的选轴的尺寸公差为m6.4)确定轴上圆角和倒角尺寸：取轴左端的倒角为2.5，其右端倒角2.0。从左至右轴肩的圆角半径分别为2.5mm，2.5mm，2.5mm，2.5mm，2.0mm.5)首先根据轴的结构图做出轴的计算简图。在确定支点位置时承，应从手册中查无a值。对于32017型深沟球轴承由手册查得a=31mm,因此，作为简支梁的轴的支承跨距为118+174=292mm,根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图及弯矩图和扭矩图中可以看出截面c是危险截面。现将计算出的截面c处的，m，m值列于下表：载荷水平面垂直面支反力f,ff,f弯矩mh 总弯矩m1=m2=扭矩t6）按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面c的强度。查表可得前已选轴的材料为45钢，调质处理。查得=60mpa,因此。故安全。7）精确校核轴的疲劳强度（1）判断危险截面：截面a， b只受扭矩作用，虽然键槽，轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕地确定的，所以截面a，b，无需校核。 从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面和处过盈配合引起的应力集中最为严重：从受载的情况来看，截面c上的应力最大。截面的应力集中的影响和截面的相近，但截面不受扭矩作用，同时轴的直径也较大，故不必作强度校核。截面c上虽然应力最大，但应力集中不大，而且轴径也最大，故截面c也不必强度校核。截面和显然更不必校核，因为是键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因此只需校核截面左右两侧即可。（2）截面左端：抗弯截面系数：w=0.1抗扭截面系数：w截面左侧的弯矩m：m=截面上的扭矩t：t=2861700n截面上的弯曲应力：截面上的扭转切应力：轴的材料为45钢，调质处理。查得=640mpa,.截面由于轴肩而形成的理论应力集中系数及可查表得出，由于，经插值 后可查得=2.0，=1.31。则可查得材料敏性系数为q,故有效集中系数按下公式可得kq0.83(2.0-1)=1.83, kq0.9(1.31-1)=1.27.得材料尺寸系数又可查得扭转尺寸系数，轴按磨削加工，得表面质量系数为轴未经表面强化处理，即则可公式可得综合系数值为k，由此得到碳钢的特性系数：，取， 于是，计算安全系数s值，可按以下公式获得：s s s 故可知其安全。（3）截面的右侧：抗弯截面系数：w=0.1抗扭截面系数：w截面右侧的弯矩：m=截面上的弯曲应力：截面上的扭矩：t=2113500n截面上的扭转切应力：。过盈配合处的值，用插入法取出： 轴按磨削加工，得表面质量系数为,则可公式可得综合系数值为, k所以轴在截面右侧的安全系数为：s s s 故可知其安全第五节 轴承的校核高速级轴的轴承的校核 初步选滚动轴承：因轴承受有径向力和轴向力作用，选用圆锥滚子轴承d=25mm.选取0组游隙，标准的圆锥滚子轴承7205，基本尺寸 d*d*t=25*52*16.25mm.1、轴承的受力分析 垂直面内轴的受力 水平面内的受力 齿轮减速器高速级传递的转矩：t 轴承的垂直面的支座反力分别为：f2139n；f363n；所处轴承的水平面的支座反力分别为f=845n；f=845n； 根据受力分析及实际情况，选择角接触球轴承7408ac2、轴承受径向力分析轴承轻微冲击或无冲击，查表13-6得冲击载荷系数：轴承a受的径向力f=轴承b受的径向力：f=；3、轴承寿命计算与校核因：，则按轴承a来计算轴承寿命。l2.610h实际工作需要的时间为l=24*300*3=21600h，故所选轴承满足寿命要求。（二）中间级轴承的设计与校核1、 中间级受力分析作用在中间级大齿轮（从动轮）上的力为：作用在中间级小齿轮（主动轮）上的力为：f=n, f= f作用在中间级大齿轮（从动轮）上的力为：f=f, f=n,其所受力的方向与高速级小齿轮的方向相反，大小相同。2、计算轴上的支反力垂直面的支座反力分别为： ff水平面的支座反力分别为：f,f3、轴承的选择与计算根据受力分析及实际情况，选择角接触球轴承7408ac。轴承a受的径向力：f=轴承b受的径向力：f=4、轴承寿命计算与校核因：，则按轴承a来计算轴承寿命。lh实际需要的工作时间是l=24*300*3=21600h，故所选轴承满足寿命要求。（三）低速级轴承的设计与计算1、 低速级轴和轴承所受的力3 圆周力：f=n, 径向力f= f 作用在低速级齿轮上的力为：轴承的垂直面的支座反力分别为：f,f轴承的水平面的支座反力分别为：f,f；2、 初选轴承型号根据受力分析及实际情况，初选深沟球轴承60133、 计算轴承受的径向力轴承a：f=；轴承b：f=n；5轴承寿命计算与校核因：papb则按轴承a计算轴承寿命。lh实际工作需要的时间l=24*300*3=21600h轴承满足寿命要求。第六章 键的选择与校核设定输入轴与联轴器之间的键为1 ，齿轮2与中间轴之间的键为键2，齿轮3与中间轴之间的键为键3，齿轮4与输出轴之间的键为键4，输出轴与联轴器之间的键为键5。 键的类型 1、根据轴的直径选择键根据条件选取的键型号规格如下（参考表2）：键1：圆头普通平键（a型） b=12mm h=8mm l=50mm 键2：圆头普通平键（a型） b=16mm h=10mm l=50mm键3：圆头普通平键（a型） b=16mm h=10mm l=70mm 键4：圆头普通平键（a型） b=20mm h=12mm l=70mm 键5：圆头普通平键（a型） b=20mm h=12mm l=90mm 2、校核键的承载能力因为：键1受到的转距t1=20.89nm键2受到的转距t2=255.3nm键3受到的转距t2=622.4nm键4受到的转距t4=2113.5nm键5受到的转距t5=2113.5nm键的材料为钢，轻微冲击，为100120mp，取=110 mp键的校核公式：（k=0.5h l=l-b d为轴的直径）所以：校核第一个键：校核第二个键：校核第三个键：校核第四个键：校核第五个键：第七节 箱体的设计计算名 称符号 减速器型式及尺寸关系mm蜗杆减速器机座壁厚0.025a+3=10.2258, 取=11.08机盖壁厚1蜗杆在下：1=0.02n+3=8.788z 取=9.418机座凸缘厚bb=机盖凸缘厚b1 b1 =机座底凸缘厚b2b2=地脚螺钉直径dfdf =.036a+12=19.272地脚螺钉数目n8轴承旁联接螺栓直径d10.75 df=0.07519.272=14.454机盖与机座联接螺栓直径d2(0.50.6) df=9.636联接螺栓d2的间距l150200,取180轴承端盖螺钉直径d3(0.40.5)df=810取8m窥视孔盖螺钉直径d4(0.30.4)df=68取6m定位销直径d0.7512=9取10mdf d1 d2至外机壁距离c1查表得c1min=22mmdf d2至凸缘