步进式推刚机设计说明书.doc

步进式推刚机设计计算说明书系 别：机械设计制造及其自动化班 级：姓 名： 学 号：指导老师：孙骅 胡一丹日 期：二一六年十二月二十三日目录一、设计题目3二、工作机构的运动学和动力学分析5三、电动机的选择7四、传动装置总体设计8五、蜗轮的设计9六、轴的设计11七、轴承的计算和校核17八、键连接的计算和校核20九、联轴器的计算和校核21十、减速箱的结构计算22十一、密封和润滑设计25十二、传动装置的附件26十二、参考文献26十三、心得体会27一、 设计题目1、 方案的确定方案简图方案特点方案一传动平稳，结构简单，传动比稳定，保护点机，发热较2重方案二传递力矩大，运行不平稳，造价高，无法保护电机方案三运行平稳，高刚度，高精度，造价高，启动转矩大，运行时有震动，体积大2、 步进式推刚机的传动系统示意图步进式推钢机简图3、已知条件 步进式推钢机的工作原理热轧车间加热炉前步进式推钢机简图,如图所示 。 电动机通过传动装置驱动推头往复移动,工作时推头推动工件前移一个工作行程,将钢材推进加热炉,然后推头返回,并推动新的钢坯前移 。步进式推刚机简图1） 选用题3的工作参数推头阻力F 3000N推头行程s 500mm往复次数n 1min-1 辊道高度H 8001000mm 行程变化系数K 1.2 机构最小传动角 402） 工作情况：两班制，电动机连续单向运转，载荷有轻微冲击，室内工作；3） 使用期限：10年；检测间隔三年一大修，两年一中修，半年一小修；4） 生产条件：一般机械厂，单件生产；5） 动力来源：电力，三相交流，电压380/220V。3、 设计内容和设计工作量1） 拟定工作机构和传动系统方案；2） 工作机构的运动学和动力学分析；3） 设计绘制推刚机系统总图1张；4） 设计绘制减速器装配图1张；5） 设计绘制零件工作图2张；6） 编写设计计算说明书1份。二、 工作机构的运动学和动力学分析设计计算及过程结果1、 工作机构的运动学分析1）根据机构的演化原理。滑块与导路组成的移动副可以视为转动中心在其导路垂直方向的无穷远处的转动副，即为转动副D，故此曲柄滑块机构ABC可视为铰链四杆机构ABCD，于是由铰链四杆机构的特性可推知此偏置曲柄滑块机构特性。2）由于行程变化系数K=1.2而K=180+180-，得=16.36;由于最小传动角不小于40，故最大压力角max50，取max=45；推头行程s=500mm，即C1C2=500mm；由ssin=l1+l2sin(180-max)， l1+l22=l2-l12+s2-2s(l2-l1)cos(180-max)解得曲柄l1=202mm，连杆l2=1053mm，曲柄滑块机构的偏距e=l2-l1sinmax=602mm。作图法作出该机构的两个极位如图。=16.36max=45l1=202mml2=1053mme=602mm2、 工作机构动力学分析设曲柄l1旋转角度为，则BG=l1sin, BE=l1sin+e,l2sin90=l1sin+esin,Ml1sin90-=Fcos,所以 M=Fl1sin+cos，其中sin=l1sin+el2，故P=M=2nFl1sinsin-1l1sin+el2+cos(sin-1l1sin+el2)，代入数据，作图如下如上图所示，得到执行机构需要的最大功率为P最大需求=91W。P最大需求=91W三、 电动机的选择设计及计算过程结果 电动机是标准件，设计时要根据工作机的工作特性，工作环境和工作载荷等条件，选择电动机的类型、结构、功率和转速。1、 选择电动机类型和结构由于生产单位一般采用三相交流电源，因此无特殊要求时应选三相交流电动机，2、 选择电动机的功率Pd=0.55kW3、 选择电动机的转速曲柄的转速：n=1r/min电机转速：nd=ni=1580=580选择转速为20r/min的电动机，如下表表1 电动机主要性能参数电动机型号额定功率/kW转速/(r/min)额定电压/V起转转矩/额定转矩最大转矩/额定转矩Y801F-40.55203802.22.4选择Y801F-4电动机Pd=0.55kWnd=20r/min四、 传动装置总体设计设计计算及过程结果1、计算传动比 传动装置的总传动比要求应为i=nmnw=201=20式中，nm为电机满载转速，r/min；nw为执行机构转速，r/min。i=202、计算传动装置的运动和动力参数 设计计算传动件时，需要知道各轴的转速、转矩或功率，因此应将工作机上的转速、转矩或功率推算到各轴上。 由于采用一级蜗轮减速器，故从电动机到工作机有两轴，即蜗杆和蜗轮轴，依次为、轴，则1） 各轴转速n1=nm=20r/minn2=n1i=1r/min式中，nm为电动机满载转速，r/min；n1、n2分别为、轴的转速，r/min；轴为蜗杆，轴为蜗轮轴；i为蜗轮与蜗杆间的传动比。n1=20r/min n2=1r/min 3、各轴功率P1=Pd1=0.550.99kW=0.5445kWP2=P12=0.54450.68kW=0.3703kW式中，Pd为电动机轴输出功率，kW；P1，P2分别为、轴输入功率，kW；1，2分别为联轴器和蜗轮的传动效率。，P1=0.5445kWP2=0.3703kW3、各轴转矩T1=Td1=107.1940.99=106.122NmT2=Ti2=106.122200.68=3535.985Nm式中，Td为电动机轴的输出转矩，Nm。Td=9550Pdnm=95500.5520Nm=107.194Nm式中，T1，T2分别为蜗杆和蜗轮轴的输入转矩，Nm。T1=106.122Nm T2=3535.985NmTd=107.194Nm表2 运动和动力学参数功率P/kW转矩T/(Nm)转速n/(r/min)传动比i效率电动机0.55107.194200.99蜗杆0.5445106.12220200.68蜗轮轴0.37033535.9851五、 蜗轮的设计设计计算及过程结果1、根据GB/10085-1988推荐采用渐开线蜗杆（ZI）。2、根据传动功率不大，速度只是中等，故蜗杆用45钢；因为希望效率高些，耐磨性好些，故蜗杆螺旋齿面要求淬火，硬度45-55HRC，蜗轮用铸锡磷青铜ZCuSn10P1金属铸造，为节约贵重金的有色金属，仅齿圈用青铜制造，而轮芯用灰铸铁HT100铸造。3、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，再校核齿根弯曲接触疲劳强度。由式（11-10） m2d1KT2480Z2H21） 作用在蜗轮上的转矩T2 按z1=2，估取效率=0.8，则T2=9.55106P2n2=9.55106P1n1/i=9.551060.54450.620/20=3119985Nmm2） 确定载荷系数K因为工作载荷较稳定，故取载荷分布不均系数K=1；由表11-5选取使用系数KA=1.15；由于转速不高，冲击不大，可取动载系数Kv=1.05；则K=KAKKv=1.1511.05=1.213) 因选用的是铸锡磷青铜蜗轮与钢蜗杆相配，故确定弹性影响系数ZE=160MPa12。4）确定蜗轮齿数z2 z2=z1i=220=405)确定许用接触应力H 根据蜗轮材为铸锡磷青铜ZCuSn10P1，金属模制造，蜗杆螺旋齿面硬度45HRC，从表11-7查得蜗轮许用应力H=268MPa应力循环次数N=60jn2Lh=601148000=2880000寿命系数KHN=81072880000=1.084则 H=KHNH=1.084268=291MPa6）计算m2d1值m2d11.213119985480202912=1069.50mm3 因z1=2，故从表11-2中取模数m=5mm，蜗杆分度圆直径d1=50mm。4、蜗杆蜗轮的主要参数1）计算中心距a=d1+d22=50+5402=125mm2） 蜗杆轴向齿距 Pa=25.133mm直径系数 q=10蜗杆齿顶园直径 da1=60mm蜗杆齿根圆直径 =38mm分度圆导程角 =111836” 蜗杆轴向齿厚 Sa=12.5664mm3） 蜗轮齿数z2=40蜗轮分度圆直径d2=mz2=540=200mm蜗轮喉圆直径=d2+2=200+25=210mm蜗轮齿根圆直径=+2=200-21.25=188mm蜗轮咽喉母圆半径=a-=125-=20mm5、 校核齿根弯曲疲劳强度 =当量齿数zv2=z2cos3=40cos11.31 3=42.42根据zv2=42.42，从图11-17查得齿形系数=2.38螺旋角系数Y=1-140=1-11.31140=0.9192许用弯曲应力F=FKFN从11-8查得ZCuSn10P1制造的蜗轮的许用弯曲应力F=56MPa寿命系数=0.832F=560.832=46.592MPaF=1.531.2131199855010052.860.9592=22.856MPa弯曲强度满足要求。6、 验算效率 =（0.950.96） 已知=111836”=11.31；=arctan ；与相对滑动系数有关。=m/s=0.2093m/s从表11-18中用插值法查得=0.070、=417；代入得=0.68大于原来估计，因此不用从新计算。蜗轮数据总结模数m/mm蜗杆分度圆直径d1/mm蜗轮分度圆直径d2/mm蜗杆头数z1蜗轮齿数z2蜗杆材料蜗轮材料105020024045刚，表面淬火ZCuSn10P1金属模制造T2=3119985NmmK=1KA=1.15Kv=1.05K=1.21z2=40H=291MPam2d11069.50mm3m=5mmd1=50mma=125mmPa=25.133mmq=10da1=60mm=38mm=111836”Sa=12.5664mmz2=40d2=200mm=210mm=188mm=20mmzv2=42.42=2.38Y=0.9192=0.832F=46.592MPaF=22.856MPa弯曲强度满足要求=0.2093m/s六、 轴的设计设计计算及过程结果1、 两轴上的力的计算1） 求输入轴上的功率P1和转矩T1输出轴上的功率P2和转矩T2P1=0.5445kWT1=106122NmmP2=0.3703kWT2=3535985Nmm2） 圆周力Ft2=Fa1=2T2d2=23535985784N=9020N径向力Fr2=Fr1=Ft2tan=9020tan20=3283N轴向力Fa2=Ft1=2T1d1=210612280N=2653NP1=0.5445kWT1=106122NmmP2=0.3703kWT2=3535985NmmFt2=Fa1=9020NFr2=Fr1=3283NFa2=Ft1=2653N2、 蜗轮轴的计算1） 初步确定轴的最小直径根据工作条件选择轴材料为45号刚，调质处理，查表得A0=112。dmin=A03P2n2=11230.3703=36.9mm考虑到轴与联轴器连接有键槽，轴径增加3%，d1.03dmin=37.6mm。查表得KA=1.5。Tca=KAT2=1.53535985Nmm=5303978Nmm根据标准选GYS6Y3882J13860的联轴器2） 轴的结构设计如上图所示，蜗轮和左轴承全部从轴的左端装入，考虑到装配方便及强度要求，则装蜗轮处的直径d4装轴承处的直径d3、d7装轴承端盖处的直径d2装联轴器（未画出）处的直径d1轴的最小直径dmin考虑蜗轮蜗杆传动，故选30209轴承，则B=19mm，D=85mm，d=45mm，因为蜗轮的轮毂宽度l=1.21.8d4=1.21.850mm=6090mm取l=70mm，为了便于轴向固定蜗轮，取l4=68mm，d4=60mm，蜗轮和左轴承间用定距环进行轴向固定。蜗轮右端用轴肩进行轴向固定，取轴肩处d5=60mm，l5=10mm，右轴承从右端装入，轴承大小选取与左端相同，故d3=d7=45mm，l7=l3=30mm，轴向固定右轴承的轴肩d6=60mm，l6=10mm。蜗轮和联轴器与轴用键周向固定。最后完成轴的结构设计图。3）求轴上载荷作轴的受力简图求支反力水平面支反力FNHA=FNHB=Ft22=90202N=4510N垂直支反力FNVA=Ft2L2+Fa2d22L=90201202+26531002120N=5615NFNVB=-Ft2L2+Fa2d22L=-90201202+26531002120N=-3405N式中，两轴承中心间距L=120mm，蜗轮分度圆直径d2=100mm作弯矩图水平弯矩MHC=FNHBL2=451060Nmm=270600Nmm垂直面弯矩MVC点左边MVC=FNVAL2=561560 Nmm=575040NmmC点右边MVC=FNVBL2=340560Nmm=204300Nmm求合成弯矩M，做出合成弯矩图C点左边MC=MHC2+MVC2=2706002+5750402Nmm=1048621NmmC点左边MC=MHC2+MVC2=2706002+2043002Nmm=449968Nmm作扭矩T图T2=3535985Nmm 计算计算弯矩Mca，该轴单向工作，转矩产生的弯曲应力按脉动循环应力考虑，取=0.6。 C点左边McaC=MC2+T22=10486212+0.635359852Nmm=2366591NmmC点左边McaC=MC2+T22=4499682+0.635359852Nmm=2168783Nmm3） 按弯扭合成应力校核轴的强度校核C剖面 caC=McaC0.1d3=23665910.1503MPa=27.6MPa校核D剖面 caD=McaD0.1d3=T20.1d3=0.635359850.1383MPa=34.5MPa 45号刚调质处理时，查表得，抗拉强度极限B=640MPa，弯曲疲劳极限-1=275MPa，剪切疲劳极限 -1=155MPa，许用弯曲应力-1=60MPa，caCcaD-1，故安全。dmin=36.9mmd37.6mmTca=5303978NmmGYS6Y3882J13860l=70mml4=68mmd4=60mmd5=60mml5=10mml5=10mmd3=d7=45mml3=30mml7=30mmd6=60mml6=10mmFNHA=FNHB=4510NFNVA=5615NFNVB=-3405NMHC=270600NmmMVC=575040NmmMVC=204300NmmMC=1048621NmmMC=449968NmmT2=3535985Nmm=0.6McaC=2366591NmmMcaC=2168783NmmcaC=27.6MPacaD=34.5MPacaCcaD轴肩处的直径d5、d9装轴承处的直径d4、d10装轴承端盖处的直径d2装联轴器（未画出）处的直径d1轴的最小直径dmin。因为联轴器内径和轴孔长度，轴段的直径d1=26mm，长度l1=42mm；轴段2安装端盖，直径 d2=30mm，长度l2=50mm；轴段4与深沟球轴承的内径相配合，为便与轴承的安装，查表选定轴承型号为6208， B=18mm，D=80mm，d=40mm，所以d4=40mm，l4=27.5mm；轴段10与一对正装的圆锥滚子轴承的内径相配合，为便与轴承的安装，查表选定轴承型号为30208， B=18mm，D=80mm，d=40mm，所以d10=40mm，l10=47.5mm；轴段5与轴段9为轴肩，轴承轴向固定，为符合轴承拆卸尺寸，取d5=d9=48mm，l5=l9=10mm；轴段3与轴段11为外螺纹，与螺母配合轴向固定轴承，取d3=d11=36mm，l3=l11=7.5mm；轴段7取蜗杆齿顶圆直径d7=60mm，由表11-4，得蜗杆齿宽b111+0.06z2m=11+0.06205mm=61mm故取l7=70mm。蜗杆和联轴器与轴用键周向固定。最后完成轴的结构设计图。3）求轴上载荷作轴的受力简图求支反力水平面支反力FNHA=FNHB=Ft12=26532N=1327N垂直支反力FNVA=Ft1L2+Fa1d12L=26532272+9020502227N=2319NFNVB=-Ft1L2+Fa1d12L=-26532272+9020502227N=-333N式中，两轴承中心间距L=227mm，蜗杆分度圆直径d1=50mm作弯矩图水平弯矩MHC=FNHBL2=1327113.5Nmm=150615Nmm垂直面弯矩MVC点左边MVC=FNVAL2=2319113.5 Nmm=263207NmmC点右边MVC=FNVBL2=-333113.5 Nmm=-37800Nmm求合成弯矩M，做出合成弯矩图C点左边MC=MHC2+MVC2=1506152+2632072Nmm=439195NmmC点左边MC=MHC2+MVC2=1506152+-378002Nmm=208704Nmm作扭矩T图T1=106122Nmm 计算计算弯矩Mca，该轴单向工作，转矩产生的弯曲应力按脉动循环应力考虑，取=0.6。 C点左边McaC=MC2+T12=4391952+0.61061222Nmm=443787NmmC点左边McaC=MC2+T12=2087042+0.61061222Nmm=218201Nmm4） 按弯扭合成应力校核轴的强度校核C剖面 caC=McaC0.1d3=4437870.1803MPa=8.67MPa校核D剖面 caD=McaD0.1d3=T10.1d3=0.61061220.1503MPa=5.09MPa 45号刚调质处理时，查表得，抗拉强度极限B=640MPa，弯曲疲劳极限-1=275MPa，剪切疲劳极限 -1=155MPa，许用弯曲应力-1=60MPa，caDcaC-1，故安全。dmin=25.0mmd25.75mmTca=159183Nmmd1=26mml1=42mmd2=30mml2=50mmd4=40mml4=27.5mmd10=40mml10=47.5mmd5=d9=48mml5=l9=10mmd7=60mmd3=d11=36mml3=l11=7.5mml7=70mmFNHA=1327NFNVA=2319NFNVB=-333NMHC=150615NmmMVC=263207NmmMVC=-37800NmmMC=439195NmmMC=208704NmmT1=106122NmmMcaC=443787NmmMcaC=218201NmmcaC=8.67MPacaD=5.09MPacaDcaC48000h由此可知该轴承的工作寿命足够。2）根据前面的计算，选用30208圆锥滚子轴承，内径d=35mm，外径D=80mm，宽度B=18mm 轴承基本额定动载荷Cr=63kN，基本额定静载荷C0=74kN，计算系数e=0.37，Y=1.6，轴承采用成对正装，蜗杆上的轴向载荷都由这一对圆锥滚子轴承承担。 要求寿命为Lh=1030016h=48000h。 由前面的计算已知轴水平和垂直面的支反力，则可以计算得到合成支反力， Fr1=Fr2=FNHB2+FNVB22=45102+-340522=2826N Fa1=Fr2Y=282621.6N=883N Fa2= Fae+Fr2Y=90202+883N=5393N 查表可知fd=1，所以 Fa1Fr1e，P2=0.4Fr2+YFa2=0.4883+1.65393=8982N 轴承应有的基本额定动载荷C1=P60nLh106=2826103604048000106N=11738NC2=P60nLh106=8982103604048000106N=37309N 取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式Lh1=10660nCP3=10660401173828263h48000hLh2=10660nCP3=10660403730989823h48000h由此可知该轴承的工作寿命足够。2、蜗轮轴上的轴承校核轴承型号内径(mm)外径(mm)宽度(mm)基本额定动载荷(kN)3020945851929.5 根据前面的计算，选用30209圆锥滚子轴承，内径d=45mm，外径D=85mm，宽度B=19mm 轴承基本额定动载荷Cr=67.8kN，Cr=20.5kN，计算系数e=0.4，Y=1.5，轴承采用正装。 要求寿命为Lh=48000h。 由前面的计算已知轴水平和垂直面的支反力，则可以计算得到合成支反力：Fr1=FNHA2+FNVA2=13272+23192=2672NFr2=FNHB2+FNVB2=13272+-3332=1368N Fa1=Fr12Y=267221.5N=891N Fa2= Fae+Fr2Y=26532+891N=2218N 查表可知fd=1，所以 Fa1Fr1e，P2=0.4Fr2+YFa2=0.41368+1.52218=3874N 轴承应有的基本额定动载荷C1=P60nLh106=267210360148000106N=3670NC2=P60nLh106=387410360148000106N=5321N 取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式Lh1=10660nCP3=1066040367026723h48000hLh2=10660nCP3=1066040532138743h48000h由此可知该轴承的工作寿命足够深沟球轴承6208d=35mmD=80mmB=18mmCr=29.5kNC0=18kN Fr=7202NP=7202NC=25043N工作寿命足够圆锥滚子轴承30208d=35mmD=80mmB=18mmCr=63kNC0=74kNFr1=2826NFr2=2826N Fa1=883N Fa2=5393N Fa1=883N Fa2=5393NP1=2826NP2=8982NLh48000h工作寿命足够圆锥滚子轴承30209d=45mmD=85mmB=19mmCr=67.8kNCr=20.5kNFr1=2672NFr2=1368N Fa1=891N Fa2=2218NPr1=2672NPr2=3874NLh48000h满足寿命要求八、 键连接的计算和校核设计计算及过程结果1、蜗轮轴上的键1）周向固定蜗轮的键选用A型键，查表得bh=14mm9mm（GB/T 1096-2003）,键长63mm。 键的工作长度 l=L-b=49mm 蜗轮轮芯材料为铸铁，可求得键连接的许用挤压应力p=5060MPa。 键连接工作面的挤压应力p=4000Thld=54MPap=60MPa所选键符合设计要求 2）蜗轮轴上周向固定连轴器的轴 选用A型键，查表得bh=10mm8mm（GB/T 1096-2003）,键长45mm。 键的工作长度 l=L-b=35mm 联轴器材料为碳钢，可求得键连接的许用挤压应力p=120MPa。 键连接工作面的挤压应力p=4000Thld=13MPap=120MPa所选键符合设计要求 2、蜗杆上的键选用A型键，查表得bh=10mm8mm（GB/T 1096-2003）,键长40mm。键的工作长度 l=L-b=30mm联轴器材料为碳钢，可求得键连接的许用挤压应力p=120MPa。 键连接工作面的挤压应力p=4000Thld=22MPap=120MPa所选键符合设计要求bhL=14963l=49mm所选键符合设计要求bhL=10845l=35mm所选键符合设计要求bhL=10840l=30mm所选键符合设计要求九、联轴器的计算和校核设计计算及过程结果1、连接蜗轮轴的连轴器1）计算载荷 由表查得载荷系数K=1.3 计算转矩TC=KT=596Nm 2）选择联轴器的型号GYS6Y3882J13860 公称转矩Tn=900 Nm，许用转速n=6800r/min，主动端Y型轴孔,孔直径d=38mm，轴孔长度L1=82mm。从动端J1型轴孔直径d=38mm，轴孔长度L1=60mm。 TC=596NmTn =900Nm n=1r/minn=6800r/m所选联轴器符合设计要求2、连接蜗杆的联轴器1）计算载荷 由表查得载荷系数K=1.3 计算转矩TC=KT=51Nm 2）选择联轴器的型号GYS3Y2662J12644 公称转矩Tn=112 Nm，许用转速n=9500r/min，主动端Y型轴孔,孔直径d=26mm，轴孔长度L1=62mm。从动端J1型轴孔直径d=26mm，轴孔长度L1=44mm。 TC=51NmTn =112Nm n=20r/minn=9500r/m所选联轴器符合设计要求。GYS6Y3882J13860所选联轴器符合设计要求GYS3Y2662J12644所选联轴器符合设计要求十、减速箱的结构计算设计计算及过程结果减速器箱体是用来支承和固定轴承的组合结构，保证传动零件的正常啮合、良好润滑和密封的基础零件，其结果和受力都比较复杂。箱体结构需要在保证刚度和强度要求的前提下，需要考虑密封可靠、结构紧凑、有良好的加工和装配工艺性、维修及使用方便等方面的要求。减速箱体一般用灰铸铁（HT150或HT200）铸造而成。在重型机器中，为了提高强度和刚度，也可以用铸钢（ZG200-400或ZG230-450）铸造。本装置为轻型机械，为减少成本，故选用HT200铸造。为便于轴承组合结构的装拆，减速器箱体采用剖分式结构，箱体由箱盖和箱座组成。剖分面取蜗轮的轴的轴心线所在平面。箱盖用普通螺栓连接。为保证轴承座的支承刚度，轴承座孔需要拥有一定壁厚。当轴承座孔采用凸缘式轴承盖时，根据安装轴承盖螺钉需要确定的轴承座厚度就可以满足刚度的要求。为了提高轴承座的刚度，还要设置加强筋。为保证剖分式箱体的连接刚度，轴承座孔两侧连接螺栓应当适当靠近，并在两侧设置凸台。两侧联接螺栓的间距，近似取为轴承盖外径。凸台高度h由联接螺栓直径所确定的扳手空间C1和C2确定。为加工方便，两个轴承座凸台高度取为一致高度。为保证箱盖和箱座的联接刚度，箱盖和箱座联接处凸缘的厚度要比箱壁略厚，一般取1.5倍。为了保证箱体支承的刚度，箱座底板的厚度也应该大于箱座壁厚，一般取为2.5倍。由于箱体的结构和受力情况比较复杂，故其结构尺寸通常根据经验设计确定。1）蜗杆减速器箱座壁厚经验公式为=0.04a+38mm由蜗轮尺寸计算知，中心距a=125mm，因此=0.04a+3=0.04125+3mm=8mm2）蜗杆在下的蜗杆减速器箱盖壁厚经验公式为1=0.858mm1=0.858mm=6.8mm1.2=1.28mm=9.6mm 取1=20mm21）蜗轮轮毂与内箱壁距离2=8mm 取2=20mm22）箱座肋厚m=25mm23）轴承端盖外径D2=D+5d3=85+56mm=115mmD-轴承外径24）轴承旁连接螺栓距离sD2=115mm 取s=120mm=8mm1=8mmb1=14mmb=14mmb2=20mmdf=13mmd1=12mmd2=8mml=80mmd3=6mmd4=5mmd=8mmC1f=18mmC11=18mmC12=14mmC2f=16mmC22=12mmR1=12mmh=45mml1=30mmx=3mmy=15mmR0=5mm1=20mm2=20mmm=25mmD2=115mms=120mm箱座壁厚8mm箱盖壁厚18mm箱盖凸缘厚度b114mm箱座凸缘厚度b14mm箱座底凸缘厚度b220mm地脚螺栓的直径dfM13地脚螺栓的数目n4轴承旁连接螺栓直径d1M12盖与座连接螺栓直径d2M8轴承端盖螺钉直径d3M6视孔盖螺钉直径d4M5定位销直径dA8df、d1、d2至外箱壁距离C118mm、18mm、14mmdf、d1、d2至凸缘边缘距离C216mm、12mm、12mm轴承旁凸台半径R112mm凸台高度h45mm外箱壁至轴承座端面距离l130mm大齿轮顶圆与内箱壁距离120mm齿轮端面与内箱壁距离220