成朋朋课程设计

1、一、设计任务书1设计任务设计带式输送机的传动系统，采用两级圆柱齿轮减速器2、原始数据F=3200Nv=s （允许误差土 5%）d=300mm输送带有效拉力输送带工作速度输送带滚筒直径减速器设计寿命为5年，3、工作条件两班制工作，每年工作300天，空载起动，载荷有轻微震动，常温下连续（单向）运转，工作环境多尘，电压三相交流电 源为380/220V的。二、传动系统方案拟定带式输送机传动系统方案如下图所示'I带式输送机由电动机驱动，电动机1通过联轴器2将动力传入减速器3，再经过联轴器4将动力传至输送机滚筒 5，带动输送带7工作。三、电动机的选择1、电动机容量的选择由已知条件可以计算出工作机所

2、需的有效功率FV3M00 13i,-w_ 1000n 总=n 01 Xn 12 Xn 23Xq 34Xq 4w=xxxxxxxxPwPr=总取电动机额定功率Pm =Pw= kwn总=Pr= kwPm =2、电动机转速的选择60000vn® =d_60颇冥L3= 3.14 300min输送机滚筒轴的工作转速由于整个传动系统采用二级减速，因此总传动比不易过大，所以选择同n s=1000r/min步转速ns=1000r/min的电动机为宜。3、电动机型号的确定Y132M2 6根据工作条件：单向运转、两班制连续工作，工作机所需电动机功率 Pr=1000r/min等，选用 Y型系列三相异步电动

3、机，卧式封闭结构，型号为 Y132M2 6，其主要数据如下：电动机额定功率 Pm=电动机满载转速 nm=960r/mi n电动机轴伸直径 D=38mm电动机轴伸长度 E=80mm电动机中心高 H=132mm四、传动比的分配带式输送机传动系统的总传动比i 0竺i=i= n =82用0=由系统方案知i12=i01=1 ； i34=1取高速传动比ii2= 1.3i=. I '=低速传动比i23=.I =i 12传动系统各传动比分别为:i01 =1 , i 12=, i23=, i34=1五、传动系统的运动和动力参数计算0轴（电动机轴）：no=nm =960r/m inpo=pr=P0-I目炉

4、To=955O=9550 X= - Mno1车由（减速器高速轴）：n01n1= ；=960r/m in1 01p1=po n 01=x =T1=Toio1 n 01=X 1 X = m2车由（减速器中间轴）：n1n2= ： = r/minI 12P2=p 1 n 12= x =T2=T1i12 n 12=xx = - m3车由（减速器低速轴）：n2n3= .1 =minI 23P3=P2 n 23 = X =T3=T2i23 n 23= xx = - m4车由（滚筒轴）n3 n4= =mini34P4=p3n 34= X =轴号电动机两级圆柱齿轮减速器工作机上述计算结果和传动比效率汇总如下:n

5、o=96Or/minpo=To= Mn1=960r/minP1 =T1= mn2=minP2=T2= mn3= r/minP3=T3= mn4=minP4=T4= mT4=T3i34 n 34=x 1 X = m0轴1轴2轴3轴4轴转速 n(r/min)960960功率P(kW)转矩T(N m)两轴连接件、传动件联轴器齿轮齿轮联轴器传动比i11传动效率n0. 99六、减速器传动零件的设计计算1、高速级斜齿圆柱齿轮传动的设计计算(1)选择齿轮材料及热处理方法小齿轮选用45钢，调质处理 HBS=230250大齿轮选用45钢，正火处理 HBS=190210(2)确定许用弯曲应力： 弯曲疲劳极限应力由

6、图 13-9C 小齿轮 b Fimi=250MPa大齿轮 b Fiim2=220MPa 寿命系数应力循环次数NFi=X 10 9Nf2=X 10s由图 13-10 Yni= Yn2=应力修正系数Yst=2最小安全系数由表13-4，按一般可靠度SFiim=许用弯曲应力 由试(13-8)F lim1YN1YSTF1Sflim250 0.9 21.25360MPab F2=(3)许用接触应力计算由机械设计图 1313 (以下所用依据均为机械设计课本中的图表)得:HBS=230250HBS=190210Nf1=X 'NF2=XYn1=Yn2=Yst=2SFlim =b F1=360MPab F

7、2两齿轮接触疲劳极限应力为小齿轮 b Hlim1 =580MPa大齿轮 b Hlim2=550MPa应力循环次数NHi = x IQPNHi2=x 10e由图 13 14 得 Zni= Zn2=由表13 4得最小安全系数 SHmin = 1则需用接触应力为：b H1=Hlim1 Z N1SHIim1Nh1=X NH2=X Zn1= Zn2=SHmin = 1b H2=Hlim 2Z N2 =呦0 俯SHlim 2b H1 < b H2取b H1 = b H2=(4)按齿面接触应力强度确定中心距 载荷系数由表132，取K= 齿宽系数由表13 6，软齿面取 $ d=由式13 15,$ a=L

8、=U9u 14.14 1弹性系数由表 13 5 , Ze= 节点区域系数初设螺旋角B =12°由图1312 , Zh= 重合度系数取 Z1=22 , Z2=iZ1=22 X =，取 Z2=9191i=u= =（误差 5%）22端面重合度由式13 191.88 3.2 丄cos乙Z21.88 3.2 丄 cos2291b H1=522MPab H2b hK=a=Ze=Zh=Z1=22Z2=91YL22 tan1.49 1得:£ a = ,W =由式13 24 , 螺旋角系数由式1325，比!=Zb = 设计中心距由式13 13,a>( u± 1)3 500KT

9、. aUZeZhZ Zh=+1)1 / 1W.S * 2.4* - 0 T8 - 0.989J(5H5迟1.2* S.L80.35 *414> =Z1Z2护 MO.34 32號+知取 mn=2mm :重求中心距mn(Z1 Z2)2 (2291)a =115.52mm2cos 2 cos12圆整中心距，取 a = 118mm调整bB = cOS-1(乙 Z2)Rost 2 (22 91) =° 2a2 118(在8 取值范围内)(5)确定齿轮参数与尺寸齿数：Z1=22, Z2=91 ;模数：mn=2mmmn=2mma =118mm确定实际齿数比：u乙91914.136Z222分度

10、圆直径：mn Z12 22d1=-45.950mmcos cos16.738d1=45.950mmd2=190.052mmd2= mnzL =2 91=i90.052mmcos cos16.738确定齿宽:b=b2=a© a=118 x = 41.3mm 取 b=b2=45mmbi =b2+5=45+5=50mm（6）验算齿轮弯曲强度由表13 4、式13 8得Flim YN1YSTF1SF lim250 0.9 2/1.25 360MPa同理可得：d F2= MPa当量齿数Z1Zv1=3cos223cos 16.738=（按25查表）_Z2Zv2-3cos（按150查表）齿形系数YF

11、a和修正系数YSa由表 13 3 , YFa1=Ysa1=YFa2=YSa2=重合度系数Y，由式13191.88 3.2 11 cos -乙Z2b=45mmb1=50mmd F1 =360 MPad F2 - MPaYFa1=Ysa1=YFa2=Ysa2=Ye =Y 0.250.750.713Yb-a 螺旋角系数查图13 17 ,取Yb - 校核弯曲强度YFa1Y Y2000KTd F1 -'bd1m n2000 a 2x418 777 炳“邙小7.62 5713"朋=< （T F1同理，b F2 = MPa < T F2两齿轮弯曲强度足够2、低速级斜齿圆柱齿轮的

12、设计计算（1）却定第二级齿轮相关系数根据第一级齿轮相关系数算出二级齿轮相应的要求参数:n2=ni/i i=960/= r/mini2=i/i 1=n3= r/min（2）选择齿轮材料及热处理方法小齿轮选用45钢，调质处理 HBS=230250大齿轮选用45钢，正火处理 HBS=190210（3）确定许用弯曲应力： 弯曲疲劳极限应力由图 13-9C 小齿轮 t Fiim1=250MPa大齿轮 t Flim2=220MPa 寿命系数应力循环次数NF1=60X 1 XX 5 X 300 X 16= 乂 10*Nf2= X 108由图 13-10 Yn1= YN2=T F1 =< t F1sHB

13、S=230250HBS=190210Nf1=X 108NF2=X 108Yn1= Yn2=Yst=2 应力修正系数Yst=2 最小安全系数由表13-4，按一般可靠度 SFlim=F1F lim 1YN1YSTSflim250 0.93 21.25372MPaSFlim =T F1=372MPat F2 许用弯曲应力 由试（13-8）（4）许用接触应力计算由机械设计图 1313 （以下所用依据均为机械设计课本中的图表）得：两齿轮接触疲劳极限应力为 ：小齿轮 b Hlim1=580MP 大齿轮 b Hlim2=550MPa应力循环次数Nhi=60xx 300X 5x 16= X 108Nh2=60

14、x 1 xx 5X 300X 16=x 108由图 13 14 得 Zm1= Zm2=由表13 4得最小安全系数 SHmin = 1则需用接触应力为：Hlim1 Z N1 580 0.94b H1=SHlim11b Hlim1=580MPab Hlim2=550MPaNh1 = X 108 Nh2=X 108 Zn1= Zn2= SHmin = 1b H2=HlimN2SHlim 2550 0.961=528MPab H1 < b H2 b h = b H2 = 528MPa（5）按齿面接触应力强度确定中心距 载荷系数由表132，取K= 齿宽系数由表13 6，软齿面取 $ d=由式13

15、15,a=2 d 2 0.9u 1 3.19 1弹性系数由表13 5 ,Ze=节点区域系数初设螺旋角B=12° 由图 1312 , Zh=合度系数取 Z1=28 , Z2=iZ1=28 X =，取 Z2=8989i=u= =（误差小于 5%）28端面重合度，由式（13-19）1.88 3.2 11乙Z2COS =b H1b H2=528 MPab H=528 MPaK=$ d =$ a=Ze=Zh=乙=28Z2=89Zs =1-22ta n121.49rr 由式 13 24：Z 0.769V 1.69Zb =S a = 螺旋角系数由式 1325 , Zb = COS COS12 =

16、设计中心距由式13 13,：500KT / ZeZhZ Z a>( u± 1) (V aU HU 146 X 0,7® * 089500 1.2* 179J2=+1)小呼)_o輕补矿2 cosmn> Z1 Z2取 mn=2.5mm重求中心距mn (z1 z2) = 2.5 (2889)2cos2 cos12=149.5mma =150mm圆整中心距，取 a = 150mm调整bB =如曲乙 Z2)=cos-125(2889)=°2a2 150(6)确定齿轮参数与尺寸齿数：Z1=28, Z2=89;模数：mn=2.5mm实际齿数比：u 乙2 189 3.

17、178 Z128d1=mnZ1 =cos=2528=71.794mmcos12.838确定分度圆直径：mn=2.5mmu=d1=72.794mmd2=228.205mmmnZ22.5 28d2= =228.205mmb=b2=65mmb1=70mmcos cos12.838确定齿宽:b=b2=a© a=150 x = 64.5mm 取 b=b2=65mm bi =b2+5=65+5=70mm(7)验算齿轮弯曲强度由表13 4、式13 8得d Fi=372MPad F2= MPa当量齿数Z1Zv1= 一3cos28cos312.838（按30查表）Z2Zv2= 3cos89cos312

18、.838 =(按 100 查表)齿形系数YFa和修正系数YSa由表13 3,YFa1= YSa1=YFa2=YSa2=YFa1=YSa1=YFa2=YSa2=重合度系数由式13 19, 丫严1.88'2 Z11 cos Z21.8832 28 cos12.838 =89Ye =0.250750.6951.686螺旋角系数查图13 17,取 Yb =校核弯曲强度d F1 = 2000KTYFa1YYbd1m n2000179.5265 - 7L.7S4 2.5、2.52 x 0.695 x 0.89=< b F1同理计算得：bF2 < b F2两齿轮弯曲强度足够咼速级低速级小

19、齿轮大齿轮小齿轮大齿轮传动比模数2mm2.5mm螺旋角OO中心距118mm150mm齿数22912889齿宽50457065分度圆45.95mm190.052mm71.794mm228.205mm精度8级以上计算结果汇总如下:七、减速器轴及轴承装置的设计1、轴的设计1- =118mm -=150mm i i=50mm：L.i=45 ii=70mm 妆匕=65mm考虑相邻齿轮沿轴向方向不发生干涉，计入两小齿轮轴向之间的距离S=10 ;考虑齿轮与箱体内壁沿轴向方向不发生干涉，计入尺寸k，取k=10 ;为保证滚动轴承完全放入箱体轴承座孔内，计入尺寸c,当轴承采用油润滑时取c=5;处取轴承宽度在 n=

20、1530mm三根轴的支撑跨距分别为：L1=2 (c+k) +bh1+s+b1+ n1=2X( 5+10) +50+10+65+23=175L2=2 (c+k) +bh1+s+b1+ n2=2X( 5+10) +50+10+65+25=177L3=2 (c+k) +bh1+s+b1+ n3=2X( 5+10) +50+10+65+26=177(1)高速轴(1轴)的设计高速轴的功率、转速与转矩< b F1b F2 < b F2转速(r/min)功率(kw)转矩T(N m)960选择轴的材料及热处理轴上小齿轮直径不大，采用齿轮轴结构，轴的材料及热处理和齿 轮的材料及热处理一致，选用45号

21、钢调质轴的强度要求Iab= =175 mmnib hlIac=+c+k+=50mm2 2Ibc= Iab- lAc=125mmFti =2000T1ditan n仙曲Fr1 = Ft1=x 碌五;=cosFa1= Ft1 tan 3 =x =求水平面内的力，求水平面内的弯矩如下599.2N1497 9NBX 0求垂直面内的支撑反力，求垂直面内的弯矩如下:Rav = 65212N解得：门Ra .Rax2 Ray21633.72NRb, RBXRby614.45NMcv=x 50= N mm计算合成弯矩：Lgv=疋毬跖一驾二陀叮'= mm转矩：T= mm合成弯矩和转矩求M Ceq：Mceq

22、=丨1 i'= N mm各方向的力 弯矩 转矩 合成弯矩图如下：以上计算结果汇总如下:载荷水平面H垂直面V支反力Rax=Ray=.!2 NRbx=Rby=弯矩Mc 右= mmMcv= mm总弯矩Mc右= mm转矩T= mm总弯矩M Ceq= mm轴的初步计算计算危险截面直径，因为此轴是转轴，故(T = (T 1查表b i=60MPa ,J Me iTo" - jdJo 1 b. i =J60=轴的结构设计根据轴上零件的布置、安装和定位的需要，初定各轴段的直径及长45钢调质度，其中轴径、轴头结构尺寸应与轴上相关零件的结构尺寸联系起来统筹 考虑，联轴器选用 TL6，各轴短直径长度

23、如下图（2）中间轴（2轴）的设计选择轴的材料及热处理：选用45钢，调质转速(r/min)功率（kw）转矩T(N m)/!>= =177mm1 -< = t = .ED=56mmFt2 1889.2NFr2 718.03NFa2 568.2N圆周力：= 二一莎破=| =径向力：=讥:爲、:吹沦Fr3= Ft3tan：；轴向力：Fa2= Ft2tan 3 =x =做计算简图将轴看做简支梁，把齿轮对轴的载荷作用点简化为轮毂中心，支反力 作用点简化为轴承位置的中点。Rax 2953.74NRbx 3936.36N求水平面内的支承反力，作水平面内的弯矩图由 M bxRax l ab Ft2

24、Ibc Ft3 Ibd 0Ft2l BCFt3l得: Rax 2953.74Nl ABRbxFt2 Ft3 Rax3936.36NM AX M BX 0M CX左Rax l AC 143256.39N mmM DX右Rbx l bd 220436.16N mm求垂直面内的支承反力.做垂直面的弯矩图由 M byRay l ABFr2l BCF r3 lBDFa2 d202d2Fr3l BDFa2卜 r2l BCRay2369.31Nl ABRbyFr2RayFr3732.86 NM AY M BY 0M CY1RAYl AC 17911.5N mmd2M CY2 Fa2一 M cyi 37792

25、.7N mm2M dy RbyIbd41040.2N mm求支承反力，做轴的支承弯矩图、转矩图f 22Ra vRaxRay2976.74NRb RbXRbY4004-00NRay369.31 NRby732.86NM CY117911.5NmmM cY237792.7 NmmM dy41040.2NmmRa 2976.74N mmRb 4004.00 N mmMAM B 0MC1,Mcx2M CY1144371.79 NmmMC2 M CXM cY2148157.62NmmMD.Mdx2Mdy2224223.99NmmT 17946346N mm做转矩图M C1144371.79NmmM C

26、2148157.62 NmmMd224223.99Nmm(轴向力Fa=，用于支撑轴的滚动轴承拟选用深沟球轴承，并采用两端 固定式组合方式，故轴向力作用在轴承B上。)求危险截面的当量弯矩比较Me和Md可知，当量弯矩最大处是D截面处，且轴上 dc=dd，故T 179463.46N mm危险截面应力 D截面，轴的扭切应力按脉动循环变应力对待，折合系数 取M Deq M D2( T)2224224N mm计算危险截面处直径M Deq 224224 N mmd >sBcE：MBBFbx=Fby=0.1载荷结果3 M计算及说明水平面H垂直面V支反力Fax=此轴为转轴，i。轴的材料选用 45钢，调制处

27、理，从表15-1查得1 60Mpa由式dD33.43mm i考虑到危险截面上有键槽所以轴径增大4%, d >所以在安装大齿轮的轴段处轴的最小直径为。具体计算结果如下表:轴的受力分析如下图所示弯矩M cx= - mmMdy= - mmM cy1 17911.5N mM cy2 37792.7N mM DY 41040.2 N m总支反力Ra=FB=总弯矩M ci 144371.79N mmM C2 148157.62N mmM D 224223.99N mm转矩T 179463.46N mmM CeqM Deq 224224N mm根据轴上零件的布置、安装和定位的需要，初定各轴段的直径及长

28、m im m度，其中轴径、轴头结构尺寸应与轴上相关零件的结构尺寸联系起来统筹考虑，各轴短直径长度如下图所示（3）低速轴（3）轴的设计 选择轴的材料及热处理：选用45号钢调质处理】AB=177mmlx =56mm Uc=121mm一一 2oOOTj 轴的受力分析： 舟=& = Fm= Ft4ta nd=求水平方向的力 ：RAX“t = K备=” Rax=| =0 论瓷=-m求竖直方向的力和转矩：Rat =%4 = *洛=%丫 =卜（4- Lay = Hat 亠by=ok,Y=62944N - m计算及说明求支承反力，做轴的支承弯矩图、转矩图：Ra .Rax2 Ray21521.02NRB

29、 Rbx Rby 3286.39N求转矩：T=515819 N - mmJ 22M C M CX M CY 184043.5N mm求 Mceq :M ceq2 284043.5(0.6 515819)360079.1N mm具体弯矩力矩图如下:FAFnTD| F *»vV 1LA *cBnF- vfACB 具体计算结果如下表:垂直面V水平面H支反力Rax=Rbx=Fav=Fbv=1124N弯矩Mc=1840435N mm总支反力RA=1521.02NR=3286.39N转矩T=515819 N mm总弯矩Mceq= 360079.1 N mm轴的初步计算考虑到此段轴上有键槽，所以直

30、径增大4%,截面直径dc> 42.4mm即：在安装此齿轮的轴段处轴的最小直径不小于42.4mm 轴的结构设计根据轴上零件的布置、安装和定位的需要，初定各轴段的直径及长 度，其中轴径、轴头结构尺寸应与轴上相关零件的结构尺寸联系起来统筹 考虑，联结此轴的联轴器选用的型号为TL7。各轴短直径长度如下图所示八、滚动轴承的选择高速轴（1轴）上滚动轴承的选择：按承载较大的滚动轴承选择其型号。因支撑跨距不大，故采用两端固定式轴承组合方式。轴承类型选为深沟球轴承，轴承预期寿命取为Lh=24000h由前面计算结果知：轴承所受径向力Fr=l633.72NN，轴承所受径向力 i 5，轴承工作转速 n=960r

31、/min。初选深沟轴承；6308， 基本额定动载荷：G=40800N，基本额定静载荷：C0r=24000N,e=fh斎 X= Y= ft i =C=29071Cr故6308轴承满足要求cr k=D=90mm B=23mm -r =49mm中间轴（2轴）上滚动轴承的选择按承载较大的滚动轴承选择其型号。因支撑跨距不大，故采用两端固定式轴承组合方式。轴承类型选为深沟球轴承，轴承预期寿命取为Lh=24000h由前面计算结果知：轴承所受径向力Fr= 4004.00 N，轴承所受径向力，轴承工作转速n= r/min。初选深沟轴承；6309， 基本额定动载荷：Cr=52800N，基本额定静载荷：Cor=31

32、8OON,e=FJ同=X=1Y=0=I =34062Cr故6406轴承满足要求D=100mm B=25mm n .=54mm低速轴（3轴）上滚动轴承的选择按承载较大的滚动轴承选择其型号。因支撑跨距不大，故采用两端固定式轴承组合方式。轴承类型选为深沟球轴承，轴承预期寿命取为Lh=24000h由前面计算结果知：轴承所受径向力R=3286.39Nn，轴承工作转速 n=min。初选深沟轴承;6310， 基本额定动载荷：Cr=61800N，基本额定静载荷：Cor=38000N,r=Pr =D=110mm B=27mmI =19406Cr故6210轴承满足要求:.1-： I =60mm九、键连接和联轴器的

33、选择（1）高速轴（1轴）上键连接和联轴器的选择由前面计算结果知：高速轴的工作转矩T= m ,工作转速n=960r/min 。查表18 1, 工作情况系数，取 K=。计算转矩 Tc=KT=x = m查表附表F-2查得：高速输入轴（与电动机相连的一边）选用TL型弹性套柱销联轴器TL5ZC 42 60联轴器GB 432384, d=32mm , l=82mmJB32 82许用转矩T=125N m，许用转速n=3800r/min 。因Tc<T , *n,故该联轴器满足要求。选A型普通平键，d=32mm查表 15 16,初选 10X 72GB1096 79: b=10mm , h=8mm , L=

34、72mm4000T 4000 48.18CT P=< CT phld 8 32 42强度足够。(2)中间轴(2轴)上的键连接选择小齿轮选A型普通平键，d=48mm查表 15 16,初选 14X 57 GB1096 79: b=14mm , h=9mm , L=57mm_4000T 4000 179.52C p=< C phld 8 40 42强度足够。大齿轮选A型普通平键，d=48mm查表 15 16,初选 14X 36GB1096 79: b=14mm , h=9mm , L=36mm_4000T 4000 179.52C p=< C phld 8 60 42强度足够。(3

35、)低速轴(3轴)上键连接和联轴器的选择高速轴选用TL5型 联轴器低速轴选用TL7型 联轴器由前面计算结果知：低速轴的工作转矩T= m,工作转n=min。查表18 1, 工作情况系数，取 K=。计算转矩 Tc=KT="查表，选用 HL弹性柱销联轴器 HL4联轴器40GB 5843 86, d=48mm ,。许用转矩T=1250N m，许用转速n=4000r/min。因Tc<T , *n,故该联轴器满足要求。选A型普通平键，d=40mm查表 15 16,初选 12X 72 GB1096 79: b=12mm , h=8mm , L=72mm4000T 4000 515.46C p=

36、< C phld 9 70 45强度足够。选A型普通平键，d=58mm查表 15 16,初选 10X 8 GB1096 79 : b=16mm , h=10mm , L=52mm4000T 4000 515.46u p=< o phld 11 70 60强度足够十、减速器箱体的设计名称符号计算公式结果机座壁厚S =0.025a+3> 88mm机盖壁厚S 1S 1=0.02a+1 > 88mm机座凸缘壁厚bb= S12 mm机盖凸缘壁厚b1b1= S 112 mm机座底凸缘壁厚Pp= S20mm箱座上的肋厚mm >S8mm箱座上的盖厚mim >S8mm地脚螺钉

37、直径d ede =0.036a+10=2020mm地脚螺钉数目n双级66地角螺栓直径d eM16M16螺栓通孔直径d e'2020螺栓沉头座直径d04545螺栓地角凸缘尺寸Li2727L22525轴承旁连接螺栓直径dide15轴 承 旁 螺 栓螺栓直径diMi2M12螺栓通孔直径di'11沉头座直径Do2626部分面凸缘尺寸ci2020C2i616上下箱连接螺栓直径d2() de12上 下 箱 螺 栓螺栓直径d2M8M8螺栓通孔直径d299沉头座直径Do2020部分面凸缘尺寸cii515C2i212定位销孔直径d3d3= d2轴承旁连接螺栓距离SA d2130mm轴承旁凸台半径RsR宀C216轴承旁凸台高度h由低速轴轴承外径D2和Mdi螺栓扳手空间的要求确定45mm大齿轮顶圆与箱体内壁距离 i i> S10mm箱体外壁至轴承座端面距离KK=q +q+(58)42剖分面至底面咼度HH (1a150mm卜一、减速器附件的设计1、窥视孔及窥视孔盖由于减速器属于中小型，查表确定尺寸如下B96mmBi136mmB21160mmd4M6R5mmh3mm2、通气器选用简单式通气器参照机械设计课程设计表6-4，选用M27 X型通气器设在观察孔盖上以使空气自由