单级蜗杆减速器2总结

1、机械设计课程设计«机械设计课程设计计算说明书学生姓名 XX学号20080201107专业采矿工程班级采矿（2）班指导教师 引言1 设计题目11.1带式运输机的工作原理11 2工作情况21.3 设计数据21 4传动方案21.5课程设计内容及内容22总体传动方案的选择与分析22.1 传动方案的选择22.2 传动方案的分析33 电动机的选择33.1 电动机功率的确定33.2 确定电动机的转速44传动装置运动及动力参数计算44.1 各轴的转速计算,44.2 各轴的输入功率54.3 各轴的输入转矩55蜗轮蜗杆的设计及其参数计算65.1 传动参数65.2蜗轮蜗杆材料及强度计算65.3计算相对滑动

2、速度与传动效率65.4 确定主要集合尺寸75.5 热平衡计算75.6蜗杆传动的几何尺寸计算76轴的设计计算及校核86.1 输出轴的设计86.1.1选择轴的材料及热处理86.1.2 初算轴的最小直径86.1.3 联轴器的选择96.1.4 轴承的选择及校核106.2 轴的结构设计126.2.1蜗杆轴的结构造型如下126.2.2蜗杆轴的径向尺寸的确定136.2.3蜗杆轴的轴向尺寸的确定136.2.4蜗轮轴的结构造型如下13625蜗轮轴的轴上零件的定位、固定和装配14626蜗轮轴的径向尺寸的确定14627蜗轮轴的轴向尺寸的确定15628 蜗轮的强度校核157 键连接设计计算177.1 蜗杆联接键177

3、.2蜗轮键的选择与校核177.3蜗轮轴键的选择与校核,188 箱体的设计计算188.1箱体的构形式和材料188.2箱体主要结构尺寸和关系199 螺栓等相关标准的选择199.1螺栓、螺母、螺钉的选择,209.2 销，垫圈垫片的选择2010减速器结构与润滑的概要说明2010.1 减速器的结构2010.2 减速箱体的结构2110.3 速器的润滑与密封2110.4减速器附件简要说明2111 设计小结21谢辞22参考文献24附, ,25引言课程设计是考察学生全面在掌握基本理论知识的重要环节。在2010年01月04日-2010年01月18日为期二周的机械设计课程设计。本次是设计一个蜗 轮蜗杆减速器，减速器

4、是用于电动机和工作机之间的独立的闭式传动装置。本减速器属单级蜗杆减速器（电机一一联轴器一一减速器一一联轴器一一滚筒），本人是在指导老师指导下完成的。该课程设计内容包括：任务设计书，参数选择， 传动装置总体设计，电动机的选择，运动参数计算，蜗轮蜗杆传动设计，蜗杆、 蜗轮的基本尺寸设计，蜗轮轴的尺寸设计与校核，减速器箱体的结构设计，减速 器其他零件的选择，减速器的润滑等和 A2图纸装配图1张、A4图纸的零件图2 张。设计参数的确定和方案的选择通过查询有关资料所得。蜗轮蜗杆减速器的计算机辅助机械设计，计算机辅助设计及辅助制造（CAD/CAM ）技术是当今设计以及制造领域广泛采用的先进技术，通过本课题

5、 的研究，将进一步深入地对这一技术进行深入地了解和学习。本文主要介绍一级蜗轮蜗杆减速器的设计过程及其相关零、部件的 CAD图形。计算机辅助设计（CAD），计算机辅助设计及辅助制造（CAD/CAM ）技术是当今设计以及制造 领域广泛采用的先进技术，能清楚、形象的表达减速器的外形特点。该减速器的设计基本上符合生产设计要求， 限于作者初学水平，错误及不妥 之处望老师批评指正。7设计题目：带式运输机的传动装置的设计7.1带式运输机的工作原理 带式运输机的传动示意图如图1、电动机2、带传动3、齿轮减速4、轴承5、联轴器、6、鼓轮7、运输带IV7.2工作情况: 已知条件1）工作条件：两班制，连续单向运转，

6、载荷较平稳，室内工作，有灰尘，环境 最高温度35C；2）使用折旧期；8年；3）检修间隔期：四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修；4）动力来源：电力，三相交流电，电压 380/220V;5）运输带速度容许误差：土 5%6）制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。7.3设计数据运输带工作接力F/N运输带工作速度v/（m/s）卷筒直径D/mm23001.55007.4传动方案本课程设计采用的是单级蜗杆减速器传动。7.5课程设计内容及内容1）电动机的选择与运动参数计算；2）斜齿轮传动设计计算；3）轴的设计；4）滚动轴承的选择；5）键和连轴器的选择与校核；6）装配图、零件图的绘制；7）设计计

7、算说明书的编写；8）减速器总装配图一张；9）齿轮、轴零件图各一张；10）设计说明书一份。2总体传动方案的选择与分析2.1传动方案的选择该传动方案在任务书中已确定，采用一个单级蜗杆减速器传动装置传动，如下图所示：输送带2.2传动万案的分析该工作机采用的是原动机为 丫系列三相笼型异步电动机，三相笼型异步电动 机是一般用途的全封闭自扇冷式电动机，电压 380 V，其结构简单、工作可靠、 价格低廉、维护方便；另外其传动功率大，传动转矩也比较大，噪声小，在室内 使用比较环保。传动装置采用单级蜗杆减速器组成的封闭式减速器，采用蜗杆传 动能实现较大的传动比，结构紧凑，传动平稳，但效率低，多用于中、小功率间

8、歇运动的场合。工作时有一定的轴向力，但采用圆锥滚子轴承可以减小这缺点带 来的影响，但它常用于高速重载荷传动，所以将它安放在高速级上。并且在电动 机心轴与减速器输入轴及减速器输出轴与卷筒轴之间采用弹性联轴器联接，因为三相电动机及输送带工作时都有轻微振动， 所以采用弹性联轴器能缓冲各吸振作 用，以减少振动带来的不必要的机械损耗。总而言之，此工作机属于小功率、载荷变化不大的工作机，其各部分零件的 标准化程度高，设计与维护及维修成本低；结构较为简单，传动的效率比较高， 适应工作条件能力强，可靠性高，能满足设计任务中要求的设计条件及环境。7电动机的选择3.1电动机功率的确定1）工作机各传动部件的传动效率

9、及总效率：查机械设计课程设计指导书表 9.2可知蜗杆传动的传动比为：i 蜗杆-10 40；又根据机械设计基础表4-2可知蜗杆头数为乙=2，由表4-4可知蜗杆传动的总效率为：n蜗杆=0.75 0.82查机械设计课程设计指导书表9.1可知各传动部件的效率分别为:联轴器=0.99 0.995 ；卷筒= 0.94 0.97工作机的总效率为:2 2nxn xn xn总联轴器蜗轮蜗杆轴承卷筒-0.65 0.742）电动机的功率:r Fv 2300 沢 1.5P =w 1000 1000所以电动机所需工作效率为：=3.45kwFW总min5.3kw0.653.2确定电动机的转速1）传动装置的传动比的确定：查

10、机械设计课程设计指导书书中表 9.2得各级齿轮传动比如下:i 蜗杆=1040理论总传动比：i总=i蜗杆=10402）电动机的转速： 卷筒轴的工作转速：60S000V60"000 乂 1.5n 滚筒57.3r/m in兀D500兀所以电动机转速的可选范围为：nd 二 n滚筒总=(10 40)57.3 二 573 2292r / min根据上面所算得的原动机的功率与转速范围，符合这一范围的同步转速有750 r/min、1000 r/min和1500 r/min三种。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、 质量及价格等因素，为使传动装置结构紧凑，决定选用同步转速为1000 r/min的 电动机。

11、其主要功能表如下：电动机型号额定功率kW满载转速/ r/min起动转矩/额定转矩最大转矩/额定转矩Y132M2-65.59602.02.07传动装置运动及动力参数计算4.1各轴的转速计算1）实际总传动比及各级传动比的他配：由于是蜗杆传动，传动比都集中在蜗杆上，其他不分配传动比。则总传动比丄：匸=上二竺=16.75- nw 57.3所以取i总=172)各轴的转速：第一轴转速：n1 二 nm = 960r/min第二轴转速：n2 =门1 二 960 = 56.5r/minn总174.2各轴的输入功率第一轴功率：R二Pd 01二巳 联轴器=5.3 0.99 = 5.25kW第二轴功率：P2 =Pd

12、12 二 P1蜗杆=5.25 0.8 二 4.2kW第三轴功率：P3=Pd23 =P2轴承 联轴器=4.2 0.97 0.99 =4.03kW4.3各轴的输入转矩电动机轴的输出转矩：Td =9.55 106 Pd =9.55 106 5.3 5.27 104N mmnm960P5 25第一轴转矩：T1 =9.55 106=9.55 109.55 1065.22 104N mmn1960P4 2第二轴转矩：T2 =9.55 106-2 =9.55 1067.1 105N mmn256.5第三轴转矩：T3 =9.55 106 旦= 9.55 106 403 =6.81 105 N mm nw56.

13、5将运动和动力参数计算结果进行整理并列于下表：轴名功率 P/kW转矩T / N mm转速n/(r/mi n)传动比i效率n电机轴5.345.27 勺0960r / min11第一轴5.25.22 勺 04960r / min10.995第二轴4.27.1 灯0556.5r / min170.80卷筒轴4.06.81 灯0556.5r / min10.9537蜗轮蜗杆的设计及其参数计算5.1传动参数蜗杆输入功率 P=5.3 kW ,蜗杆转速n 960r/min ,蜗轮转速 门2 =56.5r/m i n理论传动比i=16.75,实际传动比i=17，蜗杆头数乙=2，蜗轮 齿数为Z2 =i乙=17

14、2 =34，蜗轮转速n2 =匕二更 =56.5r/mini 175.2蜗轮蜗杆材料及强度计算减速器的为闭式传动，蜗杆选用材料 45钢经表面淬火，齿面硬度45 HRC, 蜗轮缘选用材料ZCuSn10Pb1砂型铸造。蜗轮材料的许用接触应力，由机械设计基础表 4-5可知，Ih =180MPa.H估取啮合效率：0. 8蜗轮轴转矩：T2=9.55 106圭=9.55 106 5.25 0.8 =7.1 10 N mmn256.5载荷系数：载荷平稳，蜗轮转速不高，取K=1.1.f ¥计算 m?d1 值mp 王 KT2 ；0 丿= 1.1 7.1 105480 mm3134F80 丿3=4804m

15、m模数及蜗杆分度圆直径由机械设计基础表 4-1取标准值，分别为：模数m=8 mm蜗杆分度圆直径d1 = 8 0 m m5.3计算相对滑动速度与传动效率 蜗杆导程角=arcta ndi8 2二 arcta n11.3180蜗杆分度圆的圆周速度r：d1 n1160 1000二 80 960m /s = 4.02m /s60 1000相对活动速度cos cos11.31空J=4.098m/s当量摩擦角取-v = 23Q= 2.5tantan 11.31验算啮合效率081 （与初取值相近）。tan tan 11.312.5传动总效率总二0.96 0.96 0.81=0.78 （在表 4-4 所列范围内

16、）。5.4确定主要集合尺寸1370-205.6蜗杆传动的几何尺寸计算蜗轮分度圆直径:di =mz2 =8 34 = 272mm中心距热平衡计算环境温度取 t。=20C工作温度取t =70 C传热系数2 q取kt =13W/ m C需要的散热面积a25.5d1 d280 互=176mm21000R(1口)1000汉5.3(10.78) 22Am 17.94m名称公式说明及结果齿距齿顶高顶隙齿根高齿高名称公式说明及结果蜗杆分度圆直径di =80(mm)蜗杆齿顶圆直径da1 =+2ha =4 +2m = 80 + 2><8 = 96(mm)蜗杆齿根圆直径df1 =d1 -2hf1 =d1

17、 -2.4m=80 2.4x8 = 60.8(mm)蜗杆导程角tan = mz = = 0.2m 所以 丫 =11.31 d180/蜗杆齿宽0 X(11.5+0.08z2 )m=(11.5+0.08><34y<8 = 113.76(mm)蜗轮分度圆直径d2 = m?2 = 8 汇 34 = 272( mm)蜗轮喉圆直径da2 =d2 +2ha =m(z2 +2) = 8(34 + 2)=288(mm)蜗轮齿根圆直径df2 =d2 2hf =m(z2 -2.4 )=8(34-2.4)=252.8( mm)蜗轮外圆直径de2da2+1.5m=272 + 1.58 = 284(mm

18、)蜗轮咽喉母圆半径rg2-a2 -176_3mm )蜗轮螺旋角0=Y=11.31：,与蜗杆螺旋线方向相同蜗轮齿宽b2 W0.7da1 =0.7x96 = 67.2(mm)中心距d1+d2 d1+mz280 + 8況34_、a - - -一 176( mm )2 2 27轴的设计计算及校核6.1输出轴的设计6.1.1选择轴的材料及热处理考虑到减速器为普通中用途中小功率减速传动装置，轴主要传递蜗轮的转 矩，其传递的功率不大，对其重量和尺寸无特殊要求，故选择常用的45钢，调质处理。6.1.2初算轴的最小直径已知轴的输入功率为 5.25kW，转速为960 r/min.根据机械设计基础表7-4可知，C值

19、在106118间。所以输出轴的最小直径：D-C3P=1183So=2O.8mm但是，由于轴上有1个键槽，计入键槽的影响:D1min =20.8 1 3% = 21.4mm已知输出轴的输入功率为4.2kW，转速为56.5r/min，则 输出轴的最小直径：D2 启= 118詰* 49.6mm由于轴上由2个键槽，故D2min =49.6 1 7% = 53.1mm已知卷筒轴的输入功率为4.03kW,转速为56.5r/min，则 卷筒轴的最小直径为D 兰"18J403 = 48.9mmYn Y56.56.1.3联轴器的选择1）载荷计算已知蜗杆轴名义转矩为5.22 104N mm由于蜗杆减速器

20、的载荷较平稳，按转矩变化小考虑，取工作情况系数k=1.3 蜗杆轴计算转矩:Tc1 二口 =1.3 5.22 104 =6.8 104N mm已知蜗轮轴名义转矩为7.1 105N mm ;卷筒轴计算转矩为6.82 105N mm所以蜗轮轴计算转矩：Tc2 二 kE =1.3 7.1 109.23 105N mm卷筒轴计算转矩：Tc3=1.3 6.82 10 -8.87 105N mm2）选择联轴器的型号查机械设计课程设计指导书表 14.2可知，电动机轴的直径D = 38mm , 轴长E =80mm ；蜗杆轴直径d _21.4mm。查机械设计课程设计指导书表 13.1可知，蜗杆轴的输入端选用 LH

21、3型 弹性柱销联轴器。联轴器标记LH3 联轴器 38 82 GB/T 5014JQ0X60公称转矩Tn =630N m许用转速n 丨=5000r / min查机械设计课程设计指导书表13.1可知，蜗轮轴的输出端选用LH4型 弹性柱销联轴器。联轴器标记55 汉112LH4 联轴器2 GB/T 5014JQ0 汉84公称转矩Tn =1250N m许用转速h，= 4000r / min6.1.4轴承的选择及校核1）初选输入轴的轴承型号据已知工作条件和输入轴的轴颈，由机械设计基础附表8-5初选轴承型号为圆锥滚子轴承30208 （对），其尺寸：D=80mm,d=40mm,B=18mm。 据已知工作条件和

22、输出轴的轴颈，由机械设计基础附表8-5初选轴承型号为圆锥滚子轴承 30214 （一对），其尺寸：D=125mm,d=70mm,B=24mm。 基本额定动载荷 C=63000N计算系数e=0.37轴向载荷系数丫=1.62）计算蜗杆轴的受力蜗杆轴的切向力Ft，轴向力Fx和径向力Fr 蜗杆轴：Ft!2T1di2 5.22 10480= 1305N =-Fx2蜗轮轴:Ft22T22 7.1 105d2 一 272=5221NFr2 二 Ft2tan = 5221 tan20 N1 90F13）计算轴承内部轴向力轴承的内部轴向力：Fr1 1900Fs1594N 二 一 Fs22Y 2 心.64）计算轴承

23、的轴向载荷轴承2的轴向载荷由已知得，Fs1与Fx1方向相同，其和为Fs1 =594 1900N =2494N Fs2（轴承2为“压紧”端），所以Fa2 二 Fs1 F卄 2494N轴承1的轴向载荷Fa1二Fs1 =594N （轴承1为“放松”端）5）计算当量动载荷轴承1的载荷系数根据 电 5940.313 ：e，由表 8-8 可知 X 1 ,Y1 = 0FM1900轴承2的载荷系数F “2494A21.313 e 由表 8-8 可知 X2 =0.4,% =1.6根据 Fr21900r2轴承1的当量动载荷Fp1 = X1Fr1 ¥Fa1 = Fr1 = 1900N轴承2的当量动载荷Fp

24、2 =X2Fr2 Y2FA2 =0.4 1305 1.6 24944512.4N所以轴承的当量动载荷取Fp1、Fp2中较大者，所以Fp =4512.4N6）计算轴承实际寿命温度系数由机械设计基础表 8-6可知ft =1.0载荷系数由机械设计基础表8-7可知fp =1.5寿命指数滚子轴承10轴承实际寿命Lh10i3:h10660n “Fp /(163000 )I60 760 匕.5 汉 4512.4 丿= 29448h轴承预期寿命Lh0 =2 360 16h =11520h结论由于Lh Lh0轴承30208满足要求6.2轴的结构设计622蜗杆轴的径向尺寸的确定从联轴段di =30mm开始逐渐选取

25、轴段直径，d?起固定作用，定位轴肩高度 a 0.07 0.1 di 1 2mm，故 d? = di 2a _ 30 2 0.07di= 36.2mm。该直径处安装密封毡圈，标准直径，应取d2=38mm； d3与轴承的内径相配合，为便 与轴承的安装，取d40mm，选定轴承型号为30208，与蜗轮相配合，取蜗 杆的齿根圆直径d4二df1 = 60.8mm，按标准直径系列，取d 63mm ； d6与轴承 的内径配合，与d3相同，故取dd40mm；起定位作用，定位轴肩高度a ： 0.07 0.1 d6 1 2mm 故 d5 二 de 2a _ 40 2 0.07d6 1 二 46.2mm ， 取 d5

26、 =48mm。6.2.3蜗杆轴的轴向尺寸的确定联轴段取L1 =60mm；轴肩段取L? =14mm ；与轴承配合的轴段长度，查轴承 宽度为18mm；左轴承到蜗杆齿宽L50mm;蜗杆齿宽L _ 115 0.08Z2 m 即J二11.5 0.08 34113.76mm，取L4 = 120mm ;蜗杆齿宽右面到右轴承间的轴环与左面相同取 二L3 =50mm；与右轴承配合的轴段长度，查轴承宽度 为18mm；轴的总长为320mm。6.2.4蜗轮轴的结构造型如下：625蜗轮轴的轴上零件的定位、固定和装配单级减速器中，可将蜗轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布，蜗轮左面 由轴肩定位，右面用套筒轴固定，轴向固定

27、靠平键和过渡配合。两轴承分别一轴 肩和套筒定位，轴向则采用过渡配合或过盈配合固定。联轴器以轴肩轴向定位，右面用轴端挡圈轴向固定，键联接作轴向固定。轴做成阶梯形，左轴承从左面装 入，蜗轮、套筒、右轴承和联轴器依次从右面装到轴上。626蜗轮轴的径向尺寸的确定从左轴承段与轴承的内径相配合，为便与轴承的安装取d 70mm,选定轴承型号为 30214开始逐渐选取轴段直径，d2起固定作用，定位轴肩高度a 0.07 0.1 dA 1 2mm，该直径处安装密圭寸毡圈，标准直径，应取d2 = 75mm ； d3与蜗轮孔径相配合，取蜗轮的内径d3=70mm，按标准直径系列，取d3=70mm ； d5与轴承的内径配

28、合，与d3相同，故取dd65mm ;联轴段d55mm ； d4 起定位作用，定位轴肩高度故取d5 =60mm ;6.2.7蜗轮轴的轴向尺寸的确定左面与轴承配合的轴段长度 J，查轴承宽度为24mm；左轴承到蜗轮齿 宽间的套筒取L2 =33mm ;蜗轮齿宽L 67.2mm，故取L 70mm;蜗轮齿宽右 面到右轴承间的轴环与左面相同取 L 33mm ;与右轴承配合的轴段长度，查轴 承宽度为24mm;右轴肩段L5 =14mm，联轴段L6 =84mm，故轴的总长为280mm。 6.2.8蜗轮的强度校核已知蜗轮的切向力Ft2 二-Fx1 =5221N蜗轮的径向力Fr2 = -Fr1 =1900N蜗轮轴向力

29、Fx2 =1305N求水平面支反力：Fah 二 Fbh = 5221 = 2610.5N2 2水平面弯矩：Mch = Fah L3 = 2610.5 80 = 208840N mm垂直面支反力，由2Ma=0,即dFr2L2一 FV L0，得2plQ-7QFr2L2 Fx 2-1900 80 1350 Fbv2乙=2059NL160在铅垂方向上，由-F - 0，即Fbv - Fr 2 - Fav - 0 ,得Fav 二 Fbv - Fr2 二 2059 -1900 = 159N垂直面弯矩Mcv=FaVL=1 59 8 0= 1 2 712 0m mM、cv=FbvU=2 059 80 164N2

30、hm根据合成弯矩M =；1；Mh2Mv2 得C截面左侧弯矩M = . M CH M CV二 2088402 127202 二 209227N mmC截面右侧弯矩M c = M ch M cv=J2088402 1647202265895N mm转矩T-jQ-70T 二 Ft2 =5221 =710056N mm22当量弯矩Me由当量弯矩图和轴的结构图可知，C和D处都有可能是危险截面，应分别计 算其当量弯矩，此处可将轴的钮切应力视为脉动循环，取a、0.6，则C截面左侧当量弯矩Mce=$Mc2 +(aT )2UJ2092272 +(0.6汽 710056$ =150333N mmC截面右侧当量弯矩

31、M Ce = M C 二 265895N mm所以C截面处当量弯矩在以上两数值中取较大者，即MCe =265895N mmD截面弯矩MDH =FAHL3 =2610.5 45=117473N mmM DV = FAV L3 = 159 45 = 7155N mmD截面合成弯矩=.1174732 =71552 J17691N mmD截面当量弯矩2 2daT=、.、1176912 7100562 二 719653N mm求危险截面处轴的计算直径许用应力，轴的材料用45钢，由机械设计基础表7-1可知，匕=60MPaC截面直径计算M= 3 265895 = 35.4mm0.1 60M DeD截面直径计

32、算dD -3珂咤“9.3mm0.1 一 W 0.1 60经与结构设计图比较，C截面和D截面的计算直径分别小于其结构设计确定 的直径，故轴的强度足够。7键连接设计计算7.1蜗杆联接键键的选择和参数选择普通平键，圆头。由机械设计课程设计指导书表11.27查得d=30mm 时。应选用键 A8X40 GB/T1096转矩5.22 x 104 N mm键长L1 = 40 mm接触长度» = L| - b = 40 -8I1 = 32mm许用挤压应查机械设计基础表 2-12键连接钢的许用挤压应力为lrJ=120MPa”4T恥5.22"04 P =31.07 MPa< b P力G】

33、P校核7 p ' 3i. u/iviPadhl30汇772故满足要求7.2蜗轮键的选择与校核键的选择和参数选择普通平键，圆头。由机械设计 课程设计指导书表11.27查得d=55时。应选用键 A16"12 GB/T1096转矩56.81X0 N mm键长L1 = 112 m m接触长度h =."=112_161l1 =96mm许用挤压应查机械设计基础表 2-12键连接P = 26.4 MPa钢的许用挤压应力为 &p】 = 120MPa力k 校核54T4 汉 7.1 汉 10Q"£ b】p故满足要P!dhl 112X0X96求= 26.4MP

34、a7.3蜗轮轴键的选择与校核键的选择和 参数选择普通平键，圆头。由机械设计 课程设计指导书表11.27查得d=55时。应选用键 A16H12 GB/T1096转矩7.1"05N mm键长L1 = 84 mm接触长度h = L| - b = 84-161l1 = 68mm许用挤压应力k L校核查机械设计基础表 2-12键连接钢的许用挤压应力为forp = 120MPa54T4 況 7 1 況 106=工=37.29MPadhl112X0x68c p = 37.29MPa< t p故满足要 求8 箱体的设计计算8.1箱体的构形式和材料采用下置剖分式蜗杆减速器（由于 V=5m/s）铸

35、造箱体，材料HT1508.2箱体主要结构尺寸和关系名称减速器型式及尺寸关系箱座壁厚SS =11mm箱盖壁厚S1S 仁 10mm箱座凸缘厚度b1, 箱盖凸缘厚度b, 箱座底凸缘厚度b2b=1.5S =16mmb1=1.5S 仁 15mmb2=2.5S =28mm地脚螺钉直径及数目df=19mmn=6轴承旁联接螺栓直径d仁 14mm箱盖，箱座联接螺栓 直径d2=10mm螺栓间距150mm轴承端盖螺钉直径d3=9mm螺钉数目4检查孔盖螺钉直径d4=6mmDf, d1, d2至外壁距离df, d2至凸缘边缘距离C1=26,20,16C2=24,14轴承端盖外径D仁 80mmD2=125mm轴承旁联接螺栓距离S=140mm轴承旁凸台半径R仁 16mm轴承旁凸台高度根据轴承座外径和扳手空间的要求由结构确定箱盖，箱座筋厚m1=9mm m2