涡轮蜗杆装配说明书

1、,word ,完美整理版蜗轮蜗杆装配说明书设计装料机的传动装置 1.第一章传动装置总体设计21.1 电动机的选择2.1.2 传动比的计算及分配31.3 传动装置运动、动力参数的计算3第二章 传动件的设计计算 .4.2.1 蜗杆副的设计计算 4.2.2 螺杆副上作用力的计算72.3 箱体内壁8.第三章 轴的设计计算 9.3.1 蜗杆轴的设计与计算 93.2 低速轴的设计计算1.6总结20,专业资料参考分享设计装料机的传动装置工作条件与技术要求:1、该传动装置用于热处理车间装料机的传动系统中。2、装料机工作定时停车，单向回转，传动装置使用期限不低于20000小时3、载荷稳定，环境温度0 40C,输

2、送机允许速度误差为4%4、装料机主轴功率p=3.25KW 装料机主轴转速 V=9.0r/min二设计工作量：1、减速器装配图一张（A0或A1）2、装配图草图一张3、零件图两张（涡轮和涡杆）4、设计说明书一份，主要内容：输入轴齿轮的设计计算，输入轴的轴承选 型计算，输入轴的校核计算，输出轴的轴承选型。第一章传动装置总体设计1.1电动机的选择1、选择电动机的类型：根据用途选用Y系列三相异步电动机。2、选择电动机功率：查减速器设计实例精解表 2-1,轴承效率 轴承=0.98, 蜗轮蜗杆传动效率 蜗=0.8,联轴器效率 联=0.99,得电动机所 需工作功率为Po 目 3Pw 3325kw M.40KW

3、联 3由承蜗联 0.99 0.983 0.8 0.99由减速器设计实例精解表 8-2,可选取电动机的额定 功率 ped =5.5KW3、电动机的选择假定选择电动机的型号为Y132M2-6,电动机额定功率Ped =5.5KV/ 同速 n=1000r/min ,满载转速 n m =960r/min。由表2-2可知单级蜗轮蜗杆传动比范围为i蜗10 40 ,现暂取 i蜗 30, n=r/ min 32r/ mini®30由链的线速度vn D ,得输送链链轮的分度圆直v w60 1000/为 c vw 60 1000 9 1000彳工力 Dmm 89.6mmn32对链轮分度圆直径进行取整 D=

4、100mm则链的实际转度为：Vw 60 10009r/minnw 3r/min 28.66 r/minD100 10(vw 0.15m/ s)Pw =3.25KWP0 4.40kwPed =5.5KWn m =960r/minD=100mmnw =28.66r/minvw 0.15m/s1.2传动比的计算及分配传动比的计算及分配如下：总传动比i1 nm ” 33.5nw 28.66满足要求。1.3传动装置运动、动力参数的计算传动装置的运动、动力参数的计算如下：1、各轴转速n0 960r/minn1 n0 960r /minn1960" - r/min 28.66r/min1 33.5

5、nw n2=28.66r/min2、各轴功率PlPo0 1P0联 4.4 0.99KWF.36KWP2Pi1 2P1轴承蜗 4.36 0.98 0.8KWW.42KWPw P2 2 w P2 轴承联 3.42 0.98 0.99KW 咫32KW3、各轴转矩Pc4.40T0 9550 0 9550N m 43.77N mn0960T1 9550 P19550 4.36 N m 43.37N mn1960Po3.42T2 9550 9550N m 1139.6N mn228.66P.3.32Tw 9550 w 9550N m 1106.3N mnw28.66i=33.5r/minn0 =960r/

6、minn1 =960r/minn2 =28.66r/minnw =28.66r/minp1 =4.36KWp2 =3.42KWp3 =3.32KWT0 =43.77 N mT1 =43.37 N mT2 =1139.6 N mTw =1106.3 N m第二章传动件的设计计算2.1蜗杆副的设计计算蜗杆副的设计计算如下:1、选择材料、热处理方式和公差等级考虑到蜗杆传动传递的功率不大，速度不太高有相对滑动速度，蜗杆选用45钢，表面淬火处理，HRC=4550。设相对滑动速度vs<6m/s,故蜗轮选用铸铝铁青铜ZCuAl10Fe3,选用8级精度。2、确定蜗杆头数和蜗杆齿数由表 10-5选取乙=2

7、,贝U z2nz1=33.5>2=673、初步计算传动的主要尺寸因为是软齿面闭式传动，故按齿面接触疲劳强度进行设计，则有m2d1 9KT2(ZE )2Z2 H、蜗轮传递转矩 T2=1139600N mm、载荷系数K KaKvK 。由表10-6查得工作情况系数KA =1.0 ;设蜗轮圆周速度V2 <3m/s,取动载荷系数Kv=1.0；因工作载荷平稳，故取齿向载荷分布系数K =1.0,则 K KaKvK =1.0 X1.0 M.0=1.0、许用接触应力 H Knh 0H。由表10-7查取基本许用接触应力 0H =180MPa应力循环次数为N=60an2Lh=60X1.0 >28.

8、66 X20000=3.44X10 7故寿命系数为K NH8 810710770.86N 3.44 10、弹性系数ZE=160<MPa ,则模数m和螺杆分度圆直径d1蜗杆选用45钢, 表面淬火处理 蜗轮ZCuAl10Fe3 金属模铸造8级精 度Zi=2z2 =67m2d1 9KT2( ZE )2 9 1.0 1139600 ( 160 )2mm3 z2 H67 153=2495.38mm3由表 10-8选取 m=6.3mm, d二63mm,则 2一一3m d1 2500.47mm4、计算传动尺寸、蜗轮分度圆直径为d2 mz2 6.3 67 422.1mm、传动中心距为1 , ,、1 CC

9、a 一(d1 d2) 一(60 422.1)mm 241.05mm 225、验算蜗轮圆周速度V2、相对滑动速度Vs及传动总效率、蜗轮圆周速度V2d2n2422.1 28.66v2m/s 0.63m/s 3m/s60 100060 1000与初选相符合,取Kv=1.0合适。、导程角 由 tan =m4/d 1=6.3X2/63=0.2 ,得 =11.31 °、相对滑动速度Vsdm63 960公/vs3.23m/ s 6m/ s60 1000 cos 60 1000 cos11.31与初选值相符，选用材料合适、传动总效率由查表10-9得当量摩擦角2 30 ,则/、 tan(0.95 0.

10、96)、 0.773 0.781tan()原估计效率0.8与总效率相差较大，需要重新较大，需要重新计算m2d16、复核m2d1m2d1 9KT2( ZE )2 2495.38 0.78 mm3 =2433.00mm Z2 h0.8m=6.3mmd1=63mmd2 422.1mma 241.05mmv2 0.63m/sKv=1.0选用材料合适原设计合理7、验算齿根抗弯强度验算公式为FfTFYd1d2m、K、T2、m和d1、d2同前齿形系数YFa2。当量齿数Zv2 Z2/COS3 11.3171.06，由图10-2 查得 YFa2=2.5、螺旋角系数11.31Y 1 11400.92140、许用弯

11、应力由表10-10查得OF =90MPa寿命系数为Y0.68f Yn of 0.6890MPa 61.2MPa则抗弯强度为1.53KT2Fd1d2m YFa2Yr1.53 1.0 1139600 2.4 0.92MPa63 422.1 6.3=22.98MPa<抗弯强度足够8、计算蜗杆传动其他几何尺寸、蜗杆抗弯强度足够齿顶高ha1ha m1 6.3mm 6.3mm全齿高h12ha m6.3mm0.2 6.3mm 13.86mm齿顶圆直径da1 d12ha ma63 2 16.3mm 75.6mmda1 75.6mm齿根圆直径df14 2ham 2c63mm 2 1 6.3mm 2 0.2

12、6.3mm47.88mmdf1 47.88mm螺杆螺旋部分长度为b1(11 0.06z2)m (11 0.0667) 6.3mm 94.63mm取 b1=110mm螺杆轴向齿距pxm6.3mm 19.782mm螺杆螺旋线导程pa z1px 2 19.782mm 39.564mm、蜗轮齿顶圆直径da2 (d2 2ha) m (67 2 1) 6.3mm 434.7mm齿根圆直径df2 d2 2ha m 2c422.1mm 2 1 6.3mm 2 0.2 6.3mm 406.98mm外圆直径 de2 da2 1.5m 434.7mm 1.5 6.3mm 444.15mmb2 2m(0.5 Jq 1

13、) 2 6.3 (0.5 J10 1) 6.3mm 48.09mm内范角2 arcsin(2arcsin)99.57d163 de434 7咽喉母圆半径 r02 a 241.05mm mm 23.7mm22轮缘宽度b 0.75da1 0.75 75.6mm 56.7mm取 b=55mm9、热平衡计算取油温t=70 C ,周围空气温度 t=20 C ,通风良好，取Ks 15W/(m2 C),传动总效率为0.78 ,则散热面积为A 1000Pi(1) 1000 4.36 (1 0.78) m2=128m2Ks(t t0)15 (70 20).2.2螺杆副上作用力的计算螺杆副上作用力计算如下1、已知

14、条件高速轴传递的转矩二43370N mm ,转速n二960r/min,蜗杆分 度圆直径d1=63mm,低速轴传递的转矩 T2=1139600N mm, 蜗轮分度圆直径d2=422.1mm。b1=110mmda2 434.7mmdf2 406.98mmde2 444.15mmb2 48.09mmb=55mmA=1.28m22、螺杆上的作用力(1)圆周力 Ft1 2TL 2 43370 N 1376.83N ,其方向与力 d163作用点圆周速度方向相反(2)轴向力 Fai Ft2 匹 2 1139600 N 5399.67N ,与蜗 d2422.1轮的转动方向相反(3)径向力Fr1 Fa1 tan

15、an 5399.67 tan 20 N 1965.32N其方向由力的作用点指向轮1的转动中心3、蜗轮上的作用力蜗轮上的轴向力、圆周力、径向力分别与蜗杆上相应的圆周力、轴向力、径向力人小相等，方向相反2.3箱体内壁在蜗杆副轮廓线基础上绘出箱体的内壁，这里蜗轮外圆®内壁的距离由表4-1中公式1方.2,下箱座壁厚=0.04a+3=0.04 >241.05+3=12.642mm ,取 =15mm ,而1*.2 =1.2 M5mm=18mm ,取 1=18mm,取蜗轮轮毂到内壁的距离 2=20mm。Ft1 1376.83NFa1 5399.67NFr1 1965.32N第二章轴的设计计算

16、轴的设计计算与轴上轮毂孔内径及宽度、滚动轴承的选择和 校核、键的选择和验算、与轴连接的半联轴器的选择同步进行。3.1蜗杆轴的设计与计算1、已知条件蜗杆轴传递的功率 P1=3.25KW 转速n1=960r/min ,传递转 距Ti=43.37 N m,蜗杆分度圆直径为 63mm,di=47.88mm宽 度 b1=110mm2、轴的材料和热处理因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，查 表8-26,选用常用的材料45钢，考虑到蜗杆、蜗轮有相对滑 动，因此螺杆采用表面淬火处理。3、初算*由径初步确定蜗杆轴外伸段直径。因蜗杆轴外伸段上安装联轴 器,故轴径可按下式求得，由表 9-8,可取C=12

17、Q则3 3 p4.36d c J 120mm=19.9mmn n9 960轴与联轴器连接，有一个键槽，应增大轴径 3%5%,则d 19.9 19.9(0.03 0.05) 20.50 20.90mm取 dmin =22mm4、结构设计1)、轴承部件的结构设计蜗杆的速度d1nl63 960vs1 1m/s 3.04m/s 10m /s60 100060 1000减速器采用蜗轮在上螺杆在卜结构。为方便蜗轮安装及调 整，采用沿蜗轮轴线的水平间剖分箱体结构，蜗杆轴不长，故 轴承采用两端固定方式。可按轴上零件的安装顺序，从dm.处45钢，表面淬火处理dmin =22mm开始设计。2)、轴段的设计轴段上安

18、装联轴器，此段设计应与联轴器设计同步进 行。为补偿联轴器所连接两轴的安装误差、隔离振动，选用弹 性销联轴器。查表8-37,取以=1.5,则计算转矩Te KAT1 1.5 43370N mm =65055N mm由表8-38查得GB/T5014-2003中的LX3型联轴器符合要 求：公称转矩为1250N m,许用转速为4750r/min,轴孔范围 为30 38mm,结合伸出段直径，取联轴器毂孔直径35mm轴孔长度84mm J型轴孔，A型键，联轴器从动端代号为LX335X84GB/T5014-2003 ,相应的轴段的直径 d1=35mm其长 长略小于毂孔宽度，取L1=80mm3)轴段的直径考虑联轴

19、器的轴向固定及密封圈的尺寸，联轴器用轴肩定 包，轴肩图度为h= (0.070.1) d1 (0.07 0.1) 35mm 2.453.5mm。轴 段的轴径d2 d1 2 (2.13) mm 39.241mm,其最终由 密封圈确定，该处轴的圆周速度小于 3m/s,可选用毡圈油封。 由表 8-27,选取毡圈 40JB/ZQ4606-1997，则 d2 40mm。由于 轴段轴段的长度L2涉及的因素较多，稍后再确定。4)轴段和轴段的设计轴段和安装轴承，考虑到螺杆受径向力、切向力口较大轴向力，所以选用圆锥滚子轴 承。轴段安装轴承，具直径应既便于轴承安装，又符合轴承 内径系列。现暂取轴承为30209,由表

20、9-9查得轴承内径d=45mm,卜径 D=85mm宽度 B=23mm T=20.75mrm 内圈定位轴 肩直径da=52mm外圈定位凸肩内径 Da=75mm,a=20.1mm故 d3=45mm螺杆轴承采用油润滑，轴承靠近箱体内壁的端面距 离箱体内壁距离3 =8mm。通常一根轴上的两个轴承型号相同，d1=35mmL1=80mmd2 40mmd3=45mmd7 =45mm则d7=45mm ,为了螺杆上轴承很好地润滑，通常油面高度应 到达最低滚动体中心，在上油面高度高出轴承座孔底边15mm而螺杆浸油深度应为(0.751) h1 (0.751) 13.86mm 1014mmo 螺杆齿顶圆到轴承座孔底边

21、的距离为L7 =L3 =B=23mm(D-da1)/2 (85-75.6)/2mm 4.7mm,油面浸入螺杆约 0.75 个齿高，因此不需要甩油环润滑螺杆，则轴段及轴段的长 度可取为L7=L3=B=23mm(5)轴段的长度设计轴段的长度L 2除与轴上零件有关外，还与轴承座宽度及轴承端盖等零件有关。取轴承座与 蜗轮外圆之间的距离二15mm,这样可以确定出轴承座内伸部分端面的位置和箱体内壁位置。由前面的计算得知下箱座壁厚 取 二12mm由中心距尺寸 241.05mm>200mm可确定轴承旁连 接螺栓直径 M12箱体凸缘连接螺栓直径 M10地脚螺栓直径 M16轴承端盖连接螺栓直径 M8由表8-

22、29取螺栓 GB/T5781 M8X20。由表8-30可计算轴承端盖厚e=1.2Xd端盖=12mm,取e=12mm。端盖与轴承座间的调整垫片厚度为t =3mm。为方便不拆卸联轴器的条件下，可以装拆轴承端盖连接螺栓，并使 轮毂外径与端盖螺栓的拆装不干涉，故取联轴器轮毂端面与端 盖外端面白距离为 K1=15mm。轴承座外伸凸台高；=3mm ,测出轴承座长为L =52mm ,则有L2 56mmL2 K1 e t L 3 L3 =(15+12+3+52-8-23 ) mm =51mm(6)轴段和的设计该轴段直径可取轴承定位轴肩的直径，可取d4=d6=52mm轴段和的长度可由蜗轮外 圆直径、蜗轮齿顶外缘

23、与内壁距离为1=15mm和螺杆宽b二110mm及壁厚、凸台高、轴承座长等确定，即L4 L6 亭 12416.4321512 352L4 L6 140mm(7)螺杆轴段的设计轴段即为螺杆段长，=139.215mm圆整，取 L4 l6 140mmL5=b=110mm分度圆直径为63mm齿根圆直径df1=47.88mm(8)轴上力作用点间距轴承反力的作用点距离轴承外 圈大端面距离a=20.1mm则可得轴的支承点及受力点的距离为1 =101.1mm60mm +a=30mm+51mm+20.1mm=101.1mm22=T-a+L4+% 2=24.75mm-20.1mm+140mm+0mm22 =199.

24、65mm3=199.65mm=199.65mmx =2 1 +b1 =2 X17mm+80mm=114mm键连接联轴器与轴段间采用A型普通平键连接,由表8-31得键的型号为键10刈GB/T 1096-1990 。6、轴的受力分析、画轴的受力简图轴的受力简图如图3-1所示。图3-1受力简图、支承反力在水平面上为R ah = Rbh Ft1l31376.83 199.65 N 688.42NAH l2 l3199.65 199.65在垂直平面上为F"3 Fa1d1/21965.32 199.65 1965.32 63/2R AV =- Nl2 l3199.65 199.65=1137.7

25、0NRBv=Fr1-RAv =1965.32N-1137.70N=827.62N轴承A的总支承反力为Ra=、rAh rAv688.422 1137.702N 1329.77N轴承B的总支承反力为R B =, rBh rBv 688.422 8 27.622N 1076.51N、弯矩计算在水平面上，螺杆受力点截面为M 1H =Rah 12=688.42X199.65 N mm =137443.05 N mm在垂直平面上，螺杆受力点截面左侧为M iv=Rav l2 =1137.70 X199.65N mm=227141.8N mm螺杆受力点右侧为M 1V =Rbv l3 =827.62 X199.

26、65N mm=165234.3 N mm合成弯矩，螺杆受力点截面左侧为M=、M2H M2V137443052 227141.82 N mm=265488.21 N mm螺杆受力点截面右侧为M右=，M 2H M1V V137443.052 165234.32 N mm=214925.49 N mm、画弯矩图 弯矩图如图3-2、3-3和3-4所示Rah 688.42NRbh 688.42NRav=1137.70NRbv =827.62NRa=1329.77NRb=1076.51NM1h =137443.05N mmM iv =227141.8N mm、M iv =165234.3N mmM 1 =

27、26548.21N mmMi右=214925.49N mm45钢，调质处理M137443.Q5Nnm图3-2图3-3图3-4、转矩和转矩图 T1=87940N m转矩图如图3-5所示图3-5dmin =26mm7 、校核轴的强度由弯矩图可知，蜗杆受力点截面左侧为危险截面其抗弯截面系数为,3.一 3W= f1 .mm3 10776.12 mm33232抗扭截面系数为、一d3340333W T = mm 21552.24mm1616最大弯曲应力为M1265488.21 1Vmc1 = MPa 24.64 MPaW 10776.12扭剪应力为43370 MPa 2.01MPaWT21552.24按弯

28、扭合成强度进行校核计算，对于单向转动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数a=0.6,则当量应力为e J 12 4(a )2 24.642 4 (0.6 2.01)2 MPa 24.76MPa由表8-26查得45钢调质处理抗拉强度极限B=650MPa由表8-32用插值法查得轴的许用弯曲应力1b =60MPae<化，强度足够。8 、校核键连接的强度带轮处键连接的挤压应力为p 玉4 43370 MPa=12.39MPadhl 35 10 (50 10)取键、轴及联轴器的材料都为钢，由表8-33查得p 125150MPa,p7p< p,强度足够。9 、校核轴承寿命、计算当量动载荷由表9

29、-9查30209轴承得C=67800N Co=83500N e=0.4 , Y=1.5,由表 9-10 查得滚动轴承内部轴向力计算公式，则轴承1、2的内部轴向力分别为抗弯强度足够键连接强度足够S1卫 1329.77 N 443.26N2Y 2 1.5S2 RB 1076.51 N 358.84N2Y 2 1.5外部轴向力A=1329.77N,各力方向如图所示S2+A=358.84N+1329.77N=1688.61N>443.26N则两轴承的轴向力分别为Fa1 S2 A=1688.61NFa2 S2 =358.84N因为包 1688.61 1.27 e 0.4,则轴承2的当量动载荷为Ra

30、1329.77匕 0.4RA YFa1 0.4 1329.77 N 1.5 1688.61N 3064.82N因为. 358.84 0.33 e 0.4,则轴承2的当量动载荷为 Rb1076.51Pr2 Rb 1076.51N、轴承寿命 因Pr1>Pr2,故只需校核轴承1, P = P.1。 轴承在100c以卜，作，由表8-34查得fT 1 0对于减速器， 由表8-35查得载荷系数fp 1.2。由轴承1的寿命为106 fTC 31061 67800 ;Lh()3 ()3h 10344073h60r fpP 60 960 1.2 3064.82减速裕顶期寿命为、 Lh 20000hLh L

31、h ,故轴承寿命足够。3.2低速轴的设计计算低速轴的设计计算如下：1、已知条件低速轴传递的功率 P2 =3.42KW 转速n2 =28.66r/min ,传递 转距T2=1139600N mm ,齿轮2分度圆直径 d2=422.1mm齿 轮宽度b2=55mm2、选择轴的材料因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故45钢，调质处理由表8-26选用常用的材料45钢，调质处理。3、初算轴径取C=12Q低速轴外伸段的直径可接下式求得3 ,-3 .,fp 彳” 3.42d c J 120 Jmm=59.04mm n 2 28.66轴与联轴器连接，有一个键槽，应增大轴径 3%5%,则d 59.0

32、4 59.04(0.030.05) 60.81 61.99mm圆整 dm. =61mmdmin =61mm4、结构设计1 )、轴段设计轴段上安装联轴器，此段设计应与联轴器的选择设计同步进行。为补偿联轴器所连接两轴的安装误差、隔离振动，选用弹性柱销联轴器。由表 8-37,取Ka =1.5,则计算转矩 Tc=KaT2=1.5 X 1139600N mm =1709400N mm由表8-38查得GB/T5014-2003中LX4型联轴器符合要求：公称转矩为2500 N m ,许用转速3870r/min,轴孔范围为4063mm。结合伸出段直径，取联轴器毂孔直径为61mm轴孔长度107mmJ型轴孔，A型

33、键，联轴器主动端代号LX461 X107GB/T 5014-2003 ,相应的轴段的直径d1二61mm其长度略小于毂孔宽度，取L1=100mm2)轴段轴径设计在确定轴段的轴径时，应考虑联轴器的轴向固定及密封圈的尺寸，联轴器用轴肩定位，轴肩高度为h= (0.07 0.1) d1 (0.07 0.1) 61mm 4.27 6.1mm。轴段的轴径d2 d1 2h 69.5473.2mm,最终由密封圈确定。该处轴的圆周速度小于 3m/s,可选用毡圈油封。查表 8-27,选取毡圈 70ZQ 4606-1997，则 d2 70mm 03)轴段和的设计轴段和上安装轴承，考虑到蜗轮轴向力的存在，因此选用圆锥滚

34、子轴承，轴段和直径应既便于轴承安装，又应符合轴承内径系列。现暂取轴承为30216, 经过轴承内径 d=80mm,卜径 D=140mm5度 B=26mmT=28.25mm, 内圈定位轴肩直径da=90mm外圈定位凸肩内径 Da=125mm由 承反力作用点距轴承外圈大端面的距离 a=28.1mm故d3=80mm 通常一根轴上的两个轴承取相同型号，则d6=d 3=80mm4)轴段的设计 轴段上安装蜗轮，为便于蜗轮的安装， d4必须略大于d3,可初定d4=85mm,曷轮2轮毂的宽度范围为(1.2-1.5 ) d4=102-127.5mm,取其轮毂宽度 H=105mm其右端 采用轴肩定位，左端采用套筒固

35、定。为使套筒端面能够顶到齿 轮端面，轴段长度应比轮毂略短，故取L4=100mm5)轴段 的长度设计 取蜗轮轮毂到内壁距离 2=18mm则L3 B 32HL4 (26 18 12 105 100) mm 61mmi6)轴段的长度计算轴段的长度除与轴上零件有关外，还与轴承座宽度及轴承端盖等零件有关。轴承端盖连接螺 栓同高速轴为 GB/T5781 M8>20 ,其安装圆周大于联轴器轮毂 外径，为使轮毂外径不与端盖螺栓的拆装发生干涉，故取联轴 器轮毂端面与端盖外端面的距离取K=15mm下箱座壁厚同前二12mm轴承旁连接螺栓同前 M12由表4-1可查，部分面凸 缘尺寸(扳手 空间)g =25mm,

36、c2 =20mm轴承座的厚度为L c1 c2 (5 8) 12mm 25mm 20mm (5 8)mmd1=61mmL1=100mmd2 70mmd6=d3=80mmd4 =85mm(62 65) mm的调整垫片厚度同前 t =3mm则L4 =100mm则取L'=64mm轴承端盖凸缘厚同前e=12mm前端与轴承座间L2 Kle t L 3 B (15 12 3 64 12 26)mm 56mrL3 61mm7)轴段的设计该轴段为蜗轮提供定位作用，定位轴肩的 高度为 h=(0.07 0.1) ds 3.5 5mm,取 h=5mm,U d5=95mim齿轮端面距离箱体内壁距离为31 (b1 b2)/2 15mm (11