单级蜗杆减速器课程设计

1、机械工程学院机械设计课程设计说明书设计题目：单机蜗轮蜗杆减速器课程设计专业：机械设计制造及其自动化班级：13机制姓名：学号指导教师：王利华张丹丹2016年7月3日机械工程学院课程设计说明书目录、设计任务11 .设计题目12 .原始数据13 .工作条件14 .传动系统方案的拟订1、设计计算21 .选择电机21.1 电动机的功率21.2 电动机转速的选择21.3 电动机型号的选择31.4 传动比的分配32 .计算传动装置的运动和动力参数32.1 各轴转速32.2 各轴的输入功率32.3 各轴的转矩33 .蜗轮蜗杆的设计计算43.1 选择蜗杆传动类型43.2 选择材料43.3 按齿面接触疲劳强度进行

2、设计43.4 确定许用接触应力522人.3.5 计算md1值63.7 校核齿根弯曲疲劳强度73.8 验算效率73.9 精度等级工查核表面粗糙度的确定83.10 蜗杆传动的热平衡计算84 .轴的设计计算94.1 蜗轮轴的设计计算94.2 蜗杆轴的设计计算135 .轴承的计算175.1 计算输入轴轴承175.2 计算输出轴轴承196 .键连接的选择的计算206.1 蜗杆轴键的计算206.2 蜗轮轴上键的选择217 .联轴器的校核227.1 蜗杆轴联轴器的校核227.2 蜗轮轴联轴器的校核228 .减速器箱体结构设计228.1 箱体结构形式和材料22机械工程学院课程设计说明书8.2 箱体主要结构尺寸

3、228.3 减速器的附件249 .润滑和密闭说明259.1 润滑说明259.2 密封说明26三、设计心得27参考文献28机械工程学院课程设计说明书一、设计任务1 .设计题目设计用于带式输送机传动装置的单级蜗杆减速器。2 .原始数据输送带工作拉力F=2400N输送带速度V=0.8m/s；卷筒直径D=300mm3 .工作条件班制，连续单向运转，载荷较平稳；使用期限10年，小批量生产；允许输送带速度误差为土5%;生产条件是中等规模机械厂，可加工78级精度的蜗杆及蜗轮，动力来源是三相交流电(220V/380V)。4 .传动系统方案的拟订设计单级蜗杆减速器，传动路线为：电机一一联轴器一一减速器一一联轴器

4、一一带式运输机。优点是机械工程学院课程设计说明书传动比较大，结构紧凑，传动平稳，噪音小，适合于繁重及恶劣条件下长期工作。缺点是效率低，发热量较大，不适合于传递大功率。二、设计计算1 .选择电机1.1 电动机的功率由以知条件可以计算出工作时所需的肩效功率FV2400*0.8PKW1.92kW10001000查阅参考文献【2】中表2-2可知联轴器效率1=0.99滚动轴承效率2=0.98双头蜗才f效率3=0.8卷筒效率40.96传动系统总效率n总=1*J23*34=0.70式中：12=2*3=0.98X0.8=0.78232*10.98X0,99=0.97342*40.96*0.980.94工作时所

5、需电动机功率为P192PrKW2.74kW总0.701.2 电动机转速的选择输送机滚筒*由的工作转速为P1.92KWPr2.74kW2机械工程学院课程设计说明书60*1000v60*1000*0.8,.cnno/nwr/mim50.93r/.D3.14*300/m1n1.3 电动机型号的选择选取同步转速为750m/s的电动机，根据工作条件，查阅参考文献【2】中表16-1可知，应选择的电动机型号为Y132M其主要性能参数为额定功率Pm3kW满载转速nm710%1n1.4 传动比的分配总传动比i”-71013.9414nw59.32.计算传动装置的运动和动力参数2.1 各轴转速蜗杆轴n1=710r

6、/min齿轮轴n2=710/14=50.71r/min卷筒*由n3=n2=50.71r/min2.2 各轴的输入功率蜗杆轴p1=Pr*12.74*0.993.713KW齿轮轴p2=Pi*122.713*0.782.116KW滚筒*由p3=p2*23*342.116*0.97*0.941.929KW2.3 各轴的转矩电机输出转矩pTd=9550rL=9550*2.74/710NM36.855NMnm蜗杆输入转矩nw50.93%ini14n1710r/minn250.71r/minn350.71r/minR3.713KWP22.116KWP31.929KWTd36.855Nm工36.492Nm3机

7、械工程学院课程设计说明书71=9550-19550*2.713/710NM36.492NM398.497Nmni蜗轮输入转矩F2363.28NmT2=955029550*2.116/50.71NM398.497NM滚筒输入转矩P3T3=955039550*1.929/50.71NM363.28NMn3将以上算得的运动和动力参数列于表1表1功率p(kw)转速n(r/min)转矩T(nm电动机轴371036.855蜗杆轴3.71371036.492蜗轮轴2.11650.71398.497滚筒*由1.92950.71363.283.蜗轮蜗杆的设计计算3.1 选择蜗杆传动类型根据GB/T10085-1

8、988的推荐，采用渐开线蜗杆(ZI)。3.2 选择材料考虑到蜗杆传动功率不大，速度只是中等，故蜗杆采用45钢；因希望效率高些，耐磨性好些，故蜗杆螺旋齿面要求淬火，硬度为4555HRC蜗轮用铸锡磷青铜ZCuSn10P1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。3.3 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，再校核齿根弯曲疲劳强度。由式m2dlKT2(480/Z2h)2K=1Ka=1.15Kv=1K=1.15Z1=2Z2=29h=268MPaaLh,4800chN1.46044108Khn=0.72机械工程学院课

9、程设计说明书确定作用在涡轮上的转距由前面可知T2=398.497N-m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K=1;由参考文献【1】表11-5取使用系数Ka=1.15A由转速不高，冲击不大，可取动载荷系数Kv=1,则K=KKaKv=1.15确定弹性影响系数ZE1因用铸锡磷青铜蜗轮和钢蜗杆相配，故Ze=160MPS确定蜗杆齿数乙和蜗轮齿数Z2由参考文献【1】表11-1,初选蜗杆头数为Zi=2蜗轮齿数为z2=i*Z)28,由于乙与z2之间尽量要互为质数，取Z229。3.4 确定许用接触应力根据蜗轮材料为铸锡磷青铜ZCuSn10P1金属模铸造，蜗杆螺旋齿面硬度45HRC灯从参考文献【1

10、1中表11-7查得蜗轮的基本许用应力H=268MPa应力循环次数假设减速器每天工作16小时，每年按300工作日计，则寿命为十年时L；300*16*104800ch应力循环次数N=60jn2Lh=60X1X50.71X480001.46044108机械工程学院课程设计说明书寿命系数7Khn=880.721.46108H=Khnh=0.72*268MPa=191.69MPaH=191.69MPa3.5计算m2d1值23480233m2dl1.15398.497103()2mm33416.7-.mm25._1 29191.69md13416.73mm因乙=2,从参考文献【1】表11-2中取模数m=8

11、蜗杆分度圆直径d180mm,分度圆导程角111836蜗杆与蜗轮主要几何参数中心距a匕808*2922蜗杆轴向齿距pam3.14*825.13mmm=8d180mm111836a156mm蜗杆直径系数qd18010m8齿顶圆直径da1d12ham8021886mm齿根圆直径df1d1hf1d12m(h；c*)60mm蜗杆齿宽b1110.1z2m110.129825136.5mm取b1136.5mm导程角1118361蜗杆轴向齿厚sam0.58mm12.57mm2蜗轮蜗轮齿数z229分度圆直径d2=mZ2=829232mmpa25.13mmq10da186mmdf160mmbi136.5mms；1

12、2.57mm蜗轮d2232mm蜗轮喉圆直径da2d22ha2232218mm248mm机械工程学院课程设计说明书齿根圆直径df2d2hf22328(10.25)mm222mm蜗轮咽喉母圆半径11rg2ada2156一248mm32mmg22蜗轮宽度B0.75da10.7586mm64.5mm取B=64mm3.7校核齿根弯曲疲劳强度1.53KT2YYF,TFa2TFdd2m当量齿数Zv2二29一330.76cos(cos11.31)根据zv230.76,从参考文献【1】中可查得齿形系数YFa22.43因为11183611.31螺旋角系数Y=1=1-11=0.919214001400许用弯曲应力f

13、f,Kfn从手册中查得由ZCuSn10P制造的蜗轮的基本许用弯(曲应力F=56MPaa寿命系数Khn0.72f=0.72X56MPa=40.32MPa，一，一，-31.531.15398.49710c仆co”八小“广”门F2.430.9192MPa10.5048MPa802328故弯曲强度是满足的。3.8验算效率da2248mmdf2222mm%232mmB=64mmZv230.76F10.5048MPa7机械工程学院课程设计说明书(0.950.96)tantan(v)已知111836,varctan九；fv与相对滑动速度Vs肩关vs=dn0=3.03m/s601000cos11.31由参考文

14、献【1】表11-18可得fv=0.027,v1.15代入式中可得(0.830.84),大于原估计值，因此不用重算。3.9 精度等级工查核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/T10089-1988圆柱蜗杆，蜗轮精度选才8级精度，侧隙种类为f,标汴为8fGB/T10089-1988。然后由有关手册查得要求的公差项目及表面粗糙度，此处从略。详细情况见零件图。3.10 蜗杆传动的热平衡计算蜗杆传动的热平衡校核公式：1000P(1).tt0tdS其中：蜗杆传递的名义功率P2.713kW蜗杆传动的总效率0.841箱体散热系数(W/m2C),d(8.1517.45)

15、W/m2C,取d13W/m2C箱体散热面积S1.2m2周围空气的温度t020C润滑油工作温度的许用值一般取6070c,取vs=3.03m/sfv0.027v1.158机械工程学院课程设计说明书t60C代入上述数据，得t2010002713(10-84)C47.83Ct,符合131.2要求。4.轴的设计计算4.1 蜗轮轴的设计计算4.1.1 选择轴的材料及热处理选用45钢，调质处理。4.1.2 求作用在蜗轮上的力轴向力Ft匹398-4972103N3435.32Nd2232径向力Fr匕变一tan20Ft1275.12Ncoscos11.31圆周力FaFttan343532tan11.31N687

16、.07N4.1.3 初步确定轴的最小直径根据参考文献【1】表15-3,取A0112，由H.-2.116dminA)31123mm3885mmnn2550.71输出的最小轴径显然是安装联轴器处的直径d-为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩TcaKaT2,查参考文献【1114-1,考虑转矩变化很小，故取Ka=1.5,则TcaKaT21.5398.497Nm597.745Nm蜗轮轴Ft3435.32NFr1275.12NFa687.07NTca597.745Nm9机械工程学院课程设计说明书由参考文献【2】表13-9,选用LX3型弹性柱销联轴器,联轴器孔径d

17、40mm,故取，由于键槽的存在，故将直径增大10%Md1(10.1)4044mm则重新选择联轴器LX4,d145mm联轴器与轴配合的长度为84mm,为了保证轴端挡圈只压在联轴器上而不压在轴的端面，故取第一段长度为L182mm。4.1.4轴的结构设计装配方案：右端从左到右依次安装甩油环，滚动轴承，端盖。左端从右到左依次安装蜗轮、套筒、甩油环，滚动轴承、端盖和联轴器。|C)123456d145mmL182mmd252mmL250mmd355mm图2确定轴的各段直径和长度1段：由上得d145mm,L182mm;2段：为满足联轴器要求，两段轴之间要有定位轴肩，则d24523.552mm,考虑到轴承端盖

18、的长度和安装和拆卸的方便，取L2252550mm3段：由于轴承同时受到径向力和轴向力的作用，故选轴承为圆锥滚子轴承，由于d252mm查参考文献【2】表12-3,所选轴承型号为30311。其尺寸为dDT55mm120mm31.5mm则d355mm甩油盘的长度为12mm取齿轮距箱体内壁之间的距离10机械工程学院课程设计说明书为18mm,则第三段轴的长度为l_318mm12mm31.5mm61.5mm4段：查参考文献【2】表12-3知该型轴承的定位轴肩高度为h5mm，则d4d32h65mm，该段与蜗轮接合，蜗轮轮毂L41.5d41.56597.5mm,为了使套筒能可靠地压紧齿轮，此轴端应略短于轮毂宽

19、度，故取L495mm05段：轴肩高度为h（23）R,由轴d465mm得R2mm故取h6mm则d77mmL512mm。6段.d6d355mmL6361248mm轴的圆角半径R2mm,轴端倒角为C2o4.1.5求轴上的载荷先确定轴的支点位置，查参考文献【2】表12-3得,对于30311型轴承，a25mm，则轴的支承跨度为l2I384mm82.5mm166.5mm根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图，如图3所示L3d4L4d5L5d6L661.5mm65mm95mm77mm10mm55mm41.5mm11机械工程学院课程设计说明书12机械工程学院课程设计说明书扭矩为TT2398.497Nm4.1,

20、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的强度经判断轴所受扭转切应力为脉动循环应力，取0.6,轴的计算应力为22Mi(T3)170721,523(0.6398497)20.1773MPa6.44MPa以选定轴的材料为45钢，调质处理。由参考文献【11表15-1查得=60MPa,因此ca1,故安全。4.2蜗杆轴的设计计算4.2.1 选择轴的材料及热处理选用45钢，调质处理。4.2.2 求作用在蜗杆上的力轴向力Ft2T1912.3Nd1径向力FrFttan_338.67Ncos圆周力FaFttan18246N4.2.3 确定轴的最小直径根据参考文献【1】表15

21、-3,取4110,由的最小轴径显然是安装联轴器处的直径d1“八P1dmin23，；17.20mm最小轴径显然是安装联轴器处的直径d1,为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。13T398.497Nmca6.44MPaca蜗杆轴FtFrFa912.3N338.67N18246N110机械工程学院课程设计说明书联轴器的计算转矩TcaKaT2,查参考文献【1】14-1,考虑转矩变化很小，故取Ka=1.5,则Tca54.183NmTcaKAT11.536.49254.183Nm由参考文献【2】表13-9,选用LX1型弹性柱销联轴器,联轴器孔径d19mm,故取d119mm,联轴器

22、与轴配合的长度为30mm,为了保证轴端挡圈只压在联轴器上而不压在轴的端面，故取第一段长度为L125mm。4.2.4轴的结构设计装配方案：右端从左到右依次安装套杯、滚动轴承,挡圈，止动垫圈，圆螺母，端盖，左端从右到左依次安装套杯、滚动轴承、挡圈，套筒，端盖和联轴器。12345一I73910d119mmL125mmd221mmL245mmd325mmL321mm3图4确定轴的各段直径和长度1段：由上得d119mm,L125mm;2段：为满足联轴器要求，两段轴之间要有定位轴肩，轴肩高度为h(23)r，由轴d119mm，查参考文献【1】表14-2，得R1mm，故取h2mm,则d221mm考虑到轴承端盖

23、的长度和安装和拆卸的方便，端盖与联轴器间的距离为25mm再初选套筒长度为20mn(L2252045mm3段：由于轴承同时受到径向力和轴向力的作用，故选轴承为圆锥滚子轴承，由于d221mm,杳参考文献2表12-3,所选轴承型号为30305.其尺寸为机械工程学院课程设计说明书dDT25mm62mm18.25mm则525mm，选取该段长度为L321mmd433mm4段：查参考文献【2】表12-3知该型轴承的定位轴L410mm肩高度为h4mm，则d4d32h33mm，取该段长d525mm度为10mmL410mm。L540mm5段：5段轴的直径与3段轴的直径相同，即d5d325mm取该段长度为L540m

24、mL6108mm6段：其长度与蜗杆齿宽致,取L6136.5mm,d680mmd725mmd680mm。L740mm7反该段轴的直径与5段轴的直径相同，即d?d525mm取该L740mmd833mm8段：该段轴与4段轴一致，d833mmL810mmd925mmL810mmL921mm9段：该段轴与4段轴一Bd925mm,L921mm10段：该段安装止动垫圈和圆螺母，取d1020mmd1020mmL1020mmL1020mm轴的圆角半径R2mm,轴端倒角为C2o4.2.5求轴上载荷先确定轴的支点位置，查参考文献【2】表12-3得，对于30305型轴承a13mm,则轴的支承跨度为-124.25mm1

25、24.25mm根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图，如图5所示15机械工程学院课程设计说明书rrrrTTfllinffll图5从轴的结构图和弯矩图中可以看出截面C为轴的危险面。现计算截面C处的各数值对水平面HFnhi456.15N,Fnh2456.15NMh60325.8375NmmFNH1FnH2Mh456.15N456.15N60325.8375Nmm对垂直面VFnvi141.74N,Fnv2196.93NMv118745.115Nmm,MV226043.993Nmm机械工程学院课程设计说明书总弯矩M1603258375218745115263171.09NmmM2.6032583752

26、(26043.9932)65707.65721Nmm扭矩为TT136.492NmNV1NV2MviMv2M1M2141.74N196.93N18745115Nmm26043993Nmm63171.09Nmm65707.65721Nmm36.492Nm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的强度经判断轴所受扭转切应力为脉动循环应力，取0.6,轴的计算应力为ca2(T)2657076572彳(0.63649220.18031.35MPaca1.35MPa以选定轴的材料为45钢，调质处理。由参考文献【11表15-1查得1=60MPa,因此ca1，故安全。5.轴承

27、的计算5.1计算输入轴轴承初选两轴承为30305型圆锥滚子轴承，查参考文献【2】表12-3,可知其基本额定动载荷Cr=46.8KN基本额定静载荷Cor48.0KN,e0.31,Y2,受力分析如图6所小FLFrhlorrD-Ai-viFrvE17蜗杆轴采用30305型圆锥滚子轴承Cr=46.8KNCor48.0KNe0.31机械工程学院课程设计说明书由以上计算结果可知FrH1456.15NFrH2456.15NFrvi141.7NFrv2196.93N22Fr1；Ev1FrH1477.65NFr2jFrV22FrH22496.84N则派生轴向力为Fr1477.65Fd1上125.70N2Y22F

28、d2k720.66130.75N2Y22Fa1Fd1125.70NFa2FaeFd1182.46125.70308.16N再求轴承的当量动载荷P和P2Fa1125.70c”上0.26eFr1477.65Fa2308.16c”-a20.62eFr2496.84由参考文献【1】表13-5可知对轴1:X11丫0对轴2:X20.4Y21.9因轴承运转过程中有中等冲击，由参考义献【11表13-6得fd1.21.8,取fd1.4则Rfd(X1Fr1Y1Fa1)1.4(1477.65)N668.71NP2fd(X2Fr2Y2Fa2)1.40.4496.841.9308.161097.94N验算轴的寿命以为P

29、1P2所以按轴承2的受力大小验算Fr1477.65NFr2496.84NFd1125.70NFd2130.75NFa1125.70NFa2308.16NX11Y10X20.4Y21.9fd1.4R668.71NP2109794NLh6350597h机械工程学院课程设计说明书Lh106C60np106104680036050.711097.946350597hLh48000hLhLh,减速器的设计寿命为Lh，48000hLhLh,故所选轴承寿命满足要求。5.2计算输出轴轴承初选两轴承为30311型圆锥滚子轴承，查参考文献【2】表12-3,可知其基本额定动载荷Cr=152KN本额定静载荷C0r=1

30、88KNe0.35,Y1.7,受力分蜗轮轴采用30313型圆锥滚子轴承析如图7所示图7由以上计算结果可知FrH11702.19NFrH21733.13NFrH11702.19NFrH21733.13NF.1110.50NFrv2164.62NFr1xFrv12FrH122032.40N一一2一2Fr2FrV2Frh21740.93N则派生轴向力为Fd1Fd2Fr12YFr22Y2032.4021.71740.9321.7597.76N512.04NFa1Fd1597.76NF.1110.50NFrv2164.62NFr11647.89NFr21761.21NFd1597.76NFd2512.0

31、4NFa1597.76NFa21284.83Na2机械工程学院课程设计说明书Fa2FaeFd11284.83N再求轴承的当量动载荷p和P2因为且0.29eF1旦0.74eF.2由参考文献【1】表13-5可知对轴1:X11丫0对轴2:X20.4Y21.7因轴承运转过程中有中等冲击，由参考义献【11表13-6得fd1.21.8,取fd1.4则Rfd(X1Fr1YFa1)1.5(11647.89)2471.835NP2fd(X2Fr2Y2Fa2)1.500.41761.211.71338.953067.70N验算轴的寿命以为P1P2所以按轴承2的受力大小验算10,106C106152000万Lh59

32、002576h60nP260484032.82减速器的设计寿命为Lh,48000hLhLh,故所选轴承寿命满足要求。6.键连接的选择的计算6.1 蜗杆轴键的计算6.1.1 键的选择联轴器与轴的周向定位采用双圆头平键连接，按d119mm,由参考文献【1】表6-1查得平键截面bh6mm6mm,键槽用键槽铳刀加工，长L20mm。X11Y10X20.4Y21.7fd1.4P12471.835NP23067.70NLh59002576hLh,48000hLhLh联轴器与轴的周向定位采用双圆头平键连接bh6mm6mmL20mm20机械工程学院课程设计说明书6.1.2键的校核普通平键连接的强度条件为2000

33、T4000Tpkldhldp由上得lLb14mm400022.8cmp57.14MPap61419查参考文献【1】表6-2得，钢材料在轻微冲击下的许用压力为100MPa120MPa,故取p120MPa,pp7满足pp,该键满足要求。pp6.2蜗轮轴上键的选择6.2.1 键的选择蜗轮轴上蜗轮、联轴器与轴的周向定位都采用双圆头平键连接。按d145mm,d465mm由参考文献【1】表6-1查得平键截面b1h114mm9mm,b2h218mm11mm键槽用键槽铳刀加工长Li70mm；L280mm6.2.2 键的校核11 L11bl701456mm12 L2b2801862mm普通平键连接的强度条件为2

34、000T4000Tpkldhldp、上竹阳400054,cciE计算行p119.05MPa4.55645400078p214.08MPap5.56265查参考文献【1】表6-2得，钢材料在轻微冲击下的许用压力为100MPa120MPa,故取p120MPa,pp满足p1p,p2p该键满足要求。pppp联轴器与轴的周向定位采用双圆头平键连接bh|14mm9mmL170mm蜗轮轴上蜗轮与轴的周向定位采用双圆头平键连接b2h218mm11mmL280mm21机械工程学院课程设计说明书7 .联轴器的校核7.1 蜗杆轴联轴器的校核电动机与蜗杆轴之间的联轴器型号为LX1,查参考文献2表13-9可知，LX1的

35、公称转矩为Tn250Nm,许用转速为n8500r/min,而蜗杆轴的转矩为T122.8N.m,转速为n710r/min联轴器的计算转矩TcaKaT134.2Nm则TcaTn,n1n故联轴器满足要求。7.2 蜗轮轴联轴器的校核蜗轮轴与卷筒*由之间的联轴器型号为LX4,查参考文献2表13-9可知，LX4的公称转矩为Tn2500Nm,许用转速为n3870r/min，由以上计算可知Ta597.7Nm,n250.71r/minca22则TcaTn,n2n故联轴器满足要求。8 .减速器箱体结构设计8.1 箱体结构形式和材料蜗杆圆周速度为nd114403.140.045事工v11.672m/s,由于6060

36、v10m/s,则米用卜置式蜗杆减速器。箱体材料为HT15Q8.2 箱体主要结构尺寸由参考文献【2】表5-1,得出表2:电动机与蜗杆轴之间的联轴器型号为LX1蜗轮轴与卷筒*由之间的联轴器型号为LX4蜗杆圆周速度为v4.475m/s名称符号尺寸关系计算结果机座壁厚0.04a+381022机械工程学院课程设计说明书机盖壁厚110机座凸缘厚度b1.5615机盖凸缘厚度bi1.5115机座底凸缘厚度P2.5625地脚螺钉直径df0.036a+1214.56取M16地脚螺钉数目n44轴承旁连接螺栓直径di0.75df13.25取M16机盖与机座连接螺栓直径d20.50.6df9.02取M10轴承端盖螺钉直

37、径da0.40.5df8.83取M8窥视孔盖螺钉直径d40.30.4df7.06取M8轴承端盖外径D2轴承座直径+(5-5.5)da杆：128轮：170定位销直4径d0.70.8d28联接螺栓间距LL=150-200150mm蜗轮外圆与内机壁距离i1.2615蜗轮轮毂端面与内机壁距离261223机械工程学院课程设计说明书机盖机座肋厚m1、mm1=0.851m=0.851010轴承端盖凸缘厚度e(1-1.2)d310外机壁到轴承端面的距离Lic1+c2+(58)36蜗轮离顶壁跑离SSS1.212取15mm表28.3减速器的附件8.3.1 观察孔及观察孔盖为了方便维修和观察减速箱内部的结构，在箱体顶端设置了观察孔及孔盖。根据箱体的情况选取材料为HT20Q其尺寸如表3所示：mmlil2l3bb2b3dR907560705540745表38.3.2通气器减速器工作时，箱体温度升高，