机械设计课程设计：双级圆柱齿轮减速器

word计算与说明结果一、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、原始数据输送带有效拉力F=4100N输送带工作速度v=0.7m/s〔允许误差±5%〕输送带滚筒直径d=300mm减速器设计寿命为10年(设每年工作250天，每天工作16小时)3、工作条件两班制工作，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如下图所示：带式输送机由电动机驱动，电动机1通过带传动2将动力传输到减速器中通过联轴4输出到鼓轮5上的输送带6三、电动机的选择1、电动机容量的选择由条件可以计算出工作机所需的有效功率-1-/31word计算与说明结果FV40000.8=4.2kwPw==10001000Pw=4.2kw设：η5轴〕效率至输送带间的传动效率；η总η输送机滚筒轴〔4w————4w=输送机滚筒轴〔ηcy=0.96〕×一对滚动轴b=0.99〕；=联轴器效率〔ηc=0.99〕；〔p19，查表3-1〕承效率〔ηPr=4.939kwηη0101————P=5.5kwηη=闭式圆柱齿轮传动效率〔ηg=0.97〕×一对滚动m1212————轴承效率ηb=0.99；ηη=闭式圆柱齿轮传动效率〔ηg=0.97〕×一对滚动2312————轴承效率〔ηb=0.99〕；η联轴器效率〔η=0.99〕×一对滚动轴承效率〔η34c————b=0.99〕；ns=750r/min如此：η=η×η×η×η×η011223344w总××××××××PwPr==4.939kwY160M2—8总取电动机额定功率Pm2、电动机转速的选择输送机滚筒轴的工作转速60000v600000.8nω==3.14280d由于整个传动系统采用二级减速，因此总传动比不易过大，所以选择同步转速ns=750r/min的电动机为宜。3、电动机型号确实定根据工作条件：单向运转、两班制连续工作，工作机所需电动机功率Pr=4.939kw等，选用Y型系列三相异步电动机，卧式封闭结构，型-2-/31word计算与说明结果号为Y160M2—8，其主要数据如下：电动机满载转速nm=720r/mini12i23电动机轴伸直径D=42mm〔p24，查表3-3〕电动机轴伸长度E=110mm电动机中心高H=160mm四、传动比的分配带式输送机传动系统的总传动比nmn54.60720=n0=750r/minp0i=由系统方案知i01=1；i34=1T0·M1.313.191.3i=13.19取高速传动比i=12i低速传动比=i=23i4.14n1=750r/minp112传动系统各传动比分别为：i01=1，i12=4.14，i23=3.19，i34=1T1·m五、传动系统的运动和动力参数计算0轴〔电动机轴〕：n0=nm=750r/minp0=prn2P2T2·mP3.76T0=95500=9550×·mn75001轴〔减速器高速轴〕：n3p37501nn1=0==750r/mini01-3-/31word计算与说明结果p1=p0η×01T3·mT1=T0i01η×1×·m012轴〔减速器中间轴〕：750nn2=i1=4.14n412P2=p1η×12p4T2=T1i12η××·m12T4·m3轴〔减速器低速轴〕：n173.89n3==3.192i23p3=p2η×23T3=T2i23η××·m234轴〔滚筒轴〕n54.60n4==3i134p4=p3η×34T4=T3i34η×1×·m34HBS=230~250HBS=190~210上述计算结果和传动比效率汇总如下：电动机0轴两级圆柱齿轮减速器工作机轴号1轴2轴3轴4轴转速n(r/min)功率P(kW)720720NF1=4×108转矩T(N·m)两轴连接件、传动件传动比iNF2=×108联轴器齿轮齿轮联轴器11Y=0.9YN1N2传动效率η0．99Yst=2-4-/31word计算与说明结果六、减速器传动零件的设计计算SFlim1、高速级斜齿圆柱齿轮传动的设计计算〔1〕选择齿轮材料与热处理方法[σ]45钢，调质处理HBS=230~250HBS=190~210F1小齿轮选用=360MPa大齿轮选用〔2〕确定许用弯曲应力：①弯曲疲劳极限应力45钢，调质处理[σ]F2由图13-9c小齿轮σFlim1=250MPa大齿轮σFlim2=220MPa②寿命系数应力循环次数NF1=60jHn14×108NF2=60jHn2×108由图13-10Y=0.9YN1N2③应力修正系数由标准规定，Yst=2NH1=8×108④最小安全系数NH2×108由表13-4，按一般可靠度SFlim⑤许用弯曲应力由试〔13-8〕ZN1=0.92ZN2SHmin=12500.92360MPaYYFlim1N1STS1.25F1Flim[σH1][σF2[σF1]>[σF2],[σF]=[σF2〔3〕许用接触应力计算[σ]H213—13〔以下所用依据均为机械设计课本中的图表〕=528MPa由机械设计图得：两齿轮接触疲劳极限应力为[σ]H=528MPa小齿轮σHlim1=580MPa大齿轮σHlim2=550MPaφdφa应力循环次数NH1=60×1×720×5×250××108-5-/31word计算与说明结果NH2=60jHn1t=60×1××250×5××108由图13—14得ZN1=0.92ZN2ZEZH由表13—4得最小安全系数失效概率低于1/100,SHmin=1如此需用接触应力为：5800.92N1=1Z[σH1]=Hlim1SZ1=22Z2=91Hlim15280.961Z[σH2]=N2==528MPaHlim2SHlim2[σH1]>[σH2],[σH]=[σH2]=528MPa〔4〕按齿面接触应力强度确定中心距①载荷系数设齿轮按8级精度制造由表13—②齿宽系数齿轮相对于轴承非对称布置13—6，软齿面取φZε由表d220.913—15，φ==du14.141a由式Zβ③弹性系数由表13—5，ZE④节点区域系数初设螺旋角β=12°由图13—12，ZH⑤重合度系数取Z1=22，Z2=iZ1=22×4.14=91.08，取Z2=9191i=u=22=4.1363〔误差0.1%<5%，在5%允许X围内〕端面重合度11cos1.883.2由式13—19ZZa12mn=2mm1122911.883.2cos-6-/31word计算与说明结果Y122tan1.491ε得：=1.66,Yαβ11a=118mm由式13—24，Z==1.66ζ⑥螺旋角系数β°由式13—25，Zβ⑦设计中心距由式13—13，ZZZZ）500KT（[]Ha≥〔u±1〕×EHa3u5001.249.4（1189.82.460.780.989）2=(4.14+1)×30.354.185282cos2101.19cos1222911.751mn≥=zz12取mn=2mmd1d2重求中心距m(zz)2(2291)a==2cos12n122cos圆整中心距，取a=118mm调整βb=45mmb1=50mmm(zz)2(2291)°2118β=cos-1[]=cos-1[2n12a〔5〕确定齿轮参数与尺寸齿数：z=221，z=912；模数：m=2mm[σF1]=360MPan[σF2]-7-/31word计算与说明结果Z91确定实际齿数比：1Z22=327.36MPau4.1362分度圆直径：222cos16.738mzn1cosd1=d2===291cos16.738YFa1=2.62mzn2cosYSa1确定齿宽：YFa2=2.14b=b2=aφa=118×0.35=41.3mm取b=b2=45mmb1=b2+5=45+5=50mmYSa2〔6〕验算齿轮弯曲强度Yε由表13—4、式13—8得2500.92/1.25360MPaYYFlimN1STSF1Flim同理可得：[σ]=327.36MPaF2①当量齿数z1cos22cos316.738=25.05(按25查表)zv1=zv2===393cos316.738=103.36〔按150查表〕z2cosYβ3②齿形系数Y和修正系数YFaSaσF1=由表13—3，YFa1=2.62YFa2=2.14YSa1=1.59<[σF1]YSa2③重合度系数Y由式13—19ε111.883.2cosZZa120.750.713Y0.25a④螺旋角系数-8-/31word计算与说明结果查图13—17，取Yβ⑤校核弯曲强度HBS=230~250HBS=190~2102000KTYYYσF1=bdmFa11n20001.249.412.620.7130.884545.9502==59.88MPa<[σ]F1同理，σ=64.803MPa<[σ]F2F2两齿轮弯曲强度足够2、低速级斜齿圆柱齿轮的设计计算(1)确定第二级齿轮相关系数NF1=×108NF2=根据第一级齿轮相关系数算出二级齿轮相应的要求参数：×108n2=n1/i1=720/4.136=174.08r/minY=0.93YN1N2i2=i/i1Yst=2n3〔2〕选择齿轮材料与热处理方法SFlim小齿轮选用45钢，调质处理HBS=230~250[σ]F1大齿轮选用45钢，调质处理HBS=190~210=372MPa〔3〕确定许用弯曲应力：[σ]F2①弯曲疲劳极限应力由图13-9c小齿轮σFlim1=250MPa大齿轮σFlim2=220MPa②寿命系数应力循环次数σHlim1=580MPaNF1=60×1××5×250×16=×108σN×108Hlim2F2Y=0.93YN2=550MPaNH1×108NH2×108由图13-10N1③应力修正系数Yst=2ZN1=0.94ZN2-9-/31word计算与说明结果SHmin=1④最小安全系数由表13-4，按一般可靠度SFlim[σH1]⑤许用弯曲应力由试〔13-8〕2500.932372MPaYYFlim1N1STS1.25F1[σH2]Flim=528MPa[σF2[σ]H=528MPa〔4〕许用接触应力计算由机械设计图13—13〔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:φdφa小齿轮σHlim1=580MP大齿轮σHlim2=550MPa应力循环次数NH1=60××250×5××108ZENH2=60×1××5×250××10813—14得ZN1=0.94ZN213—4得由图ZH由表最小安全系数SHmin=1如此需用接触应力为：Z1=28Z2=89Z5800.94[σH1]=N1=Hlim1S1Hlim1Z5500.96[σH2]=N2==528MPaHlim2S1Hlim2[σH1]<[σ]·[σH]=[σH2]=528MPaH2ε=1.69αε〔5〕按齿面接触应力强度确定中心距β①载荷系数由表13—②齿宽系数Zε由表13—6，软齿面取φd-10-/31word计算与说明结果220.913—15，φ==du13.191a由式③弹性系数Zβ由表13—5，ZE④节点区域系数初设螺旋角β=12°由图13—12，ZH⑤重合度系数取Z1=28，Z2=iZ1=28×3.188=89.26，取Z2=8989i=u=28=3.178〔误差小于5%〕端面重合度,由式〔13-19〕11cos1.883.2ZZa12122tan121.49Z110.769由式13—24:1.69ε=1.69εαβ⑥螺旋角系数a=150mmcoscos1213—25，Z=β由式⑦设计中心距由式13—13，β°ZZZZ）500KT（HHa≥〔u±1〕3Eau[]mn5001.2192.85（6189.82.460.7690.989）2=(3.188+1)30.433.178528d12cosmn≥zz=2.35取mn12-11-/31word计算与说明结果d2重求中心距m(zz)2.5(2889)2cos12a==22cosn1b=b2=65mmb1=70mm圆整中心距，取a=150mm调整βm(zz)2.5(2889)°β=cos-1[]=cos-1[2n12a2150〔6〕确定齿轮参数与尺寸齿数：z=281，z=892；模数：mnZ89实际齿数比：u3.1782Z281确定分度圆直径：2.528mzn1d1=d2==cos12.8382.528YFa1=2.52YSa1=1.625YFa2cosmzn2coscos12.838YSa2确定齿宽：b=b2=aφa=150×0.43=64.5mm取b=b2=65mmb1=b2+5=65+5=70mm〔7〕验算齿轮弯曲强度由表13—4、式13—8得[σF1]=372MPa[σF2]=330.8MPaYε⑥当量齿数28z13zv1=zv2====30.20〔按30查表〕coscos312.83889z2cos312.838=96.02〔按100查表〕cos3-12-/31word计算与说明结果σ⑦齿形系数Y和修正系数YF1FaSa由表13—3，YFa1=2.53YSa1=1.636<[σ]F1YFa2=2.18YSa2σF2<[σF2]⑧重合度系数Yε由式13—19，Yε111.883.2cosZZa12111.883.2cos12.8382889aY0.250.750.6951.686⑨螺旋角系数查图13—17，取Yβ⑩校核弯曲强度2000KTYYYσF1=bdmFa11n20001.2196.4682.520.6950.896571.7942.5==62.999MPa<[σ]F1同理计算得：σ<[σ]F2F2两齿轮弯曲强度足够以上计算结果汇总如下：高速级低速级小齿轮大齿轮小齿轮大齿轮传动比模2mm螺旋角中心距°°118mm150mm-13-/31word计算与说明结果齿数齿宽分度圆精度22459150286589708级七、减速器轴与轴承装置的设计1、轴的设计考虑相邻齿轮沿轴向方向不发生干预，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预，计入尺寸取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k，n=15~30mm三根轴的支撑跨距分别为：L1=2〔c+k〕+bh1+s+bl1+n1=2×〔5+10〕+50+10+65+20=175L2=2〔c+k〕+bh1+s+bl1+n2=2×〔5+10〕+50+10+65+22=177L3=2〔c+k〕+bh1+s+bl1+n3=2×〔5+10〕+50+10+65+22=177〔1〕高速轴〔1轴〕的设计高速轴的功率、转速与转矩转矩T转速(r/min)功率(kw)N·m)286.9NF720BHF516.7NAH①选择轴的材料与热处理轴上小齿轮直径不大，采用齿轮轴结构，轴的材料与热处理和齿轮的材料与热处理一致，选用45号钢调质②轴的强度要求lAB=l1=180mm-14-/31word计算与说明结果597.4NFBVnblAC=1+c+k+h1=50mmF1553.3NAV22lBC=lAB-lAC=130Nmm2000T200049411.9Ft1==1d45.951tancosntan20×cos13.059Fr1=Ft1Fa1=Ft1tanβ×求水平面内的支撑反力，求水平面内的弯矩如下:Mceq=N·mmMF50Fd/2F180AHraBH=803.6××÷2＋F×180=0BH286.9NFBHF516.7NAHM=F×50+Fa×d÷2=37296.3N·mmCH右AH求垂直面内的支撑反力，求垂直面内的弯矩如下：MF50F180AtBV×50＋F×180BV597.4NFBVF1553.3NAV解得：M×50=77665N·mmCV计算合成弯矩：M37296.3277665286156NmmC右N·mm合成弯矩和转矩求MCe:qMCeq=MT91114.3Nmm2C右各方向的力弯矩转矩合成弯矩图如下：-15-/31word计算与说明结果d≥以上计算结果汇总如下：载荷支反力水平面H垂直面VFAHFBHFAVFBV弯矩MC·mm右MCV=77665N·mm总弯矩转矩MC=86156N·mm右·mm45钢调质总弯矩MCeqN·mm③轴的初步计算计算危险截面直径，因为此轴是转轴，故[σ]=[σ1]查表[σ1]=60MPa，10Md≥331091114.3C0.1[]601④轴的结构设计-16-/31word计算与说明结果根据轴上零件的布置、安装和定位的需要，初定各轴段的直径与长度，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，联轴器选用TL6，各轴短直径长度如如下图：〔2〕中间轴〔2轴〕的设计选择轴的材料与热处理：选用45钢，调质轴的受力分析如如下图所示:-17-/31word计算与说明结果d≥具体计算结果如下表：573.6NF载荷支反力水平面H垂直面VBHF1466.7NAHFFAHAVFFBHBVM·mmM右M·mmCD右Cv弯矩=100079N·mmMDV·mm总支反力总弯矩R=3405.922NARBMCMAX·mmDMAX·mm3638.6NFBVF1834.4NAVM-18-/31word计算与说明结果转矩T=196468N·mmMCeqMCceq=210672.7MDceq③轴的初步计算0.1[]M2(T)2MDceq0.1d≥3MCe=N·mm考虑到危险截面上有键槽所以轴径增大4%，d≥④轴的结构设计根据轴上零件的布置、安装和定位的需要，初定各轴段的直径与长度，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，各轴短直径长度如如下图所示〔3〕低速轴〔3〕轴的设计①选择轴的材料与热处理：选用45号钢调质处理②轴的受力分析：MF121FdF182求水平方向的力:2AHraBH0=2043××÷2－F×182BH573.6NFBH解得：F1466.7NAHM=F×121=177470.7N·mmC左AHM=F×121-Fa×C右AHMF121F1820求竖直方向的力和转矩：AVtBV-19-/31word计算与说明结果3638.6NFBV解得：F1834.4NAVM=F×CVAV求组合弯矩：MM2M177470.72221962.422841886Nmm2C左CV左Cd≥求转矩：T=600927.1N·mm求M:CeqMT22c左MCeq左284188.62(0.6600927.1)2459090.38N·mm具体弯矩力矩图如下：③具体计算结果如下表：-20-/31word计算与说明结果载荷支反力水平面H垂直面VFAHFBHFAVFBV弯矩MC=284188.6N·mm左Lh=30000hFr=2043N总支反力转矩总弯矩③轴的初步计算RA=2348.66N·mmRBB=27Cr=53500NC0r=47200N。fpMCeq·mmft=1RA=2348.66NRB0.1[]M2(T)2d≥3Fa考虑到此段轴上有键槽，所以直径增大4%，截面直径dC≥④轴的结构设计根据轴上零件的布置、安装和定位的需要，初定各轴段的直径与长度，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。各轴短直径长度如如下图所示:八、滚动轴承的选择S1=NS2=N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。轴承类型选为角接触球轴承，轴承预期寿命取A2-21-/31word计算与说明结果A1F=2043N，轴承工作转速为Lh=30000h由前面计算结果知：轴承所收径向力rn=54.5955r/min。初选角接触球轴承；7310c手册，根本额定动载荷B=27根本额定动载荷：C=53500N，根本额定静载荷：C=47200N,由工作条件有轻r0r微震动所以f=1.2温度系数为ft=1,根据上面计算所得结果有pRA=2348.66NRB=3683.956NFae1S1滚动轴承的选择与其校核计算：有工作条件知：载荷平稳，选取f=1.2,常温工作，选取f=1，ε=3Pt1、计算出的作用在蜗轮轴上的外力与支反力。由低速轴的校核中可得出蜗轮轴承R2348.66NR3683.96N12Fa2、计算轴承的e2S2当量动载荷a正确标出内部S1S2的方向、b计算R、A分别为轴承的径向载荷与轴向载荷，所选轴承为角接触球轴承7310C，轴向F=Fx=1247.3N，X、Y分别为径向动载荷系数与两轴承的轴向载荷A、A12外载荷为a轴向动载荷系数。对于向心轴承，当时，可由ARe由表查出X和Y//当ARe时，轴向动载荷的数值；影响可以忽略不记，根据所选的轴承代号查得C为47.2kN和Cr为53.5kN。orA0.058初选e=0.43，对应C0r-22-/31word计算与说明结果S1=e·R13×NS2=e·R23×Nc因Fx+S2>S1如此：A2=S2=1584.1NA1=Fx+S22831.4AA1C472000.05990.058误差较小与拭去的C0r0r1584.1A2CA472000.0340.058误差较大与拭去的C0r0r反取e1、e2A由表可知：利用线性插值法，可利用〔0.058,0.087〕，〔0.43,0.46〕算C0r0.0870.0580.05990.058出e1，即,得：e10.460.43e0.431S1=e1·R1=1009.9NA利用线性插值法，可利用〔0.029，0.058〕，〔0.40,0.43〕C0r0.0580.0290.0580.038算出e2，即，得：e20.430.400.43e2S2=e2·R2得：Fx+S2>S1如此：A2=S2=1510.4NA1=Fx+S22757.7A1C472000.058再验证0r1510.4A2C472000.033高速轴选用TL50r型联轴器2831.4472000.0599，A1这与假定e1e2时对应的C、0r1584.1A2C472000.034低速轴选用TL70r已经很接近，既可作为试算的结果。型联轴器c计算轴承的当量动载荷-23-/31word计算与说明结果1)轴承12757.71.174e=0.43，如此可知1AX=,0.44，Y1=1.30。11R2348.661,即：P=f·(X1R1+Y1A1)×××1P2〕轴承21510.40.41e，可知2AX=1，Y2=0，22R3683.962即：P=f·R2=1.2×2可得：P>PP1即可按P=P21d计算轴承寿命应用公式16667153500(274624.24h)354.55995542.116667(fC)LhtPn=45.77年>5/年即可安全使用。7310c轴承：D=110mm，d=50mm，B=27mm根据一样的方法选定高速轴和中间轴上的轴承型号分别为：7307c轴承：D=80mm，d=35mm，B=21mm7306c轴承：D=72mm，d=30mm，B=19mm九、键连接和联轴器的选择〔1〕高速轴〔1轴〕上键连接和联轴器的选择·m，工作转速n=720r/min。查表18—1，工作情况系数，计算转矩Tc=KT=1.4×·m查表附表F-2查得：取K=1.4。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ZC4260器JB3282GB4323—84，d=32mm，l=82mmTL5联轴许用转矩[T]=250N·m，许用转速[n]=3800r/min。因Tc<[T]，n<[n]，故该联轴器满足要求。-24-/31word计算与说明结果ZC4584低速轴联轴器选用TL7JB40112GB4323—84许用转矩[T]=500N·m，许用转速[n]=3600r/min因Tc<[T]，n<[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10×8GB1096—79：b=10mm，h=8mm，L=70mm4T449411.9σp=hld=83260=12.868Mpa<[σp]强度足够。〔2〕中间轴A型普通平键，d=42mm查表15—16，初选12×8GB1096—79：b=12mm，h=8mm，L=33mm〔2轴〕上的键连接选择小齿轮选4T4196468σp=hld=83342=70.875Mpa<[σp]强度足够。大齿轮选A型普通平键，d=42mm查表15—16，初选12×8GB1096—79：b=12mm，h=8mm，L=60mm4T4196468σp=hld85040=49.117<[σp]=强度足够。〔3〕低速轴〔3轴〕上键连接和联轴器的选择·m，工作转n=54.5955r/min。查表18—1，工作情况系数，取K=1.4。T·m计算转矩c4584查表，选用HL弹性柱销联轴器HL4联轴器J4084GB5843—186，d=40mm，l=84mm。许用转矩[T]=1250N·m，许用转速[n]=4000r/min。因Tc<[T]，n<[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10×8GB1096—79：b=10mm，h=8mm，L=84mm-25-/31word计算与说明结果4T4600.9271=0.1Mpa<[σp]hld87440σp==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δ机盖壁厚δ1δ=0.025a+1≥8δ1=0.02a+1≥8δ8mm8mm12mm12mm20mm8mm12mm6机座凸缘壁厚b机盖凸缘壁厚b1机座底凸缘壁厚p箱座上的肋厚mb1δ1p=2.5δm≥δ地脚螺钉直径地脚螺钉数目螺栓直径dd=0.036a+10φφn双级6M1215地角螺栓dM1215φ螺栓通孔直径d’φ螺栓沉头座直径d04040L1地角凸缘尺寸L224242222轴承旁连接螺栓直径d1d1d1’D0c1d10φ螺栓直径M1011M1011轴承旁螺栓螺栓通孔直径沉头座直径24241818局部面凸缘尺寸c21414上下箱连接螺栓直径d2d2〔0.5~0.6〕d10φ螺栓直径M10M10-26-/31word上下箱螺栓螺栓通孔直径d2’沉头座直径D01124181411241814c局部面凸缘尺寸1c2定位销孔直径d3’d3’=(0.6~0.8)d26轴承旁连接螺栓距离SS≈D2160mm14轴承旁凸台半径RR≈c2δδ由低速轴轴承外径D和Md12轴承旁凸台高度h螺栓扳手空间的要求确定△体内壁距离1△1>δ10mm40大齿轮顶圆与箱KHK=c1+c2+(5~8)H≈(1~1.2)a箱体外壁至轴承座端面距离剖分面至底面高度156mm十一、减速器附件的设计1、窥视孔与窥视孔盖由于减速器属于中小型，查表确定尺寸如下A100mmAA130mm115mm12B96mmBBd136mm1160mmM6124Rh5mm3mm-27-/31word2、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×设在观察孔盖上以使空气自由溢出，查表确定尺寸如下：82261B