帶式運輸機傳動裝置的蝸桿減速器設計

1、攀枝花學院本科學生課程設計任務書題目 帶式運輸機傳動裝置的蝸桿減速器設計1、課程設計的目的機械設計課程設計是課程教學的一重要內(nèi)容,也是一重要環(huán)節(jié),目的有三:1)使學生運用所學,進行一次較為全面綜合的設計訓練,培養(yǎng)學生的機械設計技能,加深所學知識的理解;2)通過該環(huán)節(jié),使學生掌握一般傳動裝置的設計方法,設計步驟,為后續(xù)課程及畢業(yè)設計打好基礎,做好準備;3)通過該環(huán)節(jié)教學使學生具有運用標準、規(guī)范、手冊、圖冊和查閱相關技術資料的能力，學會編寫設計計算說明書，培養(yǎng)學生獨立分析問題和解決問題的能力。2、課程設計的內(nèi)容和要求（包括原始數(shù)據(jù)、技術要求、工作要求等）設計一用于帶式運輸機上的傳動及減速裝置。設計

2、使用期限8年（每年工作日300天），兩班制工作，單向運轉(zhuǎn)，空載起動，運輸機工作平穩(wěn)，大修期為3年。轉(zhuǎn)速誤差為+5%，減速器由一般規(guī)模廠中小批量生產(chǎn)。要求裝配圖（0或1號）（1：1）一張，低速級齒輪與軸，箱體或箱蓋（共3張零件圖），設計說明書（6000-8000字，word）一份。傳動簡圖（附后）及設計原始參數(shù)如下。帶拉力F（N）帶速度V（m/s）滾筒直徑D（mm）23001.15703、主要參考文獻1所學相關課程的教材 2陸 玉主編 ,機械設計課程設計,北京,機械工業(yè)出版社 , 2004。3濮良貴主編 ,機械設計,北京 ,高等教育出版社 , 1989.4吳宗澤主編 ,機械設計課程設計手冊,北京

3、 ,高等教育出版社,1992.5徐 灝主編 ,機械設計手冊,北京,機械工業(yè)出版社, 1989.6徐 灝主編 ,機械設計圖,北京,機械工業(yè)出版社, 1989.4、課程設計工作進度計劃1)、準備階段（1天）2）、設計計算階段（3-3.5天）3）、減速器的裝配圖繪制（3天）4）、繪零件圖（3-3.5天）5）、編寫設計說明書（3天）6）、答辯或考察階段。(0.5-1天)指導教師（簽字）日期年 月 日教研室意見：年 月 日學生（簽字）： 接受任務時間： 年 月 日機械課程設計說明書目錄： 機械設計課程設計說明書-2-目錄：-2-1 設計題目:-3-2 前言:-3-2.1題目分析- 3-2.2傳動簡圖-3

4、-2.3原始數(shù)據(jù) -3-2.4設計工作量要求 -4-2.5擬定傳動方案 -4-3電動機的選擇 -4-3.1電動機的類型的選擇 -5-3.2電動機功率的選擇 -5-3.3電動機的選擇 -6-4傳動零件的設計計算 -7-4.1 選定蝸輪蝸桿類型、精度等級、材料及齒數(shù) -7-4.2按齒面接觸疲勞強度進行設計 -8-4.3蝸桿與蝸輪的主要參數(shù)與幾何尺寸 -10-4.4蝸輪齒根彎曲疲勞強度校核 -13-4.5蝸桿工作圖 -5軸的設計計算及校核5.1對蝸輪軸的設計5.2軸的結構設計5.3、軸上零件的周向定位5.4、確定軸上圓角和倒角尺寸5.5、校核6蝸桿軸的設計61軸的材料選擇，確定許用應力。6.2確定各

5、軸段直徑6.3 校核軸的強度7、軸承的驗算7.1蝸輪軸承的驗算8、鍵的驗算8.1蝸輪軸上的鍵驗算9、潤滑的選擇9.1潤滑油的選擇和潤滑方式10、蝸桿傳動的熱平衡計算10.1蝸桿傳動的熱平衡計算11、箱體及附件的結構設計11.1箱體的大體結構設計12 設計小結13參 考 文 獻1 設計題目帶式運輸機傳動裝置的蝸桿減速器設計2前言2.1 題目分析 采用聯(lián)軸器將蝸桿和電動機相連，采用蝸桿下置式，因為蝸桿的具有減速的作用，因此將蝸桿通過聯(lián)軸器與帶輪連接，從而將電動機的轉(zhuǎn)速通過蝸桿減速器傳到帶輪上，驅(qū)動帶輪運動，從而傳遞載荷。2.2 傳動簡圖 2.3原始數(shù)據(jù) 已知條件：帶拉力F=2300N;帶速度V=1

6、.1 m/s(轉(zhuǎn)速誤差為+5%);滾筒直徑D=570 mm;設計使用期限8年（每年工作日300天），兩班制工作;單向運轉(zhuǎn)，空載起動，運輸機工作平穩(wěn)，大修期為3年;減速器由一般規(guī)模廠中小批量生產(chǎn)。2.4設計工作量要求 要求裝配圖（0或1號）（1：1）一張，低速級齒輪與軸，箱體或箱蓋（共3張零件圖），設計說明書（6000-8000字，word）一份。傳動簡圖（附后）2.5擬定傳動方案采用一級蝸輪蝸桿減速器，優(yōu)點是傳動比較大，結構緊湊，傳動平穩(wěn)，噪音小，適合于繁重及惡劣條件下長期工作。缺點是效率低，發(fā)熱量較大，不適合于傳遞較大功率。3電動機的選擇計算過程及說明結 果3.1電動機的類型的選擇電動機的類

7、型根據(jù)動力源和工作條件，選用Y系列三相異步電動機3.2電動機功率的選擇 工作機所需要的有效功率為：=23001.1 /1000=2.53Kw工作機主軸轉(zhuǎn)速為：36.87r/min工作機主軸上的轉(zhuǎn)矩：為了計算電動機所需要的有效功率，先要確定從電動機到工作機之間的總效率，設分別為聯(lián)軸器,蝸桿渦輪傳動效率,軸承效率，滾筒的效率：查得：=0.99 = 0.83 = 0.98 =0.95則傳動裝置的總效率為： =0.727聯(lián)軸器，蝸桿蝸輪，滾動軸承滾筒 所以電動機所需功率為： =2.53/0.727=3.48Kw 選取電動機的額定功率為：4Kw 3.3電動機的選擇 選擇常用的同步轉(zhuǎn)速為1500r/min

8、和1000r/min兩種。方案號電動機型號額定功率Kw同步轉(zhuǎn)速r/min滿載轉(zhuǎn)速r/min1Y112M-44150014402 Y132M1-641000960由上表可知傳動方案1雖然電動機的價格低，但總傳動比大，為了能合理地分配傳動比，使傳動裝置結構緊湊，決定選用方案2，即電動機型號為Y132M1-6。 則選電動機的同步轉(zhuǎn)速為 n=1000r/min電動機額定功率 電動機滿載轉(zhuǎn)速 3.4 確定傳動裝置的總傳動比及其分配總傳動比 i=26.03743.5 計算傳動裝置的運動及動力參數(shù)各軸轉(zhuǎn)速： 各軸的輸入功率 電動機的輸出轉(zhuǎn)矩： 各軸的輸入轉(zhuǎn)矩： 總效率=0.727選擇 Y132M1-6異步電

9、動機P=4kwn=14404傳動零件的設計計算計算過程及說明結 果4.1 選定蝸輪蝸桿類型、精度等級、材料及齒數(shù)根據(jù)設計要求，減速器使用期限8年（每年工作日300天），兩班制工作，單向運轉(zhuǎn)，空載起動，運輸機工作平穩(wěn)，大修期為3年。轉(zhuǎn)速誤差為+5%，減速器由一般規(guī)模廠中小批量生產(chǎn)。由此，推薦采用漸開線蝸桿（ZI），考慮到蝸桿傳動傳遞的功率不大，速度只是中等，故蝸桿用45號鋼；因希望效率高些，耐磨性好些，故蝸桿螺旋齒面要求淬火，硬度為4555HRC。蝸輪用鑄錫磷青銅ZCuSn10P1。為了節(jié)約貴重的有色金屬，僅齒圈用青銅制造，而輪芯用灰鑄鐵HT100制造。蝸輪蝸桿的傳動比： 4.2按齒面接觸疲勞強

10、度進行設計根據(jù)閉式蝸桿傳動的設計準則，先按齒面接觸疲勞強度進行設計，在校核齒根彎曲強度。傳動中心距由式：4.2.1確定作用在蝸輪上的轉(zhuǎn)矩T2按蝸桿頭數(shù)計算，則：渦輪軸的轉(zhuǎn)矩T2為：4.2.2確定載荷系數(shù)K因運輸機工作平穩(wěn)，故取載荷分布不均勻系數(shù)=1；由于空載起動，固選取使用系數(shù)=1；由于轉(zhuǎn)速不高，沖擊不大，可取動載荷系數(shù)為=1.1則： 4.2.3確定彈性影響的系數(shù)  因選用的是鑄錫磷青銅蝸輪和鋼蝸桿相配，故=。4.2.4確定接觸系數(shù) 先假設蝸桿分度圓直徑和傳動中心距a的比值=0.25可查得4.2.5確定許用接觸應力 根據(jù)蝸輪材料為鑄錫磷青銅ZCuSn10P1，金屬模鑄造，蝸桿螺旋齒面

11、硬度>45HRC，查得蝸輪的基本許用應力=180MPa。應力循環(huán)次數(shù) N=60j 壽命系數(shù)為： 0.7653則： = =4.2.6 計算中心距 取中心距a=200 mm，因i=26，固從表中取m= 6.3 蝸桿分度圓直徑：這時0.315 ,查得接觸系數(shù)=3.15，因為<,因此計算結果可用。 4.3蝸桿與蝸輪的主要參數(shù)與幾何尺寸4.3.1蝸桿主要參數(shù)齒頂高： 齒根高： 全齒高： 直徑系數(shù)： q=10分度圓直徑： 齒頂圓直徑： 齒根圓直徑： 蝸桿導程:蝸桿螺紋部分長度：取=110mm蝸桿分度圓導程角：=蝸桿軸向齒距： 4.3.2、蝸輪主要參數(shù)蝸輪齒數(shù)：，變位系數(shù)：驗算傳動比，這時傳動比

12、誤差為<5%，在允許的范圍內(nèi)蝸輪齒頂高： 蝸輪齒根高：全齒高： 分度圓直徑： 齒頂圓直徑： 齒根圓直徑： 蝸輪分度圓螺旋角：=4.4蝸輪齒根彎曲疲勞強度校核 查得蝸輪齒根彎曲疲勞強度計算公式為 式中：-蝸輪齒根彎曲應力，單位為MP； -蝸輪齒形系數(shù)； -螺旋角影響系數(shù)； 為蝸輪的許用彎曲應力，單位為MP；當量齒數(shù)： 根據(jù) ，查得齒形系數(shù)螺旋角影響系數(shù)： 許用彎曲應力 查ZCuSn10P1制造蝸輪的基本許用彎曲應。 壽命系數(shù) 則 校驗結果為。所以蝸輪齒根彎曲疲勞強度是滿足要求的4.5蝸桿工作圖因為蝸桿的結構單一，幾何參數(shù)為所查資料得，不需對蝸桿的結構及剛度做特別設計和驗算。所以以下只列出了

13、蝸桿的詳細參數(shù)。傳動類型ZI型蝸桿副蝸桿頭數(shù)Z2模數(shù)m6.3導程角螺旋線方向右旋齒形角精度重等級蝸桿8f中心距a200配對蝸輪圖號軸向齒距累積公差0.014軸向齒距極限偏差0.024蝸輪齒開公差0.032 軸向螺旋剖面6.3 蝸輪的工作圖 因為蝸輪用鑄錫青銅ZCuSn10P1。為了節(jié)約貴重金屬，僅齒圈用青銅制造，而輪芯用灰鑄鐵HT100制造，而蝸輪的直徑較大，所以對蝸輪的結構設計是必要的。蝸輪的結構如下圖所示。在齒圈與輪芯聯(lián)結處，采用輪箍式。并采用H7/r6配合，并加臺肩和螺釘固定，此蝸輪直徑較大，采用8個螺釘平均分布,螺釘直徑。深度為(0.3-0.4)B，裝配后將鏍釘?shù)念^部切掉。輪幅打均分的

14、六個圓孔，直徑取為25mm。其厚度mm，則取mm。蝸輪的大體結構設計已完成，詳細的結構尺寸見蝸輪的零件圖。蝸輪主要參數(shù)如下圖；傳動類型ZI型蝸桿副蝸輪端在模數(shù)6.3導程角螺旋方向右旋蝸桿軸向剖面內(nèi)的齒形角蝸輪齒數(shù)53蝸輪變位系數(shù)-0.1032中心距200配對蝸輪圖號精度等級蝸輪8cGB10089-1988蝸輪齒距累積公差0.125齒距極限偏差蝸輪齒厚蝸桿用45號鋼蝸輪用鑄錫磷青銅K=1.1N=137.754MPa=61mmZ1=2Z2=53=333.95軸的設計計算及校核計算過程及說明結果5.1對蝸輪軸的設計5.1.1由前面的計算可知軸的主要參數(shù) Kw 5.1.2求作用在蝸輪上的力已知軸上的蝸

15、輪的分度圓直徑為則 圓周力 徑向力 軸向力5.1.3初步定軸的最小直徑初步估算低速軸的最小直徑，選用45鋼，調(diào)質(zhì)處理。取=110mm，于是得 為了使所選的軸的直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應，故須同時選取聯(lián)軸器型號，該軸的計算轉(zhuǎn)矩 ,考慮轉(zhuǎn)矩變化很小,故取,則:查標準GB/T5843-1986可選取YL11型凸緣聯(lián)軸器，公稱轉(zhuǎn)矩許用轉(zhuǎn)速n=3200 r/min >36.87r/min選用YL11型聯(lián)軸器,選用軸孔直徑50mm，取最小軸孔直徑為50mm，固取。該半聯(lián)軸器長度=229mm,半聯(lián)軸器軸孔長度L=112mm,與軸配合的轂孔長度=90mm,選用YL11型聯(lián)軸器能滿足要求。5.2軸的結構設計

16、5.2.1、擬定軸上的零件的裝配方案 因為軸上零件只有一個蝸輪，則應將蝸輪放在兩軸承的中間，如此軸的受力比較合理。5.2.2、根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度5.2.2.1為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，12軸段右端需制出一軸肩，故取,左端用軸端擋圈定位，按軸端直徑取擋圈直徑D=60mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度，為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故12段的長度應比略短一些，現(xiàn)取 。5.2.3、初步選擇滾動軸承。因軸承同時受徑向力和軸向力的作用，故選用圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)，由軸承產(chǎn)品目錄中初步選取0基本游隙組、標準精度級的圓錐滾子軸承30212，其尺寸為

17、，則，所以可取。右端滾動軸承采用軸肩進行軸向定位。由標準查得30212型軸承的定位軸肩高度4.5mm，因此。5.2.4、取安裝齒輪處的軸段45 的直徑；齒輪的左端與左軸承之間采用套筒定位。已知齒輪輪轂的寬度為80mm，為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應略短于輪轂寬度2-5mm，故取。齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩高度h>0.07d，取h=4.9mm ，則軸環(huán)處的直徑。軸環(huán)寬度b1.4h，取。5.2.5、軸承端蓋的總寬度為25mm（由減速器及軸承端蓋的結構設計而定）。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面的距離，故取。 5.2.6、取齒輪距箱體內(nèi)壁

18、之距a=16mm ，考慮到箱體鑄造誤差，在確定滾動軸承位置時，應距箱體內(nèi)壁一段距離s，取s=8mm ，已知滾動軸承寬度 T=23.75mm ，因為此軸上只有一個零件，而且并沒有其他零件在任何位置對軸的長度造成影響，則蝸輪應位于中心位置，所以5.3、軸上零件的周向定位蝸輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵聯(lián)接。按蝸輪用A型平鍵，按,查手冊得A型平鍵截面，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為70mm，同時為了保證蝸輪與軸配合有良好的對中性，故選取蝸輪輪轂與軸的配合為H7/n6 ；半聯(lián)軸器與軸的聯(lián)接，用A型平鍵為，長為80mm,半聯(lián)軸器與軸的配合為H8/j7。滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸

19、的直徑尺寸公差為r7。 蝸桿與半聯(lián)軸器聯(lián)接，采用鍵連接，選用的鍵為長為45mm。5.4、確定軸上圓角和倒角尺寸取軸端倒角為，各軸肩處的圓角半徑均為2mm。5.5、渦輪軸的校核5.5.1求軸上的載荷首先根據(jù)軸的結構圖作出軸的計算簡圖。在確定軸承的支點位置時，應從手冊中查取a值。對于 型圓錐滾子軸承，查得a=22.3mm。因此,作為簡支梁的軸的支承跨距。根據(jù)軸的簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖如下圖所示。 從軸的結構圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面C是軸的危險截面?，F(xiàn)將計算出的截面C處的結果列于下表1-2：載荷水平面H垂直面V支反力F彎矩M總彎矩扭矩T5.5.2、按彎扭合成應力來校核軸的強度進行校核時，

20、通常只是校核軸上受最大彎矩和扭矩（即危險截面C）的強度。軸的抗彎截面系數(shù)取=34300前已選定軸的材料為45號鋼，調(diào)質(zhì)處理，查得=60MPa。因此故此軸的各項要求是安全的。 因為此軸不是特別重要的，所以此軸不需要進行精、確校核軸的疲勞強度。6蝸桿軸的設計計算過程及說明結果61軸的材料選擇，確定許用應力?？紤]減速器為普通蝸桿減速器傳動裝置，軸主要傳遞蝸桿的轉(zhuǎn)矩，選取軸的的材料為45鋼，淬火處理，按鈕轉(zhuǎn)強度，初步估計軸的最小直徑。6.2確定各軸段直徑 查表可知，選用YL5聯(lián)軸器，標準孔徑為d=28mm,聯(lián)軸器軸孔長度L=44mm.6.2.1軸的結構設計從軸端起開始逐段選取軸段直徑，起固定作用，定位

21、軸肩高度為（0.07d），因此因為此處要按裝毛氈圈，所以取標準直徑=30m m,與軸承配合，而且應大于，要求同時承受徑向力和軸向力，所以選用角接觸球軸承7007AC,所以=35mm, 起軸肩定位，h=0.07，因此=40mm, =40mm,段裝軸承,所以=35mm, 取蝸桿齒頂圓直徑，因此=75.6mm。6.2.2確定各段軸的長度取聯(lián)軸器的長度為50mm,是安裝端蓋的長度，取68mm 是安裝軸承的，固取軸承寬度為14mm 和為了時蝸桿和渦輪正確嚙合取為118mm 也是安裝軸承的取為14mm 為蝸桿軸向齒寬為152mm 定出軸的跨度為L=+=402mm 軸的總長度6.3 校核軸的強度繪圖略查的角

22、接觸球軸承a=18.3mm。因此,作為簡支梁的軸的支承跨距兩支承端的約束反力為 截面中心處的彎矩為 當其為豎直面內(nèi)分解是 兩支承端的約束反力為 截面的左側(cè)的彎矩為截面的右側(cè)的彎矩為 截面左側(cè)的合成彎矩為 截面右側(cè)的合成彎矩為 蝸桿與聯(lián)軸器之間的扭矩為 因為軸為單向轉(zhuǎn)動，所以扭矩為脈動循環(huán)，折合系數(shù)，危險截面C處的彎矩 計算危險截面C處滿足強度要求的軸徑由公式可得 由于中心處有鍵槽，故將軸徑加大5%，即。而結構設計簡圖中，該處的軸徑為 ，故強度足夠。7、軸承的驗算計算過程及說明結果7.1蝸輪軸承的驗算7.1,1兩軸承承受的徑向載荷將軸系部件受到的空間力系分解為鉛垂面，如右圖將軸系部件受到的空間力

23、系分解為水平面，如上圖查軸承的有關系數(shù) e=0.4, Y=1.5。 則軸承的派生力為 因為1被放松，2被壓緊則軸向當量荷為 7.1,2算軸承壽命 因為 查出徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)為 對軸承1 對軸承2 因軸承運轉(zhuǎn)中有沖擊載荷，查得取。則 因為，所以按軸承2的受力大小驗算（由前結果得 ，查表的c=102000由于選軸承可滿足壽命要求。7.1.3蝸桿軸承校核兩軸承承受的徑向載荷將軸系部件受到的空間力系分解為鉛垂面將軸系部件受到的空間力系分解為水平面查軸承的有關系數(shù) e=0.68。 則軸承的派生力為 因為1被放松，2被壓緊則軸向當量荷為 算軸承壽命 因為 查出徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)為 對軸承

24、1 對軸承2 因軸承運轉(zhuǎn)中有沖擊載荷，查得取。則 因為，所以按軸承2的受力大小驗算（由前結果得 ，查表的c=18500由于選軸承不滿足壽命要求。因此要選用一端兩個軸承，一端一個，這樣來增加軸承的壽命。=3534.78=5794.788、鍵的驗算計算過程及說明結果8.1蝸輪軸上的鍵驗算 由前面軸的設計得出的軸上鍵的選擇為蝸輪周向定位的鍵為A型平鍵規(guī)格為，半聯(lián)軸器周向定位為A型平鍵為。查得平鍵的驗算公式為 鍵、軸材料為鋼，輪轂的材料是鑄鐵，鑄鐵的許用壓力較小。查得鑄鐵許用擠壓力=50-60MPa，取其平均值。A型鍵的工作長度=70-20=50mm，鍵與輪轂槽的接觸高度7mm。由以上公式可得 可見，

25、A型平鍵不符合要求，于是用兩個鍵。 對于半聯(lián)軸器的A型平鍵盤，鍵、軸和半聯(lián)軸器材料都為鋼，查得鋼的許作擠壓應力，取其平均值。A型鍵的工作長度，鍵與輪轂槽的接觸高度4.5mm。由以上公式可得可見，A型平鍵符合要求。 A型平鍵不符合要求因此用雙鍵C型平鍵符合要求9、潤滑的選擇計算過程及說明結果9.1潤滑油的選擇和潤滑方式 由前已計算出蝸桿傳動的相對滑動速度查得潤滑方式用油池潤滑，油的運動粘度為350。查得油的粘度等級為320（GB/T14906-1994）由于是采用蝸桿下置式，所以采用浸油潤滑，在箱體內(nèi)裝上潤滑油，使蝸桿浸在其中。渦輪軸承的潤滑采用脂潤滑，而蝸桿軸承采用油潤滑。潤滑油選粘度等級為3

26、2010、蝸桿傳動的熱平衡計算計算過程及說明結果10.1蝸桿傳動的熱平衡計算 蝸桿傳動由于效低，所以工作時發(fā)熱量大。在閉式傳動中，如果產(chǎn)生的熱量不能及時散逸，將因油溫不斷升高而使?jié)櫥♂?，從而增大磨擦損失，甚至發(fā)生膠合。所以，必須根據(jù)單位時間內(nèi)的發(fā)熱量和同時間內(nèi)的散熱量平穩(wěn)衡，以保證油溫穩(wěn)定地處于規(guī)定的范圍內(nèi)。 查得以下計算公式。 因為，所以不需要加散熱裝置。11、箱體及附件的結構設計。計算過程及說明結果11.1箱體的大體結構設計名稱符號蝸桿減速器尺寸（mm）機座壁厚11機蓋壁厚9.35機座凸緣厚度16.5機蓋凸緣厚度17機座底凸緣厚度27.5地腳螺釘直徑20地腳螺釘數(shù)目n4軸承旁聯(lián)結螺栓直徑15機蓋與機座聯(lián)結螺栓直徑10聯(lián)接螺栓的間距150軸承端蓋螺釘直徑8窺視孔蓋螺釘直徑6定位銷直徑7、至外機壁距離26，22,16、至凸緣邊緣距離24,20,14軸承旁凸臺半徑24外機壁至軸承座端面距離+(8-12)大齒輪頂圓（蝸輪外圓）與內(nèi)機壁距離>13.2齒輪端面與內(nèi)機壁距離>11機蓋機座座肋厚軸承端蓋外徑150軸承端蓋凸緣厚度t8.8軸承旁聯(lián)接螺栓距離s12、計算結果項目名稱結果工作機功率2.53Kw主動軸功率3.4452Kw電動機功率2.8023 Kw主動軸轉(zhuǎn)速960r/min總效率0.727總傳動比26.