《机械设计》课程设计说明书-加热炉装料机.doc

目 录 1 3 3 2 2 3 4 9 3 7 8 第 1 章 设计任务 1 1 设计题目 加热炉装料机 图 1 1 加热炉装料机 1 2 设计背景 1 题目简述 该机器用于向加热炉内送料 装料机由电动机驱动 通过传动装 置是装料机推杆做往 复移动 将物料送入加热炉内 2 使用状况 室内工作 需要 5 台 动力源为三相交流电动机 电动机单向转动 载荷较平稳 转速 误差 4 使用期限为 10 年 每年工作 250 天 每天工作 16 小时 大修期为 3 年 3 生产状况 中等规模机械厂 可加工 7 8 级精度的齿轮 蜗轮 1 3 设计参数 已知参数 推杆行程 200mm 表 1 1 设计参数 数据编号12345 电动机所需功率 kW22 52 833 4 推杆工作周期 s4 33 73 332 7 1 4 设计任务 1 设计总体传动方案 画总体机构简图 完成总体方案论证 2 设计主要传动装置 完成主要传动装置的装配图 3 设计主要零件 完成两张零件工作图 4 编写设计说明书 方案如方案如 下下 1 电动机 2 联轴器 3 蜗杆减速器 4 箱体 5 齿轮减速器 6 摆杆 电动机所需功率 p 2kw 图 1 1 设计方案 第第 2 2 章章 机械装置的运动和动力参数计算 2 1 电动机的选择 1 电动机的类型 按工作要求选用 Y 系列全封闭自扇冷鼠笼式三相异步电动机 电压 380V 2 选择电动机的容量 因为电动机所需功率已给出既 p 2kw 所以查 机械设计综合课程设计 表 6 164 可选用 Y112M 6 表 2 1 电动机参数表 最大转距堵转转距电动机型号额定功率 kw 同步转速 满载转 速 r min m n 电动机质量 kg 额定转距额定转距 Y112M 6 2 2kw 940 中 2 0 2 0 2 2 电动机的安装尺寸及外形尺寸 根据题目的实际情况 可采用机座带座脚 端盖无凸缘 Y 系列电动机 该电动机的安装 尺寸及外形尺寸查 机械设计综合课程设计 表 6 166 可列出下表 表 2 2 电动机的安装尺寸及外行尺寸 mm 机座号级数 ABCDEF 112M61901407028 0 009 0 004 608 续表 GHKABACADHDBBL 2411212245230190265180400 电动机的安装尺寸和外形尺寸的大体示意图如下图所示 图2 1 电动机的 安装尺寸和外形尺寸的大体示意图 2 3 传动比的确定 总传动比 67 14 940 w m n n i总 因运输带速度允许有误差 则 4 68 267 i 分配传动比 10i ii 总 估取 则 22 0 i3 1 i66 10 iii总 2 4 运动和动力参数计算 按 机械设计综合课程设计 表 2 5 确定各部分的效率 滚动轴承 联轴器 99 0 0 99 0 1 蜗轮蜗杆 齿 轮 75 0 2 98 0 3 运动和动力参数计算 0 轴 电动机轴 MN n p T r nn kwp m 32 20 940 2 95509550 min 940 2 0 0 0 0 0 1 轴 蜗杆轴 kw n p T kw n p T r nn kwpp kwpp c c r r rc r 91 199550 12 209550 min 940 96 199 098 1 98 199 02 1 1 1 1 1 1 01 011 101 2 轴 涡轮轴 kw n p T kw n p T r i n n kwpp kwpp c c r r rc cr 38 3269550 62 3289550 min 72 42 46 199 047 1 47 1 2 2 1 2 2 2 0 1 2 022 212 3 轴 齿轮轴 kw n p T kw n p T r i n n kwpp kwpp c c r r rc cr 32 9529550 02 9599550 min 24 14 42 199 043 1 43 198 046 1 3 3 3 3 3 3 1 2 3 023 323 各轴的输出功率或输出转矩分别为各轴的输入功率或输入转矩乘轴承效率 0 99 运动和动力参数的计算结果汇总如下 表 2 3 运动和动力参数汇总 第三章 蜗杆和蜗轮的设计 3 1 蜗杆蜗杆传动设计计算 1 选择蜗杆传动类型 由以上分析可知 输入功率 P 2kw i 22 min 940 1 rn 根据 GB T 10085 1988 的推荐 采用渐开线涡轮蜗杆 ZI 2 选择材料 考虑到蜗杆传动的功率不大 速度是中等 故蜗杆用 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 45 55HRC 蜗轮用铸造锡磷青铜 ZCuSn10P1 砂模铸造 为了节约贵重的有色金属 仅齿面用青铜制造 而轮芯用铸铁 HT100 铸造 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 传动中心距 3 2 2 H PEZ Z KTa 1 由表 3 1 可知作用在蜗轮上的转矩 MN r 328T2 2 确定载荷系数 K 因工作中有轻微的振动 故取载荷分布不均系数 由主教材表 11 5 选取45 1 K 由于转速中等 冲击不大 可取动载荷系数 则 05 1 A K15 1 v K 21 1 05 145 115 1 VA KKKK 3 确定弹性系数 E Z 因为选用的是铸造锡磷青铜蜗轮和钢蜗杆相配 故 160 E Z 21 MPa 4 确定接触系数 Z 先假设蜗杆的分度圆直径于传动比的比值 从主 教材图 11 18 中可查的35 0 1 ad 2 9 Z 5 确定许用接触应力 根据蜗轮的材料为铸造锡磷青铜 ZCuSn10P1 砂模铸造 查表 11 7 中查的涡轮的基本许用压力 MPa H 180 应力循环次数 n 42 73 j 1 h njLN60 hLh400001625010 所以 8 10026 1 40000173 4260 N 寿命系数 75 0 10 8 7 N KHN MPaKHN HH 4275 0 56 6 计算中心距 25 138 180 9 2160 32862021 1 2 3 a 取中心距 a 160mm 因 i 22 故从主教材表 11 2 取模数 m 6 3 蜗杆的分度圆直 mmd63 1 3 2 蜗杆与蜗轮的主要参数与几何尺寸 1 蜗杆 轴向齿距 mmmPa78 17 直径系数 mm m d q10 1 齿顶圆直径 mmmhdd aa 6 753 612632 11 齿根圆直径 25 472 11 mcmhdd af 分度圆导程角 0 1 32 11 2 0 10 2 tan q z 蜗杆轴向齿厚 mm m Sa89 9 2 2 蜗轮 齿数 1032 0 41 22 xz变位系数 蜗轮分度圆直径 mmmzd 3 258 22 蜗轮喉圆直径 mmhdd aa 6 26965 5 23 2582 22 2 蜗轮齿顶高 mmXhmh aa 65 5 2 2 蜗轮齿根圆直径 mmhfddf24 2412 22 2 蜗轮齿根高 mmddcXhmh faf 53 8 2 1 22 2 2 蜗轮咽喉母半径 2 25 6 269 2 1 160 22 2 1 ag dar 3 3 校核齿根弯曲疲劳强度 53 1 2 12 2 FF YY mdd kT a F 当量齿数 48 43 32 11 cos 41 cos 33 2 2 z Zv 根据 从主教材图 11 19 中可查得齿形系数132 0 X2 48 43 2 v Z49 2 2 a F Y 螺旋角系数 9192 0 140 32 11 1 140 1 r Y 许用弯曲应力 FNFF k 从主教材表 11 8 中查得由铸造锡磷青铜 ZCuSn10P1 基本许用弯曲应力 MPa F 56 寿命系数 59 0 10026 1 10 9 8 6 FN K MP F 04 3359 056 58 139192 0 49 2 3 6 3 25863 32862021 1 53 1 53 1 21 2 FF mdd KT 所以强度是满足的 图 3 1 蜗杆外形图 图 3 2 蜗轮图 3 4 热平衡校核 蜗杆传动由于效率低 所以工作是发热量大 在闭式传动中 如果产生的热量不能及时 散掉 将因油温不断升高而使润滑油稀释 从而增大摩擦损失 甚至胶合 所以 必须采取 冷却措施 常采用的冷却措施有 1 加散热片以增大散热面积 2 在蜗杆轴端加装风扇以加速空气的流通 3 在传动箱内装循环冷却管路 3 5 效率的校核 tan tan 96 0 95 0 v 已知 32 11 vv farctan 有关与相对滑动速度 sv fv s m nd vs16 3 32 11cos100060 94063 cos100060 11 从表 11 18 中用插值法查的 代入式中的 大于估计值 因此 851 0338 0 vv f 81 0 不用重算 第四章 轴的设计及校核 4 1 蜗杆轴的设计 1 求输出轴上的功率 转速和转矩 由表 3 1 可知 kWP98 1 1 min 940 1 r n kNT12 20 1 2 求作用在齿轮上的力 kN d T FF at 64 0 63 12 2022 1 1 11 kNaFFF trr 92 0 tan 221 kN d T FF ta 54 2 3 258 62 32822 2 2 21 3 初步确定轴的最小直径 先按主教材式 15 2 初步估算轴的最小直径 选取轴的材料为 45 钢 调质处理 根据主 教材表 15 3 取于是得 112 0 A mmAd n p36 14 3 1 1 0min 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处 轴的直径 为了使所选的轴直径与联轴器的 1 d 1 d 孔径相适应 故需要同时选取联轴器型号 联轴器的计算转矩 查主教材表 14 1 考虑转矩变化很小故取则 1 TkT Aca 1 3 A k MNTkT aca 16 2612 203 1 1 按照计算转矩应该小于联轴器公称转矩的条件 查 机械设计综合课程设计 表 6 100 ca T 选用弹性柱销联轴器 LT4 联轴器 联轴器的公称转矩为 63N M 孔径 6225 4424 JB ZC mmd28 2 故取 联轴器的长度为 62mm 联轴器与轴配合的毂孔长度为 40mm mmd28 2 4 轴的结构设计 1 为了满足联轴器的轴向定位 左端需制出一轴间故 为了保证轴端挡圈只mmd32 2 压在联轴器上而不压在轴上故mml60 1 2 初步选择滚动轴承因轴承同时受有径向力和轴向力的作用 故选用单列圆锥滚子轴承 参照 由 机械设计综合教程设计 选取 0 基本游隙组 标准精度级的单列圆锥mmd32 2 滚子轴承 32208 起尺寸由手册上查得 32208 型轴承的定位轴间高度好为 7mm 因此 mmd47 4 3 考虑到轴承端盖的宽度取 mml50 2 4 轴上零件的周向定位 采用平键连接 查主教材表 6 1 选用平键为 bxh 6x6 长度为 40mm 5 确定轴上的圆角和倒角尺寸 参考主教材表 15 2 取轴端倒角为 45 度 各轴间处的圆角半径如图 图 4 1 蜗杆轴 4 2 蜗轮轴的设计 1 求输出轴上的功率 转速和转矩 由表 3 1 可知 kWp47 1 2 min 72 42 2 r n MNT 62 328 2 2 求作用在齿轮上的力 kNFF at 54 2 12 kWaFFF trr 92 0tan 212 kWFF ta 64 0 12 3 初步确定轴的最小直径 先按主教材式 15 2 初步估算轴的最小直径 选取轴的材料为 45 钢 调质处理 根据主 教材表 15 3 取于是得 112 0 A mm n P d45 183 2 2 min 4 轴的设计尺寸如图 图 4 2 蜗轮轴 5 轴承的类型的选择 初步选择滚动轴承 由 机械设计综合教程设计 选取 0 基本游隙组 标准精度级的单列 圆锥滚子轴承参照工作要求 取单列圆锥滚子轴承型号为 32208 5 轴上零件的周向定位 采用平键连接 查主教材表 6 1 选用平键为 bxh 6x6 长度为 40mm 6 确定轴上圆角和倒角尺寸 参考主教材表 15 2 取轴端倒角为 45 度 各轴间处的圆角半径如图 4 3 轴的校核 1 做出轴的计算简图如下 根据前面的分析 我们可以分析出 MNT 12 20kNFa54 2 kNFt92 0 kNFt64 0 MNMH 2 55 kNFNV64 0 1 kNFNV64 0 2 kNFF NHNH 46 0 21 MNM 24 67 2 做出弯矩图 扭矩图如下 图 4 3 弯矩扭矩图 3 校核轴的强度 水平面力和力矩 MNLFM kN F FF kNFFF NHH t NHNH tNHNH 4 3812032 0 32 0 2 64 0 1 21 21 可得 竖直平面内的力和力矩 MNLFM kN F FF kNFFF NHH r NvNv rNVNV 2 5512046 0 46 0 2 92 0 1 21 21 可得 总弯矩MNMMM VH 24 67 22 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的最大弯矩和扭矩的截面 即危险截面 的强度 C 根据式 15 5 及上表中的数值 并取 0 6 a 轴得计算应力 4 8 22 W aM 3 1 0 dW 前面已选定轴的材料为 45 钢 调质处理 由表 15 1 查的 因此 4 按疲劳强度条件进行精确校核 这种校荷计算的实质在于确定变应力情况下轴的安全程度 在已知轴的外形 尺寸及载 荷的基础上 即可通过分析确定出一个或几个危险截面 按主教材式 3 35 求出计算安全 系数并应使其稍微大于或至少等于设计安全系数 S 即 ca S S SS SS Sca 22 轴的材料为 45 钢 调质处理 由表 15 1 查得 MPa B 640 MPa275 1 MPa155 1 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按附表 3 2 查得又 3 1 5 1 由附图 3 1 可得轴的材料的敏性系数为 85 0 5 1 qq 故有效应力集中系数按 附 3 4 为 255 1 130 1 85 0 1 1 1 41 1 15 1 82 01 1 1 qK qK 由附图 3 2 知尺寸系数 由附图 3 3 得扭转尺寸系数轴按磨削加工 由6 0 8 0 z 附图 3 4 得表面质量系数为 92 0 z 轴按磨削加工 由附图 3 4 得表面质量系数为 轴未经表面强化处理即92 0 z 按式 3 12 及 3 12a 得综合系数为1 q 故的综合系数为 66 1 1 92 0 1 8 0 255 1 1 1 44 2 1 92 0 1 6 0 41 1 1 1 K K K K 又由 3 1 及 3 2 得碳钢的特性系数 05 0 1 005 0 1 0 2 01 0 取 取 于是计算安全系数值 按式 15 7 及 15 8 则得 ca S 5 187 7 88 7 65 126 88 765 126 88 7 2 23 05 0 2 23 66 1 155 65 126 01 054 141 1 275 2222 1 1 S SS SS S K S S K S M M 故可知其安全 5 键的校荷 1 蜗轮轴上的校核 平键截面 键的工作长度 键轴和轮毂的材料都是钢 66 hbmml36 mmLl36 由表 6 2 查得许用挤压应力 取其平均值键与轮毂键槽的100120 pa MP 110 pa MP 接触高度由式 6 1 可得 mmhK365 05 0 MPa kld T p 110 304 0 20363 62 32822 可见联接的挤压强度合适 6 滚动轴承的确定与校核 工作期限为十年 每年工作 250 天 大修期为三年 轴承的寿命 hLh400001625010 轴承上所承受的径向力轴向力 NFNF rBrA 512 512 kNFa27 1 2 轴承的工作转速为 轴的直径为 40 初选圆锥滚子轴承 32208 由 机 min 940r 械设计综合课程设计 表 67 知基本额定动载荷基本额定静载荷kNCr 8 77 kNCor 2 97 根据主教材表 13 7 知 派生的轴向力的计算公式 2 rd FFY 又 e F F F F r a r a 512 1270 21 查主教材表 13 5 知 Y 1 4 X 0 4 NFF dd 86 182 4 12 512 21 NFF NFFF FFF da daa dad 512 86 1452 22 21 21 径向当量载荷计算公式 arp YFXFfP NP Np 2 2867 4082 2 1 由主教材表 13 6 知载荷系数 取 由主教材表 13 4 知温度系数1 21 8 P f 1 3 P f 轴承工作温度 对于滚子轴承 1 0 T f 150 10 3 所以轴承的基本额定动载荷为 32208 型轴承KNkN nL f pf C h t Ap A 8 77498 8 10 4000094060 1 2 28673 1 10 60 3 10 6 3 10 6 能满足工作要求 验算该轴承寿命 根据式 5 3 10 66 1007 2 512 0 498 81 94060 10 60 10 hp Cf h Lh n L t 高于预期寿命 即满足设计要求 第五章 齿轮的计算 1 选定齿轮类型精度等级 材料及齿数 1 根据传动方案选用直齿圆柱齿轮传动 2 加热炉装料机为一般工作机 速度不高 故选用 7 级精度 3 材料的选择 由表 10 1 选择小齿轮材料为 40Cr 调质 硬度为 280HBS 大齿轮材 料为 45 钢 调质 硬度为 240HBS 二者材料硬度差为 40HBS 4 选小齿轮齿数 大齿轮齿数 24 1 Z72 2 Z 2 按齿面接触强度设计 由主教材公式 10 9a 进行试算 MN Z u ukT d H E d t 5 3 21 1 1029 3 1 32 2 1 确定公式内的各计算数值 1 试选载荷系数 3 1 t K 2 计算小齿轮传递的转矩 MN n p T 5 5 1 1 5 1 1029 3 72 42 47 1 10 5 9510 5 95 3 查表 10 7 选取齿宽系数 1 d 4 由表 10 6 查得材料的弹性影响系数 1 2 189 8 E ZMPa 5 查图 10 21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 大齿轮的 lim1 600 H MPa 接触疲劳强度极限 lim2 550 H MPa 6 由公式 10 13 计算应力循环次数 8 11 1003 1 1016250 127 426060 h jLnN 7 8 2 102 3 2 3 1003 1 N 7 查图 10 19 取接触疲劳寿命系数 15 1 1 HN K25 1 2 HN K 8 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1 安全系数 由公式 10 12 得1S MPaMPa S KHN H 69060015 1 1lim1 1 MPaMPa S KHN H 5 68755025 1 2lim2 2 2 计算 1 试算小齿轮分度圆直径 代入中较小的值 1t d H 2 1 3 1 1 2 32 E t dH KTZu d u mmmm53 81 5 687 8 189 3 4 1 1029 3 3 1 32 2 3 2 5 2 计算圆周速度 v smsm nd v t 18 0 100060 72 4253 81 100060 11 3 计算齿宽 b mmdb td 53 81 1 4 计算齿宽与齿高之比 b h 模数 mmmm z d m t t 4 3 24 53 81 1 1 齿高 mmmmmh t 65 7 4 325 2 25 2 66 10 65 7 53 81 h b 5 计算载荷系数 根据 7 级精度 查图 10 8 得动载系数 smv 18 0 05 1 V K 直齿轮 1 HF KK 查表 10 2 得使用系数 1 A K 查表 10 4 用插值法查得 7 级精度 小齿轮相对支承非对称布置时 423 1 H K 由 查图得 故载荷系数66 10 h b 423 1 H K35 1 F K 494 1 423 1 1105 1 HHVA KKKKK 6 按实际的载荷系数校正所算得的分度直径 由公式 10 10a 得 mm K K dd T t 4 85 3 1 494 1 53 81 3 3 11 7 计算模数 m mm z d m558 3 24 4 85 1 1 3 按齿根弯曲强度设计 弯曲强度的设计公式 10 5 1 3 2 1 2 FaSa dF Y YKT m z 1 确定公式内的各计算数值 1 查图得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 大齿轮的弯曲强度极限 1 500 FE MPa 2 380 FE MPa 2 查图取弯曲疲劳寿命系数 91 0 1 N K98 0 2 N K 3 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 由公式得1 4S MPa S K FEFN F 325 4 1 50091 0 11 1 1 MPa S K FEFN F 266 4 1 38098 0 12 2 4 计算载荷系数 K 4175 1 35 1 105 1 1 FFVA KKKKK 5 查取齿形系数 查表查得 1 2 65 Fa Y 236 2 2 Fa Y 6 查取应力校正系数 查表查得 1 1 58 Sa Y 752 1 2 Sa Y 7 计算大 小齿轮的并加以比较 FaSa F Y Y 01288 0 325 58 1 65 2 1 11 F SaFaY Y 014727 0 266 752 1 236 2 2 22 F SaFa YY 显然 大齿轮的数值大 2 设计计算 mmm88 2 014727 0 241 1029 3 4175 1 2 3 2 5 对比计算结果 由齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数 m 由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力 而齿面接触疲劳强度所决定m 的承载能力 仅与齿轮直径 即模数与齿数的乘积 有关 可取由弯曲强度算得的模数 2 88 并就近圆整为标准值 m 3mm 按接触强度算得的分度圆直径 算出小齿轮mmd53 81 1 齿数 27 3 53 81 1 1 1 m d z 大齿轮齿数 81273 2 z 这样设计出的齿轮传动 即满足了齿面接触疲劳强度 又满足了齿根弯曲疲劳强度 并 做到结构紧凑 避免浪费 1 几何尺寸计算 1 计算分度圆直径 mmmzd81327 11 mmmzd243381 22 2 计算中心距 mm dd a162 3 24381 2 21 3 计算齿轮宽度 取 mmmmdb d 81811 1 mmB81 2 mmB85 1 第六章 箱体的设计 6 1 箱体 1 箱体尺寸计算 表 6 1 名称符号蜗杆减速器的尺寸关系及结果 箱座壁厚 10mm 箱盖壁厚 1 mm5 81085 0 85 0 1 箱座凸缘厚度bmmb15105 15 1 箱盖凸缘厚度 1 bmmb75 125 85 15 1 11 箱座底凸缘厚度 2 bmmb25105 25 2 2 地脚螺栓直径 f dmmadf76 1712160036 0 12036 0 地脚螺栓数目n4 n 轴承旁联接螺栓直径 1 dmmdd f 32 1376 1775 075 0 1 箱盖箱座联接螺栓直径 2 dmmdmmdd f 1011 8 6 0 5 0 22 取 联接螺栓的间距l 200 150mml 轴承端盖螺钉直径 3 dmmdmmdd f 10 11 8 5 0 4 0 33 取 窥视孔盖螺钉直径 4 dmmdmmdd f 6 7 5 4 0 3 0 44 取 定位销直径 dmmdmmdd8 8 7 8 0 7 0 2 取 安装螺栓直径 x d M8M10M12M20 至外箱壁距离 1min c 13161826 至凸缘边距离 2min c 11141624 螺栓扳手 空间与凸 缘宽度 沉头座直径 minc D 20242640 轴承旁凸台半径 1 RmmcR24 21 凸台高度hmmh10 外箱壁至轴承座端面距离 1 lmmmmccl55 8 5 211 蜗轮外圆与内壁距离 1 mmmm30 4 14122 12 1 11 取 蜗轮轮毂端面与内壁距离 2 mmmm20 12 22 取 箱盖 箱座肋厚 1 m 111 0 859 35 10mmmmmm 取 mmmmmm10 2 1085 0 取 轴承端盖外径 1 D3 2 55 5 130 10 5180DDdmm 轴承端盖凸缘厚度t mmtmmdt10 12 10 2 1 0 1 3 取 轴承旁螺栓距离SmmDS150 2 二 箱体附件的设计 1 视孔和视孔盖 该视孔盖采用轧制钢板制作 其示意图如下图所示 图 6 1 视孔和视孔盖以及通气孔的简意图 取窥视孔盖上的螺纹紧固件的直径为 M6 即 取 A 120mm 4 6dmm 取 14 5 61505 66180 186AAdmm 1 185Amm 21 11 150 185167 5 22 AAAmm 14 5 61555 66119 125BBdmm 120Bmm 取 取 1 15 2021021 2 815 20153 158Bmm 箱体顶部宽 1 155Bmm 21 11 155 120137 5 22 BBBmm 2 通气器 直径 则相应系数为 33 2dM 取为 1 54 36 936Dmm DmmLmm 1 20 4 8lmm amm dmm 3 轴承端盖 a 蜗杆上的轴承端盖 选用凸缘式轴承盖 图 11 2 由前面的计算知 轴承外径 D 120mm 螺栓直径选为 M10 所以 03 110 111ddmm 03 2 51202 5 10145DDdmm 203 2 51452 5 10170DDdmm 3 1 21 2 1012edmm 取 1 12ee 1 15emm 取 4 10 1512010 15105 110DDmm 4 110Dmm 取 m 21mm 1 15memm b 蜗杆上的轴承端盖 选用凸缘式轴承盖 由前面的计算知 轴承外径 D 100mm 螺栓直径选为 M8 所以 03 18 19ddmm 03 2 51