蜗轮蜗杆减速箱设计

1、目录第一章 总论- 2 -第二章 机械传动装置总体设计- 3 -2.1 拟定传动方案- 3 -2.2 电动机的选择- 4 -2.3 传动比及其分配- 4 -2.4 校核转速- 5 -2.5 传动装置各参数的计算- 5 -第三章 传动零件蜗杆蜗轮传动的设计计算- 5 -3.1 蜗轮蜗杆材料及类型选择- 5 -3.2 设计计算- 6 -第四章 轴的结构设计及计算- 10 -4.1 安装蜗轮的轴设计计算- 10 -4.2 蜗杆轴设计计算- 15 -第五章 滚动轴承计算- 17 -5.1 安装蜗轮的轴的轴承计算- 18 -5.2 蜗杆轴轴承的校核- 18 -第六章 键的选择计算- 19 -第七章 联轴

2、器- 20 -第八章 润滑及密封说明- 20 -第九章 拆装和调整的说明- 21 -第十章 减速箱体的附件说明- 21 -课程设计小结- 22 -参考文献- 23 -第一章 总论带式运输机是一种摩擦驱动以连续方式运输物料的机械。主要由机架、输送带、托辊、滚筒、张紧装置、传动装置等组成。它可以将物料在一定的输送线上，从最初的供料点到最终的卸料点间形成一种物料的输送流程。带式运输机主要由两个端点滚筒及紧套其上的闭合输送带组成。带动输送带转动的滚筒称为驱动滚筒（传动滚筒）；另一个仅在于改变输送带运动方向的滚筒称为改向滚筒。驱动滚筒由电动机通过减速器驱动，输送带依靠驱动滚筒与输送带之间的摩擦力拖动。驱

3、动滚筒一般都装在卸料端，以增大牵引力，有利于拖动。物料由喂料端喂入，落在转动的输送带上，依靠输送带摩擦带动运送到卸料端卸出。带式运输机是连续输送机中的一种，连续运输机是固定式或移动式运输机中主要类型之一，其运输特点是形成装载点到装载点之间的物料流，靠着这种物料流的整体运动来完成物料从装载点到装载点之间的运输。它主要由机架、运输带、滚筒、张紧装置、传动装置等组成。其中传动装置就是把原动机的动力传递给工作机的中间设备，减速器就是传动装置中的一种。所设计的方案是设计带式运输机的传动装置，原始数据为：运输带的拉力F=3200N ，运输带的线速度v=0.85m/s，卷筒直径D=410mm ；工作条件：连

4、续单向运转，载荷平稳；使用期限：五年，两班制；生产条件：一般规模小批量生产；运输带速度允许误差：土5%；由于电动机高速运转，故传动装置为减速机。减速器在原动机和工作机之间起匹配转速和传递扭矩的作用。减速器是一种相对精密的机械，使用的目的是降低转速、传递扭矩。按照传递级数不同可分为单级和多级减速器，是一种封闭在刚性壳体内的齿轮传动、蜗杆传动或是齿轮蜗杆传动所组成的独立部件。蜗杆减速机是一种具有结构紧凑，传动比大，以及在一定条件下具有自锁功能的传动机械，是最常用的减速机之一。第二章 机械传动装置总体设计机械传动装置总体设计的主要任务是分析研究和拟定传动方案、电动机的选择、传动比的分配及计算、传动装

5、置的运动参数及动力参数计算，为后续的传动设计和装配图绘制提供依据。2.1 拟定传动方案一个传动方案的拟定，除了应满足机器的功能要求外，还应当具备工作可靠、结构简单、尺寸紧凑、传动效率高、成本低廉以及使用维护方便等特性。在拟定传动方案的时候，应多种传动方案进行对比，在结合具体情况进行设计，最后确定最终的方案。一般情况下，蜗杆减速器除有第一章所述特点外还具有坚固耐用、传动平稳、承载能力大、噪音低，动力源广，可用于电机或其他动力驱动等特点。所以根据上述数据及要求（原始数据为：运输带的拉力F=3200N ，运输带的线速度v=0.85m/s，卷筒直径D=410mm；工作条件：连续单向运转，载荷平稳；使用

6、期限：五年，两班制；生产条件：一般规模小批量生产；运输带速度允许误差：土5%；），在以下方案中进行选择：方案一（皮带一单级圆柱齿轮传动）、方案二（两级展开式圆柱齿轮传动）、方案三（蜗轮蜗杆传动）。由于转速高的电动机传递到工作机时降速范围较大，故选择蜗轮蜗杆传动的结构紧凑、传动比大、坚固耐用、传动平稳等特点。故最终确定方案为：方案三（蜗轮蜗杆传动）。由所选传动方案可绘制工作传动装置如下图所示：图1-1 蜗杆减速器示意图1-电动机 2、4-联轴器 3一级蜗轮蜗杆减速器 5-传动滚筒 6-输送带电动机与减速器相连选用凸缘联轴器，工作机与减速器相连处选用弹性联轴器。2.2 电动机的选择根据工作机的负荷

7、、特性和工作环境，选择电动机的类型、结构形式和转速，计算电动机功率，最后确定电动机型号。1、选择电动机的类型按工作要求和条件选取Y系列一般用途全封闭自扇冷鼠笼式三相异步电动机。2、选择电动机容量（1）工作机各传动部件的传动效率及总效率其中弹性联轴器的传动效率=0.99；单线蜗杆与蜗轮的传动效率=0.75；运输机驱动轴一对滚动轴承的效率 =0.99；凸缘联轴器的传动效率=0.99所以减速机构的总效率=0.99×0.75×0.992×0.99=0.7203（2）选择电动机的功率所选电动机的额定功率应该等于或稍大于工作要求的功率。容量小于工作要求，则不能保证工作机的正常

8、工作，或使电动机长期过载、发热大而过早损坏；容量过大，则增加成本，并且由于效率和功率因数低而造成电能浪费。带式运输机所需的功率:Pw=F·v1000 w=3200×0.851000×1=2.72kW（其中w为工作机传动效率且w =1）；初步估计电动机额定功率P：所需电机输出的功率Pd= Pw / =2.72/0.72=3.78kW；查机械设计课程设计表2.1，选取Y112M-4电动机,主要参数如下：额定功率P=4kw满载转速nm=1440 r/min电机轴伸出端直径：28mm伸出端安装长度：60mm2.3 传动比及其分配1、查机械设计书中得各级齿轮传动比如下：；理

9、论总传动比：；运输机驱动滚筒转速nw=39.62r/min；根据初选电机转速nm=1440 r/min，计算总传动比i=nm/nw=1440/39.62 =36.35。由工作原理图可知该传动装置为蜗轮蜗杆单级传动，即总传动比就等于蜗轮蜗杆传动比。2、查机械设计表11-1，取蜗杆头数z1=1,蜗轮齿数z2=36，则实际总传动比i=36。2.4 校核转速滚筒的实际转速nw= nm/i =1440/36=40，转速误差nw= =0.97%<5%，符合要求。2.5 传动装置各参数的计算1、各轴功率计算蜗杆输入功率：P1=P=4×0.99=3.96kW蜗轮输出功率：P2= P1= P=2

10、.97kW滚筒轴的传递功率：P3= P2=2.97×0.99×0.99=2.91kW2、各轴转速计算由于蜗杆是通过联轴器与电机伸出轴连接在一起，故蜗杆转速等于电机转速即n1=nm=1440 r/min；涡轮轴的转速n2=n1/i=1440/36=40 r/min;滚筒轴转速n3=n2=40 r/min。3、各轴转矩计算蜗杆传递的转矩T1=9550×P1/n1=26.26 N·m蜗轮轴传递的转矩T2=9550×P2/n2=709.09 N·m滚筒轴传递的转矩T3=9550×P3/n3=694.76 N·m第三章 传动

11、零件蜗杆蜗轮传动的设计计算传动装置中传动零件的参数、尺寸和结构，对其他零部、件的设计起决定性的作用，因此，应首先设计计算传动零件。当减速器有传动件时，应先设计减速器外的传动零件。3.1 蜗轮蜗杆材料及类型选择1、选择蜗杆传动类型根据GB/T10085-1988的推荐，选用渐开线蜗杆(ZI)。2、选择材料考虑到蜗杆传动的功率不大，速度中等，故蜗杆采用45刚；而又希望效率高些，耐磨性好些，故蜗杆螺旋齿面要求淬火，硬度为4555HRC；蜗轮选用铸锡磷青铜（ZCuSn10P1）,砂模铸造；为了节约贵重有色金属，仅齿圈用青铜铸造，而轮芯用灰铸铁（HT100）制造。3.2 设计计算1、按齿面接触强度设计根

12、据闭式蜗杆蜗轮的设计准则，先按齿面接触疲劳强度进行计算，再校核齿根弯曲疲劳强度。由机械设计根据式子：m2dKT2（1）确定载荷系数 因工作是有轻微振动，故取载荷分布不均匀系数=1，由机械设计表11-5选取使用系数=1，由于转速不是很高，冲击不大，可选取动载荷系数=1.1，则 K=1×1.05×11.1（2）确定弹性影响系数因为选用的是锡磷青铜（ZCuSn10P1）的蜗轮和45刚蜗杆相配，故（3）确定许用接触应力H根据蜗轮材料为锡磷青铜（ZCuSn10P1），金属模铸造，蜗杆螺旋齿面硬度45HRC，可从机械设计表11-7查得蜗轮的基本许用应力 =268 MPa。应力循环次数N

13、=60=60×1×40×（16×5×365）=7.008×，寿命系数 =0.784 ，则=0.784268=210.1 MPa（4）计算m2d由于z2=36，T2=709.09 N·m=709.09×103 N·mm，故m2dKT2=1.1×709.09×103×=3144.33 mm3因z1=1，故从机械设计表11-2中查取模数m=6.3 mm,蜗杆分度圆直径d1=112mm。 2、蜗杆与蜗轮主要参数与几何尺寸(1)中心距 a= =169.4(2)蜗杆：轴向齿距Pa=m=3

14、.14×6.3=19.78 mm；直径系数q=17.78；齿顶圆直径=d1+2ha1=d1+2ha*m=112+2×1×6.3=124.6 mm；齿根圆直径=d1-2hf1=d1-2(ha*m+c)=112-2（1×6.3+1.6）=47.88mm；分度圆导程角=arctan=3.22°（右旋）；轴向齿厚sa=m=9.89 mm。(3)蜗轮：蜗轮齿数：=36；变位系数=0；螺旋角：30.96°（右旋）蜗轮分度圆直径：=226.8 mm；蜗轮喉圆直径：=+=239.4 mm；蜗轮齿根圆直径：=+=211 mm；蜗轮咽喉母圆半径：=a-=

15、169.4-×239.4=49.7 mm；蜗轮轮缘宽度：B=(0.670.7)=(83.4887.22)mm,取B=85 mm。3、校核齿根弯曲疲劳强度当量齿数=36.173根据=0，=36.173，从机械设计图11-17中可查得齿形系数2.44螺旋系数=0.977许用弯曲应力 =从表11-8中查得由ZCuSn10P1制造的蜗轮的基本许用弯曲应力=56 MPa寿命系数 =560.624=34.92 MPa所以=56 MPa即<,弯曲强度校核满足要求。4、验算效率已知=3.22°，=，与相对滑移速度有关， m/s从机械设计表11-18中用插值法查得=0.0175，=1&

16、#176;代入上式得(0.72390.732)大于原估计值0.7203，因此不用重算,且进一步验证了电机选择的合理性。5、精度等级公差和表面粗糙度的确定考虑到所涉及的蜗杆传动是动力传动，属于机械减速器。从GB/10089-1988中，蜗轮圆周速度=n2d2/60=0.47 m/s<1.5 m/s，故查课程设计表3.66选取蜗轮、蜗杆为9级精度，侧隙种类为f,标注为9f GB/10089-1988。蜗杆与轴做成一体，即蜗杆轴。蜗轮采用轮箍式，与铸造贴心采用H7/r6配合。查课程设计表3.80得蜗轮、蜗杆表面粗糙度如下表： 表31 蜗轮、蜗杆表面粗糙度齿面顶圆蜗杆6.3, 3.26.3, 3

17、.2蜗轮6.3, 3.212.5， 6.3查课程设计表3.69得：蜗杆轴向齿距极限偏差fpx=±25m；蜗杆轴向齿距累积公差fpxl=48m；蜗杆齿形公差ff1=45m；查课程设计表3.70得：蜗杆齿槽径向跳动公差fr=40m；查课程设计表3.70得：蜗轮齿距极限偏差fpt=40m；蜗轮齿形公差ff2=36m。6、热平衡计算(1)估算散热面积SS=(2)验算油的工作温度室温，通常取。散热系数=8.1517.45：取=17.5 W/(·)；啮合效率；轴承效率0.980.99，取轴承效率 2=0.99；搅油效率0.940.99，搅油效率3=0.98；=1×2×

18、;3=0.88×0.99×0.98=0.8556.7780油温未超过限度。7、主要设计结论 表32 蜗轮蜗杆主要参数蜗杆蜗轮分度圆直径(mm)d1=112d2=226.8齿顶圆直径(mm)da1=124.6da2=239.4齿根圆直径(mm)df1=96.2df2=211头数(齿数)z1=1z2=36中心距(mm)a=169.4齿顶高(mm)ha=6.3齿根高(mm)hf=7.9全齿高(mm)h=14.2齿形角=20°模数(mm)m=6.3齿宽(mm)b1101.38B2=85蜗轮蜗杆均为9级精度、右旋，蜗杆直径系数q=17.78，蜗轮变位系数X2=0。第四章 轴

19、的结构设计及计算轴是非标准零件，它没有固定的、一层不变的结构形式。轴的结构设计就是根据具体的工作条件，确定出轴的合理结构和结构尺寸。4.1 安装蜗轮的轴设计计算1、初步确定轴的最小直径选取轴的材料为45刚，调质处理。根据机械设计式15-3，取A。=110，于是得。由于轴上要有键槽，故取=50mm,查课程设计表6.8，选联轴器型号为HL4的弹性联轴器，孔直径D=50，轴孔长l=84mm。2、求作用在蜗轮上的力已知蜗轮的分度圆直径为=226.8mm，所以得=，。3、蜗轮轴的设计图4-1 蜗轮安装轴轴草图 确定各段直径和长度为满足半联轴器的轴向定位要求，-安装联轴器，其左端要制成一轴肩，-段安装轴承

20、端盖，采用毡油封，故-段直径为d1=50mm，l1应比轴孔长l=84mm略短一些，故取l1=82mm，-段直径为d2=58mm。初选滚子轴承，因轴承同时承受径向和轴向的力作用，故选圆锥滚子轴承，从课程设计表5.12中选轴承30312，其基本尺寸d×D×T=60mm×130mm×33.5mm，故d3=d7=60mm，而l7=33.5mm。左端滚子轴承采用轴肩进行轴向定位，查表5.12得h=72-60=12mm，因此d6=72mm。轴承端盖总宽度为16mm，根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖与半联轴器左端面的距离为L=30mm，故l2=1

21、6+30=46mm。取安装蜗轮处的轴段IV-V的直径d4=65mm，蜗轮的右端与右端轴承之间采用套筒定位，为使套筒端面可靠的压紧蜗轮，则此段长度应略短于蜗轮宽度，故取l4=81mm，蜗轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度h=(0.070.1) d4，则取d5=75mm，宽度b1.4h，则l5=10mm。取蜗轮距箱体为a=25mm，考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距离箱体内壁一段距离s，取s=8mm，轴承宽度T=33.5mm，则l6=25+8-10=23mm，l3=T+s+a+(85-81)=70.5mm。表41 蜗轮安装轴轴主要尺寸I-IIII-IIIIII-IVIV-VV-VI-直径d

22、7=60d6=72d5=75d4=65d3= 60d2=58d1=50长度l7=33.5l6=23l5=10l4=81l3=70.5l2=46l1=82轴上零件的周向定位为了保证良好的对中性，蜗轮与轴选用A型普通平键联接，键的型号为b*h=18*11 GB1096-79,键槽用键槽铣刀加工，键长为60mm；同时为了保证蜗轮与轴配合有良好的对中性，所以选择蜗轮与轮毂的配合为；联轴器与轴采用A型普通平键联接，键的型号为b*h=14*9 GB1096-79，键长为70mm；轴与轴承内圈配合轴径选用H7/m6的配合。为保证30312轴承内圈端面紧靠定位轴肩的端面，根据轴承手册的推荐，取轴肩圆角半径为1

23、.5mm。其他轴肩圆角半径分别由具体轴径而定。根据标准轴的左端倒角均为2*45°，右端倒角均为1.6*45°。求轴上的载荷根据结构图做出计算简图，简支梁L=l3+l4+l5+l6+l7-2×26.5=165mm。分别对B、D在水平面和垂直面求弯矩和，=可得到如下结果：表42 力与弯矩载荷水平面H垂直面V支反力(N)FNH1=3050.7 FNH2=3202.3NFNV1=1110.6 FNV2=1165.8弯矩(N.mm)MH=257785MV1=93845.7 MV2=26032.5扭矩(N.mm)=274336 M2=259096总弯矩(N.mm)T3=694

24、763由计算可以作出如下弯矩图和扭矩图图42 弯矩图和扭矩图从轴的结构图及弯扭图可知C为危险截面，故只需对C截面进行校核，查机械设计表15-1和15-4，=18.17强度够精确校核轴的疲劳强度判断危险截面截面、只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕确定的，所以它们均无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面和处过盈处配合引起的应力集中最严重；从受载的情况来看，中心截面上的应力最大。截面的应力集中的影响和截面的相近，但截面不受扭矩作用，同时轴径也较大，故不必做强度校核。中心截面上虽然应力集中最大，但应力集中不大（

25、过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端），而且这里轴的直径最大，故截中心面也不必校核。由第三章附录可知，键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需校核截面左右即可。截面左侧：抗扭截面系数弯矩M=M1×=142849.5 N.mm扭矩=694763 N.m弯曲应力=6.6 MPa扭转切应力=16.1 MPa轴的材料为45钢，调质处理查机械设计表15-1得 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按机械设计附表3-2查取，因，查机械设计附表3-2得,又由附图3-1可知轴的材料敏性系数， 故有效应力集中系数由附图3-2尺寸系数， 附图3-4 轴未经表面强化处理 又由附表3-1与表3-2的

26、碳钢的特性系数取； ， 计算安全系数=5.59S1.5故该轴在截面左侧强度是足够的同理算得截面右侧7.53S1.5也安全4.2 蜗杆轴设计计算蜗杆上的功率P1=3.69kW，转速n1=1440r/min，转矩分T1=26260N.mm。1、按扭矩初算轴最小直径选用45钢调值，硬度为查机械设计表15-3，取2、求蜗杆的受力3、轴的结构设计图43 蜗杆轴 确定各轴段的直径和长度由于蜗杆啮合段的直径已在蜗杆设计时确定，为避免轴直径变化过大，现在以蜗杆直径为准确定该轴其他部分的直径大小，而各段的长度则是根据确定涡轮轴的方法来确定的。由于电机伸出端直径为28mm，查表6.6选取YL5型凸缘联轴器，轴孔长

27、度l=62mm,故取d1=28mm，l1=58mm。-安装端盖，d2起固定作用，定位轴肩高度可在(0.070.1) d1范围即取d2=33mm，轴承端盖的总宽度为16mm，根据端盖便于装拆及添加润滑脂，取其间间隙为30mm，则l2=30+16=46mm。-段安装轴承，从表5.12中选取轴承30307，其基本尺寸为d×D×T=35×80×22.75，故取d3=d7=35mm，l3=l7=22.75mm，可取d4=d6=d3+(0.070.1)d3=38mm；为使蜗杆蜗轮正确啮合，可取l4略短于蜗轮宽度，可取l4=l6=80mm。d5为蜗杆齿顶圆直径，d5=

28、da1=124.6mm，l5为蜗杆轴向齿宽，l5=b101.38,取l5=105mm。表43 蜗杆轴的主要尺寸I-IIII-IIIIII-IVIV-VV-VI-直径d1=28d2=33d3=35d4=38d5=124.6d6=38d7=35长度l1=58l2=46l3=22.75l4=80l5=105l6=80l7=22.75求轴上的载荷并校核根据结构简图，简支梁跨距l=l3+l4+l5+l6+l7-2×16.8=276.9mm，FNH1=FNH2=3126.5 N MH=432864 N.mmFNV1=FNV2=1138.2 N MV1=26133.5 N.mm MV2=92648

29、.6 N.mm=433652 N.mm =442668 N.mm T=T1=26260 N.mm 图44 蜗杆轴扭矩图和弯矩图可知，截面C为危险截面，故只需校核C截面，查机械设计表15-1和15-4，可得，=16.19强度够。第五章 滚动轴承计算在机械设计中，对于滚动轴承，主要是正确选择其类型、尺寸（型号）和合理进行轴与轴承的组合设计。在选定滚动轴承的类型、尺寸（型号），应综合考虑轴承的固定，轴承的组合定位，间隙的调整，轴承座圈与其他零件的配合，轴承的装拆和润滑、密封等问题，正确设计轴承部件的组合结构，以保证轴系的正常工作。而在设计轴时已初选轴承为滚子轴承，现只需计算校核。5.1 安装蜗轮的轴

30、的轴承计算在设计轴时初选圆锥滚子轴承30312，e=0.35，Y=1.7，径向力： FrA=3247 N FrB=3408 N派生力： FdB =1002 N FdA =955 N外载轴向力：Fa=468.93 N轴向力：FaA=FdB+Fa2=1424 N FaB=FdB=1002 N当量载荷：由于=0.43>e =0.29<e，所以XA=0.4，YA=1.7，XB=1，YB=0由于为一般载荷，则fp=1.2，故当量载荷为：PA=fp(XAFrA+YAFaA)=4463.5 NPB=fp(XBFrB+YBFaB)=4089.6 N而Cr=170 kN，故轴承寿命 Lp=7756.

31、02×104 h>292000 h因此选用该轴承没问题。5.2 蜗杆轴轴承的校核设计轴时，两端均初选轴承30307，e=0.31，Y=1.9径向力： FrA=3327 N FrB=3327 N派生力： FdB=875.53 N FdA=875.53 N轴向力：FaA=FdB+Fa1=7110.5 N FaB=FdB=875.53 N当量载荷：由于=0.37>e，所以X=0.4，Y=1.9由于为一般载荷，则fp=1.2，故当量载荷为：PA=fp(XFrA+YFaA)=17808.9 N而Cr=75.2 kN，故轴承寿命 Lp=1405.6×103 h>292

32、000 h因此选用该轴承也没问题。第六章 键的选择计算对于键连接，首先选择键的类型，决定键和键槽的剖面尺寸，然后校核键连接的强度。在设计轴时已初选轴承为滚子轴承，现只需计算校核。1、输入轴与电动机轴采用平键连接根据轴径d1=28mm，l1=58，可选用A型平键，由机械设计表6-1得：b×h×L=8×7×44，即：键7×44GB/T1096-2003。键、轴和联轴器的材料都是钢，由表6-2查的许用应力p=100120MPa，取其平均值110MPa。键的工作长度：l=L-b=44-8=32mm，键与联轴器接触高度k=0.5h=3.5mm，则p=15

33、.63 MPa<p所以此键强度符合设计要求2、输出轴与联轴器连接采用平键连接根据轴径d1=50mm，l1=82，可选用A型平键，得：b×h×L=14×9×70即：键9×70GB/T1096-2003。键、轴和联轴器的材料都是钢，键的工作长度：l=L-b=70-14=56mm，键与联轴器接触高度k=0.5h=4.5，则：p=96.25 MPa<p 所以此键强度符合设计要求。3、输出轴与蜗轮连接用平键连接根据轴径d4=65，l4=81，可选用A型平键，得：b×h×L=18×11×60，即：键11×60GB/T1096-2003，键、轴和联轴器的材料都是钢，键的工作长度：l=L-b=60-18=42mm，键与联轴器接触高度k=0.5h=5.5，则：p=94.45 MPa<p所以此键强度符合设计要求。第七章 联轴器常用的联轴器已经标准化或规范化，在机械设计中，主要是根据使用条件及所传递扭矩大小来选择其类型和尺寸。在轴的设计当中，已经选择了联轴器，输出轴选用HL4型弹性联轴器，d=50mm，l=80mm；输入轴上的联轴器选用YL5型凸缘联轴器，d=28mm，l=62mm。第八章 润滑及密封说明因为是下置式蜗杆减速器，且其传动的圆周速度，故蜗杆采用浸油润滑，取浸油深度h=