一級圓錐齒輪減速器課程設(shè)計說明書

1、機械設(shè)計課程設(shè)計說明書題目：一級圓錐齒輪減速器指導老師：1.1.122.1.22.2.33.1.43.2.44.1.54.25.86.1196.2210第七章對軸進行彎扭校核7.1 輸入軸的校核軸127.2 輸入軸的校核13第八章軸承的校核8.1 輸入軸的校核148.2 輸出軸的校核15第九章鍵的選擇與校核16第十章減速箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計10.1箱體的尺寸計算1810.2 窺視孔及窺視孔20設(shè)計小結(jié)23參考文獻24第一章機械設(shè)計課程設(shè)計任務(wù)1.1 設(shè)計題目用于帶式運輸機的一級圓錐齒輪減速器。傳動裝置簡圖如右圖所示。（ 1）帶式運輸機數(shù)據(jù)見數(shù)據(jù)表格。（ 2）工作條件兩班制工作，空載啟動，單向連續(xù)運轉(zhuǎn)，

2、載荷平穩(wěn)。運輸帶速度允許速度誤差為±5%。第 1頁1電動機2聯(lián)軸器3圓錐齒輪減速器4鏈傳動5帶式運輸機（3） 使用期限圖 1工作期限為十年，每年工作300 天；檢修期間隔為三年。（4） 生產(chǎn)批量小批量生產(chǎn)。2. 設(shè)計任務(wù)1) 選擇電動機型號；2) 確定鏈傳動的主要參數(shù)及尺寸；3) 設(shè)計減速器；4) 選擇聯(lián)軸器。3. 具體作業(yè)1) 減速器裝配圖一張；2) 零件工作圖二張（大齒輪，輸出軸） ；3) 設(shè)計說明書一份。第二章電動機的選擇2.1 選擇電動機類型因為本傳動的工作狀況是：載荷平穩(wěn)、單向旋轉(zhuǎn)。所以選用常用的封閉式 Y 系列全封閉自冷式籠型三相異步電動機 , 電壓 380V。1. 電動

3、機容量的選擇1） 工作機所需功率pw FV=2800×1.8=5.04KW電動機的輸出功率Pd pw / 2） 效率:彈性連軸器工作效率 1=0.99圓錐滾子軸承工作效率2=0.99第 2頁錐齒輪 (8 級) 工作效率 3=0.97滾子連工作效率4=0.96傳動滾筒工作效率5=0.96傳動裝置總效率 : 1×2 3× 3× 4×5 0.99 × 0.99 3×0.97 ×0.96 × 0.96=0.87則所需電動機功率為 :Pd pw / =5.04/0.87=5.79KW取 Pd =5.7KW2.2 電

4、動機轉(zhuǎn)速的選擇滾筒軸工作轉(zhuǎn)速nw=60×1000v/ D=60×1000×1.8/ ×320r/min=107r/min（5） 通常鏈傳動的傳動比范圍為i 1=2-5 ，一級圓錐傳動范圍為i 2=2-4 ，則總的傳動比范圍為 i=4-20, 故電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為 n 機 = nw×i= （ 420）×107=428-2140 r/min （6） 符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有 750 r/min ， 1000 r/min ，1500 r/min ，現(xiàn)以同步轉(zhuǎn)速750 r/min ， 1000 r/min ，1500 r/min 三種方案

5、比較，由第六章相關(guān)資料查的電動機數(shù)據(jù)及計算出的總傳動比列于下表方案電動機型號額定功率（ KW）同步轉(zhuǎn)速 / 滿載轉(zhuǎn)速1Y132S-45.51500 r/min/1440 r/min2Y132M2-65.51000 r/min/960 r/min3Y160M2-85.5750 r/min/720r/min4電動機型號的確定方案 1 電動機輕便，價格便宜，但總的傳動比比較大，傳動裝置外輪廓尺寸大，制造成本高，結(jié)構(gòu)不緊湊，固不可取。而方案 2 與方案 3 比較，綜合考慮電動機和傳動比，裝置的尺寸，重量價格，及總的傳動比，可以看出為使傳動裝置緊湊，選用方案 3 比較好。如果考慮電動機的重量和價格應選

6、2，現(xiàn)擬選方案 2，選擇電動機型號 Y132M2-6。第 3頁第三章各軸的動力參數(shù)計算3.1傳動比的確定I總 =nm/ nw=960/107=8.97取 i 2 =3, 則減速器的傳動比i 2 = 8.97/3 =2.993.2各軸的動力參數(shù)計算0 軸( 電動機軸 ):P =P=5.5KW,n=n =960 r/min,0d0m0P0=54.71N·mT =9550n01 軸( 高速軸 ):P1 =P01 =5.5 ×0.99= 5.445KWn 1=n0=960r/min,第 4頁T 1=9550 P1 =54.1N·mn12 軸（低速軸）：P2 =P112=P

7、1 2 3=5.445 ×0.9 9×0.9 7=5.22KWn 2=n1/i 12=960/3=320r/minT2 =9550 P2 =156 N·mn23 軸（滾筒軸）：P =P =P =5.22 × 0.97 × 0.96=4.86KW n =n2= 320/3.5 =91r/min32232343i133=510N·mT =9550×P / n3表 2 各軸轉(zhuǎn)速、輸入功率、輸入轉(zhuǎn)矩項 目電動機軸高速軸低速軸滾筒軸轉(zhuǎn)速（ r/min ）96096032091功率（ kW ）5.55.4455.224.86轉(zhuǎn)矩（ N&

8、#183;m）54.7154.1156510傳動比1133.5效率0.990.960.930.88第四章錐齒輪的設(shè)計計算4.1 選精度等級、材料及齒數(shù)1）材料及熱處理；選擇小齒輪材料為 40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為 260HBW，大齒輪材料為 45 鋼（調(diào)質(zhì)），硬度為230HBW，二者材料硬度差為 30HBS。2）工作機一般為工作機器，速度要求不高，故選用7 級精度（ GB 10095-88）3）試選小齒輪齒數(shù)Z1 24 則大齒輪齒數(shù) Z2=Z1*i=24 × 2.5=604）分錐角 : 2=arctani=arctan(2.5)=71.57?； 1=90?- 2=18.43 ?4.2

9、按齒面接觸強度設(shè)計因為低速級的載荷大于高速級的載荷，所以通過低速級的數(shù)據(jù)進行計算第 5頁按式（ 1021）試算，即d12.92 × 3Z E 2KT2Hu15）確定公式中的各計算數(shù)值（1） 由表 10 7 選取尺寬系數(shù) R 1/3（2） 由表 10 6 查得材料的彈性影響系數(shù)ZE189.8Mpa由式 1013 計算應力循環(huán)次數(shù)N160n1jL h 60×1440×1×（ 10×30×16） 2.765 ×109N2N1/i 1.1 × 109K 0.95 ；K 1.0（3） 由圖 10 19 查得接觸疲勞壽命系數(shù)H

10、N1HN2（4） 按齒面硬度查得 :? Hmin1=600Mpa? Hmin2=600MPa（5） 計算接觸疲勞許用應力取失效概率為 1，安全系數(shù) S 1，由式（ 1012）得 H1 KHN 1HN 1S H 2 K HN 2HN 2S 0.95 × 600MPa570MPa 1× 600MPa600MPa大齒輪的計算值小 , 帶入式中進行計算 .2) 將以上述只帶入設(shè)計公式進行計算 :（1） d12.92 ×189.821.625.7435851122.516357.17mm(2) 計算圓周速度 : d n57.17v=1t2=2.87m/s(3) 計算載荷系數(shù)

11、 : k=k AkvkHkH查表得 :k A=1.0, k H =kF =1.0,k H =kF=1.25,kV=1.15,k H be=1.25 ×1.5=1.875k=1.0× 1.15 ×1 ×1.875=2.156(4)修正 d1 d 1 =d1t (k/k t ) 1/3 =557.17 ×(2.156/1.6)1/3 =63.15mm(5) 計算模數(shù) m m=d 1/z 1=63.15/24=2.493. 按齒根彎曲強度設(shè)計第 6頁 F2=m(1) 計算公式中個參數(shù)的值 :k=kAkVkFkF =1.0 ×1.15 

12、15;1.0 ×1.825=2.156T=T1=25.74Nm R=1/3Z1 =24,Z2=60當量齒數(shù) Z v1=Z1=25.8, Z v2= Z 2=161.56COS 21.8COS 68.2齒形系數(shù) Y Fa1=2.61,Y Fa2=2.13應力校核系數(shù) Y =1.6,Y=1.84sa1sa2許用彎曲應力 F=K FN K FES小齒輪FE1=500Mpa, K FN1=0.9大齒輪 FE2=380Mpa,KFN2=0.88取安全系數(shù) S=1.4 則 F 1= 0.85 500 =303.6Mpa1.40.87 500 =310.7Mpa1.4比較大小齒輪的 YFa Y S

13、a 值大小FYFa 1YSa1 =2.69 × 1.575/321.43=0.0132F 1YFa 2Y Sa2 =.88 ×380/104=0.01655F 2大齒輪的計算值大(2) 將以上各數(shù)值帶入設(shè)計公式得：m=2.21比較計算結(jié)果， 有齒面接觸強度計算的模數(shù)大于有彎曲強度計算的模數(shù)， 由于齒輪模數(shù)大小主要取決于彎曲強度所決定的承載能力， 而齒面接觸強度所決定的承載能力僅與齒輪直第 7頁徑（模數(shù)于齒數(shù)的乘積）有關(guān)，因而可去標準模數(shù)m=2.5，按接觸強度算得分度圓直徑d63.15d=63.15， 小齒輪齒數(shù) z1=1 =26, 大齒輪齒數(shù) z2=u×z=2.5

14、 × 26=65。第五章鏈傳動的設(shè)計1 選擇鏈輪齒數(shù) z1 ,z 2假設(shè)鏈速 v 在 0.6-3 之間，取 z1=21,z 2=iz 1=71, 取 z2=712 計算功率 Pca查手冊得工作系數(shù)kA=1.0故 Pca=kaP2 =3.69KW3 確定鏈節(jié)數(shù) Lp初定中心距 a0=(3050)p=(3050)15.875=477794mm，第 8頁取 a0 =600mm則鏈節(jié)數(shù)為 Lp=2a 0 /p+(z 1+z2)/2+p(z2 -z 1)/2 2=131.6節(jié)取 Lp=132節(jié)4 確定鏈節(jié)數(shù)由教材中圖 9-13 按小齒輪轉(zhuǎn)速估計鏈工作在功率曲線頂點左側(cè)時可能出現(xiàn)鏈板疲勞破壞，由

15、表 9-10 查得鏈輪齒數(shù)系數(shù) Kz=(z1/19) 1.08 =1,k L=(L p/100) 0.26 =1.075選取單排鏈，由標 9-11 查得多排鏈系數(shù) kp=1.0所需傳遞功率為 P0=Pca/k zkLkp=3.629/(1*1.075*1.0)=3.69KW根據(jù)小鏈輪鏈速及功率， 由圖 9-13 選鏈號為 10A-1 的單排鏈，同時也證實原估計鏈工作在額定功率曲線頂點左側(cè)是正確的，再由表9-1 查得聯(lián)結(jié)距 p=15.875mm5 確定鏈長 L 及中心距 aL=LpP/1000=132*15.875/1000m=2.095mZ1 Z222a= pL PZ1 Z28Z2 Z14 L

16、P222=616mm中心減量 a=(0.0020.004)a=(0.0020.004) ×616=1.22.4mm 實際中心距 a =a a=616 (1.22.4)=613.6614.8mm取 a =614mm6 驗算鏈速v= n1 z1 p= 38421 15.875 m/s=2.134 m/s601000601000由 V=2.134m/s 和鏈號 10A-1，查表 9-14 可知應采用油池潤滑或油盤飛濺潤滑。 7 作用在軸上的壓軸力 Fp =KFpFe有效圓周力 Fe=1000P/v=1000× 3.37/2.41N=1406N按水平布置，取壓軸力系數(shù) KFp=1.

17、15,F p=1.15 ×1406N=1616第六章軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計6.1 軸 1（高速軸）的設(shè)計與校核1 求該軸上的功率 P1 轉(zhuǎn)速 n1 和轉(zhuǎn)矩 T1由前面的計算知： P1=5.445KW,n1=960r/min,T 1 =54.1N.m第 9頁2 求作用在齒輪上的力小錐齒輪的分度圓直徑 d1=65mm平均分度圓直徑 dm1=d1(1 0.5 R)=65×(1 0.5 × 1 )=54.16mm3壓力角 =20°，分錐角 1 =21.8 °2T1 =3切向力 Ft1 =225.74 10 N=950.5Ndm154.16徑向力 F r1 =Ft

18、1 tan cos1=909.76 ×tan20 ×cos21.8 ° N=330N 軸向力 Fa1=Ft1 tan sin 1=950.5 ×tan20 °× sin21.8 ° N=130N3 初步確定軸 1 的最小直徑按照式 15-2 初步估計軸的最小直徑，選取軸的材料為45 鋼，調(diào)質(zhì)處理。取 A0=112 得d min=A03 P1 =11233.93=15.54mmn11140軸的最小端直徑是安裝的聯(lián)軸器的直徑，應先選取聯(lián)軸器的類型。聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩Tca= K AT1 ，查手冊取 KA=1.3 ，則 Tca=1.

19、5 × 25.6Nm=33.5Nm按照計算轉(zhuǎn)矩應小于聯(lián)軸器 的公稱直徑 Tca 的條件，并考慮電機 Y112M-4 伸出軸直徑為D=20mm，查標準 GB/T4243-1984 選用 TL4 型彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為 63Nm，半聯(lián)軸器的孔徑 d=20mm，故取軸 d =20mm,半聯(lián)軸器長度 L=52mm,定位軸肩H=(0.070.1)d4 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計L2L1圖 5.1齒輪軸結(jié)構(gòu)示意圖由于小錐齒輪做成齒輪軸， 并采用懸臂布置， 查手冊支點跨距 L1 與懸臂零件間的距離 L2 應滿足 L1L2，取 L1=100mm,L2=50mm。i.為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，I-II

20、段需要伸出一軸肩， 故取 II-III段直徑為 28mm，左端用軸端擋圈固定，按軸端擋圈直徑取擋圈直徑 38mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂段長度 L=52mm, 軸用于安裝聯(lián)軸器，故取直徑為 20mm,長度為 50mmii.II-III段軸肩用于安裝軸承端蓋，直徑為28mm,長度為 50mmiii. 初選滾子軸承。因軸承同時承受徑向力和軸向力，故選用單列圓錐滾子軸承。參照要求并根據(jù) II-III段直徑 28，由軸承產(chǎn)品目標中初步選取0 基本游隙組，標準第10頁精度級的單列圓錐滾子軸承 30206。其尺寸 d D T =30 62 17.25 , 所以該段軸直徑為 30mm,長度為 20mm。iv.

21、取安裝錐齒輪處的軸端直徑為28mm。齒輪輪轂的寬度L=1.21.6 d k 。取 L 長度為 32mm，為使套筒端面可靠的壓緊齒輪， 為此軸端應略長于輪轂寬度， 故取 L=36mm. 齒輪的左端采取軸端擋圈固定。 若采用孔徑 d=28mm,則小錐齒輪小端的 e 值。小端直 徑 d1= D1 2B sin 1=42.7 。 齒 根 圓 直 徑 d f = d1 -2.4=36.7mm 。ed fd kk =0.851.6e=4 。即應該做成齒輪軸式的齒輪。重新選取22L=34mm。v. 軸承端蓋的總寬度為 20mm,根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對稱軸承添加潤滑脂的需要，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器的右端

22、面距離 30mm,故取長度 L=50mm。vi. V-VI 段直徑為 30mm，長度為 25mm。6.2 軸 2（低速軸）的設(shè)計1 求該軸上的功率 P2 轉(zhuǎn)速 n2 和轉(zhuǎn)矩 T2由前面的計算知： P2=5.22KW,n2=320r/min,T 2=156N.m2 求作用在齒輪上的力壓力角 =20°，分錐角 2=71.57 °切向力 Ft2 =Ft1 909.76N徑向力 Fr2 =Fa1 =104.7N軸向力 Fa2=Fr1 =314.13N鏈輪的壓軸力為Fp=1608.1N3. 軸上零件布置及軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計12345678圖 5.2輸出軸結(jié)構(gòu)示意圖1).為了滿足半聯(lián)軸器的軸

23、向定位要求，1-2 段需要伸出一軸肩，故取 II-III段直徑為 38mm，左端用軸端擋圈固定，按軸端擋圈直徑取擋圈直徑38mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂段長度 L=42mm,長度為 40mm2).初選滾子軸承。因軸承同時承受徑向力和軸向力，故選用單列圓錐滾子軸承。參照要求并根據(jù) II-III段直徑 38，由軸承產(chǎn)品目標中初步選取0 基本游隙組，標準精度級的單列圓錐滾子軸承 30208。其尺寸 d D T = 40 8019.75 , 所以該段軸直徑為40mm,長度為 30mm。取 3-4 端右端滾動軸承采用套筒定位，查手冊30208 型軸承的定位軸間 d=50mm.3). 取安裝錐齒輪處的軸端直

24、徑為45mm。齒輪輪轂的寬度 L=1.21.6 d k 。取 L 長度為第11頁60mm，為使套筒端面可靠的壓緊齒輪，為此軸端應略長于輪轂寬度，故取 L=56mm齒.輪的左端采取軸肩固定。軸承端蓋的總寬度為 20mm,根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對稱軸承添加潤滑脂的需要，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器的右端面距離 30mm,故取長度 L=50mm。V-VI 段直徑為 30mm，長度為 25mm。表 5.1 各軸段的直徑及長度:序 號1-22-33-45-67-88-99-10安 裝鏈端軸齒套筒零 件輪蓋承輪軸承D (mm)30384045534540L（mm）40504056812040第七章對軸進行彎

25、扭校核:7.1 輸入軸的校核軸第12頁FrFtFaMH8.072NmMvMT45.88Nm 46.2Nm26.06Nm圖 6.1輸入軸彎矩和扭矩圖危險截面處按照公式 ca=M2+( T) 1/2 /W -1 進行校核計算 , 其中折合系數(shù) 0.3,45 鋼的許用彎曲應力 -1 =60Mpa，W=35.2Nm ,T=26.06Nm帶入數(shù)據(jù)得：ca =M 2T 21477Mpa=14.3Mpa60MpaW=0.1 3310 6該軸強度足夠。按照 公式 ca=M2+( T) 1/2 /W -1 進行校核計算 45鋼調(diào)質(zhì)后的許用彎曲應力為-1=60Mpa ，扭轉(zhuǎn)切應力為靜應力，折合系數(shù) 0.3 ，危險

26、截面處： ca1=M 2T 2Mpa=18.3Mpa60MPaW危險截面 II處： ca2=M 2T 2Mpa=19Mpa 60MPaW可見輸出軸的強度足夠。7.2輸入軸的校核第13頁該軸所受彎矩和扭矩如下圖所示：FpFtFrFa33.230.461.85n2Mv53.3855.3818.544MH53.38II58.4IM72T圖 5輸出軸彎矩和扭矩圖1. 求兩軸承受到的徑向載荷Fr1=(Fv1221/2=811.3N+FH1 )F =(F221/2=3261.3Nv2+F )r2H22. 派生軸向力：F d1=eFr1 =300NFd2=eFr2 =1206.68N3. 軸向力Fa1=Fa

27、e+Fd2=104.7+529.97=634.67NFa2=Fd2=529.97N4. 計算當量載荷：Fa1/F r1=634.67/470.72=1.35<e所以 X1=0.4,Y 1=1.6 ；Fa2/F r2=529.97/1432.26=0.37=e所以 X2=0.4,Y 2=1.6 。P1=f p(X1Fr1+Y1Fa1)=1 × (0.4 × 470.72+1.6 × 634.67)=1203.76NP =fp(X F+YF )=1432.26> P122 r21 a25. 壽命計算 :Lh =106(Cr /P 2) 10/3 /60n

28、1=106(63000/1432.26) 10/3 /(960 ×1440)h =3.47 ×106 h>>4.8 ×104 h該軸承壽命足夠。第八章軸承的校核第14頁8.1輸入軸的校核1. 求兩軸承受到的徑向載荷F =(F221/2=1350Nv1+F )r1H1Fr2=(Fv2221/2=320N+FH2 )e=0.372. 派生軸向力：F d1=eFr1 =0.37 × 1350N=500NFd2=eFr2 =0.37 × 320N=118.4N3. 軸向力Fa1=max(Fd1, Fae+Fd2)=500NFa2= max(

29、Fd1, Fae-F d2)=368N4. 計算當量載荷：Fa1 =0.38>e所以 X1=0.4,Y 1=1.6 ；Fr1Fa2 =1.15>e所以 X2=0.4,Y 2=1.6 。Fr2P1=f p(X1Fr1 +Y1Fa1)=3068P2=f p(X2Fr2 +Y1Fa2)=857<P15. 壽命計算 :10Lh = 106c3 = 9.26 10460np實際使用壽命 Lh= 10300 16=4.8 104可見 30206 軸承壽命足8.2輸出軸的校核1. 求兩軸承受到的徑向載荷221/2=811.3NFr1 =(Fv1+FH1 )第15頁F =(F221/2=32

30、61.3Nv2+F )r2H2e=0.372. 派生軸向力：F d1=eFr1 =300NFd2=eFr2 =1206.68N3. 軸向力Fa1=max(Fd1, Fae+Fd2)=1206.7NFa2= max(Fd1, Fae-F d2)=1536.7N4. 計算當量載荷：Fa1 =0.37=e所以 X1=0.4,Y 1=1.6 ；Fr1Fa2 =1.9=e所以 X2=0.4,Y 2 =1.6 。Fr2P1=f p(X1Fr1 +Y1Fa1)=3619NP2=f p(X2Fr2 +Y1Fa2)=4240N5. 壽命計算 :10Lh = 106c3 = 9.87 10460np實際使用壽命

31、Lh= 10300 16=4.8104可見軸承壽命足第九章鍵的選擇與校核鍵的選擇根據(jù)的直徑可得第16頁表 3鍵的選擇與校核項直軸段鍵的長度許用應目徑長度尺寸mm力mmmmb×h×lMPa小軸66端205045110大齒455614×931110輪鏈輪30408×720110（1） 校核鍵聯(lián)接的強度軸一左鍵鍵的材料是鋼，查得：p110MPa鍵的工作長度： lLb45639mm接觸高度： k0.5h3p2T1 103=2 25.74 10317.5MpaKLD34920鍵標記 645GB / T1096 2003軸二左鍵鍵的材料是鋼，查得：p110MPa鍵的

32、工作長度： lLb22mm接觸高度： k0.5h3.5p 2T1 103 = 53.6MpaKLD鍵標記 8 30GB / T10962003第17頁軸二右鍵鍵的材料是鋼，查得：p110MPa鍵的工作長度： lLb36mm接觸高度： k0.5h4.5p 2T1 103 = 17MpaKLD鍵標記 14 50GB / T10962003第十章箱體部分設(shè)計 ：第18頁10.1. 鑄鐵減速器箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸：（1）箱座壁厚 d0.04a 183310.3mm（1） 箱蓋壁厚 d1 = 0.85d = 8.8mm（2） 箱蓋突緣厚度 b11.5 d18.81.5 13.2mm（3） 箱座突緣厚度 b1

33、.5d 81.512mm（4） 箱座底凸緣厚度b2 = 2.5d = 25.8 （5） 地腳螺釘直徑 d f = 0.036a + 12 = 18.6mm（6） 地腳螺釘數(shù)目：4（7） 軸承旁連接螺栓直徑d1 = 0.75d f = 14mm（8） 蓋與座聯(lián)結(jié)螺栓直徑d2 = 0.5d f = 9.3mm（9） 聯(lián)結(jié)螺栓 d2 的間距 l=180 （10）軸承端蓋螺釘直徑d3 = 0.5df = 9.3mm（11）視孔蓋螺釘直徑d4 = 0.4d f = 7.4mm（12）定位銷直徑 d = 0.7d2 = 6.5mm（13） d f d1d2 至外箱壁距離 c1 = 22mm（14） d f

34、 , d2 至凸緣邊緣距離 c2 = 20mm（15）軸承彎凸臺半徑R1 = 20mm（16）凸臺高度 h 根據(jù)低速級軸承外徑確定以便于扳手操作為準（17）外箱壁之軸承座斷面距離l1 = c1 + c2 + 8 = 50 mm第19頁（18）鑄造過度尺寸K=3 h=15 ，R=5（19）渦輪外緣與內(nèi)箱壁距離D 1 = 1.2d = 12.4（20）渦輪輪轂端面與內(nèi)箱壁距離D 2 = d = 10mm（21）箱蓋箱座肋厚m1 = 0.85d1 = 7.5mmm = 0.85d = 8.8mm（22）軸承端蓋外徑D2 = D + 5.2 D3（23）箱體寬度 B2 = 315 + 2D 1 + 2

35、d = 360mm10.2 窺視孔及窺視孔（一 ）窺視孔第20頁圖 6-1A150mm, A1180mm, A2165mm, h4mm, d46mm, B1140mm, B2125mm（2）通氣器直徑 M 20 1.5 ，則相應系數(shù)為：D30mm, D125.4, s22mm, L28mm,l15mm, a4mm,d16mm（3）軸承端蓋凸緣式軸承蓋圖 6-2高速部分 :D 2118mm, D 093mm, d137mm, D 458mm, D65mme10mm, e1 10mm, d0 10mm, m33mm低速部分： D2150mm, D 0155mm, d160mm, D484mm, D95mme12mm, e112mm, d010mm, m 41mm第21頁（4）螺塞圖 6-3此選擇 M 20 1.5 的，其他參數(shù)見下：D 21mm, L 30mm,a 4mm, l 15mm(5) 油標如左圖桿式油標，螺紋直徑選為M16，則相應系數(shù)為：d216mmd36mmh