慢动卷扬机传动装置的设计结构设计说明.doc

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1、慢动卷扬机传动装置的设计结构设计二、传动装置的总体设计一传动方案拟定1、由参考方案可知电动机经联轴器将动力直接传到高速轴上,然后通过二级圆柱齿轮减速器减速。考虑到二级圆柱齿轮减速器的传动比不宜过大,否则会导致减速器尺寸很大。因此在参考方案的基础上添加一个带传动。2、将带传动布置于高速级 带传动的承载能力小,传递相同转矩时结构尺寸较其他传动形式大,但传动平稳,能缓冲减震,因此宜布置在高速轴。3、高速级齿轮选用斜齿圆柱齿轮斜齿轮传动的平稳性较直齿轮传动好,常用在高速轴和要求传动平稳的场合。4、低速级选用直齿圆柱齿轮考虑到功率较大,低速级受到转矩很大,所以采用直齿圆柱齿轮以减小轴向压力。综上所述,本

2、方案具有一定的合理性及可行性二电动机的选择1、选择电动机类型按工作要求和条件,选用三相笼型异步电动机,封闭式结构,电压380V,Y型。2、选择电动机的容量电动机工作功率为kW, kW因此 kW由电动机至运输带的传动效率为式中：、分别为带传动、轴承、齿轮传动、联轴器、卷筒的传动效率。取,。则所以3、确定电动机转速卷筒工作转速为按指导书上表1推荐的传动比合理范围,取V带传动的传动比,二级圆柱齿轮减速器传动比,则总传动比合理范围为,故电动机的转速范围为符合这一范围的同步转速有750 、1000 和1500 。根据容量和转速,由有关手册查出有四种适用的电动机型号,因此有四种传动比方案如表：方案电动机型

3、号额定功率kW电动机转速 r/min传动装置的传动比同步转速满载转速总传动比V带传动比减速器1Y160M2-21530002930138.083.539.452Y160L-4151500146068.80322.933Y180L-615100097045.712.816.334Y200L-81575073034.432.513.76综合考虑电动机和传动装置的重量、噪声和带传动、减速器的传动比,可见方案1比较适合,因此选定电动机型号为Y180L-6,其主要性能见下表：型号额定功率kW满载时Y180L-615转速r/min电流A效率%功率因数97031.489.50.816.51.82.04、 电

4、动机主要外形和安装尺寸列于下表中心高H外形尺寸底脚安装尺寸地脚螺栓孔直径轴伸尺寸装键部位尺寸16015三传动装置的总传动比的计算和分配1、总传动比2、分配传动装置传动比式中分别为带传动和减速器的传动比。为使V带传动外廓尺寸不致过大,初步取实际的传动比要在设计V带传动时,由所选大、小带轮的标准直径之比计算,则减速器传动比为：3、分配减速器的各级传动比展开式布置。考虑润滑条件,为使两级大齿轮直径相近,可由指导书图12展开式曲线查得,则。四传动装置的运动和动力参数计算1、各轴转速轴 轴 轴 2、各轴输入功率轴 轴 轴 卷筒轴 3、各轴输出功率轴 轴 轴 卷筒轴 4、各轴输入转矩电动机轴输出转矩 轴

5、轴 轴 卷筒轴 5、各轴输出转矩轴 轴 轴 卷筒轴 运动和动力参数计算结果整理于下表：轴名效率PkW转矩T转速nr/min传动比i输入输出输入输出电动机轴11.97117.859702.84.803.401轴11.3711.14313.48307.21346.43轴10.8110.591430.371401.7672.17轴10.2810.074623.014530.5521.22卷筒轴9.979.774485.254395.5521.22三、传动零件的设计计算一V型带及带轮的设计计算1、确定计算功率由书本表8-7查得工作情况系数1.2,故2、选择V带的带型根据,由书本图8-11选用B型带。3

6、、确定带轮的基准直径、实际传动比并验算带速V1初选小带轮的基准直径。由书本表8-6和表8-8,取小带轮的基准直径。2验算带速V 因为5m/sV 计算带所需的基准长度由表8-2选带的基准长度。3计算实际中心距中心距的变化范围为。5、验算小带轮上的包角6、计算带的根数Z1由,查表8-4a得。根据和B型带,查表8-4b得。查表8-5得,表8-2得,于是2计算V带的根数Z,取6根。7、计算单根V带的初拉力的最小值由表8-3得A型带的单位长度质量,所以应使带的实际初拉力。8、计算压轴力9、带传动主要参数汇总表带型LdmmZdd1mmdd2mmammF0NFPNB28006180500850313.636

7、94二高速级斜齿轮副的设计计算1、选精度等级、材料及齿数1材料及热处理由表10-1选得大、小齿轮的材料均为并经调质及表面淬火,齿面硬度为48至55HRC；2精度等级选用7级,选取小齿轮比为,则大齿轮,取,螺旋角2、按齿面接触强度设计由设计公式进行试算,即1确定公式内的各计算数值1试选载荷系数。2计算小齿轮传递的转矩由前面计算可知, 3由表10-7取。4由表10-6查得材料的弹性影响系数。5由图10-21e按齿面硬度查得齿轮的接触疲劳强度极限6由式计算应力循环次数7由图10-19查得接触疲劳寿命系数,。8计算接触疲劳许用应力9许用接触应力。10由图10-30选取区域系数。111由图10-26查得

8、,则。2计算1试计算小齿轮的分度圆直径,由计算公式得2计算齿轮的圆周速度3计算齿宽b及模数4计算纵向重合度5计算载荷系数已知使用系数,根据,8级精度,由图10-8查得动载荷系数由表10-3查得,从表10-4中的硬齿面栏查得小齿轮相对轴承非对称布置、6级精度、,考虑到齿轮为7级精度,取。另由图10-13查得=1.25,故载荷系数6按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径7计算模数3、按齿根弯曲强度设计由式1确定公式内的各计算数值1计算载荷系数2根据纵向重合度,从图10-28查得螺旋角影响系数。3由图10-20d查得齿轮的弯曲疲劳强度极限4由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数 5计算弯曲疲劳许用应力取弯

9、曲疲劳安全系数S=1.4 6计算当量齿数7查取齿形系数由表10-5查得 8查取应力校正系数由表10-5查得 9计算大小齿轮的并加以比较经比较得小齿轮的数值大。2 设计计算对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算得法面模数与由齿根弯曲疲劳强度计算的模数相差不大,取,已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度,需按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算应有的齿数。于是由 ,取,则,取。4、几何尺寸计算1计算中心距将中心距圆整后取。2按圆整后的中心距修整螺旋角因值改变不大,所以参数、等不必修正。3计算大小齿轮的分度圆直径4计算齿轮宽度取齿宽 ：=50mm, =55mm三低速级直齿轮的设计计算1、精度等级、

10、材料及齿数1材料及热处理由表10-1选得大、小齿轮的材料均为并经调质及表面淬火,齿面硬度为48至55HRC；2精度等级选用7级,选取小齿轮比为,则大齿轮,取。2、按齿面接触强度设计由设计公式进行试算,即1确定公式内的各计算 数值1试选载荷系数。2计算小齿轮传递的转矩由前面计算可知,3取。4由表10-6查得材料的弹性影响系数。5由图由图10-21e按齿面硬度查得齿轮的接触疲劳强度极限6由式计算应力循环次数7由图10-19查得接触疲劳寿命系数,。8计算接触疲劳许用应力2计算1试计算小齿轮的分度圆直径,代入中较小的值。2计算齿轮的圆周速度3计算齿宽b4计算齿宽与齿高之比5计算载荷系数已知使用系数,根

11、据,7级精度,由图10-8查得动载荷系数直齿轮从表10-4中的硬齿面栏查得小齿轮相对轴承非对称布置、6级精度、,考虑到齿轮为7级精度,取。另由图10-13查得=1.28,故载荷系数6按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径7计算模数3、按齿根弯曲强度设计由式1确定公式内的各计算数值1计算载荷系数2由图10-20d查得齿轮的弯曲疲劳强度极限3由图10-18查得弯曲疲劳寿命系数 4计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S=1.4 5查取齿形系数由表10-5查得 6查取应力校正系数由表10-5查得 7计算大小齿轮的并加以比较经比较得小齿轮的数值大。 设计计算对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算得法面模数

12、大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数,取,已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度,需按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算应有的齿数。于是由 ,取,则,取。4、几何尺寸计算计算大小齿轮的分度圆直径计算中心距计算齿轮宽度取齿宽 ：=90mm, =95mm高、低速级齿轮参数名称高速级低速级中心距a172242.5法面摸数35螺旋角无齿顶高系数11顶隙系数0.250.25压力角齿数19229275分度圆直径mm58.88110285.12375齿宽mm55 95mm50 90齿轮等级精度77材料及热处理大、小齿轮的材料均为并经调质及表面淬火,齿面硬度为48至55HRC大、小齿轮的材料均为并经调质及表

13、面淬火,齿面硬度为48至55HRC高速级大齿轮参数高速级大齿轮C291.12266.87256.12180.06461046515四、轴系零件的设计计算一、输入轴的设计计算1、输入轴上的功率、转速、转矩及带传动的轴压2、求作用在齿轮1上的力因已知齿轮分度圆直径3、初步确定轴的最小直径先按式152初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为40Cr,调质处理。根据表153,取,于是得：高速轴的最小直径显然是装带轮处的直径,即大带轮的轴孔直径,因为带轮上有键槽,故将最小直径增加7%,又因为装小带轮的电动机轴径d=48mm, 因此高速轴装大带轮处的直径,故取。4、轴的结构设计1拟定轴上零件的装配方案,如下所

14、示2根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度。1根据计算的最小直径取轴的直径=42mm。为了满足带轮得轴向定位要求,1-2轴右端需制出一轴肩,故2-3段得直径。由带轮宽度确定。2初步选择滚动轴承。因轴承同时受到径向力和轴向力的作用,故选用单列圆锥滚子轴承,参照工作要求,并根据,由轴承产品目录中初步选取单列圆锥滚子轴承,其型号为30310,其尺寸为,查得a=23.0mm.故,而左边轴承采用套筒定位,右端滚动轴承采用轴肩进行定位。由手册查得30310型轴承的定位高度h=5mm,因此取。3取安装齿轮处的轴段4-5的直径,根据齿轮的轮毂宽度,取。取。4轴承端盖的总宽度为20mm,根据轴承端盖的装拆,及

15、便于对轴承添加润滑脂的要求。取端盖的外端面与带轮右端面间的距离,L=30故取。5取齿轮距箱体内壁之间的距离,考虑到箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离s,取是。已知滚动轴承宽度T=29.25mm,则。中间轴两齿轮间的距离取20mm,第二对齿轮的主动轮齿宽为95mm, 则致此已初步确定了轴的各段直径和长度。3轴上零件的周向定位带轮与轴的周向定位均采用平键连接。按,由教材表61查得平键截面,键槽用键槽铣刀加工,长为70mm ,齿轮轮毂与轴的配合配合采用。带轮与轴的配合采用。滚动轴承与轴的周向定位是由过度配合来保证的,此处选轴的直径尺寸公差为m6。将各轴段直径长度列于下表：42

16、485058.88506050995053.25551102429.254确定轴上的圆角和倒角尺寸参考表15-2,取左轴端与2处倒角为,2,3处圆角R=1.6mm,其余圆角R=2mm。5求轴上的载荷首先根据轴的结构图做出轴的计算简图,从上已经知道,对于圆锥滚子轴承30310,由手册中可查得a=23.0mm,作为简支梁的轴的支承跨距。对轴进行计算并做出弯矩图和扭矩图。如下：对水平面进行计算：对垂直面进行计算：求总的弯矩,即合成弯矩：将计算结果列于下表：载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M总弯矩M扭矩T6按弯曲合成应力校核轴的强度进行校核时,通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度,由上表的数据

17、,以及轴单向旋转,扭转切应力为脉动循环变应力,取=0.6则：前以选定轴的材料为40Cr钢,调质处理,查表的70Mpa,因此均小于,故安全。、中间轴的设计计算1、中间轴上的功率、转速及转矩2、求作用在齿轮上的力因已知齿轮分度圆直径3、初步确定轴的最小直径先按式152初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为40Cr,调质处理。根据表153,取,于是得：中间轴的最小直径显然是轴承处直径图4。为了使所选的轴直径与轴承的孔径相适应,故需同时选取轴承型号。选取型号为30312单列圆锥滚子轴承,0基本游隙组、标准精度级,其尺寸为。查得a=26.6mm,所以。4、轴的结构设计1拟定轴上零件的装配方案如下图2根据轴

18、向定位的要求确定轴各段的直径和长度1 取安装圆锥齿轮处的轴段23的直径；齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的长度为50mm,为了使套筒端面可靠地压紧大齿轮,此轴段应略短于轮毂长度,故取=48mm。齿轮右端采用轴肩定位,轴肩高度,故取,则轴环处的直径。取。2 5处为非定位轴肩,则取,由于小直齿轮的齿宽,所以除去轴向紧固空隙,。3确定两端轴承处的轴段长度取齿轮距箱体内壁之距离。考虑到箱体的制造误差,在确定滚动轴承位置时应距箱体内壁一段距离S,取S值为8mm。已知轴承宽度T=33.5mm ,则（3） 轴上零件的周向定位齿轮与轴的周向定位采用平键连接,按截面,查表查得平键截面,键长为46

19、mm；按截面,查表查得平键截面,键长为80mm。齿轮轮毂与轴的配合配合采用。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的,此处选轴的直径尺寸公差为m6.606575656059.548209359.5确定轴上的圆角和倒角尺寸参考表15-2,取轴端倒角为,其余各处取圆角为R=2mm。求轴上的载荷首先根据轴的结构图做出轴的计算简图,从上已经知道,对于圆锥滚子轴承30211,由手册中可查得a=21mm,作为简支梁的轴的支承跨距。对轴进行计算并做出弯矩图和对水平面进行计算：对垂直面进行计算：求总的弯矩,即合成弯矩：将各计算结果列于下表：载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M总弯矩M扭矩T6按弯曲合成应力校核

20、轴的强度进行校核时,通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度,由上表的数据,以及轴单向旋转,扭转切应力为脉动循环变应力,取=0.6则：前以选定轴的材料为40Cr,调质处理,查表的70Mpa,因此0.07d,故取h=8mm,则取直径。左端轴承用套筒定位。4轴承端盖的总宽度为20mm,根据轴承端盖的装拆,及便于对轴承添加润滑脂的要求。取端盖的外端面与半联轴器的右端面间的距离,故取,取齿轮距箱体内壁之距离。考虑到箱体的制造误差,在确定滚动轴承位置时应距箱体内壁一段距离S,取S值为8mm。已知轴承宽度T=32mm ,则由于跟中间轴在同一水平面上右一对齿轮啮合,故取致此已初步确定了轴的各段直径和长度

21、。 轴上零件的周向定位联轴器、齿轮与轴的周向定位采用平键连接,按截面,查表查得平键截面,键长为88mm；按截面,查表查得平键截面,键长为75mm,齿轮轮毂与轴的配合配合采用。半联轴器与轴的配合采用。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的,此处选轴的直径尺寸公差为m6.85929511610095985056758858 确定轴上的圆角和倒角尺寸参考表15-2,取轴端倒角为,3处圆角半径R=1.5mm,其余圆角半径R=2.5mm。求轴上的载荷首先根据轴的结构图做出轴的计算简图,作为简支梁的轴的支承跨距。对轴进行计算并做出弯矩图和扭矩图。如下图：对水平面进行计算：对垂直面进行计算：求总的弯矩,

22、即合成弯矩：扭矩载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M总弯矩M扭矩T6按弯曲合成应力校核轴的强度进行校核时,通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面的强度,由上表的数据,以及轴单向旋转,扭转切应力为脉动循环变应力,取=0.6则：前以选定轴的材料为40Cr,调质处理,查表的70Mpa,因此,故安全。四滚动轴承的校核1、高速轴上轴承的寿命计算轴承型号为30310,查表得基本额定动载荷C=158000N,查得温度系数。1求轴承所受的径向载荷Fr故（2） 求轴承的计算轴向力对于30000型圆锥滚子轴承,其派生轴向力由手册查得30310型圆锥滚子轴承Y=1.7,e=0.35又故轴承1放松,轴承2被压紧。3求比

23、值4计算当量载荷P查表得径向载荷系数和轴向载荷系数为对轴承1 对轴承2 查表取=1.2-1.8,取=1.5,则5验算轴承的寿命计算得轴承预期寿命因为,所以按轴承1的受力大小验算。所以轴承满足寿命要求。2、中间轴上轴承的寿命计算轴承型号为30312,查表得基本额定动载荷C=210000N,查得温度系数。1求轴承所受的径向载荷Fr故2求轴承的计算轴向力对于30000型圆锥滚子轴承,其派生轴向力由手册查得30312型圆锥滚子轴承Y=1.7,e=0.35故轴承2放松,轴承1被压紧。因此(3) 求比值4计算当量载荷P查表得径向载荷系数和轴向载荷系数为对轴承1 对轴承2 查表取=1.2-1.8,取=1.5

24、,则验算轴承的寿命计算得轴承预期寿命因为,所以按轴承1的受力大小验算。所以轴承满足寿命要求。3、低速轴上轴承的寿命计算深沟球轴承轴承型号为6219,查表得基本额定动载荷C=82800N,查得温度系数。1求轴承所受的径向载荷Fr故（2） 求轴承的计算轴向力由于低速轴上采用的是直齿轮,因此受纯径向力左右。轴向力为零。3计算当量载荷P查表得径向载荷系数和轴向载荷系数为对轴承1 对轴承2 查表取=1.2-1.8,取=1.5,则4验算轴承的寿命计算得轴承预期寿命因为,所以按轴承2的受力大小验算。所以轴承满足寿命要求。五联轴器和键联接的选用说明和计算1、低速轴上联轴器的计算1） 类型选择 选用弹性柱销齿式

25、联轴器2） 载荷计算公称转矩 查得查得HL7弹性套柱销联轴器的许用转矩为,许用转速为3300r/min,计算转矩故联轴器满足使用要求。2、键联接的计算 (1) 低速轴键的计算应选用普通平头平键连接。校核键连接的强度键、轴和轮毂的材料都是40Cr,由表查得许用挤压应力,键的工作长度键与轮毂键槽的接触高度可见连接的挤压强度不够,考虑到相差较大。因此改用双键,相隔布置,双键的工作长度,合适合适中间轴键的计算选用普通平头平键连接。校核键连接的强度键、轴和轮毂的材料都是40Cr,由表查得许用挤压应力,键的工作长度键与轮毂键槽的接触高度采用双键,因此 合适 合适高速轴键的计算选用普通平头平键连接。校核键连

26、接的强度键、轴和轮毂的材料都是40Cr,由表查得许用挤压应力,键的工作长度键与轮毂键槽的接触高度合适五、减速器的润滑设计润滑的目的是为了减少摩擦及摩损,延长疲劳寿命,排出摩擦热、冷却,也有防止生锈、腐蚀的效果。齿轮的润滑：减速器内的传动零件的润滑,通常有油池浸油润滑和喷油润滑。而浸入油中的圆周速度小于12m/s,才适合浸油润滑,此减速器的大齿轮的圆周速度小于12m/s,所以,选用浸油润滑是比较合理的。浸油高度取为35mm。根据齿轮的运转速度、载荷大小、工作环境和润滑装置等各种主要要素,选用N150中负荷工业齿轮用油,它的运动黏度135165/s40,75.991.2/s50；闪点170；凝点-

27、8。滚动轴承的润滑因为浸油齿轮的圆周速度在1.52m/s以上,靠近机体旁的4个轴承,可以采用飞溅润滑。靠近机体内油的飞溅直接润滑轴承或经机体剖分面上的油沟,然后流进轴承进行润滑。3） 减速器的密封密封的目的： 为了防止减速器内的润滑剂泄出,防止灰尘、切削微粒及其他杂物和水分侵入,减速器中的轴承等其他传动部件、减速器箱体等都必须进行必要的密封,以保持良好的润滑条件和工作环境,使减速器达到预期的工作寿命。而同轴式二级减速器的密封部位主要在轴伸端处和箱体接合面处。密封方法：轴伸端处的密封在输入或输出轴的外伸处,为了防止灰尘、水汽及其他杂质渗入,引起轴承急剧磨损和腐蚀,以及润滑油外漏,都要求在端盖轴孔

28、内装密封件。在输入轴的外伸端处,采用毛毡密封；在输出轴的外伸端出,轴径比较大,故利用安装沟槽使密封圈受到压缩而密封,在介质压力的作用下产生自紧作用而增强密封效果。箱体接合面的密封箱座与箱盖的密封常在箱盖与箱座接合面上涂上密封胶或水玻璃的方法实现。为了提高接合面的密封性,可在箱座接合面上开油槽使渗入接合面之间的润滑油重新流回箱体内部。六、箱体、机架及附件的设计一、减速器箱体的结构设计机体结构尺寸,主要依据地脚螺栓的尺寸,再通过底版固定,而地脚螺栓的尺寸又根据两齿轮的中心矩a=269mm来确定的。名称代号减速器箱体荐用尺寸齿轮减速器具体数值mm机座壁厚二级0.025a+3810机盖壁厚二级0.02

29、a+389机座凸缘厚bb=1.515机盖凸缘厚b1b1=1.5113.5机座凸缘厚b2b2=2.525地脚螺栓直径 =0.036a+12M24地脚螺栓的数目n时,n=44轴承旁直径d1d1=0.75dfM20机座与机盖联接螺栓直径d2d2=0.50.6M12联接螺栓d2的间距ll=150200180轴承盖螺栓直径d3d3=0.40.5M10窥视孔盖螺栓直径d4d4=0.30.4M10定位销直径dd=0.70.8d2M8螺栓至机壁距离C1至外机壁距离查表40C1至外机壁距离查表26C1至外机壁距离查表26螺栓至凸缘距离C2至凸缘边缘距离查表16C2至凸缘边缘距离查表16轴承旁凸台半径R1R1=C

30、216R1R1=C216凸台高度h根据低速级轴承座外径确定50外壁至轴承座端面距离=C1+C2+51050大齿轮齿顶圆与箱体内壁距离11.215齿轮端面与内机壁距离115机盖筋厚m1m10.85 8机座筋厚mm0.858轴承端盖外径D2轴承孔直径+55.5d3输入160中间190输出220轴承端盖凸缘厚度tt=11.2d310轴承旁联接螺栓距离SSD2输入160中间220输出240减速器箱体结构尺寸二、减速器箱体的附件设计1通气器通气器用于通气,能使热膨胀气体及时排出,保证箱体内、外气压平衡一致,以避免由于运转时箱内油温升高,内压增大,而引起减速器润滑油沿箱体接合面、轴伸及其他缝隙渗漏出来。因

31、为此减速器工作环境灰尘较大,应选用网式通气器dd1d2d3d4Dhabch1RD1SkefM36M642208308070281328321205315010222油塞为了排除油污,更换减速器箱体内的油污,在箱体底部油池的最低处设置有排油孔。排油孔设置在箱体底部油池的最低处,箱体内底面常做成11.5外斜面,在排油孔附近做成凹坑,以便能将污油放尽。排油孔平时用放油螺塞堵住。放油螺栓和密封圈的结构尺寸10001977dd1DeSLhbb1C基本尺寸极限偏差M242213431.2270-0.283216441.53油杯同轴式二级减速器中间支座上的轴承采用脂润滑,而润滑脂只能做间歇供应润滑脂,螺旋式

32、油杯中装满油脂后,旋动上盖即可将润滑脂挤入轴承中。螺旋式油杯的结构尺寸GB/T 1154-1989最小容量/dHhh1d1DLmaxS基本尺寸极限偏差200M201.51527421663028224地脚螺栓将机座固定在地基上,专门用地脚螺栓,它的直径已确定为M24地脚螺栓的结构尺寸GB/T 799-1988螺纹规格dbDhM2460301396107.55005油标油标用来指示箱内油面高度,它应设置在便于及油面稳定之处,如低速级传动零件附近。而在这里选用杆式油标。杆式油标的结构尺寸dd1d2d3habcDD1M20620842151063226参考书目及文献1 纪名刚、濮良贵主编,机械设计,高等教育,20042 罗圣国、李平林主编,机械设计课程设计指导书第二版,高等教育,19903 王知行、刘廷荣主编,机械原理,高等教育,19994 龚桂义等主编,机械设计课程设计图册,高等教育,20045机械设计手册软件版