機械設計課程設計-一級斜齒圓柱齒輪設計F2700V1.7D450

1、機械設計課程設計各專業(yè)全套優(yōu)秀畢業(yè)設計圖紙課程設計說明書 課程名稱： 機械設計 設計題目： 帶式輸送機課程設計說明書 專 業(yè)：機械設計制造及其自動化班級：機設1204學生姓名: 黃建龍 學 號: 1212110101 指導教師: 湯迎紅 湖南工業(yè)大學科技學院教務部 制2014年 12月 25日目錄摘 要- 1 -一、 傳動方案- 2 -4. 該方案的優(yōu)缺點- 2 -二、 電動機選擇- 4 -三、 總傳動比確定及各級傳動比分配- 6 -四、 帶傳動設計與計算- 8 -五、 一級斜齒圓柱齒輪減速器設計與計算。- 14 -六、 軸的設計計算- 27 -七、 鍵聯接的選擇和校核- 35 -八、 滾動軸

2、承的選擇與計算- 36 -九、 箱體的設計- 38 -十、 潤滑與密封說明- 40 -十一、 拆裝和調整的說明- 41 -十二、 減速箱體的附件說明- 42 -十三、 參考文獻- 43 -i摘 要機械設計課程設計是在完成機械設計課程學習后，一次重要的實踐性教學環(huán)節(jié)。是高等工科院校大多數專業(yè)學生第一次較全面的設計能力訓練，也是對機械設計課程的全面復習和實踐。其目的是培養(yǎng)理論聯系實際的設計思想，訓練綜合運用機械設計和有關選修課程的理論，結合生產實際分析和解決工程實際問題的能力，鞏固、加深和擴展有關機械設計方面的知識。本次設計的題目是帶式運輸機的減速傳動裝置設計。根據題目要求和機械設計的特點作者做了

3、以下幾個方面的工作：決定傳動裝置的總體設計方案，選擇電動機，計算傳動裝置的運動和動力參數，傳動零件以及軸的設計計算，軸承、聯接件、潤滑密封和聯軸器的選擇及校驗計算， 機體結構及其附件的設計和參數的確定，繪制裝配圖及零件圖，編寫計算說明書。 關鍵詞：減速器 帶式運輸機 機械設計 疲勞強度 1、 傳動方案1. 外傳動為v帶傳動2. 減速器為一級斜齒圓柱齒輪3. 傳動示意圖：原始數據輸送帶拉力（n）輸送帶速度（m/s）滾筒直徑（mm）每日工作時數（h）工作年限（年）27001.745024104. 該方案的優(yōu)缺點 該工作機有輕微振動，由于v帶有緩沖吸振能力，采用v帶傳動能減小振動帶來的影響，并且該工

4、作機屬于小功率、載荷變化不大，可以采用v帶這種簡單的結構，并且價格便宜，標準化程度高，大幅降低了成本。減速器為一級斜齒圓柱齒輪減速，這是減速器中應用最廣泛的一種。齒輪相對于軸承不對稱，要求軸具有較大的剛度。高速級齒輪常布置在遠離扭矩輸入端的一邊，以減小因彎曲變形所引起的載荷沿齒寬分布不均現象。原動機部分為y系列三相交流異步電動機，效率水平較高，起動性能較好，噪聲低振動小，防護性能較好，運行可靠使用壽命長?？傮w來講，該傳動方案滿足工作機的性能要求，適應工作條件、工作可靠，此外還結構簡單、尺寸緊湊、成本低傳動效率高。2、 電動機選擇原始數據如下：輸送帶的牽引力f=2700n輸送帶工作速度v=1.7

5、m/s滾筒的直徑d=450mm電動機型號選擇運輸機所需功率pw=fv/1000=(27001.7/1000)kw=4.59kw取1=0.96（帶傳動效率）2=0.98（轉軸效率）3=0.97（齒輪傳動效率）4=0.99（聯軸器效率）5=0.96（滾筒效率）總=122 3 45=0.85電動機功率 pd=pw / 總=5.4kw滾筒軸轉速 nw =60v/(d) = 72.2r / min根據合理的傳動比范圍，去v帶傳動比i1=24，單級齒輪傳動比i2=35，則合理傳動比i=620電動機轉速 nd=inw已知i總=620所以電動機轉速可選范圍nw=(433.21444)r/min現有如下兩個電動

6、機可供選擇方案電動機型號額定功率電動機轉速傳動裝置總傳動比同步轉速異步轉速1y132m2-65.5100096013.292y132s-45.51500140019.94綜合考慮，選擇方案1中的y132m2-6型號的電動機。3、 總傳動比確定及各級傳動比分配分配原則：各級傳動尺寸協調，承載能力接近。初選齒輪傳動比i2=4，則v帶傳動比i1=3.32各軸的轉速i軸 ni=nm/i=960r/min軸 n=ni/i1=289.2r/min軸 n=n/i2=72.3r/min各軸的功率i軸 pi=pd=5.4kw軸 p=pi1=5.18kw軸 p=p23=4.93kw滾筒軸 p滾=p24=4.78k

7、w各軸輸入轉矩i軸 ti=td=9550pd/nm=53.72nm軸 t=tii11=171.22nm軸 t=tiii223=651.03nm滾筒軸 t滾=t24=631.63nm運動和動力參數計算結果整理于下表：軸名電動機軸軸軸軸滾筒軸轉速n960289.272.372.372.3功率p5.55.45.184.934.78扭矩t53.7253.72171.22651.03631.63傳動比13.32414、 帶傳動設計與計算（1） 已知條件和設計內容設計v帶傳動時的已知條件包括：帶傳動的工作條件；傳動位置與宋體尺寸限制；所需傳遞的額定功率p；小帶輪轉速n1；大帶輪轉速n2或傳動比i。設計內容

8、包括選擇帶的型號、確定基準長度、根數、中心距、帶輪的材料、基準直徑以及結構尺寸、初拉力和壓軸力，張緊裝置等。帶傳動的設計準則：在不打滑的條件下，具有一定的疲勞強度和壽命。在不打滑的條件下，具有一定的疲勞強度和壽命。（2） 確定計算功率 工作情況為：運轉方向不變，工作載荷穩(wěn)定。查表8-8，所以選用ka=1.4計算功率為pca=kap=1.45.5kw=7.7kw（3） 選擇v帶帶型根據計算功率pca與小帶輪轉速n1，從圖8-11選擇v帶型號為a型（4） 確定帶輪的基準直徑dd并驗算帶速v初選小帶輪的基準直徑dd根據v帶的帶型，參考表8-7和表8-9初選小帶輪基準直徑dd1=125mmv=dd1n

9、1/(601000)=6.28m/s因為5m/sv30m/s，故帶速合適dd2=idd1=415mm參考表8-9，取標準值dd2=400mm（5） 確定中心距a，并選擇v帶的基準長度ld根據式0.7(dd1+dd2)a02(dd1+dd2)初選中心距a0=550mm所需帶的基準長度:ld02a0+/2(dd1+dd2)+(dd1-dd2)2/(4a0)=1959mm帶的基準長度ld根據ld0由表8-2選取帶基準長度ld0=1940mm實際中心距aa0+(ld-ld0)/2=541mm由式 amin=a-0.015ld amax=a+0.03ld確定中心距的變化范圍為512599mm（6） 驗算

10、小帶輪上的包角11180-(dd1-dd2)27.3/a=151120（7） 計算帶的根數 計算單根帶的額定功率pr由dd1=125mm和n1=960r/min，查表8-4得p0=1.37kw根據n1=960r/min，i=3.32和a型帶，查表8-4得p0=0.11kw查表8-6得k=0.92，查表8-2得kl=1.02于是=1.39kw計算v帶的根數z=5.53取6根（8） 計算單根帶的初拉力f0由表8-3得a型帶的單位長度質量q=0.105kg/m，所以=179n（9） 計算壓軸力fp=2075n（10） 主要設計結論選用a型普通v帶6根，帶基準長度1940mm，帶輪基準直徑dd1=12

11、5mm，dd2=400mm，中心距控制在a=512599mm，單根帶初拉力f0=179n。5、 一級斜齒圓柱齒輪減速器設計與計算。（1） 選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數。選用斜齒圓柱齒輪傳動選擇小齒輪材料為40cr（調質）齒面硬度280hbs，大齒輪材料為45鋼（調質）齒面硬度240hbs帶式輸送機為一般工作機器，選用7級精度選小齒輪齒數z1=25，大齒輪齒數z2=uz1=100初選螺旋角=14壓力角=20（2） 按齒面接觸疲勞強度設計由下式計算小齒輪分度圓直徑，即d1t確定公式中各項參數的值試選載荷系數kht=1.3由圖10-20查取區(qū)域系數zh=2.433計算轉矩t1=9.55106p

12、/n1=9.948104nmm由表10-7得齒寬系數d=1由表10-5查得材料彈性影響系數ze=189.8(mpa)1/2 由下式計算接觸疲勞強度用重合度系數zz=20.562=29.675=23.297=1.658=1.984z=0.428由式()可得螺旋角系數z=0.985則小齒輪分度圓直徑d1t=35.519mm計算接觸疲勞許用應力由上圖查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為=600mpa，=550mpa由式()計算應力循環(huán)次數=5.046109=1.261109由圖10-23查取接觸疲勞壽命系數khn1=0.90，khn2=0.95取失效概率為1%、安全系數s=1，則=540mpa=5

13、23mpa取h1與h2中較小著為該齒輪副接觸疲勞許用應力h=h2=523mpa調整小齒輪分度圓直徑圓周速度v=0.538m/s齒寬b=35.519mm由表10-2查得使用系數ka=1根據v=0.538m/s，7級精度，查取上圖得動載系數kv=1.10齒輪的圓周力=5.601103n=157.70n/mm100n/mm查取表10-3 得齒間載荷分配系數kh=1.2查取表10-4 用插值法查得7級精度、小齒輪相對軸承非對稱布置時，kh=1.309則載荷系數為=1.571由式()，可得按實際載荷系數算得的分度圓直徑=37.833mm及對應的齒輪模數（3） 按齒根彎曲疲勞強度設計計算齒輪模數由下式計算

14、齒輪模數，即確定公式中的各參數值試選載荷系數kft=1.3由式()，可得計算彎曲疲勞強度的螺旋角系數y由式()可得計算彎曲疲勞強度的螺旋角系數y計算由當量齒數，查圖10-17，得齒形系數yfa1=2.62、yfa2=2.22由圖10-18查得應力修正系數ysa1=1.6、ysa2=1.78由圖10-24c查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為=500mpa，=380mpa由圖10-22查得彎曲疲勞壽命kfn1=0.85，kfn2=0.88去彎曲疲勞安全系數s=1.4.則因為大齒輪的大于小齒輪，所以取=則輪齒模數為調整輪齒模數計算實際載荷系數前的數據準備則圓周速度 齒寬 齒高h及寬高比b/h

15、計算實際載荷系數kf根據v=0.562m/s，7級精度由圖10-8查得動載系數kv=1.00由 =144.23n/mm100n/mm查取表10-3 得齒間載荷分配系數kf=1.1查取表10-4 用插值法查得7級精度、小齒輪相對軸承非對稱布置時，kh=1.34則載荷系數為=1.578由式()，可得按實際載荷系數算得的齒輪模數 對比計算結果，由吃面接觸疲勞強度計算的法面模數mn大于由齒根根彎曲強度計算的法面模數。從滿足彎曲疲勞強度出發(fā)，從標準中就近取m=2，為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得分度圓直徑d1=37.833mm來計算小齒輪的齒數，及取z1=23，則z2=uz1=423=92

16、（4） 幾何尺寸計算計算中心距 考慮模數從1.633mm增大圓整至2mm，為此將中心距減小圓整為118mm按圓整后的中心距修正螺旋角計算大小分度圓直徑計算齒輪寬度取b2=58mm，b1=53mm（5） 圓整中心距后的強度校核 齒面接觸疲勞強度校核 求出上式各值kh=1.571，t1=9.948104nm，d1=47.21mm，u=4，ze=189.8(mpa)1/2，z=0.428，=0.985，zh=2.433則 滿足吃面接觸疲勞硬度條件 齒根彎曲強度的校核 求出上式各值1.578、t1=9.948104nm、yfa1=2.62、yfa2=2.22、ysa1=1.6、ysa2=1.78、=1

17、2.958、z1=23、mn=2 齒根彎曲強度滿足要求，且小齒輪抵抗彎曲疲勞破壞的能力大于大齒輪（6） 主要設計結論齒數z1=23,z2=92,模數m=2,壓力角=20,螺旋角=12.958,中心距a=118mm,b2=58mm,b1=53mm小齒輪選用40cr調質,大齒輪選用45鋼調質，齒輪按7級精度設計。6、 軸的設計計算由前面的計算可知：電動機功率p7.5kw，轉速n1440r/min，v帶傳動比i帶=2.81；齒輪傳動參數列表如下：齒輪序號齒數z模數mm齒寬b/mm螺旋角齒向分度圓直徑d/mm12325312.958右旋47.2129225812.958左旋118.80（1） 高速軸的

18、結構設計：根據工作條件選擇軸材料并確定所需要最小直徑由機械設計手冊，選取軸的材料為45鋼，調質處理，抗拉強度：b650 mpa；許用彎曲應力：1=60mpa；彎曲疲勞極限：1=270 mpa；確定軸上零件的裝配方案：計算齒輪受力轉矩： t1=9.55106p/n2=9.551067.2/512.45=1.3105nmm圓周力：ft=2t1/d1=21.3105/56=4814.8n徑向力：fr=fttan/cos=4814.8tan20/cos13.1=1799.26n軸向力：fa=fttan=1799.26tan13.1=418.7n估計軸的最小直徑，選用聯軸器型號。選取軸的材料為45鋼，調

19、質處理。根據表15-3，取a=110，于是得da=110=27.77mm輸出軸的最小直徑dmin顯然是安裝聯軸器處軸的直徑(參見圖)。考慮軸上有一鍵槽，將軸徑增大3，即dmin=27.77（1+0.03）=28.06mm。取dmin=29mm.為使dmin。與聯軸器孔徑相適應，需同時選聯軸器型號。為補償軸的可能位移，選擇彈性柱銷聯軸器，其計算轉矩tca=kat1，查表，考慮工作轉矩變化很小，故取ka13，則tca=kat1=1.31.3105=1.69105nmm 按照計算轉矩tca應小于聯軸器的公稱轉矩的條件，查標準gb/t50142003，選用hl4型彈性柱銷聯軸器，其公稱轉矩為650nm

20、m，半聯軸器的孔徑為55mm，半聯軸器的長度為112mm，與軸配合的轂孔長度為84mm。 軸的結構設計 a擬定軸上零件的裝配方案。本題的裝配方案，已在前面分析比較，如圖所示的裝配方案，軸的結構簡圖如圖所示。 b根據軸向定位要求確定軸的各段直徑和長度。具體步驟如下： 聯軸器處軸段的直徑d1和長度l1：由所選聯軸器轂孔直徑可知d160；為保證軸端擋圈只壓在半聯軸器上而不壓在軸的端面上，l1應比聯軸器轂孔長度略短，故取l180mm。 左端軸承端蓋處軸段的直徑d2和長度l2：因聯軸器右端用軸肩定位，按dl60mm，軸肩高度h(00701) d14.26mm，取h6mm，則d2(60+2x 6)mm72

21、mm。故l2=96mm。 軸承處軸段3及軸段6的直徑d3、d7和長度l3、l7：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，為便于軸承從左端裝拆，軸承內徑d3應稍大于d2，并符合滾動軸承標準內徑，故取d377mm，初定軸承型號為30215.兩端軸承相同，故取d677mm。l340mm。右端l6t78mm。 齒輪處軸段的直徑d4和長度l4：d4 =111,取l425mm。 軸環(huán)處軸段的直徑 和長度l5：考慮齒輪從左端裝入，齒輪孔徑應稍大于軸承處直徑d3，并取標準直徑(gb282281)，故取d4111mm。根據軸段長度比齒輪輪轂寬度小2mm，而齒輪寬b105mm，故確定l4(111一2

22、)mm109mm。 c軸上零件的周向定位。齒輪、半聯軸器與軸的周向固定均采用a型普通平鍵聯接。齒輪處按d5=109mm，采用鍵20x70gbt109679，截面尺寸bxh=28x16，為保證齒輪與軸配合有良好的對中性，選擇齒輪輪轂與軸的配合為h7m6；軸器處按d50，采用鍵14x70gbt109679，截面尺寸bxh28x16，半聯軸器與軸的配合為h7k6。 滾動軸承與軸的周向固定是借過渡配合來保證的，此處滾動軸承內圈與軸的配合采用基孔制，軸的直徑尺寸公差為m6。 d確定軸上圓角和倒角尺寸。參考表各軸肩處的圓角半徑如圖所示取軸端倒角為2x45求軸上載荷 a定跨距。在確定軸承支點位置時，應從軸承

23、標準中查取a值，對于30313型圓錐滾子軸承，查得d29mm。因此，作為簡支梁的軸的支承跨距l(xiāng)2+l3(62+3829)十(40十10+99+3629)mm(71+156)mm227mm b作軸的計算簡圖并求軸的支反力。根據軸的結構簡圖，作出軸的計算簡圖水平面的支反力垂直面的支反力求支座反力： 水平面支反力： 垂直面支反力： c 作彎矩圖及轉矩圖水平面彎矩圖如圖所示 mh=rbhxl2=800x40nmm=32000 nmm垂直面彎矩圖如圖所示mv1=rbvxl2=70x40 nmm=2800 nmm ；mv2=rdvxl3=525x71 nmm=37275 nmm合成彎矩圖如圖所示 = 32

24、122.3 nmm ； = 49126.6 nmm轉矩圖如圖所示 t=222514 nmm當量彎矩圖如圖所示 =32124 nmm ； me2=m2=49126.6 nmm按彎扭合成應力校核軸的強度。由軸的結構簡圖及當量彎矩圖可知截面c處當量彎矩最大，是軸的危險截面。進行校核時，通常只校核軸上承受最大當量彎矩的截面的強度，則 e=me1/w =591853/0.1x713mpa16.54mpa前面已查得155mpa。因此dc1，故安全。（2） 低速軸的結構設計：1）根據工作條件選擇軸材料并確定所需要最小直徑低速軸上的功率： p3=p1 r g = 6.84kw確定軸上零件的裝配方案：2)計算齒

25、輪受力轉矩：t2=9.55106/n=6.849.55106/170.53=383052nmm 圓周力： ft=2t2/d2=2383052/168=4560n徑向力：fr=fttan/cos=4560tan20/cos13.1=1704.1n軸向力：fa=fttan=4560tan13.1=1061n3)估計軸的最小直徑，選用聯軸器型號。取a110，得：選取軸的材料為45鋼，調質處理。根據表15-3，取a=110，于是得 da=110=37.6mm輸出軸的最小直徑dmin顯然是安裝聯軸器處軸的直徑(參見圖)?？紤]軸上有一鍵槽，將軸徑增大3，即dmin=37.6（1+0.03）=38.7mm。

26、取dmin=37mm. 為使dmin。與聯軸器孔徑相適應，需同時選聯軸器型號。為補償軸的可能位移，選擇彈性柱銷聯軸器，其計算轉矩tcakat2，查表，考慮工作轉矩變化很小，故取ka13，則tcakat213x383052nm=497967.6nmm 按照計算轉矩tca應小于聯軸器的公稱轉矩的條件，查標準gb/t501485，選用hl3型彈性柱銷聯軸器，其公稱轉矩為650nmm，半聯軸器的孔徑為50mm，半聯軸器的長度為112mm，與軸配合的轂孔長度為80mm。 4)軸的結構設計 a擬定軸上零件的裝配方案。本題的裝配方案，已在前面分析比較，如圖所示的裝配方案，軸的結構簡圖如圖所示。 b根據軸向定

27、位要求確定軸的各段直徑和長度。具體步驟如下： 聯軸器處軸段的直徑d1和長度l1：由所選聯軸器轂孔直徑可知d160；為保證軸端擋圈只壓在半聯軸器上而不壓在軸的端面上，l1應比聯軸器轂孔長度略短，故取l180mm。 左端軸承端蓋處軸段的直徑d2和長度l2：因聯軸器右端用軸肩定位，按dl60mm，軸肩高度h(00701) d14.26mm，取h6mm，則d2(60+2x 6)mm72mm。故l2=96mm。 軸承處軸段3及軸段6的直徑d3、d7和長度l3、l7：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，為便于軸承從左端裝拆，軸承內徑d3應稍大于d2，并符合滾動軸承標準內徑，故取d377m

28、m，初定軸承型號為30215.兩端軸承相同，故取d677mm。l340mm。右端l6t78mm。 齒輪處軸段的直徑d4和長度l4：d4 =111,取l425mm。 軸環(huán)處軸段的直徑 和長度l5：考慮齒輪從左端裝入，齒輪孔徑應稍大于軸承處直徑d3，并取標準直徑(gb282281)，故取d4111mm。根據軸段長度比齒輪輪轂寬度小2mm，而齒輪寬b105mm，故確定l4(111一2)mm109mm。 c軸上零件的周向定位。齒輪、半聯軸器與軸的周向固定均采用a型普通平鍵聯接。齒輪處按d5=109mm，采用鍵20x70gbt109679，截面尺寸bxh=28x16，為保證齒輪與軸配合有良好的對中性，選

29、擇齒輪輪轂與軸的配合為h7m6；軸器處按d50，采用鍵14x70gbt109679，截面尺寸bxh28x16，半聯軸器與軸的配合為h7k6。 滾動軸承與軸的周向固定是借過渡配合來保證的，此處滾動軸承內圈與軸的配合采用基孔制，軸的直徑尺寸公差為m6。 d確定軸上圓角和倒角尺寸。參考表各軸肩處的圓角半徑如圖所示取軸端倒角為2x455)求軸上載荷 a定跨距。在確定軸承支點位置時，應從軸承標準中查取a值，對于30313型圓錐滾子軸承，查得d29mm。因此，作為簡支梁的軸的支承跨距l(xiāng)2+l3(62+3829)十(40十10+99+3629)mm(71+156)mm227mm b作軸的計算簡圖并求軸的支反

30、力。根據軸的結構簡圖，作出軸的計算簡圖水平面的支反力垂直面的支反力水平面支反力： 垂直面支反力： ；rdv=fr-rbv=480c 作彎矩圖及轉矩圖水平面彎矩圖如圖所示 mh=rbhxl2 =71184 nmm垂直面彎矩圖如圖所示mv1=rbvxl2=49536 nmm ； mv2=rdvxl3=19200 nmm合成彎矩圖如圖所示 =86723.6 nmm ； =73727.9 nmmt=1340924 nmm =674503nmm ； me2=m2=73727.9 nmm合成彎矩圖如圖所,示轉矩圖如圖所示,當量彎矩圖如圖所示:5)按彎扭合成應力校核軸的強度。由軸的結構簡圖及當量彎矩圖可知截

31、面c處當量彎矩最大，是軸的危險截面。進行校核時，通常只校核軸上承受最大當量彎矩的截面的強度，則 e=me1/w =591853/0.1x713mpa16.54mpa 前面已查得155mpa。因此dce,則x=0.56，y=2.08。所以當量動載荷 pr=xfr+yfa=0.561770+2.08720=2490n.由表取溫度系數和載荷系數分別為fr=1,fd=1.2,則：cr=fdp/ft(60nl10h/1000000)=30300n.低速軸d5，d2處用30215型軸承，d=50mm, 高速軸：試選30210軸承，軸頸直徑d=35mm,轉速n=512.45r/min,徑向載荷fr=1870

32、n,fa=820n,預期使用壽命87600h.由手冊查得cr=45300n,c0r=27500n,則：fa/c0r=820/27500=0.029 fa/fr=820/1870=0.438.由表按fa/c0r=0.029,取e=0.21。由于fa/fre,則x=0.56，y=2.08。所以當量動載荷 pr=xfr+yfa=0.561870+2.08820=2752n.由表取溫度系數和載荷系數分別為fr=1,fd=1.3,則：cr=fdp/ft(60nl10h/1000000)=30500n.高速軸d2,d5處用30210型軸承，d=75mm,類型：圓錐滾子軸承低速軸d5，d2處用30313型軸承，d=50mm,d=90mm, b=20mm高速軸d2，d5處用30210型軸承，d=75mm,d=130mm,b=22mm聯軸器的選擇和校核裝聯軸器選yl7的凸緣聯軸器（gb/t 5831986）公稱扭矩tn160nm軸軸孔直徑軸孔長度低速軸60mm112高速軸38mm829、 箱體的設計名稱符號減速器型式及尺寸關系/mm 齒輪減速器箱座壁厚10箱蓋壁厚110箱座凸緣厚度b15箱蓋凸緣厚度b115箱座底凸緣厚度b225地腳螺銓直徑df15地腳螺銓數目n6軸承旁聯接螺銓直徑d115箱蓋與箱座聯接螺銓直