課程設(shè)計單級圓柱直齒齒輪減速器

1、 課程設(shè)計課程設(shè)計題目: 單級直齒圓柱齒輪減速器 姓 名: 何成海 所學專業(yè)名稱: 機械設(shè)計與制造 指 導 老 師: 張孝瓊 學 號: 日 期: 機械設(shè)計課程設(shè)計 設(shè)計題目：單級圓柱式齒輪減速器設(shè)計 內(nèi)裝：1. 設(shè)計計算說明書一份2. 減速器裝配圖一張 3. 軸零件圖一張 4. 齒輪零件圖一張 學院： 滁州學院 班級： 設(shè)計者： 指導老師： 完成日期： 成 績： _ 滁州學院目 錄課程設(shè)計任務(wù)書11 、傳動裝置的總體設(shè)計31.1、 傳動方案的確定31.2、 電動機選擇31.3、傳動比的計算及分配41.4、傳動裝置運動及動力參數(shù)計算42、 傳動件的設(shè)計計算52.1、皮帶輪傳動的設(shè)計計算52.2、

2、直齒圓柱齒輪傳動的設(shè)計計算73、齒輪上作用力的計算104、軸的設(shè)計計算104.1、高速軸的設(shè)計與計算104.2、低速軸的設(shè)計計算155、減速器箱體的結(jié)構(gòu)尺寸206、圖形227、總結(jié)25課程設(shè)計（論文）任務(wù)書年級專業(yè) 學生姓名 學 號 題目名稱單級直齒圓柱齒輪減速器設(shè)計設(shè)計時間 課程名稱機械設(shè)計課程設(shè)計課程編號設(shè)計地點一、 課程設(shè)計（論文）目的1.1 綜合運用所學知識，進行設(shè)計實踐®鞏固、加深和擴展。1.2 培養(yǎng)分析和解決設(shè)計簡單機械的能力®為以后的學習打基礎(chǔ)。1.3 進行工程師的基本技能訓練®計算、繪圖、運用資料。二、 已知技術(shù)參數(shù)和條件2.1 技術(shù)參數(shù)：滾筒圓周

3、力F=2.2KN輸送帶速度V=1.7m/s 卷筒直徑D=420mm工作年限：10年2.2 工作條件：每日二班制工作，傳動不逆轉(zhuǎn)，有輕微沖擊，輸送帶速度允許誤差為±5%。三、 任務(wù)和要求3.1 繪制單級直齒圓柱齒輪減速器裝配圖1張；標題欄符合機械制圖國家標準；3.2 編寫設(shè)計計算說明書1份，計算數(shù)據(jù)應(yīng)正確且與圖紙統(tǒng)一。說明書應(yīng)符學院規(guī)范格式且用A4紙打印；3.3 圖紙裝訂、說明書裝訂并裝袋；四、參考資料和現(xiàn)有基礎(chǔ)條件（包括實驗室、主要儀器設(shè)備等）4.1 機械設(shè)計教材 4.2 機械設(shè)計課程設(shè)計手冊4.3 減速器實物；4.4 其他相關(guān)書籍五、進度安排序號設(shè)計內(nèi)容天數(shù)1設(shè)計準備（閱讀和研究任

4、務(wù)書，閱讀、瀏覽指導書） 2傳動裝置的總體設(shè)計 3各級傳動的主體設(shè)計計算 4減速器裝配圖的設(shè)計和繪制 5零件工作圖的繪制 6編寫設(shè)計說明書 7總計 任務(wù)下達日期： 任務(wù)完成日期： 指導教師（簽名）： 學生（簽名）： 1 、傳動裝置的總體設(shè)計1.1傳動方案的確定1.2 電動機選擇（1） 選擇電動機的類型和結(jié)構(gòu)因為裝置的載荷平穩(wěn)，且在有粉塵的室內(nèi)環(huán)境下工作，溫度不超過35，因此可選用Y系列三相異步電動機，它具有國際互換性，有防止粉塵、鐵屑或其他雜物侵入電動機內(nèi)部的特點，B級絕緣，工作環(huán)境也能滿足要求。而且結(jié)構(gòu)簡單、價格低廉。（2）確定電動機功率傳動系得總的效率：= 3× ×&#

5、215;=0.85 電動機所需的功率為： P= FV/(1000x) = 2200×1.7/(1000x0.85) (kw)=4.4 kw（3）確定電動機轉(zhuǎn)速及型號 滾筒軸的工作轉(zhuǎn)速： Nw=601000V/D=601000/420=77.34r/min 根據(jù)機械設(shè)計課程設(shè)計手冊P188表13-2知單級圓柱齒輪傳動比范圍Ic=3-5，V帶傳動比I=2-4，則i=6-20，故電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為nd=iNw=（6-20）77.34=464.04-1546.80r/min。符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有1500r/min和1000r/min。由機械設(shè)計課程設(shè)計手冊P167表12-1查得有2種

6、適用的電動機型號（如下表），并列出2種方案。方案 電動機型號 額定功率 滿載轉(zhuǎn)速（r/min）1 Y132M2-6 5.5kw 9602 Y132S2-4 5.5kw 1440綜合考慮電動機和傳動裝置尺寸、重量、價格和帶傳動減速器的傳動比，比較兩種方案知:方案2因傳動裝置尺寸有較大的縮小，重量及價格都較小，故選擇電動機型號 Y132S2-4，其主要性能：額定功率5.5kw、滿載轉(zhuǎn)速1440r/min、額定轉(zhuǎn)矩2.2.1.3 傳動比的計算及分配1、 總傳動比的計算 i總=n電動/n筒=1440/77.34=18.62 2、分配各級傳動比 （1）由機械設(shè)計課程設(shè)計手冊P5表1-8取i帶=4，則i1

7、=4. (2) 1.4 傳動裝置運動及動力參數(shù)計算 1、計算各軸轉(zhuǎn)速 高速軸 n0=nm=1440r/min 中速軸 n1=nm/i1=1440/4=360r/min低速軸 n2=n1/i2=360/4.65=77.42r/min滾動軸 nw=n2=77.42r/min 2、計算各軸的功率（kw）P1=P=4.40.96=4.22kwP2=P1=4.220.990.98=4.10kwPw=P2=4.100.990.98=3.98kw 3、計算各軸轉(zhuǎn)矩2、 傳動件的設(shè)計計算 2、1皮帶輪傳動的設(shè)計計算 （1）確定功率由機械設(shè)計P138表7-7得KA=1.2，則 （2）選擇帶型根據(jù)n0=1440r

8、/min Pd=5.28kw，由機械設(shè)計P139圖7-12知選擇A型V帶。 （3）確定帶輪基準直徑由機械設(shè)計P130表7-4與表7-5知：可選小帶輪直徑dd1=100mm，則大帶輪直徑。 （4）驗算帶的速度帶速符合要求。 （5）確定中心距和V帶長度為使結(jié)構(gòu)緊湊，取偏低值，a0=500mm.V帶計算基準長度為由機械設(shè)計P128表7-1選V帶長度Ld=2000mm，則實際中心距為 （6）計算小輪包角式中為將弧度轉(zhuǎn)換為角度的常數(shù)。 （7）確定V帶根數(shù)V帶根數(shù)可用下式計算 由機械設(shè)計P137表7-6查得取單根V帶所能傳遞的功率P0=1.30kw。由機械設(shè)計P141表7-8查取功率增量，由機械設(shè)計 P1

9、41表7-9查得,由機械設(shè)計 P128表7-2查得Kl=1.03,則帶的根數(shù)為 （8）計算初拉力由機械設(shè)計P128表7-1查得V帶質(zhì)量m=0.1kg/m那么初拉力為 （9）計算作用在軸上的壓力（10）帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計1 小帶輪結(jié)構(gòu)：采用實心式由機械設(shè)計課程設(shè)計手冊P168表12-3查得Y132S電動機軸徑D0=38mm，。輪轂寬；輪緣寬。2 大帶輪結(jié)構(gòu)：采用孔板式結(jié)構(gòu)；輪緣寬可與小帶輪相同，輪轂寬可與軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計同步進行。 2.2直齒圓柱齒輪傳動的設(shè)計計算 （1）選擇材料、熱處理方式和公差等級考慮到帶式運輸機為一般機械，故大、小齒輪均選用45鋼。為制造方便采用軟齒面，小齒輪調(diào)質(zhì)處理、大齒輪正火處理

10、，選用8級精度。由機械設(shè)計P152表8-1得小齒輪齒面硬度為217255HBW,取硬度值240HBW；大齒輪齒面硬度為162217HBW，取硬度值為200HBW進行計算。 （2）初步計算傳動的主要尺寸因為是軟齒面閉式傳動，故按齒面接觸疲勞強度進行設(shè)計，則有。1 小齒輪傳遞轉(zhuǎn)矩為2 試選載荷系數(shù)Kt=1.4。3 由機械設(shè)計P166表8-8查得。4 由機械設(shè)計P162表8-6查得彈性系數(shù)。5 對于標準直齒輪節(jié)點區(qū)域系數(shù)ZH=2.5。6 齒數(shù)比。7 確定齒輪齒數(shù)初選小齒輪齒數(shù)Z1=29，則8 重合度端面重合度 9 許用接觸應(yīng)力由機械設(shè)計P168圖8-20與圖8-21查得接觸疲勞極限應(yīng)力為。小齒輪與大

11、齒輪的應(yīng)力循環(huán)次數(shù)分別為由機械設(shè)計P169圖8-24查得壽命系數(shù)。由機械設(shè)計P170表8-11查得安全系數(shù)SH=1.0.初算小齒輪的分度圓直徑d1t，有 （3）確定傳動尺寸1 計算載荷系數(shù)由機械設(shè)計P157表8-4查得使用系數(shù)KA=1.0，因由機械設(shè)計P158圖8-11查得動載荷系數(shù)Kv=1.1由機械設(shè)計P159圖8-14查得齒向載荷分配系數(shù)由機械設(shè)計P159表8-5查得齒間載荷分配系數(shù)，則載荷系數(shù)。2 對d1t進行修正。因K與Kt有較大差異，故需對Kt計算出的d1t進行修正，即。3 確定模數(shù)m按機械設(shè)計P165表8-7，取m=3.4 計算傳動尺寸 （4）校核齒根彎曲疲勞強度1 K,T1，m，

12、d1同前。2 齒寬b=b2=90mm。3 齒寬系數(shù)YF和應(yīng)力修正系數(shù)YS：由機械設(shè)計P164圖8-18查得YF1=2.53，YF2=2.12.由機械設(shè)計P165圖8-19查得YS1=1.62，YS2=1.84.4 重合度系數(shù)5 許用彎矩應(yīng)力。由機械設(shè)計P171圖8-25與圖8-26查得彎矩疲勞極限應(yīng)力為，由機械設(shè)計P172圖8-29查得壽命系數(shù),由機械設(shè)計P170表8-11查得安全系數(shù),故 (5)計算齒輪傳動其他尺寸 3、齒輪上作用力的計算（1）已知條件：高速軸傳遞的轉(zhuǎn)矩為，轉(zhuǎn)速為n1=360r/min,小齒輪分度圓直徑d1=87mm。（2）小齒輪1的作用力：1 圓周力為其方向與力作用的圓周速

13、度方向相反。2 徑向力為其方向由力的作用點指向輪1的轉(zhuǎn)動中心。 （3）大齒輪2的作用力：從動齒輪2各個力與主動輪齒輪1上相應(yīng)的力大小相等，作用方向相反。4、軸的設(shè)計計算 4、1高速軸的設(shè)計與計算 （1）已知條件：高速軸傳遞的功率P1=4.22kw，轉(zhuǎn)速n1=360r/min，小齒輪分度圓直徑d1=87mm，齒輪寬度b1=95mm，轉(zhuǎn)矩。 （2）選擇材料因傳遞的功率不大，并對重量及結(jié)構(gòu)尺寸無特殊要求，故由機械設(shè)計P240表11-1選用常用的材料45鋼，調(diào)質(zhì)處理。 （3）計算軸徑因為高速軸外伸段上安裝帶輪，所以軸徑可按下式求得，通常取，由機械設(shè)計P250表11-3取C=120，則，考慮到軸上有鍵槽

14、，軸徑應(yīng)增大，則，則取dmin=28.5mm。 （4）結(jié)構(gòu)設(shè)計1 軸承部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計軸的初步結(jié)構(gòu)設(shè)計及構(gòu)想如圖1所示。為方便軸承部件的裝拆，減速器的機體采用剖分式結(jié)構(gòu)，該減速器發(fā)熱小，軸不長，故軸承采用兩端固定方式。然后，可按軸上零件的安裝順序，從dmin處開始設(shè)計。2 軸段1的設(shè)計：軸段1上安裝帶輪，此段設(shè)計應(yīng)與帶輪設(shè)計同步進行。由最小直徑可初定軸段1的直徑d1=30mm，帶輪輪轂的寬度為，取為60mm，則軸段1的長度略小于轂孔寬度，取。3 軸段2的設(shè)計考慮帶輪的軸向固定及密封圈的尺寸，帶輪用軸肩定位，軸肩高度為。軸段2的軸徑，該處軸的圓周速度。由機械設(shè)計課程設(shè)計手冊P90表7-12可選用氈

15、圈油封30JB/ZQ4606-1997，則d2=30mm，由于軸段2軸段的長度L2涉及的因素較多，稍后再確定。4 軸段3和7的設(shè)計軸段3和7安裝軸承，考慮齒輪只受徑向力和圓周力，所以選用球軸承即可，其直徑應(yīng)既便于軸承安裝，又符合軸承內(nèi)徑系列?，F(xiàn)暫取軸承為6212，由機械設(shè)計課程設(shè)計手冊P64表6-1查得軸承內(nèi)徑d=60mm，外徑D=110mm，寬度B=22mm，內(nèi)圈定位軸肩直徑da=69mm，外圈定位凸肩內(nèi)徑Da=101mm，故d3=60mm，該減速器齒輪的圓周速度小于2m/s，故軸承采用脂潤滑，需要擋油環(huán)，取擋油環(huán)端面到內(nèi)壁距離B1=2mm，為補償箱體的制造誤差和安裝擋油環(huán)，靠近箱體內(nèi)壁的軸

16、承端面至箱體內(nèi)壁的距離取，則。通常一根軸上的兩個軸承取相同型號，則d7=40mm，L7=L3=33mm。5 軸段2的長度設(shè)計軸段2的長度L2除與軸上的零件有關(guān)外，還與軸承座寬度及軸承端面零件有關(guān)。由機械設(shè)計課程設(shè)計手冊P158表11-1知下箱座壁厚由公式。上箱座壁厚由公式；由于中心距a1=246mm<300mm，可確定軸承旁連接螺栓直徑M12，相應(yīng)的C1=18mm，C2=16mm，箱體凸緣連接螺栓直徑M10，地腳螺栓直徑M16，軸承端蓋連接螺栓直徑M8，由機械設(shè)計課程設(shè)計手冊P39表3-9取螺栓GB/T5782-2000M825。計算軸承蓋厚。軸承座寬度為取L=50mm。取端蓋與軸承座間

17、的調(diào)整墊片厚度為；為了在不拆卸帶輪的條件下，方便裝拆軸承蓋連接螺栓，取帶輪凸緣端面至軸承蓋表面的距離K=28mm，帶輪采用腹板式，螺栓的拆裝空間足夠，則有。6 軸段4和6的設(shè)計該軸段間接為軸承定位，可取d4=d6=45mm ，齒輪兩端面與箱體內(nèi)壁距離取為，則軸段4和6的長度為。7 軸段5的設(shè)計軸段5上安裝齒輪，為了便于安裝，d5應(yīng)略大于d3,可初定d5=52mm，則由機械設(shè)計課程設(shè)計手冊P53表4-1查得該處鍵的截面尺寸為16mm10mm輪轂鍵槽深度t1=4.3mm，該處齒輪輪轂鍵槽到齒根的距離為 故該軸應(yīng)設(shè)計成齒輪軸，L5=b1=95mm。8 箱體內(nèi)壁之間的距離。9 力作用點間的距離軸承力作

18、用點距外圍距離，則 （5）鍵連接聯(lián)軸器與軸段間采用A型普通平鍵連接，由機械設(shè)計課程設(shè)計手冊P53表4-1得鍵的型號為鍵845 GB/T1096-1990。 （6）軸的受力分析1 支承反力在水平面上為；;在垂直面上為,軸承A的總支承反力為,軸承B的總支承反力為。2 彎矩計算。 （7）校核軸的強度危險處的抗彎截面系數(shù)為抗扭截面系數(shù)為最大彎矩應(yīng)力為扭剪應(yīng)力為按彎扭合成強度進行校核計算，對于單向轉(zhuǎn)動的轉(zhuǎn)軸，轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)處理，故取折合系數(shù)=0.6。則當量應(yīng)力為。由機械設(shè)計P152表8-1查得鋼調(diào)質(zhì)處理抗拉強度極限，由機械設(shè)計P241表11-1查得軸的許用彎曲應(yīng)力為，強度滿足要求。 （8）校核鍵連接的強

19、度帶輪處鍵連接的擠壓應(yīng)力為取鍵、軸及帶輪的材料都為鋼，由機械設(shè)計P101表5-2查得強度足夠。 （9）校核軸承壽命1 當量動載荷：由機械設(shè)計課程設(shè)計手冊P64表6-1查6212軸承得C=47800N，C0=32800N。因為軸承不受軸向力，軸承A、B當量動載荷為2 軸承壽命：因為PA>PB,故只需校核軸承A，P=PA。軸承在以下工作，fT=1。對于減速器，載荷系數(shù)fP=1.2，減速器壽命有故軸承壽命足夠。 圖1、高速軸 4、2低速軸的設(shè)計計算（1） 已知條件：低速軸傳遞的功率P2=4.10kw，轉(zhuǎn)速n2=77.42r/min，齒輪2分度圓直徑d2=405mm，齒輪寬度b2=90mm，轉(zhuǎn)矩

20、。 （2）選擇材料因傳遞的功率不大，并對重量及結(jié)構(gòu)尺寸無特殊要求，故由機械設(shè)計P240表11-1選用常用的材料45鋼，調(diào)質(zhì)處理。 （3）計算軸徑由機械設(shè)計P250表11-3取C=120，則低速軸外伸段的直徑可按下式求得，考慮到軸上有鍵槽，軸徑應(yīng)增大，則，則取dmin=50mm。 （4）結(jié)構(gòu)設(shè)計1 軸承部件的結(jié)構(gòu)設(shè)計軸的初步結(jié)構(gòu)設(shè)計及構(gòu)想如圖2所示。該減速器發(fā)熱小，軸不長，故軸承采用兩端固定方。然后，可按軸上零件的安裝順序，從dmin處開始設(shè)計。2 軸段1的設(shè)計：軸段1上安裝聯(lián)軸器，此段設(shè)計應(yīng)與聯(lián)軸器的選擇同步進行。為補償聯(lián)軸器所連接兩軸的安裝誤差，隔離振動，選用彈性柱銷聯(lián)軸器。由機械設(shè)計P32

21、4表14-2取KA=1.5則計算轉(zhuǎn)矩。由機械設(shè)計課程設(shè)計手冊P99表8-7查得GB/T5014-2003中型聯(lián)軸器符合要求，公稱轉(zhuǎn)矩為1250Nmm，許用轉(zhuǎn)速4700r/min,軸孔長度60mm，相應(yīng)的軸段1的直徑d1=30mm，其長度略小于轂孔寬度取L1=58mm。3 軸段2的設(shè)計在確定軸段2的軸徑時，應(yīng)考慮聯(lián)軸器的軸向固定及密封圈的尺寸兩方面問題。聯(lián)軸器用軸肩定位，軸肩高度為。軸段2的軸徑，最終密封圈確定，用氈圈油封，查機械設(shè)計課程設(shè)計手冊P90表7-12選用40JB/ZQ4606-1997，則d2=40mm。4 軸段3和6的設(shè)計軸段3和6上安裝軸承，考慮齒輪只受徑向力和圓周力，所以選用深

22、溝球軸承即可，其直徑應(yīng)既便于軸承安裝，又符合軸承內(nèi)徑系列?，F(xiàn)暫取軸承為6009，由機械設(shè)計課程設(shè)計手冊P64表6-1查得軸承內(nèi)徑d=45mm，外徑D=75mm，寬度B=16mm，內(nèi)圈定位軸肩直徑da=51mm，外圈定位凸肩內(nèi)徑Da=69mm，故d3=45mm，通常一根軸上的兩個軸承取相同型號，則d6=45mm。5 軸段4的設(shè)計軸段4上安裝帶輪，為便于齒輪的安裝，d4必須略大于d3可初定d4=50mm。齒輪2輪轂的寬度為，取其輪轂寬度等于齒輪寬度，其左端采用軸肩定位，右端采用套筒固定。為使套筒端面能夠頂?shù)烬X輪端面，軸段4的長度應(yīng)比輪轂略短，由于b2=90mm，故取。6 軸段2的長度設(shè)計軸段靠近箱

23、體內(nèi)壁的端面距箱體內(nèi)壁距離、端蓋與軸承座間的調(diào)整墊片厚度均同高速軸，為避免聯(lián)軸器輪轂外徑與端蓋螺栓的拆裝發(fā)生干涉，聯(lián)軸器輪轂端面與端蓋外端面的距離取K=13mm，則有7 軸段5的設(shè)計該軸段為齒輪提供定位作用，定位肩的高度為。取h=5mm則d5=60mm。齒輪端面距箱體內(nèi)壁距離為。取擋油環(huán)端面到內(nèi)壁距離為，則軸段5的長度為。8 軸段3和6的長度設(shè)計軸段6的長度。軸段3的長度為9 軸上力作用點間的距離軸承反力作用點距距離軸承外圈大端面的距離，則軸的支點及受力點間的距離為 （5）鍵連接聯(lián)軸器與軸段1及齒輪與軸段4間采用普通平鍵連接，由機械設(shè)計課程設(shè)計手冊P53表4-1得鍵的型號為鍵1050 GB/T

24、1096-1990和鍵1450GB/T1096-1990。 （6）軸的受力分析1 支承反力在水平面上為；在垂直面上為,軸承A、B的總支承反力為,2 彎矩計算在水平面上在垂直面上 （7）校核軸的強度危險處的抗彎截面系數(shù)為抗扭截面系數(shù)為彎矩應(yīng)力為 （7）校核軸強度扭剪應(yīng)力。對于單向轉(zhuǎn)動的轉(zhuǎn)軸轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)處理，故折合系數(shù)，則當量應(yīng)力為。查機械設(shè)計P152表8-1得45鋼調(diào)質(zhì)處理抗拉強度極限，由機械設(shè)計P241表11-1查得軸的許用彎曲應(yīng)力，強度符合要求。 （8）校核鍵連接的強度齒輪2處鍵連接的擠壓應(yīng)力為取鍵、軸及齒輪的材料都為鋼，由機械設(shè)計P101表5-2查得強度足夠。聯(lián)軸器處的鍵的擠壓應(yīng)力為，故

25、其強度也足夠。 （9）校核軸承壽命1 當量動載荷：由機械設(shè)計課程設(shè)計手冊P64表6-1查6009軸承得C=21000N，C0=14800N。因為軸承不受軸向力，軸承A、B當量動載荷為2 軸承壽命：軸承在以下工作，fT=1。對于減速器，載荷系數(shù)fP=1.2，減速器壽命有故軸承壽命足夠。 圖2低速軸5、減速器箱體的結(jié)構(gòu)尺寸名稱符號尺寸（mm）機座壁厚8機蓋壁厚18機座凸緣厚度b12機蓋凸緣厚度b112地腳螺釘直徑dfM16地腳螺釘數(shù)目n4軸承旁聯(lián)結(jié)螺栓直徑d1M12軸承旁連接螺栓通孔直徑d1' 13.5軸承旁連接螺釘沉頭座直徑剖分面凸緣螺栓凸臺尺寸（扳手空間）D0c1c2242016外機壁

26、至軸承座端面距離l1 60大齒輪頂圓與內(nèi)機壁距離110齒輪端面與內(nèi)機壁距離2 10上下箱連接螺栓直徑d2M10軸承端蓋外徑D2115,130上下箱連接螺栓通孔直徑d2'11上下箱連接螺栓沉頭座直徑D024下箱座剖分面處凸緣厚度b12上箱座剖分面處凸緣厚度b112地腳螺栓底腳厚度p20箱座肋厚M8箱蓋上肋厚m18地腳螺栓通孔直徑20地腳螺栓沉頭座直徑D045地腳凸緣尺寸（扳手空間）L1L22725箱緣尺寸（扳手空間）c1c21814軸承蓋螺栓直徑d3M8檢查孔蓋連接螺栓直徑d4M6圓錐定位銷直徑d56減速器中心高H170軸承旁凸臺高h45軸承旁凸臺半徑16軸承旁連接螺栓距離S118,135箱體外壁至軸承座端面的距離K42軸承座空長度50P=4.4kw45鋼dmin=28.5mm氈圈油封L=50mm強度滿足要求強度足夠 PA=2642.15NPB=2569.26N軸承壽命足夠dmin=50mmTC=758625Nmmd1=30mmL1=58mmd2=40mmd3=45mm d6=45mmd4=50mmL4=88mm L2=45mmL5=10mm L6=32mm L3=79mml1=83mml3=l2=74mmRA=1369.36NRB=1369.36NM2=100082.23