一级圆柱齿轮减速器——毕业设计.doc

新乡职业技术学院 毕业设计（论文） 题 目 ：一级圆柱齿轮减速器 系 别： 机械制造系 学生姓名： 学 号： 专业名称： 机械设计与制造 指导教师： 2013年12月20日摘要 这次毕业设计是由封闭在刚性壳内所有内容的齿轮传动是一独立完整的机构。通过这一次设计可以初步掌握一般简单机械的一套完整的设计及方法，构成减速器的通用零件图。 这次毕业设计主要 介绍了减速器的类型作用及构成等，全方位的运用所学过的知识。如：机械制图，金属材料工艺学公差等以学过的理论知识。在实际生产中得以分析和解决。减速器的一般类型有：圆柱齿轮减速器、圆锥齿轮减速器、齿轮蜗杆减速器、轴装式减速器、组装式减速器、轴装式减速器、连体式减速器。 关键词： 减速器 刚性 工艺学 零部件 方案Abstract This graduation design is a closed all the content in the rigid shell gear transmission is a complete independent institutions. By this time can be designed a preliminary master the simple machines of a complete set of design and method, constitutes a general part drawing speed reducer. This graduation design is mainly introduced the reducer, such as the type of role and composition of comprehensive use of learned knowledge. Such as: mechanical drawing, metal material technology of tolerance to studied the theory of knowledge. To analyze and solve in the actual production. Reducer general type: cylindrical gears reduction gear, bevel gear reducer, gear - worm reducer, shaft mounted reducer, packaged type gear reducer, even with reducer, shaft reducer.Key words： reducer rigid technology components目 录摘要IAbstractII目 录III绪论VI第1章：设计要求11.1设计题目11.2运动简图11.3工作条件1第2章：传动方案的拟定与电机选择22.1传动方案拟定22.2选择电动机22.2.1选择电动机类型22.2.2选择电动机容量22.2.3选择电动机的转速32.3各级传动比的分配32.3.1计算总传动比32.3.2分配各级传动比32.3.3计算各轴转速、功率及转矩、列成表格4第3章：传动零件设计计算53.1带传动53.1.1确定设计功率53.1.2选V带型号53.1.3确定带轮直径53.1.4验算带速53.1.5确定的基准长度和传动中心距53.1.6验算小带轮包角53.1.7计算带的根数63.1.8计算初拉力63.1.9计算对轴的压力63.1.10带轮结构设计工作图63.2齿轮63.2.1选用斜齿轮传动63.2.2按轮齿弯曲疲劳强度设计73.2.3几何尺寸计算8第4章：轴的设计计算与校核104.1轴选择轴的材料，确定许用应力104.2按扭转强度，初估轴的最小直径104.3确定齿轮和轴承的润滑104.4轴系初步设计104.4.1轴的结构设计104.4.2径向尺寸104.4.3轴向尺寸的确定114.5轴的强度校核114.6.1轴选择轴的材料，确定许用应力144.6.3确定齿轮和轴承的润滑154.6.4轴系初步设计154.6.5轴的结构设计15第5章：键的选择与校核185.1轴齿轮上的键185.1.1键的类型及其尺寸选择185.1.2验算挤压强度185.1.3确定键槽尺寸185.2联轴器上的键185.2.1键的类型及其尺寸选择195.2.2验算挤压强度195.2.3确定键槽尺寸195.3轴齿轮上的键195.3.1键的类型及其尺寸选择195.3.2验算挤压强度195.3.3确定键槽尺寸195.4带轮上的键205.4.1键的类型及其尺寸选择205.4.2验算挤压强度205.4.3确定键槽尺寸20第6章：减速器箱体的设计20第7章：轴承盖的选择227.1 7207轴承的轴承盖227.2 7312CJ轴承的轴承盖22第8章：润滑与密封的选择238.1 润滑238.2 密封23第9章：减速器附件及说明239.1 窥视孔盖239.2 六角头油塞239.3 通气管239.4 游标尺249.5 吊耳和吊钩249.5.1 吊耳环（铸在箱盖上）249.5.2 吊钩（铸在箱座上）24结论25参考文献26致 谢27绪论传动装置的总体设计，主要是分析和拟定传动方案，选择电动机型号。设计总传动比和分配各级传动比，计算传动装置的运动和动力参数，为设计传动件和装配草图提供依据，传动装置的传动方案是否合理，将直接影响机器的工作性能、重量和成本。带传动承载能力较低，在传递相同转矩时，结构尺寸较其它形式大，但传动平稳，能缓冲吸振，宜布置在传动系统的高速级，以降低传递的转矩，减小带传动的结构尺寸。链传动传动平稳性差，宜布置在低速级。斜齿轮传动较直齿轮平稳，相对应用于低速级。一般情况下，总是将改变运动形式和机构布置在传动系统的末端。第1章：设计要求1.1设计题目 设计皮带式输送机传动装置的一级圆柱齿轮减速器1.2运动简图原始数据已知条件卷筒切向力F/N卷筒直径D/mm卷筒转速n/r·数据4200420361.3工作条件（1）工作情况：一班制，输送机连续单向运转，载荷有轻微震动，少粉尘。（2）使用期限：10年，大修期三年，每年工作300天。（3）生产批量：100台（小批生产）。（4）工厂能力：中等规模机械厂，可加工78级精度齿轮。（5）动力来源：三相交流（220V/380V）电源。（6）设计工作量设计说明书 1份|:减速器装配图 1张 ，减速器零件图 ，2张装配图和零件图共1.5倍的A0图纸 第2章：传动方案的拟定与电机选择2.1传动方案拟定根据工作条件和原始数据，拟定传动方案：传动装置是用来传递原动机的运动和动力、变换其运动形式以满足工作装置的需要，是机器的重要组成部分。传动装置是否合理将直接影响机器的工作性能、重量和成本。合理的传动方案除满足工作装置的功能外，还要求结构简单、制造方便、成本低廉、传动效率高和使用维护方便。 本设计中原动机为电动机，工作机为皮带输送机。传动方案采用了两级传动，第一级传动为带传动，第二级传动为单级直齿圆柱齿轮减速器。 带传动承载能力较低.在传递相同转矩时，结构尺寸较其他形式大，但有过载保护的优点，还可缓和冲击和振动，故布置在传动的高速级，以降低传递的转矩，减小带传动的结构尺寸。 齿轮传动的传动效率高，适用的功率和速度范围广，使用寿命较长，是现代机器中应用最为广泛的机构之。 2.2选择电动机 2.2.1选择电动机类型系列三相异步电动机，此系列电动机属于一般用途的全封闭自扇冷电动机，其结构简单，工作可靠，价格低廉，维护方便，适用于不易燃，不易爆，无腐蚀性气体和无特殊要求的机械。 2.2.2选择电动机容量工作机所需的功率 P=3.54kw其中带式输送机的效率w = 0.94 其中为电动机至滚筒主动轴传动装置的总效率。包括V带传动，一对齿轮传动，两对滚动轴承及联轴器等的效率计算如下： =b·g·r·cV带传动效率b = 0.96 ，一对齿轮传动效率g = 0.98，一对滚动球轴承效率r = 0.99，联轴器效率c = 0.995。因此， = 0.96×0.98××0.995 = 0.917所以 PO = = = 3.86kw根据PO选取电动机的额定功率Pm = Pm = （11.3）PO = 3.865.02Kw , 电动机的额定功率为Pm = 4Kw，电动机的额定功率为Pm = 4Kw 2.2.3选择电动机的转速V带传动比ib = 24，单级圆柱齿轮传动比ig = 35，则总传动比的范围为i= （2×3）（4×5）= 620.电动机的转速范围应为 n = i· = （620）×36 = 216 720综合考虑电动机和传动装置的情况选择同步转速为720v/min.选择电动机的型号为Y160M1-8，其满载转速m = 720. 此外，电动机的中心高，外形尺寸，轴伸尺寸等均可查表得出2.3各级传动比的分配 2.3.1计算总传动比 i=20 2.3.2分配各级传动比为使带传动的尺寸不至过大，满足ib<i,可取ib=3，则齿轮的传动比 i=52.3.3计算各轴转速、功率及转矩、列成表格 2.3.3.1各轴的转速 N1=180r/min N2=36r/min N=N2=36 r/min 2.3.3.2各轴的功率 P1=Pm·b=4×0.96=3.84Kw P2=P1·r·b=3.84×0.99×0.96=3.69Kw P=p2r·c=3.69×0.99×0.995=3.58Kw 2.3.3.3各轴的转矩 TO=9550=9550×=53.1N·m T1=9550=9550×=203.7N·m T2=9550=9550×=978.9N·m T2=9550=9550×=949.7N·m最后将所计算的结果填入下表参数轴名电动机轴轴轴滚筒轴转速n/r·min7201803636功率P/KW43.843.693.58转矩T/N·m53.1203.7978.9949.7传动比i451效率0.960.970.98第3章：传动零件设计计算 3.1带传动3.1.1确定设计功率由式5-17，Pd=KAP查表5-13，取工作情况系数KA=1.3Pd=4×1.3=5.2Kw3.1.2选V带型号根据Pd和n，查图5-8选B型普通V带3.1.3确定带轮直径小带轮基准直径dd1=125mm传动比i=N1/N2=720/180=4大带轮基准直径dd2=idd1=4×125=500mm取dd2=500mm误差为03.1.4验算带速由式5-9，V=4.71m/s合适3.1.5确定的基准长度和传动中心距由式5-18计算带的基准长度 Ld=2ao+/2(dd1+dd2)+/4ao =2×900+/2×625+()/4×900 =2821mm查图5-3，取Ld=2800mm由式（5-20），实际中心距 3.1.6验算小带轮包角a= a+(Ld1-Ld)/2=900+(2800-2821)/2=890mm由式（5-6）得1=180°-60°×（dd1+dd2）/a =180°-60°×375/890 =154.7°>120°3.1.7计算带的根数由式（5-22）得Z=由dd1=125mm N1=720r/min,查表5-9得P1=1.34Kw由i=4,N1=720r/min,查表5-10，得P1=0.22Kw由1=154.7°，查表5-14得P1=0.927Kw 查表5-15，由Ld=2800得KL=1.05Z=3.42取Z=4根3.1.8计算初拉力由表（5-23）得FO=500 +q查表5-4，B型带，q=0.17Kg/mFO =500 +0.71 =237.9N3.1.9计算对轴的压力由式（5-24）得FQ =2ZFOsin(/2) =2×4×237.9×sin(154.7/2) =1857N3.1.10带轮结构设计工作图3.2齿轮3.2.1选用斜齿轮传动选定齿轮传动类型，精度等级，材料，热处理方式，确定许用应力，选用斜齿轮传动。 考虑此减速器的功率较大，故大小齿轮都用软齿面，选大小齿轮的材料为45钢，调质淬火，硬度为4050HRC（表7-7），齿轮按7级精度制造（表7-9） 6Hlim=1150Mpa【图7-33（b）】,6Flim=380Mpa 【图7-34（b）】SH=1,SF=1(表7-12)，YX=1（图7-35）故【H】=1150Mpa 【F】=330Mpa3.2.2按轮齿弯曲疲劳强度设计 按式（7-55）计算齿轮的模数 Mnmm确定公式内的各计算数值 3.2.2.1初步选定齿轮参数 Z1=36，Z2=UZ1=536=180 d=1.2(表7-13) 初选=14° 3.2.2.2小齿轮的名义转距 T1=9550P/n=9550×3.84/180=203.7N/m=2.037×N·mm 3.2.2.3计算载荷系数KKA=1.25(表7-10)初估速度V=1m/s,VZ/100=0.24m/sK=1.01图7-28（b）=【1.88-3.2()】cos=【1.88-3.2()】cos14°=1.72 =tan=tan14°=3.43=+=1.72+3.43=5.15 K=1.43K=1.07K=KAKV KK=1.25×1.01×1.43×1.07=1.933.2.2.4查取复合齿形系数YFSZV1=39.41查图7-32得YFS1=4.38ZV2=197.04 YFS1=3.95 3.2.2.5计算大小齿轮的并加以比较=0.0133>=0.012 3.2.2.6计算重合度系数YY=0.25+=0.25+=0.6860(式(7-41) 3.2.2.7设计螺旋角系数YY=1- =1-3.43×=0.5998(式(7-56)3.2.2.8设计计算Mn=1.38 取Mn=1.5mm(表7-2)3.2.3几何尺寸计算 3.2.3.1中心距aa=166.960mm取a=167mm3.2.3.2修正螺旋角=arc= arc×1.5 =14°03用值与初选值相比改变不多，故参数 K等不必修正 3.2.3.3大小齿轮分度圆直径d1,d2及齿宽b1,b2d1=55.67mmd1=278.34mmb=dd1=1.2×55.67=66.80mm圆整后，b2=72mm b1=82mm 3.2.3.4校核齿面接触疲劳强度Z=0.384式（7-53）Z=0.9849式（7-53）ZE=189.8(表7-11)ZH=2.42(图7-31)H = ZZZE ZH=189.8×2.42×0.384×0.9849=357.2Mpa<【H】故安全 3.2.3.5齿轮的实际圆周速度 V =0.525<V =1m/s对照表7-9可知齿轮选7级精度是合适的，且由于与所选K值差距不大，对K影响很小，故无须修正以上设计计算。3.2.3.6结构设计及绘制齿轮零件图第4章：轴的设计计算与校核 4.1轴选择轴的材料，确定许用应力 普通用途，中小功率减速器，选用45钢，正火处理。查表14-2，取b=600Mpa, 【-1】b=55Mpa 4.2按扭转强度，初估轴的最小直径由表15-5查得A=110，按式（4-2）得dA =110×A =51.48mm轴伸安装联轴器，考虑补偿轴的可能位移，选用弹性柱销联轴器，由n和转距Tc=KT=1.95×978772.5=1908606N·mm,查GB5014-85选用HL5弹性柱销联轴器，标准孔径d1=50mm,即轴伸直径d1=50mm。 4.3确定齿轮和轴承的润滑计算齿轮圆周速度V=0.7m/s 4.4轴系初步设计 4.4.1轴的结构设计 轴的结构设计主要有三项内容：1.各轴段径向尺寸的确定；2.各轴段轴向长度的确定：3.其余尺寸的确定。·14.4.2径向尺寸 从轴段d1=50mm开始，逐渐选取相邻轴段的直径，d2起定位固定作用，定位轴高度h可在（0.070.1）d范围内按经验选取故d2= d1+2h57mm。查手册取标准轴径d2=60mm；d3=63mm,选定轴承型号为7312CJ；d4与齿轮孔径相配合，为了便于装配，按标准直径系列，取d4=67mm,d5起定位作用，由h=（0.070.1）d=（0.070.1）×67=4.696.70mm.取h=5mm,d5=80mm;d7与轴承配合，取d7=d3=63mm;d6为轴承轴肩，查机械设计手册，取d6=72mm4.4.3轴向尺寸的确定 与传动零件相配合的轴段长度，一般略小于传动零件的轮毂宽度，题中锻造齿轮轮毂宽度B2=(1.21.5)d4=(1.21.5)×67=80101mm,取B2=b=82mm,取轴段L4=80mm。联轴器HL5的J型轴孔B1=84mm，取轴段L1=82mm，与轴承相配合的轴段如L7，查轴承宽度为31mm，取挡油板厚为1mm，于是L7=32mm.齿轮端面与箱壁的距离2取10-15mm ; 轴承端面与箱体内壁的距离3与轴承的润滑有关。脂润滑时3=5-10mm, 3 =5mm,考虑轴承盖螺钉至联轴器距离1=10-15mm，初步取L2=55mm，轴环宽度L5=8mm,两轴承中心间的跨距L=152mm. 4.5轴的强度校核4.5.1计算齿轮受力 分度圆直径d= =278.34mm 转矩T=9549×=9549××=978773N·mm齿轮切向力Ft=2T/d=7033 N·mm齿轮径向力Fr=Ft tan/cos=7033 tan20°/cos14°3=2639 N·mm 齿轮轴向力F=Ft tan=7033 tan14°3=1761 N·mm4.5.2绘制轴的受力简图4.5.3计算支承反力 水平平面FH=2741 N FH=Fr-F2639-2741=-102N 垂直平面 F=F=Ft/2=3516.5N 4.5.4绘制弯矩图 水平平面弯矩图 B截面MHb=76 FH=76×2741=208316N·mm MHb=MHb-F/2=208316-1761×278.43/2=36762 N·mm 垂直平面弯矩图2=76Fv=76×3516.5=267254 N·mm 合成弯矩图 Mb=338851 N·mmMb=269771 N·mm 4.5.5绘制转矩图 转矩T=978773N·mm 4.5.6绘制当量转矩图 单向运转，转矩为脉动循环：=0.6 T=0.6×978773=587264 N·mm b截面：M=678011 N·mm M=646263 N·mm A截面和I截面 =Mel=T=587264 N·mm 4.5.7分别校核a和b截面 da=47.44mm db=49.77mm 考虑键槽da=105×47.44=49.8mm, db=105×49.77=52.3mm实际直径分别为60mm和8omm，强度足够，如所选轴承和键联接等经计算后，确定寿命和强度均能满足，则该轴和结构设计无须修改。 4.6.1轴选择轴的材料，确定许用应力 普通用途，中小功率减速器，选用45钢，正火处理。查表14-2，取b=600Mpa, 【-1】b=55Mpa 4.6.2按扭转强度，初估轴的最小直径由表14-5查得A=110，按式（4-2）得dA =110×A =30.5mm 4.6.3确定齿轮和轴承的润滑计算齿轮圆周速度V=0.5m/s 4.6.4轴系初步设计 4.6.5轴的结构设计4.6.5.1径向尺寸 从轴段d1=31.5mm开始，逐渐选取相邻轴段的直径，d2起定位固定作用，定位轴高度可在（0.070.1）d范围内按经验选取故d2= d1+2h35.41mm。查手册取标准轴径d2=35.5mm；d3=37.5mm,选定轴承型号为7207CJ；d4为齿轮径相，为了便于装配，按标准直径系列，取d4=56mm,d5起定位作用，由h=（0.070.1）d=（0.070.1）×40=2.84mm.取h=3mm,d5=45mm;d7与轴承配合，取d7=d3=37.5mm;d6为轴承轴肩，查机械设计手册，取d6=42mm4.6.5.2轴向尺寸的确定 与传动零件相配合的轴段长度，一般略小于传动零件的轮毂宽度，题中锻造齿轮轮毂宽度B2=(1.21.5)d4=(1.21.5)×40=4860mm,取B2=60mm，取轴段L4=60mm，L1=52mm,与轴承相配合的轴段长度为L7，查轴承宽度为17mm，取挡油板厚为1mm,于是L7=18mm。 取L2=50mm,L3=39mm,轴环宽度L5=8mm,两轴承中心间的跨距L=116mm. 4.6.6.1轴的强度校核 4.6.6.1.1计算齿轮受力 分度圆直径d= =55.67mm 转矩T=9549×=9549××=203712N·mm齿轮切向力Ft=2T/d=7319 N·mm齿轮径向力Fr=Ft tan/cos=7319 tan20°/cos14°3=2746 N·mm 齿轮轴向力=Ft tan=7319 tan14°3=1833 N·mm 4.6.6.1.2绘制轴的受力简图4.6.6.1.3计算支承反力 水平平面FH=1813N FH=Fr-=2746-1813=933N 垂直平面 =Ft/2=3659.5N 4.6.6.1.4绘制弯矩图 水平平面弯矩图 B截面MHb=58 FH=58×1813=105154N·mm MHb=MHb-F/2=105154-1833×55.67/2=54132 N·mm 垂直平面弯矩图=58Fv=58×3659.5=21225 N·mm 合成弯矩图 Mb=23687 N·mmMb=219045 N·mm 4.6.6.1.5绘制转矩图 转矩T=203712N·mm 4.6.6.1.6绘制当量转矩图 单向运转，转矩为脉动循环：=0.6 T=0.6×203712=122227 N·mm b截面：M=266547 N·mm M=250839 N·mm A截面和I截面 M=Mel=T=122227 N·mm 4.6.6.1.7分别校核a和b截面 da=28.11mm db=36.46mm 考虑键槽da=105×28.11=29.2mm,db=105×36.46=38.3mm实际直径分别为31.5mm和40mm，强度足够，如所选轴承和键联接等经计算后，确定寿命和强度均能满足，则该轴和结构设计无须修改。第5章：键的选择与校核 5.1轴齿轮上的键 5.1.1键的类型及其尺寸选择齿轮传动要求齿轮与轴的对中性好，故选用A型平键联接根据轴径d=67mm,由表4-1查得键宽b=20mm,键高h=12mm,故轮毂长度为82mm,故标准键长L=70mm。 5.1.2验算挤压强度将 l=L-b=70-20=50mm,k=0.4h=0.4*h=4.8mm代入公式（4-1）得挤压力为：p=111.74MPa由表4-2查得：轻微冲击载荷的许用挤压应力所以挤压强度足够 5.1.3确定键槽尺寸由普通平键标准查得轴槽深t=7.5mm, 毂槽深t1=4.9mm. 5.2联轴器上的键 5.2.1键的类型及其尺寸选择选用C型平键联接根据轴径d=50mm,由表4-1查得键宽b=14mm,键高h=9mm,取标准键长L=70mm。 5.2.2验算挤压强度将 l=L-b=70-14=46mm,k=0.4h=0.4*h=3.6mm代入公式（4-1）得挤压力为：p=136.42MPa由表4-2查得：轻微冲击载荷的许用挤压应力【p】=150>p所以挤压强度足够 5.2.3确定键槽尺寸由普通平键标准查得轴槽深t=5.5mm, 毂槽深t1=3.8mm. 5.3轴齿轮上的键 5.3.1键的类型及其尺寸选择齿轮传动要求齿轮与轴的对中性好，故选用A型平键联接根据轴径d=40mm,由表4-1查得键宽b=12mm,键高h=8mm,故轮毂长度为70mm,故标准键长L=63mm。 5.3.2验算挤压强度将 l=L-b=63-12=51mm,k=0.4h=0.4*h=3.2mm代入公式（4-1）得挤压力为：p=62.41MPa由表4-2查得：轻微冲击载荷的许用挤压应力【p】=100>p所以挤压强度足够 5.3.3确定键槽尺寸由普通平键标准查得轴槽深t=5.0mm, 毂槽深t1=3.3mm. 5.4带轮上的键 5.4.1键的类型及其尺寸选择选用A型平键联接根据轴径d=31.5mm,由表4-1查得键宽b=10mm,键高h=8mm,取标准键长L=45mm。 5.4.2验算挤压强度将 l=L-b=45-10=35mm,k=0.4h=0.4*h=3.2mm代入公式（4-1）得挤压力为：p=115.48MPa由表4-2查得：轻微冲击载荷的许用挤压应力【p】=120>p所以挤压强度足够 5.4.3确定键槽尺寸由普通平键标准查得轴槽深t=50mm, 毂槽深t1=3.3mm.第6章：减速器箱体的设计图3-1P = 3.54kw由表10-1 = 0.917Po = 3.84kw由表3-2由表10-110i=20i=5N1=180r/minN2=36r/minN=36 r/minP1=3.84KwP2=3.69KwP=3.58KwTO=53.1N·mT1=203.7N·mT2=978.9N·T2=949.7N·m由表5-13Pd=5.2KwB型由表5-8dd1=125mmdd2=500mmi=4V=4.71m/s合适Ld=2800mma=890mm=154.7°合适Z=4根FO=237.9NFQ =1857NH=1150MpaF=330MpaZ1=36Z2=180T1=2.037×N·mmT=1.72=3.43=5.15K=1.93ZV1=39.41ZV2=197.04Y=0.6860Y=0.5998Mn=1.5mma=167mm=14°03d1=55.67mmd1278.34mmb=66.80mmZ=0.384Z=0.9849H =357.2MpaV=0.525m/s表14-2V=0.7m/sT=978773 N·mmFt=7033 N·mmFr=2639 N·mmF=1761 N·mmFH=2741 NFH=-102NF=3516.5NMHb=208316N·mmMHb=36762 N·mmM=267254 N·mmMb=269771 N·mmMb=269771 N·mmM=678011 N·mmM=646263 N·mmM=587264 N·mmda=47.44mmdb=49.77mmd=55.67mmT=203712N·mmFt=7319 N·mmFr=2746 N·mmF=1833 N·mmFH=1813NFH=933NMHb=105154N·mmMHb=54132 N·mmM=21225 N·mmMb=23687N·mmMb=219045 N·mmT=203712N·mmM=266547 N·mmM=250839da=28.11mmdb=36.46mmp=111.74MPa【p】>p强度足够t=7.5mmt1=4.9mmp=136.42MPa【p】>p强度足够t=5.5mmt1=3.8mmp=62.41MPa【p】>p强度足够t=5.0mmt1=3.3mm【p】>p强度足够t=50mmt1=3.3mm名称符号尺寸关系=12mm1=10mmb=18mmb1=15mmb2=30mmd=16mmn=6mmd1=12mmd2=10mmd4=6mmc1=16mmc2=14mmDO=24mmRO=5mmr=3mmD2=172mmS=170mmh=80R1=14mmL1=36mmm1=12mmm=10mm1=15mm2=13mm箱体壁厚箱盖壁厚箱座箱盖箱座底凸缘厚度地脚螺栓直径地脚螺栓数目轴承旁连接螺栓直径箱盖箱座连接螺栓直径轴承端盖螺钉直径检查孔盖螺钉直径d至箱外壁距离d1至箱外壁距离d2至箱外壁距离d至凸缘边缘距离d2至凸缘边缘距离轴承座外径轴承旁连接螺栓距离轴承旁凸台高度轴承旁凸台半径箱外壁轴承座端面距离箱盖筋厚箱座筋厚大齿轮顶圆与箱内壁距离齿轮端面与箱内壁距离1bb1b2dnd1d2d3d4c1c2DOROrD2ShR1L1m1m120.025