电动卷扬机传动装置课程设计论文.doc

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1、电动卷扬机传动装置毕业设计（论文）原创性声明和使用授权说明原创性声明本人郑重承诺：所呈交的毕业设计（论文），是我个人在指导教师的指导下进行的研究工作及取得的成果。尽我所知，除文中特别加以标注和致谢的地方外，不包含其他人或组织已经发表或公布过的研究成果，也不包含我为获得 及其它教育机构的学位或学历而使用过的材料。对本研究提供过帮助和做出过贡献的个人或集体，均已在文中作了明确的说明并表示了谢意。作 者 签 名： 日 期： 指导教师签名： 日期： 使用授权说明本人完全了解 大学关于收集、保存、使用毕业设计（论文）的规定，即：按照学校要求提交毕业设计（论文）的印刷本和电子版本；学校有权保存毕业设计（论

2、文）的印刷本和电子版，并提供目录检索与阅览服务；学校可以采用影印、缩印、数字化或其它复制手段保存论文；在不以赢利为目的前提下，学校可以公布论文的部分或全部内容。作者签名： 日 期： 学位论文原创性声明本人郑重声明：所呈交的论文是本人在导师的指导下独立进行研究所取得的研究成果。除了文中特别加以标注引用的内容外，本论文不包含任何其他个人或集体已经发表或撰写的成果作品。对本文的研究做出重要贡献的个人和集体，均已在文中以明确方式标明。本人完全意识到本声明的法律后果由本人承担。作者签名： 日期： 年 月 日学位论文版权使用授权书本学位论文作者完全了解学校有关保留、使用学位论文的规定，同意学校保留并向国家

3、有关部门或机构送交论文的复印件和电子版，允许论文被查阅和借阅。本人授权 大学可以将本学位论文的全部或部分内容编入有关数据库进行检索，可以采用影印、缩印或扫描等复制手段保存和汇编本学位论文。涉密论文按学校规定处理。作者签名：日期： 年 月 日导师签名： 日期： 年 月 日目 录1、设计题目32、系统总体方案的确定32.1、 系统总体方案32.2、 系统方案总体评价43、传动系统的确定44、传动装置的运动和动力参数64.1、 确定传动比分配65、齿轮设计85.1、 高速轴齿轮传动设计85.2、低速级齿轮传动设计165.3、开式齿轮设计216、 轴的设计计算246.1、中间轴的设计计算246.2、高

4、速轴的设计计算326.3、低速轴的设计计算357、 轴承校核377.1、高速轴轴承校核377.2、中间轴上轴承校核387.3、低速轴上轴承校核388、键的选择以及校核399、联轴器选择4110、润滑油及其润滑方式选择4211、箱体设计4312、参考文献4413、附录 设计任务书44计 算 及 说 明主 要 结 果1 设计题目1.1设计题目 方案2：间歇工作，每班工作时间不超过15，每次工作时间不超过10min，满载起动，工作中有中等振动，两班制工作，钢速度允许误差5。小批量生产，设计寿命10年。传动简图及设计原始参数如表：数据编号钢拉力 F（KN）钢速度 V（m/s）滚筒直径D（mm）8121

5、5220 表1-1 原始数据2 系统总体方案的确定2.1系统总体方案 电动机传动系统执行机构，初选三种传动方案，如下： 图2.1 二级圆柱齿轮传动 图2.2 蜗轮蜗杆减速器 图2.3 二级圆柱圆锥减速器2.2系统方案总体评价比较上述方案，在图2.2中，此方案为整体布局小，传动不平稳，虽然可以实现较大的传动比，但是传动效率低。图2.1中的方案结构简单，且传动平稳，适合要求。图2.3中的方案布局比较小，但是圆锥齿轮加工较困难，特别的是大直径，大模数的锥轮，所以一般不采用。最终方案确定：采用二级圆柱齿轮减速器，其传动系统为：电动机传动系统执行机构（如下图） 图2-4 选择方案3 传动系统的确定3.1

6、 选择电动机类型1.功率计算电动机的速度计算：输出所需要功率：Pw=FV=12*15/60=3KW （3-1）传动效率计算：（3-2） 电机所需要的功率：根据所算的功率查资料2表9-39和表9-40，查的有三种电机可选择：Y132S-4，Y132M2-6和Y132M2-8。将它们各个参数比较如下表：型号额定功率（KW）满载转速(r/min)轴伸出段直径(mm)价格总传动比Y132S-4 5.5144038900.001100.0066.35Y132M2-6 5.5960381300.001500.0044.23Y132M2-8 5.5720381800.002000.0033.162、方案比较

7、：由上面图表显示，Y132S-4价格更便宜，满足所需工作要求，优先选用。方案（一）：按所给设计参数，选用直齿圆柱齿轮传动。查表得直齿圆柱齿轮的传动比的取值范围是35。转速为n=1440r/min,传动比为i=66.35。由于是直齿圆柱齿轮，故传动比可以平均分配 根据经验，双级减速器的齿轮传动比最好不要超过4，以免齿数比太大导致齿轮受破坏程度相差太大。方案（二）：转速n=960r/min,功率P=5.5KW。，满足要求。故选用方案（二）。4 传动装置的运动和动力参数4.1.确定传动比分配1、选用电机Y132M2-4，转速n=960r/min,功率P=5.5KW。因是直齿圆柱齿轮传动，传动比可以平

8、均分配为：，2.各轴转速计算转筒的实际转速为，传动分配合适。3.各轴输入转矩计算终上，各轴的参数如下表： 表4-1轴的参数编号功率（KW）转速（r/min)转矩（N.mm)15.3496053.122x10325.07271.19178.540x10334.8276.61600.848x10344.6776.61582.149x1035421.641765.25x1035 齿轮设计5.1高速轴齿轮传动设计1.选定齿轮精度等级材料和齿数1）按给定设计方案，选用直齿圆柱齿轮。2）卷扬机为一般工作机，速度不高，V=15m/min,故选用8级精度（GB10095-88）。3）材料选择由资料1表101选

9、择小齿轮材料为40Cr(调质），硬度为250HBS，大齿轮选用45钢（调质），硬度为220HBS，二者差为30HBS。4）选小齿轮的齿数为:Z1=22，则大齿轮的齿数为，取Z2=72。齿数比为,取压力角。由于减速器齿轮传动为闭式传动，可以采用齿面接触疲劳强度设计，按弯曲疲劳强度校核。2.按齿面接触疲劳强度设计按设计计算公式计算 （5-1）1)确定公式的各计算值（1）试选载荷系数（2）齿轮传递的转矩（3）由资料1表10-7选取齿系数（4）由资料1表10-6查得材料的弹性影响系数。（5）从资料1图1021（d)查得，小齿轮疲劳极限为：， 大齿轮疲劳极限为： 。（6）计算应力循环次数 （5-2）（7

10、）查资料1图1019得接触疲劳寿命系数为：，（8）计算接触疲劳许用应力： （5-4） 2）计算（1）试算小齿轮分度圆直径，代入中较小值： （2）计算圆周速度 （3）计算齿数 （5-5）（4）计算齿宽与齿高之比模数： （5-6）齿高： （5-7）（5）计算载荷系数根据，8级精度，查资料1图108得，载荷系数为，因为是直齿轮，假设，有资料1表103查得，由资料1表102查得使用系数为KA=1.50（*中等冲击），由资料1包104查的小齿轮7级精度，非对称布置时：由查资料1图1013得，故载荷系数为 （6）按设计的实际载荷系数校正所算的的分度圆直径 （5-8） (7) 计算模数m （5-9）3.按弯

11、曲疲劳强度校核由式（1-5）得弯曲强度的设计公式： （5-10）1）确定公式内的各参数值：由资料1图10-20d查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限为： ， 大齿轮的的弯曲疲劳极限为：由资料1图10-18查得弯曲疲劳寿命系数 ， 计算弯曲疲劳许用应力：取弯曲疲劳安全系数，由资料1式（10-12）得： （4）计算安全载荷系数：（5）计算齿形系数：查资料1表105得（6）计算齿形校正系数： 查资料1表105得 （7）计算大、小齿轮并加以比较 ： （5-12）比较得，大齿轮的数值大。2）设计计算：将中较大值代入公式得： （5-13）对此计算结果，由于按齿面接触疲劳强度计算的模数（m=2.767）大于由齿根弯

12、曲强度计算的模数（m=1.81)。因为齿轮模数的大小主要取决于弯曲疲劳强度所决定的承载力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载力，仅与齿轮直径有关，故可取弯曲强度设计计算所得的模数，并将模数圆整为标准值m=2。按接触强度得的分度圆直径，算出小齿轮齿数： 大齿轮齿数：4、几何尺寸计算：1）计算分度圆直径： （5-14）2）计算中心距： （5-14）3）计算齿轮宽度：5、验算：故尺寸计算合适。高速级齿轮传动的几何尺寸如下表所示：表5-1高速级齿轮传动的几何尺寸名称计算公式数值（单位：mm)模 数m2压 力 角分 度 圆 直 径d162d2214齿 顶 圆 直 径66218齿 根 圆 直 径57209中

13、心 距138齿 宽32577.齿轮结构设计由于小齿轮（齿轮1）直径较小，故采用齿轮轴设计，大齿轮（齿轮2）的结构尺寸和后续设计出的轴孔直径计算如下表： 表5-2齿轮结构设计名称结构尺寸设计数值（单位：mm)轮毂处直径D1轮毂轴长度L倒角尺寸n齿根圆处厚度腹板最大直径D0板孔直径d0腹板厚度C8.高速级齿轮设计草图如下： 图5-1 齿轮的结构设计5.2低速级齿轮传动设计1、选定齿轮类型、精度等级、材料（与齿轮1、2相同）及齿数；直齿圆柱齿轮，8级精度，小齿轮选用40Cr(调质），调质后硬度为250HBS，大齿轮选用45（调质），硬度为220HBS.选小齿轮齿数为，大齿轮齿数2、按齿面接触强度设计

14、： 由设计公式（10-9a）进行计算： （5-15）1）确定公式内的各计算数值：试选载荷系数轴的转矩由资料1表10-7选取齿轮宽系数由资料1表10-6查得材料弹性影响系数为由资料1图10-21d）和图1021c）查得齿面的接触疲劳强度极限 计算应力循环次数： （5-16）（7）由资料1图10-19查得接触疲劳寿命系数, （8）计算接触疲劳许用应力： （5-17）2）计算（1）试算小齿轮分度圆直径，代入中较小值：（2）计算圆周速度（3）计算宽（4）计算齿宽与齿高之比模数：齿高：（5）计算载荷系数根据，8级精度，查资料1图108得，载荷系数为，因为是直齿轮，假设，有资料1表103查得，由资料1表1

15、02查得使用系数为KA=1.50（*中等冲击），由资料1表104查的小齿轮8级精度，非对称布置时：由查资料1图1013得，故载荷系数为 （6）按设计的实际载荷系数校正所算的的分度圆直径 （5-18） (7) 计算模数m3.按弯曲疲劳强度校核由式（1-5）得弯曲强度的设计公式： （5-19） 1）确定公式内的各参数值：由资料1图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限为： ， 大齿轮的的弯曲疲劳极限为： 由资料1图10-18查得弯曲疲劳寿命系数 ， 计算弯曲疲劳许用应力：取弯曲疲劳安全系数，由资料1式（10-12）得：（4）计算安全载荷系数：（5）计算齿形系数：查资料1表105得（6）计算齿形校

16、正系数： 查资料1表105得 ， 1）计算大、小齿轮并加以比较 ： 比较得，大齿轮的数值大。2）设计计算：将中较大值代入公式得： 对此计算结果，由于按齿面接触疲劳强度计算的模数大于由齿根弯曲强度计算的模数。因为齿轮模数的大小主要取决于弯曲疲劳强度所决定的承载力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载力，仅与齿轮直径有关，故可取弯曲强度设计计算所得的模数，并将模数圆整为标准值m=3。按接触强度算得的分度圆直径，算出小齿轮齿数： 大齿轮齿数：4、几何尺寸计算：1）计算分度圆直径： 2）计算中心距：3）计算齿轮宽度：5、验算：故设计的尺寸合理。5.3开式齿轮设计1.选定齿轮类型、精度等级，材料及齿数。1）按

17、传动设计的方案，选用直齿圆柱齿轮传动。2）卷扬机为一般工作机，速度不高，所以选用8级精度（GB/T1009558）3）材料选择。由表10-1选择选得大齿轮用45钢：硬度4050HRC、小齿轮的材料为40Cr，并经调质及表面淬火；4）选择齿数。由于的开式传动，为使齿轮不至于过小，选小齿轮齿数，大齿轮齿数由于是开式传动，故选用齿根弯曲疲劳强度设计即可。 2、按齿根弯曲强度设计：弯曲强度的设计公式进行计算（5-20）1)确定公式的各计算值由资料1图10-20e查得齿轮的弯曲疲劳强度极限： 由资料1式10-13计算应力循环次数由资料1图10-18查得弯曲疲劳寿命系数 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳系数

18、S=1.4，由式（10-12）得 （5-21）载荷系数：查取齿形系数及应力校正系数：由资料1表10-5查得 ， ，计算大小齿轮的并加以比较：小齿轮的数值大。由资料1表10-7选取齿宽系数：2）设计计算.由于是开式传动，计算模数将加大10%得：就近圆整得m=43.尺寸计算计算分度圆直径： （5-22）计算齿轮宽度：计算中心距 （5-24）4、验算： 5、工作机速度验算：故设计合理。6 轴的设计计算6.1.中间轴的设计计算根据中间轴零件的定位,装配以及轴的工艺要求，参考低速级齿轮与高速级齿轮传动尺寸，初步确定纣棍件轴的装配草图如下： 图6-1中间轴的装配草图 1.轴主要尺寸设计1).各轴段的直径确

19、定查资料4表8-23初选深沟球轴承，代号为6308，与轴承配合的轴径d1=d4=40mm,齿轮2处轴头直径为d2=45mm;齿轮2定位轴肩高度hmin=(0.070.1)d2=0.1*45=4.5,所以该处直d2=54mm,齿轮轴处直径等于低速级的小齿轮直径尺寸，d3=93mm,df3=85.5mm,da3=99mm.2）.确定各轴段长度 按轴上零件的轴向尺寸以及零件间相对位置，参考高速级与低速级齿轮传动尺寸表，初步确定尺寸如附图（6-1）2.按许用弯曲应力校核轴1）轴上力作用点及支点跨距的确定齿轮对轴的力作用点按简化原则应在齿轮宽的中点处，因此可决定中间轴上两齿轮力的作用点位置。画出支点、跨

20、距、轴上各力作用点相互位置尺寸如上图所示。2）绘制轴的受力图如下： 图6-2轴的受力图3）计算轴上的作用力齿轮2：齿轮3：4）计算支反力垂直支反面（XZ平面），参考图（6-2），绕支点B的力矩和得，同理，校核：；计算无误。同样，由绕B的力矩和，得（水平面XY平面，见图6-2（c)）由得； 校核：计算无误。5)绘制转矩、弯矩图垂直平面内的弯矩图（图6-2（b)C处弯矩：D处弯矩：水平面内弯矩图（图6-2（c)C处弯矩：D处弯矩：6）合成弯矩图（图6-2（d)C处弯矩：D处弯矩：7）转矩以及转矩图（图6-2（e)。8）计算当量弯矩，绘制弯矩图，（图6-2（f）应力校正系数C处当量弯矩：D处当量弯矩

21、：9）校核轴径根据弯矩图可知，危险面为C和D剖面。C剖面：强度足够。D剖面：D剖面强度也足够。所以，该轴强度足够。3.轴的细节部位结构设计查资料2表9-14得键槽尺寸为：（t=5.0,r=0.3)键长为L=45mm,查资料3表4-5得表面过度圆角r=3.由资料3查得各过度圆角尺寸见零件图4.安全系数法校核该轴的疲劳强度（对一般减速器的转轴仅仅使用弯曲应力法校核强度即可，而不必进行安全系数法校核）1）判断危险截面对照弯矩图和结构图，从强度，应力集中分析，C和1，2都可能是危险截面，现对C剖面进行校核。2）轴材料的机械性能材料为45钢，调质处理，有资料1表15-1查得，。3）剖面C的按系数抗弯段面

22、系数：抗扭断面系数：弯曲应力幅：弯曲平均应力：扭转切应力幅：平均切应力：键槽所引起的有效应力集中系数有资料4表查得：同样，由资料2表查得表面状态系数为：尺寸系数为： 弯曲配合零件的综合影响系数：取进行计算： 取剪切配合零件的综合影响系数由齿轮计算的循环次数，寿命系数则：故，剖面C有足够的强度。6.2高速轴的设计计算1.轴的材料选择；因为是齿轮轴，材料与齿轮材料相同，为40Cr(调质）2.按切应力估算轴径有资料1查得A0=106，轴段伸出段直径为：，考虑与电动机半联轴器相匹配的联轴器的孔径标准尺寸的选用，取d1=32mm。3.1）划分轴段轴伸出段d1，端盖以及密封圈处轴段d2，轴承安装轴段d3、

23、d7，轴颈段d4、d6，齿轮轴段d5。2)确定各轴段的直径由于轴伸出段直径比计算值大的多，考虑轴的紧凑性，其他阶梯直径应尽可能以较小值增加，因此周伸出段联轴器套同轴向定位与套同配合轴段直径d2=34mm.查资料4表8-23，选择滚动轴承6307，轴颈直径d3=d7=35mm.轴承安装定位轴颈d4=d6=44mm.齿轮轴段直径与齿轮1直径尺寸相同，为d5=62mm,da5=66mm,df5=57mm.3)确定各轴段的轴向长度两轴承轴颈间距所以，L0=184+10*2+19=223mm,轴伸出段长度由联轴器轴向长度确定，轴颈长度由轴承宽度决定B=19mm,齿轮轴段轴向长度决定于齿轮宽度，轴向位置与

24、中间轴大齿轮啮合位置确定，直径d4,d6 ,轴段长度在齿轮尺寸和位置确定后获得。直径为d2轴段长由端盖外与端盖内两部分组成。端盖外尺寸为：k+(1020)mm,h为外端盖螺钉（M8）六角厚度确定K=7；端盖内尺寸为：d2轴段长度L=7+14+8+22+20+5+10-10-19=55mm，因此主要结构尺寸见（图6-3） 图6-3轴的结构尺寸4）按许用弯曲应力校核5）轴的细节部分结构设计查资料2表9-14得键槽尺寸：（t=5.0,r=0.3).键长L=50mm.由资料4查得个过渡圆角以及配合见零件图。6）安全系数校核轴（对一般减速器的转轴仅仅使用弯曲应力法校核强度即可，而不必进行安全系数法校核）

25、6.3低速轴设计1.轴的材料选择；选用45钢。2.按切应力估算轴径由资料1查得A0=106，轴段伸出段直径为：3.初步尺寸设计1）划分轴段轴伸出段d1，端盖以及密封圈处轴段d2，轴承安装轴段d3、d6，轴颈段d4、，安装齿轮轴段d5。2)确定各轴段的直径由于轴伸出段直径比计算值大，考虑轴的紧凑性，其他阶梯直径应尽可能以较小值增加，因此周伸出段联轴器套同轴向定位与套同配合轴段直径d2=40mm.查资料4表8-23，选择滚动轴承6309，轴颈直径d3=d7=45mm.轴承安装定位轴颈直径d4=52mm.安装齿轮轴段直径与轴颈直径尺寸相同，d5=52mm。3)确定各轴段的轴向长度两轴承轴颈间距所以，

26、L0=184+10*2+25=229mm,轴伸出段长度由联轴器轴向长度确定，轴颈长度由轴承宽度决定B=25mm,齿轮轴段轴向长度决定于齿轮宽度，轴向位置与中间轴小齿轮啮合位置确定，直径为d4, 处轴段长度在齿轮尺寸和位置确定后获得。直径为d2轴段长由端盖外与端盖内两部分组成。端盖外尺寸为：k+(1020)mm,h为外端盖螺钉（M8）六角厚度确定K=7；端盖内尺寸为：d2轴段长度L=7+20+8+22+20+5+10-10-25=57mm，因此主要结构尺寸见（图6-3）4）按许用弯曲应力校核5）轴的细节部分结构设计查资料2表9-14得键槽尺寸：（t=5.0,r=0.3).键长L=56mm.由资料

27、4查得各过渡圆角以及配合见零件图。6）安全系数校核轴（对一般减速器的转轴仅仅使用弯曲应力法校核强度即可，而不必进行安全系数法校核）7 轴承校核7.1高速轴轴承校核1、已知此减速器利用直齿圆柱齿轮设计，轴上无轴向力，故选用深沟球轴承。此机器的预期计算寿命为：2、校核轴承的寿命：轴I上的轴承轴I上的轴承已初选6307，基本额定负荷；计算当量动载荷P，根据式（13-9a）： （7-1）按照表13-6，取，选两者中较大者，故：校核此轴承的寿命：故，该轴承满足工作要求。7.2中间轴上轴承校核：轴II上的轴承已初步定为6308，基本额定负荷 计算当量动载荷P，根据式（13-9a）： （7-2）按照表13-

28、6，取，选两者中较大者，故：校核此轴承的寿命： 轴承满足工作需求。7.3低速轴上轴承校核：轴III上的轴承已初步定为6309，基本额定负荷 计算当量动载荷P，根据式（13-9a）：按照表13-6，取，选两者中较大者，故：校核此轴承的寿命：故此轴承满足工作要求。8 键的选择以及校核1、选择轴键联接类型和尺寸轴上选用一个普通平键：根据轴I的尺寸查资料4表5-4，初选定为，。轴用于齿轮轴向定位的采用普通平键，根据轴II的尺寸齿轮3的键初选定为：，。轴上用于齿轮定位的键根据轴的尺寸初选定为，用于轴端联轴器的普通平键为，。2、校核键联接的强度键、轴、轮毂的材料都是45钢，由资料1表6-2查得许用挤压应力

29、，取其平均值。轴上用于连接联轴器的键工作长度为：，键与轮毂键槽的接触高度，由式（6-1）可得：故此键满足工作要求。键标记为：键C GB/T 1096-1979轴上齿轮3键的工作长度，键与轮毂键槽的接触高度，。由式（6-1）可得：故此键满足工作要求。键标记为：键 ，。轴上的齿轮连接键的工作长度，键与轮毂键槽的接触高度，由式（6-1）可得：故该键满足工作需求。键标记为：键： ，。轴上与联轴器相连的键的工作长度，键与轮毂键槽的接触高度为，由式（6-1）可得：故此键满足工作要求。键标记为：键C： ，。9 联轴器选择1、类型的选择： 因为工作中有中等振动，故选用弹性柱销联轴器。2、载荷计算 1）轴上所需

30、的联轴器（1）公称转矩：，由资料1表14-1查得工作情况系数，故由公式得计算转矩为：选择型号：根据工作要求及资料4表11-15中选用HL3其公称为满足工作要求。标注为HL3联轴器2）轴上所需的联轴器：（1）公称转矩：由资料1表14-1查得，故同式（14-3）得计算转矩为：（2）选择型号：根据工作要求由资料4表11-15中，选用HL3其公称转矩为：,故满足工作要求。标注HL3联轴器 10 润滑油及其润滑方式选择此减速器中的齿轮啮合采用油池浸油润滑：根据根据推荐润滑油标准选用中负荷齿轮油（）牌号为：460运动粘度轴承采用脂润滑选用牌号为；。箱体内为了防止稀油进入轴顾内将脂稀释；采用挡油盘进行密封；

31、透盖处为了防止润滑脂流出零交叉检测器，故采用毡圈进行密封。11 箱体设计箱体采用灰铸铁（HT1500）制造，采用铸造工艺，箱体由箱座和箱盖组成，箱座做成直壁，减速器箱体尺寸按资料2表4-17，结果如下表：名称符号及运算公式尺寸（单位:mm）箱座壁厚8箱盖壁厚18箱盖凸缘厚度b1=1.5112箱座凸缘厚度b=1.512箱座底凸缘厚度b2=2.520地脚螺钉直径df20地脚螺钉数目n6轴承旁连接螺栓直径d1=0.75 df15盖与座连接螺栓直径d212螺栓间距L150轴承端盖螺钉直径d310检查孔螺钉直径d48定位销直径d10df,d1,d2到外箱距离C122df,d1,d2到凸缘距离C220凸台

32、高度h45轴承旁凸台半径 R120外箱壁到轴承座端面距离L155齿顶圆到内箱距离110齿轮端面到内箱距离210箱盖厚肋m16.8箱座厚肋m8.5轴承端盖外圆D2高速轴端盖102中间轴120低速轴105轴承旁连接螺栓距离S高速轴端盖85中间轴98低速轴95箱座深度Hd208箱座高度H225箱座宽度Ba242选择方案1选用方案（二）8级精度材料为40Cr45钢Z1=22Z2=72KA=1.50m=4设计合理d1=d4=40mmd2=54mmd3=93mmdf3=85.5mmda3=99mm圆角r=3d1=32mmd2=34mm.d3=d7=35mm，d4=d6=44mmd5=62mm,da5=66mm，,df5=57mmL0=223mm