毕业设计（论文）电动机驱动带式运输机减速器设计.doc

《毕业设计（论文）电动机驱动带式运输机减速器设计.doc》由会员分享，可在线阅读，更多相关《毕业设计（论文）电动机驱动带式运输机减速器设计.doc（28页珍藏版）》请在三一办公上搜索。

1、电动机驱动带式运输机减速器设计说明书设 计 人： 指导老师: 目录前言31、系统传动方案设计和电动机的选择51.1系统传动方案设计51.2 系统运动学及动力学参数设计计算51.2.1 选择电动机51.2.2 减速机总传动比并分配传动61.2.3 各轴功率、转速、转矩计算62. 传动件设计计算72.1 高速级大、小齿轮的设计计算72.1.1选择齿轮材料72.1.2 选取设计参数72.1.3 按齿面接触疲劳强度设计72.1.4 齿轮的几何尺寸计算82.1.5 校核弯曲疲劳强度82.1.6精度设计82.1.7 结构设计82.2 低速级大、小齿轮的设计计算92.2.1选择齿轮材料92.2.2 选取设计

2、参数92.2.3 按齿面接触疲劳强度设计92.2.4 齿轮的几何尺寸计算92.2.5 校核弯曲疲劳强度102.2.6精度设计102.2.7. 结构设计102.2.8. 润滑方式103.轴系零件的校核计算113.1轴的设计计算113.1.1材料的选择及轴颈的确定113.1.2确定各轴段直径113.1.3各轴段的长度123.2 轴的设计计算143.2.1轴径的确定143.2.2各轴段直径的确定143.2.3各轴段长度的确定153.3 轴的设计173.3.1轴径的确定173.3.2各轴段直径的确定173.3.3各轴段长度的确定183.4. 联轴器的选择214. 润滑与密封的设计224.1润滑设计22

3、4.2 密封设计225. 机架设计与说明225.1箱体的设计：225.2 箱盖顶部外表面轮廓的确定235.3齿轮1处的箱盖顶部外表面轮廓的确定235.4底座凸缘厚度235.5 箱体结构尺寸236. 减速器附件设计及说明256.1 吊环、调耳256.2轴承盖的选择256.3检查孔和孔盖256.4通气器256.5油标256.6油塞256.7定位销257. 运输机传动总图的结构设计26设计小结27参考文献28前言随着科学技术的迅速发展，市场竞争日趋激烈，在机械制造中，运输工业已成为国民经济支柱产业之一，其在国民经济中所占比重和作用越来越重要，世界各国经济发展历程证明了这一点。改革开放以来，随着市场经

4、济的发展，商品流通的增加，物质的不断丰富，生活水平的提高，人们在追求商品外在质量提高的同时，主要还是追求商品内在质量提高，保证内在质量就需要快速的运输来实现。近年来人们的消费需求的扩大，运输工业随之迅速发展，在我国国民生产总值中已占到10%以上，与经济发达国家的差距正在逐步缩小。 运输机械在运输工业中的地位十分重要，对运输工业现代化具有举足轻重的作用。它可以提高劳动生产率，改善生产环境，降低生产成本，减少环境污染，增加产品质量，提高产品的档次，增加附加值从而增加市场竞争力，带来更大的社会效益和经济效益。 我国的运输机械发展起步与20世纪40年代末，从改革开放前少数几种水平落后的单机起，到70年

5、代，在借鉴进口设备和技术的基础上，运输机械的生产发生了一个巨大的变化，大量填补国内空白的运输机械问世，品种规格不断增加，出现了大量专业的运输机械生产企业，形成了一批专业化生产的骨干企业。许多研究机构着手研究运输机械，大专院校也纷纷设立运输专业，先后成立了全国性的协会，学会，标准化机构，出版了各种专业期刊，形成了一个独立的运输行业部门，也是原机械工业部管理的14个大行业之一。进入20世纪80年代，除继续增加新品种外。在产品的技术水平和内在质量、性能等方面有了很大进步，从注重数量向注重质量和性能方面发展，产品的技术水平与国外先进水平的差距在缩小。题目：电动机驱动带式运输机减速器设计 设计原始数据：

6、 1 工作情况： 载荷平稳、单向传动 中型机械 2 原始参数：1、 输入轴功率P=3.8KW 2、输入轴转速N=960r/min3、 传动比i=16 4、设计寿命10年1、系统传动方案设计和电动机的选择1.1系统传动方案设计组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，要求轴有较大的刚度。确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功不大，故采用v型带联结电机与减速器。 其传动方案如下：图1-1 带式输送机总体方案布局图1.2 系统运动学及动力学参数设计计算 1.2.1 选择电动机电动机类型的选择： Y系列三相异步电动机电动机功率选择：2每对轴承的传

7、动效率：0.993圆柱直齿轮的传动效率：0.964鼓轮与传送带之间的传动效率：0.96减速机的总效率：=234 =0.9940.9620.960.84电机所需的工作功率：=3,84KW查机械设计手册P18-4表18.1-1得二级圆柱齿轮减速器传动比i=860，故电动机转速的可选范围是：n电=n鼓轮i=（860）129.94r/min=1039.527796.4 r/min根据容量和转速，由有关手册查出适用的电动机型号JQ2-32-2,P=4KW,N1=1500r/min由于一级传动采用带传动传动比设计为：i= N1 /n=1500/960=1.561.2.2 减速机总传动比并分配传动总传动比

8、16分配传动比： i1=（1.31.5）i2，经计算i1=（4.564.9），取i1=4.8，计算得i2=3.33I1为高速级传动比，i2为低速级传动比。1.2.3 各轴功率、转速、转矩计算将减速装置各轴由高速到低速依次定为1轴、2轴、3轴；01，12，23，依次为减速机输入功率轴1，轴1与轴2，轴2与轴3，之间的传动效率。各轴转速：=960r/min=200r/min=60r/min各轴输入功率：P1=3.8KW P2=P112= 3.80.990.963.61KW 1223 P3=P223= 3.610.990.963.43KW 2323 . 各轴输入转矩：24.2Nm T1=Td24.2

9、NmT2=T1i11224.24.80.990.96110.4 Nm T3=T2i223110.43.330.990.96349.4 Nm 1-3轴的输出功率、输出转矩分别为各轴的输入功率、输入转矩乘以1对轴承的传动效率0.99。2. 传动件设计计算2.1 高速级大、小齿轮的设计计算2.1.1选择齿轮材料载荷中等、速度不高且传动尺寸无特殊要求，所以大小齿轮都选软齿面齿轮，小齿轮调质处理，硬度250HBS，大齿轮45#钢，硬度200HBS。根据两齿面的硬度，由机械设计基础表6-10中的算式得出两齿轮的接触疲劳强度和弯曲疲劳强度的许用应力：=380+0.7HBS=555MPa =380+0.7HB

10、S=520MPa=140+0.2HBS=190MPa =140+0.2HBS=180MPa2.1.2 选取设计参数 小齿轮齿数z1=25，则z2=254.8=120；取齿宽系数=1.02.1.3 按齿面接触疲劳强度设计 小齿轮的转矩T1=24.2 Nm 载荷系数查机械设计基础表6-9取K=1.2 d1 766= 766= 37.1 mm 齿轮的模数为m =1.48。查机械设计基础表6-1取标准第.一系列模数m=2。 d1= mz1 = 252 = 50 mm2.1.4 齿轮的几何尺寸计算 d1= mz1 = 225 = 50 mm d2= mz2 = 2120 = 240mm da1= mz1

11、+2ha*m = 50 +4 = 54 mm da2= mz2+2ha*m = 240 +4 = 244 mm df1= mz12（ha*+ c*）m = 505 = 45 mm df2= mz22（ha*+ c*）m = 2405 = 235 mm a =（d1+d2）/ 2 = （50+240）/ 2 = 145 mm b =dd1=1.050 = 50 mm ，取b1=50，b2=50+4 = 54 mm2.1.5 校核弯曲疲劳强度 由齿数查表6-12得两齿轮的复合齿形系数为：YFS1= 4.24，YFS2= 3.96 F1 = = = 49.25 Mpa= 190MPa 合格 F2 =

12、 = = 45.99 Mpa= 182MPa 合格2.1.6精度设计 查机械设计基础表6-8取8级精度2.1.7 结构设计主要为大齿轮的结构设计，中间轴孔的厚度：见参考文献机械设计基础P117图6-56.大齿轮 D0=da2-(1014)mn=240-(1014)2=(212220)mm.取D0=220 mm.D4为轴径，D4=33mm，D3=1.6D4=1.633=57.63mm,取D3=60，l=b=齿宽，D2=(0.250.35)( D0- D3)= (0.250.35)（220-33)=（46.7565.45），取D2=50mm. r=1mm.腹板孔厚度：C=(0.20.3)b8mm,

13、选C=10mm.润滑方式：=4.92m/s12m/s,采用润滑油池润滑。见参考文献机械设计基础P118.2.2 低速级大、小齿轮的设计计算2.2.1选择齿轮材料载荷中等、速度不高且传动尺寸无特殊要求，所以大小齿轮都选软齿面齿轮，小齿轮选用40cr，硬度250HBS，大齿轮选用453钢，硬度225HBS。2.2.2 选取设计参数 小齿轮齿数z1=25，则z2=253.33=83.25,取z2=84；实际传动比为i12=84/25=3.36，传动比误差i=0.0005 5，在允许范围内。齿宽系数取=1.02.2.3 按齿面接触疲劳强度设计 小齿轮的转矩T1=110.40 Nm 载荷系数查机械设计基

14、础表6-9取K=1.2 d1 766= 766= 57.4 mm 齿轮的模数为m =2.3查机械设计基础表6-1取标准系列模数m=3。 d1= mz1 = 253 = 75 mm2.2.4 齿轮的几何尺寸计算 d3= mz3 = 325 = 75 mm d4= mz4 = 384 = 252 mm da3= mz3+2ha*m = 75 +6 = 81 mm da4= mz4+2ha*m = 252 +6 = 258 mm df3= mz32（ha*+ c*）m = 757.5 = 67.5 mm df4= mz42（ha*+ c*）m = 2587.5 = 250.5 mm a =（d3+d

15、4）/ 2 = （75+252）/ 2 = 163.5 mm b =dd3=1.075 = 75 mm 取b4=75，b3=75+4 = 79 mm2.2.5 校核弯曲疲劳强度 由齿数查表6-12得两齿轮的复合齿形系数为：YFS1= 4.30，YFS2= 4 F1 = = = 68.42 Mpa= 163MPa 合格 F2 = = = 63.69 Mpa= 178MPa 合格2.2.6精度设计 查机械设计基础表6-8取8级精度2.2.7. 结构设计2.2.7.1. 中间轴孔的厚度：大齿轮 D0=da4-(1014)mn=258-(1014)3=(216228)mm, 取D0=220 mm.D4

16、为轴径，D4=52mm，D3=1.6D4=1.652=83.2mm,取D3=85，l=b=齿宽，D2=(0.250.35)（D0- D3)= (0.250.35)（220-85）=（33.7547.25）mm，取D2=40.r=1mm.腹板孔厚度：C=(0.2-0.3)b8mm,选C=10mm.2.2.8. 润滑方式=2.1m/s d2 选用代号为6008轴承轴承内径 d=40 (mm)轴承外径 D=68 (mm)轴承宽度 B=15 (mm)40考虑轴承定位d4da46考虑到齿轮分度圆与轴径相差不大（dad1 ,h=1.52mm，取2mm33轴肩段 h =（0.070.1）d，取h=3mm39

17、d4d233d7d1（同一对轴承）303.2.3各轴段长度的确定1轴段的长度l1：l1=B+2+3+2=19+10+5+2=36mm，轴承的型号为6306，轴承宽度B=19mm,2为齿轮断面与箱体内壁的距离，3为轴承内端面与箱体内壁之间的距离2轴段的长度：l2=B2-2=82-2=80mm, 齿轮宽B2=82mm3轴段的长度：两齿轮间距l3=14mm4轴段的长度：l2=B1-2=52-2=50mm, 齿轮宽B1=52mm5轴段的长度：l5：l5=B+2+3+2=19+10+5+4=38mm，轴承宽度B=19mm,2为齿轮断面与箱体内壁的距离，3为轴承内端面与箱体内壁之间的距离经校核该轴的结构满

18、足强度要求。3.2.4.2. 轴承的校核由公式 见参考文献机械设计基础P246（14-3）其中：ft为温度系数：查参考文献机械设计基础P246表14-3，得ft=1,fd 为载荷系数：查参考文献机械设计基础P246表14-4，得fd=1.2,C为基本额定动载荷：轴承选择深沟球轴承6306，查参考文献机械设计课程设计指导书P95附录一，得C=27KNn为轴承工作转速：n=360r/min,为寿命指数：对于球轴承=3，见参考文献机械设计基础P245.P为当量动载荷：P=XFr+YFa,对于此设计中的深沟球轴承，没有轴向载荷，Fa=0，取X=1,见参考文献机械设计基础P247.所以，P=XFr=Fr

19、。选择两者中的大的：所以该轴承符合强度要求。3.2.5.3键的选择与校核一般8级以上精度的齿轮有定心精度要求，应选用平键连接。选用圆头（A型）普通平键。（1）大齿轮段l4=50mm.d4=33mm=d.由参考文献机械设计手册P6-121，查得键的截面尺寸：bh=108根据轮毂段取键长：L=l4-10=50-10=40mm,属于标准尺寸系列。(1-1)键的校核查参考文献机械设计基础P204表11-13，得键的工作长度为：l=L-b=40-10=30mm,键的挤压应力为： ，所以该键符合强度要求。选用键108，GB/T1095-1979.键槽深：查机械设计手册P6-121 得.（2）小齿轮段l2=

20、80mm.d2=33mm.由参考文献机械设计手册P6-121，查得键的截面尺寸：bh=108根据轮毂段取键长：L=l2-10=80-10=88mm,属于标准尺寸系列。(2-1)键的校核查参考文献机械设计基础P204表11-13，得键的工作长度为：l=L-b=80-10=70mm,键的挤压应力为： ，所以该键符合强度要求。选用键108，GB/T1095-1979.键槽深：查机械设计手册P6-121得.3.3 轴的设计3.3.1轴径的确定图3-5 轴示意图1）确定最小直径：选择轴的材料为45钢，调质处理，查机械设计手册（成大先主编，化学工业出版社）表6-1-1得b=650 Mpa， s=360 M

21、pa， -1=270 Mpa，-1=155 Mpa， E=2.15105 Mpa，=60 MPa根据机械设计手册表6-1-18公式初步计算轴径，由于材料为45钢，由机械设计手册表6-1-19选取A=120则得 dA =120=38.76mm，因为考虑到装联轴器加键，有一个键槽，d38.76（1+5）=40.70mm3.3.2各轴段直径的确定表3-3 轴段直径名称依据确定结果（mm）大于轴的最小直径40.70，考虑与联轴器内孔标准直径配合，联轴器选择GY6型，取d1=42mm42联轴器定位d2= d1+2（0.070.1）d1=42+（5.888.4）=47.8850.448考虑轴承d3 d2

22、选用代号为6010轴承轴承内径 d=50 (mm)轴承外径 D=80 (mm)轴承宽度 B=16 (mm)50考虑轴承定位d4da56h（0.070.1）d4（4.626.6）,取h=6，d456+2668考虑到齿轮的轴向定位采用套筒，取d6=5252d7d3（同一对轴承）503.3.3各轴段长度的确定1轴段安装联轴器：联轴器选择GY6型（见机械设计手册GB/T 5843-2003）联轴器宽度L联轴器=112mm,使l1略小于L联轴器，取l1=110mm.2轴段的长度l2：包括三部分：l2=lS+e+m,其中lS部分为联轴器的内端面至轴承端盖的距离，查参考文献机械设计课程设计指导书P26表5-

23、2，lS=15-20mm,取lS=20mm,e部分为轴承端盖的厚度，查参考文献机械设计课程设计指导书P39表5-7，轴承外径D=90mm，d3=8mm,e=1.2d3=9.6mm,m部分为轴承盖的上口端面至轴承座孔边缘的距离，轴承座孔的宽度L座孔=+C1+C2+(510mm), 为下箱座壁厚，查参考文献机械设计课程设计指导书P27表5-3：=8mm,C1,C2为轴承座旁连接螺栓到箱体外壁及箱边的尺寸，根据轴承座旁连接螺栓的直径查参考文献机械设计课程设计指导书P27表5-3，（假设轴承座旁连接螺栓d1=14mm）得C1=20mm,C2=18mm, L座孔=+C1+C2+(510mm)=8+20+

24、18+6=52mm另外为加工轴承座孔端面方便，轴承座孔的端面应高于箱体，m =L座孔-3-B=52-5-12=35, 3=5mm, 见参考文献机械设计课程设计指导书P26表5-2。l2=20+9.6+35=64.6，取l2=65mm.3轴段的长度l3：l3应略小于或等于深沟球轴承的宽度，轴承的型号为6010，轴承宽度B=16mm,l3=16mm.4轴段的长度：减速器的内腔宽为：A =170mml4=3+A-（l5+l6+2+4）=5+170-（10+76+10+4）=75mm5轴段部位为齿轮定位轴环，其长度为：l=1.4h=1.46=8.4mm取l5=10.6轴段为安装齿轮段，其长度略小于齿轮

25、宽度， l6=76B4=78mm. 7轴段为轴承安装段并加套筒来保证齿轮和轴承的轴向定位，l7=4+2+3 +B轴承=4+10+5+16=35mm. 经校核该轴的结构满足强度要求。3.3.4.2轴承的校核由公式其中：ft为温度系数：查参考文献机械设计基础P246表14-3，得ft=1,fd 为载荷系数：查参考文献机械设计基础P246表14-4，得fd=1.2,C为基本额定动载荷：轴承选择为深沟球轴承6010，查参考文献机械设计课程设计指导书P95附录一，得C=22KNn为轴承工作转速：n=129.96r/min,为寿命指数：对于球轴承=3，见参考文献机械设计基础P245.P为当量动载荷：P=X

26、Fr+YFa,对于此设计中的深沟球轴承，没有轴向载荷，Fa=0，取X=1,见参考文献机械设计基础P247.所以，P=XFr=Fr。选择两者中的大的：所以该轴承符合强度要求。3.3.4.3键的选择与校核（1）齿轮4安装段的键的选择：L6=76mm.d6=52mm=d.由参考文献机械设计手册P6-121，查得键的截面尺寸：bh=1610根据轮毂段取键长：L=l6-6=76-6=70mm,属于标准尺寸系列。(1-1)键的校核查参考文献机械设计基础P204表11-13，得键的工作长度为：l=L-b=70-16=54mm,键的挤压应力为： ，所以该键符合强度要求。选用键1610，GB/T1095-197

27、9.键槽深：.（2）与鼓轮连接的联轴器的轴的键的设计与校核：一般8级以上精度的齿轮有定心精度要求，应选用平键连接。由于齿轮在两支撑点中间，故选用圆头（A型）普通平键。d6=42mm, 查参考文献机械设计课程设计指导书P101附录五选择联轴器GY6型：d1=42mm，L=112mm，L1=84mm。由参考文献机械零件设计手册P581，查得键的截面尺寸：bh=128根据连接段取键长：L=L1-10=110-10=100mm,属于标准尺寸系列。（2-1）键的校核查参考文献机械设计基础P204表11-13，得键的工作长度为：l=L-b=100-12=88mm,键的挤压应力为： ，所以该键符合强度要求。

28、选用键16100 GB/T 1096-1979，键槽深：.3.4. 联轴器的选择根据以上的计算与校核，选择（1）电动机与减速器连接的联轴器型号为：GY5型，（见机械设计手册P22-17 GB/T 5843-2003）Tn=400Nm（1-1）转矩TC=KAT,见参考文献机械设计基础P224（12-4）TC-联轴器所传递的计算转矩T-联轴器所传递的名义转矩，T=9550P/n。查参考文献机械设计基础P102（6-37）。P 电动机功率，P=5.5KWn-电动机转速,n=1440r/minKA-工作情况系数，查参考文献机械设计基础P224表12-6，得KA=1.5.TC=1.595505.5/14

29、40=54.7 Nmm TP=400Nmm。（2）减速器与鼓轮连接的联轴器型号为：GY6型，（见机械设计手册P22-17 GB/T 5843-2003）Tn=900Nm（2-1）转矩TC=KAT,见参考文献机械设计基础P224（12-4）TC-联轴器所传递的计算转矩T-联轴器所传递的名义转矩，T=9550P/n。查参考文献机械设计基础P102（6-37）。P 减速器输出功率,P=4.34KWn-第三轴转速,n=129.96r/minKA-工作情况系数，查参考文献机械设计基础P224表12-6，得KA=1.5.TC=1.595504.34/129.96= 478.4Nmm Tn=900Nmm。表

30、3-4 联轴器的型号及参数型号许用转矩TP/Nm许用转速np/r/min轴孔直径d1/mm,d2/mm轴孔长度D/mmY型J、J1L/mmL1/mmGY5400800038,308260120GY6900680042,4211284140表74. 润滑与密封的设计4.1润滑设计由于减速器内的大齿轮传动的圆周速度：d2为齿轮2分度圆直径，d2=208mm，n2为齿轮2的转速,n2=360r/min采用润滑油池润滑，润滑油位高度为hs=d大/3+50=216/3+50=72+50=122,取 hs=125mm,飞溅出的润滑油可润滑其他齿轮。同时箱盖凸缘面在箱盖接合面与内壁相接的边缘处制出倒棱，以便

31、于润滑油流入油沟润滑轴承。也可达到散热降温的功能。油沟距内壁的距离a=6mm,深度c=4mm,宽度b=6mm.4.2 密封设计（1）高速轴轴颈的圆周速度为：，（见参考文献机械设计基础P255表14-11），故高速轴轴颈采用接触式毡圈密封。（2）低速轴轴颈的圆周速度为：，（见参考文献机械设计基础P255表14-11），故低速轴轴颈采用接触式毡圈密封。5. 机架设计与说明5.1箱体的设计：一般使用情况下，为制造和加工方便，采用铸造箱体，材料为铸铁。箱体结构采用剖分式，剖分面选择在轴线所在的水平面上。为了保证箱体轴承座处有足够的壁厚，在外壁轴承盖的附近加支撑肋。为了提高箱体轴承座孔处的连接刚度，座孔

32、两侧的连接螺栓应尽量靠近，（但不要与端盖螺钉孔及箱内导油沟发生干涉），为此，轴承座孔附近做出凸台，使凸台高度有足够的扳手空间。箱体中心的高度为：见参考文献机械设计课程设计指导书P36图5-21，表5-6.da4为齿轮4的齿顶圆直径，da2=222mm,H=da4/2+60=222/2+60=171mm,取箱体中心高度为：H=175mm.取箱体壁厚=8mm. 见参考文献机械设计课程设计指导书P27表5-3.5.2 箱盖顶部外表面轮廓的确定以R=Ra4+1+1为半径做出箱盖顶部的部分轮廓。其中Ra4为齿轮4的齿顶圆半径，1为上箱盖的厚度，1为齿轮4顶圆与箱体内部的距离。5.3齿轮1处的箱盖顶部外表

33、面轮廓的确定保证小齿轮轴承处螺栓附近有足够的扳手空间，同时也要使小齿轮轴承孔凸台能在此轮廓内。5.4底座凸缘厚度 上下箱体的连接凸缘应较箱壁厚些，宽度要有足够的扳手空间。上下箱体连接螺栓的距离不大于150mm，但要保证有足够的扳手空间。为了保证箱体底座的刚度，取底座凸缘厚度为2.5。为箱座壁厚。5.5 箱体结构尺寸表5-1 箱体结构尺寸名称符号推荐尺寸选取值一、减速器箱体厚度部分圆柱齿轮减速器下箱座壁厚0.025a+288上箱座壁厚10.025a+288下箱座剖分面处凸缘厚度bb=1.512上箱盖剖分面处凸缘厚度b1b1=1.5112地脚螺栓底脚厚度b2b2=2.520箱盖上的肋厚m1 0.8

34、516.8箱座上的肋厚m1 0.856.8二、安装地脚螺栓部分二级圆柱齿轮传动中心距a1+a2400地脚螺栓直径df0.036a+12M18地脚螺栓通孔直径 df25地脚螺栓沉头座直径D048底脚凸缘尺寸（扳手空间） c124 c222三、安装轴承座旁螺栓部分轴承座旁联接螺栓直径d1M16轴承座旁联接螺栓通孔直径 d117.5轴承座旁联接螺栓沉头座直径D033剖分面凸缘尺寸（扳手空间）c120c218四、安装上下箱螺栓部分上下箱联接螺栓直径d2M12上下箱联接螺栓通孔直径 d213.5上下箱联接螺栓沉头座直径D026箱缘尺寸（扳手空间）c120c216轴承盖（即轴承座）外径D2D2=轴承孔直径D+（55.5）d3=92箱体外壁至轴承座端面的距离ll=c1+c2+(510)=50轴承座旁凸台的高度hD2=130轴承座旁凸台的半径RR=c2轴承座旁联接螺栓的距离ss=D2轴承盖螺钉直径d3（0.40.5）dfM8检查孔盖联接螺栓直径d4d4=0.4df6圆锥定位销直径d5d5=0.8d2减速器中心高HH=Ra+(6080)mm,Ra为大齿轮顶圆半径。175大齿轮顶圆与箱体内壁的距离11.214齿轮端面与箱体内壁的距离2106. 减速器附件设计及说明6.1 吊环、调耳按总中心距，查参考文献机械设计课程设计指导书P47表5-21，箱体毛重980kg,直接在箱体表面铸造吊耳。6.