二展開式圓柱齒輪傳動減速器方案說明書Ⅰ

二張開式圓柱齒輪傳動減速器方案說明書Ⅰ二張開式圓柱齒輪傳動減速器方案說明書Ⅰ42/42二張開式圓柱齒輪傳動減速器方案說明書Ⅰ課程設(shè)計任務書2009—2018學年第一學期機械項目學院<系、部）機械設(shè)計制造及其自動化專業(yè)機設(shè)071級課程名稱：機械設(shè)計設(shè)計題目：二級圓柱斜齒輪減速器完成限時：自2009年12月21日至2018年01月03日共2周一、設(shè)計的主要技術(shù)參數(shù)帶的圓周力<F/N）帶速v<m/s）滾筒直徑<mm）22002300內(nèi)二、設(shè)計任務工作條件：三班制，使用年限10年，連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷平穩(wěn)，小批量容生產(chǎn)，速度贊同誤差為鏈速度的5%。及任三、設(shè)計工作量務1.設(shè)計計算說明書一份，內(nèi)容包括：設(shè)計方案解析，選擇電動機，傳動比，運動和動力參數(shù)設(shè)計，圓柱齒輪設(shè)計，低速軸設(shè)計，中間軸設(shè)計，軸承的選擇和設(shè)計，鍵的設(shè)計，箱體的結(jié)構(gòu)設(shè)計，繪制部件圖和裝置圖。部件圖A3圖紙共3張。裝置圖A0圖紙共1張。起止日期工作內(nèi)容設(shè)計方案解析，選擇電動機，傳動比，運動和動力參數(shù)2設(shè)計進度2009.12.23~2009.12.2圓柱齒輪設(shè)計，低速軸設(shè)計，中間軸設(shè)計安5排軸承的選擇和設(shè)計，鍵的設(shè)計，箱體的結(jié)構(gòu)設(shè)計0繪制部件圖和裝置圖6主[1]、《機械設(shè)計基礎(chǔ)》<第八版）濮良貴，紀名剛主編，高等教育初版社要[2]、《機械設(shè)計課程設(shè)計》金清肅主編，華中科技大學初版社參[3]、《機械設(shè)計手冊及課程設(shè)計》許高燕主編中國地質(zhì)大學初版社考[4]、《機械部件設(shè)計手冊》<第二版），冶金工業(yè)初版社資料指導教師<簽字）：2018年1月目錄1.選擇電動機錯誤！不決義書簽。2.確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比錯誤！不決義書簽。3.齒輪的設(shè)計53.1高速級減速齒輪的設(shè)計63.2低速級減速齒輪的設(shè)計114.軸的設(shè)計164.1高速級軸的設(shè)計174.2中間軸的設(shè)計214.3低速級軸的設(shè)計254.4精確校核軸的疲倦強度305、軸承的校核335.1輸出軸的軸承計算335.2中間軸的軸承計算335.3高速軸的軸承計算346、鍵聯(lián)接的選擇及校核計算356.1輸出軸的鍵計算356.2中間軸的鍵校核356.3輸入軸的鍵校核367.箱體結(jié)構(gòu)的設(shè)計36潤滑密封設(shè)計389．箱體及其附件的結(jié)構(gòu)設(shè)計3910.設(shè)計總結(jié)40一設(shè)計題目：帶式運輸機的傳動裝置的設(shè)計題號21帶式運輸機的工作原理pd5.12KWn=127.4r/minn=1440r/minnⅡ＝360r/minnⅢnⅣ=nⅢ=127.2r/minⅠ＝PPⅡ＝PⅢ＝PⅣ＝Td·T=33.28Nm·ⅠTⅡ127.84N·m<二級張開式圓柱齒輪減速器帶式運輸機的傳動表示圖）工作情況：已知條件工作條件：三班制，使用10年，連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，載荷較平穩(wěn)，小批量生產(chǎn)，；2)動力本源：電力，三相交流電，電壓380/220V；運輸帶速度贊同誤差：±5%；制造條件及生產(chǎn)批量：一般機械廠制造，小批量生產(chǎn)。3原始數(shù)據(jù)題號2參數(shù)運輸帶工作拉力F/KN2200運輸帶工作速度v/(m/s>2卷筒直徑D/mm300注：運輸帶與卷筒之間卷筒軸承的摩擦影響已經(jīng)在F中考慮。1.選擇電動機1）選擇電動機種類按工作要求和工作條件，采用一般用途的Y型全封閉自扇冷式籠型三相異步電動機。電壓為380V。2）電動機容量(1>卷筒的輸出功率PpFv/1000

TⅢ·mTⅣN·mZ1＝22Z2＝88KtZHα1α2ασHlim1＝610MPaσHlim2＝550MPaN1=6.220×109N2=1.555×108K1K2[H]=533MPa依照帶式運輸機的種類，可取工作機效率ηω

ZEa(2>電動機輸出功率PdPd傳動裝置的總效率

P

=1d＝B==14mnt=242..123查機械設(shè)計手冊機械傳動和摩擦副的效率大體值，確定各部分效率，取聯(lián)軸器效率1，。轉(zhuǎn)動軸承傳動效率<一對）2，閉式齒輪傳動效率3=097帶入得242所需電動機效率Fv22002pdakw5.12KW1000<3>電動機額定功率Ped由《機械設(shè)計<機械設(shè)計基礎(chǔ)）課程設(shè)計》表20-1采用電動機額定功

KVKH=KFKH=KFd1mmmnK＝z＝z＝＝Y(jié)＝2.19Y＝＝1490MPaFF2380MPa率。KFN1pdKFN23）電動機的轉(zhuǎn)速[F]1294MP卷筒軸工作速度為mn601000v6010002z1＝z＝20D300z2＝80由機械設(shè)計手冊可知，二級圓柱斜齒輪減速器傳動比ia'＝8～a=103mm40，1352'電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為d1=41.20mm''(8~40)127.4r/min1019.2~5096r/mind=164.80mmndian2B245吻合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有1500r/min。由設(shè)計書表19—1，查得電動機數(shù)據(jù)及計算出的總傳動比列于下表<5—1）表<5—1）

B150Z1＝24Z2＝68KtZHεα1方電額電動機轉(zhuǎn)速案動定n<r/min）機功同步轉(zhuǎn)滿載轉(zhuǎn)速型率速號

電動參照價總傳動機重格比量/元iaw/kg

εα2Hlim=600MPaHlim2=550MPaN1=1.555×910N2==5.49×108[H]=1150014404721560Y132s表5中，可選定電動機型號為Y132s4。2.確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比<1）總傳動比由選定的電動機滿載轉(zhuǎn)速n和工作機主動軸轉(zhuǎn)速n，可得傳動裝置總傳動比為ia＝n/n＝＝因為分配傳動比是一項復雜的工作，經(jīng)常需要經(jīng)多次改動，現(xiàn)在只做初步設(shè)計。對于兩級張開式圓柱齒輪減速器，當兩級齒輪材質(zhì)相同，齒寬系數(shù)相等時，為使各級大齒輪浸油深度大體周邊，且低速級大齒輪直徑略大，傳動比可按下分配，即：i1(1.3~1.5)i而此時，代入得i1=3.83~4.12.取i1=4則i2接下來計算各軸：<1）各軸轉(zhuǎn)速電動機軸<d）=1440r/min

Pa=1d1t＝mnt=h=5.54mmbh1.15m/sKVKH=KFKH=KFd1mmmnK＝=0.88z＝26.27z＝Y(jié)＝Y(jié)＝Y(jié)＝＝nm/i0＝1440/1＝1440r/minnⅡ＝nⅠ/i1＝1440/4＝360r/minnⅢ＝nⅡ/i2＝工作機軸nⅣ=nⅢ=127.2r/min<2）各軸輸入功率電動機輸出功率＝p×＝×＝d1PⅡⅠ2×3＝××＝＝p×ηPⅢ＝PⅡ×η2×3＝××＝PⅣ＝PⅢ×η2×3××0.98＝（3）各軸輸入轉(zhuǎn)矩T1=Td×i0×1N·m電動機軸的輸出轉(zhuǎn)矩Td=9550Pd=9550×·所以:＝××nm·TⅠTdi0××1=33.9610.98=33.28NmTⅡ＝TⅠ×i1×η2×3×4××0.97=127.84Nm·TⅢ＝TⅡ×i2×2×3×××0.97=347.42Nm·TⅣ=TⅢ×η2×0.98=337.07N·m即工作機轉(zhuǎn)矩：TⅣ＝Nm·運動和動力參數(shù)結(jié)果以下表軸號功率轉(zhuǎn)速轉(zhuǎn)矩傳動效率<p/kw）<r/min<Nm比i·））電動機<d）14401Ⅰ軸14404Ⅱ軸360Ⅲ軸1工作機Ⅳ軸3.齒輪的設(shè)計

1.595Y＝KFN1=0.88KFN2mn＝mz1＝z1＝24z2＝68a=1191358'd1=61.86mmd=175.26mm2B265B170FtFrFa=588NdminKATca43264NmmdⅠⅡ22mmL138mmdⅡⅢ27mmD30mmlⅠⅡ38mmdⅡⅢ27mmdⅢ-Ⅳ=20mmdⅣ-Ⅴ=35mmdⅤ-Ⅵ50mml30mmlⅡⅢ50mma=16mms=8mm,lⅥ-Ⅶ=6mmlIV-V105mmlⅦ-VIII38mmbh6mm6mm3.1高速級減速齒輪的設(shè)計1）資料、熱辦理、精度：資料：因傳達功率不大，轉(zhuǎn)速不高，資料按表7-1采用，都采用45號鋼熱辦理：大齒輪、正火辦理，小齒輪調(diào)質(zhì)，均用軟齒面。小齒輪齒面硬度取270HBS大齒輪齒面硬度取230HBS，兩者相差40HBS。精度：軟齒面閉式傳動，齒輪精度用7級2）設(shè)計過程：(1>設(shè)計準則，按齒面接觸疲倦強度計算，再按齒根波折疲倦強度校核。初選小齒輪齒數(shù)Z1＝22大齒輪齒數(shù)Z2＝Z1×i1＝20×4=88取Z2＝88螺旋角β＝14゜(2>按齒面接觸疲倦強度設(shè)計，由式<4.P218式10－21）32KtT1u1ZHZE)2d1t([H]du確定各參數(shù)的值:1>初選動載系數(shù)Kt：試選Kt2>地域系數(shù)ZH：查4.P217圖10-30采用地域系數(shù)ZH3>端面重和度εα：由4.P215圖10-26得：εα1εα2則εα=εα1+εα2=4>許用接觸應力①由圖4.P209圖10－21d及圖10－21c按齒面硬度查得：<按4.P191表10－1：小齒輪齒面硬度取270HBS大齒輪齒面硬度取230HBS）小齒輪接觸疲倦強度極限：σHlim1＝610MPa(取MQ值>大齒輪接觸疲倦強度極限：σHlim2＝550MPa(取ME和ML的中間偏上值>②由4.P206公式10-13計算應力值環(huán)數(shù)N1=60n1jLh=60×1440×1×<3×8×300×10）=6.220×109N2=N1/i1=6.220×109/4=1.555×108(i1Z2>=Z1MH=70776mmMV1mmMV222108.6NmmM178815NmmM274148NmmT3=33280Nmmca18.96MpaFtFr=1550NFadmindmindⅠ-ⅡdⅤ-Ⅵ=36mmdⅡ-ⅢdⅣⅤ40mmlⅡ-Ⅲ66mmlⅣ-Ⅴ42mmdⅢ-Ⅳ46mmlⅢ-Ⅳ14mmlⅤ-Ⅵ51mmFNH1=3160NFNH2=FNV11798.5NFNV2853.9NMH1208560NmmMH2142380NmmMv1118690NmmMv286907NmmM1'1490.2NmmM2'46964NmmM1271900NmmM2249090NmmmcaFt③查課本4.P207圖10-19得：K1=0.89K2<取網(wǎng)格內(nèi)的中間值）④齒輪的疲倦強度極限取無效概率為1%,安全系數(shù)S=1,應用公式10-12得:[H]1=KHN1Hlim1×610MPa=549MPaS[H]2=KHN2Hlim2×550MPa=517MPaS則許用接觸應力：[H]=([H]1+[H]2>/2=(549+519>/2=533MPa5>彈性影響系數(shù)ZE：查課本由表10-6得：ZEa6>齒寬系數(shù)d：由4.P205表10-7得:d=17>傳達的轉(zhuǎn)矩T1T1=33.28N·m＝33280N·mm(傳達的轉(zhuǎn)矩即是軸Ⅰ的輸出轉(zhuǎn)矩>代入數(shù)據(jù)得：小齒輪的分度圓直徑d1t3u1ZHZE2KtT12＝d1t()du[H]從而得：①計算圓周速度d1tn1601000②計算齒寬b和模數(shù)mnt計算齒寬bb=dd1t計算模數(shù)mn初選螺旋角=14mnt=d1tcosZ1③計算齒寬與高之比bh齒高mnt×mm

FrFa=588NdminTca451360NmmdⅡⅢ47mmD50mmlⅠⅡ82mmdⅡⅢ47mmdⅢ-Ⅳ=29mmdⅣ-Ⅴ=60mmlVI-ⅤII62mmlVVI10mmlⅡⅢ50mmT=29mmlIV-V78mmlⅦ-VIII58mmM2233406NmmT3=374420Nmmca19.47MpaW27463mm3WT3B640MPa1275MPa1155MPaqqbh=④計算縱向重合度d1tan0.318122tan1444⑤計算載荷系數(shù)K查4.P193表10－2使用系數(shù)KA=1(工作時有輕微振動>依照v2.97m/s,7級精度,查圖10-8得動載系數(shù)KV查4.P196表10-4得接觸疲倦強度計算用的齒向載荷分布系數(shù)KH=查4.P198圖10-13得:KF查5表10-3得:KH=KF故載荷系數(shù):K＝KKKHKH=1×××⑥按實質(zhì)載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑33mmK/Kt×d1=d1t⑦計算模數(shù)mnmn=d1cos40.55cos14Z122(3>齒根波折疲倦強度設(shè)計由4.P201公式10－5波折強度的設(shè)計公式32KT1Ycos2(YFYS)mn≥2dZ1a[F]確定各參數(shù)的值:確定載荷系數(shù)K：K＝KKKK=1×××2>螺旋角影響系數(shù)Y依照縱向重合度，從4.P217圖10-28查得：

ScaW16638mm3WT33275mm3M176430Nm11.25MPB640MPa1275MPa1155MPaKKSScaFa1＝F1=2804NF2=1988NFr=F1=2804NP＝FaNF1F2P＝2300NFa1＝588NF1F2Fr=F2NP＝Fr＝d240螺旋角影響系數(shù)Y3>計算當量齒數(shù)z＝z/cos＝22/cos314＝z＝z/cos＝88/cos314＝4>查取齒形系數(shù)Y和應力校正系數(shù)Y:由4.P200表10-5用插值法得：齒形系數(shù):Y＝2.65Y＝應力校正系數(shù):Y＝Y(jié)＝Y(jié)FFS5>計算并比較大小齒輪的F][①由4.P208圖10-20c查得：小齒輪波折疲倦強度極限FF1490MPa<取MQ線值）由4.P207圖10-20b查得：大齒輪波折疲倦強度極限FF2380MPa<取ME和ML中間偏上值）②由圖10-18查得：波折疲倦壽命系數(shù)KFN1KFN2(取網(wǎng)格中間值>③計算波折疲倦許用應力：取波折疲倦安全系數(shù)[F]1=KFN1FF1490MPaS294[F]2KFN2FF2380MPa=SYF1FS1[F]1294YF2FS2[F]2小齒輪的數(shù)值大，應采用代入數(shù)據(jù)得：32KT1Ycos2YFYS)＝mn≥dZ21([F]am大于由齒根彎比較計算結(jié)果，齒面疲倦強度的法面模數(shù)n

d3=55K2=4K3=5p2p3p2p3K=3p2曲強度計算的法面模數(shù)，取mn=2能夠在滿足波折疲倦強度的前提下，按由接觸疲倦強度的所確定的分度圓來計算齒數(shù)d1cos＝z1＝mn取z1＝20z2＝204＝80(4>幾何尺寸計算計算中心距a=(z1z2)mn=(2080)2=103.66mm2cos2cos將中心距圓整為103按圓整后的中心距修正螺旋角=arccos(12)mnarccos(2080)21352'22103因值改變不多,故參數(shù),k,Zh等不用修正.計算大.小齒輪的分度圓直徑d1=z1mn202=41.20mmcosd2=z2mn802=164.80mmcos計算齒輪寬度B=d1圓整得：B245B150小齒輪3維圖：大齒輪3維圖3.2低速級減速齒輪的設(shè)計一、低速級減速齒輪設(shè)計<斜齒圓柱齒輪）1）資料、熱辦理、精度：資料：因傳達功率不大，轉(zhuǎn)速不高，資料按表7-1采用，都采用45號鋼熱辦理：大齒輪、正火辦理，小齒輪調(diào)質(zhì)，均用軟齒面。小齒輪齒面硬度取280HBS大齒輪齒面硬度取240HBS，兩者相差40HBS。精度：軟齒面閉式傳動，齒輪精度用7級2）設(shè)計過程：(1>設(shè)計準則，按齒面接觸疲倦強度計算，再按齒根波折疲倦強度校核。初選小齒輪齒數(shù)Z1＝24大齒輪齒數(shù)Z2＝Z1×i1＝20×2.83=67.9取Z2＝68螺旋角β＝14゜(2>按齒面接觸疲倦強度設(shè)計，由式<4.P218式10－21）3d1t2KtT1u1(ZHZE)2du[H]確定各參數(shù)的值:1>初選動載系數(shù)Kt：試選Kt2>地域系數(shù)ZH：查4.P217圖10-30采用地域系數(shù)ZH3>端面重和度εα：由4.P215圖10-26得：εα1εα2則εα=εα1+εα2=4>許用接觸應力①由圖4.P209圖10－21d及圖10－21c按齒面硬度查得：<按4.P191表10－1：小齒輪齒面硬度取280HBS大齒輪齒面硬度取240HBS）小齒輪接觸疲倦強度極限：σHlim1＝600MPa(取MQ值>大齒輪接觸疲倦強度極限：σHlim2＝550MPa(取ME和ML的中間偏上值>②由4.P206公式10-13計算應力值環(huán)數(shù)N1=6.220×109/4×1092=9×108(i2Z2>N2=N1/i1.555×10=Z1③查課本4.P207圖10-19得：K1K2<取網(wǎng)格內(nèi)的中間值）④齒輪的疲倦強度極限取無效概率為1%,安全系數(shù)S=1,應用公式10-12得:[H]1=KHN1Hlim1×600MPa=564MPaS[H]2=KHN2Hlim2×S則許用接觸應力：[H]=([H]1+[H]2Pa5>彈性影響系數(shù)ZE：查課本由4.P201表10-6得：ZEa6>齒寬系數(shù)d：由4.P205表10-7得:d=17>傳達的轉(zhuǎn)矩T1T1=12.78N·m＝12780N·mm(傳達的轉(zhuǎn)矩即是軸Ⅰ的輸出轉(zhuǎn)矩>代入數(shù)據(jù)得：小齒輪的分度圓直徑d1t3u1ZHZE2KtT12＝d1t()du[H]從而得：①計算圓周速度d1tn1601000②計算齒寬b和模數(shù)mnt計算齒寬bb=dd1t計算模數(shù)mn初選螺旋角=14mnt=d1tcosZ1③計算齒寬與高之比bh齒高mnt×mmb=h④計算縱向重合度d1tan0.318124tan14⑤計算載荷系數(shù)K查4.P193表10－2使用系數(shù)KA=1(工作時有輕微振動>依照v1.15m/s,7級精度,查4.P194圖10-8得動載系數(shù)KV查4.P196表10-4得接觸疲倦強度計算用的齒向載荷分布系數(shù)KH

=查4.P198圖查5表故載荷系數(shù):

10-13得:K10-3得:K

H

F

=KFK＝

K

KK

H

K

H

=1×

1.05×

1.2×⑥按實質(zhì)載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑33mmK/Kt×d1=d1t⑦計算模數(shù)mnd1cos61.54cos14mn=24Z1(3>齒根波折疲倦強度設(shè)計由4.P201公式10－5波折強度的設(shè)計公式32KT1Ycos2YFYS)mn≥2(F]dZ1a[確定各參數(shù)的值:確定載荷系數(shù)K：K＝KKKK=1×××2>螺旋角影響系數(shù)Y依照縱向重合度，從4.P217圖10-28查得：螺旋角影響系數(shù)Y3>計算當量齒數(shù)z＝z/cos＝24/cos314＝z＝z/cos＝68/cos314＝4>查取齒形系數(shù)Y和應力校正系數(shù)Y:由4.P200表10-5用插值法得：齒形系數(shù):Y＝2.60Y＝應力校正系數(shù):Y＝1.595Y＝Y(jié)FFS5>計算并比較大小齒輪的[F]①由4.P208圖10-20c查得：小齒輪波折疲倦強度極限FF1500MPa<取MQ線值）由4.P207圖10-20b查得：大齒輪波折疲倦強度極限FF2380MPa<取ME和ML中間偏上值）②由圖10-18查得：波折疲倦壽命系數(shù)KFN1KFN2(取網(wǎng)格中間值>③計算波折疲倦許用應力：取波折疲倦安全系數(shù)[F]1=KFN1FF1500MPaS[F]2=KFN2FF2380MPaSYF1FS1[F]1294YF2FS2[F]2小齒輪的數(shù)值大，應采用代入數(shù)據(jù)得：32KT1Ycos2YFYSmn≥)＝dZ2(1a[F]比較計算結(jié)果，齒面疲倦強度的法面模數(shù)mn大于由齒根彎曲強度計算的法面模數(shù)，取m能夠在滿足波折疲倦強度的前提下，按由接觸疲倦強度的所確定的分度圓來計算齒數(shù)d1cos＝z1＝mn取z1＝24z2＝24＝68(4>幾何尺寸計算計算中心距a=(z1z2)mn=(242cos2cos將中心距圓整為119按圓整后的中心距修正螺旋角(12)mn(2468)2'=arccos2arccos13582因值改變不多,故參數(shù),k,Zh等不用修正.計算大.小齒輪的分度圓直徑d1=z1mn242=61.86mmcosd2=z2mn682=175.26mmcos計算齒輪寬度B=d1圓整得：B265B170小齒輪3維圖：大齒輪3維圖：4.軸的設(shè)計級別Z1Z2mnn齒寬高速級208021352'12=45mmB=50mm,B低速級24681358'20B1=70mm,B2=65mm4.1高速級軸的設(shè)計<1）由前計算列出Ⅰ軸上各數(shù)據(jù)功率轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速直徑壓力角·1440r/min20°33280Nmm求作用在齒輪上的力已知高速級小齒輪的分度圓直徑為d1mm2T233280而Ft=Ⅰ1615.5Nd1Fr=Fttanntan20o605.6Ncoscos1352'Fa=Fttan×tan1352'=588N圓周力Ft，徑向力Fr及軸向力Fa的方向如圖示:初步確定軸的直徑先按課本15-2初步估計軸的最小直徑,采用軸的資料為45鋼,調(diào)質(zhì)辦理,依照課本P361表153取Ao112dminAo3P33n31121440輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑dⅠⅡ<圖下所示）,為了使所選的軸與聯(lián)軸器吻合,故需同時采用聯(lián)軸器的型號查課本P343表141,采用KATcaKaT33328043264Nmm因為計算轉(zhuǎn)矩小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩,所以查表，采用LT4型彈性套柱銷聯(lián)軸器其公稱轉(zhuǎn)矩為63000Nmm,半聯(lián)軸器的22mm,故取dⅠⅡ22mm.半聯(lián)軸器的長度d1

L

孔徑52mm.半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為

L1

38mm軸結(jié)果的設(shè)計<1）擬訂軸上部件的傳動方案。以以下圖<2）依照軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1）為了滿足半聯(lián)軸器的要求的軸向定位要求,Ⅰ-Ⅱ軸段右端需要制出一軸肩,故取Ⅱ-Ⅲ的直徑dⅡⅢ27mm。左端用軸端擋圈定位,按軸端直徑取擋圈直徑D30mm半聯(lián)軸器與軸配合的輪轂孔長度為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸端上,故Ⅰ-Ⅱ的長度應比略短一些,現(xiàn)取lⅠⅡ38mm2）初步選擇轉(zhuǎn)動軸承.因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用,應采用單列角接觸球軸承.參照工作要求并依照dⅡⅢ27mm,由軸承產(chǎn)品目錄中初步采用0基本游隙組標準精度級的單列角接觸球軸承30306型.其尺寸為dDT30mm72mm20.75mm，故取dⅢ-Ⅳ=20mm3）右端軸承采用軸肩進行軸向定位，由課程設(shè)計手冊查得軸承軸肩的高度，所以取dⅣ-Ⅴ=35mm。4）取安裝齒輪處的軸段dⅤ-Ⅵ50mm。因小齒輪直徑較小，固直接把齒輪和軸做成一起。5）軸承端蓋的總寬度為20mm(由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計而定>.依照軸承端蓋的裝拆及便于對軸承增加潤滑脂的要求,取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離l30mm,故取lⅡⅢ50mm.6>lⅡⅢ段的右端與左軸承之間采用擋油環(huán)定位.防范小齒輪的油甩出。取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離a=16mm,考慮到箱體的鑄造誤差,在確定轉(zhuǎn)動軸承地址時,應距箱體內(nèi)壁一段距離s,取s=8mm,已知轉(zhuǎn)動軸承寬度T=20mm,第Ⅱ根軸上有兩個齒輪,其中大齒輪齒寬為45mm，小齒輪齒寬為70mm，取lⅥ-Ⅶ=6mm,則可計算：lIV-V105mmlⅦ-VIII38mm至此,已初步確定了軸的各端直徑和長度.<3）軸上的周向定位半聯(lián)軸器與軸的周向定位采用平鍵連接，按表查得平鍵截面bh6mm6mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，長為28mm，同時為保證齒輪與軸配合有優(yōu)異的對中性，應選擇齒輪輪轂與軸的H7配合為k6；轉(zhuǎn)動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的尺寸公差為k6。<4）確定軸上圓角和倒角尺寸取軸端倒角為1.245，各處的倒圓角注明在圖中。求軸上的載荷第一依照結(jié)構(gòu)圖作出軸的計算簡圖,確定頂軸承的支點地址時,對于30306型的圓錐滾子軸承,a=15mm,所以,做為簡支梁的軸的支承跨距.L2L3120mm69mm189mmFNH1L3Ft69589.8NL3L2189FNH2L2Ft1615.51201025.7NL2L3189FaFNV2FrFNV2MMMM

H70776NmmMV1mmV222108.6Nmm1MH2MV2178815Nmm274148Nmm載荷水平面H垂直面V支反力

彎矩

MH=70776N

mm

MV1=34221.6N

mmMV2

22108.6Nmm總彎M178815NmmM274148Nmm矩扭矩T3=33280Nmm按彎扭合成應力校核軸的強度進行校核時平時只校核承受最大彎矩核最大扭矩的截面<即危險截面C的強度）依照[1]式15-5及表[1]15-4中的取值，且≈0.6<式中的波折應力為脈動循環(huán)變應力。當扭轉(zhuǎn)切應力為靜應力時取≈；當扭轉(zhuǎn)切應力為脈動循環(huán)變應力時取≈）1）計算軸的應力M2(T1)2788152(0.633280)2caW353mm前已選定軸的資料為45號鋼，由軸常用資料性能表查得[σ-1]=60MPa所以σca<[σ-1]，故安全。第一跟軸的3維圖：4.2中間軸的設(shè)計<1）由前計算列出Ⅰ軸上各數(shù)據(jù)功率轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速直徑壓力角·mm360r/min20°2.求作用在齒輪上的力已知高速級小齒輪的分度圓直徑為d3而Ft=2T2127840Ⅰd1Fr=Fttanntan20ocoscos1358'1550NFa=Fttan×tan1352'圓周力Ft，徑向力Fr及軸向力Fa的方向如圖示:初步確定軸的直徑先按課本15-2初步估計軸的最小直徑,采用軸的資料為45鋼,調(diào)質(zhì)辦理,依照課本P361表153取Ao112dminAoP311233360n3軸結(jié)果的設(shè)計(1>擬訂軸上部件的傳動方案。以以下圖(2>依照軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1>初步選擇轉(zhuǎn)動軸承.因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用,應采用單列角接觸球軸承.參照工作要求并依照dmin,由軸承產(chǎn)品目錄中初步采用0基本游隙組標準精度級的單列角接觸球軸承30307型.其尺寸為dDT35mm80mm，故?、?ⅡdⅤ-Ⅵ=36mmd2>取安裝齒輪處的軸段dⅡ-ⅢdⅣⅤ40mm。左齒輪的左端與左軸承之間采用擋油環(huán)定位.已知齒輪的寬度為70mm,為了使套筒端面可靠地壓緊齒輪,此軸段應略短于輪轂寬度,故取lⅡ-Ⅲ66mm.同理取右端軸端lⅣ-Ⅴ42mm，兩齒輪齒輪的左端采用軸肩定位,軸肩高3,取dⅢ-Ⅳ46mm.因齒輪之間應相距一定距離，取lⅢ-Ⅳ14mm3>取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離a=16mm,兩圓柱齒輪間的距離c=14mm.考慮到箱體的鑄造誤差,在確定轉(zhuǎn)動軸承地址時,應距箱體內(nèi)壁一段距離s,取s=8mm,取轉(zhuǎn)動軸承寬度T=22mm,則lⅠ-ⅡT+S+a+(85-81)=<22+8+16+4）mm=50mm考慮右端齒輪與I軸齒輪嚙合，取a'=18mmlⅤ-ⅥT+S+a'+(45-42)=<22+8+18+3）mm=51mm至此,已初步確定了軸的各端直徑和長度.<3）軸上的周向定位齒輪與軸的地位用平鍵連接，按其直徑為40mm,有表可查得平鍵截面bh=12mm8mm，dⅡ-Ⅲ處的長度為56mm，dⅣⅤ處為36mm。同時為保證齒輪與軸配合有優(yōu)異的對中性，應選擇齒輪輪轂與軸的配合為H7；轉(zhuǎn)動軸承與軸的周向定位是由過渡配合n6來保證的，此處選軸的尺寸公差為k6。<4）確定軸上圓角和倒角尺寸取軸端倒角為1.245，各處的倒圓角注明在圖中。求軸上的載荷第一依照結(jié)構(gòu)圖作出軸的計算簡圖,確定頂軸承的支點地址時,查表，對于30307型的圓錐滾子軸承,a=16.8mm,取a=17mm。所以,做為簡支梁的軸的支承跨距.L1L2L366mm68mm55mm189mmFtL1Ft'(L2L3)3411NFNH2L1L2L3FNH1FtFt'FNH24227NMH1306457.5NmmMH2192897.5Nmm而對于垂直面上，以以下圖，可列出關(guān)系式，yM

0：FNV1FrFr'FNV200：FrllMaFr'(l1l2)Ma'FNV2(l1l2l3)0FNV11798.5NFNV2Mv1FNV1l1Ma118690NmmMv286907NmmM1MH21MV21271900NmmM2249090Nmm載荷水平面H垂直面V支反力FNH1=3160NFNV11798.5NFNH2=FNV2853.9N彎矩MH1208560NmmMv1118690NmmMH2142380NmmMv286907NmmM1'1490.2NmmM2'46964Nmm總彎矩M1271900NmmM2249090Nmm扭矩m按彎扭合成應力校核軸的強度進行校核時平時只校核承受最大彎矩核最大扭矩的截面<即危險截面C的強度）依照[1]式15-5及表[1]15-4中的取值，且≈0.6<式中的波折應力為脈動循環(huán)變應力。當扭轉(zhuǎn)切應力為靜應力時取≈；當扭轉(zhuǎn)切應力為脈動循環(huán)變應力時取≈）1）計算軸的應力M2(T1)22719002(0.6127840)2caW0.1403mm前已選定軸的資料為45號鋼，由軸常用資料性能表查得[σ-1]=60MPa所以σca<[σ-1]，故安全。中間軸的3維圖：4.3低速級軸的設(shè)計<1）由前計算列出Ⅰ軸上各數(shù)據(jù)功率轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速直徑壓力角347420N·mm20°2.求作用在齒輪上的力已知高速級小齒輪的分度圓直徑為d12T2347420而Ft=Ⅰ4133.2Nd1Fr=Fttanntan20ocoscos1358'1550NFa=Fttan×tan1352'圓周力Ft，徑向力Fr及軸向力Fa的方向如圖示:初步確定軸的直徑先按課本15-2初步估計軸的最小直徑,采用軸的資料為45鋼,調(diào)質(zhì)辦理,依照課本P361表153取Ao112dminAo3P31123n3輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處的直徑dⅠⅡ<圖下所示）,為了使所選的軸與聯(lián)軸器吻合,故需同時采用聯(lián)軸器的型號查課本P343表141,采用KATcaKaT3347420451360Nmm因為計算轉(zhuǎn)矩小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩,所以查表采用LT4型彈性套柱銷聯(lián)軸器其公稱轉(zhuǎn)矩為500000Nmm,半聯(lián)軸器的孔徑d140mm,故取dⅠⅡ40mm.半聯(lián)軸器的長度L112mm.半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為L184mm軸結(jié)果的設(shè)計(1>擬訂軸上部件的傳動方案。以以下圖(2>依照軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度1>為了滿足半聯(lián)軸器的要求的軸向定位要求,Ⅰ-Ⅱ軸段右端需要制出一軸肩,故取Ⅱ-Ⅲ的直徑dⅡⅢ47mm。左端用軸端擋圈定位,按軸端直徑取擋圈直徑D50mm半聯(lián)軸器與軸配合的輪轂孔長度為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸端上,故Ⅰ-Ⅱ的長度應比略短一些,現(xiàn)取lⅠⅡ82mm2>初步選擇轉(zhuǎn)動軸承.因軸承同時受有徑向力和軸向力的作用,應采用單列角接觸球軸承.參照工作要求并依照dⅡⅢ47mm,由軸承產(chǎn)品目錄中初步采用0基本游隙組標準精度級的單列角接觸球軸承30310型.其尺寸為dDT50mm110mm29mm，故取dⅢ-Ⅳ=29mm3>右端軸承采用軸肩進行軸向定位，由課程設(shè)計手冊查得軸承軸肩的高度h=5mm，所以取dⅣ-Ⅴ=60mm。4>取安裝齒輪處的軸段dⅤ-Ⅵ55mm。齒輪的右端采用套筒定位。已知齒輪的輪轂寬度為65mm，為了是套筒端面可靠的壓緊齒輪，此軸端應該略短于輪轂寬度，故取lVI-ⅤII62mm。左端采用軸肩單位，h.>0.07d,則h=5,dVVI5510mm65mm。軸肩寬度b>1.4h,取lVVI10mm5>軸承端蓋的總寬度為20mm(由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計而定>.依照軸承端蓋的裝拆及便于對軸承增加潤滑脂的要求,取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離l30mm,故取lⅡⅢ50mm.6>lⅡⅢ段的右端與左軸承之間采用擋油環(huán)定位.防范小齒輪的油甩出。取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離a=16mm,考慮到箱體的鑄造誤差,在確定轉(zhuǎn)動軸承地址時,應距箱體內(nèi)壁一段距離s,取s=8mm,已知轉(zhuǎn)動軸承寬度T=29mm,第Ⅱ根軸上有兩個齒輪,其中大齒輪齒寬為45mm，小齒輪齒寬為70mm，取lⅥ-Ⅶ=6mm,則可計算：lIV-V78mmlⅦ-VIII58mm至此,已初步確定了軸的各端直徑和長度.<3）軸上的周向定位半聯(lián)軸器與軸的周向定位采用平鍵連接，按表查得平鍵截面bh12mm8mm70mm，同時為保證齒輪與軸配合有優(yōu)異H7的對中性，應選擇齒輪輪轂與軸的配合為k6；轉(zhuǎn)動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的尺寸公差為k6。齒輪與軸用平鍵連接，bh=16mm10mm,長度為56mm。<4）確定軸上圓角和倒角尺寸取軸端倒角為245，各處的倒圓角注明在圖中。求軸上的載荷第一依照結(jié)構(gòu)圖作出軸的計算簡圖,確定頂軸承的支點地址時,對于30310型的圓錐滾子軸承,a=29mm,所以,做為簡支梁的軸的支承跨距.L2L364mm127mm191mm載荷水平面H垂直面V支反FNH1=2748NFNH2=1385N力彎矩MH=175872NmmMV1=63411.2NmmMV2

153451N

mm總彎

M1

186954Nmm

M2

233406N

mm矩扭矩T3=374420Nmm6）按彎扭合成應力校核軸的強度進行校核時平時只校核承受最大彎矩核最大扭矩的截面<即危險截面C的強度）依照[1]式15-5及表[1]15-4中的取值，且≈0.6<式中的波折應力為脈動循環(huán)變應力。當扭轉(zhuǎn)切應力為靜應力時取≈；當扭轉(zhuǎn)切應力為脈動循環(huán)變應力時取≈）1）計算軸的應力M2(T1)22334062(0.6374420)2caW553mm前已選定軸的資料為45號鋼，由軸常用資料性能表查得[σ-1]=60MPa所以σca<[σ-1]，故安全。低速級軸的3維圖：4.4精確校核軸的疲倦強度1>判斷危險截面截面A,Ⅱ,Ⅲ,B只受扭矩作用，誠然鍵槽、軸肩及過渡配合所引起的應力集中均將削弱軸的疲倦強度，但因為軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強度較為寬裕地確定的，所以截面A,Ⅱ,Ⅲ,B均無需校核。從應力集中對軸的疲倦強度的影響來看，截面V和V處過盈配合引起的應力集中最嚴重；從受載的情況來看，截面C上的應力最大。截面V的V的周邊，但截面不V應力集中的影響和截面受扭矩作用，同時軸徑也較大，故不用作強度校核。截面C上誠然應力最大，但應力集中不大<過盈配合及鍵槽引起的應力集中均在兩端），而且這里軸的直徑最大，故截面C也不用校核。截面V和V顯然更不用校核。鍵槽的應力集中系數(shù)比過盈配合的小，所以該軸只需校核截面IV左右兩側(cè)即可。2>截面IV左側(cè)抗彎截面系數(shù)W0.1d30.165327463mm3抗扭截面系數(shù)W0.2d365354925mm3T截面IV左側(cè)的彎矩M12731102.1112731MM1127176430Nmm127截面IV上的扭矩T3為T3=374420N*mm截面上的波折應力M176430NmmW27463mm3截面上的扭轉(zhuǎn)切應力TT3374420Nmm6.82MPaWT54925mm3軸的資料為45號鋼，調(diào)質(zhì)辦理，由[1]表15-1查得B640MPa1275MPa，1155MPa截面上因為軸肩而形成的理論應力集中系數(shù)及按[1]附表3-2查取。因r120.031，D651.182，d65d55經(jīng)插值后可查得，又由[1]附圖3-1可得軸的資料的敏性系數(shù)為qq故有效應力集中系數(shù)按[1]式<附3-4）為k1q(1)1k1q(1)11)由[1]附圖3-2得尺寸系數(shù)；由[1]附圖3-3得扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)0.82。軸按磨削加工，有附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為軸未經(jīng)表面加強辦理，即合系數(shù)值為

q1，則按[1]式<3-12）及<3-12a）得綜k11K1k1111K于是，計算安全系數(shù)Sca值，按[1]式<15-6）~<15-8）則得S12752.90814.78Km6.40.10S1155Km22SSScaS(14.78)2S22(22.42)2故該軸在截面IV左側(cè)的強度也是足夠的。截面Ⅳ右側(cè)2>截面左側(cè)抗彎截面系數(shù)W0.1d30.155316638mm3抗扭截面系數(shù)WT0.2d355333275mm3截面IV左側(cè)的彎矩MMM11273112731176430Nmm127127截面IV上的扭矩T3為T3=374420N*mm截面上的波折應力M176430NmmW16638mm3截面上的扭轉(zhuǎn)切應力TT3374420Nmm11.25MPaWT33275mm3軸的資料為45號鋼，調(diào)質(zhì)辦理，由[1]表15-1查得B640MPa1275MPa，1155MPa過盈配合處的k，有附表3-8用差值法求出，并取k=0.8k于是得kk軸按磨削加工，有附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為軸未經(jīng)表面加強辦理，即合系數(shù)值為

q1，則按[1]式<3-12）及<3-12a）得綜k1111Kk1111K于是，計算安全系數(shù)Sca值，按[1]式<15-6）~<15-8）則得S1275Km10.60.10S1155Km22SSScaS2(9.8)2S2(12.6)2故該軸在截面IV右側(cè)的強度也是足夠的。本題因無大的瞬時過載及嚴重的應力循環(huán)不對稱性，故可略去靜強度校核。至此，軸的設(shè)計計算即告結(jié)束。5、軸承的校核5.1輸出軸的軸承計算1、對于輸出軸軸承30310，盤問機械設(shè)計手冊獲?。夯绢~定動載荷：Cr＝130kN基本額定靜載荷：C0r＝158kN由上述軸的計算得，軸3所受軸向力Fa1＝Ft1×tan/cos＝1027.5N<方向指向聯(lián)軸器）所以只有湊近聯(lián)軸器的支點2端才受軸向力。支點1處軸承所受的合力F1=FV21FH21=227482=2804N支點2處軸承所受的合力F2=FV22Fa2FH22=1385222=1988N由上述軸3的受力解析所得的支反力：有計算可得，湊近齒輪處的支點1處軸承簡單損壞。Fr=F1=2804N得徑向動載荷系數(shù)X=0.4,軸向動載荷系數(shù)從而據(jù)4.P320公式13－8得：左側(cè)的軸承的當量動載荷P＝X×Fr＝依照4.P319公式13－5，得：(因為是圓錐滾子軸承，其中ε取10，轉(zhuǎn)速n＝127.2r/min>3Lh左側(cè)軸承＝9.05107h>L0＝3003810＝72000h故軸承吻合要求5.2中間軸的軸承計算2、對于2軸軸承30307，盤問機械設(shè)計手冊獲?。夯绢~定動載荷：Cr＝基本額定靜載荷：C0r＝由上述軸的計算得，軸2所受軸向力FaFa1Fa2588)N439.5N所以只有支點1處受軸向力。支點1處軸承所受的合力F1=FV21Fa2FH21=3160222支點2處軸承所受的合力F2=FV22FH22=2588.722支點1處的軸承簡單壞。得：又Fa/Fr=439.5/3662.4=0.12>e＝得徑向動載荷系數(shù)X=0.4,軸向動載荷系數(shù)從而據(jù)4.P320公式13－8得：左側(cè)的軸承的當量動載荷P＝X×Fr＋Y×Fa＝2300N依照4.P319公式13－5，得：(因為是圓錐滾子軸承，其中ε取10，轉(zhuǎn)速n＝360r/min>3Lh左側(cè)軸承＝105h>L0＝3003810＝72000h故軸承吻合要求5.3高速軸的軸承計算3、對于輸入軸軸承30310，盤問機械設(shè)計手冊獲?。夯绢~定動載荷：Cr＝59kN基本額定靜載荷：C0r＝63kN由上述軸的計算得，軸3所受軸向力Fa1＝Ft1×tan/cos＝588N<方向向左）所以右端的軸承不受軸向力。支點1處軸承所受的合力F1=FV21Fa2FH21=225882支點2處軸承所受的合力F2=FV22FH22=22支點2處的軸承簡單壞。Fr=F2又Fa/Fr=0/1074.6=0<e＝得徑向動載荷系數(shù)X=0.4,軸向動載荷系數(shù)從而據(jù)4.P320公式13－8得：左側(cè)的軸承的當量動載荷P＝Fr＝依照4.P319公式13－5，得：(因為是圓錐滾子軸承，其中ε取10，轉(zhuǎn)速n＝1440r/min>3Lh左側(cè)軸承＝7.28106h>L0＝3003810＝72000h故軸承吻合要求6、鍵聯(lián)接的選擇及校核計算6.1輸出軸的鍵計算校核聯(lián)軸器處的鍵連接擇鍵聯(lián)接的種類和尺寸第3根軸處的鍵校核。一般7級以上精度的尺寸的齒輪有放心精度要求，應用平鍵.依照d2=40d3=55查表6-1取：半聯(lián)軸器處鍵寬b2=12h2=8L2=70齒輪處鍵寬b3=16h3=10L3=56②校和鍵聯(lián)接的強度查表6-2得[p]=110MPa工作長度l2L2b270-12=58l3L3b356-16=40③鍵與輪轂鍵槽的接觸高度K2=0.5*h2=4K3=0.5*h3=5由式<6-1）得：2T310321000＜[p]p2K2l2d2458402T310321000＜[p]p3K3l3d354055兩者都合適6.2中間軸的鍵校核再校核第2根軸上有兩個圓頭一般平鍵連接，其尺寸為鍵寬b1=10h1=8L1=36b2=10h2=8L2=56K2=K3=0.5*8=4工作長度l2L2b236-10=26l3L3b356-10=462T210321000＜[p]p2K2l2d24263864.696MPa2T210321000＜[p]p3K3l3d3446386.3輸入軸的鍵校核再校核1軸上由一個圓頭一般平鍵，其尺寸為bhl=6mm6mm28mm工作長度lLb28-6=22K=0.5*6=32T210321000＜[p]p2K2l2d232245.826MPa227.箱體結(jié)構(gòu)的設(shè)計減速器的箱體采用鑄造<HT200）制成，采用剖分式結(jié)構(gòu)為了保證齒輪佳合質(zhì)量，大端蓋分機體采用H7配合.is6機體有足夠的剛度在機體為加肋，外輪廓為長方形，加強了軸承座剛度考慮到機體內(nèi)部件的潤滑，密封散熱。因其傳動件速度小于12m/s，故采用侵油潤油，同時為了防范油攪得沉渣濺起，齒頂?shù)接统氐酌娴木嚯xH為40mm為保證機蓋與機座連接處密封，聯(lián)接凸緣應有足夠的寬度，聯(lián)接表面應精創(chuàng)，其表面粗糙度為機體結(jié)構(gòu)有優(yōu)異的工藝性.鑄件壁厚為10，圓角半徑為R=3。機體外型簡單，拔模方便.對附件設(shè)計視孔蓋和窺視孔在機蓋頂部開有窺視孔，能看到傳動部件齒合區(qū)的地址，并有足夠的空間，以便于能伸入進行操作，窺視孔有蓋板，機體上開窺視孔與凸緣一塊，有便于機械加工出支承蓋板的表面并用墊片加強密封，蓋板用鑄鐵制成，用M6緊固油螺塞：放油孔位于油池最底處，并安排在減速器不與其他部件湊近的一側(cè)，以便放油，放油孔用螺塞堵住，所以油孔處的機體外壁應突出一塊，由機械加工成螺塞頭部的支承面，并加封油圈加以密封。油標：油標位在便于觀察減速器油面及油面牢固之處。油尺部署的部位不能夠太低，以防油進入油尺座孔而溢出.通氣孔：因為減速器運轉(zhuǎn)時，機體內(nèi)溫度高升，氣壓增大，為便于排氣，在機蓋頂部的窺視孔改上安裝通氣器，以便達到體內(nèi)為壓力平衡.蓋螺釘：啟蓋螺釘上的螺紋長度要大于機蓋聯(lián)系凸緣的厚度。釘桿端部要做成圓柱形，省得損壞螺紋.位銷：為保證剖分式機體的軸承座孔的加工及裝置精度，在機體聯(lián)系凸緣的長度方向各安裝一圓錐定位銷，以提高定位精度.吊鉤：在機蓋上直接鑄出吊鉤和吊環(huán)，用以起吊或搬運較重的物體.減速器機體結(jié)構(gòu)尺寸以下：名稱符號計算