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中南大学机械设计课程设计论文

链轮输送机传动装置

设计计算说明书

设计课题链轮输送机传动装置中的

一级圆柱齿轮减速器的设计

地信（院）

班级　地质工程0803　　

姓　　　名　李娜　　　　　

学　号　0１03080214　　

指导教师　　郑志莲老师　　

2０1０~　２011学年第2学期

机械设计课程设计计算说明书

前言

课题研究

设计过程

一、传动方案拟定

二、电动机的选择

三、确定传动装置总传动比及分配各级的传动比

四、传动装置的运动和动力设计

五、联轴器的设计　　　　

六、齿轮传动的设计　

七、传动轴的设计

八、链轮的设计

九、箱体的设计

十、键连接的设计

十一、滚动轴承的设计　

十二、润滑和密封的设计

十三、设计小结

前言

机械设计是根据使用要求对机械的工作原理、结构、运动方式、力和能量的传递方式、各个零件的材料和形状尺寸、润滑方法等进行构思、分析和计算并将其转化为具体的描述以作为制造依据的工作过程。

本课程设计采用单机齿轮减速器，这是因为齿轮减速器广泛应用于机械制造，纺织,轻工机械,冶金,船舶，航空等领域中是生产中具有典型性，代表性的通用部件，运用极其广泛。

齿轮减速器具有轮、轴、滚动轴承、螺纹连接等通用零件和箱体等专用件,充分的反应了机械设计基础课程的相关教学内容,使我们受到本课程内外比较全面的基础训练。

而且在画装配图以及零件图的时候,也应用到了以前制图的相关知识和内容,使相关内容得以巩固、加强和提高。

在设计的过程中我仔细的精读了机械设计基础课本和设计书,并查阅了相关资料，依据前面设计着的设计对实际设计中的每个环节加以分析、概括和完善。

只有不断地对机械设备进行改造充分发挥其应用能力,才能在各个方面将工业生产逐步转变为机械化、自动化、现代化。

《机械设计》课程设计任务书

一、设计题目:

设计用于链式运输机的一级圆柱齿轮减速器

二、传动方案图：

三、原始数据

输送带压力F（N）

2600N

输送带速度v（ｍ／s）

2.3

滚筒直径Ｄ（mm）

450ｍｍ

四、设计工作量：

1、减速器装配图一张（A1图纸:

手工图或CAD图）

2、零件图2张（一个组应有一套完整的非标准零件的零件图）

3、设计说明书一份

　计算过程及计算说明

二、电动机选择

1、电动机类型和结构的选择：

选择Y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、电动机容量选择：

电动机所需工作功率为:

式

（1）：

Pd＝PW／ηa　（ｋw）　　　　　　

由式

（2）：

ＰW＝FV/10００　　（KW）

因此　　Pd＝ＦV/1000ηa（KW）

由电动机至运输带的传动总效率为：

η总＝η1×η２3×η3×η4×η5

式中:

η1、η２、η3、η4、η5分别为链轮传动、轴承、齿轮传动、联轴器和卷筒的传动效率。

取η１＝０.9２，η２=０．99,η３=0.9８,η４=０.９９.　η5=0.96

则：

　η总＝0.96×0.983×0.９7×0.99×0.96

　　　=０.83

所以：

电机所需的工作功率：

　　　　Ｐd　＝ＦV／１00０η总

　　　　=（2６00×2．３）/（10０0×0．８３）

　　　=7.2　（kｗ）

3、确定电动机转速

卷筒工作转速为：

　　n卷筒＝60×１000·V/（π·Ｄ）

=（6０×1000×2.3）／（450·π）

　　　＝９７.7　　r/miｎ

根据手册Ｐ7表１推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围Ｉ’＝３～６。

取链轮传动比Ｉ１’=2~5。

则总传动比理论范围为：

Iａ’=６～3０。

故电动机转速的可选范为

　N’d=I’ａ×ｎ卷筒

　　　=（6~30）×97．7

　　　=5８6.2~29３1　r／ｍｉn

则符合这一范围的同步转速有：

750、1０00和1500r／ｍiｎ

根据容量和转速，由相关手册查出三种适用的电动机型号:

（如下表）

方

案

电动

机型

号

额定功率

电动机转速

（r/min）

电动机重量

N

传动装置传动比

同步转速

满载转速

总传动比

V带传动

减速

器

1

Y132M-4

7.5

1500

1440

810

14.7

3.5

4.2

2

Y160M-6

7.5

1000

970

1190

9.9

2.5

3.96

3

Y160L-8

7.5

750

720

1240

7.7

2.1

3.67

综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格

和链轮传动、减速器传动比,可见第2方案比较适合。

此选定电动机型号为Y１60M-6,其主要性能:

电动机主要外形和安装尺寸:

中心高H

外形尺寸

L×（AC／2+AD）×HD

底角安装尺寸A×B

地脚螺栓孔直径　K

轴伸　尺　寸

D×Ｅ

装键部位尺寸　F×GD

160

600×3３7.5×385

２1６×178

1５

42×110

12×8

三、确定传动装置的总传动比和分配级传动比：

由选定的电动机满载转速nm和工作机主动轴转速n

１、可得传动装置总传动比为：

　　　　ｉa=nm/ｎ=ｎm/n卷筒

=9７0/97．７=9.9

总传动比等于各传动比的乘积

分配传动装置传动比

iａ＝ｉ０×i（式中i０、i分别为带链轮传动

　　　和减速器的传动比）　　　　　　

2、分配各级传动装置传动比:

根据指导书P7表１,取i0=2．5（链轮i=2~4）

因为：

　　　ia=i０×i

所以:

　ｉ＝ia/ｉ０

=9.９／2.5

＝３.9６

四、传动装置的运动和动力设计:

将传动装置各轴由高速至低速依次定为Ⅰ轴，Ⅱ轴，..．.．.以及

i0,i1,.．..．.为相邻两轴间的传动比

η０1，η12,.．．.．.为相邻两轴的传动效率

ＰⅠ,PⅡ，.．....为各轴的输入功率　（KＷ）

ＴⅠ,TⅡ，.．..．.为各轴的输入转矩（N·m）

ｎⅠ,nⅡ,..．．．.为各轴的输入转矩（r/mｉn）

可按电动机轴至工作运动传递路线推算，得到各轴的运动和动力参数

1、运动参数及动力参数的计算

（1）计算各轴的转数：

Ⅰ轴：

nⅠ=ｎm／i0

=970/2.５＝3８8（r/miｎ）

　Ⅱ轴:

nⅡ＝　ｎⅠ/i1

=3８８/3.96=98r/ｍin

卷筒轴：

ｎⅢ＝nⅡ

（2）计算各轴的功率:

Ⅰ轴:

ＰⅠ＝Pd×η０1＝Pd×η１

=7.5×0.9=7.43（KW）

Ⅱ轴:

PⅡ=　PⅠ×η１2＝　PⅠ×η２×η3

　　　　　　=7.5×0.98×0.９9

　　　＝7．21（KW）

卷筒轴：

PⅢ=　PⅡ·η23=ＰⅡ·η２·η４

　　=７．21×０.92×0.99=6.５7（KW）

计算各轴的输入转矩:

电动机轴输出转矩为：

　Td=9550·Pd/nm＝955０×7．5/９70

=73．84N·m

Ⅰ轴：

　ＴⅠ=95５0·P1／nｍ

=7３.15N·m　　　　　

Ⅱ轴:

TⅡ=9550·P2/nm

　　＝1７7.46Ｎ·m

卷筒轴输入轴转矩：

TⅢ=TⅡ·η2·η４

　　　　　　　=6４０．2４N·m

计算各轴的输出功率：

由于Ⅰ~Ⅱ轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效率:

故：

P’Ⅰ=ＰⅠ×η轴承＝7.4３×0.98×0.99＝7.21KW

Ｐ’Ⅱ=　PⅡ×η轴承=7．２1×０.９9×0.9２=6.5　KW

计算各轴的输出转矩：

由于Ⅰ～Ⅱ轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效率：

则：

Ｔ’Ⅰ＝TⅠ×η轴承

=７3．15×0.98=71.69N·m

T’Ⅱ=TⅡ×η轴承

　　＝１77.46×0.98=１73.9N·ｍ

由指导书的表１得到:

η1=0．9６

η2=0．98

η3=0.97

η4=０.99

i0为带传动传动比

i1为减速器传动比

滚动轴承的效率

η为0．98～0.995在

本设计中取0．98

六、齿轮传动的设计:

（1）、选定齿轮传动类型、材料、热处理方式、精度等级。

小齿轮选硬齿面，大齿轮选软齿面，小齿轮的材料为45号钢调质,齿面硬度为2２0HBＳ，大齿轮选用４5号钢正火，齿面硬度为1９0HBS。

齿轮精度初选8级

齿宽系数ψａ查表可得，ψａ=０.4,

小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限：

查表6－８　按一般可靠要求取SH=1

则　

取两式计算中的较小值，即［σH］=530Ｍpa

小大齿轮的弯曲疲劳强度:

查表６－8,取SF＝1.３

则

　　按接触强度设计

齿轮按8级精度制造,去载荷系数ｋ=1．5，齿宽系数ψａ=0.4中心距

。

常用小齿轮小齿数z1=17~40,取z1＝2６，

Z2＝3.９6×26=１02．９６，取整为1０2,由ｍ=2（z１+ｚ2）a=2.5取m=3,则得a=m/2（z1＋z2）=1９2mm,ψa＝b/ａ得ｂ2＝ａψa=77ｍm,ｂ２为大齿轮宽,小齿轮宽为b1＝８3mm。

校核齿的弯曲强度

齿形系数ＹF1＝2．６5，YF2=2．19

按最小齿齿宽计算

σF1＝2ＫT1YF1/bm²z1=32．３ＭＰa，

σF２=σＦ1YF1/ＹF2=39ＭPa。

齿轮圆周速度v=πd1ｎ1/６０×１000=3.959５４m/s.符合强度要求。

选８级精度合适。

分度圆直径ｄ1＝7８ｍm,ｄ2＝３06mｍ,齿顶圆直径da１=84mm，ｄa2＝３12mm，齿根圆直径dｆ1=70.5mｍ,ｄf２＝２９８．5mｍ，全齿高ｈ=6.7５ｍm

。

七轴的设计

1，齿轮轴的设计

（1）确定轴上零件的定位和固定方式（如图）

　1,5—滚动轴承　　2—轴　３—齿轮轴的轮齿段　4—套筒

6—密封盖　7—轴端挡圈8—轴承端盖　9—带轮　１0—键

（2）按扭转强度估算轴的直径

选用４5#合金钢,调制处理，硬度217~２55HＢＳ

轴的输入功率为PⅠ=７．４3　KW

转速为ｎⅠ=９70　r/ｍin

根据课本P2０5（13-2）式,并查表1３-２,取c＝116

D1≥

Ｄ２≥３1.7mm。

考虑到键槽对轴强度消弱的影响，直径增加5％,得d1=24.36mm，d2＝3２,86ｍm，将轴标准化d１=30mm，d2=35ｍm。

二,联轴器的选择

电动机的选择为Ｙ1６0M－6，其外伸轴的直径为４２mm,输入轴最小直径为30mｍ，所以选择梅花形弹性联轴器。

Ｙ型MＬ4联轴器。

.

（3）确定轴各段直径和长度

从联轴器开始右起第一段,由于联轴器与轴通过键联接,则轴应该增加５%,取D１=Φ３０ｍm,又

联轴器的长度为8２ｍｍ,取轴长稍小于联轴器的长度为80mｍ。

右起第二段直径取d2=ｄ1＋２×（0.０7~０.1）×ｄ１=3６ｍｍ，考虑到带有密封的轴承端盖的轴段长度，应根据轴承端盖的厚度来确定，并考虑联轴器和箱体外壁之间应有一定的距离,故取L2=５5mm。

右起第三段,该段装有滚动轴承,选用深沟球轴承，则轴承有径向力,而轴向力为零,选用630８型轴承,其尺寸为ｄ×D×B=4０×９0×23,那么该段的直径为D3=Φ40mｍ,长度为L３=45mm。

右起第四段，该段装有齿轮,并且齿轮与轴之间用键连接,直径要增加５%，则该段取４5mm,即d4=46ｍm,取轴段长度L4=８3-2=81mｍ,　　

右起第五段，d5=d４+2×（0.07~0．1）d４＝52mｍ,L=0.１×d4×1.4=6．3mm。

右起第六段，由于同一轴上的轴承选用同一型号,便于轴承座孔镗制和减少轴承类型，取ｄ6=d3=40mｍ,Lｄ=23-２＝21mm。

　（4）求齿轮上作用力的大小、方向

小齿轮分度圆直径:

d1=78mｍ

作用在齿轮上的转矩为：

T１=73．1５×10５N·ｍｍ

求圆周力:

Fｔ

Ft=2T2/d２=2×73.15×105/７８=187６N

　求径向力Fr

Fr=Ft·tanα=１876×ｔan200=６28.8N

Ft,Fr的方向如下图所示

　　（５）轴长支反力

根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置,建立力学模型。

水平面的支反力：

ＲＡ=RB=Ft/２＝938N

水平面截面Ｃ处的弯矩Mn＝Ｌ×RA／2=68．474。

　垂直面的支反力：

由于选用深沟球轴承则Fa=0

那么ＲA’=RB’=Fr/２=341.４Ｎ

垂直面截面C的弯矩：

MＣ1’=MC2’=RA’×7３=２5　Nm。

（6）画弯矩图

合成弯矩

　（7）画转矩图：

　T=Ft×d１/2=73.164Ｎm

（８）画当量弯矩图

因为是单向回转，转矩为脉动循环,α=0.6

　可得右起第四段剖面C处的当量弯矩:

　（9）判断危险截面并验算强度

右起第四段剖面C处当量弯矩最大,而其直径与相邻段相差不大，所以剖面C为危险截面。

已知ＭeC2=73.１64Nm　,由课本表13-1有:

［σ－１］=6０Mpa　则:

σe=MeＣ2/W＝MeC2／（0.１·Ｄ4３）

=73.16４×１000/（0.1×453）=8.59Nm<[σ-１]

右起第一段Ｄ处虽仅受转矩但其直径较小,故该面也为危险截面：

　σe=ＭD/W=　ＭD/（0.１·D1３）

=33.1×1000/（０.1×4０3）=5.１2Nm<[σ-1］

　所以确定的尺寸是安全的。

D１＝Φ30mm

L1=80mm

D２=Φ３６ｍm

L2=55mm

D3＝Φ40mm

L3=45mm

D4=Φ46ｍm

L４=81mm

D５=Φ52mｍ

L5=２3mm

D6=Φ4８ｍm

L6=23mｍ

Ft=187６Nｍ

Ｆr＝６２8.8０Nm

RA=ＲB

=938Ｎm

RA’＝RＢ’

＝341．4N

MC=68.474Nm

ＭC１’=MC２’

=25Nm

MＣ1＝MC2

=72.９Nｍ

T=73.164　Nm

α=0.６

ＭｅC2=7２.９Nm

［σ-1］＝60Mpａ

MD=3３.1Nm

受力图如上

链传动设计

i=2.5

假定链速为ｖ＝0.6~3ｍ/ｓ，

小齿轮齿数z=17,则ｚ2＝43

实际传动比i=2.5２，误差小于5%,故允许。

初定中心距a0＝４0ｐ。

ＬP=2A０÷Ｐ+（Z1+Z2）/２+（ｚ2-ｚ1）²p/４a0

=11４节

计算功率查表ＫA=１．3,故Ｐc=1．3×6.33=8.６kN

链条节距:

ｋz=（z1/19）=0.89

　　　kl=（Lp／1０0）=1.035

采用单排链:

kｍ=１.0，故

Po＝Pｃ/（kzkl）=9.34（kｗ）

当转速n1=388ｒ/min，参照书上图９-3０，确定链1６A的链条节距25.4mｍ。

实际中心距：

a=ａ0＝４0p＝1０16mm。

验算链速v=z1n1ｐ/６00０0=2.79m/s。

符合原来假定。

选择润滑方式按p=２５.4mｍ，v=2.７９m/s，选择飞溅润滑，作用在轴上的压力。

FQ=1.3Ｆ,Ｆ＝100０×P　c/v=３０８２Ｎ,

FQ=1.3F=400７N。

查机械设计手册可得,节距为2５.4mm，

排距为29.29ｍm，内链节内宽1５.57ｍm,销轴直径7．9２ｍm，内链节外宽2２.61mm,外链节内宽22.６６mm，销轴长度33.5mm，止锁端加长量５.４ｍm,内链板高度２4.13ｍm，单排极限拉伸荷载55６00ｍm,单排每米质量2.6kg/m。

分度圆直径d1=138mm，d2=34７.9５mm，齿顶圆直径da1＝１5０ｍm，ｄa2=356.５2mm，分度圆弦齿高ha１＝6ｍｍ，ha2=６mm，齿根圆直径ｄｆ1=122.１２mm,df２＝３３２.07ｍm，最大齿根圆奇数齿lx＝１21.５２mm，偶数齿ｌｘ1=122。

１2mm，奇数齿lx2＝331.83mm，偶数齿lx2＝33２.0７mm。

齿宽bｆ=14.９6mm,倒角宽ba=3．0５mm，倒角半径rｘ=26mm,齿侧凸缘圆角半径ra=1.016ｍm，链轮齿总宽度bfm=14.９6mm。

　输出轴的设计计算

（1）确定轴上零件的定位和固定方式（如图）

1，5—滚动轴承2—轴3—齿轮4—套筒６—密封盖

　7—键8—轴承端盖9—轴端挡圈10—半联轴器

（2）按扭转强度估算轴的直径

选用45#调质，硬度2１7~255HBS

轴的输入功率为PⅡ=７.2１　KW

　　转速为nⅡ＝3８８r/min

根据课本P205（13-2）式，并查表13-２,取c=115

d≥

将轴标准化取32mm。

（3）确定轴各段直径和长度

从链轮开始右起第一段，由于链轮与轴通过键联接,则轴应该增加5％,取Φ3５mm,Ｌ=5５mｍ

右起第二段,考虑链轮的轴向定位要求,该段的直径取Φ42mm，L2=５5mm。

右起第三段，该段装有滚动轴承，选用深沟球轴承，则轴承有径向力,而轴向力为零，选用6３09型轴承,其尺寸为d×Ｄ×B=45×１００×２5，那么该段的直径为Φ45mm，长度为Ｌ3=４７

右起第四段，该段装有齿轮,并且齿轮与轴用键联接,直径要增加5%,大齿轮的分度圆直径为２70mm，则第四段的直径取Φ50ｍｍ,齿轮宽为b=7７ｍm，为了保证定位的可靠性,取轴段长度为L４=7５ｍm

右起第五段，考虑齿轮的轴向定位,定位轴肩，取轴肩的直径为D5=Φ６0ｍm　,长度取L5=2０mm

右起第六段，该段为滚动轴承安装出处，取轴径为D6＝Φ45mｍ，长度L6＝23mm

（４）求齿轮上作用力的大小、方向

大齿轮分度圆直径：

d1=３06ｍｍ

作用在齿轮上的转矩为:

T1=１7７.４6×１05N·mm

求圆周力:

Ｆt

Fｔ=2T2/d2=１8７６N

求径向力Fｒ

Fr=Ft·tａnα＝6２8.8N

Ft,Fr的方向如下图所示

　（５）轴长支反力

根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置,建立力学模型。

　水平面的支反力:

RA=RＢ=Fｔ/2＝938N

垂直面的支反力:

由于选用深沟球轴承则Fａ=０

那么RA’＝ＲB’=Fｒ×62/124＝３１4.4N

（6）画弯矩图

右起第四段剖面C处的弯矩:

水平面的弯矩：

MＣ=RA×71=　66.6Nm

垂直面的弯矩:

MC1’=　MC2’=RA’×７1＝22.3Nm

合成弯矩：

　（７）画转矩图：

T=　Fｔ×ｄ２/2=47Ｎｍ

　　（8）画当量弯矩图

因为是单向回转,转矩为脉动循环,α=０.6

　可得右起第四段剖面C处的当量弯矩:

（9）判断危险截面并验算强度

右起第四段剖面Ｃ处当量弯矩最大，而其直径与相邻段相差不大，所以剖面C为危险截面。

已知MeC2=75Nm　,由课本表13-１有：

[σ-１]=60Ｍpa　　则：

σe=　MeC2/W=　ＭeＣ2/（０．１·D43）

=75×1000/（0.1×603）＝6Nm＜[σ-1]

右起第一段D处虽仅受转矩但其直径较小,故该面也为危险截面:

σe=ＭD/Ｗ=ＭD／（0.1·Ｄ13）

＝106.５×１000／（０.1×353）＝24.5　Nm<［σ-1]

所以确定的尺寸是安全的。

　以上计算所需的图如下：

D1=Φ35ｍm

Ｌ1＝55mｍ

Ｄ2=Φ42mｍ

L2=55ｍm

D3＝Φ5５mm

L3=47mm

D4=Φ50mm

L4＝77mm

Ｄ5=Φ６0mm

L5=20mm

D6=Φ４5mm

Ｌ６=23mｍ

Fｔ＝１８76Nｍ

Ｆｒ＝6２8.８Nm

ＲA=RB

=93８Nm

RＡ’＝RB’

=3４１.４N

MC=66.6Nｍ

MC1’=　MC２’

=2２.３Nm

ＭC1＝MC2

=７0.23Nｍ

Ｔ=47Ｎｍ

α=0.6

MｅC2=７５Nm

［σ－1］=60Mpa

绘制轴的工艺图（见图纸）

八．箱体结构设计

（1）窥视孔和窥视孔盖在减速器上部可以看到传动零件啮合处要开窥视孔,以便检查齿面接触斑点和赤侧间隙,了解啮合情况。

润滑油也由此注入机体内。

窥视孔上有盖板，以防止污物进入机体内和润滑油飞溅出来。

（2）放油螺塞减速器底部设有放油孔，用于排出污油，注油前用螺塞赌注。

（3）油标油标用来检查油面高度，以保证有正常的油量。

油标有各种结构类型,有的已定为国家标准件。

（４）通气器减速器运转时,由于摩擦发热，使机体内温度升高，气压增大，导致润滑油从缝隙向外渗漏。

所以多在机盖顶部或窥视孔盖上安装通气器，使机体内热涨气自由逸出,达到集体内外气压相等，提高机体有缝隙处的密封性能。

（５）启盖螺钉机盖与机座结合面上常涂有水玻璃或密封胶,联结后结合较紧，不易分开。

为便于取盖,在机盖凸缘上常装有一至二个启盖螺钉，在启盖时，可先拧动此螺钉顶起机盖。

在轴承端盖上也可以安装启盖螺钉，便于拆卸端盖。

对于需作轴向调整的套环，如装上二个启盖螺钉,将便于调整。

（6）定位销　为了保证轴承座孔的安装精度，在机盖和机座用螺栓联结后,镗孔之前装上两个定位销，孔位置尽量远些。

如机体结构是对的,销孔位置不应该对称布置。

（7）调整垫片调整垫片由多片很薄的软金属制成,用一调整轴承间隙。

有的垫片还要起调整传动零件轴向位置的作用。

（8）环首螺钉、吊环和吊钩在机盖上装有环首螺钉或铸出吊环或吊钩,用以搬运或拆卸机盖。

（9）密封装置　　在伸出轴与端盖之间有间隙，必须安装密封件,以防止漏油和污物进入机体内。

密封件多为标准件，其密封效果相差很大，应根据具体情况选用。

箱体结构尺寸选择如下表:

名称

符号

尺寸（mm）

机座壁厚

δ

8

机盖壁厚

δ1

8

机座凸缘厚度

b

12

机盖凸缘厚度

ｂ1

１2

机座底凸缘厚度

b2

２0

地脚螺钉直径

df

20

地脚螺钉数目

n

4

轴承旁联结螺栓直径

ｄ１

１６

机盖与机座联接螺栓直径

ｄ２

1２

联轴器螺栓d２的间距

l　　

16０

轴承端盖螺钉直径

d3

１０

窥视孔盖螺钉直径

d4

8

定位销直径

ｄ

８

ｄf，d1,　d2至外机壁距离

Ｃ１

２6,22，18

ｄf，d２至凸缘边缘距离

Ｃ2

２4，16

轴承旁凸台半径

Ｒ1

2４,　１６

凸台高度

h　

根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作为准

外机壁至轴承座端面距离

l1　

６0,44

大齿轮顶圆与内机壁