锥齿轮减速器设计说明书

工业工程专业课程设计说明书（机械设计课程设计）设计题目单级直齿圆锥齿轮减速器学生学号学生姓名指导老师目录1、设计任务书111设计题目单级直齿圆锥齿轮减速器112原始数据113设计内容和要求12、传动方案的拟定23、电动机的选择231、选择电动机的类型232、电动机功率确定233确定电动机转速34、传动装置总体设计441传动比分配442、计算传动装置的运动和动力参数55、传动零件的设计计算651、V带传动设计6511选择带的型号6512确定带轮的基准直径DD1和DD26513验算带速7514确定中心距A和V带基准长度LD07515验算小轮上的包角7516确定V带根数Z8517计算带对轴的作用力8518普通V带轮轮槽结构尺寸952圆锥齿轮传动的设计计算9521选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数10522按齿面接触疲劳强度设计10523按齿根弯曲强度设计12524工作机转速校核15525齿轮主要参数15526整理实际的转矩和传动比及转速16527齿轮上作用力的计算166、轴的设计与校核1761减速器高速轴I的设计1762减速器低速轴II的设计207、轴承的寿命校核2671、高速轴上圆锥滚子轴承30208的寿命校核2672、低速轴上圆锥滚子轴承30209的寿命校核288、键连接的选择和计算309、减速器箱体及附件的设计3191箱体的主要结构尺寸3192减速器附件设计3210、结论331、设计任务书11设计题目单级直齿圆锥齿轮减速器设计板式输送机实现物料的输送，该传送设备的传动系统由电动机运输带减速器组成。每日二班工作。12原始数据工作机额定功率P（W）工作机额定转速N（R/MIN）使用折旧期（年）33601508设计要求（1）工作条件两班制，连续单向运转，载荷较平稳，室内工作，有粉尘，工作环境最高温度。035C（2）输入轴转速误差允许值（3）制造条件及生产批量一般机械厂制造，小批量生产。13设计内容和要求1编写设计计算说明书一份，其内容通常包括下列几个方面（1）传动系统方案的分析和拟定以及减速器类型的选择；（2）电动机的选择与传动装置运动和动力参数的计算；（3）传动零件的设计计算（如除了传动，蜗杆传动，带传动等）；（4）轴的设计计算；（5）轴承及其组合部件设计；（6）键联接和联轴器的选择及校核；（7）减速器箱体，润滑及附件的设计；（8）校核；（9）轴承寿命校核；（10）设计小结；（11）参考文献2要求完成以下工作（1）减速器装配图一张（一号图纸）（2）零件工作图两张（输出轴及该轴上的大齿轮），图号自定，比例11。（3）设计计算说明书一份2、传动方案的拟定运动简图如图21传动方案图21减速器传动方案由图可知，该设备原动机为电动机，传动装置为带传动，减速器装置采用直齿圆锥齿轮传动。3、电动机的选择31、选择电动机的类型按工作要求和条件，选用三机笼型电动机，封闭式结构，电压380V，频率50HZ，Y型。32、电动机功率确定电动机所需的功率为1WAPKW其中为电动机功率，为工作机的功率，为总效率1PA由参考文献1P5表15知传动效率分别为V带传动效率；滚动轴承的效率109624098圆锥齿轮传动效率；联轴器效率3755选用三机笼型电动机传动装置的总效率应为组成传动装置的各部分运动副效率之乘A积,即212345096809752089A而所以WPW136WAPW33确定电动机转速根据参考文献1P196表142得V带传动比范围；一级圆锥齿轮减速器传动比范围124I；工作机额定转速，则总传动比合理范围23I350/MINNR故电动机转速的可选范围为4135068/INIA符合这一范围的同步转速有750,1000和1500；INR选同步转速N1500R/MIN，根据参考文献1P173表121得；选定电动机型号为Y112M4，其主要性能如下表31表31电动机转速R/MIN电动机型号额定功率P/KW同步转速满载转速电动机重量KGY112M441500144043参考文献1P174表122和表123得电动机主要外形和安装尺寸其各数据如下图31及表32P137668W选定电动机型号为Y112M4图31电动机主要外形和安装尺寸表32电动机主要外形和安装尺寸的数据中心高H外形尺寸LAC/2ADHD脚底安装尺寸AB地脚螺栓孔直径K轴伸尺寸DE1124003052651901401228604、传动装置总体设计41传动比分配1总传动比由选定的的电动机满载转速和工作机主动轴转速N，可得传动MN装置的总传动比为1MI电动机型号为Y112M4，满载转速,且工作机主140/MIMR动轴转速N150R/MIN,则由上面公式1可得965I2、分配传动比总传动比为各级传动比的乘积，即212I分别为V带的传动比和圆锥齿轮的传动比，初选V带轮传动12,I比则由公式2可得321963I42、计算传动装置的运动和动力参数（1）、各轴转速轴1408MIN3MINRI轴25/II2、各轴输入功率轴1409638IPKW轴23IPW3、各轴输入转矩电机轴输出转矩1149502658MPTNMNA所以各轴输出转矩为轴126580937640ITIAI9613I2轴126580975323ITINMA根据以上计算数据，列出如下表41表41电机轴轴轴功率P/KW438403669转矩T/NM265287640233603转速N/R/MIN1440480150传动比I332效率09609755、传动零件的设计计算51、V带传动设计511选择带的型号由参考文献2P131表64得工作情况系数KA12则PCKAP124KW48KW根据计算功率PC和小带轮转速N11440R/MIN，由参考文献2P130图68，选A型带512确定带轮的基准直径12D和由参考文献2P132表65和表66知A型带轮最小基准直径DD1MIN75MM，因此，选取小带轮基准直径DD1106MM大带轮基准直径1D2130618DNIM按参考文献2P132表66取，25大带轮的转速12206484/MIN35DNRPC48KWDD1106MMDD2315MM带轮实际传动比12359706DI513验算带速由参考文献2P130带速公式知10614/79/60DNVMSS即带速满足，符合要求。5/2/SV514确定中心距A和V带基准长度0DL根据参考文献2P133式（615）07（DD1DD2）A02（DD1DD2）初步确定中心距07（106315）2947MMA02（106315）842初步选取A0700MM初算带的基准长度LD0221D001202L243567067206DDAMM根据参考文献2P121表62选定带的基准长度20DL计算实际中心距，由参考文献2P133式（616）即0020767172DLAM515验算小轮上的包角对于普通V带传动包角的计算由参考文献2P122式（61）知4846R/MIN2NI297799M/SV20DLMA6617MM000021135168873192DA所以小轮包角合适516确定V带根数Z根据参考文献2P133式（617）知1LPZK由参考文献2P129表63并计算得160KW,由参考文献2P134表67查得017KW1P根据参考文献2P121表62查得104，根据参考文献2LP135表68查得0956。K则1482691607105LPZ所以取Z3根517计算带对轴的作用力参考文献2P133式（618）知预紧力F0公式查参考文献2P120表61得Q017KG/M2051CPFQVZVK故20485179167937906N计算带对轴的作用力为了设计带轮的轴和轴承，需求出传动作用在轴上的压力，该压力可近似按下式计算（如图51）0101692SIN237SIN4862QFZN1069Z31679N0F99486NQF图51518普通V带轮轮槽结构尺寸如图52图52普通V带轮轮槽结构尺寸由前面设计可知，该V带选择A型，根据参考文献2P138表69可得BP110MM,HAMIN275MM,HFMIN87MM,E15MM,F10MM,；MIN61250BZEFM207ADAH小带轮轮槽角大带轮轮槽角134023852圆锥齿轮传动的设计计算521选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）按照传动方案，选用直齿圆锥齿轮（轴交角900）传动，齿形角，齿顶高系数，顶隙系数，螺旋角。201AH02C0（2）运输机为一般工作机器，速度不高，载荷较平稳，故选用7级精度（GB1009588），（3）材料选择，有参考文献3P191表101查得小齿轮材料为40CR（调质），硬度范围为241286HBS,大齿轮材料为45钢（调质），硬度范围为217255HBS。（4）齿数比I32，试选小齿轮齿数Z124，大齿轮齿数Z23224768，取Z277。522按齿面接触疲劳强度设计按照参考文献3P227公式得321122905ERHKTZDU（1）、确定公式内的各计算值1）初选载荷系数14TK2）由参考文献3P203表106查得查得材料弹性影响系数，1289EZMPA3）按参考文献3P209图1021（D）查得齿面的硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限，大齿轮的接触疲劳极限LIM160HPA。LIM250HPA3）由参考文献3P206式1013计算应力循环次数。小齿轮916048613016HNNJLZ124,Z277大齿轮98126034102NU4）由参考文献3P207图1019取接触疲劳寿命系数。1HN209K095HN；5）计算接触疲劳许用应力。取失效概率为，安全系数，由参考文献3P205式（1011S12）计算得1LIM094654HNKMPAS2LI252A6）由参考文献3P224知1/3R7）计算实际转矩T1由带实际传动比I1297知，1T2580962754INMA2、计算1）试算小齿轮的分度圆直径，带入许用应力中的较小值52HMPA得32112197305ETRHKTZDMU2）计算圆周速度V1732481966060DNVS3）计算载荷系数K。由参考文献3P193表102查得使用系数；根据125AK，7级精度，因为是锥齿，所以精度等级选8级。由参考196/VMS文献3P194图108查得动载系数；齿间载荷分配系数V564MP1HA5225M2HPA1/3R77322MM1TD196M/SV取1；齿向载荷分配系数按如下计算HFK及BE15FHK式中为轴承系数，由参考文献3P226表109查得125BE所以BE512587FHK故载荷系数1251875269AVHK6）按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由参考文献3P204式（1010A）得3312695718614TTKDM7）计算模数大端模数19684082DMZ523按齿根弯曲强度设计由参考文献3P226式（1024）132405FASRYKTZU（1）确定公式内的各计算值1）计算载荷系数。1251875269AVFK2）计算当量齿数节圆锥角1ARCTNRTA17243U29074296K269596186MM1DM4008MM172423961242517COS78396VZ当量齿数比22157VZUU3）查取齿形系数。由参考文献3P200表105查得；1260FAFAY4）查取应力校正系数。由参考文献3P200表105查得；1259617SASA5）由参考文献3P208图1020C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限大齿轮的弯曲强度极限；10FEMPA2380FEMP6）由参考文献3P206图1018查取弯曲疲劳寿命系数，；19FNK295FN7）计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数,由参考文献3P205式（1012）得14S122095321485784FNEKMPAAS8）计算大、小齿轮的并加以比较。FASY12659012634FASY2748F大齿轮的数值大。2、计算1VZ257281F324MPA2F5784322475610015743013MM由，按参考文献3P164表71标准值就近圆整后N得，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需4按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算应有的齿数。1968D于是由19682405DZM取，则。所以齿轮实际传动比125Z213U2180I（3）、几何尺寸计算1）大端分度圆直径124510832DMZM2）平均分度圆直径12051053853227MRDM3）齿轮宽度1节顶锥距222211031673DRM2齿宽1634908RBM圆整得。1250BM4MM80125Z322I100MM1D320MM285MM1MD272MM2R167631MM1250BM3大端齿顶圆直径1122COS04COS1724107643385239AADMHM齿根圆直径1221172490837COS308COS514FFFFMDH524工作机转速校核14052/MIN2973NR电实带齿101055N实工作机工作机符合设计要求。525齿轮主要参数如下表521表521名称符号公式直齿圆锥小齿轮直齿圆锥大齿轮齿数ZZ2580模数MM4传动比II32分度圆锥度，ARCTG11290。721396分度圆直径DZD100320齿顶高AHMHA44齿根高FCF4848齿全高HFA8888齿顶圆直AD，11OS2H10764大32239大10764MM1AD32239MM2A90837MM1FD317137MM2F10526整理实际的转矩和传动比及转速如下表522表522电机轴轴轴功率P/KW438403669转矩T/NM26528756423127转速N/R/MIN1440484615144传动比I29732效率0960975527齿轮上作用力的计算1已知条件高速轴传递实际转矩为实际转速为17564/,TNM小齿轮大端分度圆直径为100MM，486/MIN,NR0135径22COSMHDAA端端）齿根圆直径F，11FF22908431236齿距PP12561256齿厚SS628628齿槽宽E2ME628628顶隙CC0808锥距R21D167631167631齿顶角A，21F1FA3851385齿根角FRHRCTGFFF齿顶圆锥角A，11AA22362904897齿根圆锥角F，FF221520当量齿数VZCOSZV253322188齿宽BR5050。11COS095,SIN02982锥齿轮1的作用力平均分度圆直径105105385MRDM1圆周力为12756417968ITMTFND其方向与力的作用点圆周速度方向相反。（2）径向力为11TANCOS796TAN20COS1735681RFN其方向为力的作用点指向轮1的转动中心。（3）轴向力为11TANSI796TAN20SI17359FN其方向沿轴向从小锥齿轮的小端面指向大端面。3锥齿轮2上的圆周力、径向力和轴向力分别与锥齿轮1上的圆周力、轴向力和径向力大小相等，方向相反。6、轴的设计与校核61减速器高速轴I的设计1、选择轴的材料由于减速器传递的功率不大，转速不高，且工作平稳，故材料选择45钢，调质处理。参考文献3P362表92得1160,640,2755BBMPAA2、按扭转估算轴径177976NTF61831N1RF19317N1AF根据参考文献2P248式91计算得3PDAN由参考文献2P248表92查得，故1033842936IIDMN结构中，轴上开有一个键槽，应将轴径增大5，故取，203IDM圆整后得。IM25IND3、初步拟定轴系装配方案拟定轴上零件的装配方案，经分析比较，选用如下方案（1）零件的轴向定位1）L1部分安装大带轮，大带轮左端用螺栓紧固轴端挡圈（GB/T57832000）固定，右端靠轴肩定位；2）L2部分为外伸轴，通过轴肩定位。3）L3、L5部分安装轴承，左轴承外圈用凸缘式轴承端盖固定，右轴承的外圈用套杯固定，轴承内圈靠轴肩定位；4L4右侧通过左侧的轴承轴向定位。5）L6部分安装小锥齿轮，小锥齿轮左端用非定位轴肩，右端用螺钉紧固轴端挡圈（GB/T81912000）固定。（2）初步确定各轴段的直径及部分轴段长度I25IND当阶梯直径的变化是为了固定轴上零件及承受轴向力时，相邻直径变化要大些，如果直径的变化只是为了装卸方便或减小应力集中，相邻轴径变化应尽量小，即定位轴肩高度，非定位071AD为（）轴肩高度为；与齿轮、带轮、联轴器等零件相配合的轴段152M长度应比相应的轴毂长度短，根据这个原则，确定各轴段的3直径及部分轴段长度如下，1IM25IND25D5340DM45D。63查文献1P172表1110以及由后面轴承的计算得轴承端盖的总宽度为29，根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与大带轮左端面的距离，故L257MM28LM（3）零件的周向定位大带轮和小齿轮的周向用平键定位。由，以125D635DM及由后面计算出L148MM，L642MM。按参考文献P56，选用带轮连接的平键系列为，选用齿轮连接的平键系列为8740BHL。0832BHL（4）、确定带轮、齿轮的结构1）由参考文献P136图610中的（C）图确定带轮结构尺寸2因为带轮的基准直径，属中等直径，故采用腹板式结构106DM,令B50MM因为与25ZDM83754ZL1L带轮零件相配合的轴段长度应比相应的轴毂长度短，所以23ML148MM。2）由参考文献P170表117确定齿轮结构尺寸2因为齿轮的齿顶圆直径，故采用实心式结构1076420ADM，；10764ADM135其安装小锥齿轮的轴长取L52，取12MM。034126M根据挡油环、与箱体内壁的距离及与齿轮零件相配合的轴段长度应比相应的轴毂长度短，所以L671MM3（5）、确定轴承型号因齿轮为直齿圆锥齿轮，所以轴承受径向力和轴向力作用，且，根据参考文献P79选用圆锥滚子轴承，3540DM13028。通过计算和分析得出L3L516MM。8DBM最后根据以上所得各段长度可以得到L4140MM（6）、确定齿轮，轴承的润滑方式1）高速轴上的齿轮是悬臂小锥齿轮，因为齿轮的圆周速度所以采用浸油润滑。9/2/VMS2）轴承的润滑方式因为式中4550486210/MIN210/INDNRRD为轴承内径，N为轴的转速；故采用脂润滑。62减速器低速轴II的设计1、选择轴的材料由于减速器传递的功率不大，转速不高，且工作平稳，故材料选择45钢，调质处理。2、按扭转估算轴径根据参考文献P248式91计算得23PDAN由参考文献P248表92查得，故21033693854IIDMN圆锥滚子轴承30208采用浸油润滑采用脂润滑选择45钢M35IIND结构中，轴上开有一个键槽，应将轴径增大5，故取，3526IDM圆整后得。M35IIND3、轴的结构设计拟定轴上零件的装配方案，经分析比较，选用如下方案1、轴的轴向定位1）L7部分安装联轴器，半联轴器的左端端靠轴肩定位；2）L1、L5部分安装轴承，右轴承的内圈靠轴肩定位，左轴承的内圈靠挡油环定位，两个轴承的外圈均靠靠凸缘式轴承端盖固定；3）L2部分安装大齿轮，齿轮的左端靠挡油环定位，右端靠轴肩定位。（2）、联轴器的选择1）确定联轴器的型号根据参考文献2P266式（98）计算转矩CATK根据参考文献P266表96查得工况系数，故215AK153734690/CAINM按计算的根据参考文献1P103选取联轴器为弹性注销联轴器CTGB/T50142003，其型号为LX2。取联轴器毂孔直径为35MM，轴孔长度为60MM，J型轴孔，A型键，联轴器主动端代号为LX23560。其相应的轴段直径，其长度应略小于毂孔的长度，取735DM。758LM（2）、确定各轴段的直径346905N/CTM，7M35IIND640DM154DM45D，20查文献1P172表1110以及由后面轴承的计算得轴承端盖的总宽度为32，根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与联轴器端面的距离，故。20LM652L（4）、确定轴承型号因齿轮为直齿圆锥齿轮，所以轴承受径向力和轴向力作用，且，根据参考文献1P79选用圆锥滚子轴承30209，15DM。可知B19，以及由挡油环与轴承位48519DBM置的关系，可以确定。357L（5）、零件的周向定位大齿轮和联轴器的周向用圆头普通平键定位。由，735DM，根据参考文献1P56知选用联轴器连接的平键系列为20DM；选用齿轮连接的平键系列为。185BHL149BHL（6）、确定大齿轮结构由参考文献1P170确定大齿轮的结构尺寸。因为大齿轮的齿顶圆直径，故采用腹板式结构23950ADM，；16508DM，取；1L因为与齿轮相配合的轴段长度应比相应的轴毂长度短，23M所有L658MM，取12MM；034126M，取；73284973CRM25（7）确定其他轴段的长度取定位轴肩L58MM，综合上面各段轴长可知L41168MM（8）、确定轴承、齿轮的润滑的方式选用圆锥滚子轴承3029轴承采用脂润滑1）轴承的润滑方式因为3545168410/MIN210/INDNRR式中D为轴承内径，N为轴的转速；故采用脂润滑。2）齿轮的润滑方式因为齿轮的圆周速度196/2/VMS故采用浸油润滑。4、求轴上的载荷及其校核根据轴的结构图，做出轴的计算简图（1）画出轴的结构简图和轴的受力图如图61图61轴的结构简图和轴的受力图（齿轮取齿宽中点处的分度圆直径作为力的作用点，轴承在宽度A186MM处为作用点）。轴承1和轴承2之间的距离为2231MM，轴承2和锥齿轮间的距离为17395MM（2）计算作用在大锥齿轮上的力由前面527齿轮上作用力的计算知大锥齿轮的圆周力为1796TFN径向力为3R轴向力为618A3作水平面的受力图、弯矩图如图52HM大齿轮采用浸油润滑177976NTF19317NR61831NA39209NHCR138767NABHCFLRN1876TBACL1138764952039/682/HBABMRLNM22084C图62水平面的受力图、弯矩图HM（4）作垂直面的受力图、弯矩图如图53V2193745618327436/AMRABVCCFDLRNML9/ARVNM1149564VBABML236781/CR图63垂直面的受力图、弯矩图VM5作合成弯矩图如图54M682N/M1HBMM682N/M2HBM33436N/VCRMVA14119N/M694N/M1VBM2586N/M6855N/M1BM8963N/M22222116894685/BHBVMNM22513图64合成弯矩图M（6）作转矩T图如图55，其中2317/TNM图65转矩T图（7）计算当量弯矩CM因轴单向传动，转距可认为按脉动循环变化，所以校正系数06，则062312713876NM2T危险截面C处的当量弯矩如图6622228963176519/CBTNM图66当量弯矩2317/TNM13876N/2TM16519N/CBMM13215MPAC8校核强度3131659012550CBCBMMPAPAD因此，轴II的强度满足设计要求。7、轴承的寿命校核71、高速轴上圆锥滚子轴承30208的寿命校核1画出轴的结构简图和轴的受力图如图71图71轴的结构简图和轴的受力图（齿轮取齿宽中点处的分度圆直径作为力的作用点，圆锥滚子轴承30208在A169处为作用点）。轴承1和轴承2之间的距离为14607MM，轴承2和锥齿轮间的距离为5778MM177976NTF（1）计算作用在圆锥小齿轮上的力由前面527齿轮上作用力的计算知小锥齿轮的圆周力为1796TFN径向力为83R轴向力为197A（2）计算水平面的反BDHCFLRN701TBCL（3）计算垂直面的反力12680359710948615476715QABAMRBDVCCFLDFLRLN1294860835719301746024675QACRDAMVBBCFLLDRLN2、轴承的受力分析如图72图721求两轴承受到的径向载荷12RF和21HB227041687583543RVCFRN2求两轴承派生轴向力1S和61831N1RF19317N1A248377NHCR70401NB15553NVCR145764NVBR161875N1RF248663N2R对于圆锥滚子轴承，根据参考文献1表P79表137，；/2RSFY根据参考文献1P79表67，,，故042E1Y73CKN12/61875/783243RSFYN4求两轴承的计算轴向力21AF和,故轴有向左运动的趋势，2197805AFSS轴承1被压紧，轴承2被放松2AN（5）求轴承当量动载荷21P和120856734ARRFE因轴承运转过程中有轻微冲击，有参考文献2P295表108知取10PF124041687541082561863RARPFYNN取12MX,3P（6）计算寿命3840HL10663110727893486HHCLNP所以，该轴承适用。72、低速轴上圆锥滚子轴承30209的寿命校核（1）轴承的受力分析如图7357813N1S88808N2108125N1AF88808N2A216125N1P248663N2248663N轴承适用图732求两轴承受到的径向载荷12RF和21HC22390436510879483RVAFRN3求两轴承派生轴向力1S和对于圆锥滚子轴承，根据参考文献1P79表137，；/2RSFY根据参考文献1P79表67，,，故042E1Y73CKN12/513/8995RSFYN4求两轴承的计算轴向力21AF和,故轴有向左运动的趋势，轴21374863AFSS承1被压紧，轴承2被放松295AN（5）求轴承当量动载荷21P和1269340856ARRFE因轴承运转过程中有轻微冲击，有参考文献2P295表108知取。10PF12404513046913279398PRARPFFYNN取121MAX,51530N1RF139483N2R18404N1S49815N269132N1AF49815N2A117397N1P139483N2139483N（6）计算寿命480HL106631107259264548HHCLNP所以，该轴承适用。8、键连接的选择和计算根据轴的各个阶梯的直径和长度尺寸选取键的尺寸，查参考文献1P56及其他条件要求本减速器的工作条件为有轻度冲击载荷，选择键如下键名国标1轴I带轮键8X7GB10962003A型2轴I（小齿轮处）键10X8GB10962003A型3轴II（联轴器）键10X8GB10962003A型4轴II（大齿轮处）键14X9GB10962003A型根据参考文献2第256页得2PPTDKL式中T为传递的转矩，NMM，D为轴径；K为键与键槽的接触高度，KH/2，H为键的高度，MM；为键的工作长度，对A型键LLLB，L为键长，B为键宽，MM；为许用压强。P由参考文献2第256页表95得,钢的静联接在时的许用应力，102APMP337564/,2170/TNMTNM校核键13115642PPMPADKL轴承适用5403MPA1P其中25MM，L40，B8。1D校核键2327564109282PPTMPAKL其中35MM，L32，B10。2D校核键333217082654PPTMPAKL其中35MM,L50，B10。3D校核键434212706195PPTMPAKL其中50MM，L45，B14。4D因此所有键均符合设计强度要求，可用。9、减速器箱体及附件的设计91箱体的主要结构尺寸如下表91表91名称符号减速器形式及尺寸关/MM箱座壁厚8箱盖壁厚1