1、1設計任務書之公保含煙創作表1-1設計數據序號F(N)D(mm)V(m/s)任務環境載荷特性最短任務年限傳動萬案71920265年夜批車間平穩沖擊十年二班如圖1-1圖1-1傳動方案簡圖(1) 加速器裝配圖1張(A1)(2) 零件任務圖1張(加速器箱蓋、加速器箱座-A2);2張(輸出軸-A3;輸出軸齒輪-A3)設計說明書1份(A4紙)2傳動方案的剖析一個好的傳動方案，除了首先應滿足機器的功用要求外，還應當任務牢靠、構造復雜、尺寸緊湊、傳動效率高、本錢昂貴以及使用維護方便.要完全滿足這些要求是困難的.在擬定傳動方案和對多種方案停止比擬時，應依據機器的詳細情況綜合思索，選擇能擔保主要要求的較合理的傳

2、動方案.現以課程設計P3的圖2-1所示帶式輸送機的四種傳動方案為例停止剖析.方案a制造本錢低，但寬度尺寸年夜，帶的壽命短，而且不宜在惡劣環境中工作.方案b構造緊湊，環境適應性好，但傳動效率低，不適丁延續臨時任務，且制造本錢高.方案c任務牢靠、傳動效率高、維護方便、環境適應性好，但寬度較年夜.方案d具有方案c的優點，而且尺寸較小，但制造本錢較高.上訴四種方案各有特點，應當依據帶式輸送機詳細任務條件和要求選定.若該設備是在一般環境中延續任務，對構造尺寸也無特別要求，則方案a、c均為可選方案.關丁方案c若將電動機安插在加速器另一側，其寬度尺寸得以縮小.故選c方案，并將其電動機安插在加速器另一側.3電

3、動機的選擇工業上一般用三相交流電動機，無特殊要求一般選用三相交流異步電動機.最常常使用的電動機是Y系列籠型三相異步交流電動機.其效率高、任務牢靠、構造復雜、維護方便、價錢低，適用丁不容易燃、不容易爆，無腐蝕性氣體和無特殊要求的場所.此處依據用途選用Y系列三相異步電動機任務機所需功率Pw卷筒3軸所需功率:cFv_PW=1.574kw10001000卷筒軸轉速:601000V6010000.82nw59.13r/minD2653.14電動機的輸出功率Pd思索傳動裝置的功率耗損，電動機輸出功率為Pd也傳動裝置的總效率:-聯軸器效率10.99-齒輪傳動效率取20.97-滾動軸承效率30.99-滾筒效率

4、40.961243所以0.9920.9720.9930.960.86所以PdPw1.5740.861.83kw確定電動機額外功率Ped依據計算出的功率Pd可選定電動機的額外功率Ped.應使Rd等丁或稍年夜丁Pd.查機械設計課程設計表20-1得Ped2.2kw由機械設計課程設計表2-1圓柱齒輪傳動的單級傳動比為36，故圓柱齒輪傳動的二級傳動比為936,所以電動機轉速可選范圍為,一'一一一-_-_一一一屁Inw(936)59.13r/min532.172128.7r/min契合上述要求的同步轉速有750r/min,1500r/min和3000r/min,其中加速器以1500和1000r/m

5、in的優先，所以現以這兩種方案停止比擬.由機械設計課程設計第二十章相關資料查得的電動機數據及計算出的總傳動比列丁表3-1:表3-1電動機技術數據萬案電動機型號額外功率kW電動機轉速r/min電動機質量kg總傳動比同轉滿轉總傳動比局速級低速級1Y100L1-4150014203424642Y112M-610009404516表3-1中，方案1與方案2相比擬，綜合思索電動機和傳動裝置的尺寸、重量及總傳動比，為使傳動裝置構造緊湊，統籌思索電動機的重量和價錢，選擇方案2,即所選電動機型號為Y112M-6.4傳動裝置運動和動力參數計算nmInw94059.1316加速器的傳動比i為16,關丁兩級臥式展開

6、式圓柱齒輪加速器的Ii(1.11.5)I2,計算得兩級圓柱齒輪加速器高速級的傳動比i14.5，低速級的傳動比i23.5.電動機軸運動和動力參數計算P0Pd2.2kWn0nm940r/minPT09550-022.35Nmn°高速軸運動和動力參數計算RP012.2kW0.992.178kWn1n0940r/minRT19550-22.13Nmn12.09kW中間軸運動和動力參數計算F2P1232.178kW0.970.99n1940n2-1208.9r/mini14.5十ccP2八T29550圣95.5Nmn2低速軸運動和動力參數計算F3P2232.09kW0.970.992.09kW

7、n2f.n359.7r/mini2T39550w321.5Nm5傳動件的設計計算選擇資料、熱處置方式和公差品級1) 按以上的傳動方案，選用斜齒圓柱齒輪傳動.2) 運輸機為一般任務，速度不高，故選用8級精度(GB10095-88).3) 資料選擇.思索到制造的方便及小齒輪容易磨損并統籌到經濟性，圓柱齒輪的年夜、小齒輪資料均用45鋼，小齒輪調質處置，年夜齒輪正火處置.由機械設計書表10-1得齒面硬度HBS1=217-255,HBS2=162-217平均硬度硬度辨別為236HBS,190HBS二者資料硬度差為46HBS.4) 選小齒輪的齒數Zi23,年夜齒輪的齒數為Z24.523103.5，取Z21

8、04.5) 選取螺旋角.初選螺旋角14.按齒面接觸強度設計由設計公式停止試算，即2KtLu1夕£、2(HE).dUh(1)確定公式內的各計算數值1)2)d1t3(5-1)試選載荷系數Kt1.4由以上計算得小齒輪的轉矩T122.13Nm查表及其圖選取齒寬系數齒輪的接觸疲勞強度極限4)計算應力循環次數Ni3)Hlim11d1,資料的彈性影響系數Ze189.8MPa',按齒面硬度的小580MPa;年夜齒輪的接觸疲勞強度極限Hlim2390MPa._91(583002)1.35109N25)6)由60njLh60940Ni1.35109°134.5按接觸疲勞壽命系數HN10

9、.9HN20.95計算接觸疲勞許用應力，取失效概率為1%,平安系數S=1108故:NlimS(5-2)hHN1lim1S0.9580522MPaHN2limShi27) 0.95390370.5MPaH】2查圖選取區域系數Zh查圖得10.765,(2)計算：52222.46.0.87,則3705MPa446.25MPa121.6351)dit求得小齒輪分度圓直徑2KtT1u1zezh2(/.2)圓周速度:3)計算齒寬及模數:dti的最小值為2142.2131045.5(189.82.46)237mm4.5466.251.635dtn601000314379401.82m/s601000兇克：b

10、dd1t13737mm模數：mntdtcos37cos14123齒高：h2.25mnt2.251.563.51mmb3710.5.h3.514）計算縱向垂合度1.56mm0.3180.318dztan5）計算載荷系數：依據KaKf1.35,Kh故載荷系數123tan141.821,vKf1.82m/s,8級精度，查得動載系數1.4V1.1,Kh1.4491,1.1.11.41.44912.236）按實際載荷系數校正分度圓直徑:37d1dt32.23.1.443.2mm7）計算模數:mnd1cos43.2cos141.82mm23_22KT1YcosYFaYsa1dZ12F（1）確定公式內的各計

11、算數值1）依據縱向重合度mn3按齒根彎曲強度計算彎曲強度設計公式為(5-3)Zv12）計算當量齒數：Zv21.82，從圖中查得螺旋角影響系數Y0.88一2325.18cos141043113.8cos14夸曲疲勞強度極限FE1Z13cosZ23cos3）查圖得小齒輪的FE2250MPa;4）查圖取彎曲疲勞壽命系數Kfn10.9,KfN20.95;5）計算彎曲疲勞許用應力.取彎曲疲勞平安系數S=1.4，得0.9480-308.6MPa1.40.95250169.6MPa1.4480MPa；年夜齒輪的彎曲疲勞強度極限KfniFE1F1二6) F2S計算載荷系數K.7) KKaKvKfKf查取齒形系

12、數.11.11.41.352.079查表得YFai2.6164;YFa22.169.8)查取應力校正系數.查表得YSa11.5909YSa21.8019)計算年夜、小齒輪的女匹并加以比擬.YFa1YSa1YFaXF2.61641.59090.01349308.62.1691.8010.02302169.6F2年夜齒輪的數值年夜.(2)設計計算.22.079221300.88cos14mn30.02303mm1.266mmmnd1cosZ1mn年夜齒輪齒數這樣設計出的齒輪傳動湊,避免糜費.幾何尺寸計算(1)計算中心距:將中心距圓整為(Z1Z2)mn2cos120mm.(2195)2119.55m

13、m2cos14(2)修正螺旋角:值改動未幾，故參數(3)分度圓直徑：(Z1Z2)mnarccos2a、K、Zh等不用修正.arccos14.842120.21231.635比照計算后果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數m年夜丁由齒根彎曲疲勞強度計算的模數，由丁齒輪模數的年夜小要取決丁彎曲強度所決議的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決議的承載能力,僅與齒輪直徑(即模數與齒數的成積)有關,可取彎曲強度算得的模數1.266mm并接近圓整為標準值mn2mm,按接觸強度算得的分度圓直徑d43.2mm,算出小齒輪齒數43.2cos21,2214.594.5，取z295.,即滿足了齒面接觸疲勞強度，乂滿足齒根彎曲

14、疲勞強度，并做到構造緊zmcosZ2mncos212-43.4mmcos14.84952196.56mmcos14.84(3) 齒輪寬度：bdd143.4mm取B243mmB150mm選擇資料、熱處置方式和公差品級1) 運輸機為一般任務，速度不高，故選用8級精度(GB10095-88).資料選擇.思索到制造的方便及小齒輪容易磨損并統籌到經濟性，圓柱齒輪的年夜、小齒輪資料均用45鋼，小齒輪調質處置，年夜齒輪正火處置.由機械設計書表10-1得齒面硬度HBS1=217-255,HBS2=162-217平均硬度硬度辨別為236HBS,190HB$二者資料硬度差為46HBS.3）選小齒輪的齒數Z125,

15、年夜齒輪的齒數為Z23.52587.5,取Z288.14.4）選取螺旋角.初選螺旋角按齒面接觸強度設計由設計公式停止試算，即；2心1u1zhze2.（/.duh（1）確定公式內的各計算數值試選載荷系數Kt1.6由以上計算得小齒輪的轉矩T1dt31)2)321.5Nm3）齒輪的接觸疲勞強度極限4）計算應力循環次數N3查表及其圖選取齒寬系數Hlim311,資料的彈性影響系數Ze189.8MPa',按齒面硬度的小580MPa;年夜齒輪的接觸疲勞強度極限h皿390MPa.N25)HN110)60n3jLh6059.71直心72.463.5按接觸疲勞壽命系數0.9HN20.95計算接觸疲勞許用應

16、力,由故：hNlimH4H32(510783002)8.6107取失效概率為HN3lim3HN4lim41%,平安系數S=10.95580551MPa0.99390386.1MPaS551386.1MPa468.55MPa7）查圖選取區域系數Zh2.433.8)查圖得30.78,40.8，貝U341.58（2）計算：d3t321.632.1510411.581）求得小齒輪分度圓直徑dt1的最小值為93.34mm4.5 2.433189.82468.552）圓周速度：3）計算齒寬及模數:齒寬：b模數：mntd3tn6010003.1493.3459.76010000.29m/sdd3t193.3

17、493.34mmd3tcos93.34cos14253.62mm齒高:h2.25mnt2.253.628.15mm4）計算縱向重合度0.318dz3tan0.318125tan141.985）計算載荷系數：依據KA1,v0.29m/s,8級精度，查得動載系數V1.03,Kh1.467,Kf1.27,KhKf1.4故載荷系數AVHH1.1.031.41.4672.193.348.1511.456）按實際載荷系數校正分度圓直徑：2.1d3d3t3,93.3436102.2mm7）計算模數：d3cos102.2cos14mn3.97mm325按齒根彎曲強度計算彎曲強度設計公式為2KT1Ycos2YF

18、aYSamn32dz1F（1）確定公式內的各計算數值1）依據縱向重合度1.98，從圖中查得螺旋角影響系數Y0.88Zv32）計算當量齒數：Zv4Z33cosZ43cos一3一27.37cos14104cos31496.333）查圖得小齒輪的彎曲疲勞強度極限fe3480MPa;年夜齒輪的彎曲疲勞強度極限FE4250MPa;4）查圖取彎曲疲勞壽命系數Kfn30.95,Kfn40.91;5）計算彎曲疲勞許用應力.取彎曲疲勞平安系數S=1.4，得0.95480325.71MPa1.40.91250162.5MPaKFN3FE3F3F4S6）計算載荷系數K.KKaKvKfKf1.41.031.41.27

19、1.837）查取齒形系數.查表得YFa32.56;YFa42.19.8）查取應力校正系數.查表得YSa31.6037;YSa41.78639)計算年夜、小齒輪的也蘭并加以比擬.FYFa3YSa3F3YFa4YSa42.561.6037325.710.01262.191.7863162.50.02407F4年夜齒輪的數值年夜.(1)設計計算21.833215000.88cos214八“c“0.02407mm2.87mm12521.58比照計算后果，由齒面接觸疲勞強度計算的模數m年夜丁由齒根彎曲疲勞強度計算的模數，由丁齒輪模數的年夜小要取決丁彎曲強度所決議的承載能力，而齒面接觸疲勞強度所決議的承載

20、能力,僅與齒輪直徑(即模數與齒數的成積)有關,可取彎曲強度算得的模數2.87mm并接近圓整為標準值mn3mm,按接觸強度算得的分度圓直徑d102.2mm，算出小齒輪齒數d3cos68.19cos14Z3-22,mn3年夜齒輪齒數Z4223.577.這樣設計出的齒輪傳動，即滿足了齒面接觸疲勞強度，乂滿足齒根彎曲疲勞強度，并做到構造緊湊，避免糜費.幾何尺寸計算計算中心距：aJ迥(2377)3153.05mm2cos2cos14將中心距圓整為153mm.修正螺旋角：arccosZ2)mnarccos77213.932a2153值改動未幾，故參數、K、Zh等不用修正.(1) 分度圓直徑:Z3mn223

21、d3coscos13.93Z4mn773d4coscos13.9368mm238mm(2) 齒輪寬度：bdd368mm取B468mmB376mm6軸的設計計算軸的構造尺寸設計R2.178kw，轉速n1940r/mm，轉矩T122.13Nm依據構造及使用要求，把該軸設計成階梯軸且為齒輪軸，共分七段，其中第5段為齒輪，如圖6-1所示:圖6-1高速軸由丁構造及任務需要將該軸定為齒輪軸，因此其資料須與齒輪資料相同，均為45鋼，熱處置為調制處置,資料系數A為120.所以，有該軸的最小軸徑為：dminA03凸120215.88mm,n1.940此處最小直徑顯然是裝置聯軸器處的直徑d1，選擇半聯軸器的孔徑d

22、20mm,半聯軸器長度L52mm，半聯軸器與軸配合的轂孔長度L138mm.其他各段軸徑、長度的設計計算依據和進程見下表：表6-1高速軸構造尺寸設計階梯軸段設計計算依據和進程計算后果第1段du由半聯軸器孔徑確定111略小丁聯軸命轂孔長度，轂孔長度L144mm取11136mmd1120mm1ii36mm第2段為了滿足半聯軸器的軸向定位要求，一段右端應制出一軸肩，故取2段的直徑為d1226mm,取端蓋右端到聯軸器左端間隔為35mm,端蓋總寬度為30mm,故11265mmd1226mm11265mm第3段依據d1226mm,預選軸承7206CdDB30mm62mm16mm,d13、1i2由軸承尺寸確定

23、d1330mm11316mm第4段查得7206C型軸承的定位軸肩高度為h3mm,因此，取d4d636mm1i4L2(74)5504108mmd1436mml14108mm第5段d15齒頂圓直徑47.4mml15齒克50mmd1547.4mml1550mm第6段d16d14l165mmd1636mml165mm第7段d17d1330mml1771623mm(7mncfc套筒寬度)d1730mml1723mm高速軸上軸承的選定計算該軸承設計為面對面形式，預計壽命為3年，即12480小時.1計算軸承的徑向載荷得Fm258.87N、吊125.1N2計算軸承的軸向載荷得Fd10.68Fr1176N、Fd

24、20.68Fr285N,因此，FaeFd227085355NFd故Fa1355N、Fa285N3求比值宣1.37、晝0.68，因為角接觸球軸承e的最年夜值為0.56，故旦1、M均年夜丁e.Fr1Fr2Fr1F24初步計算當量動載荷P取fp為1.2,X0.41,Y0.87Pfp(XFr1YFa1)1.2(0.41258.870.87355)498NP21.2(0.41125.1850.87)150.3N5求軸承應有的根本額外動載荷值60nLhCiR、6h498311,10660940124801064430NC26094012480150.331061337N初選的軸承為7206C,它的額外動載

25、荷辨別為17.8KN和16.8KN,故契合條件.軸的構造尺寸設計依據構造幾使用要求該軸設計成階梯軸，共分六段,如圖6-2所示:>3圖6-2中間軸由丁構造及任務需要將該軸定為齒輪軸，因此其資料須與齒輪資料相同，均為45鋼，熱處置為調P209制處置，取資料系數A0120.有該軸的最小軸徑為：d2iAo，-1120:一31.86mm0,n2208.9因鍵槽開在中間，其影響不預思索標準化取d2135mm其他各段軸徑、長度的設計計算依據和進程見下表：表6-2中間軸構造尺寸設計階梯軸段設計計算依據和進程計算后果第1段d21A0n"由軸承尺寸確定（軸承預選7207CdDB357217mm）l

26、21B1Bh171330mmd2135mml2130mm第2段d22由齒輪孔徑決議，取d2240mmI22略小仆輪寬度，取l2248mmd2240mm12248mm第3段取d2348mml2310mmd2348mml2310mm第4段d24分度圓直徑68mm124齒克76mmd2468mml2476mm第5段d25d2348mmI2510mmd2548mm屁10mm第6段d26d2135mml26B1Bh30mmd2635mml2630mm軸的構造尺寸設計依據構造幾使用要求該軸設計成階梯軸，共分七段,如圖6-3所示:12345B圖6-3低速軸思索到低速軸的載荷較年夜，資料選用45鋼，熱處置調質

27、處置，取資料系數A120所以，有該軸的最小軸徑為：d3minAo3：E12020138.7mm.n3.59.7顯然此段軸是裝置聯軸器的，選擇TL7型聯軸器，取半聯軸器孔徑為d40mm，故此段軸徑為d3i40mm，半聯軸器長度L112mm，半聯軸器與軸配合的轂孔長度為L84mm，第一段的長度應比聯軸器的轂孔長度略短，故取1182mm其他各段軸徑、長度的設計計算依據和進程見下表：表6-3低速軸構造尺寸設計階梯軸段設計計算依據和進程計算后果第1段d3140mml3182mm（由聯軸器寬度尺寸確定）d3140mml3182mm第2段為了滿足半聯軸器的軸向定位要求，一段右端應制出一軸肩，故取2段的直徑為

28、d3246mm,扇由端蓋等因素確正，取I3255mmd3246mml3255mm第3段依據d3246mm,預選軸承7210CdDB50mm90mm20mm,d33、l33由軸承尺寸確定d3350mml3320mmd3350mml3320mm第4段d34d351060mml34L2(l35l361373133)3(.(L2162(106649420)465mm為箱體內壁軸向間隔，3為軸承端面至箱體內壁間隔)d3460mml3465mm第5段d35d34565mml3510mmd3565mml3510mm第6段取裝g輪處的軸直徑d3655mm,此段的長度略小仆輪寬度，取l3666mmd3655mm

29、l3666mm第7段d37d3350mml37B3Bh202949mmd3750mml3749mmFt2T32321.5103Frd4239.792682NtanFtcos2682tan20cos14.641009NFaFttan2682tan14.64701N圖6-4低速軸的受力剖析及扭矩圖低速軸的受力剖析及計算軸的受力剖析及載荷剖析如圖6-4所示從軸的構造圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面C是軸的危險截面，計算出的截面C處的MMv、M的值歹0丁下表：載荷水半向H崔直面V支反力FFnhi930N,Fnh21770NFnvi793NFnv2219N彎矩MMH109740NmmMV193574Nm

30、mMV213578Nmm總彎矩M1144221NmmM2110576Nmm扭矩TT3321500Nmm加速軸的校核由手冊查資料45鋼的強度參數160MPaC截面彎扭分解應力：0.6)caM2(T3)2W由計算后果可見C截面平安.加速軸上軸承選擇計算該軸承設計為面對面形式，預計壽命為1）計算軸承的徑向載荷得Fr1793N、2）計算軸承的軸向載荷得Fd1FaeFd2148.92故Fa1818.92N、3）求比值宣1.03、MFr1Fr2(1442212(0.6321500)214.5MPa10.1553670818.92NFd1Fa2148.92N3年，即12480小時.Fr2219N0.68F1

31、539N、Fd20.68F2148.92N,因此，0.68，因為角接觸球軸承e的最年夜值為0.56，故巨1Fr1M均年夜丁e.Fr24）初步計算當量動載荷P取fp為1.2,X0.41,Y0.87Pfp（XFr1YFa1）1.2（0.417930.87818.92）1245NP21.2（0.41219148.920.87）263.22N5）求軸承應有的根本額外動載荷值'C131245360配7124804454N106c.6059.712480C2263.223934N106初選的軸承為7210C,它的額外動載荷辨別為32.8KN和31.5KN,故契合條件.7各軸鍵、鍵糟的選擇及其校核因

32、加速器中的鍵聯結均為靜聯結，因此只需停止擠壓應力的校核.帶輪處鍵：依照帶輪處的軸徑及軸長選鍵B6X6，鍵長28,GB/T1096聯結處的資料辨別為：45鋼（鍵）、45鋼（軸）中間級處鍵選擇及校核依照輪轂處的軸徑及軸長選鍵B12X8GB/T1096聯結處的資料辨別均為45鋼此時，鍵聯結合格.低速級年夜齒輪處鍵依照輪轂處的軸徑及軸長選鍵B16X10，鍵長56GB/T1096聯結處的資料均為：45鋼其中鍵的強度最低，因此按其許用應力停止校核，查手冊其p3110MPa41.75MPap32T32321500p3d6lk55565該鍵聯結合格依照聯軸器處的軸徑及軸長選鍵12X8，鍵長70,GB/T109

33、6聯結處的資料辨別為：45鋼（聯軸器）、45鋼（鍵）、45鋼（軸）其中鍵的強度最低，因此按其許用應力停止校核，查手冊其p4110MPa57.4p42T32321500p4d40704該鍵聯結合格.8聯軸器的選擇計算類型選擇選用彈性套柱銷聯軸器載荷計算轉矩T22.13Nm,查得KA1.3,故計算轉矩為TcaKaT1.322.1328.769Nm型號選擇軸徑為m,許TL3型彈性套柱銷聯軸器的許用轉矩為31.5Nm，許用最年夜轉速為6300r/min,1622mm，電動機軸為28mm，故分歧用.TL4型彈性套柱銷聯軸器的許用轉矩為63N用最年夜轉速為5700r/min，軸徑為2028mm，故合用.類

34、型選擇選用彈性套柱銷聯軸器載荷計算轉矩T321.5Nm,查得Ka1.3,故計算轉矩為TcaKAT1.3321.5Nm417.95Nm型號選擇軸徑為TL7型彈性套柱銷聯軸器的許用轉矩為500Nm,許用最年夜轉速為3600r/min,4048mm，故合用.9加速器箱體及其附件的設計通氣器為使防塵性能好，選通氣器（兩次過濾），采用M18X油面指示器選用游標尺M16吊裝置采用箱蓋吊耳、箱座吊耳放油螺塞起蓋螺釘型號：GB70-85M10X40,資料Q235高速軸軸承蓋上的螺釘：GB70-85M6X12資料Q235中間軸軸承蓋上的螺釘：GB70-85M8X20資料Q235低速軸軸承蓋上的螺釘：GB70-8

35、5M軟20,資料Q235箱蓋、箱座銜接螺栓直徑：GB578486M10X100,資料Q235箱體的主要尺寸：(1) 箱座壁厚0.025a10.025153.0514.8258取=8箱蓋壁厚i=X取1=8箱蓋凸緣厚度b11X8=12X8=12箱座底凸緣厚度b2X8=20地腳螺釘直徑df=X153.05+12=17.5098(取16)地腳螺釘數目n=4(因為a<250)(8)軸承旁銜接螺栓直徑d1fX16=13.15(取14)蓋與座銜接螺栓直徑d2=(0.5-0.6)dfX(取10)銜接螺栓d2的間距L=150-200軸承端蓋螺釘直徑d3=(0.4-0.5)dfX16=7.2(取8)定位銷直徑d=(0.7-0.8)d2X10=8凸臺高度：依據低速級軸承座外徑確定，以便于扳手把持為準外箱壁至軸承座端面的間隔C1+C2+(510)齒輪頂圓與內箱壁間的間隔：12