链式运输传动减速器系统设计

链式运输传动减速器系统设计 设计一用于链式运输机的传动装置。三班制连续工作，连续单向运转，载荷平稳，小批量生产，运输链速度允许误差为运输链速度的 %5 。 已知数据： 运输链牵引力 F/(5 输送速度 v/(m/s):轮节圆直径 D/(280 使用年限、年： 10 合理的传动方案，首先应满足工作机的性能要求，其次应满足工作可靠，转动效率高，结构简单，结构紧凑，成本低廉，工艺性好，使用和维护方便等要求。任何一个方案，要 满足上述所有要求是十分困难的，要多方面来拟定和评比各种传动方案，统筹兼顾，满足最主要和最基本的要求，然后加以确认。 本装置采用展开式两级圆柱齿轮传动， 高速轴端连接选择弹性柱销联轴器，低速轴端采用齿式联轴器。 动件的选择 设计任务要求减速器的输入功率为 传动装置的效率： = 1 2 n 式中： 1 2 3常见机械效率参见附表 1 附表 1 常用机械 传动效率 机械传动类型 传动效率 圆柱齿轮传动 闭式传动 7 开式传动 锥齿轮传动 闭式传动 7 开式传动 传动 齿形链 子链 动轴承（一对） 轴器 动机所需功率为 v/1000 w 根据链式运输机工作机的类型，可取工作机效率 w=传动装置的总效率 = 12 23 32 齿轮传动效率 1=动轴承的效率 2=轴器的效率 3= = 需电动机的功率为 链轮的转速 n=60 1000v / D=41r/nd=ia n=(810) 41r/281640r/参考书 2表 (9 39)初步确定原动机的型号为 定功率为 4 满载转速 60r/定转矩为 m，最大转矩为 m. 动比的分配 由 原 始 数 据 以 及 初 步 确 定 的 原 动 机 的 转 速 可 确 定 总 传 动 比 ：i=nm/n=960/41=据 i) 一级齿轮传动的传动比： 二级齿轮的传动比 :动参数的计算 将各轴从高速级到低速级依次编号为轴、轴 、 轴 轴的转速 n =960r/n = nm/60/6=160r/n =n /60/1r/轴的的输入功率 = 01=(4 =P * 12= ( =P * 23=(轴的转矩 T =610 *p/n=610 960=104N =610 *p/n=610 160= 104N =610 *p/n=610 41= 104N 传动零件的计算 高速级齿轮计算 度等级材料及齿数 按图所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。 运输机为一般工作机器，速度不高，故选用 7 级精度（ 0095 88） 由表 10 1 选择小齿轮材料为 40质），硬度为 280齿轮材料为 45钢（调质）硬度为 240者材料硬度差为 40 选小齿轮齿数 0,大齿轮齿数 0 6=120。 齿面接触强度设计 由设计计算公式（ 10 9a）进行试算，即 3 21 1 定公式内的各计算数值 试选载荷系数 计算小齿轮传递的转矩 104N 表 10 7 选取齿宽系数 1d 。 由表 10 6 查得材料的弹性影响系数 由图 10 21d 按齿面硬度查得小齿轮的 接触疲劳强度极限 ；大齿轮的接触疲劳强度极限 a 5502。 由式 10 13 计算应力循环次数。 00 960 1 (3 8 300 10)=109 89 109 1 01 4 由图 10 19 取接触疲劳寿命系数 算接触疲劳许用应力 。 取失效概率为 1%，安全系数 S=1,由式（ 10 12）得 i i 算 算小齿轮分度圆直径 入 H 中较小的值 。 3 21 1 4 算圆周速度 。 00060 d 1 尺宽 b。 b= 尺宽与齿高之比 。模数 t 2 4 齿高 h= ， 算载荷系数 根据 v=s,7 级精度，由图 10 8查得动载系数 齿轮 K 1 ; 由表 10 2 查得使用系数 ; 由表 10 4 用插值法查得 7 级精度、小齿轮相对支承非对称布置时， 由 ，0 13 得 故载荷系数; 9 A 实际的载荷系数 校正所算得的分度圆直径，由式（ 10 10a）得 311 , 算模数 m。 m= ,3 9 齿根弯曲强度设计 由式（ 10 5）得弯曲强度的设计公式为 3 21d 12m H 定公式内的各计算数值 由图 10 20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ;5001 大齿轮的弯曲强度极限 ;3802 由图 10 18 取弯曲疲劳寿命系数 K , 取弯曲疲劳安全系数 S=式 (10 12)得 算载荷系数 K。 A 取齿形系数。 由表 10 5 查得 ;取应力校正系数 由表 10 5 查得 ;算大、小齿轮的 并加以比较。 0 1 3 5 1 F F 大齿轮的数值大。 计计算 24 比计 算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数 m 大于齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数 m 的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，就近圆整为标准值 m=2接触强度计算 得的分度圆直径 出小齿轮齿数 242 1442462 z 大齿轮齿数。 这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿根弯曲疲劳强度 ，并做到结构紧凑，避免浪费。 何尺寸计算 算分度圆直径 822411 8 821 4 422 算中心距 6 82 21 算齿轮宽度 8481 481 =52低速级齿轮计算 度等级、材料及齿数 按图所示的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。 运输机为一般工作机器，速度不高，故选用 7 级精度（ 0095 88） 由表 10 1 选择小齿轮材料为 40质），硬度为 280齿轮材料为 45钢（调质）硬度为 240者材料硬度差为 40 选小齿轮齿数 0,大齿轮齿数 0 4=80。 由设计计算公式（ 10 9a）进行试算，即 3 22 1 定公式内的各计算数值 试选载荷系数 计算小齿轮传递的转矩 104 N 表 10 7 选取齿宽系数 1d 。 由表 10 6 查得材料的弹性影响系数 由图 10 21d 按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 ；大齿轮的接触疲劳强度极限 a 5502。 由式 10 13 计算应力循环次数。 0n1 0 160 1 (3 8 300 10)=108 88 由图 10 19 取接触疲劳 寿命系数 算接触疲劳许用应力。 取失效概率为 1%，安全系数 S=1,由式（ 10 12）得 i 550539算小齿轮分度圆直径 入 H 中较小的值 。 3 22 1 =4 算圆周速度 。 00060 d 2 算尺宽 b。 b= 尺宽与齿高之比 。 t 齿高 h= 算载荷系数 根据 v=s,7 级精度，由图 10 8查得动载系数 齿轮 K 1 ; 由表 10 2 查得使用系数 ; 由表 10 4 用插值法查得 7 级精度、小齿轮相对支承非对称布置时， 由 ，0 13 得 故载荷系数; 7 A 实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式（ 10 10a）得 333 , 算模数 m。 m= ,由式（ 10 5）得弯曲强度的设计公式为 3 23d 22m H 定公式内的各计算数值 由图 10 20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 ;5003 大齿 轮的弯曲强度极限 ;3804 由图 10 18 取弯曲疲劳寿命系数 K , 取弯曲疲劳安全系数 S=式 (10 12)得 算载荷系数 K。 A 取齿形系数 。 由表 10 5 查得 ;取应力校正系数 由表 10 5 查得 算大、小齿轮的 并加以比较。F 01 3 F 0 1 5 5 2 4 F 大齿轮的数值大。 计计算 24 比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数 m 大于齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数 齿面接触强度所决定的承载能力，仅与齿轮直径有关，可取由弯曲强度算得的模数 就近圆整为标准值 m=3接触强度计算 得的分度圆直径 出小齿轮齿数 303 1204304 这样设计出的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，又满足了齿轮弯曲疲劳 强度，并做到结构紧凑，避免浪费。 算分度圆直径 033033 6 031 2 044 算中心距 252 360902 432 算齿轮宽度 d 909013 取 95 90速器高速级轴的设计 由 以前的设计计算有下列已知齿轮机构的参数如下表示； 级别 2 mt/ 齿宽 /速级 24 144 2 20 1 8,2 级别 4 mt/宽 /速级 30 120 3 0,4 前面可知轴上的功率 P 、转速 n 和转矩 T 8 5 9 2 0 6 8 0 5 0 i n/41m i n/160r / m i 作用在齿轮上的力 82241 a a 5 002d 7 5c o s 8 0c o s 径向载荷，法相载荷，切向载荷的方向如下图 图 初步确定轴的最小直径 根据式（ 15步估算轴的最小直径。选取轴的材料为 调质处理。根据表 15 1000 A，于是得 310m i n 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径 21d 。考虑到在轴的截面上需开两个键槽时 ,轴径要增大 10% 15%;取轴径增大 10%。则 101(m i n 为了使所选的轴直径21需同时选取联轴器型号。 联轴器的计算转矩 表 14虑到转矩变化很小，K ，则： 5 0 0 5 03 8 5 0 标准 5015用弹性套柱销联轴器 4其公称转矩为 联轴器的孔径 01 ，故取 021 ，半联轴器长度 2 ，半联轴器与轴配合的毂孔长度 81 。 的结构设计 定轴上零件的装配方案 选用如 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 （ 1）为了满足半联轴器的轴向定位要求， 1段右端需制出一轴肩，故取 2的直径 532 ；左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径5 。半联轴器与轴配合的毂孔长度 81 ，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故 1的长度应比1取621 。 （ 2）初步选择滚动轴承。因此处为直齿圆柱齿轮传动，轴承主要承受径向力的作用，故可选用深沟球轴承。参照工作要求并根据 532 ，由轴承产品目录中初步选取 0基本游隙组、标准精度级的深沟球轴承 6306，脂润滑，其基本尺寸为 97230 ，故 08743 。 右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。由手册上查得 6306 型轴承的定位轴肩高度 ，因此，取 576 。 （ 3）取安装齿轮处的轴段 6直径 576 ；齿轮的左端与轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为 21 ，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮此轴端应略短于齿轮的轮毂宽度，故取 876 。齿轮的右端采用轴肩定位， 轴肩高 度 h d ,故取 ，则轴环处 的直径065 。轴环宽度 ，故取 065 。 （ 4）轴承端盖的总宽度为 根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器有端面间的距离 4 ，故取032 。 （ 5）取齿轮 1 和 3分别均距箱体内壁的距离 5 ，圆柱齿轮 2 与圆柱齿轮 3之间的距离 0 （参 ）。考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离 s ,取 2 ，已知滚动轴承宽度 9 ，又因轴承为脂 润滑所以需封油盘，封油盘外侧端面与箱体内壁距离为 2油盘的右端采用轴肩定位 h =2，故 454 所以圆柱齿轮 3的齿宽为 43 ， 3)21219(243 15)2210209415(22 2165354 0)4151216()4852(87 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。 上零件的轴向定位 齿轮、半联轴器与轴向定位均 采用平键连接。按 554 由表 610 ，键槽用键槽铣刀加工，长为 同时为了保证齿轮与轴有良好的配合性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为67样半联轴器与轴的连接，选用平键为 266 ，半联轴器与轴的配合为67动轴承与轴的周向定位是通过过渡配合来保证的，此处选用轴的直 径尺寸公差为 定轴上圆角和倒角尺寸 参考表 15轴端倒角为 452 ，各轴肩处的圆角半径见图 速器轴的设计 作用在齿轮上的力 用在齿轮 2的力 8 81 4 4222 而 a a 7 620c o 7 5c o s 用在齿轮 3的力 030333 而 a a 6 320c o 4 0c o s 径向载荷，法相载荷，切向载荷的方向如下图示 图 初步确定轴的最小直径 根据式（ 15步估算轴的最小直径。选取轴的材料为 45 钢，调质处理。根据表 15 1000 A，于 是得 31110m i n 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径 21d 。考虑到在轴的截面上需开两个键槽时 ,轴径要增大 10% 15%;取轴径增大 10%。则 101(m i n 的结构设计 定轴上零件的装配方案 在图 示出。 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 （ 1）初步选择滚动轴承 因为轴的两端直接装轴承，且此处为直齿圆柱齿轮传动，轴承主要承受径向力的作用， 故可选用深沟球轴承。参照工作要求并根据 由轴承产品目录中初步选取 0 基本游隙组、标准精度级的深沟球轴承 6307，脂润滑 ， 需 封 油 盘 其 基 本 尺 寸 为 18035 ，故56521 。右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位，取 065 。 （ 2）取安装齿轮 3 处的轴段 2直径 532 ；知齿轮轮毂的宽度为 43 ，为了使 套筒端面可靠地压紧齿轮此轴端应略短于齿轮的轮毂宽度，故取 032 。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度 h 故取 ， 则 轴 环 处 的 直 径 543 ，且轴环宽度为0 。 （ 3）接下来取 安装齿轮 2 处的轴段 4054 ，齿轮 2的轮毂宽度为 48以 454 （ 5）从上的步骤已知 5 ，圆柱齿轮 2 与圆柱齿轮 3 之间的距离0 （参看 ）。考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离 s ,取 2 ，则 2121521()4852()2 4852(48)4151221)9094(6521 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。 上零件的轴向定位 齿轮与 轴向定位采用平键连接。按 532 由表 6得平键截面14 ，键槽用键槽铣刀加工，长为 0 ，同时为了保证齿轮与轴有良好的配合性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为67样齿轮 2与轴的连接，选用平键为 0914 ，齿轮轮毂与轴的配合为67动轴承与轴的周向定位是通过过渡配合来保证的，此处选用 轴的直径尺寸公差为 定轴上圆角和倒角尺寸 参考表 15轴端倒角为 452 ，各轴肩处的圆角半径见图 速器轴的设计 作用在齿轮上的力 60120344 而 a a 9 2 0 02d 径向载荷，法相载荷，切向载荷的方向如下图示 步确定轴的最小直径 根据式（ 15步估算轴的最小直径。选取轴的材料为 45 钢，调质处理。根据表 15 1000 A，于是得 100 33111110m i n 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径21d。考虑到在轴的截面上需开两个键槽时 ,轴径要增大 10% 15%;取轴径增大 10%。则 101(m i n 为了使所选的轴直径87故需同时选取联轴器型号。 联轴器的计算转矩111，查表 14虑到转矩变化很小，K ，则： 1 1 1 6 9 6 08 5 9 2 0 标准 5015手册，选用固定式联轴器 5其公称转矩为 1250000 。半联轴器的孔径01 ，故取 087 ，半联轴器长度 12 ，半联轴器与轴配合的毂孔长度 41 。 的结构设计 定轴上零件的装配方案 在图 示出。 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 （ 1）为了满足半联轴器的轴向定位要求， 7段右端需制出一轴肩，故取 6的直径 776 ；左端用轴端挡圈定位，按轴端挡圈直径取 轴承直径 0 。半联轴器与轴配合的毂孔长度 41 ，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故 7L 略短一些，现取 287 。 （ 2）初步选择深沟球轴承。因此处为直齿圆柱齿轮传动，轴承主要承受径向力的作用，故可选用深沟球轴承。参照工作要求并根据 776 ，由轴承产品目录中初步选取 0基本游隙组、标准精度 级的深沟球轴承 6212，其基本尺寸为 111060 ，故 06521 。 左端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。由手册上查得 6212 型轴承的定位轴肩高度 ，因此，取 954 。 （ 3）取安装齿轮处的轴段 2532 。已知齿轮轮毂的宽度为 04 ，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮此轴端应略短于齿轮的轮毂宽度 ，故取 632 。齿轮的左端采用轴肩定位，轴肩高度 h 故取 ，则轴环处的直径 743 。轴环宽度 ，故取043 。 （ 4）轴承端盖的总宽度为 根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的 要求，取端盖的外端面与半联轴器有端面间的距离 0 ，故取076 。 （ 5）已知齿轮距箱体内壁的距离 6 ，圆柱齿轮 2 与圆柱齿轮 3 之间的距离 0 （参看上图）。封油盘的外侧端面与箱体内壁距离为 2虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离 s ,取 2 ，已知滚 动轴承宽度 ，圆柱齿轮 2的齿宽为 82 ，则 24821520(22)29094(55241215222)8690(6543212544321至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。 上零件的轴向定位 齿轮、半联轴器与轴向定位均采用平键连接。按 532 由表 6得平键截面 118 ，键槽用键槽铣刀加工，长为 0 ，同时为了保证齿轮与轴有良好的配合性，故选择齿 轮轮毂与轴的配合为67样半联轴器与轴的连接，选用平键为 0914 ，半联轴器与轴的配合为67动轴承与轴的周向定位是通过过渡配合来保证的，此处选用轴的直径尺寸公差为 定轴上圆角和倒角尺寸 参考表 15轴端倒角为 452 ，各轴肩处的圆角半径见图 求轴上的载荷 首先根据轴的结构参看图 出轴的计算简 图 图 确定轴承的支点位置时，参看图（ 采用的是深沟球轴承故支承点 即 轴 承 中 心 点 。 因 此 ， 作 为 简 支 梁 的 轴 的 支 承 跨 距 4 0)1 5 585(32 从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面 将计出的截面 C 处的 的值列入下表（参看图 载荷 水平面 H 垂直面 V 支反力 6 9 1,3 0 8 2 21 1 6,1 2 1 21 弯矩 M 262105 95480 总弯矩 2 7 8 9 5 49 5 4 8 02 6 2 1 0 5 22 扭矩 T 8592001 1 1 弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即危险截面 C）的强度。根据式（ 15上表中的数据，以及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取 ，轴的计算应力 M P 前已选轴单向的材料 45 钢，调质处理，由表 15得 。此 1 故安全。 确校 核轴的疲劳强度 断危险截面 截面 33,44, 只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕确定的，所以截面 33,44 均无需校核。 从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面 55,22 处过盈配合引起的应力集 中最严重；从受载的情况来看，截面 C 上的应力最大。截面 55 不受扭矩作用，同时轴径也较 大， 故不必做强度校核。截面 应力集中不大（过盈配合及键槽引起的应力集中日均在两端），而且这里轴的直径最大，故截面 面 77,66 显然更不必校核。由第三章 【 1】 附录可知，键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只需校核截面 44 左右两侧即可。 面 22 左侧 抗弯截面系数 3333 2 1 6 0 抗扭截面系数 3333 4 3 2 0 截面 22 左侧的弯矩 M 为 9985 4185278 9 54截面 22 上的扭矩 8592001 1 1 截面上的弯曲应力 M P 截面上的扭转切应 2 0 08 5 9 2 0 0111 由于轴的材料为 45 钢，调质处理，由表 15M 5 5,2 7 5,6 4 0 11 截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按附表 3 插 值 后 查得 。又由附图 3得轴的材料的敏感系数为 故有效应力集中系数按式（附表 3 (1 qk 由附图 3尺寸系数 ；由附图 3扭转尺寸系数 轴按磨削加工，由附图 3 轴末经表面强化处理，即 1q，则按式（ 3式（ 3综合系数为 33 ，取取 于是，计算安全系数据式（ 15（ 15得 安全。 面 22 右侧 抗弯截面系数 5 3333 2 7 4 6 抗扭截面系数 3333 5 4 9 2 截面 22 左侧的弯矩 M 为 9985 4185278 9 54截面 22 上的扭矩 8592001 1 1截面上的弯曲应力 M P 截面上的扭转切应 M P 9 2 58 5 9 2 0 0111 过盈配合处的k，由附表 3插值法求出，并取 于是得 由附图 3 故得综合系数为 2 右侧的安全系数为 该轴在截面 22 右侧的强度也是足够的。 制轴的工作图。 承、键的校核计算 上轴承寿命校核计算 知轴上的滚动轴承型号为 6306，查滚动轴承样本可知该深沟球轴承的基本额定动载荷 7000 。 求两轴承受到的径向载荷 21 F 和 将部件受到的空间力系分解为铅垂面和水平面（图 个平面力系。由力的分析可知： 图 面已知； 0 3 t ，。 则 2)求轴承的当量动载荷 21 因为轴承只受纯径向载荷故 ，故 624 452211 3)验算轴承的寿命 因为 21 ,所以按轴承 2 的受力大小验算。知寿命要求是 10年，则h 7 2 0 0 0243 0 010 故 3616 9 9 7 6 22 7 0 0 096060106010 所选轴承 满足寿命要求。 上轴承寿命校核计算 知轴上的滚动轴承型号为 6307，查滚动轴承样本可知该深沟球轴承的基本额定动载荷 3200 。 1)求两轴承受到的径向载荷 21 F 和 将部件受到的空间力系分解为铅垂面和水平面（图 个平面力系。由力的分析可知： 图 面已知； ，。 则 ）（）（2)求轴承的当量动载荷 21 因为轴承只受纯径向载荷故 ，故 3)验算轴承的寿命 因为 21 ,所以按轴承 1 的受力大小验算。知寿命要求是 10年，则h 7 2 0 0 0243 0 010 故 3616 3 9 5 2 0 所选轴承满足寿命要求。 上轴承寿命校核计算 知轴上的滚动轴承型号为 6212，查滚动轴承样本可知该深沟球轴承的基本 额定动载荷 7800 。 1)求两轴承受到的径向载荷 21 F 和 在前面轴的校核中以求出轴上轴承的受力（图 别如下； 图 2)求轴承的当量动载荷 21 因为轴承只受纯径向载荷故 ，故 3)验算轴承的寿命 因为 21 ,所以按轴承 1 的受力大小验算。知寿命要求是 10年，则h 7 2 0 0 0243 0 010 故 3616 所选轴承满足寿命要求。 键联接强度校核计算 普通平键连接的强度条件为 102 3 pp k 式中： T 传递的转矩， 。 k 键与轮毂键槽的接触高 度， 。为键的高度，此处的 l 键的工作长度 ；为键的公称长度，这里圆头平键 b 为键的宽度， d 轴的直径， p 键、轴、轮毂三者中最弱材料的许用挤压应力， 见表 126 。 对于键 266 已知； 。， 02633 8 5 0 0 于是有； 8 5 0 021023 P ak l （合适） 对于键 0810 已知； 。， 53043 8 5 0 0 于是有； 8 5 0 021023 P ak l （合适） 键联接强度校核计算 对于键 0914 已知； 。， 6 8 0 0 于是有； 2 6 8 0 021023 P ak l （合适） 对于键 0914 已知； 。， 6 8 0 0 于是有； 2 6 8 0 021023 P ak l （合适） 键联接强度校核计算 对于键 01220 已知； 。， 9 2 0 0 于是有； 5 9 2 0 021023l （合适） 对于键 0914 已知； 。， 9 2 0 0 于是有； 5 9 2 0 021023l （合适） 6. 箱体及附件设计 设计中应按先箱体、后附件；先主体、后局部；先轮廓、后细节的结构设计顺序。并应注意视图的选择 、表达及视图的关系。 表 42】 铸铁减速器箱体结构尺寸 名 称 符号 减速器类型及尺寸关系 圆柱