鏈板輸送機傳動裝置設(shè)計

1、目 錄機械設(shè)計課程設(shè)計任務(wù)書2傳動方案擬定3電動機的選擇3總傳動比及傳動比分配4傳動裝置運動參數(shù)的計算4各組傳動齒輪設(shè)計6各組傳動軸設(shè)計13各傳動軸上鍵與聯(lián)軸器設(shè)計29各組傳動軸承設(shè)計33箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計36感想37參考文獻38設(shè)計任務(wù)書題目:礦用鏈板輸送機傳動裝置設(shè)計1. 設(shè)計條件 1).機器功用 井下煤礦運輸 2).工作情況 單向運輸,中等沖擊 3).運動要求 鏈板輸送機運動誤差不超過7 4).工作能力 儲備余量15 5).使用壽命 10年,每年300天,每天8小時 6).修檢周期 半年小修,一年大修 7).生產(chǎn)批量 小批量生產(chǎn) 8).生產(chǎn)廠型 礦物局中心廠,中型機械廠2原始數(shù)據(jù)1）運輸機鏈條

2、拉力（kN）:122）運輸機鏈條速度（m/s）：0.53）主動星輪齒數(shù)：94）主動星輪節(jié)距（mm）：503設(shè)計任務(wù)1）設(shè)計內(nèi)容 電動機選型；鏈傳動設(shè)計；減速器設(shè)計；聯(lián)軸器選型設(shè)計；其他。2）設(shè)計工作量 傳動系統(tǒng)安裝圖1張；減速器裝配圖1張；零件圖2張；設(shè)計計算說明書1份。4設(shè)計要求1）減速器設(shè)計成二級展開式斜齒減速器；2）所設(shè)計的減速器有一對標準直齒輪和一對斜齒輪。計算及說明結(jié)果1.運動簡圖1電動機 2V帶 3齒輪減速器 4聯(lián)軸器 5滾筒 6輸送帶2電動機的選擇1. 計算電動機輸出功率已知工作機上作用力F(N)和線速度,計算電動機輸出功率： (kW)式中F12kN12000N，v0.5m/s，

3、 查表91得V帶傳動效率0.968級精度的一般齒輪傳動效率0.97滾動球軸承0.98聯(lián)軸器0.99二級圓柱-圓錐齒輪減速器傳動效率0.84。把上述值代入后得0.84 =7.14kw計算及說明結(jié)果3.總傳動比及傳動比分配1.計算總傳動比i i=n/60×1000v/Zp已知主動星輪齒數(shù)z=9,主動星輪節(jié)距p=64mm 在上邊已確定電動機滿載轉(zhuǎn)速為n730r/min，計算總傳動比 2分配傳動比 由表9-2知：V帶傳動比24，取=3。減速器傳動比減速器為二級展開式斜齒減速器，即， 3傳動裝置運動參數(shù)的計算 從減速器的高速軸開始各軸命名為1軸、2軸、3軸。第一級傳動比第二級傳動比（1）各軸轉(zhuǎn)

4、速計算 第一軸轉(zhuǎn)速 第二軸轉(zhuǎn)速 第三軸轉(zhuǎn)速 =66.67r/mini=21.6=480（r/min）=156.86（r/min）=66.75（r/min）計算及說明結(jié)果（2）各軸功率計算 （3）各軸扭矩計算 （4）將以上計算數(shù)據(jù)列表軸號轉(zhuǎn)速n(r/min)輸出功率P(kW)輸出扭矩T(Nm)電動機14407.547.3514806.72133.72156.866.39388.96366.756.07 868.44=6.72kw=6.39kw=6.07kw=133.7Nm=389.04Nm=868.44Nm設(shè)計項目及說明結(jié) 果4. V帶傳動的設(shè)計（1） 確定計算功率 已知P=7.14kW, 查表

5、知工況系數(shù)KA=1.1 則（2） 選取V帶（3） 確定大小帶輪的基準直徑 小帶輪直徑，查表4.7知 大帶輪直徑=（4） 驗算帶速 要求帶速在525m/s范圍（5） 確定V帶長度Ld和中心距a 中心距 0.7() 初選中心距=1.5= 初算基準長度 （6） 驗算主動輪上的包角 =（7） 確定V帶根z 由=1440r/min,=100mm,查表知許用功率 傳遞功率增量 查表4.5知 包角系數(shù) 查表4.8知 長度系數(shù) 查表4.3知 由式z=（8） 計算初拉力 由式= 每米帶質(zhì)量q，查表4.2知 =（9） 計算壓力軸Q 由式Q= = 其中為小帶輪的包角（10） V帶傳動的主要參數(shù)整理并列表： 帶型帶輪

6、基準直徑（mm） 傳動比 基準長度（mm） A =100=300 3 2000中心距（mm） 根數(shù)初拉力（N）壓軸力(N) 678 6 147.2 17475、各組傳動齒輪設(shè)1.高速級齒輪參數(shù)設(shè)計（斜齒）1.選用齒輪材料，確定許用應(yīng)力由表6.2選 小錐齒輪40Cr調(diào)質(zhì) 大錐齒輪45剛正火許用接觸應(yīng)力 ，接觸疲勞極限 ， 查圖接觸強度壽命系數(shù) ， 應(yīng)用循環(huán)次數(shù)N 查圖得接觸強度最小安全系數(shù)則 1） 齒面接觸疲勞強度設(shè)計計算確定齒輪傳動精度等級，按估取圓周速度，參考表6.7、表6.8選取小輪大端分度圓直徑，由式齒寬系數(shù) 查表，按齒輪相對軸承為非對稱布置小輪齒數(shù) 在推薦值2040中選大輪齒數(shù) ，圓整

7、取齒數(shù)比u=Z1/Z2=83/27=3.07傳動比誤差 u=(3.07-3.06)/3.06=0.003<0.05所以合適小輪轉(zhuǎn)矩 載荷系數(shù)K 使用系數(shù) 查表（中等沖擊）動載系數(shù) 由推薦值1.021.2齒間載荷分配系數(shù)，由推薦值1.01.4齒向載荷分布系數(shù) 由推薦值1.01.2載荷系數(shù)K 材料彈性系數(shù) 查表6.4節(jié)點區(qū)域系數(shù) 查圖6-3()重合度系數(shù) 由推薦值0.750.88得螺旋角系數(shù) 有=故齒輪模數(shù) =2.54 按表標準圓整 中心距a，= 分度圓螺旋角， =小輪分度圓直徑= 圓周速度， =齒寬 ，圓整大齒輪齒寬，小齒輪齒寬，102） 齒根彎曲疲勞強度校核計算由式=當量齒數(shù) 齒形系數(shù)

8、查表 小輪 大輪應(yīng)力修正系數(shù) 查表 小輪 大輪不變位時，端面嚙合角 端面模數(shù) 重合度 重合度系數(shù)=0.25+螺旋角系數(shù) 由推薦值0.850.92故 3） 齒輪其他主要尺寸計算大輪大端分度圓直徑 大端根圓直徑 大端頂圓直徑 7.85KwA型，V帶=100mm=300mmV=7.54m/s符合要求=600mm圓取整=2000mma=678mm=>=1.32kW=0.17kW=0.95=1.03Z=5.38取整Z=6根q=0.1Kg/m=145.2Q=1747N公差組8級u=3.07.5 =1.1=0.80=0.99 3mm= =68mm =2.518=2.195=1.63=1.782=20.

9、=3.12mm=1.64=0.707=0.89=258.06mm2. 第二級齒輪參數(shù)設(shè)計（低速級）設(shè)計項目及說明結(jié) 果1） 選用齒輪材料，確定許用應(yīng)力選小齒輪40Cr調(diào)質(zhì)大齒輪45正火許用接觸應(yīng)力 由式接觸疲勞極限 查圖接觸強度壽命系數(shù) 應(yīng)用循環(huán)次數(shù)N 由式67 查圖，得接觸強度最小安全系數(shù)則許用彎曲應(yīng)力 由式彎曲疲勞強度極限 查圖彎曲強度壽命系數(shù) 查圖彎曲強度尺寸系數(shù) 查圖彎曲強度最小安全系數(shù) 則2） 齒面接觸疲勞強度設(shè)計計算確定齒輪傳動精度等級，按估取圓周速度，參考表6.7、表6.8選取小輪分度圓直徑，由式65得齒寬系數(shù) 查表，按齒輪相對軸承為非對稱布置小輪齒數(shù) 在推薦值2040中選大輪齒

10、數(shù) 小輪轉(zhuǎn)矩 載荷系數(shù)K 使用系數(shù) 查表（中等沖擊）動載系數(shù) 由推薦值1.051.4齒間載荷分配系數(shù) 由推薦值1.01.2齒向載荷分布系數(shù) 由推薦值1.01.2載荷系數(shù)K 材料彈性系數(shù) 查表節(jié)點區(qū)域系數(shù) 查圖重合度系數(shù) 由推薦值0.850.92故 齒輪模數(shù)m 圓整小輪分度圓直徑 圓周速度v 標準中心距a 齒寬b =108mm大輪齒寬 小輪齒寬 3） 齒根彎曲疲勞強度校核計算有式 齒形系數(shù) 查表 小輪 大輪應(yīng)力修正系數(shù) 查表 小輪 大輪重合度 重合度系數(shù)故 4） 齒輪其他主要尺寸計算大輪分度圓直徑 根圓直徑 頂圓直徑 公差組8級Vt=1m/s=0.8=27=64=1K=1.45m5mm =2.2

11、62=1.738=2.67=320mm 綜上 ，得兩組齒輪的相關(guān)幾何參數(shù)齒輪ma (mm)d(mm)da(mm)(mm)zb(mm)高速級小斜齒輪317083.9589.9576.452773大斜齒輪258.06264.06250.568368低速級小圓柱輪5227.5135145122.527113大圓柱輪320330307.5641086.各組傳動軸設(shè)計1.高速軸設(shè)計與校核設(shè)計項目及說明結(jié) 果1） 繪制軸的布置簡圖2) 計算作用在齒輪上的力轉(zhuǎn)矩輸出軸齒輪分度圓直徑圓周力徑向力軸向力3）初步估算軸的直徑 選取40Cr作為軸的材料，調(diào)質(zhì)處理 由 計算軸的最小直徑并加大3以考慮鍵槽的影響 查表8

12、.6 取 則 4）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 （1）確定軸的結(jié)構(gòu)方案右軸承從軸的右端裝入，靠軸肩定位。左軸承從軸的左端裝入，同時靠軸肩定位。采用單列圓錐滾子軸承，確定各軸段直徑和長度。（2）確定各軸段直徑和長度 1段 根據(jù)圓整（按GB4323-1984）， 2段 軸肩高度，孔倒角c取3mm（GB6403.4-86），且符合標準密封內(nèi)徑（JB/ZQ4606-86）。取端蓋寬度20mm，端蓋外端面與半連軸器右端面25mm，同時考慮到方便軸承端蓋的螺栓的擰緊，所以要適當加大2段長度。 3段 為方便裝拆軸承內(nèi)圈，且符合標準軸承內(nèi)徑。查表選滾動軸承型號30209，=45mm，寬度T=22mm，軸承潤滑方式選脂潤滑。取

13、L=40mm。 4段 d=+（13）,根據(jù)幾何關(guān)系L=92mm 5段 安裝齒輪直徑為小齒輪的分度圓直徑，= 6段 =，=22mm 7段 =，=（3）繪制軸的彎矩圖和扭矩圖 求軸承反力 U面 V面 求最大彎矩 U面 V面 合成彎矩 扭矩T 軸的受力圖如下圖所示 5）按彎扭合成強度校核軸的強度當量彎矩，取折合系數(shù)，則齒寬中點處當量彎矩：軸的材料為45號鋼，調(diào)質(zhì)處理。由表8.2查得，由表8.9查得材料許用應(yīng)力由式8-4得軸的計算應(yīng)力為 6) 精確校核軸的疲勞強度（1）軸的細部結(jié)構(gòu)設(shè)計圓角半徑：各軸肩處圓角半徑見裝配圖。鍵槽：齒輪、半連軸器與軸向固定采用A型平鍵聯(lián)接，由和初選HL3型彈性柱銷聯(lián)軸器，按

14、GB/T1096-2003半聯(lián)軸器處的鍵為：。配合：參考現(xiàn)有設(shè)計圖紙或設(shè)計手冊、圖冊精加工方法：參考現(xiàn)有設(shè)計圖紙或設(shè)計手冊、圖冊(2)選擇危險截面在裝配圖中可以看到各截面均有應(yīng)力集中源，選擇其中應(yīng)力較大、應(yīng)力較集中較嚴重的截面。計算危險截面工作應(yīng)力截面彎矩：截面扭矩：抗彎截面系數(shù)：抗扭截面系數(shù)：截面上彎曲應(yīng)力：截面上扭剪應(yīng)力：彎曲應(yīng)力副：彎曲平均應(yīng)力：扭切應(yīng)力：(3)確定軸材料機械性能查表8.2，彎曲疲勞極限，剪切疲勞極限碳鋼材料特性系數(shù)：(4)確定綜合影響系數(shù)軸肩圓角處有效應(yīng)力集中系數(shù)，根據(jù)，由表8.9差值計算得 無配合和開槽影響尺寸系數(shù)，根據(jù)d由圖8-12查得表面狀況系數(shù)，根據(jù)，表面加工方

15、法查圖8-2得軸肩處綜合影響系數(shù)為：(5)計算安全系數(shù)由表8.13取需用安全系數(shù)S1.5由式8-6=3185.23N=30mm=54mm=45mm=40mmd=52mmL=92mm=84mm=70mm=52mm=22mm=45mm=40mm該軸滿足強度要求疲勞強度安全2.中間軸設(shè)計與校核設(shè)計項目及說明結(jié) 果1） 繪制軸的布置簡圖2）計算作用在齒輪上的力轉(zhuǎn)矩輸出齒輪分度圓直徑圓周力 徑向力軸向力3）初步估算軸的直徑 選取45鋼作為軸的材料，調(diào)質(zhì)處理 由 計算軸的最小直徑并加大3以考慮鍵槽的影響 查表8.6 取 則 4）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 （1）確定各軸段直徑和長度 1段 選取軸承型號為30210，同時

16、考慮齒輪與箱壁的距離取、。 2段 ,。 3段 為使齒輪定位，齒輪緊靠軸肩，軸肩高度=8mm。 4段 安裝高速大齒輪，=，=-（14） 5段 = =5）繪制軸的彎矩圖和扭矩圖 求軸承反力 U面 V面 求彎矩 U面 V面 合成彎矩 扭矩T 軸的受力圖如下圖所示 6）按彎扭合成強度校核軸的強度當量彎矩，取折合系數(shù)，則齒寬中點處當量彎矩：軸的材料為45號鋼，調(diào)質(zhì)處理。由表8.2查得，由表8.9查得材料許用應(yīng)力由式8-4得軸的計算應(yīng)力為 7 ) 精確校核軸的疲勞強度（1）選擇危險截面在裝配圖中可以看到各截面均有應(yīng)力集中源，選擇其中應(yīng)力較大、應(yīng)力較集中較嚴重的截面。計算危險截面工作應(yīng)力截面彎矩：截面扭矩：

17、抗彎截面系數(shù)：抗扭截面系數(shù)：截面上彎曲應(yīng)力：截面上扭剪應(yīng)力：彎曲應(yīng)力副：彎曲平均應(yīng)力：扭切應(yīng)力：確定軸材料機械性能查表8.2，彎曲疲勞極限，剪切疲勞極限碳鋼材料特性系數(shù)：（2） 確定綜合影響系數(shù)（3） 計算安全系數(shù)由表8.13取需用安全系數(shù)S1.8由式8-6=36mm=50mm=60mm=110mm68mm=16mm=60mm=66mm=30mm=36mm該軸滿足強度要求選擇A截面校核疲勞強度安全3.輸出軸設(shè)計與校核設(shè)計項目及說明結(jié) 果1） 計算作用在齒輪上的力轉(zhuǎn)矩輸出軸上大齒輪分度圓直徑圓周力=徑向力2） 初步估算軸的直徑選取45號鋼作為軸的材料，調(diào)質(zhì)處理 由式 計算軸的最小直徑并加大3以考

18、慮鍵槽的影響 查表 取A=110 則 根據(jù)圓整，根據(jù)GB/T297-95，暫選軸承為深溝球軸承6016，于是得。根據(jù)軸上的零件布置、安裝和定位的需要，初定個軸段的直徑及長度，其中軸頸、軸頭結(jié)構(gòu)尺寸與軸上相關(guān)零件的結(jié)構(gòu)尺寸聯(lián)系起來統(tǒng)籌考慮。 如圖減速器高速軸結(jié)構(gòu)圖3）.繪制軸的彎矩圖和扭矩圖求軸承反力H面V垂直面：彎矩合成彎矩扭矩軸的受力圖如下圖所示 4） 按彎扭合成強度校核軸的強度 當量彎矩，取折合系數(shù)，則齒寬中點處當量彎矩 軸的材料為45號鋼，調(diào)質(zhì)處理。由表8.2查得，由表8.9查得材料許用應(yīng)力 由式8-4得軸的計算應(yīng)力為 5 ) 精確校核軸的疲勞強度(1)選擇危險截面在裝配圖中可以看到各截

19、面均有應(yīng)力集中源，選擇其中應(yīng)力較大、應(yīng)力較集中較嚴重的截面。(2)計算危險截面工作應(yīng)力 截面彎矩：截面扭矩：抗彎截面系數(shù)：抗扭截面系數(shù)：截面上彎曲應(yīng)力：截面上扭剪應(yīng)力：彎曲應(yīng)力副：彎曲平均應(yīng)力：扭切應(yīng)力：(3)確定軸材料機械性能查表8.2，彎曲疲勞極限，剪切疲勞極限碳鋼材料特性系數(shù)：(4)確定綜合影響系數(shù)軸肩圓角處有效應(yīng)力集中系數(shù)，根據(jù)，由表8.9差值計算得 配合處綜合影響系數(shù)，根據(jù)，配合H7/k6由表8.11差值計算得鍵槽處有效應(yīng)力集中系數(shù)，根據(jù)由表8.10差值計算得尺寸系數(shù)，根據(jù)d由圖8-12查得表面狀況系數(shù)，根據(jù)，表面加工方法查圖8-2得軸肩處綜合影響系數(shù)為：鍵槽處綜合影響系數(shù)為：同一截

20、面如有兩個以上得應(yīng)力集中源，取其中較大得綜合影響系數(shù)來計算安全系數(shù)，故按軸肩處取綜合影響系數(shù)。(5)計算安全系數(shù)由表8.13取需用安全系數(shù)S1.8由式8-6該軸滿足強度要求選擇危險截面A 疲勞強度安全6.軸上鍵與聯(lián)軸器的設(shè)計1.高速軸（1軸）上聯(lián)軸器處和鍵選擇與校核設(shè)計項目及說明結(jié) 果輸入端（聯(lián)軸器孔連接）1 選聯(lián)軸器和鍵。由1軸工作轉(zhuǎn)矩T1=149027Nm，工作轉(zhuǎn)速n1=730r/min,以及最小允許軸徑即外伸軸徑，查GB/T5014-85，選彈性柱銷連軸器型號為TL6連軸器，許用轉(zhuǎn)矩T=1250Nm，許用轉(zhuǎn)速n=4000r/min。因T1<T，n1<n，故聯(lián)軸器滿足要求。選A

21、型普通平鍵。d=50mm，L=88mm 查表GB/T1095-2003，選鍵：b=10mm， h=8mm ，L=60mm 2 鍵的強度較合。驗算其擠壓強度 ，查表得其許用擠壓應(yīng)力鍵的工作長度，則 聯(lián)軸器：TL6A型普通平鍵滿足擠壓應(yīng)力要求2.中間軸上齒輪處鍵設(shè)計與校核設(shè)計項目及說明結(jié) 果輸入端（與大錐齒輪孔連接）1選A型普通平鍵。d=52mm，L=90mm 查表GB/T1095-2003，選鍵：b=20mm， h=12mm ，L=90mm 2鍵的強度較合。驗算其擠壓強度 ，查表得其許用擠壓應(yīng)力鍵的工作長度，則 輸出端（與小圓柱齒輪空孔連接）1選A型普通平鍵。d=66mm，L=67mm 查表GB

22、/T1095-2003，選鍵：b=20mm， h=12mm ，L=60mm2.鍵的強度較合。驗算其擠壓強度 ，查表得其許用擠壓應(yīng)力鍵的工作長度，則 A型普通平鍵滿足擠壓應(yīng)力要求A型普通平鍵滿足擠壓應(yīng)力要求3.輸出軸上齒輪處鍵和聯(lián)軸器設(shè)計與校核設(shè)計項目及說明結(jié) 果輸入端（與大圓柱齒輪空孔連接）1選A型普通平鍵。d=70mm，L=107mm 查表GB/T1095-2003，選鍵：b=20mm， h=12mm ，L=90mm 2鍵的強度較合。驗算其擠壓強度 ，查表得其許用擠壓應(yīng)力鍵的工作長度，則 輸出端（聯(lián)軸器孔連接）1選聯(lián)軸器和鍵。由3軸工作轉(zhuǎn)矩T3=2509.299Nm，工作轉(zhuǎn)速n3=51.06

23、3r/min,以及最小允許軸徑即外伸軸徑，查GB/T5014-85，選彈性柱銷聯(lián)軸器HL6，許用轉(zhuǎn)T=3150Nm，矩許用轉(zhuǎn)速n=2800r/min。因T3<T，n3<n，故聯(lián)軸器滿足要求。選A型普通平鍵。d=80mm，L=103mm查表GB/T1095-2003，選鍵：b=22mm， h=14mm ，L=85mm 3 鍵的強度較合。驗算其擠壓強度 ，查表得其許用擠壓應(yīng)力鍵的工作長度，則 為提高工作強度與安全可靠性，采用雙鍵聯(lián)接，180布置，按1.5 個鍵的強度校核則 B型普通平鍵單鍵滿足擠壓應(yīng)力要求聯(lián)軸器：HL6B型普通平鍵單鍵雙鍵滿足擠壓應(yīng)力要求果軸結(jié)高速軸中間軸低速軸輸入端d

24、=32mm輸入端d=52mm輸出端d=52mm輸入端d=88mm輸出端d=70mm鍵型號、鍵數(shù)單A單A單A單A雙A Mpa2647.1382.4824.5184.93聯(lián)軸器型號TL6HL67.各組傳動軸承設(shè)計1.第一對軸承的選用與校核設(shè)計項目及說明結(jié) 果軸承的選用與校核初選圓錐滾動軸承30315GB/T297-94，主要性能參數(shù)： 1）軸承支撐反力軸所受軸向力2）計算軸承派生軸向力 3）計算軸承所承受的軸向載荷 ，則 3） 計算軸承所受當量動載荷 軸承工作時有中等沖擊，載荷系數(shù) 因，查表，故因，查表，故 4） 計算軸承壽命，按計算，取溫度，故h滾動軸承的潤滑和密封 潤滑方式選擇 由，故選擇脂潤

25、滑。密封：接觸式密封。密封件為氈圈軸承32210滿足十年壽命2.第二對軸承的選用與校核設(shè)計項目及說明結(jié) 果軸承的選用與校核初選圓錐滾子軸承32212GB/T297-94，主要性能參數(shù)： 1）軸承支撐反力軸所受軸向力2）計算軸承派生軸向力 3）計算軸承所承受的軸向載荷 ，則 5） 計算軸承所受當量動載荷 軸承工作時有中等沖擊，載荷系數(shù) 因，查表，故因，查表，故 6） 計算軸承壽命，按計算，取溫度，故滾動軸承的潤滑和密封 潤滑方式選擇 由，故選擇脂潤滑。密封：接觸式密封。密封件為氈圈軸承31310滿足十年壽命3.第三對軸承的選用與校核設(shè)計項目及說明結(jié) 果軸承的選用與校核初選深溝球軸承6018GB/

26、T297-94，主要性能參數(shù)： 1）軸承支撐反力2）計算軸承派生軸向力 3）計算軸承所承受的軸向載荷 ，則 7） 計算軸承所受當量動載荷 軸承工作時有中等沖擊，載荷系數(shù) 因，查表，故因，查表，故 8） 計算軸承壽命，按計算，取溫度，故=24000h滾動軸承的潤滑和密封 潤滑方式選擇 由，故選擇脂潤滑。密封：接觸式密封。密封件為氈圈軸承6018滿足十年壽命減速箱體設(shè)計箱體結(jié)構(gòu)尺寸1箱體壁厚11mm 箱蓋壁厚11mm2. 箱座上部凸緣高度18mm箱蓋凸緣厚度13.5mm箱座底凸緣厚22.5mm3. 地腳螺釘直徑M244. 軸承連接螺柱直徑M185. 箱蓋與箱座螺栓連接M166. 軸承端蓋螺釘直徑M127. 檢查孔蓋螺釘直徑M108. 定位銷直徑12mm9. 軸承旁凸臺半徑24mm10. 凸臺高度68mm11. 內(nèi)箱壁至軸承內(nèi)壁距離10mm12. 齒輪頂圓與箱壁距離31mm13. 箱座肋板厚10mm14. 通氣孔選擇M18X1.515. 油標選擇桿式油標M2016. 放油孔及放