减速器轴的设计机械设计课程设计说明书.docx

1、目录1设计任务书31.1设计条件31.2设计任务32传动方案的选择与确定42.1传动方案简图42.2各种传动方案的比较53机械传动装置的设计计算53.1确定传动方案53.2电动机的选择63.3总传动比的分配及其计算73.4计算传动装置的运动和动力参数74传动零件的设计计算84.1高速级齿轮传动设计94.2低速级齿轮传动设计134.3V带传动设计（选用普通V带传动）185减速器轴的设计215.1高速轴的设计215.2中速轴的设计245.3低速轴的设计276轴承的校核306.1高速轴轴承的校核306.2中速轴轴承校核316.3低速轴轴承校核317键和联轴器的选取327.1高速轴327.2中速轴33

2、7.3低速轴338润滑方式的选择348.1齿轮的润滑348.2轴承的润滑349减速箱的设计计算3410经济性分析3611设计总结361 设计任务书1.1 设计条件机器功用进行混泥土的搅拌；工作情况载荷有冲击，启动频繁；运动要求运动速度误差不超过10%；使用寿命要求寿命十年单项运转两班制工作；原始数据搅拌机所需功率10千瓦传给大齿圈的输入轴转速60转/分使用年限10年1.2 设计任务设计内容 电动机的选型； 减速器的设计；齿轮传动设计； 传动轴设计。减速箱体结构设计。设计工作量减速器装配图1张；零件图2张；设计计算说明书一份。 图1-1 混泥土搅拌机上用的传动装置传动方案搅拌筒齿圈；2-搅拌筒；

3、3-联轴器；4-减速器；5-三角带传动；6-电动机传动；7-输入轴计 算结 果2 传动方案的选择与确定2.1 传动方案简图带传动与二级展开式齿轮传动带传动与一级圆柱齿轮减速器带传动与二级同轴式圆柱齿轮减速器2.2 各种传动方案的比较方案二利用带传动和一级圆柱齿轮减速器，其传动比一般为36，虽然结构简单，但其传动比太小，不符合要求。方案三为带传动和二级同轴式圆柱齿轮减速器，其机体长度方向尺寸较小，两级大齿轮直径相接近，浸油深度大致想接近，尺寸较大，中间轴较长，刚度差，中间的轴承润滑困难，而且仅有一个输入端和输出端，限制了传动装置的灵活性。而方案一采用带传动与二级展开式齿轮传动，既能得到较高的效率

4、，也能得到很大的传动比。另外，齿轮传动较上述两种结构而言传动稳定，同时结构紧凑，在合理使用维护良好的条件下寿命能达到一二十年，也是比较符合工作条件要求的。具体分析方案一，该传动机构传动的效率不低，若选用直齿轮会使结构增大，但是斜齿轮具有承载能力强，传动更平稳等优点，故采用斜齿轮传动。3 机械传动装置的设计计算 3.1 确定传动方案从电动机到工作机构的传动系统由展开式圆柱齿轮减速器组成。3.2 电动机的选择 根据工作要求及工作条件(室外，灰尘较多)，应选用三相异步电动机，封闭式结构，电压380伏，Y系列电动机。起重所需要的功率： 齿轮（滚筒）V带联轴器轴承齿轮（减）代号12345效率0.940.

5、9450.960.980.98总的效率：电动机所需工作功率： 根据Y系列电动机参数表，选取电动机额定功率：确定电动机的转速搅拌机大齿圈转速：减速器输出轴转速为由二级圆柱齿轮减速器的推荐传动比840；V带传动推荐传动比24；故电动机的转速：符合这一转速范围有：1000、1500、3000 r/min方案电动机类型额定功率转速总传动比同步转速满载转速1Y160M2-2153000293048.82Y160L-4151500146024.33Y180L-615100097016.2选择方案2，所以电动机型号为Y160L-4，拟定 i1= i2= i3=3，所以nd=33360=1620r/min修正

6、 nd=1500r/min（同步转速）; nm=1440r/min（满载转速）; Pd=15Kw（额定功率）3.3 总传动比的分配及其计算1）总的传动比2）分配传动比ia=i0ii=i1i2i1=（1.31.4）i2减速器外传动比：高速级传动比：低速级传动比3.4 计算传动装置的运动和动力参数1）、各轴的转速2）、各轴的功率3）、各轴的转矩4 传动零件的设计计算4.1 高速级齿轮传动设计1）、选择齿轮材料，热处理方式和公差由机械设计课本表6.2选 小齿轮 40Cr 调质 大齿轮 45 正火小齿轮硬度为280HBW，大齿轮硬度为240HBW，两者之差在3050HBW之间，根据表教材表10-8，选

7、用7级精度。2）、初步计算传动的主要尺寸因为是软齿面齿轮闭式传动，故按齿面接触强度进行设计。其设计公式为小齿轮传递转矩为225000N.mm由于v的值未知，Kv值不能确定，可初步选载荷系数Kt=1.11.8，初选Kt=1.6查教材表10-7，选取齿宽系数查教材表10-6，查得弹性系数初选螺旋角为14度，查教材图10-30，得节点区域系数齿数比7、初选，取，则端面重合度为轴向重合度为可查得重合度系数8、查得螺旋角系数9、许用接触应力可用下式计算查图10-21可以查得接触疲劳应力为小齿轮和大齿轮的应力循环次数分别为查图10-19得寿命系数,查得安全系数为则小齿轮的许用接触应力为大齿轮许用接触应力为

8、取，初算小齿轮的分度圆直径，得3）确定传动尺寸1、计算载荷系数，查表10-2得使用系数且，可以查10-8得动载荷系数,查表10-3,10-4可得载荷分配系数，齿间载荷分配系数，则载荷系数为：2、对进行修正 因K与Kt有较大的差异，所以需要对进行修正，即3、确定模数取4）按齿根弯曲强度设计mn32KT1Ycos2dZ12YFYSF1、计算载荷系数K=KAKVKFKF=1.251.081.21.35=2.1872、根据纵向重合度=1.903。从图10-28查得螺旋角系数Y=0.883、计算当量齿数 Zv1=Z1cos3=24cos314=26.27 Zv2=Z2cos3=82cos314=89.7

9、6 4、查取齿形系数（表10-5） YF1=2.5919 YF2=1.59635 5、查取应力校正系数（表10-5） YS1=2.20048 YS2=1.77976 6、计算大、小齿轮的YFaYSaF并加以比较YFa1YSa1F1=2.59191.59635303.57=0.01363YFa2YSa2F2=2.200481.77976238.86=0.01640 取大齿轮数值计算7、设计计算 mn32KT1Ycos2dZ12YFYSF=322.187225000.88cos21412421.60.01640=2.44取mn=2.5mm按接触疲劳强度算得的分度圆直径 d1=85.99mm 计算应

10、有齿数z1=d1cosmn=85.99cos142.5=33.37取z1=34， z2=i1Z1=3.434=115.6 取z2=1148、计算传动尺寸 中心距为：圆整，取，则螺旋角为校核：传动比i：螺旋角:所以此次修正在误差范围之内，是有效的。则 取，取9、计算齿轮传动其他几何尺寸端面模数 齿顶高齿根高全齿高顶隙齿顶圆直径齿根圆直径4.2 低速级齿轮传动设计1）、选择齿轮材料，确定许用应力由课本表10-1选 小齿轮 40Cr 调质 大齿轮 45 正火小齿轮硬度为280HBW，大齿轮硬度为240HBW，两者之差在3050HBW之间。根据表10-8，可选用7级精度。2）、初步计算传动的主要尺寸因

11、为是软齿面齿轮闭式传动，故按齿面接触强度进行设计。其设计公式为小齿轮传递转矩为由于v的值未知，Kv值不能确定，可初步选载荷系数Kt=1.11.8，初选Kt=1.6查表10-7选取齿宽系数查表10-6，查得弹性系数初选螺旋角为14度，查图10-30得节点区域系数齿数比7、初选，取，则端面重合度为轴向重合度为=0.6748、许用接触应力可用下式计算查图10-21可以查得接触疲劳应力为小齿轮和大齿轮的应力循环次数分别为查图10-19可得寿命系数,查得安全系数为则小齿轮的许用接触应力为大齿轮许用接触应力为取，初算小齿轮的分度圆直径，得 3）确定传动尺寸1、计算载荷系数，查表10-2得使用系数且，可以查

12、10-8得动载荷系数,从表10-4可得载荷分配系数，从表10-3可得齿间载荷分配系数.1，则载荷系数为：2、对进行修正 3、确定模数4）按齿根弯曲强度设计mn32KT1Ycos2dZ12YFYSF1、计算载荷系数K=KAKVKFKF=1.251.011.11.37=1.9026（从图10-3可得 KF=1.37）2、根据纵向重合度=1.903。从图10-28查得螺旋角影响系数Y=0.883、计算当量齿数 Zv1=Z1cos3=24cos314=26.27 Zv2=Z2cos3=62cos314=67.87 4、查取齿形系数 YF1=2.5919 YF2=2.24852 （表10-5）5、查取应

13、力校正系数 YS1=1.59635 YS2=1.74574 （表10-5）6、计算大、小齿轮的YFaYSaF并加以比较YFa1YSa1F1=2.59191.59635303.57=0.0136297YFa2YSa2F2=1.596351.74574238.86=0.01116671 取小齿轮数值计算7、设计计算 mn32KT1Ycos2dZ12YFYSF=321.90267400000.88cos21412421.630.0136297=3.24取mn=3.5按接触疲劳强度算得的分度圆直径 d1=120.36mm 计算应有齿数z1=d1cosmn=120.36cos143.5=34 z2=i1

14、Z1=2.634=88.4 取z2=888、计算传动尺寸 中心距为：圆整，取，则螺旋角为校核：传动比i：螺旋角:所以此次修正在误差范围之内，是有效的。则取，取9、计算齿轮传动其他几何尺寸端面模数 齿顶高齿根高全齿高顶隙齿顶圆直径齿根圆直径4.3 V带传动设计（选用普通V带传动）1）、确定计算功率：因为有轻微载荷变动，工作时间小于10年，故查表8-7得 KA=1.3Pca=KAP=1.313.51=17.563kW2）、选择V带型号根据、查图8-11选B型。3）、确定带轮的基准直径（、）并验算带速v1、初选小带轮的基准直径:由表8-6和表8-8,取小带轮的基准直径 =125mm 2、验算带速v:

15、 按式v=dd1n1601000=3.141251440601000=9.42m/s在（5,25）区间范围内，故满足条件。3、计算大带轮的基准直径. dd2=idd1=2.8125=350mm根据表8-8,圆整为dd2=355mm4）.确定中心距和带长Ld1、初选中心距得336mma0960mm初定2、求带的计算基准长度Ld0=2a0+2dd1+dd2+dd2dd124a0=2500+3.142125+355+355125245001780.43mm由表8-2取带的基准长度Ld=1800mm3、计算中心距:从而确定中心距调整范围509.785+0.031800=564mm509.785-0.0

16、151800=483mm5）、验算小带轮包角 1180(dd2dd1)53.7a=154.1690所以保证不打滑6）、确定V带根数Z1、计算单根V带的额定功率Pr由dd1=125mm,n1=1440r/min ,查表8-4a得P0=2.1796kW由 n1=1440r/min,传动比为2.8,B型带,查表8-4b得P0=0.4568kW查表8-5得K=0.92, KL=0.95于是（2.1789+0.4568）0.920.95=2.33kW2、计算V带根数Z 7.39 取Z=8根 7）、计算单根V带初拉力最小值由表8-3查得q=0.1kg/m (F0)min=500(2.5K)PcaKzv+q

17、v2=500(2.50.92)17.5630.9289.42+0.189.422=209.29N8）、计算对轴的压力最小值 (Fp)min=2z(F0)minsin12=28216.10sin154.162=3370.06N9）确定带轮的重要结构尺寸 小带轮基准直径dd1=125mm，采用实心式结构。大带轮基准直径dd2=355mm，采用孔板式结构.由B型带，根数Z=8，查表8-10，可计算大带轮轴向厚度L2f+7e=211.5+719=156mm故取L=156。经以上计算有：1）高速级：z1=34, d1=87.36mm, z2=114 d2=292.90mm, m=2.52）低速级：z1=

18、34 , d1=122.62mm, z2=88 d2=317.37mm, m=3.53）速度误差校核误差为在误差范围内，故合适。4）尺寸校核低速级中：=293.89mm, 高速级中：=220mm所以，所以尺寸设计也合适。5 减速器轴的设计5.1 高速轴的设计已经确定的运动学和动力学参数：（2）求作用在齿轮上的力 Fr1=Ft1tanncos=5151.10tan20cos13.34=1926.84N Fa1=Ft1tan=5151.10tan13.34=1221.47N（3）初步估算轴的最小直径由表15-1选取轴的材料为40Cr,调制处理，硬度为241286HBS，许用弯曲应力为根据表15-3

19、选取A0=112。于是有由于有键槽，将直径增加5%，则d=33.10+33.105%=34.755mm（4）初选滚动轴承由于减速器工作时，转速较低，且径向力比较大，故选择大锥角圆锥滚子轴承30309，正装，查表得内径为d=45mm,宽度为B=25mm。（5） 齿轮轴的判断由最小直径及所选轴承尺寸可知，若不做成齿轮轴，则齿轮所在半径为53mm，则，所以要做成齿轮轴，齿轮段直径为d3=92.36mm。（6）轴段结构设计（7）根据轴向定位要求确定轴的各段长度和直径（从右往左依次在每个轴肩处标号为17）12段：根据最小直径可取D1=35mm，且带轮的长度已由上述计算可知L1=156mm。23段：根据定

20、位轴肩的高度应为0.07到0.1倍的直径，非定位轴肩的高度应为1mm到2mm，可以确定D2=41mm。为了保证轴承端盖不与带轮相碰，轴承端盖宽度为20mm，端盖与带轮之间距离应大于30mm，所以取该段长度为60mm。34段：此处安装轴承，所以直径为45mm,宽度为26mm。56段：此处为齿轮轴，其直径为齿轮齿顶圆直径，D4=92.36，长度为齿轮宽度，L4=93mm。45段：取齿轮距箱体内壁的距离为a=16mm，齿轮中心距为c=20mm，考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体一定距离s=8mm，已知滚动轴承宽度为T=27.75mm，又考虑三轴的装配关系 ，可初步确定45段长度为1

21、58mm，其右侧为定位轴肩，可确定其直径为52mm。6-7段：此段安装轴套和轴承，直径与轴承内径相同，为45mm，长度为41mm。至此已经确定了所有轴段的长度和直径，列表如下：轴段122334455667长度mm15660261589341直径mm3541455292.3645（8）求轴上载荷查手册得轴承支承反力的作用点距外圈小断面的距离为a=21.3mm，T=27.25mm。所以可得水平方向：竖直方向：其弯矩和扭矩图示意如下（9）按弯扭合成应力校核工作轴单向旋转，扭转盈利为脉动循环变应力，取=0.6，轴的计算应力为前面的设计轴的材料选用的是40Cr，查表知它的许用应力为，所以此轴安全。5.2

22、 中速轴的设计总结以上的数据求作用在齿轮上的力 Fr3=Ft3tanncos=12069.81tan20cos13.96=4526.75N Fa3=Ft3tan=12069.81tan13.96=3000.39N(3)初步确定轴的直径选取轴的材料为45号钢,根据表15-3选取A0=110。于是有由于有2个键槽，将直径增加10%，则d=51.66mm由于齿轮的分度圆直径大于轴最小直径的1.7倍，不需要使用齿轮轴（4）轴的结构设计（5）轴承的选择由于减速器工作时，转速较低，且径向力比较大，故选择大锥角圆锥滚子轴承30311，正装，查表得内径为d=55mm,宽度为B=29mm（6）根据轴向定位要求确

23、定轴的各段长度和直径（从右往左每个轴段依次编号为1,2，cd，3,4）由于高速级大齿轮的轮毂长度为88mm，所以取=83mm。而且中间轴上的高速级大齿轮应与高速轴上的低速级小齿轮相啮合，所以有尺寸关系可以求出，=51.5mm。由于轴承已经确定，所以D1=D4=55mm，a、b处为非定位轴肩，所以D2=D3=59mm,c和d为定位轴肩，所以圆整后取Dc-d=71mm。低速级的小齿轮轮毂长度为128mm，所以取，由高速级齿轮轴设计知轴的总长，所以可以根据长度关系得出，。至此，轴上所有轴段的长度和直径都已经确定，列表如下：轴段43c-d21长度mm51.5831212354.5直径mm5559715

24、955(7)求轴上载荷由选取的滚动轴承30311可查手册得a=25，所以由上述设计可知由材料力学知识可知：由上述计算可得弯矩图和扭矩图示意如下：由上述分析可知最大危险截面在低速级小齿轮处，此截面的最大弯矩（8）按弯扭合成应力校核工作轴单向旋转，扭转盈利为脉动循环变应力，取=0.6，轴的计算应力为前面的设计轴的材料选用的是45号钢（调质），查表151知45号钢的许用应力为，所以此轴安全。 5.3 低速轴的设计总结以上的数据（2）求作用在齿轮上的力(3 )初步确定轴的直径先初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为45号钢,根据表15-3选取A0=110。于是有由于该轴上上有2个键，最小直径应在此基础上

25、增大7.5%，所以最小直径是68.48mm。由于齿轮的分度圆直径大于轴最小直径的1.8倍，不需要使用齿轮轴。（4 ）联轴器的型号的选取：查表141，取K=1.7，则按照计算转矩Tca应小于联轴器的公称转矩的条件，查标准，选用弹性柱销联轴器，可以缓冲振荡，选用HL6型，公称转矩为3150Nm，半联轴器孔径d1为70mm，轴孔长度142mm。（5）根据轴上零件的定位条件确定各段直径和长度（从左到右依次给每段轴编号为17）a 为了满足半联轴器的轴向定位，须制出轴肩。所以D1=70mm,与半联轴器配合，D2圆整后取为83mm。左端为保证轴端挡圈压在半联轴器上而非轴上，取l1=140mm。b 初步选择滚

26、动轴承考虑到同时承受轴向力和径向力，选用圆锥滚子轴承，又因为D3=85mm，选用30317型轴承，内径85mm。宽度为41mm，外径180mm。确定轴承后，则 D7=85mm，D6=89mm， D4 =108.5mm，轴肩高度取为7mm，轴承宽度为41mm，由中间轴的配合知，大小齿轮应啮合，根据齿轮距箱体的距离，所以可以推得，轮毂长度为123mm，所以取,，在2段上应该有端盖，所以。至此轴各段尺寸及直径已经确定。尺寸列表如下：轴段1234567长度mm1403041108.51011962直径mm708185951058985 （6）求轴上载荷查手册得轴承反力的作用点距离轴承外围小端面的距离a

27、=35.9mm，所以轴的支点及受力点的距离为支承反力：根据上述分析可得弯矩图与扭矩图示意如下：由上述分析可知最大危险截面在低速级大齿轮处，此截面的最大弯矩为（7）按弯扭合成应力校核工作轴单向旋转，扭转应力为脉动循环变应力，取=0.6，轴的计算应力为前面的设计轴的材料选用的是45号钢（调质），查表知45号钢的许用应力为，所以此轴安全。6 轴承的校核6.1 高速轴轴承的校核 因减速器工作时转速较低，且径向力较大，故选择大锥角圆锥滚子轴承30309，正装。 轴承校核如下： 因为：FrA=5230.68N ；FrB=5827.63N；Fa1=1221.47N；Fd=eFr 查表13-5可知e=0.35

28、 FdA=0.355230.68=1630.74N FdB=0.355827.63=1839.67N 因为FdA1016300h，满足条件。6.2 中速轴轴承校核 选圆锥滚子轴承30311，正装。FrA=8356.53N FrB=9403.47N Fae=Fa3Fa2=3000.391221.47=1778.92N Fd=eFr 查表13-5可知e=0.35 FdA=0.358356.53=2924.79N FdB=0.359403.47=3291.21N 因为FdA1016300h满足条件。6.3 低速轴轴承校核 选择30317，正装。校核过程如下 FrA=3747.63N FrB=9642

29、.67 Fae=3000.39N Fd=eFr 查表13-5可知e=0.35 FdA=0.353747.63=1311.67N FdB=0.359642.67=3374.93N 因为FdA1016300h。 满足条件。7 键和联轴器的选取由于机器启动时的动载荷和运转中可能出现过载现象，所以应当按轴的最大转矩作为计算转矩Tca。7.1 高速轴带轮键的选取 材料选45钢，因为轴的直径在3038mm之间，查表6-1可知bh为108。选区普通平键k=0.5h=4mm。因为载荷性质为轻微冲击，材 bh为108料为钢，查表6-2可知许用挤压应力p=100120MPa，取p=110MPa。代入p=2T103

30、kld=2287.51034l33110MPa可得l39.6mm，据表6-1选择键长度为32mm。7.2 中速轴 （1）.高速级大齿轮用键 材料选45钢，因为轴的直径在5865mm之间，查表6-1可知bh为1811。选区普通平键k=0.5h=5.5mm。因为载荷性质为轻微冲击，材料为45钢，查表6-2可知许用挤压应力p=100120MPa，取p=110MPa。代入p=2T103kld=27401035.5l59110MPa可得l41.5mm，据表6-1选择键长度为56mm。 （2）.低速级小齿轮用键 材料选45钢，因为轴的直径在5865mm之间，查表6-1可知bh为1811。选区普通平键k=0

31、.5h=5.5mm。因为载荷性质为轻微冲击，材料为钢，查表6-2可知许用挤压应力p=100120MPa，取p=110MPa。代入p=2T103kld=27401035.5l60110MPa可得l41.5mm，据表6-1选择键长度为56mm。7.3 低速轴（1）低速轴大齿轮用键材料选45钢，因为轴的直径在8595mm之间，查表6-1可知bh为2514。选区普通平键k=0.5h=7mm。因为载荷性质为轻微冲击，材料为钢，查表6-2可知许用挤压应力p=100120MPa，取p=110MPa。代入p=2T103kld=218501037l45110MPa可得l54mm，查表6-1选择键长度为56mm。

32、（2）联轴器键的选取材料选45钢，因为轴的直径在6575mm之间，查表6-1可知bh为2012。选区普通平键k=0.5h=6mm。因为载荷性质为轻微冲击，材料为钢，查表6-2可知许用挤压应力p=100120MPa，取p=110MPa。代入p=2T103kld=218501036l71110MPa可得l80.1mm，据表6-1选择键长度为125mm。8 润滑方式的选择8.1 齿轮的润滑根据机械设计中齿轮传动的润滑可知，通用的闭式齿轮传动,其润滑方法根据齿轮的圆周速度大小而定。当齿轮的圆周速度12 m/s，用浸油润滑的润滑方式。根据计算低速级圆周速度为0.64m/s,远小于12m/s，故选择浸油润

33、滑。 高速齿轮浸入油里约0.7个齿高，但不小于10mm，低速级大齿轮浸入油高度约为1个齿高（不小于10mm），不超过其1/3齿轮的分度圆。 为避免传动零件转动时将沉积在油池底部的污物搅起,造成齿面的磨损,应使低速级大齿轮距油池地面的距离不小于30-50mm.8.2 轴承的润滑滚动轴承润滑方式依据dn值来选取，下面分别计算三轴dn值高速轴：dn=514.2945/104=2.31中间轴：dn=151.2655/104=0.83低速轴：dn=58.1885/104=0.49查表13-10可知三对轴承均应使用脂润滑的方式。9 减速箱的设计计算箱体结构尺寸的设计名称符号减速器及其形式关系箱座壁厚0.0

34、25a+3mm=8.5mm,10mm箱盖壁厚10.02a+3=7.4mm,取10mm箱座凸缘厚度b1.5=13.5mm，取13mm箱盖凸缘厚度b11.5=13.5mm,取13mm箱座底凸缘厚度b22.5=25mm地脚螺钉直径df取M20mm地脚螺钉数目nn=4轴承旁联接螺栓直径d10.7df=14mm取M14箱盖与箱座联接螺栓直径d2(0.50.6)df=1012mm取M12mm轴承端盖螺钉直径d3(0.40.5)df=810mm取M10窥视孔盖螺钉直径d4(0.30.4)df=68mm取M8定位销直径d(0.70.8)d2=1416mm取M16df、d1、d2至外箱壁距离c1由装配图确定df

35、、d2至凸缘边缘距离c2轴承旁凸台半径R1凸台高度h180mm外箱壁至轴承座端面距离l1由装配图确定内箱壁至轴承座端面距离l2大齿轮顶圆与内箱壁距离1取14mm齿轮端面与内箱壁距离2取12mm箱盖、箱座肋厚m1,mm1=m0.85=10mm,取9mm轴承端盖外径D2D+(55.5)d3轴承端盖凸缘厚度e(11.2)d3=9mm取12mm轴承旁联接螺栓距离ssD2 Y160L-4nm=1440r/min 小齿轮 40Cr 调制 大齿轮 45 正火7级精度mn=2.5mmz1=34z2=114a=2.5mmf=3.125mm=5.625mmc=0.625mmda1=92.36mmda2=297.9mmdf1=82.36mmdf2=287.9mm小齿轮 40Cr 调质 大齿轮 45 正火7级精度mn=3.5mmz1=26z2=88a=3.5mmf=4.375mm=7.875mmc=0.875mmda3=129.62mmda4=324.37mmdf3=115.62mmdf4=310.37mm