谐波齿轮减速器设计及性能仿真带cad图纸文档.zip

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Moscow: Mir Pub., 1987.9 Rajput R K. Elements of Mechanical Engineering. Katson Publ. House,1985.毕业设计（论文）题目 谐波齿轮减速器设计及性能仿真 学院 机械设计制造及其自动化专业 学生姓名 学 号 指导教师 系 主 任 二级学院院长 II摘 要 谐波齿轮传动具有体积小、重量轻、结构紧凑、传动比大、效率高等优点。广泛应用于矿山、冶金、飞机、轮船、汽车、起重机、电工机械、仪表、化工业等许多领域谐波齿轮传动有着广泛的发展前景。谐波齿轮减速器与普通减速器相比具有体积小、 重量轻、 传动平稳、 效率高、传动比范围大等优点。但其设计计算较过程复杂，轴承的受力较大、寿命较短。所以对于我们在设计这类减速器时如何进行参数的选择，避免大量繁杂的计算，如何选择好轴承使其使用寿命增加具有一定的设计意义。对谐波减速器国内外的发展现状、优缺点、结构型式和其传动原理进行了一定的阐述。在设计过程当中，对内啮合传动产生的各种干涉进行了详细验算 ；从如何提高轴承的寿命为出发点，来计算选择减速器齿轮的模数，最终合理设计减速器的整体结构。 关键词：谐波传动；减速器；内齿轮副 IIIAbstract Harmonic gear drive with small size, light weight, compact structure, transmission ratio, and high efficiency. Widely used in mining, metallurgy, aircraft, ships, cars, cranes, electrical machinery, instruments, chemical and many other fields of harmonic gear drive has a broad development prospects.Harmonic gear reducer reducer with ordinary compared with the small size, light weight, smooth transmission, high efficiency, transmission ratio range and so on. However, compared with its design and calculation process is complex, larger force bearing short-lived. Therefore, how we choose the parameters in the design of this type of reducer, to avoid a large number of complex calculations, how to choose to increase the service life of the bearings so that it has a certain design significance.Harmonic reducer development status at home and abroad, the advantages and disadvantages, structure type and its transmission principle, which must be explained. In the design process, various internal mesh transmission interference generated detailed checking; from how to improve bearing life as a starting point to calculate modulus choose Gear ultimately rational design of the overall structure of the gear unit.Keywords: harmonic drive; reducer; internal gear pairIV目 录摘 要.IIAbstract.III第 1 章 绪论.11.1 概述.11.2 谐波齿轮减速器研究内容拟解决的问题.11.3 本文研究主要内容.2第 2 章 谐波齿轮减速器设计.32.1.传动结构形式的选择.32.2.几何参数的计算.32.3 凸轮波发生器及其薄壁轴承的计算.42.3.1 柔轮齿面的接触强度的计算.52.3.2 柔轮疲劳强度的计算.62.4 轴结构尺寸设计.72.5 轴的受力分析及计算.72.6 轴承的寿命校核.82.7 销轴的强度校核计算.102.8 输入轴的强度校核.102.9 键的校核计算.132.9.1 联轴器处键的校核.132.9.2 偏心套处键的校核.132.9.3 支座处键的校核.132.10 轴承的校核计算.13第 3 章 谐波齿轮减速器三维设计图.20总结.22致 谢.23参考文献.241第 1 章 绪论1.1 概述随着现代工业的高速发展，机械化和自动化水平的不断提高，各工业部门需要大量的减速器，并要求减速器体积小，重量轻，传动比范围大，效率高，承载能力大，运转可靠以及寿命长等。减速器的种类虽然很多，但普通的圆柱齿轮减速器的体积大，结构笨重；普通的蜗轮减速器在大的传动比时，效率较低；摆线针轮行星减速器虽能满足以上提出的要求，但成本较高，需要专用设备制造；而谐波减速器不但基本上能满足以上提出的要求，并可用通用刀具在插齿机上加工，因而成本较低。能适应特种条件下的工作，在国防，冶金，矿山，化工，纺织，食品，轻工，仪表制造，起重运输以及建筑工程等工业部门中取得广泛的应用。1.2 谐波齿轮减速器研究内容拟解决的问题谐波传动是五十年代中期出现的一种新型传动，它随着空间技术的发展而迅速发展起来。由于谐波传动具有传动比大、体积小、传动精度高的特点，一开始就被运用在火箭、导弹、卫星等飞行器中，实现了他的优越性。目前这种传动技术已由航天飞行器，飞机中的应用迅速推广到原子能、雷达、通讯、造船、冶金、汽车、坦克、机床、仪表、防止、建筑、起重运输、医疗器械等各个部门。无论是作为数据传递的高精度传动，还是作为传递大转矩的动力传动，都得到了比较满意的效果。特别是，这种传动通过密封壁来传递机械运动，因而它用于操纵高温，高压的管路以及用来驱动工作在高真空，有原子辐射或其他有害介质空间的机构，是现有的其他一切传动所不能比拟的。谐波齿轮传动是五十年代后期随着航天技术发展而出现的一种新型传动。 它与一般齿轮传动相比，具有传动比大、体积小、重量轻、精度高、噪音小等优点。此外，它还具有通过密封壳体传递运动和动力的功能，这一特点是机械传动所无法比拟的。谐波齿轮传动一问世，就显示出了它的显著优越性。因此，谐波齿轮传动是一种生命力强、发展前途十分宽广的机械传动。21.3 本文研究主要内容通过利用网络工具、图书馆的书籍和各类期刊、杂志查阅了解谐波减速器的相关知识，确定本设计符合要求，满足需要。具体设计方法如下：1、查阅资料、结合所学专业课程，产生谐波减速器结构设计的基本思路；2、查阅各类机械机构手册，确定合理的谐波减速器结构；3、根据给定技术参数来选择合适的零部件部位；4、重点对驱动机构进行设计研究；5、通过研究国内外情况，确定本设计课题的重点设计；6、完成 2D 装配图的设计和绘制，并由此绘制零件图；7、编写设计说明书；8、检查并完善本设计课题。本设计采用的方法是理论设计与经验设计相结合的方案， 所运用的资料来源广泛，内容充足。3第 2 章 谐波齿轮减速器设计谐波减速器：型号：XB3-50-100额定输出转矩：20N.m 减速比：i1=100 设谐波减速器的的传递效率为：%90，步进电机应输出力矩为：011200.222 .100 0.9outTTN mi (3.6)选择 BF 反应式步进电机型号：55BF003静转矩：0.686N.m步距角：1.52.1.传动结构形式的选择该减速器是电传动减速的谐波齿轮装置。 要求其传动比较大结构简单紧凑效率较高承载力较高通用性良好。 因此本设计方案所选的结构形式为刚轮固定波发生器主动和柔轮从动比较合适。为了便于采用标准刀具来加工柔轮和刚轮，特选取压力角200的渐开线齿廓。 2.2.几何参数的计算齿数的确定柔轮齿数：2001002iuZr刚轮齿数：2022002rgZuZ 已知模数：mmm5 . 0，则柔轮分度圆直径：mmmZdrr1002005 . 0钢轮分度圆直径：mmmZdgg1012025 . 0柔轮齿圈处的厚度：4mmdZrr25. 110100)420075(10)475(441重载时，为了增大柔轮的刚性， 允许将 1计算值增加 20%，即mm5 . 120. 125. 11柔轮筒体壁厚：mm05. 15 . 17 . 07 . 01 为了提高柔轮的刚度，取mm2 . 1 轮齿宽度：mmdBr510015. 015. 0轮毂凸缘长度：mmBC5 . 4315) 3 . 02 . 0() 3 . 02 . 0(取4mmC 柔轮筒体长度：mmLmmdLr100,12080100)2 . 18 . 0()2 . 18 . 0(取轮齿过渡圆角半径：mmmr5 . 0为了减少应力集中，以提高柔轮抗疲劳能力，取mmr3由于采用压力角200的渐开线齿廓， 传动的啮合参数可按考虑到构件柔度的计算公式，即按如下公式进行计算。2.3 凸轮波发生器及其薄壁轴承的计算滚珠直径：nDd)10. 0008. 0(0 柔轮齿圈处的内径：100nrDDmm则：100nrDDmm轴承外环厚度：由于工艺上的要求，可将外环做成无滚道的111101111.60.050.05 80.41.61.6 1.50.42ahhdmmahmm 轴承内环厚度：211.81.8 1.52.7amm 内环滚道深度：2010.10.50.1 80.5 0.41hdhmm 式中的10.5h是考虑到外环无滚道而内环滚道加深量。 轴承内外环宽度：所用为滚珠轴承，近似等于齿宽15Bmm 轴承外环外径：100nrDDmm 轴承内环内径：12202 ()10022(2.70.8)876ndDaahdmm 5为了便于制造，采用双偏心凸轮波发生器。则凸轮圆弧半径：42TdeR其中是偏心距：3.14101 1001.38223.1422grddemm（gd刚轮分度圆直径，rd柔轮分度圆直径）则凸轮圆弧半径：3.14 764 1.3837.12372 3.14TRmm 凸轮长半轴：37.12 1.3837.139TaRemmmm凸轮短半轴：37TbRmm2.3.1 柔轮齿面的接触强度的计算根据谐波传动传动比大的特点，其柔轮和刚轮的齿数较多，齿形很接近于直线。故实际谐波齿轮传动的载荷能力主要应由柔轮齿侧工作表面的最大接触应力所限制。 因此，谐波齿轮传动的柔轮齿侧面应满足如下接触强度条件：接触强度计算公式： tan82jjbkrMM输出转矩r柔轮节圆半径b柔轮轮齿宽刚轮压力角k接触系数（0.40.9）对于一般双波传动，轮齿宽rb2 . 0许用接触应力MPj49 则：36.125 . 0155014. 320tan810250tan8232jjMPbkrM 所以满足齿面的接触强度要求。62.3.2 柔轮疲劳强度的计算 谐波齿轮传动中轮齿的工作特点是：齿面的摩擦滑移接触和柔轮承受着反复的交变载荷。为了使柔轮在循环的弹性变形下能正常工作，除满足耐磨条件外，还必须进行柔轮的疲劳强度计算。柔轮材料采用CrMoAlA38 调制硬度 229269。计算柔轮在反复弹性变形状态下工作时所产生的交变应力幅和平均应力为截面处正应力：27maDE0m切应力：LDEm0由扭矩产生的剪切应力：22mMDM其中：）（GPaEmmmmmLmmdDrm200,5 . 0,100,1000MPapaMPaPaMPaPaMa7 .121074.121025. 1)10100(14. 325025 .12105 .1210100101001025. 110200105 . 05 .87105 .87)10100(1025. 110200105 . 076323633393623393 则：MPamma6 .12)7 .125 .12(5 . 0)(5 . 0验算安全系数：)(122aknnnnnn疲劳极限应力：MPa4501应力安全系数：2k)5 .31485037. 037. 0(2 . 057. 25 .872450121MPaknnsma7其中，抗拉屈服极限：MPas850 剪切应力集中系数：7 . 02k256. 273.2757. 273.2757. 273.276 .122 . 06 .127 . 05 .314222nnMPan则满足疲劳强度条件。2.4 轴结构尺寸设计考虑到轴的载荷较大，材料选用 45,热处理调质处理,取材料系数 1120A所以,有该轴的最小轴径为: 333103=15PdAn考虑到键槽的影响，所以 dmin 取值为 17MM,具体结构如下：2.5 轴的受力分析及计算轴的受力模型简化(见图 7)及受力计算8图图 轴的受力分析知：76.216720tan39.5938tan39.5938992940002222222nTrtFFdTF31.526942.185422.49322221222122AVAHrArAVtAHFFFLLLFFLLLFF 60.309984.109031.29012221122112BVBHrBrBVtBHFFFLLLFFLLLFF2.6 轴承的寿命校核鉴于调整间隙的方便,轴承均采用正装.预设轴承寿命为 3 年即 12480h.校核步骤及计算结果见下表:表 1 轴承寿命校核步骤及计算结果计算结果6014计算步骤及内容A 端B 端由手册查出 Cr、C0r 及 e、Y 值Cr=98.5kNC0r=86.0kNe=0.68计算比值 Fa/FrFaA /FrA e确定 X、Y 值XA=1 YA =0 查载荷系数 fP1.29计算当量载荷P=Fp(XFr+YFa)PA=5796.24 PB=6759.14计算轴承寿命)max(16670110BArhPPCnL763399h大于12480h由计算结果可见轴承 6014AC、6007 均合格，最终选用轴承 6014。四、轴的强度校核经分析知 C、D 两处为可能的危险截面， 现来校核这两处的强度：（1） 、合成弯矩60.309931.52692222BVBHrBAVAHrAFFFFFF78.276638rACFM（2） 、扭矩 T 图9100603T（3） 、当量弯矩612046)(232TMMCC（4） 、校核由手册查材料 45 的强度参数MPab591C 截面当量弯曲应力：95.11)80(1 . 06120461 . 0133bCCCdM由计算结果可见 C 截面安全。各轴键、键槽的选择及其校核因减速器中的键联结均为静联结,因此只需进行挤压应力的校核.一、电机键的选择及校核:10带轮处键:按照带轮处的轴径及轴长选 键 B8X7,键长 50,GB/T1096联结处的材料分别为: 45 钢(键) 、40Cr(轴) (1) 刚轮处键: 按照轮毂处的轴径及轴长选 键 B14X9GB/T1096联结处的材料分别为: 20Cr (轮毂) 、45 钢(键) 、20Cr(轴)此时, 键联结合格.(2)输出轴处键: 按照联轴器处的轴径及轴长选 键 16X10,键长 100,GB/T1096联结处的材料分别为: 45 钢 (联轴器) 、45 钢(键) 、45(轴)其中键的强度最低,因此按其许用应力进行校核,查手册其MPap110425.80580569100602243134pplkdT该键联结合格.2.7 销轴的强度校核计算 由于行星轮与内齿轮齿廓曲率半径很接近，齿轮接触面积较大，接触应力小，因此常不计算齿面接触应力。 而且在设计齿轮计算齿轮模数时就是应用弯曲应力计算的， 固齿轮的齿面弯曲应力是满足的，在此不必在对齿轮进行校核。现对销轴进行校核。 悬臂式销轴的弯曲应力校核公式：max30.1mFFPgWK QLd式中 ：mK 制造和安装误差对销轴载荷影响系数 。mK 1.351.5，精度低时取大值，反之取小值，在次取mK 1.35 maxQ行星轮对销轴的作用力（上节算得maxQ3195.67N）gWd销轴直径（gWd28）FP许用弯曲应力（销轴的材料为 20CrMnMo，根据销轴材料查取FP150200）L 的值从下图 11 中取得，约为 50，则：max331.35 3195.67 5098.260.10.1 28mFgWK QLMPadFP2.8 输入轴的强度校核轴在载荷作用下，将产生弯曲或扭转变形。在进行州的强度校核时，应根据轴的具体11受载及应力情况采用相应的计算方法，并恰当的选取许用应力。在此，输入轴受到弯矩和扭矩，按弯扭合成强度条件进行计算，其核算公式为：2211caMTW式中：ca 轴的计算应力，MPa； M 轴所受的弯矩，N； T 轴所受的扭矩，N； W 轴的抗弯截面系数，3mm；1 对称循环变应力时轴的许用弯曲应力。1)做出轴的计算简图（即力学模型）在计算轴所受载荷时， 常将轴上的分布载荷简化为集中力， 其作用点取为载荷分布段的中点。各支承处所受的反力和应力集中点的反力、转矩都已在图中表示出来了。个支承处与应力集中点之间的距离算得结果在图中也已表明。如图 12。2）做出弯矩图轴所受的载荷是从轴上的偏心套传来的， 而偏心套所受的力又是行星轮传递的。 行星轮所受的力在 4.1.1 已算出，圆周力为（节圆上）为tF=5897.78N，径向力为rF=4931.31N，即为轴所受的力。为了求出各支承处的水平反力NHF和垂直反力NVF列出以下四个个方程：1NHF+2NHF=5897.78N1NHF502NHF1001NVF+2NVF=4931.31N2NVF502NVF100联立以上四个方程可得出：1NHF3931.85N，2NHF=1965.93N，1NVF=3287.54，2NVF=1643.77N。弯矩196593HMN mmg，164377VMN mmg。总弯矩为2212196593164377256259MMN mmg3）做出扭矩图12传递扭矩 T=611149.55 10955000039791.67960PTN mmng。扭矩图如图4）校核轴的强度在轴上，偏心套联接处为危险截面（即截面 B）如图所示。对轴的抗弯截面系数W的计算公式查课本机械设计中表 15-4 得出W32()322dbt dtd。由附图可知 d=45，b14，t=5.5，代入数据得出W7611.3N mmg。在此处的扭转应力为静应力，故取0.3，轴的计算应力：22221256259(0.3 39791.67)33.77611.3caMTMPaW前已选定轴的材料为 45 钢，调质处理，查课本机械设计中表 15-1 得出160MPa。因此ca1，故安全。13图 12 输入轴受力分析简图2.9 键的校核计算所用到的三个键都是平键。设计中所涉及的键均为静联结，但有冲击，故用以下公式校核：2ppTdkl式中：T 为传递转矩（N） ，k键与轮毂的接触高度（） ，h为键高（） ；，b为键宽（） ；d为轴径（） 。查得 ，则校核过程如下：2.9.1 联轴器处键的校核 此处键（C 型）传递的转矩为联轴器的转矩，即 T=76.6cTNm，bhL=10853，l=L-b=43 ，d=35,故有：322 76.6 1025.4512035 4 43pTMPaMPadkl 故安全2.9.2 偏心套处键的校核 此处键（A 型）传递的转矩为输入转矩，即 T139791.67TN mm，bhL=14970，l=L-b=56 ，d=45,故有：22 39791.677.0212045 4.5 56pTMPaMPadkl 故安全2.9.3 支座处键的校核 此处键（A 型）传递的转矩为输出转矩，即 TFjD /21200000N，bhL=161060，l=L-b=44 ，d=53，且采用双键联接，故有：22 1200000102.91202 53 5 44pTMPaMPadkl 故安全2.10 轴承的校核计算 根据传动的结构要求选用的轴承如下表 7 所示：滚动轴承的寿命校核计算公式：hk5 . 0bLlMPap12014hTndmhhLfffffnPCnL106660106010式中 n 轴承转速，r/min； 轴承寿命指数，对球轴承3，对滚子轴承10/3； hf寿命因数，按表 7-2-8 选取；nf速度因数，按表 7-2-9 选取；mf 力矩载荷因数，力矩载荷较小时，5 . 1mf，较大时，2mf；df冲击载荷因数，按表 7-2-10 选取；Tf温度系数，由于卷扬机长期在室外工作，工作温度小于 120，故取1.0Tf 。 （查表 7-2-11） （据机械设计手册第四版第二卷） 102 300 10 848000hLh 。表 7 轴承代号及基本参数表 7 轴承代号及基本参数1）轴承 6211（球轴承） ，与卷筒转速相同，n26.53r/min；查得hf4.58，nf=1.073，mf =1.5，df=1.2，则：3610104.58 1.5 1.228492260 26.531.073 1.0hhLhhL2）轴承 6208（球轴承） ，与端盖联接的轴承的转速 n 为输入轴与卷筒的相对速度，故基本参数型号数目dDB基本额定动载荷rC/kNGB/T276-199462112551002143.2GB/T276-19946208240801829.5GB/T276-19946220110018034122GB286-8135162801403310415196026.53933.47 /minjnnnr；且查得hf4.58，nf=0.324，mf =1.5，df=1.2，则：3610104.58 1.5 1.229407560 933.470.324 1.0hhLhhL而与销轴盘联接的轴承的转速与输入轴的转速相同，n960，则：3610104.58 1.5 1.228594860 9600.324 1.0hhLhhL3）轴承 6220（球轴承） ，n26.53r/min；查得hf4.58，nf=1.073，mf =1.5，df=1.2，3610104.58 1.5 1.228492260 26.531.073 1.0hhLhhL4 ） 轴 承 3516 （ 滚 子 轴 承 ） ， 转 速 n 为 输 入 轴 与 行 星 轮 的 相 对 速 度 ， 故117072(1)960 (1)987.43 /min70cbccZZnnnnrZ； 且查得hf3.93，nf=0.363，mf =1.5，df=1.2，则：3610103.93 1.5 1.212491660 987.430.363 1.0hhLhhL 以上对轴承的校核说明了所选的所有轴承都满足要求。（6）润滑与密封 齿轮的润滑采用浸油润滑，浸油深度为一个齿高，但不小于 10mm。 滚动轴承的润滑由于轴承周向速度为 1m/s 2m/s，所以选用轴承内充填油脂来润滑。 润滑油的选择齿轮选用普通工业齿轮润滑油，轴承选用钙基润滑脂。 密封方法的选取箱内密封采用挡油盘。箱外密封选用凸缘式轴承盖，在非轴伸端采用闷盖，在轴伸端采用透盖，两者均采用垫片加以密封；此外，对于透盖还需要在轴伸处设置毡圈加以密封。十、箱体尺寸及附件的设计采用 HT250 铸造而成，其主要结构和尺寸如下：16中心距 a=154.5mm，取整 160mm 总长度 L：3530Lamm总宽度 B：2.72.7 160432Bamm 总高度 H：2.42.4 160384Hamm 箱 座 壁 厚：0.02510.025 160 158ammmm ， 未 满 足 要 求0.025a18 ，直接取 8 mm箱 盖 壁 厚1：10.0210.02 160 14.28ammmm ， 未 满 足 要 求10.02a18 ，直接取 8mm 箱座凸缘厚度 b： b1.5=1.5*8=12 mm箱盖凸缘厚度 b1： 11b1.5=1.5*8=12mm箱座底凸缘厚度 b2：2b2.5=2.5*8=20 mm箱座肋厚 m：m0.85=0.85*8=6.8 mm箱盖肋厚 m1：11m0.85=0.85*8=6.8mm扳手空间： C118mm，C216mm轴承座端面外径 D2：高速轴上的轴承：2DdmmD高3 +5 62+5 692 低速轴上的轴承：2DdmmD低3 +5 68+5 8108 轴承旁螺栓间距 s：高速轴上的轴承：2SD 92mm高= 低速轴上的轴承：2SD 108mm低 轴承旁凸台半径 R1：1RC216mm 箱体外壁至轴承座端面距离1l：1lC1+C2+mm（510）18+16+842 地脚螺钉直径fd：fd0.036a+120.036 160+1217.76mm 地脚螺钉数量 n：因为 a=160mm250mm，所以 n=4 轴承旁螺栓直径1d：1fdd0.75 17.7613.32mm0. 75 凸缘联接螺栓直径2d：2fdd8.88 10.656()mm（0. 50. 6） ,取2d10mm凸缘联接螺栓间距 L：L150200， 取 L100mm轴承盖螺钉直径3d与数量 n：高速轴上的轴承：d3=6, n417 低速轴上的轴承： d3=8，n4检查孔盖螺钉直径4d：4fd0.30.4d5.328mm7. 104,取 d46mm检查孔盖螺钉数量 n：因为 a=160mm3050 ，取 440mm 箱体内壁至箱底距离0h： 0h20mm减速器中心高 H：a240249HR +h4020 184.5mm2 ，取 H185mm。箱盖外壁圆弧直径 R：a21249RR +108mm2142. 5 箱体内壁至轴承座孔外端面距离 L1：1LC1+C2+ +（510）8+18+16+850m m 箱体内壁轴向距离 L2：212Lb +2mm12+2 1032 两侧轴承座孔外端面间距离 L3：321LL +2L322 50mm 132 2、附件的设计（1）检查孔和盖板查机械基础P440 表 204，取检查孔及其盖板的尺寸为：A115，160，210，260，360,460，取 A115mmA195mm，A275mm，B170mm，B90mmd4 为 M6，数目 n4R10h3ABA1B1A2B2hRndL1811590957075503104M615（2）通气器选用结构简单的通气螺塞，由机械基础P441 表 205，取检查孔及其盖板的尺寸为（单位：mm） ： dDD1SLlaD1M22 1.53225.422291547（3）油面指示器 由机械基础P482 附录 31，取油标的尺寸为：视孔mmd20 mmD34 mmd221 mmd323 mmH16A 形密封圈规格mmmm55. 325（4）放油螺塞螺塞的材料使用 Q235， 用带有细牙螺纹的螺塞拧紧， 并在端面接触处增设用耐油橡胶制成的油封圈来保持密封。由机械基础P442 表 206，取放油螺塞的尺寸如下（单位：mm） ：dD0LlaDSd1M24 2343116425.42226（5）定位销 定位销直径 62dd0.8 108mm0. 8 ，两个，分别装在箱体的长对角线上。1Lb+b12+1224，取 L25mm。（6）起盖螺钉起盖螺钉 10mm，两个，长度 L箱盖凸缘厚度 b1=12mm，取 L15mm ，端部制成小圆柱端，不带螺纹，用 35 钢制造，热处理。（7）起吊装置箱盖上方安装两个吊环螺钉，查机械基础P468 附录 13，取吊环螺钉尺寸如下（单位：mm） ：19d（D）d1(max)D1（公称）d2(max)h1(max)hd4M89.12021.171836r1r(min)l( 公称)a(max)b（max）D2（ 公 称min）h2(公称min)41162.510132.5箱座凸缘的下方铸出吊钩，查机械基础P444 表 207 得，B=C1+C2=18+16=34mmH=0.8B=34*0.8=27.2mmh=0.5H=13.6mmr2 =0.25B=6.8mmb=2 =2*8=16mm20第 3 章 谐波齿轮减速器三维设计图利用 SOLIDWORK 制作三维图，如下所示：图 3-1 外观整体图图 3-2内部解剖图21图 3-3 透视图