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机械设计课程设计2010年7月设计计算及说明结果一、 课程设计方案1. 传动装置简图带式运输机的传动装置如如图1所示图12. 原始数据项目数值鼓轮的转矩T (Nm)360鼓轮的直径D (mm)300运输带带速V （m/s）1.2带速允许偏差 （%）5使用期限 （年）5工作制度（班/日）2载荷平稳、单向转动二、 选择电动机1. 电动机类型和结构形式选择按工作要求和工作条件，选择Y（）系列笼型三相异步交流电动机，结构形式为卧式封闭型电动机。2. 电动机容量1) 卷筒主轴的么输出功率Pw Pw=Tnw9550=36076.49550 kw=2.88kW2) 电动机的输出功率 PdPd=Pw式中，为从电动机至卷筒之间的总效率 1为弹性联轴器效率、为减速箱一对滚动轴承效率、为齿轮副效率、4为卷筒一对滚动轴承效率。根据文献【1】表2-4得：=0.99 =0.99 =0.97 =0.98。于是 =0.86 Pd=Pw=2.880.86kw=3.35 kw3） 确定电动机额定功率应等于或稍大于，根据文献【1】表20-1得,应选择额定功率为4 kW的电动机。3. 选择电动机转速为了便于选择电动机转速，先推算电动机转速的可能范围。由文献【】表2-2得：展开式两级圆柱齿轮减速器传动比为860，则电动机转速可选范围为nd=nwi1i2=61145484 r/min，初选同步转速分别为1000 r/min和1500 r/min的两种电动机进行比较，如表1方案电动机型号额定功率KW电动机转速r/min电动机相对价格传动装置的传动比同步满载总传动比第一级第二级1Y112M-44150014402.2218.854.83.92Y132M1-6410009603.4812.573.93.2表1方案1的价格相对便宜，但减速器结构尺寸较大，方案2则有相反利弊。权衡利弊，选用方案1，选定Y112M-4型电动机。电动机相关参数如表2电动机型号额定功率KW电动机转速r/min电动机质量kg外形及安装尺寸mm同步满载中心高（H）外伸轴长（E）基座螺栓间距（A）Y112M-44150014404311260190表2三、 计算传动装置总传动比和分配各级传动比1. 计算总传动比由电动机的满载转速和工作机主动轴的转速可确定传动装置应有的总传动比为 i=nmnw=144076.418.85。2. 分配各级传动比展开式两级圆柱齿轮减速器应有，且单级圆柱齿轮的传动比推荐值为36，故选择 =4.8，=3.9。四、 计算传动装置的运动和动力参数记电动机轴为0轴，减速器高速轴为轴，中间轴为轴，低速轴为轴1. 各轴转速为 n=n0=1440r/min n=ni1=14404.8=300r/min nw=n=ni2=3003.9=76.9r/min2. 各轴输入功率PPed=3.35kWP=P01=3.350.99=3.32kWP=P23=3.320.990.97=3.12kWP=P23=3.120.990.97=3.00kWPw=P12=3.000.990.99=2.94kW3. 各轴输入转矩TT0=9550P0n0=955041440=26.53NmT=9550Pn=95503.321440=22.02NmT=9550P n=95503.12300=99.32NmT=9550P n=95503.0076.9=372.56NmTw=9550Pw nw=95502.9476.9=365.11Nm4. 计算结果整理如表3项目电动机轴高速轴中间轴低速轴输出轴转速（r/min）1440144030076.976.9功率（kW）43.323.123.002.94转矩（）26.5322.0299.32372.56365.11传动比14.83.91效率0.990.960.960.99表3五、 斜齿轮传动设计计算A. 第一级减速齿轮设计1. 选精度等级、材料及齿数1) 由文献【2】表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者硬度差为40HBS。2) 精度等级选7级精度。3) 初选齿数小齿轮齿数Z1=19 ，Z2=914) 取螺旋角。初选螺旋角=14。2. 按齿面接触强度设计由设计计算公式文献【2】式（10-21）进行试算，即d1t32KtT1du1uZHZEH21) 确定公式的各计算数值i. 试选载荷系数Kt=1.6ii. 已知高速级斜齿圆柱齿轮转矩T=22.02Nm=2.202104Nmm；iii. 由文献【2】表10-7取齿轮的齿宽系数d=1.0；iv. 查文献【2】图10-26得端面重合度为 1=0.725，2=0.864，所以，=1+2=0.725+0.864=1.589 v. 齿数比 =z2z1=9119=4.8vi. 由文献【2】表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa12；vii. 由文献【2】图10-30得区域系数ZH=2.433viii. 由文献【2】图1021d按齿面硬度查小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim1=600MPa，大齿轮的接触疲劳极限Hlim2=550MPa；ix. 由文献【2】式10-13计算应力循环次数N1=60n1jLk=6014401163005=2.074109N2=N1i1=2.0301094.6=4.32108x. 由文献【2】图1019查得接触疲劳寿命系数KHN1=0.91，KHN2=0.95；xi. 计算接触疲劳许用应力取时效概率为1%，安全系数S1，由文献【2】式（10-12）得H1=KHN1Hlim2S=0.916001=546MPa，H2=KHN2Hlim2S=0.955501=522.5MPa，H=H1+H22=546+522.52=534MPa2) 计算i. 计算小齿轮的分度圆直径d1t，由计算公式得d1t32KtTdu1uZHZEH2=321.62.20210411.5895.64.62.433189.85342mm=34.30mm；ii. 计算圆周速度v=d1tn1601000=34.301440601000=2.59msiii. 计算齿宽b及模数mb=dd1t=134.30=34.30mm，mnt=d1tcosz1=34.30cos1419=1.75mm，h=2.25mnt=2.251.75=3.94，bh=34.303.94=8.71；iv. 计算纵向重合度=0.318dz1tan=0.318119tan14=1.506；v. 计算载荷系数K由文献【2】表10-2查得使用系数KA=1，根据v=2.59ms，7级精度，由文献【2】图10-8得KV=1.1，由文献【2】表10-3查得齿间载荷分配系数KH=KF=1.4，由文献【2】表10-4查得齿向载荷分配系数KH=1.415，由bh=8.71，KH=1.415，查文献【2】图10-13查得齿向载荷分配系数KF=1.36故有载荷系数K=KAKVKHKH=11.11.41.415=2.18；vi. 按实际的载荷系数K校正速算的得分度圆直径，由文献【2】式（10-10a）得 d1=d1t3KKt=34.3032.181.6mm=38.03mm；vii. 计算法面模数mn=d1cosz1=38.03cos1419mm=1.94mm3. 按齿根弯曲强度设计由文献【2】式（10-17）mn32KT1Ycos2dz12YFaYSaF1) 确定公式内各计算数值i. 由文献【2】图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE1=500MPa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE2=380Mpa；ii. 查文献【2】图10-18得KFN1=0.85，KFN2=0.90iii. 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S1.4,由文献【2】式（10-12）得F1=KFN1FE1S=0.855001.4=303.6MPa，F2=KFN2FE2S=0.903801.4=244.3MPaiv. 计算载荷系数KK=KAKVKFKF=11.11.41.36=2.09；v. 根据纵向重合度=1.506，查文献【2】图10-28的螺旋角影响系数Y=0.88；vi. 计算当量齿数zv1=z1cos3=19cos314=20.80，zv2=z2cos3=91cos314=99.62；vii. 查取齿形系数由文献【2】表10-5查得YFa1=2.77，YFa2=2.18；viii. 查取应力校正系数由文献【2】表10-5查得YSa1=1.56，YSa2=1.79；ix. 计算大、小齿轮的YFaYSaF,并加以比较YFa1YSa1F1=2.771.56303.6=0.01423，YFa2YSa2F2=2.181.79244.3=0.01597；大齿轮数值较大，应将大齿轮的数值代入计算2) 设计计算mn32KT1Ycos2dz12YFaYSaF=322.092.2021040.88cos21411921.5890.01597mm=1.29mm由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn=1.94mm，大于由齿根疲劳强度计算的法面模数 mn=1.29mm，取法面模数mn=2.0mm，按接触疲劳强度算得的直径d1=38.32mm来计算应有的齿数。于是z1=d1cosmn=38.03cos142.0=18.45取z1=19，则z2=uz1=4.819=914. 计算几何尺寸1) 计算中心距a=z1+z2mn2cos=19+9122cos14mm=113.365mm将中心距圆整为113mm2) 按圆整后的中心距修正螺旋角=arccosz1+z2mn2a=arccos19+9122113=131355因为螺旋角值改变不多，故参数、K、ZH等不必修正3) 计算大、小齿轮分度圆直径d1=mnz1cos=219cos131355=39.04mm， d2=mnz2cos=291cos131355=186.96mm； 4) 计算齿轮宽度b=dd1=139.04=39.04mm圆整后，取B2=40mm，B1=45mm；5. 计算所得结果汇总如表4备用名称符号小齿轮大齿轮螺旋角131355端面模数mt2.05mm法面模数mn2.0mm法面压力角n20分度圆直径dd1=39.04mmd2=186.96mm齿顶高haha=haf*mn=2.0mm齿根高hfhf=（haf*+cn*）mn=2.5mm齿顶圆直径dada1=43.04mmda2=190.96mm齿根圆直径dfdf1=34.04mmdf2=181.96mm齿宽B45mm40mm表46. 结构设计小齿轮直径小于160mm故做成实心式（根据后面轴设计结果可知小齿轮应设计为齿轮轴）根据轴设计可知d=34mm,l=1.2d=40.8mm，取轮毂长度l=40 mm0=3mn=6mm010mm,故取0=10mmn=0.5mn=1mmC1=0.3B=12mmd1=1.6d=54.4mm，圆整为54mmD1=df-20=161.96mm，圆整为162mmD0=0.5D1+d1=108mmd0=0.25D1-d1=27mmr=5mmB. 第一级减速齿轮设计1. 选精度等级、材料及齿数1) 由【2】表10-1选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者硬度差为40HBS。2) 精度等级选7级精度。3) 初选齿数小齿轮齿数Z3=24，Z4=934) 取螺旋角。初选螺旋角=14。2. 按齿面接触强度设计由设计计算公式文献【2】式（10-21）进行试算，即d3t32KtT1du1uZHZEH21) 确定公式的各计算数值i. 试选载荷系数Kt=1.6ii. 已知高速级斜齿圆柱齿轮转矩T=99.32Nm=9.932104Nmm；iii. 由文献【2】表10-7取齿轮的齿宽系数d=1.0；iv. 查文献【2】图10-26得端面重合度为 3=0.772，4=0.880，所以，=3+4=0.772+0.880=1.652 v. 齿数比 =z4z3=9324=3.9vi. 由文献【2】表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa12；vii. 由文献【2】图10-30得区域系数ZH=2.433viii. 由文献【2】图1021d按齿面硬度查小齿轮的接触疲劳强度极限Hlim3=600MPa，大齿轮的接触疲劳极限Hlim4=550MPa；ix. 由文献【2】式10-13计算应力循环次数N3=60njLk=603001163005=4.32108N4=N3i1=4.321083.9=1.1108x. 由文献【2】图1019查得接触疲劳寿命系数KHN3=0.95，KHN4=0.98；xi. 计算接触疲劳许用应力取时效概率为1%，安全系数S1，由文献【2】式（10-12）得H3=KHN3Hlim3S=0.956001=570MPa，H4=KHN4Hlim4S=0.955501=539MPa，H=H3+H42=570+5392=554.5MPa2) 计算i. 计算小齿轮的分度圆直径d1t，由计算公式得d3t32KtTdu1uZHZEH2=321.69.93210411.6524.93.92.433189.8554.52mm=55.14mm；ii. 计算圆周速度v=d3tn601000=550.87msiii. 计算齿宽b及模数mb=dd1t=155.14=55.14mm，mnt=d1tcosz1=55.14cos1424=2.23mm，h=2.25mnt=2.252.23=5.02，bh=55.145.02=10.98；iv. 计算纵向重合度=0.318dz3tan=0.318124tan14=1.903；v. 计算载荷系数K由文献【2】表10-2查得使用系数KA=1，根据v=0.92ms，7级精度，由文献【2】图10-8得KV=1.02，由文献【2】表10-3查得齿间载荷分配系数KH=KF=1.4，由文献【2】表10-4查得齿向载荷分配系数KH=1.421，由bh=10.98，KH=1.421，查文献【2】图10-13查得齿向载荷分配系数KF=1.34故有载荷系数K=KAKVKHKH=11.021.41.421=2.03；vi. 按实际的载荷系数K校正速算的得分度圆直径，由文献【2】式（10-10a）得 d3=d3t3KKt=55.1432.031.6mm=59.69mm；vii. 计算法面模数mn=d1cosz1=59.69cos1424mm=2.41mm3. 按齿根弯曲强度设计由文献【2】式（10-17）mn32KT1Ycos2dz12YFaYSaF1) 确定公式内各计算数值i. 由文献【2】图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限FE3=500MPa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限FE4=380Mpa；ii. 查文献【2】图10-18得KFN3=0.90，KFN4=0.94iii. 计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S1.4,由文献【2】式（10-12）得F3=KFN3FE3S=0.905001.4=321.5MPa，F4=KFN4FE4S=0.943801.4=255.1MPaiv. 计算载荷系数KK=KAKVKFKF=11.021.41.34=1.91；v. 根据纵向重合度=1.903，查文献【2】图10-28的螺旋角影响系数Y=0.88；vi. 计算当量齿数zv3=z3cos3=24cos314=26.27，zv4=z4cos3=93cos314=101.8；vii. 查取齿形系数由文献【2】表10-5查得YFa3=2.59，YFa4=2.18；viii. 查取应力校正系数由文献【2】表10-5查得YSa3=1.596，YSa4=1.79；ix. 计算大、小齿轮的YFaYSaF,并加以比较YFa3YSa3F1=2.591.596321.5=0.01286，YFa2YSa2F2=2.181.79255.1=0.01530；大齿轮数值较大，应将大齿轮的数值代入计算2) 设计计算mn32KTYcos2dz32YFaYSaF=321.919.9321040.88cos21412421.6520.01530mm=1.72mm由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn=2.41mm，大于由齿根疲劳强度计算的法面模数 mn=1.72mm，取法面模数mn=2.0mm，按接触疲劳强度算得的直径d1=59.69mm来计算应有的齿数。于是z3=d1cosmn=59.69cos142.0=29取z3=29，则z4=uz3=3.929=1134. 计算几何尺寸1) 计算中心距a=z1+z2mn2cos=29+11322cos14mm=146.35mm将中心距圆整为147mm2) 按圆整后的中心距修正螺旋角=arccosz1+z2mn2a=arccos29+11322147=145911因为螺旋角值改变不多，故参数、K、ZH等不必修正3) 计算大、小齿轮分度圆直径d1=mnz1cos=229cos145911=60.04mm， d2=mnz2cos=233.96mm； 4) 计算齿轮宽度b=dd3=160.04=60.04mm圆整后，取B3=65mm，B4=60mm；5. 计算所得结果汇总如表5备用。名称符号小齿轮大齿轮螺旋角145911端面模数mt2.07mm法面模数mn2.0mm法面压力角n20分度圆直径dd1=60.04mmd2=233.96mm齿顶高haha=haf*mn=2.0mm齿根高hfhf=（haf*+cn*）mn=2.5mm齿顶圆直径dada1=64.04mmda2=237.96mm齿根圆直径dfdf1=55.04mmdf2=228.96mm齿宽B65mm60mm表55. 结构设计1) 小齿轮直径小于160mm故做成实心式l=1.2d=40.8mm0.07d,故取h=4mm, 则轴环处的直径d-=62mm，轴环宽度b1.4h，取l-=12mm。v. 同理得其余长度l-=54mml-=43mml-=51mm至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。vi. 轴上零件的周向定位半联轴器的周向定位采用平键联接，按d-=42mm，由手册查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为70mm，滚动轴承的周向定位是借过度配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6； 大斜齿轮与轴的周向定位采用平键，按d-=54mm，由手册查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为50mm，齿轮轮毂与轴的配合为，vii. 确定轴上圆角和倒角尺寸参考参考文献【2】表15-2，取轴端倒角为，各轴肩处的圆角参照机械设计表15-2。5. 求轴上的载荷首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴承支点位置时，从手册中查取a值。对于30210型圆锥滚子轴承，由手册中查得a=20mm。因此，作为简支梁的轴的支撑跨距， 根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。（如图7所示）图7从轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出截面B是轴的危险截面。先计算出截面B处的MH、MV及M的值列于表7。载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M总弯矩扭矩表76. 按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B）的强度，根据文献【2】式（15-5）及上表中的数值，并取，轴的计算应力 前已选定轴的材料为45钢，调质处理。由文献【2】表15-1查得。因此，故安全。7. 轴承校核1) 由轴的设计计算可知输出轴滚动轴承选用30210型圆锥滚子轴承，C=72.2kNY=0.4cot=1.6e=1.5tan=0.372) 计算两轴承所受的径向载荷Fr1和Fr2由轴的校核过程中可知：3) 计算两轴承的计算轴向力和对于30210型圆锥滚子轴承，按手册，轴承派生轴向力，其中Y=1.6，故轴右移，轴承1放松，轴承2压紧4) 轴承当量动载荷P1和P2因为轴承运转中载荷平稳，按文献【2】表13-6，取，则 5) 验算轴承寿命Lh因为，所以按轴承2的受力大小验算8. 键的校核 由轴的设计计算可知所选平键分别为联轴器键，齿轮键 p1=2T103kld=2372.561030.5842(70-12)=76.47MPap p2=2T103kld=2372.561030.51054(50-16)=81.17MPa0.07d,故取h=5mm，则轴直径。iii. 取安装大齿轮处的轴段-的直径d-=34，齿轮的右端与右轴承之间采用套筒定位。已知齿轮轮毂的宽度为40mm，为了使套筒可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取，齿轮左端采用轴肩定位，取h=5mm，与小齿轮右端定位高度一样。iv. 取小齿轮距箱体内壁之距离，由齿轮对称原则，大齿轮距箱体内壁的距离为，齿轮与齿轮之间的距离为c=15mm，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是s,取s=11mm.已知滚动轴承宽度T=17.25mm。则至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。v. 轴上零件的周向定位齿轮与轴的周向定位采用平键连接。按,由参数文献2表14-1查得平键截面,键槽用键槽铣刀加工，按l-=62得键长为56mm；同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮与轴配合为。同理按d-=34mm，由参数文献2表14-1查得平键截面,键槽用键槽铣刀加工，按l-=37mm得键长为32mm；同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮与轴配合为。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为m6。5. 求轴上的载荷首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴承支点位置时，从手册中查取a值。对于30206型圆锥滚子轴承，由手册中查得a=14mm。因此，作为悬臂梁的轴的支撑跨距L-2a=178.5mm，L1=61.75mm，L2=65mm,L3=51.75mm，根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。（如图9）图9从轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出截面B是轴的危险截面。先计算出截面B处的MH、MV及M的值列于表8。载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M总弯矩扭矩表86. 按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B）的强度，根据文献【2】式（15-5）及上表中的数值，并取，轴的计算应力 前已选定轴的材料为45钢，调质处理。由文献【2】表15-1查得。因此，故安全。7. 精确校核轴的疲劳强度（1）判断危险截面截面II过盈配合引起的应力集中严重，同时受弯矩和扭矩和最大应力面B很近，所以只校核截面II（2）截面左侧抗弯截面系数抗扭截面系数截面左侧的弯矩截面上的扭矩T为截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力轴的材料为45钢，调质处理。由文献【2】表15-1查得截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按文献【2】附表3-2查取。因，得又由文献【2】附图3-1可得轴的材料的敏性系数为故有效应力集中系数为：由文献【2】附图3-2得尺寸系数；由文献【2】附图3-3得扭转尺寸系数轴按磨削加工，由文献【2】附图3-4得表面质量系数为轴未经表面强化处理，即，则按文献【2】式（3-12）及（3-14b）得综合系数为 又由及得碳钢的特性系数 ，取， ，取于是计算安全系数值，按文献【2】式（15-6）（15-8）则得故可知其安全。（2）截面II右侧抗弯截面系数抗扭截面系数截面II右侧的弯矩截面上的扭矩T为截面上的弯曲应力截面上的扭转切应力轴的材料为45钢，调质处理。由文献【2】表15-1查得过盈配合处的值，由文献【2】附表3-8用插值法求出，并取，于是得；轴按磨削加工，由附表3-4的表面质量系数为轴未经表面强化处理，即则按文献【2】式（3-12）及（3-14b）得综合系数为所以轴在截面II右侧的安全系数为故可知其安全。8. 中间轴轴承校核1) 由轴的设计计算可知输出轴滚动轴承选用30206型圆锥滚子轴承，2) 计算两轴承所受的径向载荷Fr1和Fr2由轴的校核过程中可知： 3) 计算两轴承的计算轴向力和对于30211型圆锥滚子轴承，按手册，轴承派生轴向力，其中Y=1.6，故轴轴移，轴承2放松，轴承1压紧4) 轴承当量动载荷和因为轴承运转中载荷平稳，按机械设计表13-6，取，则 5) 验算轴承寿命因为，所以按轴承2的受力大小验算 所以所选的轴承可满足寿命要求9. 键的校核由轴的设计计算可知所选平键分别为小齿轮键，大齿轮键其中p=110MPa九、 箱体及附件的结构设计箱体采用铸造制成，结构设计时要保证箱体有足够的刚度、可靠的密封和良好的工艺性。1. 基本尺寸的确定1) 箱座壁厚=0.025a+=0.025147+3=6.68mm8mm取=8mm2) 箱盖壁厚1=0.02a+=0.02147+3=5.94mm8mm取1=8mm3) 箱体凸缘厚度箱座b=1.5=1.58=12mm箱盖b1=1.51=1.58=12mm箱底座b2=2.5=2.58=20mm4) 加强肋厚度箱座m=0.85=0.858=6.8mm取m=7mm箱盖m1=0.851=0.858=6.8mm取m1=7mm5) 地脚螺钉直径df=0.036a+12=0.036147+12=17.3mm查文献【1】表13-9取df=20mm6) 地脚螺钉数目a250时,n=47) 轴承旁联接螺栓直径d1=0.75df=15mm查文献【1】表13-7取d1=16mm8) 箱盖、箱座联接 直径d2=0.55df=11mm查文献【1】表13-7取d2=12mm9) 轴承盖螺钉直径和数目i. 高速轴和中间轴d3=6mm，n=4ii. 低速轴d3=8mm,n=410) 轴承盖外径D2=D+5d3=62+56=92mmD2=D+5d3=90+58=130mm11) 观察孔盖螺钉直径d4=0.35df=0.3520=7mm查文献【1】表13-7取d4=8mm各基本尺寸列于下表名称取值箱座壁厚=8mm箱盖壁厚1=8mm箱体凸缘厚度箱座b= 12mm箱盖b1=12mm箱底座b2=20mm加强肋厚度箱座m=7mm箱盖m1=7mm地脚螺钉直径df=20mm地脚螺钉数数4个轴承旁联接螺栓直径d1=16mm箱盖、箱座联接 直径d2=12mm轴承盖螺钉直径和数目高中速轴d3=6mm，n=4低速轴d3=8mm,n=4轴承盖外径D2=92mmD2=120mm观察孔盖螺钉直径d4=8mm表9查【1】表4-2知c1、c2的值，如下表11-2所示。螺栓直径M8M10M12M16M20M24M30C1min14161822263440C2min121416202428352. 箱体的结构设计1) 箱座高度对于传动件采用浸油润滑的减速器，箱座高度除了应满足齿顶圆到油池底面的距离不应小于3050mm外，还应使箱体能容纳一定的润滑油，以保证润滑和散热。Hda42+40+7=233.962+40+20=176.98圆整为H=180mm.3. 箱体要有足够的刚度1) 箱体要有合理的壁厚。箱座、箱盖、轴承座、底座凸缘等的壁厚可参考上表确定。2) 轴承座螺栓凸台设计轴承座旁螺栓凸台的螺栓孔间距SD2螺栓凸台高度h与扳手空间的尺寸有关。3) 箱体凸缘尺寸轴承座外端面应向外凸出510mm，以便切削加工。箱体内壁至轴承座孔外端面的距离L1为L1=+C1+C2+8=8+23+21+5=57mm十、 减速器附件的选择与设计1. 窥视孔和视孔盖为了便于检查传动件的啮合情况、润滑状态、接触斑点和啮合间隙，并为了向箱体内注入润滑油，应在传动件啮合区德上方设置窥视孔。窥视孔尺寸应足够大，以便检查操作。视孔盖用螺钉紧固在窥视孔上，其下垫有密封垫，以防润滑油漏出或污物进入箱体内。视孔盖可用钢板、铸铁等制成。选择窥视孔盖用铸铁制成查表文献【1】表9-18取A=150mmd4=6mmA1=A+5d4=180mmB1=140mmB=B1-5d4=110mmA0=0.5B+B1=165mmB0=0.5B+B1=125mmh=6mm2. 通气器减速器运转时，会因摩擦发热而导致箱内温度升高、气体膨胀、压力增大。为使含油受热膨胀气体能自由地排出，以保证箱体内外压力平横，防止润滑油沿箱体接合面、轴外伸处及其他缝隙渗漏出来，常在