传动机械装置的总体设计方案

1 传动机械装置的总体设计方案 计 算 过 程 计算结果 2、传动装置的总体设计 动方案的拟定及说明 由 1 知此传动机构类型为展开式二级圆柱齿轮减速器，故此传动机构 的特点是：减速器横向尺寸较小，两对齿轮的浸油深度可以大致相同， 4 只 齿轮在轴上均为非对称布置，结构较复杂，轴向尺寸较大，中间轴较长，刚 度差，中间轴承润滑较困难。 动机的选择 动机类型和结构的选择 因为本传动的工作状况是：载荷平稳，单向旋转，所以选用常用的封闭 式 Y 系列 三相交流异步电动机。 动机容量的选择 由于 联 = 带 = 齿 = 滚 =以， 本传动装置的总效率 = 带 齿 2 滚 3 联 2= =作机所需功率 本课题在 已给定运输带的参数是： 工作拉力 F=2100N，工作速度 V=s，卷筒直径 D(320 且 w=是，工作机所需的功率 V/1000 w=2100 1000 =w= 算 过 程 计算结果 2 动机的输出功率 a=d =作机转速 由转轮的线速度 v=100060m/s)可推出转轮的转速为： v4106 将 的原始数据代入上式，可得工作机的转速为： D 4106 = 320 = 86.5(r/机选型 按照以上分析，根据课程设计书表 17 Y 系列三相异步电动机中选择： 电动机的型号为 速为 : 440 r/440 算传动装置的运动和动力参数 传动比：ai= 各级传动比分配 因本传动装置是由带 高速齿轮 低俗齿轮共三级串联组成，所以我 们记这三级传动的传动比依次为 :带i,1i ,2i ，则可得总传动比 21根据课程设计书表 2照设计书第 10 页其中，带传动的传动比 2带i，高速齿轮的传动比 21 4.1 2带i 3 于是， 1i 1.4 =带中可以求得低速齿轮的传动比为 是，高速齿轮的传动比为 1i =i =3. 4 轴转速 由带传动的传动比 ，得高速轴的转速 带1440n =720 由高速齿轮传动比 1i =中速轴的转速 n =12 n =212 由低速齿轮传动比 i =低速轴转速 n =n = 各轴输入功率 根据设计书第 11 页的公式 2： 高速轴的输入功率 1=1 =速轴的输入功率 P = 2 =2 =速轴的输入功率 P = P23=3=中效率01=带=12 =23=齿轴输入转矩 T（ N m） 根据设计书第 11 页公式 2 高速轴的输入转矩 9550115501 =速轴的输入转矩 T =9550550 =速轴的输入转矩 T =9550550 =4 各轴的转向 由图 1 可见，工作机，即带式输送机的运动速度 v 指向左边，即通过联 轴器与减速器直接连接的低速轴的转向系统，是逆时针方向。 按照外啮合齿轮的转向“彼此相反”的规律可推知： 中速轴的转向为顺时针 (s)方向； 高速轴（与大带轮同轴）的转向是逆时针（ n）方向； 电机轴（与小带 轮同轴）的转向是逆时针（ s）方向。 总体设计设计小结 为了便于计算与查找，将以上分析 、 计算结果综合列入表 1 中。 表 1 传动装置的运动和运动参数 轴号 功率P/矩 T/(N m) 转速 n/(r/转向 传动比 i 效率 电动机轴 5 1440 s 2 速轴 20 n 中速轴 12 s 3. 4 速轴 6.9 n 作机轴 50 86.5 n 1 V 带传动设计计算 定计算动率与选择 V 带的型号 V 带传动的计算功率为机械设计式 （ 由表 6得工作情况系数 入上式可求得 据 图 定选用：普通窄 V 带。 定带轮基准直径 5 根据以上选 A 型普通型，查表 6主动轮的最小基准直径为： 5 ，取 0 0 则从动轮基准直径 i 带 80=160 60 查机械设计濮良贵版表 8求得的主从动轮的基准直径均符合要求。 将有关参数代入式 以求出带的速度为： v=100060 100060 144080 =m/s) 因为， v=0槽深 10,按图 10齿根与键槽底的距离 = 1050( 按课本第 189页的建议 ,应把小齿轮与轴做成一个整体 齿轮轴 大齿轮的齿顶圆直径 : m()=3 (82+2)=252。 这一尺寸大于 160小于 500按课本第 190 页的建议 齿轮以选腹板式结构为宜 ,具体的尺寸见装配图。 低 速级齿轮传动 精度等级、材料及齿轮的齿数 与 似，对于低速齿轮传动，我们选择： 渐开线直齿圆柱标准齿轮传动； 齿轮制造精度 7 级； 啮合的齿面采用“软 合； 小齿轮材料为 40质），硬度 =270 270 大齿轮材料为 45 钢（调质），硬度 =230 230 小齿轮的齿数 1z =24； 1z =24 大齿轮的齿数 2z =1i 1z =24= 2z =60； 2z =60 实际从动轴（低速轴）转速 624 225=r/ 13 齿数比 u= 2z / 1z =2460= u= 齿宽系数 按齿面接触疲劳强度设计 按式（ 10初步计算小齿轮的分度圆直径为 1d 132 与 情况类似，上式内的各计算数值分别为： 常系数 载荷系数取为 k =1.6 k = 根据“ 610 许用接触应力 H=522H=522 3 2 61 d=7660 则模数 m=11 查问 4表 5国际模数的第一系列，取模数 m=5。于是： m=5 小齿轮分度圆的直径 1d= 24=120 1d=120 大齿轮分度圆的直径 2d= 60=280 2d=300 这个参数与高速级传动大齿轮分度圆的直径（2d=246） 比较接近，有利于安排同时润滑高、低速级齿轮传动时的浸油深度。 中心距 a =5 2 21 2 60245 42=200 a 210 齿高 h =m=5=h =定齿宽 b= d=1 120=120取大齿轮的齿宽2b= 120小齿轮的齿宽1b=125b=12514 2b =120 按齿根弯曲疲劳强度条件校核 有式（ 得齿轮齿根弯曲疲劳强度校核公式为 12 s Y 载荷系数 K 按式（ 这里的载荷系数 K= 查表 10取使用系数 . 轮分度圆上的线速度 v=100060 11 100060 =m/s） 根据线速度 ，与齿轮的精度 =7 级，查图 得动载系数 。 式（ 得小齿轮分度圆上的圆周力为 )(11 967 于是，可求得 b FK 按表 8得齿间载荷分配系数 1精度 7 级调质齿轮的非对称支承，查表 10系数 A,B,C 再按公式 2 10 计算，可得 又 根据 04.1图 8弯曲疲劳强度计算时的 齿载荷发布系数为 。 于是载荷系数 15 K = = 其它系数 根据小齿轮的齿数 4，大齿轮的齿数 0 查图 齿形系数为： 大齿轮 图 应力修正系数为； 齿轮 齿轮 Y 课本第 139 页的公式（ 算齿轮的端面重合度为 =111 ） =601241 ） =于是，由式（ 重合度系数 = = =曲疲劳许用应力 按式（ ，弯曲疲劳许用应力为 F = 情况类似 ,这里 : 疲劳极限 1 =3202 =270 应力修正系数为 弯曲强度疲劳强度的安全系数 F= 齿轮 “ 单向转动 ” ，故 j=1； 设备的总工作时间为 8 300 8=19200（ h）； 9200 齿轮转速 720r/12r/将这些参数代入第 141 页公式，可计算出应力循环次数为： 小齿轮： N 1=600 212 19200=108 16 大齿轮： 00 19200=108 据此，查图 大小齿轮的弯曲强度计算寿命系数分别为： 齿轮1大齿轮2 2上述参数代入式 ( ， 得弯曲疲劳许用应力为 小齿轮 ： 1F = = = 1F =齿轮 ： 1F = = = 1F = 校核齿轮弯曲疲劳强度 比较大小齿轮的以下计算值 ； 1 11 = 2 22F = 齿轮的对应值大 ,所以应当按照小齿轮校核齿轮的弯曲疲劳强度 ； 1F = 1=5120 1F = 所以弯曲疲劳强度足够 。 表 4 低速齿轮传动的设计参数 齿轮 模数 m 齿数 z 分度圆直径 d 齿宽 b 中心距 a 大齿轮 5 60 300 120 210 构设计 以大齿轮为例 ,因其齿轮顶圆直径为 ： 2m( 2z +2) =5 (60+2) =310 (。 这一尺寸 500,160 ,故齿轮的结构选腹板结构为宜，具体见大图 内传动件的传动比较核计算（ %2 ） 17 在 传动比中，我们设定的期望值 i=实际值 i = )1( 2 2i 2r =%)21(80 16024822460=相对传动比误差 = 100%= 100%= 5% ，符合要求 两级传动中，两个大齿轮分度圆直径之差为 246 300 = 35 两中心距之差为 159 210 = (30 40 故设计符合要求 表 5 传动比（ i）校核后各轴的主要参数 轴号 功率 P/矩 T/(N m ) 转速 n/(r/传动比 i 效率 电动机轴 5 1440 2 速轴 20 速轴 12 速轴 作机轴 50 算 过 程 计算结果 低速级 大齿轮齿顶圆的半径 =4而减速箱内腔的净长 L=2 2 11a 2a 2 ，我们取 2 =10 1 = 12 1 = 12 是， 根据表 3， 4 可得减速箱内腔净长 L=2 122 )2( 21 a 2a 2 )2( 42 8 =242 )224(3 159 2102 )260(5 =587 L=587 在图 2 的中速轴上，两齿轮中间的小方块表示轴上分隔二轮的轴环 , 其宽为 200b=20类似，减速箱内左右轴承之间的距离 : W=“左 (3,4）”“（ 3,4) (1,2)”“ (1,2)右” 其中，“左 -(3,4)”与“（ 1,2)尺寸与各轴具体的细结构 （如轴承的定位、安装 、润滑、密封）有关。但是毫无疑问，三轴在 进行结构设计时，都必须保证使上述 3 段的长度都应当对应相等。 对 ，这要求： 23b+ 0b+22b= 2125+ 20 + 2105= 135 C=135 否则，将导致安装尺寸的错误，使 齿轮对无法或者难以正确齿合。 计 算 过 程 计算结果 5 轴系零件的设计计算 这里所说的轴系零件，仅指减速箱内的轴，轴承，键三种零件。 轴的材料 这里所说的轴，包括高速（与带传动或者电机联接）轴，中速轴， 与低速轴（与工作机或者链传动联接）三根。设计主要针对轴与轴的 轴系零件进行。 根据题目给定的工作要求，对这三根轴都选用 45 钢材料，均调质处理。 19 查表 13其许用弯曲应力为 1=60 1=60 径的初算 按公式（ 初算的轴径 d =A3 按已确定的材料 45 钢，查表 13系数 A=126们取 A= 120 A=120 式中的功率 P 与转速 n,按 的表 1 取值。 对高速轴有： 3 20.4 由于轴上开有键槽，故轴径 1+5%） =我们取： d 2 mm d 4 对中速轴有 :d 3 3 由于轴上开有键槽，故轴径 d 33 (1+5%)=计 算 过 程 计算结果 我们取： d 2 mm d 2 对低速轴 ：33 于轴上开有键槽，故轴径 d 们取： d 0mm d 40 高速轴的设计 高速轴的结构设计 根据 务书（见图 1），以及 图 2）的要求，初步 20 确定高速轴的结构及其上的基本尺寸如图 3 所示。 在图 3 中，带轮为悬臂结构，而小齿轮 1 则在左右两轴承中做非 对称布置。按轴上不同的直径，自左起将轴划分为 I、 、 共 7 段。其中，第 I 段上套带传动中的大带轮。由 ，大带轮 的毂宽为 B=106 V 段为齿轮轴，由表 3 可以知道，该齿轮的 齿宽为 b=105，而该段轴的直径为齿轮的齿顶圆直径： d=m(z+2)=3(24+2)=326=78 表 6 高速轴的各段的直径与长度 ( 轴段 I V V 径 38 40 50 54 78 50 长度 104 40 56 140 104 56 计 算 过 程 计算结果 速轴的受力分析 在对高速轴进行强度设计之前，先要分析计算作用于其上的外力 由于在高速轴上，安装有带，齿轮与滚动轴承，因此，作用于其上的力， 也由这三部分组成，其中 ，带与齿轮带来了外力，轴承（选择为深沟球类型） 上有平衡外力的支座反（作用）力。 轮的压轴力 由 ，作用于大带轮轴或减速器高速轴上的压轴力为： F 带 = F 带 =轮在轴上的作用力 由于仅使用了直齿轮，所以齿轮在轴上的作用力只有两个独立的分量，即： 21 圆周力与径向力。（未用斜齿轮，故无轴向力） 由表 1 可得高速齿轮传动中齿轮传递的转矩 T=46950 N 由表 3 可得高速齿轮传动中小齿轮的分度圆直径 d=72 按式（ 圆周力： F 齿 t=2T1/ 46950(N 72(1304(N) F 齿 t=1304 按式 (径向力： F 齿 a=F 齿 =1304 ) F 齿 a=承上的支座反例及弯矩 根据以上所得带与齿轮对轴外力，分别绘制轴的水平与垂直方向的外力 与轴承处的支座反力图，见图 3(a)与图 3(b)。 计 算 过 程 计算结果 表 6 高速轴的各段的直径与长度 ( 轴段 直径 38 40 50 54 78 50 长度 104 40 56 140 104 56 跨距计算 带轮中心到左轴承中心之距 )(104104054220402108 04 左轴承中心岛齿轮 1 中心之距 )(2125215010210414010220 12 齿轮 1 中心到右轴承中心之距 22 )(72101052220102104 2 左、右轴承中心之距 )(28472212 84 直方向的支座反力与弯矩 在垂直方向仅有一个外力，即作用在齿轮中心 C 点的径向力 F 齿 a 于是，左、右轴承中心 B、垂直方向的支座反力分别为 F 齿 a ( 齿 ) 齿轮中心 C 点处 ,垂直方向的弯矩是 : 212= 水平方向的支座反力与弯矩 在水平方向有两个外力，即分别作用在带轮中心 A 的压轴力 F 带 , 与齿轮中心 C 点的圆周力 意，此二力的方向！ 按课本第 91 页图 用在（大）带齿轮中心 A 的压轴力 显然恒指向小带轮。关于作用在齿轮中心 C 点的圆周力 课本 第 91 页的说明：“主动轮圆周力的方向与转动的方向相反”。见图 3。 由 ，减速器高速轴的转动方向为：逆时针方向。 于是可得，高速轴圆周力 的压轴力 方向相同，而为力求水平方向的支座反力所建立的平衡方程组应为 D） 0 由此可得左、右轴承中心 B、 D 处的水平方向的支座反力分别为： 23 R (D)=（ 212 1304 104 284=304 样，在齿轮中心 C 点处，水 平方向的弯矩是： 212=带齿轮中心 A 点处，水平方向的弯矩是： 104= 两外力作用处的合成弯矩 根据以上计算，可以进一步得出轴上 C、 D 两点处的合成弯矩。 齿轮中心 C 处的合成弯矩为 2 轮中心 A 处的合成弯距为 22 M = 21906020 =190602(N 90602 两外力作用处的当量弯矩 进一步，计算轴上 C、 D 两点处的当量弯矩 M 。 按课本第 249 页的公式，当量弯矩 M = 22 )( 本课题任务书给定的条件是：“工作机单向转动”。因此这里轴上 所受的变载荷属于“脉动循环”应力。按课本第 302 页的要求，应取 折合系数 a= a=由 ，高速轴所承受的转矩为 T=N m)=106 （ N T=106 于是，齿轮中心 C 处的当量弯矩为 24 M C= 262 ）42 ) = N MC=轮中心 A 处的当量弯矩为 MA = 242262 ) 9 0 6 0 2)N M4 =据上述分析，绘制的弯矩图见图 3。 速轴轴径的强度设计 按式（ 轴的当量弯曲应力条件是： 1 表 13抗弯截面系数 。 1 见课本 289 页表 13 故可由式（ 出其轴径为： 31 14 按上式，可以求得 C、 A 两处的轴径分别为： =41 =32图 2 可见，高速轴结构设计的轴径，强度已经足够。 速轴滚动轴承的选择及寿命计算 根据工作条件，初选两轴承均为深沟球类型。 根据结构设计所得的而这种选择，必须要同时满足：轴承所承受的载荷，与需要的寿命这两方面的要求。 速轴滚动轴承的载荷分析 据上分析，左、右轴承 B、 D 垂直方向的支反力分别为： 25 水平方向的支反力分别为： 于是，左、右轴承中心 B、 D 处的合成支反力就分别为： )(222 )(222 由于两轴承选择相同的型号，因此在设计中应取径向载荷为 r F =) 于两轴承的轴向 载荷，由于没有采用斜齿轮及其他可以直接引起 轴向载荷的传动件，因此没有理论上 的轴向力。但是。由于在实际加 工制造与装配中不可避免的误差，以及工作载荷的不均衡、不稳定， 零件在长期工作升温后的变形等原因，轴上实际上存在一定量的轴向 载荷，我们取之个轴向载荷为： r =N） ) 速轴滚动轴承的寿命计算与选择 根据题目给定的条件与前面分析与计算，高速轴上这对轴承的工作 条件是：径向载荷为 向载荷为 的转 速为 n=720 轴径为 40期寿命为 19200h(见 根据设计书 131 页试从比较小的类型 6210 开始选择。 由附录 2 中查出 6210 型轴承的参数是： 基本额定载荷 7000N 7000N 基本额定静载荷 9800N 9800N 26 这样，就可计算出9800191= 计 算 过 程 计算结果 由设计书表 11出判断系数 e= 进一步，计算出比值90=是， 6210 满足要求。 的选择及强度校核 在高速轴上的小齿轮与轴共体，故仅需考虑带轮上的一个键。 对 A 型普通平键， 45 钢。查表 6用挤压应力 p=110 由 ，该轴的转矩为 T=m=47 310 N 在安装带轮出的 轴径为 38查设计书表 10该处键的尺寸为 b 810 h b=10 h=8 由于带轮的轮毂长 =60以由表 6键长 L=84104 对 A 型普通平键，其工作的长度 l=042( 将上述参数带入式（ 6算键的挤压强度 p=0388 104743 =110=p 27 所以该键满足强度要求。 中速轴的设计 根据 务书（见图 1），以及 图 2）的要求，对中速 轴初步进行结构设计的结果如图 5 所示。 中速轴的结构特点是：安装有两个齿轮。 其中，一个大齿轮 2 与高速轴上的小齿轮 1 啮合，另外一个小齿轮 3 与低速轴上的大齿轮 4 啮合。显然，这两个安装在同一轴上的齿轮，不 可能同时对称，只能是都安排在左、右两轴承中做非对称 布置。 关于中速轴的强度设计，以及中速轴上的轴承、键的分析、设计、 计算机均从略。关于中速轴及其零件的图样及其尺寸详见装配图。 低速轴的设计 低速轴的结构设计 根据 务书（见图 1），以及 图 2）的要求。初步 确定了低速轴的结构及其上的基本尺寸如图 3 所示。 其中，在左右两轴承中非对称布置的大齿轮 4 传递了中速轴上小齿 轮 3 的动力 ;而右端伸出的悬臂结构，将通过联轴机（ ），将整个减 速器的运动与动力传 递给工作机 带式输送机。 按图 2，核算图 3、图 5、图 6 中的轴向尺寸，得表 7. 轴 左齿轮 轮 轮 高速 轴 56+140+ 2104 =248 562104 =108 中速 轴 58+123=181 562100 =106 56+21242100202124 = 28 从表 7 可见，对已完成结构设计的三根轴来说，其轴向尺寸满足图 2 =118 132 122+88=210 低速 轴 56+ 2120 =116 2 4 1561 1 31221 2 0 的要求，没有矛盾 低速轴的受力分析 齿轮在轴上的作用力 由表 1 可得低速齿轮传动中齿轮传递的转矩 T=由表 4 可得低速齿轮传动中小齿轮的分度圆直径： d=120于是，按课本 133 页式（ 圆周力： =2 358260/120=5971 按式（ 10径向力： = =5971x N） 轴承上的支座反力及弯矩 根据以上所得带与齿轮对轴的外力，分别绘制轴的水平与垂直方 向的外力与轴承处的支座反力图，见图 5（ a）与图 5（ b）。 跨距计算 左轴承中心到齿轮中心之距 20+36+2120=10+36+60=106 06 齿轮中心到右轴承中心之距 120+12+110+36+220=228（ 28 左，右轴承中心之距 B+06+228=334 ( 34 右轴承中心到工作机带轮中心之距 29 20+40+260=10+40+30=80（ 0 上式中毂 宽 82 未除以 2，是因为“半轴”连接，故恰为 联轴器的毂宽82 垂直方向的支座反力与弯距 垂直方向的外力，为作用在齿轮中心 B 点的径向力 左 ，垂直方向的支座反力分别为 N) N） 在齿轮中心 B 点处，垂直方向的弯距是： B=106= 水平方向的支座反力与弯 距 水平方向的外力，即齿轮中心 B 点的圆周力 、左 右轴承中心 A、 C 处，水平方向的支座反力分别为： 5971 (228/334)= 895 这样，在齿轮中心 B 点处的合成弯矩为 ： 106= 合成弯矩 于是，齿轮中心 B 点出的合成弯矩为： 2 = 2 = 当量弯矩 与 的类似，当量弯矩为 M = 22 )( 其中，应变量折合系数 a=0.6 a=30 又由 表 1 知，低速轴所承受的转矩为 T = m)=610 (N 于是，齿轮中心 B 处的当量弯矩为 262 M B = 242 =410 。根据上述分析，绘制的弯矩图见图 3。 速轴轴经的强度设计 按式（ 轴的当量弯矩应力图条件是： B= 1其轴径为 : d31- (14按上式可以求得 B 处的轴径为： 4C (44由图？可见，低速轴结构设计的轴径，已经满足了强度的要求。 低速轴滚动轴承的选择及寿命计算 根据工作条件，初选两轴承均为深沟球类型。 根据结构设计所得的轴径 50附录表 2 深沟球轴承 ( 276轴承型号可以选择为 :6010,6210,6310,6410 等 4 种类 型。抛弃了直径系列为“特轻”的 6010 以后，也有 3 种选择。 而这种选择，必需要同时满足：轴承所承受的要求的载荷，与需要的寿 命这两方面的要求。 低速轴滚动轴承的载荷分析 据上分析，左 、 右轴承中心 A、 31 水平方向的支反力分别为： 1895 这样，左 、右轴承中心 A、 RR 222), RR 222(N) 由于两轴承选择相同的型号，因此在设计中应取径向载荷为 3 74 , 2 0 1 6 . 4 6 )m a x ( 4 3 3 7 . 6)R,m a x ( (N) 由于与计算高速轴相同的原因，取低速轴承的轴向栽荷为 ： .1 ) N) 速轴滚动轴承的寿命计算与选择 根据题目给定的条件与前面分析与计算，低速轴上这对轴承的工作 条件是：径向载荷为 向载荷为的转 速为 n=径为 45期寿命为 9200h(见 试从比较小的类型 6210 开始选择。 由附录 2 中查出 6206 型轴承的参数是： 基本额定载荷 277000N N 基本额定静载荷19800N 以计算出 由表 15 5 应用线性插值法，得判断系数 e= 进一步，计算出比值.1e=是由附录 2 表 11载荷系数 X=1,Y=0。 X=1, Y=0 根据工作机的特性，查表 12载荷系数 32 由式（ 算当量载荷为 P= ) =) 由（ 算轴承的寿命为 0 52 7 0 0 6768 即 1920026768 L ，于是， 6210 轴承可用 . 速轴键的选择及强度校核 在低速轴上，需要安装大齿轮与工作机的带轮，因此需要两个键。 这两个键，都选用 A 型普通平键，均采用 45 钢。查表 6其许 用挤压力 p=110 由 ，该轴的转距为 T=m=47 103 N。 由于工作机带轮的毂宽未知，因此仅考虑齿轮安装处的键。 在安装齿轮处的轴径为 50，故查表 6 B h=16 10 齿轮的轮毂宽 =120 ，由图？可见与其配合的轴段长度 =116 。 所以由表 6键长为 L=110116( )。 因而，键的工作长度 l =L b=110 16=94( )。 于是，由式（ 6算键的挤压强度 p=45010 =110= p显然，该键能够满足强度要求。 6、 减速箱设计 体结构尺寸 体尺寸 33 减速箱箱体的平面内腔尺寸按图 2 设 计 见 取齿轮顶圆与箱体内壁之间的距离 1=12 时，减速箱内腔净长 L=587=544 减速箱内左右轴承之间的距离为 W=“左（ 3， 4）”“（ 3,4）（ 1， 2）”“（ 1， 2）右” 按表 7 的计算， W=215 88=303( w=303 减速箱箱体的立面内腔尺寸以及外部尺寸按文 2 设计。 在计算箱体的高度尺寸时，应考虑到箱底浸油高度的影响。 以下按文 2 、 3 ，仅计算减速箱箱体结构的基本尺寸。 在计算时，均取 =低速级齿轮传动的中心距 =210 节尺寸 箱座壁厚 3=210 3= =12体壁厚 1= =12= 1=12座凸缘壁厚度 b =12=16（ b =16 箱盖凸缘厚度 12=16（ 6 箱座低凸缘厚度 5 =12=30（ 0 地脚螺栓直径 12=210 12=0 计 算 过 程 计算结果 直接螺栓数： n=6 轴承旁联结螺栓直径 ）（ 箱盖与箱座联结螺栓直径 ）（ 练接螺栓 2d 的 间隔 l=160mm l=160孔盖螺钉直径 ）（ 34 定位销直径 ）（ 4 由附录 2 表 4箱壁至轴承座端面距离 ）08l 211 齿轮顶圆与内机机壁距离 齿轮端面与内机机壁距离 箱盖肋板厚 m=12= m=8 速器附件的选择 轴器 根据题目给定条件，查表 14联轴器的工作情况系数 。K K 于是，按式（ 轴器的计算转矩为 所以查文 3，选用套柱销联轴器为 其主要参数如下 材料：钢。 额定转矩： =100