机械课程设计-圆柱齿轮减速器.docx

机械设计课程设计 设计题目： 齿轮减速器的设计 机电工程学院学院 院（系） 机械电子工程 专业 班级：14机电（1）班 学号： 学生姓名： 指导教师： 完成日期： 2017 年 1 月 7日 目录1. 题目 ,技术数据条件，传动示意图32. 电动机的选择及传动比分配343. 齿轮传动设计6144. 带传动设计14165. 轴系机构设计16216. 轴及轴承的校核21247. 减速器箱体设计24268. 减速器附件的选择及位置尺寸26279. 参考文献2710. 小结及体会28题目： V带单级圆柱减速器给定条件和数据:（1）工作条件：使用年限12年，工作为一班工作制，载荷较大冲击，环境灰尘较少，生产批量为单件。（2）技术数据：滚筒圆周力F=1000N；带速V=2.2m/s；滚筒直径D=500mm。计算项目 计算过程 结果2.电动机的选择及传动比分配3.齿轮传动设计一、传动方案拟定（参照P12机械设计指导）为了估计传动装置的总传动比范围，以便选择适合的传动机构和拟订传动方案，可先由已知条件计算其驱动卷筒的转速 nw=601000v/（D）=6010002.2/（500）84.07（r/min）一般常选用同步转速为960r/min的电动机作为原动机，因此传动装置总传动比约为11.419。根据总传动比数值，可初步拟订出以二级传动为主的多种传动方案。根据课程设计要求我们选择图1-5所示的方案(机械设计指导)二、电动机选择1、电动机类型和结构形式。按工作要求和工作条件和工作条件，选用一般用途的Y系列三相异步电动机。它为卧式封闭结构。2、电动机容量。(1)卷筒轴的输出功率Pw：Pw=Fv/1000=2.2kW(2)电机输出功率Pd 传动装置的总效率：=12234式中，1、2为从电动机至卷筒轴之间的各级传动机构和轴承的效率。由表1-2查得: V带传动效率1=0.95、滚动轴承传动效率（一对）2=0.99、圆柱齿轮开式传动效率3=0.95、弹性联轴器效率4=0.99、则=0.960.9920.960.99=0.875故 Pd=Pw/=2.2/0.8752.51kW)(3)电动机额定功率由机械设计指导第14章表14-1应略大于Pd，选取电动机额定功率=3kW。3、电动机的转速为了便于选择电动机转速，先推算电动机转速的可选范围。由表1-4(机械设计指导)查得V带传动常用传动比范围i1=24，单级圆柱齿轮传动比范围i2=36，则电机转速可选范围为nd=nwi1i2=504.461681.53r/min可见，同步转速为710r/min、960r/min和1420r/min的电动机均符合。这里初选同步转速分别为710r/min和960r/min的两种电动机进行比较，如表所示。方案电动机型号额定功率/kW电动机转速/（r/min）传动装置的传动比同步满载总传动比/1Y132m-837106818.102Y132S-63100096011.41由表中数据可知两个方案均可行，但方案1的传动比较小，传动装置结构尺寸较小。因此，可采用方案2，选定电动机的型号为Y132s-6。4、电动机的技术数据和外形、安装尺寸。由表14-3、14-4 (机械设计指导)查出型电动机的主要技术数据和外形、安装尺寸，并列表记录备用.三、计算传动装置总传动比和分配各级传动比1、传动装置总传动比：i=nm/nw=960/84.0711.4192、分配各级传动比取V带的传动比i1=3，则单级圆柱齿轮减速器的传动比为i2=i/i1=11.412/3.23.806由于i2/i1=3.806/31.3 故正确所得i2值符合一般圆柱齿轮传动和单级圆柱齿轮减速器传动比的常用范围。四、计算传动装置运动和动力参数计算1、各轴转速（r/min）电动机为0轴，减速器高速轴为1轴，低速轴为2轴，各轴转速为n0=nm=960r/minn1= n0/i1=960/3=320（r/min）n2=n1/i2=320/3.806=84.07（r/min）2、各轴输入功率（kW）按电动机额定功率Ped计算各轴输入功率，则P0=Ped=3KWP1= P001=30.95=2.85KWP2= P123=2.880.990.95=2.68KW3、各轴转矩（Nm）T0=9550P0/ n0=95503/960=29.84（Nm）T1=9550P1/ n1=95502.85/320=85.05（Nm）T2=9550P2/ n2=95502.68/84.07=304.43（Nm）将计算结果汇总列表备用。1、齿轮传动的设计计算(1) 选择精度等级、材料及齿数1) 材料及热处理由机械设计表10-1，选择小齿轮材料为40Cr(调质)，齿面硬280HBS，大齿轮材料为45钢(调质)，齿面硬度240HBS。2) 齿轮精度参考机械设计表10-6，机器类型是通用减速器，故精度等级选用7级精度。3)初选齿数选小齿轮齿数z1=24，则大齿轮齿数z2=i2z1=3.80624=90.856故取z2=91。实际传动比i= z2/ z1=91/24=传动比误差：（3.806-3.791）/3.806=0.3%2.5% 可用4)初选螺旋角 =145)压力角 n=20(2)按齿面接触疲劳强度设计 1)由机械设计式10-24试算小齿轮分度圆直径，即d1t32KHtT1du+1uZHZEZZH2 试选载荷系数 KHt=1.3 计算小齿轮传递的转矩T1=9550PI/ nI=95502.85/320=8.5104（Nmm） 由机械设计表10-7选取齿宽系数 d=1 齿数比 u=i=3.806 由机械设计图10-20查得n=20时的节点区域系数 ZH=2.433 由机械设计表10-5查得材料的弹性影响系数 ZE=189.8Mpa1/2由机械设计式10-21计算接触疲劳强度用重合度系数Zt=arctan(tann/cos)= arctan(tan20/cos14)=20.562at1=arccosz1 cost /(z1+2han* cos)=arccos24cos 20.562/(24+21cos14)=295828at2=arccosz2 cost /(z2+2han* cos)=arccos107cos 20.562/(107+21cos14)=233244= z1(tanat1 tant)+ z2(tanat2 tant)/2= 24(tan295828 tan20.562)+ 91(tan233244 tan20.562)/2=1.648=dz1tan/=124tan14/=1.905Z=4-31-+=4-1.64831-1.905+1.9051.648=0.668由机械设计式10-23可得螺旋角系数Z=cos=cos14=0.985计算接触疲劳许用应力由机械设计图10-25d查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为Hlim1=600 Mpa Hlim2=550 Mpa 由机械设计式10-15计算应力循环次数N1=60n1jLh=603201(1830012)=5.530108N2= N1/u=5.530108/(91/24)=1.453108由机械设计图10-23查取接触疲劳寿命系数KHN1=0.91 KHN2=0.93取失效概率为1%、安全系数S=1,由机械设计式10-14得H1=KHN1Hlim1S=0.916001=546 MpaH2=KHN2Hlim2S=0.935501=511.5 Mpa取H1和H2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即H =H2=511.5 Mpa所以，试算小齿轮分度圆直径d1t32KHtT1du+1uZHZEZZH2=321.38.51041（91/24）+1(91/24)2.433189.80.6680.985511.52=46.187mm2)调整小齿轮分度圆直径圆周速度v=d1tn1601000=54.944320601000 m/s =0.92 m/s齿宽 b=dd1t =154.944=54.944 mm计算实际载荷系数KHl 由机械设计表10-2查得使用系数KA=1.75l 根据v=0.809 m/s、7级精度，由机械设计图10-8查得动载荷系数Kv=1.04l 计算齿间载荷分配系数KH齿轮的圆周力Ft1=2T1/ d1t=28.5104/54.944=3.096103N，KA Ft1/b=1.753.096103/54.944=98.705 N/mm100 N/mm，查机械设计表10-3得齿间载荷分配系数KH=1.4l 由机械设计表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支撑对称布置时，KH=1.313则载荷系数为 KH=KAKvKHKH=1.751.041.41.313=3.346由机械设计式10-12，可得按实际载荷系数算得的分度圆直径d1= d1t3KHKHt= 46.18733.3461.3mm=61.196 mm及相应的齿轮模数 mn= d1 cos/z1=61.196cos14/24 mm=2.47 mm(3)按齿根弯曲疲劳强度设计1) 由机械设计式10-20试算齿轮模数，即mnt32KFtT1YYCOS2dz12(YFaYsaF)试选载荷系数KFt=1.3由机械设计式10-18，可得计算弯曲疲劳强度的重合度系数Yb=arctan(tan cost) =arctan(tan14 cos20.562) =13824v=/cos2b=1.659/ cos213824=1.749Y=0.25+0.75/v=0.25+0.75/1.749=0.778由机械设计式10-19，可得计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数YY=1-120=1-1.90514120=0.778计算YFaYsaFl 由当量齿数zv1=z1/cos3=24/ cos314=26.27zv2=z2/cos3=91/ cos314=99.62查机械设计图10-17，得齿形系数YFa1=2.62 YFa2=2.20l 由机械设计图10-18查得应力修正系数Ysa1=1.60 Ysa2=1.78l 计算许用应力F由机械设计图10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为Flim1=500 Mpa Flim2=380 Mpa由机械设计图10-22查得弯曲疲劳寿命系数KFN1=0.86 KFN2=0.89取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由机械设计式10-14得F1=KFN1Flim1S=0.865001.4=307.14 MpaF2=KFN2Flim2S=0.893801.4=241.57 Mpa所以，YFa1Ysa1F1=2.621.6307.143=0.0136YFa2Ysa2F2=2.21.78241.571=0.0162因为大齿轮的YFaYsaF大于小齿轮，所以取YFaYsaF=YFa2Ysa2F2=0.0162所以，试算齿轮模数mnt32KFtT1YYCOS2dz12(YFaYsaF)=321.38.51040.6790.778cos21412420.0162mm=1.4573mm2)调整齿轮模数圆周速度vd1= mntz1/cos=1.457324/cos14mm =36.046 mmv=d1n1601000=34.530358.2601000 m/s=0.604 m/s齿宽b b=dd1 =136.046 mm=36.046 mm齿高h及宽高比b/hh=(2han*+cn*) mnt=(21+0.25) 1.4573 mm=3.279 mmb/h=36.046/3.279=10.993计算实际载荷系数KFl 根据v=0.647 m/s，7级精度，由机械设计图10-8查得动载荷系数Kv=1.01l 由Ft1=2T1/d1=28.5104/36.046=4.719103 N,KA Ft1/b=14.719103/36.046=132.225N/mm 100N/mm,查机械设计表10-3得齿间载荷分配系数KF=1.2l 由机械设计表10-4用插值法查得KH=1.309，结合b/h=10.99查图10-13，得KF=1.39则载荷系数为 KF= KAKvKFKF=1.751.011.21.39=2.948由机械设计式10-13，可得按实际载荷系数算得的齿轮模数mn=mnt3KFKFt=1.457332.9481.3mm=1.915 mm对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数。从满足弯曲疲劳强度出发，从标准中就近取mn =2 mm；为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度计算得的分度圆直径d1=56.117 mm来计算小齿轮的齿数，即z1=d1cos/ mn=40.477取z1=41，则z2=uz1=3.80641=105.046，取z2=106。(4)几何尺寸计算1)计算中心距a=(z1+z2)mn2cos=41+15622cos14 mm=147.938mm取中心距a=150 mm2)按圆整后的中心距修正螺旋角=arccos(z1+z2)mn2a= arccos(28+105)22140=1652163)计算小、大齿轮的分度圆直径d1=z1mncos=411.4573cos165216 mm=62.437 mmd2=z2mncos=1561.4573cos165216 mm=237.563 mm4)计算齿轮宽度b=dd1=162.437 mm=62.437 mm取b2=65 mm、b1=70 mm(5)圆整中心距后的强度校核齿轮副的中心距在圆整之后，KH、Z和KF、Y、Y等均产生变化，应重新校核齿轮强度，以明确齿轮的工作能力。1)齿面接触疲劳强度校核按前述类似做法，先计算机械设计式10-22中的各参数。为了节省篇幅，这里仅给出计算结果：KH=2.548、T1=8.5104 Nmm、d=1、d1=62.437 mm、u=3.806、ZH=2.42、ZE=189.8Mpa1/2、Z=0.454、Z=0.978。将它们代入式10-22，得到H=2KHT1dd13u+1u ZH ZE ZZ=22.5488.5104162.43733.806+13.8062.42189.80.4540.978 Mpa=498.311 MPaH 满足齿面接触疲劳强度条件。2)齿根弯曲疲劳强度校核按前述类似做法，先计算机械设计式10-17中的各参数。同样，为了节省篇幅，这里仅给出计算结果：KF=3.414、T1=8.5104 Nmm、YFa1=2.46、YSa1=1.66、YFa2=2.22、YSa2=1.78、Y=0.484、Y=0.4723、=165216”、d=1、mn=2 mm、z1=41。将它们代入式10-17，得到F1=2KFT1YFa1Ysa1YYcos2dmn3z12=23.4148.51042.461.660.4840.4723cos2165216123412=74.495MPaF1F1=2KFT1YFa2Ysa2YYcos2dmn3z12=23.4148.51042.221.780.4840.4723cos2165216123412=72.087MPaF2齿根弯曲疲劳强度满足要求，并且小齿轮抵抗弯曲疲劳破坏的能力大于大齿轮。(6)主要设计结论齿数z1=41、z2=156，模数m=2 mm，压力角=20，螺旋角=165216，变位系数x1=x2=0，中心距a=150 mm，齿宽b1=70 mm、b2=65 mm。小齿轮选用40Cr（调制），大齿轮选用45钢（调制）。齿轮按7级精度设计。(7)结构设计以大齿轮为例。因齿轮顶圆直径大于160 mm，而又小于500 mm，故以选用腹板式结构为宜。如下1.卷筒的转速 nw84.07（r/min）;2.卷筒轴的输出功率Pw=2.2kW;3.总效率：=0.875；4.电动机额定功率=3kW5.电动机的型号Y132s-66.分配各级传动比：V带的传动比i1= 3单级圆柱齿轮的传动比为i2=3.8067.各轴转速n0=960r/minn1= =320r/minn2=84.07（r/min）8.各轴输入功率（kW）P0=3KWP1=2.85KWP2=2.68KW9. 各轴转矩（Nm）T0=29.84（Nm）T1=85.05（Nm）T2=304.43（Nm） 齿轮主要结论 ： 齿 数 z1=41z2= 156，模数m=2 mm，压力角=20，螺旋角= 165216”，变位系数x1=x2=0， 中心距a=150 mm，齿宽b1=70 mm、b2=65 mm4. 带传动设计5. 轴系机构设计6.轴及轴承的校核7.减速器箱体设计8.减速器附件的选择及位置尺寸2、皮带轮传动的设计计算（1）确定计算功率Pca由机械设计表8-8查得工作情况系数KA=1.3,故Pca=KAP=1.33 kW=3.9 kW（2）选择V带的带型根据Pca、n0由机械设计图8-11选用A型。（3）确定带轮的基准直径dd，并验算带速v1)初选小带轮的基准直径dd1。由机械设计表8-7和表8-9，取小带轮的基准直径dd1=100mm。2)验算带速v。按机械设计式8-13验算带的速度 v=dd1 n0/（601000）=100960/（601000）=5.03 m/s因为5m/sv120（6）计算带的根数z1）计算单根V带的额定功率Pr。由dd1=100mm和n0=960r/min，查机械设计表8-4得P0=0.95kW。根据n0=960r/min，i=3和A带型，查机械设计表8-5得P0=0.11 kW。查机械设计表8-6得K=0.95，表机械设计8-2得KL=1.00，于是Pr=（P0+P0）KKL=（0.95+0.11）0.951.00 kW=1.007 kW2）计算V带的根数z。z=Pca/Pr=3.9/1.007=3.87取4根（7）计算单根V带的初拉力F0。由机械设计表8-3得A型带的单位长度质量q=0.105kg/m，所以F0=500（2.5- K）Pca/ (Kzv)+qv2 =500(2.5- 0.95)3.9/(0.9545.03)+0.1055.032 =137 N(8)计算压轴力FpFp=2zF0sin（1/2）=24137sin（158.699/2）=1077.12 N(9)带轮结构设计（略）(10)主要设计结论选用A型普通V带4根，带基准长度Ld=1750mm。带轮直径dd1=100mm,采用腹板式， dd2=300mm，采用轮辐式，中心距控制在411.75590.50mm。单根带初拉力F0=137N。轴的设计计算1、输入轴（减速器高速轴）的设计计算（1）输入轴上的功率P1、转速n1、转矩T1P1=2.85 KWn1=320 r/minT1=8.5104 Nmm（2）求作用在齿轮上的力已知小齿轮的分度圆直径为d1=62.347 mm所以，圆周力Ft=2T1/d1=28.5104/62.347=2722.74 N径向力Fr= Ft tann/cos=2722.74tan20/cos165216”=1035.56 N轴向力Fa= Ft tan=2722.74tan165216”=825.73 N （3）初步确定轴的最小直径先按机械设计式15-2初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为40Cr(调质)。根据机械设计表15-3，取A0=110，于是得dmin=25.03 mm取d1=28 mm（4）确定各节轴的直径d第二节轴d2处的轴肩是定位轴肩，轴肩处的直径可取（1.141.2）d1 mm=31.9233.6mm。再由机械设计指导表11-6毡圈的选择，来确定d2，所以，d2=32 mm因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用圆锥滚子轴承。所以，第三节轴的直径应按轴承的安装尺寸确定。查机械设计指导表10-3选用轴承代号为30307的轴承，所以d3=35 mm第四节轴处是一个定位轴肩，轴肩处的直径差可取14 mm。d4=35+(14)=3638 mm 根据优先数序取d4=37.5mm第五节轴d5处的轴肩是定位轴肩，轴肩处的直径可取（1.141.2）d4 mm=41.7545mm 所以取d5=42.5mm第六节轴的直径和第三节轴的直径相等，即d6=d3=35 mm（5）确定各节轴的长度L由于大带轮采用轮辐式，选用A型普通V带3根，L1=（1.52）d=（1.52）*24=3648,以保证固定可靠，所以取第一节轴的长度L1=44 mm。通过轴的安装确定轴的各段长度l 查机械设计指导表2-2得箱座壁厚=0.025a+=0.025150+1=4.758,因为8，故取=8mml 查机械设计指导表2-6得齿轮端面至箱体内壁的距离210mm故取2=10mml 查机械设计指导表2-6得轴承端面至箱体内壁的距离（轴承用脂润滑）3=11mml 查机械设计指导表2-2得地脚螺钉直径df=0.036a+12=0.036150+12=17.4mm，取地脚螺钉M20轴承旁联接螺栓直径d1=0.75df=0.7517.4=13.05 mm，故取螺栓标准直径M16。所以C1=24mm、C2=20mm各节轴的长度L结论L1=44 mm、L2=50 mm、L3=45mm、L4=68mm、L5=10 mm、L6=33mm。2、输出轴（减速器低速轴）的设计计算（1）输出轴上的功率P2、转速n2、转矩T2P2=2.68 KWn2=84.07 r/minT2=3.0443105 Nmm（2）求作用在齿轮上的力已知大齿轮的分度圆直径为d2=237.563 mm所以，圆周力Ft=2T2/d2=23.0443105/237.563=2562.94 N径向力Fr= Ft tann/cos=2562.94tan20/cos165216”=974.79 N轴向力Fa= Ft tan=2562.94tan165216”=777.27 N （3）选择联轴器1）类型选择为了隔离震动与冲击，选用弹性柱销联轴器。2）载荷计算公称转矩T2=3.0443105 Nmm由机械设计表14-1查得工作情况系数KA=1.9，故由机械设计式14-1得计算转矩为Tca=KA T2=2.33.0443105=7.0105 Nmm3）型号选择查机械设计指导表12-4，选择型号为HL4型弹性柱销联轴器，其许用转矩为1250Nm，许用最大转速为4000r/min，轴径可以为40mm、42mm、45mm、48mm、50mm。（4）初步确定轴的最小直径先按机械设计式15-2初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢(调质)。根据机械设计表15-3，取A0=120，于是得dmin=40.57 mm由于安装联轴需要一个键槽，所以轴径需增大5%7%，故取输出轴的最小直径为d1=40.57（1+5%）=42.6mm再结合联轴器，取输出轴的最小直径为d1=45 mm（5）确定各节轴的直径d第二节轴d2处的轴肩是定位轴肩，当配合处轴的直径80 mm时，轴肩处的直径差可取（0.070.1）d1 mm。再由机械设计指导表11-6毡圈的选择，来确定d2，所以，d2=（0.070.1）d1 =55mm因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用圆锥滚子轴承。所以，第三节轴的直径应按轴承的安装尺寸确定。查机械设计指导表10-3选用轴承代号为30211的轴承，所以d3=d2+（13）=56 mm d3与d4结合处是非定位轴肩，所以此处轴肩可取14 mm，所以，d4= d3+4=56+4=60 mm，即d4=60 mm第五节轴与第四节轴之间是定位轴肩，直径差可取（0.070.1）d4mm，所以d5= d4+11=60+11=71 mm第六节轴的直径和第三节轴的直径相等，即 d6=d3=56 mm（6）确定各节轴的长度L由于此段轴需与联轴器配合，查机械设计指导表12-4，得HL4，J型轴孔长度L=84 mm，所以取第一节轴的长度L1=84 mm。通过轴的安装确定轴的各段长度结合输入轴的安装尺寸，并画出两轴在箱体中的安装位置，得到输出轴的第三节轴L2=67 mm，第六节轴的长度L3=40 mm,L4=63 mm,L5=10mm, L6=35.5 mm。 各节轴的长度L结论L1=84 mm、L2=67 mm、L3=40mm、L4=63mm、L5=10mm、L6=35.5 mm。 按弯扭合成应力校核轴的强度从动齿轮分度圆直径d2=237.563 mm，此段轴的直径d4=60 mm1） 求输出轴的支撑跨距 查机械设计指导表10-3轴承代号为30211的轴承的B=21 mm。所以作为简支梁的轴的支撑跨距为：L=L3+L4+L5+L6-B=47+58+12+39-20=127.5mm2）绘制轴的受力简图（如图a）大齿轮所受的转矩T2=3.00443105 Nmm圆周力Ft=2T2/d2=23.0443105/237.563=2562 N径向力Fr= Ft tann/cos=2562tan20/cos165216”=974.43 N轴向力Fa= Ft tan=2562tan165216”=776.98 N 该轴两轴承对称，所以LA=LB=L/2=127.5/2=63.75 mm3）求垂直面的支撑反力FAY=FBY=Fr/2=974.43/2=487.215 N求水平面的支撑反力FAZ=FBZ=Ft/2=2562/2=1281 N4）由两边对称，知截面C的弯矩也对称。截面C垂直面上弯矩为MC1= FAYLA=487.21563.7510-3=31.6 Nm截面水平面上弯矩为MC2= FAZLA=128163.510-3=81.34Nm5）绘制垂直面弯矩图（如图b）绘制水平面弯矩图（如图c）6）绘制合弯矩图（如图d）MC=(MC12+MC22)1/2=(31.62+81.342)1/2=87.26 Nm7）绘制扭矩图（如图e）T2=3.0443105 Nmm=304.43 Nm8）绘制当量弯矩图（如图f）截面C处最危险，如认为轴的扭切应力脉动循环变应力，取折合系数=0.6，截面C处的当量弯矩：Mec=Mc2+(T2)21/2=87.262+(0.6304.43)21/2=202.43 Nm9）校核危险截面C的强度轴的材料选用45钢，调制处理，由机械设计表15-1查得B=640MPa，-1=60 Mpa，则ca= Mec/（0.1d43）=202.43/（0.156310-9）Pa=11.5 Mpae。2、初步计算当量动载荷P，根据机械设计式13-8aP=fd(XFr+YFa)按照机械设计表13-6，取fd=3.0。按照机械设计表13-5，取X=0.40。根据机械设计指导表10-3,圆锥滚子轴承Y值为1.4。所以当量动载荷P=3（0.4874.43+1.4776.08）= 4.3kN28800 h所以，该轴承符合条件。减速器附件的选择及位置尺寸（1） 齿轮的选择及结构 考虑到斜齿轮的承载能力更大，传动平稳，选用斜齿轮。大齿轮：因齿轮顶圆直径大于160 mm，而又小于500 mm，故以选用腹板式结构为宜。小齿轮：因齿轮顶圆直径小于160 mm，故以选用实心结构为宜。（2） 挡油盘的选择及结构参见机械设计指导 表11-10 选用内封式挡油盘（3） 通气器的选择查表C选用两次过滤的通气器可有效过滤灰尘，防尘性能较好，选用尺寸 M271.5（4） 油标尺的选择查表J 根据条件和箱体尺寸选用油标尺2，尺寸M12。 （5）油塞的选择查表L 选用M161.5的油塞（6） 窥视孔及视孔盖查表N，根据条件和箱体尺寸选用A=100mm（7） 起吊装置1） 箱盖吊耳表P，由于=8mm，取d=2*=16mm,R=d=16mm2） 箱座吊耳表P，根据B=32,具体查表P。（8）键的选择1）、输入轴与大带轮联接的键查机械设计指导表9-25，轴的直径为28 mm，长度L=40mm,键装在轴端，则取单圆头普通平键，键的尺寸是87，长度L=38mm。2）、输出轴与联轴器联接的键查机械设计指导表9-25，轴的直径为37.5 mm，长度L=68mm,键装在轴端，则取单圆头普通平键，键的尺寸是128，长度L=50mm。3）、输出轴与大齿轮联接的键查机械设计指导表9-25，轴的直径为63 mm，长度L=63mm,键装在轴内，则取圆头普通平键，键的尺寸是1811，长度L=60mm。4）、输入轴与小齿轮联接的键查机械设计指导表9-25，轴的直径为45mm，长度L=84mm,键装在轴内，则取圆头普通平键，键的尺寸是149，长度L=70mm。铸件减速器机体结构尺寸计算表名称符号减速器箱体的结构尺寸机座壁厚,取10mm机盖壁厚机座凸缘厚度机盖凸缘厚度机座底凸缘厚度2.5= 25mm地脚螺钉直径地脚螺钉数目n4个轴承旁连接螺栓直径0.75=15mm，取M18端盖与机座连接螺栓直径，取M12连接螺栓d2的间距轴承端盖螺钉直径 =10mm，取M10窥视孔盖螺钉直径 =8mm，取M8定位销直径d(0.70.8)d2=9mm，取M10大齿轮顶圆与内机壁距离11.2=12mm取12mm齿轮端面与内机壁距离2=14mm取16mm机盖肋厚机座肋厚轴承端盖外径轴承旁联接螺栓距离S带 轮主要设计结论：选用A型普通V带3根，带基准长度Ld= 1750mm。带轮直径dd1= 132mm,采用腹板式， dd2= 355mm，采用轮辐式，中心距控制在453.75 53