二级斜齿圆柱齿轮减速器.doc

1. 传动装置的总体方案设计。1.1 传动装置的运动简图及方案分析。1.1.1 运动简图1.1.2方案分析。合理的传动方案，首先应满足工作机的功能要求，其次还应满足工作可靠，结构简单，尺寸紧凑，传动效率高，重量轻，成本低廉，工艺性好，使用和维护方便等要求。带传动具有传动平稳，吸震等特点，切能起过载保护作用，但由于它是靠摩擦力来工作的，在传递同样功率的条件下，当怠速较低时，传动结构尺寸较大。为了减小带传动的结构尺寸，应当将其布置在高速级、齿轮传动具有承载能力大，效率高，允许高度高，尺寸紧凑，寿命长等特点，因此在传动装置中一般在首先采用齿轮传动。由于斜齿圆柱齿轮传动的承载能力和平稳性比直齿圆柱齿轮传动好，故在高速或要求传平稳的场合，常采用斜齿轮圆柱齿轮传动。1.2电动机的选择。1.2.1 电动机的类型和结构型式。本减速器在常温下连续工作，单向运动载荷变化不大，故选用Y系列三相交流异步电动机380v1.2.2确定电动机的功率工作机所需功率：Pw=pv=7*0.8=5.6kw电动机的工作功率： P=pwa电动机到卷筒轴的总效率为：a=1*23 *32*4*5查【2】表3-4得：1=0.93（V带轮传动）、2=0.98（滚子轴承）、3=0.97（圆柱齿轮传动7级精度）、4=0.99（联轴器）、5=0.96（滚筒）所以有a=0.783所以P0=7.152kw1.2.3确定电动机的转速滚筒工作转速为：nw=60*1000vD=38.217rmin根据传动比的推荐值取v带传动比i1=24圆柱齿轮传动比i2=35则总传动比的合理范围为ia=1810，电动机的转速可选范围为：nd=ia nw=687.906382.17rmin1.2.4确定电动机型号综合考虑减轻电动机及其传动装置的重量和节约资金选用Y132M-4型电动机型号额定功率满载转速堵转转矩额定转矩最大转矩额定转矩Y132M-47.5kw1440rmin2.22.21.3计算总传动比和分配各级传动比。1.3.1确定总传动比总传动比：ia=nmnw=37.6801.3.2分配总传动比ia=i0i1i2i0i1i2分别是v带轮、高速机齿轮、低速级齿轮的传动比初取i1i2=11.2则i0=iai1i2=3.364查【2】表3-5得 i1=4 i2=2.81.4计算传动装置的运动参数和动力参数1.4.1计算各轴的转速将各轴由高速向低速分别定为轴、轴、轴轴：n=nmi0=428.062r/min轴：n=ni1=107.016rmin轴：n=ni2=38.22rmin滚筒轴：n=n=38.2rmin1.4.2计算各轴的功率：轴：P=额12=6.696kw轴：P= P23=6.235kw轴：P= P23=5.806kw滚筒轴：P= P4=5.748kw1.4.3计算各轴转矩：电动机轴：T0=9550P额nm=49.740Nm轴：T=9550Pn=149.387 Nm轴：T=9550Pn=556.405 Nm轴：T=9550Pn=1451.490 Nm滚筒轴：T=9550Pn=1436.248 Nm2传动零部件的设计计算以下计算都是按照电动机额定功率计算得到的数值，计算所得数据是此减速器更为安全2.1带传动2.2.1确定计算功率并选择v带带型查【1】表8-7得工作情况系数KA=1.2计算功率Pca=1.27.5kw=9kw由计算功率Pca=9kw 小带轮转速1440rmin查【1】图8-11选取A型带2.1.2确定带轮的基准直径并验算带速。初选带轮的基准直径由【1】表8-6、8-8得 dd175mm 取80mm验算带速v按【1】式8-13计算： v=dd1nm601000=6.029m/s5m/sv120故符合要求2.1.5计算带的根数z计算单根v带的额定功率Pr由n1=1440rmin dd1=80mm查【1】表8-4a可得P0=0.68kw由n1=1440rmin i0=3.5查【1】表8-4b得：P0=0.16kw由【1】表8-5得： k=0.925 由【1】表8-2得： kl=0.97由【1】式8-19得Pr=(P0+P0)kkl=0.754kw计算带的根数zZ=PcaPr11.36取12根 因为z10 所以应选去截面积更大的B型带，以下按B型带重新计算：2.1.1确定计算功率并选择v带带型由以上验算可知选B型带2.1.2确定带轮的基准直径并验算带速。初选带轮的基准直径由【1】表8-6、8-8得 dd1125mm 取125mm验算带速v按【1】式8-13计算： v=dd1nm601000=9.42m/s5m/sv120故符合要求2.1.5计算带的根数z计算单根v带的额定功率Pr由n1=1440rmin dd1=125mm查【1】表8-4a可得P0=2.18kw由n1=1440rmin i0=3.5查【1】表8-4b得：P0=0.45kw由【1】表8-5得： k=0.925 由【1】表8-2得： kl=0.98由【1】式8-19得Pr=(P0+P0)kkl=2.384kw计算带的根数zZ=PcaPr3.775 取4根带 z10 故合适2.1.6确定带的初拉力和压轴力。计算单根v带的初拉力最小值(F0)min由【1】表8-3得q=0.18kg/m由【1】式8-27有(F0)min=5002.5-KpcaKzv+qv2=219.321N应满足实际初拉力F0(F0)min对于新装的v带，初拉力应为1.5(F0)minF0=1.5(F0)min=1705.440N设计轴压力Fp。由【1】图8-13可得：(Fp)min=2z(F0)minSin12=1705.440N2.1.7带轮的结构设计。带型包角V带根数基准直径材料结构大带轮B152.5184125mmHT200实心式小带轮B152.5184400mmHT200孔板式2.2齿轮传动2.2.1选取精度级，材料及齿数输送机为一般工作机器，速度不高；故选用7精度等级（GB10095-88）选择材料由【1】表10-1选择小齿轮（包括高速级和低速级）的材料为40Cr（调质）硬度为280HBS；两个大齿轮（包括高速级和低速级）材料为45钢（调质）硬度为240HBS，两者材料硬度差为40HBS确定齿数高速级：选取小齿轮齿数z1=24则z2=i1z1=96 齿数比u=z2z1=4低速级：选取小齿轮齿数z1=30则z2=i2z1=84 齿数比u=z2z1=2.8选取螺旋角。高速级低速级齿轮螺旋角都选择142.2.2齿轮强度设计。对于高速级齿轮：按齿面接触强度设计。按【1】式10-21计算d1t32KtT1du1u(ZHZEH)2确定计算公式内的各计算数值1. 试选Kt=1.6。2. 由【1】图10-30选取区域系数ZH=2.4333. 由【1】图10-26得1=0.78，2=0.86，=1+2 =1.644. 许用接触应力。由【1】式10-13计算应力循环次数 N1=60njLh =1.500109 N2=N1i1=3.75108 由【1】图10-19取解除疲劳寿命系数KHN1=0.90 KHN2=0.95由【1】图10-21d按齿面硬度查大小齿轮接触疲劳极限Hlim1=600Mpa Hlim2=550Mpa取失效率为1%，安全系数s=1，由【1】时10-12得：H1=KHN1Hlim1s=540MpaH2=KHN2Hlim2s=522.5MpaH=H1+H22=531.25Mpa 5. 小齿轮的传递扭矩 由前面的计算知T1=1.494105Nmm6. 由【1】查10-6得材料的弹性影响系数ZE=189.8Mpa12计算1. 计算小齿轮分度圆直径d1t，有计算式得 d1t68.166mm2. 计算圆周速度 V=d1tn601000=1.527m/s3. 计算齿宽b及模数mntb=dd1t=68.166mm mnt=d1tCosz1=2.756mm齿高 h=2.55mnt=6.201mm bh=10.9934.计算纵向重合度。=0.318dz1tan=1.9035.计算载荷系数K。已知使用系数KA=1 根据v=1.527m/s，7级精度齿轮；由【1】图10-8查得动载系数KV=1.08；由【1】表10-4查得KH=1.423；由【1】图10-13查得KF=1.353；由【1】表10-3查得KH=KF=1.4；故载荷系数： K=KAKVKHKH=2.152 6.按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径：由【1】式10-10a得： d1=d1t3KKt=75.245mm 7.计算模数mn mn=d1Cosz=3.042mm按齿根弯曲强度设计。有【1】式10-17有：mn32KT1YCos2dZ12YFaYSaF确定计算参数。1. 计算载荷系数。 K=KAKVKFKF=2.046 2. 根据纵向重合度=1.903从【1】图10-28查得螺旋角影响系数Y=0.88 3. 计算当量齿数ZV1=Z1Cos3=26.27ZV2=Z2Cos3=105.09 4. 查取齿形系数由【1】表10-5查得：YFa1=2.592 ； YFa2=2.185 5. 查取应力校正系数由【1】表10-5查得：YSa1=1.596 ； YSa2=1.795 6. 由【1】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；7. 由图10-8取弯曲疲劳寿命系数：KFN1=0.91 ； KFN2=0.968. 计算弯曲疲劳许用应力取安全系数s=1.4 ；由【1】式10-12F1=KFN1FN1S=325MPaF2=KFN2FN2S=260.571MPa 9. 计算大、小齿轮的YFaYSaF并加以比较YFa1YSa1F1=0.0127287YFa2YSa2F2=0.0150518大齿轮的数值大代入数值计算mn2.006mm 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，取mn=2.5mm，可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得分度圆直径d1=75.245mm来计算应有的齿数。于是有Z1=d1Cosmn=29.204 取Z1=29； 则Z2=uZ1=116 对于低速级齿轮：按齿面接触强度设计。按【1】式10-21计算d1t32KtT1du1u(ZHZEH)2 确定计算公式内的各计算数值1.试选Kt=1.6。2.由【1】图10-30选取区域系数ZH=2.4333.由【1】图10-26得1=0.8，2=0.87，=1+2 =1.674.许用接触应力。由【1】式10-13计算应力循环次数 N1=60njLh =3.750108N2=N1i1=1.339108 由【1】图10-19取解除疲劳寿命系数KHN1=0.93 KHN2=0.96由【1】图10-21d按齿面硬度查大小齿轮接触疲劳极限Hlim1=600Mpa Hlim2=550Mpa取失效率为1%，安全系数s=1，由【1】时10-12得：H1=KHN1Hlim1s=558MpaH2=KHN2Hlim2s=528MpaH=H1+H22=543Mpa 5.小齿轮的传递扭矩 由前面的计算知T1=5.564105Nmm6.由【1】查10-6得材料的弹性影响系数ZE=189.8Mpa12计算：1.计算小齿轮分度圆直径d1t，有计算式得 d1t107.159mm2.计算圆周速度 V=d1tn601000=0.600m/s3.计算齿宽b及模数mnt b=dd1t=107.159mm mnt=d1tCosz1=3.47mm齿高 h=2.55mnt=7.808mm bh=13.7254.计算纵向重合度。=0.318dz1tan=2.3795.计算载荷系数K。已知使用系数KA=1 根据v=0.600m/s，7级精度齿轮；由【1】图10-8查得动载系数KV=1.03；由【1】表10-4查得KH=1.433；由【1】图10-13查得KF=1.363；由【1】表10-3查得KH=KF=1.4；故载荷系数： K=KAKVKHKH=2.0626.按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径：由【1】式10-10a得：d1=d1t3KKt=116.614mm 7.计算模数mnmn=d1Cosz=3.772mm按齿根弯曲强度设计。由【1】式10-17有：mn32KT1YCos2dZ12YFaYSaF确定计算参数。1.计算载荷系数。 K=KAKVKFKF=2.061 2.根据纵向重合度=1.903从【1】图10-28查得螺旋角影响系数Y=0.88 3.计算当量齿数ZV1=Z1Cos3=32.840ZV2=Z2Cos3=91.9534.查取齿形系数由【1】表10-5查得：YFa1=2.483 ； YFa2=2.196 5.查取应力校正系数由【1】表10-5查得：YSa1=1.638 ； YSa2=1.782 6.由【1】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；7.由图10-8取弯曲疲劳寿命系数：KFN1=0.90 ； KFN2=0.938.计算弯曲疲劳许用应力取安全系数s=1.4 ；由【1】式10-12F1=KFN1FN1S=321.429MPaF2=KFN2FN2S=252.429MPa 9.计算大、小齿轮的YFaYSaF并加以比较YFa1YSa1F1=0.0126533YFa2YSa2F2=0.0155025大齿轮的数值大代入数值计算mn2.648mm 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，取mn=3mm，可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得分度圆直径d1=116.614mm来计算应有的齿数。于是有Z1=d1Cosmn=37.716 取Z1=38； 则Z2=uZ1=1062.2.3几何尺寸的计算对于高速级齿轮：计算中心距：a=(Z1+Z2)mn2Cos=186.799mm 取整为187mm按圆整后的中心距修正螺旋角：=arcCos(Z1+Z2)mn2a=14.24=141424 计算大、小齿轮的分度圆直径。d1=Z1mnCos=74.798mmd2=Z2mnCos=299.193mm计算齿轮宽度b=dd1=74.798mm圆整后取小齿轮宽度B1=80mm； 大齿轮宽度 B2=75mm对于高低级齿轮：计算中心距：a=(Z1+Z2)mn2Cos=222.613mm 取整为223mm按圆整后的中心距修正螺旋角：=arcCos(Z1+Z2)mn2a=14.39=143224 计算大、小齿轮的分度圆直径。d1=Z1mnCos=92.755mmd2=Z2mnCos=327.735mm计算齿轮宽度b=dd1=92.755mm圆整后取小齿轮宽度B1=100mm； 大齿轮宽度 B2=95mm 2.2.4齿轮的结构设计由有传动顺序把各个齿轮分别编号1、2、3、41234模数m2.5mm2.5mm3mm3mm齿数z2911638106轮毂直径d45mm53mm50mm92mm分度圆直径d074.798mm299.193mm92.755mm327.735mm齿顶圆直径da79.795mm304.193mm98.755mm333.735mm厚度B80mm75mm100mm95mm螺旋角141424141424143224143224材料40Cr45钢40Cr45钢结构实心式腹板式实心式腹板式热处理调质调质调质调质 部分数据由【3】表10-5计算得，结构选择参考【1】10-10选取2.3轴系零部件设计2.3.1初步计算轴的最小直径：对于轴由【1】式估算轴的最小直径：选取45钢，调制处理 ；据【1】表15-3取A0=112 于是有：dmin=A03PInI=28.011mm 轴I第一段为装带轮处的直径，用平键连接，故轴径应增大3%d3%dmin=28.851mm 取d=30mm对于轴IIdmin=A03PIInII=43.41mm 对于轴IIIdmin=A03PIIInIII=59.760mm 因为此轴与联轴器相连所以此段的直径由联轴器对应型号的孔径来决定。由【1】表14-1查得：KA=1.5Tca=KATIII=2177.235Nm查【2】表9-22选弹性柱销联轴器HL6，参数如下：公称转矩孔径半联轴器长度5130Nm60mm142mm2.3.2轴的结构设计：对于轴确定各段轴的直径：位置直径/mm理由带轮处30由传动转矩估算得基本直径左端盖35定位轴肩h=（0.070.1）d；取h=2.5mm左轴承处40因轴同时受有径向力和轴向力作用，故选用单列圆锥滚子轴承参照工作要求并根据端盖处34mm；由【2】表9-16选30308；参数dDT=40mm90mm22.25mm齿轮处45大于前段轴承处轴环处53轴肩高h=（0.070.1）d；取h=4mm轴环右侧43轴肩高h=（0.070.1）d；取h=5mm右轴承处40同一根轴上选取相同的轴承30308确定各段轴的长度：位置长度/mm理由带轮处78带轮轮廓宽度为：80mm为保证轴端挡圈能压紧带轮，此轴段长度略小于带轮轮廓宽度端盖处50轴承端盖宽20mm，加润滑脂要求，取轴承盖外端与带轮轮缘的间距为30mm左轴承处170.25轴承T=25.25；轴承与箱体内壁间距8mm；低速级齿轮与箱体内壁间距16mm；低速级齿轮宽度100mm；低速级齿轮与高速级齿轮间距20mm；套筒与轴肩间距4mm以定位齿轮L=25.25mm+8mm+16mm+100mm+20mm+4mm齿轮处76齿轮宽80mm；与套筒定位预留4mm轴环处10b1.4h；取b=10mm轴环右端14齿轮与箱体内壁间距16mm；轴承与内壁间距8mm减去轴环宽度10mm右轴承处25.25轴承决定对于轴：确定各段轴的直径：位置直径/mm理由左轴承处45因轴同时受有径向力和轴向力作用，故选用单列圆锥滚子轴承参照工作要求并根据最小直径：43.41mm；由【2】表9-16选30309；参数dDT=45mm100mm27.25mm左齿轮处50大于前段轴承处轴环处58轴肩高h=（0.070.1）d；取h=4mm右齿轮处53轴肩高h=（0.070.1）d；取h=5mm右轴承处45同轴上选取同样的轴承30309确定各段轴的长度：位置长度/mm理由左轴承处55.25轴承T=27.25；轴承与箱体内壁间距8mm；低速级齿轮与箱体内壁间距16mm；套筒与轴肩间距4mm以定位齿轮左齿轮处96齿轮宽100mm；与套筒定位预留4mm轴环处22.5两齿轮间距20.25mm；右齿轮处71大齿轮宽75mm；与套筒定位预留4mm右轴承处57.75轴承T=27.25；轴承与箱体内壁间距8mm；高速级齿轮与箱体内壁间距18.5mm；套筒与轴肩间距4mm以定位齿轮对于轴确定各段轴的直径：位置直径/mm理由联轴器处60HL6型联轴器，半联轴器孔径60mm又端盖70定位轴肩h=（0.070.1）d；取h=5mm右轴承处75因轴同时受有径向力和轴向力作用，故选用单列圆锥滚子轴承参照工作要求并根据端盖处70mm；由【2】表9-16选30315；参数dDT=75mm160mm40mm齿轮处80大于前段轴承处轴环处92轴肩高h=（0.070.1）d；取h=6mm轴环左侧76轴肩高h=（0.070.1）d；取h=8mm左轴承处75同一根轴上选取相同的轴承30315确定各段轴的长度：位置长度/mm理由联轴器处140HL6型联轴器；半联轴器长度为142mm；预留2mm为定位联轴器端盖处50轴承端盖宽20mm，加润滑脂要求，取轴承盖外端与带轮轮缘的间距为30mm右轴承处170.5轴承T=40；轴承与箱体内壁间距8mm；低速级齿轮与箱体内壁间距16mm；高速级齿轮宽度80mm；低速级齿轮与高速级齿轮间距22.5mm；套筒与轴肩间距4mm以定位齿轮L=40mm+8mm+16mm+80mm+20mm+4mm齿轮处91齿轮宽95mm；与套筒定位预留4mm轴环处10b1.4h；取b=10mm轴环左端16.5齿轮与箱体内壁间距18.5mm；轴承与内壁间距8mm减去轴环宽度10mm右轴承处40轴承决定2.3.3轴的强度校核：按弯扭合成应力校核该轴的强度：首先根据轴的结构简图画出轴的计算简图。在确定轴承的支点位置时，由【2】表9-16查得30309轴承：a=21.5mm。因此如上轴图有L1+L2+L3=79.79mm+110mm+69+75mm=259.5mm。根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和扭矩图。从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面C为危险截面。现将计算出的截面C、D处的MH、MV及M的值列于下表：载荷水平面垂直面支反力FNH1=9309.988N FNH2=6406.689NFNV1=-3839.412NFNH2=731.668N弯矩MH1=742472.341NmmMH2=446866.558NmmMV1=306193.107Nmm MV2=-164987.626 NmmMV3=-91723.006 Nmm MV4=51033.843 Nmm总弯矩M1=748116.492 Nmm M2=760582.733 NmmM3=456182.891 Nmm M4=449771.246 Nmm扭矩T=5.564105进行校核时通常只校核承受最大弯矩的截面（即危险截面C）的强度。根据【1】式15-5及以上表中的数据，以及周单向旋转，扭转切应力，取=0.6，轴的计算应力ca=M12+(T)2w=20.459MPa 已选定材料为45钢，调制处理，由【1】表15-1查得-1=60MPa。因为ca-1，故安全。精校核轴的疲劳强度截面C左侧抗弯截面系数W=0.1d3=9112.5mm3抗扭截面系数WT=0.2d3=18225mm3截面c的左侧的弯矩为M：M=M1L1-51.25L1=267351.95Nmm截面c上的扭矩为：T=5.564105截面上的弯曲应力b=MW=29.339MPa截面上的扭转切应力T=TWT=30.529 MPa轴材料为45钢，调制处理。由【1】表15-1查得：B=640MPa，-1=275 MPa，-1=155 MPa截面上由于轴肩而形成的理论应力集中系数及按【1】附表3-2查取。因rd=0.04，Dd=1.11 经插值法可查得：=2.0 =1.32又由【1】附图3-1可得轴的材料的敏性系数为q=0.82 q=0.85故有效应力集中系数按【1】式（附表3-4）为：k=1+q(-1)=1.82k=1+q(-1)=1.27由【1】附图3-2的尺寸系数=0.75；由【1】附图3-3的扭转尺寸系数=0.7轴按磨削加工，由【1】附图3-4得表面质量系数为： =0.92轴未经表面强化处理，即q=1，则按【1】式3-12及式3-12a得综合系数为K=k+1-1=2.51K=k+1-1=1.90由【1】3-1及3-2得碳钢的特性系数=0.10.2，取=0.1=0.050.1，取=0.05于是，计算安全系数Sca值，按【1】式15-615-8得：S=-1Ka+m=3.734S=-1Ka+m=5.2Sca=SSS2+S2=3.033S=1.5故知安全。截面c右侧抗弯矩截面系数W按【1】表15-4计算：W=0.1d3=12500mm3抗扭截面系数W=0.2d3=25000mm3弯矩M及弯曲应力为：M=M1L1-51.25L1=267351.95Nmmb=MW=21.388MPa截面c上的扭矩为：T=5.564105截面上的扭转切应力为：T=MW=22.256MPa过盈配合处的k，由【1】附表3-8用插值法求出，并取k=0.8k，有：k=3.48k=2.78轴按磨削加工，由【1】附图3-4得表面质量系数为：=0.92故综合系数为：K=k+1-1=3.57K=k+1-1=2.87所以轴在c截面右侧的安全系数为：S=-1Ka+m=3.602S=-1Ka+m=4.816Sca=SSS2+S2=2.891.5故该轴在c截面右侧的强度也是足够的。综上，该轴的强度是符合要求的。2.3.4轴系零部件的选择：轴轴轴轴承303083030930315联轴器HL6建带轮处：bhL=10863齿轮处：bhL=14963高速级齿轮处：bhL=161085低速级齿轮处：bhL=161056齿轮处：bhL=221480联轴器处：bhL=18111102.4.5参数总汇表：轴号总长423.5mm302.5mm518mm最大直径53mm58mm92mm最小直径30mm45mm60mm材料45钢45钢45钢热处理调质调质调质轴承303083030930315连接带轮、齿轮两个齿轮齿轮、滚筒联轴器HL6键带轮处：bhL=10863齿轮处：bhL=14963高速级齿轮处：bhL=161085低速级齿轮处：bhL=161056齿轮处：bhL=221480联轴器处：bhL=18111102.4综合判断带轮、齿轮、轴的合理性2.4.1计算高速级齿轮与低速级轴的距离：低速级齿轮中心距为：223mm；高速级大齿轮分度圆直径的一半为：149.597mm；相距为：73.403；低速级轴的此段的半径为：35mm；即高速级大齿轮与低速级轴的距离为38.403，由此可见高速级大齿轮与低速级轴不会发生干涉，合理。2.4.2带轮与箱体的比例问题：最大齿轮的分度圆直径为：327.735mm与大带轮的直径：400mm相差不大，切减速下器箱体高度比最大齿轮的的半径更大，所以安装时大带轮不会与地面发生干涉，合理。2.4.3两个大齿轮的比例问题：两个大齿轮的分度圆直径分别为：327.735mm、299.193mm。相差不大，能够同时吃到润滑油，合理。综合以上三点此装置的传动零部件总体设计是合理的。3.减速器装配的设计3.1箱体主要结构尺寸的确定 3.1.1铸造箱体的结构型式及主要尺寸减速器的箱体采用铸造（HT200）制造成，采用部分式结构为了保证齿轮啮合质量，大端盖分机体采用配合。在机体上加肋，为轮廓为长方形，增强了轴承座刚度。因其在传动件速度为：12m/s，故采用浸油润滑，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池低面的距离H为40mm，为保证机盖与机座连接处密封，连接凸缘应有足够的宽度连接表面应精创。名称符号公式结果箱体壁厚=0.025a+3810箱盖壁厚1（0.80.85）810地脚螺栓直径df【2】表4-1724地脚螺栓数目N6轴承旁的连接螺栓d10.75df18箱座箱盖连接螺栓d2(0.50.6)df12 定位销的直径d（0.70.8）d29轴承盖螺钉d3(0.40.5)df10轴承盖的外径DD+(55.5)d3:150:160:2203.1.2箱体内壁位置的确定：如装配图俯视图，内空宽度为：齿轮与箱壁的间距的两倍加上两个大齿轮的宽度，加上两个齿轮的间距：B=16mm+100mm+20mm+80mm+16mmm=232mm内空长度为：L=815mm箱盖的内控高度为： h1dmax2