机械设计课程设计带式运输机的两级斜齿圆柱齿轮减速器

1、课课程程设设计计c co ou ur rs se e p pr ro oj je ec ct t题目： 两级斜齿圆柱齿轮减速器 系别： 机械工程系 专业： 机械设计制造及自动化 学制： 四年 姓名： 学号： 导师： 2010 年 12 月 24 日i目录目录第第 1 1 章章机械设计课程设计任务书机械设计课程设计任务书 .1 11.1.设计题目 .11.2.设计要求 .11.3.设计说明书的主要内容 .21.4.课程设计日程安排 .2第第 2 2 章章传动装置的总体设计传动装置的总体设计 .3 32.1.传动方案拟定 .32.2.电动机的选择 .32.3.计算总传动比及分配各级的传动比 .32

2、.4.运动参数及动力参数计算 .4第第 3 3 章章传动零件的设计计算传动零件的设计计算 .6 6第第 4 4 章章轴的设计计算轴的设计计算 .1515第第 5 5 章章滚动轴承的选择及校核计算滚动轴承的选择及校核计算 .2222第第 6 6 章章键联接的选择及计算键联接的选择及计算 .2424第第 7 7 章章连轴器的选择与计算连轴器的选择与计算 .2525设计小结设计小结.2828参考文献参考文献.2929第第 1 1 章章 机械设计课程设计任务书机械设计课程设计任务书1.1.1.1.设计题目设计题目设计用于带式运输机的两级斜齿圆柱齿轮减速器，图示如示。连续单向运转，载荷平稳，两班制工作，

3、使用寿命为 5 年，作业场尘土飞扬，运输带速度允许误差为5%。图 1带式运输机1.2.1.2.设计数据设计数据表 1设计数据运输带工作拉力f（n）运输带工作速度v(m/s)卷筒直径d(mm)65200.453001.3.1.3.设计要求设计要求1.减速器装配图 a0 一张2.零件图 2 张3.设计说明书一份约 60008000 字机械设计课程设计21.4.1.4.设计说明书的主要内容设计说明书的主要内容封面 (标题及班级、姓名、学号、指导老师、完成日期)目录（包括页次）设计任务书传动方案的分析与拟定(简单说明并附传动简图)电动机的选择计算传动装置的运动及动力参数的选择和计算传动零件的设计计算轴

4、的设计计算滚动轴承的选择和计算键联接选择和计算联轴器的选择设计小结(体会、优缺点、改进意见)参考文献1.5.1.5.课程设计日程安排课程设计日程安排表 2课程设计日程安排表1)1)准备阶段12 月 20 月 20 日1 天2)2)传动装置总体设计阶段12 月 20 日12 月 20 日1 天3)3)传动装置设计计算阶段12 月 21 日12 月 23 日3 天4)4)减速器装配图设计阶段12 月 24 日12 月 30 日5 天5)5)零件工作图绘制阶段12 月 31 日 1 月 4 日2 天6)6)设计计算说明书编写阶段1 月 5 日 1 月 6 日1 天7)7)设计总结和答辩1 月 7 日

5、1 天第第 2 2 章章 传动装置的总体设计传动装置的总体设计2.1.2.1.传动方案拟定传动方案拟定项目计算及说明结果传动法案的拟定选择普通 v 带传动，传动平稳，能缓冲吸震，结构简单。v 带传动2.2.2.2.电动机的选择电动机的选择项目计算及说明结果电动机的选择按工作要求和条件，选择 y132m1-6 的电机，额定功率为4kw，同步转速 1000r/min，满载转速=960r/min。y132m1-6=960r/min。2.3.2.3.计算总传动比及分配各级的传动比计算总传动比及分配各级的传动比项目计算及说明结果计算总传动比及分配各级的传动比 卷筒的转速：=60v/d=0.45/5 3.

6、14=28.66r/minn卷筒 整体总传动比： =/=33.496nin卷筒 取 v 带的传动比：=2.80i 减速器总传动比： =/=33.496/2.8=11.96i0ni i0i 低速级传动比： 查表得 =41i 高速机传动比： = /=32ii2i =2.80i=11.96i=41i=32i机械设计课程设计42.4.2.4.运动参数及动力参数计算运动参数及动力参数计算项目计算及说明结果运动参数及动力参数计算转速轴转速：=/=960/2.8=342.86r/min1轴转速：=/=342.86/4=85.72r/min21轴转速：=/=85.72/3=28.6r/min32卷筒转速：=2

7、8.6r/minn卷筒3功率=0.96、=0.98、=0.97、=0.99、=0.96 为传动带、5轴承、齿轮传动、联轴器和卷筒传动功率。 =fv/1000=3.86kwdpn轴一 ： =3.86 0.96=3.7kw1dpp轴二 ： =3.70.980.97=3.5kw21pp 轴三 ： =3.50.980.97=3.34kw32pp 卷筒轴 ： =3.340.980.99=3.24kw43pp转矩电动机输出转矩 : 3.869550955038.4960ddmptnmn 轴一 :10138.4 2.8 0.96103.2dttinm 轴二 :21231tti103.2 0.98 0.87

8、4392.2nm 轴三 :32232tti 392.2 0.98 0.97 31118.5nm 卷筒轴输入转矩: 3241118.5 0.98 0.991085.2ttnm卷筒nm=960 n1=342.86n2=85.72n3=28.6n卷筒=32.65p1=3.7p2=3.5p3=3.34p卷筒=3.24t1=103.2t2=392.2t3=1118.5t卷筒=1085.201=0.9612=0.9523=0.9534=0.97机械设计课程设计5电动机两级圆柱减速器工作机轴号1 轴2 轴3 轴卷筒转速n(r/min)nm=960n1=342.86n2=85.72n3=28.6n卷筒=32.

9、65功率p(kw)p=4p1=3.7p2=3.5p3=3.34p卷筒=3.24转矩t(nm)t1=103.2t2=392.2t3=1118.5t卷筒=1085.2传动比 i2.8431传动效率01=0.9612=0.9523=0.9534=0.97机械设计课程设计6第第 3 3 章章 传动零件的设计计算传动零件的设计计算3.1.3.1.高速级减速齿轮设计高速级减速齿轮设计项目计算及说明结果高速级减速齿轮设计1选精度等级、材料及齿数，齿型和确定主要参数（1）确定齿轮类型。两齿轮均为标准圆柱斜齿轮，硬齿面。（2）材料选择。 小齿轮材料为 40cr（调质），硬度为 50hrc，大齿轮材料为 40cr

10、（调质），硬度为 50hrc。（3）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用 7 级精度（4）选小齿轮齿数25，大齿轮齿数1z 425=100,取 z2=101。2z1i1z(5)选取螺旋角。初选螺旋角 12（6）小齿轮传递转矩 t1 =101109.78nm（7）传动比误差 （/）-/ =1% 合格2z1z1i1i（8）齿宽系数 d=0.50, 由 p144,表 8.6 查得。（9）端面重合度 = =0.50（10）轴面重合度= =0.842 齿根弯曲强度疲劳设计 （1）使用系数 ka=1。由 p130,表 8.3 查得。（2）动载系数 kvt 试选 1.20（3）齿向载荷分布系数k=1.08

11、。图 8.11 查得。（4）齿间载荷分布系数k=1.2。表 8.4 查得。31/cosz6119.55 10/p n121.88 3.2(1/1/) coszz10.318tandz机械设计课程设计7（5）小齿轮当量齿数 zv1= =26.71（6）大齿轮当量齿数 zv2= =107.92（7）小齿轮的齿形系数yf1=2.59，由 p139,图 8.19查得（8）大齿轮的齿形系数 yf2=2.23，由 p139,图 8.19查得 (9)小齿轮的应力修正系数 ys1=1.59，由 p139,图8.20 查得(10) 大齿轮的应力修正系数 ys2=1.80, 由 p139,图8.20 查得(11)

12、 重合度系数 y=0.70, 由 p140,图 8.21 查得(12) 螺旋角系数 y=0.91, 由 p143,图 8.26 查得(13) 小齿轮的弯曲疲劳极限应力flim1=360.00, 由 p146,图 8.28 查得(14) 大齿轮的弯曲疲劳极限应力flim2=360.00, 由 p148,图 8.28 查得（15）小齿轮应力循环次数 n1= =41.14 710（16）大齿轮应力循环次数 n2=10.18 710（17）小齿轮寿命系数yn1=1.0，由 p147,图 8.30 查得（18）大齿轮寿命系数 yn2=1.0，由 p147,图 8.30 查得（19）安全系数 sf=1.2

13、5，由 p147,表 8.7 查得（20）小齿轮的许用弯曲应力 f1= =288mpa（21）大齿轮的许用弯曲应力 f2 = =288mpa（22）小齿轮的模数 mn1= =2.09mm（23）大齿轮的模数 mn2= 2nmmm251z2101z 151.59dmm2208.41dmm130amm226bmm135bmm32/cosz160hnal1/n i2lim2/nffys 23111112/()fsdfkty y yyz1lim1/nffys 23122122/()fsdfkty y yyz机械设计课程设计9=2.07mm（24）模数 mn=2.09mm 取小齿轮模数和大齿轮模数中最大

14、的。（25）小齿轮运动速度 v= =0.96mm/s（26）动载系数 kv=1.05，由 p131,图 8.7 查得。（27）修正模数 mn= =2mm。（28）取模数 mn=2.00。3 齿轮参数计算（1）中心距 a= =128.81mm 取整为 130mm （2）螺旋角 = = 14.25o与初选螺旋角相差不大，符合。（3）小齿轮分度圆直径d1= =51.59mm（4）大齿轮分度圆直径 d2= =208.41mm（5）大齿轮宽度 b2= =25.79mm， 圆整b2=26.00mm。（6）小齿轮宽度 b1= =35.00mm4 齿面接触疲劳强度校核（1）弹性系数 ze=189.80，由 p

15、136,表 8.5 查得。（2） 节点区域系数 zh=2.45, 由 p136,图 8.14 查得。（3）重合度系数 z=0.79, 由 p136,图 8.15 查得。（4）螺旋角系数 z=0.99，由 p142,图 8.24 查得。（5） 小齿轮的接触疲劳极限应力hlim1=1200.00mpa，由 p146,图 8.28 查得。（6） 大齿轮的接触疲劳极限应力hlim2=1200.00 mpa，由 p146,图 8.28 查得。（7） 小齿轮寿命系数 zn1=1.00，由 p147,图 8.29 查3/ntvvtmkk1 1 1/(60 1000cos )nm zn)105(2b12arc

16、cos()/2nm zza1/cosnm z1dd12()/(2cos )nm zz2/cosnm z机械设计课程设计10得。（8） 大齿轮寿命系数zn2=1.15，由 p147,图 8.29 查得。（9）安全系数 sh=1.00，由 p147,表 8.7 查得。（10）小齿轮的许用接触应力 h1= =1200mpa（11）大齿轮的许用接触应力 h2= =1380mpa（12）许用接触应力 h=1200mpa， 取小齿轮与大齿轮需用接触应力的最小的值。（13）接触应力 h= =810.08mph, 合格。3.2.3.2.低速级减速齿轮设计低速级减速齿轮设计项目计算及说明结果1选精度等级、材料及

17、齿数，齿型和确定主要参数（1）确定齿轮类型。两齿轮均为标准圆柱斜齿轮（2）材料选择。 小齿轮材料为 40cr（调质），硬度为 50hrc，大齿轮材料为 40cr（调质），硬度为 50hrc。（3）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用 7 级精度（4）选小齿轮齿数22，大齿轮齿数1z322=66,取=65。2z2i1z2z(5)选取螺旋角。初选螺旋角 12（6）小齿轮传递转矩 t1 =382133.69nm（7）传动比误差 （/）-/=-1.52% 合格2z1z2i2i（8）齿宽系数 d=0.50, 由 p144,表 8.6 查得。2lim2/nhhzs1122(1)ehkt iz z z z

18、ibd1lim1/nhhzs6119.55 10/p n机械设计课程设计12低速级减速齿轮设计（9）端面重合度 = =1.65（10）轴面重合度= =0.742 齿根弯曲强度疲劳设计 （1）使用系数 ka=1。由 p130,表 8.3 查得。（2）动载系数 kvt 试选 1.20（3）齿向载荷分布系数k=1.07。图 8.11 查得。（4）齿间载荷分布系数k=1.2。表 8.4 查得。（5）小齿轮当量齿数 zv1= =23.51（6）大齿轮当量齿数 zv2= =69.45（7）小齿轮的齿形系数yf1=2.68，由 p139,图 8.19查得（8）大齿轮的齿形系数 yf2=2.26，由 p139

19、,图8.19 查得 (9)小齿轮的应力修正系数 ys1=1.57，由 p139,图8.20 查得(10) 大齿轮的应力修正系数 ys2=175, 由 p139,图8.20 查得(11) 重合度系数 y=0.70, 由 p140,图 8.21 查得(12) 螺旋角系数 y=0.95, 由 p143,图 8.26 查得(13) 小齿轮的弯曲疲劳极限应力flim1=360.00, 由 p146,图 8.28 查得(14) 大齿轮的弯曲疲劳极限应力flim2=360.00, 由 p148,图 8.28 查得（15）小齿轮应力循环次数 n1= =10.29 710（16）大齿轮应力循环次数 n2=3.4

20、8 710（17）小齿轮寿命系数yn1=1.0，由 p147,图 8.30 查得（18）大齿轮寿命系数 yn2=1.0，由 p147,图 8.30 查4nmmm122z 265z 191.03dmm2268.97dmm180amm246bmm155bmm31/cosz32/cosz160hnal1/n i121.88 3.2(1/1/) coszz10.318tandz机械设计课程设计13得（19）安全系数 sf=1.25，由 p147,表 8.7 查得（20）小齿轮的许用弯曲应力 f1= =288mpa（21）大齿轮的许用弯曲应力 f2 = =288mpa（22）小齿轮的模数 mn1= =3

21、.62mm（23）大齿轮的模数 mn2= =3.55mm（24）模数 mn=3.62mm 取小齿轮模数和大齿轮模数中最大的。（25）小齿轮运动速度 v= =0.37mm/s（26）动载系数 kv=1.05，由 p131,图 8.7 查得。（27）修正模数 mn= =3.47mm。（28）取模数 mn=4.00。mm3 齿轮参数计算（1）中心距 a= =177.89mm 取整为 180mm （2）螺旋角 = = 14.84o与初选螺旋角相差不大，符合。（3）小齿轮分度圆直径d1= =91.03mm（4）大齿轮分度圆直径 d2= 2lim2/nffys 23111112/()fsdfkty y y

22、yz1lim1/nffys 23122122/()fsdfkty y yyz3/ntvvtmkk1 1 1/(60 1000cos )nm zn12arccos()/2nm zza1/cosnm z1dd12()/(2cos )nm zz2/cosnm z机械设计课程设计14=268.79mm（5）大齿轮宽度 b2= =45.52mm， 圆整b2=46mm。（6）小齿轮宽度 b1= =55.00mm4 齿面接触疲劳强度校核（1）弹性系数 ze=189.80 ，由 p136,表 8.5 查得。（2）节点区域系数 zh=2.45, 由 p136,图 8.14 查得。（3）重合度系数 z=0.82,

23、 由 p136,图 8.15 查得。（4）螺旋角系数 z=0.99，由 p142,图 8.24 查得。(5)小齿轮的接触疲劳极限应力hlim1=1200.00mpa，由 p146,图 8.28 查得。(6)大齿轮的接触疲劳极限应力hlim2=1200.00 mpa，由 p146,图 8.28 查得。(7)小齿轮寿命系数 zn1=1.00，由 p147,图 8.29 查得。(8)大齿轮寿命系数zn2=1.15，由 p147,图 8.29 查得。(9)安全系数 sh=1.00，由 p147,表 8.7 查得。(10)小齿轮的许用接触应力 h1= =1200mpa(11)大齿轮的许用接触应力 h2=

24、 =1380mpa(12)许用接触应力 h=1200mpa， 取小齿轮与大齿轮需用接触应力的最小的值。(13)接触应力 h= =715.83mph, 合格。)105(2b2lim2/nhhzs1122(1)ehkt iz z z zibd1lim1/nhhzsmpa机械设计课程设计233.3.3.3.v v 带传动设计带传动设计项目计算及说明结果v 带传动设计1 确定设计功率设计功率是根据需要的传递的名义功率再考虑载荷性质、原动机类型和每天连续工作的时间的长短等因素而确定的，表达是为: 查表得取dapk pak1.1，p=4kw。=1.1 4=4.4kwdp2 选择带的型号v 带的型号可根据设

25、计功功率和小带轮转速来选取。dp1n查表可得 选择 a 型带。3 确定带轮的基准直径d1d和d2d一般取大于等于许用的最小带轮基准直径即可。d1dmindd取=100mm d1d=280mm 取 280mmd2d01di d2.8 100 其传动比误差=0s。 2)、截面左面15.93bmpa15.93ampa26.47tmpa13.235mpaa7.39s5.9s4.6casss机械设计课程设计23抗弯截面系数：33312500501 . 01 . 0mmdw 抗扭截面系数： 33250002 . 0mmdwt 3 左面弯矩为：118050mnmm 扭矩：t=392200nmm 弯曲应力：1

26、180509.4412500bmmpaw 9.44ampa =0m 扭转切应力：39220015.68825000tttmpaw15.6887.844mpa22tam对于调质处理的 45 钢，=650mpa, =300mpa, b1=155mpa；由表 10.1 注 2 查得材料的等效系数1=0.2，=0.1。键槽引起的应力集中系数，由附表10.4 查得=2.94,=2.37。绝对尺寸系数，由附图kk10.1 查得=0.75，=0.85轴磨削加工时的表面质量系数由附图 10.2 得=0.9212759.92.94 9.440.1 0amsk 11558.1652.37 7.8440.05 7.

27、844amsk 22229.9 8.1656.39.98.165cas ssss 许用安全系数s=1.31.5,显然 ss。所以截面安全。9.44bmpa9.44ampa9.9s8.165s6.3casss。中间轴安全机械设计课程设计22第第 5 5 章章 滚动轴承的选择及校核计算滚动轴承的选择及校核计算项目计算及说明结果滚动轴承的选择及校核计算由于齿轮油轴向力，所以都选择角接触轴承。 各轴的轴承型号选择各轴的轴承型号选择输入轴装轴承端，故由 gb/t292-19944735ddmm摘录查得，选用 7207ac。d=35mm，d=72 mm，b=17mm。中间轴装轴承端，故由 gb/t292-

28、19941340ddmm摘录查得，选用 7208ac。d=40mm，d=80mm，b=18mm。输出轴装轴承端，故由 gb/t292-19941340ddmm摘录查得，选用 7214ac。d=70mm，d=125mm，b=24mm。 中间轴轴承的校核中间轴轴承的校核由机械设计第五版表 11.13 查得 7207ac 轴承内部轴向力计算公式，则轴承 i、ii 的内部轴向力为221111736.5vhfffn222221904.2vhfffn222tan14.25955.9ataffn333tan14.84831ataffn110.70.7 1736.51215.55sfn220.70.7 190

29、4.21332.94sfn+=1332.94+955.9=2288.44n, 2s2a+=1215.55+831=2046.55n1s3a故+,但由轴承部件的结构可知轴承 i 将保2s2a1s3a持平衡，故两轴承的轴向力为=1332.94+955.9-831=1457.84n, 1223afsaa=1332.94n.22afs比较两轴承的受力得，需计算两个轴12f f承的寿命。由机械设计手册查 7208ac 可得 c=35200n, =24500n0c查表 11.12 得 e=0.68第一个轴承：轴承 i 的寿命：479840hlh机械设计课程设计23由=955.9/1736.5=0.55ea

30、21f /f由机械设计第五版表 11.12 得 x=0.41,y=0.87当量动载荷p=x+y=0.41 1736.5+0.87 1103.69=1672.17n1fa2f轴承在 100 摄氏度以下工作，查机械设计第五版表 11.9得=1.0 由于其中机械的冲击属于中等冲击，查机械设tf计第五版表 11.10 得=1.5。pf故轴承 i 的寿命66332210101 35200()()4798406060 85.72 1.5 1672.17thpf clhnf p第二个轴承：由=813/1904.2=0.43ea32f /f由机械设计第五版表 11.12 得 x=0.41,y=0.87当量动载

31、荷p=x+y=0.41 1904.2+0.87 813=1488n2fa3f轴承在 100 摄氏度以下工作，查机械设计第五版表 11.9得=1.0 由于其中机械的冲击属于中等冲击，查机械设tf计第五版表 11.10 得=1.5。pf故轴承 ii 的寿命 66332210101 35200()()7626266060 85.72 1.5 1488thpf clhnf p显然合格。故轴承 ii 的寿命:762626hlh合格。机械设计课程设计24第第 6 6 章章 键联接的选择及计算键联接的选择及计算项目计算及说明结果键的选择中间轴上键强度的校核输入轴上最小直径处用 a 型普通平键连接，选择 a8

32、 7 36 gb/t1096-2003中间轴上高速大齿轮 2 处选择键 b12 8 22 gb/t1096- 2003。低速小齿轮 3 处选择 a12 8 50 gb/t1096-2003 输出轴齿轮 4 上选择 a20 12 36 gb/t1096-2003。联轴器上选择 a16 10 100 gb/t1096-2003。中间轴上高速级大齿轮 2 处键连接的挤压应力此处使用双键，其中一个键的挤压应力为： mpa3244 392.2 10212.242 8 22iiptdhl 考虑到载荷分布不均匀性，按 1.5 各键计算。 mpa22/ 1.5141pp中间轴小齿轮 3 处键连接的挤压应力 m

33、pa3344 392.2 10122.9()42 8 (50 12)iiptdh lb 取键、轴及齿轮的材料都为钢，查表 6.1 得=120150mpa,可以满足,。 p2p p3p p输入轴：a8 7 36 中间轴：b12 8 22 a12 8 50 输出轴：a20 12 36a16 10 100mpa2141pmpa3122.9p=120150mpa p2p p3p p机械设计课程设计25第第 7 7 章章 连轴器的选择与计算连轴器的选择与计算项目计算及说明结果联轴器的选择联轴器的校核由上可知 iii 轴与卷筒之间可选择的联轴器型号 lx4 型联轴器，公称转矩为 2500n.m,许用转速为

34、 3870r/min,轴孔直径范围为 4056mm,j 型轴孔，a 型键。联轴器主动端的代号为 lx4 55 112gb/t5014-2003。联轴器处键连接的挤压应力mpa3344 1118.5 1096.8()55 10 (100 16ptdh lb）由于键、轴的材料都为钢，查表 6.1 得=120150mpa,显然满足,故满足强度。 pp pmpa96.8p=120150mpa pp p满足强度。机械设计课程设计26第第 8 8 章章 箱体及各附件的设计箱体及各附件的设计项目计算及说明结果减速器的箱体采用铸造（ht200）制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量。1.机体有足够的刚度在机

35、体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度2.考虑到机体内零件的润滑，密封散热。因其传动件速度小于 12m/s，故采用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离。30mmh 为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为 6.3.3.机体结构有良好的工艺性.铸件壁厚为上箱体 8mm，底座 8mm。机体外型简单，拔模方便.4.对附件设计a 视孔盖和窥视孔在机盖顶部开有窥视孔，能看到 传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，

36、用 m8 紧固b 油螺塞：放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。c 油标：油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出.机械设计课程设计27箱体及各附件的设计d 通气孔：由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡.e 盖螺钉：启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹.f 位销：为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度.g 吊钩：在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体. 减速器铸造箱体的主要结构尺寸设计减速器铸造箱体的主要结构尺寸设计: :名称符号计算公式结果箱座壁厚83025. 0a8箱盖壁厚18302. 0a8箱盖凸缘厚度1b15 . 112箱座凸缘厚度b