机械设计课程设计计算说明书(圆锥圆柱两级齿轮减速器)

1、机械设计课程设计计算说明书设计题目: 带式运输机上的圆锥圆柱齿轮减速器机械设计制造及其自动化 专业 班级设计者 指导老师 2012年 月 日设计计算及说明主要结果一、设计任务书1.1传动方案示意图图1.传动方案简图1.2原始数据表1：原始数据传送带拉力F(N)传送带速度V(m/s)滚筒直径D（mm）25001.63201.3工作条件工作经常满载、空载启动，工作有轻微震动，不反转。单班制工作，运输带容许速度误差为。减速器为小批量生产，使用年限为10年，每年按300天计算1.4工作量 1、电动机的选择与传动装置运动和动力参数的计算； 2、传动零件的设计计算； 3、轴的设计计算； 4、轴承及其组合部

2、件选择和轴承寿命校核； 5、键联接和联轴器的选择及校核； 6、减速器箱体，润滑及附件的设计； 7、装配图和零件图的设计； 8、设计小结； 9、参考文献；二、电动机的选择与传动装置运动和动力参数的计算2.1 电动机的选择 1、电动机类型选择：选择电动机的类型为三相异步电动机，额定电压交流380V。 2、电动机容量选择： （1）工作机所需功率=FV/1000=4.0kW F-工作机阻力 v-工作机线速度 (2) 电动机输出功率 考虑传动装置的功率损耗，电动机的输出功率为 =/ 为电动机到工作机主动轴之间的总效率，即 -联轴器效率取0.99 -滚动轴承传动效率取0.98 -圆锥齿轮传动效率取0.95

3、 -圆柱齿轮传动效率取0.97 -卷筒效率取0.96 =/= 4.9kW（3）确定电动机的额定功率因载荷平稳，电动机额定功率略大于即可。所以可以暂定电动机的额定功率为5.5kW 3、确定电动机转速 卷筒工作转速 =60×1000V/D=95.5r/min 由于两级圆锥-圆柱齿轮减速器一般传动比为10-25，故电动机的转速的可选范围为=(10-25） =(5301325)r/min。F=2500NV=1.6m/s=4.9kW=5.5kW=95.5 可见同步转速为750r/min ,1000r/min 的电动机都符合。综合考虑电动机和传动装置的尺寸，质量及价格等因素，为使传动装置结构紧凑

4、，决定选用同步转速为1000r/min的电动机。 选定电动机型号为Y132M2-6其主要性能如下表：表2：电动机主要性能电动机型号额定功率/kW满载转速/(r/min)启动转矩/额定转矩最大转矩/额定转矩Y132M2-65.59602.02.22.2传动装置总传动比的计算和各级传动比的分配 1、传动装置总传动比 =960/95.5=10.05 2、分配各级传动比对于圆锥一圆柱齿轮减速器，为使大锥齿轮的尺寸不致过大，一般可取，最好使高速级锥齿轮的传动比 ，当要求两级传动大齿轮的浸油深度大致相等时，也可取 故取=3.0，=3.352.3计算传动装置的运动和动力参数 1、各轴的转速（各轴的标号均已在

5、图中标出）   2、各轴输入功率选型电动机 为Y132M2-6=3.0=3.353、各轴转矩 将计算结果汇总列表如下表3 轴的运动及动力参数项目电动机轴高速级轴I中间轴II低速级轴III卷筒轴转速（r/min）96096032095.595.5功率（kW）4.94.854.524.304.17转矩(N.mm) 传动比13.03.351效率0.990.940.960.98三、传动零件的设计计算3.1、直齿圆锥齿轮传动的设计计算已知输入功率=4.85kw(略大于小齿轮的实际功率），小齿轮的转速为：=960r/min,大齿轮的转速为=320r/min，传动比i=3.0，由电动机驱动，工作寿

6、命10年（设每年工作300天），单班制，不反转，有轻微震动。1.选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）按传动方案，选用直齿圆锥齿轮传动，齿形制,齿形角，齿顶高系数，顶隙系数5，螺旋角，不变位。（2）、运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度。（3）、材料选择，小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45刚（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度相差40HBS。（4）、选小齿轮齿数24，大齿轮齿数2.按齿面接触疲劳强度设计 公式：（1）、确定公式内的各计算值1）查得材料弹性影响系数。2）按齿面的硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限，大齿轮的接触疲劳极限3）计算应力循环

7、次数小齿轮：大齿轮：4）查得接触疲劳寿命系数5） 计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%,安全系数S=1,应用公式（10-12）得: （2） 计算试选，查得所以，1）试算小齿轮的分度圆直径，带入中的较小值得78.419mm计算圆周速度v2） 计算载荷系数。根据v=3.94m/s，7级精度，由图10-8查得动载系数;直齿轮，由表10-2查得使用系数 故载荷系数按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径为3） 计算模数m。m=76.419/24=3.20mm3.按齿根弯曲强度设计（1） 确定公式内的各计算数值1）由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限；大齿轮的弯曲疲劳强度2） 由图10-8取弯曲疲劳

8、寿命系数 3） 计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数S=1.4，有10-22得4） 计算载荷系数K. K=2.125） 节圆锥角6） 当量齿数 7）查取齿形系数。由表10-5查得 ；8）查取应力校正系数 由表10-5查得 ；9）计算大小齿轮的 ,并加以比较 大齿轮的数值大。（2） 设计计算： 代入公式计算得：综合分析：按弯曲强度得：，按接触强度算得：算出小齿轮齿数: ，取大齿轮齿数： 故齿数比 这样设计出来的齿轮传动，既满足了齿面接触疲劳强度，并做到结构紧凑，避免浪费。4.计算几何尺寸1） 计算分度圆直径 2） 计算中心距 3） 计算节圆锥角 4） 计算锥距 5） 计算齿轮宽度 圆整取3.

9、2、斜齿圆柱齿轮的传动的设计计算 已知输入功率为=4.52kw、小齿轮转速为=320r/min、齿数比为3.35，转矩为由电动机驱动，工作寿命10年（设每年工作300天），单班制，不反转，有轻微震动。1、选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数（1）运输机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度。（GB10095-88） （2）材料选择 由机械设计（第八版）表10-1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，二者材料硬度相差40HBS。（3）齿数,则大齿轮齿数 初选螺旋角。2、按齿面接触疲劳强度计算按下式设计计算 （1）确定公式内的各计算数值1

10、） 试选载荷系数=1.62） 查教材图表（图10-30）选取区域系数=2.4353） 查教材表10-6选取弹性影响系数4） 查教材图表（图10-26）得 =0.765 =0.87 =1.6355） 由教材公式10-13计算应力循环次数：60×300×1×（1×8×300×10）=4.61×10 查教材10-19图得：6） 查取齿轮的接触疲劳强度极限7） 由教材表10-7查得齿宽系数=18） 小齿轮传递的转矩=9） 齿轮的接触疲劳强度极限：取失效概率为1%,安全系数S=1,应用公式（10-12）得: 许用接触应力为 （2） 设

11、计计算1） 按式计算小齿轮分度圆直径 =2） 计算圆周速度3) 计算齿宽b及模数 b=60.259mm 4) 计算齿宽与高之比 齿高5) 计算纵向重合度 6) 计算载荷系数K 系数=1，根据V=1.009m/s，7级精度查图表（图10-8）得动载系数=1.07 查教材图表（表10-3）得齿间载荷分布系数=1.2 由教材图表(表10-4）查得=1.422 查教材图表（图10-13）得=1.35 所以载荷系数 =1.837) 按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径 8) 计算模数 3、按齿根弯曲疲劳强度设计 由弯曲强度的设计公式设计（1） 确定公式内各计算数值1） 计算载荷系数 =1.692） 根据

12、纵向重合度=1.744 查教材图表（图10-28）查得螺旋影响系数=0.883） 计算当量齿数4） 查取齿形系数 查教材图表（表10-5）=2.6476 ，=2.21785） 查取应力校正系数 查教材图表（表10-5）=1.5808 ，=1.76896） 查教材图表（图10-20c）查得小齿轮弯曲疲劳强度极限=500MPa ，大齿轮弯曲疲劳强度极限=380MPa 。7） 查教材图表（图10-18）取弯曲疲劳寿命系数K=0.87 K=0.918） 计算弯曲疲劳许用应力。 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式得 =9） 计算大、小齿轮的，并加以比较 大齿轮的数值大.（2） 设计计算1） 计算模数 对

13、比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，由于齿轮模数的大小主要取决于弯曲强度所承载的能力。而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅取决于齿轮直径。按GB/T1357-1987圆整为标准模数,取但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径来计算应有的齿数.2） 计算齿数 取 取=1184、几何尺寸计算（1） 计算中心距 = （2） 按圆整后的中心距修正螺旋角 因值改变不多,故参数,等不必修正.（3） 计算大.小齿轮的分度圆直径 （4） 计算齿轮宽度 四、 轴的设计计算4.1输入轴（I轴)的设计 1、求输入轴上的功率、转速和转矩 2、求作

14、用在齿轮上的力 已知高速级小圆锥齿轮的平均分度圆直径为 则 圆周力、径向力及轴向力的方向如图2 图2、弯矩与扭矩图3、初步确定轴的最小直径 先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（第八版）表15-3，取，得 输入轴的最小直径为安装联轴器的直径，为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩，查机械设计（第八版）表14-1，由于转矩变化很小，故取，则 查机械设计课程设计表13-1，选Lx3型弹性柱销联轴器其工称转矩为1250N.m，而电动机轴的直径为38mm所以联轴器的孔径不能太小.故取，半联轴器长度L=82mm，半联轴器与轴配合的毂

15、孔长度为60mm。4、轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案（见图2） 图3输入轴轴上零件的装配（2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1） 为了满足半联轴器的轴向定位，12段轴右端需制出一轴肩，故取23段的直径。左端用轴端挡圈定位，12段长度应适当小于L所以取2） 初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用单列查得圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据，由机械设计课程设计表13.3中初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30308，其尺寸为所以而=25.25mm这对轴承均采用轴肩进行轴向定位，由机械设计课程设计表12-430311型轴承的定位轴肩高度，因此取3）取

16、安装齿轮处的轴段67的直径；为使套筒可靠地压紧轴承，56段应略短于轴承宽度，故取，4）轴承端盖的总宽度为20mm。根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑油的要求，求得端盖外端面与半联轴器右端面间的距离l=30mm，取=50mm。5） 锥齿轮轮毂宽度为45mm，为使套筒端面可靠地压紧齿轮取由于，故取 6） 轴各部分尺寸综合下表：表4、轴各部分尺寸尺寸1-22-33-44-55-66-7L585025.25922275d303740494035（3）轴上的周向定位圆锥齿轮的周向定位采用平键连接，按由机械设计（第八版）表6-1查得平键截面，同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配

17、合为；同样，半联轴器处平键截面为与轴的配合为；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为m6。（4） 确定轴上圆角和倒角尺寸 取轴端倒角为，轴肩处的倒角可按R1.6-R2适当选取。5、求轴上的载荷30308型的a=19.5mm。所以俩轴承间支点距离为103.5mm 右轴承与齿轮间的距离为51.75mm。（见图1）表5、轴上载荷载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩总弯矩扭矩T6、按弯扭合成应力校核轴的强度 根据图四可知右端轴承支点截面为危险截面，由上表中的数据及轴的单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力为前已选定轴的材料为45钢（调质），由机械设计（第八版）表1

18、5-1查得，故安全。4.2中间轴（II轴）的设计 1、求输入轴上的功率P、转速n和转矩T 2、求作用在齿轮上的力 已知小斜齿轮的分度圆直径为 已知圆锥直齿轮的平均分度圆直径 圆周力、，径向力、及轴向力、的方向如下图所示图4、弯矩与扭矩图 3、初步确定轴的最小直径 先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（第八版）表15-3，得中间轴最小直径显然是安装滚动轴承的直径和4、轴的结构设计（1）拟定轴上零件的装配方案（见下图）图5、间轴上零件的装配（2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用单列圆锥滚子轴承，参照工

19、作要求并根据，由机械设计课程设计表13.1中初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30306，其尺寸为。这对轴承均采用套筒进行轴向定位，由机械设计课程设计表13.3查得30306型轴承的定位轴肩高度37mm，因此取套筒直径37mm。2）取安装齿轮的轴段，锥齿轮左端与左轴承之间采用套筒定位，已知锥齿轮轮毂长，为了使套筒端面可靠地压紧端面，此轴段应略短于轮毂长，故取，齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度，故取h=4mm，则轴环处的直径为。3）已知圆柱斜齿轮齿宽，为了使套筒端面可靠地压紧端面，此轴段应略短于轮毂长，故取。4）齿轮距箱体内壁的距离，大锥齿轮与大斜齿轮的距离为，在确定滚动轴承的位

20、置时应距箱体内壁一段距离。则取 综合数据如下表：表6、轴的尺寸尺寸1-22-33-44-55-6L5442207254D3035433530(3)轴上的周向定位圆锥齿轮的周向定位采用平键连接，按由机械设计（第八版）表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为36mm，同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；圆柱齿轮的周向定位采用平键连接，按由机械设计（第八版）表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为70mm，同时为保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为k6。（4）确定轴上圆角

21、和倒角尺寸取轴端倒角为，轴肩处的倒角可按R1.6-R2适当选取 5、求轴上的载荷 根据轴的结构图做出轴的计算简图，在确定支点时查得30308型的支点距离a=19.5mm。所以轴承跨距分别为L1=64.5mm，L2=68mm。L3=70.8mm做出弯矩和扭矩图（见图4）。由图八可知斜齿轮支点处的截面为危险截面，算出其弯矩和扭矩值如下：表7、轴上载荷载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M总弯矩扭矩T6、按弯扭合成应力校核轴的强度 根据上表中的数据及轴的单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力为前已选定轴的材料为45钢（调质），由机械设计（第八版）表15-1查得故安全。4.3输出轴（轴）的

22、设计 1、求输出轴上的功率、转速和转矩 2、求作用在齿轮上的力 已知大斜齿轮的分度圆直径为 圆周力、径向力及轴向力的方向如图6所示图6、弯矩与扭矩图3、初步确定轴的最小直径 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（第八版）表15-3，取，得 输出轴的最小直径为安装联轴器的直径，为了使所选的轴直径与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩，查机械设计（第八版）表14-1，由于转矩变化很小，故取，则查机械设计课程设计表14.1选LX3型弹性柱销联轴器其工称转矩为半联轴器的孔径，所以取，半联轴器长度L=112mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度为84mm。4

23、、轴的结构设计（1）轴上零件的装配方案（见图7） 图7、输出轴轴上零件的装配(2)据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1）为了满足半联轴器的轴向定位，1段轴左端需制出一轴肩，故取2-3段的直径，1段右端用轴端挡圈定位，半联轴器与轴配合的毂孔长度，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故1段的长度应比略短些，现取。2)初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，故选用单列圆锥滚子轴承，参照工作要求并根据，由机械设计课程设计表13.3中初步选取0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30310，其尺寸为，因而可以取。右端轴承采用轴肩进行轴向定位，由机械设计课程设计表13.3查

24、得30313型轴承的定位轴肩高度，因此取。2） 轮左端和左轴承之间采用套筒定位，已知齿轮轮毂的宽度为75mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取齿轮的轮毂直径取为55mm所以。齿轮的右端采用轴肩定位，轴肩高度，故取，则轴环处的直径为。轴环宽度，取。3） 承端盖的总宽度为20mm，根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑油的要求，求得端盖外端面与半联轴器右端面间的距离故4） 轮距箱体内比的距离为a=16mm，大锥齿轮于大斜齿轮的距离为c=20mm，在确定滚动轴承的位置时应距箱体内壁一段距离s=8mm。可求得 表8、轴尺寸尺寸12 34567L8250505587257D40

25、475060635550（3）轴上的周向定位 齿轮、半联轴器的周向定位均采用平键连接，按由机械设计（第八版）表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长为63mm，同时为保证齿 轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为；同样半联轴器与轴的连接，选用平键 ，半联轴器与轴的配合为，滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为m6。（4） 确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为，轴肩处的倒角可按R1.6-R2适当选取。5、求轴上的载荷 根据轴的结构图做出轴的计算简图，在确定支点时查得30310型的支点距离a=23mm。所以作为简支梁的轴承跨距分别为,。做出弯矩和扭矩图（见

26、图6）。由图6可知齿轮支点处的截面为危险截面，算出其弯矩和扭矩值如下：表9、轴上载荷载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M总弯矩扭矩T6、按弯扭合成应力校核轴的强度 根据上表中的数据及轴的单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴的计算应力前已选定轴的材料为45钢（调质），由机械设计（第八版）表15-1查得，故安全。五、 轴承的校核5.1输入轴滚动轴承计算（一）初步选择的滚动轴承为0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30308，其尺寸为。 表10、支反力载荷水平面H垂直面V支反力F又则（二）计算轴承的基本额定寿命：所以合格5.2中间轴滚动轴承计算（一）初步选择的滚动轴承为0基本游隙组，标准

27、精度级的单列圆锥滚子轴承30306，其尺寸为。 表11、支反力载荷水平面H垂直面V支反力F又则（二）计算轴承的基本额定寿命：所以合格5.3输出轴滚动轴承计算（一）初步选择的滚动轴承为0基本游隙组，标准精度级的单列圆锥滚子轴承30310，其尺寸为。表12、支反力载荷水平面H垂直面V支反力F又则（二）计算轴承的基本额定寿命：所以合格六、键联接的选择及校核计算6.1输入轴键计算1、校核联轴器处的键连接该处选用普通平键尺寸为，接触长度键与轮毂键槽的接触高度。键联接的强度：故只需要用单键即可满足强度要求。2、校核圆锥齿轮处的键连接该处选用普通平键尺寸为，接触长度键与轮毂键槽的接触高度。则键联接的强度为：

28、故只需要用单键即可满足强度要求。由上可知两键都合格。6.2中间轴键计算1、校核圆锥齿轮处的键连接 该处选用普通平键尺寸为，接触长度键与轮毂键槽的接触高度。则键联接的强度为：故只需要用单键即可满足强度要求。 2、校核圆柱齿轮处的键连接该处选用普通平键尺寸为，接触长度键与轮毂键槽的接触高度。联接的强度为故只需要用单键即可满足强度要求。由上可知两键都合格。6.3输出轴键计算1、校核联轴器处的键连接该处选用普通平键尺寸为，接触长度键与轮毂键槽的接触高度。则键联接的强度为：故只需要用单键即可满足强度要求。2、校核圆柱齿轮处的键连接该处选用普通平键尺寸为，接触长度键与轮毂键槽的接触高度。则键联接的强度为：

29、故只需要用单键即可满足强度要求。由上可知两键都合格。七、联轴器的选择（一）输入轴选LX3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为1250000，半联轴器的孔径，半联轴器长度，半联轴器与轴配合的毂孔长度为60mm，Z型轴孔。（二）输出轴选LX3型弹性柱销联轴器，其公称转矩为1250000，半联轴器的孔径，半联轴器长度，半联轴器与轴配合的毂孔长度为84mm，Z型轴孔。8、 润滑与密封8.1齿轮的润滑齿轮采用浸油润滑，由机械设计表10-11和表10-12查得选用100号中负荷工业闭式齿轮油（GB5903-1995）。当齿轮圆周速度时，常将大齿轮的轮齿浸入油池中进行浸油润滑。这样，齿轮在传动时，就把润滑油带到啮

30、合的齿面上，同时也将油甩到箱壁上，借以散热。圆锥齿轮应浸入全齿宽，至少应浸入齿宽的一半。圆柱齿轮一般浸入油的深度不宜超过一个齿高、但不小于10mm，大齿轮的齿顶到油底面的距离3050mm。8.2轴承的润滑与密封由于减速器内的浸油传动零件的圆周速度V<2m/s,所以轴承采用脂润滑，由于转速不高，所以选用矿物油润滑脂。装脂量一般以轴承内部空间容积的1/3-2/3为宜。密封防止外界的灰尘、水分等侵入轴承，并阻止润滑剂的漏失，由于采用脂润滑，所以采用毡圈油封。输入轴处轴承由于圆周速度3m/s<V<5m/s,所以选择半粗羊毛毡圈油封，而输出轴处轴承圆周速度V<3m/s,故采用粗羊

31、毛毡圈油封。轴承端盖采用凸缘式轴承端盖8.3润滑油牌号及油量计算8.3.1 润滑油牌号选择<由3P153 表16-2> 闭式齿轮传动润滑油运动粘度为220mm2/s<由3P153 表16-1> 选用N220工业齿轮油8.3.2 油量计算以每传递1KW功率所需油量为350700，各级减速器需油量按级数成比例。该设计为双级减速器，每传递1KW功率所需油量为7001400。 8.4减速器的密封 箱盖和箱座的结合面处理干净，脱尘脱油后，涂上水玻璃或密封胶,以增强密封效果小齿轮：40Cr（调质）280 HBS大齿轮：45钢（调质）240 HBS7级精度K=2.12小齿轮：40Cr

32、（调质）280 HBS大齿轮：45钢（调质240 HBS7级精度=1.6=2.435=189.8=0.765 =0.87=1a=157.68 L=82mm 九、减速器箱体及其附件9.1 箱体结构形式及材料本减速器采用剖分式箱体，分别由箱座和箱盖两部分组成。用螺栓联接起来，组成一个完整箱体。剖分面与减速器内传动件轴心线平面重合。此方案有利于轴系部件的安装和拆卸。剖分接合面必须有一定的宽度，并且要求仔细加工。为了保证箱体刚度。在轴承座处设有加强肋。箱体底座要有一定宽度和厚度，以保证安装稳定性和刚度。减速器箱体用HT200制造。铸铁具有良好的铸造性能和切削加工性能， 铸造箱体多用于批量生产。9.2箱

33、体主要结构尺寸表（单位：mm）名称公式数值箱座壁厚=0.025a+3810箱盖壁厚1=0.02a+3810箱体凸缘厚度箱座15箱盖15箱座底25加强肋厚箱座8.5箱盖8.5地脚螺钉直径和数目M20 n=4轴承旁联接螺栓直径M16箱盖和箱座联接螺栓直径M12轴承盖螺钉直径高速轴M8中间轴M8低速轴M8轴承盖外径D2高速轴150中间轴130低速轴190观察孔盖螺钉直径M8df、d1、d2至箱外壁距离dfC126d122d218df、d1、d2至凸缘边缘的距离dfC224d120d216大齿轮齿顶圆与内壁距离1>1.215齿轮端面与内壁距离212外壁至轴承座端面的距离9.3 主要附件作用及形式1通气器齿轮箱高速运转时内部气体受热膨胀，为保证箱体内外所受压力平衡，减小 箱体所受负荷，设通气器及时将箱内高压气体排出。由&