减速器课程设计策画

1、百度文库-36 -课程设计（论文）任务书年级专业学生姓名/学号题目名称带式传输机的传动装置设计、设计时间第16周18周课程名称机械设计课程设计/课程编号设计地点教学楼的八楼、课程设计（论文）目的综合运用所学知识，进行设计实践巩固、加深和扩展。培养分析和解决设计简单机械的能力为以后的学习打基础。进行工程师的基本技能训练计算、绘图、运用资料。二、已知技术参数和条件2.1 技术参数：输送带的牵引力：输送带速度：s卷筒直径：400mm工作年限：10年2.2 工作条件：每日两班制工作，传动不逆转，有轻微冲击，输送带速度允许误差为±5%三、任务和要求绘制二级直齿圆柱齿轮减速器装配图1张；标题栏符

2、合机械制图国家标准；/绘制零件工作图2张（齿轮和轴）；/编写设计计算说明书1份，计算数据应正确且与图纸统一。说明书应符合邵阳学院规范格式且用A4纸打印；/图纸装订、说明书装订并装袋；四、参考资料和现有基础条件（包括实验室、主要仪器设备等）机械设计教材机械设计课程设计指导书减速器图册减速器实物；/机械设计手册/其他相关书籍五、进度安排厂序号设计内容天数1设计准备（阅读和研究任务书，阅读、浏览指导书）、12传动装置的总体设计33各级传动的主体设计计算54减速器装配图的设计和绘制55零件工作图的绘制36编写设计说明书47总计21六、教研室审批意见教研室主任（签字）：年月日七卜主管教学主任意见J主管主

3、任Y签字）：/年月日八、备注/指导教师（签字）：学生（签字）：注：1.此表由指导教师填写，经系、教研室审批，指导教师、学生签字后生效；2.此表1式3份，学生、指导教师、教研室各1份。目八录课程设计（论文）评阅表1课程设计（论文）任务书日1、系统总体方案设计1、电动机选择1/、传动装置运动及动力参数计算12、V带传动的设计与计算33、 传动零件的设计计算4、 高速级齿轮的设计4、 低速级齿轮的设计84、 轴的设计12、高速轴的设计12、中间轴的设计14、低速轴的设计175、 键的设计与校核206、 、滚动轴承的选择与校核227、 箱体及各部位附属零件的设计二24设计总结与参考文献27计算与说明,

4、丰萝2士里口木1、系统总体方案设计电动机选择/(1)选择电动机的类型和结构因为装置的载荷平稳，且在白粉尘的室内环境下工作，、温度不超过35C,因此可选用Y系列三相异步电动机，它，/具有国际互换性，有防止粉尘、铁屑或其他杂物侵入电动/机内部的特点，B级绝缘，工作环境也能满足要求。而且r结构简单、价格低廉。(2)确定电动机功率和型号运输带机构输出的功率：Pw=FV/=5500X(kw尸kw传动系得总的效率：a=1X:32x4X5=1 带式输送机的传动效率，取0.962 滚动轴承效率，取0.993 7级精度齿轮传动的效率，取0.98.(查2表17)电机所电4 联轴器的效率，取0.995 滚筒传动的效

5、率，取0.97Fw=0.85P516动机所需的功率为：Pd”kw6.1kw0.85由题意知，选择Y160M-6比较合理，额定功率Pd=，满载转速970r/min.。传动装置运动及动力参数计算(1)各传动比的计算卷筒的转速Pd6.1kwnw60vw/(dw)600.9/(3.140.4)r/min42.99r/min/nw42.99r/min总传动比：inm/nw970/42.9922.56/取V带的传动比为：id2.5/则减速器的传动比为：i'i/id22.56/2.59.024i22.56高速级齿轮传动比：iiJl.3i'J1.39.0243.425；低速级圆柱齿轮传动比：i

6、2+=i1i2(2)各轴的转速可比进行计算，转速(高速轴n/970中间轴nn/i1低速轴nn/i2滚动轴nIVn(3)各轴的输入功高速轴PP中间轴P低速轴P滚动轴Piv=x(4)各轴输入扭矩T9550T9550FT9550PTiv=9550X=将以上算得的运漫项电动机的满载转速和各相邻轴力传动r/min）。970/3.425283.2283.2/2.63107.5107.5率（kw）m17.50.997.425P327.4250.980.997.232P427.20.980.996.99X=的计算（N?m）P/n95507.425/97073.1p/n95507.2/283.2242.8/n9

7、5506.99/107.5631.0nnnnIVPPPTTTJ种M刀经级列衣刘|、：项目电动机工轴高速轴I中间轴II低速轴III滚筒轴转速（r/min）970970功率(kW转矩（Nmm2000传动比1:13.4252.63970r/min283.2r/min107.5r/min107.5r/min7.425kw7.2kw6.99kw73.1Nm242.8Nm631.0NmKA=d1=132mmV=sd2=330mmLo=a=162Z=5效率2、V带传动的设计与计算(1)确定计算功率Pca/由表8-7查得工作情况系数KA=,故Pca=KAP=X=(2)选择V带的型号根据Pca、/n由图8-10

8、选用B型。(3)确定带轮白基准直径di和d2并验算带速初选小带轮的基准直径di。由表8-6和表8-8,取小带轮的基准直径di=132mm验算带速v。根据式(8-13),验算带的速度V=din/60X1000=X132乂970/60乂1000=s因为5m/s<V<25m/s,故带速合适。计算大带轮的基准直径。根据式(8-15a),计算大带轮的基准直径d2d2=id1=x132=330(mm)(4)确定V带的中心距a和基准长度L。(dr+d2)三a三2(dr+d2)得三a三924根据式(8-20),初定中心距a0=600(mrm。由式(8-22)计算带所需的基准长度L=2a+(&

9、;+d2)/2+(d2-d1)2/4a=2X600+X(132+330)+(330-132)»(4X600)=(mrm由表8-2选带的基准长度L=2000(mmi得实际中心距：a=a°+(L-L0)/2=600+()/2=(mim(5)验算小带轮上的包角=1800-(d2-d1)/a=1800-(330-132)X=>1200合适。(6)确定带的根数Z=Pca/(P0+P)XKaXKl；查得P0=(kw)P=(kw)Ka=,KL=Z=+XX=取Z=5根/(7)确定初拉力F0和计算轴上的压力FQ/查得B型带的单位长度质量q=(kg/m)/初拉力F0=500Pca(Ka-

10、1)/Kazv+qv2=5000XX5X+X=(N)(8)计算压轴力FQ=2ZF0Sin(/2)=2x5XxSin(2)=1663(N)3、传动零件的设计计算因减速器中的齿轮传动均为闭式传动，且所受的负载且小，其失效形式主要是点蚀，故先按齿面接触疲劳强度的要求设计。对于两级传动的齿轮可设计为：运输机要求的速度为s,速度不高，故选用7级精度的直齿轮。材料的选择：由1表10-1选择两个小齿轮材料为40Cr（调质）,硬度为280HBs两个大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBs二者材料硬度差为40HBS高速级齿轮的设计试选小齿轮齿数420,大齿轮齿数为z23.4252068.5,取Z269。精

11、度选为7级。按齿面接触强度设计按式（10-21）试算，即>3KtTu1Ze2d1tiAIl<Pdu0-H（1）确定公式内的各计算数值Kt =试选Kt=计算小齿轮传递的转矩。595,5 105Rn1_ 5_95,5 1057.425970mm7.31 104N mm-47.31 104由表10 7选取尺宽系数小d=1由表10 6查得材料的弹性影响系数Ze=由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限Hiim1 600 MPa大齿轮的解除疲劳强度极限Hiim2 550MP2 由式10313计算应力循环次数N=60n1jLh =60 970 1(2 8 365 10) = 10

12、9N23.40 廿 9.93 1083.425由图10- 19查得接触疲劳寿命系数由1图1019查得接触疲劳寿命系数：KHN1； KHN2 =计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%,安全系数S= 1,由式（1012）得N尸 109N29.93 109K HN1K HN2H1=X600MP弟552MPah2=X550MP弟550MPa（2）计算试算小齿轮分度圆直径Jd1t，代入h中较小的值d1t > 2.323 72KtT1 u 1 Ze3.421.37.31103.4251189.83.425550=2.32J计算圆周速度冗d1tn1v=冗56.72970=s601000601000计算齿

13、宽bV=sb=b=（|）dd1t=1x=mm计算齿宽与齿高之比模数m=d1t=56.72=Zi20齿高h=x=b/h='计算载荷系数。根据v=s,7级精度，由图10-8查得动载系数Kv=；直齿轮KhKF=1由表10-2查得使用系数KA=由表104查得7级精度小齿轮相对支撑非对称布置时Kh=由b/h=,Kh=查表1013查得KF=/故载荷系数K=KKKHaKh0=XX1X=按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径/由式（1010a）得m=h=b/h=Kh/=K=d1=33d尸d1tJK/Kt=56.72Jl.883/1.3mm=计算模数m/、dl64.176m_=mm=/按齿根弯曲强度设计/

14、由式(105)/小>3|2KCOS2BYFaYsamp2V3dZi2(1)确定公式内的计算数值由图10-20C查得小齿轮得弯曲疲劳强度极限FE1=500Mpa大齿轮得弯曲疲劳极限强度FE2=380MPa由10-18查得弯曲寿命系数Kfn尸Kfn2=计算弯曲疲劳许用应力取安全系数S=见表10-12得一K一0.86500=FE11=(KfniFE1)/S=1.4r、,、-0.89380FE22=(KFN2FE2)/S=1.4计算载荷系数K=KKKFakb=xx1x='查取应力校正系数由表105查得Yst=；YSa2二查取齿形系数由表105查得YFa12.80YFa2=Yf°

15、Ys°计算大、小齿轮的并加以比较aFYFaYSa1=2.801.55二/”1307.14/YFa2YSa21.7482.236/=(TF2241.57/大齿轮的数值大。/(2)设计计算K=32*1.776*7.31*100000.01618=1*20*20对结果进行处理取m=Z1=d1/m=26大齿轮齿数，Z2=i1Z1=MZ2=90几何尺寸计算(1)计算中心距a=(d1+d2)/2=(65+225)/2=145mm,(2)计算大、小齿轮的分度圆直径d尸Z1m=65mmd2=Z2m=225mm(3)计算齿轮宽度b=(|)dd1=65B1=70mmB2=65mm备注齿宽一般是小齿轮得比

16、大齿轮得多5-10mm小结实际传动比为：903.4626误差为：3.463.4251.01%5%3.46模数分度圆直径齿数小齿轮、657026大齿轮2256590由此设计有结构设计以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于160mm而又小于500mm故以选用腹板式为宜。其他有关尺寸参看大齿轮零件图。m=乙二26Z2=90a=145mmd1=65mmd2=225mmB1=70mmB2=65mm低速级齿轮的设计试选小齿轮齿数Zi24,大齿轮齿数为Z22.632463.12,取64。按齿面接触强度设计按式(1021)试算，即,、3KtTu1Ze2*h-2y(Pdu叫(D确定公式内的各计算数值试选Kt=_5T

17、12.43 105N ?mm计算小齿轮传递的转矩。95.5105P295.51057.25KlT1Nmm2.4310Nmmn2283.2由表107选取齿宽系数小d=1由表106查得材料的弹性影响系数Ze=由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限9N尸 109N23.77 108Hlim1600MPa大齿轮的解除疲劳强度极限Hiim2550MP2由式10-13计算应力循环次数N1=60"jLh=(2836510)=108N29.92 1082.633.77 108由图10-19查得接触疲劳寿命系数由1图1019查得接触疲劳寿命系数：KHN1=；KHN2=计算接触疲劳许用应

18、力取失效概率为1%,安全系数S=1,由式(1012)得H1=X600MP手h2=X550MP手(2)计算试算小齿轮分度圆直径d1td1t>2.3223|521.32.43102.631189.8=2.321=112.63577.5计算圆周速度/冗d1tl冗83.78283.2v=.=s601000601000计算齿宽b/b=（|）dd1t=1x=计算齿高与齿高之比d1t83.78m=-=424h=X=b/h=计算载荷系数。已知载荷平稳，所以取KA=根据v=s,7级精度，由图10-8查得动裁系数（=；由表10-4查得7级精度小齿轮相对支撑非对称布置时Kh的计算公式和直齿轮的相同.Kh=+（

19、1+x°d2）（|）d2+X103b=由b/h=,Kh=查表1013查得Kf=由表103查得KhKf=1。故载荷系数K=KaKvKhocKhB=xX1X=按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（1010a）得d1=d1t<K/Kt=83.78%,1.83/1.3mm=计算模数mm-1=mm=/Zi24/按齿根弯曲强度设计/由式（105）/V=sb=m=h=b/h=K=Kf=k=Jd1=m=->3【2KC0S2BYFaYsam/12】如乙-z(1)确定计算参数/由图10-20C查得小齿轮得弯曲疲劳强度极限FEi=500Mpa大齿轮得弯曲疲劳极限强度FE2=380MPa由

20、10-18查得弯曲寿命系数Kfn尸Kfn2='计算弯曲疲劳许用应力取安全系数S=见表10-12得Kri-K)/S=0.885500=FE11KFN1FE1/S,1.4=(K)0.895380=FE22kKFN2FE2)/S1.4计算载荷系数K=KAKvKfKf=xX1X=查取应力校正系数由表105查得Ysa1=；Ysa2二查取齿形系数由表105查得YFa12.65YFa22.256'计算大、小齿轮的并YaY阻加以比较、%YFa1YSa1=2.651.58_江1316.07YFa2YSa2、2.2561.738二(rF2242.93大齿轮的数值大。、(2)设计计算/、3日1.76

21、82.4310511小/m>d20.016140=11242/对结果进行处理取m=3/乙=d/m=3=31KFN10.885KFN2=FE11=FE22=K=YSa1=；YSa2=YFa12.65YFa22.256m=3/Z1二31Z2=82d=93mmd2=246mma=B1=98mmB2=93mm大齿轮齿数，Z2=i1Z1=Z2=82几何尺寸计算(1)计算大、小齿轮的分度圆直径d1=Z1m=313=93mmd2=Z2m=823=246mm(2)计算中心距a=(di+d2)/2=(93+246)/2=(3)计算齿轮宽度b=(|)dd1=93mmB1=98mmB2=93mm备注齿宽一般是

22、小齿轮得比大齿轮得多5-10mm小结实际传动比为：i1822.64531误差为：由此设计有模数分度圆直径齿数小齿轮3939831大齿轮324693824、轴的设计高速轴设计:(1)材料：选用45号钢调质处理，查表15-3取=35MpaA=120(2)各轴段直径的确定由dd1 40mmd2 44mmd3 48mmd4 40mmd5 36mmd6 30 mmL1 35mmL2 68mmL3 110mmL4 35mmL5 40mmL6 56mmFt 2250 NFr 818.5NdA3P23.65初选轴承6008,其内径为40mm所以取di40mm；右起第二段装齿轮，为了便于安装，取d244mm,左

23、端用轴端挡圈定位；右端轴肩高()d1,去4mm则d348mm;第四段装轴承，所以d440mm；初取d536mm,d630mm;端盖的总宽为20,根据轴承端盖的拆卸及便于对轴进行润滑，取齿轮距箱体内壁16mm6008抽承厚15mm齿轮宽70mm所以初取Li35mm,L268mm,L3110mm,L435mmL540mm,L656mm,综上所述：该轴的长度L=344mm(3)校核该轴L1=,L2=,作用在齿轮上的圆周力为：T73.1Nm圆周力：Ft2dT1YP012250N径向力：FrFttan2250tan200818.5N求垂直面的支承反力：F1Vl2Fr818-5171-51033602.4

24、6NliI2(61.5171.5)10F2VFrF1V818.5602.46216.04N求水平面的支承反力：由F1H(1112)Ftl2得F1HFtl2l1l22250 171.5 10 361.5 171.5 10 31656.1 NF 2HFt Fih2250 1656.1 593.9 N绘制垂直面弯矩图Mav F2Vl2216.04 171.5 1037.05N mM 'avF1Vli 602.46 61.5 10 3 37.05N m绘制水平面弯矩图M aHF1HL1656.1 61.5 10 3 101.85N maH 1 h 1M 'aH F2H12593.9 1

25、71.5 10 3101.85 N m求合成弯矩图：考虑最不利的情况，把JM2v MaH直接相加M a M 2av M aH 37.052101.852108.38N m求危险截面当量弯矩：从图可见，m-m处截面最危险，其当量弯矩为：（取折合系数0.6 )Ma108.38NMe M 2 T 2108.382 (0.6 73.1)2116.92N m计算危险截面处轴的应力因为材料选择45号调质，查课本362页表15-1得B650MPa查课本362页表15-1得许用弯曲应力1b 60MPaca，M2T2/W14.66MPa<60Mpa所以该轴是安全的(4)弯矩及轴的受力分析图如下:中间轴设计

26、：(1)材料：选用45号钢调质处理，查表15-3取=35MpaA=120(2)各轴段直径的确定：dl段要装配轴承，选用6009轴承，d1=45mmL1=40mmd1=45mmd2=50mmd3=55mmd4=50mmd5=45mmL1=40mmd2装配低速级小齿轮，由上边方法判断的e>5,故无需用齿轮轴，且d2d1取d2=50mmL2=65-2=63mmd3段主要是止位图速级大齿轮/取d3=55mmL3=12mmd4装配图速级大齿轮，取d4=50mmL4=95mmd5段要装配轴承，取d5=45mmL5=35mm取齿轮距箱体内壁跑离为：16mm由于箱体铸造误差，在确定轴承位置时，应距箱体内

27、壁一段距离：8mm故该轴总长为：L=245mm(3)校核该轴L1=,L2=91mmL3=作用在2、3齿轮上的圆周力：2T22242.8103Ft22158Nd2225-_._3Ft32242.8105221.5Nd393径向力：Fr2Ft2tan2158tan200785.45NFr3Ft3tan5221.5tan2001900.47N求垂直向的支反力Fr2l2l3Fr31785.45165.51900.4574.5F1V、l1l2l3(63.59174.5)50.62NF2VFr3F1VFr21900.4750.62785.451165.64N计算垂直弯矩：MavmF1Vli50.6263.

28、51033.21Nm/MavnF1v(l112)FRz/50.62(63.591)103785.459110”=Nm求水平间的支承力：L2=63mmL3=12mmL4=95mmL5=35mmFt22158NFt35221.5NFr2785.45NFr31900.47NE3I3Ft2I3I25221.574.52158165.5F1HliI2I363.59174.53258.3Nm/F2HFt2Ft3F1H21585221.53258.34121.2Nm计算、绘制水平面弯矩图：MaHmF1Hli3258.363.5103206.90NmMaHnF2H(11"2一一一一一一3一一一341

29、21.2(63.591)1035221.591103=NmManMavnMaHn63.662(161.57)2173.66NmMam.-MavmMaHm3.212206.902206.92Nm求危险截面当量弯矩：从图可见，m-m,n-n处截面最危险，其当量弯矩为：(取折合系数0.6)MeM2anT22173.662(0.6242.8)2226.67NmMe2-_2206.92(0.6242.8)253.06Nm计算危险截面处轴的直径:Men-n截面:d3,0.113226.67103；0.16033.55mmMe226.67NmMe253.06Nmm-m截面：d3M-e-0.11一一一一一33

30、253.06100.16034.81mm由于d2=d4=50>d,所以该轴是安全的(4)弯矩及轴的受力分析图如下低速轴设计：(1)材料：选用45号钢调质处理，查表15-3取=35MpaA=120(2)各轴段直径的确定：A，：，则d1203：6.9948.25mm,107.5d1=50mmd2=56d3=60mmd4=70mmd5=65mmd6=60mmL1=65mmL2=30mm考虑到该轴段上开有键槽，因此取d1=50mm1=65mmd2装配轴承，选用6309轴承，取d2=56。L2=30mmd3界轴定位，取d3=60mm,L3=32mm取d4=70mmL4=87mmd5装配低速级人齿轮

31、一取,d5=65mmL5=91mmd6装配轴承，选用6012取d6=60mm,L6=35mm取齿轮距箱体内壁跑离为：16mm由于箱体铸造误差，在确定轴)承位置时，应距箱体内壁一段距离：8mm所以该轴的总长为：L=340mm(3)校核该轴l1=l2=,作用在齿轮上的圆周力为：2T32631.0103Ft-5130Nd3246径向力为FrFttan5130tan2001867.2N求垂直向的支承反力：F1V-1867.271.510：588.1NKl1l2(155.571.5)103F2VFrF1V1867.2588.11279.1N求水平间的支承反力：由FiH(1il2)Ftl2得Fih队513

32、071.51011615.8N11l2155.571.5103F2HFtF1H51301615.83514.2NN/绘制垂直向弯矩图/MavF2Vl21279.171.51091.46Nmav2V2一一'一一_3_MavF1Vli588.1155.51091.45Nm绘制水平向个矩图L3=32mmL4=87mmL5=91mmL6=35mmFt5130NFr1867.2NMam267.39NiMaHF1H111615.8155.5103251.26NmM'aHF2Hl23514.271.5103251.27Nm求合成弯矩图：考虑最不利的情况，把''"：M

33、aH直接相加Mam«'M2avMaH)91.462251.262267.39Nm求危险截面当量弯矩：从图可见，m-m处截面最危险，其当量弯矩为：(取折合系数0.6)Me.M2amT32267.392(0.6631.0)2463.5Nm计算危险截面处轴的直径因为材料选择45#调质，查得B650Mpa,查课本231页表14-3得许用弯曲应力1b60Mpa,则:3,0.1 1 3 463.5 103.0.1 6042.6mm因为d1=65>d,所以该轴是安全的(4)弯矩及轴的受力分析图如下:5键的设计与校核b h l=12 863选才1A型普通键=100120高速轴上键的设计

34、与校核(1)与齿轮联接的键/由d=44mm查表6-1选bxh=12X8,取L=63mm则工作长度l=L-b=51k=4所以强度/2T1"273.1叱16.29MPab h l=8 7 5 0kld45144所以所选键为：bhl=12863(2)与V带轮联接的键由d=30mm选bXh=8X7,取L=50则l=42,h=322Tl10273.1103所以133.1MPakld3.54230所以所选键为：bhl=8750b h l=14 956中间轴上键的设计与校核(1)与大齿轮联接的键已知d=50,T1等考教材，取bh=149L=56则 l=42 k=根'据挤压强度条的校核_33

35、2T2 102 242.8 10kld 4.5 42 5051.39MPa所以所选键为:b h l=14(2)与小齿轮联接的键9 56已知d=50,工参考教材,取 b h=14 9 L=90b h l=14 990则l=76h=32T2102242.8kld所以所选键为:b4.57650hl=1499010328.4MPa低速轴上键的设计与校核(1)与齿轮联接的键已知d1=65mmT1参考教材,取bh=1811L=90bhl=181190则l=72k=根据挤压强度条的校核2T31032631.0103kld5.5726549.03MPa所以所选键为:bhl=1811/(2)与联轴器联接的键90

36、已知d1=50mmT1参考教材，取bh=149L=63则l=49k=根据挤压强度条件，bhl=149632T31032631.01033114.46MPakld4.54950所以所选键为:bhl=149636、滚动轴承的校核计算图速轴的轴承：/(1)已知n970r/min两轴承径向反力：Fr“818.5N轴向力：Fa0N/-e根据表13-5,X=1/Fr(2)根据表13-6,fp=,有轻微冲击，则取fp=0初步计算当量动载荷P,P=fpXFrYFa=计算轴承6008的寿命：额定寿命T=2835610h=56960h查表得C=17000N106C106170003Lh115661h>569

37、6060nP60970900.35故可以选用计算中间轴的轴承：(1)已知n283.2r/min两轴承径向反力：Fr2785.45NFr31900.47N轴向力：均为0Faa-eFr/(2)初步计算当量动载荷P,根据P=fpXFrYFa/根据表13-6,fp=,取fp=。pp根据表13-5,X=1/所以p=P=计算轴承6009的寿命：T=56960hLh115661h0Lh59655h1106C106210003匚cud,SxchLh59655h>56960h60nP60283.22090.52、故可以选用。/计算低速轴的轴承/(1)已知n3107.5r/min两轴承径向反力：Fr1867

38、.2N轴向力:一为0Faee/Fr(2)初步计算当量动载荷P,根据P=fpXFrYFa根据表13-6,fp=,取fp=0所以P=计算轴承6012的寿命：,106C106315003广巾s5“cue、Lh5.610h>56960h60nP60107.52053.92故可以选用。Lh5.6M05h7、箱体的设计及各部位附属零件的设计箱体是减速器的一个重要零件，它用于支持和固定减速器中的各种零件，并保证传动件的齿合精度，使箱体内有良好的润滑和密封。八箱体的形状较为复杂，其重量约见减速器的一半，所以箱体结构对减速器的工作性能、加工工艺、材料消耗、重量及成本等有很大的影响。箱体结构与受力均较复杂，

39、目前尚无成熟的计算方法。所以，箱体各部分尺寸一般按经验设计公式在减速器装配草图的设计和绘制过程中确定。箱体选用球墨铸铁QT40018,b400MPa,0.2250MPa,18,布氏硬度130180HBS。铸造减速箱体主要结构尺寸表/名称符号尺寸关系取值箱座壁厚0.025a38mmi0mm箱盖壁厚10.02a38mm8mm箱盖凸缘厚度bli.5ii2mm箱座凸缘厚度bi.5i2mm箱座底凸缘厚度b22.520mm地脚螺钉直径df0.036ai2i8mm地脚螺钉数目na<250mm6轴承旁联接螺栓直径di0.75dfi4mm盖与座联接螺栓直径d2(0.50.6)dfi0mm联接螺栓的间距li

40、50200mmi80mm视孔盖螺钉直径d4(0.30.4)df6mm定位销直径d(0.70.8)d28mmdf、di、d2至直外箱壁距离Ci查手册i6mmdi、d2至凸缘边缘距离C2查例/i4mm轴承旁凸台半径RiC2i4mm凸台高度h30mm外箱壁至轴承座端面距离liCiC2(5i0)38mm铸造过度尺寸x、y查手册3mm,15mm,R4大齿轮顶圆与内箱壁距离11.212mm齿轮端面与内箱壁距离210mm箱盖箱座肋厚/mi,mmi0.85,m0.85m1=m=7mm轴承端盖外径/D2D(55.5)d3108mm115mm135mm轴承旁连接螺栓距离SSD2140mm各部位附属零件的设计窥视孔盖与窥视孔：在减速器上部可以看到传动零件啮合处要开窥视孔，大小只要够手伸进操作可。以便检查齿面接触斑点和齿侧间隙，了解啮合情况.润滑油也由此注入机体内.放油螺塞放油孔的位置设在油池最低处，并安排