二级圆柱直齿轮1

引言在工业生产中，机械传动是一种最基本的传动方式，几乎各种机器都要利用齿轮传动、带传动、链传动等来传递运动和动力。齿轮机构是现代机械中应用最广泛的传动机构，用于传递空间任意两轴或多轴之间的运动和动力。齿轮传动的传动效率高，结构紧凑、工作可靠、寿命长、传动比准确；但制造及安装精度要求高，价格较贵，不宜用于两轴见距离较大的场合。带传动是机械传动中应用较为广泛的挠性传动当主动轴和从动轴相距较远时，常采用这种传动方式。带传动是利用带与带轮之间的摩擦力来传动和动力的。它适用于圆周速度较高和圆周力（传递功率一般不超过40~50kw）较小时的工作条件下。链传动是一种以链条做中间挠性件的啮合传动，一般用于两轴相距较远的使用场合。与带传动相比，链传动有能保持准确的平均传动比；张紧力小，作用在轴上的压力小；强度高，承载力大；结构简单，加工成本低，易于维护；对工作条件较低，能在高温、多尘油污等恶劣的环境中工作；链传动的瞬时传动比不恒定，从动链轮瞬时转速不均匀，传动的平衡性较差，有冲击和噪声，不宜用于高速的场合等特点。齿轮按齿形可分为直齿和斜齿两类。在齿轮设计中一般也要遵循齿轮传动设计的准则。实践表明，在一般条件的闭式齿轮传动中，主要失效形式是点蚀和折断。对于软齿面（W350HBS）齿轮主要失效形式是点蚀，所以应按解除疲劳强度进行设计计算，再按弯曲疲劳强度校核；对于硬齿面（＞350HBS）齿轮，主要失效形式是齿面折断，所以一般先按弯曲疲劳强度进行设计计算，再按接触疲劳强度校核。减速器是一种将由电动机输出的高转速降至要求的转速比较典型的机械装置，主要优点有瞬时传动比恒定、传动效率高、工作可靠，使用寿命长，在现代机械中应用极为广泛。第1章传动方案的拟定和电机的选择传动方案的拟定设计一个用于带式传送机上的二级圆柱齿轮减速器，运输机连续单向运转，载荷变化不大，空载启动。卷筒效率0.96，减速器小批量生产，使用年限8年(300天/1年)两班制工作，运输容许误差5%。车间有3相交流，电压380/220V，运输带工作压力2.2KN,运输带工作速度1.4M/S，卷筒直径500mm电动机的选择1．电动机的类型选择：按照工作要求和工作条件，选用一般用途的卧式封闭型Y系列的三相异步电动机。PP=—w2•确定电动机容量：电动机所需工作功率Pd为 "“工作机所需功率Pw为 Pw=2200X1.4/1000X0.94=3.28KW按《机械课程设计手册》表2-4确定各部分效率为:联轴器效率为"i—0.99，闭式齿轮传动效率1二^6，滚动轴承"3二。朋，卷筒效率3二°.96，代入得耳二0.992x0.962x0.984x0.96二0.8所需电动机功率为Pd=3.28/0.8=4.1KW3．选择电动机的转速：卷筒轴工作转速Nw=60vw/3.14D=60X1000X1.4/400X3.14=66.88r/min两级展开式圆柱齿轮减速器的传动比i=8-40，故电动机转速的可选范围为Nd=(8s40)X66.88=535.04s2675.2r/min4．选择电动机功率：综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重要、价格和带传动、减速器的传动比，选定型号为Y112M—4的三相异步电动机，额定功率为4.0kw。满载转nm=1440r'min，同步转速为1500门min。电动机的其主要性能如表1。表1： Y112M-4型电动机的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(kw)最大转矩/额定转矩(kw)Y112-44144022图1-1布置图总传动比：由选定的电动机满载转速nm和工作机主动轴转速n可得减速器总传动比i=1440/66.88=21.53分配传动装置传动比：减速器的传动比i为21.53,对于两级展开式圆柱齿轮减速器的1=(1.1〜l・5)i2，为了分配均匀取1=1.2i2，计算得两级圆柱齿轮减速器高速级的传动比-=4.34，低速级的传动比「3.62。计算传动装置的运动和动力参数：．电动机轴(0轴)P0=Pd=4.1KWN0=nm=1440r/minT0=9550P0/n0=9550X4.1/1440=27.19N*m．高速轴(1轴)P1=P0X0.99=4.1X0.99=4.059KWN1=n0=1440r/minTl=9550Pl/nl=9550X4.059/1440=26.91N*m3）．中间轴（2轴）P2二Pin2n3=0.96X0.98X4.059=3.81KWN2=N1/i1=1440/4.34=331.8r/minT3=9550P2/N2=i09.7N*m4） ．低速轴（3轴）P3=P2n2n3=3.8iX0.96X0.98=3.58KWN3=N2/i2=33i.8/3.62=9i.7r/minT4=9550P3/N3=372.83N*m5） ．卷筒轴（4轴）P4=P3n3n4=3.58X0.99X0.98=3.47KWN4=N3=9i.7r/minT4=9550P4/N4=36i.38N*m总传动比：由选定的电动机满载转速nm和工作机主动轴转速n,可得减速器总传动比i=i440/66.88=2i.53分配传动装置传动比：减速器的传动比i为21.53,对于两级展开式圆柱齿轮减速器的1=（1.1〜l・5）i2，为了分配均匀取1=1.2i2，计算得两级圆柱齿轮减速器高速级的传动比-=4.34，低速级的传动比「3.62。计算传动装置的运动和动力参数：1） ．电动机轴（0轴）P0=Pd=4.1KWN0=nm=1440r/minT0=9550P0/n0=9550X4.1/1440=27.19N*m2） ．高速轴（1轴）P1=P0X0.99=4.1X0.99=4.059KWN1=n0=1440r/minTl=9550Pl/nl=9550X4.059/1440=26.91N*m3）．中间轴（2轴）P2二Pin2n3=0.96X0.98X4.059=3.81KWN2=N1/i1=1440/4.34=331.8r/minT3=9550P2/N2=i09.7N*m4） ．低速轴（3轴）P3=P2n2n3=3.8iX0.96X0.98=3.58KWN3=N2/i2=33i.8/3.62=9i.7r/minT4=9550P3/N3=372.83N*m5） ．卷筒轴（4轴）P4=P3n3n4=3.58X0.99X0.98=3.47KWN4=N3=9i.7r/minT4=9550P4/N4=36i.38N*m第2章V带设计和联轴器的选择V带设计1） 、计算功率pa查表13-8得KA=1.2Pa=KA-P=I'2'4°曲二4.8曲、选择V带型根据p=4.8Kw、n=1440r/minam由《机械设计》书图13-14查得此坐标点位于A区域，故选择A型带。3）、求大，小带轮基准直径d2,d1并验算带速V由表13-9，dl应不小于75mm，现取d1=100mmd=(n/n)d1(1-£)III=(600/187)X100X(1-0.02)=314.4mm由表13-9知，取d2=315mm2）、2）、验算带速v兀•d-n3.14x100x1440v=耳m= m/s=7.54m/s60x1000 60x10007.54m/s在5m/s-25m/s的范围内，符合。3）、确定V3）、确定V带的中心距a和基准长度Ld初选中心距：a=1.5(d1+d2)0=1.5X(100+315)=622.5mm取a=625mm0符合0.7(d+d)<a<2(d+d)12012由式8-22计算带所需的基准长度兀 Cd-d》l=2a+—(d+d)+―2 i—0 021 2 4a=2X625+1(100+315)+气晋=1920mm

由表13-2取带的基准长度l=2000mmd由式(13-6)计算实际中心距a〜a+(l-1)/2=625+(2000-1920)/2=665mm0d0(4).验算小带轮包角a，由式(13-15)得a1=180°d-d--2一X57・3°aX57.3=180315-100665=161°>120°包角合适5).求V带根数单根V带所能传达的功率由n=1440r/min和d=100mm查表13-5m1得p=1.32kw0单根v带的传递功率的增量△p0由式(13-9)得传动比i=启j1315100x(1—0.02)=3.21查表13-5得△p=0.17kw0查表13-7得包角修正系数k=0.98a查表13-2得带长修正系数k=1.03LZ= 6.6 =4.4故取5根.(1.32+0.17)x0.98x1.03(6).计算带传动的压轴力Fq查表13-1得m=0.1kg/m由式13-17得500P500PaZV2.5X(•-1)+mV2=192.62Nka=2ZFsin0ai=1899.78N2(7).带的设计小带轮小带轮为实心式，中心孔的直径d=38mm为电动机的轴径，轮毂长度L=1.5d=57.大带轮大带轮为腹板式，中心孔d=25mm，轮毂长度L=65mm2.2联轴器的选择．类型的选择：为减小冲击与振动及安全方便，选择弹性套柱销联轴器；2．计算载荷：高速轴用联轴器的设计计算：由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为Ka二1.5T=9550P/n=27.19N*m计算转矩为T二KT二1.5x27.19二40.785N-mcaA1所以考虑选用弹性柱销联轴器TL4(GB4323-84),但由于联轴器一端与电动机相连,其孔径受电动机外伸轴径限制，所以选用TL5(GB4323-84)其主要参数如下：材料HT200公称转矩T二125N-mn轴孔直径d轴孔直径di=38mm,d=25mm2轴孔长L=82mm，七=60mm装配尺寸A=45mm半联轴器厚b=38mm第二个联轴器的设计计算：由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为ka=1・5,计算转矩为Tca二KAT3=山X必2二1387.8"°m所以选用弹性柱销联轴器TL10(GB4323-84)其主要参数如下：材料HT200公称转矩Tn=2000"•m轴孔直径di=d2二63mm轴孔长L—142mm,气=107mm装配尺寸A—80mm半联轴器厚b—58mm第3章二级直齿圆柱齿轮减速器主体设计3.1齿轮设计1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数。1）按以上的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动。2） 运输机为一般工作，速度不高，故选用8级精度（GB10095-88）。3） 材料选择。考虑到制造的方便及小齿轮容易磨损并兼顾到经济性，两级圆柱齿轮的大、小齿轮材料均用合金钢，热处理均为调质处理且大、小齿轮的齿面硬度分别为240HBS,280HBS,二者材料硬度差为40HBS。4）选小齿轮的齿数z4）选小齿轮的齿数z=24，大齿轮的齿数为Z2二24x3.62二86.88，取丁86按齿面接触强度设计由设计公式进行试算，即d>1t2KTu土1zz、十. (E~H)2.d>1t①u[b]d H1）试选载荷系数Kt二1.52）由以上计算得小齿轮的转矩T=27.19N*m13）查表及其图选取齿宽系数①d二1，材料的弹性影响系数ZE二189・8MPa2，按齿面硬度的小齿轮的接触疲劳强度极限bHliml二600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限b =55OMPa.Hlim2 。4） 计算应力循环次数N=60njL=60x331.8x1x(2x8x300x10)=0.956427x10911h0.956473.620.956473.62=0.264x1095）按接触疲劳寿命系数K=0.96 K=0.99HN1 HN26）计算接触疲劳许用应力，取失效概率为1%,安全系数S=1

C]=Khnl^iimi=0.96x600=576MPaH1 SC]=Khn2^1込=0.99x550=544.5MPa得H2 S计算：1） 带入匚丿中较小的值，求得小齿轮分度圆直径dti的最小值为D1t=61.8mm2） 圆周速度：V=ndltn/60X1000=1.07m/s3） 计算齿宽： b二①-d=1x61.8=61.8mmdlt4） 计算齿宽与齿高比：模数:d 61.8 2m--1t-- -2.575tZ 241齿高:h-2.25m-2.25x2.575-5.79375mmtb•:匕-10.66h5）计算载荷系数：查得动载系数Kv=1.1对于直齿轮K对于直齿轮K二K二1Ha Fa查得使用系数K查得使用系数KA二1.25用插值法查得7级精度小齿轮非对称布置时，KHP=1.43由h=h=8-89，kHP=1.43可查得KF厂1.43故载荷系数K=K・K・K・K=1.986故载荷系数AV Ha HP6）按实际载荷系数校正分度圆直径：D1=67.98mm

按齿根弯曲强度计算：弯曲强度设计公式为m>m>1）确定公式内的各计算数值查图得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 °fei二500MPa；大齿轮的弯曲疲劳强度极限bFE2二380MPa；查图取弯曲疲劳寿命系数KFN广。恥KFN广0.94；计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数s=1.4,得■FN1FE1F1FN2FN2F2■FN1FE1F1FN2FN2F20.9x5001.4二321.43MPa0.94x3801.4二255.14MPa计算载荷系数KK=KKKK=1.25x1.1x1x1.3=1.7875AVFaF卩2） 查取齿形系数.查表得Y=2.65；Y =2.21.Fa1 Fa23） 查取应力校正系数.查表得Y =1.58；Y =1.775Sa1 Sa2YY―Fa_SO-4）计算大、小齿轮的bF并加以比较。大齿轮的数值大.5）设计计算M=2.2对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数,由于齿轮模数的大小要取决于弯曲强度所决定的承载能力,而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力,仅与齿轮直径（即模数与齿数的成积）有关,可取弯曲强度算得的模数2.2，并接近圆整为标准值m二2.5,按接触强度算得的分度圆直径61.&算出小齿轮齿z1=d1/ml=61.8/2.5=24.72，取zl=25大齿轮齿数 z2=3.62X24.72=89.48，取做=90这样设计出的齿轮传动,即满足了齿面接触疲劳强度,又满足齿根弯曲疲劳强度,并做到结构紧凑,避免浪费。几何尺寸计算（1） 分度圆直径：D1二zlm=25X2.5=62.5mmD2=z2m=90X2.5=225mm（2） 中心距：A=d1+d2/2=63+225/2=144mm（3）齿轮宽度：b二①d=61.8mmd1取B=65mm ,B=60mm213.2轴设计高速轴的轴系结构设计1.1轴的结构尺寸设计根据结构及使用要求,把该轴设计成阶梯轴且为齿轮轴,共分七段,其中第5段为齿轮,如图3-1所示:图3-1由于结构及工作需要将该轴定为齿轮轴,因此其材料须与齿轮材料相同,均为合金钢,热处理为调制处理，材料系数A0为110。所以,有该轴的最小轴径为:

’ Pd>Cj—11 13nni=110X0.14=15.4mm考虑到该段开键槽的影响,轴径增大6%,于是有:D1=(1+6%)D1'=16.324mm,标准化取Dl=20mm其他各段轴径、长度的设计计算依据和过程见下表:表3高速轴结构尺寸设计阶梯轴段设计计算依据和过程计算结果, l"Pd>C卜11 13n耳115.4第1段d11f-(1+6%)d11(考虑键槽影响)20L=601160d=d+2x0.09d12 11 1125第2段（由唇形密封圈尺寸确定）L二12二1—A—B+1+B+1+Al2 3 1 0 050"13由轴承尺寸确定35第3段B—14(轴承预选6007B1=14)L—B+B-Al13 1 h25d—d+2x0.09d14 13 1342.5(41.3)第4段L—L-A—B14 0 2 Z1145d=.一.，65100第5段15齿顶圆直径15 齿宽d—d16 1441第6段L—A16 410第7段d—d17 1335L—B+B17 1 h25

轴的受力分析及计算轴的受力模型简化（见图3-2）及受力计算Ft1图3-2高速轴受力图Fr1Ft1图3-2高速轴受力图Fr12T=——1d1=Ftanat1 n=T=1196=1196xtan20°=430.56FAHFLFAHFL=——11 3L+L23=430・56X40=74.07192.5+40FAVFrAFFAVFrAF(L+L+L)-FL (92.5+192.5+40)-212.84x40=y1 2 3 rl3=、 丿L+L2 3+F2=763.54AV192.5+40J：Fah2FBHFBH=——11_2—L+L23FBVF(L+L+L)+FL=一L 2 3 r1L=-FBVL+L2 3F=JF2+F2=1098.99rB BH BV轴承的寿命校核鉴于调整间隙的方便,轴承均采用正装.预设轴承寿命为3年即12480h.校核步骤及计算结果见下表:表4轴承寿命校核步骤及计算结果计算步骤及内容计算结果6007轴承A端B端由手册查出Cr、C0r及e、Y值Cr=16.2kNC0r=10.5kNe=0.68计算Fs=eFr（7类）、Fr/2Y（3类）FsA=1809.55 FsB=1584.66计算比值Fa/FrFaA/FrA>e FaB/FrB<e确定X、Y值XA=1,YA=0,XB=1YB=0查载荷系数fP1.2计算当量载荷P=Fp（XFr+YFa）PA=212.84 PB=212.84计算轴承寿命16670（ C ¥5321.7N小于16200N— r10h n\max(P・P)丿1 ' A B7由计算结果可见轴承6007合格.中间轴的轴系结构设计轴的结构尺寸设计根据结构几使用要求该轴设计成阶梯轴且为齿轮轴,共分六段,其中第2段和第4段为齿轮,如图3-3所示:图3-3中间轴由于结构及工作需要将该轴定为齿轮轴,因此其材料须与齿轮材料相同,均为合金钢,热处理为调制处理，取材料系数A0二110。所以,有该轴的最小轴径为:d2=24.2mm因键槽开在中间，其影响不预考虑标准化取d21二30。其他各段轴径、长度的设计计算依据和过程见下表:

表5中间轴结构尺寸设计阶梯轴段设计计算依据和过程计算结果， iPd>C21 23n1230由轴承尺寸确定第1段B—15（轴承预选6008 2—）40L—B+B2521 1 hfd—d+2x0.07d35222121第2段f40d22 （1+12%M22（考虑键槽影响）L—齿宽+A+2.577.5222d—d+2x0.07d23 22 2260第3段L—A-2.512.512 4d—分度圆直径6224第4段L—齿宽10924d—d3025 21第5段L—L-A—B-A—L+A+B3925 0 23 低z1 22 24 3 2d—d302621第6段L—B+B2521 1 h轴的受力分析及计算轴的受力模型简化（见图3-4）及受力计算

图3-4中间轴受力图L1=51L2=105.75L3=106图5F=2T1=2图3-4中间轴受力图L1=51L2=105.75L3=106图5F=2T1=2x109700=112512由高速轴的受力分析知：ti d1951F=Ftana=1125.12xtan20°=405.04r1 t1 nFt2Fr22T 2x26910= 2= =1196d452=Ftana=1196xtan20°=430.56T2 nFAHFAVFrAFL+F(L+L)#13绘2 3=589.99L+L+L123F(L+L)-FL=2 3 =152.72L+L+L. 1 2 3=\.F2+F2=609.3'：AH AVFBHFBVFL+F(L+L) “t2+ 包1 2=931.89L+L+L123F(L+L)-FL178L+L+L1 2 3=948.7■2 r2F=■<'■F2+F2

rB1BH BV轴承的寿命校核鉴于调整间隙的方便,轴承均采用正装.预设轴承寿命为3年即12480h。

校核步骤及计算结果见下表:表6轴承寿命校核步骤及计算结果计算步骤及内容计算结果6007A端B端由手册查出Cr、C0r及e、Y值Cr=16.2kNC0r=10.5kNe=0.68确定X、Y值X=1 Y=0查载荷系数fP1.2计算当量载荷P=Fp(XFr+YFa)PA=1196 PB=1125.12计算轴承寿命C=P.fp/ftVnh/166679041N小于10500由计算结果可见轴承6007合格。低速轴的轴系结构设计3.1轴的结构尺寸设计根据结构几使用要求该轴设计成阶梯轴,共分七段,如图3-5所示:弋 TV J图3-5低速轴考虑到低速轴的载荷较大，材料选用45，热处理调质处理，取材料系数Ao二112所以，有该轴的最小轴径为：d^16.8mm考虑到该段开键槽的影响，轴径增大6%，于是有:“ fd =(1+6%)d=1.06x51.16=17.808 标准化取d=20313131

他各段轴径、长度的设计计算依据和过程见下表:表7低速轴结构尺寸设计阶梯轴段设计计算依据和过程计算结果f 1Pd>C3j17.80831 33n1 3第1段d31ff f20（1+6%）d31（考虑键槽影响）L11（由联轴器宽度尺寸确定）142d二d+2x0.07d32 31 3123第2段（由唇形密封圈尺寸确定）L=/—A—B+/+B+/+AZ50322 3 3 0 0d二d+2x0.07d2733 32 32第3段L二161633"34由轴承尺寸确定35第4段（轴承预选6007B4=14）L二B+B-Al2433 3 hd二d+84335 34第5段L二L-（B+B）/2-207534 0 低z1 低z2d二d+2x0.07d36 35 3650第6段L=35 2020d=d+2x0.07d5737 36 36第7段35 齿宽+10119d=d3538 34第8段L=B+B2438 3 h轴的受力分析及计算轴的受力模型简化（见图3-6）及受力计算

Y LI L2-图3-6低速轴受力图L1=71.5L2=119由中间轴的受力分析知：Y LI L2-图3-6低速轴受力图L1=71.5L2=119由中间轴的受力分析知：Ft2Fr2二2T2二2X109700二3538.7d622二Ftana二3538.7xtan20°二1273.9T2 nF=t2—=2210.53AHL+L12F=r2—=795.7AVL+L12 F=yF2+F2=2349.53rA AH AVF= t2—=1328.17BHL+L12F=r2—=478.13BVL+L12F=■:F2+F2=1413.8rB'BH BV轴承的寿命校核鉴于调整间隙的方便,轴承均采用正装.预设轴承寿命为3年即12480h.校核步骤及计算结果见下表:表8轴承寿命校核步骤及计算结果计算步骤及内容计算结果6007A端B端由手册查出Cr、C0r及e、Y值Cr=16.2kNC0r=10.5kNe=0.68计算比值Fa/FrFaA/FrA〈eFaB/FrB>e确定X、Y值XA=1YA=0查载荷系数fP1.2计算当量载荷P=Fp(XFr+YFa)PA=1273.9 PB=1273.9计算轴承寿命C=P.fp/ftJnh/166676267.588N大于10500N由计算结果可见轴承6007合格，最终选用轴承6007。3.3轴的强度校核经分析知C、D两处为可能的危险截面现来校核这两处的强度：（1）合成弯矩F='：F2+F2=2349.53rA\AHAV M=FX11=167991.395F '厂 2•厂 2 CrB=.；F2+F2二1413.8'BH BVrA2）扭矩T图T二372.833）当量弯矩M'=.-M2+(dT)2=280000C C 3(4)校核由手册查材料45的强度参数0 ]二59MPa_lbC截面当量弯曲应力：,M' 28000G= =—C0.1d3 0.1X(60)3C=12.96<Q]-1b由计算结果可见C截面安全。3.4键的选择及校核因减速器中的键联结均为静联结,因此只需进行挤压应力的校核图3-7轴力图1高速级键的选择及校核:高速级大齿轮处键:按照轮毂处的轴径及轴长选键长50,GB/T1096联结处的材料分别为：45钢（键）、40Cr（轴）2中间级键的选择及校核:中间级大齿轮处键:按照轮毂处的轴径及轴长选键B9*5，GB/T1096联结处的材料分别为：20Cr（轮毂）、45钢（键）、20Cr（轴）此时,键联结合格.3低速级级键的选择及校核（1） 低速级大齿轮处键：按照轮毂处的轴径及轴长选键B22X14，键长GB/T1096联结处的材料分别为：20Cr（轮毂）、45钢（键）、45（轴）其中键的强度最低，因此按其许用应力进行校核，查手册其Rp3］=11QMPag=巴4二2X372830二66.57MPavQ］，该键联结合格p3dlk50x32x7 p336（2） 联轴器处键：按照联轴器处的轴径及轴长选键16X10,键长100,GB/T1096联结处的材料分别为： 45钢（联轴器）、45钢（键）、45（轴）其中键的强度最低，因此按其许用应力进行校核，查手册其［Gp4］=110MPag=玉二2X372830二93.2vQ］，该键联结合格.p4dlk20x80x5 p4313.5箱体设计根据箱体的支撑强度和铸造、加工工艺要求及其内部传动零件、外部附件的空间位置确定二级齿轮减速器箱体的相关尺寸如下：（表中a=225）表9箱体结构尺寸名称符号设计依据设计结果箱座壁厚60.025a+3=8.99考虑铸造工艺，所有壁厚都不应小于8箱盖壁厚&10.02a+3三88箱座凸缘厚度b1.5613.35箱盖凸缘厚度b11.56112箱座底凸缘厚度b22.5622.25地脚螺栓直径df0.036a+1220.1地脚螺栓数目naW250时，n=44轴承旁联结螺栓直径d10.75df16箱盖与箱座联接螺栓直径d2（0.5〜0.6）df12轴承端盖螺钉直径和数目d3,n（0.4〜0.5）df,n6,4窥视孔盖螺钉直径d4（0.3〜0.4）df8

定位销直径d（0.7〜0.8）d28轴承旁凸台半径R1c216凸台高度h根据位置及轴承座外径确定，以便于扳手操作为准34外箱壁至轴承座端面距离11c1+c2+（5〜10）42大齿轮顶圆距内壁距离△1>1.2610齿轮端面与内壁距离△2>610箱盖、箱座肋厚ml、mm1~0.8561=7.565 m~0.856=6.87轴承端盖凸缘厚度t（1〜1.2）d310轴承端盖外径D2D+（5〜5.5）d3120螺栓扳手空间与凸缘厚度安装螺栓直径dxM8M10M12M16至外箱壁距离clmin13161822至凸缘边距离c2min11141620沉头座直径Dmin202426323.6润滑与密封1减速器润滑油的更换1）减速器第一次使用时，当运转150~300h后须更换润滑油，在以后的使用中应定期检查油的质量。对于混入杂质或变质的油须及时更换。一般情况下，对于长期工作的减速器，每500~1000h必须换油一次。对于每天工作时间不超过8h的减速器，每1200~3000h换油一次。2）减速器应加入与原来牌号相同的油，不得与不同牌号的油相混用。牌号相同而粘度不同的油