减速器课程设计-用于带式运输机的一级圆柱齿轮减速器-副本-副本

沈阳工程学院《机械设计课程设计》计算说明书题目用于带式运输机的一级圆柱齿轮减速器院 系: 机械工程学院 专业:机械制造与自动化年 级: 机制专122 学生姓名: 李邂 学生学号: 指导教师: 朱爽 完成课程设计时间2015年5月目录设计题目……………..11、传动方案的设计与拟TOC\o"1-5"\h\z定………………… 22、电动机的选择……………… 23、传动装置总传动比计算及传动比初步分配……… 34、计算传动装置的运动参数和动力参数…………… 4…5、普通V带传动设计……… 56、齿轮传动设计……………… 7献……………… 献……………… 27...118、滚动轴承的选TOC\o"1-5"\h\z择………… 219、键的选择和强度校核…………………… 22、 联 轴 器 的 选择………………23、 减 速 器 的 润滑……… 24、减速器箱体尺寸计算……………… 24]、齿轮的加工工序卡及程序 ..25TOC\o"1-5"\h\z、 设 计 总结……………… 26、 参 考 文设计题目：设计用于带式运输机的一级圆柱齿轮减速器。1——V带传动 2----运输带3 一级圆柱齿轮减速器 4 联轴器5 电动机 6 卷筒原始数据：（数据编号A5）设计要求：已知运输带工作拉力F=1300N运输带工作速度V=s,卷筒直径D=250mm。工作条件：连续单向运转，载荷平稳，空载起动，使用期限10年，小批量生产，两班制工作，运输带速度允许误差为土5%1、传动方案的设计与拟定结构简图如下：

1——V带传动 2——运输带3 一级圆柱齿轮减速器 4 联轴器#5 电动机 6 卷筒此传动方案选用了V带传动和闭式齿轮传动。V带传动布置于高速级，能发挥它的传动平稳、缓冲吸振和过载保护的优点，但此方案的结构尺寸较大；V带传动也不适宜用于繁重工作要求的场合及恶劣的工作环境。同时由于带传动具有良好的缓冲，吸振性能，适应大起动转矩工况要求，结构简单，成本低，使用维护方便。2、电动机的选择确定传动装置所需的功率PP=FV/1000=1000=Kw确定传动装置的效率n由I表9-10查得：[普通丫带传动的效率n=0.961一对滚动轴承的效率n=[普通丫带传动的效率n=0.961一对滚动轴承的效率n=0.99（球轴承，稀油润滑）2闭式圆柱齿轮传动的效率n=0.97（8级）3弹性联轴器的效率n=0.994传动滚筒效率故传动装置的总效率为传动滚筒效率故传动装置的总效率为n=0.965n=nF3・n・n・n=0.96x0.993x0.97x0.99x0.96=0.85912345选择电动机电动机所需的额定功率P2015电动机所需最小名义功率 P=—二――=2.346KW因载荷平稳，电动机额定功率dn0.859因载荷平稳，电动机额定功率最大转矩_22额定转矩—.。P略大于P即可。由H最大转矩_22额定转矩—.。电动机，Ped=3kW，n=1420r/min,堵转转矩=2.2

eded 额定转矩由H表2-5查得所选电动机的主要参数列于表2-1表2-1电动机主要参数名称符号参数值[额定功率Ped3kW满载转速ned1420r/min伸出端直径D…28+0.009mm-0.004伸出端安装长度E60mm安装基础地脚螺栓距离AXB160mmX140mm《3、传动装置总传动比计算及传动比初步分配总传动比的计算滚筒的转速60x1000v60x1000x1.55n= = =118.471rmin卬 兀D 兀x250总传动比.n 1420i=—m= =11.986a n 118.471W传动比初步分配由II—P5表2-2,取V带传动的传动比为i=25，则减速器的传动比i为011.9862.511.9862.5氏4.7944、计算传动装置的运动参数和动力参数电动机轴P=Pd=2.346kW0n=n=1420r：min0mPT=9550-=15.778N-m0n01轴减速器主动轮轴（高速轴）P=PF=2.346x0.96=2.252kW0 01”1420=—0-= =568r：mini2.501PT=9550-=37.864N-m2轴2轴减速器从动轮轴（低速轴）2 1 12n568i4.79412=118.481rminP2 1 12n568i4.79412=118.481rminPT=9550-=174.265N・m3轴（滚筒洲）P=PF=2.162x0.99=2.140kW3 2 23n3=118.481r.minT=174.265N-m3\1轴和2轴的输出功率或输出转矩分别为各轴的输入功率或输入转矩乘以轴承效率运动和动力参数的计算结果汇总列表如下表表4-1轴名功率P/kW转矩T/(N-m)转速n/(r/min)传动比i效率n电机轴142011轴5682轴滚筒轴】5普通丫带传动设计普通v带的型号根据I查表13-4得：K=1.2 计算功率：AP=KP=(1.2*3)kW=3.6kWcA由I图13-1选用人型普通丫带确定带轮基准直径d和dd1 d2查I表13-5,普通V带A型带轮最小基准直径d=75mmdmin选取主动带轮直径：d=85mm 取带的滑动率：£=d11420则从动带轮直径：d=id(1-8)=——x85x(1-0.02)=208.25mmd2d1 568由I表13-5选取从动带轮基准直径标准值：d=212mmd2普通丫带传动的实际传动比：i=dd2=空=2.494id85d1|验算带速v兀dn兀x85x1420,“，

v= d11= =6.32m/s60x1000 60x1000带速v在5~25m/s范围内带速合适确定中心距「和带的基准长度Ld

初定中心距a0初取按照0.7(d+d)<a<2(d+d)d1 d2 0 d1 初定中心距a0初取0.7(85+212)<a<2(85+212)

0207.9mm<a<594mm

0a=400mm

0计算所需带长Ld0八冗,, ,、(d—d)2L=2a+—(d+d)+—d2 di—=1286.5mmd0 02d1 d2 4a0查I表13-2,选取V带的标准基准长度L=1250mmd标注为：A1250GB/T11544T997L—L确定实际中心距： a=a+—d d0-=381.75mm02安装中心距： a=a—0.015L=381.75—0.015义1250=363mmmin da=a+0.03L=381.75+0.03义1250=419.25mmmax d验算小带轮的包角adda=180。—3一d1x57.3。氏160.9。>120。(符合要求)1a确定普通型带的根数z由I查表13-3得： V带额定功率P=1.07kW；0单根普通V带额定功率值增量AP=0.17kW0由I查表13-2由I查表13-2得:V带长度系数K=0.93L由I查表13-7得:带轮包角系数K=0.9aP 3.6ZP 3.6Z> e = (P+AP)KK (1.07+0.17)x0.96x0.930 0 aL=3.252故需V带根数为：z=4计算带传动作用在轴上的力fQ1）、计算单根普通型带的张紧力F0由I查表13-1得：q=mF=500x0(2.5—K)计算带传动作用在轴上的力fQ1）、计算单根普通型带的张紧力F0由I查表13-1得：q=mF=500x0(2.5—K)P a-Kzv

a+qv2=118.215N2）、计算带传动作用在轴上的力FQaF=2ZFsin—=2x4x118.215xsin02警=932.8N带轮结构设计查I表13-6可知：带轮选取A型带带轮宽度为B=2f+(z-1)e=2x9+(3—1)x15=48mm|6、齿轮传动设计重新计算减速器高速轴的运动参数和动力参数用于带传动的实际传动比与事先所分配的传动比有变化速和所受到的扭矩也随之发生变化，为使设计更加精准些参数。结果如下：故减速器各轴的转故必须重新计算这P=PF=2.346x0.96=2.252kW0n=—0-=i0101n 01420d/d212/85d2d1=569.34r.minPT=9550—=37.775N-m选择齿轮材料及热处理硬度为197-286HBS取260HBS；硬度为197-286HBS取240HBS硬度为197-286HBS取260HBS；硬度为197-286HBS取240HBS大齿轮采用45钢调质处理确定齿轮材料许用接触应力①试验齿轮接触疲劳极限应力=550MPa由I图13-5可得：o=650MPa=550MPaHlim1 Hlim2②齿轮接触疲劳强度最小安全系数由I表13-37可得：S=1.1H③齿轮接触疲劳强度寿命系数应力循环次数N=60jnL=60x1x569.34x12x300x10=1.23x1091hN=N1/=1.23x109/4.794=2.57x1082 /■i由I图13-6得：Z=1；Z=1N1 N2&④工作硬化系数由于齿轮工作面为软齿面组合Z=1W⑤齿轮材料许用接触应力la]= Hlim1ZZ=650x1x1=590MPaH1SWN1 1.1Hla]=GHIim2ZZ=550x1x1=500MPaH2SWN2 1.1H按齿面接触强度设计齿轮传动P①作用在高速轴上的扭矩：T=9.55x1000000-=37775N.m1n②载荷系数由I表13-38得载荷系数二由于齿轮为对称布置，所以WK=>③齿宽系数由于是减速器 取①=1d④齿轮材料弹性系数由I表13-39查得：Z=189.8工:MPaE⑤初选齿数和齿数比取z=25,1z=iz==,故取z=12021 2齿数比 u=三2=工^=4.8z251>⑥节点区域系数Z=2.5H⑦按齿面接触疲劳强度设计d>12d>12KTu+1 1X 3ud=48.6mm确定传动的主要参数①确定模数48.525=1.9448.525=1.94mm取m=2mm②确定中心距a=mQ+z）=3（25+120）=145mm2122③其他主要尺寸d=mz=2x25=50mm（大于不发生齿面疲劳点蚀的最小值，TOC\o"1-5"\h\z1 1安全）d=mz=2x120=240mm2 2d=d+2h=50+2x2=54mma1 1 ad=d+2h=240+2x2=244mma2 2 ad=d—2h=50—2x2.5=45mmf1 1 fd=d—2h=240—2x2.5=235mmf2 2 fb=①xd=50mm2d1b=b+6=56mm12校核齿轮齿根弯曲疲劳强度①试验齿轮弯曲疲劳极限应力由ni查表11-1知：o =560MPa；o =410MPaFlim1 Flim2②齿根齿轮弯曲疲劳强度最小安全系数由ni查表11-5知：S=1.25F③许用弯曲疲劳应力0]=°Flim1=理=448MPaF1 S1.25F「]O410…0]=-Flim2= =328MPaf2 S1.25F④齿形系数由ni查图11-8知：Y=2.73,Y=2.21Fa1 Fa2

⑤应力修正系数TOC\o"1-5"\h\z由HI查图11-9知：Y=1.58,Y=1.81Sa1 Sa2⑥校核齿根弯曲疲劳强度#2KTYY2x1.4x37775x2.73x1.58 「］o= 1Fa1sa1= =81.5MPa<laJ=448MPaF1 bm2z 56x22x25 F11YY 2.21x1.81o=oFa2sa2=81.5x =75.6MPa<0J=328MPaf2 f1yY 2.73x1.58 f2Fa1sa1（安全）齿轮参数和几何尺寸列于表6-1表6-1齿轮参数及几何尺寸mm参数或几何尺寸符号小齿轮大齿轮】模数m22压力角a20o20o;齿顶高系数h*a11顶隙系数c*齿数z25120齿顶高ha22)齿根高hf分度圆直径d50240;齿顶圆直径da54244齿根圆直径df45235¥齿宽b5650传动中心距a145)确定齿轮的精度等级齿轮圆周速度兀dnv= —60x齿轮圆周速度兀dnv= —60x1000 =1.49m/s60x1000

查ni表ii-2可知选用9级精度，但考虑中小型制造厂一般为滚齿制造，故选为8级精度。7、轴设计高速轴设计（齿轮轴）已经确定的动力参数与运动参数P=PF=2.346x0.96=2.252kW1 0 01n1T1n1T1=569.34rmin=—0-= 0 = id/d212/8501 d2d1P=9550-=37.775N-m轴的材料选择并确定许用弯曲应力由I表10-10选用45钢调质处理，硬度为217~255HBS,许用弯曲应力In]=60MPa-1按扭转强度概略计算轴的最小直径由ni表14-2 C=118~107由于高速轴受到的弯矩较大而受到的扭矩较小，故取C=115。一P一■2.252d>Cx3 =115x3' =18.19mm[n1569.34由于最小轴段直径小于20mm,其截面上开有一个键槽，故将轴颈增大7%。d=(1+0.07)d=1.07x18.19=19.463mmmin查I表13-6,A型普通丫带带轮轴孔直径为22mm,故取d=22mm。min设计轴的结构①轴的结构分析由于齿轮1的尺寸较小,故高速轴设计成齿轮轴。显然,轴承只能从轴的两端分别装入和拆卸,轴伸出端安装大带轮,②轴的结构示意图（齿轮轴）③计算各段直径1）计算d2/d=d+2a=d+2x0.09d=22+0.18x22=25.96mm，取d=26mm21 1 1 22）计算d3d=d+（1~5）=27~31mm,且该直径必须与轴承内径一致，故取32d=30mm3初选轴承型号6206,其尺寸为dxDxB=30mmx62mmx16mm其基本额定载荷C=19.5kNr3）计算d4d=d+G~5mm=31~35mm，为取d=35mm。43 44）计算d5由于为齿轮轴故取d=54mm其分度圆为50mm。55）计算d6d=d=35mm646）计算d7

d=d=30mm73同一轴上的轴承选择同一型号，以便减少轴承座孔镗制和减少轴承类型。电动机轴各阶梯轴直径列表：名称dd2ddddd直径（mm）22263035543530④计算轴各段长度皮带轮的宽度L=48mm,所以取L=45mm1取L2=65mm，取L3=35mm，取L4=7mm，取L5=56mm（齿轮宽）=7=7mm，=35mm各段轴长如下：名称L1L2L3L4L5L6L7长度/mm456535756735（5）按弯曲扭转组合强度校核以第一段中点为D点，从左边起第一个轴承中点为B点，齿轮轴段中点为C点，第二个轴承中点为A点，距离依次为98mm，62mm，62mm。画高速轴的受力图图（a）为高速轴总受力图；图（b）、（c）分别为水平平面和垂直平面受力图①计算作用在轴上的力

2T 2义37775齿轮1圆周力F=——i= =1511Nt1d501齿轮1径向力齿轮1的轴向力F=Fxtana=1511xtan20o=550齿轮1径向力齿轮1的轴向力F=0N（直齿轮）带传动压轴力（属于径向力）F==932.8NQ③计算作用在轴上的支座反力，―一 带传动压轴力（属于径向力）F==932.8NQ③计算作用在轴上的支座反力，―一 £M=0水平平面内 B—Fl—FlQ1r12+R（l+1）=0AH2 3RAHFl+Fl“2Q1l+l23550x62+932.8x9862+62=1012.2N£F=0

XF—F—R—R=0r1 QAHBHR=F—F—R =550—932.8—1012.2=—1395（与所画方向相反）BH r1 QAH垂直平面内£M=0BR（l+1）—Fl=0AV23 t12R=755.5NAV£M=0AFlR=—=755.5NBVl+123校核 £H=0R+R—F=755.5+755.5—1511=0（无误）AVBVt④绘制水平平面弯矩图（如图d所示）DB段:AC段：M（x）=F•x=932.8x（0<x<DB段:AC段：0<M（x）<91414.4N•mmHM（x）=Rx=1012.2x（0<x<62）H AH0<M（x）<62756.4N•mmH⑤绘制垂直平面弯矩图（如图e所示）M=M=M=0VD VA VBM=—Rx=—755.5x62=—46841N•mmVC VB⑥绘制合成弯矩图（如图f）M=M=0DAM=M =91414.4N•mmBBHM=MM2+M2=、.62756.42+（—46841）2=78309.9N•mmC'CHCV⑦计算并作图aT图（如图g所示）aT=0.6x37775=22665N•mm⑧，绘制当量弯矩图⑨M=22665N•meD M=J.M2+Qt[=<91414.42+226652=94182.2N•meB BM=MM2+Qt卜=.<78309.92+226652=81523.9N•mec& CM=78309.9N•mec右⑩确定轴的危险截面并校核轴的强度由轴的结构图和当量弯矩图可以判断，轴的界面8、C处当量弯矩最大，是轴的危险截面。D为轴直径最小面。M941822截面Bo=-4= =34.88MPa«b」=60MPaTOC\o"1-5"\h\zB 0.1d3 0.1x303 —1BM815239截面Co=-eC^= =8.94MPavb」=60MPac0.1d3 0.1x453 -1C齿根截面Do=MD-=22665=21.29MPaV0]=60MPaeD0.1d3 0.1X223 -1D⑪高速轴轴的受力分析图低速轴设计重新计算低速轴轴的运动参数和动力参数n569.34=118.59=118.59r/minu120/25P=PF=2.252x0.96=2.162kW2 1 12PT=9550"=174.105N・m=174105N•mm2 n2轴的材料选择并确定许用弯曲应力由I表10-10选用45钢调质处理，硬度为217~255HBS,许用弯曲应力用二60MPa-1@按扭转强度概略计算轴的最小直径由HI表14-2 C=118~107由于低速轴受到的弯矩较小而受到的扭矩较大，故取C=110。■P .2.162d>Cx3'-=110x3， =28.95mmtn 31118.59由于最小轴段直径小于30，其截面上开有一个键槽，故将轴颈增大5%。d=(1+0.05)d=1.05x28.95=30..39mm1取d-30mm。1设计轴的结构！①轴的结构示意图！①轴的结构示意图②计算各段直径(从右至左)1)计算d2d-d+2a-d+2x(0.07~0.1)d-30+(0.07~0.1)x30-34.2~36mm21 1 1，取d-35mm22）计算d3d=d+（1~5）=36~40mm,且该直径必须与轴承内径一致，故取32d=40mm3初选轴承型号6208,其尺寸为dxDxB=40mmx68mmx21mm其基本额定载荷C=29.5kNr3）计算d4d=d+G〜5mm=41~45mm，为装配方便而加大直径，应圆整为标准43直径，一般取0，2，5，8尾数，取d=45mm。44）计算d5d=d+2x（0.07〜0.1）xd=51.3~54mm，取d=54mm54 4 55）计算d6d=d=40mm，同一轴上的轴承选择同一型号，以便减少轴承座孔镗制63和减少轴承类型。电动机轴各阶梯轴直径列表：*名称dddddd直径（mm）$303540455440④确定轴各段长度（从右至左）由于L部分与联轴器结合，由I表15-4查可知L=65mm11取L=72mm取L=55mm取L=b-2=50一2=48mm2 3 4小轮取L=10mm取L=45mm56各段轴长如下：名称L1L2L3L4L5L6长度/mm657255481045按弯曲扭转组合强度校核从左至右以第一轴承中点为A点，齿轮段中点B点，第二轴承中点为C点，最小轴中点为D点，距离依次为，，115mm。画高速轴的受力图图（a）为低速轴总受力图；图（b）、（c）分别为水平平面和垂直平面受力图①计算作用在轴上的力齿轮2圆周力F=F=1511Nt2 t1&齿轮2径向力F=F=550Nr2 r1齿轮2的轴向力F=0N（直齿轮）a2②计算水平面H及垂直面V的受力H面：R=R=F2=550=275NAHCH2 2V面：R=R=F2=1511=755.5NAVCV2 2③计算H面及V面内的弯矩，并作弯矩图（如图d、e）丁M=M=0H面：HAHCM=—68.5R=—68.5x275=—18837.5NHB AHM=M=0V面：VAVCM=68.5R=68.5x755.5=51751.75NVB AV④计算合成弯矩并作图（如图f）M=M=0AC M=、M2+M2=u'C18837.51+51751.752;55073.5N•mmB'HBVB⑤计算aT并作图（g）aT=0.6x174105=104463N•mm⑥计算当量弯矩并作图（如图h）M=0eAM=M=104463N•mmeCeDM=.；M2+（aTh=%.55073.52+1044632:118091.5N•mmeB'B⑦校核轴的强度在B处：d>—^~eB =3'IL，"=27mm<45mmb\0.11aJ30.1•60I -1b所以，低速轴B处的强度足够。在0处：d>'—eD-^G =3：I。""=25.9mm<30mmD3.0.11aJ 310.1•60-1b所以，低速轴D处的强度足够。由于在轴径最小处和受载最大处的强度都足够，由此可知低速轴强度足够。⑧高速轴轴的受力分析图8、滚动轴承的选择高速轴滚动轴承的选择根据轴的结构设计，安装轴承处的轴颈为30mm,由于该轴没有受轴向载荷的作用，且受载不大，并考虑到两轴承间的距离不大，考虑到箱体上加工两轴承孔的同轴度，考虑到轴承的价格和购买容易性，选用深沟球轴承，高速处两滚动轴承的型号均为6206。其尺寸为dxDxB=30mmx62mmx16mm其基本额定载荷C=19.5kNr低速轴滚动轴承的选择低速处滚动轴承的选择与高速处滚动轴承选择类似，但由于安装轴承处的轴颈为40mm，故选低速轴处两滚动轴承的型号均为6208,其尺寸为dxDxB=40mmx68mmx21mm其基本额定载荷C=29.5kN。r9、键的选择和强度校核高速轴与带轮配合处的键连接"高速轴与带轮配合处用键，选用C型普通平键联接，据配合处直径d=22mm查I表12-15得：bxh=6mmx6mm，取键长L=40mm。b6键的工作有效长度 l=L--=40--=37mm2键的材料选用45号钢，带轮为铸铁，由I表12—19得许用挤压应力J]=60MPap键联接工作面的挤压应力：0='=4x37775=31MPa<la]=60MPaphld6x37x22 p键联接强度足够键的标记：GB/T1096-2003键C6X6X40低速轴与齿轮配合处的键连接!低速轴与齿轮配合处用键，选用人型普通平键联接，据配合处直径d=45mm查I表12-15得：bxh=14mmx9mm,取键长L=55mm。键的工作有效长度 l=L-b=55-14=41mm键的材料选用45号钢，齿轮也为45号钢，由I表12-19得许用挤压应力用二110MPap键联接工作面的挤压应力：4T4x174105 l]o= = =42MPa<h」=110MPaphld9x41x45 p键联接强度足够

键的标记：GB/T1096-2003键14X9X110低速轴与联轴器配合处的键连接[低速轴与联轴器配合处用键，选用C型普通平键联接，据配合处直径d=30mm查I表12—15得：bxh=8mmx7mm,取键长L=60mm。b8键的工作有效长度 l=L--=60--=56mm22键的材料选用45号钢，带轮为铸铁，由I表12-19得许用挤压应力J]=60MPap键联接工作面的挤压应力：4T 4x174105 r]o= = =59.22MPa<laJ=60MPaphld7x56x30 p键联接强度足够键的标记：GB/T1096-2003键C8X7X60>10、联轴器的选择计算载荷根据I表15-2查得K=计算转矩T=KT=1.3根据I表15-2查得K=计算转矩T=KT=1.3x174105=226336.5N•mmC选择联轴器的型号轴伸出端安装的联轴器，由I表15-9初选LT6型弹性套柱销联轴器4323—2002),公称转矩T-250000N•mm，许用转速nJ=3800r/min,Yn(圆柱形)，孔直径d=32mm，轴孔长度L=82mm。(GB/T型轴孔T=226336.5N•mm<T=250000N•mmCn-Cn-118.59r/min<tnJ=3800r/min(11、减速器的润滑齿轮传动的润滑由于齿轮圆周速度-1.49m/s<12m/-1.49m/s<12m/sv ^-1 60x1000 60x1000所以，齿轮传动采用油浴润滑，根据I表14-17,选用工业闭式齿轮油L-CKC1509(GB/T5903-1995)。滚动轴承的润滑高速轴：dn=30x569.34=1.708x104低速轴：dn=40x118.59=0.474x104故高速轴、低速轴的轴承均采用润滑脂润滑，参考I表14-18选用纳基润滑脂3号(L-XACMGA3)(GB/T492T989)12、减速器箱体尺寸计算根据参考文献W中p44表计算减速器箱体的主要尺寸:名称符号计算及结果箱座壁厚55=0.025a+1=0.025x165+1=5.125mm取5=10mm箱盖壁厚515=0.02a+1=0.02x165+1=4.3mm1取5=10mm1箱座凸缘壁厚bb=1.55=1.5x10=15mm箱盖凸缘壁厚b1b=1.55=1.5x10=15mm1 1箱座底凸缘壁厚b2b=2.55=2.5x10=25mm2地脚螺钉直径及数目dfnd=0.036a+12=0.036x165+12=17.94mmf取M20的地脚螺钉 地脚螺钉数目n=4轴承旁联接螺栓直径d1d=0.75d=0.75x20=15mm1 f取M16的螺栓箱盖与箱座联接螺栓直径d2d=(0.5~0.6)d=(0.5~0.6)x20=10~12mm2 f取M12的螺栓轴承端盖螺钉直径d3d=(0.3~0.4)d=(0.3~0.4)x20=6~8mm3 f取M8的螺钉外箱壁至轴承座端面的距离l1l=c+c+(5~10)mm=20+22+(5~10)mm=47~50mm1 1 2取l=50mm1箱座底部外箱壁至箱座凸缘长度方向最外端的距离l2l=c+c+(5~10)mm=18+16+(5~10)mm=39~44m