机械设计课程设计—减速器综述

机械设计课程设计计算说明书

学 院：机械与电气工程学院专 业：机械设计制造与自动化学生姓名：学 号：设计题目：链式运输机传动系统设计指导教师：邓

2012—2013学年第一学期

1014 静、陆 蕴 香

2013年元月九日

机械设计课程设计任务书

一、设计目的：

1、通过机械设计课程设计，综合运用机械设计课程设计和其他有关选修课程的理论和实际知识，使所学知识进一步巩固、深化和发展。 2、让学生了解机械设计的基本过程、一般方法和设计思路，能够初步根据要求进行传动装置的方案设计和主要传动零件的设计，并绘制总装配图和主要零件工作图。

3、培养学生树立正确的设计思想和分析问题、解决问题的能力。 4、培养学生机械设计的基本技能，如：计算、绘图、查阅设计资料与手册，熟悉设计标准和规范等。

5、为今后的毕业设计和工作打下良好的基础。

二、设计题目：链式运输机传动系统设计 三、设计内容：

1、已知条件

1）链式运输机传动系统示意图：（运动简图）

2）工作条件：运输机工作时有轻微冲击，单向运转，两班制工作，使用年限5年，每 年 250天，允许运输带速度误差为±5%。 2、设计内容：完成传动系统的结构设计，绘制传动系统的装配图和主要零件工作图，编写设计说明书。

设计计算说明书

设计题目：链式运输机传动系统设计

原始数据：曳引链拉力F(N)=10500N；曳引链速度V=0.35m/s；

曳引链链轮齿数Z=8； 曳引链链节距P=80mm。

工作条件：运输机工作时有轻微冲击，单向运转，两班制工作，使

用年限5年，每年250天，允许运输带速度误差为±5%。

计算与说明 一、电动机的选择与运动参数的计算 （一） 电动机的选择 Fv1、求工作机的所需功率Pw:Pw 1000w 式中F=10500N；V=10.35m/s；w轴承联轴 由手册查得：轴承=0.98； 联轴=0.99 w轴承联轴0.980.990.97 主要结果  PW Pw2、求电动机所需功率Pd: Pd a 查手册得：弹性联轴器效率1=0.99； 滚动轴承效率2=0.99; 圆柱齿轮传动效率 =0.97； 3 圆锥齿轮传动效率4=0.97; 链传动效率 wFv10500N0.35ms3.79KW 10000.971000Pw=3.79KW =0.96; 5a132343 50.990.990.970.970.960.867 =0.867 a故PdPwa3.79KW4.73KW 0.867P d=4.37 KW 3、选择电动机 查手册得选电动机额定功率Ped=5.5KW> Pd=4.37KW 查资料：选取电动机的型号Y132S－4 Y132S －4 则电动机额定功率 Ped5.5KW Ped5.5KW 电动机主要参数如下： 型号：Y132S -4 电流11.6A 效率85.5% 0.018功率因数0.84 轴的直径D420.002 伸出轴长度 E=110 （二）总传动比计算及传动比分配. 1.总传动比计算: 曳引链的转速w： dpsm1800，z=8，p=80, d80sm22.5209z dw 6000v60000.35v6032rmin1000d3.14209w 总传动比innw144045 322.传动比的分配 由ii1i2i3 （i1锥齿轮， i2圆柱齿轮 i3链） 查相关资料：i1=2.5，i2=4.5 i3iii12452.54.54 （三）传动装置运动参数的计算 1.各轴功率的确定 电动机轴：iii1232.54.54P0Ped5.5kw I4 高速轴的输入功率：pIPed25.50.995.45kw II轴： pp5.450.975.3kw Ш轴：pIIIPII4320.970.970.995.3KW4.92kw IV轴：pIVPIII2354.920.990.970.964.54kw 2.各轴的转速计算 p5.45kwp5.3kwp4.92kwp4.54kwIIIIIIIV I: nn1440r/min1440n:576r/minIIn2.5i 576nIII:n4.5128r/mini128n:32r/minIVn4i轴I0I轴II1II轴III2III轴IV3nnnn I1440r/min576r/min128r/min32r/minII IIIIV3.各轴输入转矩计算 TT IIITTIIIIVp5.459550955036.11Nm1440np95505.387.9Nm9550576n p95504.92367Nm9550128np4.54955095501354.9Nm32nIIIIIIIIIIIIIVIVTTTT I36.11Nm87.9NmII III367Nm1354.9NmIV各轴功率、转速、转矩列于下表： 轴名 功率（kw） 转速（r/min） 转矩（N·m） I轴 5.45 1440 576 128 32 36.1 87.9 367 1354.9 u=4.5 II轴 5.3 III轴 4.92 IV轴 4.54 二、圆柱齿轮结构设计 1.选择材料：小齿轮选用400r调质处理，HBS1241286, 1.大齿轮选用45钢调质处理，HBS217255.计算时取HBS21260，HBS2230,备注：脚标1代表小齿轮，2代表大齿轮 2.按齿面接触疲劳强度初步设计 由式（9-23） d76613kT1(U1)U【】dH2 （1）小齿轮传递的转矩TII87.9Nm （2）齿宽系数d，查手册，软齿面非对称布置取d=0.8 （3）齿轮比u 对减速运动u=i=4.5 （4）载荷系数K:初选k=2（直齿轮，非对称布置） H929）（5）确定许用接触应力 由式（ SHZHlimHN a.解除疲劳极限应力Hlim，由图9-34c查得 Hlim710MPa，Hlim580MPa 12b.安全系数SH由表9-11查得，取SH=1 c.寿命系数ZN 由式9-30计算应力循环次数N=60ant 式中 a1,n576r/min，t52058220000h1 N1601576200006.91088 6.9108/i1.53N2N1104.5 H1724MPah2650Mpa查图9-35得ZN1.02，ZN1.12(均按曲线1查得) 12HSHHSH12 Hlim1ZN1710M580MP1.02724Ma1PaHlim2ZN2P1.12650Ma1P a (6)计算小齿轮分度圆直径d1： d17663Hu2dKT1(u1)7663287.9(4.51)mm66mm0.865024.5（7）初步确定主要参数 A.选取齿数:去Z136,Z2uZ14.536162 B..计算模数:md1661.83,取标准模数m=2mm. Z136 C.计算分度圆直径d1mz12mm3672mm66mm(合适)d2mz22mm162324mm1212 D.计算中心距：a(d1d2)(72324)198mm. b58mm d172mmd2324mma198mmE.计算齿宽：bdd10.872mm57.6mm圆整取b58mm. 3、经验算：齿面接触疲劳强度、齿根弯曲疲劳强度均合适。 4、确定齿轮的主要参数及几何尺寸。 Z136,Z2162,m2mm d1mz12mm3672mmd2mz22mm162324mmda1d12m72mm22mm76mmda2d22m324mm22mm328mmdf1d12.5m762.52mm71mmdf2d22.5m3242.52mm319mmb258mmb1b2(510)58(510)mm6368mm,取b165mm中心距:a1(d1d2)198mm2齿距：pm3.142mm6.28mm齿厚：sp6.283.14mm22槽宽：ep6.283.14mm22*齿顶高：haham2mm*齿根高：hf(hac*)m2.5mm 全齿高：hhahf4.5mm5.确定齿轮制造精度。 6.按机械设计手册推荐确定其齿厚偏差，小齿轮为GJ，在其零件工作图上标记为：8GJ GB/T10095--1988，大齿轮厚偏差为HK，在其零件 工作图上标记为：8HK GB/T10095--1988. 三、链传动设计 1、选定链轮齿数zz1,2 初步假设链速v0.6~3m/s，由表8-8查得小链轮齿数Z117，取Z119 ZZ 119 276Z2iZ141976，取Z276 2、根据实用功率曲线，选链条型号 初定中心距a040p, 链节数Lp为:Lp2a0pZ1Z2ZP2（Z2Z1）a02a040p 240p1976p76192（129.56mm p240p23.14）LP130mm 取Lp=130节，由于中心距可调，可不算实际中心距。 估计链条链板可能产生疲劳破坏，由表8-6查kz1.0，由表8-7查得kp由表1.0(初取单排链)，由图816查得k21.15，8-5查得kA=1.2 该链条在实验条件下所需传递的功率 p05.13kw ppkkk0cpzLPkkkkAzLp4.92kw1.25.13kw 1.01.151.0由图8-1，按p0P=25.45.13kw，n0128r/min，选取链条型号为16A，mm且p与n交点在曲线顶点左侧，01确定链板疲劳破坏，估计正确。 3、校核链速 v1912825.4m/s1.03m/s 60100600011znp V=0.6~3m/s 与原假设v0.6~3m/s范围符合 4、计算链长和中心距 链长L： LLPP/1000中心距： pZ1Z2aLP42122212P L=3.302mm 13025.4mm3.302m 1000ZZZZ(L2)8(2) a=968mm  25.4mm761976192761921228(（))13042223.14968mm F=4776.7N 中心距调整量△a2p=2×25.4=50.8mm 5、计算作用在轴上的压轴力 工作拉力： F1000P10004.92kw4776.7N V1.03m/s作用在轴上的压轴力 FQ1.25F1.254776.7N5970.95971N FQ5971N 计算结果：链条型号16A-1×130 GB/T1243-1997 四、直齿锥齿轮设计 1、材料选用：大小轮均采用20Cr渗碳，淬火，齿面硬度58-63HRC，齿面粗糙度 RZRZ3.2um，12采用100号中极圧齿轮润滑油 2、初步设计 设计公式d'e119513齿数比u=i=n1KTu'21 载荷系数k=1.5 'HP1182NHPn214402.5 576 估算时的齿轮许用接触应力'Hlim'HPS'H13002N/mm1182N2 mm1.1 估算时的安全系数s'H=1.1 估算结果d'19513e11.536.12.511822mm2 mm48.648mm z121z253 121.614773、几何计算 齿数：取z121，z2uz12.52152.553分锥角：00zz12arctan21.61477，arctan68.385，12z2z1大端模数：mede1d'e48.6482.3166mm，取m21z12.5e286.385 1大端分度圆直径：z1me212.552.5mm，2eme2.5 de152.5mmde2132.5mmdezm2532.5132.5mm e12sin171.26mm 外锥距Red齿宽系数取R0.3 齿宽： bRRR0.371.2621.378，取b22实际齿宽系数RbRe71.26mm Re 220.3087271.26中点模数 mem（10.5R）2.1141mm eb=22 me2.1141mm 44.3961mmdmde（10.5）中点分度圆直径dd（10.5）112.0473mm em11R 22R切向变位系数：xt10，xt20高变位系数：x10，x20dm144.3961mmdm2112.0473mm顶隙：Ccme0.22.50.（5GB123691990齿制c0.2）大端齿顶高ha2（1x1）me（10.20）2.52.5mm大齿端根高hfhf1（1cx1）me（10.20）2.53mm（1cx2）me（10.20）2.53mm 2全齿高：h（2c）me（20.2）2.55.5mm hf13mmhf23mmh5.5mm 3齿根角arctanhf1arctan2.41f171.26Re farctanhfR22e3arctan2.4171.26 f12.41 齿顶角：a1f22.41，a,2f12.41（采用等顶隙收缩齿）00f22.41 顶锥角： a1a212a121.614772.4124.0247700000068.3852.4170.795a200根锥角：f1f2 0a124.024771221.614772.4119.20477f1f2a270.795f119.24047768.3852.4165.975000f265.975 大齿端圆端直径:dae157.148mmdae2134.3418mmdaed12e12ha1cos1052.522.5cos21.61477mm57.148mm daede22ha2cos2 A1120.179mmA2105mm132.522.5cos68.385mm134.3418mm0安装距:A1120.179mm，A2105mm 冠顶距： sin2ha11132.50（2.5sin21.61477）mm65.329mm2Akde AK165.329mm21Ak（2de1 Ak223.925mm2hasin2252.502.5sin68.385）mm23.9258mm2大端分度圆弧齿厚： 2x1tanx）s1m（et123.1402.5（tan20）mm4.835mm 2（3.142.54.835）mm3.015mms2mes1 S14.835mmS23.015mm 大端分度圆弦齿厚： s4.8354.828mm4.8351ss（162）652.5de211121S14.828mmS23.0147mm2s3.0153.0147mm （1）3.0151ss626132.5de2122222大端分度圆弦齿高： scos1h1ha14de121h12.6035mm4.8352cos21.614772.52.6035mm452.5h22.506mm2s2cos2h2ha2 4de2 3.015cos68.3852.54132.5当量齿数： 22.506mm zv122.588zv2143.8778 z121zv122.588;cos1cos21.61477z253 zv2143.8778cos2cos68.385 当量齿轮分度圆直径： dv147.816mmdv2298.85mmu212.521dv1dm144.396147.816mmu2.5dv2u2dv12.5247.816298.85mmdva152.816mm 当量齿轮顶圆直径： dva2303.85mmdva1dv12ha(47.81622.5)52.816mmdva2dv22ha(298.8522.5)303.85mm当量齿轮根圆直径： dvb144.932mmdvb2280.827mmdvb1dv1cos(47.816cos20)mm44.932mmdvb2dv2cos298.85cos20280.827mm av173.33mm 当量齿轮传动中心距： 1av(dv1dv222 1)(47.816298.85)mm173.33mm pvb6.2379mm当量齿轮基圆齿轮：pvbmmcos(3.142.1141cos20)mm6.2379mm 啮合线长度：12222gva(dva1dvb1dva2dvb2)avsinvt21(52.816244.9322303.852280.8272)173.33sin20212.607mm gva12.607mm va2.02mm 端面重合度： gv12.607vamm2.02mm pvb6.2379齿中部接触线长度：lbmlbm21.9989mm 21.9989mm 4、经校核齿面接触疲劳强度与齿根抗弯疲劳校核均符合要求。 5、结构和工作图：小齿轮结构齿轮轴，大齿轮为锻造孔板式。 五、联轴器的选择 初选弹性柱销联轴器（见图1) 图1 弹性柱销联轴器利用非金属材料制成的柱销置于两 半联轴器凸缘上的孔中，以实现两半联轴器的连接， 由于柱销与柱销孔为间隙配合，且柱销富有弹性， 因而获得补偿两轴相对位移和缓冲的性能，柱销的 一端成鼓形。 柱销的材料目前主要用MC尼龙6制成，其抗拉强 度≥54MPa，抗弯强度≥70MPa,抗压强度≥60MPa, 抗剪强度≥52MPa。 弹性柱销联轴器的结构简单，制造容易，装拆更换 方便。不需润滑，幷有较好的耐磨性。但尼龙易吸 潮变形，尺寸稳定性较差，导热率低，使用时应注 意环境的影响。适用于对工作可靠性要求不高的传 动轴系。 查相关资料得，Y132S—4电动机的相关参数； 电动机旋转轴升出长度L=110mm，旋转轴的直径 ld1L1Ld2LD1D 根据电动机的参数选择联轴器的型号为LH3，轴长 度J型。 查相关资料LH3型凸缘式联轴器的基本参数和主 要尺寸：公称转矩T630Nm 许用转速N6800r/min 轴孔直径d42mm；d20mm; 轴孔长度（J型）L112mm L84mm； D160mm l72mm；转动小量0.6kgm; 综上所述：LH3型凸缘式联轴器的机械性能满足该 运输机系统传递的工作要求。 即可正确选用LH3(J型轴孔)型凸缘式联轴器。 六、六、轴的结构设计 （一）选择轴的材料： 轴的材料选用45号钢，；调质处理，查相关资料得： b590MPa,s295MPa, 1255MPa,1140MPa. (二)初步确定轴端直径 最小直径在连接联轴器处： p，查表13-2，c=118—107，则 dcn d(118107)5.4518.3916.675mm 1440 因装联轴器处有一键槽，故轴径增大5%， D420.002。 0.0181np12112133d≥1.05×(18.39—16.675)mm =19.309—17.508mm 因所选的联轴器为LH3型，内孔直径D=42mm.即 dmin42mm 轴的最小段直径取标准值d=42mmm. (三)轴的结构设 在初估轴径幷合理安排轴上零件（联轴器、轴承1、 2）轴向位置的基础上，按轴的结构设计要点，解决 好轴和轴上零件的轴向位置固定；轴上零件与轴的 周向连接；轴结构便于制造；轴上零件便于装拆； 避免减少应力集中等。 Ⅰ轴的结构设计（如图2） 图2 该轴为锥齿轮轴，轴和锥齿齿轮为整体式。轴的左 端通过联轴器与电动机轴连接。右端⑤为直齿锥 齿齿轮，中间轴颈处装有两个30210型圆锥滚子 轴承，两轴承间用套筒作轴向固定。 12345612×8×72845064102029轴的径向尺寸和轴向尺寸计算： φ57.157φ42Hm6φ48φ50φ58φ48轴头，装联轴器处。由于选用LH3型联轴器的内径为42mm,所以取轴的直径d1=42mm。经初步估算轴的最细直径dmin20mm。d1=42mm>dmin20mm, 所以符合轴的扭矩强度。根据LH3型联轴器（J1型轴孔），轴孔的长度L=84mm，即取轴的长度L1=84mm。 d142mmL184mm d248mmL250mm 轴肩：联轴器的轴向固定处。直径变化5~10mm, 幷考虑密封件的尺寸，取d2=48mm。轴向尺寸L2=H+e+m=(20+10+20)mm=50mm。 H:联轴器端面与轴承盖间的距离；为避免干涉，取H=20mm； e：轴承盖厚度，取e=10mm； m：轴承盖止推套筒长度，取m=20mm. 轴颈：装有两轴承。初选轴承为圆锥滚子轴承30210型，应符合轴承内径系列，d3=d2+（1~2）mm，取d3=50mm。查手册，30210型轴承宽度T=21.75mm。两轴承的间距a=20mm，取T=22mm。 d350mm L364mm L32Ta64mm。 ④轴肩：轴承的轴向固定处。直径变化5~10mm，取d458mm。轴肩的宽度取L410mm。 d458mmL410mmd548mmL520mmd57.148mm⑤轴身：d5d3(1~2)mm48mm。L520mm 6L629mm⑥圆锥齿轮：d6dae157.148mm，L629mm L277mm 轴的总长度LL1L2L3L4L5L6277mm 键的选用： 轴的左端安装联轴器；选用C型链。因轴的直径d142mm，L84mm， bhl12872 查手册可选用键 bhl12872 l0.85L0.858471.472材料选用45号钢。 键的校核： 1键长l72mm，键的工作长度L0Lb72666mm2h键与轮毂接触高度k4mm22000T200036.1Nmpdk426646.5MPa l0查表4-1得【p】100MPa因p【p】，故所选键满足要求。II轴的结构设计（如下图3） 41235φ53-0.041φ50-0.05+0.06016×10×5044581063φ50-0.05φ650044 图3 轴的径向尺寸和轴向尺寸计算： ①轴径安装轴承处：I轴中选用30210型圆锥滚子轴承，同一减速器系统机构中，为了降低设计难度和加工难度，尽量选用同一轴承。 即轴径d1轴承内径D=50mm. 轴径长度L1=T+△+a+2mm=(22+5+15+2)mm=44mm. T轴承的近似宽度；a齿轮至壳体内壁的距离，取a=15mm;△轴承至壳体内壁的距离，取△=5mm。 安装圆锥齿轮处：为便于齿轮装拆，取标准值d253mm，轴的径向长度L2由齿轮宽b确定， d150mmL144mm d253mmL258mm L2b260258mm。 轴环直径：d3d22h;h(2~3)c1,查手册d365mmL310mm c12mm,取h3c1326mm。d3d22h532665mm。轴环宽度：L31.4h1.468.4mm，取整L310mm。 ④直齿圆柱齿轮：基本尺寸有前面齿轮设计可知。 . d5d150mm,L5L144mm⑤安装轴承处，同。d544mmL544mm 轴的总长度LL1L2L3L4L5219mm。 键的选用： 轴安装锥齿轮处选用A型链。因轴的直径d242mm，L58mm， 查手册可选用键 bhl161050 l0.85L0.855849.350材料选用45号钢。 键的校核：（b×h×l=16×10×50） b×h×l =16×10×50 键的工作长度L0lb501634mm键与轮毂接触高度kh5mm、2由式4-1得 2000T200087.9Nmpdl0k5334519.51MPa由表41得pp，故所选键满足要求。 III轴的结构设计（如下图4） 234567 φ50k61φ50k67φ42Hm6φ48φ587φ53Hr653×12×8φ65 48×16×1061502287105644 图4 在初估轴径幷合理安排轴上零件（齿轮、链轮、滚 动轴承等）轴向位置的基础上，按轴的结构设计要 点，解决好轴和轴上零件的轴向位置固定；轴上零 件与轴的周向连接；轴结构便于制造；轴上零件便 于装拆；避免减少应力集中等。 轴的径向尺寸和轴向尺寸的计算： 安装链轮处直径；初算取标准直径d142mm 轴向尺寸根据链轮轮毂宽度确定，应比轮毂宽度短1~2mm，链轮轮毂宽度为（1.5~2）d1(1.5~2)× 42mm=63~84mm，取链轮轮毂宽度为63mm，d142mmL161mm L1(632)61mm。 链轮轴向固定轴肩：直径变化5~10mm，幷考虑密封件的尺寸，取d248mm。d248mmL250mm L2Hem20mm10mm20mm50mm H:链轮端面与轴承盖间的距离，为避免干涉，取H=20mm。e:轴承盖厚度，取e=10mm；m：轴承盖 止推套筒长度，取m=20mm。 ⑦装轴承处直径：应符合轴承内径系列，d7=50mm。 （选用30210圆锥滚子轴承）。径向尺寸：d750mmL744mm L7(T2)mm44mm。查手册，30210轴承宽度T=21.75mm,计算时近似T=22mm。 a：齿轮至壳体内壁的距离，取a=15mm； △：轴承至壳体内壁的距离，取△=5mm。 装左端轴承处直径：同一轴上两轴承型号相同，d350mmL722mm d3d750mm；L7T22mm。 ⑥装齿轮处直径：为便于齿轮装拆，取标准值d653mmL656mm d653mm，L6由齿轮宽度b确定，b=58mm，L658256mm。 ⑤轴环直径d5d42h;h(2~3)c1,由手册查得 c12mm,取h3c1326mm d565mmL510mm d5d42h532665mm L5由轴环宽度b≈1.4h×6=8.4mm，取L=10mm。 5 ④轴承轴向固定轴肩直径：查轴承30210安装尺寸d458mmL487mm D158mm,d4D158mm，径向长度L42194422105687mm。 轴的总长度：LL1L2L3L4L5L6L761502287105644330mm.该轴上①、⑥两处分别安装链轮和直齿圆柱齿轮； 需要键连接。 键的选用：①装链轮处选用C型键，由d142mm， L162mm查手册取lbh(53128)mm的键。l0.85L620.8553mm。 ⑥装齿轮处：A型键，由d653mm，L656mm;查 手册取lhb(481610)mm的键； l0.85L60.855647.648mm。 键的材料选用45号钢。 键的校核： 1.校核键(lbh53128)： 键的工作长度：l0lb253647mm 键与轮毂接触高度：kh24mm。由式（4—1） 得 p 2000T2000367Nm92.96MPa dl0k(42474)mm 查表4—1得100MP。因，故所选papp 键满足要求。 2.校核键(lbh481610)： 键的工作长度：l0lb2481632mm 键与轮毂接触高度：kh25mm。由式（4—1） 2000T2000367Nm86.56MPa 得 pdl0k(53325)mm 查表4—1得 100MP。因，故所选papp键满足要求。 七、轴的强度校核计算 1.轴的受力分析 ⑴求轴上扭矩 T9550P4.929550Nm365.2Nm n128⑵求齿轮上的作用力 2000T2000365.2FtN2254.05N d324FrFttan2254.05tan20820.4N FaFttan0 2.III轴低速轴的强度校核 ⑴绘制轴空间受力图  134.593.5DTCnFtBFrRCHA RAH FrFt RAVRCV （一）MHBMVB（+）MB（+） aT MeDMeC（+）MeB ⑵作水平面H和垂直面V内的受力图，并计算支座力。 H面 RAHRCHV面 Fr2820.407N410.204N 22RAVRCVFt12254.05NN1127.025N 22 ⑶计算H面及V面内的弯矩，幷作弯矩图 H面 2MHAMHC0MHB59.5RAH59.5410.204N24407.138NV面 MVAMVC0MVB134.5RAV134.51127.025N151584.86N⑷计算合成弯矩幷作图 MAMC022MBMHBMVB(24407.2)2(151584.86)2153537.2Nmm（5）计算T并作图 T0.6365.21000219093.6Nmm （6）计算当量弯矩幷作图 MeA0 MeCMeD219093.6Nmm 2MeBMB(T)2(153537.2)(219093.6)267536.3Nmm（7）校核轴的强度 在B处 2 dB3MeB0.11b0.16634.35mm53mm .33267536所以低速轴B处的强度足够。 dD3MeD0.11b.632190930.166 32.2mm42mm。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 此可知低速轴的强度足够。 1.减速器箱体尺寸计算 箱体壁厚：0.02531980.2534.9537.95mm8mm,取10mm八、减速器箱体的结构及设计 10mm 110mm b15mm b115mmb225mm 箱体壁厚1：10.023 取110mm 箱座凸缘壁厚b：b1.51.51015mm 箱盖凸缘壁厚b1:b11.511.51015mm 箱座低凸缘壁厚b2:b22.52.51025mm 地脚螺钉直径df及数目n：M20n4 df0.03612钉，地脚螺钉数目n=4. 轴承旁联接螺栓直径d2： 0.0361981219.128mm，取M20的地脚螺d2(0.5~0.6)df(0.5~0.6)20(10~12)mm，取M12的螺栓。 轴承端盖螺钉直径d3： d212mm d3(0.3~0.4)df(0.3~0.4)20(6~8)mm d38mm取M8的螺钉。 外箱壁至轴承座端盖面的距离l1： l1c1c2(5~10)mm2022(5~10)mm (47~57)mm取l150mm。 l2c1c2(5~10)mm1816(5~10)mm(39~44)mml150mm 箱座底部外箱壁至箱座凸缘长度方向最外端的距离l2：l245mm 取l245mm。 箱座底部外箱壁至凸缘低座最外端的距离l3： l3c1c2(5~10)mm取l355mm。

l355mm 2624(5~10)mm(55~60)mm 参考文献

（1） 龙振宇 机械设计 北京：机械工业出版社,2008

（2） 王旭 机械设计课程设计 北京：高等教育出版社，2003 （3） 汝元功 机械设计手册 北京：机械工业出版社，1995 （4） 周元康 机械设计课程指导

重庆：重庆大学出版社，2001