单级直齿圆柱齿轮减速器设计..

湖南工业大学

课程设计

资料袋

冶金工程学院（系、部）2012 ~ 2013 学年第 1 学期

课程名称机械设计基础课程设计指导教师胡东职称讲师

学生姓名专业班级学号

题目单级直齿圆柱齿轮减速器设计

成绩起止日期2012 年12 月24 日～2012 年1 月 4 日

目录清单

湖南工业大学

课程设计任务书

2012 —2013 学年第 1 学期

冶金工程学院（系、部）冶金工程专业102 班级

课程名称：机械设计基础课程设计

设计题目：单级直齿圆柱齿轮减速器设计

完成期限：自2012 年12 月24 日至2012 年1 月 4 日共 2 周

指导教师（签字）：年月日

系（教研室）主任（签字）：年月日

机械设

计基础

设计说明书

（题目）

单级直齿圆柱齿轮减速器设计

起止日期：2012 年12 月24 日至2013 年1 月 4 日

学生姓名

班级

学号

成绩

指导教师(签字)

冶金工程学院（部）

2013年1月4日

目录

第1章拟定传动方案

1.1设计题目名称 (6)

1.2运动简图 (6)

1.3工作条件 (6)

1.4原始数据 (6)

第2章电动机的选择

2.1选择电动机的类型 (6)

2.2计算电机的容量 (7)

2.3计算总传动比 (7)

第3章运动参数及动力参数计算 (7)

第4章带传动设计

4.1确定计算功率 (8)

4.2选择V带带型 (8)

4.3确定带轮的基准直径并验算带速 (8)

4.4确定V带的中心距和基准长度 (8)

4.5验算小带轮上的包角 (9)

4.6计算带的根数 (9)

4.7计算单根V带的初拉力最小值 (9)

4.8计算压轴力 (9)

第5章齿轮设计

5.1选选齿轮的材料和热处理方法，并确定材料的许用应力

5.2确定材料的许用接触应力 (9)

5.3确定小齿轮的分度圆直径 (9)

5.4几何尺寸计算 (10)

5.5校核齿根弯曲疲劳强度 (10)

5.6齿轮其他尺寸计算 (11)

5.7选择齿轮精度等级 (11)

第6章轴的设计计算

6.1主动轴的设计 (12)

6.1.1确定轴的零件的布局方案和固定方法

6.1.2确定轴的各段直径 (12)

6.1.3确定轴的各段长度确定轴的各段长度

6.1.4主动轴的受力分析 (12)

6.1.5按扭矩和弯曲组合变形强度条件进行校核计算 (13)

6.1.6校核轴的强度。 (13)

6.2从动轴的设计 (14)

6.2.1确定轴的零件的布局方案和固定方法 (14)

6.2.2确定轴的各段直径 (15)

6.2.3确定轴的各段长度确定轴的各段长度 (15)

6.2.4从动轴的受力分析 (15)

6.2.5按扭矩和弯曲组合变形强度条件进行校核计算 (15)

6.2.6校核轴的强度。 (15)

第7章滚动轴承的选择及校核计算

7.1低速轴轴承的校核 (17)

7.2高速轴轴承的校核 (17)

第8章键联接的选择及计算 (18)

8.1联轴器的选择及校核 (19)

8.2键的选择及校核减速器的润滑与密封 (19)

第9章箱体的结构设计及箱体附件设计 (20)

第10章减速器的润滑与密封 (21)

结论 (23)

参考文献 (23)

致谢 (23)

第1章拟定传动方案

1．设计题目名称

单级直齿圆柱齿轮减速器。

2．运动简图

3.工作条件

运输机单班制工作，灰尘极少，有轻微冲击，单件生产，工作年限15年。

4.原始数据

1．滚筒圆周力 F=1500N

2．滚筒带速 V=1.6m/s

3．滚筒直径 D=300mm

第2章电动机的选择

1.选择电动机的类型：

按工作要求和工况条件，选用三相鼠笼式异步电动机，封闭式结构，电压为380V，Y型。

P：

2.计算电机的容量d

工作机所需的有效功率为：Pw=FV/1000W=1500×1.6/1000=2.4kW

设：联轴器的效率为0.99 闭式齿轮的效率为0.97

一对滚动轴承的效率为0.99 输送机滚筒0.96

则传动系数的总效率为η=0.95×0.99×0.99×0.99×0.99×0.97×0.99×0.96=0.8413 所以：电动机所需功率为2.25/0.8413=2.853kW

根据动力源和工作条件，常用转速为900r/min 1200r/min ，以便比较。由Pe>Pd ，Pe=4kW 查表可确定Y132S-6两种型号的电动机。

将两种型号的电动机有关参数及算的传动比列于下表：

3.计算总传动比：

传动装置总传动比和分配各级传动比

1.传动装置总传动比 I ∑=8.337

.28970

==

w d n n 2.分配到各级传动比

因为I a =齿带i ?i 已知带传动比的合理范围为2~4。故取V 带的传动比i 12=3则齿轮的传动比

i

23

=3.14。

第3章 运动参数及动力参数计算

1.将传动装置各轴由高速到低速依次定为1轴、2轴、3轴、4轴。

1轴电动机轴：

转速：n 0=960min /r

输入功率：P 0=P d =2.853KW

输出转矩：T 0=9.5510?6

n P d ?

=28.38 N ·m

2轴（高速轴）

转速：n 1=320r 960/3.0i

0==带

n ·m

输入功率：P 1=2.853×0.95×0.99=2.6832 输入转矩

T 1==??1

1

61055.9n P 80.07N ·m

3轴（低速轴）

转速：n 2=min /9.10123

1

r i n =

输入功率：P 2=P 1·η12=2.5509KW 输入转矩： T 2==?

?2

2

61055.9n P 239.05N ·m

4轴（卷筒轴）

输入功率：P =3P 5254.299.05509.222232=?=?=?ηηP KW 输入转矩：

T 66.2361055.93

363=?=n p

N mm ?

第4章 带传动设计

1.确定计算功率P ca

据查表得工作情况系数K A =1.2。故有： P ca =K A ?P KW .63.032.1=?=

2.选择V 带带型

据P ca 和n 选用A 带。

3.确定带轮的基准直径d 1d 并验算带速

（1）初选小带轮的基准直径d 1d 有[2]表8-6和8-8，取小带轮直径d 1d =125mm 。 （2）验算带速v ，有：

1000600

9625114.310006001???=???=n d v d π

=6.28s m

因为6.35m/s 在5m/s~30m/s 之间，故带速合适。 （3）计算大带轮基准直径d 2d

75m m 32513d 1d 2=?=?=带i d d

4.确定V 带的中心距a 和基准长度L d

(1)据公式得350≤a0≤1000初定中心距a 0=700mm (2)计算带所需的基准长度

22121004)()(22a d d d d a L d d d d d -+++≈π

=2011.04mm

由[2]表8-2选带的基准长度L d =2000mm （3）计算实际中心距

2

04.20112000700200

-+=-+≈d d L L a a mm

605≈ 中心局变动范围：mm d a a 575015.0min =-=

mm

d a a 62303.0max =+=

5.验算小带轮上的包角

???

?

≥=?--=12056.313.57)(18012a

d d d d α

6.计算带的根数z

（1）计算单根V 带的额定功率P r

由mm d d 1251=和9700=n r/min 查表10-4得 P 0=1.38KW

据n 0=960min r

，i=3和A 型带，查10-5得 ?P 0=0.109KW

查表10-6得K α=0.939，K L =1.03，于是： P r =(P 0+?P 0)?K L ?K α

=（1.39+0.11）?0.96?1.03 =1.48KW

（2）计算V 带根数z

5.2==r

ca P p

Z

故取3根。

7.计算单根V 带的初拉力最小值（F 0）min

由[2]表8-3得A 型带的单位长质量q=0.1

m

kg 。所以

2min 0)5.2(500)(qv v z K P K F ca

+??-?

=αα =162.8N

应使实际拉力F 0大于（F 0）min

8.计算压轴力F p

压轴力的最小值为：

（F p ）min =2??z （F 0）min ?sin 2α

=2?3?162.8?0.99

=955.98N

第5章 齿轮设计

1.选选齿轮的材料和热处理方法，并确定材料的许用应力

根据工作条件，一般用途的减速器可采用闭视软齿面传动。查表12-1

小齿轮 45钢 调质处理 齿面硬度取2301=HBS 大齿轮 45钢 正火处理 齿面硬度取1902=HBS

两齿轮齿面硬度差为40HBS ，符合软齿面传动的设计要求

2.确定材料的许用接触应力

查表12—6得，两试验齿轮材料接触疲劳极限应力分别为

()()MPa HBS H 4.58613523093.048013593.048011

lim =-?+=-+=σ

()()MPa HBS H 2.53113519093.048013593.048022

lim =-?+=-+=σ

由表12-6按一般重要性考虑，取接触疲劳强度的最小安全系数1lim =H S 两齿轮材料的需用接触应力分别为：

[σ1

H ]=MPa S

H H 4.5861

4

.586lim

1lim ==σ [

σ

2

H ]=MPa S

H H 2.5311

2

.531lim

2lim ==σ 3.根据设计准则，按齿面接触疲劳强度计算公式(12-14)初步确定小齿轮的分度 圆直径

小齿轮上的转矩为 Nm T 07.801=

原动机为电动机，载荷有中等冲击，由表12-3查得载荷系数为K=1.3 查表12-4，a 8.189MP Z E =带入故 直齿轮减速器属闭式软齿面传动，且布置对称，故取0.1d =Φ []H σ取其中较小值为a 2.531MP

[]mm 74.582.5318.18954.314.3114.31108007.03.154.3u 1u d 32

5

3

2

d 1

1=????????+???=??

??????±?≥H E Z KT σ? 4.几何尺寸计算

齿数：由于采取闭式软齿面传动，小齿轮的推荐值是20~40

取9514.330u 30121=?=?==Z Z Z ，则

mm 2m 2-5m 96.13074.58d m 11====取整转为标准模数，取表，Z

中心距

()()mm

z z 125295302m a 21=÷+?=+=

齿宽m m 59b ,74.5874.581212==?=*=取整d b d ? ()m m 65b 10~5121=+=取b b

5.校核齿根弯曲疲劳强度

由校核公式：

S F F Y Y m

bd KT 11

2=σ 由表12-5

()()785

.1909590

10078

.179.178.119.2909590

10018

.220.220.2625

.1,52.2302121F11=-?--+==-?---

=====S F S Y Y Z Y Y Z 时时

查表12-6，两试验的齿轮弯曲疲劳强度极限应力分别为 ()()()()a

22lim a 11lim 2011351902.01901352.01902091352302.01901352.0190MP HBS MP HBS F F =-?+=-+==-?+=-+=σσ

查表12-7 0.12lim =F S 弯曲强度最小安全系数 两齿轮材料的许用弯曲应力分别为

[]2091209

lim

1

lim 1===F H F S σσ []2011

201

lim

2

lim 2==

=F F F S σσ 疲劳应力分别为

[]1a 5

1111153.113625.152.22

74.58591052.22.12m bd 2F S F F MP Y Y KT σσ≤=???????== []2a 52211238.10882.119.2374.5859108007.02.12bd 2F S F F MP Y Y KT σσ≤=???????== 所以两齿轮的齿根弯曲疲劳强度均足够

6.齿轮其他尺寸计算

分度圆直径：mm 190952m d mm

60302m d 2211=?===?==Z Z 齿顶圆直径：

mm 1944190h 2d d mm

64460h 2d d a 22a a 11a =+=+==+=+=

齿根圆直径：mm 1855-190h 2-d d mm

555-60h 2-d d f 22f f 1f1======

()()75

.3325.01c h h 5

.25.21m h

h *

*a

f a a

=?+=?+==?=?=*

m

7.选择齿轮精度等级

齿轮的圆周速度：

s m v n d /49.16000033.32387.8714.310006001=??=?=π

故选9级制造精度是合宜的。

第6章 轴的设计计算

1.主动轴的设计

1.确定轴的零件的布局方案和固定方法

参考一般的减速器结构，将齿轮布置在轴的中部，对称于两端的轴承；齿轮用轴环和轴套做轴的轴向定位，用平键和过盈配合（H7/r6）作周向固定。右端轴承用轴肩和过渡配合（H7/k6）固定内圈套；左端轴承用轴套和过渡配合（H7/k6）固定内圈套。轴的定位则由两端的轴承端盖轴向固定轴承的外圈套实现。输出端的联轴器用轴肩和挡板轴向固定，用平键作周向定位。直齿轮在工作中不会产生轴向力，故两端采用深沟球轴承， 承采用脂润滑，齿轮采用油浴润滑。

2.确定轴的各段直径

外伸端直径m m 5.35d 1= ，按工艺和强度 要求把轴制成阶梯型 m m 5.28d 07.02d h 2d d 1112=??+=+=，由于该处安装垫圈，故 取标准直 径m m 30d 2=。

考虑到轴承的内孔标准，去m m 35d d 73==（两轴承类型相同）初选深沟球轴承型号为7207c

直径为4d 的轴段为轴头，取[]3-16m m 40d 4参见表= 轴环直径()m m 4507.0215.47h 2d d 45=?+?=+= 根据轴承安装直径，查手册得mm 47d 6=

3.确定轴的各段长度确定轴的各段长度

m m 46l 4=（轮毂宽度为m m 48B 2=，m m 3~1L 24短比B mm 281=L

()m m 1m m 15m m 1637，挡油环厚轴承宽度为==B L ()h 4.1b m m 4L 5≥=轴环宽度为

根据减速器结构设计的要求，初步确定△2=10-15mm ，m m 10~5l 2= 6L =△2+2L -5L =7mm

+=33L B △2+2L +（1-3）mm=37mm

m m 55L 2=（根据减速器箱体结构等尺寸初步确定为55-65mm ）

两轴承之间的跨距L=3B +2△2+22L +2B =103mm （近似认为支点在两轴承宽度的中点）

4.主动轴的受力分析

①求分度圆直径：已知60302m d =?==Z

②求转矩：已知mm 07.80n

9550?==N P

T ③求圆周力：F t

N T

F 2669d

2t ==

④求径向力Fr N F F t 2160tan 5934tan 200

t =?=?=α

5.按扭矩和弯曲组合变形强度条件进行校核计算 ①绘制轴受力简图（如图a ）

②将齿轮所受力分解成水平面H 和铅垂面V 内的力（见下图） ③求水平面H 和铅垂面V 的支座反力

● 水平面H 内的支座反力：N F R H 5.13342

1

r 1=?=

N R R H H 5.133412==

④绘制水平面弯矩图

●水平面H 的弯矩图（见图16-17）

m 74.8674.8665b ''b 1'b ?==?==N M M m

N R M H H H H ‘

⑤绘制扭矩图 m 70.80?=N T ⑥绘制当量弯矩图

单项转动，故切应力为脉动循环，取6.0=α，b 截面当量弯矩为

()m

5.99m

5.99eb

2

2Hb eb ?==?=+=N M N T M M M eb ‘’

‘’α

6.校核轴的强度。

根据总合成弯矩图、扭矩图和轴的结构草图的判断，a ，b 截面为危险截面。下面分别进行校核

①校核a 截面。

[]m

7.301.0d m

04.4807.806.03

1

-b ea

a ea ?=≥?=?==N M N T M σα

考虑键槽后。由于1a d 31.3205.17.30d ≤=?=，故截面a 安全 ②校核b 截面 []m

25.161.0d m

5.993

1

-b ebmax

a ebmax ?=≥?=N M N M σ 考虑键槽后。由于4

b d d ≤，故截面b 安全

因为危险面均安全，所以该轴的强度是足够的，无需修改原结构设计方案。

2、从动轴的设计

1.确定轴的零件的布局方案和固定方法

在箱体中央，相对两轴承对称分布，齿轮左面用轴肩定位，右面用套筒轴向定位，周向定位采用键和过渡配合，两轴承分别以轴承肩和套筒定位，周向定位则用过渡配合或过盈配合，轴呈阶状，左轴承从左面装入，齿轮套筒，右轴承和皮带轮依次从右面装入。 联轴器的选择 齿轮轴的结构设计

②直齿轮在工作中不会产生轴向力且载荷平稳，可采用深沟球轴承，轴承采用脂润滑，齿轮采用油浴润滑4

③确定轴的各段直径1）选取轴的材料和热处理方法，并确定轴的许用应力

根据上述计算，普通用途，中小功率，选用45号钢正火处理，查表16-1， a 600b MP =σ， []a 551-b MP =σ

2.确定轴的各段直径

查表16-2取A=110，根据公式16-1

mm n P A d 16.329

.1015509

.211033=?=≥，考虑有键槽，将直径增大5%，则

d=32.16×(1+5%)mm=33.77mm 由图16-15可知，该轴外端安装联轴器， 补偿轴的偏差，选用弹性柱销联轴器。m 77.31005.2393.1c ?=?==N KT T

查手册选用弹性柱销联轴器，其型号为HL3，∴选m m 35d 1=

外伸端直径m m 35d 1=，按工艺和强度要求把轴制成阶梯型，取穿过轴承盖轴段的直径为m m 9.39d 07.02d h 2d d 1112=??+=+=，由于该处安装垫圈，故取标准直径m m 40d 2=。 考虑到轴承的内孔标准，取mm 45d d 73==（两轴承类型相同）初选深沟球轴承型号为7209c 直径为4d 的轴段为轴头，取[]3-16m m 50d 4参见表= 轴环直径()m m 5707.02150h 2d d 45=?+?=+= 根据轴承安装直径，查手册得mm 52d 6=

3.确定轴的各段长度

m m 38l 4=（轮毂宽度为m m 40B 2=，m m 3~1L 24短比B

()m m 3~1453m m 421111短比，型轴孔长度为弹性柱销联轴器B L B J HL L == ()m m 1m m 17m m 1837，挡油环厚轴承宽度为==B L ()h 4.1b m m 6L 5≥=轴环宽度为

根据减速器结构设计的要求，初步确定△2=10-15mm ，m m 10~5l 2= 6L =△2+2L -5L =13mm

+=33L B 2L +△2+（1-3）mm=37mm

m m 55L 2=（根据减速器箱体结构等尺寸初步确定为55-65mm ）

两轴承之间的跨距L=3B +2△2+22L +2B =100mm （近似认为支点在两轴承宽度的中点） 4.按主动齿轮的受力计算

①求分度圆直径：已知mm Z 190m d ==

②求转矩：已知m 05.239n

9550?==N P

T

③求圆周力：F t

N T

F 3.2516d

2t ==

④求径向力Fr N F F t 86.915tan 3.2516tan 200

r =?=?=α

5.按扭矩和弯曲组合变形强度条件进行校核计算 ①绘制轴受力简图（如图a ）

②将齿轮所受力分解成水平面H 和铅垂面V 内的力（见下图） ③求水平面H 和铅垂面V 的支座反力

● 水平面H 内的支座反力：N F R H 15.12582

1

t 1=?=

N R R H H 15.125812==

④绘制水平面弯矩图

●水平面H 的弯矩图（见图16-17）

m 36.94m

36.9465b ''b 1'b ?==?==N M M N R M H H H H ‘

⑤绘制扭矩图

min 05.239?=r T ⑥绘制当量弯矩图

单项转动，故切应力为脉动循环，取6.0=α，b 截面当量弯矩为

()m 7.103m

7.103eb

2

2b eb ?=?=+=N M N T M M ‘’

‘’α

6.校核轴的强度。

（6）根据总合成弯矩图、扭矩图和轴的结构草图的判断，a ，b 截面为危险截面。下面分别进行校核

①校核a 截面。

[]mm

82.291.0d m

43.14305.2396.03

1

-b ea

a ea =≥?=?==σαM N T M

考虑键槽后。由于1a d 31.3105.182.29d ≤=?=，故截面a 安全 ②校核b 截面 []m

76.291.0d m 7.10331

-b ebmax

a ebmax m M N M =≥?=σ 考虑键槽后。由于4

b d 45.3105.176.29d ≤=?=，故截面b 安全

因为危险面均安全，所以该轴的强度是足够的，无需修改原结构设计

第7章 滚动轴承的选择及校核计算

轴承的预期寿命为

h L

h

768038320'

10=??=

在轴的设计计算中已选用如下表所示的深沟球轴承

1. 1.轴承载荷的计算 N R R

F F V H R R 297911.2799795.1018222

221=+=+=

=I I

2.计算当量动载荷Pr

轴承不受轴向力，查表14-5得 X=1，Y=0 N X F P R r 297929791=?=?= 3.验算轴承的寿命

球轴承的寿命指数3=ε

查表14-7得温度系数1=f t

查表14-8得载荷系数

2.1=f

p

查手册8-32得轴承的基本额定负荷KN c r 8.50= 代入公式（14-6b ）得

h h L p f c f n L h r p r t h 768066716729792.150800169.711666716667'

103310=>=??? ?????=??

??

?

??=ε

所以满足要求，选深沟球轴承6208 2.高速轴轴承的校核 1.轴承载荷的计算

N R R

F F V H R R 315729671080222

221=+=+==I I

2.计算当量动载荷Pr

轴承不受轴向力，查表14-5得 X=1，Y=0 N X F P R r 315731571=?=?= 3.验算轴承的寿命

球轴承的寿命指数3=ε

查表14-7得温度系数1=f t

查表14-8得载荷系数

2.1=f

p

查手册8-32得轴承的基本额定负荷KN c r 5.24= 代入公式（14-6b ）得

h h L p f c f n L h r p r t h 76801394331572.124500133.3231666716667'

103210=>=??? ?????=????

?

??=ε

所以满足要求，选深沟球轴承6213

第8章 键联接的选择及计算

1.联轴器的选择及校核

在轴的设计中，根据载荷的大小，轴转速的高低，被连接件的安装精度等，参考各类联轴器的特性，已初步选择联轴器型号。 1.选择联轴器的类型

为了隔离振动与冲击，选用弹性柱销联轴器。

与Ⅱ轴连接的联轴器选用L ×3联轴器GB/T 5014-2003； 与Ⅲ轴连接的联轴器选用L ×5 联轴器GB/T 5014-2003 2.联轴器的校核 ①.理论转矩

Ⅲ轴 m N n

P T ?=?=05.23995503

33

由表17-1查得 K=1.5 由公式（17-1）的计算转矩

Ⅲ轴 []m N m N KT T T n c ?=

Ⅲ轴的最小轴径m m 35d 1=

d d d max 1min ≤≤

符合L ×5的内孔直径。 ③.转速

Ⅲ轴的转速 []min /3450min /9.101max

3r r n n =≤=

均符合要求。

2.键的选择及校核

本设计中各处的键均采用有轻度冲击的普通平键的连接方式，查表13-11可得键连接的许用应力

[]

=σp 100～120MPa

1.主动轴与联轴器相配合的键的选择及校核 （1）键的类型及尺寸的选择 选用普通平键C 型

根据轴的直径d 1=35.5mm,长度L 1=58mm,由表13-10查得 b=10mm,h=8mm,标记为：键C10×58 GB/T 1096-2003 （2）强度计算。

键的工作长度 mm b L l 532

10

582=-=-= 则

[]

σσp p MPa dhl T <=???==

97.7053

85.35267010

442 故此平键联接满足强度要求。 2.主动轴上键的选择及校核 （1）键的类型与尺寸选择。

齿轮传动要求齿轮与轴对中性好，以避免啮合不良，该联接属静联接，故选用普通平键A 型。

根据轴的直径d 4=45mm,L 4=90mm,查表13-10得 键14×90GB/T 1096-2003 （2）强度计算

键的工作长度mm b L l 761490=-=-=

[]

σσp p MPa dhl T <=???==87.327695.47267010442

故此平键联接满足强度要求。

3.从动轴与联轴器相配合的键的选择及校核 （1）键的类型及尺寸的选择 选用普通平键C 型

根据轴的直径d 1=50mm,长度L 1=103mm,由表13-10查得 b=18mm,h=11mm,标记为：键C18×105 GB/T 1096-2003 （2）强度计算。

键的工作长度 mm b L l 962

18

1052=-=-= 则

[]

σσp p MPa dhl T <=???=

=

57.7196

111051133640

443

故此平键联接满足强度要求。 4. 从动轴上键的选择及校核 （1）键的类型及尺寸的选择

齿轮传动要求齿轮与轴对中性好，以避免啮合不良，该联接属静联接，故选用普通平键A 型。

根据轴的直径d 4=80mm,长度L 4=80mm,由表13-10查得 b=22mm,h=14mm,标记为：键22×80 GB/T 1096-2003 （2）强度计算。

键的工作长度 mm b L l 582280=-=-= 则

[]

σσp p MPa dhl T <=???==81.6958

11801133640

443 故此平键联接满足强度要求。

第9章 箱体的结构设计及箱体附件设计

1.减速器箱体支承和固定轴系的零件，保证了传动零件的正确啮合及箱体内零件的良好的润滑和可靠的密封。

设计铸造箱体结构是应考虑箱体的刚度、结构工艺性等几个方面的要求。箱体尺寸主要 按照经验确定，减速器的主要尺寸如下：

箱座高度：H ≥2a d /2＋(30-50)mm+δ+(3-5)mm=210.5mm ，取H=220mm

箱体壁厚：mm 10=δ 箱盖壁厚：mm 8δ1= 箱座的凸缘厚度：mm 15b = 箱盖的凸缘厚度：mm 15b 1= 箱座底的凸缘厚度：mm 25b 2=

地脚螺栓直径：mm 18d f = 地脚螺栓个数6n = 轴承旁联接螺栓直径：mm 14d 1= 箱盖、箱座联接螺栓直径：mm 10d 2= 轴承端盖螺钉直径：mm 8d 3= 检查孔盖螺钉直径：mm 8d 4= 箱盖的肋板厚度为：mm 10m 1= 箱盖的肋板厚度为：mm 9m 2=

大齿轮顶圆与箱体内壁间的距离：mm 121=Δ