PAGEPAGE23-目錄TOC\o"1-2"\h\z\u第1章、總述 3一、機械設計基礎畢業設計的目的 3二、機械設計基礎畢業設計的內容 3三、機械設計基礎畢業設計的要求 3第2章、傳動裝置的總體設計 4一、減速箱的工作原理 4二、電動機的選擇 5三、計算總傳動比及分配各級的傳動比 6四、運動參數及動力參數計算 6第3章、傳動零件的設計計算 8一、帶輪傳動的設計計算 8二、帶輪的安裝與維護 10第4章、軸的設計計算 11一、從動軸的設計計算 11二、從動軸校核軸受力圖 12第5章、滾動軸承的選擇及校核計算 15一、從動軸滾動軸承的設計 15二、主動軸滾動軸承的設計 16第6章、鍵聯接的選擇及校核計算 17一、從動軸與齒輪配合處的鍵 17二、主動軸與齒輪配合處的鍵 18第7章、潤滑的選擇 19第8章、聯軸器及軸承蓋的選擇 20一、聯軸器的選擇 20二、軸承蓋的選擇 20第9章、減速器箱體和附件設計 21一、減速器箱體： 21二、附件設計： 22參考文獻 25

摘要本次畢業課題設計中的減速機選擇的是非標準減速器。一級圓柱齒輪減速機是位于原動機和工作機之間的機械傳動裝置。機器常由原動機、傳動裝置和工作機三部分組成。合理的傳動方案不僅應滿足工作機的性能要求，而且還要工作可靠、結構簡單緊湊加工方便、成本低、傳動效率高以及使用和維護方便。關鍵詞：傳動裝置箱體齒輪低速軸第1章、總述一、機械設計基礎畢業設計的目的（1）培養我們綜合運用所學的機械設計課程的知識去解決機械工程問題的能力，并使所學知識得到鞏固和發展。（2）學習機械設計的一般方法和簡單機械傳動裝置的設計步驟。（3）進行機械設計基本技能的訓練，如計算、繪圖和學習使用設計資料、手冊、標準和規范。二、機械設計基礎畢業設計的內容（1）擬定和分析傳動裝置的設計方案。（2）選擇電動機，計算傳動裝置的運動和動力參數。（3）進行傳動件的設計計算，結構設計，校核軸、軸承、連軸器、鍵等零部件的強度，選擇潤滑和密封方式。（4）繪制減速器裝配圖。（5）繪制零件工作圖。（6）編寫設計計算說明書，準備答辯。 三、機械設計基礎畢業設計的要求（1）理論聯系實際，力求設計合理，同時鼓勵創新。（2）認真閱讀教材中與課程有關的內容，認真查閱有關資料。（3）正確運用課程設計指導書，按步驟進行設計和計算，不要急于求成；按時完成全部設計任務。第2章、傳動裝置的總體設計一、減速箱的工作原理一級圓柱齒輪減速器是通過裝在箱體內的一對嚙合齒輪的轉動，動力從一軸傳至另一軸，實現減速的，如圖2-1齒輪減速器結構圖所示。動力由電動機通過皮帶輪（圖中未畫出）傳送到齒輪軸，然后通過兩嚙合齒輪（小齒輪帶動大齒輪）傳送到軸，從而實現減速之目的。由于傳動比i=n1/n2，則從動軸的轉速n2=z1/z2×n1。減速器有兩條軸系——兩條裝配線，兩軸分別由滾動軸承支承在箱體上，采用過渡配合，有較好的同軸度，從而保證齒輪嚙合的穩定性。端蓋嵌入箱體內，從而確定了軸和軸上零件的軸向位置。裝配時只要修磨調整環的厚度，就可使軸向間隙達到設計要求。運動簡圖：1——電動機2——帶傳動3——聯軸器4——皮帶式輸送機5——一級圓柱齒輪減速器工作條件：皮帶式輸送機單向運轉，有輕微的震動，兩班制工作，使用年限5年，輸送機帶輪軸轉速的允許誤差為±5%。小批量生產，每年工作300天。要求：每人交上說明書一份，裝配圖一張，零件圖二張輸送帶（牽引力）F=5KN滾筒直徑D=300mm輸送帶帶速v=1.1m/s二、電動機的選擇選擇電動機的類型：按電動機的特性及工作條件選擇。若無特殊要求一般選擇Y系三相異步電動機，其優點是可直接接在三相交流電路中，結構簡單，價格便宜，維護方便。選擇電動機的容量：電動機的容量選擇是否合適，對電動機的工作和經濟性都有影響。容量選擇過大，則電動機的價格高，傳動能力又不能充分利用，而且由于電動機經常在輕載下運轉，基效率和功率數都較低從而造成能源的浪費。對于長期運行、載荷比較穩定的機械，通常按照電動機的額定功率選擇，而不校核電動機的發熱和起動轉矩，選擇電動機容量時應保證電動機的額定功率Ped應略大于工作機所需的電動機功率Pd即Ped≥Pd電動機輸出功率：Pw=Fv/1000=5kn×1.1m/s/1000=5.5kw電動機至輸送帶的總功率：η總=η14×η2×η3×η4根據表2—1查得η1=0.99（球軸承）η2=0.99（彈性聯軸器）η3=0.97（8級精度的一般齒輪傳動）η4=0.96(帶傳動)η總=η14×η2×η3×η4=0.994×0.99×0.97×0.96=0.88電動機所需的工作功率：Pd=Pw/η總=5.5/0.88=6.25kw電動機額定功率：Ped為7.5kw確定電動機轉速：電動機輸出軸轉速：nw=60×1000V/πD=60×1000×1.1/3.14×300=70r/min表2—2查得帶傳動的傳動范圍i`1=2～4閉式直齒圓柱齒輪傳動的傳動范圍i`2=3～4總傳動比范圍為i`=（2～4）（3～4）=6～16故電動機轉速的可選范圍為nd=i`?nw=（6～16）×70r/min=(420～1120)r/min所以nd=970r/min（滿載時轉數）確定電動機型號：查附表3，選定電動機型號為Y160M—6三、計算總傳動比及分配各級的傳動比1、總傳動比：i總=nd/nw=970/70=13.852、分配各級傳動比：（1）據指導書，取齒輪i齒輪=5（單級減速器i=3~6之間取3.15、3.55、4、4.5、5、5.6合理，為減少系統誤差，取整數為宜）（2）∵i總=i齒輪×i帶∴i帶=i總/i齒輪=13.85/5=2.77四、運動參數及動力參數計算計算各軸轉速（r/min）nI=n電動/i帶=970/2.77=350r/minnII=nI/i齒輪=350/5=70r/minnIII=nII=70r/min計算各軸的功率（KW）PI=Pd×η帶=6.25×0.96=6KWPII=PI×η齒輪軸承×η齒輪=6×0.99×0.97=5.76KWPIII=PII×η齒輪軸承×η聯軸器=5.76×0.99×0.99=5.64KW3、計算各軸扭矩（N?mm）Td=9550×Pd/n電動=9550×6.25/970=61N?mmTI=9550×PI/nI=9550×6/350=163.71N?mmTII=9550×PII/nII=9550×5.76/70=785.82?mmTIII=9550×PIII/nIII=9550×5.64/70=769.45N?mm第3章、傳動零件的設計計算一、帶輪傳動的設計計算解：確定計算功率PC，選擇V型帶。由于載荷平穩，工作時間兩班制。所以由書表11—7查得k=1.3，故計算功率為PC=kP=1.3×3=3.9kw由于PC=3.9kw，n1=970r/min。由書表11—8得，確定帶的型號為A型號。確定帶輪的基準直徑d1和d2由書表11—8，根據d1〉dmin的要求，取d1=100mm?！遜2=d1n1/n2=100×970/369.23=262mm驗算帶速V=πd1n1/60×1000=3.14×100×970/60×1000=5.076m/s∴帶速V在5～25m/s范圍內，故合適。計算中心距a，帶長Ld初定中心距為0.7(d1+d2)≤a0≤2(d1+d2)得0.7(100+262)≤a0≤2(100+262)254mm≤a0≤722mm取a0=500mm初定帶長為L0=2a0+π(d1+d2)/2+(d2-d1)2/4a0=2×500+3.14（100+262）/2（262-100）2/4×500=1569mm由書表11—1取Ld=1600mm中心距a≈a0+（Ld-L）/2=500+（1600-1569）/2=515mm中心距變化范圍為amin=a-0.015Ld=515-0.015×1600=491mmamax=a+0.03Ld=515+0.03×1600=563mm驗算小帶輪包角小帶輪包角可按下列公式得α1=1800-（d2-d1）/a×57.30=1800-（260-100）/515×57.30=162.10∵α1=162.10〉1200∴小帶輪包角α1合適。確定V帶的根數Z根據書表11—4查得，單根普通V帶所能傳遞的功率P0=0.96kw根據書表11—5查得，單根普通V帶功率增量為△P0=0.11kw根據書表11—6查得，包角修正系數為Ka=0.95根據書表11—1查得，帶長修正系數為KL=0.99Z=PC/(P0+△P0)KαKL=3.9/(0.96+0.11)×0.95×0.99=3.88取Z=4計算初壓力F0由書表11—2查得q=0.1kg/m，單根V帶的初拉力：F0=500PC/ZV（2.5/Kα-1）+qV2=500×3.9/4×5.024×(2.5/0.96-1)+0.1×5.0242=160.65N計算軸上的力FyFy=2ZF0sinα1/2=2×4×160.65sin167.6/2=1233.792N帶輪的材料選用小帶輪的材料為鑄鐵（AT150）因為直徑采用實心式帶輪。大帶輪的材料為HT150，因為直徑d2=262mm。采用腹板式帶輪。普通V帶輪的輪槽尺寸∵V帶為A型號，查書表11—3查得∴bd=11mmhamin=2.75mme=15±0.3mmfmin=9mmhfmin=8.7mmδmin=6mmφ=34° 根據《機械設計手冊》235頁查得輪寬B=（Z-1）e+2f=（4-1）×15+2×9=63mm二、帶輪的安裝與維護安裝時，兩輪的軸線應平行，否則帶間磨損嚴重，一般應使小輪包角α1≥120°。要先將中心距縮小，帶套在帶輪上再慢慢拉緊，不要硬撬，帶裝好后，帶的張緊程度是大拇指能按下12mm為宜，在使用過程中對帶傳遞應進行定期檢查，發現有疲勞破壞現象時，應及時將V帶更換，用安全防護罩將帶傳動罩起來，即保證人身安全，又防止酸堿等腐蝕腰帶，而發生意外。第4章、軸的設計計算一、從動軸的設計計算 已知：P4=2.6kw，從動齒輪轉速70r/min。分度圓直徑d2=222.5mm，單向傳動，載荷平穩，工作時間兩班制。選擇軸的材料，確定許用應力查書表16—2得選用45鋼，正火處理，硬度在170～217HBW，抗拉強度σb=600Mpa查書表16—4得許用彎曲應力[σ-1bb]=55Mpa按扭轉強度計算最小直徑d≥C(P/n)1/3由書表16—3，C=118～107取C=115d2≥34.49mm考慮到軸頸上有一鍵槽，應將軸徑增大3%，但因為從動軸傳遞的功率較小，故不用將軸徑增大。根據彈性套柱銷連軸器TL6內孔直徑取d2=35mm，查附表2—10。選彈性套柱銷聯軸器（GB4324—1984）軸的結構設計確定軸上零件布置在箱中央，軸承對稱地布置在兩側，軸在外軸端安裝聯軸器，齒輪以軸環和套筒實現軸向定位和固定，以平鍵聯接和過盈配合H7/r6實現周向固定。查5—3表，為便于裝拆和調整等要求，通常將軸設計成階梯軸。確定軸各段直徑和長度根據軸各段直徑確定的原則，采用階梯軸尺寸按由小至大，由兩端到中央的順序確定。而裝有密封件和滾動軸承處的直徑，則應與密封件和軸承的內徑一致。軸上兩個支點的軸承，應盡量采用相同的型號，便于軸承座孔的加工。查表5—1①外伸軸直徑d1=35mm②聯軸器定位肩高度a=3mm，圓角半徑R=2，直徑d2=41mm③為安裝軸承便于安裝，兩滾動軸承處的軸徑直徑d3〉d2。且查表5—1查得，軸頸的直徑d3=47mm。因為兩相鄰軸段直徑的變化僅是軸上的拆裝方便或區分表面，所以兩直徑略有差值。即軸頸直徑d3=45mm。因直齒圓柱齒輪減速器的軸有存在徑向載荷，所以選深溝球軸承來承受徑向載荷。選擇軸承型號60209寬度系列代號為窄，直徑系列代號為輕，內徑代號09。④安裝齒輪，采用標準系列值，取d4=55mm。⑤軸環處考慮齒輪定位和固定直徑。查《機械設計手冊》771頁8—355查得，a=（0.07～0.1）d4，a=5.5d5=d4+2a=66mm⑥軸上兩軸承的軸徑的直徑應一致d6=45mm。確定各段軸的長度因為選用彈性套柱銷聯軸器（GB4323—1984）。主動端Z型軸孔，C型鍵槽dz=35mm，L=60mm，A=45mm。TL6型號。對于安裝聯軸器的軸段，應使軸段的長度略短于相配輪轂的寬度。∴l1=58mm為保證齒輪固定可靠，而且齒輪端面與箱體之間不相碰及軸承拆卸方便，齒輪端面與箱體壁間應留有一定間隙，為使軸承含在箱體內取兩者之間間距為15.79mm。選擇凸緣式軸承蓋，密封圈B=（6～14）mm，取B=6mm。根據《機械設計手冊》表6—921493頁。軸承蓋b1=12mm，L`=16mm?！鄉2=43.79mm查《機械設計手冊》986頁軸承寬度b=19mm，r=2，套筒設定為8mm。∴l3=41mm安裝齒輪的軸段，應使軸段的長度略短于相配輪轂的寬度，因為輪轂寬度L=66mm，所以跟齒輪聯接的軸段l4=64mm。軸環寬度l5=b=1.4a=7.7mm根據《機械設計手冊》表8—355查得軸徑l6=21mm為防止傳動件潤滑油飛濺到軸承內，軸承面向箱體內壁側應加擋油環l=（10～15）mm，設定擋油環長度為12mm。二、從動軸校核軸受力圖圓周力：Ft=2T/d2=339.33N徑向力：Fr=Ft?tanα=760.1N作用在右端帶輪上的力F=2500N，方向向下。K=136mmL=56.2mm畫出軸的空間受力圖根據水平受力圖求水平面支反力，并畫出水平彎矩圖。F1H=F2H=Ft/2=1169.67N截面a處彎距為MaH=F1HL/2=32.87N?m 根據垂直面受力圖求垂直面支反力，并畫出垂直面彎距圖。F1V=FrL/2L=380.05N?mF2V=Fr-F1V=380.05N?m∴F1V=F2V垂直面彎距Mav=F2VL/2=10.68N?m求F力在支點所產生的反力，并畫出其彎距圖F1F=FrK/L=6049.82N?mF2F=F-F1F=8549.82N?mF力產生的彎距MaF=FK=340N?m在軸的a—a截面，F力產生的彎距為MaF=F1FL/2=170N?m求合成彎距，并畫出合成彎距圖按F力作用的最不利的情況考慮，把MaF與（Mav2+MaH2）1/2直接相加，得Ma=（Mav2+MaH2）1/2+MaF=204.56N?m畫出轉距圖T=260.25N?m由圖可見，a—a截面最危險，求當量彎距。Me=[Ma2+（2T）]21/2由于軸的轉距變化規律不清楚，所以按脈動變化轉距計算。α=[σ-1bb]/[σ0bb]根據《機械設計手冊》表8—346762頁[σ-1bb]=60Mpa[σ0bb]=100Mpa∴α=[σ-1bb]/[σ0bb]=0.6Me=[Ma2+(αT)2]1/2=257.35N?m計算危險截面的直徑軸的材料選用45鋼調質處理，已查得[σ-1bb]=60Mpad≥(Me/0.1[σ-1bb])1/3=35mm說明：因截面a處有一鍵槽，應將直徑增大3%，但因為軸傳遞的功率小。所以不增加。結構設計圖中此處直徑為55mm，故強度足夠。圖如下:第5章、滾動軸承的選擇及校核計算一、從動軸滾動軸承的設計選擇軸承類型：由于單向傳動主要受徑向載荷，同時也承受軸向載荷，選擇深溝球軸承。D=85mm選擇軸承型號，根據軸徑d=45mm，選擇軸承型號60209型滾動軸承。驗算T=9550p/n=260.25N?mFt=2T/d2=2339.33N?mFr=Ft?tanα=760.1N已知：軸承的使用期限（5年），每年工作300天（兩班制）?！郘h=19440h∵直齒圓柱齒輪不承受軸向力∴當量動載荷P=xFr根據書表18—8查得x=1∴P=760.1N根據《機械設計手冊》986頁Cr=2560KNC0=1810KN根據書表18—5查得當軸承的工作溫度100°Cft=1根據書表18—6查得載荷性質：為沖擊，平穩fp=1.2∵軸承為深溝球軸承∴軸承的壽命指數ε=3∴Cr′=fp?p/ft（60n/106?Lh′）1/ε =4387.3N∵4.3873KN〈Cr∴軸承型號60209型滾動軸承滿足要求。二、主動軸滾動軸承的設計選擇軸承類型：由于單向傳動主要受徑向載荷，同時也承受軸向載荷，選擇深溝球軸承。D=72mm選擇軸承型號，根據軸徑d=35mm，選擇軸承型號60207型滾動軸承。驗算T=9550p/n=70.09N?mFt=2T/d2=2437.91N?mFr=Ft?tanα=792.12N已知：軸承的使用期限（5年），每年工作300天（兩班制）。∴Lh=19440h∵直齒圓柱齒輪不承受軸向力∴當量動載荷P=xFr根據書表18—8查得x=1∴P=792.12N根據《機械設計手冊》986頁Cr=2010KNC0=1390KN根據書表18—5查得當軸承的工作溫度100°Cft=1根據書表18—6查得載荷性質：為沖擊，平穩。 fp=1.2∵軸承為深溝球軸承∴軸承的壽命指數ε=3∴Cr′=fp?p/ft（60n/106?Lh′）1/ε=7176.6N∵7.1766KN〈Cr∴軸承型號60207型滾動軸承滿足要求。第6章、鍵聯接的選擇及校核計算一、從動軸與齒輪配合處的鍵 分已知：d=55mmn=70r/min載荷平穩，單向傳動。a. 齒輪傳動要求軸與齒輪對中要好，以防止嚙合不良。故聯接選用平鍵。根據軸徑d=55mm由《機械設計手冊》表4—994—100849頁查得b. 選用A型平鍵，尺寸為b=16mm說明：查《機械設計手冊》可得鍵的長度應比軸段短5～10mm故取L=56mmh=10mm驗算鍵聯接擠壓強度A型鍵工作長度l=L-b=40m查書表15—3查得許用應力擠壓應力[σF]=125～150MpaσP=4000T/hld=47.32Mpa〈[σF]∴合格相配鍵槽設計由《機械設計手冊》表4—99查得槽深t=6轂槽深t1=4.4尺寸偏差寬度軸N9-0.04轂JS±0.02深度軸t00轂t10∵鍵槽應靠近輪轂裝入側的軸段端短5～10∴取輪轂裝入側的軸段端5mm從動軸聯軸器相配鍵槽的設計已知：d2=35mmn=70r/min載荷平穩，單向傳動。a齒輪傳動要求軸與齒輪對中要好，以防止嚙合不良。故聯接選用平鍵。根據軸徑d=35mm由《機械設計手冊》表4—99849頁查得選用A型平鍵，尺寸為b=10mmh=8mm說明：查《機械設計手冊》可得鍵的長度應比軸段短5～10mm故取L=50mm槽深t=5偏差寬度N9-0.04深度t00∵鍵槽應靠近輪轂裝入側的軸段端短5～10mm∴取輪轂裝入側的軸段端3mm。二、主動軸與齒輪配合處的鍵已知：d=40mmn=350r/min載荷平穩，單向傳動。齒輪傳動要求軸與齒輪對中要好，以防止嚙合不良。故聯接選用平鍵。根據軸徑d=40mm由《機械設計手冊》表4—994—100849頁查得選用A型平鍵，尺寸為b=12mm說明：查《機械設計手冊》可得鍵的長度應比軸段短5～10mm故取L=56mmh=8mm驗算鍵聯接擠壓強度A型鍵工作長度l=L-b=44mm查書表15—3查得許用應力擠壓應力[σF]=125～150MpaσP=4000T/hld=19.91Mpa〈[σF]∴合格相配鍵槽設計由《機械設計手冊》表4—99查得槽深t=5轂槽深t1=3.3尺寸偏差寬度軸N9-0.04轂JS±0.02深度軸t00轂t10∵鍵槽應靠近輪轂裝入側的軸段端短5～10∴取輪轂裝入側的軸段端5mm主動軸聯軸器相配鍵槽的設計已知：d1=24mmn=369.23r/min載荷平穩，單向傳動。a齒輪傳動要求軸與齒輪對中要好，以防止嚙合不良。故聯接選用平鍵。根據軸徑d=24mm由《機械設計手冊》表4—99849頁查得選用A型平鍵，尺寸為b=8mmh=7mm說明：查《機械設計手冊》可得鍵的長度應比軸段短5～10mm取L=40mm槽深t=4mm偏差寬度N9-0.04深度t00∵鍵槽應靠近輪轂裝入側的軸段端短5～10mm∴取輪轂裝入側的軸段端3mm。第7章、潤滑的選擇1.齒輪的圓周速度v=1.1m/s〈12m/s采用池浴潤滑，為了減少攪拌損失和避免潤池溫度過高，大齒輪侵入油池中的深度為1個全齒高，但不小于10mm。但為避免傳動零件轉動時將沉積在油底的污物攪起，造成齒面磨損，應使大齒輪齒頂距油池底面的距離不小于30～50mm。根據書表4—14查得，齒輪傳動潤滑油粘度為220cSt。2.軸承的潤滑∵d1n1=0.13×105mm?r/min〈（1.5～2）×105mm?r/mind2n2=0.043×105mm?r/min〈（1.5～2）×105mm?r/min∴采用脂潤滑，潤滑脂填充量不得超過軸承空隙的1/3～1/2，過多會引起軸承發熱。3.軸承密封的選擇：密封是為了防止灰塵，水份等侵入軸承，并且防止潤滑劑流入。根據密封類型的特點：選用氈圈密封，軸頸圓周速度v〈5m/s合適。氈圈材料為毛氈，安裝前用熱礦物油浸漬。主動軸軸承毛氈密封的尺寸設計。d0=29mm，毛氈尺寸d=d0-1=28mmD=d0+（14～20）=45mmB=6mm槽的尺寸d1=d0+（1～2）=30mmD1=D+（1～2）=46mmB1=B+（0.5～1.5）=5mm從動軸軸承毛氈密封的尺寸設計。d0=41mm，毛氈尺寸d=d0-1=40mmD=d0+（14～20）=55mmB=6mm槽的尺寸d1=d0+（1～2）=42mmD1=D+（1～2）=56mmB1=B+（0.5～1.5）=5mm第8章、聯軸器及軸承蓋的選擇一、聯軸器的選擇根據其特點，補償兩軸相對偏移、減振、緩沖、絕緣性能，重量較輕，承載能力大，工作溫度〈100°C。由附表2—10選擇彈性套柱銷聯軸器。主動軸聯軸器型號為TL4型。從動軸聯軸器型號為TL6型。二、軸承蓋的選擇選用可穿透端蓋結構，故選用凸緣式軸承蓋，主動軸D=72mm，根據《機械設計手冊》表4—230986頁軸承外徑，根據表4—2查得，d3=9mm端蓋上螺釘數目為4。d0=d3+1=10mmD0=D+2.5d3=94.5mmD2=D0+2.5d3=117mme=1.2d3=10.8mm≥e=10.8 D4=D-（10～15）=60mmL=0.15D=10.8mm選用可穿透端蓋結構，故選用凸緣式軸承蓋。從動軸D=85mm，根據《機械設計手冊》表4—230986頁軸承外徑，根據表4—2查得，d3=10mm端蓋上螺釘數目為4。d0=d3+1=11mmD0=D+2.5d3=110mmD2=D0+2.5d3=135mme=1.2d3=12mme1≥e=12D4=D-（10～15）=70mmL=0.15D=10.8mm第9章、減速器箱體和附件設計一、減速器箱體：箱座壁厚δ=0.025a+1=3.6mm∵一級齒輪減速器δ≥8mm∴箱體壁厚取δ1=8mm箱蓋壁厚δ1=0.2a+1=2.175mm∵一級齒輪減速器δ1≥8mm∴箱體壁厚取δ1=8mm箱蓋凸緣厚度b1=1.5δ1=12mm箱座凸緣厚度b=1.5δ=12mm地腳螺釘直徑df=0.036a+12=18地腳螺釘數目∵a=150mm〈250mm∴n=4軸承旁連接螺栓直徑d1=0.75df=M14蓋與座連接螺栓直徑d2=（0.5～0.6）df=M9連接螺栓d2的距離l=125～200軸承端蓋螺釘直徑d3=M10檢查孔蓋螺釘直徑d4=（0.3～0.4）df=7.2根據表4—4取d4=M8定位銷直徑d=（0.7～0.8）d2=7.2mm箱座加強肋厚度m=0.85δ=6.8mm箱蓋加強肋厚度m1=0.85δ1=6.8mm軸承蓋螺釘分布圓直徑主動軸D=72mm根據《機械設計手冊》表8—401查得軸承蓋螺釘分布圓直徑D1=95mm軸承座凸緣端面直徑D2=115mm從動軸D=85mm根據《機械設計手冊》表8—401查得軸承蓋螺釘分布圓直徑D1=110mm軸承座凸緣端面直徑D2=130mm地腳螺栓孔凸緣的配置尺寸df=18mm根據《機械設計手冊》表8—398查得到外箱壁距離C1′=25到凸緣邊距離C2′=22D0′=45軸承座旁連接螺栓孔凸緣的配置尺寸d1=14mm根據《機械設計手冊》表8—397查得到外箱壁距離C1=22到凸緣邊距離C2=18D0=30r=4蓋與座連接螺栓孔凸緣的配置尺寸d2=9mm根據《機械設計手冊》表8—397查得到外箱壁距離C1=15到凸緣邊距離C2=13D0=20r=3箱蓋鑄造壁相交部分的尺寸δ1=8mm根據《機械設計手冊》表8—399查得X=3Y=15R=5箱體內壁和齒頂的間隙△〉1.2δ=9.6mm故取△=10mm箱體內壁與齒輪端面的間隙△1≈10～15取△1=12mm底座深度Hd=0.5d+（30～50）=156mm底座高度H=Hd+δ+（5～10）=171mm外箱蓋至軸承座端面距離l1=C1+C2+（5～10）=46mm軸承座連接螺栓間的距離說明：因盡量靠近，以與端蓋螺栓互不干涉為準。主動軸S=D1+（2～2.5）d1=70從動軸S2=D2+（2～2.5）d1=80但因為距離太近取S=124二、附件設計：擋油環設計：采用脂潤滑時，為防止箱體內潤滑油飛濺到軸承內，稀釋潤滑脂而變質，同時防止油脂泄入箱內軸承面向箱體內壁一側應加擋油環。擋油板做成齒狀，主動軸，擋油環厚度為6.9mm，擋油環與軸承間隔為3.9mm，置于軸承內側。從動軸，擋油環厚度為7.2mm，擋油環與軸承間隔為5mm，置于軸承內側。視孔蓋：為檢查傳動零件的嚙合情況，并向箱體內注入潤滑油。在箱體的適當位置設置觀察孔，視孔蓋用螺釘固定在箱蓋上。根據表4—4查得取A=115mmB=90mmA1=75B1=50mmA2=95mmB2=70mmh=3mmR=10mm螺釘d=M8L=154個通氣器：減速器工作時，箱體內溫度