机械设计课程设计用于螺旋输送机的一级圆柱齿轮减速器的设计.doc

机械零件设计（设计说明书）
MACHINED COMPONENT DESIGN
(Design specifications )

题 目: 用于螺旋输送机的一级圆柱齿轮减速器的设计

学 院 材料科学与工程学院
专 业 冶金
学 号
学生姓名
指导教师
起讫日期 2013.7.1～2013.7.12

目 录

0． 课程设计任务书……………………………………………………………3
1． 电动机的选择………………………………………………………………4
1.1 电动机类型和结构的选择………………………………………………4
1.2 电动机容量选择…………………………………………………………4
1.3 确定电动机转速…………………………………………………………4
1.4 电动机型号选择…………………………………………………………5
2. 传动参数计算………………………………………………………………5
2.1 确定传动比………………………………………………………………5
2.2 齿轮传动比………………………………………………………………6
2.3 计算传动参数……………………………………………………………6
3． 传动零件的设计计算………………………………………………………6
3.1 闭式圆柱斜齿轮传动……………………………………………………7
3.2 开式圆锥齿轮传动………………………………………………………12
4． 轴的机构设计及强度计算…………………………………………………15
4.1 高速轴（小齿轮轴）设计………………………………………………15
4.2 低速轴（大齿轮轴）设计………………………………………………20
5． 轴承的寿命计算……………………………………………………………27
5.1 高速轴轴承寿命计算……………………………………………………27
5.2 低速轴轴承寿命计算……………………………………………………29
6． 其它零部件选择及键的强度校核…………………………………………31
6.1 键的选择与校核…………………………………………………………31
6. 2 联轴器的选用……………………………………………………………32
6. 3 铸铁减速箱体的主要结构尺寸…………………………………………32
7． 技术要求……………………………………………………………………34
8． 参考文献 ……………………………………………………………………34
9． 设计小结 ……………………………………………………………………35
10．课程设计任务书原件 ………………………………………………………37
《机械零件设计》课程设计任务书

班级 冶金 姓名 学号

一、项目设计：用于螺旋输送机的一级圆柱齿轮减速器
二、运动简图

1.电动机；2、4.联轴器；3.一级圆柱齿轮减速器；5.开式圆锥齿轮传动；6.输送螺旋。

三、原始数据（B2斜）
输送机工作轴转矩T 850 N·m
输送机工作轴转速 n 125 r/min
输送机工作转速允许误差 ±5%
工作年限 8 年 2 班制。

四、设计任务
减速器装配图（A1号图纸） 1 张；
零件工作图（A3号图纸） 1 张；
1. 大齿轮工作图1张；
2. 减速器输入轴工作图1张；
设计说明书 1 份。

五、设计期限
2013 年 6 月 17 日 至 2013 年 6 月 28 日

指导教师： 发题日期：

计 算 及 说 明
主 要 结 果
1. 电动机的选择

1.1 电动机类型和结构的选择
按工作要求和工作条件，选择Y系列三相交流异步电动机，此系列电动机属于一般用途的全封闭自扇冷电动机。

1.2 电动机容量选择

1.2.1输送机所需功率

Pw=T·n / 9550 = 850×150/9550 = 11.126 kw

1.2.2传动装置总效率
η总=η１4×η２2×η３×η４
式中：η1、η2、η3、η4分别为滚动轴承（4对）、联轴器（2个）、圆锥直齿轮和圆柱斜齿轮传动的传动效率。
根据《机械设计课程设计》P9表2-3查得 ：
η１=0.99，η２＝0.99，η３＝0.93，η４=0.97。
则：　η总=0.994×0.992×0.93×0.97=0.85

1.2.3输送机所需电动机的功率
　　　　Pd =PＷ/η总=11.126/0.85=13.09kw
由表10-1选取电动机额定功率Ped=15 kw。

1.3 确定电动机转速

1.3.1输送机工作轴转速为：
nw＝[（1-5%）～（1+5%）]×125r/min
＝118.75～131.25 r/min

1.3.2电动机转速
根据《机械设计课程设计》P5表2-1推荐的传动比合理范围：取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围I1=3~5。
取开式圆锥齿轮传动的传动比I2=2~4。
总传动比理论范围为：I总= I1 × I2 =（3~5）×（2~4） = 6~20
因此电动机转速的可选范围：
Nd= I总× nＷ = (6～20)×(118.75～131.25)
= 712.5～3150 r/min
根据表10-1可以确定：符合这一转速范围的同步转速有：1000、1500和3000r/min。查表10-1得电动机数据及计算出总传动比列于附表1-1中。

1.4电动机型号选择
根据容量和转速，由相关手册查出三种适用的电动机型号：

附表1-1 电动机数据及传动比
方案
电动机型号
额定功率
kw
电动机转速 (r/min)
质量/kg
总传动比
同步转速
满载转速
1
Y160M2-2
15
3000
2930
125
19.53
2
Y160L-4
15
1500
1460
144
9.733
3
Y180L-6
15
1000
970
195
6.47

电动机转速越高，价格越低，而传动装置的轮廓尺寸较大。表中所列方案1与方案2电动机转速高，质量轻，价格便宜，但方案1总传动比最大，转动装置外廓尺寸大，制造成本大；方案3质量大，转速低，价格高，转动装置外廓尺寸小 。综合考虑电动机的价格和传动装置尺寸条件，为了合理地分配各级传动比，使传动装置结构紧凑，决定选用方案2，
即选定电动机型号为：Y160L-4。
其满载转速n满 =1460r/min，Ped=15KW。
由《机械设计课程设计》P106页表10-3得：

电动机轴中心高
H (mm)
电动机轴伸出端长E (mm)
电动机轴直径
D (mm)
160
110
42

2． 传动参数计算

原始数据：
输送机工作轴上转矩
T (N·m)
输送机工作轴转速
N (r/min)
工作年限
850
125
8年2班制

2.1确定传动系统的总传动比和分配各级传动比

2.1.1总传动比：

2.2 齿轮传动比

取减速箱内闭式圆柱齿轮的传动比为i柱=3.20，则开式圆锥齿轮传动比：

2.3计算传动系统的运动和动力参数

2.3.1各轴转速
1轴(高速轴)：
2轴(低速轴)：
3轴(外传动轴)：
4轴(输送机轴)：

2.3.2各轴输入功率

联轴器效率：
球轴承效率：
闭式圆柱齿轮传动效率：
开式圆锥齿轮传动效率：
1轴：
2轴：
3轴：
4轴：

2.3.3各轴的输入转矩
1轴：
2轴：
3轴：
4轴：

附表1-2 各轴运动和动力参数
轴名
功率P/kW
转矩
T(N·m)
转速n (r/min)
传动比
效率
高速轴
12.96
84.773
1460
3.20
0.96
低速轴
12.445
269.493
4
6.25
3.04
0.98
外传
动轴
12.20
255.364
456.25
1
0.92
输送
机轴
11.23
714.586
150.082

3．传动零件的设计计算

3.1减速器内传动零件设计
3.1.1选择传动类型、齿轮材料及确定许用应力
闭式圆柱斜齿轮传动。
小齿轮选用40Cr调质，齿面硬度为241~286HBW，
；
大齿轮选用45调质，齿面硬度为217~255HBW。

3.1.2按齿面接触强度设计
设齿轮按8级精度制造（要求软齿面粗糙度，）。
（1） 确认公式内的各计算数值

1）由表11-3与表11-5，查表得取载荷系数,
查表13-26得齿宽系数
2）转矩与螺旋角
因两齿轮均为钢质齿轮，可应用【2】P171页公式11-3求 出值。确定有关参数与系数：

初选螺旋角

3） 齿数Z和传动比
初取，传动比，则，则实际传动比。

4）由表13-25得：；由图13-12取区域系数
查阅图10-26得，，
则

5）斜齿轮计算许用应力
由图13-8取，失效概率取1%，

（2）计算
1）主要尺寸计算

2） 计算圆周速度
3） 计算齿宽b及模数

4） 计算纵向重合度

5） 计算载荷系数K。
由表12-21得使用系数KA=1.0；查图13-6得动载荷系数Kv=1.12；查表13-23，插值计算得；查图13-5得齿向载荷系数；查表13-22得斜齿轮间载荷分配系数；
因此载荷系数

6） 按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径。
7） 计算模数。

3.1.3 按齿根弯曲疲劳强度设计
（1） 确定计算参数
①计算载荷系数。

②根据纵向重合度，从图13-11查得螺旋角影响系数
③当量齿数

④查取齿形系数。由表13-24得：
⑤查取应力校正系数。由表13-24得
⑥由图13-9c查疲劳弯曲极限
⑦由图13-7查得弯曲疲劳寿命系数

⑧计算弯曲疲劳许用应力。取弯曲疲劳安全系数SF=1.4，

⑨计算大、小齿轮的

比较可知：大齿轮的数值大。
（2）设计计算

对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数mn大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，由于齿轮法面模数mn的大小主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(即模数与齿数的乘积)有关，所以可取由弯曲强度算得的法面模数2.86mm并就近圆整为标准值mn=3，取按接触强度算得的分度圆直径。从而可算出小齿轮齿数和大齿轮齿数分别为

3.1.5几何尺寸计算
（1） 计算中心距。
，为了便于制造和测量，中心距应尽量圆整成尾数为0和5，故取。

（2） 按圆整后的中心距修正螺旋角。
由于β的变动不多，因此等不必修正。
（3）计算大、小齿轮的分度圆直径：

齿顶高
齿根高
全齿高
顶隙
齿顶圆直径：

齿根圆直径：

齿轮宽度：，则。

3.1.6 齿轮的结构设计
小齿轮1由于直径较小，所以采用齿轮轴结构。
大齿轮2采用腹板式结构。

3.2减速器外传动零件设计

3.2.1选定齿轮传动类型、材料、热处理方式、精度等级。

开式直齿圆锥齿轮传动。
小齿轮选硬齿面，大齿轮选软齿面。
小齿轮：45钢。调质处理，齿面硬度为230HBS；
；
大齿轮：45钢。正火处理，齿面硬度为190HBS。
。
齿轮精度初选8级。

3.2.2初选主要参数及确定许用应力
初取，传动比，则

由【2】表11-5，齿轮为一般可靠度，取SH=1, SF=1.25。

3.2.3按弯曲疲劳强度设计
公式
确定各参数值
1） 试选载荷系数K=1.3，=0.3
2）计算小齿轮传递的转矩

3）齿形系数和应力修正系数
齿形系数与应力修正系数按当量齿数计算。

查【2】图11-8,11-9，得

比较小齿轮、大齿轮的大小：

计算大端模数：

选取第一系列标准模数 me=8
外锥距
齿宽
分度圆直径

3.2.4按齿面疲劳强度校核

小齿轮齿宽中点的分度圆直径

小齿轮圆周力
由【2】171页表11-4得：；
已知齿轮均为标准齿轮，所以
将上述参数代入【2】P181 公式11-14校核齿轮接触疲劳强度

安全。

3.2.5几何尺寸计算

大端模数 me=8
齿数
齿宽
外锥距

分度圆直径

4． 轴的设计及强度

4.1减速器输入轴（高速轴）设计

4.1.1初步确定轴的最小直径
选用40Cr调质处理，硬度为241~286HBS。轴的输入功率为P1=12.96kw，转速n1=1460r/min；
由【2】245页表14-2，得C=105。
代入公式14-2得

考虑到连接联轴器的一个键的存在,轴径应该扩大5%，

4.1.2 齿轮上的作用力
小齿轮分度圆直径d1=61.90mm

4.1.3 结构设计

图1-1 高速轴示意图

高速轴采用齿轮轴，齿轮部分安排在减速器箱体的中央，L4与L6相等。由于轴不长，所以轴承采用两端固定方式。现轴承采用脂润滑，通过挡油环和轴承盖双向定位。高速轴示意图如上图1-1。

根据轴上零件的安装和固定要求，将轴分为七段
轴段①：安装联轴器；
轴段②：轴身；
轴段③：安装轴承；
轴段④：过渡段；
轴段⑤：小齿轮；
轴段⑥：过渡段；
轴段⑦：安装轴承。

4.1.4 各轴段轴径的确定

轴段①
根据最小轴径及计算转矩Tc=KA·T1=1.5×88.773=127.1595 N·m，查【1】P192表15-7，选择弹性柱销联轴器LX2-Y型，公称转矩，。轴孔直径32mm，轴孔长度82mm。
故取。

轴段②
根据联轴器的轴向定位要求，定位轴肩为
又考虑到密封圈的标准，取
该处轴的圆周速度

故可选用毡圈油封，由【1】P206表17-9，选取
毡圈40JB/ZQ4606—1997。

轴段③和⑦
考虑轴承的拆装方便，使。初步选取角接触向心轴承7010AC。查【1】P177-178表14-6得其基本尺寸为，其安装尺寸为。
所以。
轴段④和⑥
这一部分为轴承和齿轮的过渡段，齿轮分度圆大小为，选取。
轴段⑤
由于小齿轮直径较小，故采用齿轮轴结构。这一部分为小齿轮，分度圆直径为，齿顶圆直径为。

4.1.4 各轴段长度计算

轴长①
半联轴器长度为82mm，故取。

轴长③和⑦
参考【1】5-11a，取挡油环端面到箱体内壁距离为，靠近箱体内壁的轴承端面到箱体内壁的距离取；故取。
由于对称，L7=L3=32mm。

轴长④和⑥
观察装配图可以得到：

由【1】表4-1得：

取：

所以：

轴长⑤

轴长②
地脚螺钉直径取M16，轴承旁连接螺钉直径取M16，查表4-1得相应的。箱盖与箱座连接螺直径取M10；轴承端盖螺钉直径取M8。由表16-1查得轴承端盖凸缘厚度。轴承座宽度；取端盖与轴承座尖的调整垫片厚度；取起出螺钉的必要距离，则有

4.1.5 校核高速轴的强度
3.1 .按弯矩、转矩合成强度计算轴的计算简图如图1-2所示

图1-2 高速轴的简化图及弯矩图
a=122m， b=72m，c=72mm， T=88.848 N·m
(1)确定作用在轴上的载荷：
圆圆周力 Ft=
径径向力 Fr=
轴轴向力 Fa= Fttgβ=2754.096×tg13.5362°=665.45N
（2）确定支点反作用力及弯曲力矩
水平面中的计算简图如图1-2所示。
支承反力
FRBH =FRCH =0.5Ft=0.5×2764.092=1382.048 N
齿轮中心截面的弯曲力矩
MIH=FRBH b=1382.049×72=98125.408 N·mm
垂直面中的计算简图如图1-2所示。
支承反力
FRBV=
FRCV=

M 齿轮中心截面的弯曲力矩
M´IH =FRBV·b=668.043×72=47431.053N·mm
M´´IH =FRCV·c=366.777×72=26041.167N·mm
合成弯矩（图1c）
M´WI =N·mm
M´´WI=N·mm
轴上的扭矩
T=88.848 N·m

画出轴的当量弯矩图，从图中可以判断齿轮中心截面弯矩值最大，而轴外伸段截面承受纯扭，所以对这两个危险截面进行计算。

(3)计算齿轮中心截面、轴外伸段的直径
已知轴的材料为40C r（调质热处理）,其σB=750MPa；
[σ-1b]=70MPa，[σ0b]=120MPa。则
70/120=0.58
齿轮中心截面处的当量弯矩
N ·mm
齿轮中心截面处的当量弯矩
N·mm
故齿轮中心截面处的直径
dⅠ= 满足设计要求；
轴外伸段截面的直径
dⅡ=mm
有一个键槽，则增大5%得20.20mm，也满足设计要求。

4.2 低速轴（大齿轮轴）设计

4.2.1 初步确定轴的最小轴径

选用45钢调质处理，硬度为241~286HBS。轴的输入功率为P1=13.583kw，转速n2=456.25r/min；
由【2】245页表14-2，取C=115。
代入公式14-2得

考虑到两个键的存在,轴径应该扩大6%，

4.1.2 齿轮上的作用力

大齿轮分度圆直径d2=205.72mm

4.2.2 结构设计

图1-3 低速轴示意图

大齿轮安排在箱体中央，轴承对称分布在齿轮两侧。轴外伸端安装联轴器，联轴器靠轴肩向固定。齿轮靠轴环和套筒实现轴向固定。轴承采用两端固定，脂润滑，通过挡油环和轴承盖固定。低速轴示意图如上图1-3。

根据零件的安装和固定要求，轴应该分为六段：
轴段①：安装联轴器；
轴段②：轴身；
轴段③：安装轴承；
轴段④：安装大齿轮；
轴段⑤：轴肩；
轴段⑥：安装轴承。

4.2.3 各轴段直径

轴段①
查【1】P192表15-7，选择弹性柱销联轴器LX3-Y联轴器，轴孔直径40mm，轴孔长度112mm。

轴段②
根据联轴器的轴向定位要求，定位轴肩为
又考虑到密封圈的标准，取
该处轴的圆周速度

故可选用毡圈油封，由【1】P206表17-9，选取
毡圈45 JB/ZQ4606—1997。

轴段③
考虑装拆方便，，取，查【1】177页表14-6得到，为使轴承外径不致过大，选用角接触向心球轴承7210AC，其基本尺寸为
，
其安装尺寸为。

轴段④
此轴段用于安装大齿轮，根据【1】P97表9-10取大于55mm的标准值，则取。

轴段⑤
轴环，为齿轮提供定位作用，定位轴肩为，查表9-10取标准值，取。

轴径⑥
。

4.2.4 各轴段长度
轴长①
选用LX4型联轴器，联轴器轴孔长，为了保证轴向定位可靠，。

轴长④
此处安装齿轮，为了保证定位可靠，

已知B大齿 =65，所以：

轴长②
此段长度除与轴上零件有关外，还与轴承座宽度及轴承盖等零件有关。由装配关系可知，轴承座宽度、轴承盖凸缘厚度、轴承端盖连接螺栓长度、轴承靠近箱体内壁的端面至箱体内壁距离、端盖与轴承座间的调整垫片厚度均与高速轴相同，取起出螺钉的必要距离，则有

轴长⑤
轴环宽度，，取

轴长⑥

轴长③

4.2.5 轴的强度校核减速器输出轴（Ⅱ轴）

3. 按弯矩、转矩合成强度计算轴是否符合要求
根据上例高速轴的分析，低速轴的受力情况跟高速轴的一 样，只是力的大小有所变化，所以还是用高速轴的模型进行设计计算。受力简图还是一样，如下图1-4所示：

图1-4 低速轴的简化及简化图
图a=148mm， b=74mm，c=74mm，T=270.268 N·m
(1)确定作用在轴上的载荷：
大齿轮分度圆直径d2=205.72mm
圆周力 Ft=
径向力 Fr=
轴向力 Fa= Fttgβ=2627.54×tg13.5362°=632.57N
（2）确定支点反作用力及弯曲力矩
水平面中的计算。
支承反力
FRBH =FRCH =0.5Ft=0.5×2627.54=1313.27N
截面齿轮中心截面的弯曲力矩
MIH=FRBH b=1313.27×74=97218.98N·mm
垂直面中的计算简图如图1-4所示。
支承反力
FRBV=
FRCV=

齿轮中心截面的弯曲力矩
M´IH =FRBV·b=931.481×74=68929.594N·mm
M´´IH =FRCV·c=52.213×74=3863.762N·mm

合成弯矩
M´WI =N·mm
M´´WI= N·mm

轴上的扭矩
T=270.268 N·m

画出轴的当量弯矩图。从图中可以判断齿轮中心截面弯矩值最大，而轴外伸段截面(安装联轴器)承受纯扭，所以对这两个危险截面进行计算。

（3）计算齿轮中心截面、轴外伸段截面的直径
已知轴的材料为45（调质热处理）,其σB=650MPa；[σ-1b]=60MPa，[σ0b]=102.5MPa。则
60/102.5=0.6
齿轮中心截面处的当量弯矩
N·mm
轴外伸段截面处的当量弯矩
N·mm
故轴齿轮中心截面处的直径
dⅠ=mm
有一个键槽，则增大5%得33.86mm＜55mm 满足设计要求；
轴外伸段截面处的直径
dⅡ=mm
有一个键槽，则增大5%得31.51m，也满足设计要求。

5． 轴承的寿命计算

5.1 高速轴轴承寿命计算

已知，采用八年两班制工作，所以需要寿命：

选用7010AC轴承，由【1】177页表14-6得：

（1）求轴承受的径向载荷Fr1和Fr2
已知小齿轮上的力：
圆周力 Ft=
径向力 Fr=
轴向力 Fa=
小 齿轮分度圆直径d=64.28mm

（2）求两轴承的计算轴向力Fs1和Fs2
由表14-6查得轴承的内部轴向力为：

因为
所以轴承1为压紧端，而轴承2为放松端。故

（3）求轴承的当量动载荷P1和P2
由表14-6查得e=0.68，而

查表可得X1=0.41，Y1=0.87；X2=1，Y2=0。故当量动载荷为：

由于P1>P2,轴承寿命计算时应以P1代入计算。
（4）轴承寿命计算
已知，轴承工作温度低于100℃，由表得：
已知，工作时轻微震动，由表得：
已知选用角接触向心球轴承，由查表得：
代入得：

所以，所选轴承符合要求。

5.2 低速轴轴承寿命计算
已知，采用八年两班制工作，所以需要寿命：

选用7210AC轴承，由表14-6得：

（1）求轴承受的径向载荷Fr1和Fr2
已知大齿轮上的力：
圆周力 Ft=
径向力 Fr=
轴向力 Fa=632.57N
小 齿轮分度圆直径d=205.72mm

（2）求两轴承的计算轴向力Fs1和Fs2
由表查得轴承的内部轴向力为：

因为
所以轴承1为压紧端，而轴承2为放松端。故

（3）求轴承的当量动载荷P1和P2
由【2】表16-11查得e=0.68，而

查表可得X1=0.41，Y1=0.87；X2=1，Y2=0。故当量动载荷为：
由于P1>P2,轴承寿命计算时应以P1代入计算。

（4）轴承寿命计算
已知，轴承工作温度低于100℃，由表16-8得：
已知，工作时存在轻微震动，由表16-9得：
已知选用角接触向心球轴承，由表课查得：

代入得：

所以，所选轴承符合要求。
6. 其它零件的选择及键的强度校核

6.1 键的选择与校核

6.1.1 高速轴外伸端处
（1）选择键连接的种类和尺寸。主动轴外伸端d1=32mm,长80mm，考虑到键在轴中部安装，查表【1】12-27，选键10×70 GB/T 1096-2003，b=10mm，h=8mm，L=70mm。选择材料为40Cr钢，查表【1】12-28，键静联接时的许用挤压应力
[σp]=100~120Mpa,取[σp]=110Mpa。工作长度l=L-b=70-10=60mm，键与键槽的接触高度k=0.5h=0.5×8=4mm。

（2）校核键连接的强度。

[σp]= [σp]

故键的强度足够，选择键10×70GB/T 1096-2003合格。

6.1.2 低速轴外伸端处
（1）选择键连接的种类和尺寸。主动轴外伸端d1=40mm,长110mm，考虑到键在轴中部安装，查表【1】12-27，选键12×100 GB/T 1096-2003，b=12mm，h=8mm，L=100mm。选择材料为45钢，查表【1】12-28，键静联接时的许用挤压应力[σp]=100~120Mpa,取[σp]=110Mpa。工作长度l=L-b=100-12=88mm，键与键槽的接触高度k=0.5b=0.5×8=4mm。

（2）校核键连接的强度。

[σp]= [σp]

故键的强度足够，选择键12×100 GB/T 1096-2003合适。
6.1.3 低速轴大齿轮连接处
（1）选择键连接的种类和尺寸。主动轴外伸端d4=55mm,长63mm，考虑到键在轴中部安装，查表【1】12-27，选键16×50 GB/T 1096-2003，b=16mm，h=10mm，L=50mm。选择材料为45钢，查表【1】12-28，键静联接时的许用挤压应力
[σp]=100~120Mpa,取[σp]=110Mpa。工作长度l=L-b=50-16=34mm，键与键槽的接触高度k=0.5h=0.5×10=5mm。

（2）校核键连接的强度。

[σp]= [σp]

故键的强度足够，选择键16×50 GB/T 1096-2003合适。

6. 2联轴器的选用
由表14-14查找，高速轴最终选用型号为LX2-Y的弹性套柱销联轴器。轴孔直径选用32mm。
由表14-14查找，低速轴最终选用型号为LX3-Y的弹性套柱销联轴器。轴孔直径选用40mm。

6. 3铸铁减速箱体的主要结构尺寸
减速箱为一级圆柱减速箱，由【1】30页表4-1计算列出下表：
箱座厚度δ
0.025a+1=0.025×170+1=5.25≤8
箱盖壁厚δ1
0.02a+1=3.1≤8
箱座凸缘厚度b
b=1.5δ=1.5×8=12mm
箱座凸缘厚度b1
b1=1.5δ=15mm
箱座凸缘厚度b2
b2=2.5δ=2.5×8=20mm
地脚螺钉直径df
df=0.036a+12=0.036×135+12=16.086mm
地脚螺钉数目
a≤250mm，n≤4
轴承旁连接螺栓直径d1
0.75df=0.75×16.086=12.645mm，取M16
箱盖与座连接螺栓直径d2
(0.5~0.6)df=(0.5~0.6)×16.086
=8~10.12mm ，取M12
连接螺栓d2的间距l
150~200mm，
考虑到轴较短，最后取值为130mm
轴承端盖螺钉直径d3
(0.4~0.5)df=(0.4~0.5)×16.086
=6.5~8.5mm，取M10
检查孔盖螺钉直径 d4
(0.3~0.4)df=(0.3~0.4)×16.086
=4.826~6.434mm，取M8
定位销直径d
(0.7~0.8)d2=(0.7~0.8)×8
=5.0~6.4mm，取6.00mm
df凸台及凸缘的结构尺寸
C1=22mm
C2=20mm
d1凸台及凸缘的结构尺寸
C1=22mm
C2=20mm
d2凸台及凸缘的结构尺寸
C1=18mm
C2=16mm
轴承旁台半径R1
R1=C2=20mm
凸台高度
根据低速级轴承座外径确定,以便于扳手操作为准
外箱壁至轴承座端面的距离l1
C1+C2+5=22+20+8=50mm
齿轮顶圆与内箱之间的距离Δ1
Δ1>1.2δ=1.2×8=9.6mm，取10mm
齿轮端面与内箱之间距离Δ2
Δ2>δ小齿轮15mm，大齿轮15mm
箱盖、箱座肋厚
m1≈0.85δ1=0.85×10=8.5mm
m≈0.85δ=0.85×8=6.8mm
轴承端盖外径D2
D0+2.5d3=105+25=130mm，取130mm
D大+2.5d3=115+25=140mm，取140mm
轴承旁连接螺栓距离
S≈D2=140mm及130mm，
两轴承座中间的螺栓在轴承座的中线上
轴承端盖凸缘厚度
1.2d3=1.2×10=12mm

Pd=13.09kW
Ped=15kW

电动机型号：
Y160L-4

总传动比：

小齿轮40Cr调质

大齿轮45调质

8级精度

实际传动比

宽高比=8.62

SF=1.4

小齿轮45、调质

大齿轮45、正火

8级精度

SH=1
SF=1.25

K=1.3

me=8

me=8
，

高速轴40Cr

C=105

d1=61.90mm

用LX2-Y型
联轴器

a=122mm
b=72mm
c=72mm
T=88.848 N·m

Ft=2764.096N

Fr=1034.82N

Fa=665.45N

FRBH =1382.048 N
FRCH =1382.048 N

MIH=98125.408
N·mm

FRBV=668.043N

FRCV=376.777N

M M´IH =
47431.053N·mm
M´´IH =
26041.167N·mm

M’WI=
108987.616N·mm

M´´WI=
N·mm