机械设计课程设计二级圆柱斜齿轮减速器.doc

目录

一、系统总体方案设计……………………………………………2
（一）分析传动系统的工作情况………………………………2
（二）传动方案的拟定…………………………………………2
二、确定各轴功率、转矩及电机型号……………………………3
选择电机………………………………………………………4
传动比分配…………………………………………………..4
各轴转速及输入功率………………………………………..5
各轴转矩………………………………………………………6

三、选择齿轮材料和精度…………………………………………6

四、齿轮传动校核计算……………………………………………7
（一）高速级………………………………………………….7
（二）低速级…………………………………………………11
五、计算各段轴径和长度及联轴器与轴承的选择…………….15 （一）高速轴……………………………………………….15
（二）中速轴……………………………………………….17
（三）低速轴……………………………………………….17
六、轴的强度校核……………………………………………….18
（一）高速轴………………………………………………..18
（二）中速轴………………………………………………..21
（三）低速轴…………………………………………………23
七、轴承设计…………………………………………………….25
（一）减速器各轴所用轴承代号…………………………….25
（二）轴承寿命计算………………………………………….26

八、减速器的润滑与密封……………………………………….28

九、减速器箱体及其附件……………………………………….28

十、键联接的选择和计算……………………………………….28
1、高速轴和中间轴上键联接选择………………………..29
2、低速轴上键联接选择和计算…………………………..29
十一、 减速器箱体的结构设计…………………………………29
设计计算说明
结果

一、系统总体方案的设计
（一）、分析传动系统的工作情况
1. 组成：传动装置由电动机、减速器、联轴器、卷筒、轴承组成。
2. 特点：结构简单、效率高、容易制造、使用寿命长、维护方便。由于齿轮的位置不对称，高速级齿轮布置在远离转矩输入端，可使轴在转矩作用下产生的扭转变形和轴在弯矩作用下产生的弯曲变形部分地抵消，以减缓沿齿宽载荷分布有均匀的现象。
3.电动机和工作机的安装位置：
电机安装在远离高速轴齿轮的一端；工作机安装在远离低速轴齿轮的一端。

（二）、传动方案的拟定
根据设计任务书，该传动方案的设计分成原动机和传动装置两部分。
1.原动机的选择
设计要求：动力源为380/220v三相异步电动机。
2.传动装置的选择
电动机与减速器选用弹性联轴器联接，减速器与工作机选择刚醒联轴器联轴器联接。
3.减速器的选择
由任务书可以看出，采用二级展开式圆柱斜齿轮传动，其结构简单，应用广泛。齿轮相对于轴承为不对称布置，要求轴有较大的刚度，而且齿轮应布置在远离转矩输入输出端，以减少载荷沿齿向分部不均现象。
二、确定各轴功率、转矩及电机型号
1.工作机有效功率

2.查各零件传动效率值
联轴器（弹性），轴承 ，齿轮 滚筒
故：
3.电动机输出功率

4.工作机转速

则电动机转速的可选范围：

符合这一范围的同步转速有750、1000、1500、3000四种。综合考虑电动机和装置的尺寸、质量及价格等因素，为使传动装置结构紧凑，决定选用同步转速为1000的电动机。
5.选择电动机
选电动机型号为Y132M1—6，其主要性能如下表：
电动机型号
额定功率/Kw
满载转速/()

Y132M1—6
4
960
2.0
2.2
表1
电动机的主要安装尺寸和外形尺寸如下表

图1

表2
型号
H
A
B
C
D
E
F×GD
G
K
Y132M1—6
132
216
178
89
38
80
10×8
33
12
型号
b
b1
b2
h
AA
BB
HA
L1
Y132M1—6
280
210
135
314
60
238
18
515
6.理论总传动比

7.传动比分配
考虑润滑条件，为使两级大齿轮直径相近，取

故
则

8.各轴转速
高速轴、中速轴和低速轴的转速分别为：

9.各轴输入功率：

10.电机输出转矩：

11.各轴的转矩

·带式传动装置的运动和动力参数
轴 名
功率 P/
Kw
转矩 T/
Nmm
转速 n/
r/min
传动比 i
效率 η/
%
电 机 轴
3.98
3.96 ×104
960
1
99
Ⅰ 轴
3.94
3.92×104
960
3.98
95
Ⅱ 轴
3.75
1.48×105
241.21
2.84
95
Ⅲ 轴
3.56
4.0×105
85
卷 筒 轴
3.45
3.88×105
85
1
97
表3
三、选择齿轮材料和精度等级
考虑到齿轮所传递的功率不大，故小齿轮选用45Gr(调质)，硬度为280HBS，大齿轮选用45钢（调质），硬度为240HBS。
选用7级精度。
四、齿轮传动校核计算
（一）、高速级
按齿面接触疲劳强度计算
1设小齿轮齿数Z1=25，则Z2=Z1iⅠ=3.98×25=99.5，取Z2=99
2选取螺旋角。初选螺旋角β=14°。

3按齿面接触疲劳强度计算公式

4、初选载荷系数
5、小齿轮传递的转矩 N·mm
6、齿宽系数φd=1

7选取区域系数ZH=2.433
8查表得：εα1=0.78，εα2=0.85
则εα=εα1+εα2=0.78+0.85=1.63
9查表得接触疲劳强度极限σHlim1=600MPa, σHlim2=550MPa
10、材料的弹性影响系数 Mpa1/2
11、区域系数ZH=2.433
12、计算应力循环次数：
N1=60nⅠjLh=60×960×1×（2×8×365×5）=1.682×109
N2==4.226×108
查得KHN1=0.92, KHN12=0.95
则[σH]1=
[σH]2==
[σH]= =MPa
13、计算
d1t≥
14、计算圆周速度：V=
15计算齿宽b及模数mnt
b=φdd1t=1 41.44=41.44mm
mnt =
全齿高：h=2.25 mnt=2.25 ×1.608=3.618mm
则:b/h=11.45
16、计算纵向重合度
εβ=0.318φDZ1tanβ=0.318×1×25×tan14°=1.902
17、计算载荷系数K
KA=1，查表得KV=1.08 KHβ=1.2875 KFβ=1.27
KHα=KFα=1.4
则：K= KAKV KHβKHα=1×1.08×1.4×1.2875=1.95
18计算分度圆直径：
d1= d1t
19、计算模数：
mn=
按齿根弯曲疲劳强度计算
1、 弯曲疲劳强度计算公式

式中各参数为：
（1）小齿轮传递的转矩：
（2） 由于 ；查表得
（3）齿形系数和应力修正系数：

齿轮当量齿数为
，

查得齿形系数=2.563，=2.173
查得应力修正系数=1.604，=1.797

（7）许用弯曲应力：
查得两齿轮的弯曲疲劳极限应力分别为：
和。
取安全系数=1.4。
查得弯曲强度寿命系数为：
故许用弯曲应力为
=

所以
（8）计算载荷系数

初算齿轮法面模数

2 ．计算传动尺寸
（1）综合考虑，取
，取d1=44.26mm
(2)则Z1=，取Z1=21，则Z2=83
（3）计算传动尺寸。
中心距
圆整为108mm
修正螺旋角
小齿轮分度圆直径
大齿轮分度圆直径

圆整b=45mm
取 ，
式中： ——小齿轮齿厚；
——大齿轮齿厚。
（二）、低速级
按齿面接触疲劳强度计算
1设小齿轮齿数Z1=35，则Z2=Z1iⅡ==99，取Z2=99
2选取螺旋角。初选螺旋角β=14°。

3按齿面接触疲劳强度计算公式

4、初选载荷系数
5、小齿轮传递的转矩TⅡ=1.48×105N.mm
6、齿宽系数 φd=1
7、查表得：εα1=0.81，εα2=0.86
8、则εα=εα1+εα2=0.81+0.86=1.67
9查表得接触疲劳强度极限σHlim1=600MPa, σHlim2=550MPa
10、材料的弹性影响系数 Mpa1/2
11、区域系数ZH=2.433
12、计算应力循环次数：
N1=60nⅡjLh=60×241.21×1×（2×8×365×5）=4.226×108
N2==1.448×108
查得KHN1=0.95, KHN12=0.98
则[σH]1==
[σH]2==
[σH]= =MPa
13、计算
d1t≥
14、计算圆周速度：V=
15计算齿宽b及模数mnt
b=φdd1t=1 64.31=64.31mm
mnt =
全齿高：h=2.25 mnt=4.011mm
则:b/h=16.033
16、计算纵向重合度
εβ=0.318φDZ1tanβ=0.318×1×35×tan14°=2.775
17、计算载荷系数K
KA=1，查表得KV=1.04 KHβ=1.291 KFβ=1.275
KHα=KFα=1.4
则：K= KAKV KHβKHα=1×1.04×1.4×1.291=1.88
18计算分度圆直径：
d1= d1t
19、计算模数：
mn=
按齿根弯曲疲劳强度计算
2、 弯曲疲劳强度计算公式

式中各参数为：
（1）小齿轮传递的转矩：
（2） 由于 ；查表得
（3）齿形系数和应力修正系数：

齿轮当量齿数为
，

查得齿形系数=2.417，=2.173
查得应力修正系数=1.663，=1.797
（7）许用弯曲应力：
查得两齿轮的弯曲疲劳极限应力分别为：

和。
取安全系数=1.4。
查得弯曲强度寿命系数为：
故许用弯曲应力为
=

所以
（8）计算载荷系数

初算齿轮法面模数

2 ．计算传动尺寸
（1）综合考虑，取
，取d1=67.86mm
(2)则Z1=，
取Z1=33，则Z2=94
（3）计算传动尺寸。
中心距
圆整为130mm
修正螺旋角
小齿轮分度圆直径
大齿轮分度圆直径

圆整b=45mm
取 ，
式中： ——小齿轮齿厚；
——大齿轮齿厚
高、低速级齿轮参数
名称
高速级
低速级
中心距a(mm)
108
130
法面摸数(mm)
2.0
2.0
螺旋角（°）
15°38′24″
12°19′48″
齿顶高系数
1
1
顶隙系数
0.25
0.25
压力角

齿
数

21
33

83
94
表4
五、计算轴径和各段的长度及联轴器和轴承的选择
（一）、高速轴：

7 6 5 4 3 2 1
图2
1、轴的功率P1=3.94Kw，转速nⅠ=960r/min，轴的材料选择40Gr，调质处理。取C=112，轴的最小直径：

该段轴有键槽，将计算值增大3%，则最小直径为18.56mm
2、选择联轴器。
根据传动装置的工作条件，拟选用弹性联轴器，计算转矩为：
T=9550P/n=9550×4÷960=39.8
工作机为带式运输机时K=1.25—1.5，取K=1.5，则转矩：
Tc=Tk=1.5×39.8=59.7N·m
查表选择联轴器HL3，其轴孔直径范围（30—38）=d，传递转矩T=630N·m＞Tc，，满足电动机的轴径要求。
3、最后确定高速轴最小段直径为30mm，选用联轴器HL3，半联轴器与轴
配合的毂孔长度L1=60mm
4、各段轴的尺寸设计：
由于齿轮分度圆直径不大，所以高速轴选用齿轮轴。轴的形状如图2所示。
1） 为了保证昼短挡圈只压在联轴器上而不压在轴的断面上，故取第1段轴的直径为30mm，长度为58mm；
2） 第2段轴，为了方便拆装，长度选为50mm，直径为33mm；
3） 第3段轴和第7段轴用于安装轴承，选直径为35mm，长度为22mm和17mm，轴承选用30327；
4） 第4段轴设计长度为100mm,直径为37mm；
5） 第5段轴为齿轮，分度圆大小为43.61mm，齿宽为50mm；
6） 第6段轴设计长度为10mm，直径为37mm。
（二）、中速轴：

1 2 3 4 5 6
图3
1、轴的功率PⅡ=375Kw，转速nⅡ=241.21r/min，轴的材料选择40Gr，调质处理。取C=116，轴的最小直径：

由于最小轴与轴承配合，轴承选用30328，d×D×T×B=40×80×19.75×18
2、各段轴的尺寸设计：
1）第1段轴也第6段轴与轴承配合，其直径为40mm，长度分别为38mm和28mm，轴承选用30308；
2）第2段轴的直径为46mm，长度为42mm，与高速大齿轮相配合；
3）第3段轴的直径为56mm，长度为10mm，用于周详定位齿轮；
4）第4段轴为齿轮，其分度圆直径为67.55mm，长度为75mm；
5）第5段轴的直径为56mm，长度为8mm；
（三）、低速轴：
低速轴的基本形状如图4所示：
1、轴的功率PⅢ=3.56Kw，转速nⅢ=85r/min，轴的材料选择45钢，调质处理。取C=116，轴的最小直径：

该段轴有键槽，将计算值增大3%，则最小直径为52.36mm，联轴器选用刚性联轴器GYS7,最小直径为55mm。

1 2 3 4 5 6 7
图4
2、各段轴的尺寸设计：
1）第1段轴的直径为60mm，长度为48mm，与轴承配合，轴承选用30312；
2）第2段轴的直径为66mm，长度为63mm，低俗级齿轮配合；
3）第3段轴的直径为72mm，长度为10mm，用于齿轮轴向定位；
4）第4段轴的直径为66mm，长度为54mm，用于轴承轴向定位；
5）第5段轴的直径为60mm，长度为34mm，与轴承配合；
6）第6段轴的直径为58mm，长度为50mm，方便拆装；
7）第7段轴的直径为55mm，长度为82mm，与联轴器配合；
六、轴的强度校核：
（一）、高速轴：
1.计算低速轴上的载荷
（1）求作用在齿轮上的力
齿轮的圆周力

齿轮的径向力
齿轮的轴向力

(2) 根据轴的设计计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。
从轴的结构简图和弯扭图可以看出C截面是轴危险截面。
现计算截面C处的，，及：
；
解得：FNH1=476.75N；FNH2=1321N

解得：FNV1=119.57N ; FNV2=559.93N
MH=133 FNH1=63408N.m；
MV1=133 FNV1=15902.81N.m;
MV2=48 FNV2=26876.64 N.m
则C处的，，及:
载荷
水平面H
垂直面V
支反力
，
，
弯矩

，
总弯矩
，

扭矩
T=39200
2.按弯扭合成应力校核轴的强度
只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面C即可。根据式
（15-5）及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，
取=0.6.
轴的计算应力为，
材料是40Gr调质，所以≤，故安全。
下图为高速轴的弯矩和扭矩图

=0.817

=

=96

Y132M1—6

=11.29

=3.98

=2.84

960

=

=

Z1=25

Z2=99

φd=1

ZH=2.433

εα=1.63
σHlim1=600MPa,
σHlim2=550MPa

N1=1.682×109
N2=4.226×108

[σH]1=

σH]2=

[σH]=

d1t≥

V=

b=41.44mm

mnt =

εβ=1.902

K=1.95

d1=

mn=

=1.4

=

Z1=21

Z2=83

圆整为108mm

圆整b=45mm
，
——小齿轮齿厚
——大齿轮齿厚。

Z1=35

Z2=99

φd=1

εα=1.67

σHlim1=600MPa,

σHlim2=550MPa

ZH=2.433

N1=4.226×108

N2=1.448×108

[σH]=

d1t≥

V=

mnt =

εβ==2.775

K=1.88

d1=

mn=

Z1=33

Z2=94

圆整为130mm

——小齿轮齿厚

——大齿轮齿厚

T=39.8

Tc= 59.7N·m

选用联轴器HL3

L1=58mm,
d1=30mm
L2=50mm,
d2=33mm;
L3=17mm,
l7=22mm,
d3=35
L4=100mm,
d4=37mm
L5=50mm,
d5=43.61mm
L6=10mm,
d6=37mm

轴承选用30328

L1=38mm,l6=28mm,d1=40mm

L2=42mm,
d2=46mm

L3=10mm,d3=56mm

L4=75mm

L5=8mm,d5=56mm

轴承选用30312

L1=48mm,d1=60mm

L2=63mm,d2=66mm

L3=10mm,d3=72mm

L4=54mm,d4=66mm

L5=34mm,d6=60mm

L6=50mm,d6=58mm

L7=82mm,d7=55mm

，

，

，
，

T=39200

≤
Fa
Fr
Ft
FNV2
FNH1

FNV1

ω
FNH1

Ft

FNH2

MH
FNV1

Fr

Fa

FNV2

MV1
MV2
M1
M2
T
C
B
A
D
MH
MV

M

T

中速轴的弯矩和扭矩图
Fa1
Fr1
Ft1
Fa
Ft
Ft
Ft
MH
Fr
FNH1
FNV1
FNV2
F’NV2
FNH2
Ft1
FNH2
FNH1
M
FNV1
FNV2
Fr1
Fr
T
MV
MH1
MV1

设计计算级说明
结果
（二）、中速轴：
作用在大齿轮上的力
齿轮的圆周力

齿轮的径向力
齿轮的轴向力

作用在小齿轮上的力
齿轮的圆周力

齿轮的径向力
齿轮的轴向力

(2) 根据轴的设计计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。
从轴的结构简图和弯扭图可以看出C截面是轴危险截面。
现计算截面C处的，，及：
；
解得：FNH1=4041.97N；FNH2=2137.71N

解得：FNV1=1374.73N ; FNV2= -421.66N
MH=40 FNH1=161678.8N.mm；
MV1=50FNV1+=101182.65N.mm;
则C处的，，及:
载荷
水平面H
垂直面V
支反力
FNH1=4041.97N；FNH2=2137.71N
FNV1=1374.73N ; FNV2= -421.66N
弯矩
MH=161678.8N.mm；

MV1=101182.65N.mm;

总弯矩

扭矩
T=148000
2.按弯扭合成应力校核轴的强度
只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面C即可。根据式
（15-5）及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，
取=0.6.
轴的计算应力为，
材料是40Gr调质，所以≤，故安全。
（三）、低速轴：
作用在大齿轮上的力
齿轮的圆周力

齿轮的径向力
齿轮的轴向力

FNH1=4041.97N；FNH2=2137.71N

FNV1=1374.73N ;

FNV2= -421.66N

MH=161678.8N.mm；

MV1=101182.65N.mm;

T=148000

≤

低速轴扭矩弯矩图
F’NV1
Fr
Fa
Ft
FNH2
FNV2
FNV1
FNH1
FNH1
FNH2
Ft
MH
FNV1
Fr
FNV2
MV
M
T

设计计算级说明
结果
(2) 根据轴的设计计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图。
从轴的结构简图和弯扭图可以看出C截面是轴危险截面。
现计算截面C处的，，及：
；
解得：FNH1=2634.48N；FNH2=1522.88N

解得：FNV1=1449.07N ; FNV2=99.81N
MH=68.5 FNH1=180461.28N.mm；
MV=68.5 FNV1=99261.3N.mm;
则C处的，，及:
载荷
水平面H
垂直面V
支反力
FNH1=2634.48N；FNH2=1522.88N
FNV1=1449.07N ; FNV2=99.81N
弯矩

，
总弯矩
，

扭矩
T=388000
2.按弯扭合成应力校核轴的强度
只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面C即可。根据式
（15-5）及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，
取=0.6.
轴的计算应力为，
材料是45钢调质，所以≤，故安全。
七、轴承设计
（一）减速器各轴所用轴承代号
普通齿轮减速器，其轴的支承跨距较小，较常采用两端固定支承。轴承内圈在轴上可用轴肩或套筒作轴向定位，轴承外圈用轴承盖作轴向固定。设计两端固定支承时，应留适当的轴向间隙，以补偿工作时受热伸长量。

项目
轴承型号
外形尺寸（mm）
安装尺寸（mm）
d
D
B
da
min
Da
max
rasa
max
高速轴
30207
35
72
17
42
65
1.5
中间轴
30208
40
80
18
47
73
1.5
低速轴
30212
60
110
22
69
101
1.5
（二）低速轴轴承寿命计算 (轴承均正装)：
1. 预期寿命
从减速器的使用寿命期限考虑，轴承使用期限为5年(年工作日为300天)。
预期寿命=2×8×365×5=29200 h
2.寿命验算
载荷分析图（俯视）

（左旋）
（1）轴承所受的径向载荷Fr：
，
，

（2）派生轴向力：
Fd1=Fr1/2Y=3006.7÷（2×1.4）=1073.82N
Fd2=Fr2/2Y=1526.11÷(2×1.4)=545.04N
Fd1+Fae=1073.82+908.73=1982.55N>Fd2
所以，Fa1=Fd1=1073.82N，Fa2=Fd1+Fae=1982.55N
当量动载荷P1和P2
低速轴轴承选用30212，由机械设计书p321表（13-6）得到
已知，（常温）
查表得到，e=0.4；
Fa1/Fr1=0.357e,由[1]p321表（13-5）得到
X=0.4,Y=1.5
P2=fp(XFr2+YFa2)
=1.2×(0.4×1526.11+1.5×1982.55)=4301.12N
取Pmax=P2=4301.12

（3）验算轴承寿命
因为>，所以按轴承2的受力大小验算
h>
L >，所以所选轴承可满足寿命要求。
八、减速器的润滑与密封
（一）齿轮传动的润滑
各级齿轮的圆周速度均小于12m/s，所以采用浸油润滑。另外，传动件浸入油中的深度要求适当，既要避免搅油损失太大，又要充分的润滑。油池应保持一定的深度和储油量。两级大齿轮直径应尽量相近，以便浸油深度相近。

（二）轴承的润滑与密封
由于齿轮的圆周速度小于2m/s，所以轴承采用脂润滑。轴承的润滑脂选用合成锂基润滑脂（SY1413——1980）。牌号为ZL——2H。由于轴承选用了脂润滑，故要防止齿轮的润滑油进入轴承将润滑脂稀释，也要防止润滑脂流如油池中将润滑油污染。所以要轴承与集体内壁之间设置挡油环。
轴承外密封：在减速器的输入轴和输出轴的外伸段，为防止灰尘水份从外伸段与端盖间隙进入箱体，所有选用毡圈密封。

九、减速器箱体及其附件
箱体结构形式及材料
本减速器采用剖分式箱体，分别由箱座和箱盖两部分组成。用螺栓联接起来，组成一个完整箱体。剖分面与减速器内传动件轴心线平面重合。
此方案有利于轴系部件的安装和拆卸。剖分接合面必须有一定的宽度，并且要求仔细加工。为了保证箱体刚度。在轴承座处设有加强肋。
箱体底座要有一定宽度和厚度，以保证安装稳定性和刚度。
减速器箱体用HT200制造。铸铁具有良好的铸造性能和切削加工性能，成本低。铸造箱体多用于批量生产。
（三）主要附件作用及形式
1. 通气器
齿轮箱高速运转时内部气体受热膨胀，为保证箱体内外所受压力平衡，减小箱体所受负荷，设通气器及时将箱内高压气体排出。

2. 窥视孔和视孔盖
为便于观察齿轮啮合情况及注入润滑油，在箱体顶部设有窥视孔。为了防止润滑油飞出及密封作用，在窥视孔上加设视孔盖。
3. 油标尺油塞
为方便的检查油面高度，保证传动件的润滑，将油面指示器设在低速级齿轮处油面较稳定的部位。
十、键联接的选择和计算
1、高速轴和中间轴上键联接的选择
高速轴上键联接用于固定联轴器的周向运动，轴头直径30mm，长58mm,且联轴器轴孔为J型，键可选用C型键。根据设计手册查得，轴的直径为30～38mm时，键的公称尺寸为10×8，键的长度可选36mm。所以选定键为 ： 键10×36GB/T 1096。
中间轴上键联接用于固定齿轮的周向运动，大齿轮轴颈直径46mm，长为42mm。根据设计手册查得，键的公称尺寸为14×9，键的长度可选32mm。所以选定键为 键14×32 GB/T 1096，小齿轮为齿轮轴。
键联接强度的校核：其中k=0.5h
联轴器：
齿轮：
查表8.2得，（铸铁），则键瞒住强度要求。
2 低速轴上键联接的选择和计算
低速轴上键联接用于固定联轴器的周向运动和齿轮的周向运动，轴头直径55mm，长82mm,且联轴器轴孔为J型，根据设计手册查得，轴的直径为50～58mm时，键的公称尺寸为16×10，键的长度可选56mm。固定齿轮轴的直径为66mm时，查表键的公称尺寸为20×12，键的长度可选50mm。所以选定键为 键16×56 GB/T 1096、键20×50 GB/T 1096。
键联接强度的校核：其中k=0.5h
联轴器：
齿轮：
查表8.2得，（铸铁），则键瞒住强度要求。
十一、减速器箱体的结构设计
减速器箱体结构尺寸(由手册上查得近似值)
机体结构尺寸，主要依据地脚螺栓的尺寸，再通过底版固定，而地脚螺栓的尺寸又根据两齿轮的中心矩a=130mm来确定的。
名称
符号
减速器箱体荐用尺寸
齿轮减速器
具体数值（mm）
机座壁厚
δ
二级
0.025a+3≥8
8
机盖壁厚

二级
0.02a+3≥8
8
机座凸缘厚
b
b=1.5δ
12
机盖凸缘厚
b1
b1=1.5δ1
12
机座凸缘厚
b2
b2=2.5δ
20
地脚螺栓直径

=0.036a+12
M16
地脚螺栓的数目
n
时，n=4
4
轴承旁直径
d1
d1=0.75df
M12
机座与机盖联接螺栓直径
d2
d2=（0.5~0.6）
M8
联接螺栓d2的间距
l
l=150~200
70
轴承盖螺栓直径
d3
d3=（0.4~0.5）
M6
窥视孔盖螺栓直径
d4
d4=（0.3~0.4）
M6
定位销直径
d
d=（0.7~0.8）d2
M7
螺栓至机壁距离
C1
至外机壁距离查表
22
C1
至外机壁距离查表
18
C1
至外机壁距离查表
13
螺栓至凸缘距离
C2
至凸缘边缘距离查表
16
C2
至凸缘边缘距离查表
11
轴承旁凸台半径
R1
R1=C2
16
R1
R1=C2
11
凸