机械设计课程设计说明书

机械设计课程设计任务书
目录
一设计任务书 (3)
1.1设计题目 (3)
1.2设计步骤 (3)
二传动装置总体设计方案 (4)
2.1传动方案 (4)
2.2 传动装置总效率 (4)
三选择电动机 (5)
3.1选择电动机容量 (5)
3.2确定传动装置的总传动比和分配传动比 (6)
3.3动力学参数计算 (6)
3.3.1各轴转速 (6)
3.3.2各轴输入功率 (7)
3.3.3各轴输入转矩 (7)
四减速器高速级齿轮传动设计计算 (8)
4.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 (8)
4.2按齿面接触疲劳强度设计 (8)
4.3确定传动尺寸 (11)
4.3.1计算中心距 (11)
4.3.2计算小、大齿轮的分度圆直径 (11)
4.3.3计算齿宽 (11)
4.4校核齿根弯曲疲劳强度 (11)
4.5计算齿轮传动其它几何尺寸 (13)
4.6齿轮参数和几何尺寸总结 (13)
五减速器低速级齿轮传动设计计算 (15)
5.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数 (15)
5.2按齿面接触疲劳强度设计 (15)
5.3确定传动尺寸 (18)
5.3.1计算中心距 (18)
5.3.2计算小、大齿轮的分度圆直径 (18)
5.3.3计算齿宽 (18)
5.4校核齿根弯曲疲劳强度 (18)
5.5计算齿轮传动其它几何尺寸 (20)
5.6齿轮参数和几何尺寸总结 (20)
六链传动设计计算 (22)
七轴的设计与校核 (25)
7.1高速轴设计计算 (25)
7.2中间轴设计计算 (28)
7.3低速轴设计计算 (32)
八滚动轴承计算与校核 (37)
8.1高速轴上的轴承计算与校核 (37)
8.2中间轴上的轴承计算与校核 (37)
8.3低速轴上的轴承计算与校核 (38)
九键联接设计与校核 (40)
9.1高速轴最小径上键连接校核 (40)
9.2高速轴与齿轮键连接校核 (40)
9.3中间轴与大齿轮键连接校核 (40)
9.4中间轴与小齿轮键连接校核 (40)
9.5低速轴与齿轮键连接校核 (41)
9.6低速轴最小径键连接校核 (41)
十减速器箱体主要结构尺寸 (42)
十一设计小结 (43)
参考文献..................................................................................................... 错误!未定义书签。

一设计任务书
1.1设计题目
二级圆柱齿轮减速器拉力F=3200N，速度V=0.95m/s，直径D=440mm，工作年限（寿命）：10年，每年工作天数：300天，工作班制：2班，每班工作小时数：8小时，配备有三相交流电源，电压380/220V。

1.2设计步骤
1.传动装置总体设计方案
2.电动机的选择
3.确定传动装置的总传动比和分配传动比
4.计算传动装置的运动和动力参数
5.链传动设计计算
6.减速器内部传动设计计算
7.传动轴的设计
8.滚动轴承校核
9.键联接设计
10.箱体结构设计
二传动装置总体设计方案
2.1传动方案
传动方案已给定，后置外传动为链传动，减速器为二级圆柱齿轮减速器拉力F=3200N，速度V=0.95m/s，直径D=440mm。

该方案的优缺点：
展开式二级圆柱齿轮减速器中由于齿轮相对轴承为不对称布置，因而沿齿向载荷分布不均，要求轴有较大刚度。

原动机部分为Y系列三相交流异步电动机。

和齿轮传动比较，链传动可以在两轴中心相距较远的情况下传递运动和动力；能在低速、重载和高温条件下及灰土飞扬的不良环境中工作；和带传动比较，它能保证准确的平均传动比，传递功率较大，且作用在轴和轴承上的力较小；传递效率较高，一般可达0.95～0.97；链条的铰链磨损后，使得节距变大造成脱落现象；安装和维修要求较高。

2.2 传动装置总效率
查表得：
联轴器的效率：η1=0.99
滚动轴承的效率：η2=0.99
闭式圆柱齿轮的效率：η3=0.98
链的效率：ηo=0.96
工作机的效率：ηw=0.96
ηa=η1η23η32ηoηw=0.99×0.993×0.982×0.96×0.96=0.85
三选择电动机3.1选择电动机容量
工作机所需功率为
P w=
FV
1000
=
3200×0.95
1000
=3.04kW
电动机所需额定功率:
P d=P w
ηa
=
3.04
0.85
=3.58kW
工作机轴转速：
n w=60×1000V
πD
=
60×1000×0.95
π×440
=41.24r╱min
查表课程设计手册，使用推荐的传动比范围，二级圆柱齿轮传动比范围为：8～40，链传动比范围为：2～6，所以合理的总传动比范围为：16～240。

可选择的电动机转速范围为n d=i a×n w=(16～240)×41.24=659.84～9897.6r/min。

进行综合考虑价格、重量、传动比等因素，选定电机型号为：ye4-112m-4的三相异步电动机，额定功率P e=4kW，满载转速为
n m=1455r/min，同步转速为n t=1500r/min。

图3-1电机尺寸
3.2确定传动装置的总传动比和分配传动比
（1）总传动比的计算
由选定的电动机满载转速n m和工作机主动轴转速n w，可以计算出传动装置总传动比为：
i a=n m
n w
=
1455
41.24
=35.28
（2）分配传动装置传动比取链的传动比：i o=2.92
高速级传动比
i1=√1.3×i a
i o
=3.96
则低速级的传动比为
i2=3.05
减速器总传动比
i b=i1i2=12.08
3.3动力学参数计算
3.3.1各轴转速
高速轴：n
Ⅰ
=n m=1455r╱min
中间轴：n
Ⅱ=
n
Ⅰ
i1
=
1455
3.96
=367.42r╱min
低速轴：n
Ⅲ=
n
Ⅱ
i2
=
367.42
3.05
=120.47r╱min
工作机轴：n
Ⅳ=
n
Ⅲ
i o
=
120.47
2.92
=41.26r╱min
3.3.2各轴输入功率
高速轴：P
Ⅰ
=P dη1=3.58×0.99=3.54kW
中间轴：P
Ⅱ=P
Ⅰ
η2η3=3.54×0.99×0.98=3.43kW
低速轴：P
Ⅲ=P
Ⅱ
η2η3=3.43×0.99×0.98=3.33kW
工作机轴：P
Ⅳ=P
Ⅲ
η2ηoηw=3.33×0.99×0.96×0.96=3.04kW
3.3.3各轴输入转矩
电机轴：T d=9550×P d
n m
=9550×
3.58
1455
=23.5N▪m
高速轴：T
Ⅰ
=T dη1=23.5×0.99=23.27N▪m
中间轴：T
Ⅱ=T
Ⅰ
i1η3η2=23.27×3.96×0.98×0.99=89.4N▪m
低速轴：T
Ⅲ=T
Ⅱ
i2η3η2=89.4×3.05×0.98×0.99=264.54N▪m
工作机轴：T
Ⅳ=T
Ⅲ
i oη2ηoηw=264.54×2.92×0.99×0.96×0.96=704.78N▪m
运动和动力参数列表如下：
表3-3各轴动力学参数表
四 减速器高速级齿轮传动设计计算
4.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数
1)根据传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动，压力取为α=20°。

2)参考表10-6选用7级精度。

3)材料选择由表10-1选择小齿轮40Cr(调质)，硬度为241-286HBW ，大齿轮45(调质)，硬度为217-255HBW
4)选小齿轮齿数z 1=28，则大齿轮齿数z 2=z 1×i=28×3.96=111。

4.2按齿面接触疲劳强度设计
1)由式(10-11)试算小齿轮分度圆直径，即
d 1t ≥√2K Ht T φd u +1u (Z H Z E Z ε[σH ])2
3 2)确定公式中的各参数值
①试选K Ht =1.3
②计算小齿轮传递的扭矩:
T =23.27N •m
③由表10-7选取齿宽系数φd =1
④由图10-20查得区域系数Z H =2.5
⑤由表10-5查得材料的弹性影响系数Z E =189.8√MPa 。

⑥由式(10-9)计算接触疲劳强度用重合度系数Z ε。

αa1=arccos (z 1×cos αz 1+2h an ∗)=arccos (28×cos 20°28+2×1)=28.712° αa2=arccos (z 2×cos αz 2+2h an ∗)=arccos (111×cos 20°111+2×1)=22.622°
εα=z 1(tan αa1−tan α′)+z 2(tan αa2−tan α′)
2π
=28×(tan 28.712°−tan 20°)+111×(tan 22.622°−tan 20°)
2π
=1.75 Z ε
=√4−εα3=√4−1.753=0.87 ⑦计算接触疲劳许用应力[σH]
由图10-25d 查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为
σHlim1=700Mpa ，σHlim2=650Mpa
由式(10-15)计算应力循环次数：
N L1=60njL h =60×1455×1×10×300×2×8=4.19×109
N L2=N L1u =4.19×1093.96
=1.06×109 由图10-23查取接触疲劳系数
K HN1=0.92，K HN2=0.95
取失效概率为1%，安全系数S=1，得
[σH]1=σHlim1K HN1S H =700×0.921
=644MPa [σH]2=σHlim2K HN2S H =650×0.951
=617.5MPa 取[σH]1和[σH]2中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即
[σH]=617.5MPa
3)试算小齿轮分度圆直径
d 1t ≥√2K Ht T φd u +1u (Z H Z E Z ε[σH ])2
3=√2×1.3×232701 3.96+13.96(2.5×189.8×0.87617.5)2
3=32.35 mm
4）调整小齿轮分度圆直径
a.计算实际载荷系数前的数据准备。

①圆周速度ν
v=
πd1t n
60×1000
=
π×32.35×1455
60×1000
=2.46 m╱s
②齿宽b
b=φd d1t=1×32.35=32.35 mm
b.计算实际载荷系数K H。

①由表10-2查得使用系数K A=1.25
②根据v=2.46 m/s、7级精度，由图10-8查得动载系数K v=1
③齿轮的圆周力。

F t=2×T
d1
=2×
23270
32.35
=1438.64 N
K A×F t/b=1.25×1438.64/32.35=55.59 N╱mm < 100N╱mm
查表10-3得齿间载荷分配系数K H
α=1.2
由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承对称布置时，得齿向载荷分布系数K Hβ=1.31
由此，得到实际载荷系数
K H=K A K V K
HαK
Hβ
=1.25×1×1.2×1.31=1.97
c.由式(10-12)，可得按实际载荷系数算得的分度圆直径
d1=d1t√K H K Ht
3
=32.35×√1.97 1.3
3
=37.16 mm d.及相应的齿轮模数
m=d1
z1
=
37.16
28
=1.33 mm
取模数m=2 mm。

4.3确定传动尺寸4.3.1计算中心距
a=m
2
(z1+z2)=
2
2
(28+111)=139 mm
4.3.2计算小、大齿轮的分度圆直径
d1=z1m=28×2=56 mm
d2=z2m=111×2=222 mm 4.3.3计算齿宽
b=φd d1=56 mm 取B1=65 mm B2=60 mm
4.4校核齿根弯曲疲劳强度
齿根弯曲疲劳强度条件为
σF=2K F TY Fa Y Sa Y
ε
φd m3z12
≤[σ]F
1)T、m和d1同前
齿宽b=b2=60
齿形系数Y Fa和应力修正系数Y Sa：
由图10-17查得齿形系数
Y Fa1=2.55，Y Fa2=2.14由图10-18查得应力修正系数
Y Sa1=1.61，Y Sa2=1.83
①试选K Ft=1.3
②由式(10-5)计算弯曲疲劳强度用重合度系数Y
ε。

Y ε=0.25+
0.75
ε
α
=0.25+
0.75
1.75
=0.68
2)圆周速度
v=
πd1n
60×1000
=
π×56×1455
60×1000
=4.27m╱s
3)宽高比b/h
h=(2ha∗+c∗)×m=(2×1+0.25)×2=4.5mm
b h =
60
4.5
=13.33
根据v=4.27m/s，7级精度，由图10-8查得动载系数K v=1.1
查表10-3得齿间载荷分配系数K F
α=1.2
由表10-4查得K H
β=1.32，结合b/h=60/4.5=13.33查图10-13，得K Fβ=1.32。

则载荷系数为
K F=K A K V K
FαK
Fβ
=1.25×1.1×1.2×1.32=2.18
由图10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为
σFlim1=500MPa、σFlim2=360MPa 由图10-22查取弯曲疲劳系数
K FN1=0.92，K FN2=0.95
取弯曲疲劳安全系数S=1.25，由式(10-14)得
[σF1]=σFlim1K FN1
S
=
500×0.92
1.25
=368MPa
[σF2]=σFlim2K FN2
S
=
360×0.95
1.25
=273.6MPa
齿根弯曲疲劳强度校核
σF1=2K F TY Fa1Y Sa1Y
ε
φd m3z12
=
2×2.18×23270×2.55×1.61×0.68
1×23×282
=45.16MPa<[σF]1
σF2=2K F TY Fa2Y Sa2Y
ε
φd m3z12
=
2×2.18×23270×2.14×1.83×0.68
1×23×282
=43.08MPa<[σF]2
齿根弯曲疲劳强度满足要求，并且小齿轮抵抗弯曲疲劳破坏的能力大于大齿轮。

4)齿轮的圆周速度
v=
πd1n
60×1000
=
π×56×1455
60×1000
=4.27m╱s
选用7级精度是合适的
主要设计结论
齿数z1=28，z2=111，模数m=2mm，压力角α=20°，中心距a=139mm，齿宽B1=65 mm、B2=60 mm
4.5计算齿轮传动其它几何尺寸
1)计算齿顶高、齿根高和全齿高
h a=mh an∗=2×1=2mm
h f=m(h an∗+c n∗)=2×(1+0.25)=2.5mm
h=h a+h f=m(2h an∗+c n∗)=4.5mm
2)计算小、大齿轮的齿顶圆直径
d a1=d1+2h a=56+2×2=60mm
d a2=d2+2h a=222+2×2=226mm
3)计算小、大齿轮的齿根圆直径
d f1=d1−2h f=56−2×2.5=51mm
d f2=d2−2h f=222−2×2.5=217mm
注：h an∗=1.0，c n∗=0.25
4.6齿轮参数和几何尺寸总结
表4-1齿轮主要结构尺寸
五 减速器低速级齿轮传动设计计算
5.1选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数
1)根据传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动，压力取为α=20°。

2)参考表10-6选用7级精度。

3)材料选择由表10-1选择小齿轮40Cr(调质)，硬度为241-286HBW ，大齿轮45(调质)，硬度为217-255HBW
4)选小齿轮齿数z 1=25，则大齿轮齿数z 2=z 1×i=25×3.05=77。

5.2按齿面接触疲劳强度设计
1)由式(10-11)试算小齿轮分度圆直径，即
d 1t ≥√2K Ht T φd u +1u (Z H Z E Z ε
[σH ]
)2
3
2)确定公式中的各参数值 ①试选K Ht =1.3
②计算小齿轮传递的扭矩:
T =89.4N •m
③由表10-7选取齿宽系数φd =1 ④由图10-20查得区域系数Z H =2.5
⑤由表10-5查得材料的弹性影响系数Z E =189.8√MPa 。

⑥由式(10-9)计算接触疲劳强度用重合度系数Z ε。

αa1=arccos (z 1×cos αz 1+2h an ∗)=arccos (25×cos 20°
25+2×1)=29.531°
αa2=arccos (z 2×cos αz 2+2h an
∗)=arccos (77×cos 20°
77+2×1)=23.666°
εα=
z 1(tan αa1−tan α′)+z 2(tan αa2−tan α′)
2π
=
25×(tan 29.531°−tan 20°)+77×(tan 23.666°−tan 20°)
2π
=1.717
Z ε
=√4−εα3=√4−1.7173
=0.87 ⑦计算接触疲劳许用应力[σH]
由图10-25d 查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为
σHlim1=700Mpa ，σHlim2=650Mpa
由式(10-15)计算应力循环次数：
N L1=60njL h =60×367.42×1×10×300×2×8=1.06×109
N L2
=N L1u =1.06×109
3.08
=3.44×108
由图10-23查取接触疲劳系数
K HN1=0.92，K HN2=0.96
取失效概率为1%，安全系数S=1，得
[σH]1=
σHlim1K HN1S H =700×0.92
1
=644MPa
[σH]2=σHlim2K HN2S H =650×0.96
1
=624MPa
取[σH]1和[σH]2中较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即
[σH]=624MPa
3)试算小齿轮分度圆直径
d 1t ≥√2K Ht T φd u +1u (Z H Z E Z ε[σH ]
)2
3
=√2×1.3×894001 3.08+13.08(2.5×189.8×0.87624)
2
3
=51.27 mm
4)调整小齿轮分度圆直径
a.计算实际载荷系数前的数据准备。

①圆周速度ν
v =πd 1t n 60×1000=π×51.27×367.4260×1000
=0.99 m ╱s
②齿宽b
b =φd d 1t =1×51.27=51.27 mm
b.计算实际载荷系数K H 。

①由表10-2查得使用系数K A =1.25
②根据v=0.99 m/s 、7级精度，由图10-8查得动载系数K v =1 ③齿轮的圆周力。

F t =2×
T d 1=2×89400
51.27
=3487.42 N K A ×F t /b=1.25×3487.42/51.27=85.03 N ╱mm < 100N ╱mm 查表10-3得齿间载荷分配系数K H α=1.2
由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承对称布置时，得齿向载荷分布系数K H β=1.33
由此，得到实际载荷系数
K H =K A K V K H αK H β=1.25×1×1.2×1.33=2
c.由式(10-12)，可得按实际载荷系数算得的分度圆直径
d 1=d 1t √K H
K Ht 3
=51.27×√21.3
3=59.19 mm
d.及相应的齿轮模数
m =
d 1z 1=59.19
25
=2.37 mm 取模数m=3 mm 。

5.3确定传动尺寸5.3.1计算中心距
a=m
2
(z1+z2)=
3
2
(25+77)=153 mm
5.3.2计算小、大齿轮的分度圆直径
d1=z1m=25×3=75 mm
d2=z2m=77×3=231 mm 5.3.3计算齿宽
b=φd d1=75 mm 取B1=80 mm B2=75 mm
5.4校核齿根弯曲疲劳强度
齿根弯曲疲劳强度条件为
σF=2K F TY Fa Y Sa Y
ε
φd m3z12
≤[σ]F
1)T、m和d1同前
齿宽b=b2=75
齿形系数Y Fa和应力修正系数Y Sa：
由图10-17查得齿形系数
Y Fa1=2.62，Y Fa2=2.22由图10-18查得应力修正系数
Y Sa1=1.59，Y Sa2=1.77
①试选K Ft=1.3
②由式(10-5)计算弯曲疲劳强度用重合度系数Y
ε。

Y ε=0.25+
0.75
ε
α
=0.25+
0.75
1.717
=0.69
2)圆周速度
v=
πd1n
60×1000
=
π×75×367.42
60×1000
=1.44m╱s
3)宽高比b/h
h=(2ha∗+c∗)×m=(2×1+0.25)×3=6.75mm
b h =
75
6.75
=11.11
根据v=1.44m/s，7级精度，由图10-8查得动载系数K v=1
查表10-3得齿间载荷分配系数K F
α=1.2
由表10-4查得K H
β=1.32，结合b/h=75/6.75=11.11查图10-13，得K Fβ=1.12。

则载荷系数为
K F=K A K V K
FαK
Fβ
=1.25×1×1.2×1.12=1.68
由图10-24c查得小齿轮和大齿轮的齿根弯曲疲劳极限分别为
σFlim1=500MPa、σFlim2=360MPa 由图10-22查取弯曲疲劳系数
K FN1=0.92，K FN2=0.96
取弯曲疲劳安全系数S= 1.25，由式(10-14)得
[σF1]=σFlim1K FN1
S
=
500×0.92
1.25
=368MPa
[σF2]=σFlim2K FN2
S
=
360×0.96
1.25
=276.48MPa
齿根弯曲疲劳强度校核
σF1=2K F TY Fa1Y Sa1Y
ε
φd m3z12
=
2×1.68×89400×2.62×1.59×0.69
1×33×252
=51.17MPa<[σF]1
σF2=2K F TY Fa2Y Sa2Y
ε
φd m3z12
=
2×1.68×89400×2.22×1.77×0.69
1×33×252
=48.26MPa<[σF]2
齿根弯曲疲劳强度满足要求，并且小齿轮抵抗弯曲疲劳破坏的能力大于大齿轮。

4)齿轮的圆周速度
v=
πd1n
60×1000
=
π×75×367.42
60×1000
=1.44m╱s
选用7级精度是合适的
主要设计结论
齿数z1=25，z2=77，模数m=3mm，压力角α=20°，中心距a=153mm，齿宽B1=80 mm、B2=75 mm
5.5计算齿轮传动其它几何尺寸
1)计算齿顶高、齿根高和全齿高
h a=mh an∗=3×1=3mm
h f=m(h an∗+c n∗)=3×(1+0.25)=3.75mm
h=h a+h f=m(2h an∗+c n∗)=6.75mm
2)计算小、大齿轮的齿顶圆直径
d a1=d1+2h a=75+2×3=81mm
d a2=d2+2h a=231+2×3=237mm
3)计算小、大齿轮的齿根圆直径
d f1=d1−2h f=75−2×3.75=67.5mm
d f2=d2−2h f=231−2×3.75=223.5mm
注：h an∗=1.0，c n∗=0.25
5.6齿轮参数和几何尺寸总结
表5-1齿轮主要结构尺寸
六链传动设计计算
1)选择链轮齿数
取小链轮齿数z1=21，链轮齿数为z2=2.92×z1=61.32，所以取z2=62。

实际传动比i=z2/z1=2.95
2)确定计算功率
由表9-6查得工况系数K A=1.4，由图9-13查得主动链轮齿数系数K z=0.9，单排链，则计算功率为
P ca=K A K z P=1.4×0.9×3.33=4.2 kW
3)选择链条型号和节距
根据P ca=4.2 kW，n1=120.47 r/min，查图9-11，可选16A，查表9-1，链条节距p=25.4mm。

4)计算链节数和中心距
初选中心距
a0=(30～50)×p=(30～50)×25.4=762～1270 mm 取a0=1030 mm，相应的链长节数为
L p=2×a0
p
+
z1+z2
2
+
p
a0
(
z1−z2
2π
)
2
=2×
1030
25.4
+
21+62
2
+
25.4
1030
(
21−62
2π
)
2 =123.28节
取链长节数L p=124节
查表9-7，采用线性插值，计算得到中心距计算系数f1=0.24708，则链传动的最大中心距为
a max=f1p(2L p−(z1+z2))=0.24708×25.4(2×124−(21+62))=1035 mm
5)计算链速v，确定润滑方式
v=
z1np
60×1000
=
21×120.47×25.4
60×1000
=1.07m╱s
由v=1.07 m/s和链号16A，查图9-14可知应采用滴油润滑。

6)计算压轴力F p
有效圆周力为
F ε=1000×
P
v
=1000×
3.33
1.07
=3112.15 N
链轮水平布置时的压轴力系数K Fp=1.15，则压轴力为
F p≈K Fp F Fp=1.15×3112.15=3578.97 N
7)主要设计结论
链条型号16A；链轮齿数z1=21，z2=62；链节数L p=124，中心距a=1035 mm （1）小链轮结构尺寸
滚子直径dr=15.88
分度圆直径
d1=
p
sin(180°
z1)
=
25.4
sin(180°
21
)
=170.42mm
齿顶圆直径
d amin1=d1+p(1−1.6
z1
)−d r=170.42+25.4×(1−
1.6
21
)−15.88=178 mm
d amax1=d1+1.25p−d r=170.42+1.25×25.4−15.88=186.29 mm 齿根圆直径
d f1=d1−d r=170.42−15.88=154.54 mm
由d=170.42 mm，查表得常数K=9.5
轮毂厚度 h=K+d K
6
+0.01d=9.5+
38
6
+0.01×170.42=18mm
轮毂长度 l=3.3h=3.3×18=60 mm
轮毂直径 d b=d K+2h=38+2×18=74mm （2）大链轮结构尺寸
滚子直径dr=15.88
分度圆直径
d2=
p
sin(180°
z2)
=
25.4
sin(180°
62
)
=501.49mm
齿顶圆直径
d amin2=d2+p(1−1.6
z2
)−d r=501.49+25.4×(1−
1.6
62
)−15.88=510.35 mm
d amax2=d2+1.25p−d r=501.49+1.25×25.4−15.88=517.36 mm 齿根圆直径
d f2=d2−d r=501.49−15.88=485.61 mm
由d=501.49 mm，查表得常数K=9.5
轮毂厚度 h=K+d K
6
+0.01d=9.5+
38
6
+0.01×501.49=21mm
轮毂长度 l=3.3h=3.3×21=70mm
轮毂直径 d b=d K+2h=38+2×21=80 mm
七 轴的设计与校核
7.1高速轴设计计算
1)求高速轴上的功率P 1、转速n 1和转矩T 1 P 1=3.54kW ；n 1=1455r/min ；T 1=23270N •m 2)初步确定轴的最小直径：
先初步估算轴的最小直径。

选取轴的材料为45(调质)，硬度为217-255HBW ，根据表，取A 0=112，于是得
d min
≥A 0√P
n 3
=112×√3.541455
3=15.06 mm
高速轴的最小直径是安装联轴器的轴径，由于安装键将轴径增大5%
d min =(1+0.05)×15.06=15.81 mm
高速轴的最小直径是安装联轴器处轴的直径d12，为了使所选的轴直径d12与联轴器的孔径相适应，故需同时选取联轴器型号。

联轴器的计算转矩T ca =K A ×T 1，查表，考虑平稳，故取K A =1.3，则:
T ca =K A T 1=30.25 N •m
按照计算转矩T ca 应小于联轴器公称转矩的条件，同时兼顾电机轴直径28 mm ，查标准或手册，选用LX2型联轴器。

半联轴器的孔径为20mm ，故取d 12=20mm ，半联轴器与轴配合的毂孔长度为52 mm 。

3)轴的结构设计图
图7-1高速轴示意图
为了满足半联轴器的轴向定位要求，Ⅰ-Ⅱ轴段右端需制出一轴肩，故取Ⅱ-Ⅲ段的直径
d23=25 mm。

半联轴器与轴配合的轮毂长度L=52 mm,为了保证轴端挡圈只压在联轴器上而不压在轴的端面上，故Ⅰ-Ⅱ段的长度应比L略短一些，现取l12=50 mm。

4)初步选择滚动轴承。

因轴承受径向力的作用，故选用深沟球轴承。

参照工作要求并根据d23=25 mm，由轴承产品目录中选择深沟球轴承6206，其尺寸为d×D×B=30×62×16 mm，故d34=d78=30 mm。

由手册上查得6206型轴承的定位轴肩高度h=2 mm，因此，取d45=d67=34 mm。

5) 由于齿轮的采用轴肩定位，定位轴肩高h=3，因此取d56=40mm。

6)轴承端盖厚度e=10 mm，垫片厚度Δt=2 mm，根据轴承端盖便于装拆，保证轴承端盖的外端面与联轴器端面有一定距离K=20 mm，螺钉C1=20mm，C2=18mm，箱座壁厚δ=8 mm，考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离Δ，取Δ=10 mm，
则轴承座宽度为
L=δ+C1+C2+5=8+20+18+5=51 mm
l23=L+Δt+e+K−B−Δ=51+2+10+20−16−10=57 mm
7)取小齿轮距箱体内壁之距离Δ1=10 mm，高速级大齿轮和低速级小齿轮距离Δ3=8 mm。

高速级小齿轮宽度b2=65 mm，低速级小齿轮宽度b3=80 mm，则
l34=B+Δ+Δ1=16+10+10=36 mm
取l45=b3=80 mm，则l56=8−2.5=5.5 mm
l67=b2−2=65−2=63 mm
l78=Δ+Δ1+B+2=10+10+16+2=38 mm
至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。

8)轴上零件的周向定位
半联轴器与轴的周向定位采用平键链接,半联轴器与轴的配合为H7/k6,按机械设计手册
查得截面尺寸b×h=6×6mm，长度L=40mm,滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为H7/k6
9)确定轴上圆角和倒角尺寸
根据表，取轴端倒角为C1.5,各轴肩处的圆角半径则由各轴肩决定。

高速级小齿轮所受的圆周力（d1为高速级小齿轮的分度圆直径）
F t1=2×T
d1
=2×
23270
56
=831.07 N
高速级小齿轮所受的径向力
F r1=F t1×tan α=831.07×tan 20°=302.48 N 根据6206 深沟球查手册得压力中心a=8 mm
第一段轴中点到轴承压力中心距离:
l1=L12
2
+L23+a=
50
2
+57+8=90 mm
轴承压力中心到齿轮支点距离:
l2=L34+B
2
+L45+L56−a=36+
65
2
+80+5.5−8=146 mm
齿轮中点到轴承压力中心距离:
l3=B
2
+L78−a−2=
65
2
+38−8−2=60.5 mm
①计算轴的支反力水平支反力
F NH1=
F t l3
l2+l3
=
831.07×60.5
146+60.5
=243.49N
F NH2=
F t l2
l2+l3
=
831.07×146
146+60.5
=587.58N
垂直支反力
F NV1=
F r l3
l2+l3
=
302.48×60.5
146+60.5
=88.62N
F NV2=
F r l2
l2+l3
=
302.48×146
146+60.5
=213.86N
②计算轴的弯矩
截面C处的水平弯矩
M CH1=F NH1l 2=243.49×146=35549.54 N •mm
截面C 处的垂直弯矩
M CV1=F NV1l 2=88.62×146=4431 N •mm
截面C 处的合成弯矩
M C1=√M CH12+M CV12
=√35549.542+44312=35824.62 N •mm
T =23270N •mm
10)校核轴的强度
因C 左侧弯矩大，且作用有转矩，故C 左侧为危险剖面 抗弯截面系数为
W =πd 332−bt (d −t )22d =π×34332−10×4×(34−4)22×34=3329.25 mm ³
抗扭截面系数为
W T =πd 316−bt (d −t )22d =π×34316−10×4×(34−4)2
2×34=7187.91 mm ³
最大弯曲应力为
σ=M W =35824.62
3329.25
=10.76MPa
剪切应力为
τ=
T W T =23270
7187.91
=3.24 MPa 按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向传动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数α=0.6，则当量应力为
σca =√σ2+4(ατ)2
=√10.762+4(0.6×3.24)2=11.44 MPa
查表得45(调质)处理，抗拉强度极限σB=640 MPa ，则轴的许用弯曲应力[σ-1b]=60 MPa ，σca<[σ-1b]，所以强度满足要求。

7.2中间轴设计计算
1)求中间轴上的功率P 2、转速n 2和转矩T 2
P 2=3.43 kW ；n 2=367.42 r/min ；T 2=89.4 N •m 2)初步确定轴的最小直径
先初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为45(调质)，硬度为217-255HBW ，根据表，取A 0=112，得:
d min
≥A 0√P n 3
=112×√3.43
367.42
3=23.58 mm
3)轴的结构设计图
图7-3中间轴示意图
4)初步选择滚动轴承。

中间轴最小直径是安装滚动轴承的直径d 12和d 56，因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用深沟球轴承。

参照工作要求并根据d min =23.58 mm ，由轴承产品目录中选取深沟球轴承6206，其尺寸为d ×D ×B=30×62×16 mm ，故d 12=d 56=30 mm 。

5)由非定位轴肩,取安装大齿轮处的轴段的直径d 45=35 mm ；齿轮的右端与右轴承之间采用挡油环定位。

已知高速大齿轮齿轮轮毂的宽度b 2=60 mm ，为了可靠的压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取l 45=58 mm 。

齿轮的左端采用轴肩定位,由轴径d 45=35 mm 查表，取h=4 mm ，则轴环处的直径d 34=43 mm ，取l 34=8 mm 。

6)左端滚动轴承采用挡油环进行轴向定位。

7)考虑材料和加工的经济性，应将低速小齿轮和轴分开设计与制造。

已知低速小齿轮的
轮毂宽度为b3=80 mm，为了使挡油环端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取l23=78 mm，d23=35 mm。

8)取低速级小齿轮距箱体内壁之距离Δ1=10 mm，高速级大齿轮距箱体内壁之距离Δ2
=12.5 mm，高速级大齿轮和低速级小齿轮距离Δ3=8 mm。

考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离Δ，取Δ=10 mm，则
l12=B+Δ+Δ1+2=16+10+10+2=38 mm
l56=B+Δ+Δ2+2=16+10+12.5+2=40.5 mm 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。

9)轴上零件的周向定位
齿轮与轴的周向定位采用平键链接,小齿轮与轴的联接选用A型键，按机械设计手册查得截面尺寸b×h=10×8mm，长度L=70mm。

大齿轮与轴的联接选用A型键，按机械设计手册查得截面尺寸b×h=10×8mm，长度L=50 mm。

为了保证齿轮与轴配合由良好的对中性,故选择齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6,滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为H7/k6
10)确定轴上圆角和倒角尺寸
根据表，取轴端倒角为C1.5,各轴肩处的圆角半径则由各轴肩决定。

表7-2轴的直径和长度
高速级大齿轮所受的圆周力（d2为高速级大齿轮的分度圆直径）
F t2=2×T
d2
=2×
89400
222
=805.41 N
高速级大齿轮所受的径向力
F r2=F t2tan α=805.41×tan 20°=293.15 N 低速级小齿轮所受的圆周力（d3为低速级小齿轮的分度圆直径）
F t3=2×T
d3
=2×
89400
75
=2384 N
低速级小齿轮所受的径向力
F r3=F t3tan α=2384×tan 20°=867.71 N 根据6206 深沟球查手册得压力中心a=8 mm
轴承压力中心到低速级小齿轮中点距离:
l1=L1−2+B3
2
−a=38−2+
80
2
−8=68 mm
低速级小齿轮中点到高速级大齿轮中点距离:
l2=B2+B3
2
+L3=
60+80
2
+8=78 mm
高速级大齿轮中点到轴承压力中心距离:
l3=L5−2+B2
2
−a=40.5−2+
60
2
−8=60.5 mm
①计算轴的支反力水平支反力
F NH1=F t3(l2+l3)+F t2l3
l1+l2+l3
=
2384×(78+60.5)+805.41×60.5
68+78+60.5
=1834.92 N
F NH2=F t3l1+F t2(l1+l2)
l1+l2+l3
=
2384×68+805.41×(68+78)
68+78+60.5
=1354.49 N
垂直支反力
F NV1=F r2l3−F r3(l2+l3)
l1+l2+l3
=
293.15×60.5−867.71×(78+60.5)
68+78+60.5
=−496.09 N
F NV2=F r2−F NV1−F r3=293.15−(−496.09)−867.71=−78.47N
②计算轴的弯矩
截面B处的水平弯矩
M BH1=F NH1l1=1834.92×68=124774.56 N•mm
截面C处的水平弯矩
M CH1=F NH2l3=1354.49×60.5=81946.65 N•mm
截面C处的垂直弯矩
M CV1=F NV2l3=−78.47×60.5=−4747.43N•mm
截面B处的垂直弯矩
M BV1=F NV1l1=−496.09×68=−33734.12 N•mm
截面B 处的合成弯矩
M B1=√M BH12+M BV12=√124774.562+−33734.122=129254.33 N •mm
截面C 处的合成弯矩
M C1=√M CH12+M CV12=√81946.652+−4747.432=82084.05N •mm
T =89400 N •mm
11)校核轴的强度
因B 弯矩大，且作用有转矩，故B 为危险剖面
抗弯截面系数为
W =πd 332−bt (d −t )22d =π35332−10×4×(35−4)2
2×35
=3660.1 mm ³ 抗扭截面系数为
W T =πd 316−bt (d −t )22d =π35316−10×4×(35−4)2
2×35
=7869.34 mm ³ 最大弯曲应力为
σ=
M W =129254.333660.1
=35.31 MPa 剪切应力为
τ=T W T =894007869.34=11.36 MPa 按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向传动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数α=0.6，则当量应力为
σca =√σ2+4(ατ)2
=√35.312+4(0.6×11.36)2=37.85MPa 查表得40Cr(调质)处理，抗拉强度极限σB=640MPa ，则轴的许用弯曲应力[σ
-1b]=60MPa ，σca<[σ-1b]，所以强度满足要求。

7.3低速轴设计计算
1)求低速轴上的功率P 3、转速n 3和转矩T 3
P 3=3.33 kW ；n 3=120.47 r/min ；T 3=264.54 N •m
2)初步确定轴的最小直径
先初步估算轴的最小直径，选取轴的材料为45(调质)，硬度为217-255HBW ，根据表，取A 0=112，得:
d min
≥A 0√P n 3=112×√3.33120.473=33.86 mm 低速轴的最小直径是安装链轮的轴径，由于安装键将轴径增大5%
d min =(1+0.05)×33.86=35.55 mm
故选取:d 12=38 mm
3)轴的结构设计图
图7-5低速轴示意图
为了满足链的轴向定位要求，Ⅰ-Ⅱ轴段右端需制出一轴肩，故取Ⅱ-Ⅲ段的直径
d 23=43mm 。

链轮毂宽度L=60 mm,为了保证轴端挡圈只压在链上而不压在轴的端面上，故Ⅰ-Ⅱ段的长度应比链轮毂宽度L 略短一些，现取l 12=58 mm 。

4)初步选择滚动轴承。

因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用深沟球轴承。

参照工作要求并根据d 23=43 mm ，由轴承产品目录中选择深沟球轴承6209，其尺寸为d ×D ×B=45×85×19 mm ，故d 34=d 78=45 mm 。

轴承挡油环定位，由手册上查得6209型轴承的定位轴肩高度h=2 mm ，因此，取d 45=49 mm
5)取安装齿轮处的轴段的直径d 67=49 mm ；已知低速级大齿轮轮毂的宽度为b 4=75 mm ，
为了使挡油环端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取l67=73 mm。

齿轮的左端采用轴肩定位，由轴径d45=49 mm，故取取h=3 mm，则轴环处的直径d56=55 mm，取l56=8 mm。

6)轴承端盖厚度e=10 mm，垫片厚度Δt=2 mm，根据轴承端盖便于装拆，保证轴承端盖的外端面与链端面有一定距离K=20 mm，螺钉C1=20 mm，C2=18 mm，箱座壁厚δ=8 mm，考虑箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离Δ，取Δ=10 mm，则轴承座宽度为
L=δ+C1+C2+5=8+20+18+5=51 mm
l23=L+Δt+e+K−B−Δ=51+2+10+20−19−zcnbr=54 mm
7)取低速级大齿轮距箱体内壁之距离Δ2=12.5 mm，高速级大齿轮和低速级小齿轮距离Δ3=8 mm。

高速级大齿轮轮毂宽度b2=60 mm，则
l34=B+Δ2+Δ=19+12.5+10=41.5 mm
l78=B+Δ+Δ2+2=19+10+12.5+2=43.5 mm
l45=b2+Δ3+2.5−l56=60+8+2.5−8=62.5 mm 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度。

8)轴上零件的周向定位
链与轴的周向定位采用平键链接，链与轴的联接选用A型键，按机械设计手册查得截面尺寸b×h=10×8mm，长度L=50 mm。

齿轮与轴的联接选用A型键，按机械设计手册查得截面尺寸b×h=14×9 mm，长度L=63 mm。

齿轮、链与轴的周向定位采用平键链接，链与轴的配合为H7/k6,同时为了保证齿轮与轴配合由良好的对中性,故选择齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6,滚动轴承与轴的周向定位是由过渡配合来保证的，此处选轴的直径尺寸公差为H7/k6
9)确定轴上圆角和倒角尺寸
根据表，取轴端倒角为C1.5,各轴肩处的圆角半径则由各轴肩决定。

低速级大齿轮所受的圆周力（d4为低速级大齿轮的分度圆直径）
F t4=2×T d 4=2×264540231
=2290.39 N 低速级大齿轮所受的径向力
F r4=F t4×tan α=2290.39×tan 20°=833.63 N
根据6209 深沟球查手册得压力中心a=9.5 mm
l 1=L 122+L 23+a =582
+54+9.5=92.5 mm l 2=B 2+L 56+L 45+L 34−a =752
+8+62.5+41.5−9.5=140 mm l 3=L 78−2+B 2−a =43.5−2+752
−9.5=69.5 mm ①计算轴的支反力
水平支反力
F NH1=
F t l 3l 2+l 3=2290.39×69.5140+69.5=759.82 N F NH2
=F t l 2l 2+l 3=2290.39×140140+69.5=1530.57 N 垂直支反力
F NV1=
F r l 3l 2+l 3=833.63×69.5140+69.5=276.55 N F NV2=
F r l 2l 2+l 3=833.63×140140+69.5
=557.08 N ②计算轴的弯矩
截面C 处的水平弯矩
M CH1=F NH1l 2=759.82×140=106374.8 N •mm
截面C 处的垂直弯矩
M CV1=F NV1l 2=276.55×140=38717 N •mm
截面C 处的合成弯矩
M C1=√M CH12+M CV12=√106374.82+387172=113201.61 N •mm
T=264540 N•mm
10)校核轴的强度
因C左侧弯矩大，且作用有转矩，故C左侧为危险剖面抗弯截面系数为
W=πd3
32
−
bt(d−t)2
2d
=
π×493
32
−
14×4×(49−4)2
2×49
=10393.02mm³
抗扭截面系数为
W T=πd3
16
−
bt(d−t)2
2d
=
π×493
16
−
14×4×(49−4)2
2×49
=21943.18mm³
最大弯曲应力为
σ=M
W
=
113201.61
10393.02
=10.89 MPa
剪切应力为
τ=
T
W T
=
264540
21943.18
=12.06 MPa
按弯扭合成强度进行校核计算，对于单向传动的转轴，转矩按脉动循环处理，故取折合系数α=0.6，则当量应力为
σca=√σ2+4(ατ)2
=√10.892+4(0.6×12.06)2=18.11 MPa
查表得40Cr(调质)处理，抗拉强度极限σB=640MPa，则轴的许用弯曲应力[σ-1b]=60MPa，σca<[σ-1b]，所以强度满足要求。

八滚动轴承计算与校核
8.1高速轴上的轴承计算与校核
表8-1轴承参数表
根据前面的计算，选用6206 深沟球轴承，内径d=30mm，外径D=62mm，宽度B=16 mm 轴承基本额定动载荷C r=19.5 kN，额定静载荷C0r=11.5 kN。

要求寿命为L h=48000 h。

由前面的计算已知轴水平和垂直面的支反力，则可以计算得到合成支反力：
F N1=√F NH1F NH1+F NV1F NV1=√243.492+88.622=259.12 N
F N2=√F NH2F NH2+F NV2F NV2=√587.582+213.862=625.29 N
查表得X1=1，Y1=0，X2=1，Y2=0
查表可知f t=1，f p=1
因为不受轴向力，所以Fa1=Fa2=0
P r1=X1F N1+Y1F a1=1×259.12+0×0=259.12 N
P r2=X2F N2+Y2F a2=1×625.29+0×0=625.29N
取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式
L h=106
60n
(
f t C r
f p P r
)
3
=347412.26 h>48000 h
由此可知该轴承的工作寿命足够。

8.2中间轴上的轴承计算与校核
表8-2轴承参数表
根据前面的计算，选用6206 深沟球轴承，内径d=30 mm，外径D=62 mm，宽度B=16 mm
轴承基本额定动载荷C r=19.5 kN，额定静载荷C0r=11.5 kN。

要求寿命为L h=48000 h。

由前面的计算已知轴水平和垂直面的支反力，则可以计算得到合成支反力：
F N1=√F NH1F NH1+F NV1F NV1=√1834.922+−496.092=1900.8 N
F N2=√F NH2F NH2+F NV2F NV2=√1354.492+−78.472=1356.76 N
查表得X1=1，Y1=0，X2=1，Y2=0
查表可知f t=1，f p=1
因为不受轴向力，所以Fa1=Fa2=0
P r1=X1F N1+Y1F a1=1×1900.8+0×0=1900.8 N
P r2=X2F N2+Y2F a2=1×1356.76+0×0=1356.76 N 取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式
L h=106
60n
(
f t C r
f p P r
)
3
=48975.69 h>48000 h
由此可知该轴承的工作寿命足够。

8.3低速轴上的轴承计算与校核
根据前面的计算，选用6209 深沟球轴承，内径d=45 mm，外径D=85 mm，宽度B=19 mm
轴承基本额定动载荷C r=31.5 kN，额定静载荷C0r=20.5 kN。

要求寿命为L h=48000 h。

由前面的计算已知轴水平和垂直面的支反力，则可以计算得到合成支反力：
F N1=√F NH1F NH1+F NV1F NV1=√759.822+276.552=808.58 N
F N2=√F NH2F NH2+F NV2F NV2=√1530.572+557.082=1628.8 N 查表得X1=1，Y1=0，X2=1，Y2=0
查表可知f t=1，f p=1
因为不受轴向力，所以Fa1=Fa2=0
P r1=X1F N1+Y1F a1=1×808.58+0×0=808.58 N
P r2=X2F N2+Y2F a2=1×1628.8+0×0=1628.8 N
取两轴承当量动载荷较大值带入轴承寿命计算公式
L h=106
60n
(
f t C r
f p P r
)
3
=1000686.91 h>48000 h
由此可知该轴承的工作寿命足够。

九键联接设计与校核
9.1高速轴最小径上键连接校核
选用A型键，查表得b×h=6 mm×6 mm（GB/T1096-2003）,键长40 mm。

键的工作长度l=L-b=34 mm
键材料为45(调质)，可求得键连接的许用挤压应力[σ]p=120MPa。

键连接工作面的挤压应力
σp=4T
hld
=23 MPa<[σ]p=120MPa
9.2高速轴与齿轮键连接校核
选用A型键，查表得b×h=10 mm×8 mm（GB/T1096-2003）,键长56 mm。

键的工作长度l=L-b=46 mm
键材料为45(调质)，可求得键连接的许用挤压应力[σ]p=120MPa。

键连接工作面的挤压应力
σp=4T
hld
=7 MPa<[σ]p=120MPa
9.3中间轴与大齿轮键连接校核
选用A型键，查表得b×h=10 mm×8 mm（GB/T1096-2003）,键长50 mm。

键的工作长度l=L-b=40 mm
大齿轮材料为45(调质)，可求得键连接的许用挤压应力[σ]p=120MPa。

键连接工作面的挤压应力
σp=4T
hld
=32 MPa<[σ]p=120MPa
9.4中间轴与小齿轮键连接校核
选用A型键，查表得b×h=10 mm×8 mm（GB/T1096-2003）,键长70 mm。

键的工作长度l=L-b=60 mm
键材料为45(调质)，可求得键连接的许用挤压应力[σ]p=120MPa。

键连接工作面的挤压应力
σp=4T
hld
=22 MPa<[σ]p=120MPa
9.5低速轴与齿轮键连接校核
选用A型键，查表得b×h=14 mm×9 mm（GB/T1096-2003）,键长63 mm。

键的工作长度l=L-b=49 mm
大齿轮材料为45(调质)，可求得键连接的许用挤压应力[σ]p=120MPa。

键连接工作面的挤压应力
σp=4T
hld
=49 MPa<[σ]p=120MPa
9.6低速轴最小径键连接校核
选用A型键，查表得b×h=10 mm×8 mm（GB/T1096-2003）,键长50 mm。

键的工作长度l=L-b=40 mm
键材料为45(调质)，可求得键连接的许用挤压应力[σ]p=120MPa。

键连接工作面的挤压应力
σp=4T
hld
=88 MPa<[σ]p=120MPa
十减速器箱体主要结构尺寸
箱体是减速器中所有零件的基座，是支承和固定轴系部件、保证传动零件正确相对位置并承受作用在减速器上载荷的重要零件。

箱体一般还兼作润滑油的油箱。

机体结构尺寸，主要根据地脚螺栓的尺寸，再通过地板固定，而地脚螺尺寸又要根据两齿轮的中心距a来确定。

设计减速器的具体结构尺寸如下表：。