垂直斗式提升机传动装置

题目C：垂直斗式提升机传动装置
1.设计条件：
1)机械功用:由料斗把散状提升到一定高度.散状物料包括:谷物,煤炭,水泥,砂石等；
2)工作情况:单向工作,轻度振动;
3)运动要求:滚筒转速误差不超过7%;
4)使用寿命:8年,每年300天,每天16小时；
5)检修周期:半年小修,两年大修;
6)生产厂型:中型机械制造厂；
7)生产批量:中批生产。

2.原始数据（C2)：
滚筒圆周力F=4000N；滚筒圆周速V=1.3m/s；滚筒直径D=350mm；（附旧书，2006年10月第1版）
一、电动机选择
1、传动装置的总功率：
选取 V 带传动效率 96.0=带η 一对球轴承效率：99.0=承η 圆柱齿轮传动效率：0.97η=齿轮 联轴器效率： 99.0=联η 滚筒传动效率： 0.96η=筒 η总=η带×η
4轴承
×η
2
齿轮
×η
联轴器
×η
滚筒
=0.96×0.994×0.972×0.99×0.96 2、电机输出功率：
P d= P W /η
总
=FV/（1000η
总）
=4000×1.3/(1000×0.825)
3、确定电动机型号：
电动机所需额定功率P 和电动机输出功率d P 关系为d p k p ≥⋅取K=1.2则
1.2 6.3037.5636d p k p kw =⋅=⨯=
所以：可查表16-2得：
选择电动机型号为:Y132M-4型三相异步电动机,额定功率0p =7.5Kw ，同步转速01500n =r/min ，满载转速1440r/min ，最在转矩/额定转矩=2.2N.mm 。

二、计算总传动比及分配各级的传动比
η总=0.825
P d =7.5636KW
1、总传动比：
∵ V=π×D ×n 筒/（60*1000）
∴ n 筒=60×1000×V/(π×D) i 总=n 电动/n 筒=1440/71=20.282 2、分配各级传动比：
1）查9-2表，可知带传动比为2 2）根据 = 1.3~1.4)i i 齿轮低
齿轮高（
选取
1.3i i =齿轮低
齿轮高
i 总= i 带×i 齿轮低×i 齿轮高
20.282=
2 1.3i ⨯齿轮低 i 齿轮高=1.3×2.793
三、运动参数及动力参数计算 1、计算各轴转速（r/min ）
n 0= n 电机
n I = n 0/i 带=1440/2
n II =n I / i 齿轮高=720/3.631 n III =n II /i 齿轮低=198/3 2、计算各轴的功率（KW ）
P 0= P 电机=7.5KW
P I = P 0×η带=7.5×0.96=7.2KW
n 筒=71 r/min
=2.793
i 齿轮低
=3.631
i 齿轮高
n 0=1440r/min n I =720 r/min n II =198r/min n III =66r/min
P II=P I×η齿轮×η轴承
=7.2×0.97×0.99=6.91416KW
P III=P II×η轴承×η齿轮
=6.91416×0.97×0.99
=6.6397KW
3、计算各轴扭矩（N·mm）
T0=9550P0/n0=9.55×103×7.5/1440
=49.74N·m
T I=9550P I/n I=9.55×103×7.2/720
=95.5 N·m
T II=9550P II/n II
=9.55×103×6.91416/198
=333.49 N·m
T III=9550P III/n III=9.55×103×6.6397/66 =960.74N·m
项目电动
机轴高速
轴Ⅰ
低速轴
Ⅱ
低速轴Ⅲ
转速
（r/min）
1440 720 198 66 功率（kw）7.5 7.2 6.91 6.64
KW
P
KW
P
KW
P
64
.6
91
.6
2.7
3
2
1
=
=
=
m
N T
m
N T
m
N
T
m
N
T
.
74
.
960
.
49
.
333
.
5.
95
.
74
.
49
3
2
1
1
=
=
=
=
四、传动零件的设计计算：
已知：普通V 带传动，电动机功率P=7.5KW ，转速N 0=1440r/min ，传动比为i=2，每天工作16小时
1.确定计算功率 P C
查表4.6可知工作情况系数K A =1.3 P C =K A P=1.3×7.5=9.75KW 2. 选择普通V 带截型
根据计算功率P C 和小带轮转速n 0由下图可知应选取A 型带
3．确定带轮基准直径，并验算带速
1）初选小带轮的基准直径，由4.7表[5]
，取小带轮的基准直径D min =100mm 2）验算带速
V=（π×D min ×N 0）/（60×1000）=7.536m/s 因为5m/s<V<25m/s,故带速合适。

3）计算大带轮的基准直径D max D max =i ·D min =2×100=200mm
转矩（N ·m ） 49.74 95.5 333.49 960.74 传动比 2 3.631 2.793
P C =9.75KW
mm
D 100min =
s m v /54.7=
mm
D 200max =
4.确定V带的中心距a和基准长度L d
1)据式0.7(D min+D max)≤a0≤2(D min+D max),
即210mm≤a0≤600mm初定中心距为a0= 500mm 2)计算带的基准长度L d
L'=2a0+1.57(D min+D max)+(D max-D min)2/4a0
=2×500+1.57(100+200)+(200-100)2/(4×500)
=1476mm
根据课本表4.3选取接近的基准长度L d=1600mm 根据课本（8-23）公式得：
a≈a0+(L d-L')/2=500+(1600-1476)/2=562mm 3)验算小带轮包角
α1=1800-(D max-D min)/a×57.30
=1800-(200-100)/562×57.30
=169.800>1200~900（适用）
5.确定带的根数
计算单根V带的额定功率
根据课本表4.4 P0=1.91KW
根据课本表4.5 △P1=0.17KW
根据课本表4.8 Kα=0.96
根据课本表4.3 K L=0.99
由公式计算得
mm L
mm L
1600
1476
d
'
=
=
a=562mm
︒
=8.
169
1
α
Z=P C/[ (P0+△P0)KαK L]
=9.75/[(1.91+0.17) ×0.96×0.99] =4.932
所以取5根V带。

6．计算单根V带的初拉力的最小值
由课本表4.2查得q=0.1kg/m，单根V带的最小初拉力：
(F0) min=[500P C（2.5/K
α-1）/(ZV Kα)]+qV
2
=[500×9.75×(2.5/0.96-1)/(5×9.42×0.96)]+0.1×7.5362N
=178.63N
7．计算带轮轴上压力
作用在轴承的最小压力Q
Q=2ZF0sin（α1/2）=2×5×178.63sin（169.80/2）=1779.23N
五、齿轮的设计计算
对高速级齿轮组：
(一)高速级斜齿圆柱齿轮传动齿轮设计
已知：输入功率P I=7.2KW,小齿轮的转速n I =720r/min，传动比为I=3.631，工作寿命8年，每年300天，每天工作16小时，传动输送机轻度振动，单向工作。

5
=
z
N F63
.
178
=
N Q23
.
1779
=
选择齿轮材料，确定许用应力 类型：斜齿圆柱齿轮
材料：由表6.2选择，小齿轮均选用40Cr （调质），小齿轮硬度为260HBS ，大齿轮材料45钢（正火），
硬度为210HBS ，二者相差50HBS 。

许用接触应力s H []=
s H lim
S H lim
Z N
接触强度寿命系数Z N 应力循环次数N
()1
1
21116300817206060i N N jL n N h =⨯⨯⨯⨯⨯==
查图6-5得Z N 1,Z N 2 接触强度最小安全系数S H min 则
[][]1
03
.155011
70021⨯=⨯=H H σσ
许用弯曲应力s F [] s F []=
s F lim
S F min
Y N Y X
弯曲疲劳极限s F lim 查图6-7 弯曲强度寿命系数Y N 查图6-8 弯曲强度尺寸系数Y X 查图6-9 弯曲强度最小安全系数S F min
s F 1[]=
540´1´11.4s F 2[]=
420´1´1
1.4
HBS 1=260HBS HBS 2=210HBS
2
2lim 2
1lim /550/700mm N mm N H H ==σσ
03
.111075.41066.12N 1N 8291==⨯=⨯=Z Z N N
S H min =1
[][][]2
222
1/5.566/5.566/700mm N mm N mm N H H H ===σσσ
[][]2221min 212
2lim 21lim /300/71.3854
.111/420/540mm N mm N S Y Y Y mm N mm N F F F X N N F F ========σσσσ
齿面接触疲劳强度设计计算 确定齿轮传动精度等级，按3111/)022.0~013.0(n P n v t =估取圆周速度s m v t /3=,参考表6.7、表6.8选取 小轮分度圆直径d 1
d 1³Z E Z H Z
e Z b s H []æèççöø
÷÷2
2KT 1m ±1()
y d m 3 宽度系数y d 查表 6.9，按齿轮相对轴承为非对称布置
小轮齿数z 1 在推荐值20～40中选
大轮齿数z 2 775.9025316.3112=⨯==z i z 圆整取 齿数比u 46.3/12==z z u
传动比误差D u /u 05.000247.046.3316.346.3/<=-=∆u u 合适 小轮转矩T 1 720
/2.71055.9/1055.961161⨯⨯=⨯=n P T
初定螺旋角β0
K =K A ×K V ×K a ×K b
K A ——使用系数 查表6.3
K V ——动载系数 由推荐值1.05～1.4 K a ——齿间载荷分配系数 由推荐值1.0～1.2
K b ——齿间载荷分布系数 由推荐值1.0～1.2
载荷系数K
K =K A ×K V ×K a ×K b =1.1´1.2´1.1´1.1
材料弹性系数Z E 查表6.4
Ⅱ公差组8
级
4
6.391
258
.021====u z z d ψ
mm
N T ⋅=955001β0=100
815
.11.11.12.125.1=====K K K K K V A βα
节点区域系数Z H 查图6-3
重合度系数Z e 由推荐值0.85～0.92 螺旋角系数Z b ︒==10cos cos ββZ 故
()32
146.38.0146.395500815.125.56699.087.047.28.189⨯+⨯⨯⨯⨯
⎪⎭
⎫
⎝⎛⨯⨯⨯≥d 法面模数：m n
m m 57.225/10cos 47.65/cos 11=︒⨯==z d m n β 按表6.6圆整
中心距：a
()()69
.17610cos 2/91253cos 2/21=︒⨯+⨯=+=）（）（βz z m a
圆整
分度圆螺旋角b
︒=⎥⎦
⎤
⎢⎣⎡⨯+⨯=⎥⎦
⎤
⎢
⎣⎡+=56.101772)9125(3arccos 2)(arccos 21a z z m n β
分度圆直径d 1 ︒⨯=︒=56.10/cos 25356.10/cos 11mz d 圆周速度v 60000/720292.7660000/11⨯⨯==ππn d v 齿宽b 376.5247.658.01=⨯=⨯=d b d ψ 圆整
大轮齿宽b 2 b 2=b 小轮齿宽b 1 b 1=b 2+5~10() 齿根弯曲疲劳强度校核计算
99
.087.0470.2/8.1892====βεZ Z Z mm N Z H E
mm d 47.651≥
3=n m
mm
a 177=
056.10=β
mm d 292.761=
s m v /875.2=
与估取接近
mm
b mm b 585312==
s F =
2KT 1
bd 1m n
Y F a ×Y S a ×Y e ×Y b £s F [] 当量齿数z v
79
.9556.10/cos 91/cos 32.2656.10/cos 25/cos 33223
3
11=︒===︒==ββz z z z v v
齿形系数Y Fa 查表6.5得Y Fa 1Y Fa 2 应力修正系数Y Sa 查表6.5得Y Sa 1Y Sa 2 不变位时，端面啮合角
()︒=︒︒=32.2056.10/cos 20tan arctan 't α
端面模数mm m m n t 052.356.10/cos =︒=
重合度e a
()()[]⎥⎥⎥⎥⎥⎦
⎤⎢⎢⎢⎢⎢⎣⎡⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛︒-⎪⎭⎫ ⎝⎛⨯+⨯︒⨯⨯+⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛︒-⎪⎭⎫ ⎝⎛⨯+⨯︒⨯⨯=
-+-=32.20tan 3291052.332.20cos 91052.3arccos tan 9132.20tan 3225052.332.20cos 25052.3arccos tan 2521'tan tan 'tan tan 21
2211πααααπεαt at t at z z 重合度系数Y e =0.25+0.75/e a 螺旋角系数Y b 由推荐值0.85～0.92 故
3
292.765389.0695.0781.121.295500815.123
292.765889.0695.059.162.295500815.1221⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯=
⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯=
F F σσ
齿轮其他主要尺寸计算
97
.8459.2421==v v z z
21
.262.221==Fa Fa Y Y
781
.159.121==Sa Sa Y Y
686.1=αε 695.0=εY
Y b =0.89
2
221/58.69/29.67mm N mm N F F ==σσ齿根弯曲强度满足
大轮分度圆直径d 2
︒⨯=︒=56.10/cos 91356.10/cos 22z m d n
根圆直径d f 3
225.170.27723225.1292.7922211⨯⨯-=-=⨯⨯-=-=f f f f h d d h d d
顶圆直径d a 3
270.277232292.7622211⨯+=+=⨯+=+=a a a a h d d h d d
对低速级齿轮组：
(二)低速级斜齿圆柱齿轮传动齿轮设计
已知：输入功率P II =6.91KW,小齿轮的转速n1 =198r/min ，传动比为I=3.631，工作寿命8年，每天
工作16小时，每年300天，传动输送机轻微振动，单向工作。

类型：斜齿圆柱齿轮
材料：由表6.2选择，小齿轮均选用40Cr （调质），小齿轮硬度为260HBS ，大齿轮材料45钢（正火），硬度为210HBS ，二者相差50HBS 。

许用接触应力s H []=
s H lim
S H lim
Z N
接触强度寿命系数Z N 应力循环次数N
()1
1
21183001611986060i N N jL n N h =
⨯⨯⨯⨯⨯==
查图6-5得Z N 1,Z N 2
mm
d mm d mm d mm d mm d a a f f 70.283292.822.270792.6870.27721212=====
HBS 1=260HBS HBS 2=210HBS
2lim 2
1lim /400/600mm
N mm
N H H ==σσ
13.103
.11026.11056.42N 1N 8281==⨯=⨯=Z Z N N
接触强度最小安全系数S H min
则[][]1
13
.15501
03
.17002H 1H ⨯=
⨯=σσ
许用弯曲应力s F [] s F []=s F lim S F min
Y N Y X
弯曲疲劳极限s F lim 查图6-7 弯曲强度寿命系数Y N 查图6-8 弯曲强度尺寸系数Y X 查图6-9 弯曲强度最小安全系数S F min
s F 1[]=
540´1´11.4s F 2[]=
420´1´1
1.4
齿面接触疲劳强度设计计算
确定齿轮传动精度等级，按3222/)022.0~013.0(n P n v t =估取圆周速度s m v t /5=,参考表6.7、表6.8选取
小轮分度圆直径d 1
d 1³Z E Z H Z
e Z b s H []æèççöø÷÷2
2KT 1m ±1()
y d
m 3 宽度系数y d 查表 6.9，按齿轮相对轴承为非对称布置
小轮齿数z 1 在推荐值20～40中选
大轮齿数z 2 24.6423793.2112=⨯==z i z 圆整取 齿数比u 783.2/12==z z u
S H min =1
[][][]2
222
1/5.621/5.621/721mm N mm N mm N H H H ===σσσ
[][]2
221min 2122lim 21lim /300/71.3854
.111/420/540mm N mm N S Y Y Y mm N mm N F F F X N N F F ========σσσσ
Ⅱ公差组8
级
783
.264238
.021====u z z d ψ
传动比误差D u /u 05.000359.0-783
.2793
.2783.2/<=-=∆u u 合适 小轮转矩T 1
198
/91.61055.9/1055.962261⨯⨯=⨯=n P T
初定螺旋角β0 载荷系数K
K =K A ×K V ×K a ×K b
K A ——使用系数 查表6.3
K V ——动载系数 由推荐值1.05～1.4 K a ——齿间载荷分配系数 由推荐值1.0～1.2
K b ——齿间载荷分布系数 由推荐值1.0～1.2
1.11.1
2.125.1⨯⨯⨯=⋅⋅⋅=βαK K K K K V A
材料弹性系数Z E 查表6.4 节点区域系数Z H 查图6-3
重合度系数Z e 由推荐值0.85～0.92 螺旋角系数Z b ︒==10cos cos ββZ 故
()32
1783.28.01783.2333285815.125.62199.087.047.28.189⨯+⨯⨯⨯⨯
⎪⎭
⎫ ⎝⎛⨯⨯⨯≥d 法面模数m n 23/10cos 38.95/cos 11︒⨯==z d m n β 按表6.6圆整
中心距a ()()86.22010cos 2/64235cos 2/21=︒⨯+⨯=+=βz z m a 圆整
mm
N T ⋅=3332851 β0=100
815
.11.11.12.125.1=====K K K K K V A βα
99
.087.0470.2/8.1892====βεZ Z Z mm N Z H E
mm d 38.951≥ 5=n m
mm a 221=
分度圆螺旋角b ︒=⎥⎦
⎤⎢⎣⎡⨯+⨯⎥
⎦
⎤
⎢⎣⎡+=21.102212)6423(5arccos 2)(arccos 21a z z m n β
分度圆直径d 1 ︒⨯=︒=21.10/cos 23521.10/cos 11mz d 圆周速度v 60000/19885.11660000/11⨯⨯==ππn d v 齿宽b 704.7438.938.01=⨯=⨯=d b d ψ 大轮齿宽b 2 b 2=b 小轮齿宽b 1 b 1=b 2+5~10() 齿根弯曲疲劳强度校核计算
s F =
2KT 1
bd 1m n
Y F a ×Y S a ×Y e ×Y b £s F [] 当量齿数z v
13
.6721.10/cos 64/cos 13.2421.10/cos 23/cos 3
3
223311=︒===︒==ββz z z z v v
齿形系数Y Fa 查表6.5得Y Fa 1Y Fa 2 应力修正系数Y Sa 查表6.5得Y Sa 1Y Sa 2 不变位时，端面啮合角
()︒=︒︒=29.2021.10/cos 20tan arctan 't a
端面模数mm m m n t 08.521.10/cos =︒= 重合度e a
021.10=β
mm d 85.1161=
s m v /211.1=
与估取接近
mm
b mm b 807512==
13.6713.2421==v v z z 255.269
.221==Fa Fa Y Y
738
.1575.121==Sa Sa Y Y
657.1=αε
()()[]⎥⎥⎥⎥⎥⎦
⎤⎢⎢⎢⎢⎢⎣⎡⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛︒-⎪⎭⎫ ⎝⎛⨯+⨯︒⨯⨯+⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛︒-⎪⎭⎫ ⎝⎛⨯+⨯︒⨯⨯=
-+-=
29.20tan 526408.529.20cos 6408.5arccos tan 6429.20tan 522308.529.20cos 2308.5arccos tan 2321'tan tan 'tan tan 21
2211πααααπεαt at t at z z 重合度系数Y e =0.25+0.75/e a 螺旋角系数Y b 由推荐值0.85～0.92 故
5
85.1167589.0703.0738.1255.2333285815.125
85.1168089
.0703.0575.169.2333285815.122
1⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯=
⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯=F F σσ
齿轮其他主要尺寸计算
大轮分度圆直径d 2
︒⨯=︒=21.10/cos 64521.10/cos 22z m d n
根圆直径d f 5
225.115.32525225.185.11622211⨯⨯-=-=⨯⨯-=-=f f f f h d d h d d
顶圆直径d a
5
215.32525285.11622211⨯+=+=⨯+=+=a a a a h d d h d d
六、计算作用在齿轮上的力 齿轮1的作用力（高速轴小轮）： 转矩
61T =9.55107.2
95500720
N m
⨯⨯=⋅
分度圆直径 01325cos10.5676.292d mm
=⨯=
圆周力 11
1
2295500
2503.5476.292
t F T N
d ==⨯=
径向力
1tan 2503.54tan 20926.91cos cos10.56r t n
F F N
αβ
===
703.0=εY
221/70.67/61.68mm
N mm N F F ==σσ齿根弯曲强度满足
mm
d mm d mm d mm d mm d a a f f 15.33585.12665.31235.10415.32521212=====
轴向力
01tan 2503.54tan10.56466.72a t F F N
β===
00
12503.54
12710.11cos cos cos 20cos10.56n Ft Fn N
αβ=
==
齿轮2的作用力（中间轴大轮）：
从动轮2各个力与主动轮1相应力大小相等，作用
力相反
齿轮3的作用力（中间轴小轮）： 转矩
6
3T =9.5510 6.91
333285198
N m
⨯⨯=⋅
分度圆直径 3116.85d mm = 圆周力 33
3
25704t F T N
d ==
径向力
33tan 2109.5cos r t n
F F N
αβ
==
轴向力 0
33tan 5704tan10.211027.34a t F F N β===
00
35704
36167.74cos cos cos 20cos10.21n Ft Fn N
αβ=
==
齿轮4的作用力（中间轴大轮）：
从动轮4各个力与齿轮3相应力大小相等，作用力相反
七、轴的设计计算
（一）中间轴设计计算：
已知条件：中间轴传递的功率KW P 91.62=，转速
m in /1982r n =，
齿轮分度圆直径mm d mm d 85.116,7.27732==，齿轮宽度mm b mm b 80,5332== 选择轴的材料：
因传递的功率不大，并对重量及结构尺寸无特殊要求，故选用45钢，调质处理 初算轴径
初步估算轴的最小直径，取110=A ，于是得
mm n P A d 95.35198
91.611033
22min =⨯== 1、轴的机构设计
（1）轴承部件的结构设计 轴不长，故轴承采用两端固定方式，然后，按轴上零件的安装顺序，从min d 处开始设计
（2）轴承的选择与轴段1及轴段5的设计 该段轴段上安装轴承，考虑齿轮有轴向力存在，选择角接触球轴承。

选择7408B ，进行设计计算，查13-4，
轴承内径mm d 40=，外径mm 110，宽度mm B 27=，定位轴肩直径mm d a 50=，外径定位直径mm D a 100=，对轴的力作用点与外圈大端面的距离mm a 7.373=，故
mm
d 95.35min =
轴承的型号为7408B
mm d 401=，轴段5与轴段1的直径相等，故mm d 405= （3）轴段2和轴段4的设计 轴段2上安装齿轮3，轴段4上安装齿轮2，为便于安装，42d d 和应分别略大于51d d 和，可初定mm d d 4242==
齿轮2的轮毂宽度范围为mm d 63~4.50)5.1~2.1(2=，取轮毂宽度与齿轮宽度mm b 532=相等，左端采用轴肩定位，右端采用套筒固定。

齿轮3的轮毂宽度与齿轮宽度mm b 803=相等，其右端采用轴肩定位，左端采用套筒固定，为使套筒短命能顶到齿轮端面，轴段2和4的长度应比相应齿轮的轮毂略短，故取mm L mm L 51,7742==
（4）轴段3 该段为中间轴上的两个齿轮提供定位，其轴肩高度范围为()mm d 2.4~94.21.0~07.02=，取其高度为mm h 4=，故mm d 503=
齿轮3左端面与箱体内壁距离与高速轴齿轮右端面
距箱体内壁距离均取为mm 101=∆，齿轮2与齿轮3的距离初定为mm 103=∆则箱体内壁之间的距离为
mm
b b b B x 5.165253
5880101022
22
1331=++++⨯=++
+∆+∆=
取mm 5.103=∆箱体内壁距离为mm B x 166=。

齿轮2的右端面与箱体内壁的距离
d 1=40mm
mm d 405=
mm d d 4242==
mm L 772=
mm L 514=
mm d 503=
mm B x 166=
mm
L 5.1033=∆=
mm b b 5.122
53
581022112=-+=-+
∆=∆，
则轴段3的长度mm L 5.1033=∆=
(5)轴段1和轴段5的长度 轴承采用脂润滑，需要用挡油环组织箱体内润滑油溅入轴承座，轴承内端面距箱体内壁的距离取为mm 12=∆中间轴上两个齿轮的固定均由挡油环完成，则轴段1的长度为
mm B L 523101227311=+++=+∆+∆+=
轴段5的长度为
mm B L 5.5325.121227225=+++=+∆+∆+=
（6）轴上力作用点的间距 轴承反力的作用点距轴承外圈大端面的距离mm a 7.373=,得轴的支点及受力点间的距离为
mm a b L l 3.5137.372
80
52323311=--+=--+
=mm b b L l 77280
535.1022332=++=++=
3.4027.372
53
5.53223253=--+=--+=a b L l
2、键连接
齿轮与轴采用A 型普通平键连接，查表11-1得键的
型号分别为键20031095/7512-⨯T GB 和键
20031095/5012-⨯T GB
3、轴的受力分析
（1）画轴的受力简图，如下：
L 1=52mm
L 5=53.5mm
12351.37740.3l mm l mm l mm ===
（2）计算支承反力，在水平面上为：
()3
.40773.512
85
.11634.102727.27772.466)3.4077(5.21093.4091.926223
213
322323321++⨯-⨯-+⨯-⨯=
++--+-=
l l l d F d
F l l F l F R a a r r H
5.2109)45.1986(91.9263122---=--=r H r H F R F R
式中负号表述与图中所画的力的方向相反 在垂直面上为：
3
.40773.513
.4054.2503)3.4077(5704)(321323231++⨯++⨯=++++=
l l l l F l l F R t t V
9.456654.250357041322-+=-+=V t t V R F F R
轴承1的总支承反力为：
()()2
2
211219.456645.1986+-=
+=V
H
R
R
R
轴承2的总支承反力为：
()()2
2
2
222264.364086.803+=
+=V H R R R
（3）画弯矩图 弯矩图如下图所示：
11986.45H R N
=-
2803.86H R N
=
14566.9V R N
= 23640.64V R N
=
14980.2R N
=
23728.3R N
=
在水平面上，a-a 剖面图左侧为：
3.5145.198611⨯-==l R M H aH
a-a 剖面图右侧为：
'
33116.85101904.891027.3422aH aH
a d M M F =+=-+⨯
b-b 剖面图右侧为：
3.4086.80332'
⨯==l R M
H bH
2
70
.27772.4666.32395222
'
⨯
-=-=d F M M a bH bH 在垂直面上为：
3.519.456611⨯==l R M V aV 3.406
4.364032⨯==l R M V bV
合成弯矩，a-a 剖面左侧为：
2
2
22
92.234281)89.101904(+-=+=aV
aH
a M
M
M
a-a 剖面右侧为：
222
2''
9.2342816.41882+=+=aV aH a M M M b-b 剖面左侧为：
101904.89aH M N mm
=-⋅
'41882.6aH M N mm
=-⋅
'41882.6bH M N mm
=-⋅
32408.5bH
M N mm
=-⋅
234281.9146717.8aV bv M N mm M N mm
=⋅=⋅
255485.1a M N mm
=⋅
'187257.5a M N mm
=⋅
150254.5b M N mm
=⋅
'150251.7b M N mm
=⋅
222
28.146717)5.32408(+-=+=bV bH b M M M
b-b 剖面右侧为：
2222''8.1467176.32395+=+=bV bH b M M M
画转矩图：转矩图如上图所示：mm N T ⋅=3332852 4、校核轴的强度
虽然a-a 剖面左侧弯矩大，但a-a 剖面右侧除作用
弯矩外还作用有转矩，故a-a 剖面两侧均有可能成
为危险剖面，故分别计算：
a-a 剖面的抗弯截面系数为：
42
2)542(51232422)(32232223
2
⨯-⨯⨯-⨯=--=ππd t d bt d
W
抗扭截面系数为：
42
2)542(51216422)(162
32223
2
⨯-⨯⨯-
⨯=--=ππd t d bt d W T a-a 剖面左侧弯曲应力为：
.62921
.355485==
W M a b σ a-a 剖面右侧弯曲应力为：
.62925.187257'
'
==W M a b σ
扭剪应力为：
9
.135613332852==
T W T τ 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6.0=α，
W=6292.0mm 3
w T =13561.9mm 3
40.6b MPa σ=
`29.76b MPa σ=
24.58MPa τ=
'41.9e MPa σ=
则当量应力为：
()()2222
''58.246.0476.294⨯⨯+=+=ατσσb e
b e σσ>'，故a-a 剖面右侧为危险截面
45钢调质处理抗拉强度极限MPa B 650=σ，轴的许用弯曲应力][,60][1'1b e b MPa --<=σσσ强度满足要求 校核键连接的强度
齿轮2处键连接的挤压应力为：
()12
50842333285
4442-⨯⨯⨯==
hl d T p σ
取键、轴、齿轮的材料都为钢，查的
[][]p p p MPa σσσ<=,150~125 故强度足够
齿轮3处的键长于齿轮2处的键，故强度也足够 5、校核轴承寿命
（1）计算轴承的轴向力 查表13-4 7408B 轴承得
N C N C 47500,670000==则轴承1、2的内部轴向力分
别为：
3
.37281.11.12.49801.11.12211⨯==⨯==R S R S
外部轴向力N 62.60572.46634.102723=-=-=a a F F A ，各轴向力方向如下图所示
127.466162.5601.4101S N A S <=+=+
则两轴承的轴向力分别为：
N
A S F N S F a a 6.49172.54781211=-===
26.1p MPa
σ=
125478.224101.1S N
S N ==
N
F N F N F a r t 05.47727.13113444===
P=4980.2N
因,,2121Fa F R R a >>故只需校核轴承1的寿命 （2）计算轴承1的当量动载荷 查表10.5得14.1=e
因e R F a <==10.12.4980/2.5478/11，故0,1==Y X 则当量动载荷为2.547802.4980111⨯+⨯=+=a YF XR P （3）校核轴承寿命 2.1,1==p T f f 轴承1的寿命为：
h P f C f n L p T h 1186112.49802.1670001198601060103626=⎪⎭
⎫ ⎝⎛⨯⨯⨯=⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛= 减速器预期寿命为 ：=⨯⨯=816300'h L 38400h
'
h
h L L >故轴承寿命足够
（二）高速轴的设计计算：
已知条件 高速轴传递的功率KW P 2.71=，转速
m in /7201r n =小齿轮分度圆直径mm d 292.761=齿轮宽
度mm b 581= 选择轴的材料：
因传递的功率不大，选用45钢，调质处理 初算轴径
初步估算轴的最小直径，取120C =，于是得
mm n P d 85.25720
2.7120C 33
11
min =⨯== 轴与带轮连接，由于开了一个键槽,轴径增大3%--5%，轴端最细处直径为：
mm d 27min =
()14.27~63.2605.0~03.085.2585.251=⨯+>d
取mm d 27min = 1、轴的结构设计
（1） 轴承部件的结构设计 为方便轴承部件的拆
卸，减速器的机体采用剖分式结构，该减速器
发热小、轴不长，故轴承采用两端固定的方式。

按轴上零件的安装顺序，从轴的最细处开始设计。

（2） 轴段1 轴段1上安装齿轮，此段轴的设计应
与带轮轮毂轴孔设计同步进行。

初定轴段1的轴径mm d 301=带轮轮毂的宽度为
()mm d 60~450.2~5.11=结合带轮结构mm 56~42=带轮L 取带轮轮毂宽度mm 50L =带轮轴
1
的长度略小于毂口宽度，取mm L 481=
（3） 密封圈与轴段2 在确定轴段2的轴径时，应考虑带轮的轴向固定和密封圈的尺寸。

带轮用轴
肩
定
位
，
轴
肩
高
度 mm d h 3~1.2)1.0~07.0(1==
轴段2的轴径mm h d d 36~1.34212=+=其最终由
mm d 301=
mm L 481=
mm d 352=
密封圈确定。

该处轴的圆周速度小于s m /3可选用毡圈油封，查表15-15选毡圈35JB/ZQ4606-1997 则mm d 352=
（4） 轴承与轴段3及轴段7 考虑齿轮有轴向力的存在，选用角接触轴承。

轴段3上安装轴承，其直径应符合轴承内径系列。

选择7408B ，进行设计计算，查13-4，轴承内径mm d 40=，外径mm 110D =，宽度mm B 27=，定位轴肩直径mm d a 50=，外径定位直径mm D a 100=，对轴的力作用点与外圈大端面的距离mm a 7.373=，故取轴段3的直径mm d 403=轴承采用脂润滑，需要用挡油环阻止箱体内润滑油溅入轴承座。

轴承靠近箱体内壁的端面距箱体内壁距离取∆ 挡油环的挡油凸缘内侧面凸出箱体内壁mm 2~1，挡油环轴孔宽度初定为
mm B 151=则mm B B L 42152713=+=+=通常一根轴上的两个轴承应取相同的型号 则mm L mm d 47,4077== （5） 齿轮与轴段
5 该段上安装齿轮,mm d d d 42,535=初定略大于由表11-1得该处键的截面尺寸为812⨯=⨯h b 轮毂键槽深度mm t 3.31=则该处齿轮上齿根圆与毂孔键槽顶
mm d 403=
L 3=42mm mm d 407= mm L 477=
齿轮轴
mm
d d f 792.6815==
mm
L 585=
部的距离为
mm t d d e f 096.103.32
42
2792.6822151
=--=--=此时
e
与2.5m n =7.5接近，故可将该轴设计为齿轮轴，则mm L mm d d f 58,792.68515===
（6）轴段4和轴段6的设计 该轴段直径可取略大于轴承定位轴肩的直径 则mm d d 4864==齿轮右端面距箱体内壁距离为1∆则轴段6的长度
mm B L 7151012116=-+=-∆+∆=
轴段4的长度
mm B b B L x 95701510121661114=---+=--∆-∆+=
（7）轴段2的长度 该轴段的长度除与轴上零件有关外，还与轴承座宽度及轴承端盖等零件有关。

轴承座宽度为：
mm c c L )8~5(21+++=δ查表15-1 得下箱座壁厚
mm
a 895.123221177025.03025.0≥=++⨯=+=）（δ取
mm 13=δ ()mm mm mm a a 40039822117221<=+=+，取轴
承旁连接螺栓为16M 则mm c mm c 20,2421==，箱体的轴承座宽度mm L 60~57)8~5(20248=+++=取mm L 58=可取箱体凸缘连接螺栓为16M 地脚螺栓为30M d =φ，则有轴承端盖连接螺钉为mm d 12304.04.0=⨯=φ，由表15-1的轴承端盖凸缘厚度取为mm B d 10=，取端盖与轴承座间的调整垫片厚度为mm t 2=∆，取带轮凸缘端
mm
d d 4864==
L 6=7mm
L 4=95mm
mm 13=δ
mm L 58=
L 2=75.5mm
面距轴承端盖表面距离28mm K =,带轮采用腹板式，螺钉的拆装空间足够。

则mm
B L B K B L L t d 5.753112250
652281058--2-2=---++++=∆+
∆+++=带轮
带轮
（8）轴上力作用点的间距 轴承反力的作用点距轴承外圈大端面的距离mm a 7.373=由受力图得轴的支点及受力点间的距离为
mm
a L L l 2.1387.375.912
652321=++=++=带轮mm a L L L l 8.1367.372
75
9542235432=-++=-+
+=
mm a L L L l 3.407.374272
58237653=-++=-++=
2、键连接 带轮与轴段1之间采用A 型普通平键连接，查表11-1得型号为20031095/458-⨯T GB
3、轴的受力分析 （1） 画轴的受力简图
（2） 计算轴承支承反力 在水平面上
1138.2mm
l =
2136.8mm l = 340.3mm l =
11360.3H R N
=
2508.0H R N
=-
()()3
.408.1362292
.7634.10273.4091.9263.408.1362.13823.17792
3
211
313211+⨯
-⨯-++⨯=
+--++=
l l d F l F l l l Q R a r H
N F R Q R r H H 0.508-91.9263.136023.1779112=--=--=
式中负号表示与图中所画力的方向相反 在垂直面上
N l l l F R t V 7.5693.408.1363.4054.250332311=+⨯=+=
N R F R V t V 8.19337.56954.2503112=-=-=
轴承1上的总支承反力为
()()N 9.21747.5693.13602
221121=+=
+=V H R R R
轴承2的总支承反力为：
()()N 4.19998.19330.5082
222222=+-=
+=V H R R R
画弯矩图：弯矩图如下图所示：
在水平面上，a-a 剖面右侧为：
1569.7V R N
= 21933.8V R N
=
12174.9R N
=
21999.4R N
=
'2350840.3-20472.4N mm
aH H M R l ==-⨯=⋅
a-a 剖面左侧为：
'11
76.2922047.21027.3441236.1N mm 22aH aH a d M M F =-=--⨯=-⋅
b-b 剖面为：
mm N 6.245889-2.13823.17791⋅=⨯-=-=Ql M bH
在垂直面上为：
m m N 96.779348.1367.56921⋅=⨯-=-=l R M V aV
合成弯矩，a-a 剖面左侧为：
mm
N 8.8817196.77934)1.41236(222
2⋅=+-=+=aV aH a M M M a-a 剖面右侧为：
mm N 0.8057996.77934)4.20472(222
2''
⋅=+-=+=aV aH a M M M b-b 剖面为：
mm N 6.2458890)6.245889(2222⋅=+-=+=bV bH b M M M
画转矩图：转矩图如上图所示：mm N T ⋅=955001 4、校核轴的强度
因b-b 剖面弯矩大，还作用有转矩，故b-b 剖面为危险剖面
其抗弯截面系数为：
32
4032
3
3
3
⨯=
=
ππd W
抗扭截面系数为：
16
4016
3
3
3⨯=
=
ππd W T
88171.8a M N mm
=⋅
'80579.0a M N mm
=⋅
245889.6b M N mm
=⋅
mm
N T ⋅=955001
W=6280mm 3
w T =12560mm 3
39.2b MPa σ=
弯曲应力为：
6280
6
.245889=
=W M b b σ 扭剪应力为：
12560
955001==
T W T τ 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6.0=α，
则当量应力为：
()()22226.76.042.394⨯⨯+=+=ατσσb
e
b e σσ>，故b-b 剖面为危险截面
45钢调质处理抗拉强度极限MPa B 650=σ，轴的许用弯曲应力][,60][11b e b MPa --<=σσσ强度满足要求
校核键连接的强度
齿轮2处键连接的挤压应力为：
()
84573095500
4411-⨯⨯⨯==
hl d T p σ 取键、轴、齿轮的材料都为钢，查的
[][]p p p MPa σσσ<=,150~125强度足够
5、校核轴承寿命
（1）计算轴承的轴向力 查表13-4 7408B 轴承得
N C N C 47500,670000==则轴承1、2的内部轴向力分
别为：
4
.19991.11.19.21741.11.12211⨯==⨯==R S R S
7.6MPa τ=
39.5e MPa σ=
49.2p MPa
σ=
122392.42199.3S N S N ==
外部轴向力N 3.1027=A ，各轴向力方向如下图所示 126.32263.10273.2199S N A S >=+=+
则两轴承的轴向力分别为：
N
A S F N S F a a 6.32263.21992122=+===
因,,2121Fa F R R a >>故只需校核轴承1的寿命 （2）计算轴承1的当量动载荷
查表10.5得14.1=e
因e R F a >==5.19.2174/6.3226/11，故57.0,35.0==Y X
则当量动载荷为
N 4.26006.322657.09.217435.011=⨯+⨯=+=a YF XR P
（3）校核轴承寿命 2.1,1==p T f f
轴承1的寿命为：
h P f C f n L p T h 2291274.26002.1670001720601060103
6
16
=⎪⎭⎫ ⎝⎛⨯⨯⨯=⎪⎪⎭
⎫ ⎝⎛= 减速器预期寿命为 ：=⨯⨯=816300'h L 38400h
'h h L L >故轴承寿命足够
（三）低速轴的设计计算：
已知条件：中间轴传递的功率KW P 64.63=，转速
min /663r n =，
齿轮分度圆直径mm d 15.3254=，齿轮宽度
m m
b 754=
P=2600.4N
选择轴的材料：
因传递的功率不大，选用45钢，调质处理 初算轴径
初步估算轴的最小直径，取106C =，于是得
mm n P d 3.4966
64.6106C 33
33min =⨯== 轴与联轴器连接，由于开了一个键槽,轴径增大3%--5%，轴端最细处直径为：
()77.51~78.5005.0~03.03.493.491=⨯+>d
1、轴的机构设计
（1） 轴承部件的结构设计 该减速器发热小，轴不
长，故轴承采用两端固定方式。

按轴上零件的
安装顺序，从最小轴径处开始设计。

（2） 联轴器及轴段1 轴段1上安装联轴器，此段
设计应与联轴器的选择同步进行。

为补偿联轴器所连接的两轴的安装误差和隔离振动，选用弹性柱销联轴器。

查表4.6，取3.1=A K 则计算转矩mm N T K T A c ⋅=⨯==14411109607405.13由表查得19855014/-T GB 中的HL5联轴器符合要
求。

公称转矩为m N ⋅2000，许用转速min /3500r ，d min =49.3mm
1441110N mm
c T =⋅
轴孔范围mm 75~50，考虑mm d 77.51>取联轴器毂孔直径为mm 55，轴孔长度为mm 107，J 型轴
孔，A 型键，联轴器主动端代号为HL5 20035014/10755-⨯T GB 相应的轴段1直径
mm d 551=，其长度略小于毂孔宽度，取
mm L 1051=
（3） 密封圈与轴段2 在确定轴段2的轴径时，应
考虑联轴器的轴向固定及轴承盖密封圈的尺寸。

联轴器采用轴肩定位，轴肩高度
mm d h 5.5~85.3)1.0~07.0(1==轴段2的轴径mm h d d 66~7.62212=+=最终由密封圈确定。

选
用毡圈油封，查表15-15选毡圈65，则
mm d 652=
（4） 轴承与轴段3及轴段6的设计 轴段3和6
上安装轴承，其直径应符合轴承内径系列。

考虑齿轮有轴向力的存在，选用角接触轴承。

选择7314B ，进行设计计算，查13-4，轴承内径
mm d 70=，外径mm 150，宽度mm B 35=，定位
轴肩直径mm d a 82=，外径定位直径
mm D a 138=，轴上定位端面圆角半径最大mm r a 1.2=对轴的力作用点与外圈大端面的距
离mm a 7.633=，故取轴段3的直径mm d 703=轴
mm d 551=
mm L 1051=
mm d 652=
mm d 703=
350L mm
=
承采用脂润滑，需要挡油环，挡油环宽度初定为1B 故
mm B B L 50153513=+=+=
通常一根轴上的两个轴承型号相同，故
mm d 706=
（5）齿轮与轴段5 该段安装齿轮4，为便于齿轮的
安装，5d 应略大于6d 初定mm d 715=，取轮毂宽度等于齿轮宽度75mm ，右端采取轴肩定位，左端采用套筒固定，为使套筒端面能顶到齿轮
端面，轴段5的长度比轮毂略短，取mm L 735= （6）轴段4 该轴段为齿轮提供定位和固定作用，
定位轴肩的高度为mm d h 1.7~97.4)1.0~07.0(5==取mm h 5=则mm d 814=齿轮左端面距箱体内壁距离为mm b b 5.122
75
801024314=-+=-+
∆=∆ 则轴段4的长度
mm
B b B L x 5.751512755.121661444=-+--=-∆+-∆-=（7）轴段2与轴段6的长度 轴段2的长度除与轴 上的零件有关，还与轴承座宽度及轴承端盖等零件有关。

轴承端盖连接螺栓为螺栓25125781/⨯M T GB 其安装圆周大于联轴器的轮毂外径，轮毂外径不与端
盖螺栓的拆装空间干涉，故取联轴器轮毂端面与端 盖外端面的距离为mm K 102=则
mm d 706=
mm L 735=
475.5L mm
=
L 2=33mm
L 6=61.5mm
mm B K B L L d t 331235*********=--+++=∆--++∆+=则轴段6的长度
mm B L 5.6125.121235246=+++=+∆+∆+=
（8）轴上的力作用点的间距 轴承反力的作用点与轴承外圈大端面的距离mm a 7.633=则得到轴的支点及受力点间的距离为
mm a b L L l 3.337.63275
735.61234561=--+=--
+= mm a b L L l 3.997.13275
5.7550234432=-++=-++=
mm L L a l 2.1502107
337.6321233=++=++=
2、键连接 联轴器与轴段1及齿轮4与轴段5间均采用A 型普通平键连接，查表11-1，得型号为20031095/10316-⨯T GB ，20031095/7120-⨯T GB
3、轴的受力分析
（1） 画轴的受力简图 轴的受力简图如图：
（2） 计算支承反力 在水平面上为：
3
.1093.33215
.32572.4663.1095.210922
144
241+⨯-⨯=+-=
l l d F l F R a r H
7.10248.10845.2109142=-=-=H r H R F R
在垂直面上：
12333.399.3150.2l mm l mm l mm ===
11084.8H R N = 21024.7H R N
=
14372V R N
=
21332V R N
=
3
.1093.333
.109570421241+⨯=+=
l l l F R t V 43725704142-=-=V t V R F R
轴承1的总支承反力为：
()()222112143728.1084+=
+=V H R R R
轴承2的总支承反力为：
()()222222213327.1024+=
+=V H R R R
画弯矩图：弯矩图如下图所示：
在水平面上，a-a 剖面图右侧为：
3.338.108411⨯==l R M H aH
a-a 剖面图右侧为：
3.1097.102422'
⨯==l R M H aH
在垂直面上，a-a 剖面为：
3.33437211⨯-=-=l R M V aV
合成弯矩，a-a 剖面左侧为：
2222)6.145587(8.36123-+=+=aV aH a M M M
a-a 剖面右侧为：
14503.9R N
=
21680.5R N
=
36123.8N mm
aH M =⋅
'-111999.7N mm
aH M =⋅ 145587.6av M N mm
=⋅
150002.3a M N mm
=⋅
'183683.6a M N mm
=⋅
mm
N T ⋅=9607403
2222'')6.145587(7.111999-+=+=aV aH a M M M
画转矩图 转矩图如图所示，mm N T ⋅=9607403 4、校核轴的强度
虽然a-a 剖面右侧弯矩大，还作用有转矩，故a-a
剖面右侧均有可能成为危险剖面
其抗弯截面系数为：
71
2)
5.771(5.72032712)(32
2
35253
5
⨯-⨯⨯-
⨯=--
=
ππd t d bt d
W 抗扭截面系数为：
71
2)5.771(5.72016712)(162
352535
⨯-⨯⨯-
⨯=--=ππd t d bt d W T a-a 剖面左侧弯曲应力为：
6
.308603.150002==W M a b σ
a-a 剖面右侧弯曲应力为：
6
.308606.183683'
'
==W M a b σ
扭剪应力为：
70173
9607402==
T W T τ 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6.0=α，则当量应力为：
()()2222''69.136.0495.54⨯⨯+=+=ατσσb e
b e σσ>'，故a-a 剖面右侧为危险截面
3W 30860.6mm =
3
T W 70173mm =
4.86b MPa σ=
` 5.95b MPa σ=
13.69MPa τ=
'17.47e MPa σ=
45钢调质处理抗拉强度极限MPa B 650=σ，轴的许用弯曲应力][,60][1'1b e b MPa --<=σσσ强度满足要求 校核键连接的强度
齿轮2处键连接的挤压应力为：
()MP 3.80161031055960470
44431=-⨯⨯⨯==hl d T p σ ()
32544960470
86.0MP 73107116p T d hl σ⨯=
==⨯⨯-
取键、轴、齿轮的材料都为钢，查的
[][]p p p p MPa σσσσ<=21,150~125， 故强度足够
5、校核轴承寿命
（1）计算轴承的轴向力 查表13-4 7408B 轴承得
N C N C 47500,670000==则轴承1、2的内部轴向力分
别为：
3
.37281.11.12.49801.11.12211⨯==⨯==R S R S
外部轴向力N 62.60572.46634.102723=-=-=a a F F A ，各轴向力方向如下图所示
127.466162.5601.4101S N A S <=+=+
则两轴承的轴向力分别为：
N
A S F N S F a a 6.49172.54781211=-===
因,,2121Fa F R R a >>故只需校核轴承1的寿命 （2）计算轴承1的当量动载荷
N S 2.54781= 24101.1S N
=
查表10.5得14.1=e
因e R F a <==10.12.4980/2.5478/11，故0,1==Y X 则当量动载荷为2.547802.4980111⨯+⨯=+=a YF XR P （3）校核轴承寿命 2.1,1==p T f f 轴承1的寿命为：
h P f C f n L p T h 1186112.49802.1670001198601060103626=⎪⎭
⎫ ⎝⎛⨯⨯⨯=⎪⎪⎭⎫ ⎝⎛= 减速器预期寿命为 ：=⨯⨯=816300'
h
L 38400h
'h h L L >故轴承寿命足够
七、减速器箱体的设计 由《机械设计课程设计表》4-17
箱座壁厚：mm 12=δ取
箱盖壁厚：mm 121=δ
箱座凸缘厚度：mm b 185.1==δ
箱盖凸缘厚度：mm b 18125.15.112=⨯==δ 箱座底凸缘厚度：mm b 30125.25.22=⨯==δ 地脚螺钉直径：mm d f 20=
地脚螺钉数目：6=n 底座凸缘尺寸=mm c c 4621=+ 箱体箱盖连接处凸缘尺寸mm B x 54= 轴承旁凸台处的半径mm c R 2021== 轴承旁联接螺栓直径：mm d 161= 机盖与机座联接螺栓直径：
h L =118611h
mm d mm d d f 121210)6.0~5.0(22=--==取
定位销直径：mm d 16=取
大齿顶圆与内机壁距离：mm mm 15,152.111=∆=≥∆取δ 齿轮端面与内机壁距离：mm mm 12,1222=∆=≥∆取δ 箱座肋板的尺寸mm m 2.10=取 吊耳环直径mm d 30)5.28.1(1=-=δ 吊耳环 mm b 2421==δ宽 钓钩半径mm B r x 5.1325.0== 油塞5.122⨯M 机座底长mm L 707= 机座底宽mm B 488= 机座高度mm H 221=。