機械方案設(shè)計書一級直齒圓柱齒輪減速器V帶單級直齒F=3300V=0.7D=18010X1

1、機械設(shè)計（論文）說明書題 目：一級直齒圓柱齒輪減速器系 別： XXX 系專 業(yè)：學生姓名： 學 號： 指導教師： 職 稱：二零一二年五月一日目錄第一部分 課程設(shè)計任務(wù)書 3第二部分 傳動裝置總體設(shè)計方案 3第三部分 電動機的選擇 4第四部分 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 7第五部分 齒輪的設(shè)計 8第六部分 傳動軸承和傳動軸及聯(lián)軸器的設(shè)計 17第七部分 鍵連接的選擇及校核計算 20第八部分 減速器及其附件的設(shè)計 22第九部分 潤滑與密封 24設(shè)計小結(jié) 2525參考文獻第一部分 課程設(shè)計任務(wù)書一、設(shè)計課題： 設(shè)計一用于帶式運輸機上的一級直齒圓柱齒輪減速器 . 運輸機連續(xù)單向運轉(zhuǎn) , 載荷變化不大

2、, 空載起動 , 卷筒效率為 0.96（ 包括其支承軸承效率的損失 ）, 減速 器小批量生產(chǎn) , 使用期限 10年（300 天/ 年）,1 班制工作, 運輸容許速度誤差為 5%, 車間有三相交流 ,電壓 380/220V。二 . 設(shè)計要求 :1. 減速器裝配圖一張（A1或A0）。2. CAD繪制軸、齒輪零件圖各一張（A3或A2）。3. 設(shè)計說明書一份。三 . 設(shè)計步驟 :1. 傳動裝置總體設(shè)計方案2. 電動機的選擇3. 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比4. 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)5. 設(shè)計 V 帶和帶輪6. 齒輪的設(shè)計7. 滾動軸承和傳動軸的設(shè)計8. 鍵聯(lián)接設(shè)計9. 箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計 10

3、潤滑密封設(shè)計11.聯(lián)軸器設(shè)計傳動裝置總體設(shè)計方案第二部分1. 組成：傳動裝置由電機、減速器、工作機組成。2. 特點：齒輪相對于軸承不對稱分布，故沿軸向載荷分布不均勻，要求軸有較大 的剛度。3. 確定傳動方案：考慮到電機轉(zhuǎn)速高，傳動功率大，將 V帶設(shè)置在高速級。其傳 動方案如下：圖一:傳動裝置總體設(shè)計圖初步確定傳動系統(tǒng)總體方案如：傳動裝置總體設(shè)計圖所示選擇V帶傳動和一級圓柱直齒輪減速器 計算傳動裝置的總效率a：尹 二；：=0.96X 0.992X 0.97X 0.99X 0.96=0.871為V帶的效率，2為軸承的效率，3為齒輪嚙合傳動的效率，4為聯(lián)軸器的效率，5為滾筒的效率(包括滾筒和對應(yīng)軸承

4、的效率)。第三部分電動機的選擇1電動機的選擇皮帶速度V：v=0.7m/s工作機的功率pw：_ FX V pw= 10003300X 0.7= 231 KW電動機所需工作功率為pd=pw n a2.310.87=2.66 KW執(zhí)行機構(gòu)的曲柄轉(zhuǎn)速為74.3 r/min60X 1000V60 X 1000X 0.7n =n X Dn X 180經(jīng)查表按推薦的傳動比合理范圍，V帶傳動的傳動比i1=24, 一級圓柱斜齒 輪減速器傳動比i2=36，貝U總傳動比合理范圍為ia=624,電動機轉(zhuǎn)速的可選范 圍為nd = iaX n = (6X 24)X 74.3 = 445.81783.2r/min。綜合考慮

5、電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比，選定型號為丫132S-6的三相異步電動機，額定功率為 3KW,滿載轉(zhuǎn)速nm=960r/min，同步轉(zhuǎn)速1000r/min。2確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比(1) 總傳動比：由選定的電動機滿載轉(zhuǎn)速n和工作機主動軸轉(zhuǎn)速n,可得傳動裝置總傳動比為：ia= nm/n=960/74.3=12.9(2) 分配傳動裝置傳動比：ia=ioX i式中i0,ii分別為帶傳動和減速器的傳動比。為使V帶傳動外廓尺寸不致過大,初步取i°=3,貝U減速器傳動比為：i=ia/i0=12.9/3=4.3第四部分計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)(1)各軸轉(zhuǎn)速

6、:ni = n m/i0=960/3 =320 r/minnil = ni/i =320/4.3 =74.4 r/minn iii =nil = 74.4 r/min(2)各軸輸入功率:Pi = PdX - = 2.66 X 0.96 = 2.55 KWPii = Pi X ； = 2.55X 0.99X 0.97 = 2.45 KWPin = Pii X 二:=2.45X 0.99X 0.99 = 2.4 KW則各軸的輸出功率:(3) 各軸輸入轉(zhuǎn)矩：電動機軸的輸出轉(zhuǎn)矩Pi' = Pi X 0.99 = 2.52 KWPii' = Pii X 0.99 = 2.43 KWPii

7、' = Piii X 0.99 = 2.38 KWTi = TdX ioX -Td= 9550X 巴2.66=9550X 960 = 2&5 Nm所以:Ti = TdX i0X - = 26.5X 3X 0.96 = 76.3 NmTii = Ti X i X = 76.3X 4.3X 0.99X 0.97 = 315.1 NmTin = Tii X: = 315.1X 0.99X 0.99 = 308.8 Nm輸出轉(zhuǎn)矩為：Ti=TiX 0.99 =:75.5 NmTii'=Tii X 0.99 =:311.9 Nm1T iii =Tiii X 0.99 :=305.7

8、 Nm第五部分 V帶的設(shè)計1選擇普通V帶型號計算功率Pc：Pc = KAPd = 1.1 X 2.66 = 2.93 KW根據(jù)手冊查得知其交點在 A型交界線范圍內(nèi)，故選用A型V帶 2確定帶輪的基準直徑，并驗算帶速取小帶輪直徑為di = 100 mm,則:d2 = ni X di X (1- )/n2 = i 0 X di X (1-；)=3X 100X (1-0.02) = 294 mm由手冊選取d2 = 300 mm。帶速驗算：V = nmX d1X n /(60X 1000)=960X 100X n /(60X 1000) = 5.02 m/s介于525m/s范圍內(nèi)，故合適。3確定帶長和中

9、心距a0.7X (d什d2)<aoW2X (d1+d2)0.7X (100+300)waoW2X (100+300)280W aoW 800初定中心距a0 = 540 mm,則帶長為:2Lo = 2a)+ n X (d1+d2)/2+(d2-d1)/(4 X ao)2=2X 540+ n X (100+300)/2+(300-100) /(4 X 540)=1727 mm由表9-3選用Ld = 1800 mm,確定實際中心距為:a = S0+(Ld-Lo)/2 = 540+(1800-1727)/2 = 576.5 mm4驗算小帶輪上的包角；:1 = 1800-(d2-d1) X 57.

10、30/a=180°-(300-100) X 57.3°/576.5=160.1°>120°5確定帶的根數(shù)：Z = Pc/(P0+. ：P0)X KlX K-=2.S3/(0.Wb?12) 4.01*0.95)= 3故要取Z = 4根A型V帶。6計算軸上的壓力：由初拉力公式有：2F0 = 500X Pc X (2.5/K -1)/(Z X V)+q X V=500X 2.93X (2.5/0.95-1)/(4X 5.02)+0.10X 5.022 = 121.6 N作用在軸上的壓力：Fq = 2X Z X F0X sinG 1/2)=2X 4X 12

11、1.6X sin(160.1/2) = 958 N第六部分齒輪的設(shè)計(一)高速級齒輪傳動的設(shè)計計算1齒輪材料、熱處理及精度：考慮此減速器的功率及現(xiàn)場安裝的限制，故選用一級圓柱直齒輪減速器，小 齒輪選硬齒面，大齒輪選軟齒面。材料：小齒輪選用45號鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度為小齒輪：250HBS大齒輪選用45號鋼正火，齒面硬度為大齒輪：200HBS取小齒齒數(shù)：Z1 = 21,則:Z2 = ii2X Zi = 4.3X 21 = 90.3 ?。篫2 = 902初步設(shè)計齒輪傳動的主要尺寸，按齒面接觸強度設(shè)計:d1t確定各參數(shù)的值：1) 試選 Kt = 1.22) T1 = 76.3 Nm3) 選取齒寬系數(shù)-;d

12、 = 14) 由表8-5查得材料的彈性影響系數(shù)Ze = 189.8 . MPa5) 由圖8-15查得節(jié)點區(qū)域系數(shù)Zh = 2.56) 查得小齒輪的接觸疲勞強度極限：二Hlim1 = 610 MPa,大齒輪的接觸疲勞強度極限:cHlim2 = 560 MPa。7) 計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：8小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N1 = 60nkth = 60X 320x 1 x 10X 300x 1X 8 = 4.61 x 10大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N2 = 60nkth = N1/U = 4.61 X 108/4.3 = 1.07X 1088) 由圖8-19查得接觸疲勞壽命系數(shù)：Khn1 = 0.9,Khn2 = 0

13、.929) 計算接觸疲勞許用應(yīng)力,取失效概率為1%安全系數(shù)S=1,得：匚 h1 =KHN1 c Hlim1S=0.9X 610 = 549 MPaKHN2 c Hlim2S=0.92X 560 = 515.2 MPa許用接觸應(yīng)力:二h = ( ；h1+；h2)/2 = (549+515.2)/2 = 532.1 MPa3設(shè)計計算:小齒輪的分度圓直徑3 2X 2.5X 76.3X 1000 4.3+1X4.3 X2.5X 189.8 2 c532.1= 72 mm4修正計算結(jié)果:1) 確定模數(shù):d1t mn = _Z1H = 3.43mm取為標準值：2.5 mm。2)中心距:01+Z2叫a =(

14、21+90) X 2.5=138.8 mm3)計算齒輪參數(shù):di = Zimn = 21 X 2.5 = 53mmd2 = Z2mn = 90 X 2.5 = 225 mmb = © dX d1 = 53 mmb圓整為整數(shù)為：b = 53 mm4) 計算圓周速度v:n dnv =3.14X 53X 320=60X1000=0.89 m/s由表8-8選取齒輪精度等級為9級5校核齒根彎曲疲勞強度:(1) 確定公式內(nèi)各計算數(shù)值:1) 由表8-3查得齒間載荷分配系數(shù)：Kh：. = 1.1, Kf. = 1.1 ;齒輪寬高比為:b(2h；+c*)m n53(2 X 1+0.25) X 2.5求

15、得：Kh : = 1.09+0.26 d2+0.33X 10-3b = 1.09+0.26X 0.82+0.33X 10-3x 53 = 1.37,由圖 8-12 查得：Kf! = 1.342) K = KaKvKfKfI = 1X 1.1X 1.1X 1.34 = 1.623) 由圖8-17、8-18查得齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù)：齒形系數(shù)：YFa1 = 2.73 YFa2 = 2.21應(yīng)力校正系數(shù)：Ysa1 = 1.57 Ysa2 = 1.84) 由圖8-22c按齒面硬度查得大小齒輪的彎曲疲勞強度極限為:CFlim1 =245 MPaCFlim2 =220 MPa5) 同例8-2 :小齒輪應(yīng)力

16、循環(huán)次數(shù)：N1 = 4.61 X 108大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N2 = 1.07X 1086) 由圖8-20查得彎曲疲勞壽命系數(shù)為：Kfn1 = 0.85 Kfn2 = 0.897) 計算彎曲疲勞許用應(yīng)力，取 S=1.3，由式8-15得：KFN1 c Flim1S0.85X 2451.3=160.2二 f2 =1.3=150.6小齒輪數(shù)值大選用丫Fa1YSa12.73X 1.57160.2=0.02675YFa2YSa2c日2=2.21 X 1.8=150.6=0.02641(2) 按式8-23校核齒根彎曲疲勞強度:=2.47 mm2.47W 2.5所以強度足夠(3) 各齒輪參數(shù)如下: 大小齒輪

17、分度圓直徑:d1 = 53 mmd2 = 225 mmb = '-'dX d1 = 53 mmb圓整為整數(shù)為：b = 53 mm圓整的大小齒輪寬度為：b1 = 58 mm b2 = 53 mm中心距：a = 139 mm,模數(shù)：m = 2.5 mm第七部分傳動軸承和傳動軸及聯(lián)軸器的設(shè)計I軸的設(shè)計1輸入軸上的功率Pi、轉(zhuǎn)速ni和轉(zhuǎn)矩Ti:Pi = 2.55 KW ni = 320 r/min T i = 76.3 Nm2求作用在齒輪上的力：已知小齒輪的分度圓直徑為：di = 53 mm則：Ft =2T1di2X 76.3X 100053=2879.2 NFr = FtX tan=

18、餐=匚、3初步確定軸的最小直徑先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），根據(jù)機械設(shè)計（第八版）表15-3，取A0 = 112,得:顯然，輸入軸的最小直徑是安裝大帶輪處的軸徑，由于安裝鍵將軸徑增大4% 故選取:di2 = 23 mm。帶輪的寬度：B = (Z-1) x e+2X f = (4-1) x 18+2 x 8 = 70 mm，為保證大帶輪定位可靠?。篒i2 = 68 mm。大帶輪右端用軸肩定位，故取11-111段軸直徑為：d23 = 28 mm。大帶輪右端距箱體壁距離為 20，取:I23 = 35 mm。4根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度：初選軸承的類型及型號。為能

19、順利地在軸端III-IV 、VII-VIII上安裝軸承, 其段滿足軸承內(nèi)徑標準，故?。篸34 = d78 = 30 mm；因軸只受徑載荷作用，查軸承 樣本選用：6206型深溝球軸承，其尺寸為：dx D xT = 30X62X 16 mm，軸承右端采用擋油環(huán)定位，由軸承樣本查得：6206。型軸承的定位軸肩高度：h = 3 mm, 故?。篸45 = d67 = 36 mm，?。?45 = |67 = 5 mm。齒輪的定位及安裝齒輪處軸段尺寸的確定。由于 ：diw 2d56，所以小齒輪應(yīng)該和輸入軸制成一體，所以:156 = 58 mm；貝U:I34 = T+s+a45 = 16+8+11-5 = 3

20、0 mml78 = T+s+a-l67 = 16+8+11+2-5 = 32 mm5軸的受力分析和校核：1）作軸的計算簡圖（見圖a）:根據(jù)6206深溝球軸承查手冊得T = 16 mm帶輪中點距左支點距離 L1 = (70/2+35+16/2)mm = 78 mm齒寬中點距左支點距離 L2 = (58/2+30+5-16/2)mm = 56 mm齒寬中點距右支點距離 L3 = (58/2+5+32-16/2)mm = 58 mm 2）計算軸的支反力:水平面支反力（見圖b）:Fnh1 =FtL3L2+L3FnH2 =FtL2L2+L3=2879.2X 58=56+58_ 2879.2X 56=56

21、+58=1464.9 N=1414.3 N垂直面支反力（見圖d）:Fnv1 =FrL3-FQ(L1+L2+L3)L2+L31047.9X 58-958X (78+56+58)56+58=-1080.3 NFnV2 =FrL2+FQL1L2+L3=1047.9X 56+958X 78=56+58=1170.2 N3）計算軸的彎矩，并做彎矩圖:截面C處的水平彎矩:Mh = FnhiL2 = 1464.9X 56 Nmm = 82034 Nmm截面A處的垂直彎矩:Mvo = FqLi = 958X 78 Nmm = 74724 Nmm截面C處的垂直彎矩:M vi = Fnvi L2 = -1080.

22、3X 56 Nmm = -60497 NmmMv2 = Fnv2 L3 = 1170.2X 58 Nmm = 67872 Nmm分別作水平面彎矩圖（圖c ）和垂直面彎矩圖（圖e）。截面C處的合成彎矩:=101929 Nmm=106472 Nmm作合成彎矩圖（圖f）4）作轉(zhuǎn)矩圖（圖g）。5）按彎扭組合強度條件校核軸的強度:通常只校核軸上承受最大彎矩和轉(zhuǎn)矩的截面（即危險截面 C）的強度。必要時也對其他危險截面（轉(zhuǎn)矩較大且軸頸較小的截面）進行強度校核。根據(jù)公式(14-4)，取 a = 0.6，貝U有:_ 沁M+( a T1)29 = W =W-；1019292+(0.6X 76.3X 1000)20

23、.1X 533MPa=7.5 MPaW :_ = 60 MPa故設(shè)計的軸有足夠的強度，并有一定的裕度（注：計算 W時，忽略單鍵槽的影響）。軸的彎扭受力圖如下:FtII軸的設(shè)計1求輸出軸上的功率P2、轉(zhuǎn)速n2和轉(zhuǎn)矩T2：P2 = 2.45 KW n2 = 74.4 r/min T2 = 315.1 Nm2求作用在齒輪上的力：已知大齒輪的分度圓直徑為d2 = 225 mm2T22X 315.1X 1000Ft =225=2800.9 Nd2Fr :=FtXtan二a.工'二1019,4 N3初步確定軸的最小直徑先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼（調(diào)質(zhì)），根據(jù)機械設(shè)計（第八版）表1

24、5-3，取：Ao = 112,得:輸出軸的最小直徑為安裝聯(lián)軸器直徑處d12,所以同時需要選取聯(lián)軸器的型號，聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩：Tea = KaT2，查機械設(shè)計（第八版）表14-1，由于轉(zhuǎn)矩變化很小，故?。篕a = 1.2,則:Tca = KaT2 = 1.2 X 315.1 = 378.1 Nm由于鍵槽將軸徑增大4%選取聯(lián)軸器型號為：LT7型，其尺寸為：內(nèi)孔直徑40 mm，軸孔長度84 mm,貝U: d12 = 40 mm，為保證聯(lián)軸器定位可靠?。篒12 = 82 mm。半聯(lián)軸器右端采用軸端擋圈定位，按軸徑選用軸端擋圈直徑為：D = 50 mm， 左端用軸肩定位，故取11-111 段軸直徑為：d

25、23 = 45 mm。4根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度：其段滿足軸承內(nèi)徑標準，故?。篸34 = d67 = 50 mm；因軸只受徑載荷作用，查軸 承樣本選用：6210型深溝球子軸承，其尺寸為：dx D x T = 50mmx 90mmx 20mm。軸承端蓋的總寬度為：20 mm,取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面的距 離為：I = 20 mm, 123 = 35 mm。齒輪的定位及安裝齒輪處軸段尺寸的確定。取大齒輪的內(nèi)徑為：d2 = 58 mm,所以：d45 = 58 mm,為使齒輪定位可靠?。?45 = 51 mm,齒輪右端采用軸肩定位， 軸肩高度：h > 0.07d = 0.0

26、7X 58 = 4.06 mm,軸肩寬度：b > 1.4h = 1.4X 4.06 = 0 mm,所以：d56 = 67 mm, l56 = 6 mm；齒輪的左端與軸承之間采用套筒定位， 則：l34 = T+s+a+2.5+2 = 20+8+11+2.5+2 = 43.5 mml67 = 2+T+s+a+2.5-l56 = 2+20+8+11+2.5-6=37.5 mm5軸的受力分析和校核：1） 作軸的計算簡圖（見圖a）:根據(jù)6210深溝球軸承查手冊得T= 20 mm齒寬中點距左支點距離 L2 = （53/2-2+43.5+51-20/2）mm = 109 mm齒寬中點距右支點距離 L3

27、 = （53/2+6+37.5-20/2）mm = 60 mm2）計算軸的支反力：水平面支反力（見圖b）:Fnh1 =FtL3L2+L3FnH2 =FtL2L2+L3=2800.9X 60=109+60=2800.9X 109 =109+60=994.4 N=1806.5 N垂直面支反力（見圖d）:Fnvi =_FrL3_L2+L3FnV2 =FrL2L2+L3_ 1019.4X 60=109+60_ 1019.4X 109=109+60=361.9 N=657.5 N3）計算軸的彎矩，并做彎矩圖:截面C處的水平彎矩:M h = Fnh1 L2 = 994.4X 109 Nmm = 10839

28、0 Nmm截面C處的垂直彎矩:Mv = Fnv1 L2 = 361.9X 109 Nmm = 39447 Nmm分別作水平面彎矩圖（圖c ）和垂直面彎矩圖（圖e）。截面C處的合成彎矩：2M = M”+Mv = 115345 Nmm作合成彎矩圖（圖f）。4）作轉(zhuǎn)矩圖（圖g）。5）按彎扭組合強度條件校核軸的強度：通常只校核軸上承受最大彎矩和轉(zhuǎn)矩的截面（即危險截面C）的強度。必要時也對其他危險截面（轉(zhuǎn)矩較大且軸頸較小的截面）進行強度校核。根據(jù)公式（14-4）,取 g = 0.6,則有：Mca7M1+（a T3）2寸11534孚+（0.6X 315.1 X 1000）2”_ca ='=wW0.

29、1X 583=11.4 MPa< ；_ = 60 MPa故設(shè)計的軸有足夠的強度，并有一定的裕度（注：計算 W寸，忽略單鍵槽的影響）。軸的彎扭受力圖如下:*第八部分鍵聯(lián)接的選擇及校核計算1輸入軸鍵計算:校核大帶輪處的鍵連接：該處選用普通平鍵尺寸為：bx hx l = 8mmx 7mmX63mm,接觸長度:l =63-8 = 55 mm,則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為：T = 0.25hld丁 = 0.25x 7X 55x 23x 120/1000 = 265.6 NmT > Ti，故鍵滿足強度要求。2輸出軸鍵計算：(1) 校核大齒輪處的鍵連接：該處選用普通平鍵尺寸為：bx hx l = 1

30、6mm x 10mmx 45mm,接觸長度:l =45-16 = 29 mm,則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為：T = 0.25hld二f = 0.25 x 10x 29x 58 x 120/1000 = 504.6 NmT > T2，故鍵滿足強度要求。(2) 校核聯(lián)軸器處的鍵連接：該處選用普通平鍵尺寸為：bx hx l = 12mmx8mmx70mm,接觸長度:l =70-12 = 58 mm,則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為：T = 0.25hld匚f = 0.25x 8x 58x 40x 120/1000 = 556.8 NmT > T2，故鍵滿足強度要求。第九部分軸承的選擇及校核計算根據(jù)條

31、件，軸承預(yù)計壽命:Lh = 10 X 1X 8X 300 = 24000 h1輸入軸的軸承設(shè)計計算：(1)初步計算當量動載荷P：因該軸承只受徑向力，所以P = Fr = 1047.9 N=1047.9X求軸承應(yīng)有的基本額定載荷值 C為:60 X 320X24000 = 8094 N106查課本表11-5，選擇:6206軸承，Cr = 19.5 KN，由課本式11-3有:Lh =逆C35=3.36X 105> Lh1069.5X 100060X 3201 1047.9所以軸承預(yù)期壽命足夠。2輸出軸的軸承設(shè)計計算：(1) 初步計算當量動載荷P:因該軸承只受徑向力，所以：P = Fr = 10

32、19.4 N(2) 求軸承應(yīng)有的基本額定載荷值 C為：=1019.4X60 X 74.4106X24000=4842 N查課本表11-5，選擇：6210軸承，Cr = 35 KN，由課本式11-3有:光360n110660X 74.4'35 X 1000 < 1019.4 /=9.07X 106> Lh所以軸承預(yù)期壽命足夠。第十部分減速器及其附件的設(shè)計1箱體（箱蓋）的分析：箱體是減速器中較為復(fù)雜的一個零件，設(shè)計時應(yīng)力求各零件之間配置恰當， 并且滿足強度，剛度，壽命，工藝、經(jīng)濟性等要求，以期得到工作性能良好，便 于制造，重量輕，成本低廉的機器。2箱體（蓋）的材料：由于本課題所設(shè)計的減速器為普通型， 故常用HT15-33灰鑄鐵制造。這是因 為鑄造的減速箱剛性好，易得到美觀的外形，易切削,適應(yīng)于成批生產(chǎn)。3箱體的設(shè)計計算，箱體尺寸如下：代號名稱計算與說明結(jié)果d箱體壁厚J = 0.025a+3 > 8取' =10 mm61箱蓋壁厚、I = 0.02a+3 > 8取=10 mm1箱體加強筋厚S = 0.8561 = 0.85X 10 = 8.5取 6 = 10 mm'箱蓋加強筋厚& = 0.85® = 0.85X I0 =