一級直齒圓柱齒輪減速器

1、機(jī)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(xué)生姓名： 學(xué) 號： 指導(dǎo)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(jī)的選擇-4第四部分 計算傳動裝置的運(yùn)動和動力參數(shù)-7第五部分 齒輪的設(shè)計-8第六部分 鏈傳動的設(shè)計-8第七部分 傳動軸承和傳動軸及聯(lián)軸器的設(shè)計-17第八部分 鍵連接的選擇及校核計算-20第九部分 減速器及其附件的設(shè)計-22第十部分 潤滑與密封-24設(shè)計小結(jié)-25參考文獻(xiàn)-25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(yùn)輸機(jī)上的一級直齒圓柱齒輪減速器.運(yùn)輸機(jī)

2、連續(xù)單向運(yùn)轉(zhuǎn),載荷變化不大,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),2班制工作,運(yùn)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(jī)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(yùn)動和動力參數(shù)5. 設(shè)計鏈傳動和鏈輪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. 潤滑密封設(shè)計11. 聯(lián)軸器

3、設(shè)計第二部分 傳動裝置總體設(shè)計方案1.組成：傳動裝置由電機(jī)、減速器、工作機(jī)組成。2.特點(diǎn)：齒輪相對于軸承對稱分布，要求軸的剛度不大。3.確定傳動方案：考慮到電機(jī)轉(zhuǎn)速高，傳動功率大，將鏈傳動和鏈輪設(shè)置在低速級。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。選擇鏈傳動的一級圓柱直齒輪減速器。計算傳動裝置的總效率ha:ha=h1h22h3h4h5=0.99×0.992×0.97×0.95×0.96=0.86h1為聯(lián)軸器的效率,h2為軸承的效率,h3為齒輪嚙合傳動的效率,h4為鏈傳動的效率,h5為滾筒的效率（包括滾

4、筒和對應(yīng)軸承的效率）。第三部分 電動機(jī)的選擇1 電動機(jī)的選擇皮帶速度v:v=1.8m/s工作機(jī)的功率pw:pw= 3.96 KW電動機(jī)所需工作功率為:pd= 4.6 KW執(zhí)行機(jī)構(gòu)的曲柄轉(zhuǎn)速為:n = 114.6 r/min 經(jīng)查表按推薦的傳動比合理范圍，一級圓柱直齒輪減速器傳動比i1=36，鏈傳動的傳動比i2=25，則總傳動比合理范圍為ia=630，電動機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為nd = ia×n = (6×30)×114.6 = 687.63438r/min。綜合考慮電動機(jī)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Y132S-4的三相異步電動機(jī)，額

5、定功率為5.5KW,滿載轉(zhuǎn)速nm=1440r/min，同步轉(zhuǎn)速1500r/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(jī)滿載轉(zhuǎn)速n 和工作機(jī)主動軸轉(zhuǎn)速n，可得傳動裝置總傳動比為:ia=nm/n=1440/114.6=12.6（2）分配傳動裝置傳動比:ia=i0×i 式中i0,i分別為鏈傳動和減速器傳動的傳動比。為使鏈傳動的外廓尺寸不致過大，初步取i0=3，則減速器傳動比為:i=ia/i0=12.6/3=4.2第四部分 計算傳動裝置的運(yùn)動和動力參數(shù)（1）各軸轉(zhuǎn)速:nI = nm = 1440 = 1440 r/minnII = nI/i = 1440/4

6、.2 = 342.9 r/minnIII = nII/i2 = 342.9/3 = 114.3 r/min（2)各軸輸入功率:PI = Pd×h1 = 4.6×0.99 = 4.55 KWPII = PI×h2×h3 = 4.55×0.99×0.97 = 4.37 KWPIII = PII×h2×h4 = 4.37×0.99×0.95 = 4.11 KW 則各軸的輸出功率：PI' = PI×0.99 = 4.5 KWPII' = PII×0.99 = 4.33

7、 KWPIII' = PIII×0.99 = 4.07 KW(3)各軸輸入轉(zhuǎn)矩:TI = Td×i0×h1 電動機(jī)軸的輸出轉(zhuǎn)矩:Td = = 30.5 Nm 所以：TI = Td×h1 = 30.5×0.99 = 30.2 NmTII = TI×i×h2×h3 = 30.2×4.2×0.99×0.97 = 121.8 NmTIII = TII×i2×h2×h4 = 121.8×3×0.99×0.95 = 343.7 N

8、m 輸出轉(zhuǎn)矩為：TI' = TI×0.99 = 29.9 NmTII' = TII×0.99 = 120.6 NmTIII' = TIII×0.99 = 340.3 Nm第五部分 鏈傳動和鏈輪的設(shè)計1 選擇鏈輪齒數(shù)z1，z2 假設(shè)鏈速v=0.63m/s，查表7.6得z117，故選?。簔1=25；大鏈輪齒數(shù)：z2=i2×z1 = 3×25 = 75，取z2 = 752 確定計算功率Pca 查表7-7得KA = 1，則：Pca = KA×PII' = 1×4.33 = 4.333 確定鏈節(jié)數(shù)Lp&

9、#39; 初選中心距a0 = 40p，則鏈節(jié)數(shù)為：Lp' = = 取：Lp = 1324 確定鏈節(jié)距p 由式（7-15），鏈傳動的功率為：由圖7-11，按小鏈輪轉(zhuǎn)速估計，鏈工作在功率曲線的左側(cè)，查表7-8得：KZ = = KL = = 選取單排鏈，查表7-9，KP = 1P0 由P0=2.41KW和小鏈輪的轉(zhuǎn)速n2=342.9r/min查圖7-11選取鏈號為08A，再由表7-1查得鏈節(jié)距p = 12.7 mm。由點(diǎn)（n1，P0)在功率曲線的左側(cè)，與所選系數(shù)KZ、KL一致。5 確定中心距a = = 510.69 mm 中心距減少量a = (0.0010.002)a = (0.0020.0

10、04)×510.69 = 1.022.04 mm 實際中心距a' = a-a = 510.69-(1.022.04) = 509.67508.65 mm 取a' = 510 mm6 驗算鏈速Vv = = 1.8 m/s7 計算作用于軸上的壓軸力Fe = = = 2406 NFp 1.2Fe = 1.2×2406 = 2887 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：高速級小齒輪選用45號鋼調(diào)質(zhì)，齒面硬度為小齒輪：

11、250HBS。高速級大齒輪選用45號鋼正火，齒面硬度為大齒輪：200HBS。取小齒齒數(shù)：Z1 = 20，則：Z2 = i12×Z1 = 4.2×20 = 84 ?。篫2 = 842 初步設(shè)計齒輪傳動的主要尺寸，按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計：確定各參數(shù)的值: 1) 試選Kt = 1.2 2) T1 = 30.2 Nm 3) 選取齒寬系數(shù)yd = 1 4) 由表8-5查得材料的彈性影響系數(shù)ZE = 189.8 5) 由圖8-15查得節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)ZH = 2.5 6) 查得小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限:sHlim1 = 610 MPa，大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限:sHlim2 = 560 MPa

12、。 7) 計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N1 = 60nkth = 60×1440×1×10×300×2×8 = 4.15×109大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：N2 = 60nkth = N1/u = 4.15×109/4.2 = 9.87×108 8) 由圖8-19查得接觸疲勞壽命系數(shù):KHN1 = 0.85,KHN2 = 0.89 9) 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:sH1 = = 0.85×610 = 518.5 MPasH2 = = 0.89×560

13、 = 498.4 MPa許用接觸應(yīng)力:sH = (sH1+sH2)/2 = (518.5+498.4)/2 = 508.45 MPa3 設(shè)計計算:小齒輪的分度圓直徑:d1t:= = 42.8 mm4 修正計算結(jié)果： 1) 確定模數(shù)：mn = = = 2.14 mm取為標(biāo)準(zhǔn)值:2.5 mm。 2) 中心距：a = = = 130 mm 3) 計算齒輪參數(shù)：d1 = Z1mn = 20×2.5 = 50 mmd2 = Z2mn = 84×2.5 = 210 mmb = d×d1 = 50 mmb圓整為整數(shù)為：b = 50 mm。 4) 計算圓周速度v:v = = =

14、3.77 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(qiáng)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)：KHa = 1.1，KFa = 1.1；齒輪寬高比為： = = = 8.89求得:KHb = 1.09+0.26fd2+0.33×10-3b = 1.09+0.26×0.82+0.33×10-3×50 = 1.37，由圖8-12查得：KFb = 1.34 2) K = KAKVKFaKFb = 1×1.1×1.1×1.34 = 1.62 3) 由圖8-17、8-18查得齒形系數(shù)和應(yīng)

15、力修正系數(shù)：齒形系數(shù):YFa1 = 2.75 YFa2 = 2.23應(yīng)力校正系數(shù):YSa1 = 1.56 YSa2 = 1.77 4) 由圖8-22c按齒面硬度查得大小齒輪的彎曲疲勞強(qiáng)度極限為：sFlim1 = 245 MPa sFlim2 = 220 MPa 5) 同例8-2：小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù):N1 = 4.15×109大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù):N2 = 9.87×108 6) 由圖8-20查得彎曲疲勞壽命系數(shù)為：KFN1 = 0.81 KFN2 = 0.85 7) 計算彎曲疲勞許用應(yīng)力，取S=1.3，由式8-15得：sF1 = = = 152.7sF2 = = = 143.

16、8 = = 0.02809 = = 0.02745小齒輪數(shù)值大選用。(2) 按式8-23校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度：mn = = 1.9 mm1.92.5所以強(qiáng)度足夠。(3) 各齒輪參數(shù)如下：大小齒輪分度圓直徑：d1 = 50 mmd2 = 210 mmb = yd×d1 = 50 mmb圓整為整數(shù)為：b = 50 mm圓整的大小齒輪寬度為：b1 = 55 mm b2 = 50 mm中心距：a = 130 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)計軸的設(shè)計1 輸入軸上的功率P1、轉(zhuǎn)速n1和轉(zhuǎn)矩T1:P1 = 4.55 KW n1 = 1440 r/min T1

17、 = 30.2 Nm2 求作用在齒輪上的力: 已知小齒輪的分度圓直徑為:d1 = 50 mm 則:Ft = = = 1208 NFr = Ft×tanat = 1208×tan200 = 439.7 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(jī)械設(shè)計（第八版）表15-3，取A0 = 112，得：dmin = A0× = 112× = 16.4 mm 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:Tca = KAT1，查機(jī)械設(shè)計（第八版）表14-1，由于轉(zhuǎn)矩變化很小，

18、故取:KA = 1.2，則:Tca = KAT1 = 1.2×30.2 = 36.2 Nm 由于鍵槽將軸徑增大4%，選取聯(lián)軸器型號為:LT4型，其尺寸為：內(nèi)孔直徑20 mm，軸孔長度38 mm，則：d12 = 20 mm，為保證聯(lián)軸器定位可靠取：l12 = 36 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 = 30 mm，左端用軸肩定位，故取II-III段軸直徑為：d23 = 25 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(biāo)準(zhǔn)，故取:d34 = d78

19、= 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:d×D×T = 30×62×16 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，故取：d45 = d67 = 36 mm，取：l45 = l67 = 5 mm。 齒輪的定位及安裝齒輪處軸段尺寸的確定。由于:d12d56 ，所以小齒輪應(yīng)該和輸入軸制成一體，所以:l56 = 55 mm；則:l34 = T+s+a-l45 = 16+8+11-5 = 30 mml78 = T+s+a-l67 = 16+8+11+2-5 = 32

20、 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(diǎn)距左支點(diǎn)距離L1 = (/2+35+16/2)mm = 43 mm 齒寬中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離L2 = (55/2+30+5-16/2)mm = 54.5 mm 齒寬中點(diǎn)距右支點(diǎn)距離L3 = (55/2+5+32-16/2)mm = 56.5 mm2）計算軸的支反力：水平面支反力（見圖b）：FNH1 = = = 614.9 NFNH2 = = = 593.1 N垂直面支反力（見圖d）：FNV1 = = = 223.8 NFNV2 = = = 215.9 N3）計算軸的彎矩，并做彎矩

21、圖：截面C處的水平彎矩：MH = FNH1L2 = 614.9×54.5 Nmm = 33512 Nmm截面A處的垂直彎矩：MV0 = FQL1 = ×43 Nmm = 0 Nmm截面C處的垂直彎矩：MV1 = FNV1L2 = 223.8×54.5 Nmm = 12197 NmmMV2 = FNV2L3 = 215.9×56.5 Nmm = 12198 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：M1 = = 35663 NmmM2 = = 35663 Nmm作合成彎矩圖（圖f）。4）作轉(zhuǎn)矩圖（圖g）。5）按彎扭組合強(qiáng)度

22、條件校核軸的強(qiáng)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(qiáng)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(jìn)行強(qiáng)度校核。根據(jù)公式（14-4），取a = 0.6，則有：sca = = = MPa = 3.2 MPas-1 = 60 MPa 故設(shè)計的軸有足夠的強(qiáng)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：II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 = 4.37 KW n2 = 342.9 r/min T2 = 121.8 Nm2 求作用在齒輪上的力: 已知大齒輪的分度圓直徑為:d2 = 210 mm 則:Ft = = =

23、1160 NFr = Ft×tanat = 1160×tan200 = 422.2 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(jī)械設(shè)計（第八版）表15-3，取:A0 = 112，得:dmin = A0× = 112× = 26.2 mm 顯然，輸入軸的最小直徑是安裝小鏈輪處的軸徑d12，由于鍵槽將軸徑增大4%，故選?。篸12 = 27 mm，?。簂12 = 40 mm。小鏈輪輪右端用軸肩定位，故取II-III段軸直徑為:d23 = 27 mm。小鏈輪輪右端距箱體壁距離為20，取:l23 = 35 mm。4 根

24、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。為能順利地在軸端III-IV、VI-VII上安裝軸承，其段滿足軸承內(nèi)徑標(biāo)準(zhǔn)，故取：d34 = d67 = 30 mm；因軸只受徑載荷作用，查軸承樣本選用:6206型深溝球子軸承，其尺寸為：d×D×T = 30mm×62mm×16mm。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：l = 20 mm，l23 = 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 = 38 mm，所以：d45 = 38 mm，為使齒輪定位可靠?。簂45 = 48

25、 mm，齒輪右端采用軸肩定位，軸肩高度：h 0.07d = 0.07×38 = 2.66 mm，軸肩寬度：b 1.4h = 1.4×2.66 = 0 mm，所以：d56 = 44 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 = 16+8+11+2.5+2 = 39.5 mml67 = 2+T+s+a+2.5-l56 = 2+16+8+11+2.5-6=33.5 mm5 軸的受力分析和校核:1）作軸的計算簡圖（見圖a）: 根據(jù)6206深溝球軸承查手冊得T = 16 mm 帶輪中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離L1 = (40/2+35+

26、16/2)mm = 63 mm 齒寬中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離L2 = (50/2-2+39.5-16/2)mm = 54.5 mm 齒寬中點(diǎn)距右支點(diǎn)距離L3 = (50/2+6+33.5-16/2)mm = 56.5 mm2）計算軸的支反力：水平面支反力（見圖b）：FNH1 = = = 590.5 NFNH2 = = = 569.5 N垂直面支反力（見圖d）：FNV1 = = = -3556.7 NFNV2 = = = 1572.9 N3）計算軸的彎矩，并做彎矩圖：截面C處的水平彎矩：MH = FNH1L2 = 590.5×54.5 Nmm = 32182 Nmm截面A處的垂直彎矩：MV0

27、= FeL1 = 2406×63 Nmm = 151578 Nmm截面C處的垂直彎矩：MV1 = FNV1L2 = -3556.7×54.5 Nmm = -193840 NmmMV2 = FNV2L3 = 1572.9×56.5 Nmm = 88869 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：M1 = = 196493 NmmM2 = = 94517 Nmm作合成彎矩圖（圖f）。4）作轉(zhuǎn)矩圖（圖g）。5）按彎扭組合強(qiáng)度條件校核軸的強(qiáng)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(qiáng)度。必要時也對其他危險截面（轉(zhuǎn)矩較

28、大且軸頸較小的截面）進(jìn)行強(qiáng)度校核。根據(jù)公式（14-4），取a = 0.6，則有：sca = = = MPa = 38.2 MPas-1 = 60 MPa 故設(shè)計的軸有足夠的強(qiáng)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：第九部分 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：b×h×l = 6mm×6mm×32mm，接觸長度:l' = 32-6 = 26 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:T = 0.25hl'dsF = 0.25×6×26×

29、;20×120/1000 = 93.6 NmTT1，故鍵滿足強(qiáng)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：b×h×l = 10mm×8mm×45mm，接觸長度:l' = 45-10 = 35 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:T = 0.25hl'dsF = 0.25×8×35×38×120/1000 = 319.2 NmTT2，故鍵滿足強(qiáng)度要求。(2) 校核小鏈輪處的鍵連接： 該處選用普通平鍵尺寸為：b×h×l = 8mm×

30、;7mm×36mm，接觸長度:l' = 36-8 = 28 mm，則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:T = 0.25hl'dsF = 0.25×7×28×27×120/1000 = 158.8 NmTT2，故鍵滿足強(qiáng)度要求。第十部分 軸承的選擇及校核計算根據(jù)條件，軸承預(yù)計壽命：Lh = 10×2×8×300 = 48000 h1 輸入軸的軸承設(shè)計計算:(1) 初步計算當(dāng)量動載荷P: 因該軸承只受徑向力，所以:P = Fr = 439.7 N(2) 求軸承應(yīng)有的基本額定載荷值C為:C = P = 439.7&

31、#215; = 7064 N(3) 選擇軸承型號: 查課本表11-5，選擇:6206軸承，Cr = 19.5 KN，由課本式11-3有：Lh = = = 1.01×106Lh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(dāng)量動載荷P: 因該軸承只受徑向力，所以:P = Fr = 422.2 N(2) 求軸承應(yīng)有的基本額定載荷值C為:C = P = 422.2× = 4204 N(3) 選擇軸承型號: 查課本表11-5，選擇:6206軸承，Cr = 19.5 KN，由課本式11-3有：Lh = = = 4.79×106Lh所以軸承預(yù)期壽命足夠。第十

32、一部分 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(dāng)，并且滿足強(qiáng)度，剛度，壽命，工藝、經(jīng)濟(jì)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(jī)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 d = 0.025a+3 8 取d = 10 mm d1 箱蓋壁厚 d1 = 0.02a+3 8 取d1 = 10 mm d' 箱體加強(qiáng)筋厚 d' = 0.85d1 = 0.85×10 = 8.5 取d' = 10 mm d1' 箱蓋加強(qiáng)筋厚 d1' = 0.85d1 = 0.85×10 = 8.5 取d1' = 10 mm b 箱體分箱面凸緣厚 b1.5d = 1.5