課程設計帶式運輸機傳動系統(tǒng)中的展開式二級圓柱齒輪減速器（含圖紙）

1、精密機械設計課程設計說明書目錄一、設計任務書.(2)二、動力機的選擇.(3)三、計算傳動裝置的運動和動力參數(shù).(3)四、傳動件設計計算（齒輪）(4)五、軸的設計.(7)六、滾動軸承的計算.(15)七、連結(jié)的選擇和計算.(16)八、潤滑方式、潤滑油牌號及密封裝置的選擇.(17)九、箱體及其附件的結(jié)構(gòu)設計.(17)十、設計總結(jié).(18)一、設計任務書1.設計題目：帶式運輸機傳動系統(tǒng)中的展開式二級圓柱齒輪減速器2簡圖：3.條件：單向運轉(zhuǎn)，有輕微振動，經(jīng)常滿載，空載起動，單班制工作，使用期限5年，輸送帶速度容許誤差為±5%。4.數(shù)據(jù)已知條件題號（5）輸送帶拉力F（N）2.4×103

2、輸送帶速度v（m/s）1.2滾筒直徑D(mm)300指導教師：開始日期：2012年12月31日完成日期：2013年1月17日二 電動機選擇電動機的結(jié)構(gòu)和類型：按工作要求和工作條件，選用一般用途的Y系列三相異步交流電動機。滾筒的輸出功率=24001.2=2.88KW電動機的輸出功率Pd=Pw/（0.99*0.98*0.97*0.98*0.97*0.98*0.99）=3.38KW卷筒轉(zhuǎn)速nw=60*1000v/（*300*10）=76r/min二級齒輪傳動比i=440電動機轉(zhuǎn)速nd=nw*i=76*(840)=(6083040)r/min，故選擇電動機同步轉(zhuǎn)速可選為1000r/min選擇電動機如下

3、電動機型號額定功率/KW滿載轉(zhuǎn)速r/min堵轉(zhuǎn)轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩最大轉(zhuǎn)矩額定轉(zhuǎn)矩Y132M1-6,4.09602.02.2其中D=38mm 公稱轉(zhuǎn)矩為125N*m三 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)總傳動比i=n1/nw=960/76=12.63對于兩級臥式展開式圓柱齒輪減速器的i1=(1.11.5)i2，為了分配均勻取i1=1.4*i2，計算得兩級圓柱齒輪減速器高速級的傳動比i1=4.2，低速級的傳動比i2=3。各級轉(zhuǎn)速：n1=960r/min n2=960/i1=229r/minn3= n2/i2=76r/min 各軸輸入功率：P0=4kwP1=P0*0.99=3.96kwP2=P1*0.99*0.

4、97=3.96kwP3=P2*0.97*0.98=3.57kwP滾筒=P3*0.98*0.99=3.46kw轉(zhuǎn)矩：Td=9550Pd/n1=39.79NT1=Td*0.99=39.39NT2=T1*i1*0.98*0.97=157.27NT3=T2*i2*0.98*0.97=448.50NT滾筒=T2*i2*0.98*0.99=435.13N四 傳動件設計計算（齒輪）A高速齒輪的計算輸入功率小齒輪轉(zhuǎn)速齒數(shù)比小齒輪轉(zhuǎn)矩載荷系數(shù)3.96kw960r/min4.239.39N·m1.051 選精度等級、材料及齒數(shù)選擇小齒輪材料為40Cr（表面淬火）4056HRC，大齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)

5、），硬度為300HBS， 1） 精度等級選用8級精度；2） 試選小齒輪齒數(shù)z120，大齒輪齒數(shù)z284的；2 按齒面接觸強度設計Hlimb117HRC+20836NHlimb117HBS+69669N選擇接觸應力較小的大齒輪進行驗算大齒輪應力循環(huán)次數(shù)NH60n2t=60*229*5*365*8=20.1107查圖8-41得當大齒輪應力循環(huán)基數(shù)NH02.5107因為NH>NH0所以取壽命系數(shù)KHL1又因為大齒輪為調(diào)/質(zhì)處理，故安全系數(shù)SH=1.1所以H2=Hlim2*KHL/SH=608MPa所以小齒輪分度圓直徑d1t取Kd=84 齒寬系數(shù)d=1，載荷集中系數(shù) =1.05 泊松比u=4.2

6、d1t43.46mm取d1=50mm b=d*d=50模數(shù)m=d/z1=50/20=2.5中心距a=m（Z1+Z2）/2=130mm驗證接觸應力：H=ZHZEZZH=1.76，Z=1，ZE=，T=39390N*mmV=*d1*n1/（60*1000）=*45*960/（60*1000）=2.26m/s查8-39表得KV=1.20求得H=474.3N/mm2<H2故接觸應力足夠。驗證彎曲應力：F=KFCKFL取SF=2，單向傳動取KFC=1，因為NF>NF0，取K FL=1F1=600/2=300N/mm2F2=600/2=300N/mm2許用彎曲應力F=Y查表得Z1=20時， YF

7、1=4.14 ；Z1=84時， YF1=3.74F1/YF1=72.5 N/mm2F2/YF2=72.2 N/mm2故應驗算選擇大齒輪的彎曲應力F2=3.74*=59.40N/mm2<F2經(jīng)驗證，選擇合理。由于小齒輪的齒寬比大齒輪大510mm故模數(shù)分度圓直徑齒寬齒數(shù)壓力角小齒輪2.550552020°大齒輪2.5210508420°B 低速齒的輪計算輸入功率小齒輪轉(zhuǎn)速齒數(shù)比小齒輪轉(zhuǎn)矩載荷系數(shù)3.76kw229r/min3157.27N·m1.053 選精度等級、材料及齒數(shù)選擇小齒輪材料為40Cr（表面淬火）4056HRC，大齒輪材料為40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為

8、300HBS， 1） 精度等級選用8級精度；2） 試選小齒輪齒數(shù)z125，大齒輪齒數(shù)z275的；4 按齒面接觸強度設計Hlimb117HRC+20836NHlimb117HBS+69669N選擇接觸應力較小的大齒輪進行驗算大齒輪應力循環(huán)次數(shù)NH60n3t=60*76*5*365*8=10.7107查圖8-41得當大齒輪應力循環(huán)基數(shù)NH02.5107因為NH>NH0所以取壽命系數(shù)KHL1又因為大齒輪為調(diào)/質(zhì)處理，故安全系數(shù)SH=1.1所以H2=Hlim2*KHL/SH=608MPa所以小齒輪分度圓直徑d1t取Kd=84 齒寬系數(shù)d=1，載荷集中系數(shù) =1.05 泊松比u=3d1t71mm取

9、d1=75mm b=d*d=75模數(shù)m=d/z1=75/25=3中心距a=m（Z1+Z2）/2=150mm驗證接觸應力：H=ZHZEZZH=1.76，Z=1，ZE=，T=157270N*mmV=*d3*n1/（60*1000）=*75*229/（60*1000）=0.90m/s查8-39表得KV=1.04求得H=490N/mm2<H2故接觸應力足夠。驗證彎曲應力：F=KFCKFL取SF=2，單向傳動取KFC=1，因為NF>NF0，取K FL=1F1=600/2=300N/mm2F2=600/2=300N/mm2許用彎曲應力F=Y查表得Z1=20時， YF1=3.98；Z1=84時，

10、 YF1=3.74F1/YF1=75.4 N/mm2F2/YF2=72.2 N/mm2故應驗算選擇大齒輪的彎曲應力F2=3.74*=76.12N/mm2<F2經(jīng)驗證，選擇合理。由于小齒輪的齒寬比大齒輪大510mm故模數(shù)分度圓直徑齒寬齒數(shù)壓力角小齒輪375802520°大齒輪3225757520°五 軸的設計A低速軸3的設計1總結(jié)以上的數(shù)據(jù)。功率轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速齒輪分度圓直徑壓力角3.57 Kw448.50N·m76r/min225mm20°2求作用在齒輪上的力Fr=Ft*tan=2358.17*tan20°=858.30N3 初步確定軸的直徑選取

11、軸的材料為45號鋼。根據(jù)表115-3選取C0=112。故4 聯(lián)軸器的型號的選取由于聯(lián)軸器有鍵槽，故寬增5%dmin= dmin(1+0.05)=42.43mm（此為聯(lián)軸器的最小直徑）選載荷系數(shù)K=1.5 T=K*448.50=672.75N*m故選定彈性柱銷聯(lián)軸器：LT8Y 半聯(lián)軸器的孔徑d=45，長度L= 112mm，公稱轉(zhuǎn)矩為710N·m固取d1=45mm。5. 軸的結(jié)構(gòu)設計 1）擬定軸上零件的裝配方案2） 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度a 為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求1軸段右端要求制出一軸肩a=（0.070.1）d；固取2段的直徑d2=48mm;半聯(lián)軸器與軸配合的轂

12、孔長度L1=102mm,為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，固取1段的長度應比L略短一些，現(xiàn)取L1=100mm。b 初步選擇滾動軸承?？紤]到主要承受徑向力，軸向也可承受小的軸向載荷。當量摩擦系數(shù)最少。在高速轉(zhuǎn)時也可承受純的軸向力，工作中容許的內(nèi)外圈軸線偏斜量=8-16大量生產(chǎn)價格最低，固選用深溝球軸承。根據(jù)d2=48mm，選6010號深溝球軸承。d=50mm B=16mm所以取軸承的安裝直徑d3=50mm。右端采用軸肩定位 可選軸身d4=54mm軸環(huán)d5=58mm 安裝齒輪處的軸段6的直徑d6=54mm軸承的安裝直徑d7=50mmd 軸承端蓋的總寬度為30mm（有減速器和軸承端

13、蓋的機構(gòu)設計而定）根據(jù)軸承的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋外端面與聯(lián)軸器的,距離為10mm。固取L2=40mm e 取齒輪與箱體的內(nèi)壁的距離為a=12mm,考慮到箱體的制造誤差，在確定軸承的位置時，應與箱體的內(nèi)壁,有一段距離s,取s=8mm,已知軸承的寬度B=16mm取大齒輪的輪轂長L6=73mm則 L3=L7=a+s+B=12+8+16=36mm?。狠S身L4=66mm軸環(huán)L5=6mm至此已初步確定軸得長度。3) 軸上零件得周向定位齒輪，半聯(lián)軸器與軸的周向定位都采用普通A型平鍵聯(lián)接。按d1=45mm , 查得平鍵的截面 b*h=14*9 (mm),L=56mm同理按 d6=54mm.

14、 b*h=16*10 mm,L=56mm。同時為了保證齒輪與軸配合得有良好得對中性，固選擇齒輪輪轂與軸得配合選H8/n7。半聯(lián)軸器與軸得配合選H8/k7。滾動軸承與軸得周向定位，是借過渡配合來保證的，此處選軸的尺寸公差為m6。4) 確定軸的的倒角和圓角取軸端倒角為2*45°5) 求軸上的載荷（見下圖）首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖作出軸的計算簡圖。在確定軸的支點位置時，應從手冊中查出a值參照1圖15-23。對與61809，由于它的對中性好所以它的支點在軸承的正中位置。因此作為簡支梁的軸的支撐跨距為182mm。根據(jù)軸的計算簡圖作出軸的彎矩圖和扭矩圖計算齒輪Ft=2T1/d1=2*264.1175/

15、224*103=2358.19 NFr= Ft tana = Ft tan20°=858.31 N通過計算有FNH1=758N FNH2=1600.2MH=FNH2*58.5=93.61 N·M 同理有FNV1=330.267N FNV2=697.23NMV=40.788N·MN·M載荷水平面H垂直面V支反力FNH1=758N FNH2=1600.2FNV1=330.267N FNV2=697.23N彎矩MH= 93.61 NMV=40.788 N總彎矩M總=102.11N扭矩T3=264.117 N6） 按彎扭合成應力校核軸的強度進行校核時通常只校核承

16、受最大彎矩核最大扭矩的截面（即危險截面C的強度） 根據(jù)1式15-5及表115-4中的取值，且0.6（式中的彎曲應力為脈動循環(huán)變應力。當扭轉(zhuǎn)切應力為靜應力時取0.3；當扭轉(zhuǎn)切應力為脈動循環(huán)變應力時取0.6）1）計算軸的應力 FNH1=758N FNH2=1600.2MH= 93.61 N=102.11N（軸上載荷示意圖）前已選定軸的材料為45號鋼，由軸常用材料性能表查得-1=60MPa因此ca<-1，故安全。7）精確校核軸的疲勞強度1) 判斷危險截面截面A,B只受扭矩作用，雖然鍵槽、軸肩及過渡配合所引起的應力集中均將削弱軸的疲勞強度，但由于軸的最小直徑是按扭轉(zhuǎn)強度較為寬裕地確定的，所以截面

17、A,B均無需校核。從應力集中對軸的疲勞強度的影響來看，截面和處過盈配合引起的應力集中最嚴重；從受載的情況來看，截面C上的應力最大。截面的應力集中的影響和截面的相近，但截面不受扭矩作用，同時軸徑也較大，故不必作強度校核。截面C上雖然應力最大，但應力集中不大（過盈配合及鍵槽引起的應力集中均在兩端），而且這里軸的直徑最大，故截面C也不必校核。截面和V顯然更不必校核。鍵槽的應力集中系數(shù)比過盈配合的小，因而該軸只需校核截面左右兩側(cè)即可。2) 截面左側(cè) 抗彎截面系數(shù)抗扭截面系數(shù)=15.08MpaW=9112.5mm3Wr=188225mm3截面左側(cè)的彎矩截面上的扭矩為T3=264.117 N截面上的彎曲應

18、力截面上的扭轉(zhuǎn)切應力軸的材料為45號鋼，調(diào)質(zhì)處理，由1表15-1查得，截面上由于軸肩而形成的理論應力集中系數(shù)及按1附表3-2查取。因，經(jīng)插值后可查得，又由1附圖3-1可得軸的材料的敏性系數(shù)為故有效應力集中系數(shù)按1式（附3-4）為由1附圖3-2得尺寸系數(shù)；由1附圖3-3得扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)。軸按磨削加工，由1附圖3-4得表面質(zhì)量系數(shù)為軸未經(jīng)表面強化處理，即，則按1式（3-12）及（3-12a）得綜合系數(shù)值為M=4.5MPa=14.5MPa，于是，計算安全系數(shù)值，按1式（15-6）（15-8）則得故該軸在截面右側(cè)的強度也是足夠的。本題因無大的瞬時過載及嚴重的應力循環(huán)不對稱性，故可略去靜強度校核。至此，軸

19、的設計計算結(jié)束。B中間軸 2 的設計1總結(jié)以上的數(shù)據(jù)。功率轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速大齒輪分度圓直徑大齒輪分度圓直徑壓力角3.76 Kw157.27N·m229r/min210mm50mm20°2求作用在齒輪上的力Fr =Ft*tan=1497.62*tan20°=545.09N3 初步確定軸的直徑選取軸的材料為45號鋼。根據(jù)表115-3選取C0=112。故4選軸承初步選擇滾動軸承。考慮到主要承受徑向力，軸向也可承受小的軸向載荷。當量摩擦系數(shù)最少。在高速轉(zhuǎn)時也可承受純的軸向力，工作中容許的內(nèi)外圈軸線偏斜量<=8-16>，大量生產(chǎn)價格最低固選用深溝球軸承。根據(jù)dmin選擇

20、 6006號軸承。軸承的安裝直徑d1=d5=30mm D=55mm B=13mm采用軸肩定位，軸肩a=（0.070.1）故安裝大齒輪處的軸段2的直徑d2=40軸身d3=36mm安裝大齒輪處的軸段4的直徑 d4=33mm5. 軸的結(jié)構(gòu)設計取齒輪與箱體的內(nèi)壁的距離為a=12mm,考慮到箱體的制造誤差，在確定軸承的位置時，應與箱體的內(nèi)壁,有一段距離s,取s=8mm,已知軸承的寬度B=16mm取大齒輪的輪轂長L6=48mm小齒輪的輪轂長L6=85mm則 L1=L5=a+s+B =12+8+13=33 mm安裝大齒輪處的輪轂長L2=48mm?。狠S身L3=12mm安裝小齒輪處的輪轂長L4=85mm6 軸上

21、零件得周向定位齒輪的周向定位都采用普通A型平鍵聯(lián)接。按d2=40mm , 查得平鍵的截面 b*h=12*8 (mm),L=36mm同理按 d4=33mm. b*h=16*10 ,L=70mm。同時為了保證齒輪與軸配合得有良好得對中性，固選擇齒輪輪轂與軸得配合選H8/n7。半聯(lián)軸器與軸得配合選H8/k7。滾動軸承與軸得周向定位，是借過渡配合來保證的，此處選軸的尺寸公差為m6。7確定軸的的倒角和圓角取軸端倒角為2*45°C高速軸 1 的設計1總結(jié)以上的數(shù)據(jù)。功率轉(zhuǎn)矩轉(zhuǎn)速齒輪分度圓直徑壓力角3.96 Kw39.39N·m960r/min50mm20°2求作用在齒輪上的力

22、Fr=Ft*tan=1575.60*tan20°=573.47N3 初步確定軸的直徑選取軸的材料為45號鋼。根據(jù)表115-3選取C0=112。故4 聯(lián)軸器的型號的選取由于聯(lián)軸器有鍵槽，故寬增5%dmin= dmin(1+0.05)=18.87mm（此為聯(lián)軸器的最小直徑）選載荷系數(shù)K=1.5 T=K*39.39=59.09N*m故選定彈性柱銷聯(lián)軸器：LT5Y 半聯(lián)軸器的孔徑d=25mm，長度L= 62mm，公稱轉(zhuǎn)矩為125N·m固取d1=25mm。5. 軸的結(jié)構(gòu)設計 1）擬定軸上零件的裝配方案2） 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度a 為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求1軸

23、段左端要求制出一軸肩a=（0.070.1）d；固取2段的直徑d2=28mm;半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度L=62mm,為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，固取1段的長度應比L略短一些，現(xiàn)取L1=60mm。b 初步選擇滾動軸承?？紤]到主要承受徑向力，軸向也可承受小的軸向載荷。當量摩擦系數(shù)最少。在高速轉(zhuǎn)時也可承受純的軸向力，工作中容許的內(nèi)外圈軸線偏斜量=8-16大量生產(chǎn)價格最低，固選用深溝球軸承。根據(jù)d2=28mm，選6006號深溝球軸承。d=30mm B=13mm所以取軸承的安裝直徑d3=30mm。右端采用軸肩定位 可選軸身d4=34mm軸環(huán)d5=38mm 安裝齒輪處的軸段6的直徑

24、d6=34mm軸承的安裝直徑d7=30mmd 軸承端蓋的總寬度為30mm（有減速器和軸承端蓋的機構(gòu)設計而定）根據(jù)軸承的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋外端面與聯(lián)軸器的,距離為10mm。固取L2=40mm e 取齒輪與箱體的內(nèi)壁的距離為a=12mm,考慮到箱體的制造誤差，在確定軸承的位置時，應與箱體的內(nèi)壁,有一段距離s,取s=8mm,已知軸承的寬度B=13mm取齒輪的輪轂長L6=60mm則 L3=L7=a+s+B =12+8+13=33 mm?。狠S身L4=48+20=76mm軸環(huán)L6=6mm至此已初步確定軸得長度。3) 軸上零件得周向定位齒輪，半聯(lián)軸器與軸的周向定位都采用普通A型平鍵聯(lián)接

25、。按d1=25mm , 查得平鍵的截面 b*h=8*7 (mm),L=45mm同理按 d6=34mm. b*h=10*8 mm,L=45mm。同時為了保證齒輪與軸配合得有良好得對中性，固選擇齒輪輪轂與軸得配合選H8/n7。半聯(lián)軸器與軸得配合選H8/k7。滾動軸承與軸得周向定位，是借過渡配合來保證的，此處選軸的尺寸公差為m6。4) 確定軸的的倒角和圓角取軸端倒角為2*45°4)5)電動機的聯(lián)軸器根據(jù)D=38mm 公稱轉(zhuǎn)矩為125N*m可選彈性柱銷聯(lián)軸器LT6Y其中d=38mm L=82mm選為L=80mm六滾動軸承的計算根據(jù)要求對所選的在低速軸3上的兩滾動軸承進行校核 ，在前面進行軸的

26、計算時所選低速軸3上的兩滾動軸承型號為6010，d=50mm,D=80,B=16 中間軸2上的兩滾動軸承型號為6006，d=30mm，D=80，B=13高速軸1上的兩滾動軸承型號6006，d=30mm，D=80，B=13其基本額定動載荷，基本額定靜載荷?，F(xiàn)對它們進行校核。由前面求得的兩個軸承所受的載荷分別為FNH1=758N FNV1=330.267NFNH2=1600.2 FNV2=697.23N 由上可知軸承2所受的載荷遠大于軸承2，所以只需對軸承2進行校核，如果軸承2滿足要求，軸承1必滿足要求。1）求比值軸承所受徑向力 所受的軸向力 它們的比值為 因為，深溝球軸承的最小e值為0.19，故

27、此時。2）計算當量動載荷P，查表，X=1，Y=0,，取。則3）驗算軸承的壽命按要求軸承的最短壽命為 （工作時間）,根據(jù)1式（13-5）（對于球軸承取3） 所以所選的軸承滿足要求。七連接的選擇和計算（1）選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸低速軸聯(lián)軸器（b*h=14*9,L=56mm）低速軸齒輪（b*h=16*10,L=56mm） 中間軸小齒輪（b*h=10*8,L=70mm）中間軸大齒輪（b*h=12*8,L=36mm）高速軸齒輪（b*h=10*8,L=45mm）高速軸聯(lián)軸器（b*h=8*,L=45mm）按要求對低速軸3上的兩個鍵進行選擇及校核。對連接齒輪4與軸3的鍵的計算（1）選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸一般8

28、以上的齒輪有定心精度要求，應選用平鍵聯(lián)接。由于齒輪不在軸端，故可選用圓頭普（2）校核鍵聯(lián)接的強度鍵、軸和輪轂的材料都是鋼，2查得許用擠壓應力，取平均值，。鍵的工作長度l=L-b=63mm-16mm=47mm。，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.5×10=5mm。根據(jù)1式（6-1）可得所以所選的鍵滿足強度要求。鍵的標記為：鍵16×10×63 GB/T 1069-1979。2）對連接聯(lián)軸器與軸3的鍵的計算（1）選擇鍵聯(lián)接的類型和尺寸類似以上鍵的選擇，也可用A型普通平鍵連接。根據(jù)d=35mm從1表6-1中查得鍵的截面尺寸為：寬度b=10mm，高度h=8mm。由半聯(lián)

29、軸器的輪轂寬度并參照鍵的長度系列，取鍵長L=70mm。（2）校核鍵聯(lián)接的強度鍵、軸和聯(lián)軸器的材料也都是鋼，2查得許用擠壓應力，取其平均值，。鍵的工作長度l=L-b=70mm-10mm=60mm。，鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.5×8=4mm。根據(jù)1式（6-1）可得所以所選的鍵滿足強度要求。八潤滑方式、潤滑油牌號及密封裝置的選擇由于兩對嚙合齒輪中的大齒輪直徑徑相差不大，且它們的速度都不大，所以齒輪傳動可采用浸油潤滑，查2表7-1，選用全損耗系統(tǒng)用油（GB/T 433-1989），代號為L-AN32。由于滾動軸承的速度較低，所以可用脂潤滑。選用鈣基潤滑脂（GB/T 491-19

30、87），代號為L-XAMHA1。為避免油池中稀油濺入軸承座，在齒輪與軸承之間放置擋油環(huán)。輸入軸與輸出軸處用氈圈密封。九箱體及其附件的結(jié)構(gòu)設計1）減速器箱體的結(jié)構(gòu)設計箱體采用剖分式結(jié)構(gòu)，剖分面通過軸心。下面對箱體進行具體設計：1.確定箱體的尺寸與形狀箱體的尺寸直接影響它的剛度。首先要確定合理的箱體壁厚。根據(jù)經(jīng)驗公式：（T為低速軸轉(zhuǎn)矩，N·m）可取。上下箱體的接觸面的寬度為40mm為了保證結(jié)合面連接處的局部剛度與接觸剛度，箱蓋與箱座連接部分都有較厚的連接壁緣，箱座底面凸緣厚度設計得更厚些。2.合理設計肋板在軸承座孔與箱底接合面處設置加強肋，減少了側(cè)壁的彎曲變形。3.合理選擇材料因為鑄鐵易切削，抗壓性能好，并具有一定的吸振性，且減速器的受載不大，所以箱體可用灰鑄鐵