带式运输机传动装置设计.docx

目 录
一. 课程设计书
设计课题: 带式运输机传动装置设计
已知条件:
1） 工作条件：两班制，连续单向运转，载荷较平稳，室内工作，有粉尘，环境最高温度35°C；
2） 使用折旧期：8年
3） 检修间隔期：四年大修一次，两年一次中修，半年一次小修；
4） 动力来源：电力，三相交流，电压380/220V；
5） 运输带速度允许误差：±5％
6） 制造条件及生产批量：一般机械厂制造，小批量生产。
题号
参数
1
2
3
4
5
6
7
8
9
10
运输带工作拉力F/N
1500
2200
2300
2500
2600
2800
3300
4000
4500
4800
运输带工作速度v（m/s）
1.1
1.1
1.1
1.1
1.1
1.4
1.2
1.6
1.8
1.25
卷筒直径D/mm
220
240
300
400
220
350
350
400
400
500
二、设计任务量
1）完成手工绘制减速器装配图1张（A1）；
2）完成CAD绘制零件工图2张（轴、齿轮各一张），同一组两人为不同级齿轮和轴；
3）编写设计计算说明书1份。
三. 设计步骤
1）、传动方案拟定；
2）、电动机选择；
3）、计算总传动比并分配各级传动比；
4）、运动参数和动力参数的计算；
5）、传动零件的设计及计算
6）、轴的设计计算；
7）、滚动轴承的选择和校核计算；
8）、键联接的选择及校核计算；
9）、减速器箱体、箱盖及附件的结构设计；
10）、润滑与密封；
11）、设计小结；
12）、参考资料。
1、传动方案拟定；
1）. 组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。
2）. 特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，
要求轴有较大的刚度。
3）. 确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，将V带设置在高速级。

图一:(传动装置总体设计图)
2、电动机选择；
1).工作机有效功率

2).查各零件传动效率值
V带,，轴承 ，齿轮(7级精度) , 联轴器（弹性） , 滚筒
η=η1η23η32η4η5=0.95×0.993×0.982×0.99×0.96≈0.87414
3).电动机输出功率

4).工作机转速

经查表按推荐的传动比合理范围，V带传动的传动比i＝2～4，二级圆柱斜齿轮减速器传动比i＝8～40，
则总传动比合理范围为i＝16～160，电动机转速的可选范围为n＝i×n＝（16～160）×76.43＝1222.88～12228.8 r/min。
综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，
选定型号为Y1 32S—4的三相异步电动机，额定功率为5.5 kw
额定电流11.6A，满载转速1440 r/min，同步转速1500r/min。电动机中心高H=132mm，外伸轴段D×E=38mm×80mm。
3、计算总传动比并分配各级传动比；
1)、   总传动比
由选定的电动机满载转速n和工作机主动轴转速n，可得传动装置总传动比为＝n/n＝1440/76.43=18.84
2）、    分配传动装置传动比
＝×
式中分别为带传动和减速器的传动比。
为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取＝2.3，则减速器传动比为＝＝18.84/2.3=8.19
根据各原则，查图得高速级传动比为＝3.25则＝＝2.52
4、运动参数和动力参数的计算各轴转速
 各轴转速
＝＝1440/2.3＝626.09r/min
  ＝＝626.09/3.25＝192.64 r/min
  ＝ / ＝192.64/2.52=76.44 r/min
==76.44 r/min
各轴输入功率
＝×＝4.66×0.95=4.43 kW
  ＝×η2×＝4.43×0.99×0.98=4.30 kW
  ＝×η2×＝4.30×0.99×0.98＝4.17 kW
＝×η2×η4=4.17×0.99×0.99＝4.09 kW
各轴输入转矩
电动机轴输出转矩：
=9550 =9550×4.66/1440=30.9 N·m
所以:
＝×× =30.9×2.3×0.95=67.52N·m
＝×××=67.52×3.25×0.95×0.99=206.38 N·m
＝×××=206.38×2.52×0.99×0.98=504.58N·m
=××=504.58×0.98×0.99=489.54N·m
带式传动装置的运动和动力参数
轴序号
功率P/kw
转速n/（r/min）
转矩T/N·m
传动形式
传动比
效率
0
4.66
1440
30.9
带传动
2.3
0.95
I
4.43
626.09
67.52
齿轮传动
3.25
0.97
II
4.30
192.64
206.38
齿轮传动
2.52
0.97
III
4.17
76.44
504.58
联轴器
1.0
0.99
IV
4.09
76.44
489.54
5、传动零件的设计及计算
1、带传动的设计：
1.1 带传动类型的选择
由于V带传动允许的传动比较大，结构紧凑，大多数V带已标准化，且普通V带用于载荷不大和带轮直径较小的场合，符合所要求的工作和生产的条件，所以选择普通V带为外传动零件。
1.2 V带带型的选择：
传动装置工作实行两班制, 计算及说明:
根据课本8-8 （《机械设计》），查得工作情况系数
已知所需传递的额定功率，即电动机的额定功率 =5.5kw
所求的计算功率pca=Pd×KA=6.05 kw
已知小带轮转速,即电机轴的转速1440 r/min.
根据课本图8-11，选取窄V带SPA带型
1.3 确定带轮的基准直径 和验算带速v
1.3.1初选小带轮的基准直径
根据课本表8-7课本表8-9，初选小带轮的基准直径dd1=112mm
1.3.2验算带速v
V=πdd1n160×1000=π×112×144060×1000 ms=8.44 ms
符合5～30m/s带速
1.3.3计算大带轮的基准直径
由于(8-15a) 式 ，计算大带轮基准直径：
dd2=i0×dd1=2.3×112=258mm
根据表8-9，取标准值为dd2=250mm.
1.4 确定中心距a,并选择V带的基准长度 Ld
1.4.1 初定中心距 a0=800mm
根据式(8-22) ，计算带所需的基准长度得：
Ld0≈2a0+π2dd1+dd2+dd1-dd224a0
=2×800+π2×112+250+250-11224×800mm
≈2174mm
由表8-2选带的基准长度Ld=2200mm
1.4.2 计算相应的带长
根据课本表8-23，计算实际中心距a
a≈a0+Ld-Ld02=800+2200-21742mm=813mm
由式（8-24），中心距变化范围,767～866mm
1.5 验算小带轮上的包角
α1≈180°-dd2-dd1×57.3°a=180°-250-11257.3°813≈170°>120° 符合要求。
1.6 确定带的根数z
1）计算单根V带的额定功率Pr
由dd1=112和nm=1440rmin,查表8-4得P0=1.608kw。
根据nm=1440rmin，i0=2.3和A型带，查表8-5得ΔP0=0.17kw。
查表8-6得Kα=0.98，表8-2得KL=1.06，于是
Pr=P0+ΔP0·Kα·KL=1.608+0.17×0.98×1.06kw=1.85kw
计算带的根数z
z=PcaPr=6.051.85≈3.27
取4根。
1.7 确定单根V带的初拉力 F0
由表8-3得A型带的单位长度质量q=0.105kgm,所以
F0=500(2.5-Kα)2PcaKαzv+qv²=500×（2.5-0.98）²×6.050.98×4×8.44+0.105×8.44²N=146N
1.8 计算压轴力FP
FP=2zF0sinα12=2×4×146×sin170°2N=1164N
1.9 带轮设计
材料选用HT200
结构形式：根据 ，小带轮采用实心式结构
1.10主要结论
选用A型普通V带4根，带基准长度Ld=2200mm，带轮基准直径dd1=112mm，dd2=250mm，中心距控制在a=767～866mm,单根带初拉力F0=146N,总压轴力FP=1164N.
2、高速级齿轮传动的设计计算
2.1选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数、螺旋角
（1）根据所选的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动
（2）由于带式运输装置为一般的工作机器，传动功率不大，转速不高，故选用7级精度。
（3）材料选择:
小齿轮的材料为45Cr，调质处理，硬度为280HBS，大齿轮的材料为45钢，调质处理，硬度为240HBS，两齿轮硬度差控制为40HBS
（4）齿数的初选
考虑传动的平稳性，齿数宜取多一些取z1=24,z2=i1·z1=78
（5）压力角取20°
2.2按齿面接触强度设计
（1） 由式（10-11）试算小齿轮分度圆直径，即
d1t≥32KHtT1ϕd·μ+1μ·（ZHZEZεσH）²
确定公式内的各计算数值
1)初选 KHt=1.3
2)计算小齿轮传递的转矩
T1=9.55×106P1n1=9.55×106×4.43626.09=6.757×104N·mm
3)由表10-7选取齿宽系数
4) 由图10-20查得区域系数ZH=2.5
5)由表10-5查得材料的弹性影响系数ZE=189.8 MPa
6)由式（10-9）计算接触疲劳强度用重合度系数Zε
αa1=arccosz1cosα/(z1+2ha*)=arccos24×cos20°/（24+2×1）=29.841°
αa2=arccosz2cosα/(z2+2ha*)=arccos78×cos20°/（78+2×1）=23.623°
εα=z1tanαa1-tanα'+z2tanαa2-tanα'2π=24×tan29.841°-tan20°+78×（tan23.623°-tan20°）2π=1.712
Zε=4-εα3=4-1.7123=0.873
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得接触疲劳极限分别为σHlim1=600 MPa，σHlim2=550 MPa
由式（10-15）计算应力循环次数：
N1=60n1jLh=60×626.09×1×2×8×300×8=1.443×109
N2=N1i1=1.443×1093.25=0.444×109
由图10-23查取解除疲劳寿命系数KHN1=0.90，KHN2=0.95
取失效概率为1%、安全系数S=1，由式（10-14）得
σH1=KHN1σHlim1s=0.9×6001=540 MPa
σH2=KHN2σHlim2s=0.95×5501=523 MPa
取σH1和σH2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即
σH=σH2=523 MPa
计算小齿轮分度圆直径
d1t≥32KHtT1ϕd·μ+1μ·（ZHZEZεσH）²
=32×1.3×6.757×1041×3.25+13.25×2.5×189.8×0.8735232mm
=52.430mm
（2）调整小齿轮分度圆直径
1）计算实际载荷系数前的数据准备
① 圆周速度v
ν=πd1tn160×1000=π×52.430×626.0960×1000 ms=1.72ms
② 齿宽b
b=ϕdd1t=1×52.430mm=52.430mm
2)计算实际载荷系数KH
① 由表10-2查得使用系数KA=1
② 根据ν=1.72ms，7级精度，由图10-8查得动载系数KV=1.08
③ 齿轮的圆周力
Ft1=2T1d1t=2×6.757×10452.430N=2.577×103N
KAFt1b=1×2.577×103/52.430=49.2N/mm<100N/mm
查表10-3得齿间载荷分配系数KHα=1.2
④ 由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，得齿向载荷分布系数KHβ=1.420,由此得到实际载荷系数：
KH=KAKVKHαKHβ=1×1.08×1.2×1.420=1.84
3)由式（10-12）可得按实际载荷系数算得的分度圆直径
d1=d1t3KHKHt=52.430×31.841.3=58.867mm
及相应的齿轮模数
m=d1z1=58.86724mm=2.453mm
2.3按齿根弯曲疲劳强度设计
(1)由式(10-7)试算模数,即
mt≥32KFtT1YεϕDZ12·(YFaYsaσF)
1）确定公式中的各参数值
① 试选KFt=1.3
② 由式（10-5）计算弯曲疲劳强度用重合度系数
Yε=0.25+0.75εα=0.25+0.751.712=0.688
③ 计算YFaYsaσF
由图10-17查得齿形系数YFa1=2.65，YFa2=2.23
由图10-18查得应力修正系数Ysa1=1.58，Ysa2=1.76
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=380 MPa
由图10-22查得弯曲疲劳寿命系数kFN1=0.85,kFN2=0.88
取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（10-14）得
σF1=kFN1σFlim1S=0.85×5001.4MPa=303.57MPa
σF2=kFN2σFlim2S=0.88×3801.4MPa=238.86MPa
YFa1Ysa1σF1=2.65×1.58303.57=0.0138
YFa2Ysa2σF2=2.23×1.76238.86=0.0164
因为大齿轮YFaYsaσF大于小齿轮，所以取
YFaYsaσF=YFa2Ysa2σF2=0.0164
2）试算模数
mt≥32KFtT1YεϕDZ12·YFaYsaσF=32×1.3×6.757×104×0.6881×242×0.0164mm=1.510mm
（2）调整齿轮模数
1）计算实际载荷系数前的数据准备
① 圆周速度v
d1=mtz1=1.510×24=36.24mm
v=πd1n160×1000=π×36.24×626.0960×1000ms=1.20ms
② 齿宽b
b=ϕdd1=1×36.24mm=36.24mm
③ 宽高比b/h
h=2ha*+c*mt=2×1+0.25×1.719mm=3.868mm
b/h=36.24/3.868=9.37
2)计算实际载荷系数KF
① 根据v=1.20m/s，7级精度，由图10-8查得动载系数KV=1.06
② 由Ft1=2T1d1=2×6.757×10436.24 N=3.729×103 N,KAFt1b=1×3.729×10336.24Nmm=103Nmm>100Nmm,查表10-3得齿间载荷分配系数KFα=1.1
① 由表10-4用插值法查得KHβ=1.417，结合b/h=9.37查图10-13，得KFβ=1.29
则载荷系数为
KF=KAKVKFαKFβ=1×1.06×1.1×1.29=1.50
3)由式（10-13），可得按实际载荷系数算得的齿轮模数
m=mt3KFKFt=1.719×31.501.3 mm=1.80mm
所以取m=2mm，z1=d1m=58.8672=29.43 取z1=31，则z2=101
2.4几何尺寸计算
（1）计算分度圆直径
d1=z1m=31×2mm=62mm
d2=z2m=101×2mm=202mm
（2）计算中心距
a=d1+d22=62+2022 mm=132mm
a=d1+d22=62+2022 mm=132mm

(3)计算齿轮宽度
b=ϕdd1=1×62mm=62mm
为了保证设计齿宽b和节省材料，一般将小齿轮略为加宽（5∼10)mm即b1=b+5∼10mm=67∼72mm 取b1=70mm，而使大齿轮的齿宽等于设计齿宽b2=b=62mm
2.5圆整中心距后的强度校核
(1)齿面接触疲劳强度校核
由式(10-10)的各参数
σH=2KHT1ϕdd13·u+1u·ZHZEZε=2×1.84×6.757×1041×623·3.25+13.25·2.5×189.8×0.873=484MPa<σH
齿面接触疲劳强度满足要求。
（2）齿根弯曲疲劳强度校核
由式（10-6）中的各参数
σF1=2KFT1YFa1Ysa1Yεϕdm3z12=2×0.8844×6.757×104×2.65×1.58×0.6881×23×312 MPa=45MPa<σF1
σF2=2KFT1YFa2Ysa2Yεϕdm3z12=2×0.8844×6.757×104×2.23×1.76×0.6881×23×312MPa=42MPa<σF2
齿根弯曲疲劳强度满足要求。
3、低速级齿轮传动的设计计算
2.1选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数、螺旋角
（1）根据所选的传动方案，选用直齿圆柱齿轮传动
（2）由于带式运输装置为一般的工作机器，传动功率不大，转速不高，故选用7级精度。
（3）材料选择:
小齿轮的材料为45Cr，调质处理，硬度为280HBS，大齿轮的材料为45钢，调质处理，硬度为240HBS，两齿轮硬度差控制为40HBS
（4）齿数的初选
考虑传动的平稳性，齿数宜取多一些取z1=30,z2=i2·z1=75.6，取z2=76
（5）压力角取20°
2.2按齿面接触强度设计
（1） 由式（10-11）试算小齿轮分度圆直径，即
d1t≥32KHtT1ϕd·μ+1μ·（ZHZEZεσH）²
确定公式内的各计算数值
1)初选 KHt=1.3
2)计算小齿轮传递的转矩
T1=9.55×106P2n2=9.55×106×4.30192.64=2.132×105N·mm
3)由表10-7选取齿宽系数
4) 由图10-20查得区域系数ZH=2.5
5)由表10-5查得材料的弹性影响系数ZE=189.8 MPa
6)由式（10-9）计算接触疲劳强度用重合度系数Zε
αa1=arccosz1cosα/(z1+2ha*)=arccos30×cos20°/（30+2×1）=22.241°
αa2=arccosz2cosα/(z2+2ha*)=arccos76×cos20°/（76+2×1）=23.709°
εα=z1tanαa1-tanα'+z2tanαa2-tanα'2π=30×tan22.241°-tan20°+76×（tan23.709°-tan20°）2π=1.124
Zε=4-εα3=4-1.1243=0.979
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得接触疲劳极限分别为σHlim1=600 MPa，σHlim2=550 MPa
由式（10-15）计算应力循环次数：
N1=60n1jLh=60×192.64×1×2×8×300×8=0.444×109
N2=N1i1=0.444×1092.52=0.176×109
由图10-23查取解除疲劳寿命系数KHN1=0.94，KHN2=0.96
取失效概率为1%、安全系数S=1，由式（10-14）得
σH1=KHN1σHlim1s=0.94×6001=564 MPa
σH2=KHN2σHlim2s=0.96×5501=528 MPa
取σH1和σH2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力，即
σH=σH2=528 MPa
计算小齿轮分度圆直径
d1t≥32KHtT1ϕd·μ+1μ·（ZHZEZεσH）²
=32×1.3×2.132×1051×2.52+12.52×2.5×189.8×0.9795282mm
=84.312mm
（2）调整小齿轮分度圆直径
1）计算实际载荷系数前的数据准备
③ 圆周速度v
ν=πd1tn160×1000=π×84.312×192.6460×1000 ms=0.85ms
④ 齿宽b
b=ϕdd1t=1×84.312mm=84.312mm
2)计算实际载荷系数KH
⑤ 由表10-2查得使用系数KA=1
⑥ 根据ν=0.85ms，7级精度，由图10-8查得动载系数KV=1.03
⑦ 齿轮的圆周力
Ft1=2T1d1t=2×2.132×10584.312N=5.057×103N
KAFt1b=1×5.057×103/84.312=59.98N/mm<100N/mm
查表10-3得齿间载荷分配系数KHα=1.2
⑧ 由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，得齿向载荷分布系数KHβ=1.427,由此得到实际载荷系数：
KH=KAKVKHαKHβ=1×1.02×1.2×1.427=1.75
3)由式（10-12）可得按实际载荷系数算得的分度圆直径
d1=d1t3KHKHt=84.312×31.751.3=93.094mm
及相应的齿轮模数
m=d1z1=93.09430mm=3.103mm
2.3按齿根弯曲疲劳强度设计
(1)由式(10-7)试算模数,即
mt≥32KFtT1YεϕDZ12·(YFaYsaσF)
1）确定公式中的各参数值
④ 试选KFt=1.3
⑤ 由式（10-5）计算弯曲疲劳强度用重合度系数
Yε=0.25+0.75εα=0.25+0.751.124=0.917
⑥ 计算YFaYsaσF
由图10-17查得齿形系数YFa1=2.65，YFa2=2.23
由图10-18查得应力修正系数Ysa1=1.58，Ysa2=1.76
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=380 MPa
由图10-22查得弯曲疲劳寿命系数kFN1=0.85,kFN2=0.88
取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（10-14）得
σF1=kFN1σFlim1S=0.85×5001.4MPa=303.57MPa
σF2=kFN2σFlim2S=0.88×3801.4MPa=238.86MPa
YFa1Ysa1σF1=2.65×1.58303.57=0.0138
YFa2Ysa2σF2=2.23×1.76238.86=0.0164
因为大齿轮YFaYsaσF大于小齿轮，所以取
YFaYsaσF=YFa2Ysa2σF2=0.0164
2）试算模数
mt≥32KFtT1YεϕDZ12·YFaYsaσF=32×1.3×2.132×105×0.9171×302×0.0164mm=2.162mm
（2）调整齿轮模数
1）计算实际载荷系数前的数据准备
④ 圆周速度v
d1=mtz1=2.162×30=64.86mm
v=πd1n160×1000=π×64.86×192.6460×1000ms=0.654ms
⑤ 齿宽b
b=ϕdd1=1×64.86mm=64.86mm
⑥ 宽高比b/h
h=2ha*+c*mt=2×1+0.25×2.162mm=4.865mm
b/h=64.86/4.865=13.33
2)计算实际载荷系数KF
③ 根据v=0.654m/s，7级精度，由图10-8查得动载系数KV=1.02
④ 由Ft1=2T1d1=2×2.132×10564.86 N=6.574×103 N,KAFt1b=1×6.574×10364.86Nmm=101Nmm>100Nmm,查表10-3得齿间载荷分配系数KFα=1.1
② 由表10-4用插值法查得KHβ=1.427，结合b/h=13.33查图10-13，得KFβ=1.40
则载荷系数为
KF=KAKVKFαKFβ=1×1.02×1.1×1.40=1.57
3)由式（10-13），可得按实际载荷系数算得的齿轮模数
m=mt3KFKFt=2.162×31.571.3 mm=2.3mm
所以取m=3mm，z1=d1m=93.0943=31.03 取z1=32，则z2=81
2.4几何尺寸计算
（1）计算分度圆直径
d1=z1m=32×3mm=96mm
d2=z2m=81×3mm=243mm
（2）计算中心距
a=d1+d22=96+2432 mm=169.5mm
圆整中心距
a=170m
(3)计算齿轮宽度
b=ϕdd1=1×96mm=96mm
为了保证设计齿宽b和节省材料，一般将小齿轮略为加宽（5∼10)mm即b1=b+5∼10mm=101∼106mm 取b1=102mm，而使大齿轮的齿宽等于设计齿宽b2=b=96mm
2.5圆整中心距后的强度校核
(1)齿面接触疲劳强度校核
由式(10-10)的各参数
σH=2KHT1ϕdd13·u+1u·ZHZEZε=2×1.75×2.132×1051×963·2.52+12.52·2.5×189.8×0.979=504MPa<σH
齿面接触疲劳强度满足要求。
（2）齿根弯曲疲劳强度校核
由式（10-6）中的各参数
σF1=2KFT1YFa1Ysa1Yεϕdm3z12=2×1.57×2.132×105×2.65×1.58×0.9171×33×322 MPa=93MPa<σF1
σF2=2KFT1YFa2Ysa2Yεϕdm3z12=2×1.57×2.132×105×2.23×1.76×0.9171×33×322MPa=87MPa<σF2
齿根弯曲疲劳强度满足要求。
主要设计结论
V带：
选用A型普通V带4根，带基准长度Ld=2200mm，带轮基准直径dd1=112mm，dd2=250mm，中心距控制在a=767～866mm,单根带初拉力F0=146N,总压轴力FP=1164N.
高速齿轮：
齿数z1=31、z1=101，模数m=2mm，压力角α=20°，变位系数x1=0，x2=0，中心距a=132mm，齿宽b1=70mm，b2=62mm，小齿轮选用40Cr（调质），大齿轮选用45钢（调质）。齿轮按7级精度设计。
低速齿轮：
齿数z1=32、z1=81，模数m=3mm，压力角α=20°，变位系数x1=0，x2=0，中心距a=170mm，b1=102mm，b2=96mm，小齿轮选用40Cr（调质），大齿轮选用45钢（调质）。齿轮按7级精度设计。
六．箱体及其附件的结构设计
1）减速器箱体的结构设计
箱体采用剖分式结构，剖分面通过轴心。下面对箱体进行具体设计：
1.确定箱体的尺寸与形状
箱体的尺寸直接影响它的刚度。首先要确定合理的箱体壁厚。
根据经验公式：（T为低速轴转矩，N·m）
可取。
为了保证结合面连接处的局部刚度与接触刚度，箱盖与箱座连接部分都有较
厚的连接壁缘，箱座底面凸缘厚度设计得更厚些。
2.合理设计肋板
在轴承座孔与箱底接合面处设置加强肋，减少了侧壁的弯曲变形。
3.合理选择材料
因为铸铁易切削，抗压性能好，并具有一定的吸振性，且减速器的受载不大，所以箱体可用灰铸铁制成。
2）减速器附件的结构设计
（1）检查孔和视孔盖
检查孔用于检查传动件的啮合情况、润滑情况、接触斑点及齿侧间隙，还可用来注入润滑油，检查要开在便于观察传动件啮合区的位置，其尺寸大小应便于检查操作。视孔盖用铸铁制成，它和箱体之间加密封垫。
（2）放油螺塞
放油孔设在箱座底面最低处，其附近留有足够的空间，以便于放容器，箱体底面向放油孔方向倾斜一点，并在其附近形成凹坑，以便于油污的汇集和排放。放油螺塞为六角头细牙螺纹，在六角头与放油孔的接触面处加封油圈密封。
（3）油标
油标用来指示油面高度，将它设置在便于检查及油面较稳定之处。
（4）通气器
通气器用于通气，使箱内外气压一致，以避免由于运转时箱内温度升高，内压增大，而引起减速器润滑油的渗漏。将通气器设置在检查孔上，其里面还有过滤网可减少灰尘进入。
（5）起吊装置
起吊装置用于拆卸及搬运减速器。减速器箱盖上设有吊孔，箱座凸缘下面设有吊耳，它们就组成了起吊装置。
（6）起盖螺钉
为便于起盖，在箱盖凸缘上装设2个起盖螺钉。拆卸箱盖时，可先拧动此螺钉顶起箱盖。
（7）定位销
在箱体连接凸缘上相距较远处安置两个圆锥销，保证箱体轴承孔的加工精度与装配精度
减速器机体结构尺寸如下：
名称
符号
计算公式
结果
箱座壁厚

10
箱盖壁厚

9
箱盖凸缘厚度

12
箱座凸缘厚度

15
箱座底凸缘厚度

25
地脚螺钉直径

M24
地脚螺钉数目

查手册
6
轴承旁联接螺栓直径

M12
机盖与机座联接螺栓直径

=（0.5~0.6）
M10
轴承端盖螺钉直径

=（0.4~0.5）
10
视孔盖螺钉直径

=（0.3~0.4）
8
定位销直径

=（0.7~0.8）
8
，，至外机壁距离

查机械课程设计指导书表4
34
22
18
，至凸缘边缘距离

查机械课程设计指导书表4
28
16
外机壁至轴承座端面距离

=++（8~12）
50
大齿轮顶圆与内机壁距离

>1.2
15
齿轮端面与内机壁距离

>
10
机盖，机座肋厚

9 8.5
轴承端盖外径

+（5~5.5）
120（1轴）125（2轴）
150（3轴）