二級(jí)減速器說明書

減速器設(shè)計(jì)說明書系別：班級(jí)：姓名：學(xué)號(hào)：指導(dǎo)教師：職稱：第一節(jié)課程設(shè)計(jì)任務(wù)書展開式二級(jí)圓柱齒輪減速器，拉力F=4000N，速度v=2m/s，直徑D=450mm，2班制，每班8小時(shí)，工作年限（壽命）：8年，每年工作天數(shù)：300天，配備三相交流電源，電壓380/220V。

第二節(jié)設(shè)計(jì)方案選擇本傳動(dòng)裝置采用減速器為展開式二級(jí)圓柱齒輪減速器電動(dòng)機(jī)的主要作用是把電能轉(zhuǎn)換為機(jī)械能，輸出扭矩；展開式二級(jí)圓柱齒輪減速器的主要作用是傳遞功率，提高輸出扭矩；聯(lián)軸器的主要作用是傳遞扭矩以及緩沖、減振和提高軸系動(dòng)態(tài)性能，防止聯(lián)機(jī)件承受過大的載荷而損壞；帶式輸送機(jī)的主要作用是承載物料、牽引物料移動(dòng)、完成物料輸送的目的。優(yōu)點(diǎn):更高的效率意味著較低的能量損失，有助于節(jié)能減排。使用壽命長，減少了廢棄物的產(chǎn)生。缺點(diǎn)：與單級(jí)減速器相比，設(shè)計(jì)時(shí)需考慮更多因素，比如齒輪間的間隙調(diào)整和軸承布局等。如果不進(jìn)行良好的熱管理設(shè)計(jì)，高減速比可能導(dǎo)致過熱問題。

第三節(jié)選擇電動(dòng)機(jī)3.1電動(dòng)機(jī)類型的選擇根據(jù)用途選用Y系列三相異步電動(dòng)機(jī)。3.2確定傳動(dòng)裝置的效率查《機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)手冊(cè)第4版》表1-5得聯(lián)軸器的效率η1=0.99，滾動(dòng)軸承的效率η2=0.99，閉式圓柱齒輪的效率η3=0.98，卷筒的效率ηw=0.97，計(jì)算得電動(dòng)機(jī)至卷筒主動(dòng)軸的總效率，即η3.3選擇電動(dòng)機(jī)容量卷筒所需功率為P電動(dòng)機(jī)所需額定功率為P卷筒軸轉(zhuǎn)速：n查《機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)手冊(cè)第4版》表1-8得推薦的傳動(dòng)比范圍，展開式二級(jí)圓柱齒輪減速器傳動(dòng)比范圍為：8～40，所以合理的總傳動(dòng)比范圍為：8～40?？蛇x擇的電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速范圍為nd=ia×nw=(8～40)×84.88=679～3395r/min。進(jìn)行綜合考慮價(jià)格、重量、傳動(dòng)比等因素，選定電機(jī)型號(hào)為：Y160M-4的三相異步電動(dòng)機(jī)，額定功率Pen=11kW，滿載轉(zhuǎn)速為nm=1460r/min，同步轉(zhuǎn)速為nt=1500r/min。表3-1電機(jī)選擇方案對(duì)比序號(hào)電動(dòng)機(jī)型號(hào)同步轉(zhuǎn)速/(r/min)額定功率/kW滿載轉(zhuǎn)速/(r/min)1Y180L-8750117302Y160L-61000119703Y160M-415001114604Y160M1-23000112930圖3-1電動(dòng)機(jī)的安裝及外形尺寸表3-2電動(dòng)機(jī)尺寸中心高H外形尺寸L×HD安裝尺寸A×BK軸伸尺寸D×E平鍵尺寸F×GACAD160605×385254×21014.542×11012×373352653.4確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比3.4.1傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比的計(jì)算由選定的電動(dòng)機(jī)滿載轉(zhuǎn)速nm和卷筒主動(dòng)軸轉(zhuǎn)速nw，可以計(jì)算出傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比為：ia=nm/nw=1460/84.88=17.2013.4.2分配傳動(dòng)裝置傳動(dòng)比高速級(jí)傳動(dòng)比i則低速級(jí)傳動(dòng)比i3.5傳動(dòng)裝置運(yùn)動(dòng)及動(dòng)力參數(shù)的計(jì)算電機(jī)軸的參數(shù)：PnT高速軸的參數(shù)：PP'nTT'中間軸的參數(shù)：PP'nTT'低速軸的參數(shù)：PP'nTT'卷筒軸的參數(shù)：PP'nTT'各軸轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)矩列于下表表3-3各軸動(dòng)力學(xué)參數(shù)表軸名輸入功率kW輸出功率/kW輸入轉(zhuǎn)矩/N·m輸出轉(zhuǎn)矩/N·m轉(zhuǎn)速n/(r/min)傳動(dòng)比i效率η電機(jī)軸9.039.0359.06659.06614600.99高速軸8.948.85158.47757.89514604.820.98中間軸8.6748.587273.474270.731302.9053.5690.98低速軸8.4158.331946.887937.43584.8710.99卷筒軸8.2488.001928.096900.30284.871

第四節(jié)減速器高速級(jí)齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算4.1選定齒輪類型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù)①根據(jù)傳動(dòng)方案，選用直齒圓柱齒輪傳動(dòng)，壓力取為α=20°。②參考《機(jī)械設(shè)計(jì)第十版》表10-7選用7級(jí)精度。③材料選擇由《機(jī)械設(shè)計(jì)第十版》表10-1選擇小齒輪40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBW，大齒輪45（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBW。④選小齒輪齒數(shù)z1=30，則大齒輪齒數(shù)z2=z1×i=30×4.82=144.6，取z2=1454.2按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)由《機(jī)械設(shè)計(jì)第十版》式(10-11)試算小齒輪分度圓直徑，即d4.2.1確定公式中的各參數(shù)值1)試選KHt=1.32)計(jì)算小齒輪傳遞的扭矩:T=58.477N·m3)由《機(jī)械設(shè)計(jì)第十版》表10-8選取齒寬系數(shù)φd=1。4)計(jì)算區(qū)域系數(shù)ZHZ5)由《機(jī)械設(shè)計(jì)第十版》表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8√MPa。6)由《機(jī)械設(shè)計(jì)第十版》式(10-9)計(jì)算接觸疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)Zε。ααεZ7)計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力[σH]由《機(jī)械設(shè)計(jì)第十版》圖10-21c查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為σHlim1=600Mpa，σHlim2=550Mpa由《機(jī)械設(shè)計(jì)第十版》式(10-15)計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：NN由《機(jī)械設(shè)計(jì)第十版》圖10-19查取接觸疲勞系數(shù)KHN1=0.96，KHN2=0.97取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，得σσ取[σH]1和[σH]2中較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力，即[σH]=534MPa8)試算小齒輪分度圓直徑d4.2.2調(diào)整小齒輪分度圓直徑1)計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備①圓周速度νv=②齒寬bb=2)計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)KH。①由《機(jī)械設(shè)計(jì)第十版》表10-2查得使用系數(shù)KA=1。②根據(jù)v=3.632m/s、7精度，由《機(jī)械設(shè)計(jì)第十版》圖10-8查得動(dòng)載系數(shù)Kv=1.07。③齒輪的圓周力。FK查《機(jī)械設(shè)計(jì)第十版》表10-3得齒間載荷分配系數(shù)KHα=1.2由《機(jī)械設(shè)計(jì)第十版》表10-4用插值法查得7級(jí)精度、小齒輪非對(duì)稱支承布置時(shí)，得齒向載荷分布系數(shù)KHβ=1.32由此，得到實(shí)際載荷系數(shù)K由《機(jī)械設(shè)計(jì)第十版》式(10-12)，可得按實(shí)際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑d3)確定模數(shù)m=4.3按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)4.3.1由《機(jī)械設(shè)計(jì)第十版》式(10-7)試算模數(shù)，即m≥4.3.2確定公式中的各參數(shù)值試選載荷系數(shù)KFt=1.3由《機(jī)械設(shè)計(jì)第十版》式(10-5)計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)Yε。Y計(jì)算YFa×YSa/[σF]由《機(jī)械設(shè)計(jì)第十版》表10-5查得齒形系數(shù)YFa1=2.52,YFa2=2.14由《機(jī)械設(shè)計(jì)第十版》表10-5查得應(yīng)力修正系數(shù)YSa1=1.63,YSa2=1.83由《機(jī)械設(shè)計(jì)第十版》圖10-20c查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為σFlim1=500Mpa，σFlim2=380Mpa由《機(jī)械設(shè)計(jì)第十版》圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=0.88,KFN2=0.91取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.25，由《機(jī)械設(shè)計(jì)第十版》式(10-14得σσYYY1)試算齒輪模數(shù)m≥4.3.3調(diào)整齒輪模數(shù)1)計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備圓周速度νdv=齒寬bb=齒高h(yuǎn)及齒寬比b/hh=b/h=35.13/2.635=13.332計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)KF根據(jù)v=2.686m/s，7精度，由《機(jī)械設(shè)計(jì)第十版》圖10-8查得動(dòng)載系數(shù)Kv=1.05。查《機(jī)械設(shè)計(jì)第十版》表10-3得齒間載荷分配系數(shù)KFα=1.2結(jié)合b/h=13.332查《機(jī)械設(shè)計(jì)第十版》圖10-13，得KFβ=1.29。則載荷系數(shù)為K由《機(jī)械設(shè)計(jì)第十版》式(10-13)，按實(shí)際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù)m=mtd對(duì)比計(jì)算結(jié)果，從滿足彎曲疲勞強(qiáng)度出發(fā)，從標(biāo)準(zhǔn)中就近取m=2mm；為了同時(shí)滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑d1=51.901mm來計(jì)算小齒輪的齒數(shù),即z取z1=30,則大齒輪齒數(shù)z2=z1×i=30×4.82=144.6，取z2=1454.4確定傳動(dòng)尺寸1)計(jì)算中心距a=2)計(jì)算小、大齒輪的分度圓直徑dd3)計(jì)算齒寬b=φd×d1=1×60=60mm取B1=65mm，B2=60mm主要設(shè)計(jì)結(jié)論齒數(shù)z1=30，z2=145，模數(shù)m=2mm，壓力角α=20°，中心距a=175mm，齒寬B1=65mm、B2=60mm4.5計(jì)算齒輪傳動(dòng)其它幾何尺寸4.5.1計(jì)算齒頂高、齒根高、全齒高和齒厚hhh=s=π4.5.2計(jì)算小、大齒輪的齒頂圓直徑dd4.5.3計(jì)算小、大齒輪的齒根圓直徑dd注:h表4-1齒輪主要結(jié)構(gòu)尺寸名稱和代號(hào)計(jì)算公式小齒輪大齒輪中心距a175175齒數(shù)z30145模數(shù)m22齒寬B6560齒頂高系數(shù)ha*11頂隙系數(shù)c*0.250.25齒頂高h(yuǎn)am×ha22齒根高h(yuǎn)fm×(ha*+c*)2.52.5全齒高h(yuǎn)ha+hf4.54.5分度圓直徑d60290齒頂圓直徑dad+2×ha64294齒根圓直徑dfd-2×hf55285圖4-1高速級(jí)大齒輪示意圖

第五節(jié)減速器低速級(jí)齒輪傳動(dòng)設(shè)計(jì)計(jì)算5.1選定齒輪類型、精度等級(jí)、材料及齒數(shù)①根據(jù)傳動(dòng)方案，選用直齒圓柱齒輪傳動(dòng)，壓力取為α=20°。②參考《機(jī)械設(shè)計(jì)第十版》表10-7選用7級(jí)精度。③材料選擇由《機(jī)械設(shè)計(jì)第十版》表10-1選擇小齒輪40Cr（調(diào)質(zhì)），硬度為280HBW，大齒輪45（調(diào)質(zhì)），硬度為240HBW。④選小齒輪齒數(shù)z1=31，則大齒輪齒數(shù)z2=z1×i=31×3.569=110.6，取z2=1115.2按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)由《機(jī)械設(shè)計(jì)第十版》式(10-11)試算小齒輪分度圓直徑，即d5.2.1確定公式中的各參數(shù)值1)試選KHt=1.32)計(jì)算小齒輪傳遞的扭矩:T=273.474N·m3)由《機(jī)械設(shè)計(jì)第十版》表10-8選取齒寬系數(shù)φd=1。4)計(jì)算區(qū)域系數(shù)ZHZ5)由《機(jī)械設(shè)計(jì)第十版》表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8√MPa。6)由《機(jī)械設(shè)計(jì)第十版》式(10-9)計(jì)算接觸疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)Zε。ααεZ7)計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力[σH]由《機(jī)械設(shè)計(jì)第十版》圖10-21c查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為σHlim1=600Mpa，σHlim2=550Mpa由《機(jī)械設(shè)計(jì)第十版》式(10-15)計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)：NN由《機(jī)械設(shè)計(jì)第十版》圖10-19查取接觸疲勞系數(shù)KHN1=0.97，KHN2=0.97取失效概率為1%，安全系數(shù)S=1，得σσ取[σH]1和[σH]2中較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力，即[σH]=534MPa8)試算小齒輪分度圓直徑d5.2.2調(diào)整小齒輪分度圓直徑1)計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備①圓周速度νv=②齒寬bb=2)計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)KH。①由《機(jī)械設(shè)計(jì)第十版》表10-2查得使用系數(shù)KA=1。②根據(jù)v=1.287m/s、7精度，由《機(jī)械設(shè)計(jì)第十版》圖10-8查得動(dòng)載系數(shù)Kv=1.02。③齒輪的圓周力。FK查《機(jī)械設(shè)計(jì)第十版》表10-3得齒間載荷分配系數(shù)KHα=1.2由《機(jī)械設(shè)計(jì)第十版》表10-4用插值法查得7級(jí)精度、小齒輪非對(duì)稱支承布置時(shí)，得齒向載荷分布系數(shù)KHβ=1.32由此，得到實(shí)際載荷系數(shù)K由《機(jī)械設(shè)計(jì)第十版》式(10-12)，可得按實(shí)際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑d3)確定模數(shù)m=5.3按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)5.3.1由《機(jī)械設(shè)計(jì)第十版》式(10-7)試算模數(shù)，即m≥5.3.2確定公式中的各參數(shù)值試選載荷系數(shù)KFt=1.3由《機(jī)械設(shè)計(jì)第十版》式(10-5)計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)Yε。Y計(jì)算YFa×YSa/[σF]由《機(jī)械設(shè)計(jì)第十版》表10-5查得齒形系數(shù)YFa1=2.51,YFa2=2.17由《機(jī)械設(shè)計(jì)第十版》表10-5查得應(yīng)力修正系數(shù)YSa1=1.63,YSa2=1.8由《機(jī)械設(shè)計(jì)第十版》圖10-20c查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為σFlim1=500Mpa，σFlim2=380Mpa由《機(jī)械設(shè)計(jì)第十版》圖10-18查得彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=0.91,KFN2=0.92取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.25，由《機(jī)械設(shè)計(jì)第十版》式(10-14得σσYYY1)試算齒輪模數(shù)m≥5.3.3調(diào)整齒輪模數(shù)1)計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備圓周速度νdv=齒寬bb=齒高h(yuǎn)及齒寬比b/hh=b/h=59.241/4.3=13.777計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)KF根據(jù)v=0.94m/s，7精度，由《機(jī)械設(shè)計(jì)第十版》圖10-8查得動(dòng)載系數(shù)Kv=1.02。查《機(jī)械設(shè)計(jì)第十版》表10-3得齒間載荷分配系數(shù)KFα=1結(jié)合b/h=13.777查《機(jī)械設(shè)計(jì)第十版》圖10-13，得KFβ=1.29。則載荷系數(shù)為K由《機(jī)械設(shè)計(jì)第十版》式(10-13)，按實(shí)際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù)m=mtd對(duì)比計(jì)算結(jié)果，從滿足彎曲疲勞強(qiáng)度出發(fā)，從標(biāo)準(zhǔn)中就近取m=3mm；為了同時(shí)滿足接觸疲勞強(qiáng)度，需按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑d1=87.232mm來計(jì)算小齒輪的齒數(shù),即z取z1=31,則大齒輪齒數(shù)z2=z1×i=31×3.569=110.6，取z2=1115.4確定傳動(dòng)尺寸1)計(jì)算中心距a=2)計(jì)算小、大齒輪的分度圓直徑dd3)計(jì)算齒寬b=φd×d1=1×93=93mm取B1=98mm，B2=93mm主要設(shè)計(jì)結(jié)論齒數(shù)z1=31，z2=111，模數(shù)m=3mm，壓力角α=20°，中心距a=213mm，齒寬B1=98mm、B2=93mm5.5計(jì)算齒輪傳動(dòng)其它幾何尺寸5.5.1計(jì)算齒頂高、齒根高、全齒高和齒厚hhh=s=π5.5.2計(jì)算小、大齒輪的齒頂圓直徑dd5.5.3計(jì)算小、大齒輪的齒根圓直徑dd注:h表5-1齒輪主要結(jié)構(gòu)尺寸名稱和代號(hào)計(jì)算公式小齒輪大齒輪中心距a213213齒數(shù)z31111模數(shù)m33齒寬B9893齒頂高系數(shù)ha*11頂隙系數(shù)c*0.250.25齒頂高h(yuǎn)am×ha33齒根高h(yuǎn)fm×(ha*+c*)3.753.75全齒高h(yuǎn)ha+hf6.756.75分度圓直徑d93333齒頂圓直徑dad+2×ha99339齒根圓直徑dfd-2×hf85.5325.5圖5-1低速級(jí)大齒輪示意圖

第六節(jié)軸的設(shè)計(jì)與校核6.1高速軸設(shè)計(jì)計(jì)算6.1.1已經(jīng)確定的運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)參數(shù)功率P1=8.94kW；轉(zhuǎn)速n1=1460r/min；轉(zhuǎn)矩T1=58.477N·m6.1.2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40Cr調(diào)質(zhì)，硬度為241～286HBW，根據(jù)表15-3，取A0=112，于是得d≥高速軸的最小直徑是安裝聯(lián)軸器的軸徑,由于安裝鍵將軸徑增大5%d故選取:d12=22mm6.1.3結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)為了滿足聯(lián)軸器的軸向定位要求，I-II段右端需制出一軸肩,取定位軸肩為2.5mm，故II-III段的直徑d23=27mm。半聯(lián)軸器寬度L=52mm，為了保證軸端擋圈只壓在聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故I-II段的長度應(yīng)比半聯(lián)軸器寬度L略短一些，現(xiàn)取l12=50mm。圖6-1高速軸示意圖初步選擇滾動(dòng)軸承。因?yàn)檩S承只受到徑向力，故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù)d23=27mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選擇深溝球軸承6207，其尺寸為d×D×B=35×72×17mm，故d34=d78=35mm.軸承采用擋油環(huán)進(jìn)行軸向定位。由手冊(cè)上查得6207型軸承的定位軸肩高度h=3.5mm，因此，取d45=d67=42mm。由于齒輪的直徑較小，為了保證齒輪輪體的強(qiáng)度，應(yīng)將齒輪和軸做成一體而成為齒輪軸。所以l56=65mm，d56=64mm軸承端蓋厚度e=10，墊片厚度Δt=2，根據(jù)軸承端蓋便于裝拆，保證軸承端蓋的外端面與聯(lián)軸器端面有一定距離K=20，螺釘C1=22mm，C2=20mm，箱座壁厚δ=9mm，則軸承座寬度為L=δ+l取小齒輪距箱體內(nèi)壁距離Δ1=10mm,大齒輪距箱體內(nèi)壁距離Δ2=12.5mm,小齒輪到大齒輪距離Δ3=15mm,高速級(jí)大齒輪輪轂寬度b2=60,低速級(jí)小齒輪輪轂寬度b3=98,則箱體內(nèi)壁寬度可得:Bx=考慮箱體的鑄造誤差，在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí)，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離Δ，取Δ=10mm，,高速級(jí)小齒輪輪轂寬度b1=65,擋油環(huán)伸出距離s=2,則lll至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。表6-1軸的直徑和長度軸段1234567直徑22273542644235長度506129118.5658291)軸上零件的周向定位聯(lián)軸器與軸的周向定位采用平鍵鏈接,聯(lián)軸器與軸的配合為H7/k6，按機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)查得截面尺寸b×h=6×6mm，長度L=40mm,滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為H7/k6確定軸上圓角和倒角尺寸根據(jù)表，取軸端倒角為C1.5,各軸肩處的圓角半徑則由各軸肩決定。根據(jù)深溝球軸承6207查手冊(cè)得壓力中心a=8.5mm齒輪輪轂寬度B=65mm第一段軸中點(diǎn)到軸承壓力中心距離:l軸承壓力中心到齒輪支點(diǎn)距離:l齒輪支點(diǎn)距離到軸承壓力中心:l6.1.4受力分析小齒輪所受的圓周力（d1為小齒輪的分度圓直徑）F小齒輪所受的徑向力F計(jì)算軸的支反力水平支反力FF垂直支反力FF截面C處的水平彎矩MM截面C處的垂直彎矩MM分別作水平面的彎矩圖（圖b）和垂直面彎矩圖（圖c）截面C處的合成彎矩MM作合成彎矩圖（圖d）T=58477N·mm作轉(zhuǎn)矩圖（圖e）計(jì)算當(dāng)量彎矩MMMMM圖6-2高速軸彎矩圖1)校核軸的強(qiáng)度因C右側(cè)彎矩大，且作用有轉(zhuǎn)矩，故C右側(cè)為危險(xiǎn)剖面抗彎截面系數(shù)為W=抗扭截面系數(shù)為W最大彎曲應(yīng)力為σ=剪切應(yīng)力為τ=按彎扭合成強(qiáng)度進(jìn)行校核計(jì)算，對(duì)于單向傳動(dòng)的轉(zhuǎn)軸，轉(zhuǎn)矩按脈動(dòng)循環(huán)處理，故取折合系數(shù)α=0.6，則當(dāng)量應(yīng)力為σ查表得40Cr調(diào)質(zhì)處理，抗拉強(qiáng)度極限σB=750MPa，則軸的許用彎曲應(yīng)力[σ-1b]=70MPa，σca<[σ-1b]，所以強(qiáng)度滿足要求。6.2中間軸設(shè)計(jì)計(jì)算6.2.1已經(jīng)確定的運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)參數(shù)功率P2=8.674kW；轉(zhuǎn)速n2=302.905r/min；轉(zhuǎn)矩T2=273.474N·m6.2.2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正火，硬度為162～217HBW，根據(jù)表15-3，取A0=112，于是得d≥6.2.3結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)圖6-3中間軸示意圖初步選擇滾動(dòng)軸承。中間軸最小直徑是安裝滾動(dòng)軸承的直徑d12和d56，因?yàn)檩S承只受到徑向力，故選用深溝球軸承。參照工作要求并根據(jù)dmin=35mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選擇深溝球軸承6207，其尺寸為d×D×B=35×72×17mm，故d12=d56=35mm。采用分體式齒輪，因l_23軸段安裝小齒輪,所以略短于齒輪寬度，則l23=96.5mm,小齒輪軸段為非定位軸肩h=2mm,則d23=39mm小齒輪右側(cè)為定位軸肩h=4mm,則d34=47mm，低速級(jí)小齒輪到高速級(jí)大齒輪距離為Δ3=15mm,則l34=15mm因l_45軸段安裝大齒輪,所以略短于齒輪寬度,已知大齒輪輪轂的寬度為b2=60mm，則l45=59mm,軸段為非定位軸肩h=2mm,則d45=39mm取低速級(jí)小齒輪距箱體內(nèi)壁之距離Δ1=10mm，高速級(jí)大齒輪距箱體內(nèi)壁之距離Δ2=12.5mm，考慮箱體的鑄造誤差，在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí)，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離Δ，取Δ=10mm，低速小齒輪倒角為c1=1.5mm，高速大齒輪倒角為c2=1mm，則ll至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。表6-2軸的直徑和長度軸段12345直徑3539473935長度38.596.5155940.51)軸上零件的周向定位低速小齒輪與軸的周向定位采用平鍵鏈接,齒輪與軸的配合為H7/r6，按機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)查得截面尺寸b×h=12×8mm，長度L=80mm,高速大齒輪與軸的周向定位采用平鍵鏈接,齒輪與軸的配合為H7/r6，按機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)查得截面尺寸b×h=12×8mm，長度L=50mm,滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為H7/k6確定軸上圓角和倒角尺寸根據(jù)表，取軸端倒角為C1.5,各軸肩處的圓角半徑則由各軸肩決定。根據(jù)深溝球軸承6207查手冊(cè)得壓力中心a=8.5mm低速級(jí)小齒輪輪轂寬度B1=98mm高速級(jí)大齒輪輪轂寬度B2=60mm低速級(jí)小齒輪倒角為c1=1.5mm高速級(jí)大齒輪倒角為c2=1mm軸承壓力中心到小齒輪中心距離:l軸承壓力中心到齒輪支點(diǎn)距離:l齒輪支點(diǎn)距離到軸承壓力中心:l6.2.4受力分析大齒輪所受的圓周力（d2為大齒輪的分度圓直徑）F大齒輪所受的徑向力F小齒輪所受的圓周力（d3為小齒輪的分度圓直徑）F小齒輪所受的徑向力F軸向力Fa=Fa3-Fa2=0-0=0N計(jì)算軸的支反力水平支反力FF垂直支反力FF計(jì)算軸的彎矩，并做彎矩圖截面B處的水平彎矩MM截面C處的水平彎矩MM截面B處的垂直彎矩MM截面C處的垂直彎矩MM分別作水平面的彎矩圖（圖b）和垂直面彎矩圖（圖c）截面B處的合成彎矩MM截面C處的合成彎矩MM作合成彎矩圖（圖d）T=273474N·mm作轉(zhuǎn)矩圖（圖e）計(jì)算當(dāng)量彎矩MMMMMM圖6-4中間軸彎矩圖1)校核軸的強(qiáng)度因B右側(cè)彎矩大，且作用有轉(zhuǎn)矩，故B右側(cè)為危險(xiǎn)剖面抗彎截面系數(shù)為W=抗扭截面系數(shù)為W最大彎曲應(yīng)力為σ=剪切應(yīng)力為τ=按彎扭合成強(qiáng)度進(jìn)行校核計(jì)算，對(duì)于單向傳動(dòng)的轉(zhuǎn)軸，轉(zhuǎn)矩按脈動(dòng)循環(huán)處理，故取折合系數(shù)α=0.6，則當(dāng)量應(yīng)力為σ6.3低速軸設(shè)計(jì)計(jì)算6.3.1已經(jīng)確定的運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)參數(shù)功率P3=8.415kW；轉(zhuǎn)速n3=84.871r/min；轉(zhuǎn)矩T3=946.887N·m6.3.2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正火，硬度為162～217HBW，根據(jù)表15-3，取A0=112，于是得d≥低速軸的最小直徑是安裝聯(lián)軸器的軸徑,由于安裝鍵將軸徑增大7%d故選取:d12=56mm6.3.3結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)為了滿足聯(lián)軸器的軸向定位要求，I-II段右端需制出一軸肩,取定位軸肩為5mm，故II-III段的直徑d23=66mm。半聯(lián)軸器寬度L=112mm，為了保證軸端擋圈只壓在聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故I-II段的長度應(yīng)比半聯(lián)軸器寬度L略短一些，現(xiàn)取l12=110mm。圖6-5低速軸示意圖初步選擇滾動(dòng)軸承。因?yàn)檩S承只受到徑向力，故選用深溝球軸承參照工作要求并根據(jù)d23=66mm，由軸承產(chǎn)品目錄中選擇深溝球軸承6214，其尺寸為d×D×B=70×125×24mm，故d34=d78=70mm。根據(jù)非定位軸肩h=2,取安裝齒輪處的軸段的直徑d67=74mm；已知大齒輪輪轂的寬度為b4=93mm，為了使擋油環(huán)端面可靠地壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度，故取l67=91.5mm齒輪的左端采用軸肩定位，則取定位軸肩h=5mm，則軸環(huán)處的直徑d56=84mm,長度l56=1.4×h=7mm軸承采用擋油環(huán)定位,取擋油環(huán)伸出距離為2mm，則取定位軸肩h=5mm，則軸肩的直徑d45=80mm軸承端蓋厚度e=10，墊片厚度Δt=2，根據(jù)軸承端蓋便于裝拆，保證軸承端蓋的外端面與聯(lián)軸器端面有一定距離K=20，螺釘C1=22mm，C2=20mm，箱座壁厚δ=9mm，則軸承座寬度為L=δ+l取大齒輪距箱體內(nèi)壁之距離Δ2=12.5mm，考慮箱體的鑄造誤差，在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí)，應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離Δ，取Δ=10mm，大齒輪倒角為c2=1.5mm,由前面得箱體內(nèi)壁寬度為Bx=195.5mm,則lll至此，已初步確定了軸的各段直徑和長度。表6-3軸的直徑和長度軸段1234567直徑56667080847470長度110543681791.5481)軸上零件的周向定位聯(lián)軸器與軸的周向定位采用平鍵鏈接,聯(lián)軸器與軸的配合為H7/k6，按機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)查得截面尺寸b×h=16×10mm，長度L=100mm,滾動(dòng)軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為H7/k6確定軸上圓角和倒角尺寸根據(jù)表，取軸端倒角為C1.5,各軸肩處的圓角半徑則由各軸肩決定。根據(jù)深溝球軸承6214查手冊(cè)得壓力中心a=12mm齒輪輪轂寬度B=93mm齒輪倒角為c2=1.5mm第一段軸中點(diǎn)到軸承壓力中心距離:l軸承壓力中心到齒輪支點(diǎn)距離:l齒輪支點(diǎn)距離到軸承壓力中心:l6.3.4受力分析大齒輪所受的圓周力（d4為大齒輪的分度圓直徑）F大齒輪所受的徑向力F計(jì)算軸的支反力水平支反力FF垂直支反力FF截面C處的水平彎矩MM截面C處的垂直彎矩MM分別作水平面的彎矩圖（圖b）和垂直面彎矩圖（圖c）截面C處的合成彎矩MM作合成彎矩圖（圖d）T=946887N·mm作轉(zhuǎn)矩圖（圖e）計(jì)算當(dāng)量彎矩MMMMM圖6-6低速軸彎矩圖1)校核軸的強(qiáng)度因C右側(cè)彎矩大，且作用有轉(zhuǎn)矩，故C右側(cè)為危險(xiǎn)剖面抗彎截面系數(shù)為W=抗扭截面系數(shù)為W最大彎曲應(yīng)力為σ=剪切應(yīng)力為τ=按彎扭合成強(qiáng)度進(jìn)行校核計(jì)算，對(duì)于單向傳動(dòng)的轉(zhuǎn)軸，轉(zhuǎn)矩按脈動(dòng)循環(huán)處理，故取折合系數(shù)α=0.6，則當(dāng)量應(yīng)力為σ查表得45正火處理，抗拉強(qiáng)度極限σB=600MPa，則軸的許用彎曲應(yīng)力[σ-1b]=55MPa，σca<[σ-1b]，所以強(qiáng)度滿足要求。

第七節(jié)滾動(dòng)軸承計(jì)算與校核7.1高速軸上的軸承計(jì)算與校核表7-1軸承參數(shù)軸承型號(hào)內(nèi)徑d(mm)外徑D(mm)B基本額定動(dòng)載荷(kN)620735721725.5根據(jù)前面的計(jì)算，選用6207深溝球軸承軸承，內(nèi)徑d=35mm，外徑D=72mm，寬度B=17mm。軸承基本額定動(dòng)載荷Cr=25.5kN，額定靜載荷C0r=15.2kN。要求壽命為Lh=38400h。由前面的計(jì)算已知軸水平和垂直面的支反力，則可以計(jì)算得到合成支反力：FF因?yàn)椴皇茌S向力，所以Fa1=Fa2=0故Fa/Fr=0<e,則查表得X1=1，Y1=0，X2=1，Y2=0查表可知ft=1，fp=1PP取兩軸承當(dāng)量動(dòng)載荷較大值帶入軸承壽命計(jì)算公式L由此可知該軸承的工作壽命足夠。7.2中間軸上的軸承計(jì)算與校核表7-2軸承參數(shù)軸承型號(hào)內(nèi)徑d(mm)外徑D(mm)B基本額定動(dòng)載荷(kN)620735721725.5根據(jù)前面的計(jì)算，選用6207深溝球軸承軸承，內(nèi)徑d=35mm，外徑D=72mm，寬度B=17mm。軸承基本額定動(dòng)載荷Cr=25.5kN，額定靜載荷C0r=15.2kN。要求壽命為Lh=38400h。由前面的計(jì)算已知軸水平和垂直面的支反力，則可以計(jì)算得到合成支反力：FF因?yàn)椴皇茌S向力，所以Fa1=Fa2=0故Fa/Fr=0<e,則查表得X1=1，Y1=0，X2=1，Y2=0查表可知ft=1，fp=1PP取兩軸承當(dāng)量動(dòng)載荷較大值帶入軸承壽命計(jì)算公式L由此可知該軸承的工作壽命足夠。7.3低速軸上的軸承計(jì)算與校核表7-3軸承參數(shù)軸承型號(hào)內(nèi)徑d(mm)外徑D(mm)B基本額定動(dòng)載荷(kN)6214701252460.8根據(jù)前面的計(jì)算，選用6214深溝球軸承軸承，內(nèi)徑d=70mm，外徑D=125mm，寬度B=24mm。軸承基本額定動(dòng)載荷Cr=60.8kN，額定靜載荷C0r=45kN。要求壽命為Lh=38400h。由前面的計(jì)算已知軸水平和垂直面的支反力，則可以計(jì)算得到合成支反力：FF因?yàn)椴皇茌S向力，所以Fa1=Fa2=0故Fa/Fr=0<e,則查表得X1=1，Y1=0，X2=1，Y2=0查表可知ft=1，fp=1PP取兩軸承當(dāng)量動(dòng)載荷較大值帶入軸承壽命計(jì)算公式L由此可知該軸承的工作壽命足夠。

第八節(jié)鍵聯(lián)接的選擇與校核計(jì)算8.1高速軸與聯(lián)軸器連接鍵校核(1)選擇鍵連接類型和尺寸選用A型鍵，參考軸的直徑d=22mm，從表中查得鍵的截面尺寸為：寬度b=6mm，高度h=6mm。由輪轂寬度并參考鍵的長度系列，取鍵長L=40mm。(2)鍵連接強(qiáng)度的校核聯(lián)軸器材料為40Cr，鍵材料為鋼，由表查得許用擠壓應(yīng)力[σ]p=120MPa。鍵的工作長度l'=40-6=34mm。由式可得σ設(shè)計(jì)結(jié)論：選用GB/T1096-2003鍵A6×6×408.2中間軸與大齒輪連接鍵校核(1)選擇鍵連接類型和尺寸選用A型鍵，參考軸的直徑d=39mm，從表中查得鍵的截面尺寸為：寬度b=12mm，高度h=8mm。由輪轂寬度并參考鍵的長度系列，取鍵長L=50mm。(2)鍵連接強(qiáng)度的校核大齒輪、鍵的材料都是鋼，由表查得許用擠壓應(yīng)力[σ]p=120MPa。鍵的工作長度l'=50-12=38mm。由式可得σ設(shè)計(jì)結(jié)論：選用GB/T1096-2003鍵A12×8×508.3中間軸與小齒輪連接鍵校核(1)選擇鍵連接類型和尺寸選用A型鍵，參考軸的直徑d=39mm，從表中查得鍵的截面尺寸為：寬度b=12mm，高度h=8mm。由輪轂寬度并參考鍵的長度系列，取鍵長L=80mm。(2)鍵連接強(qiáng)度的校核小齒輪、鍵的材料都是鋼，由表查得許用擠壓應(yīng)力[σ]p=120MPa。鍵的工作長度l'=80-12=68mm。由式可得σ設(shè)計(jì)結(jié)論：選用GB/T1096-2003鍵A12×8×808.4低速軸與大齒輪連接鍵校核(1)選擇鍵連接類型和尺寸選用A型鍵，參考軸的直徑d=74mm，從表中查得鍵的截面尺寸為：寬度b=20mm，高度h=12mm。由輪轂寬度并參考鍵的長度系列，取鍵長L=80mm。(2)鍵連接強(qiáng)度的校核大齒輪、鍵的材料都是鋼，由表查得許用擠壓應(yīng)力[σ]p=120MPa。鍵的工作長度l'=80-20=60mm。由式可得σ設(shè)計(jì)結(jié)論：選用GB/T1096-2003鍵A20×12×808.5低速軸與聯(lián)軸器連接鍵校核(1)選擇鍵連接類型和尺寸選用A型鍵，參考軸的直徑d=56mm，從表中查得鍵的截面尺寸為：寬度b=16mm，高度h=10mm。由輪轂寬度并參考鍵的長度系列，取鍵長L=100mm。(2)鍵連接強(qiáng)度的校核聯(lián)軸器、鍵的材料都是鋼，由表查得許用擠壓應(yīng)力[σ]p=120MPa。鍵的工作長度l'=100-16=84mm。由式可得σ設(shè)計(jì)結(jié)論：選用GB/T1096-2003鍵A16×10×100

第九節(jié)聯(lián)軸器的選型9.1電機(jī)軸上聯(lián)軸器的計(jì)算9.1.1類型為了隔離振動(dòng)與沖擊，選用彈性柱銷聯(lián)軸器。9.1.2載荷計(jì)算由前面計(jì)算已知T=59.066N·m由表查得KA=1.3，故由式得計(jì)算轉(zhuǎn)矩為：T9.1.3選擇型號(hào)從GB/T5014-2017查得LX1型聯(lián)軸器許用轉(zhuǎn)矩為T=250Nm，許用最大轉(zhuǎn)速為n=8500r/min。主動(dòng)端軸孔直徑為42mm，軸孔長度為52mm。從動(dòng)端軸孔直徑為22mm，軸孔長度為52mm。Tn聯(lián)軸器滿足要求，故合用。9.2低速軸上聯(lián)軸器的計(jì)算9.2.1類型為了隔離振動(dòng)與沖擊，選用彈性柱銷聯(lián)軸器。9.2.2載荷計(jì)算由前面計(jì)算已知T=946.887N·m由表查得KA=1.3，故由式得計(jì)算轉(zhuǎn)矩為：T9.2.3選擇型號(hào)從GB/T5014-2017查得LX4型聯(lián)軸器許用轉(zhuǎn)矩為T=2500Nm，許用最大轉(zhuǎn)速為n=3870r/min。主動(dòng)端軸孔直徑為56mm，軸孔長度為112mm。從動(dòng)端軸孔直徑為56mm，軸孔長度為112mm。Tn聯(lián)軸器滿足要求，故合用。

第十節(jié)減速器的潤滑和密封10.1減速器的潤滑10.1.1齒輪圓周速度v=通用的閉式齒輪傳動(dòng)，其潤滑方法根據(jù)齒輪的圓周速度大小而定。由于大齒輪的圓周速度v<12m/s，將大齒輪的輪齒浸入油池中進(jìn)行浸油潤滑。這樣，齒輪在傳動(dòng)時(shí)，就把潤滑油帶到嚙合的齒面上，同時(shí)也將油甩到箱壁上，借以散熱。齒輪浸入油中的深度通常宜超過一個(gè)齒高，但一般亦不應(yīng)小于10mm。為了避免齒輪轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)將沉積在油池底部的污物攪起，造成齒面磨損，現(xiàn)取大齒輪齒頂距油池底面距離為40mm，,由于大齒輪全齒高h(yuǎn)=6.75mm<10mm，取浸油深度為16.75mm，則油的深度為H=40+16.75=56.75mm根據(jù)齒輪圓周速度查表選用工業(yè)閉式齒輪油（GB5903-1995），牌號(hào)為L-CKC220潤滑油，黏度推薦值為198～242cSt10.1.2軸承的潤滑軸承常用的潤滑方式有油潤滑及脂潤滑兩類。此外，也有使用固體潤滑劑潤滑的。選用哪一類潤滑方式，可以根據(jù)大齒輪的圓周速度判斷。根據(jù)齒輪速度，采用脂潤滑。采用脂潤滑軸承的時(shí)候，為避免稀油稀釋油脂，需用擋油環(huán)將軸承與箱體內(nèi)部隔開，且軸承與箱體內(nèi)壁需保持一定的距離。在本箱體設(shè)計(jì)中滾動(dòng)軸承距箱體內(nèi)壁距離10mm，.故選用通用鋰基潤滑脂(GB/T7324-1987)，它適用于寬溫度范圍內(nèi)各種機(jī)械設(shè)備的潤滑，選用牌號(hào)為ZL-1的潤滑脂。10.2減速器的密封為了防止外部雜質(zhì)進(jìn)入箱體內(nèi)部影響箱體工作以及箱體內(nèi)潤滑劑外泄，在構(gòu)成箱體的各零部件間，如箱蓋與箱座間、外伸軸的輸出、輸入與軸承蓋間，需設(shè)置不同形式的密封裝置。對(duì)于無相對(duì)運(yùn)動(dòng)的結(jié)合面，常用密封膠、耐油橡膠墊圈等；對(duì)于旋轉(zhuǎn)零件如外伸軸的密封，則需根據(jù)其不同的運(yùn)動(dòng)速度和密封要求考慮不同的密封件和結(jié)構(gòu)。本設(shè)計(jì)中由于密封界面的相對(duì)速度較小，故采用接觸式密封。高速軸與軸承蓋間v<3m/s，低速軸與軸承蓋間v<3m/s，故均采用氈圈油封密封圈

第十一節(jié)減速器附件及箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸11.1減速器附件的設(shè)計(jì)與選取11.1.1窺視孔蓋窺視孔蓋用于檢查傳動(dòng)件的嚙合情況、潤滑狀態(tài)、接觸斑點(diǎn)及齒側(cè)間隙,還可用來注人潤滑油。窺視孔蓋應(yīng)設(shè)在箱蓋的上部,以便于觀察傳動(dòng)件嚙合區(qū)的位置,其大小以手能伸入箱體進(jìn)行檢查操作為宜。窺視孔蓋的尺寸如下圖圖11-1窺視孔蓋A=170mm，B=150mmA1=200，A2=180，B1=180，B2=160δ=4mmd4=9mmR=10mm11.1.2放油孔及放油螺塞排油孔螺塞用于將含有雜質(zhì)的潤滑油傾倒出箱體,排油孔螺塞的位置應(yīng)放在油池最低處。減速器正常工作時(shí),排油孔螺塞用螺塞堵住,因此排油孔螺塞處的機(jī)體外壁應(yīng)凸起一塊,便于加工出螺塞頭的支承面,并加皮封油圈以加強(qiáng)密封。排油孔螺塞的直徑為箱座壁厚的2～3倍,采用細(xì)牙螺紋以保證緊密性。排油孔螺塞的結(jié)構(gòu)及尺寸如下圖圖11-2放油塞11.1.3油面指示器油面指示器為檢查減速器內(nèi)油池油面的高度及油的顏色是否正常,經(jīng)常保持油池內(nèi)有適量的能使用的油,一般在箱體便于觀察、油面較穩(wěn)定的部位,裝設(shè)油面指示器。最低油面為傳動(dòng)件正常運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)的油面,最高油面由傳動(dòng)件浸油的要求來決定。油面指示器結(jié)構(gòu)及安裝方式如下圖所示。設(shè)計(jì)時(shí)應(yīng)注意其安置高度和傾斜度,若太低或傾斜度太大,箱內(nèi)油易溢出。若太高或傾斜度太小,油面指示器難以拔出,插孔也難于加工。圖11-3油面指示器11.1.4通氣器通氣器減速器工作時(shí),由于齒輪傳動(dòng)摩擦發(fā)熱,箱體內(nèi)的溫度會(huì)升高,氣壓將增大。所以通常在箱蓋頂部或窺視孔蓋上安裝通氣器,使機(jī)體內(nèi)的熱氣能自由逸出,達(dá)到箱體內(nèi)、外氣壓相等。查輔導(dǎo)書手冊(cè)，本設(shè)計(jì)采用手提式通氣器M10,結(jié)構(gòu)如下:圖11-4通氣器11.1.5起吊裝置起吊裝置用于拆卸及搬運(yùn)減速器。它常由箱蓋上的吊孔和箱座凸緣下面的吊耳構(gòu)成。也可采用吊環(huán)螺釘擰入箱蓋以吊小型減速器或吊起箱蓋。本設(shè)計(jì)中所采用吊孔（或吊環(huán)）和吊耳的示例和尺寸如下圖所示：起吊裝置用于拆卸及搬運(yùn)減速器。它常由箱蓋上的吊孔和箱座凸緣下面的吊耳構(gòu)成。也可采用吊環(huán)螺釘擰入箱蓋以吊小型減速器或吊起箱蓋。本設(shè)計(jì)中所采用吊孔（或吊環(huán)）和吊耳的示例和尺寸如下圖所示：吊孔尺寸計(jì)算：圖11-5箱蓋吊耳b=(1.8～2.5)×δ1=(1.8～2.5)×9=18mmd=b=18mmR=(1～1.2)d=(1～1.2)×18=21.6mme=(0.8～1)d=(0.8～1)×18=18mm圖11-6箱座吊耳K=C1+C2=18+16=34mmH=0.8×K=0.8×34=27mmh=0.5×H=0.5×27=13.5mmr=0.25×K=0.25×3