圆锥圆柱齿轮减速器设计项目新版说明书.doc

宁波大学机械设计课程设计题目: 圆锥-斜齿圆柱齿轮减速器 学生姓名 韩鑫 专 业 * 学 号 * 班 级 * 指导老师 *机械工程和力学学院1月 目录设计任务书3传动方案拟订及说明4电动机选择4计算传动装置运动和动力参数6传动件设计计算8轴设计计算.19滚动轴承选择及计算.41键联接选择及校核计算.45联轴器选择.45减速器及附件设计选择.46润滑和密封.49设计小结.49参考资料目录.50一、设计任务书1.1传动方案示意图 1-电动机 2-联轴器 3-减速器 4-链传动 5-链板式输送机 图一、传动方案简图 1.2原始数据输送链牵引力F(kN)传送带速度V(m/s)输送链链轮节圆直径d（mm）6.50.5383 1.3工作条件1、 链板式输送机工作时，运转方向不变，工作载荷稳定。2、 工作寿命，每十二个月300个工作日，每日工作16小时。1.4设计内容 1、传动系统方案分析； 2、电动机选择和传动装置运动和动力参数计算； 3、传动零件设计计算； 4、轴设计计算； 5、轴承及其组合部件选择和轴承寿命校核； 6、键联接和联轴器选择及校核； 7、减速器箱体，润滑及附件设计； 8、装配图和零件图设计； 9、设计小结； 10、参考文件；1.5 工作量 设计说明书1份，0.8万字； 减速器装配图1张（0号图纸）； 减速器零件图3张（低速轴、大锥齿轮、箱座） 设计计算及说明结果一、传动方案拟订及说明计算驱动链轮转速 初步选择同时转速为1000r/min电动机作为原动机，所以传动装置总传动比约为40。依据总传动比数值，可确定以下传动方案：其确定依据是结构紧凑且宽度尺寸较小，传动效率高，适用在恶劣环境下长久工作，用于输入轴于输出轴相交而传动比较大传动。 二、选择电动机1）电动机类型和结构型式按工作要求和工作条件，选择通常见途Y（IP44）系列三相异步电动机。它为卧式封闭结构。设计计算及说明结果2）电动机容量(1)链板输出功率 (2)电动机输出功率传动装置总效率 式中、为从电动机至卷筒轴各传动机构和轴承效率。由机械设计课程设计手册表1-7查得：选择梅花形弹性联轴器;按表10-4选择7级精度通常直齿锥齿轮;选择7级精度通常圆柱斜齿轮;按表1-7查取链传动效率为；滚动轴承；则 故 (3)电动机额定功率由机械设计课程设计手册表12-1选择电动机额定功率。3）电动机转速推算电动机转速可选范围，由机械设计课程设计手册表13-2单级锥齿轮传动比范围，圆柱齿轮传动比范围，链传动比范围；则电动机转速可选范围为： 设计计算及说明结果初选同时转速分别为1000r/min和1500r/min两种电动机进行比较，以下表：方案电动机型号额定功率（）电动机转速(r/min)电动机质量(kg)同时满载1Y132M1-641000960732Y112M-441500144043两方案均可行,但方案2传动比较大,而传动装置结构尺寸较小为好,所以采取方案1,选定电动机型号为Y132M1-64）电动机技术数据和外形,安装尺寸由机械设计课程设计表12-2、表12-3查得关键数据，并统计备用。三、计算传动装置运动和动力参数1）传动装置总传动比 2）分配各级传动比初分传动比为：圆锥直齿传动 取 圆柱斜齿轮传动 取3） 各轴转速电机型号：Y132M1-6伸出轴直径：D=38mm设计计算及说明结果4）各轴输入功率考虑到电动机所需功率和额定功率比较靠近，和输出末端链板式输送机本身效率折损，故可按电动机额定功率计算各轴输入功率，即5） 各轴转矩项目电机轴高速轴中间轴低速轴转速(r/min)960960322.175.1功率(kw)43.963.7643.615转矩(N*m)39.7939.39111.6455.5传动比12.984.25效率0.990.950.96设计计算及说明结果四、传动件设计计算圆锥直齿轮设计已知输入功率，小齿轮转速960r/min，齿数比u=2.98，由电动机驱动，工作寿命（设每十二个月工作300天），天天16小时，单向运转，载荷平稳。1、 选定齿轮精度等级、材料及齿数1） 圆锥圆柱齿轮减速器为通用减速器，速度不高，故选择7级精度(GB10095-88)2） 材料选择 由机械设计（第八版）表10-1选择小齿轮材料为(调质)，硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS。3） 选小齿轮齿数，大齿轮齿数，取整。则2、 按齿面接触强度设计由设计计算公式进行试算，即 （1） 确定公式内各计算数值1） 试选载荷系数2） 计算小齿轮转矩 设计计算及说明结果3) 选齿宽系数4）由机械设计（第八版）图10-21按齿面硬度查得小齿轮接触疲惫强度极限，大齿轮接触疲惫强度极限5）由机械设计（第八版）表10-6查得材料弹性影响系数6） 计算应力循环次数 7) 由机械设计（第八版）图10-19取接触疲惫寿命系数8) 计算接触疲惫许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1，得 （2） 计算1） 试算小齿轮分度圆直径，代入中较小值设计计算及说明结果2） 计算圆周速度v3） 计算载荷系数依据，7级精度，由机械设计（第八版）图10-8查得动载系数 直齿轮由机械设计（第八版）表10-2查得使用系数依据大齿轮两端支撑，小齿轮作悬臂部署，查机械设计（第八版）表得轴承系数，则接触强度载荷系数4） 按实际载荷系数校正所算得分度圆直径，得5） 计算模数m设计计算及说明结果3、 按齿根弯曲疲惫强度设计 设计公式 1） 确定弯曲强度载荷系数 2） 计算当量齿数由得 3） 由机械设计（第八版）表10-5查得齿形系数 应力校正系数 4） 由机械设计（第八版）图20-20c查得小齿轮弯曲疲惫强度极限，大齿轮弯曲疲惫强度极限5） 由机械设计（第八版）图10-18取弯曲疲惫寿命系数6） 计算弯曲疲惫许用应力取弯曲疲惫安全系数，得 设计计算及说明结果计算大小齿轮并加以比较 大齿轮数值较大，选择大齿轮尺寸设计计算4、 最终设计计算 取m=2.75 （GB12368-90）对比计算结果，由齿面按接触疲惫强度计算模数大于由齿根弯曲疲惫强度计算模数，因为齿轮模数大小关键取决于弯曲强度所决定承载能力，而齿面接触疲惫强度所决定承载能力仅和齿轮直径（即模数和齿数乘积）相关，可取圆整后模m=2.75，但同时为了满足接触疲惫强度，需按接触强度所算得分度圆直径算出小齿轮齿数。5、计算几何尺寸设计计算及说明结果 圆柱斜齿轮设计已知输入功率，小齿轮转速，齿数比u=4.25，由电动机驱动，工作寿命（设每十二个月工作300天），天天16小时，单向运转，工作载荷平稳。1、 选定齿轮精度等级、材料及齿数1） 圆锥圆柱齿轮减速器为通用减速器，速度不高，故选择7级精度(GB10095-88)2） 材料选择 由机械设计（第八版）表10-1选择小齿轮材料为40Cr钢（调质），齿面硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调制）齿面硬度为240HBS。3） 选小齿轮齿数，大齿轮齿数4） 选择螺旋角。初选螺旋角 2、按齿面接触强度设计由设计计算公式进行试算，即设计计算及说明结果(1) 确定公式内各计算数值1） 试选载荷系数2） 计算小齿轮转矩3） 选齿宽系数4） 由机械设计（第八版）图10-30选择区域系数5） 由机械设计（第八版）图10-26查得，则6） 由机械设计（第八版）表10-6查得材料弹性影响系数7） 计算应力循环次数8） 由机械设计（第八版）图10-21d按齿面硬度查得小齿轮接触疲惫强度极限，大齿轮接触疲惫强度极限9）由机械设计（第八版）图10-19取接触疲惫寿命系数设计计算及说明结果10）计算接触疲惫许用应力取失效概率为1%，安全系数S=1，得（2）计算1）试算小齿轮分度圆直径，由计算公式得 2） 计算圆周速度v3） 计算齿宽b及模数4） 计算纵向重合度设计计算及说明结果5）计算载荷系数依据，7级精度，由机械设计（第八版）图10-8查得动载系数由机械设计（第八版）表10-3查得由机械设计（第八版）表10-2查得使用系数由机械设计（第八版）表10-13查得 由机械设计（第八版）表10-4查得接触强度载荷系数 6） 按实际载荷系数校正所算得分度圆直径，得 7） 计算模数（3） 按齿根弯曲强度设计 1） 确定弯曲强度载荷系数 依据重合度，由机械设计（第八版）图10-28查得螺旋角影响 设计计算及说明结果2） 系数3） 计算当量齿数 4） 由机械设计（第八版）表10-5查得齿形系数 应力校正系数 5） 由机械设计（第八版）图20-20c查得小齿轮弯曲疲惫强度极限，大齿轮弯曲疲惫强度极限6）由机械设计（第八版）图10-18取弯曲疲惫寿命系数 7） 计算弯曲疲惫许用应力取弯曲疲惫安全系数，得 8） 计算大小齿轮并加以比较设计计算及说明结果大齿轮数值比较大，选择其进行计算（4） 最终设计计算 对比计算结果，由齿面接触疲惫强度计算出法向模数大于齿根弯曲疲惫法向模数，取已可满足弯曲强度，但为了同时满足接触疲惫强度，需按接触疲惫强度算得分度圆直径来计算应有齿数 几何尺寸计算中心距 将中心距圆整为 155mm;并按圆整后中心距修正螺旋角因改变不多，故参数等无须修正计算大小齿轮分度圆直径设计计算及说明结果计算齿轮宽度 锥齿轮传动参数整理齿数Z大端分度圆直径模数节圆锥角大端齿顶圆直径节锥顶距R齿宽小齿轮28772.7518.6478.9120.440大齿轮83228.2571.36228.89 斜齿轮传动参数整理齿数Z分度圆直径中心距模数m螺旋角齿宽齿顶高小齿轮2558.711552.2516.65652.25大齿轮107251.2960六、轴设计计算高速轴设计1、 求输入轴上功率、转速和转矩 2、求作用在齿轮上力 已知高速级小圆锥齿轮平均分度圆半径为而圆周力、径向力及轴向力方向图二所表示3、 初步确定轴最小直径先初步估算轴最小直径。选择轴材料为45钢（调质），依据机械设计（第八设计计算及说明结果 版）表15-3，取，得 输入轴最小直径为安装联轴器直径，为了使所选轴直径和联轴器孔径相适应，故需同时选择联轴器型号。联轴器计算转矩，查机械设计（第八版）表14-1，因为转矩改变很小，故取，则 查机械设计（机械设计基础）课程设计表17-4，选LM4型号梅花形联轴器，其公称转矩为140000，半联轴器孔径，故取，半联轴器和轴配合毂孔长度为52mm，故取。4、 轴结构设计（1） 确定轴上零件装配方案 图三（2） 依据轴向定位要求确定轴各段直径和长度1）为了满足半联轴器轴向定位，1-2轴段右端需制出一轴肩，故取2-3段直径设计计算及说明结果2）初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，故选择单列圆锥滚子轴承，参考工作要求并依据，由机械设计（机械设计基础）课程设计表15-7中初步选择0基础游隙组，标准精度级单列圆锥滚子轴承30206，其尺寸为 ，而。这对轴承均采取轴肩进行轴向定位，由机械设计课程设计手册表6-7查得30306型轴承定位轴肩高度，所以取3）取安装齿轮处轴段6-7直径；为使套筒可靠地压紧轴承， 5-6段应略短于轴承宽度，故取。4）轴承端盖总宽度为21mm。依据轴承端盖装拆要求，求得端盖外端面和半联轴器右端面间距离，故取 5）锥齿轮轮毂宽度为45mm，为使套筒端面可靠地压紧齿轮取。6） 同时取套筒内轴段（3） 轴上周向定位圆锥齿轮周向定位采取平键连接，按由机械设计（第八版）表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，同时为确保齿轮和轴配合有良好对中性，故选择齿轮轮毂和轴配合为；滚动轴承和轴周向定位是由过渡配合来确保，此处选轴尺寸公差为m6。（4） 确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为5、 求轴上载荷载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M 总弯矩扭矩T6、按弯扭合成应力校核轴强度从轴结构图和弯矩图可知截面C为危险截面，依据上表中数据及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴计算应力前已选定轴材料为45钢（调质），由机械设计（第八版）表15-1查得，故安全。7、正确校核轴疲惫强度（1） 判定危险截面截面A、B、D、F只受扭矩作用，即使键槽、轴肩过渡配合所引发应力集中将减弱轴疲惫强度，但因为轴最小直径是按扭矩强度较为宽裕决定，所以截面A、B、D、F均无需校核。经分析，该轴只需校核截面截面G左右两侧（2） 截面G右侧抗弯截面系数设计计算及说明结果抗扭截面系数截面5右侧弯矩M为截面5上扭矩为截面上弯曲应力截面上扭转切应力轴材料为45钢，调质处理。由表15-1查得。截面上因为轴肩而形成理论应力集中系数及按机械设计（第八版）附表3-2查取。因，经插值后查得又由机械设计（第八版）附图3-2可得轴材料敏感系数为故有效应力集中系数为设计计算及说明结果由机械设计（第八版）附图3-2尺寸系数轴按磨削加工，由机械设计（第八版）附图3-4得表面质量系数为轴未经表面强化处理，即，则综合系数为又取碳钢特征系数计算安全系数值故可知安全。(3) 截面G左侧抗弯截面系数W按表15-4中公式计算弯矩M及弯曲应力设计计算及说明结果 转矩及扭转切应力 过盈配合处由附表机械设计3-8用插值法求出，并取得轴按磨削加工，由机械设计附表3-4得表面质量系数 故得综合系数 所在轴截面左侧安全系数为 故该轴在截面G左侧强度也是够，该轴因无大瞬时过载及严重应力循环不对称性，故可略去静强度校核，至此该轴设计计算设计计算及说明结果即告结束。中间轴设计1、求输入轴上功率、转速和转矩 2、求作用在齿轮上力 已知大圆锥齿轮受力以下 已知小圆柱斜齿轮分度圆直径为58.71mm而 圆周力、，径向力、及轴向力、方向以下页图四所表示3、初步确定轴最小直径先初步估算轴最小直径。选择轴材料为（调质），依据机械设计（第八版）表15-3，取，得，中间轴最小直径显然是安装滚动轴承直径和设计计算及说明结果 4、轴结构设计（1） 确定轴上零件装配方案（见下图图五）（2）依据轴向定位要求确定轴各段直径和长度1）初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，故选择单列圆锥滚设计计算及说明结果子轴承，参考工作要求并由机械设计课程设计手册表6-7中初步选择0基础游隙组，标准精度级单列圆锥滚子轴承30206，其尺寸为，。 这对轴承均采取套筒进行轴向定位，由机械设计课程设计手册表6-7查得30206型轴承定位轴肩高度，所以取套筒直径38mm。2）取安装齿轮轴段，锥齿轮左端和左轴承之间采取套筒定位，已知锥齿轮轮毂长，为了使套筒端面可靠地压紧端面，此轴段应略短于轮毂长，故取，齿轮右端采取轴肩定位，轴肩高度，故取，则轴环处直径为，依据齿轮端面间最小距离取3）已知圆柱斜齿轮齿宽，为了使套筒端面可靠地压紧端面，此轴段应略短于轮毂长，故取。4）依据箱体内壁和齿轮端面距离要求和轴承内端面和箱体内壁距离要求，取。（3）轴上周向定位设计计算及说明结果圆锥齿轮周向定位采取平键连接，按由机械设计（第八版）表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，同时为确保齿轮和轴配合有良好对中性，故选择齿轮轮毂和轴配合为；圆柱齿轮周向定位采取平键连接，按由机械设计（第八版）表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，同时为确保齿轮和轴配合有良好对中性，故选择齿轮轮毂和轴配合为；滚动轴承和轴周向定位是由过渡配合来确保，此处选轴尺寸公差为m6。（4）确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为5、求轴上载荷载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M 总弯矩扭矩T6、 按弯扭合成应力校核轴强度从轴结构图及弯矩扭矩图能够看出截面C是轴危险截面设计计算及说明结果依据上表中数据及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴计算应力前已选定轴材料为（调质），由机械设计（第八版）表15-1查得，故安全。7、 正确校核轴疲惫强度（1）判定危险截面截面A、B不受扭矩且所受弯矩较小，即使过盈配合、键槽、轴肩及过渡配合所引发应力集中将减弱轴疲惫强度，但因为轴最小直径是按扭转强度较为宽裕决定，所以截面A、B均无需校核。从应力集中对轴疲惫强度影响来看，截面C上应力最大。截面D即使受引发集中影响不过其所受载荷较C截面小且不受扭矩作用，故无须做强度校核，截面C上即使应力最大，但应力集中不大且轴径较大，也无须校核；故只需校核截面E左右两侧即可，截面5左右侧受应力 最大（2）截面E右侧抗弯截面系数抗扭截面系数截面5右侧弯矩M为设计计算及说明结果截面5上扭矩为截面上弯曲应力 截面上扭转切应力轴材料为钢，调质处理。由表15-1查得截面上因为轴肩而形成理论应力集中系数及按机械设计（第八版）附表3-2查取。因，经插值后查得又由机械设计（第八版）附图3-2可得轴材料敏感系数为故有效应力集中系数为由机械设计（第八版）附图3-2尺寸系数轴按磨削加工，由机械设计（第八版）附图3-4得表面质量系数为设计计算及说明结果轴未经表面强化处理，即，则综合系数为又取碳钢特征系数计算安全系数值故可知安全。(3) 截面E左侧抗弯截面系数W按表15-4中公式计算 弯矩M及弯曲应力 转矩及扭转切应力设计计算及说明结果 过盈配合处由附表机械设计3-8用插值法求出，并取得轴按磨削加工，由机械设计附表3-4得表面质量系数 故得综合系数 所在轴截面左侧安全系数为 故该轴在截面E左侧强度也是够，该轴因无大瞬时过载及严重应力循环不对称性，故可略去静强度校核，至此该轴设计计算结束。设计计算及说明结果低速轴设计1、 求输出轴上功率、转速和转矩 2、求作用在齿轮上力已知大圆柱斜齿轮受力以下 另外链轮对轴施加轴压力计算以下：依据(查机械设计第八版表9-6和图9-13得相关系数)依据及查机械设计第八版表9-1可选20-A 型链条，得P=31.75mm,有效圆周力链轮水平部署时轴压力系数故 圆周力、径向力及轴向力和方向以下页图六所表示 3、初步确定轴最小直径先初步估算轴最小直径。选择轴材料为（调质），依据机械设计（第 设计计算及说明结果八版）表15-3，取，得，输出轴最小直径为安装链轮直径，试取4、 轴结构设计（1） 确定轴上零件装配方案（见图七）设计计算及说明结果（2）依据轴向定位要求确定轴各段直径和长度1）为了满足链轮轴向定位，1-2轴段右端需制出一轴肩，故取2-3段 直径，左端用轴端挡圈定位，链轮和轴配合毂孔长 度，为了确保轴端挡圈只压在轮毂上而不压在轴端面上，故轴1-2段长度应比L略短些，现取。2） 初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力，故选择单列圆锥滚子轴承，参考工作要求并依据，由机械设计（机械设计课程设计手册表6-7中初步选择0基础游隙组，标准精度级单列圆锥滚子轴承30209，其尺寸为 故取，而。左端轴承采取轴肩进行轴向定位，由机械设计课程设计手册表6-7查得30209型轴承定位轴肩高度，所以取；设计计算及说明结果齿轮右端和右轴承之间采取套筒定位，已知齿轮轮毂宽度为65mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，故取。齿轮左端采取轴肩定位，轴肩高度，故取，则轴环处直径为。轴环宽度，取。3）依据轴承内圈到箱体内壁距离要求和箱体设计相关要求，最终取 （3）轴上周向定位齿轮、链轮周向定位均采取平键连接，按由机械设计（第八版）表6-1查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，同时为确保齿轮和轴配合有良好对中性，故选择齿轮轮毂和轴配合为；一样，链轮轮毂和轴连接，选择平键，半联轴器和轴配合为，滚动轴承和轴周向定位是由过渡配合来确保，此处选轴尺寸公差为m6。（4）确定轴上圆角和倒角尺寸取轴端倒角为5、求轴上载荷设计计算及说明结果载荷水平面H垂直面V支反力F弯矩M总弯矩扭矩T6、按弯扭合成应力校核轴强度从轴结构图及弯矩扭矩图可看出截面C是轴危险截面，依据上表中数据及轴单向旋转，扭转切应力为脉动循环变应力，取，轴计算应力前已选定轴材料为（调质），由机械设计（第八版）表15-1查得，故安全。7、正确校核轴疲惫强度（1）判定危险截面截面A左侧受应力最大（2）截面A左侧抗弯截面系数抗扭截面系数设计计算及说明结果截面7右侧弯矩M为截面7上扭矩为截面上弯曲应力截面上扭转切应力轴材料为钢，调质处理。由表15-1查得截面上因为轴肩而形成理论应力集中系数及按机械设计（第八版）附表3-2查取。因，经插值后查得又由机械设计（第八版）附图3-1可得轴材料敏感系数为故有效应力集中系数为由机械设计（第八版）附图3-2尺寸系数。轴按磨削加工，由机械设计（第八版）附图3-4得表面质量系数为设计计算及说明结果轴未经表面强化处理，即，则综合系数为又取碳钢特征系数计算安全系数值故可知安全，至此该轴设计计算完成。七、滚动轴承选择及计算输入轴滚动轴承计算(1) 初步选择滚动轴承，由机械设计课程设计手册表6-7中初步选择0基础游隙组，标准精度级单列圆锥滚子轴承30206，基础额定载荷(2) 径向载荷 设计计算及说明结果(3) 求轴向力轴承轴向派生力；查机械设计第八版表13-6查取；查机械设计课程设计手册表6-7得；又则因为故轴承1被压紧 因为 故 因为故按轴承2受力大小验算因为其大于寿命要求故合格。中间轴滚动轴承计算（1） 初步选择滚动轴承，由机械设计课程设计手册表6-7中初步选择0基础游隙组，标准精度级单列圆锥滚子轴承30206，基础额定载荷（2）径向载荷设计计算及说明结果 （3）求轴向力轴承轴向派生力；查机械设计第八版表13-6查取；查机械设计课程设计手册表6-7得；又则因为故轴承2被压紧 因为 故 因为故按轴承2受力大小验算因为其大于寿命要求故合格。输出轴轴滚动轴承计算（1）初步选择滚动轴承，由机械设计（机械设计基础）课程设计表6-7中初步选择0基础游隙组，标准精度级单列圆锥滚子轴承30209，其基础额定载设计计算及说明结果荷（2）径向载荷 （3）求轴向力轴承轴向派生力；查机械设计第八版表13-6查取；查机械设计课程设计手册表6-7得；又则因为故轴承2被压紧 因为 故 因为故按轴承1受力大小验算因为其大于寿命要求故合格。设计计算及说明结果八、键联接选择及校核计算（1）传输转矩已知（2）轴直径已知（3）工作度，b为键宽度（4）键工作高度，h为键高度（5）一般平键强度条件为 (6)因为键采取静联接，材料钢，冲击轻微，所以需用挤压应力为机械设计第八版表6-2查得代号轴直径工作长度工作高度转矩高速轴中间轴低速轴从上表可知全部键均满足强度要求九、联轴器选择在轴计算中已选定联轴器型号。因为电动机和高速轴之间有可能产生一定径向位移和角位移，故输入轴选型梅花型弹性联轴器，其公称转矩为140000，许用转速9000r/min，半联轴器孔径减速器轴端22mm；电动机端38mm,半联轴器长度，半联轴器和减速器轴配合毂孔长度为50mm。校核计算 依据机械设计第八版式14-1 及表14-1得设计计算及说明结果 因为公称转矩且 许用转速故该联轴器选择可靠适用。 十、减速器及附件设计选择减速器箱体采取HT200铸造，为了方便安装采取剖分式结构（1） 确保箱体有足够强度，为箱体加肋。（2） 考虑箱体内零件润滑，密封散热因传动件速度约为4m/s12m/s，故采取浸油润滑，浸入深入为锥齿轮半个齿宽，为了避免油搅得沉渣溅起，取齿顶到油地面距离为58mm,取定箱体轴高为200mm,油被甩到箱壁上借以散热；考虑到润滑油对齿轮工作过程中可能产生裂纹影响，取用粘度较高GB5903-1995中牌号为L-CKC100中负荷齿轮工业油，为确保箱盖和箱座连接处密封，连接凸缘应有足够宽度，连接表面应精创，其表面粗糙度为。（3） 对附件设计A视孔盖和窥视孔在机盖顶部开有窥视孔，能看到传动零件啮合区位置，并有足够空间，方便能伸入手进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔和凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M6紧固。B油螺塞放油孔在油池最低处，并安排在减速器不和其它部件靠近一侧，设计计算及说明结果方便放油，放油孔用螺塞堵住，所以油孔处机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部支承面，并加封油圈加以密封。C油标油标在便于观察减速器油面其油面稳定之处，尺式油标安装部位不能太低，以预防油进入油尺座孔而溢出。D通气孔因为减速器运转时，机体内部温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部窥视孔盖上安装通气器，使内外压力平衡。E起盖螺栓起盖螺栓上螺纹长度要大于机盖联接凸缘厚度，柱体顶部做成圆柱体以免破坏螺纹F定位销为确保剖分式机体轴承座孔加工和装配精度，在机体联接凸缘长度方向各安装一个圆锥定位销，以提升定位精度。G吊钩在机盖上装上螺纹旋入式吊环，用以起吊或搬运较重物体，选择尺寸为M12。（4） 机体结构有良好工艺性铸件壁厚为8mm,圆角半径为R5。机体外形简单，拔模方便。（5） 减速器机体结构尺寸以下表设计计算及说明结果名称符号计算公式结果箱座壁厚8箱盖壁厚8箱盖凸缘厚度12箱座凸缘厚度