课程设计说明书--机械设计二级减速箱.docx

课程设计说明书课程名称： 机械设计 所在院系： 机电学院 姓 名： 班 级： 学 号： 指导教师： 日 期： 目录1机械设计课程设计任务书12传动方案的分析23电动机选择，传动系统运动和动力参数计算2一、电动机的选择2二、传动装置总传动比的确定及各级传动比的分配3三、运动参数和动力参数计算44传动零件的设计计算4一、V带传动设计4二、渐开线斜齿圆柱齿轮设计8（二）低速级斜齿圆柱齿轮设计计算表18（三）斜齿轮设计参数表285轴的设计计算29减速器轴的结构草图29一、轴的结构设计29二、轴的结构设计32三、轴的结构设计34二、校核轴的强度366轴承的选择和校核39一、轴承的选择和校核397键联接的选择和校核41一、轴大齿轮键418联轴器的选择429减速器的润滑、密封和润滑牌号的选择42一、传动零件的润滑42二、减速器密封4210减速器箱体设计及附件的选择和说明43一、箱体主要设计尺寸（参考2表11-1，11-2）43二、附属零件设计4511设计小结4812参考资料49631机械设计课程设计任务书一、 设计题目：设计铸造车间型砂输送机的两级斜齿圆柱齿轮减速器。二、 设计条件：整机使用寿命为5年，每天两班制工作，每年工作300天，工作时不逆转，载荷平稳，允许输送带速度偏差为5%。工作机效率为0.95，要求有过载保护，按单件生产设计。vF二、原始数据：学号1-910-1819-2728-3637-4647-50输送带拉力F（N）340038002600290028003100输送带速度v（m/s）0.90.81.21.01.10.9鼓轮直径D（mm）350320460440450330三、设计内容：1 分析传动方案；2 减速器部件装配图一张(0号图幅)；3 绘制轴或齿轮零件图一张；4 编写设计计算说明书一份。2传动方案的分析 传动装置是将原动机的运动和动力传递给工作机的中间装置。它常具备减速、改变运动形式或运动方向以及将动力和运动进行传递与分配的作用。机器一般是由原动机、传动装置和工作装置组成。传动装置是用来传递原动机的运动和动力、变换其运动形式以满足工作装置的需要，是机器的重要组成部分。传动装置是否合理将直接影响机器的工作性能、重量和成本。合理的传动方案除满足工作装置的功能外，还要求结构简单、制造方便、成本低廉、传动效率高和使用维护方便。 本设计中采用原动机为电动机，工作机为皮带输送机。传动方案采用了两级传动，第一级传动为带传动，第二级传动为展开式二级斜齿圆柱齿轮减速器。二级斜齿圆柱齿轮减速器又分为高速级和低速级，结构简单，应用广泛，展开式由于齿轮相对于轴承为不对称布置，因而沿齿向载荷分布不均，要求轴有较大的刚度。 带传动承载能力较低，在传递相同转矩时，结构尺寸较其他形式大，但有过载保护的优点，还可缓和冲击和振动，故布置在传动的高速级，以降低传递的转矩，减小带传动的结构尺寸。 齿轮传动的传动效率高，适用的功率和速度范围广，使用寿命较长，斜齿轮传动的平稳性较直齿好，是现代机器中应用最为广泛的机构之一。所以本设计采用的是双级斜齿齿轮传动。 减速器的箱体采用水平剖分式结构，用HT200灰铸铁铸造而成3电动机选择，传动系统运动和动力参数计算一、电动机的选择1.确定电动机类型 按工作要求和条件,选用y系列三相交流异步电动机。2.确定电动机的容量（1）工作机卷筒上所需功率PwPw = Fv/1000 =2900x1.0/1000=2.9kw(2)电动机所需的输出功率为了计算电动机的所需的输出功率Pd，先要确定从电动机到工作机之间的总功率总。设1、2、3、4、5分别为弹性联轴器、闭式齿轮传动（设齿轮精度为7级）、滚动轴承、V形带传动、工作机的效率，由2表1-5查得1 = 0.99，2 = 0.98，3 = 0.99，4 = 0.95，5 = 0.95，则传动装置的总效率为 总=1223345 = 0.99 x 0.982 x 0.993 x 0.95 x 0.95 =0.83262.9/0.836=3.483kw3.选择电动机转速由2表1-6推荐的传动副传动比合理范围 普通V带传动 i带=24 圆柱齿轮传动 i齿=35则传动装置总传动比的合理范围为 i总=i带i齿1i齿2 i总=（24）（35）（35）=（18100）电动机转速的可选范围为nd=i总nw=（18100）nw=18nw1000nw=（18100）x43.406=7814340 r/min 根据电动机所需功率和同步转速，查2表12-1，符合这一范围的常用同步加速有1500、1000。选用同步转速为1500r/min选定电动机型号为Y112M-4二、传动装置总传动比的确定及各级传动比的分配1.传动装置总传动比 i总= nm / nw=1440/43.406=33.175式中nm-电动机满载转速.， 1440r/min; nw-工作机的转速，43.406 r/min。2.分配传动装置各级传动比 i总=i带i齿1i齿2 分配原则： （1）i带i齿 （2）i带=24 i齿=35 i齿1=（1.31.4）i齿2 根据2表1-5，V形带的传动比取i带 = 2，则减速器的总传动比为 i = 33.175/2=16.588双级圆柱齿轮减速器高速级的传动比为 i齿1 = = = 4.644低速级的传动比 i齿2 = i/i齿1 =3.572 三、运动参数和动力参数计算 1.各轴转速计算 1440r/min n= nm / i带 = 1440/2=720r/min n= n / i齿1 = 720/4.644=155r/minn= n / i齿2 =155/3.572=43.4r/min 2.各轴输入功率 P0= Pd=3.483kwP= Pd4 =3.483x0.95=3.31kw P= P23 =3.31x0.98x0.99=3.21kwP= P23 =3.21x0.98x0.99=3.11kw3.各轴输入转矩T0 = 9550Pd/n0 =9550x3.483/1440=23.1 NmT = 9550P/n =9550x3.31/720=43.9 Nm T = 9550P/n =9550x3.21/155=197.8 NmT = 9550P/n =9550x3.11/43.4=684.3 Nm表1 传动装置各轴运动参数和动力参数表 项目轴号功率转速转矩传动比 0轴3.483144023.12 轴3.3172043.94.644 轴3.21155197.83.572轴3.1143.4684.34传动零件的设计计算一、V带传动设计1.设计计算表项目计算（或选择）依据计算过程单位计算（或确定）结果(1)确定计算功率PcaPca=d查表8-8取1.2Pc=1.23.483=4.17964.1796(2)选择带的型号根据Pc=4.1796，nc=1440,查图9.13得V带型号为A带V型A带(3)选择小带轮直径100mm查表8-7及8-9100(4)确定大带轮直径=2100=200 200(5)验算传动比误差(6)验算带速7.54(7)初定中心距 500(8)初算带长 =1476.2 1476.2(9)确定带的基准长度查表8-2取Ld=14301430(10)计算实际中心距离（取整）(11)安装时所需最小中心距（取整）(12)张紧或补偿伸长量所需最大中心距(13)验算小带轮包角度(14) 单根V带的基本额定功率查表8-4插值法 =1.3128 1.3128(15) 单根V带额定功率的增量查表8-5插值法=0.1692 0.1692(16) 长度系数查表8-2根据紧邻原则0.96(17)包角系数表8-6插值法=0.972 0.972(18)单位带长质量表8-3q=0.1050.105(19)确定V带根数4(20)计算初拉力 查表8-3得q=0.105 =114.9114.9(21)计算带对轴的压力=9149142.带型选用参数表带型A1002007.54477168491465 3带轮结构相关尺寸项目计算（或选择）依据计算过程单位计算（或确定）结果(1)带轮基准宽bp查表8-1mm(2)带轮槽宽b查表8-11B=13mm13(3)基准宽处至齿顶距离ha查表8-11mm3(4)基准宽处至槽底距离hf查表8-11mm8(5)两V槽间距e查表8-11mm15(6)槽中至轮端距离f查表8-11mm9(7)轮槽楔角查表8-11度40(8)轮缘顶径damm206(9)槽底直径dfmm182(10)轮缘底径D1mm170(11)板孔中心直径D0mm104(12)板孔直径d0mm35(13)大带轮孔径dd=20mm20(14)轮毂外径d1mm38(15)轮毂长Lmm40(16)辐板厚SS=CS=C=6mm6(17)孔板孔数查【3】表22.1-17104x3.14159/(35+16)=6.4个8二、渐开线斜齿圆柱齿轮设计（一）高速级斜齿圆柱齿轮设计计算表项目计算（或选择）依据计算过程单位计算（或确定）结果1.选择精度等级、材料及齿数（1）选择材料及热处理查表10-1小：45#，调质，240HBS大：45#，常化，200HBS小：240HBS大：200HBS（2）选齿轮精度等级查表10-668级7（3）选择齿数Z=20Z2=4.644x20=93U=93/20=4.65个=20Z2=4.644x20=93U=93/20=4.65（4）初选螺旋角度14（5）压力角N度202按齿面接触强度设计（1）由式（10-24）试算小齿轮分度圆直径，即1）确定公式中的各参数值试选KHt区域系数ZH由图202.433重合度系数Z=1.6288 螺旋角系数Z由式（10-23）0.985计算小齿轮传递的转矩T1Nmm43.9x齿宽系数d由表1材料的弹性影响系数ZE由表5MPa1/2区域系数ZH由图20计算接触疲劳强度许用应力H齿轮接触疲劳强度极限由图25应力循环次数N由1式5接触疲劳强度寿命系数KHN由图23KHN1 =0.95 KHN2 =0.98 KHN1 =0.95 KHN2 =0.98 计算接触疲劳强度许用应力H取失效概率为，安全系数为S=1，由式4得H1= H2= 取为接触疲劳强度许用应力2）试算小齿轮分度圆直径按式（1024）试算mm36（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计算圆周速度vm/s1,357计算齿宽bb = dd1t mm362）计算载荷系数KH使用系数KA由表10-21动载荷系数KV由图1.02齿间载荷分配系数KH由表查得1.4齿向载荷分配系数KH由表4查得1417载荷系数KH由式10-2KH=KAKVKHKH2.0233）按实际载荷系数计算分度圆直径由式10-12417相应的模数23按齿根弯曲强度设计（1）由式（10-20）试算齿轮模数，即1）确定公式中的各参数值试选KFt计算弯曲疲劳强度用的重合度系数Y计算弯曲疲劳强度用的螺旋角影响系数式10-190.8148计算并比较计算当量齿数ZV齿形系数YFa由表17YFa1=2.75YFa2=2.16YFa1=2.75YFa2=2.16应力校正系数YSa由表18YSa1=1.56YSa2=1.79YSa1=1.56YSa2=1.79齿轮的弯曲疲劳强度极限由图4计算弯曲疲劳强度的寿命系数由图22计算弯曲疲劳强度的许用应力F取弯曲疲劳安全系数S1.4，由式得F1= F2= 计算大小齿轮的并加以比较结论：两值相等0.0162）试算齿轮摸数由1式20 =1.38mm1.38（2）调整齿轮摸数1）计算实际载荷系数前的数据准备圆周速度vmmm/s计算齿宽bb = dd1mm29齿高h及宽高比b/hb/h=mmb/h=9.352）计算载荷系数KF动载荷系数KV由图1.08齿间载荷分配系数KF由表查得1.4齿向载荷分配系数KF由表4查得1.41732载荷系数KF由式10-2KF=KAKVKFKF2.143）按实际载荷系数计算齿轮摸数由式10-13 1.62结论：对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取2 mm，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，须按接触疲劳强度算得的分度圆直径d1= 41.7 mm来计算应有的齿数。于是由= 41.7xCOS14x0.5= 20.2 取20，则Z2 = Z1U =20x4.65=93 取Z2 = 93 ，Z1与Z2互为质数。4几何尺寸计算（1）计算中心距a将中心距圆整为115mm115（2）按圆整后的中心距修正螺旋角度10.7（3）计算齿轮的分度圆直径dmm（4）计算齿轮的齿根圆直径dfmm（5）计算齿轮宽度bb = dd1圆整后取：b1 = 47 b2 = 42 mmb1 = 47 b2 = 425圆整中心距后的强度校核（1）齿面接触疲劳强度校核由式（10-22）进行校核1）确定公式中的各参数值（只计算有改变的参数，其余参考前面计算数值）重合度系数Z 螺旋角系数Z 0.99计算载荷系数KH使用系数KA由表10-21动载荷系数KV由图101.08齿间载荷分配系数KH由表查得1.4齿向载荷分配系数KH由表4查得1.417载荷系数KH由式10-2KH=KAKVKHKH=1x1.08x1.4x1.417=2.142.14区域系数ZH由图202.433齿面接触疲劳强度校核结论：满足齿面接触疲劳强度条件（2）齿根弯曲疲劳强度校核由式（10-17）进行校核：1）确定公式中的各参数值（只计算有改变的参数，其余参考前面计算数值）计算载荷系数KF动载荷系数KV由图1.1齿间载荷分配系数KF由表查得1.2齿向载荷分配系数KH由表4查得1.424载荷系数K由式10-2KF=KAKVKFKF2.3496计算当量齿数ZV齿形系数YFa由表17YFa1=2.54YFa2=2.16YFa1=2.54YFa2=2.16应力校正系数YSa由表18YSa1=1.63YSa2=1.80YSa1=1.63YSa2=1.80重合度系数Y螺旋角影响系数式10-190.81242）齿根弯曲疲劳强度校核6主要设计结论Z1=20 Z2=93 m=2 n=20 =10.7 a=115 b1=47 b2=42 小齿轮材料及热处理:45#（调质） 大齿轮材料及热处理：45#（常化）（二）低速级斜齿圆柱齿轮设计计算表项目计算（或选择）依据计算过程单位计算（或确定）结果1.选择精度等级、材料及齿数（1）选择材料及热处理查表10-1小齿轮材料为45#（调质）240HBS，大齿轮材料45#（常化），200HBS小齿轮材料为45#（调质）240HBS，大齿轮材料45#（常化），200HBS（2）选齿轮精度等级查表10-668级7（3）选择齿数Z个（4）初选螺旋角度14（5）压力角N度2按齿面接触强度设计（1）由式（10-24）试算小齿轮分度圆直径，即1）确定公式中的各参数值试选KHt1.3区域系数ZH由图202.433重合度系数Z螺旋角系数Z由式（10-23）0.985计算小齿轮传递的转矩T3Nmm197777齿宽系数d由表1材料的弹性影响系数ZE由表5MPa1/2189.8区域系数ZH由图202.433计算接触疲劳强度许用应力H齿轮接触疲劳强度极限由图25应力循环次数N由1式5接触疲劳强度寿命系数KHN由图23KHN3 =0.96 KHN4 = 0.99 KHN3 =0.96KHN4 = 0.99 计算接触疲劳强度许用应力H取失效概率为，安全系数为S=1，由式4得H3= H4= 取为接触疲劳强度许用应力2）试算小齿轮分度圆直径按式（1024）试算mm62.9（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计算圆周速度vm/s0.51计算齿宽bb = dd3tmm632）计算载荷系数KH使用系数KA由表10-21动载荷系数KV由图1.02齿间载荷分配系数KH由表查得1.2齿向载荷分配系数KH由表4查得1.422载荷系数KH由式10-2KH=KAKVKHKH1.743）按实际载荷系数计算分度圆直径由式10-1269.4相应的模数2.043按齿根弯曲强度设计（1）由式（10-20）试算齿轮模数，即1）确定公式中的各参数值试选KFt1.21.41.3计算弯曲疲劳强度用的重合度系数Y计算弯曲疲劳强度用的螺旋角影响系数式10-190.8148计算并比较计算当量齿数ZV齿形系数YFa由表17YFa3=2.54YFa4=2.16YFa3=2.54YFa4=2.16应力校正系数YSa由表18YSa3=1.63YSa4=1.78YSa3=1.63YSa4=1.78齿轮的弯曲疲劳强度极限由图4计算弯曲疲劳强度的寿命系数由图220.940.96计算弯曲疲劳强度的许用应力F取弯曲疲劳安全系数S 1.4 ，由式得F3= F4= 计算大小齿轮的并加以比较=结论：小齿轮的值小于大齿轮的值0.0162）试算齿轮摸数由1式20mm1.69（2）调整齿轮摸数1）计算实际载荷系数前的数据准备圆周速度vmmm/s计算齿宽bb = dd3mm52.25齿高h及宽高比b/hmmh=3.8025b/h=13.742）计算载荷系数KF动载荷系数KV由图1.02齿间载荷分配系数KF由表查得1.2齿向载荷分配系数KH由表4查得1.4198载荷系数KF由式10-2KF=KAKVKFKF2.023）按实际载荷系数计算齿轮摸数由式10-131.59结论：对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取 2 mm，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，须按接触疲劳强度算得的分度圆直径d3= 69.4 mm来计算应有的齿数。于是由= 。取 ，则Z4 = Z3U = 39x3.6=122.4 取Z4 =123 ，Z1与Z2互为质数。4几何尺寸计算（1）计算中心距a将中心距圆整为160mm160（2）按圆整后的中心距修正螺旋角度11.1（3）计算齿轮的分度圆直径dmm69.3（4）计算齿轮的齿根圆直径dfmm（5）计算齿轮宽度bb = dd3圆整后取：b3 = 70 b4 = 65 mmb3 = 70 b4 = 655圆整中心距后的强度校核（1）齿面接触疲劳强度校核由式（10-22）进行校核1）确定公式中的各参数值（只计算有改变的参数，其余参考前面计算数值）重合度系数Z螺旋角系数Z 0.99计算载荷系数KH使用系数KA由表10-21动载荷系数KV由图1.02齿间载荷分配系数KH由表查得1.2齿向载荷分配系数KH由表4查得1.438载荷系数KH由式10-2KH=KAKVKHKH1.815齿面接触疲劳强度校核结论：满足齿面接触疲劳强度条件（2）齿根弯曲疲劳强度校核由式（10-17）进行校核：1）确定公式中的各参数值（只计算有改变的参数，其余参考前面计算数值）计算载荷系数KF动载荷系数KV由图1.02齿间载荷分配系数KF由表查得1.2齿向载荷分配系数KH由表4查得1.483载荷系数K由式10-2KF=KAKVKFKF1.815计算当量齿数ZV齿形系数YFa由表17YFa3=2.41YFa4=2.18YFa3=2.41YFa4=2.18应力校正系数YSa由表18YSa3=1.67YSa4=1.79YSa3=1.67YSa4=1.79重合度系数Y螺旋角影响系数式10-190.80392）齿根弯曲疲劳强度校核6主要设计结论Z3=34 Z4= 118 m= 2 n=20 =11.1 a=160 b3=70 b4=65 小齿轮材料及热处理：45#（调质） 大齿轮材料及热处理：45#（常化）（三）斜齿轮设计参数表传动类型模数齿数中心距齿宽螺旋角高速级斜齿圆柱齿轮22093115474210.7低速级斜齿圆柱齿轮 234123160706511.15轴的设计计算减速器轴的结构草图一、轴的结构设计1选择轴的材料及热处理方法查1表15-1选择轴的材料为优质碳素结构钢45；根据齿轮直径，热处理方法为正火。2确定轴的最小直径查1的扭转强度估算轴的最小直径的公式：再查 1表15-3，A0 =126103考虑键：d增大5%7%，取6%，(17,.1220.95)x(1+6%)=18.1522.21. 取d=203确定各轴段直径并填于下表内名称依据单位确定结果d=202023303741.7d6=d3=30304选择轴承润滑方式，确定与轴长有关的参数。查 1 “齿轮传动的润滑”，及表13-10 故选用 脂 润滑。将与轴长度有关的各参数填入下表名称依据单位确定结果箱体壁厚查 2 8地脚螺栓直径及数目n查 2 轴承旁联接螺栓直径查 2 表5-116轴承旁联接螺栓扳手空间、查 2 表5-1轴承盖联接螺钉直径查 2 表5-110轴承盖厚度查 2表11-1012小齿轮端面距箱体内壁距离查 2 10轴承内端面至箱体内壁距离查 210轴承支点距轴承宽边端面距离a查 2 表6-622.25.计算各轴段长度。名称计算公式单位计算结果38553974=B 47L（总长）295（支点距离）157.6二、轴的结构设计1选择轴的材料及热处理方法查1表15-1选择轴的材料为优质碳素结构钢45；根据齿轮直径，热处理方法为正火回火。2确定轴的最小直径查1的扭转强度估算轴的最小直径的公式：再查 1表15-3，考虑键：最小直径处没有键，d=403确定各轴段直径并填于下表内名称依据单位确定结果40495249404选择轴承润滑方式，确定与轴长有关的参数。查 1 “齿轮传动的润滑”，及表13-10 故选用 脂 润滑。将与轴长度有关的各参数填入下表 名称依据单位确定结果轴承支点距轴承宽边端面距离a查 2 表6-627.55.计算各轴段长度名称计算公式单位计算结果4440668 44L（总长）194（支点距离）139三、轴的结构设计1选择轴的材料及热处理方法查1表15-1选择轴的材料为优质碳素结构钢45；根据齿轮直径，热处理方法为正火回火。2确定轴的最小直径查1的扭转强度估算轴的最小直径的公式：再查 1表15-3， 126103考虑键：有一个键增大6%，d=503确定各轴段直径并填于下表内名称依据单位确定结果根据联轴器选d=5050考虑到联轴器的定位58轴承选7312ACd=6060考虑到轴承的定位728072604选择轴承润滑方式，确定与轴长有关的参数。查 1 “齿轮传动的润滑”，及表13-10 故选用 脂 润滑。将与轴长度有关的各参数填入下表 名称依据单位确定结果轴承支点距轴承宽边端面距离a查 2 表6-638.75.计算各轴段长度名称计算公式单位计算结果联轴器的长度选8282504255 66350L（总长）348（支点距离）138.6二、校核轴的强度齿轮的受力分析：齿轮2上的圆周力小齿轮上的经向力小齿轮上的轴向力Ft=2337Fr=865.7Fa=441.58齿轮3上的圆周力小齿轮上的经向力小齿轮上的轴向力Ft=570.8Fr=2117.5Fa=11201求支反力、绘弯矩、扭矩图（1）垂直平面支反力 L1=l1+l2-a-0.5B2=44=40-22.2-0.5x42=40.8L2=l4+l5-a-0.5B3=65+44-22.2-0.5x70=54.8L3=l2+l3+l4-0.5B2-0.5B3=40+6+68-0.5x42-0.5x70=58L1+L2+L3=153.6 Fza=144.3 Fzb=-1270（2）垂直平面弯矩图（3）水平平面支反力对A取距Fa=3693Fb=4352（4）水平平面弯矩图（5）合成弯矩图（6）扭矩图2按弯扭合成校核轴的强度（1）确定轴的危险截面 根据轴的结构尺寸和弯矩图可知：齿轮3处的弯矩最大，故齿轮3处最危险。（2）按弯矩组合强度校核轴危险截面强度查1表15-1得=60mpa,因此,故安全。6轴承的选择和校核一、轴承的选择和校核1轴轴承的选择选择轴轴承的一对 7308AC轴承，查2 表6-6校核轴承，轴承使用寿命为5年，每年按300天计算。2根据滚动轴承型号，查出和。Cr=19KN 3校核轴轴承是否满足工作要求（1）画轴的受力简图。（2）求轴承径向支反力、（a）垂直平面支反力、 （b）水平面支反力、 （c）合成支反力、（3）求两端面轴承的派生轴向力、（4）确定轴承的轴向载荷、轴承1被压紧，轴承2放松。（5）计算轴承的当量载荷、查1 表13-5 ： 0.20.68 X=1 Y=0 0.250.68 X=1 Y=0轴承2危险（6）校核所选轴承由于两支承用相同的轴承，故按当量动载荷较大的轴承 2计算，滚子轴承的0.68，查1表13-6取冲击载荷系数 1.1，查1表13-4取温度系数1.0，计算轴承工作寿命：结论：轴承寿命合格7键联接的选择和校核一、轴大齿轮键（1）键的选择选用普通平键A型,轴径 45,查1表6-1得bxh=14x9（2）键的校核键长度小于轮毂长度，根据大带论轮毂宽度和键的长度系列选键长45mm。查表6-2得l=L-b=45-14=31mm k=0.5x9=4.5 所以所选用的平键强度合格。8联轴器的选择查1表14-1得查2表8-5，选用弹性套柱销联轴器: LT8联轴器 GB/T 432320029减速器的润滑、密封和润滑牌号的选择一、传动零件的润滑1齿轮传动润滑因为齿轮圆周速度，故选择浸油润滑。2滚动轴承的润滑 所以选择脂润滑 二、减速器密封1.轴外伸端密封因为轴承选用脂润滑，工作环境较清洁，轴颈圆周速度，工作温度不超过90，所以轴外伸端选用毛毡圈密封2.轴承靠箱体内侧的密封因为轴承采用脂润滑，为防止箱内润滑油和润滑脂混合，所以在轴承前设置挡油环。查2P212得，径向间隙为0.2mm。3.箱体结合面的密封为保证密封，箱体剖分面连接凸缘应有足够宽度，并要经过精刨或刮研，连接螺栓间距也不应过大（小于150-200mm），以保证跢的压紧力。为了保证轴承孔的精度，剖分面间不得加垫片。为提高密封性，涂胶，圆锥销定位，螺栓固定。10减速器箱体设计及附件的选择和说明一、箱体主要设计尺寸（参考2表11-1，11-2）名称计算依据计算过程计算结果箱座壁厚8箱盖壁厚8箱座凸缘厚度=1.58=1212箱盖凸缘厚度=1.58=1212箱座底凸缘厚度=2.58=2020地脚螺栓直径=0.036160+12=17.76,取df=2020地脚螺钉数目a=160250，n=44轴承旁联接螺栓直径16箱盖与箱座联接螺栓直径=（0.506）20=1012,取d2=10联接螺栓的间距l=150200l=150200150轴承端盖螺钉直径=（0.40.5）20=810,取d3=1010定位销直径=（0.70.8）10=78,取d=88、至外箱壁距离查2表11-2、至凸缘边缘距离查2表5-1轴承旁凸台半径查2表11-1=20R1=20凸台高度根据低速级轴承座外径确定，以便于扳手操作位准4848轴承座宽度=8+20+22+（510）=5560，取B1=6060铸造过渡尺寸查 2 表11-1X=3 Y=15X=3 Y=15大齿轮顶圆与内箱壁距离1.28=9.610齿轮端面与内箱壁距离1015取=1010箱盖、箱昨筋厚、取=7，2=7取=7，2=7轴承端盖外径=72+(55.5)8=122127=90+(55.5)8=140145=130+(55.5)8=180185=22=140=180轴承旁联接螺栓距离=122=140=180二、附属零件设计1窥视孔和窥视孔盖查【2】P167表11-4得，因为，所以选取盖厚为mm，的窥视孔盖，如下图所示2.通气塞和通气器 减速器工作时，箱体内的温度和气压都很高，通气器用于通气，能使热膨胀气体及时排出，保证箱体内，外气压平衡一致，以避免由于运转时箱内油温升高，内压增大，而引起减速器润滑油沿接合面、轴伸处及其他缝隙渗漏出来。查2 表11-5，