毕业设计模板 - 副本.doc

滁州职业技术学院毕 业 设 计课题：设计时间：班级：学号：姓名：指导教师：完成日期： 年 月 日目 录封 面 1目 录： 2第一章：毕业设计任务书 3 第二章：电动机的选择 4第三章：计算总传动比及分配传动比 5第四章：运动参数及动力参数计算 5第五章： V带的设计 7 第六章：齿轮传动设计 9第七章：标准直齿圆柱齿轮的基本参数 14第八章：轴的设计及校核 16第九章：键的设计 27第十章：轴承的选择 28第十一章：联轴器的选择 29第十二章：减速器机体结构尺寸 30第十三章：减速器的各部位附属零件的设计 30第十四章：润滑方式的确定 32设 计 小 结 31 参考文献 32 一、毕业设计任务书1、设计内容 自动送料带式输送机传动装置的减速器。2、运动简图 由设计者选择传动方案。3、工作条件 输送机连续工作，有轻微振动，两班制工作，输送带速度允许误差为5%。4、原始数据已 知 条 件数据减速器输出功率P(kw)3.3输送带转速n（r/min）100使用期限y（年）55、设计工作量（1）、设计说明书1份；（2）、减速器装配图1张；（3）、减速器零件图13张。二、电动机的选择：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。 其传动方案如下：4.选择电动机类型： 按工作要求和条件，选用Y型笼型三相异步电动机，电压380V。5.选择电动机的功率 工作机所需的电动机输出功率Pd=KW由电动机到运输带的传动总功率为 =123324561带传动效率：0.962齿轮传动的轴承的效率：0.993圆柱齿轮的传动效率：0.974联轴器的传动效率：0.975卷筒轴的轴承传动效率：0.986卷筒的效率：0.96则：= =0.960.9930.9720.970.980.96=0.80所以：Pd=4.125kw 查表选电动机额定功率为5.5KW.6.确定电动机按推荐的合理传动比范围：取V带传动的传动i带=24；二级圆柱齿轮减速器传动比i齿=48，所以总传动比合理范围为i总=832，故电动机转速的可选范围是： n电机=i总n卷=(832)100r/min=(8003200)r/min符合这一范围的同步转速有750、1500和3000r/min两种，再根据计算出的容量，由附录附表8.1查出适用的电动机型号，因此传动方案如下：方案电动机型号额定功率Ped/kw电动机转速/(r/min)传动装置的传动比同步转速满载转速总传动比带齿轮1Y132M2-6 5.51000 960 9.6 3 3.22Y132S-4 5.5 1500 1440 14.4 2 7.2 3Y132S1-2 5.5 3000 2900 29 3 9.7综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量和带传动、减速器的传动比，方案二比较适中。 因此选定电动机型号为Y132S-4,所选电动机的额定功率为kw,满载转速为1440r/min，总传动比适中，传动装置结构较紧凑。三、 计算总传动比及分配传动比 总传动比：i=14.4 ，分配传动比：取则i带=2，i1=(1.31.5)i2，取i1=3.12，则i2=2.67（i1为高速级传动比，i2为低速级传动比）。四、 运动参数及动力参数计算将传动装置各轴由高速到低速依次定为1轴、2轴、3轴.01 ,12 ,23 依次为电机与轴1，轴1与轴2，轴2与轴3之间的传动效率。1、各轴转速： 轴 n= r/min =720r/min轴 n= r/min =230r/min轴 n= r/min =100r/min 卷筒轴 n卷 = n =100r/min2.各轴输入功率： 轴 p = pd 01 =4.1250.96 =3.96kw 轴 p = p12 = p23 =3.960.992 0.97= 3.80kw 轴 p = p23 = p234 =3.800.990.970.97= 3.54kw 卷筒轴 p卷 =3.3kw3.各轴输入转矩： Td =9550=27.36 N m所以：依据公式得出：轴 T =9550=52.53 N m轴 T =9550=157.78 N m轴 T =9550=338.07 N m卷筒轴 T卷 =9550=315.15N m运动和动力参数的计算结果列于下表： 轴名 参数电动机轴轴轴轴卷筒轴转速n/(r/min)输入功率P/kw输入转矩T/(Nm)14407202301001004.1253.963.803.543.327.3652.53157.78338.07315.15传动比i效率 2 3.12 2.67 1 0.96 0.95 0.93 0.92五、V带的设计1、确定计算功率： k=1.3 , 由式（8.12）得 PC = KAP= 1.35.5= 7.15kw2、选取普通V带型号： 根据PC= 7.15kw、n1= 1440r/min,由图8.12选取A型普通V带.3、确定带轮基准直径dd1 、dd2 根据表8.6和图8.1选取d =112mm ddmin =75mm ,大带轮基准直径为dd2=dd1 =112=224mm 按表8.3选取标准值dd2= 236mm,则实际传动比i、从动轮的实际转速分别为 i = = 2.04 n2 = = =706r/min从动轮的转速误差率为 100 = -1.9 (在5以内为允许值)。4、验算带速V V = = =8.44m/s (带速在525之间)。5、确定带的基准长度Ld 和实际中心距a 带的中心距a0 0.07（dd1+dd2） a0 2（dd1+dd2） 243 a0 696 （取a0 = 600mm） L0 =2a0 + (dd1+dd2) + = 2600 + 348+ = 1952mm 由表8.4选取基准长度Ld =1800 mm - 由式（8.16）得实际中心距a为 a a0 + = 600 + =524mm 中心距a的变化范围为 amin = a - 0.015Ld = (524-0.0151800)=497mm amax = a + 0.03Ld = (524+0.031800)=578mm6、检验小带轮包角1 由式（8.17）得 1 = 180- 57.3 = 180- 57.3 = 1661207、确定V带根数 由式（8.18）得 Z = 根据 dd1=112mm 、n1= 1440r/min 查表8.9，根据内插法可得： P0 = 1+(1440-980)=1.38kw 由式（8.11）得功率的增量P0为 P0 = kbn1(1- ) 由表8.18查得kb = 1.027510-3 根据传动比i=2, 查表8.19得ki =1.1373 P0 =1.027510-3 1440(1- )kw = 0.18kw 由表8.4查得带长度的修正系数kL =1.03,由图8.11查得包角系数ka =0.96 得普通V带根数 Z = = 3.5 圆整得Z = 48、求初拉力F0 以及带轮轴上的压力FQ 由表8.6查得A型普通V带每米质量q = 0.10kg/m,根据式（8.19）得单根V带的初拉力 F0 = (- 1) + qV2 = (-1)+0.1(8.89)2 = 131.96 N 由式8.20可得作用在轴上的压力FQ 为 FQ = 2F0 Z sin= 2131.964sin= 1034.56N 9、设计结果选用4根A-1800 GB/T 115441997的V带，中心距a =524mm, dd1 =112mm dd2= 236mm ,轴上压力FQ =1034.56N。 六、齿轮传动设计：1.高速级大小齿轮的设计（1）选择齿轮材料及精度等级 小齿轮选用45钢调质，硬度为220250HBS；大齿轮选用45钢正火，硬度为170210HBS。因为是普通减速器，由表10.21选8级精度，要求齿面粗糙度Ra3.26.3m 。（2）按齿面接触疲劳强度设计1）转矩T1 T1=9.55x106 =9.55106=0.5104 Nmm2）载荷系数K 查表10.11取k=1.13）齿数Z1和齿宽系数d 小齿轮Z1取为28，则大齿轮齿数Z2 =80。因二级齿轮传动为对称布置，而齿轮齿面又为软齿面，由表10.20选取d=1。4）许用接触应力H 由图10.24查得Hlim1 =560Mpa , Flim2 =530Mpa 由表10.10查得SH =1 N1=60njLh =604801（55280）=5.9904108 N2= = =1.92108 查图10.27得：ZNT1=1 , ZNT2 =1.06 由式（10.13）可得：H 1 = = 560Mpa H 2 = =561.8Mpa 故 d1 76.43=76.43 =61.62 mm m = = =2.2mm 由表10.3取标准模数m = 2.5mm（3）计算主要尺寸 d1= mZ1 =2.528=70mm d2= mZ2 =2.580=200mmb d d1 =170 =70mm =b2 b1= b2+5=75mm a = 2.5(28+80)=135mm（4）按齿根弯曲疲劳强度校核 由式（10.24）得出F ，如果FF则校核合格。 确定有关系数与参数： 1）齿形系数 查表10.13得1=2.65 ， YF2=2.30。 2）应力修正系数Ys 查表10.14得Ys1=1.59 ，Ys2=1.73 3）许用弯曲应力F 由图10.25查得 Flim1=210Mpa , Flim2=190Mpa 由图10.10查得 SF=1.3 由图10.26查得 YNT1= YNT2=1 由式10.14可得 F1= = Mpa=162Mpa F2 = Mpa=146Mpa 故 F1= = 2.651.59= 132.65 MpaF1= 162MPa F2= F1 = 132.65 = 128.74MpaF2= 146Mpa 齿轮弯曲强度校核合格。 （5）验算齿轮的圆周速度V V= = = 2.64m/s 由表10.22可知，选择8级精度是合适的。2.低速级大小齿轮的设计（1）选择齿轮材料及精度等级 小齿轮选用45钢调质，硬度为220250HBS；大齿轮选用45钢正火，硬度为170210HBS。因为是普通减速器，由表10.21选8级精度，要求齿面粗糙度Ra3.26.3m 。（2）按齿面接触疲劳强度设计1）转矩T1 T1=9.55x106 =9.55106=1.5105 Nmm2）载荷系数K 查表10.11取k=1.13）齿数Z1和齿宽系数d 小齿轮Z1取为30，则大齿轮齿数Z2 =80。因二级齿轮传动为对称布置，而齿轮齿面又为软齿面，由表10.20选取d=1。4）许用接触应力H 由图10.24查得Hlim1 =560Mpa , Flim2 =530Mpa 由表10.10查得SH =1 N1=60njLh =602301（55280）=2.8704108 N2= = =1.248108 查图10.27得：ZNT1=1 , ZNT2 =1.2 由式（10.13）可得：H 1 = =560Mpa H 2 = =636Mpa 故 d1 76.43=76.34 =70.99mm m = = =2.36mm 由表10.3取标准模数m = 3.5mm（3）计算主要尺寸 d1= mZ1 =3.530=105mm d2= mZ2 =3.580=2800mmb d d1 =1105= 105mm =b2 b1= b2+5 =110mm a = 3(30+80)=192.5mm（4）按齿根弯曲疲劳强度校核 由式（10.24）得出F ，如果FF则校核合格。 确定有关系数与参数： 1）齿形系数 查表10.13得1=2.47 ， YF2=2.18。 2）应力修正系数Ys 查表10.14得Ys1=1.65 ，Ys2=1.80 3）许用弯曲应力F 由图10.25查得 Flim1=210Mpa , Flim2=190Mpa 由图10.10查得 SF=1.3 由图10.26查得 YNT1= YNT2=1 由式10.14可得 F1= = Mpa=162Mpa F2 = Mpa=146Mpa 故 F1= = 2.471.65= 93.7 MpaF1= 162MPa F2= F1 93.7 = 90.2MpaF2= 146Mpa 齿轮弯曲强度校核合格。 （5）验算齿轮的圆周速度V V= = = 1.23m/s 由表10.22可知，选择8级精度是合适的。七、标准直齿圆柱齿轮的基本参数（1）高速级大小齿轮齿顶高 ha=ham=12.5mm=2.5mm齿根高 hf=(ha+c)m= 1.252.5mm= 3.125 mm全齿高 h=ha+hf=(2.5+3.125)mm =5.625mm 顶隙 c=cm=0.252.5mm=0.625mm 分度圆直径 d=mz1 =2.528mm =70mm 齿顶圆直径 da=d+2ha=(70+5)mm =75mm 齿根圆直径 df=d-2hf=(70-23.125 )mm =63.75mm 基圆直径 db=dcos20=70cos20mm =65.8mm 齿距 p=m=7.85mm 齿厚 s=3.925mm 齿槽宽 e=s =3.925 mm 高2：齿顶高 ha=ham= 12.5mm =2.5mm齿根高 hf=(ha+c)m =1.252.5mm =3.125mm 全齿高 h=ha+hf =(2.5+3.125)mm =5.625mm 顶隙 c=cm=0.252.5mm=0.625mm 分度圆直径 d=mz2=2.580mm=200mm 齿顶圆直径 da=d+2ha=(200+5)mm =205mm 齿根圆直径 df=d-2hf=(200-23.125)mm =193.75mm 基圆直径 db=dcos20= 200cos20mm= 188mm齿距 p=m=7.85mm齿厚 s=3.925mm 齿槽宽 e=s =3.925mm中心距 a=m(z1+z2)=x2.5x(28+80)mm= 135mm低齿1：齿顶高 ha=ham=13.5mm= 3.5mm 齿根高 hf=(ha+c)m = 1.253.5mm= 4.375mm 齿全高 h=ha+hf =(3.5+4.375)mm= 7.875mm 顶隙 c=cm= 0.253.5mm= 0.875mm 分度圆直径 d=mz3=3.530mm= 105mm 齿顶圆直径 da=d+2ha=(105+7)mm= 112mm 齿根圆直径 df=d-2hf=(105-2 3.75)mm= 96.25mm 基圆直径 db=dcos20= 105cos20mm= 98.7mm 齿距 p=m=10.99mm 齿厚 s=5.495mm 齿槽宽 e=s =5.495 mm低齿2：齿顶高 ha=ham=3.5mm 齿根高 hf=(ha+c)m = 1.253.5mm= 4.375mm 齿全高 h=ha+hf =(3.5+4.375)mm=7.875mm 顶隙 c=cm= 0.253.5mm= 0.875mm 分度圆直径 d=mz4=3.580=280mm 齿顶圆直径 da=d+2ha=(280+7)mm= 287mm 齿根圆直径 df=d-2hf=(280-24.375)=232.5mm 基圆直径 db=dcos20= 240cos20= 271.25mm 齿距 p=m=10.99mm 齿厚 s=5.495mm 齿槽宽 e=s =5.495 mm中心距 a=m(z3+z4)=3.5(30+80)mm= 192.5mm 八：轴的设计及校核：1、高速轴的设计：（1）选择轴的材料，确定许用应力选用45号钢调质处理，由表14.7查得强度极限B =650Mpa,再由表14.2得许用弯曲应力-1b =60Mpa。（2）按扭矩强度确定各轴段直径：.根据表14.1得C=107118，由dC=(107118) =19.2621.24mm因为高速轴第一段轴径装配大带轮，且d1 =(0.81.2)d，查手册，取d1 =25mm、L1 =50mm,因为大带轮靠轴肩定位，所以取d2=30mm, L2=78mm，d3=40mm，L3=134mm, d4段装配齿轮，取d4=45mm,齿轮轮毂宽度为75mm，取L4=73mm，d5段装配轴承，取d5=30mm,L5=31mm。（3）高速轴校核 按弯矩组合强度条件校核轴的轴径。1) 绘制轴的受力及简化模型图，如图6-a所示2) 水平面内的受力及弯矩图，如图6-b、6-c所示圆周力：Ft = = =1500.9N径向力：Fr = Fttana =1500.90.36N =540.3N分别求支承反力FHA、 FHB,以C点作为参考点：FHA = = N =338.6NFHB = = N =1161.6NH面内C截面处的弯矩为MHC =FHAL2=338.6 N178.510-3 m =267.9Nm3)竖直面内的受力弯矩图，如图6-d、6-e所示：FVA = = N =121.9NFVB= = N =418.4NV面内C截面处的左侧弯矩为：MVC左=FVAL2=121.9N178.510-3m=21.8NmV面内C截面处的右侧弯矩为：MVC右= FVBL1=418.4N5210-3m=21.8Nm4)根据公式M =,计算C截面的合成弯矩并作图。如图6-f 所示：C截面处的左侧：MC左=Nm=268.8NmC截面处的右侧：MC右=Nm=268.8Nm5）作扭矩图，如图6-g 所示：6）求当量弯矩： 因减速器单向运转，故可以认为转矩为脉动循环变化，修正系数a为0.6。Mec左 =Nm=270.6 NmMec右 =Nm=270.6 Nm7）确危险截面及校核强度 e = =Mpa =29.7 Mpa 查表14.2得-1b =60 Mpa,满足e-1b 的条件，故设计的轴有足够的强度，并有一定的裕量。 图6高速轴的受力、弯矩、扭矩图2、中间轴的设计：（1）选择轴的材料，确定许用应力选用45号钢调质处理，由表14.7查得强度极限B =650Mpa,再由表14.2得许用弯曲应力-1b =60Mpa。（2）按扭矩强度确定各轴段直径：.根据表14.1得C=107118，由dC=(107118) =26.7529.50mm取d1 =35mm、L1 =35mm,因为d2段装配齿轮，取d2=40mm, L2=68mm，齿轮轮毂宽度为70mm ，取L2=68mm。因为齿轮靠轴肩定位，取d3=50mm，L3=10mm，因d4段同样装配齿轮，取d4=40mm，L4=108mm, 而d5段装配轴承，选用6207型轴承，取d5=35mm， L5=35mm，（2）中间轴校核 1、 按弯矩组合强度条件校核轴的轴径。1）绘制轴的受力及简化模型图，如图7-a所示2）水平面内的受力及弯矩图，如图7-b、7-c所示圆周力：Ft1 = = =1577.8N径向力：Fr1 = Ft1tana =1577.80.36N =568N同理 圆周力：Ft2 = = =3005.3N径向力：Fr2 = Ft2tana =3005.30.36N =1081.9N分别求支承反力FHA、 FHD,以B、C点作为参考点：FHA = = N =2182.4NFHD = = N =2400.7NH面内B截面处的弯矩为MHB =FHAL1=2182.4 N51.510-3 m =112.4NmH面内C截面处的弯矩为MHC =FHDL3=2400.7 N71.510-3 m =171.7Nm3)竖直面内的受力弯矩图，如图7-d、7-e所示：FVA = = N =-85.6NFVD = = N =-600.87 N V面内B截面处的左侧弯矩为：MVB左=FVAL1=-85.6N51.510-3m=-4.4NmV面内B截面处的右侧弯矩为：MVB右=FVD(L2+L3)=-600.87N169.510-3m=-101.85NmV面内C截面处的左侧弯矩为 MVC左=FVDL3=-600.87N71.510-3m=-42.96NmV面内C截面处的右侧弯矩为：MVC右=FVA(L1+L2)=-85.6N149.510-3m=-12.8Nm4)根据公式M =,计算B、C截面的合成弯矩并作图。如图7-f 所示：B截面处的左侧：MB左=Nm=112.5NmB截面处的右侧：MB右=Nm=151.7NmC截面处的左侧：MC左=Nm=177.0NmC截面处的右侧：MC右=Nm=172.2Nm5）作扭矩图，如图7-g 所示：6）求当量弯矩： 因减速器单向运转，故可以认为转矩为脉动循环变化，修正系数a为0.6。对于B截面：MeB左 =Nm=147.04 NmMeB右 =Nm=147.04 Nm对于C截面：MeC左 =Nm=196.07 NmMeC右 =Nm=196.51 Nm7）确危险截面及校核强度： 对于B截面： eB = =Mpa =22.975 Mpa对于C截面：eC = =Mpa =30.636 Mpa 查表14.2得-1b =60 Mpa,满足e-1b 的条件，故设计的轴有足够的强度，并有一定的裕量。3、低速轴的设计：（1）选择轴的材料，确定许用应力选用45号钢调质处理，由表14.7查得强度极限B =650Mpa,再由表14.2得许用弯曲应力-1b =60Mpa。（2）按扭矩强度确定各轴段直径：.根据表14.1得C=107118，由dC=(107118) =35.3138.94mm考虑到轴的最小直径处要安装联轴器，会有键槽存在，故将估算的直径加大3%5%，取为36.3740.89mm。由设计手册取标准直径d1=40mm，L1 =82mm，取d2=45mm, L2=76.5mm，取d3=55mm，L3=89mm, 因齿轮靠轴肩定位，取d4=65mm ，L4=10mm。 d5段装配齿轮，取d5=55mm,齿轮轮毂宽度为105mm，取L5=103mm，d6段装配轴承，取d6=50mm,L6=40mm。3、低速轴校核1、按弯矩组合强度条件校核轴的轴径。1）绘制轴的受力及简化模型图，如图8-a所示2）水平面内的受力及弯矩图，如图8-b、8-c所示圆周力：Ft = = =6439.43 N径向力：Fr = Fttana =6439.430.36N =2318.20N分别求支承反力FHA、 FHB,以C点作为参考点：FHA = = N =2220.95NFHB = = N =4218.48NH面内C截面处的弯矩为：MHC =FHAL1=2220.95N160.510-3m =356.46Nm3)竖直面内的受力弯矩图，如图8-d、8-e所示：FVA = = N =799.54NFVB = = N =1518.66NV面内C截面处的左侧弯矩为：MVC左=FVAL1=799.54N160.510-3m=128.33NmV面内C截面处的右侧弯矩为：MVC右= FVBL2=1518.66N84.510-3m=128.33Nm4)根据公式M =,计算C截面的合成弯矩并作图。如图8-f 所示：C截面处的左侧：MC左=Nm=378.89NmC截面处的右侧：MC右=Nm=378.89Nm5）作扭矩图，如图8-g 所示：6）求当量弯矩： 因减速器单向运转，故可以认为转矩为脉动循环变化，修正系数a为0.6。Mec左 =Nm=429.78 NmMec右 =Nm=429.78 Nm7）确危险截面及校核强度 e = =Mpa =25.83 Mpa 查表14.2得-1b =60 Mpa,满足e-1b 的条件，故设计的轴有足够的强度，并有一定的裕量。 图8低速轴的受力、弯矩、扭矩图九、键的设计1、带轮键的选择选择A型键，由轴径d1=25mm，查得键宽b=8mm,键高h=9mm,键长选择L=40mm,l=L-b=40-8=32mm。jy1= =Mpa =29.18 Mpajy故选择型号为A840GB/T1096-2003的键合适。2、中间轴大齿轮键的选择选择A型键，由轴径d2=40mm，查得键宽b=12mm,键高h=8mm,键长选择L=50mm,l=L-b=50-12=38mm。jy2= =Mpa =51.9 Mpajy故选择型号为A1250GB/T1096-2003的键合适。3、中间轴小齿轮键的选择选择A型键，由轴径d3=40mm，查得键宽b=12mm,键高h=8mm,键长选择L=90mm,l=L-b=90-12=78mm。jy3= =Mpa =25.29 Mpajy故选择型号为A1290GB/T1096-2003的键合适。4、低速轴齿轮键的选择选择A型键，由轴径d4=55mm，查得键宽b=16mm,键高h=10mm,键长选择L=90mm,l=L-b=90-16=74mm。jy4= =Mpa =33 Mpajy故选择型号为A1690GB/T1096-2003的键合适。5、联轴器键的选择选择C型键，由轴径d5=40mm，查得键宽b=12mm,键高h=8mm,键长选择L=60mm,l=L-0.5b=60-0.512=54mm。jy5= =Mpa =72.95Mpajy故选择型号为C1260GB/T1096-2003的键合适。十、轴承的选择1、高速轴轴承的选择与校核 （1）求当量动载荷P 查表15.12得：载荷系数fp=1.2,查表15.14得：温度系数 fT=1。因为fa=0,故P=fpFr=1.2540.3=648.36N(2)计算所需的径向额定动载荷值由式15.6可得C=() =() =6256.68N （3）选择轴承的型号 查有关的轴承手册，根据d =30mm,选用6206型轴承，其Cr=19500N6256.68N，所以选择深沟球轴承6206合适。 2、中速轴轴承的选择与校核 （1）求当量动载荷P 查表15.12得：载荷系数fp=1.2,查表15.14得：温度系数 fT=1。因为fa=0,故P=fpFr=1.21081.9=1298.28N(2)计算所需的径向额定动载荷值由式15.6可得C=() =() =8568.65N （3）选择轴承的型号 查有关的轴承手册，根据d =35mm,选用6207型轴承，其Cr=25500N8568.65N，所以选择深沟球轴承6207合适。2、低速轴轴承的选择与校核 （1）求当量动载荷P 查表15.12得：载荷系数fp=1.2,查表15.14得：温度系数 fT=1。因为fa=0,故P=fpFr=1.22381.2=2857.44N(2)计算所需的径向额定动载荷值由式15.6可得C=() =() =14287.2N（3）选择轴承的型号 查有关的轴承手册，根据d =45mm,选用6209型轴承，其Cr=31500N14287.2N，所以选择深沟球轴承6209合适。十一、联轴器的选择1、由表16.1查得工作情况系数K=1.32、确定联轴器的型号， 由式16.1得：主动端：TC1=KT3 =1.3338.07Nm =439.49 Nm从动端：TC2=KTw =1.3315.15Nm =409.69 NmTm=1250Nm由前面可知：d=40mm,n=100r/minn=4000r/min由附表9.4可确定联轴器的型号为弹性柱销联轴器 HL4GB/T5014-2003。十二减速器机体结构尺寸如下：名称符号计算公式结果箱座厚度0.025a+3mm8mm10箱盖厚度10.02a+3mm8mm8箱盖凸缘厚度b11.5112箱座凸缘厚度 b1.5111箱座底凸缘厚度 b22.5120地脚螺钉直径 df0.036a+1220地脚螺钉数目 n4轴承旁连接螺栓直径 d10.75df16轴承端盖螺钉直径 d3(0.40.5)df8检查孔盖螺钉直径d4(0.30.4)df16定位销直径d(0.70.8)df16df、d1、d2至箱外壁距离C138、26、22df、d2至凸缘边缘距离C236、24、18外箱壁至轴承端面距离l2C1+C2+(510)mm65大齿轮顶圆与内箱壁距离D1D1 1.2d12齿轮端面与内箱壁距离D2D2 d15箱盖，箱座肋厚m1 、mm10.851；m0.85m1=8、m=10十三.减速器的各部位附属零件的设计:(1)窥视孔盖与窥视孔：在减速器上部可以看到传动零件啮合处要开窥视孔, 大小只要够手伸进操作可。以便检查齿面接触斑点和齿侧间隙,了解啮合情况.润滑油也由此注入机体内.(2)放油螺塞放油孔的位置设在油池最低处，并安排在不与其它部件靠近的一侧，以便于放油，放油孔用螺塞堵住并加封油圈以加强密封。(3)油标油标用来检查油面高度，以保证有正常的油量.因此要安装于便于观察油面及油面稳定之处即低速级传动件附近；用带有螺纹部分