二级斜齿轮减速器课程设计

1、河南机电高等专科学校机械设计用纸1. 传动方案的选择依据题目要求设计带式运输机传动装置，二级斜齿轮减速器，为了提高高速轴的刚度，应是齿轮远离输入端，为了便于浸油，轴应该水平放置，工作尺寸宽度较大，输送距离较低，易于加工，使用寿命短，环境条件要求能达到设计要求。2. 选择电动机1选择电动机1） 选择电动机类型按一直的工作要求和工作条件，选用选用Y系列笼型三相异步电动机，全封闭式自扇冷式结构，电压3802） 选择电动机的容量工作机的输出功率为： 从电动机到工作机输出带间的总效率为： 式中，、分别为联轴器、轴承、齿轮传动和卷筒的传动效率。=0.99，=0.98，=0.97，=0.97=0.833）

2、确定电动机的转速按机械设计课程图表2-2推荐的传动比合理范围，二级圆柱齿轮减速器传动比为=840,而工作卷筒机的转速为=66r/min所以电动机转速的可选择范围：= =(840)66r/min=（5282640）r/min符合这一传动范围的电动机的同步转速有750r/min,1000r/min,1500r/min三种。综合考虑，电动机和传动装置的尺寸重量及价格等因素，为使传动装置结构紧凑，决定选用同步转速为1000r/min的电动机，其型号为Y132M16额定功率为4kw，满载转速为960r/min2.计算传动装置的总传动比并分配传动比1）总传动比2）分配传动比故考虑润滑条件，为使两级大齿轮直

3、径相近，由两级圆柱齿轮减速器展开式得：故=3. 计算传动装置的运动和动力参数1） 各轴的转速： n卷=2） 各轴的输入功率 P卷=3） 各轴的输入转矩 T卷=380.55 表1-1计算传动装置的运动和动力参数轴名功率P/kw转矩T/(N·m)转速n/(r·min)传动比效率电机轴3.0330.1496010.99329.849604.50.952.85127.6213.33.230.952.71392.136610.97卷筒轴2.63380.55663.传动零件的设计1）高速级齿轮设计一用于带式运输机的两级斜齿轮减速器的高速级齿轮传动。已知减速器的输入功率，小齿轮转速=96

4、0r/min，齿数比u=4.5，已知带式运输机单向转动，原动机为电动机，减速器使用期限是五年，双班制工作。解 设计计算步骤列于表2-2如下。表2-2斜齿轮传动的设计计算步骤c设计计算与说明计算结果1选择齿轮材料、热处理、齿面硬度、精度等级及齿数1）选择精度等级选用8级精度 由表13-4查8级精度2）选取齿轮材料、热处理方法及齿面硬度因传递功率较大，选用软齿面齿轮传动。参考表131，小齿轮：45（调质），硬度为240HBS大齿轮：45（调质），硬度为200HBS小齿轮：45，240HBS大齿轮：45, 200HBS3）选齿数、为增加传动的平稳性，选=24 =4.5×24=108因选用闭

5、式软齿面传动故按齿面接触疲劳强度设计，然后校核其齿根弯曲疲劳强度=24=1082按齿面接触疲劳强度设计按式（13-15），设计公式为 1）初选载荷系数试选载荷系数1.31.32）初选螺旋角初选螺旋角10°10°3）小齿轮传递转矩小齿轮名义转矩： N·mm29840 N·mm4）选取齿宽系数由表13-8，选齿宽系数0.80.85）端面重合度=1.684=1.6846）重合度系数7）纵向重合度 =1.077=1.0778）螺旋角系数= 0.990.999）弹性系数由表13-6查取弹性系数189.8=189.810）节点区域系数由表13-21，节点区域系数2.

6、47=2.4711）接触疲劳强度极限、由表13-6590MPa ，480MPa=590MPa=480MPa12）接触疲劳强度寿命系数、由图138查取接触疲劳强度寿命系数1 、11 113）接触应力循环次数、 14）接触疲劳强度安全系数取失效概率为1，接触疲劳强度最小安全系数 1115）计算许用接触应力由式（133）MPaMPa=535 MPaMPa16）计算直径=37.53717）计算圆周速度 m/s m/s18）确定载荷系数由表135查取使用系数1 根据1001.87×24100 = 0.4488 m /s,由图1313，动载系数1.04根据=1.684+1.077=2.761，由

7、图1314，齿间载荷分配系数1.41由表1315，齿向载荷分布系数1.12故载荷系数= 1×1.04×1.41×1.12 = 1.64 = 1.6419）计算分度圆直径20）计算模数 为标准值，将圆整的=2.5 =2.53确定齿轮传动主要参数和几何尺寸1）中心距mm圆整为 mmmm2）确定螺旋角3）分度圆直径、2.5×24/61.091mm2.5×108/274.901mm=61.091mm=274.901mm4）计算齿宽、mm取= 58mm、= 52mm= 58mm= 52mm4校核齿根弯曲疲劳强度按式（814），校核公式为 1）重合度系数2

8、）螺旋角系数由图1322 ，= 0.93= 0.933）当量齿数、4）齿形系数、由表137=2.65、=2.1736=2.65=2.17365）应力修正系数、应力修正系数=1.58、=1.7964=1.58=1.79646）弯曲疲劳强度极限、由图137查得450MPa ，390MPa450MPa390MPa7）弯曲疲劳强度寿命系数、由图139查得= 1、= 1= 1= 18）弯曲疲劳强度安全系数取弯曲疲劳强度最小安全系数1.61.69）计算许用弯曲应力由式（133）MPaMPa MPa MPa10）校核弯曲应力小齿轮数值大5结构设计（略）2）低速级齿轮设计一用于带式运输机的两级斜齿轮减速器的高

9、速级齿轮传动。已知减速器的输入功率，小齿轮转速=213.2r/min，齿数比u=3.23，已知带式运输机单向转动，原动机为电动机，减速器使用期限是五年，双班制工作。c设计计算与说明计算结果1选择齿轮材料、热处理、齿面硬度、精度等级及齿数1）选择精度等级选用8级精度 由表13-4查8级精度2）选取齿轮材料、热处理方法及齿面硬度因传递功率较小，选用软齿面齿轮传动。参考表131，小齿轮：45（调质），硬度为240HBS大齿轮：45（调质），硬度为200HBS小齿轮：45，240HBS大齿轮：45, 200HBS3）选齿数、为增加传动的平稳性，选=30 =3.23×24=96.9将圆整成96

10、故传动比误差故选择齿数符合因选用闭式软齿面传动故按齿面接触疲劳强度设计，然后校核其齿根弯曲疲劳强度=30=962按齿面接触疲劳强度设计按式（13-15），设计公式为 1）初选载荷系数试选载荷系数1.31.32）初选螺旋角初选螺旋角10°10°3）小齿轮传递转矩小齿轮名义转矩： N·mm127600 N·mm4）选取齿宽系数由表13-8，选齿宽系数0.80.85）端面重合度=1.714=1.7146）重合度系数7）纵向重合度 =1.34=1.348）螺旋角系数= 0.990.999）弹性系数由表13-6查取弹性系数189.8=189.810）节点区域系数由

11、表13-21，节点区域系数2.47=2.4711）接触疲劳强度极限、由表13-6590MPa ，480MPa=590MPa=480MPa12）接触疲劳强度寿命系数、由图138查取接触疲劳强度寿命系数1 、11 113）接触应力循环次数、 14）接触疲劳强度安全系数取失效概率为1，接触疲劳强度最小安全系数 1115）计算许用接触应力由式（133）MPaMPa=535 MPaMPa16）计算直径=60.39817）计算圆周速度 m/s m/s18）确定载荷系数由表135查取使用系数1 根据1001.022×30100 = 0.306 m /s,由图1313，动载系数1.02根据=1.71

12、4+1.34=3.054，由图1314，齿间载荷分配系数1.41由表1315，齿向载荷分布系数1.07故载荷系数= 1×1.02×1.41×1.07 = 1.539 = 1.53919）计算分度圆直径20）计算模数 为标准值，将圆整的=3 =33确定齿轮传动主要参数和几何尺寸1）中心距mm圆整为 mmmm2）确定螺旋角3）分度圆直径、3×30/91.429mm3×96/292.571mm=91.429mm=292.571mm4）计算齿宽、mm取= 80mm、= 74mm= 80mm= 74mm4校核齿根弯曲疲劳强度按式（814），校核公式为 1

13、）重合度系数2）螺旋角系数由图1322 ，= 0.94= 0.943）当量齿数、4）齿形系数、由表137=2.48、=2.188=2.48=2.1885）应力修正系数、应力修正系数=1.639、=1.786=1.639=1.7866）弯曲疲劳强度极限、由图137查得450MPa ，390MPa450MPa390MPa7）弯曲疲劳强度寿命系数、由图139查得= 1、= 1= 1= 18）弯曲疲劳强度安全系数取弯曲疲劳强度最小安全系数1.61.69）计算许用弯曲应力由式（133）MPaMPa MPa MPa10）校核弯曲应力小齿轮数值大5结构设计（略）4. 传动轴的设计1）高速级轴设计设计带式运输

14、机上减速器的主动轴，已知传递功率P=3kw,转速n=960r/min。齿数z=24，模数=2.5mm,螺旋角,小齿轮直径为61.091mm，齿轮轮毂宽度b=58mm，2初步估算轴径计算项目设计计算与说明计算结果1选择轴的材料，确定许用应力选择轴的材料，该轴无特殊要求，因而选用调质处理的45钢，由表171知，650MPa、59MPa、98MPa、216MPa59MPa、98MPa216MPa2计算轴的载荷轴所传递的转矩 作用在齿轮上的力为：圆周力 N径向力 N轴向力 N、的方向如图（a）所示。 N N N3初步估算轴的最小直径，选取联轴器按扭转强度估算输出端联轴器处的最小轴径。先据表172，按4

15、5钢，取107118； 根据公式，得mm由于安装联轴器处有一个键槽，轴径应增加5；则取18选取联轴器，按扭矩T=28940 N·mm根据18-1 查表18-1 取K=1.3 =1.3T=38792 N·mm外伸段用联轴器与电动机轴相连时，电动机轴直径为38，查取手册选用LX3型弹性销联轴器，与轴段连接处最小，故去轴端最小直径为30mm=30mm4轴的结构设计1）拟定轴上零件配装配方案，轴上大部分零件包括齿轮套筒，左端轴承和轴承端盖及联轴器依次由左端装配，仅右端轴承端盖由右端装配。2）根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度如图a：装联轴器段：由第3步已经确定出轴最小长度=60

16、mm，为了保证轴端挡圈压紧联轴器取的比略小点取=58mm装右轴承段：联轴器右端轴间定位故取=35mm轴段的长度由轴承端盖宽度以及其固定螺钉的装拆空间要求决定取=40mm装轴承端：这两段轴径由滚动轴承的内圈孔来决定根据斜齿轮有轴向及=35mm，选用深沟球轴承6208，其尺寸为故取=40mm轴段的长度由滚动轴承宽度B决定，故 =18mm；右端轴承末端到套筒前端的距离为箱体除去轴环宽度和齿轮宽度以及齿轮到箱体左端内壁的距离，故该段轴的长度为=164mm，由轴肩配合知道该段轴的直径为45mm装齿轮段：由于小齿轮的分度圆直径与周径相差不大、齿根圆与键槽底部距离X2.5故将齿轮与轴设计成一体的齿轮轴3）轴

17、上零件的轴向固定齿轮、半联轴器与轴的轴向固定均采用平键联接。为了同时保证齿轮与轴有良好的对中性，采用H7/r6配合，半联轴器与轴的配合为H7/r6，滚动轴承与轴的配合为H7/r6，4）定出轴间出的圆角半径R，见图（a）。轴端到角去2×45°5）选择键联接：由机械设计课程表14-1选择的半联轴器与轴左端键联接圆头普通平键（A型）b=8mm,h=7mm,L=48mm轴毂配合为H9/D10;齿轮与轴联接处选择的键联接为圆头普通平键（A型）b=14mm,h=9mm,L=48mm,轴毂配合为H9/D10。=58mm=35mm=40mm=40mm=18mm=45mm=164mm=40m

18、m=43mm5.画轴的计算简图，计算支反力轴的结构简图，可以确定出轴支撑点跨距，悬臂水平面的支反力图（b）+=N垂直面支反力图（c）+=N5. 画弯矩图转矩图（1） 水平面弯矩图 图d截面C处 N·m（2） 垂直面上的弯矩图图fN·m N·m(3)合成转矩图图g N·m N·m（4）转矩图图h转矩T=29840 N·m T=29840 N·m6. 按弯矩合成强度条件校核轴的强度判断危险截面并验算强度。截面C当量弯短最大，故截面C为危险截面。已知N·m，59MPa 故 所以该轴的强度足够。N.m7. 绘制轴的工作图见

19、图1）中间轴设计设计带式运输机中双级斜齿轮减速器的中间轴。已知中间轴的传动功率2.85kW，转速213.3rmin；高速级大齿轮的主要参数及尺寸为：法面模数2.5mm，大齿轮齿数108，小齿轮分度圆直径274.901mm，小齿轮的轮毂宽度50mm，分度圆上的螺旋角，中心距168mm，低速级小齿轮齿数30，分度圆上的螺旋角，分度圆直径91.429mm，中心距192mm，大齿轮的轮毂宽度68mm。2初步估算轴径计算项目设计计算与说明计算结果1选择轴的材料，确定许用应力选择轴的材料，该轴无特殊要求，因而选用调质处理的45钢，由表171知，650MPa、59MPa、98MPa、216MPa59MPa、

20、98MPa216MPa2计算轴的载荷轴所传递的转矩 作用在高速级大齿轮上的里与作用在高速级小齿轮上的力互为作用力与反作用力，故作用在大齿轮上的力为：圆周力 N径向力 N轴向力 N、的方向如图（a）所示。作用在低速级小齿轮上的力：圆周力 N径向力 N轴向力 N、的方向如图（a）所示。NNNNN N3初步估算轴的最小直径，选取联轴器按扭转强度估算输出端联轴器处的最小轴径。先据表172，按45钢，取107118； 根据公式，得mm由于安装联轴器处有一个键槽，轴径应增加5；则取27，故开始端轴的最小直径为35mm 27mm4轴的结构设计1）拟定轴上零件配装配方案，轴上右端端盖，轴承，套筒以及高速级大齿

21、轮由左端开始装配，右端端盖轴承低速级小齿轮由左端开始装配。 2）根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度如图a：装右轴承端：这两段轴径由滚动轴承的内圈孔来决定根据斜齿轮有轴向及=35mm，选用深沟球轴承6207，其尺寸为故取=35mm，轴段的长度由滚动轴承宽度B轴承 =17mm，定位轴承右端用轴肩定位故该段轴直径为=40mm，小齿轮端面与箱体内壁之间的距离由箱体结构以及所加工的沟槽深和宽可以确定出这一段长度为=28.5mm；查弹性挡圈标准值可知，该段轴的长度=3.5mm，由轴肩定为可知该段轴直径为=37.5mm装左轴承端：这两段轴径由滚动轴承的内圈孔来决定根据斜齿轮有轴向及=35mm，选用深沟球

22、轴承6207，其尺寸为，该段长度由深沟球轴承的宽度决定取该段长度=21mm；定位轴承用轴肩配合，故定位轴承端轴直径宽度为 =40mm，该段轴的长度由箱体以及沟槽宽度共同决定，故该段轴的长度为=32.5mm； 差弹性挡圈的标准件可知沟槽处轴的直径为=37.5mm，该段长度为=3.5mm；两端齿轮中间由轴环定位，该轴环的直径为=45mm，长度=7 mm。装齿轮段，考虑到齿轮装拆方便，过大齿轮的轴由轴肩定位可知该段轴直径=40mm该轴通过大齿轮，由大齿轮轮毂宽度可知，=50-2=48mm，过低速级小齿轮的轴由轴肩定位可知该段轴直径=40mm，该轴通过小齿轮，由大齿轮轮毂宽度可知，=66mm，3）轴上

23、零件的轴向固定齿轮、半联轴器与轴的轴向固定均采用平键联接。为了同时保证齿轮与轴有良好的对中性，采用H7/r6配合，半联轴器与轴的配合为H7/r6，滚动轴承与轴的配合为H7/r6，4）定出轴间出的圆角半径R，见图（a）。轴端到角去2×45°5）选择键联接：由机械设计课程表14-1选择的高速级大齿轮与轴左端键联接圆头普通平键（A型）b=12mm,h=8mm,L=45mm轴毂配合为H9/D10;低速级小齿轮与轴联接处选择的键联接为圆头普通平键（A型）b=12mm,h=8mm,L=63mm,轴毂配合为H9/D10。=35mm=17mm=40mm=28.5mm=37.5mm=3.5m

24、m=40mm=66mm=45mm=7 mm=40mm=48mm=37.5mm=3.5mm=40mm=32.5mm=35mm=17mm5.画轴的计算简图，计算支反力轴的结构简图，可以确定出轴支撑点跨距， 水平面的支反力图（b）+=垂直面支反力图（c）+=8. 画弯矩图转矩图（3） 水平面弯矩图 图d截面C处 （4） 垂直面上的弯矩图图fN·m N·m(3)合成转矩图图g N·m（4）转矩图图h转矩T=29840 N·m T=126700 N·mm9. 按弯矩合成强度条件校核轴的强度判断危险截面并验算强度。截面C当量弯短最大，故截面C为危险截面。已

25、知N·m，59MPa 故所以该轴的强度足够。N.m10. 绘制轴的工作图见图1）低速级轴设计设计带式运输机中双级斜齿轮减速器的中间轴。该轴的传动功率是2.71kw,转矩T=392.13N.m,转速时n=66r/min,低速级大齿轮齿数30，分度圆上的螺旋角，分度圆直径274.901mm，中心距192mm，小齿轮的轮毂宽度60mm。2初步估算轴径计算项目设计计算与说明计算结果1选择轴的材料，确定许用应力选择轴的材料，该轴无特殊要求，因而选用调质处理的45钢，由表171知，650MPa、59MPa、98MPa、216MPa59MPa、98MPa216MPa2计算轴的载荷轴所传递的转矩 作

26、用在高速级大齿轮上的里与作用在高速级小齿轮上的力互为作用力与反作用力，故作用在大齿轮上的力为：作用在低速级大齿轮上的力：圆周力 N径向力 N轴向力 N、的方向如图（a）所示。NN N3初步估算轴的最小直径，选取联轴器按扭转强度估算输出端联轴器处的最小轴径。先据表172，按45钢，取107118； 根据公式，得mm由于安装联轴器处有一个键槽，轴径应增加5；则取42，按扭矩T=392130 N·mm根据18-1 查表18-1 取K=1.3 =1.3T=38792 N·mm选择联轴器型号为LX4，故开始端轴的最小直径为42mm 42mm4轴的结构设计1）拟定轴上零件配装配方案，轴

27、上大部分零件包括齿轮套筒，左端轴承和轴承端盖及联轴器依次由左端装配，仅右端轴承端盖由右端装配。2）根据轴向定位要求确定轴的各段直径和长度如图a：装联轴器段：由第3步已经确定出轴最小长度=84mm，为了保证轴端挡圈压紧联轴器取的比略小点取=82mm装左轴承段：联轴器右端轴间定位故取=50mm轴段的长度由为固定轴承故与轴承长度一致=40mm；轴承右端到齿轮之间的距离由箱体内壁到齿轮左端距离决定为=87mm;为固定齿轮在齿轮左端加一个轴环进行定位，该段轴长度为=7mm，该段轴的直径为62mm；齿轮右端面到右端轴承的距离为=55 mm，由轴肩定位可知该段轴直径为=50mm。装齿轮段，考虑到齿轮装拆方便

28、，取=55mm，齿轮宽度为62mm，齿轮段距离取=62-2 =60mm 3）轴上零件的轴向固定齿轮、半联轴器与轴的轴向固定均采用平键联接。为了同时保证齿轮与轴有良好的对中性，采用H7/r6配合，半联轴器与轴的配合为H7/r6，滚动轴承与轴的配合为H7/r6，4）定出轴间出的圆角半径R，见图（a）。轴端到角去2×45°5）选择键联接：由机械设计课程表14-1选择的半联轴器与轴左端键联接圆头普通平键（A型）b=14mm,h=9mm,L=70mm轴毂配合为H9/D10;齿轮与轴联接处选择的键联接为圆头普通平键（A型）b=14mm,h=9mm,L=48mm,轴毂配合为H9/D10。

29、=45mm=82mm=50mm=20mm=55mm=87mm=62mm=7mm=55mm=59 mm=50mm=55mm5.画轴的计算简图，计算支反力轴的结构简图，可以确定出轴支撑点跨距，悬臂水平面的支反力图（b）+=N垂直面支反力图（c）+=N6.画弯矩图转矩图（5） 水平面弯矩图 图d截面C处 N·m（6） 垂直面上的弯矩图图fN·m N·m(3)合成转矩图图g N·m N·m（4）转矩图图h转矩T=29840 N·mm T=392130N·mm7.按弯矩合成强度条件校核轴的强度判断危险截面并验算强度。截面C当量弯短最大

30、，故截面C为危险截面。已知N·m，59MPa 故 所以该轴的强度足够。N.m8.绘制轴的工作图见图5.轴承的计算与校核1）高速级轴承校核由高速级轴可以知道选择的轴承型号为6208，所受径向载荷为,轴向载荷 N，轴承转速n=960r/min,工作时有轻微冲击，常温下工作，试校核其是否合格。解：（1）确定、查手册6208型轴承的基本额定动载荷=29.5KN，基本额定静载荷=18.0KN（2）计算值，并确定e值 由表15-8，根据，用插入法查的e=0.088（7） 计算当量动载荷P由于<e由表15-8可知X=1，Y=0，得出（8） 计算轴的当量动载荷由表15-6查的=1（常温）；由表

31、7-7查的=1.2,6208是深沟球轴承；寿命指数=3，则=10.85KN故该轴承合格2）中间轴的轴承校核由高速级轴可以知道选择的轴承型号为6207，所受径向载荷为,轴向载荷 N，轴承转速n=213.7r/min,两班制工作，工作时有轻微冲击，常温下工作5年，试校核其是否合格。解：（1）确定、查手册6307型轴承的基本额定动载荷=25.5KN，基本额定静载荷=15.2KN（2）计算值，并确定e值 由表15-8，根据，用插入法查的e=0.1057（9） 计算当量动载荷P由于e由表15-8可知X=1，由线性插入法的Y=、，得出（10） 计算轴的当量动载荷由表15-6查的=1（常温）；由表7-7查的

32、=1.2,6208是深沟球轴承；寿命指数=3，则=18.35KN故该轴承合格3）低速级轴的轴承校核由高速级轴可以知道选择的轴承型号为6210，所受径向载荷为,轴向载荷 N，轴承转速n=66r/min,工作时有轻微冲击，常温下工作5年，试校核其是否合格。解：（1）确定、查手册6210型轴承的基本额定动载荷=35.5KN，基本额定静载荷=23.2KN（2）计算值，并确定e值 由表15-8，根据，用插入法查的e=0.1408（11） 计算当量动载荷P由于e由表15-8可知X=0.56，由线性插入法的Y=1.44，得出（12） 计算轴的当量动载荷由表15-6查的=1（常温）；由表7-7查的=1.2,6

33、208是深沟球轴承；寿命指数=3，则=9.12KN6.键的选用与校核1)高速轴段:高速级联轴器：选A型键，根据轴直径d=30mm，由表17-6查得键截面尺寸b=8mm，h=7mm。计算键长，由表17-7查得，键的许用应力，由式（17-13） 得： 则键长，查表17-6 ，考虑安全因素，取，键标记为：键 A8×22 GB/T 109620032)中间轴：由于低速级小齿轮段轴直径与高速级大齿轮段直径相等，所以选用键的规格也应当相同： 选A型键，根据轴直径d=40mm，由表17-6查得键截面尺寸b=12mm，h=8mm。计算键长，由表17-7查得，键的许用应力，由式（17-13） 得： 则

34、键长，查表17-6 ，考虑安全因素，取，键标记为：键 A12×32 GB/T 109620033)低速级轴：装齿轮段：选A型键，根据轴直径d=55mm，由表17-6查得键截面尺寸b=16mm，h=10mm。计算键长，由表17-7查得，键的许用应力，由式（17-13） 得： 则键长，查表17-6 ，考虑安全因素，取 ，键标记为：键 A14×50 GB/T 10962003 低速级联轴器：选A型键，根据轴直径d=45mm，由表17-6查得键截面尺寸b=14mm，h=9mm。计算键长，由表17-7查得，键的许用应力，由式（17-13） 得： 则键长，查表17-6 ，考虑安全因素，

35、取，键标记为：键 A14×56 GB/T 109620037.联轴器的选择1）高速级轴上的联轴器由轴结构可知，高速级轴端选择联轴器型号为LX3，主动端：J型轴孔，A型键槽，d=30mm，L=60mm，从动端：J型轴孔，A型键槽，d=30mm,L=60mm。 1）低速级轴上的联轴器由轴最短处直径可知，选择低速级轴端联轴器型号为LX4，主动端：J型轴孔，A键槽，d=45mm,L=84mm,从动端：J型轴孔，A型键槽，d=40mm.L=84mm。8.减速器箱体设计计算名称计算项目计算结果箱座壁厚=0.025a+=8.8>=8=0.02a+>=8 式中：=3 a为低速级中心距mm箱盖壁厚8mm箱体凸缘厚度箱座b=1.5=13.5mm;箱盖=1.5=12mm；箱底座=2.5=20