机械设计一级减速器课程设计

西南科技大学课程设计说明书计算过程及计算说明一、传动方案的拟定（1）工作条件：a)使用寿命：使用折旧期8年，大修期4年，中修期2年，小修期半年；b)工作环境：室内，灰尘较大，环境最高温度35℃；c)动力来源：三相交流电，电压380/220V;d)使用工况：两班制，连续单向运转，载荷较平稳；e)制造条件：一般机械厂制造，小（大）批量生产。（2）原始数据：运输带工作拉力F6.5KN,运输带工作速度V=1.2m/s（允许带速误差±5%）,0.96（包括滚筒与轴承的效率损失）。滚筒直径D400mm。滚筒效率j方案拟定：采用V带传动与斜齿轮传动的组合，即可满传足动比要求，同时由于带传动具有良好的缓冲，吸震性能，适应大起动转矩工况要求，结构简单，成本低，使用维护方便。二、电动机的选择2.1电动机类型的选择按工作要求和条件，选用三相笼型异步电动机，封闭式结构，电压380V,Y型。2.2选择电动机的容量PFv1000得Pw由式P=和dwaFvPkW1000da由电动机至运输带的总效率为••••j2a1234分别为带传动、轴承传动、齿轮传动、联轴器和卷筒的传动效率式中：、、、、1234j4取=0.96，=0.98(滚子轴承），=0.97（齿轮精度8级，不包括轴承效率），=0.99（齿轮联1轴器），则23a0.960.9820.970.990.960.85Fv65001.29.2kWPd所以100010000.85a2.3确定电动机转速卷筒轴工作转速为n601000v6010001.257.32r/min400D由指导书表1推荐的传动比合理范围，取V带传动的传动比为=2∽4，一级斜齿轮减速器传动i1比=3∽6，则总传动比合理范围为i6∽24，故电动机转速的可选范围为i2ani•n6∽24×57.32=343.92∽1375.68r/minda符合这一范围的同步转速有750r/min、1000r/min综合考虑容量和转速，有设计手册查出有2种适用的电动机，因此有2种传动方案，如下图所示：1

西南科技大学课程设计说明书Ped电动机转速r/min电动机质量Kg额定功率kW方案电动机型号同步转速满载转速12Y160M-4Y160L-61111150010001460970123147综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，可见方案2比较适合，则选n=1000r/min。2.4确定电动机的型号根据以上选用电动机类型，所需的额定功率及同步转速，选定电动机型号为Y160L-6。其主要性能：额定功率：11kW,满载转速970r/min。三、计算总传动比及分配各级的传动比n97016.92n57.32（1）总传动比：ima（2）分配传动比：ii•ia0ii式中，、分别为带传动和减速器的传动比。0为使V带传动外廓尺寸不致过大，初步取=3.2（V带传动取2∽4比较合理）i0i0则减速器的传动比为：i16.92ai3.2i5.290四、计算传动装置的运动参数和动力参数4.1各轴转速n970Ⅰ轴n303.13r/minmi3.20n303.13Ⅱ轴n57.30r/min1i5.29卷筒轴nn57.30r/min卷4.2各轴输入功率P•p•9.20.968.83kWⅠ轴P=ⅠdⅡ轴P=P01d1•••8.830.980.978.39kWPⅠ2ⅡⅠ123•••8.390.980.998.14kW卷筒轴P=PP卷Ⅱ24ⅡⅠ、Ⅱ轴的输出功率则分别为输入功率乘轴承效率0.98，即24Ⅰ轴的输出功率为2

西南科技大学课程设计说明书P′=P×0.98=8.83×0.98=8.65kWⅠⅠⅡ轴的输出功率为P′=P×0.98=8.39×0.98=8.22KwⅡⅡ4.3各轴输入转矩电动机输出转矩：T9550d95509.290.58NmPnm970d各轴输入转矩Ⅰ轴011T•i•T•i•90.583.20.96278.26NmT=Ⅰd0d0Ⅱ轴12TT•i•T•i••278.265.290.980.971399.28Nm23卷筒轴TT•T••1399.280.980.991357.58Nm卷24Ⅰ、Ⅱ轴的输出转矩分别为各轴的输入转矩乘轴承效率0.98，即24Ⅰ轴的输出转矩TT•0.98278.260.98272.69NmⅡ轴的输出转矩TT•0.981399.280.981371.29Nm运动和动力参数计算结果如下表所示轴名功率P（Kw）转矩T（N﹒m）转速n传动比i效率r/min输入输出输入输出9.290.58970η电动机轴3.20.96Ⅰ轴8.838.65278.26272.69303.13Ⅱ轴8.398.221399.281371.2957.365.290.951.000.97卷筒轴8.147.981357.581330.4357.30五、传动零件的设计计算5.1带的传动设计：（1）计算功率Pc由《机械设计》课本中表5.5查得工作情况系数KA=1.2，故PKP1.21113.2kWc(2)选取普通V带型号A根据P13.2kW,n970r/min，由《机械设计》图5.14确定选用B型。cm3

西南科技大学课程设计说明书（3）确定带轮基准直径D1和D2由《机械设计》表5.6取D1=140mm，ε=1%，得DiD(1)3.2140(10.01)443.52mm201由表5.6取D450mm2。大带轮转速nD(1)970140(10.01)298.76r/minnm1D4502其误差为1.4%<5%,故允许。（4）验算带速vDn3.141409707.12m/sv1m601000601000在5～25m/s范围内，带速合适。（5）确定带长和中心距a初步选取中心距a1.4(DD)826mm，取a830mm故0120(DD)2L2a(DD)2124a123.14(450140)248302830(140450)22615.25mm由《机械设计》表5.2选用基准长度L=2800mm。实际中心距a2L(DD)2L(DD)8(DD)2212212182228003.14(140450)228003.14(450140)8(450140)28923.85mm（6）验算小带轮包角α1DD2450140923.85180157.3180a57.3160.77>120。合适1（7）确定V带根数Zn970mn303.13传动比i3.20由《机械设计》表5.3查得P2.70kW,由表5.4查得P0.29kW00由表5.7查得K0.952,由表5.2查得K1.05LV带根数4

西南科技大学课程设计说明书P13.2(PP)KK(2.700.29)0.9521.05Z4.42c00L取Z=5根。（8）求作用在带轮轴上的压力FQ由《机械设计》表5.1查得q=0.17kg/m单根V带的张紧力500P2.5F(1)qv2CZvK050013.2(2.51)0.177.12257.120.952310.81N作用在带轮轴上的压力为161.742F2ZFsin125310.81sin3104.99N2Q05.2齿轮传动的设计计算选定齿轮材料及精度等级及齿数（a）机器为一般机械厂制造，速度不高，故选用7级精度。（b）由于结构要求紧凑，故大小齿轮最好选用硬齿面组合，小齿轮45SiMn表面淬火，HRC45～55大齿轮45钢表面淬火，HRC40～50(c)确定许用应力（Mpa）--由《机械设计》图6.14、图6.15得1170Mpa(HRC50)1130Mpa(HRC45)Hlim2349Mpa(HRC45)Hlim1Flim1Flim2365Mpa(HRC50)S1.1S1.5)由《机械设计》表6.5取HminN60njL60303.1315162505.82108(dFmin使用寿命1hNN1i3.6381085.296.8771072由《机械设计》图6.16曲线Z1.15Z1.0,由图6.17得N1N2YY1,Y2.0N1N2STZ11701.151.11223.18MpaHlim1N1SHP1Hmin1027.27MpaZHlim2N2HP2SHminYY3652.01486.67Mpa1.5FP1Flim1STN1SFmin5

西南科技大学课程设计说明书YY3492.01465.33Mpa1.5FP2Flim2STN2SFmin（e）按齿面接触疲劳强度设计（长期单向运转的闭式齿轮传动）工作转矩T9.55106(Pn)9.55106(8.83303.13)278186Nmm1T9.55106(Pn)9.55106(8.3957.3)1398.33Nmm确定载荷系数：由《机械设计》表6.2K1.35;由7级齿轮精度取K1.1；由硬齿面取AK1.2，K1.1则KKKKK1.96VAVZcos0.9910则cos0.985取查《机械设计》图6.12，得Z2.5;查表6.3得Z189.8,Z0.84，由表6.8HE得0.9i5.29dZZZZd3(2KT(1))••HE211HPmind3(2.5189.80.840.9921.96278186(5.291))21027.270.95.2959.25mm（f）确定中心距aad1(1i)(15.29)186.3mm59.2522因尽量圆整成尾数为0或5，以利于制造和测量，所以初定a=190mmz、z和螺旋角12m（g）选定模数、齿数nmn2cosa(zz)12一般z17~30，10，初选z28，则ziz5.2928148.12(取z148)11212m2acos21900.9852.13则zz281482n1由《机械设计》表6.7，取标准模数m2.5nzz2acos149.72则m12n取zz15012z2由于i,ziz，所以zzz(1i)z1211216

西南科技大学课程设计说明书zz21i15.29150z23.811取z24，则1z150241262齿数比iz2z245.251261与i=5.29比，误差为0.8%，可用m(zz)2.51502coscos1n12a9.32则12190（h）计算齿轮分度圆直径mz2.52460.8mm小齿轮：dn1cos0.9871mz2.5126319.1mm大齿轮：dn2cos0.9872（i）齿轮宽度按强度计算要求，取0.9，则齿轮工作宽度dbd0.960.853.3mmd1圆整为大齿轮的宽度b75mm2则小齿轮宽度b75580mm1（j）接触疲劳强度的校核•2KT(1)H1ZZZZ1bd211HE2.5189.80.840.9921.982781865.2518060.825.25831.02Mpa1223.18MpaHP1•2KT(1)HZZZZbd222HE2.5189.80.840.9921.9813983305.25175319.125.25467.0Mpa1027.27MpaHP2故满足强度要求(k)齿轮的圆周速度7

西南科技大学课程设计说明书dn3.1460.89703.09m/s1mv601000601000由手册查得，选8级制造精度最合宜。（f）归纳如下9.32螺旋角中心距a=190mm模数m2.5mmn齿数及传动比z24,z126,i5.2512分度圆直径d60.8mm,d319.1mm1齿宽2b80mm,b75mm125.3轴的设计计算两轴上的功率P、转数n和转矩由前面的计算已知：P=8.83kWn=303.13r/minT=278.26N·mⅠⅠⅠ8

西南科技大学课程设计说明书P=8.39kWn=57.30r/minT=1399.28N·mⅡⅡⅡ(a)求作用在齿轮上的力已知小齿轮的分度圆直径d60.8mm1F作用在小齿轮周向力：tF2Td227826060.89153.29Nt1小齿轮的径向力：Frtan20FFrcos9153.290.3640.9873375.68Nt小齿轮的轴向力F：aFFtan9153.29tan9.321502.2Nat带轮给轴I的载荷FQ:F3104.99NQ带轮给轴I的转矩TITI=278.26N.m已知大齿轮的分度圆直径d319.1mm2大齿轮的周向力：F2T21399280319.18770.17Ndt2大齿轮径向力：tan20FFrcos5366.370.36423234.78Nt大齿轮的轴向力：FFtan8770.17tan9.321439.31Nat作用在联轴器端的转矩T：TT1357.58N.mm卷(b)初步确定轴的最小直径5.3.1Ⅰ轴的设计及校核（i）选取的轴的材料为45钢，调质处理由《机械设计》表11.3选C=112dCP1128.8334.4mm3n3303.13min（ii）确定轴各段直径和长度9

西南科技大学课程设计说明书①从大带轮开始左起第一段，由于带轮与轴通过键联接，则轴应该增加5%，取d37mm，又带轮的宽B=(1.5～2)d,即B=2d1=74mm,则第一段长度L90mm111②左起第二段直径取d40mm2根据轴承端盖的装拆以及轴承添加润滑脂的要求和箱体的厚度，取端盖的外端面与带轮的左端面的距离为30mm,则取第二段的长度为L2=50mm.③左起第三段，该段装有滚动轴承，选用角接触球轴承，选用7009C型轴承，其尺寸为dDB457516，那么该段的直径d3=45mm,长度为L3=40mm.④左起第四段，为滚动轴承的定位轴肩，其直径应小于滚动轴承的内圈外径，取d4=51mm,长度取L4=10mm⑤左起第五段，因为齿轮分度圆直径为60.8mm<1.8倍轴的直径，故做成齿轮轴段，齿轮宽度为80mm，则此段的直径为d5=65.8mm,长度为L5=80mm⑥左起第六段，为滚动轴承的定位轴肩，其直径应小于滚动轴承的内圈外径，取d4=51mm,长度取L6=10mm⑦左起第七段，为滚动轴承安装出处，取轴径d7=45mm,长度为L7=40mm综上:轴的总长为L=L1+L2+L3+L4+L5+L6+L7=320mm(iii)轴上零件的周向定位V带与轴的周向定位采用平键联接，由轴起右第一段直径d1=37mm，查手册得平键截面bh108，键槽采用键槽铣刀加工，长度系列为L=80mm，同时为了保证H7带轮与轴配合有良好的对中性，故选择带轮毂与轴的配合，滚动轴承与轴的周n6向定位是有过渡配合来保证，此处选择的轴的直径尺寸公差为m6.(iv)确定轴上圆角和倒角尺寸由《机械设计》表11.2查得，取轴端右倒角为1.245，轴起右1、2段圆角半径为1.2mm,2、3段圆角半径为1.2mm，3、4段圆角半径为2.0mm,4、5段圆角半径为2.0mm，5、6段圆角半径为2.0mm，6、7段圆角半径为2.0mm，轴左端倒角为1.245(v)轴上支反力①绘制轴受力简图（如图所示）因两轴承对称布置，由手册查得30209型圆锥滚子轴承10

西南科技大学课程设计说明书所以LL70mmL=255mm12FD1502.265.8Ma49422.04N.mm（D为齿轮处轴22a直径）②绘制水平面、垂直面弯矩图（如图所示）轴承支反力：水平面支反力:RRFt29153.2924576.65NH1H2垂直面内支反力：RRFF…………①QV1V2r以轴承1作用点求矩：MF•LR•(LL)FL0…………②a将数据代入①②得r1V212QR4591.38NV1R4320.69NV2根据简图，水平面内和垂直面内各力产生弯矩为MRL4576.6570320365.5N.mmHH11MRL4591.3870321396.6N.mmV1V1AMRLMaV1V114591.387049422.04271974.56N.mmMR(L1L2)MFLr2V2V1a4591.3814049422.043375.6870357073.56N按计算结果分别作出水平上的弯矩图MH和垂直面上的弯矩图MV,然后计算总弯矩并作出M图MM2MH2VM320365.52321396.62453794.92N.mm1M320365.52271974.562420243.04N.mm1M320365.52357073.562479724.48N.mm2根据已做出的弯矩图和扭矩图，求弯矩McaMM2(T)2ca所以M479724.482(0.6278260)2ca2(其中α=0.6)507946.73N.mm11

西南科技大学课程设计说明书MM420243.04N.mmca11MM479724.48N.mmca12已知轴的计算弯矩后，即可对某些危险截面的（及计算弯矩大而直径可能不足的截面，）做强度校核计算，通常只校核轴上承受最大计算弯矩的截面（即左边轴承的截面）则M507946.731ca55.74Mpa0.1453ca2W（其中由《机械设计》表11.4查得60Mpa）1故，安全12

西南科技大学课程设计说明书5.3.2II轴的设计计算及校核（i）选取轴的材料为45钢，调质处理由《机械设计》表11.3查得C=112dC31128.3959.02mmP3n57.30min（ii）确定轴各段直径和长度13

西南科技大学课程设计说明书①联轴器的选择为了使所选输出轴的最小直径与联轴器的孔相适应，故需选联轴器的型号，联轴器的计算转矩TKT,查《机械设计》表10.2，考虑到转矩变化很小，故取caAK1.5,则ATKT1.51399.282098.92NmcaA应小于联轴器公称转矩的条件，查手册，选用LX4型弹性柱销按照计算转矩Tca联轴器，其公称转矩为2500N.m，半联轴器I的孔径d60mm，故取轴的右端第一段的直径为d60mm；半联轴器长度L=142mm，半联轴器与轴配合的毂孔长1度L1=142mm②右起第二段，考虑联轴器的轴向定位要求，该段直径d64mm，根据轴承端盖2的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端与半对联轴器左端面的距离为30mm，故取该段长为L2=50mm③右起第三段，该段有滚动轴承，选用角接触球轴承，选用7014C型轴承，其尺寸为dDB7011020,那么该段直径为d3=70mm,长度为L3=30mm④右起第四段为滚动轴承的定位轴肩，其直径应小于滚动轴承内圈外径，取d4=77mm，L4=10mm⑤右起第五段，该段装有齿轮，并且齿轮与轴用键联接，直径要增加5%，大齿轮的分度圆为319.1mm，为了便于齿轮的装拆与齿轮的配合，则d5=86mm，齿轮宽为75mm，为了保证定位的可靠性，取轴的长度为73mm。⑥右起第六段，该段为齿轮的轴向定位，定位轴肩，取轴肩直径为d6=94mm，长度取L6=10mm⑦右起第七段，该段为滚动轴承安装出处，取轴径d7=70mm,长度L7=30mm综上轴的总长度为L=L1+L2+L3+L4+L5+L6+L7=345mm(iii)轴上零件的周向定位齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接，按齿轮处轴径d5=86mm，查手册得平键截面bh2514，键的长度系列为L=70mm。同时为了保证齿轮与轴配合毂与轴的配合为H7n6，半联轴器与齿轮的联接，有良好的对中性，故选择齿轮轮选用平键bh1811，长度系列L=100mm。半联轴器与轴的配合为H7k6，滚14

西南科技大学课程设计说明书动轴承和轴的配合是借过渡配合来保证的，此处选择轴的直径尺寸公差为m6.（iv）轴上圆角和倒角尺寸由《机械设计》表11.2，取轴的右端倒角为2.045，右端起1、2轴段圆角半径为2.0mm,2、3段圆角半径为2.0mm,3、4段圆角半径为2.5mm，4、5段圆角半径为2.5mm,5、6段圆角半径为2.5mm,6、7段圆角半径为2.5mm,左端倒角为245（v）轴上支反力及轴上强度校核①绘制轴受力简图（如图所示）因两轴承对称布置，由手册查得7014C型角接触球轴承，其尺寸为所以LL61.5mmL=123mm12FD1439.3161,5M61890.33N.mm（D为齿轮处轴直径）a22a②绘制水平面、垂直面弯矩图（如图所示）轴承支反力：水平面支反力:RRFt28770.1724385.09NH1H2垂直面内支反力：RRF…………①V1V2以轴承1作用点求矩：rMF•LR•(LL)0…………②a将数据代入①②得r1V212R1114.22NV1R2120.56NV2根据简图，水平面内和垂直面内各力产生弯矩为MRL4385.0961.5269683.04N.mmHH11MRL1114.2261.568524.53N.mmV1V11MRLMaV2V111114.2261.561890.33130414.86N.mm按计算结果分别作出水平上的弯矩图MH和垂直面上的弯矩图MV,然后计算总弯矩并作出M图MM2MH2VM269683.04268524.532278252.67N.mm1M269683.042130414.862299561.3N.mm2根据已做出的弯矩图和扭矩图，求弯矩McaMM2(T)2ca15

西南科技大学课程设计说明书M299561.32(0.61357580)2(其中α=0.6)ca2867885.60N.mmMM278252.67ca11已知轴的计算弯矩后，即可对某些危险截面的（及计算弯矩大而直径可能不足的截面，）做强度校核计算，通常只校核轴上承受最大计算弯矩的截面（即左边轴承的截面）则M867885.60ca2ca25.3Mpa1W0.1703（其中由《机械设计》表11.4查得60Mpa）1故，安全16

西南科技大学课程设计说明书六，滚动轴承的选择及校核计算6.1I轴上滚动轴承选择及校核计算(a)由前面计算知轴I上轴承型号为30209型圆锥滚子轴承，其尺寸为dDTB458520.7519RR4576.65NR4591.38N已知：n=303.13r/minⅠH1H2V1R4320.69NF1502.2NV2轴I的受力如下图所示：aRR2R24576.6524591.3826489N1H1V1RR2R24576.6524320.6926294N1H2V217

西南科技大学课程设计说明书(b)根据已知条件，预计轴承的使用寿命为81625032000h（c）由手册查得，C67.8kNC83.5kNe=0.4Y=1.5r由《机械设计》表8.6查得orf1.2p(d)计算派生轴向力S1、S2由《机械设计》表8.5查得圆锥滚子轴承当A/R>e时，y=0.4cotα则由表8.7查得圆锥滚子轴承SR/(2y)（y即为表ARe的y值）即S0.27R/0.80.34RS0.34R0.3464892206.3N11S0.34R0.3462942140N22(e)计算轴承所受的轴向负荷因为SF21401502.23642NS12a并由轴承受力图分析知，右边轴承受紧，左边轴承被放松。由此可得ASF3642N12aAS2140N22(f)计算当量动负荷左边轴承A36420.56e0.4因为R648911所以Pf(0.4RYA)r1p111.2(0.464891.53642)9670.32N右边轴承A21400.34e0.4因为R62942218

西南科技大学课程设计说明书所以PR6294Nr22(g)计算轴承寿命因为PP，故按左边轴承计算轴承的寿命r210由圆锥滚子轴承得r1310C106(678006L())1036267h32000hr1360nP60303.139670.32hr1所选轴承30209型圆锥滚子轴承合6.2II轴滚动轴承的选择及校核计（a）有前面的计算知II轴上滚动轴承的型号为7014C型，其尺寸为dDB7011020，只承受径向力。n57.3r/minRR4385.09N已知II轴各参数为：H1H2F1439.31NR1114.22NR2120.56Na（b）根据已知条件，轴承的使用寿命为v1V281625032000h（c）由手册查得，C48.2kNC43.5kNror由《机械设计》表8.6查得f1.2p轴II的受力如图所示则RR2R24385.0921114.2224524.43N1H1V1RR2R24385.0922120.5624870.91N1(d)计算派生轴向力S1、S2H2V2由《机械设计》表8.7查得70000C型轴承的派生轴向力为S=0.5R，则可求得轴

西南科技大学课程设计说明书承派生轴向力为S0.5R0.54524.432262.22N1AS0.5R0.54870.912435.46N2(e)计算轴承所受的轴向负荷AASF2262.221439.313701.53N21aAS2262.22N11(f)计算当量动负荷A3701.530.085轴承1C4350020由《机械设计》表8.5，用线性插值法可求得：e0.462A3701.530.76eR4870.91222x0.44,y1.232由e1查《机械设计》表8.5，用线性插值法求得：2Pf(xRyA)1.2(0.444870.911.233701.53)8035.30N1p2222A2262.220.05轴承2C4350010由《机械设计》表8.5，用线性插值法查得，e0.451A2262.220.5eR4524.43111由e2查表8.5，并用线性插值法求得：x0.44,y1.3311Pf(xRyA)1.2(0.444524.431.332262.22)5999.4Np11（g）轴承寿命计算1113因P2>P1，故按右边轴承的计算寿命（）10C10648200)362781h32000h(6L()60nP6057.38035.30h2故选轴承合格七，键的选择及校核7.1I轴：带轮与轴用平键联接，其型号为bh108，长度系列L=80mm键的工作长度：lLb801070mm110Mpa(轻度冲击载荷)根据《机械设计》表3.1，由轴和齿轮的材料，选取p4T427826053.7Mpa110Mpapdhl37870故,满足挤压强度条件7.2II轴：20

西南科技大学课程设计说明书（i）齿轮与轴用平键联接，其型号为bh2514长度系列L=70mm键的工作长度lLb702545mm4T41399280dhl861445103.3Mpa110MpaP5故,满足强度挤压要求(ii)联轴器与齿轮的联接用平键联接，其型号为bh1811，长度系列L=100mm键的工作长度为：lLh1001189mm则103.4Mpa110Mpap4T41399280dhl6011821满足强度挤压要求。八，密封与润滑的设计8.1密封由于选用的电动机为低速，常温，常压的电动机则可以选用毛毡密封。毛毡密封是在壳体圈内填以毛毡圈以堵塞泄露间隙，达到密封的目的。毛毡具有天然弹性，呈松孔海绵状，可存储润滑油和遮挡灰尘。轴旋转时，毛毡又可以将润滑油自行刮下反复自行润滑。8.2润滑齿轮的圆周速度dn3.1460.89703.09m/s<12m/s1mv601000601000所以采用油润滑九，联轴器的设计（1）由于轴两相对位移很小，运转平稳，且结构简单，对缓冲要求不高，故选用弹性柱销联轴器（2）为了使所选输出轴的最小直径TKT与联轴器的孔相适应，故需选联轴器的型号，联轴器的计算转矩,查《机械设计》表10.2，考虑到转矩变化很小，故取AcaK1.5,则ATKT1.51399.282098.92NmcaA按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件，查手册，选用LX4型弹性柱销联Tca轴器，其公称转矩为2500N.m，半联轴器I的孔径，故取轴的右端第一d60mm；半联轴器长度L=142mm，半联轴器与轴配合的毂孔长度d60mm段的直径为1L1=142mm十，箱体的设计减速器的箱体采用铸造（HT200）制造，采用剖分式结构为了保证齿轮的配合质量，H7大端盖分机体采用配合。is621

西南科技大学课程设计说明书1，机体有足够的刚度在机体内加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度2，考虑到机体内零件的润滑，密封散热因其传动件的速度小于12m/s，故采用浸油润滑，同时为了避免油搅拌时沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离H大于40mm为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应静创，其表面粗糙度为6.33，机体结构有良好的工艺性铸件壁厚为8mm，圆角半径为5mm，机体外形简单，拔模方便4，附件的设计（1）窥视孔和窥视孔盖在机盖顶部开有窥视孔，能看到传动零件啮合的区位置，