东北大学机械设计课程设计zl定稿版

东北大学机械设计课程
设计z l
HUA system office room 【HUA16H-TTMS2A-HUAS8Q8-HUAH1688】
目录
1 设计任务书 ........................................................
1.1 题目名称设计胶带输送机的传动装置 ..............................
1.2 工作条件 ........................................................
1.3 技术数据 ........................................................
2 电动机的选择计算 ..................................................
2.1 选择电动机系列 ..................................................
2.2 滚筒转动所需要的有效功率 ........................................
2.3 确定电动机的转速 ................................................
3 传动装置的运动及动力参数计算 ......................................
3.1 分配传动比 ......................................................
3.1.1 总传动比..............................................
3.1.2 各级传动比的分配......................................
3.2 各轴功率、转速和转矩的计算 ......................................
3.2.1 Ⅰ轴（高速轴）........................................
3.2.2 Ⅱ轴（中间轴）........................................
3.2.3 Ⅲ轴（低速轴）........................................
3.2.4 Ⅳ轴（传动轴）........................................
3.2.5 Ⅴ轴（卷筒轴）........................................
3.3 开式齿轮的设计 ..................................................
3.3.1 材料选择..............................................
3.3.2 按齿根弯曲疲劳强度确定模数............................
3.3.3 齿轮强度校核..........................................
3.3.4 齿轮主要几何参数......................................
4 闭式齿轮设计 ......................................................
4.1 减速器高速级齿轮的设计计算 ......................................
4.1.1 材料选择..............................................
4.1.2 按齿面接触疲劳强度确定中心距..........................
4.1.3 验算齿面接触疲劳强度..................................
4.1.4 验算齿根弯曲疲劳强度..................................
4.1.5 齿轮主要几何参数......................................
4.2 减速器低速级齿轮的设计计算 ......................................
4.2.1 材料选择..............................................
4.2.2 按齿面接触疲劳强度确定中心距..........................
4.2.3 验算齿面接触疲劳强度..................................
4.2.4 验算齿根弯曲疲劳强度..................................
4.2.5 齿轮主要几何参数......................................
5 轴的设计计算 ......................................................
5.1 高速轴的设计计算 ................................................
5.2 中间轴的设计计算 ................................................
5.3 低速轴的设计计算 ................................................
6 低速轴的强度校核 ..................................................
6.1 绘制低速轴的力学模型....................................
6.2 求支反力................................................
6.3 作弯矩、转矩图..........................................
6.1.4 作计算弯矩Mca图......................................
6.1.5 校核该轴的强度........................................
6.6 精确校核轴的疲劳强度....................................
7 低速轴轴承的选择及其寿命验算 ......................................
7.1 确定轴承的承载能力......................................
7.2 计算轴承的径向支反力....................................
7.3 作弯矩图................................................
7.4 计算派生轴向力S .........................................
7.5求轴承轴向载荷...........................................
7.6 计算轴承的当量动载荷P ...................................
8 键联接的选择和验算 ................................................
8.1 低速轴上键的选择与验算 ..........................................
8.1.1 齿轮处................................................
8.1.2 联轴器处..............................................
8.2 中间轴上键的选择与验算 ..........................................
8.3 高速轴上键的选择与验算 ..........................................
9 联轴器的选择 ......................................................
9.1 低速轴轴端处 ....................................................
9.2 高速轴轴端处 ....................................................
10 减速器的润滑及密封形式选择 .......................................
11 参考文献 .........................................................
1 设计任务书
1.1 题目名称设计胶带输送机的传动装置
1.2 工作条件
1.3 技术数据
2 电动机的选择计算
2.1 选择电动机系列
根据工作要求及工作条件应选用三相异步电动机，封闭式结构，电压380伏，Y 系列。

2.2 滚筒转动所需要的有效功率
传动装置总效率 3
52ηηηηη=承齿联筒 查表17-9得
所以
37=0.970.990.96=0.817η⨯⨯ 2.3 确定电动机的转速
滚筒轴转速 min /5.1160r D
v n W ==π 所需电动机的功率 kW kW P P w r 5.570.4817.084.3<==
=η
查表27-1，可选Y 系列三相异步电动机
为使传动装置结构紧凑，选用Y132M2—6型 ，额定功率5.5kW,同步转速1000r/min,满载转速960r/min 。

查表27-2，电动机中心高 H=132mm ，外伸段 D ×E=38mm ×80mm 3 传动装置的运动及动力参数计算
3.1 分配传动比
3.1.1 总传动比 48.835
.119600===W n n i 3.1.2 各级传动比的分配
查表17-9 取656==i i 开
减速器的传动比 913.136
48.83=== i i i 高速级齿轮传动比253.4913.1330.130.112=⨯== i i
低速级齿轮传动比 271.3253
.4913.131234===i i i 3.2 各轴功率、转速和转矩的计算
3.2.0 0轴
P=4.70kw,
n=960r/min,
T=9.55*4.70/960=46.76N*m
3.2.1 Ⅰ轴（高速轴）
3.2.2 Ⅱ轴（中间轴）
3.2.3 Ⅲ轴（低速轴）
3.2.4 Ⅳ轴（传动轴）
3.2.5 Ⅴ轴（卷筒轴）
3.3 开式齿轮的设计
3.3.1 材料选择
小齿轮:45#锻钢，调质处理，齿面硬度217--255HBS
大齿轮:45#锻钢，正火处理，齿面硬度162--217HBS
3.3.2 按齿根弯曲疲劳强度确定模数 按齿面硬度217HBS 和162HBS 计算 初取小齿轮齿数 205=Z
则大齿轮齿数 1206205656=⨯==i Z Z 计算应力循环次数
查图5-19 0.165==N N Y Y
查图5-18(b) pa 2705lim M F =σ，pa 2006lim M F =σ 由式5-32 0.165==X X Y Y
取 0.2=ST Y ,4.1min =F S
计算许用弯曲应力
由式5-31 []X N F ST
F F Y Y S Y min lim σσ=
查图5-14 21.2,81.265==Fa Fa Y Y 查图5-15 78.1,56.165==Sa Sa Y Y 则 []011365.07
.38556.181.2555=⨯=F Sa Fa Y Y σ
取
[]
013769.0}][,][max {
6
6
6555==F Sa Fa F Sa Fa F Sa
Fa Y Y Y Y Y Y σσσ 初选综合系数1.1=t t Y K ε，查表5-8 5.0=d φ
由式5-26
考虑开式齿轮工作特点m 加大10%-15%，取m=12
3.3.3 齿轮强度校核
取mm b b 76670665=+=+=
则小齿轮转速为s m n d v /3467.01060254
.6610014.310603
3
4
5=⨯⨯⨯=
⨯=
π
查图5-4（d ） 005.1=v k 查表5-3 1.1=A k
70.0100
705==d b 由图5-7(a) 18.1=βk 查表5-4 2.1=αk
计算载荷系数 5654.12.118.1005.11.1=⨯⨯⨯==αβk k k k k v A
与1.1=t t Y k ε相近 ，无需修正
计算齿根弯曲应力
3.3.4 齿轮主要几何参数
4 闭式齿轮设计
4.1 减速器高速级齿轮的设计计算
4.1.1 材料选择
小齿轮:45#锻钢，调质处理，齿面硬度217--255HBS
大齿轮:45#锻钢，正火处理，齿面硬度162--217HBS
按齿面硬度217HBS 和162HBS 计算
计算应力循环次数N
查图5-17 05.1,0.121==N N Z Z （允许一定点蚀）
由式5-29 0.121==X X Z Z
取92.0,0.1,0.1lim ===LVR W H Z Z S （精加工）
查图5-16（b ） pa 6501lim M H =σ,pa 5152lim M H =σ
由式5-28
4.1.2 按齿面接触疲劳强度确定中心距
小轮转矩mm N T ⋅=462601 初定螺旋角 13=β
初取0.12=t t Z K ε，查表5-5 pa 8.189M Z E = 减速传动 253.412==i u 取4.0=a φ
端面压力角
基圆螺旋角
由式5-42 987.013cos cos === ββZ
由式5-41 442.24829
.20sin 4829.20cos 2sin cos cos 22035.12=⨯==o
o o S t t b
H co Z ααβ 由式5-39
[]
mm
Z Z Z Z u KT u a H
E H a t 53.11949.497987.08.18944.2253.44.02462600.1)1253.4(2)1(32
3
2
1=⎪⎭
⎫
⎝⎛⨯⨯⨯⨯⨯+=⎪⎪⎭
⎫ ⎝
⎛+≥σφβε
取中心距 mm a 120=
估算模数 mm a m n 4.2~84.0)02.0~007.0(==
取标准模数 mm m 2=
小齿轮齿数 ()()
3.221253.4213
cos 12021cos 21=+⨯⨯⨯=+=
o
u m a z β 大齿轮齿数 84.943.22253.412=⨯==uz z
取 221=z 952=z
实际传动比 318.422
9512===
z z i 传动比误差 %5%5.1%100253
.4318.4253.4%100<=⨯-=
⨯-=
∆
i i i i
在允许范围内
修正螺旋角 o 83857.12120
2)
9522(2arccos a 2)(arccos
12=⨯+⨯=+=z z m n β 与初选 13=β相近, H Z ,βZ 可不修正
轮分度圆直径 mm z m d n 13.4583857.12cos /222cos /11=⨯==o β
圆周速度 s m n d v /27.21060960
13.4510603
3
1
1=⨯⨯⨯=
⨯=
ππ
查表5-6 取齿轮精度为8级
4.1.3 验算齿面接触疲劳强度
电机驱动,稍有波动,查表5-3 1.1=A k 查图5-4（b ） 03.1=v k
齿宽mm a b a 0.481204.0=⨯==φ 查图5-7（a ） 08.1=βK
查表5-4 4.1=αK
载荷系数 713.1==αβK K K K K v A
齿顶圆直径 mm m h d d a a 53.492*0.1*253.452*
11=+=+=
端面压力角
齿轮基圆直径 mm d d t b 28.424707.20cos 13.45cos 11=⨯==o α
端面齿顶压力角 o 392.3153
.4928.42arccos arccos 111===a b at d d α
o 37.2387
.19856
.182arccos arccos
222===a b at d d α][
[]
92
.1)4707.20tan 37.23(tan 95)4707.20tan 392.31(tan 2221
)tan (tan )tan (tan 21
2211=-⨯+-⨯=
-+-=
o o o o πααααπ
εαt at t at z z 698.12
83857.12sin 48sin =⨯==ππβεβo
n m b
由式5-43 72.092
.11
1
==
=
α
εεZ 由式5-42 9874.083857.12cos cos ===o ββZ
由式5-41
o o o 0523.12)4707.20cos 83857.12arctan(tan )cos arctan(tan =⨯==t b αββ由式5-41443.24707.20sin 4707.20cos 0523.12cos 2sin cos cos 2=⨯==
o
o o t t b
H Z ααβ4.1.4 验算齿根弯曲疲劳强度
查图5-18（b ） Mpa F 2701lim =σ，Mpa F 2002lim =σ 查图5-19 0.11=N Y 0.12=N Y
由式5-32 0.121==X X Y Y
取 0.2=ST Y 4.1min =F S
由式5-31
查图5-14 25.2,75.221==Fa Fa Y Y
查图5-15 80.1,575.121==Sa Sa Y Y
由式5-47计算βY ，因0.1698.1>=βε，取0.1=βε
由式5-48 6236.092
.10523.12cos 75.025.0cos 75.025.022=⨯+=+
=o
α
εεβb
Y
由式5-44
4.1.5 齿轮主要几何参数
4.2 减速器低速级齿轮的设计计算
4.2.1 材料选择
小齿轮: 40Cr ，调质处理，齿面硬度241--286HBS
大齿轮:45#锻钢，调质处理，齿面硬度217--235HBS
按齿面硬度241HBS 和217HBS 计算
查图5-17 05.1,143==N N Z Z （允许一定点蚀）
由式5-29 0.143==X X Z Z
取92.0,0.1,0.1lim ===LVR W H Z Z S （精加工）
查图5-16（b ） pa 6503lim M H =σ,pa 6504lim M H =σ
由式5-28
4.2.2 按齿面接触疲劳强度确定中心距
小轮转矩mm N T ⋅=1891302 初定螺旋角 13=β
初取0.12=t t Z K ε，查表5-5 pa 8.189M Z E = 减速传动 271.334==i u 取4.0=a φ
端面压力角
基圆螺旋角
由式5-42 987.013cos cos === ββZ
由式5-41 442.24829
.20sin 4829.20cos co 2sin cos cos 22035.12s =⨯==
t t b
H Z ααβ
由式5-39
[]
mm
Z
Z Z Z u KT u a H
E H a t 49.153598987.08.189442.2271.34.021891300.1)1271.3(2)1(32
32
1=⎪⎭
⎫
⎝⎛⨯⨯⨯⨯⨯+=⎪⎪⎭
⎫ ⎝
⎛+≥σφβ
ε
取中心距 mm a 155=
估算模数 mm a m n 1.3~085.1)02.0~007.0(==
取标准模数 mm m 5.2=
小齿轮齿数 ()()288.281271.35.213
cos 15521cos 23=+⨯⨯⨯=+=o
u m a z n β
大齿轮齿数 532.92288.28271.334=⨯==uz z
取 283=z 934=z
实际传动比 321.328
9334===
z z i 传动比误差 %5%5.1%100271
.3321.3271.3%100<=⨯-=
⨯-=
∆
i i i i
在允许范围内
修正螺旋角 o 6289.121552)
9328(5.2arccos
2)(arccos 34=⨯+⨯=+=αβz z m n 与初选 13=β相近, H Z ,βZ 可不修正
轮分度圆直径 mm z m d n 74.716289.12cos /285.2cos /33=⨯==o β
圆周速度 s m n d v /47.810603
2
3=⨯=
π
查表5-6 取齿轮精度为8级
4.2.3 验算齿面接触疲劳强度
电机驱动,稍有波动,查表5-3 1=A k
查图5-4（b ） 15.1=v k
齿宽mm a b a 0.621554.0=⨯==φ 查图5-7（a ） 07.1=βK
查表5-4 4.1=αK
载荷系数 7227.14.107.115.11=⨯⨯⨯==αβK K K K K v A
齿顶圆直径 mm m h d d a a 74.765.20.1274.712*
33=⨯⨯+=+=
端面压力角
齿轮基圆直径 mm d d t b 22.67455.20cos 74.71cos 33=⨯==o α
端面齿顶压力角o 84.2874
.7622.67arccos arccos 333===a b at d d α
由式5-43 772.0679
.11
1
==
=
α
εεZ
由式5-42 9878.06289.12cos cos ===o ββZ
由式5-41
由式5-41 445.2455.20sin 455.20cos 856.11cos 2sin cos cos 2=⨯==
o
o o t t b
H Z ααβ 4.2.4 验算齿根弯曲疲劳强度
查图5-18（b ） Mpa F 2903lim =σ，Mpa F 2704lim =σ 查图5-19 0.13=N Y 0.14=N Y
由式5-32 0.143==X X Y Y
取 0.2=ST Y 4.1min =F S
由式5-31[]
Mpa Y Y S Y X N F ST
F F
2.4140.10.14
.12
29033min
3lim 3
=⨯⨯⨯=
=
σσ 查图5-14 24.2,62.243==Fa Fa Y Y
查图5-15 82.1,67.143==Sa Sa Y Y
由式5-47计算βY ，因0.17259.1>=βε，取0.1=βε
由式5-48678.0679
.1856.11cos 75.025.0cos 75.025.022=⨯+=+
=o
α
εεβb
Y
4.2.5 齿轮主要几何参数
5 轴的设计计算
5.1 高速轴的设计计算
轴的材料为选择45#, 调质处理，传递功率kW P 7.4=
转速min /960r n = 查表8-2 1100=A
由于轴上有一个键槽，则612.19~238.19)1%5~%3(678.18=+⨯≥d
估定减速器高速轴外伸段轴径
查表17-2 电机轴径,38mm d =电机轴伸长mm E 80=
则()()mm d d 38~4.30380.1~8.00.1~8.0=⨯==电机
取 mm d 32=
根据传动装置的工作条件选用HL 型弹性柱销联轴 名义转矩m N n P T ⋅=⨯⨯==755.46960
107.455.955.93
查表11-1 工作情况系数5.1,5.1~25.1==K K 取
计算转矩m N KT T c ⋅=⨯==133.70755.465.1
查表22-1 选TL6
公称转矩m N T m N T c n ⋅=>⋅=133.70250
许用转速m in /960m in /3300][1r n r n =>=
轴孔直径mm d mm d 38,30max min ==
取减速器高速轴外伸段轴径d=32mm,可选联轴器轴孔
联接电机的轴伸长mm E 80=
联接减速器高速轴外伸段的轴伸长mm L 82=
5.2 中间轴的设计计算
轴的材料为选择45#, 调质处理，传递功率kW P 47.4=，转速min /7.225r n = 查表8-2 1100=A
由于轴上有一个键槽，则187.32~654.30)1%5~%3(76.29=+⨯≥d
取mm d 40min =
5.3 低速轴的设计计算
轴的材料为选择40Cr, 调质处理，传递功率kW P 29.4=，转速min /0.69r n = 查表8-2 1180=A
mm n P A d 02.460
.6929.4118330=⨯=≥由于轴上有一个键槽，则332.48~40.47)1%5~%3(02.46=+⨯≥d
取mm d 48min =
因为是小批生产，故轴外伸段采用圆柱形
根据传动装置的工作条件选用HL 型弹性柱销联轴 名义转矩m N n P T ⋅=⨯⨯==76.5930
.691029.455.955.93
查表11-1 工作情况系数.k 取1.25
计算转矩 m N KT T c ⋅==2.7423
查表22-1 选TL9
公称直径m N T m N T c n ⋅=>⋅=2.7421000
许用转速min /0.69min /2100][r n r n =>=
6 低速轴的强度校核
6.1 绘制低速轴的力学模型
作用在齿轮的圆周力 N d T F t 135.498426
.2385937602243=⨯== 径向力 N F F t r 873.18574546.20tan 135.4981tan =⨯=⋅= α
轴向力 N F F t a 241.111562.12tan 135.4984tan =⨯=⋅= β
6.2 求支反力
水平支反力
0=∑X ,N R F R Ax t Bx 965.203817.2945135.4984=-=-=
垂直支反力
6.3 作弯矩、转矩图（上图）
水平弯矩x M
C 点 mm N L R M Ax Cx ⋅===39.26506590*171.29451
垂直弯矩z M
C 点左 mm N L R M Az Cz ⋅-=⨯=-=0.444519090.493-1
C 点右 mm N L R M Bz Cz ⋅=⨯==31.177300.13087.1363'2
合成弯矩C M
C 点左 mm N M M M Cz Cx
C ⋅=+=72.26876622 C 点右 mm N M M Cz Cx
C ⋅=M +=72.265657'2'2 转矩 mm N T ⋅=593760
6.1.4 作计算弯矩Mca 图（上图）
该轴单向工作，转矩产生的弯曲应力按脉动循环应力考虑
取6.0=α
C 点左
C 点右
D 点
6.1.5 校核该轴的强度
根据以上分析，C 点弯矩值最大，而D 点轴径最小，所以该
轴危险断面是C 点和D 点所在剖面。

轴的材料为40Cr
查表8-1 pa 736M B =σ 查表8-3 pa 69][1M b =-σ
C 点轴径 []mm M d b caC
C 626.40691.061.4462661.0331
=⨯=≥-σ 因为有一个键槽安全mm 54657.42)05.01(626.40<=+⨯=mm d C
D 点轴径[]mm M d b caD
D 74.37691.03562561.0331
=⨯=≥-σ 因为有一个键槽安全mm mm d D 48627.39)05.01(74.37<=+⨯=
6.6 精确校核轴的疲劳强度
Ⅰ-Ⅸ均为有应力集中的剖面，均有可能是危险剖面。

其中Ⅰ-Ⅲ剖面计算弯矩相同，Ⅱ、Ⅲ剖面相比较，只是应力集中影响不同。

可取应力集中系数值较
大的值进行验算即可。

同理Ⅶ、Ⅷ剖面承载情况也接近，可取应力集中系数较大者进行验算。

校核Ⅰ、Ⅱ剖面的疲劳强度
Ⅰ剖面因键槽引起的应力集中系数查附表1-1（插值）
808.1=σk ，603.1=τk
Ⅱ剖面因过渡圆角引起的应力集中系数查附表1-2
因Ⅰ、Ⅱ剖面主要受转矩作用，τk 起主要作用，按Ⅰ键槽引起的应力集中系数计算
查表8-1 pa 3441M =-σ pa 1991M =-τ
查附表1-4 73.0=σε 78.0=τε
查附表1-5 916.0=σβ 916.0=τβ
查表1-5 34.0=σϕ，21.0=τϕ
取[]8.1~5.1=S ，[]安全S S >
校核Ⅵ、Ⅶ的疲劳强度
Ⅵ剖面因配合(H7/r6)引起的应力集中系数查附表1-1
598.2=σk ， 872.1=τk
Ⅵ剖面因过渡圆角引起的应力集中系数查附表1-2
895.1=σk ， 60.1=τk
Ⅶ剖面因键槽引起的应力集中系数查附表1-1
808.1=σk ，603.1=τk
按Ⅵ配合引起的应力集中系数校核Ⅶ剖面
Ⅵ剖面承受的弯矩和转矩分别为：
Ⅶ剖面产生正应力 pa 663.12max M W M ==
σ pa 663.12max M a ==σσ，0=m σ
Ⅶ剖面产生的扭剪应力及其应力幅、平均应力为
查附表1-4 68.0=σε74.0=τε
查附表1-5 94.0=σβ,92.0=τβ
查表1-5 34.0=σϕ,21.0=τϕ
取[]8.1~5.1=S ，[]安全S S >
其它剖面与上述剖面相比，危险性小，不予校核
7 低速轴轴承的选择及其寿命验算
低速轴轴承选择一对30210圆锥滚子轴承
条件：d=50mm,转速n=96.6r/min ，工作环境多灰尘，载荷稍有波动，工作温度
低于 100，预计寿命h L h 38000300882'10=⨯⨯⨯=
7.1 确定轴承的承载能力
查表21-3 轴承30210的0c =55200N
7.2 计算轴承的径向支反力
7.3 作弯矩图（如前）
7.4 计算派生轴向力S
查表9-8 30210轴承Y=1.5，C=722000 ，e=0.4
21,S S 的方向如图
7.5求轴承轴向载荷
故1松2紧
7.6 计算轴承的当量动载荷P 由4.071.013
.298663.211011=>==e R A 查表9-6 5.1,4.011==Y X
由4.086.012
.245362.211022=>==e R A 查表9-6 5.1,4.022==Y X
查表9-7 1.1=d f
根据合成弯矩图取1,121==m m f f
12P P ，故按1P
计算 查表9-4 1=t f
故圆锥滚子轴承30210适用
8 键联接的选择和验算
8.1 低速轴上键的选择与验算
8.1.1 齿轮处
选择键16×10 其参数为L=56mm ，t=6.0mm ，
R=b/2=8mm ，k=h-t=10-6=4mm ，l=L-2R=56-2×8=40mm ，d=54mm 。

齿轮材料为40Cr ，载荷平稳，静联接
查表2-1 []
pa 120M p =σ 8.1.2 联轴器处
选择键14×9,其参数为L=70mm ，t=5.5mm ，
R=b/2=7mm ，k=h-t=9-5.5=3.5mm ，l=L-2R=70-2×7=56mm ，d=48mm 。

齿轮材料为45#钢，载荷稍有波动，静联接
查表2-1 []
pa 120M p =σ
8.2 中间轴上键的选择与验算 选择键14×9 GB1096-2003A 型，其参数为L=40mm ，t=5.5mm ，
R=b/2=7mm ，k=h-t=9-5.5=3.5mm ，l=L-2R=50-2×7=26mm ，d=50mm 。

齿轮材料为45#钢，载荷稍有波动，静联接
查表2-1 []
pa 120M p =σ
8.3 高速轴上键的选择与验算 选择键10×8 GB1096-2003A 型，其参数为L=45mm ，t=5mm ， R=b/2=5mm ，k=h-t=8-5=3mm ，l=L-2R=45-2×5=35mm ，d=32mm 。

齿轮材料为45#钢，载荷稍有波动，静联接
由表2-1，查得[]
pa 120M p =σ
9 联轴器的选择
9.1 低速轴轴端处
选择TL8联轴器, GB/T4323-2002 名义转矩m N n P T ⋅=⨯⨯==90.5286
.9610386.555.955.93
计算转矩 m N KT T c ⋅=⨯==9.7746.5165.13
公称转矩 m N T m N T n ⋅=>⋅=9.7749.774
许用转速m in /6.96m in /4000][1r n r n =>=
减速器低速轴外伸段mm L mm d 82,481==
9.2 高速轴轴端处
选择TL5联轴器，GB/T4323-2002
名义转矩 m N n P T ⋅=⨯⨯==246.401440
108705.555.955.93
计算转矩 m N KT T c ⋅=⨯==369.60246.405.1
公称转矩m N T m N T c n ⋅=>⋅=369.60250
许用转速 m in /1440m in /3300][1r n r n =>=
减速器高速轴外伸段mm L mm d 58,321==
从动端mm L mm d 58,382==
10 减速器的润滑及密封形式选择
减速器的润滑采用脂润滑。

油标尺M16,材料Q235A
密封圈选用毛毡，JB/ZQ4606-1986
11 箱体结构的设计
减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量，
1. 机体有足够的刚度
在机体为加肋，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。

因其传动件速度大于2m/s，故采用侵油润油。

为保证机盖与机座连接处密封，
3.6
联接凸缘应有足够的宽度，接表面应精创，其表面粗糙度为
3. 机体结构有良好的工艺性.
铸件壁厚为8，圆角半径为R=2。

机体外型简单，拔模方便.
4. 对附件设计
A 视孔盖和窥视孔
在机盖顶部开有窥视孔，能看到传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M8紧固
B 油螺塞：
放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。

C 油标和油尺：
油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。

油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出.
D 通气孔：
由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡.
E 盖螺钉：
启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。

钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹.
F 定位销：
为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度.
G 吊钩：
在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体.
11 参考文献
（1）孙志礼马兴国黄秋波闫玉涛主编《机械设计》北京：科学出版社，2008
（2）巩云鹏田万禄张伟华黄秋波主编《机械设计课程设计》北京：科学出版社，2008
（3）喻子建张磊邵伟平主编《机械设计习题与解题分析》沈阳：东北大学出版社，2000。