机械课程设计--带式运输机单机减速器设计.docx

机械课程设计说明书题目： 带式运输机单机减速器设计 专业班级： 材料物理0902 姓名： 学号： 指导教师： 王艾伦 评阅人： 王艾伦 2011年9月15日设计题目：带式运输机单机圆柱齿轮减速器的设计三、原始数据输送带压力F（N）3000输送带速度v(m/s)1.2滚筒直径D（mm）400四、设计工作量：1、减速器装配图一张（A1图纸：手工图或CAD图）2、零件图2张（一个组应有一套完整的非标准零件的零件图）3、设计说明书一份目录一、传动方案拟定二、电动机选择三、确定传动装置的总传动比和分配级传动比四、带传动设计五、齿轮传动的设计六、轴的设计七、滚动轴承的校核计算八、键联接的选择及校核计算九、密封和润滑的设计十、联轴器的设计十一、箱体结构设计十二、设计小结设计计算及说明结果一、传动方案拟定（1） 工作条件：使用年限8年，工作为二班工作制，载荷平稳，环境清洁。（2） 原始数据：滚筒圆周力F=3000N；带速V=1.2m/s；滚筒直径D=400mm； 二、电动机选择1、电动机类型和结构的选择：选择Y系列三相异步冷电动机，其结构简单，工作可靠，价格低廉，维护方便，适用于不易燃，不易爆，无腐蚀性气体和无特殊要求的机械。2、电动机容量选择：电动机所需工作功率为：式（1）：da (kw) 由式(2)：V/1000 (KW)因此 Pd=FV/1000a (KW)由电动机至运输带的传动总效率为总=25式中：1、2、3、4、5分别为V带传动、滚动轴承、圆柱齿轮传动、弹性联轴器和卷筒轴滑动轴承的传动效率。由表2-4查得=0.92，0.99，0.97，.99.设计计算及说明结果5=0.96总=0.86Pd=4.19 kw则：总=0.960.9920.970.990.96=0.86所以：电机所需的工作功率：Pd= FV/1000总=(30001.2)/(10000.86)=4.19 (kw)3、确定电动机转速卷筒工作转速为：n卷筒=601000V/（D）=(6010001.2)/（400）=57 r/min根据手册表推荐的传动比合理范围，取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围=3。 取V带传动比=4 。则总传动比理论范围为：a24。故电动机转速的可选范为Nd=Ian卷筒=(624)57=3421368 r/min则符合这一范围的同步转速有：750和1000r/min。设计计算及说明结果根据容量和转速，由相关手册查出三种适用的电动电动机Y132M2-6n0=960r/min机型号：（如下表）方案电 动机 型号额定功率电动机转速(r/min)电动机重量N传动装置传动比同步转速满载转速总传动比V带传动减速器1Y132M2-65.51000960823.216.8435.492Y160M2-85.57507201166.212.632.74.68综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和V带传动、减速器传动比，可见第1方案比较适合。此选定电动机型号为Y132M2-6，其主要性能：电动机主要外形和安装尺寸中心高H外形尺寸L(AC/2+AD)HD底角安装尺寸 AB地脚螺栓孔直径 K轴 伸 尺 寸DE装键部位尺寸 FGD160515277.5315216178123880108三、确定传动装置的总传动比和分配级传动比：设计计算及说明结果由选定的电动机满载转速nm和工作机主动轴转速nia=16.841、可得传动装置总传动比为：ia=nm/n=nm/ n卷筒=960/57=16.84总传动比等于各传动比的乘积分配传动装置传动比ia=i0i （式中i0、i分别为V带传动和减速器的传动比）2、分配各级传动装置传动比：根据指导书P7表1，取i0=3（链轮 i=24）因为：iai0i所以：iiai016.84/35.49四、传动装置的运动和动力设计：将传动装置各轴由高速至低速依次定为轴，轴，.以及i0,i1，.为相邻两轴间的传动比01，12，.为相邻两轴的传动效率P，P，.为各轴的输入功率 （KW）设计计算及说明结果T，T，.为各轴的输入转矩 （Nm）n=320r/minn=57r/minP=5.28KWP=5.07 KWTd=54.71 Nmn,n,.为各轴的输入转矩 （r/min）可按电动机轴至工作运动传递路线推算，得到各轴的运动和动力参数1、 运动参数及动力参数的计算（1）计算各轴的转数：轴：n=nm/ i0=960/3=320（r/min）轴：n= n/ i1=320/5.49=57r/min卷筒轴：n= n（2）计算各轴的功率：轴： P=Pd01 =Pd1=5.50.96=5.28KW轴： P= P12= P23=5.280.990.97 =5.07（KW）卷筒轴： P= P23= P24=5.070.990.99=4.97（KW）计算各轴的输入转矩：电动机轴输出转矩为：Td=9550Pd/nm=95505.5/960=54.71 Nm设计计算及说明结果轴： T= 9550P1/nm T=157.58 NmT=83.48 Nm=9550X5.28/320=157.58 Nm轴： T=9550P2/nm=9550X5.07/58=83.48 Nm卷筒轴输入轴转矩：T = T24=83.48 X0.99 X0.99 =81.82 Nm计算各轴的输出功率：由于轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效率：故：P=P轴承=5.280.99= 5.23KWP= P轴承=5.230.99=5.18 KW计算各轴的输出转矩：由于轴的输出功率分别为输入功率乘以轴承效率：则：T= T轴承=157.580.99=156.00NmT = T轴承=83.480.99= 82.65Nm设计计算及说明结果四、带传动设计Pc=6.6kwD1=125mmD2=375mmn0 =314r/minv=6.28m/s（1）、工作机为带式输送机，Kp取1.2。则带传动的计算功率Pc=KpP=1.25.5=6.6kw，转速为960r/min。由P161 表选择A型带。（2）、取小轮直径D1=125mm，滑动系数=0.02。则大轮直径为D2=i1D1（1-）=3125（1-0.02）=367.5mm查表取标准值D2=375mm。大轮转速为n0= n0D1（1-）/ D2 =960125(1-0.02)/375=314 r/mini= n0 / n0=960/314=3.06大轮转速误差为（320-314）/320=1.25%,在允许范围内。（3）、计算V带线速v=D1 n0/（601000）=125960/600006.28m/s在525 m/s范围内。设计计算及说明结果（4）、暂取传动中心距为1=159.03a=1.5(D1+D2)=1.5(125+375)=750mm（5）、算出带的初步长度Lc=2a+(D1+D2)/2+(D2-D1)2/(4 a)=2750+(125+375)/2+(375-125)2/(4 750)2306mm查表9-2取标准计算长度Lc=22041.06=2374mm， 名义长度Lo=2204mm。传动的实际中心距为a=a+(Lc-Lc)/2=750+(2240-2374)/2=683mm（6）、计算小轮包角1=180-（D2-D1）/a57.3=180-(375-125）/68357.3=159.03由表9-2至9-8确定修正前每根V带所能传递的功率P0及相关系数P0=1.38kw，K=0.96，KL=1.06，按表9-7查得功率增量P0=0.11，修正后每根V带所能传递的功率为P0=( P0+P0)Kq KKL设计计算及说明结果选用中心层质为棉质的带，则Kq=1，得P0= 1.52kwZ=5F0=842.95NQ=1657.75NP0=( 1.38+0.11) 1 0.961.06=1.52kw（7）、确定V带根数Z=Pc/P0=6.6/1.52=4.34根取为5根。（8）、计算带的初拉力和加在轴上的压力。F0=500Pc（2.5/ K-1）/v=5006.6（2.5/0.96-1）/6.28=842.95NQ=2 F0sin(/2)=2842.95sin(159.03/2)=1657.75N确定从带轮为辐条结构。（略）其中轮毂长度为l=2d， d为轴径。由轴的设计得。设计计算及说明结果五、齿轮传动的设计：(1)、选定齿轮传动类型、材料、热处理方式、精度等级。考虑减速器传递功率不大，所以齿轮采用软齿面。小齿轮选用40Cr调质，齿面硬度为250HBS。大齿轮选用45钢调质，齿面硬度为220HBS。初选齿面精度为9级。齿面粗糙度Ra3.2m。(2)、齿宽系数a查表（P86）可得，a=0.4，小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限： 查表6-8 按一般可靠要求取SH=1则 取两式计算中的较小值，即H=565Mpa小大齿轮的弯曲疲劳强度： 查表6-8 ，取SF=1.3则 设计计算及说明结果按接触强度设计Z1=28Z2=154m=2.75a=250.25mmb2=100.1mmb1=105.1mm齿轮按9级精度制造，去载荷系数k=1.5，齿宽系数a=0.4中心距。已知=Z2Z1=i=5.49中心距a（1）33352KTIa=（5.49+1）333521.51575800.45.49=232.18 mm常用小齿轮小齿数Z1=1740，取Z1=28，Z2=5.4928154，取Z2=154.故实际传动比为i=154/28=5.5.m=2a/(Z1+Z2)=2232.18/(28+154) 2.55按表51取m=2.75确定中心距a=m(Z1+Z2)/2=2.75(28+154)/2=250.25mm由a=b/a得b2=aa=250.250.4100.1mm,b2为大齿轮宽， 小齿轮宽为b1=105.1mm。校核齿的弯曲强度齿形系数YF1=2.63，YF2=2.16设计计算及说明结果按最小齿齿宽计算v1.52 m/s.d1=77mmd2=423.5mmda1=82.5mmda2=429mmdf1=73.5625mmdf2=420.0625mmh=6.1875mmF1=2KT1YF1/(bmZ1)=21.51575802.63/(100.12.7528)58.66MPa,F2=F1 YF1/YF2=58.662.16/2.63=48.18MPa。符合强度要求。齿轮圆周速度v=d1n1/601000 =2.7528320/(601000) 1.52 m/s.选9级精度合适。分度圆直径d1=77mm，d2=423.5mm，齿顶圆直径，da1=82.5mm，da2=429mm，齿根圆直径df1=73.5625mm,df2=420.0625mm，全齿高h=6.1875mm小齿轮设计为齿轮轴，而大齿轮设计为轮辐式齿轮。由表9-2得其尺寸d1=112mm，0=10mm，r=7mm设计计算及说明结果六、轴的设计1， 齿轮轴的设计 (1) 确定轴上零件的定位和固定方式 （如图1）1，5滚动轴承 2轴 3齿轮轴的轮齿段 4套筒 6密封盖 7轴端挡圈 8轴承端盖 9带轮 10键(2)按扭转强度估算轴的直径选用45#合金钢，调制处理，硬度217255HBS轴的输入功率为P=5.28 KW转速为n=314 r/min并查表11-4,取c=120D1考虑到键槽对轴强度消弱的影响，直径增加4%，得d1=31.8mm，将轴标准化d1=32mm.设计计算及说明结果(3)确定轴各段直径和长度d1=32mmL1=62mmd2=43mmL2=70mmd3=45mmL3=32mmd4=48mmL4=8mmd5=77mmL5=105.1mm右起第一段，取d1=32mm.大带轮的轮毂长度l=2d1=64mm，取L1=62mm。右起第二段直径取d2=43mm(由机械手册查得轮毂的倒角C=1.6mm，h=0.07d1+3=0.0732+3=5.24mm，取h=5.5mm)，考虑到带有密封的轴承端盖的轴段长度，应根据轴承端盖的厚度来确定，并考虑联轴器和箱体外壁之间应有一定的距离，故取L2=70mm。右起第三段，该段装有滚动轴承，选用角接触球轴承，则轴承有径向力，而轴向力为零，选用7209AC型轴承，其尺寸为dDB=458519，那么该段的直径为d3=45mm，齿轮端面距箱体内壁距离2=10mm，轴承端面距箱体内壁距离3=11mm，长度为L3=19=10=11-8=32mm（下段取8mm）。右起第四段，考虑齿轮与箱内壁有一段距离，轴向固定封油盘，取d4=48mm，L4=8mm。 右起第五段，da1100mm,小齿轮做成齿轮轴， d5=77mm，考虑装配方便性，取L5=105.1mm。右起第六段，考虑齿轮与箱内壁有一段距离设计计算及说明结果，轴向固定封油盘，取d6=48mm，L6=8mm。d6=48mmL6=8mmd7=45mmL7=31mmL=165.1mmT1 =157.58103 NmmFt=4090NFAH= FBH=2045NMCH=168814.75 NmmFr=1490NFa=4350N 右起第七段，由于同一轴上的轴承选用同一型号，便于轴承座孔镗制和减少轴承类型，那么该段的直径为d7=45mm，L7=32-1=31mm。(4)求齿轮上作用力的大小、方向 小齿轮分度圆直径：d1=77mm，轴的支撑跨度L=32+8+105.1+8+31-19=165.1mm.作用在齿轮上的转矩为：T1 =157.58103 Nmm求圆周力：FtFt=2T1/d1=2157.58103/77=4090N绘制受力图a轴上水平支反力根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立力学模型。水平面的支反力：FAH= FBH =Ft/2 = 4090/2=2045N绘制水平弯矩图b， 水平面截面C处的弯矩MCH=LFAH /2= 165.12045 /2=168814.75 Nmm。求径向力Fr，轴向力FaFr=Fttan=4090tan200=1490NFa= Ft/cos=4090/cos 200=4350N 设计计算及说明结果求垂直面的支反力，图cFAV=1.76103 NFBV=0.27103 NMcv=145288 NmmMcv=22288 .5NmmMc=222726.34 Nmm由MB=0得FrL/2+ Fad1/2-FAVL=0FAV=（FrL/2+ Fad1/2）/L=(1490165.1/2+435077/2)/165.1=1.76103 N由F=0得FAV-Fr-FBV=0FBV= FAV-Fr=(1.76-1.49) 103=0.27103 N绘制垂直面弯矩图d截面C左侧弯矩Mcv= FAVL/2=1760165.1/2=145288 Nmm截面C右侧弯矩Mcv= FBVL/2=270165.1/2=22288 .5Nmm绘制合成弯矩图eMc=MCH2+MCV2=168814.752+1452882=222726.34 NmmMc=MCH2+MCV2=168814.752+22288.52设计计算及说明结果 =170279.76 NmmMc=170279.76 NmmT=157465 NmmMce=241936.57 Nmm绘制扭矩图fT= Ftd1/2= 409077/2=157465 Nmm绘制当量弯矩图gMe=M2+2T2有当量弯矩图和轴的构图可知，C和D处都有可能是危险截面，应分别计算当量弯矩。由此可将轴的扭矩剪应力看作脉动循环，=0.6.则C截面Mce=MC2+2T2=222726.342+0.621574652=241936.57 NmmMce=Mc=170279.76 Nmm在以上两项中，取大者计算。D截面MDH=FAH（L-105.1-10-29+19/2）=2045（165.1-105.1-10-29+19/2）=53680 NmmMDv=FAv（L-105.1-10-29+19/2）=1670（165.1-105.1-10-29+19/2）设计计算及说明结果 =53680 NmmMDe=125292.27 Nmmeb=0.07 Mpaeb0.31 MpaMD=MDH2+MDV2=62372.52+536802 =82291.38 NmmMDe=MD2+2T2 =82291.382+0.621574652 =125292.27 NmmC截面eb= Mce/Wc= Mce/(0.1d4)= 241936.57/(0.1774) 0.07 Mpa -1b=60 MpaD截面eb= MDe/WD= MDe/(0.1d4) = 125292.27/(0.1454) 0.31 Mpa 1b故轴的强度足够。输出轴的设计计算(1) 确定轴上零件的定位和固定方式 （如图）设计计算及说明结果1，5滚动轴承 2轴 3齿轮 4套筒 6密封盖 7键 8轴承端盖 9轴端挡圈 10半联轴器d1=55mmL1=80mm(2)按扭转强度估算轴的直径选用45#调质，硬度217255HBS，由表11-1查得强度极限B=640Mpa。由表11-5查得其许用弯矩应力-1b=55Mpa，由表11-4取C=110.d考虑轴上有键槽，因此将轴的直径增大4%，则d=48.82（1+4%）此段轴的直径和长度应与联轴器相符合，联轴器选用LT8型弹性套柱销联轴器，其轴孔直径为55mm，与轴配合长度为84mm,故轴输出端直径d1=55mm。(3)确定轴各段直径和长度右起第一段，与联轴器配合，d1=55mm，长度应比联轴器轴孔长度略小一些，取L1=80mm。设计计算及说明结果右起第二段，d2=64mm（倒角C=2.0mm,轴肩高度d2=64mmL2=70mmd3=65mmL3=46mmd4=70mmL4=98.1mmd5=82mmL5=10mmd6=65mmL6=33mmL=164.1mmT2=83.48103NmmFt=394.24Nh=4.5mm，d2=d1+2h=55+24.5=64mm）螺栓长35mm，由表9-9得e=12mm，m=17mm，L2=35+12+17+6=70mm。右起第三段，与轴承配合，轴承选用角接触球轴承7213AC，内径65mm，外径120mm，宽度23mm，齿轮端面距箱体内壁2=10mm，轴承端面距箱体内壁3=10mm，则d3=65mm，L3=23+10+11+2=46mm。右起第四段，轴径d4=70mm，考虑到轴承和齿轮与轴的配合不同，加工精度要求不同，以及装配的方便性，取d4=70mm，L4=100.1-2=98.1mm。右起第五段，考虑齿轮的轴向定位,定位轴肩，取轴肩的直径为d5=82mm ,长度取L5=10mm右起第六段，该段为滚动轴承安装出处，取轴径为d6=65mm，长度L6=3+23+1-2=33mm。(4)求齿轮上作用力的大小、方向 大齿轮分度圆直径：d2=423.5mm，轴的支撑跨度为L=164.1mm。作用在齿轮上的转矩为：T2=83.48103Nmm。求圆周力：FtFt=2T2/d2=283.4810/423.5394.24N设计计算及说明结果绘制受力图a。FAH= FBH=197.12NMCH=16173.70NmmFr=143.49NFa=419.54NFAV=613.11 NFBV=469.42N轴上水平支反力根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置，建立力学模型。水平面的支反力：FAH= FBH =Ft/2 = 394.24/2=197.12N绘制水平弯矩图b， 水平面截面C处的弯矩MCH=LFAH /2= 164.1197.12 /2=16173.70Nmm。求径向力Fr，轴向力FaFr=Fttan=394.24tan200=143.49NFa= Ft/cos=394.24/cos 200=419.54N 求垂直面的支反力，图c由MB=0得FrL/2+ Fad1/2-FAVL=0FAV=（FrL/2+ Fad1/2）/L=(143.49164.1/2+419.54423.5/2)/164.1=613.11 N由F=0得FAV-Fr-FBV=0FBV= FAV-Fr=613.11-143.49=469.42N绘制垂直面弯矩图d设计计算及说明结果截面C左侧弯矩Mcv=50305.68 NmmMcv=38515.91NmmMc=52841.74 NmmMc=41773.96NmmT=83480.32NmmMcv= FAVL/2=613.11164.1/2=50305.68 Nmm截面C右侧弯矩Mcv= FBVL/2=469.42164.1/2=38515.91Nmm绘制合成弯矩图eMc=MCH2+MCV2=16173.702+50305.682=52841.74 NmmMc=MCH2+MCV2=16173.702+38515.91 =41773.96Nmm绘制扭矩图fT= Ftd2/2= 394.24423.5/2=83480.32 Nmm绘制当量弯矩图gMe=M2+2T2有当量弯矩图和轴的构图可知，C和D处都有可能是危险截面，应分别计算当量弯矩。由此可将轴的扭矩剪应力看作脉动循环，=0.6.则C截面设计计算及说明结果Mce=MC2+2T2Mce=72808.49 NmmMce =41773.96 NmmMDe=54795.03Nmm=52841.74+0.6283480.322=72808.49 NmmMce=Mc=41773.96 Nmm在以上两项中，取大者计算。D截面MDH=FAH（L-98.1-10-33+23/2）=197.12（164.1-98.1-10-33+23/2）=6800.64 NmmMDv=FAv（L-98.1-10-33+23/2）=613.11（164.1-98.1-10-33+23/2） =21152.30 NmmMD=MDH2+MDV2 =6800.642+21152.302 =22218.65 NmmMDe=MD2+2T2 =22218.652+0.6283480.322=54795.03NmmC截面设计计算及说明结果eb= Mce/Wc= Mce/(0.1d4)eb=0.03Mpaeb=0.03 Mpa=72808.49/(0.1704) 0.03Mpa -1b=55 MpaD截面eb= MDe/WD= MDe/(0.1d4) =54795.03/(0.1654) 0.03 Mpa 1b故轴的强度足够。设计计算及说明结果七、滚动轴承的校核计算Lh=14600小时FS1=FS2=1239.68NFa=0FA1= FA2=1239.68NFA1/FR10.61根据条件，轴承预计寿命Lh=163658=14600小时1、计算输入轴承（1）已知n1=314r/min两轴承径向反力：FR1=FR2=2045N初选两轴承为角接触球轴承7209AC型得轴承内部轴向力FS=1.3FRtan则FS1=FS2=1.32045tan25=1239.68N（2）FS1+Fa=FS2Fa=0故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端FA1=FS1=1239.68NFA2=FS2=1239.68N(3)求系数x、yFA1/FR1=1239.68N/2045N0.61FA2/FR2=1239.68N/2045N0.61FA2/FR20.61e=0.68x1=1y1=0x2=1y2=0根据课本P263表（11-8）得e=0.68FA1/FR1ex1=1y1=0FA2/FR248720hFR1=FR2=197.12NFS1=FS2=119.49NFa=0FA1= FA2=119.49NP1=1.11.052045=2361.98NP2=P1=2361.98N(5)轴承寿命计算P1=P2故取P=2361.98N角接触球轴承=3根据手册得7209AC型的Cr=36800NLH=16670/nfTCr/（fFP）=16670/3141.0536800/(1.12361.98)3=174626.68h48720h预期寿命足够1、计算输出轴承（1）已知n2=57r/min两轴承径向反力：FR1=FR2=197.12N初选两轴承为角接触球轴承7213AC型得轴承内部轴向力FS=1.3FRtan则FS1=FS2=1.3197.12tan25=119.49N（2）FS1+Fa=FS2Fa=0故任意取一端为压紧端，现取1端为压紧端FA1=FS1=119.49NFA2=FS2=119.49N设计计算及说明结果(3)求系数x、yFA1/FR1=FA2/FR2=0.61e=0.68x1=1y1=0x2=1y2=0P2=P1=227.67NLH=6338669369h48720hFA1/FR1=119.49N/197.12N0.61FA2/FR2=119.49N/197.12N0.61根据课本P263表（11-8）得e=0.68FA1/FR1ex1=1y1=0FA2/FR248720h预期寿命足够设计计算及说明结果八、键联接的选择及校核计算h=8mmb=10mml=52mmp=47.35MpaRh=12mmb=20mml=78.1mmp=5.09MpaRh=10mmb=16mml=64mmp=5.09MpaR（1）与带轮配合的轴段的轴径d=32mm,L1=62mm选用A型平键GB1096-79h=8mm b=10mm键长l=l1-b=62-10=52mmT1=157.58 Nmmp=4T1/（dhl）=4157580/（32852）=47.35MpaR(110Mpa)（2）输出轴与齿轮联接处d=70mm,L1=98.1mm选用A型平键GB1096-79h=12mm b=20mml=l1-b=98.1-20=78.1mmp=4T2/（dhl）=483480/（701278.1）=5.09MpaR(110Mpa)（3）输出轴与联轴器联接处d=55mm,L1=80mm选用A型平键GB1096-79h=10mm b=16mm l=l1-b=80-16=64mmp=4T2/（dhl）=483480/（551064）=5.09MpaR(110Mpa)设计计算及说明结果九、密封和润滑的设计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漏间隙，达到密封的目的。毛毡具有天然弹性，呈松孔海绵状，可储存润滑油和遮挡灰尘。轴旋转时，毛毡又可以将润滑油自行刮下反复自行润滑。2润滑（1）对于齿轮来说，由于传动件的的圆周速度v12m/s,采用浸油润滑，因此机体内需要有足够的润滑油，用以润滑和散热。同时为了避免油搅动时泛起沉渣，齿顶到油池底面的距离H不应小于3050mm。对于单级减速器，浸油深度为一个齿全高，这样就可以决定所需油量，单级传动,每传递1KW需油量V0=0.350.7m3。（2）对于滚动轴承来说，因为浸油齿轮圆周速度为v=57429/(601000)1.52m/s,可利用飞溅到箱盖内壁的油汇集到输油沟内，再流入轴承进行润滑。设计计算及说明结果十、联轴器的设计 由于两轴相对位移很小，运转平稳，且结构简单， 对缓冲要求不高，故选用弹性柱销联。 联轴器型号选用LT8型计算转矩TC=KAT2=1.383.48=108.524Nm，其中KA为工况系数，由课本表13-1得KA=1.3LT8型其额定转矩T=710Nm, 许用转速n=2400r/m in,故符合要求。设计计算及说明结果十一、箱体结构设计(1) 窥视孔和窥视孔盖在减速器上部可以看到传动零件啮合处要开窥视孔，以便检查齿面接触斑点和赤侧间隙，了解啮合情况。润滑油也由此注入机体内。窥视孔上有盖板，以防止污物进入机体内和润滑油飞溅出来。（2）放油螺塞减速器底部设有放油孔，用于排出污油，注油前用螺塞赌注。(3)油标油标用来检查油面高度，以保证有正常的油量。油标有各种结构类型，有的已定为国家标准件（4)通气器减速器运转时，由于摩擦发热，使机体内温度升高，气压增大，导致润滑油从缝隙向外渗漏。所以多在机盖顶部或窥视孔盖上安装通气器，使机体内热涨气自由逸出，达到集