单级直齿圆柱齿轮减速器F=15 V=17 280.doc

机械设计课程设计计算说明书设计题目学院（系）：专 业： 班 级：姓 名：学 号：指导老师：完成日期： 新 余 学 院 目 录 第一部分 绪论1 第二部分 课题题目及主要技术参数说明 2.1 课题题目 2.2 主要技术参数说明 2.3 传动系统工作条件 2.4 传动系统方案的选择第三部分 减速器结构选择及相关性能参数计算 3.1 减速器结构 3.2 电动机选择 3.3 传动比分配 3.4 动力运动参数计算第四部分 齿轮的设计计算 4.1 齿轮材料和热处理的选择 4.2 齿轮几何尺寸的设计计算 4.2.1按齿面接触疲劳强度条件计算小齿轮直径 4.2.2定齿轮的主要参数和计算几何尺寸 4.2.3校核齿根弯曲疲劳强度 4.3 齿轮的结构设计第五部分 轴的设计计算 5.1 输入轴的材料和热处理的选择 5.2 输入轴几何尺寸的设计计算 5.2.1 按照扭转强度初步设计轴的最小直径d1 5.2.2 轴的结构设计 5.2.3 轴的强度校核 5.3.输出轴的材料和热处理的选择 5.4.输出轴几何尺寸的设计计算 5.4.1 按照扭转强度初步设计轴的最小直径d1 5.4.2 轴的结构设计 5.4.3 轴的强度校核 第六部分 轴承、键和联轴器的选择 6.1 轴承的选择及校核 6.1.1输入轴滚动轴承选择及寿命校核 6.1.2输出轴滚动轴承选择及寿命校核 6.2 键的选择计算及校核 6.2.1输入轴键的选择与校核 6.2.2输出轴键的选择与校核 6.3 联轴器的选择第七部分 减速器润滑、密封及箱体主要结构尺寸的计算 7.1 润滑的选择确定 7.1.1润滑方式 7.1.2润滑油牌号及用量 7.2 密封的选择确定 7.3减速器附件的选择确定 7.4箱体主要结构尺寸计算 第八部分 总结参考文献30 设计计算依据和过程 计算结果第一部分 绪论 本论文主要内容是进行一级圆柱斜齿轮的设计计算，在设计计算中运用到了机械设计基础、机械制图、工程力学、公差与互换性等多门课程知识，并运用了AUTOCAD软件进行绘图，因此是一个非常重要的综合实践环节，也是一次全面的、规范的实践训练。通过这次训练，使我们在众多方面得到了锻炼和培养，只要体现在如下几个方面。 （1）培养了我们理论联系实际的设计思想，训练了综合运用机械设计课程和其他相关课程的基础理论并结合生产实际进行分析和解决工程实际问题的能力，巩固、深化和扩展了相关机械设计方面的知识。 （2）通过对通用机械零件、常用机械传动或简单机械的设计，使我们掌握了一般机械设计的程序和方法，树立正确的工程设计思想，培养独立、全面、科学的工程设计能力和创新能力。 （3）另外培养了我们查阅和使用标注、规范、手册、图册及相关技术资料的能力以及计算、绘图数据处理、计算机辅助设计方面的能力。 （4） 加强了我们对Office软件中Word功能的认识和运用。第二部分 课题题目及主要技术参数说明2.1 课题题目 带式输送机传动系统中的减速器。要求传动系统中含有单级圆柱齿轮减速器。2.2 主要技术参数说明 输送带的最大有效拉力F=1500N，输送带的工作速度V=1.7m/s，输送机滚筒直径D=280 mm。2.3 传动系统工作条件 带式输送机连续单向运转，载荷较平稳，三班制工作，每班工作四小时，空载启动，工作期限为十年，每年工作300天；检修期间隔为三年。在中小型机械厂小批量生产。2.4 传动系统方案的选择图1 带式输送机传动系统简图 采用V带传动与齿轮传动的组合，即可满足传动比要求，同时由于带传动具有良好的缓冲，吸振性能，结构简单，成本低，使用维护方便。第三部分 减速器结构选择及相关性能参数计算3.1 减速器结构3.2电动机的选择根据动力源和工作条件，选用Y系列三相异步电动机工作机所需要的有效功率为：Pw=Fv/1000=(15001.70)/1000=2.55KW为了计算电动机所需功率Pd，需确定传动装置总效率总。要求总效率，必须先确定各传动环节的效率。由机械设计课程指导书第14页表查得：V带=0.96，轴承=0.98，齿轮=0.97，联轴器=0.99，滚筒=0.96；则传动装置的总效率为：总=V带轴承2齿轮联轴器滚筒=0.960.9820.970.990.96=0.86电动机所需功率为：Pd= Pw/总=2.55/0.86=2.97KW对于载荷比较稳定，长期连续运行的机械，只要所选电动机的额定功率Ped等于或稍大于电动机所需的工作功率Pd，电动机就能正常工作。所以选取电动机的额定功率为3KW。工作机转速：nw=（601000v）/（D）=（6010001.7）/（3.14280）=116.01 r/min由机械设计课程设计指导书第7页，V带传动的传动比常用范围为iv带=24，单级圆柱齿轮传动的传动比常用范围为i齿轮=35，则总传动比范围为i总=620。故电动机转速的可选范围为：n电机=i总nw=（620）116.01=696.062320.20 r/min符合这一范围的同步转速有710 r/min、960 r/min、1430 r/min。现将3种电动机的有关数据列于下表进行比较：方案电机型号额定功率/KW同步转速/（r/min）满载转速/ （r/min）电动机质量/KG总传动比1Y132M-83750710796.122Y132S-631000960638.283Y100L2-43150014303812.33注：总传动比=满载转速/工作机转速可以发现以上三种电动机都符合要求,都可选取, 若工作环境对传动装置的外廓尺寸要求不大,则可选取方案3;若工作环境希望传动装置越小越好,则选方案1;这里,我们折中选取方案2,即选定电动机型号为Y132S-6。根据电动机功率与同步转速，选定电动机型号为Y132S-6。其主要性能：额定功率 3KW，满载转速 960 r/min。3.3传动比的分配i总=n满/nw=960/116.01=8.28V带传动的传动比常用范围为iv带=24，这里取iV带=2则i齿轮= i总/iV带=8.28/2=4.14(单级圆柱齿轮传动的传动比常用范围为i齿轮=35)3.4运动参数及动力参数计算电动机轴为0轴，减速器高速轴为1轴，减速器低速轴为2轴，滚筒轴为3轴。相邻两轴间的传动比表示为i01、i12、i23；相临两轴间的传动效率为01、12、23；各轴的输入功率为P0、P1、P2、P3；各轴的转速为n0、n1、n2、n3；各轴的输入转矩为T0、T1、T2、T3。在设计计算传动装置时，通常用电动机所需的工作功率Pd进行计算，而不用电动机的额定功率Ped。只有当有些通用设备为留有储备能力以备发展，或为适应不同工作的需要，要求传动装置具有较大的通用性和适应性时，才按额定功率Ped来设计传动装置。传动装置的输入转速可按电动机额定功率时的转速,即满载转速nm计算，这一转速与实际工作时的转速相差不大。0轴（电机轴）P0=Pd=3KWn0=nm=960 r/minT0=9550（P0/ n0）=9550（3/ 960）=29.84Nm1轴（高速轴）P1=P001=1.94V带=30.96=2.88KWn1=n0/i01带=960/2=480 r/minT1=9550（P1/ n1）=9550（2.88/ 480）=57.30Nm2轴（低速轴）P2=P112=2.88(轴承齿轮)=2.88(0.980.97)=2.74KWn2= n1/i12齿轮=480/4.14=115.94 r/minT2=9550（P2/ n2）=9550（2.74/ 115.94）=225.69Nm3轴（滚筒轴）P3=P223=2.74(轴承联轴器)=2.74(0.980.99)=2.66KWn3= n2=115.94 r/minT3=9550（P3/ n3）=9550（2.66/ 115.94）=219.10Nm运动与动力参数的计算结果汇总如下表：轴名功率P/KW转矩T（Nm）转速n/（r/min）传动比i效率输入输出输入输出电机轴1轴2轴滚筒轴2.882.742.6632.822.692.6157.30225.69219.1029.8456.15221.18214.72960480115.94115.9424.1410.960.950.974、 齿轮的设计计算及结构说明4.1 齿轮材料和热处理的选择该齿轮传动无特殊要求，减速器是闭式传动，可以采用齿面硬度350HBS的软齿面齿轮，根据机械技术基础第252页表16-5，选小齿轮材料42SiMn，调质处理，齿面硬度229286HBS；选大齿轮材料45钢，正火处理，齿面硬度162217HBS。4.2 齿轮几何尺寸的设计计算4.2.1按齿面接触疲劳强度条件计算小齿轮直径d1由机械技术基础第260页图16-29查得Hlim1=700MPa，Hlim2=540MPa；由机械技术基础第258页表16-9查得SHmin=1。计算大小齿轮齿面许用接触应力：H1= Hlim1/SHmin=700/1=700 MPaH2= Hlim2/SHmin=540/1=540 MPa由机械技术基础第256页表16-8查得K=1.2；由机械技术基础第259页表16-10取d=1，i=4.14，T1=57300Nmm，H使用较小的H2= 540 MPa。按下式计算小齿轮直径：d13（671/H）2（KT1/d）（i+1）/i） =3（671/540）2（1.257300/1）（4.14+1）/4.14）=50.85mm4.2.2确定齿轮的主要参数和计算几何尺寸确定齿轮齿数：取小齿轮z1=25，则大齿轮z2=z1i=254.14=103.5，取 z2=104；传动比误差：i=i-i/i=4.14-104/25/4.14=4.14-4/4.14=0.4%3%，合格。i为理论传动比，i为实际传动比。确定齿轮模数：m=d1/z1=50.85/25=2.034由机械技术基础第241页表16-2，取m=2。计算齿轮传动中心距：a=m（z1+z2）/2=2（25+104）/2=129mm计算齿轮的几何参数：分度圆直径d1=mz1=225=50mmd2=mz2=2104=208mm齿顶圆直径da1=m（z1+2ha*）=2（25+21）=54mmda2= m（z2+2ha*）=2（104+21）=212mm齿根圆直径df1=m（z1-2ha*-2c*）=2（25-21-20.25）=45mmdf2= m（z2-2ha*-2c*）=2（104-21-20.25）=203mm齿宽b=dd1=150=50mm 取b1=55mm、b2=50mm。4.2.3校核齿根弯曲疲劳强度 由机械技术基础第258页图16-26取Flim1=550MPa，Flim2=380MPa；由机械技术基础第258页表16-9取SFmin=1按下式计算齿轮轮齿许用弯曲应力：F1= Flim1/SFmin=550/1=550 MPaF2= Flim2/SFmin=380/1=380 MPa由机械技术基础第257页图16-25取标准齿轮的复合齿 形系数：YFS1=4.2YFS2=3.9F1=（2KT1YFS1）/（d1bm）=（21.2573004.2）/（50502）=115.52 MPaF1F2=F1（YFS2/ YFS1）=115.52（3.9/ 4.2）=124.40 MPaF2经验算，齿根弯曲疲劳强度满足要求，故合格。4.2.4.计算齿轮的圆周速度及确定精度等级v=（d1n1）/（601000）=（3.1450480）/（601000）=1.23m/s由机械技术基础第255页表16-7，根据圆周速度v=1.26m/s，取该齿轮传动为8级精度。4.3 齿轮的结构设计五、轴的设计计算5.1 轴的材料和热处理的选择由机械技术基础第328页表20-1选用45#调质钢，硬度217255HBS，抗拉强度极限b=650MPa。5.2 轴几何尺寸的设计计算5.2.1按扭矩初算轴的最小直径dC3（P/n）=1153（2.88/480）=20.90mm由机械技术基础第329页表20-2 取C=115其中：P= P1=2.88KWn=n1=480 r/min考虑有键槽，将直径增大3%5%，则d=20.90(1+5%)=21.95mm输入轴最小直径处安装大带轮， 将19.1圆整为整数，所以选：d=25mm。5.2.2轴的结构设计a) 轴的结构分析单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央，相对两轴承对称分布。由于小齿轮尺寸很小，所以和轴一起做成齿轮轴。由于是直齿轮传动，传动过程中只受径向作用力，不会有轴向力，由机械技术基础第303页表19-2 选用深沟球轴承。根据上述需要初定轴的结构应是阶梯轴，阶梯轴的各轴段为： 安装大带轮；轴段为轴段提供轴肩对带轮定位和安装密封圈。轴段用于安装轴承；轴段是轴环，对轴承进行轴向定位；轴段是小齿轮；轴段是轴环，对轴承进行轴向定位；轴段用于安装轴承。如下图所示：b) 确定轴各段直径和长度 段：轴段的直径为最小，已确定为d1=25mm。若将d1=25mm定为带轮轮毂孔径，则带轮的大致宽度为：L=（1.52）d1=（1.52）25=37.550mm那么轴段的长度L1=50mm. 段：根据h=（0.070.1）d1的计算方法，（h为轴肩单侧高度）h=（0.070.1）25=1.752.5mm，考虑到装带轮放大一点，取轴段的直径为d2=30mm考虑到轴承端盖的厚度与拆卸紧固螺钉的空间，取L2=50mm。 、段：根据教材P310表13-1选择深沟球轴承，由于本设计载荷很小而且平稳，参照轴径要求按照经验初步选择型号6207，其内径为d3=35mm（d7=35mm）轴承的宽度为17mm，考虑到大齿轮圆周速度小于2m/s，所以可以采用脂润滑，挡油环的厚度为69，则取轴段、的长度为L3=L7=17+8=25mm。 、段：是轴环，考虑到轴承的定位与装拆，取d4=42mm （d6=42mm）长度为L4= L60。7（d4-d3）=0.7（42-35）=4.9mm ，考虑到要保证箱体内表面与齿轮端面之间的距离，取L4= L6=10mm 段：用于齿轮轴部分，根据小齿轮定尺寸，Z1=25，m=2，d1=50mm，da1=54mm，df1=45mm小齿轮的齿宽为：b1=55mm，则轴段的长度为：L5=55mm。则输入轴的基本尺寸如图：c) 确定两轴承之间的支承跨距l1（两支反力作用点距离）代号为6207的深沟球轴承的外形尺寸，D=72mm，B=17mm。将轴承装到轴上，并取支承点为轴承宽度的中点，即可求l1。 l1=108mm5.2.3 轴的强度校核a） 绘制并计算轴上的作用力由于是直齿圆柱齿轮，齿轮所受法向力可以分解为两个相互垂直的分力，即圆周力Ft和径向力Fr。此外，皮带轮传递进来扭矩T与轴压力FQ。Ft=2T/d=（257300）/50=2292.00NFr= Fttan=2292.00tan20=834.22N其中:T为高速轴的输入转矩 d为小齿轮的分度圆直径 为分度圆压力角以下求解FAY、FAZ、FBY、FBZ。由于空间平衡的力系，在任意平面上的投影力系也平衡，所以分别作出XY平面与XZ平面上的受力简图，利用平面一般力系的平衡方程，即可解出FAY、FAZ、FBY、FBZ。XY面受力图：列方程求解：MB（F）=0FAY108+Fr54-FQ191.50=0FAY108+834.2254-897.44191.5=0FAY=1174.18NFY=0FQ- FAY- FBY-Fr=0FBY= FQ- FAY-Fr=897.44-1174.18-834.22= -1110.96NXZ面受力图：列方程求解：MB（F）=0-FAZ108-Ft54=0-FAZ108-229254=0FAZ = -1146NFZ=0FAZ + F t+ FBZ = 0-1146+2292+ FBZ = 0FBZ=755.8-1511.6= -1146Nb） 作出XY面弯矩图与XZ面弯矩图XY面弯矩图MXY：XZ面弯矩图MXZ：c ）作出合成弯矩图 M=MXY2+MXZ2 d ）作出扭矩图e ）作出当量弯矩图M=M2+（T）2 ，并判断危险截面因为是单向回转轴，所以扭转切应力视为脉动循环变应力，修正系数=0.6 由当量弯矩图可看到，小齿轮的中间位置承受弯矩最大，设定为号危险截面，号轴段与号轴段的连接处也承受了较大的扭矩，而且此处也是轴的最细段，设顶定为号危险截面. 号危险截面处的弯矩保守取(82446.48+32220)/2=57333.25N.mm.f ) 对危险截面强度校核由机械技术基础第335页表20-3选-1b=55Mpa号危险截面:1e=M1e/W=103498.51/(0.1543)=6.57Mpa-1b号危险截面:2e=M2e/W=74936.24/(0.1253)= 47.96Mpa-1b故该轴强度满足要求，合格。5.3.输出轴的材料和热处理的选择根据轴的使用要求，且考虑轴的制造成本，选择45钢，正火处理。5.4.输出轴几何尺寸的设计计算5.4.1按扭矩粗算轴的最小直径dC3（P/n）=1153（2.74/115.94）=33mm由机械技术基础第329页表20-2 取C=115其中：P= P2=2.74KWn=n2=115.94r/min考虑有键槽，将直径增大3%5%，则d=33(1+5%)=34.65mm输出轴最小直径处安装联轴器， 故轴径应取标准值，即安装联轴器的轴头直径d=35mm。5.4.2轴的结构设计a ）轴的结构分析考虑轴的装拆顺序，是轴从齿轮的左侧安装，轴向可以用轴环和套筒固定齿轮。因此，初定轴的结构应是阶梯轴。由于是直齿轮传动，传动过程中只受径向作用力，不会有轴向力，由机械技术基础第303页表19-2 选用深沟球轴承。根据上述需要初定轴的结构应是阶梯轴，阶梯轴的各轴段为： 安装联轴器；轴段为轴段提供轴肩对联轴器定位和安装密封圈。轴段用于安装轴承与套筒；轴段用于安装齿轮；轴段是轴环，对齿轮定位；轴段用于安装轴承。如下图所示：b ）确定各段直径和长度 段：轴段的直径为最小，已确定为d1=35mm。查机械技术基础145页表14-2联轴器轴孔直径为35mm，J1型联轴器的长度为60mm，那么轴段的长度缩短2mm，取L1=58mm。 段：根据h=（0.070.1）d1的计算方法，（h为轴肩单侧高度）h=（0.070.1）35=2.453.5mm，考虑到装联轴器放大一点，取轴段的直径为d2=40mm。联轴器端面至轴承端盖端面的距离为20mm，考虑到轴承端盖的厚度，取L2=20+35=55mm。 段：根据教材P310表13-1选择深沟球轴承，由于本设计载荷很小而且平稳，参照轴径要求按照经验初步选择型号6009，其内径为d3=45mm轴承的宽度为16mm，考虑到大齿轮圆周速度小于2m/s，所以可以采用脂润滑，挡油环的厚度为69，则取轴段的长度为L3=16+8+14=38mm。其中8为挡油环厚度，14为套筒厚度。套筒厚度按照将要将大小轴承与齿轮水平对正来取。 段：是安装齿轮的轴段，一般将段的轴径放大1-2mm，这里取d4=47mm，长度为齿轮宽度减去2mm，L4= 50-2=48mm。 段：是轴环，考虑到对齿轮与轴承的定位与装拆，取d5=51mm， 长度为L4= L60。7（d4-d3）=0.7（51-45）=4.2mm ，考虑到要保证箱体内表面与齿轮端面之间的距离，并保证轴承与小齿轮轴的轴承安装得平行，取L5=14mm 段：为安装轴承的轴径，d6=45m，采用脂润滑，挡油环的厚度为69，则取轴段的长度为L6=16+8=24mm。其中8为挡油环厚度。则输出轴的基本尺寸如图：c ）确定两轴承之间的支承跨距l1（两支反力作用点距离）由机械技术基础第120页查出代号为6009的深沟球轴承的外形尺寸，D=75mm，B=16mm。将轴承装到轴上，并取支承点为轴承宽度的中点，即可求l1。l1=108mm5.4.3轴的强度校核a ）绘制并计算轴上的作用力由于是直齿圆柱齿轮，齿轮所受法向力可以分解为两个相互垂直的分力，即圆周力Ft和径向力Fr。此外，还有滚筒的负载扭矩。Ft=2T/d=（2225690）/208=2170.10NFr= Fttan=225.69tan20=821.44N其中:T为低速轴的输入转矩 d为大齿轮的分度圆直径 为分度圆压力角以下求解FAY、FAZ、FBY、FBZ。由于空间平衡的力系，在任意平面上的投影力系也平衡，所以分别作出XY平面与XZ平面上的受力简图，利用平面一般力系的平衡方程，即可解出FAY、FAZ、FBY、FBZ。XY面受力图：由于FAY与FBY对称布置，所以FAY=FBY列方程求解：FY=0Fr+FAY+FBY = 0FAY =FBY= - Fr /2 = - 410.72NXZ面受力图：由于FAZ与FBZ对称布置，所以FAZ=FBZ列方程求解：FZ=0Ft+FAZ+FBZ = 0FAZ =FBZ= - Ft /2 = - 1085.05Nb )作出XY面弯矩图与XZ面弯矩图XY面弯矩图MXY：XZ面弯矩图MXZ：c ）作出合成弯矩图 M=MXY2+MXZ2 d ）作出扭矩图e ）作出当量弯矩图M=M2+（T）2 ，并判断危险截面因为是单向回转轴，所以扭转切应力视为脉动循环变应力，修正系数=0.6由当量弯矩图可看到，安装大齿轮的轴段的中间位置承受弯矩最大，设定为号危险截面，号轴段为最细轴段，也承受了较大的扭矩，设定为号危险截面 ) ，以下对危险截面进行强度校核。由机械技术基础第335页表20-3选-1b=55Mpa号危险截面:1e=M1e/W=149204.42/(0.1473)=14.37Mpa-1b号危险截面:2e=M2e/W=135414/(0.1353)= 31.58Mpa FB，所以只需校核A处轴承。由于没有轴向力，所以当量动载荷P=FA=1640.74N由于常温下工作，由机械技术基础第308页表19-6，查得ft=1；由于 载荷较平稳，由机械技术基础第308页表19-7，查得fp=1.1。所用轴承为深沟球轴承，代号6207，Cr=25.5KN=25500N轴承的转速就是输入轴的转速，n = 480r/min 轴承的预期寿命为 10（年） 300 （天） 16 （小时）= 48000 h。将以上数据带入轴承寿命公式:Lh=106（ftCr）/（fpP）3/（60n）= 106（125500）/（1.11640.74）3/（60480）=97933.37 h 48000 h轴承具有足够寿命。6.1.2输出轴滚动轴承寿命校核FAY= FBY=410.72N FAZ = FBZ =1085.05N FA= FB=410.722+1085.052 =1160.18N由于FA= FB且没有轴向力，所以当量动载荷P=FA=1160.18N由于常温下工作，由机械技术基础第308页表19-6，查得ft=1；由于 载荷较平稳，由机械技术基础第308页表19-7，查得fp=1.1。所用轴承为深沟球轴承，代号6009，Cr=21.0KN=21000N轴承的转速就是输入轴的转速，n = 115.94 r/min 轴承的预期寿命为 10（年） 300 （天） 16 （小时）= 48000 h。将以上数据带入轴承寿命公式:Lh=106（ftCr）/（fpP）3/（60n）= 106（121000）/（1.11160.18）3/（60115.94）=640500.04 h 48000 h轴承具有足够寿命。6.2键的选择与校核6.2.1输入轴键的选择与校核输入轴上在最细端装皮带轮处使用平键连接，最细端轴的直径为d=25mm。由机械技术基础第346页表21-1，选择bhL = 8740的键。键的轴向工作长度l = L-b=40-8=32mm。由机械技术基础第347页表21-2，查得键的许用挤压应力为p=100Mpa。输入轴的输入扭矩为 T1=57300Nmm将以上数据代入键的挤压应力计算公式p=（4T1）/（dhl）=（457300）/（25732）=40.93Mpa p所以键的联结强度足够.6.2.2输出轴键的选择与校核输出轴上在最细端装联轴器使用平键连接，最细端轴的直径为d1=35mm。由机械技术基础第346页表21-1，选择b1h1L 1= 10850的键，键的轴向工作长度l1= L1-b1=50-10=40mm。中间装大齿轮的轴段也使用平键连接，该轴段直径为d2=42mm，由机械技术基础第346页表21-1，选择b2h2L2 = 14940的键。键的轴向工作长度l2 = L2-b2=40-14=26mm。由机械技术基础第347页表21-2，查得键的许用挤压应力为p=100Mpa。输出轴的输入扭矩为 T2=225690Nmm将以上数据代入键的挤压应力计算公式p1=（4T2）/（d1h1l1）=（4225690）/（35947）=60.98Mpa pp2=（4T2）/（d2h2l2）=（4225690）/（471426）=52.77Mpa p所以键的联结强度足够.6.3 联轴器的选择 由于减速器载荷平稳，速度不高，无特殊要求，考虑拆装方便及经济问题，选用弹性套柱联轴器K=1.3=9550=9550=202.290选用TL6型弹性套住联轴器，公称尺寸转矩=250，。采用型轴孔，A型键轴孔直径d=3240，选d=35，轴孔长度L=60TL6型弹性套住联轴器有关参数型号公称转矩T/(Nm)许用转速n/（r轴孔直径d/mm轴孔长度L/mm外径D/mm材料轴孔类型键槽类型TL625033003560160HT200J型A型第七部分 减速器润滑、密封及箱体主要结构尺寸的计算7.1 润滑的选择确定7.1.1润滑方式1.齿轮V=1.2612 m/s 应用喷油润滑，但考虑成本及需要，选用浸油润滑2.轴承采用润滑脂润滑7.1.2润滑油牌号及用量1.齿轮润滑选用150号机械油，最低最高油面距1020mm，需油量为1.5L左右2.轴承润滑选用2L3型润滑脂，用油量为轴承间隙的1/31/2为宜7.2密封的选择确定1.箱座与箱盖凸缘接合面的密封选用在接合面涂密封漆或水玻璃的方法2.观察孔和油孔等处接合面的密封在观察孔或螺塞与机体之间加石棉橡胶纸、垫片进行密封3.轴承孔的密封闷盖和透盖用作密封与之对应的轴承外部轴的外伸端与透盖的间隙，由于V3（m/s），故选用半粗羊毛毡加以密封4.轴承靠近机体内壁处用挡油环加以密封，防止润滑油进入轴承内部7.3减速器附件的选择确定列表说明如下：名称功用数量材料规格螺栓安装端盖12Q235M616GB 57821986螺栓安装端盖24Q235M825GB 57821986销定位235A640GB 1171986垫圈调整安装365Mn10GB 931987 螺母安装3M10GB 61701986油标尺测量油面高度1组合件通气器透气17.4箱体主要结构尺寸计算 箱座壁厚=10mm 箱座凸缘厚度b=1.5 ,=15mm 箱盖厚度=8mm 箱盖凸缘厚度=1.5 ,=12mm 箱底座凸缘厚度=2.5 ,=25mm ,轴承旁凸台高度h=45，凸台半径R=20mm齿轮轴端面与内机壁距离=18mm大齿轮顶与内机壁距离=12mm小齿端面到内机壁距离=15mm上下机体筋板厚度=6.8mm , =8.5mm主动轴承端盖外径=105