《机械设计课程设计——带式运输机的传动装置》设计参考

目录一、设计任务书3二、动力机的选择4三、计算传动装置的运动和动力参数5四、传动件设计计算（齿轮）6五、轴的设计12六、滚动轴承的计算20七、连结的选择和计算21八、润滑方式、润滑油牌号及密封装置的选择22九、箱体及其附件的结构设计22十、设计总结23十一、参考资料23一设计题目带式运输机的传动装置的设计题号11带式运输机的工作原理（二级展开式圆柱齿轮减速器带式运输机的传动示意图）2工作情况已知条件1工作条件两班制，连续单向运转，载荷较平稳，室内工作，有灰尘，环境最高温度35；2使用折旧期；8年；3检修间隔期四年一次大修，两年一次中修，半年一次小修；4动力来源电力，三相交流电，电压380/220V；5运输带速度容许误差5；6制造条件及生产批量一般机械厂制造，小批量生产。3原始数据题号参数1运输带工作拉力F/KN1500运输带工作速度V/M/S11卷筒直径D/MM220注运输带与卷筒之间卷筒轴承的摩擦影响已经在F中考虑。二动力机选择因为动力来源电力，三相交流电，电压380/220V；所以选用常用的封闭式系列的交流电动机。1电动机容量的选择1）工作机所需功率PW由题中条件查询工作情况系数KA（见1表86），查得KA13设计方案的总效率N0N1N2N3N4N5N6N本设计中的联轴器的传动效率（2个），轴承的传动效率联轴（4对），齿轮的传动效率（2对），本次设计中有8级齿传动效率其中099（两对联轴器的效率取相等）联099（123为减速器的3对轴承）098（4为123承轴承轴卷筒的一对轴承）095（两对齿轮的效率取相等）齿08总4213轴承联齿轴承联9809509023412）电动机的输出功率PWKA21889KW410轴承FVPDPW/，084110总总PD21889/184110260228KW2电动机转速的选择由V11M/S求卷筒转速NWV11NW95496R/MIN106WDNND（I1I2IN）NW有该传动方案知，在该系统中只有减速器中存在二级传动比I1,I2，其他传动比都等于1。由1表132知圆柱齿轮传动比范围为35。所以NDI1I2NW32，52NW所以ND的范围是（85988，238875）R/MIN，初选为同步转速为1430R/MIN的电动机3电动机型号的确定由表1212查出电动机型号为Y100L24,其额定功率为3KW，满载转速1430R/MIN。基本符合题目所需的要求。08411总PW21889KKWPD260228KWNW95496R/MIN电机Y100L24电动机型号额定功率/KW满载转速R/MIN堵转转矩额定转矩最大转矩额定转矩质量/KGY100L24,301430222338三计算传动装置的运动和动力参数传动装置的总传动比及其分配1计算总传动比由电动机的满载转速NM和工作机主动轴转速NW可确定传动装置应有的总传动比为NM/NWNW95496NM1430R/MIN总II149742合理分配各级传动比由于减速箱是展开式布置，所以I1（1315）I2。因为I14974，取I15，估测选取I148I232速度偏差为05，所以可行。3各轴转速、输入功率、输入转矩转速的计算电动机转轴速度N01430R/MIN高速IN11430R/MIN中间轴IIN229792R/MIN0IM1I低速轴IIIN3931R/MIN卷筒N4931R/MIN。各轴功率2I电动机额定功率P0PD3KWN01101高速IP1P0N12P0309909929403KW轴承联NN12099099098轴承联N中间轴IIP2P1P1N齿N轴承2940309509927653KW3N23095099094轴承齿N低速轴IIIP3P2N34P2276530950992600KW轴承齿NN34095099094轴承齿N卷筒P4P3N45P326000980992523KW轴承联N（N4509轴承联8099096）传动比15I148I232各轴速度N01430R/MINN11430R/MINN229792R/MINN3931R/MINN4931R/MIN各轴功率P03KWP129403P227653KWP32600KWP42523KW各轴转矩电动机转轴T022NM高速IT119634N195NP4392中间轴IIT288615N1200765低速轴IIIT3264118N395NP1948M卷筒T4256239N002其中TDNMDNP95项目电动机轴高速轴I中间轴II低速轴III卷筒转速（R/MIN）1430143029792931931功率（KW）327932926282420424204转矩（NM）221965488617726411752562395传动比1148321效率1098094094096四传动件设计计算（齿轮）A高速齿轮的计算输入功率小齿轮转速齿数比小齿轮转矩载荷系数29403KW1430R/MIN4819643NM131选精度等级、材料及齿数1）材料及热处理；选择小齿轮材料为40CR（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。2）精度等级选用7级精度；3）试选小齿轮齿数Z120，大齿轮齿数Z296的；2按齿面接触强度设计因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算。按式（1021）试算，即DT232321HEDTZUTK各轴转矩T119634NMT288615NT3264118NT4256239NM7级精度；Z120Z2963确定公式内的各计算数值1）（1）试选KT13（2）由1表107选取尺宽系数D1（3）由1表106查得材料的弹性影响系数ZE1898MPA（4）由1图1021D按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极HLIM1600MPA；大齿轮的解除疲劳强度极限HLIM2550MPA；（5）由1式1013计算应力循环次数N160N1JLH6014301（283658）410E9N2N1/4883510E8此式中J为每转一圈同一齿面的啮合次数。LN为齿轮的工作寿命，单位小时（6）由1图1019查得接触疲劳寿命系数KHN1090；KHN2095（7）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1，安全系数S1，由式（1012）得H1090600MPA540MPAH2098550MPA5225MPA2）计算（1）试算小齿轮分度圆直径D1TD1T321HEDTZUTK370433235819406592（2）计算圆周速度V277391062NDT037（3）计算齿宽B及模数MBDD1T137043MM37043MMM18521ZDT20437H225MNT2251852MM41678MMB/H34043/41678889（4）计算载荷系数K由1表102已知载荷平稳，所以取KA1根据V27739M/S,7级精度，由1图108查得动载系数KV114；由1表104查得7级精度小齿轮相对支撑非对称布置时KHB的计算公式和直齿轮的相同，KT13D1N1410E9N283510E8KHN1090KHN2095S1H1540MPAH25225MPAD1T37043V27739B37043MMM1852H41678MMB/H889KA1固KHB112018106DD202310B23112018106121202310E337043141652由B/H889，KHB141652查1表1013查得KFB133由1表103查得KHKH11。故载荷系数KKAKVKHKH11141114165217763（5）按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由1式（1010A）得D1MM4110968MM31/TTKD31/7604（6）计算模数MMMM20551ZD298。4按齿根弯曲强度设计由1式105M321COSFSADYZK1）确定计算参数由1图1020C查得小齿轮得弯曲疲劳强度极限F1500MPA；大齿轮得弯曲疲劳极限强度F2380MPA由11018查得弯曲寿命系数KFN1085KFN2088计算弯曲疲劳许用应力取安全系数S14见1表1012得F1（KFN1F1）/S30357MPA41508F2（KFN2F2）/S23886MPA3（1）计算载荷系数KKAKVKFKF11121213317875（2）查取应力校正系数由表105查得YSA1155；YSA2179（3）计算大、小齿轮的并加以比较FSAY00142971FSAY293567400163412FSA8大齿轮的数值大。KHB141652KFB133KHKH11K17763D14110968MMM2055F1500MPAF2380MPAKFN1085KFN2088S14F130357MPAF223886MPAK17875YSA1155YSA217900142971FSAY00163412FSA2）设计计算M3201634016543978E14212对结果进行处理取M2Z1D1/M411097/221大齿轮齿数，Z2UZ148211005几何尺寸计算1）计算中心距D1Z1M21242D2Z1M1002200AD1D2/220042/2121，A圆整后取121MM2）计算大、小齿轮的分度圆直径D142MM，D2200MMMZ1Z23）计算齿轮宽度BDD1，B42MMB147MM，B242MM备注齿宽一般是小齿轮得比大齿轮得多510MM4）验算FT2T1/D1219654310E3/42935919NM/S105824193ABFTK结果合适5）由此设计有模数分度圆直径齿宽齿数小齿轮2424721大齿轮2200421006）结构设计以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于160MM，而又小于500MM，故以选用腹板式为宜。其他有关尺寸参看大齿轮零件图。B低速齿的轮计算输入功率小齿轮转速齿数比小齿轮转矩载荷系数27654KW29792R/MIN32886177NM131选精度等级、材料及齿数1）材料及热处理；选择小齿轮材料为40CR（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。2）精度等级选用7级精度；3）试选小齿轮齿数Z124，大齿轮齿数Z277的；2按齿面接触强度设计因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算按式（1021）试算，即M2Z121Z2100D142D2200A121B147MMB242MMFT104818N9527ABFTK7级Z124Z277DT232321HEDTZUTK3确定公式内的各计算数值（1）试选KT13（2）由1表107选取尺宽系数D1（3）由1表106查得材料的弹性影响系数ZE1898MPA（4）由1图1021D按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限HLIM1600MPA；大齿轮的解除疲劳强度极限HLIM2550MPA；（5）由1式1013计算应力循环次数N160N1JLH60297921（283658）835110E8N2N1/3226110E8此式中J为每转一圈同一齿面的啮合次数。LN为齿轮的工作寿命，单位小时（6）由1图1019查得接触疲劳寿命系数KHN1090；KHN2095（7）计算接触疲劳许用应力取失效概率为1，安全系数S1，由式（1012）得H1090600MPA540MPAH2095550MPA5225MPA4计算（8）试算小齿轮分度圆直径D1TD1T3212HEDTZUTK629349323581906781计算圆周速度V09810M/S1062NDT10627342计算齿宽B及模数MBDD1T1629349MM629349MMM314671ZDT20934H225MNT22531467MM708MMB/H629349/7088893计算载荷系数K由1表102已知载荷平稳，所以取KA1根据V04230M/S,7级精度，由1图108查得动载系数KV114；KT13D1ZE1898MPALIMH600MPAHLIM2550MPA；N1835110E8N226110E8KHN1090KHN2095H1540MPAMPAH52D1T629349V09810M/SB629349MMM314671ZDTKA1KV114由1表104查得7级精度小齿轮相对支撑非对称布置时的KHB计算公式和直齿轮的相同，固KHB112018106DD02310B23112018106121202310E3271221414由B/H892，KHB1414查1表1013查得KFB133由1表103查得KHKH11。故载荷系数KKAKVKHKH1114111414177314按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由1式（1010A）得D1MM6978MM31/TTD31/794625计算模数MMMM348901ZD086按齿根弯曲强度设计。由1式105M321FSADYZKT5确定计算参数由1图1020C查得小齿轮得弯曲疲劳强度极限F1500MPA；大齿轮得弯曲疲劳极限强度F2380MPA由11018查得弯曲寿命系数KFN1085KFN2088计算弯曲疲劳许用应力取安全系数S14见1表1012得F1（KFN1F1）/S30357MPA41508F2（KFN2F2）/S23886MPA31）计算载荷系数KKAKVKFKF111212133178752）查取应力校正系数有1表105查得YFA128YFA2218由1表105查得YSA1155；YSA21793）计算大、小齿轮的并加以比较FSAY00142971FSAY57308200163412FSA69KHB1414K17731D16978MMM3489030357MPA1F23886MPA2K178751FSAY00142972FSAY0016341所以大齿轮的数值大。6设计计算M34485321FSADYZKT3201634016785E对结果进行处理取M35，（见机械原理表54，根据优先使用第一序列，此处选用第一序列）小齿轮齿数Z1D1/M699349/3519981420大齿轮齿数Z2UZ13220647几何尺寸计算1）计算中心距D1Z1M203570，D2Z2M6435224AD1D2/270224/2147，A圆整后取147MM，D17000MM1MZ2）计算齿轮宽度3）计算大、小齿轮的分度圆直径BDD1B70MMB175MM，B270MM备注齿宽一般是小齿轮得比大齿轮得多510MM7）验算FT2T2/D2288617710E3/702531934NN/MM。结果合适107367094251ABFTK8）由此设计有模数分度圆直径压力角齿宽小齿轮35702075大齿轮352242070五轴的设计（在本次设计中由于要减轻设计负担，在计算上只校核一根低速轴的强度）A低速轴3的设计1总结以上的数据。功率转矩转速齿轮分度圆直径压力角26KW264118NM931R/MIN224MM202求作用在齿轮上的力NDTFT172358401263FRFTTAN235817TAN2085830N3初步确定轴的直径M35Z120Z264A147MMD17000MMD2224MMB175MMB270MM3617N/MMBFTKA先按式1152初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45号钢。根据表1153选取A0112。于是有MNPD02341962330MIN此轴的最小直径分明是安装联轴器处轴的最小直径D12为了使所选的轴的直径D12与联轴器的孔径相适应，固需同时选取联轴器的型号。4联轴器的型号的选取查表1141,取KA15则；TCAKAT315264118396177NM按照计算转矩TCA应小于联轴器的公称转矩的条件，查标准GB/T58432003（见表282），选用GY5型凸缘联轴器，其公称转矩为400NM。半联轴器的孔径D135MM固取D1235MM。见下表5轴的结构设计1）拟定轴上零件的装配方案2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度A为了满足半联轴器的轴向定位要求12轴段右端要求制出一轴肩；固取23段的直径D2342MM左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D45。半联轴器与轴配合的毂孔长度L182MM,为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，固取12断的长度应比L1略短一些，现取L1280MMB初步选择滚动轴承。考虑到主要承受径向力，轴向也可承受小的轴向载荷。当量摩擦系数最少。在高速转时也可承受纯的轴向力，工作中容许的内外圈轴线偏斜量816大量生产价格最低，固选用深沟球轴承又根据D2342MM选61909号右端采用轴肩定位查2又根据D2342MM和上表取D34D7845轴肩与轴环的高度（图中A）建议取为轴直径的00701倍所以在D7845MML6712C取安装齿轮处的轴段45的直径D4550MM齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位，已知齿轮的轮毂的宽度为70，为了使套筒能可靠的压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂宽度，固取L4567MM,齿轮的右端采用轴肩定位轴肩高度取（轴直径的00701倍）这里235817NGY5凸缘联轴器61909号轴承去轴肩高度H4MM所以D5654MM轴的宽度去B14H,取轴的宽度为L566MMD轴承端盖的总宽度为15MM（有减速器和轴承端盖的机构设计而定）根据轴承的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖外端面与联轴器的,距离为25MM。固取L2340MME取齿轮与箱体的内壁的距离为A12MM小齿轮与大齿轮的间距为C15MM，考虑到箱体的制造误差，在确定轴承的位置时，应与箱体的内壁,有一段距离S,取S8MM,已知滚动轴承的宽度T7MM小齿轮的轮毂长L50MM则L34TSA706730MML67LCASL565015128679MM至此已初步确定轴得长度3轴上零件得周向定位齿轮，半联轴器与轴的周向定位都采用平键联接。按D4550MM由手册查得平键的截面BH1610MM见2表41,L56MM同理按D1235MMBH108,L70。同时为了保证齿轮与轴配合得有良好得对中性，固选择齿轮轮毂与轴得配合选H7/N6。半联轴器与轴得配合选H7/K6。滚动轴承与轴得周向定位，是借过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为M6。4确定轴的的倒角和圆角参考1表152，取轴端倒角为1245各轴肩处的圆角半径见上图5求轴上的载荷（见下图）首先根据轴的结构图作出轴的计算简图。在确定轴的支点位置时，应从手册中查出A值参照1图1523。对与61809，由于它的对中性好所以它的支点在轴承的正中位置。因此作为简支梁的轴的支撑跨距为182MM。根据轴的计算简图作出轴的弯矩图和扭矩图计算齿轮FT2T1/D122641175/224103235819NFRFTTANAFTTAN2085831N通过计算有FNH1758NFNH216002MHFNH25859361NM同理有FNV1330267NFNV269723NMV40788NMNM2VHM总10278461932载荷水平面H垂直面V支反力FNH1758NFNH216002FNV1330267NFNV269723N弯矩MH9361NMMV40788NM总弯矩M总10211N扭矩T3264117N6）按弯扭合成应力校核轴的强度进行校核时通常只校核承受最大弯矩核最大扭矩的截面（即危险截面C的强度）根据1式155及表1154中的取值，且06（式中的弯曲应力为脉动循环变应力。当扭转切应力为静应力时取03；当扭转切应力为脉动循环变应力时取06）1）计算轴的应力FNH1758NFNH216002MH9361NM总M10211N（轴上载荷示意图）MPAMWTMCA08155017264322232前已选定轴的材料为45号钢，由轴常用材料性能表查得160MPA因此CA，大量生产价格最低固选用深沟球轴承在本次设计中尽可能统一型号,所以选择6005号轴承642S3113606CAS88615NTFFR32253N2353MMMIND6005号轴承5轴的结构设计A拟定轴上零件的装配方案B根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度由低速轴的设计知，轴的总长度为L77966730189MM由于轴承选定所以轴的最小直径为25MM所以左端L1212MM直径为D1225MM左端轴承采用轴肩定位由2查得6005号轴承的轴肩高度为25MM所以D2330MM,同理右端轴承的直径为D1225MM，定位轴肩为25MM在右端大齿轮在里减速箱内壁为A12MM，因为大齿轮的宽度为42MM,且采用轴肩定位所以左端到轴肩的长度为L391281272MM8MM为轴承里减速器内壁的厚度又因为在两齿轮啮合时，小齿轮的齿宽比大齿轮多5MM,所以取L7225745MM同样取在该轴小齿轮与减速器内壁的距离为12MM由于第三轴的设计时距离也为12MM所以在该去取距离为11MM取大齿轮的轮毂直径为30MM，所以齿轮的定位轴肩长度高度为3MM至此二轴的外形尺寸全部确定。C轴上零件得周向定位齿轮，轴的周向定位都采用平键联接。按D4530MM由手册查得平键的截面BH108MM见2表41,L36MM同时为了保证齿轮与轴配合得有良好得对中性，固选择齿轮轮毂与轴得配合选H7/N6。滚动轴承与轴得周向定位，是借过渡配合来保证的，此处选轴的尺寸公差为M6。D确定轴的的倒角和圆角参考1表152，取轴端倒角为1245各轴肩处的圆角半径见上图C第一轴1的设计1总结以上的数据。功率转矩转速齿轮分度圆直径压力角294KW19634NM1430R/MIN42MM20L189MMD1225MML1212MMD2330MM2求作用在齿轮上的力NDTFT953442106912FRFTTAN235817TAN2034029N3初步确定轴的直径先按式1152初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45号钢。根据表1153选取A0112。于是有MNPD241391230MIN4联轴器的型号的选取查表1141,取KA15则；TCAKAT3151963429451NMTCAKAT3151963429451NM按照计算转矩TCA应小于联轴器的公称转矩的条件，查标准GB/T58432003（见表282），选用GY2型凸缘联轴器，其公称转矩为63NM。半联轴器的孔径D116MM固取D1216MM4联轴器的型号的选取查表1141,取KA15则；TCAKAT3151963429451NM按照计算转矩TCA应小于联轴器的公称转矩的条件，查标准GB/T58432003（见表282），选用GY2型凸缘联轴器，其公称转矩为63NM。半联轴器的孔径D116MM固取D1216MM见下表5轴的结构设计A拟定轴上零件的装配方案B根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度A为了满足半联轴器的轴向定位要求12轴段右端要求制出一轴肩；固取23段的直径D2318MM左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D20。半联轴器与轴配合的毂孔长度L142MM,为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，固取12断的长度应比L1略短一些，现取L1240MMB初步选择滚动轴承。考虑到主要承受径向力，轴向也可承受小的轴向载荷。当量摩擦系数最少。在高速转时也可承受纯的轴向力，工作中容许的内外圈轴线偏斜量816，大量生产价格最低固选用深沟球轴承,又根据D2318MM,所以选6004号轴承。右端采用轴肩定位查2又根据D2318MM和上表取D3420MMC取安装齿轮处的轴段45的直径D4525MMD轴承端盖的总宽度为15MM（由减速器和轴承端盖的机构设计而定）根据轴承的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖外端面与联轴器的距离为25MM。固取L2340MM，C15MM，考虑到箱体的制93495NTFFR34029NMIND241GY2凸缘联轴器KA15TCA29451NMD116MM造误差，在确定轴承的位置时，应与箱体的内壁有一段距离S,取S8MM已知滚动轴承的宽度T12MM小齿轮的轮毂长L50MM，则L3412MM至此已初步确定轴得长度有因为两轴承距离为189，含齿轮宽度所以各轴段都已经确定，各轴的倒角、圆角查表1表152取10MM六滚动轴承的计算根据要求对所选的在低速轴3上的两滚动轴承进行校核，在前面进行轴的计算时所选轴3上的两滚动轴承型号均为61809，其基本额定动载荷，基本额定静载荷。现对它们NCR4650NCR43200进行校核。由前面求得的两个轴承所受的载荷分别为FNH1758NFNV1330267NFNH216002FNV269723N由上可知轴承2所受的载荷远大于轴承2，所以只需对轴承2进行校核，如果轴承2满足要求，轴承1必满足要求。1）求比值轴承所受径向力NFR5174369022所受的轴向力NA它们的比值为0R根据1表135，深沟球轴承的最小E值为019，故此时。EFRA2）计算当量动载荷P，根据1式（138A）ARPYXF按照1表135，X1，Y0,按照1表136，210取。则1PFN1920574）（3）验算轴承的寿命NCR4650R3200RAFNP1920按要求轴承的最短寿命为HLH467208352（工作时间）,根据1式（135）HHHPCNLRH4672053019208931R/MIN1366）（）（对于球轴承取3）所以所选的轴承61909满足要求。七连接的选择和计算按要求对低速轴3上的两个键进行选择及校核。1）对连接齿轮4与轴3的键的计算（1）选择键联接的类型和尺寸一般8以上的齿轮有定心精度要求，应选用平键联接。由于齿轮不在轴端，故可选用圆头普通平键（A型）。根据D52MM从1表61中查得键的截面尺寸为宽度B16MM，高度H10MM。由轮毂宽度并参照键的长度系列，取键长L63MM。（2）校核键联接的强度键、轴和轮毂的材料都是钢，由1表62查得许用挤压应力，取平均值，。键的工作长MPAP120MPAP10度LLB63MM16MM47MM。，键与轮毂键槽的接触高度K05H05105MM。根据1式（61）可得所以AAKLDTPP10643524710610233所选的键满足强度要求。键的标记为键161063GB/T10691979。2）对连接联轴器与轴3的键的计算（1）选择键联接的类型和尺寸类似以上键的选择，也可用A型普通平键连接。根据D35MM从1表61中查得键的截面尺寸为宽度B10MM，高度H8MM。由半联轴器的轮毂宽度并参照键的长度系列，取键长L70MM。（2）校核键联接的强度键、轴和联轴器的材料也都是钢，由1表62查得许用挤压应力，取其平均值，。键的工作MPAP120MPAP10长度LLB70MM10MM60MM。，键与轮毂键槽的接触高度K05H0584MM。根据1式（61）可得AAKLDTPP104635604133所以所选的键满足强度要求。键的标记为键10870GB/T10691979。圆头普通平键（A型）436MPAP键161063634MPAP八润滑方式、润滑油牌号及密封装置的选择由于两对啮合齿轮中的大齿轮直径径相差不大，且它们的速度都不大，所以齿轮传动可采用浸油润滑，查2表71，选用全损耗系统用油（GB/T4331989），代号为LAN32。由于滚动轴承的速度较低，所以可用脂润滑。查2表72，选用钙基润滑脂（GB/T4911987），代号为LXAMHA1。为避免油池中稀油溅入轴承座，在齿轮与轴承之间放置挡油环。输入轴与输出轴处用毡圈密封。九箱体及其附件的结构设计1）减速器箱体的结构设计箱体采用剖分式结构，剖分面通过轴心。下面对箱体进行具体设计1确定箱体的尺寸与形状箱体的尺寸直接影响它的刚度。首先要确定合理的箱体壁厚。根据经验公式（T为低速轴转矩，NM）8104可取。M58为了保证结合面连接处的局部刚度与接触刚度，箱盖与箱座连接部分都有较厚的连接壁缘，箱座底面凸缘厚度设计得更厚些。2合理设计肋板在轴承座孔与箱底接合面处设置加强肋，减少了侧壁的弯曲变形。3合理选择材料因为铸铁易切削，抗压性能好，并具有一定的吸振性，且减速器的受载不大，所以箱体可用灰铸铁制成。2）减