广石化机械设计课程设计

机械设计课程设计

计算说明书

螺板输送机装置

设计课题：螺旋输送机传动装置中的

一级斜齿圆柱齿轮减速器

机电工程系（院）

班级

姓名

学号

题目

指导教师....

目录

B

录....................................................

1

课题题目.............................................2

一.设计规定........................................2

二.选择电动机......................................6

三.传动装置的运动和动力参数........................9

四.传动装置的运动和动力设计........................10

五.圆柱斜齿轮传动的设计...........................14

六.轴的设计计算...................................21

七.轴承的设计与校核...............................33

八.键连接的选择和校核..............................39

九.联轴器的选用....................................41

十.箱体设计........................................42

十一.减速器润滑密封................................45

十二.设计心得......................................47

十三.参考资料......................................48

机械设计课程设计任务书

设计题目：

螺旋输送机装置中的一级斜齿圆柱齿轮减速器

--设计规定

②连续单向运转；

③载荷平稳；

④室内工作；

⑤输送螺旋工作允许误差±5%；

1.4设计工作量：①减速器装配图1张；

②设计说明书一份；

1.5螺旋输送机引言：

螺旋输送机是一种常用的连续输送机械。它是运用工作构

件即螺旋体的旋转运动使物料向前运送，是现代化生产和物流

运送不可缺少的重要机械设备之一，在国民经济的各个部门中

得到了相称广泛的应用，已经遍及冶金、采矿、动力、建材、

轻工、码头等一些重工业及交通运送等部门。螺旋输送机重要

是用来运送大宗散货品料，如煤、矿石、粮食、砂、化肥等。

螺旋输送机具有结构简朴，制做成本低，密封性强、操作安全

方便等优点。

1.6螺旋输送机工作原理:

物料运送工业中螺旋输送机重要用于原料的输送，一般采

用实体螺旋叶片，中间吊挂轴承等螺距的全叶式螺旋即S制法

螺旋输送机。其结构图如下图1所示

1、驱动装置2、联轴器3、壳体4、出料口5、旋转螺旋轴

6、中间吊挂轴承7、支座8、进料口

图1螺旋输送机简图

它由一根装有螺旋叶片的转轴和料槽组成。转轴通过轴承

安装在料槽两端轴承座上，转轴一端的轴头与驱动装置相联。

料槽顶面和槽底开有进、出料口。

1.7工作过程原理：

物料从进料口加入，当转轴转动时，物料受到螺旋叶片法向推

力的作用，该推力的径向分力和叶片对物料的摩擦力，有也许

带着物料绕轴转动，但由于物料自身的重力和料槽对物料的摩

擦力的缘故，才不与螺旋叶片一起旋转，而在叶片法向推力的

轴向分力作用下，沿着料槽轴向移动。

二.选择电动机

2.1电动机的选择

按工作规定及工作条件，选用Y系列三相交流异步电动机，封

闭式结构，电压为380V

2.2选择电动机容量

螺旋输送机所需功率：

由式：

得：

电动机所需工作功率为：

兀

由电动机至输送机的传动总效率为：

4

〃总X773X74X75

根据《机械设计课程设计》查表得式中:

①：联轴器1效率

②：滚动轴承（一对）效率

③：圆柱斜齿轮传动效率

④：联轴器2效率

⑤：圆锥齿轮传动效率。

（根据《机械课程设计简明手册》可查得=0.99=0.98,=

0.97,=999、=0.95）

则：

〃总=0.99x0.984x0.97x0.99x0.95=0.83

所以：

电机所需的工作功率：

P18.32

Pp.=w==22Q7Zw

〃总0.83

由《机械课程设计简明手册》可知，满足条件的系列三相交流

异步电动机额定功率应取。

2.3拟定电动机转速

输送机工作轴转速为：

nw=[(1-5%)〜(1+5%)]x50r/min

=47.5〜52.5〃min

根据《机械设计课程设计》表3-2推荐的传动比合理范围：

1

①取圆柱斜齿轮传动一级减速器传动比范围i=3〜5

i'=2-3

②取开式圆锥齿轮传动的传动比1

则总传动比理论范围为：

\=ix[=6〜15

故电动机转速的可选范为：

则符合这一范围的同步转速有：750r/min

2.4根据容量和转速，由相关手册查出一种合用的电动机型号:

(如下表)

电动机转速

传动装置传动比

(r/min)

电动机额定功率

型号(kw)同步，两载总传圆锥齿

减速器

转速转速动比轮传动

Y250M-83075073014.6033.89

2.5此选

定电动机

型号为外形尺寸底角安装

地脚螺栓孔轴伸尺寸

Y250M-8,尺寸

LX(AC/2+AD)

其重要性直径KDXE

XHDAXB

能：

中心高H

250930x642.5x575406x3492465x140

电动机重要外形尺寸：/

三.传动装置的运动和动力参数

-拟定传动装置的总传动比和各级传动比的分派

3.1传动装置总传动比

由选定的电动机满载转速，〃和工作机积极轴转速n

可得传动装置总传动比为：

=区=受=146

九50

总传动比等于各传动比的乘积

ia=i°xi

*

（式中1分别为开式圆锥齿轮传动和减速器的传动比）

3.2分派各级传动装置传动比:

根据《机械设计》，取（圆锥齿轮传动）

由于:

所以:

犯.传动装置的运动和动力设计

4.1总述

将传动装置各轴由高速至低速依次定为电机轴、I轴、II

轴、III轴、IV轴iO,i1.......为相邻两轴间的传动比

T|O1,T|12,..........为相邻两轴的传动效率

PI,PH.......为各轴的输入功率（KW）

TI,TII.......为各轴的输入转矩（N-m）

nI.nII......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.电动机2.联轴器3.减速器4.圆锥齿轮5.螺旋轴

4.2计算各轴的转速：

I轴：

II轴：

III轴：

螺旋输送机:

4.3计算各轴的输入功率:

।轴.6=』x%]=5x7=22.07x0.99=21.85kw

H轴.品=6x〃]2=々x〃2x〃3=21.85x0.98x0.87=18.63-w

III轴：

螺旋输送机IV轴：

4.4计算各轴的输入转矩:

电动机轴输出转矩为：

9550x1/_9550x22.07

=288.72Mm

%730

I轴：

“轴.G=(xix%=7]xix/x%=285.83x7.3x0.98x0.97=1983.48Mm

III轴：

螺旋输送机IV轴：

Tw=4nxi0x%x0=1963.65x2x0.98x0.95=3656.322V-m

4.5计算结果汇总表:

功效率P转矩T转速n传动效率

轴名

(KW)(N■m)r/min比in

电动机

730

轴0.99

1

1轴21.85285.83730

0.97

7.3

II轴18.631983.48100

0.98

川轴18.071963.65100

2

输送机0.95

16.823656.3250

IV轴

五园柱斜齿轮传动的设计

5.1齿轮参数计算

1.选精度等级、材料及齿数

运送机为一般工作机器，速度不高，故选用7级精度

(GB10095-88)。

查表得选择小齿轮40cr(调质热解决)硬度280HBs,大齿轮

45钢(调质热解决)硬度240HBS,两者硬度差值为40HBS；

初选螺选择旋角3二15。，取，取。

2.按齿面接触强度设计

计算的

7、12kz~~F+l~~z〃z八2

a2t-\i[SHY

(1)拟定公式内的各计算数值

试选载荷系数ktn.6。

小齿轮传递的转矩

%皿=史之必21筌=2.86x10^^

1n,730

查表得，选取区域系数

查表得，，，贝IJ:

查表得，材料的弹性影响系数齿轮材料为锻钢

查表可得，选取持宽系数

查表可得，计算应力循环次数

为齿轮每转一圈时，同一齿面啮合的次数；为齿轮转速；为我

轮的工作寿命。

9

N}=60^.//,,,=60x730x1x(2x8x300x8)=1.68xlO

9

1.68xlO^025X109

-6.73

查表可得，接触疲劳寿命系数，

查图表可得，按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限，大

齿轮的接触疲劳强度极限

计算接触疲劳许用应力。

取失效概率为1%,安全系数s=1《机械零件设计手册》

\aH]==Q9x600=540Mpa

[aI=川im?=Q95*550=5225Mpa

H-s

口〃]=（540+522.5）/2=531.25Mpa

计算

1）试算小齿轮分度圆直径d1t,由计算公式得

2）计算齿宽b及模数”，

,、/2x1.6x1983480~~7.3+1/89.8x2.435?”“

d.>3----------------------x---------（-----------------1=160.80/^71

11V1x1.517.3531.25

计算圆周速度

TicLn3.14x160.8x730右一/

v=-------=t-x-----------------------------------=6A4m/s

60x100060x1000

b=（!）ddld=1x90.25=90.25mm

dcosp160.8xcos15°___

in=—lt........=-------------------=IEmm

nt420

h-2.25mnl=2.25x7.77=17.48mm

b_90.25

=5.16

I-17.48

计算纵向重合度与

8p=0.3180/4tanp=0.318xlx20xtanl5°=1.704

计算载荷系数k

查阅资料可得使用系数，根据，7级精度，

查阅图表可得动载荷系数，

查表可得，，

查阅图表可得，

查阅图表可得，

计算动载荷系数

K=KA,KV・"K耶=1x1.31x1.6x1.56=3.27

按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由公式计算得.

&==160.8x《3累-204.06mm

计算模数mn

d.cos/?204.06xcoslS)

m=----=----------=9.86/zwi

〃nZj20

按齿根弯曲强度设计

按公式计算得

V0/ZJ%卜儿

拟定计算参数

由图10-20c查的小齿轮的弯曲疲劳强度，大齿轮的弯曲疲劳极

限

由图1078取弯曲疲劳寿命系数，，

计算弯曲疲劳许用应力

取弯曲疲劳安全系数s=1.3,由式1072得：

[o-J,=%g臼=0-82x500=3i5.38Mp4

51.3

口J="FE?=686x380=25138MpQ

s1.3

计算载荷系数k。

K=KA,K、・・K印=1X1.31X1.6X1.56=3.27

根据纵向重合度，查阅图表可得，螺旋角影响系数。

计算当量齿数。

Z|_20

Zvl=22.19

cos3pcos315

z_141

2=156.7

cos3pcos15

查取齿形系数。

由表可得：，

查取应力校正系数。

由表10-5可得：，

计算大、小齿轮的并加以比较

VY2.80x1.55

=0.013761

.315.38

〃2%2二2.418x1.971

=0.018959

口/-251.38

比较后得大齿轮的数值大。

(2)设计计算

、，2x1.9x2.86x10sX0.88XCOS214。八八…、

mn>l--------------z--------------x0.01147=10.87mm

"V1X242X1.65

对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于齿根

弯曲疲劳强度计算的法面模数，贝I取，已满足弯曲疲劳强度。

但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得的分度

圆直径d1=52.45mm来计算应有的齿数。于是由

7d.cosB90.25cos15仆“

Z.=------=------------=43.59/77/27

mn2

取z1=30,则

5.几何尺寸计算

中心矩

亿+z,)”(30-202)x10.87

a=-!--=一-=----------------=1305.40/吻

2cosp2xcos15

圆整中心矩a=1306/77/77

按圆整中心矩修正螺旋角

々(z,+z)m„(30+202)x10.87

P=arccos———2=arccos----------------------=4.1i9n°o

2a2x301

因B值改变不多，故参数、、zH等不必修正。

计算大、小齿轮的分度圆直径

zm30x10.87

4=—{n=------------=32697mm

cospcos4.19

zm202x10.87

d=z2"tl=----------------=2279.()5/72/?/

2cospcosl5.54

计算齿轮宽度

b=(p”4=1x326.97=326.97mm

圆整后取，

六.轴的设计计算

轴的结构设计

由于齿根圆直径打Y3dm所以高速轴采用齿轮轴设计。

6.1零件装备减速器输入轴（I轴）

1）初步拟定轴的最小直径

选用40Cr调质，硬度280HBS

轴的输入功率为片=21.854卬

转速为“=73°〃/min

d.=C>3—=115xJ4里=35.71mm

V730

（c9X115）

连接联轴器，有一根键，则

dm=dexl.05=35.71x1.05=37.50mm

初选弹性柱销联轴器TL5(T=125N-m,L=62mm),则最小轴径,〃

取29mm

2)拟定轴各段直径和长度

左起第一段与TL5(T=125N-m,L=62mm)弹性柱销联轴器连

接，轴径，轴长L1=60mm;

左起第二段，轴向定位弹性柱销联轴器，

因必须符合轴承密封元件的规定，经查表，取。箱体结构未知,

L2待定；

齿轮采用对称安装，则有,，圆整，取值

旋转构件应距离箱体15mm,则齿轮距箱体15mm,距离轴承

20mm,o轴承初选7207AC(),则

3)校核轴的强度

按弯矩、转矩合成强度计算轴的计算简图如图所示

图中h=c=43.5"加2,。=121，2%（初取乙），T=285.83N-m

拟定作用在轴上的载荷：

Ft=—=2*285.8：=10997.69N

圆周力d51.98x10

F1099769

Ff=——tga=吆20。=3959.17N

径向力cos/cos15.75°

小一4F"FtB=10997.69xtv15.75°=46258N

轴向力.&g

4）拟定支点反作用力及弯曲力矩

水平面中的计算简图如图6.1a所示。

支承反力

FRRH=F

KunARC/H7=0.5Ft=0.5X10997.69=5498.85N

截面I-1的弯曲力矩

M=

IHFRBHb=5498.85x43.5=239199.987V•mm

垂直面中的计算简图如图6.1b所示。

支承反力

F，+Frc462.58x^^4-3959.17x43.5

2

FRBV—-------=--------------2-----------------------=2145.32N

b+c43.5-1-43.5

3F。吟3959.17x43.5-462.58x?M

…b+c=----------------------------------2—=1813.85N

43.5+43.5

截面|-I的弯曲力矩

〃根==2145.32x43.5=93321.42N・mm

M；H=FRCVC=1813.85X43.5=78902.48N•mm

合成弯矩（图1c）

22

M'IH=4M；v+"；H=V70965.9+93321.42=117239.27N.田

m

22

Mw/=Mv+M，\=A/60362.77+78902.48=99344.18

N■mm

轴上的扭矩

T=84800N•mm

画出轴的当量弯矩图，如图6.1e所示。从图中可以判断截

面I-I弯矩值最大，而截面H-H承受纯扭，所以对这两个危

险截面进行计算。

5）计算截面I-Ix截面II-II的直径

已知轴的材料为40cr（调质热解决），其

oB=750MPa;

[clbJ=70MPa;

[oob]=120MPa;

a=^^=-=0.58

则6o〃l120

截面I-I处的当量弯矩

M\=JM；+(a.、=,99344.182+(0.58x84800)2=110852.75N•mm

截面II-II处的当量弯矩

M\=J("f)2==0.58x84800=49184Nemm

故轴截面I-I处的直径

」I|110852.75…।

4=3------!—=3-------------=25.1bw77

y0.1[o-_lb]V0.1X70

满足设计规定；

轴截面II-II处的直径

49184

3----=-=3------=1i9n.115Cmm

10.1⑸JV0.1x70

有一个键槽，则增大5%得20.11mm,也满足设计规定。

6.2减速器输出轴（II轴）

1）初步拟定轴的最小直径

选用45调质钢，硬度217—255HBS

轴的输入功率为耳=18.63

转速为〃ini00"111111

八、八\P11c）18.63右一。

d>C-3一=115x3--1--0-0--=65.68mm

瓦"（c®115）

拟定轴上零件的装配方案如下图所示：

2）拟定轴各段直径和长度

①右起第一段，从联轴器开始右起第一段，由于联轴器与轴通

过键联接，则轴应当增长5%,取①40rnm,根据计算转矩TC二KA

XT11=1.3X475.57=713.355N-m,查标准GB/T5014—1985,

选用TL7型弹性柱销联轴器，半联轴器长度为11=112mm,轴段

长L1=110mm；

②右起第二段，考虑密封规定，d2取45mm,L2待定；

③右起第三段，初选7210AC(dXDXB=50X90)<

20),d3=50mm,1_3=43.5mm

④右起第四段，安装齿轮，d4=55mm,L4=B2-2=50-2=48mm

⑤右起第五段，定位齿轮的轴肩，d5=60mm,L5=7.5mm

⑥右起第六段，d6=d3=50,L6=34

3)按弯矩、转矩合成强度计算轴的计算

根据上例高速轴的分析，低速轴的受力情况跟高速轴的同

样，只是里的大小有所变化，所以还是用高速轴的模型进行设

计计算。受力简图还是同样，如下图所示：

图中b=c=41.2mma=120nlm（初取L2）T=475.57N-m

⑴拟定作用在轴上的载荷:

大齿轮分度圆直径d2=210mm

2T2x475.57

二4529.24N

d210x10-3

圆周力

F452924

Ft=——吆。=上工一zg20°=1712.82N

径向力'cos/?cos15.75°

F=Fjg0=4529.24x々15.75。=1277.38N

轴向力a

拟定支点反作用力及弯曲力矩

水平面中的计算简图如图6.2a所示。

支承反力

FRRH=FRCH=0.5F=0.5X4529.24=2264.62N

截面I-1（安装大齿轮）的弯曲力矩

M=・

iIHnKnFriRRHb=2264.62x41.2=9330234N•mm

垂直面中的计算简图如图6.2b所示。

支承反力

Fa-^Frc1277.38x^+1712.82x41.2

1pRBV—2-------=--------------2---------------------=2352.79N

b+c41.2+41.2

Fh-Fx-1712.82x41.5-1277.38X”

F=-------------2=-----------------------------------2=724.63N

RCVb+c43.5+43.5

截面I-1的弯曲力矩

；

MInH=KoFVRRVb=2352.79x41.2=97934.95N•mm

M；H=FRCVC=724.63x41.2=29854.76N•mm

合成弯矩（图化）

M'IH=加丫+M&=,93302342+97934.952=9330747.97N.

mm

飞22

MWI=$M"M=79330234+29854.76=9330281.76N

m

轴上的扭矩

T=475570N•mm

4）画出轴的当量弯矩图，如图6.2e所示。从图中可以判断截

面1-1弯矩值最大，而截面II-II（安装联轴器）承受纯扭，所

以对这两个危险截面进行计算。

计算截面I-IV截面II-II的直径

已知轴的材料为45(调质热解决)，其

(yR=650MPa;

[alb]=60MPa;

[oob]=102.5MPa;

则

匕*]60

a-———=------=0.6

55102.5

截面I-I处的当量弯矩

=JM：+(")2=,9330281.762+(0.6x475570)2=9334643.96N•mm

截面1171处的当量弯矩

M’2=J(CT)2=aT=0.6X475570=28542N•mm

故轴截面I-I处的直径

9334643.96一…

--------------=115.87mm

0.1x60

有一个键槽，则增大5%得121.66mm满足设计规定；

轴截面II-II处的直径

28542

3------=-=3---------=1i6r.So2nmm

\OA[a]b]V0.1x60

有一个键槽，则增大5%得17.69mm,也满足设计规定。

图1

七.轴承的设计与校核

7.1高速轴轴承的设计与校核

查《机械设计课程设计》可知角接触球轴承7207AC的基本额定

动载荷，基本额定静载荷。根据设计条件，轴承的预期寿命为:

41=16x300x8=384004

1）求两轴承受到的径向载荷F门和Fr2

将轴系部件受到的空间力系分解到铅垂面和水平面两个力系，

受力如图7-1。

图7-1高速轴轴承的受力分析图

已知小齿轮上的力:

F=2775.30N

圆周力t

；

径向力f=1050.02N

心789.52N

轴向力

小齿轮分度圆直径d=51.98

Frx43.5+Ftzx—

F=----------------------幺760.96N

rllv43.5+43.5=

Fr2v=K-F；lv=289.24N

Fr\H=F12H』=\38165N

5=j£「+4J=1582.60N

4工2J+工2/=1714.47N

2）求两轴承的计算轴向力Fs1和Fs2

对于7207AC型轴承，查设计指导书可知轴承内部轴向力，其判

断系数，因此可估算

F=exF-=0.68x1582.60=1076.168N

o111

&=ex%=0.68x1714.47=1168.84N

工+%=789.52+1076.168=1865.688NAF八

由于

所以轴承1“压紧”，轴承2“放松”，故

以=凡+耳=1865.688N

工2=%=1168.84N

3）求轴承的当量动载荷P1和P2

1865.688

=1.18>e-0.68

1582.60[

F_1168.84

a2=0.68=G=0.68

7^7~1714.47

由表1671分别进行查表得径向载荷系数和轴向系数为

轴承1：

轴承2:

因轴承运转中有轻微载荷,按表16-8和表16-9,fp=1.0,o

则

6=力,(X］工1+X工I)=1.0X(0.41X1582.60+0.87x1865.688)=2272.01N

B=fp(X2Fr2+Y2Fa2)=l.Ox(lx1714.47+0x1491.7)=1714.47N

4)验算轴承寿命

由于，所以按轴承1的受力大小验算，白二3

in6r

4>)』6576.38/z

卜6QnPA

而轴承的预期寿命为：，。满足设计规定。

5)低速轴轴承的设计与校核

查《机械设计课程设计》P193可知角接触球轴承7210AC的基

本额定动载荷，基本额定静载荷。根据设计条件，轴承的预期

寿命为：

=16x300x8=38400//

1.求两轴承受到的径向载荷Fr1和Fr2

将轴系部件受到的空间力系分解到铅垂面和水平面两个力系,

受力如图7-2

图7-2低速轴轴承的受力分析图

已知大齿轮上的力：

圆周力E=2665」4N

径向力E=1008.52N

妣〜心吃=758.18N

轴向力°

大齿轮分度圆直径d=210mm

Frx41.2+F6/x-

F.=---------------2=1510.44N

小41.2+41.2

Fr2v=Fr-耳]\,=-460.24N

Fr,H=Fr2H=；R='33257N

品=JE/+^J=2014.24N

生=后"总7=1409.8IN

2.求两轴承的计算轴向力Fs1和Fs2

对于7210AC型轴承，查设计指导书可知轴承内部轴向力，其判

断系数，因此可估算

K=exFr]=0.68x2014.24=1369.68N

Fs2=exFl2=0.68x1409.81=958.67N

ryi-i工Cl+玲S1=758.18+1369.68=2127.86N>b24

所以轴承1“压紧”，轴承2“放松”，故

月产工+%=2127.86N

《2=%=958.67N

求轴承的当量动载荷P1和P2

2127.86

=1.06>q=0.68

2014.24

几_958.67

=0.68=e=0.68

7^7~1409.812

由表1671分别进行查表得径向载荷系数和轴向系数为

轴承1：

轴承2:

因轴承运转中有轻微载荷，按表16-8和表16-9,fp=1.0,o

则

・

6=fp(XxFrX+X%)=10x(0.41x2014.24+0.87x2127.86)=2677.08N

pXFYF

2=fP(2r2+2a2)=1.0x(lx1409.81+0x958.67)=1409.81N

4.验算轴承寿命

由于，所以按轴承1的受力大小验算，

1()6C

乙=>)11313L91。

h60〃PA

而轴承的预期寿命为：，。满足设计规定。

八.键连接的选择和校核

8.1高速轴连接联轴器处键

输入轴外伸端直径d=25mm,考虑到键在轴末端处安装，根

据《机械设计课设设计》中，选单圆头普通C型平键

bh=8mm7mmo键长L=56mmo

选择45钢，则其挤压强度公式为，并取，，则其工作表面的挤

压应力为

。”笠=49.53MPi

「dhl

由表6-2查得可知，当载荷平稳时，许用挤压应力，，故连接

能满足挤压强度规定。

安装低速轴与大齿轮连接处的键

直径d=55mm,考虑到键在轴中部安装，根据《机械设计课

设设计》中，选圆头普通A型平键，键bhL=16mm10mm45mni。选

择45钢，，则其工作表面的挤压应力为

%=二=120.62〃尸。

「dhl

当载荷平稳时，许用挤压应力，，故连接能满足挤压强度规

定。

安装低速轴与联轴器连接处的键

选用单圆头普通C型平键，根据齿处轴的直径为d=40mm,

根据《机械设计课设设计》表974中，查得键的截面尺寸为键,

键长取L=110mmo

键、轴和轮毂的材料都是刚，其许用应力，键工作长度

I=L-b/2=104rmi，键与轮毂键槽的接触高度

o=—=56.Q6MPa

fPdhl

由于键采用静联接，冲击轻微，，所以连接能满足挤压强

度规定。

九.联轴器的选用

9.1联轴器的作用：

联轴器是将两轴轴向联接起来并传递扭矩及运动的部件并

具有一定的补偿两轴偏移的能力，为了减少机械传动系统的振

动、减少冲击尖峰载荷，联轴器还应具有一定的缓冲减震性

能。联轴器有时也兼有过载安全保护作用。

9.2联轴器的选择原则：

①转矩T:TT,选刚性联轴器、无弹性元件或有金属弹性元

件的挠性联轴器；T有冲击振动，选有弹性元件的挠性联轴

器；

②转速n:nT,非金属弹性元件的挠性联轴器；

③对中性：对中性好选刚性联轴器，需补偿时选挠性联轴器；

④装拆：考虑装拆方便，选可直接径向移动的联轴器；

⑤环境：若在高温下工作，不可选有非金属元件的联轴器；

⑥成本：同等条件下，尽量选择价格低，维护简朴的联轴器；

半朕轴器的材料常用45、20Cr钢，也可用ZG270—500铸钢。

链齿硬度最佳为40HRC—45HRC。联轴器应有罩壳，用铝合金

铸成。

十.箱体设计

10.1箱体的基本结构设计

箱体是减速器的一个重要零件，它用于支持和固定减速器

中的各种零件，并保证传动件的啮合精度，使箱体有良好的润

滑和密封。箱体的形状较为复杂，其重量约占减速器的一半，

所以箱体结构对减速器的工作性能、加工工艺、材料消耗，重

量及成本等有很大的影响。箱体结构与受力均较复杂，各部分

尺寸一般按经验公式在减速器装配草图的设计和绘制过程中拟

定。

10.2减速器箱体的各部分尺寸

减速器箱体的各部分尺寸表

箱座厚度80.025a+1>88

箱盖厚度510.858>88

箱盖凸缘厚度b1b1=1.5612

箱座凸缘厚度bb=1.5<5j12

箱座底凸缘厚度

b—2.5620

b22

地脚螺钉直径dfdf—0.04a+8M16

地脚螺钉数目4

轴承旁联结螺栓直

d】=o.75dM12

径d1z

M8

盖与座联结螺栓直螺栓的间距：150-

d2—(0.5~0.6)d/

径d2-200

螺栓的间距：150-