机械课程设计说明书

1、设计计算及说明结果一.机械设计课程设计任务书l.题目：铸钢车间型砂传送带传动装置设计2.任务： (1).减速器装配图(1号)1张 (2).低速轴工作图(3号)1张 (3).低速级大齿轮工作图(3号)l张 (4).设计计算说明书 1份3.时间：2008年12月29日至2009年1月16日4.设计参数： (1).传送速度v=0.84m/s (3).鼓轮直径D= 375mm (4).鼓轮轴所需扭矩T= 730 Nm (附：运输带绕过滚筒的损失通过效率计算，取效率=0.97)5.其它条件： 工作环境通风不良，单向运转，双班制工作，使用期限为8年，小批量生产，底座（为传动装置的独立底座）用型钢焊接。设计

2、计算及说明结果二、传动方案2.1 传动方案说明一、选择传动机构类型的基本原则为：1.传递大功率时，应充分考虑提高传动装置的效率，以减少能耗、降低运行费用。2.载荷多变和可能发生过载时，应考虑缓冲吸振及过载保护问题。3.传动比要求严格、尺寸要求紧凑的场合，可选用齿轮传动或蜗杆传动。4.在多粉尘、潮湿、易燃易爆场合，宜选用链传动、闭式齿轮传动或蜗杆传动。根据本次课程设计的要求，此设计采用的传动方案为单级斜齿圆柱齿轮传动。二、传动装置的合理布置传动装置布置的原则：1.传动能力小的带传动应布置在高速轴。 2.闭式齿轮传动应布置在低速轴。这样具有以下优点：1.适用于中心距较大的传动。2.具有良好的挠性，

3、可缓冲吸收振动。3.过载时出现打滑现象，使传动失效，但可防止其他零件损坏。4.结构简单成本低。缺点：外廓尺寸大、无固定传动比、寿命短、传动效率低。结论：对于此传动装置的要求，低速轴由于其要求以固定的传动比传动，且所需传动效率很高，所以齿轮传动适用。设计计算及说明结果2.2 电动机的选择2.2.1 电动机的类型和结构型式类型：根据电源及工作机条件，选用卧式封闭型Y（IP44）系列的三相交流异步电动机（ZBK22007-88） 2.2.2功率的计算和额定功率的选择： 先由已知条件计算鼓轮的转速nw即 nw=601000v（D）=6010000.84（375）=42.8/min 取nw=43r/mi

4、n（1）卷筒轴的输出功率PwPw= Tnw/9550 =73043/9550 =3.28kw （2）电动机输出功率PdPd = Pw /传动装置的总效率：=1223456式中，1至5为从电动机至卷筒轴之间的各传动机构和轴承的效率。由查表得：V带传动1=0.96；滚动轴承2= 0.99；圆柱齿轮传动3=0.97；弹性联轴器4=0.99；卷筒轴滑动轴承5=0.96。运输带绕过滚筒的损失通过效率计算，效率6=0.97经过计算= 0.84Pd = Pw /= 3.28/ 0.84 = 3.904 kw（3）电动机额定功率Ped Ped Pd 取Ped =4 kw 由查表选取电动机额定功率。2.2.3选

5、择电动机的转速为了便于选择电动机转速，先推算电动机转速的可选范围。查表得：V带传动的单级传动比推荐值为24两级圆柱齿轮传动的单级传动比推荐值为936，则电动机转速可选范围为：ndnwi1i2403.561614.24r/min 符合这一转速的电动机同步转速有(750,1000,1500)r/min（课程设计P196 表20-1）这里初步选同步转速分别为1000r/min和1500r/min两种电动机进行比较，如下表：型号额定功率同步转速满载转速质量总传动比Y132S-44150014406832.11Y160M2-85.575072011913.27型号带传动比高速级传动比Y132S-425.

6、042Y160M2-822.3082.2.4选择电动机的型号综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，可见方案1比较合适。因此选用电动机型号为Y132S-6。2.2.5 电动机外形简图和主要安装尺寸 电动机外形示意图=0.84Pd = 3.904kWPed=4kW设计计算及说明结果2.3 总传动比的确定和各级传动比的分配2.3.1 理论总传动比i总nm/nw1440/42.833.642.3.2各级传动比的分配及其说明取V带传动比：i带2则两级圆柱齿轮减速器传动比 i齿i/i带33.64/216.82i高=5.01 i低=3.34所以i符合其常规范围。2.4 各轴的转

7、速、转矩和输入功率2.4.1 各轴的理论转速减速器有3跟轴，从左至右为1轴，2轴，3轴N1nw /i带1440/2=720 r/min N2n1/i高720/5.01143.7 r/minN3n2/i低143.7/3.3443.03 r/min2.4.2 各轴的输入功率电动机轴：P0Pd/总3.94 kW1轴： PP013.940.960.993.74kW2轴： PP123.740.990.973.59 kW3轴： P3 = P23 =3.590.990.97=3.44kW2.4.3 各轴的理论转矩电动机轴：T09550P0/ n095503.94/144026.13 Nm1轴：T9550P/

8、n95503.74/72049.6Nm2轴：T9550P/n95503.59/143.7238.58Nm3轴：T3 = 9550P/n3 =95503.44/43.03=763.47Nmi总33.64i带2i齿16.82n0720 r/minn143.7 r/minn43.03 r/minP0Ped3.94 kWP3.74kWP3.59kWP33.44kWT026.13 NmT49.6NmT238.58 NmT3763.47 Nm设计计算及说明结果三. 传动设计3.1 V带传动3.1.1 V带传动的设计计算1、确定计算功率Pc由表13-8查得ka=1.1故Pc=Ka*Ped=1.14=4.4k

9、W (机械设计P217)(2)选取普通V带型号 根据Pc=4.4kw,n1=1440 r/min,由图13-15，确定选用A型。（机械设计P219图13-15）(3)小带轮基准直径d1及大带轮基准直径d2由表13-9得：d1 应不小于75mm，取d1=90mm,由式13-9得 d2=n1*d1=2*90 =180mm由表13-9取 d2=180mm, (4)验算带速VV=d1*n0*/60*1000=3.14*90*1440 /60*1000=6.79m/s, 在525m/s范围内，带速合适。(5)V带内周长度Li和中心距a0.7(d1+d2)a02(d1+d2) 189mma0120主动轮包

10、角合适。 (7)V带根数z, 由式13-15得 z=Pc/(P0+P0)/Ka/Kl 由n1=1440r/min,d1=90mm, i=d2/d1=2查表13-3用内插法得：P0=1.75kW (机械设计P214页)由表13-5得：P0=0.17kW由1=157.954查表13-7得K=0.965, 查表13-2得Kl =1.03（机械设计P212表13-2）则Z=Pca/(P0+P0) KKL=6.6/(1.75+0.17)/0.965/1.03 =3.47 取Z=4根式中： P0单根V带的基本额定功率； P0单根V带额定功率增量； K包角系数； KL长度系数。(8)作用在带轮轴上的压力FQ

11、 由式13-17得单根V带的预拉力 F0=500*Pc*(2.5/K-1)/zv+qv查表13-1得q=0.1kg/m,故 (机械设计P212表13-1) F0=500*6.6 (2.5/0.965-1)/3/6.79+0.1*6.79=130.49N作用在轴上的压力FQ=2Z*F0*sin(1/2)=2*4*130.49*sin(170.61/2)=1039.45NV带传动主要传动参数见下表：带型Ld(mm)D1(mm)D2(mm)A(mm)Z(根)F0（N）Fp（N）V(m/s)KAA1120901804864130.491039.456.790.96Ld=1120mma=486mm1=

12、157.954P0=1.75kWP0=0.17kWK=0.965Kl =1.03Z=4F0=130.49NFQ=1039.45 N设计计算及说明结果3.1.2带轮结构设计： 椭圆轮辐式带轮的基本尺寸如下：V带轮槽型尺寸：(mm)槽型bdbHahfminefCA1113.22.758.7150.310(上+2, 下-1)7.53810设计计算及说明结果3.2 齿轮传动设计计算 3.2.1 高速级齿轮的设计计算13.2.1 选择材料及确定许用应力1选用斜齿圆柱齿轮传动。2选用软齿面、闭式传动。小齿轮：45钢，调制处理HBS=240260 （机械设计 表11-1）大齿轮：45钢，调制处理HBS=18

13、0220 （机械设计 表11-1） 3初选精度等级7级。4选小齿轮Z1=23 Z2=235.01=120 =1456”21由机械设计表11-5，取SH=1.0 SF=1.253.2.2 按齿面接触强度设计设齿轮按7级精度制造。取载荷系数K=1.6(机械设计 表11-3),齿宽系数（机械设计 表11-6）小齿轮上转矩为T1=9.55P1/N1=71.45取=188(机械设计基础 表11-4) 因为是标准齿轮，所以取=2.5初选螺旋角 则计算应力循环次数：N1=60n1jLn=601440（283008）=3.31N2=N1/i=3.3110/5.042=7.84查教材P205 表10-19 选择

14、疲劳寿命系数Knh1=0.92 Knh2=1.03计算解除疲劳许用应力取失效概率为1% 安全系数s=1计算小齿轮分度圆直径=53.53mm（1）计算圆周速度v=d1tn1601000=1.494 m/s(2) 计算齿宽b= dd1t=53.53mmMnt=d1tcosB/Z1=53.53cos14/24=2.16mm所以取小齿轮分度圆直径=49.089 选取模数m1=2mm,则齿数=23，则Z2=120。H=2.25mnt=2.252.16=4.86mmB/h=53.53/5.042=10.61 (3) 计算纵向重合度 b=0.318dtgb=0.31824tg14=1.903(4) 计算载荷

15、系数k查教材P193 表10-2 可得Ka=1 根据V=1.493m/s由教材P194 图10-8 查得Kv=1.06 由教材P196-197 表10-4查得Khb与直齿轮相同 故Khb=1.419由教材P198 图10-13 可取Khb=1.35由P195 表10-3 查 Kh=Kf=1.4 故载荷系数K=KaKvKhKhb=11.061.41.49=2.11（5）按实际载荷系数校正所得的分度圆直径 得（6）计算模数Mn Mn=d1cosB/Z1=2三按齿根弯曲强度设计Mn1） 计算载荷系数K=KaKvKfK=11.061.41.35=2.0032） 根据纵向重合度=1.903 从教材P21

16、7 图10-28查得螺旋角影响系数Yb=0.883） 计算当量齿数 Zv1=26.27 Zv2=111.664） 查表10-5 Yfa1=2.592 Yfa2=2.1715） 查表10-5 Ysa1=1.596 Ysa2=1.7996） 计算大小齿轮的 并加以比较由图10-20 P208得：FE1=330 FE2=310N1=3.31 N2=7.84 S=1.4查教材P206 图10-18 取弯曲疲劳寿命系数Kfn1=0.83 Kfn2=0.87=195.64=192.64则=0.021=0.0202取值取大的7） 设计计算 数据带入公式 Mn=1.89 取Mn=2Z1=d1cosB/Mn=5

17、8.70cos14/2.5=21.74=23故Z2=Z1i=225.042=109.92=119四几何尺寸计算1）计算中心距 a=（Z1+Z2）Mn/2cos14=148.11将中心距整为148按圆整后的中心距修正螺旋角B=arcos（Z1+Z2）Mn/2a=14.252）由于B值变化不多 故参数 EH 等不必修正3） 计算大小齿轮的分度圆直径d1=Z1Mn/cosB=242/cos14.25=49.089d2=Z2Mn/cosB=1192/cos14.25=246.9114) 计算齿轮宽度 b= d1=149.089=50圆整后取 B2=50mm B1=55mm3.3.1 低速级齿轮的设计计

18、算1.齿轮类型，精度等级，材料都与高速级齿轮取得一样1）选小齿轮Z3=31 Z4=313.34=103 2）初选 =14按齿面接触强度计算计算小齿轮分度圆直径 d3t 确立公式内各计算数值 初选Kt=1.6 小齿轮传递扭矩T2=290.11Nm 由于齿轮类型，精度等级，材料都与高速级齿轮一样 =188 =2.5 教材P215 图10-26 可得 按计算式计算应力循环次数 N3=60n2jLh=60126.08（283008）=2.9 N4=N3/i=2.9/3.36=1.03 查教材 P207 图10-19 可选取 Knh3=1.06 Knh4=1.14 2）计算解除疲劳许用应力 取失效概率为

19、1% 安全系数为1 于是得 =Knh3/S=1.06540/1=572.4MPA = Knh4/S=1.16480/1=547.2MPA 3）计算 把数据代入公式 d3t=81.569mm 计算圆周速度 V=v=d3tn2601000=0.54 m/s 计算齿宽b= dd3t=81.569mm 计算模数Mnt=d3tcosB/Z3=79.911cos14/28=2.28 h=2.25Mnt=2.252.33=7.38mm b/h=81.17/7.38=10.99 计算纵向重合度 =0.318Z3tgB=0.31824tg14=1.903 计算载荷系数K 查教材P193 表10-2 可得使用系数

20、Ka=1 根据V=0.54m/s 7级精度 由教材P194 图 10-8 可得动载系数Kv=1.04 由教材P196-197 表10-4查得Khb与直齿轮相同 故Khb=1.42由教材P198 图10-13 可得 Kfb=1.35由教材P195 表10-3 可得 Kha=1.4故载荷系数K=KaKvKhaKhb=11.041.41.42=2.07按实际载荷系数校正所得的分度园直径=79.911 计算模数Mn=d3cosB/Z3=2.333. 三按齿根弯曲强度设计Mn(1) 确立计算参数 K=KaKvKhaKhb=11.041.41.35=1.97 （2）根据纵向重合度 =1.903 从教材P2

21、17 查得螺旋角影响系数Yb=0.88 （3）计算当量齿数 Zv1=Z3/=28/ =26.27 Zv2=Z4/=95/ =74.44(4) 由教材 P200 表10-5 可查得 Yfa3=2.592 Yfa4=2.231 Ysa3=1.596 Ysa4=1.759 查教材P208 图10-20 可得小齿轮弯曲疲劳强度极限 大齿轮弯曲疲劳强度极限 （5）计算大小齿轮的 并加以比较（6）取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 则 可得 大齿轮的数值大 把数值代入公式 Mn 可得 Mn=2.33mm 取Mn=2.5即可满足弯曲强度 Z4=Z3i=313.34=100.7=104 （6）计算中距 mm （7

22、）用圆整后的中心距修正螺旋角 B=arcos = =14.53 由于B值变化不多 故参数 EH 等不必修正 （8）计算大小齿轮分度圆直径 =mm （9）计算齿轮宽度 b=dd3=80mm 圆整后取 B2=80mm B1=85mm 3.4齿轮参数1. 高速小齿轮df1160分度圆直径d1=49.089mm齿顶园直径da1=Mt（d1+2hat*）=53.089 mm齿根园直径df1=Mt（Z1-2hat*-2Ct*）=43.839 mm齿顶高 ha=ha*M=2 mm齿根高 hf=（ha*+C*）M=5.25mm全齿高 h1=ha1+hf1=5.625mm2. 高速大齿轮160df2500分度圆

23、直径d2=246.911mm齿顶园直径da2=Mt（Z1+2hat*）=250.911mm齿根园直径df2=Mt（Z1-2hat*-2Ct*）=241.661 mm齿顶高 ha=ha*M=2mm齿根高 hf=（ha*+C*）M=5.25mm全齿高 h2=ha1+hf1=5.625mm3. 低速小齿轮Df3160 实心式分度圆直径d3=79.911mm齿顶园直径da3=Mt（Z1+2hat*）=84.911mm齿根园直径df2=Mt（Z1-2hat*-2Ct*）=73.611mm齿顶高 ha=ha*M=2.5mm齿根高 hf=（ha*+C*）M=6.25mm全齿高 h2=ha1+hf1=6.75

24、mm3. 低速大齿轮160df48-10 d010 r=5 c1=（0.2-0.3）B=254. 低速大齿轮腹板式d1=1.6d=100.8 D0=0.5（D1+d1）=190.14 D1=df-2f0=248.31 =（2.5-4）Mn=12 d0=0.25（D1-d1）=44.670 r=5 c1=（0.2-0.3）B=28.5sF2=360MPaV=1.51m/s设计计算及说明结果3.6 联轴器的选择1.选型说明 由于本减速器属于中小型减速器，其输出轴与工作机轴的轴线偏移不大。其次为了能够使传送平稳，所以必须使传送装置具有缓冲，吸振的特性。因此选用弹性柱销联轴器。2.联轴器型号 TcaK

25、aT1.2247.23296.676Nm由课程设计P164表17-4选择联轴器HL3联轴器3582GB501485型联轴器外形示意图Tca296.676Nm设计计算及说明结果设计计算及说明结果四.轴与轮毂的联接4.1 高速轴的结构设计4.1.1轴径设计（1）选材 45钢（2）确定轴伸直径考虑到键的影响,轴径适当放大，根据教材P370 表15-3 45钢 A=103-126取A=115轴伸上有个键槽考虑将d增大5%dmind1=d*1.05=20.21mm取标准值d1=20mm,d2=d1+（510）=2530mm由课程设计P158表16-9根据密封圈尺寸查得直径d2=28mm。d3=d2+(5

26、10)=40+(510)=3040mm 根据轴承标准内径查得直径d3=30mm d4装大齿轮，其直径应小于大齿轮齿根圆直径(309.5mm)，且有键，应增宽4%所以d4= d3+(510)*1.04=3540mm,取标准值d4=37mm。d6=d4=37mm。d7=d3=30mm由于e=df1/2-df4/2-3=0.06758153轴承端面至箱体内壁的距离油润滑3554旋转零件间轴向距离10-15135齿轮顶至轴表面10206大齿轮齿顶圆至箱体内壁距离305049L1箱体内壁至轴承座孔端面距离=+C1+C2+(510)56e轴承端盖凸缘厚度表9-99610H减速器中心高Ra+6 +7212.

27、4 1=10mm2=10mm3=4mm6=40mmL1=60mme=10mm设计计算及说明结果轴段1：L1=80mm （根据课程设计P164联轴器的选择确定） 轴段2：L2= m+e+螺钉头部厚度+510=79mm 轴段3：L3=轴承宽度B+结构确定=35.5mm 轴段4：L4=大齿轮齿宽-2mm=73 mm 轴段5：L5=结构确定=14.5mm 轴段6：L6=轴承宽度+结构确定=19mm低速轴总长：L=301mmL1=80mmL2=79mmL3=35.5mmL4=73mmL5=14.5mmL6=19mmL=301mm设计计算及说明结果4.2 低速轴的强度校核只需进行低速轴的强度校核,按弯扭强

28、度计算：低速轴 L=127mm, , 压力角=20 齿轮上的圆周力Ft=2T2/d2=1865.89N轴向力Fa= Ft* tg = 1865.89* tg1355=462.33N径向力Fr=Ft*tg/ cos =1865.89*tg20/cos1355=699.67N带轮的压力FQ=1087.5N总长L总=301mm1）求水平面的支反力FH =F1H=F2H=Ft/2=1865.89/2=932.945N2) 求垂直面的支反力F1v=(Fr*L/2-Fa*d2/2)/L=(699.67*127/2-462.33*265/2)/127=-132.52N（与原假设方向相反）F2v=Fr-F1v

29、=699.67+132.52=832.19N3) 绘水平面的弯矩图： MaH=F1HL/2=932.9450.127/2=59.24Nm4) 绘垂直面的弯矩图：Mav=F2v*L/2=832.19*0.127/2=52.84NmMav=F1v*L/2=-132.52*0.127/2=-8.42Nm=20Ft=1865.89NFa=462.33NFr=699.67NFQ=1087.5NL总=301mmFH=932.945N F1v=-132.52NF2v=832.19NMaH=59.24 NmMav=52.8NmMav=8.42Nm设计计算及说明结果5)合成弯矩图考虑到最不利的情况,把Maf与

30、(Mav2 +Mah2)1/2直接相加Ma =(Mav2 +Mah2) 1/2 =(52.842+59.242) 1/2 =79.38 NmMa= (Mav 2 +Mah2) 1/2 =(8.422+59.242) 1/2 =59.83 Nm6)轴的传递转矩T=Ft*d/2=1865.89*0.265/2=247.23 Nm7)最危险截面当量弯矩截面：可见a-a截面最危险Me=(Ma2+(T) 2) 1/2 , 取=0.6, Me=(79.382+(0.6*247.23)2) 1/2=168.24 NmMa=111.51 NmMa=113.7 NmMe=317.08 Nm设计计算及说明结果8)

31、计算危险截面处轴的直径：轴的材料选用45钢,调质处理,查得 B=650MPa由此查得许用弯曲应力-1b=60N/MPa,则 d(Me/0.1/-1b)1/3=(/0.1/60)1/3=30.38mm而初步设计此段轴径为35mm30.38mm强度满足要求,合适设计计算及说明结果 设计计算及说明结果4.3 低速轴的键联接强度校核1.低速轴轴的键A、大齿轮与轴联接的键： (1)类型及尺寸选择(机械设计P156页表10-9)选择圆头普通平键联接 根据轴段直径d=50mm,查得b=14,h=9, 键长L=36160mm,取L=56mm 选用型号：键1456 GB109679(2).强度校核校核键联接的挤

32、压强度,条件是:p=4T低/dhlpp=4*/(50*9*56)=39.24Mpa查机械设计P158页表10-10得p=100120 MPa 所以pp,满足条件,合适 。B、低速轴轴端的键：(1)类型及尺寸选择(机械设计P156页表10-9)选择半圆头普通平键联接 根据轴的直径d=35mm,查得b=10,h=8,键长L=22110mm,取标准值L=70mm选用型号：键C1070 GB109679(2).强度校核校核键联接的挤压强度,条件是:p=4T3/dhlpp=4*/(35*8*70)=50.46 MPa查教科书P158页表10-10得p=100120 MPa 所以pp，满足条件,合适 。L

33、=56mmp=39.24MPaaL=70mmp=50.46MPa设计计算及说明结果 五.轴承选择计算5.1 高速轴类型选择 选深沟球轴承（中窄） 轴承型号：6306外型尺寸：d=30 安装尺寸：D1=37 D=72 D2=65 B=19 rmax=15.2 低速轴类型选择 选深沟球轴承（轻窄） 轴承型号：6312外型尺寸：d=60 安装尺寸：D1=69 D=110 D2=101 B=22 rmax=1.55.3 中间轴类型选择 选深沟球轴承（轻窄） 轴承型号：6309外型尺寸：d=45 安装尺寸：D1=52 D=85 D2=78 B=19 rmax=15.4 高速轴轴承寿命验算根据所选深沟球轴

34、承轴承的型号为6306轴承的当量载荷Fa/C0r=462.33/22500=0.,由机械设计P280表16-11 用插入法得e=0.39 取X1=0.44，Y1=1.43X2=1, Y2=0因为,所以应以轴承2的径向当量动载荷P2为计算依据。由机械设计P279 表16-8 16-9 得 fp=1.2 ft=1 对于角接触球轴承 因为是三班制，所以h=118年10年，满足设计要求设计计算及说明结果5.5 减速器各轴所用的轴承型号轴承型号dBD高速轴深沟球轴承301972低速轴深沟球轴承6022110中间轴深沟球轴承451985设计计算及说明结果六.减速器的润滑与密封 6.1 齿轮传动的润滑本减速

35、器齿轮圆周速度为：V=pd1n/(60*1000) =1.485m/s 齿轮的圆周速度小于12m/s，所以采用浸油润滑。此外，传动件内浸入有油的深度要求适当，油池必须保持在一定的深度。（课程设计P153P154页表16-1、16-4）机座内装中负荷工业齿轮油N220润滑油（GB5903-86）至规定高度。6.2 润滑油牌号的确定及油量计算 润滑油牌号的确定 齿轮节圆的速度为: V=pd1n/(60*1000) =1.485m/s 由课程设计 P153 表162 得所需润滑有运动粘度 为220 再由课程设计 P153 表161 得所需润滑油牌号为N220（GB5903-86） 油面高度的确定以每

36、传递1kw功率所需油量为350700cm，计算所需油量范围。V=（350700）2.77=969.51939cmVmin=1774.64 cmVmax=3549.28cm设计计算及说明结果实际储油量：大齿轮浸油深度不小于10mm，而且最高浸油深度不超过1/3的大齿轮半径得最低油面深度： 48mm最高油面深度： 161mm箱体内壁总长： L=390mm箱体内壁总宽： b=100mm Vmin=48390100=1872cmVmax=161390100=6279cm箱体的储油量在理论范围内6.3 轴承的润滑由课程设计P154 表16-4得由于d1*n=40*384=15360，d2*n=4*107

37、=6500所以2个轴承均采用脂润滑。且使用滚动轴承脂ZGN69-2。（d1 高速轴轴承内径，n 高速轴的转速，d2 低速轴轴承内径，n2 低速轴的转速）6.4 减速器的密封由课程设计 P156表16-8本减速器所采用的密封件是挡油盘。L=472mmb=108mmVmin=2549cmVmax=4740cm设计计算及说明结果 七.减速器箱体及其附件 7.1 箱体结构形式及材料本减速器采用剖分式箱体，分别由箱座和箱盖两部分组成。用螺栓连接起来，组成一个完整箱体。剖分面与减速器内传动件轴心线平面重合。此方案有利于轴系部件的安装和拆卸。剖分接合面必须有一定的宽度，并且要求仔细加工，以保证箱体刚度。在轴承座处设有加强肋。箱体底座要有一定宽度和厚度，以保证安装稳定性和刚度。减速器箱体用HT200制造。铸铁具有良好的铸造性能和切削加工性能，成本低。铸