螺旋千斤顶的设计
2020-03-02 16:17:33 来源：范文大全收藏下载本文
一、设计任务书
设计带式输送机的传动装置。
工作条件：带式输送机连续单向运转，工作平稳无过载，空载起动，输送带速度允许误差±5% ；两班制工作（每班按8小时计算），使用期限10年，小批量生产。
具体的设计任务包括： （1）传动方案的分析和拟定；
（2）电动机的选择，传动装置的运动和动力参数的计算； （3）传动零件的设计（带传动、单级齿轮传动）；
（4）轴和轴承组合设计（轴的结构设计，轴承组合设计，低速轴弯、扭组合强度校核，低速轴上轴承寿命计算）；
（5）键的选择及强度校核（低速轴上键的校核）； （6）联轴器的选择； （7）减速器的润滑与密封；
（8）减速器装配草图俯视图设计（箱体、附件设计等）；
二、传动方案的拟定及电动机的选择
已知条件：运输带的有效拉力 F=3000N，传送带的速度为 v=2m/s，滚筒直径为 D=300mm。连续单向运转，工作平稳无过载。
1、传动方案的拟定
采用V带传动及单级圆柱齿轮传动。 （1）、类型：采用Y系列三相异步电动机 （2）、容量选取：工作机有效功率：
Pw=FV/1000=3000 2/1000=6KW 设 ：V型带效率
：滚动轴承效率
：闭式齿轮传动（设齿轮精度为8级）效率
:弹性联轴器效率
：卷筒轴效率
ŋ6: 滚筒效率
查表得
ŋ2=0.99
ŋ3=0.97 ŋ4=0.97 ŋ5=0.98 ŋ6=0.96
传动装置总效率为：
ŋ总= ŋ1 ŋ 2^2 ŋ3 ŋ4 ŋ5 ŋ6
=0.96×0.99^2×0.97×0.97×0.98×0.96=0.83 电动机所需功率为：
Pd=FV/1000×0.83=7.23KW 查《机械设计基础课程设计》附录二， 选取电动机的额定功率 Pe=7.5kW （3）、确定电动机转速 滚筒转速为：
=60×1000V/πD
=60×1000×2／π×300=127.4r／min 因带传动的传动比2-4为宜，齿轮传动的传动比3-5为宜，则 最大适宜传动比为
最小适宜传动比为
则电动机转速可选范围为：
nd=i =127.4×（6~20）=764.4~2548 r／min 可选的同步转速有
1000r／min 1500r／min 3000r／min 三种，三种方案的总传动比分别为： i =7.61
i =11.3
=22.76 考虑到电动机转速越高，价格越低，尺寸越小，结构更紧凑，故选用同步转速为 的电动机。
查《机械设计基础课程设计》附录二，得此电动机的型号为 Y132M-4。 电动机型号：Y132M-4 额定功率 ：7.5 满载转速 ：1440 启动转矩 ：2.2 最大转矩 ：2.2
由电动机具体尺寸参数 ，得 中心高： 132mm 外型尺寸 ： 515*（270/2+210）315 底脚安装尺寸 ：216 178 地脚螺孔直径 ：12 轴外伸尺寸 ：38 80 装键部位尺寸 ：10 33 38
2、计算传动装置的总传动比并分配传动比 （1）、总传动比： i总=11.3 （2）、分配传动比：取带传动比
i带=2.8，则减速器传动比
i齿=11.3/2.8=4。
三、传动装置的运动和动力参数计算
1、各轴转速计算
nⅠ= ／i带=1440／2.8=514.286 r／min
nⅡ=nⅠ／i齿=514.286／4.0=127.4 r／min
滚筒n筒=nⅡ=127.4 r／min
2、各轴输入功率计算
PⅠ= Pd ŋ带=7.23×0.96=6.94kw PⅡ=PⅠŋ2=6.94×096=6.66 kw
3、各轴输入转矩计算
Td=9550×Pd／nⅠ=9550×7.23／1440=47.95Nm TⅠ=9550×PⅠ／nⅠ= 9550×6.94／514.286=128.87Nm TⅡ=9550×PⅡ／nⅡ=9550×6.66／172.4=499.286Nm
四、传动零件的设计计算
（一）、V带及带轮的设计
已知条件：电动机型号为 Y132M-4 中心高132mm，电动机的输出功率为 7.5kw。满载转速为 1440r／min。每天运转时间为16小时（八小时每班，两班制），I轴转速为 514.286 r／min 齿轮传动传动比：
i=nⅠ／nⅡ=4 （1）、确定计算功率 每天运转时间为16小时的带式输送机的工况系数 =1.2。则
= Pe=1.2×7.5=9 kw (2)、
选择V带型号
查表知选A型带
并考虑结构紧凑性等因素，初选用窄V带SPA型。 （3）、确定带轮的基准直径 和
I、初选小带轮直径
一般取 ，并取标准值。查表取小带轮直径为125m m。机中心高为 H=132mm，由 ，故满足要求。 II、验算带速
V=пd1n1／60×1000=3.14×125×1440／60×1000
=9.42m／s 一般应使 ，故符合要求。 III、计算大带轮直径
要求传动比较精确，考虑滑动率 ，取 =0.01
有 =（1- ）i带 =（1-0.01）×125×2.825=346.959mm 取标准值
=350mm 则传动比 i=2.8 对减速器的传动比进行修正，得减速器的传动比 i=4 从动轮转速为 n2=127.4r／min IV、确定中心距和带长
【1】 由式
，可 得332.5 mm≤a≤950 mm 取初步中心距 =750mm （需使 a》700） 【2】 初算带长
Dm=（D1+D2）／2=237.5 mm Δ=（D2-D1）／2=112.5mm L= +2a+Δ ／2=2402mm 选取相近的标准长度 Ld=2500mm 【3】 确定中心距
实际中心距
a≈ +(Ld-L) ／2=750+(2500-2402)/2 =800mm
V、验算小轮包角
【1】计算单根V带的许用功率
由SPA带的 =125mm, n=1440r／min
i带=2.8
得
=1.93kw
又根据SPA带
Δ =0.17kw
又由 Ld=2500mm 查表，长度系数
=180°-Δ×60°／a=164.7°
同时由
=164.7°得包角系数 Ka=0.964 【2】、计算带的根数z Z=Pc／（P0+ΔP0）Kl Ka=4.079 取z=5 SPA带推荐槽数为1-6，故符合要求。 VI、确定初拉力
单位长度质量 q=0.1kg／m 单根带适宜拉力为：=161.1N VII、计算压轴力
压轴力为：
FQ=2z sin( a1／2)= 1596.66N VIII、张紧装置
此处的传动近似为水平的传动，故可用调节中心距的方案张紧。
VIIII、带轮的结构设计
已知大带轮的直径da2=350mm，小带轮的直径为 da1=125mm。对于小带轮，由于其与电动机输出转轴直接相连，故转速较高，宜采用铸钢材料，
又因其直径小，故用实心结构。
对于大带轮，由于其转速不甚高，可采用铸铁材料，牌号一般为HT150或HT200，
又因其直径大，故用腹板式结构。
（二）、齿轮设计
已知条件：已知输入功率P1=6.94kw ，转速为 n1=514.286 r/min，齿数比 u=4，单向运转，载荷平稳，每天工作时间为16小时，预计寿命为10年。 （1）、选定齿轮类型、材料、热处理方式及精度等级 A、采用直齿圆柱齿轮传动。
B、带式输送机为一般机械，速度不高，选用8级精度。
C、查表
小齿轮材料为45钢，调质处理，平均齿面硬度为250HBS。
大齿轮材料为45钢，正火处理，平均齿面硬度为200 HBS。 （2）、初步计算齿轮参数
因为是闭式齿面齿轮传动，故先按齿面接触疲劳强度设计，按齿根弯曲疲劳强度校核。
小齿轮分度圆的直径为
A、Ad==85 B、计算齿轮转矩
TⅠ=9550×PⅠ／nⅠ= 9550×6.94／514.286=128.87 Nm C、取齿宽系数
齿数比为u=4 D、取 ,则大齿轮的齿数: =84 E、接触疲劳极限
[σH]lim =610MPa, [σH]lim =500MPa 应力循环次数
N1=60×514.286×10×300×16=1.48×10
N2=N1/u=3.7×10
查图得接触疲劳寿命极限系数为 =1, =1.1 取安全系数SH=1 则接触应力：
[σ ] =[σ ]lim1ZN1/SH=610×1/1=610MPa [σ ] =[σ ]lim2ZN2/SH=550MPa 取
[σ ]=550 MPa
则
=85
>=66mm
取d1=70mm （3）、确定传动尺寸
1、计算圆周速度
v=pd1n1/60*1000=1.77m/s
2、计算载荷系数 查表得使用系数
由 v=1.77 ，8级精度，查图得动载系数
查表得齿间载荷分配系数
查表得齿向载荷分布系数 （非对称布置，轴刚性小） 得
3、确定模数： m=d1/z1=70/21=3.33mm，取标准模数为 .5
4、计算中心距：
a=m(z1+z2)/2=183.75mm
圆整为a=185mm
5、精算分度圆直径
d1=mz1=3.5×21=73.5mm d2=mz2=3.5×84=294mm
6、计算齿宽
b1= d1=1.1×73.5=80mm 取 b2=80mm，
b1=85mm
7、计算两齿轮的齿顶圆直径、齿根圆直径
小齿轮： 齿顶圆直径：
da1=m(z1+ha*)=3.5×(21+1)=77mm 齿根圆直径：
df1=m(z1-2ha*-2c)=3.5×(21-2×1-2×0.25)=64.75mm 大齿轮： 齿顶圆直径： da2=297.5mm 齿根圆直径： df2=285.25mm （4）、校核齿根弯曲强度 由
式中各参数的含义
1、的值同前
2、查表齿形系数
Ya1=2.8 Ya2=2.23
应力校核系数
Ysa1=1.55 Ysa2=1.77
4、许用弯曲应力
查图6-15（d）、（c）的弯曲疲劳强度系数为
=1
查图得弯曲疲劳寿命系数
，取安全系数 ，故有KFN1=0.85 KFN2=0.8 满足齿根弯曲强度。 （5）结构设计
小齿轮的分度圆直径为 ，故可采用实心结构 大齿轮的分度圆直径为 ，故应采用腹板式结构 （6）、速度误差计算
经过带轮和齿轮设计后， 滚筒的实际转速n= /i= =127.57r/min 滚筒理论要求转速为 127.4r/min 则误差为
故符合要求。
五、轴的设计计算
（一）、低速轴的设计校核 低速轴的设计
已知：输出轴功率为
=6.66KW，输出轴转矩为
=499.286Nm，输出轴转速为
=127.4r/min，寿命为10年。 齿轮参数： z1=21， z2=84，m=3.5，
1、选择轴的材料
该轴无特殊要求，因而选用调质处理的45钢，查得
2、求输入轴的功率，转速及扭矩
已求得 ，PI=6.94KW , TI=128.872Nm， nI= 514.286r/min
3、初步估算最小轴径 最小轴径
当选取轴的材料为45钢，C取110
=
输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径 。
考虑到轴上开有键槽对轴强度的影响，轴径需增大5%。
d=(1+5%)41.3=43.4mm 则d=45mm 为使所选直径 与联轴器的孔径相适应，故需同时选择联轴器。
联轴器的扭矩 ,查表得 ，又TII=499.286Nm，则有 Tc=kT=1.5 499.286Nm=748.9Nm 理论上该联轴器的计算转矩应小于联轴器的公称转矩。 从《机械设计基础课程设计》 查得采用 型弹性套柱联轴器。 该联轴器所传递的公称转矩
取与该轴配合的半联轴器孔径为 d=50mm，故轴径为d1=45mm 半联轴器长 ，与轴配合部分长度 L1=84mm。 轴的结构设计 装联轴器轴段I-II:
=45mm，因半联轴器与轴配合部分的长度为 ，为保证轴端挡板压紧联轴器，而不会压在轴的端面上，故 略小于 ，取 =81mm。 （2）、装左轴承端盖轴段II-III： 联轴器右端用轴肩定位，取 =50mm，
轴段II-III的长度由轴承端盖的宽度及其固定螺钉的范围（拆装空间而定），可取 =45mm.（3）、装左轴承轴段III-VI：
由于圆柱斜齿轮没有轴向力及 =55,初选深沟球轴承，型号为6211，其尺寸为 D×d×B=100×55×21，故 =55。
轴段III-VI的长度由滚动轴承的宽度B=21mm，轴承与箱体内壁的距离s=5～10（取 =10），箱体内壁与齿轮距离a=10～20mm（一般取 ）以及大齿轮轮毂与装配轴段的长度差（此处取4）等尺寸决定： L3=B+s+a+4=21+10+14+4=49mm 取L3=49mm。
（4）、装齿轮轴段IV-V：
考虑齿轮装拆方便，应使d4>d3=55mm， 轴段IV-V的长度由齿轮轮毂宽度 =80mm决定，取 =77mm。 （5）、轴环段V-VI：
考虑齿轮右端用轴环进行轴向定位，取d5=70mm。
轴环宽度一般为轴肩高度的1.4倍，即
=1.4h=10mm。 （6）、自由段VI-VII：
考虑右轴承用轴肩定位，由6211轴承查得轴肩处安装尺寸为da=64mm，取d6=60mm。
轴段VI-VII的长度由轴承距箱体内壁距离 ，轴环距箱体内壁距离 决定，则 =19mm。
（7）、右轴承安装段VII-VIII：
选用6211型轴承，d7=55mm，轴段VII-VIII的长度由滚动轴承宽度B=21mm和轴承与箱体内壁距离决定，取 。 轴总长为312mm。
3轴上零件的定位
齿轮、半联轴器与轴的周向定位均用平键连接。
按 =45mm，由手册查得平键剖面 ，键槽用键槽铣刀加工，长为70mm。
半联轴器与轴的配合代号为
同理由 =60mm，选用平键为10×8×70，为保证良好的对中性，齿轮轮毂与轴的配合代号为 ，滚动轴承与轴的周向定位是靠过盈配合来保证的，此处选 。 4考虑轴的结构工艺性
轴端倒角取 .为便于加工，齿轮、半联轴器处的键槽分布在同一母线上。
5、轴的强度验算
先作出轴的受力计算简图，如图所示，取集中载荷作用在齿轮的中点， 并找出圆锥滚子轴承的支反力作用点。由表查得代号为6211轴承 ,B=21mm。则
L1=41.5+45+21/2=97mm L2=49+77/2-21/2=77mm L3=77/2+10+19+31-21/2=88mm (1)、计算齿轮上的作用力
输出轴大齿轮的分度圆直径为 d2=294mm，
则圆周力
径向力
轴向力
Fa=Ft tan =Ft tan 0°=0 （2）、计算轴承的支反力
【1】、水平面上支反力 R =Ft L3/(L2+L3)=
R =FtL2/(L2+L3)=
【2】、垂直面上支反力
【3】、画弯矩图
截面C处的弯矩 a、水平面上的弯矩
b、垂直面上的弯矩
c、合成弯矩M
d、扭矩 T=T =499286Nmm
e、画计算弯矩
因单向运转，视扭矩为脉动循环， ，则截面B、C处的当量弯矩为
=299939Nmm f、按弯扭组合成应力校核轴的强度可见截面C的当量弯矩最大，故校核该截面的强度
查表得 ，因 ，故安全。
A截面直径最小，故校核其强度
查表得 ，因 ，故安全。 g、判断危险截面
剖面A、B、II、III只受扭矩，虽有键槽、轴肩及过渡配合等所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕地确定的，所以剖面A、B、II、III均无需校核。
从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，剖面IV和V处过盈配合所引起的应力集中最严重；从受载的情况看，剖面C处 最大。剖面V的应力集中的影响和剖面IV的相近，但剖面V不受扭矩作用，同时轴径也比较大，故不必作强度校核。剖面C上虽然 最大，但应力集中不大（过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端），而且这里轴的直径最大，故剖面C也不必校核。剖面VI显然更不必校核，又由于键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只须校核IV既可。
（二）、高速轴的设计校核 高速轴的设计
已知：输入轴功率为PⅠ=6.94 kw ，输入轴转矩为TⅠ= 128.87Nm ，输入轴转速为nⅠ=514.286 r／min，寿命为10年。 齿轮参数： z1=21，z2=84，m=3.5， 。
1、选择轴的材料
该轴无特殊要求，因而选用调质处理的45钢，由表查得
1、求输出轴的功率 ，转速 及扭矩 。 已求得
=127.4 r／min =6.66kw =499.286Nm 初步估算最小轴径 最小轴径 d min=
由表可知，当选取轴的材料为45钢，C取110
d min=26.2 mm
此最小直径显然是安装大带轮处轴的直径 。
考虑到轴上开有键槽对轴强度的影响，轴径需增大5%。
则 d min=1.05 26.2=27.5mm，取 =28 mm
2、轴的结构设计
（1）、装带轮轴段I-II:
=28 mm,轴段I-II的长度根据大带轮的轮毂宽度B决定，已知 =60mm，为保证轴端挡板压紧带轮，而不会压在轴的端面上，故 略小于 ，故取 =57mm。 （2）、装左轴承端盖轴段II-III：
联轴器右端用轴肩定位，取 ,轴段II-III的长度由轴承端盖的宽度及其固定螺钉的范围（拆装空间而定），可取
（3）、装左轴承轴段III-IV：
由于圆柱直齿轮无轴向力及
,初选深沟球轴承，型号6207，其尺寸为 , 。 轴段III-VI的长度由滚动轴承的宽度,滚动轴承与箱体内壁距离 ，等尺寸决定： 。 （4）、间隙处IV-V：
高速轴小齿轮右缘与箱体内壁的距离 。 取 ，
（5）、装齿轮轴段V-VI：
考虑齿轮装拆方便，应使 ，取 ，轴段V-VI的长度由齿轮轮毂宽度B=80mm决定，取 。
（6）、轴段VI-VII：
与轴段IV-V同。 。 （7）、右轴承安装段VII-VIII：
选用6207型轴承，
B=17mm ，轴VII-VIII的长度取
轴总长为263mm。
3、轴上零件的定位
小齿轮、带轮与轴的周向定位均用平键连接。
按 =28mm，由手册查得平键剖面 ，键槽用键槽铣刀加工，长为45mm。
带轮与轴的配合代号为 。同理由
，选用平键为 ，为保证良好的对中性，齿轮轮毂与轴的配合代号为 ，滚动轴承与轴的周向定位是靠过盈配合来保证的，此处选 。
4、考虑轴的结构工艺性 轴端倒角取 。
为便于加工，齿轮、带轮处的键槽分布在同一母线上。
7、轴的强度验算
先作出轴的受力计算简图，如图所示，取集中载荷作用在齿轮的中点，并找出圆锥滚子轴承的支反力作用点。查《机械设计课程设计指导书》得代号为6207的深沟球轴承 a=17mm，则 L1=57/2+50+17/2=87mm L2=17/2+12+10+80/2=70.5mm L3=17/2+12+10+80/2=70.5mm (1)、计算齿轮上的作用力
输出轴小齿轮的分度圆直径为
d1=mz1=3.5 21=73.5mm
则圆周力
径向力
轴向力
Fa=0 （2）、计算轴承的支反力
【1】、水平面上支反力
RHA=FtL3/(L2+L3)=1/2Ft=1753.4N
RHB=FtL2/(L2+L3)= 1/2Ft=1753.4N
【2】、垂直面上支反力
RVA=3220N
RVB= =347N
【3】、截面C处的弯矩
1、水平面上的弯矩
2、垂直面上的弯矩
3、
合成弯矩M
4、扭矩
T= TⅠ= 128.87Nm
5、计算弯矩
因单向运转，视扭矩为脉动循环， ，则截面C、A、D处的当量弯矩为
6、按弯扭组合成应力校核轴的强度
可见截面A的当量弯矩最大，故校核该截面的强度
查表得 ，因 ，故安全。
截面D的直径最小，故校核该截面的强度
因 ，故安全。
5、判断危险截面
剖面A、B、II、III只受扭矩，虽有键槽、轴肩及过渡配合等所引起的应力集中均将削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转强度较为宽裕地确定的，所以剖面A、B、II、III均无需校核。
从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，剖面IV和V处过盈配合所引起的应力集中最严重；从受载的情况看，剖面C处 最大。剖面V的应力集中的影响和剖面IV的相近，但剖面V不受扭矩作用，同时轴径也比较大，故不必作强度校核。剖面C上虽然 最大，但应力集中不大（过盈配合及键槽引起的应力集中均在两端），而且这里轴的直径最大，故剖面C也不必校核。剖面VI显然更不必校核，又由于键槽的应力集中系数比过盈配合的小，因而该轴只须校核IV既可。
六、键连接的校核计算
键连接设计
I、带轮与输入轴间键连接设计
轴径
，轮毂长度为 ，查手册，选用A型平键，其尺寸为 。 现校核其强度：
, ，
。
查手册得 ，因为 ，故满足要求。 II、小齿轮与输入轴间键连接设计
轴径 d=50mm，轮毂长度为 ，查手册，选用A型平键，其尺寸为 .现校核其强度： TI=128872Nmm, ， 。
查手册得 ，因为 ，故满足要求。 键连接设计
III、大齿轮与输出轴间键连接设计
轴径d=60mm，轮毂长度为 ，查手册，选用A型平键，其尺寸为
现校核其强度：
TII=499.286 Nm， ， 。
查手册得 ，因为 ，故满足要求。 IV、半联轴器与输出轴间键连接设计
轴径 ，半联轴器的长度为 ，查手册，选用A型平键，其尺寸为 .现校核其强度：
, ， 。
查手册得 ，因为 ，故满足要求。
七、滚动轴承的选择及寿命计算
滚动轴承的组合设计及低速轴上轴承的寿命计算 已知条件：
采用的轴承为深沟球轴承。
一、滚动轴承的组合设计
1、滚动轴承的支承结构
输出轴和输入轴上的两轴承跨距为H1=155mm,H2=150mm ，都小于350mm。且工作状态温度不甚高，故采用两端固定式支承结构。
2、滚动轴承的轴向固定
轴承内圈在轴上的定位以轴肩固定一端位置，另一端用弹性挡圈固定。 轴承外圈在座孔中的轴向位置采用轴承盖固定。
3、滚动轴承的配合
轴承内圈与轴的配合采用基孔制，采用过盈配合，为 。 轴承外圈与座孔的配合采用基轴制。
4、滚动轴承的装拆
装拆轴承的作用力应加在紧配合套圈端面上，不允许通过滚动体传递装拆压力。
装入时可用软锤直接打入，拆卸时借助于压力机或其他拆卸工具。
5、滚动轴承的润滑
对于输出轴承，内径为d=55mm，转速为n=127.4 ，则
，查表可知其润滑的方式可为润滑脂、油浴润滑、滴油润滑、循环油润滑以及喷雾润滑等。
同理，对于输入轴承，内径为35，转速为514.286 r/min ，查表可知其润滑的方式可为润滑脂、油 浴润滑、滴油润滑、循环油润滑以及喷雾润滑等
6、滚动轴承的密封
对于输出轴承，其接触处轴的圆周速度
故可采用圈密封。
二、低速轴上轴承寿命的计算 已知条件： 1轴承 ,
2轴承
轴上的轴向载荷为0径向载荷为
查表得 ,则轴承轴向分力 Fs1=Fr1/2Y=567N Fs2=Fr2/2Y=496N
易知此时
Fs1 > Fs2 则轴承2的轴向载荷
轴承1轴向载荷为 .且低速轴的转速为127.4 预计寿命
=16 57600h I、计算轴承1寿命
6、确定 值
查《机械设计基础课程设计》表，得6207基本动荷 ,基本额定静载荷 。
7、确定e值
对于深沟球轴承，则可得 e=0.44
8、计算当量动载荷P 由
9、计算轴承寿命 由 = 查可得 ,取 ；查表可得 （常温下工作）；6207轴承为深沟球轴承，寿命指数为 ，则
> 故满足要求。 II、计算轴承2寿命
1、确定 值
查《机械设计基础设计》，得6211型轴承基本额定动载荷 ,基本额定静载荷 。
2、确定e值
对于深沟球轴承6200取，则可得e=0.44
4、计算当量动载荷P 由
由表10-5查得 ,则 P=Fr2=1687N
5、计算轴承寿命 由
查表10-7，可得 ,取 ；查表10-6可得 （常温下工作）；深沟球轴承轴承，寿命指数为
，则
> ,故满足要求。
八、联轴器的选择
与低速轴轴端相连的半联轴器为弹性套柱销联轴器，型号为 ，其公称转矩为 ，而计算转矩值为：
，故其强度满足要求。
九、箱体结构设计
箱体采用灰铸铁铸造而成，采用剖分式结构，由箱座和箱盖两部分组 成，取轴的中心线所在平面为剖分面。 箱体的强度、刚度保证
在轴承座孔处设置加强肋，做在箱体外部。外轮廓为长方形。 机体内零件的密封、润滑 低速轴上齿轮的圆周速度为：
由于速度较小，故采用油池浸油润滑，浸油深度为：
高速轴上的小齿轮采用溅油轮来润滑，利用溅油轮将油溅入齿轮啮合处进行润滑。
3、机体结构有良好的工艺性.铸件壁厚为8mm，圆角半径为R=5。机体外型简单，拔模方便.4.
对附件设计
A 视孔盖和窥视孔
在机盖顶部开有窥视孔，能看到传动零件啮合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M8螺钉紧固。 B 油螺塞：
放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。
C 油标：
油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。 油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出.D 通气孔：
由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡.E 定位销：
为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度.F 吊钩：
在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体.
总结：机箱尺寸
名称 符号 结构尺寸/mm 箱座壁厚
8 箱盖壁厚
8 箱座凸缘厚度
12 箱盖凸缘厚度
12 箱底座凸缘厚度
20 箱座上的肋厚
7 箱盖上的肋厚
7 轴承旁凸台的高度
39 轴承旁凸台的半径
23 轴承盖的外径
140/112 地 脚 螺 钉 直径
M16 数目
4 通孔直径
20 沉头座直径
32 底座凸缘尺寸
22 20 连 接 螺
栓 轴承旁连接螺栓直径
M12 箱座的连接螺栓直径
M8 连接螺栓直径
M18 通孔直径
9 沉头座直径
26 凸缘尺寸
15 12
定位销直径
6 轴承盖螺钉直径
M8A 视孔盖螺钉直径
M6 吊环螺钉直径
M8 箱体内壁至轴承座端面距离
55 大齿轮顶圆与箱体内壁的距离
12 齿轮端面与箱体内壁的距离
15
十、润滑与密封 滚动轴承的润滑
由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。 润滑油的选择
齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于小型设备，选用GB443-89全损耗系统用油L-AN15润滑油。 密封方法的选取
选用凸缘式端盖易于调整，采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。密封圈型号按所装配轴的直径确定为GB894.1-86-25轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定 十
一、设计小结
十
二、参考资料
1《画法几何及工程制图
第六版》朱辉、陈大复等编
上海科学技术出版社
2、《机械设计基础课程设计》 陈立德主编
高等教育出版社
3、《机械设计计算手册
第一版》王三民主编
化学工业出版社
4、《机械设计
第四版》邱宣怀主编
高等教育出版社
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