电机的选择计算.(DOC)

课程设计电机的选择计算2.1选择电动机的类型按工作要求和工作条件选用Y系列三相笼型异步电动机，全封闭自扇冷式结构，电压380V.2.2选择电动机的容量工作机的有效功率为Pw=FV/1000=(2200N×1.0m/s)/1000=2.2kw.从电动机到工作机输送带间的总效率：联轴器的传动效率η1=0.99.带传动效率η2=0.96.一对圆锥滚子轴承的效率η3=0.98.一对球轴承的效率η4=0.99.闭式直齿圆锥齿传动效率η5=0.97.闭式直齿圆柱齿传动效率η6=0.97.总效率=η21η2η33η4η5η6=0.992×0.96×0.983×0.99×0.97×0.97=0.817.所以电动机所需工作功率为：Pd=Pw/η∑=2.2kw/0.817=2.69kw2.3确定电动机转速查 表 关于同志近三年现实表现材料材料类招标技术评分表图表与交易pdf视力表打印pdf用图表说话 pdf 得二级圆锥圆柱齿轮减速器传动比i=8-40，而工作机卷筒轴的转速为：d=250mmnw=60×1000V/πd=76.5r/m所以电动机转速的可选范围为：nd=i×nw=(8-40)×76.5=(612-3060)r/m符合这一范围的同步转速有750r/m,1000r/m,1500r/m,3000r/m四种。综合考虑电动机和传动装置的尺寸，质量及价格因素，为使传动装置结构紧凑，决定选用同步转速为1000r/m的电动机如表2-1：表2-1电动机的型号额定功率/kw满载转速/（r/m）启动转矩额定转矩最大转矩额定转矩Y132S-639602.02.0电动机的主要安装尺寸和外形尺寸如表2-2：表2-2尺寸/mm型号HABCDEF×GDGY132S13221614089388010×8332.4计算传动装置的总传动比i∑并分配传动比2.4.1分配原则1.各级传动的传动比不应该超过其传动比的最大值2.使所设计的传动系统的各级传动机构具有最小的外部尺寸3.使二级齿轮减速器中，各级大齿轮的浸油深度大致相等，以利于实现油池润滑2.4.2总传动比i∑为：i∑=nm/nw=960/76.5=12.5492.4.3分配传动比：i∑=i1i2圆锥齿轮传动比一般不大于3，所以：直齿轮圆锥齿轮传动比：i1=3直齿轮圆柱齿轮传动比:i2=4.18实际传动比：i’∑=3×4.18=12.54因为△i=0.009<0.05,故传动比满足要求2.5计算传动装置各轴的运动和动力参数2.5.1各轴的转速Ⅰ轴nI=nm=960r/mⅡ轴nⅡ=nI/i1=960/3=320r/mⅢ轴nⅢ=nⅡ/i2=320/4.18=76.6r/mⅣ轴nⅣ=nⅢ=76.6r/m2.5.2各轴的输入功率Ⅰ轴PI=Pdη1=2.69kw×0.99=2.663kwⅡ轴PⅡ=PIη5η4=2.663×0.99×0.97=2.557kwⅢ轴PⅢ=PⅡη6η3=2.557×0.97×0.98=2.43kwⅣ轴PⅣ=PⅡη1η3=2.43×0.99×0.98=2.358kw2.5.3各轴的输入转矩电动机轴的输出转矩Td=9.55×106×2.69/960=2.68×104N.mm所以：Ⅰ轴TI=Td×η1=2.68×104×0.99=2.65×104N.mmⅡ轴TⅡ=TI×η5η4×i1=2.65×104×0.99×0.97×3=7.63×104N.mmⅢ轴TⅢ=TⅡ×η6η3×i2=7.63×104×0.97×0.98×4.18=3.03×105N.mmⅣ轴TⅣ=TⅢ×η1η3=3.03×105×0.99×0.98=2.94×105N.mm运动和动力参数计算结果整理如表2-3：表2-3轴名功率P/kw转矩T/(N.mm)转速n/（r/m）传动比i效率η电机轴2.692.68×10496010.99Ⅰ轴2.6632.65×104960130.98-0.99Ⅱ轴2.5577.63×1043203-4.180.98Ⅲ轴2.433.03×10576.64.180.97-0.98Ⅳ轴2.3582.94×10576.61-4.180.973传动零件的设计计算3.1闭式直齿轮圆锥齿轮传动的设计计算a．选材七级精度小齿轮材料选用45号钢，调质处理，HB=217~286，大齿轮材料选用45号钢，正火处理，HB=162~217，按齿面接触疲劳强度设计：σHmin1=0.87HBS+380由公式得出：小齿轮的齿面接触疲劳强度σHmin1=600Mpa；大齿轮的齿面接触疲劳强度σHmin2=550Mpab.(1)计算应力循环次数N:N1=60njL=60×960×1×8×10×300=2.765×109N2=N1/i1=2.765×109/3=9.216×108(2)查表得疲劳寿命系数：KHN1=0.91,KHN2=0.93,取安全系数SHmin=1∴[σ]H=σHmin×KHN/SHmin∴[σ]H1=600×0.91/1=546Mpa[σ]H2=550×0.93/1=511.5Mpa∵[σ]H1>[σ]H2∴取511.5Mpa(3)按齿面接触强度设计小齿轮大端模数（由于小齿轮更容易失效故按小齿轮设计）:取齿数Z1=24，则Z2=Z1×i1=24×3=72，取Z2=72∵实际传动比u=Z2/Z1=72/24=3，且u=tanδ2=cotδ1=3∴δ1=18.435°δ2=71.565°则小圆锥齿轮的当量齿数zm1=z1/cosδ1=24/cos18.435°=25.3zm2=z2/cosδ2=72/cos71.565°=227.68(4)查表有材料弹性影响系数ZE=189.8，取载荷系数Kt=2.0有∵T1=2.65×104T/(N.mm)，u=3，ФR1=1/3.∴试计算小齿轮的分度圆直径为：d1t≥2.92=63.96mmc.齿轮参数计算(1)计算圆周速度v=π*d1t*nI/60000=3.14*63.96*960/60000=3.21335m/s(2)计算齿轮的动载系数K根据v=3.21335m/s，查表得：Kv=1.18,又查表得出使用系数KA=1.00取动载系数K=1.0取轴承系数K=1.5*1.25=1.875齿轮的载荷系数K=Kv*KA*K*K=2.215(3)按齿轮的实际载荷系数所得的分度圆直径由公式:d1=d1t×=63.96×=66.15mmm=66.15/24=2.75d．按齿根弯曲疲劳强度设计：σFmin1=0.7HBS+275由公式查得：(1)小齿轮的弯曲疲劳强度σFE1=500Mpa；大齿轮的弯曲疲劳强度σFE2=380Mpam≥(2)查得弯曲疲劳强度寿命系数KFN1=0.86,KFN2=0.88.计算弯曲疲劳强度的许用应力，安全系数取S=1.4由[σF]=σFmin×KFN/SFmin得[σF]1=σFE1*KFN1/S=500*0.86/1.4=308.929Mpa[σF]2=σFE2*KFN2/S=380*0.88/1.4=240.214Mpa计算载荷系数K=Kv*KA*K*K=2.2151.查取齿形数：YFa1=2.65,YFa2=2.2362.应力校正系数Ysa1=1.58,Ysa2=1.7543.计算小齿轮的YFa*Ysa/[σF]并加以比较∵YFa1*Ysa1/[σF]1=2.65*1.58/308.928=0.01355YFa2*Ysa2/[σF]2=2.236*1.754/240.214=0.01632∴YFa1*Ysa1/[σF]1 标准 excel标准偏差excel标准偏差函数exl标准差函数国标检验抽样标准表免费下载红头文件格式标准下载 模数的值，即m=2.5。按接触疲劳强度计算的分度园直径d1=66.15得，Z1=d1/m=66.15/2.5≈28,则Z2=Z1*m=28*3=84f.计算大小锥齿轮的基本几何尺寸模数：m=2.5分度圆直径：d1=m*Z1=2.5*28=70mm；d2=m*Z2=2.5*82=210mm齿顶圆直径：da1=d1+2m*cosδ1=70+2*2.5*cos18.435°=74.74mmda2=d2+2m*cosδ2=210+2*2.5*cos71.565°=211.58mm齿根圆直径：df1=d1-2.4m*cosδ1=70-2*2.5*cos18.435°=64.31mmdf2=d2-2.4m*cosδ2=210-2*2.5*cos71.565°=208.11mm齿轮锥距：R=0.5m==110mm将其圆整取R=112mm大端圆周速度：v=π*d1t*nI/60000=3.14*63.96*960/60000=3.21335m/s齿宽：b=R*=112/3=38mm所以去b1=b2=38mm分度园平均直径：dm1=d1*(1-0.5)=70*5/6=58mmdm2=d2*(1-0.5)=210*5/6=175mm3.2闭式直齿圆柱齿轮传动的设计计算a．选材七级精度小齿轮材料选用45号钢，调质处理，HB=217~286，大齿轮材料选用45号钢，正火处理，HB=162~217，按齿面接触疲劳强度设计：σHmin1=0.87HBS+380由公式得出：小齿轮的齿面接触疲劳强度σHmin1=600Mpa；大齿轮的齿面接触疲劳强度σHmin2=550Mpab.(1)计算应力循环次数N:N1=60njL=60×320×1×8×10×300=9.216×108N2=N1/i1=91216×108/4.18=2.204×108(2)查表得疲劳寿命系数：KHN1=0.96,KHN2=0.98,取安全系数SHmin=1∴[σ]H=σHmin×KHN/SHmin∴[σ]H1=600×0.96/1=576Mpa[σ]H2=550×0.98/1=539Mpa∵[σ]H1>[σ]H2∴取539Mpa(3)按齿面接触强度设计小齿轮大端模数（由于小齿轮更容易失效故按小齿轮设计）:取齿数Z1=24，则Z2=Z1×i1=24×4.18=100，取Z2=100∵实际传动比u=Z2/Z1=100/24=4.167，(4)查表有材料弹性影响系数ZE=189.8，取载荷系数Kt=1.5有∵T1=7.63×104T/(N.mm)，u=3，ФR1=1/3.齿宽系数：=1∴试计算小齿轮的分度圆直径为：d1t≥2.32*=*=60.34mmc.齿轮参数计算(1)计算圆周速度v=π*d1t*nI/60000=3.14*60.34*320/60000=1.0104m/s齿宽b=*d1t=1*60.34=60.34计算齿宽与齿高之比：b/h模数mt=d1t/Z1=60.34/24=2.514h=2.25mt=5.6565b/h=60.34/5.6565=10.667(2)计算齿轮的动载系数K根据v=1.0104m/s，查表得：Kv=1.05,又查表得出使用系数KA=1.00取动载系数K=1.1取轴承系数K=1.1*1.25=1.42齿轮的载荷系数K=Kv*KA*K*K=1.6401(3)按齿轮的实际载荷系数所得的分度圆直径由公式:d1=d1t×=60.34×=62.16mmm=62.16/24=2.59d．按齿根弯曲疲劳强度设计：σFmin1=0.7HBS+275由公式查得：(1)小齿轮的弯曲疲劳强度σFE1=500Mpa；大齿轮的弯曲疲劳强度σFE2=380Mpam≥(2)查得弯曲疲劳强度寿命系数KFN1=0.885,KFN2=0.905.计算弯曲疲劳强度的许用应力，安全系数取S=1.4由[σF]=σFmin×KFN/SFmin得[σF]1=σFE1*KFN1/S=500*0.885/1.4=316.07Mpa[σF]2=σFE2*KFN2/S=380*0.905/1.4=245.64Mpa计算载荷系数由b/h=10.667,=1.42查得KF=1.45K=Kv*KA*K*KF=1*1.05*1.1*1.35=1.5591.查取齿形数：YFa1=2.65,YFa2=2.282.应力校正系数Ysa1=1.58,Ysa2=1.793.计算小齿轮的YFa*Ysa/[σF]并加以比较∵YFa1*Ysa1/[σF]1=2.65*1.58/316.07=0.01324YFa2*Ysa2/[σF]2=2.28*1.79/245.64=0.01661∴YFa1*Ysa1/[σF]139.3许用转速[n]=4750r/min>n=960r/m所以联轴器符合使用要求(4)作用在小锥齿轮上的力：dm1=[1-0.5×b/R]×d1=[1-0.5/112]×70=50.125mm①圆周力：Ft1=2T1/dm1=2×2.65×104/58.125=911.82N②径向力：Fr1=Ft1*tan20°*cosδ1=911.82N×tan20°×cos18.435°=314.83N③轴向力:Fa1=Ft1*tan20°*sin18.435°=104.97N(5)轴的结构设计如图3-1：图3-1(1)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度，为了满足半联轴器的轴向定位要求，I-Ⅱ轴端右端需要制出一轴肩dI-Ⅱ=30mm，故取dⅡ-Ⅲ=35mm，为了保证轴吨挡圈只压在半联轴器上面不压在轴的断面上，故I-Ⅱ轴段取LI-Ⅱ=62mm。初步选定滚动轴承，因为轴承同时有径向力和轴向力的作用，故选单列圆锥滚子轴承。参照工作要求根据dⅡ-Ⅲ=35mm，根据机械设计手册标准，单列圆锥滚子承选用型号为30208，其主要参数为d=40mm，D=80mm，T=19.75，B=18，C=16，所以dⅢ-Ⅳ=40mm，dⅣ-Ⅴ=50mm，dⅤ-Ⅵ=40mm，LⅢ-Ⅳ=17mm取安装齿轮处的轴端Ⅵ-Ⅶ的直径dⅥ-Ⅶ=32mm，齿轮的左端通过轴套定位，右端通过轴套和螺钉定位。轴段的长度取LⅥ-Ⅶ=58mm。由轴承盖宽度和套筒宽宽的确定LⅡ-Ⅲ=44mm。dI-Ⅱ=30mmLI-Ⅱ=62mmdⅡ-Ⅲ=35mmLⅡ-Ⅲ=44mmdⅢ-Ⅳ=40mmLⅢ-Ⅳ=17mmdⅣ-Ⅴ=50mmLⅣ-Ⅴ=56mmdⅤ-Ⅵ=40mmLⅤ-Ⅵ=17mmdⅥ-Ⅶ=32mmLⅥ-Ⅶ=58mm至此，已经初步确定了轴的各段直径和长度。(6)求轴上的载荷如图3-2计算轴上的载荷：图3-2①求垂直面内的支撑反力：该轴受力计算简图如下图，齿轮受力∵LⅣ-Ⅴ=56mm轴承的T=19.75mma=17.6∴L2=LⅣ-Ⅴ+2（T-a）=56+2×(19.75-17.6)=60.3mm根据实际情况取L2=60mm，估取L3=40mm∵=0,∴Rcy=Ft1(L2+L3)/L2=911.82×(60+40)/60=1519.7N∵，∴Rby=Ft1-Rcy=911.82-1519.7=-607.88NMcy=1519.7×60=91182N.mm②求水平面内的支撑力：∵=0，∴RCz=[Fr1(L2+L3)-Fal*dm1/2]/L2=[314.83×(60+40)-104.97×50.125/2]/L2=480.86N∵=0，∴RBz=Fr1-RCz=314.83-480.48=-165.65N.m∵水平面内C点弯矩，Mz=480.86×60=28851.6N.m③合成弯矩：M===95637.71N.m④作轴的扭矩图如图3-3图3-3计算扭矩:T=T1=2.65×104N.m⑤校验高速轴Ⅰ：根据第三强度理论进行校核：∵MD454.43许用转速[n]=4750r/min>n=76.6r/m所以联轴器符合使用要求(4)作用在大直齿轮上的力：圆周力：Ft4=Ft3=2543.33NFr4=Fr3=925.7N(5)轴的结构设计如图3-5如图3-5根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度为了满足半联轴器的轴向定位要求，I-Ⅱ轴端右端需要制出一轴肩dI-Ⅱ=40mm，故取dⅡ-Ⅲ=50mm，为了保证轴吨挡圈只压在半联轴器上面不压在轴的断面上，故I-Ⅱ轴段取LI-Ⅱ=80mm。初步选定滚动轴承，因为轴承只有轴向力的作用，故选深沟球轴承。参照工作要求根据dⅡ-Ⅲ=50mm，根据机械设计手册标准，深沟球承选用型号为60210，其主要参数为d=50mm，D=90mm，B=20mm，所以dⅢ-Ⅳ=56mm，为大齿轮的右端定位制造出一轴肩的高度为65mm，宽度为10mm，即dⅣ-Ⅴ=65mm，LⅣ-Ⅴ=10mm，dⅤ-Ⅵ=50mm，LⅢ-Ⅳ=17mm取安装齿轮处的轴端Ⅵ-Ⅶ的直径dⅥ-Ⅶ=60mm，齿轮的左端通过轴套定位，右端通过轴套和螺钉定位。大直齿轮的齿宽为60mm，所以轴段Ⅵ-Ⅶ的长度取LⅥ-Ⅶ=58mm。为保证机箱的宽度，故为确保机箱的宽度，Ⅱ轴和Ⅲ轴安装轴承的轴的长度应向对应，故取LⅡ-Ⅲ=322.5mm。由轴承盖端的总宽度和挡圈宽度轴承的宽度来确定LⅡ-Ⅲ=58.5mmdI-Ⅱ=40mmLI-Ⅱ=88mmdⅡ-Ⅲ=50mmLⅡ-Ⅲ=66mmdⅢ-Ⅳ=56mmLⅢ-Ⅳ=59.8mmdⅣ-Ⅴ=65mmLⅣ-Ⅴ=10mmdⅤ-Ⅵ=60mmLⅤ-Ⅵ=58mmdⅥ-Ⅶ=50mmLⅥ-Ⅶ=58.5mm至此，已经初步确定了轴的各段直径很长度。(6)求轴上的载荷该轴受力计算简图如图3-6：计算轴的载荷：图3-6①求垂直面内的支撑力：∵ΣMC=0，∴RBY=Ft4L1/（L1+L2）=2543.33×109.8/（109.8+78.5）=1484.04N∵ΣY=0，∴Rcy=Ft4-RBY=2543.33-1484.04=1059.29N，∴垂直面内D点弯矩：MDy=RcyL1=1059.29×109.8=116310.04N·m，Meq\o(\s\up5(1),\s\do2(Dy))=RBYL2=1484.04×78.5=116497.14N·m②水平面内的支撑反力：∵ΣMC=0，∴RBz=Fr4L1/（L1+L2）=925.7×109.8/188.3=539.78N∵ΣZ=0，∴RCz=Fr4-RBz=925.7-539.78=385.92N，∵水平面内D点弯矩MDz=RCzL1=385.92×109.8=42420.32N·m，Meq\o(\s\up5(1),\s\do2(Dz))=RBz=539.78×78.5=42372.73N·m③合成弯矩：MD===123804.31N·m，Meq\o(\s\up5(1),\s\do2(D))===42407.7N·m④作舟的扭矩图如图3-7图3-7计算扭矩:T=T1=3.03×105N.mm。⑤校核低速轴Ⅲ:根据第三强度理论进行校核：由图可知，D点弯矩最大，故验算D处的强度∵MDe时，X=0.4,Y=1.6(2)计算轴承D的受力（图1.5），①支反力RB===630.04N，RC===1593.96N②附加轴向力（对滚子轴承S=Fr/2Y）∴SB=RB/2Y=630.04/3.2=196.88N，SC=RC/2Y=1593.96/3.2=498.1125N③轴向外载荷FA=Fa1=104.97N(4)各轴承的实际轴向力AB=max（SB，FA-SC）=FA-SC=104.97-498.1125=393.14N，AC=（SC，FA+SB）=SC=498.15N(5)计算轴承当量动载由于受较小冲击查表得fd=1.2，又轴I受较小力矩，取fm=1.5∵AB/RB=393.14/630.04=0.623＞е=0.37，∴取X=0.4，Y=1.6，∴PB=fdfm（XRB+YAB）=1.8×（0.4×630.04+1.6×393.14）=1585.872N∵AC/RC=498.15/1585.872=0.314＜е=0.37，取X=1，Y=0，∴PC=fdfm（XRC+YAC）=1.2×1.5×1×1593.96=2869.128N(6)计算轴承寿命又PB＜PC，故按PC计算，查表，得ft=1.0∴L10h=106（ftC/P）/60n1=106（59800/2869.128）10/3/（60×960）=0.032×106h。4.2减速器低速III轴滚动轴承的选择与寿命计算(1)高速轴的轴承只承受一定径向载荷，选用深沟球轴承，初取d=55㎜，由表选用型号为6210，其主要参数为：d=50㎜，D=90㎜，Cr=33500N，Cr0=25000(2)计算轴承D的受力支反力:RB===1579.15N，RC===1127.39N(3)轴向外载荷FA=0N(4)计算轴承当量动载由于受较小冲击查表fd=1.2，又轴I受较小力矩，取fm=1.5∴PB=fdfmRB=1.2×1.5×1579.15=2842.47N∴PC=fdfmRC=1.2×1.5×1×1127.39=2029.3N(5)计算轴承寿命又PB>PC，故按PC计算，查表得ft=1.0∴L10h=106（ftC/P）/60n3=106（33500/2842.47）10/3/（60×76.6）=14.82×106h当减速器内的浸油传递零件（如齿轮）的圆周速度V≥2m/s时，采用齿轮传动时飞溅出来的润滑油来润滑轴承室最简单的，当浸油传动零件的圆周速度v≤2m/s时，油池中的润滑油飞溅不起来，可采用润滑脂润滑轴承。然后，可根据轴承的润滑方式和机器的工作环境是清洁或多尘选定轴承的密封方式。5键联接的选择5.1高速轴的键连接1．高速轴I输出端与联轴器的键连接采用圆头普通平键（GB1095-79，GB1096-79），由d=30㎜，查表得b×h=8×7，因L1长为60㎜，故取键长L=50㎜，2.小圆锥齿轮与高速轴I的的键联接采用圆头普通平键（GB1095-79，GB1096-79），由d=32㎜，查表得b×h=10×8，因小圆锥齿轮宽为38㎜，L1长为40mm，故取键长L=30㎜5.2低速轴的键连接1.大圆锥齿轮与低速轴II的键联接采用圆头普通平键（GB1095-79，GB1096-79），由d=50㎜，查表得b×h=14×9，因大圆锥齿轮宽为38㎜，且L1长为60mm，故取键长L=50㎜2．小柱齿轮与低速轴II的键联接采用圆头普通平键（GB1095-79，GB1096-79），由d=55㎜，查表得b×h=16×10，因小圆柱齿轮宽为65㎜，且L1长为65mm，故取键长L=55㎜3.大圆柱齿轮与低速轴III的的键联接采用圆头普通平键（GB1095-79，GB1096-79），由d=60㎜，查表得b×h=18×11，因大圆柱齿轮宽为60㎜，且L1长为60mm，故取键长L=50㎜3.低速轴III输出端与联轴器的键联接采用圆头普通平键（GB1095-79，GB1096-79），由d=40㎜，查表得b×h=12×8，因L1长为80㎜，故取键长L=70㎜6减速器机体的结构设计减速器机体是用来支持和固定轴系部件的重要零件。机体应有足够的强度和刚度，可靠的润滑与密封及良好的工艺性。铸铁机体被广泛采用，它具有较好的吸震性，良好的切削性能和承压性能。6.1机体要具有足够的刚度设计机体时，要保证机体有足够的刚度，主要 措施 《全国民用建筑工程设计技术措施》规划•建筑•景观全国民用建筑工程设计技术措施》规划•建筑•景观软件质量保证措施下载工地伤害及预防措施下载关于贯彻落实的具体措施 是：(1)保证轴承座的刚度。为了增加轴承座的刚度，轴承座应有足够的厚度，当轴承座孔采用凸缘式轴承盖时，轴承座的厚度常取为2.5d3，d3为轴承盖的链接螺栓的直径。为了增加轴承座的刚度，可在轴承座附近加支撑肋板或采用凸壁式机体。肋板有外肋和内肋两种结构形式。内肋结构刚度大，外表面光滑美观，且存油量增加。因此，虽然工艺比较复杂，内壁阻碍润滑油的流动，但是目前采用内肋的机体还在逐渐增加。为了提高轴承座链接的刚度，座孔两侧的链接螺栓距离s1应尽量小一些，但不与端盖螺钉孔相干涉。通常s1≈D2，D2为轴承座外径，取螺栓中心线与轴承座外径D2的圆相切的位置。为此轴承座旁边应州出凸台，轴承座凸台的高度可以根据c1的大小用作图法来确定。设计凸台结构时，应在三个基本视图上同时进行，当凸台位置在机壁外侧是，凸台可设计成圆弧结构。当机体同一侧有多个大小不等的轴承座时，除了要保证扳手空间c1和c2外，轴承旁边凸台的高度应尽量去相同的高度，以使轴承旁边链接螺栓长度都一样，减少了螺栓的品种，而且应按直径最大的轴承座确定凸台的高度。(2)机盖和机座的连接凸缘及机座底部凸缘应具有足够的厚度和宽度。一般机盖和机座的连接凸缘厚度为机体壁厚的1.5倍，即b=1.5，b=1.5。机盖和机座连接凸缘的宽度和凸缘的类型有关，对外凸缘，其宽度为B≥+c1+c2，式中，为机壁厚，c1，c2为凸缘上连接螺栓d2的扳手空间尺寸；对内凸缘，其宽度为：K≥(2-2.2)d式中，d为机盖和机座间连接螺栓直径机座底部凸缘承受很到的倾覆力矩，应该很好地固定在机架或地基上，因此，所设计的机座底部凸缘应有足够的强度和刚度。为增加机座底部凸缘的刚度，常取凸缘厚度p=2.5，为机座的壁厚，而凸缘的宽度按地脚螺栓直径df，由扳手空间c1和c2的大小确定。为了增加地脚螺栓的连接刚度，地脚螺栓孔的间隔距离不应太大，一般为(150-200)mm地脚螺栓的数量通常取4-8个。6.2机体的结构要便于机体内零件的润滑，密封及散热减速器的传动件，通常采用浸油润滑，为了满足润滑和散热的需用，机体油池必须有足够的储油量。同时为了避免浸油传动件回转式将油池底部沉积的污物搅起，大齿轮的的齿顶圆到油池地面的距离H1应不小于（30-50）mm，由此可决定机座的中心高H，如果H值与相连电动机的中心高相接近，则可取电动机的中心高作为减速器机座的中心高，从而简化安装减速器和电动机的平台机架结构。传动件在油池中的浸油深度。圆柱齿轮应浸入1-2各齿高，但不应该小于10mm，这个有油面位置为最低油面位置。考虑使用中油不断蒸发损耗，还应给春一个允许的最高油面。对中小型减速器，其最高油面比最低油面高处（10-15）mm即可。此外还应保证传动件浸油深度最低不得超过齿轮半径的1/4-1/3，以免搅油损耗过大。锥齿轮的浸油深度取齿宽的1/2最为最低油面位置。浸油也不应小于10mm。为了保证机盖与机座连接处的密封，可采取的措施有：连接凸缘出应有足够的宽度外，连接表面应精刨，其表面粗糙度应不小于6.3，密封要求高的表面还要经过刮研。装配时可涂密封胶，但不允许放任何垫片。在螺栓的布置上应尽量做到均匀，对称，并注意不要与吊耳，吊钩，定位销等发生干涉。6.3机体结构要具有很好的工艺性机体结构工艺性主要包括铸造工艺性和机械加工工艺性等方面。良好的工艺性对提高加工精度和生产率，降低成本及提高装配质量等有重大影响，因此设计机体时要特别注意。(1)铸造工艺性要求设计铸造机体时应充分考虑铸造过程的规律。力求形状简单，结构合理，壁厚均匀，过渡平缓，保证铸造方便，可靠，尽量避免产生缩孔，裂纹，浇铸不足和冷隔等各种铸造缺陷。(2)机械加工工艺性的要求机械加工工艺性性综合反映了零件机械加工的可行性和经济性。在进行机体结构设计室，为获得良好的机械加工工艺性，应尽可能减少机械加工量，为次在机体上需要合理设计凹坑和凸台，采用铣沉头座孔等，减少机械加工表面的面积，还应尽量减少在机械加工时工件和刀具的调整次数，方便加工。螺栓连接的支承面应当进行机械加工，经常采用圆柱铣刀铣出沉头座孔。6.4确定机盖大小齿轮一段的外轮廓半径(1)机盖大齿轮一端的外轮廓半径的确定轮廓半径=大齿轮的齿顶圆半径+，式中有经验公式确定。外轮廓半径数值应适当圆整(2)机盖小齿轮一端的外轮廓半径的确定这一端的外轮廓圆弧半径不能像大齿轮一端那一用公式确定。因为小齿轮直径较小，按上述公式计算会是机体的内壁不能超出轴承座孔。一般这个圆弧半径的选取应使得外轮廓弧线在轴承旁边的凸台边缘的附近。这个圆弧线可以超出轴承旁边的凸台。7润滑和密封设计7.1润滑当减速器内的浸油传递零件（如齿轮）的圆周速度V≥2m/s时，采用齿轮传动时飞溅出来的润滑油来润滑轴承室最简单的，当浸油传动零件的圆周速度v≤2m/s时，油池中的润滑油飞溅不起来，可采用润滑脂润滑轴承。然后，可根据轴承的润滑方式和机器的工作环境是清洁或多尘选定轴承的密封方式。浸油润滑不但起到润滑的作用，同时有助于箱体的散热。为了避免浸油的搅动功耗太大及保证齿轮合啮区的充分润滑，传动件浸入油中的深度不宜太深或太浅，设计的减速器的合适浸油深度H对应圆柱齿轮一般为1个齿高，但不应小于10mm，保持一定的深度和存油量。油池太浅易激起箱底沉渣和油污，引起磨料磨损，也不易散热。换油事件为半年，主要取决于油中杂质多少及被氧化，被污染程度。7.2密封减速器需要密封的部位很多，有轴伸出处，轴承内侧，箱体接受能力合面和轴承盖，窥视孔和放油的接合面等处。轴伸出处的密封:作用是使滚动轴承与箱外隔绝，防止润滑油漏出以及箱体外的杂质，水及灰尘等侵入轴承室，避免轴承急剧磨损和腐蚀。由脂润滑选用毡圈密封，毡圈密封结构简单，价格便宜，安装方便，但对轴颈接触的磨损较严重，因而功耗大，毡圈寿命短。轴承内侧的密封：该密封处选用挡油换密封，其作用用于脂润滑的轴承，防止过多的油进入轴承内，破坏脂的润滑效果箱盖与箱座的密封：接合面上涂上密封胶。8箱体设计的主要尺寸及数据箱体的尺寸及数据如表8-1：表8-1名称符合减速器形式及尺寸mm圆锥齿轮减速器机座壁厚0.01(d1+d2)≥810机盖壁厚10.02a+3≥810机座凸缘厚度b1.515机盖凸缘厚度b11.5115机座底凸缘厚度P2.525地脚螺钉直径df0.015(d1+d2)+1≥1212地脚螺钉数目n66轴承旁边连接螺栓直径d10.75df10机盖与机座连接螺栓直径d2(0.5-0.6)df8连接螺栓d2的间距l150-200180轴承盖螺钉直径d3(0.4-0.5)df6窥视孔盖螺钉直径d4(0.3-0.4)df6定位销直径d(0.7-0.8)d25d1，d2，d3至外壁距离C11818d1，d2至凸缘边缘距离C21616轴承旁凸台半径R11818凸台高度H36外机壁至轴承座端面距离L1C1+c2+(5-8)40外、内机壁至轴承座端面距离L2+c1+c2(5-8)58大齿轮顶圆与内机壁距离1>1.212齿轮端面与内机壁距离2≥10机盖，机座肋厚m1,m2m1=0.851,m2=0.8518轴承端盖外径D2轴承座孔直径+5d370轴承端盖凸缘厚度e(1-1.2)d37轴承旁边连接螺栓距离s一般取s=D220