机械零件课程设计任务书

设计题目

带式输送机传动装置中的一级圆柱齿轮减速器。

运动简图

工作条件

输送带连续工作，单向运转，载荷变化不大，空载启动，使用期限5年，两

班工作，输送带速度允许误差+5%。

原始数据

已知条件 输送带拉力F/kN 输送带速度v/(m/s) 滚筒直径D/mm 题号 10 1.5 1.7 350 设计工作量

⑴设计说明书1份； ⑵减速器装配图1张；

⑶减速器零件大齿轮图、大带轮图、输出轴图各1张。

一、选择电动机

设计项目 1、 选择电动机的类型 2、选择电动机的容量 （1）计算计算说明 按照工作要求和条件选用Y系列一般用途的全封闭自扇冷鼠笼型三相异步电动机。 主要结果 Y系列三相异步电动机 工作机所需要的电动机输出功率为 wPPd=w Pw=Fv1000 所以有 Pd=Fv1000 wF=1.5kw 工作机所试中F=1.5kN, v=1.7m/s, 带试输送机效率取v=1.7m/s 需功率P w =0.95，带如上试得：Pw=w15001.7kW=2.68kW 10000.95 有电机至工作机之间的总效率（包括工作机效率）为  w=0.95 （2）计算电动机输出功率带齿联轴承 试中   带齿联轴承P 分别为带传动 齿轮传动的 w=2.68kW P 轴承，齿轮传动 联轴器。由《课程设计基础课程设计指导书》表2-3查得： 取 d 则 带=0.96，=0.98，=0.99 ，齿联 轴承=0.99, 0.960.980.990.99=0.913 2 所以： 2.68=Pd0.913kw=2.94kw （3）确定电动机转速电动机的额定功率： n Pm=（1.0～1.3） Pd=2.94～3.82KW m由《机械设计基础课程设计指导书》附表8.1取电动机额定功率Pm为3KW。 0.913 滚筒转速 nw P d=2.94kw 确定总传动比的范围 nw=60vw1000/πD =601.71000/(3.14350) =92.81 r/min Pm=3KW 由《课程设计基础课程设计指导书》表2-2推荐的各种 传动机构传动比范围，取V带传动i带=（2～4）,单级圆 柱齿轮传动比i齿=（3～5）， 则 n w=92.81 i总=（2～4）（3～5） =（23）～（45） =6～20 r/min n=(6～20) 92.81=556.86～1856.2 r/min 由《机械设计基础课程设计指导书》附表8.1可知在该 范围内电动机的转速有：750 r/min、1000 r/min、1500 r/min取电动机同步转速为1000 r/min，因此选择电动机 型号为： Y132S—6同步转速1000 r/min，满载转速nm为960 r/min，额定功率3KW。 Y132S—6 同步转速1000 r/min nm=960r/min

二、总传动比计算与各级传动比分配

设计项目 1传动装置的总传动比 2各级传动比分配 计算及说明 主要结果 nm==i总nw960=10.34 92.81i总=10.34 因为： 齿i=ii总带 为使V带传动的外廓尺寸不致过大，初选传动比为： i带=2.9 10.34=3.57 2.9 i齿=

ii带=2.9 =3.57 齿三、各轴运动参数和动力参数的计算

设计项目 （1）0轴（电机计算及说明 主要结果 p=p0d=2.94kW p0=2.94kW n=n0m=960r/min n=960r/min 0轴） T0=9550pn0 0 =95502.94/960 =29.25N·m (2)1轴Tp 2.82 N·m=81.36 331.030=29.25N·m p=p10带 1=2.82kW （高速轴） =2.940.96kW=2.82kW nn=i10 带960 =r/min=331.03r/min 2.9T1=9550pn1=95501n=331.03r/min 1N·m T(3)2轴1=81.36N·m p=p21轴承齿 （低速轴） =2.820.990.98=2.74kW p 2=2.74kW n1 =n2i齿331.03 =r/min=92.73 r/min 3.57T2=9550 =9550pnn=92.73 r/min 22 2 2.74 N·m=282.18 N·m 92.73T2=282.18N·m (4)3轴p=p32联轴承 （滚筒轴） =2.740.990.99=2.67 kW p3=2.67 kW n=n=92.73 r/min 32n=92.73 r/min 3 T3=9550 =9550 pn3 32.71 N·m=279.10N·m 92.73T

3=279.10N·m 为了便于下一阶段计算传动零件和轴，将上述计算结果列表如下： 参数 0轴 功率P(KW) 转速n(r/min) 转矩T(N·m) 传效

轴 号 1轴 2.82 331.03 81.36 2轴 2.74 92.73 282.18 3.57 0.96 3轴 2.71 92.73 279.10 1 0.98 2.94 960 29.25 比ｉ 率 2.9 0.95 动

四、V带传动设计

设计带式运输机用V带传动，已知电动机输出功率P=2.94 KW，小带轮转速r/min，大带轮转速作。

设计项目 1.确定工况系数计算及说明 主要结果 n=960

0n=331.03 r/min，传动比i1带=2.9，载荷变化不大，空载启动，两班工

由《机械设计基础》表8.21取：kA=1.2 kA=1.2 =3.528KW kA和计算功率 p=kAP=1.22.94KW =3.528KW cpcpc2.选择带的型号 根据pc=3.528KW 、n=960r/min 查《机械设计基础》图8.13可知选用A 型普通V带 A型普通V带 3.确定带轮直径 小带轮基准直径由《机械设计基础》表8.9取，dd1=100mm d d1=100mm dd1 大带轮基准直径ddd2=i带·dd1=2.9100=290mm d d2=280mm dd2 由《机械设计基础》表8.3取， d2=280mm, 带传动的实际传动比是： i=dd2=dd1280=2.8 100i=2.8 n2=n0960==355.66r/min 2.8i 从动轮的转速误差为： 1ii带i n2=355.66r/min 从动轮的转速误差为：-3.45% 带2.82.9100%-3.45% =2.9在+5%以内，为允许值 4.验算带速 V=dd1n0601000 V=5.024 m/s 合格 3.14100960 =m/s=5.024 m/s 601000带速在5～ 25m/s范围内，合格的

设计项目 5.确定V带基准长度和中心距、初定中心距、初定V带基准长度、V带基准长度传动中心距 计算及说明 主要结果 由《机械设计基础》表8.14可得： aa01.35（dd1+dd2）得 1.35（100+280）mm 0 =513mm a(dd1dd2)0513mm L02a02(dd2dd1)4a02 2 3.14（）（100280）280100]mm 245131638.39mm[2513查书由《机械设计基础》表8.4可得：Ld1800mm 查书由《机械设计基础》得实际中心距为： aa0LLd02 =(51318001638.39)mm594mm 2中心距a的变动范围： L d1800mmaamina0.015Ld =（594-0.0151800）mm=567mm maxa0.3Ld =（594+0.031800）mm=8mm a=594mm 6.验算小带上的包角a 1dd2dd10018057.3=× a1a =180057.30×280100 5940162.=a1 =162.0>1200 7.计算V带根数、单根V带的基本额定功率、额定功率增量、包角修正系数、带长 设计项目 计算及说明 >1200 由《机械设计基础》试8.18，得 pz(pp)kkc00a L根据dd1100mm、n=960r/min 主要结果 修正系数、V带根数 由书《机械设计基础》表8.9，用内插法得： p010.970.83(960800)kw=1.12kw 9808000p 01.12kw pkbn1(11k) i由书《机械设计基础》表8.18得： kb1.027510 3由，i=2.8,查《机械设计基础》表8.19得ki1.1373 p01.02751031960(1) 1.1373 =0.119kw 由书《机械设计基础》表8.4得,得带长度修正系数kL 得kL=1.01 由书《机械设计基础》表8.11得包角系数： w k i1.1373 p0=0.119kka=0.95 得普通V带的根数： 3.636Z=根 （1.120.119）0.951.01k L=1.01 =2.8根 取整后得z=3根，小于10根，所以合格。 k a=0.95 z=3根 8.计算初拉力V带单位长度质量初拉力 由书《机械设计基础》表8.6查得A型普通V带的每 米质量 q=0.1kg/m 根据《机械设计基础》式8.19得单根V带的初拉力： 500PC2.52(1)qv F0zvKa5003.6362.52(1)0.15.024 =35.0240.95 =119.32N F9.作用在轴上的压力 0=119.32N a12119.323sin162.N 2zsinFQF022 =708.76N o FQ708.76N 10.设计结果 11.带轮的基本尺寸 选用3根A—GB11544—V带，中心距a=594mm, 带轮直径dd1=100mm，dd2=280mm，轴上压力 F708.76N Q 查《机械设计基础》表8.5可得： 基准宽度：bd=11.0mm 基准线上槽深：hamin=2.75mm 基准线下槽深：hfmin=8.7mm 槽间距：e=(150.3)mm 槽边距：bd=11.0mm =2.75mhhaminm fmin=8.7mm fmin=9mm mine=15mm 最小轮缘厚：=6mm fmin=9mm 圆角半径：r1=0.2 — 0.5 带轮宽：B=（z-1）e+2f =(3-1)15+210 =50mm 外径：da=dd2ha =(280+22.75)mm =285.5mm 轮槽角：=380 轴孔：d0=32mm 孔腹板厚度：S=18

1min=6mm r=0.2 — 0.5 B=50mm d a=285.5mm =380 d0=32mm S=18 五、齿轮传动设计

传递功率P1=2.82 KW，电动机驱动，小齿轮转速n1=331.03r/min，大齿轮转速n2=92.73r/min，传动比i齿= 3.57，单向运转，载荷变化不大，使用期限十年，两班工作。

设计项目 计算及说明 主要结果 1.选择齿轮材料、热处理方法、齿面硬度及精度等级 按书《机械设计基础》表10.9选得： 小齿轮 45钢 调质 齿面硬度 225HBS 大齿轮 45钢 正火 齿面硬度 200HBS 小齿轮 45钢 调质 齿面硬度：225HBS 大齿轮45钢

因为是普通减速器，由表10.21及表10.22选8正火 齿面硬度：级精度，要求齿面粗糙度Ra3.2～6.3m 200HBS R按书《机械设计基础》的设计公式为: a3.2～ 6.3m 2.齿面接触疲劳计算 （1）载荷系数 （2）小齿轮传递转矩d176.433KT1(u1)dHu[]2 查《机械设计基础》表10.11取K=1.1 转矩有前面可得：T1=81.36 N·m 小齿轮的齿数T 1=81.36 N·m z1取为25，则大齿轮齿数为 T1 z=iz= 2齿1（3）齿数和齿宽系数 由于是单级齿轮传动为对称布置，而齿轮又为软齿面，由 《机械设计基础》表10.20，取d=1 由《机械设计基础》图10.24，z125 z2 d Hlim1=560Mpa （4）许用接触应力[  8d=1 Hlim2=530Mpa H] 查《机械设计基础》表10.10得：SH=1.0 N=60njL1h =60331.032(552165)=8.2610 N1==N2i8.26103.578=2.3110 8 查《机械设计基础》图10.27得 Z NT1=1.01 ZNT2=1.07 由式10.13可得： N1=8.2610 8H=Z1NT1SHHlim1N2=2.3110 8=1.01560Mpa=565.6Mpa 1NT2H=Z2SHHlim2 ZZ NT1=1.01 =1.07 1.07530= Mpa=567.1Mpa 1NT2故 d176.433KT1(u1)2duH 1.181.361000（3.571） =76.433mm 213.57567.1H=565.6Mpa 1 =54.18mm mdz1154.18mm2.17mm 25 由《机械设计基础》表10.3取标准模数m=2.5mm 3.确定齿轮传动的主要参数及H=567.1Mpa 2 d=mz=2.525=62.5mm 11 d=mz=2.5=222.5mm 22b=d1162.5mm=62.5mm d取b2=65mm bb+5=7mm=70mm 12m2.5(z1z2)=(25)=142.5mm 22 m=2.5mm dd 1=62.5mm =222.5mm 2b2=65mm b70mm 1几何尺寸 142.5mm 设计项目 4.校核齿根弯曲强度 （1）齿形系计算及说明 主要结果 由《机械设计基础》式10.24 F2KT1bm2zYFYS[] F1查《机械设计基础》由表10.13得 Y F12.65 YF22.18 YYYF12.65 2.18 F2查《机械设计基础》由表10.14得 数S1=1.59 =1.80 =210MPa =190MPa YF （2）应力修正系数YS1=1.59 YS2=1.80 YS2Y查《机械设计基础》由图10.25得 SSY Flim1 （3）许用弯曲[应] 力Flim1=210MPa Flim2=190MPa Flim2查《机械设计基础》由表10.10得SF1.3 查《机械设计基础》由图10.26得YNT1YNT21 查《机械设计基础》由式10.14得 F1.3 YNT21 NT1F[YNT1=]F12SFFlim1=210MPa=162Mpa 1.3[F]=162Mpa 1[F]=YSNT2Flim2 F190MPa=146Mpa =1.3故F12KT1bm2[F]a 2=146MpzYF1YS1 1 =21.181.36100065252.522.651.59 Mpa =74.26 Mpa YF2YS2 F2F1YYF1S1[F]Mpa 1=74.26 =74.26所以2.181.80MPa=69.16 Mpa 2.651.59F1[F]1 F2[F]2 齿根弯曲强度校核合格。 F2=69.16 Mpa 设计项目 5.验算齿轮的圆周速度v 计算及说明 由v=主要结果 v=1.08m/s d1n1601000得 3.1462.5331.03 v=m/s=1.08m/s 601000由《机械设计基础》表10.22可知选8级精度是合适的。 6.验算带的带速误差 nWniid带带n=960r/min=92.99 i(z/z)2.9/25d带21 r/min 转速误差为： nn=nw292.9992.73=100%=0.28% 92.7312 总误差：+=（-3.45+0.28）%=-3.17% 输送带允许带速误差为5%，所以合格。 7.齿轮的基本参数 hc*a=-3.17% 标准齿轮有：ha=1 齿顶高为： *c**=0.25 =1 =0.25 =2.5mm =3.125mm =227.5mm ha=mha=m=2.5mm h=1.25m=1.252.5=3.125mm **齿全高为： h=2.25m=2.252.5=5.625mm 齿根高为： fhhaf齿顶圆直径：da=m(z+2ha) =2.5(+21)mm =227.5mm 齿根圆直径：df=m(z-2ha-2c) =2.5(-21-20.25)mm =216.875mm 孔腹厚为：c=0.3b=0.362.5=18.75mm 倒角值为：n=0.5m=0.52.5=1.25mm 外槽边沿直径为：D1da(10~20)m =222.5-102.5=197.5mm 内槽边沿直径为: **d adm f=216.875mc=18.75mm n=1.25mm D=197.5mm 1 d1=1.6ds=1.655mm=88mm d 1=88mm 腹板孔孔径为：d0=0.25（D1-d1） =0.25（197.5-88）mm =27.375mm

d0=27.375mm 六、轴的计算

单级直齿圆柱齿轮减速器中的输出轴，已知传递功率P2=2.74 KW，从动齿轮转速n2=92.73r/min,齿数为，模数为2.5mm，齿轮轮毂宽度为70mm，中心距为142.5mm。

设计项目 1.选择轴的材料，确定许用应力 计算及说明 主要结果 由于要设计的轴是单级减速器的从动轴，属一般轴45钢、正火 的设计问题，选用45钢并经正火处理。 由《机械设计基础》表14.4得强度极限 [B600Mpa ]=60Mpa 2.按扭转强度估计轴径 B600Mpa， 1b由《机械设计基础》表14.2许用弯曲应力 根据《机械设计基础》表14.1，查得C=107～118 由dc3p得 n d=(107～118)3mm 2.27mm=（31.07～34.26） 92.73 考虑到轴的最小直径处要安装联轴器，会有键槽存 在，故将估计轴径加大5%，取值为： d=(1+5%)（31.07～34.26）mm =32.62～35.97mm 由设计手册取标准直径为：d1=35mm d1=35mm 3.设计轴的结构并绘制结构草图 （1）确定轴上零件的位置和固定方式 （2）确定各轴段的直径 （3）确定各轴段长度 因为是一级减速器，故将齿轮置为中间，两轴 承对称布置，轴的外伸端与联轴器或带轮相连。齿轮轴环和套筒实现轴向定位，靠平键和过盈配实现周向固定。轴通过两端轴承实现轴向固定。轴联器，大带轮靠轴肩，平键和过盈配合分别实现轴向和周向固定。 dddd2=40mm =45mm =55mm =47mm 3为345轴段根据轴外伸端直径d1=35mm，根据工艺和强48mm 度要求把轴求同制成阶梯形。为了使器能轴向定轴段位，在轴的外伸端设计一轴肩，通过轴承透盖、右20mm 端轴承和套筒的轴段直径取 轴段4为5为ddd2=40mm,为了便于齿轮的装配，齿轮处的轴头直22mm 轴段1为径为 3=45mm，轴环直径为d4=55mm其左端呈锥形，60mm =47mm,轴肩的圆角半径均取1.6mm。选用 56208轴承。 根据齿轮的宽度，取轴头长度为48mm，所选 轴承宽度为65mm，取轴头长度为63mm，所选轴 承宽度为20mm，设计挡油环厚3.5mm，套筒宽 22mm,轴环长度取22。与联轴器相连的外伸端取长度为60mm，两支点间的距离为110。 设计项目 计算及说明 主要结果 （4）绘制结构草图 轴段2的长度为：L2Xel套(15～20)mm X=CC+(3～5)mm 1121=0.02a+18 =(0.02142.5+1)mm=3.85mm8mm 所以 f1=8mm  1=8mm d0.036a12 =(0.036142.5+12)mm=17.13mm 取整偶数得df18mm d f18mm d'1=0.75df=0.7518mm=13.5mm ' 取整偶数得d1=14mm 写为M14 查《课程设计指导书》表4.2得 C1min20mm C2min18mm fe=1.2d3=1.2(0.4～0.5) d =1.2(7.2～9)mm=8.～10.8mm 所以L2=50+10+20+17=97mm 轴的结构草图下见（图1）。且轴的两端倒角为3mm。

设计项目 4.按弯扭合成进行强度计算 （1）给出轴的受力图 (2)作计算及说明 主要结果 轴的受力图如下所示 因为T2282.18 N·m T 2282.18N·m Ft2=2T2d=22282.181000N=2536.45N 222.5oF t2=2536.45N 因为标准齿轮的=20 Fr2=Ft2tan25.22tan20=933.30N 25.22N=1282.11N 2oFr2=933.30N =1282.11N Ft2===FHAFHB2水平处的弯矩为： F HAlMH2FHA 1101282.11 =2M =933.3 2H=70516.05N·mm =70516.05N·mm FVAFVBFr22N·mm=466.65N·mm 水平平FVA=466.65N·mm 铅锤面的完矩为： 面内的弯矩图 支反力 MVl110FVA=466.65 N·mm 22MV=25665.75 N·mm =25665.75 N·mm (3)作垂直面内的弯矩图 支反力 (4)作合成弯矩图 (5)作转矩图 由M==MHMV得 70516.05622M=75041.62 N·mm 2225665.75 T=83086.13 N·mm =75041.62 N·mm T=9.5510p2.886=9.5510 N·mm n331.03 =83086.13 N·mm 因减速器单向运转，故可认为转矩为脉动循环 变化，修正系数为0.6。 2Me =N·mm M2(T) (0.6285270) 2275041.62M e=1868.473 N·mm =1868.473 N·mm (6)求当量弯矩 设计项目 (7)按弯扭合成进行强度计算 计算及说明 主要结果 由设计1图可以看出，截面1—1、2—2所受转矩相同，但弯矩Me1Me2，且轴上还有键槽，故截面1—1可能为危险面。但由于轴径 d3d2，故也应对截面2—2进行校核。 由d310Me[1b] =3101868.473mm=31.46mm 60因为轴上有键槽，所以要加大5%。 d(1+5%)=31.46(1+5%)mm=33.033mm 因为d1轴径在轴上是最小的，且d1> d(1+5%),合格。 所以设计的轴有足够的强度，并有一定的裕量。 5.修改轴的结构 6.绘制因所设计轴的强度裕度不大，此轴不必再做修改。 见20页设计图 轴的受力图 7.齿轮轴的尺寸为

七、联轴器的选择

设计项目 1.选择类型 2.计算转矩 计算及说明 选用弹性联轴器 查《机械设计基础》表16.1得：KA =1.4mm 已知：T2=282.18 N·m T3=279.10N·m 主动端（2轴输出端）：由TC2=KAT2 主要结果 TC2=1.4282.18=395.052N·m TC2=395.052N·m =390.74N·m 从动轴（3端）：由TC3=KAT3 TC3T3.选择型号C3=1.4279.10=390.74N·m 已知d1=35mm、d3=45mm。根据转矩、轴径、 及尺寸 转速查 《课程设计基础课程设计指导书》附表9.4得：标记为 选取型号HL3 又因为齿轮轮毂宽度为70mm，所以有： HL3

HL3JA4570 JC3584GB5014—85 JA4570GB5014—85 JC3584八、键的设计与校核

设计项目 计算及说明 按设计要求只对输出轴做键的计算。 有2处需进行键的设计，依次为： 1.联轴器的键设计 为1键。 2.大齿轮的键设计 为2键。 主要结果 类型、尺寸的选择以及强度的校核 已知d1=35mm、d3=45mm 由 =P4Tdhl2[p]得： 11由《机械设计基础》表14.6得[p]=100～120Mpa 1键选择C型键 由《机械设计基础》表14.5得 111Lbh 111b10mm h8mm L50mm b1=（50-10/2）mm=45mm =-l1L12=P14252180MPa=80.06Mpa<[p]合格。 354582键选择A型键 由由《机械设计基础》表14.5得 Lbh 222b210mm 22h28mm L240mm lLb2(4010)mm30mm =P24279100MPa=116.29Mpa<[p]合格。 40308键的标记为：1键C1050 GB/T1096—1979 2键A1040 GB/T1096—1979

九、轴承的选择与校核

设计项目 1.试选轴承型号 2.轴承的当量动载荷 计算及说明 主要结果 根据轴颈d2=40mm,查《课程设计指导书》附表深沟球轴承10.1，该型号轴承初定为深沟球轴承6208型。 由《机械设计基础》表15.12，取载荷系数有Fr933.30N 因为深沟球轴承没有内部轴向力，所以P= P=1.2933.30N=1119.96N 6208型 fP1.2 fFPr P=1119.96N 3.计算所需要的径向额定动载载荷值 查《机械设计基础》表15.15得[Lh]4000～ 8000h 查《机械设计基础》表15.14得pfT=1，取得=3。 由Cf(T60n[Lh]1061)得 =6092.73(4000~8000)1119.96[N ]611013=3150.26～3969.08N 经过查得合格。

十、减速箱体设计

设计项目 轴中心距 箱体壁厚 箱盖壁厚 箱盖凸缘厚度 箱座凸缘厚度 箱座底凸缘厚度 地脚螺钉直径 地脚螺钉数目 轴承旁连接螺栓直径 计算及说明 主要结果 a142.5mm 0.025a18mm 取=8mm a142.5mm =8mm 10.02a18mm 取1=8mm 11=8mm b1.51=1.58mm=12mm b=12mm 1b1.5=1.58mm=12mm b=12mm bdd22.5=2.58mm=20mm fbd2=20mm f=0.036a+12=17.13mm 取整偶数为=18mm =18mm fn=4 因为a142.5mm<250mm 所以n=4 d11=14mm ddd =0.75df=0.7518mm=13.5mm 取整偶数 =14mm =（0.5～0.6）df=9～10.8mm 取为10 1d 2=10 2l= l=150～200mm 150～200mm 盖与座连接螺栓直径 连接螺栓 3dd（0.4～0.5）df=7.2～9mm 取为8mm =（0.3～0.4）df=5.4～7.2mm 取为6mm dd 38mm =6mm 44d2的间距 d=(0.7～0.8) 8mm d2=7～8mm 取为d=8mm 轴承端盖的螺钉直径 检查孔盖螺钉直径 定位销直径 查《课程设计指导书》表4.2得 c=20mm 1c=20mm 1 2c=18mm fc=18mm 2d、d1、 1dd2至外箱Rc=18mm 2R 118mm 壁距离fc 12 、d至凸缘边缘距离c 2轴承旁凸台半径 设计项目 凸台高度 外箱壁至轴承座端面的计算及说明 h=30mm 主要结果 h=30mm l=c+c+（5～10）mm 112 =43～48mm 取l1=45mm 距离 齿轮顶圆与内箱壁间的距离 齿轮端面与内箱壁间的距离 箱盖、箱座肋厚 轴承端盖外径 轴承旁连接螺栓距离

11.2=1.28mm l=45mm 1 =9.6mm 取1=20mm  2=8mm 取2=17.5mm =20mm 1m0.8511=6.8mm m0.85=6.8mm 2=17.5mm m=6.8mm 12D=D+（5～5.5）=120mm S=120mm m2=6.8mm D=120mm S=120mm

十一、减速器的润滑、密封、和润滑油牌号的选择

设计项目 1. 齿轮的润滑 (1) 选择润滑方式 计算及说明 v= 主要结果 d2n2601000 v=1.08m/s 3.14222.592.73m/s=1.08m/s =601000因为齿轮的速度v12m/s都采用油浴润滑。 由齿轮润滑要求可知，齿轮浸油深度h=10mm， (2)确定油深 油浴润滑 油总深度h0=40mm h=40mm 02.轴承润滑 dndmn1 d=5内d外2n1 采用润滑脂润滑 dn410mm 所以采用润滑脂润滑。 3.密封 轴承与齿轮之间设挡油环 轴承端盖采用垫圈密封 箱体上开油沟

十二、参考资料

书名 出版社 日期 作者 1.〈〈机械设计基础〉〉 2.〈〈机械设计课程指导书〉〉 3.〈〈机械设计课程设计图册〉〉 4.〈〈机械零件设计手册〉〉 5.〈〈机械制图〉〉 高等教育出版社 高等教育出版社 国防工业出版社 机械工业出版社 2005年4月 2005年9月 1993年8月 2005年5月 陈德立 陈德立 沈 安 杨黎明 金大鹰