精密机械设计课程设计说明书-毕业论文.doc

九江学院

精密机械设计课程设计说明书

设计题目：慢动卷扬机传动装置设计

院 系： 机械与材料工程学院

专 业： 测控技术与仪器

班 级： A0821 班

设计人： 屈 云 开

指导老师： 伍 小 燕

2010 年 12 月 28 日

目 录

设计任务书……………………………………………………5
一. 工作条件…………………………………………………5
二. 原始数据…………………………………………………5
三. 设计内容…………………………………………………5
四. 设计任务…………………………………………………5
五. 设计进度…………………………………………………6
传动方案的拟定及说明………………………………………6
电动机的选择…………………………………………………6
一. 电动机类型和结构的选择 ………………………………7
二. 电动机容量的选择 ………………………………………7
三. 电动机转速的选择 ………………………………………7
四. 电动机型号的选择 ………………………………………7
传动装置的运动和动力参数 …………………………………8
一. 总传动比 …………………………………………………8
二. 合理分配各级传动比 ……………………………………8
三. 传动装置的运动和动力参数计算 ……………………… 8
传动件的设计计算 ……………………………………………9
一. 高速啮合齿轮的设计 ……………………………………9
二. 低速啮合齿轮的设计……………………………………14
三. 滚筒速度校核……………………………………………19
轴的设计计算…………………………………………………19
一. 初步确定轴的最小直径 …………………………………19
二. 轴的设计与校核…………………………………………20
滚动轴承的计算………………………………………………30
一. 高速轴上轴承（6208）校核 ……………………………30
二. 中间轴上轴承（6207）校核 ……………………………31
三. 输出轴上轴承（6210）校核 ……………………………32
键联接的选择及校核…………………………………………34
一. 键的选择…………………………………………………34
二. 键的校核…………………………………………………34
连轴器的选择…………………………………………………35
一. 高速轴与电动机之间的联轴器 ………………………… 35
二. 输出轴与电动机之间的联轴器 ………………………… 35
减速器附件的选择 ……………………………………………35
一. 通气孔……………………………………………………35
二. 油面指示器 ………………………………………………35
三. 起吊装置 …………………………………………………36
四. 油塞………………………………………………………36
五. 窥视孔及窥视盖…………………………………………36
六. 轴承盖……………………………………………………36
润滑与密封……………………………………………………36
一. 齿轮润滑…………………………………………………36
二. 滚动轴承润滑……………………………………………36
三. 密封方法的选择…………………………………………36
设计小结………………………………………………………37
参考资料目录…………………………………………………37

计 算 及 说 明
主要结果
机械设计课程设计任务书

题目：设计用于带式运输机传动系统的
齿轮（蜗轮）减速器

一． 工作条件
两班制，间歇工作，单向运转，载荷变动小，室外工作，有较大粉尘；
二． 原始数据
运输带工作拉力F（N）： 1500
卷筒的直径D（mm）： 80
运输带速度V（m/s）： 14
运输带速度允许误差 ±5％
使用年限（年）： 15
工作制度（班/日）： 2
生产条件： 一般机械厂制造，小批量生产
动力来源： 电力，三相交流，电压380／220 V
三． 设计内容
1. 电动机的选择与运动参数计算；
2. 齿轮传动设计计算；
3. 轴的设计；
4. 滚动轴承的选择与校核；
5. 键和连轴器的选择与校核；
6. 装配图、零件图的绘制；
7. 设计计算说明书的编写。
四． 设计任务
1.按照给定的原始设计数据(编号) 5 设计二级展开圆柱齿轮减速器装置；
2.传动方案运动简图1张；
3.完成减速器装配图1张；
4.完成二维主要零件图2张；
5.设计说明书1份。
五． 设计进度

1、 第一阶段：传动方案的选择、传动件参数计算及校核、绘
制装配草图
2、 第二阶段： 制装配图；
3、 第三阶段：绘制零件图。
传动方案的拟定及说明

一个好的传动方案，除了首先满足机器的功能要求外，还应当工作可靠、结构简单、尺寸紧凑、传动效率高、成本低廉以及维护方便。要完全满足这些要求是很困难的。在拟订传动方案和对多种传动方案进行比较时，应根据机器的具体情况综合考虑，选择能保证主要要求的较合理的传动方案。
根据工作条件和原始数据可选方案二，即展开式二级圆柱齿轮传动。因为此方案工作可靠、传动效率高、维护方便、环境适应行好，但也有一缺点，就是宽度较大。其中选用斜齿圆柱齿轮，因为斜齿圆柱齿轮兼有传动平稳和成本低的特点，同时选用展开式可以有效地减小横向尺寸。
示意图如下：

电动机的选择

一. 电动机类型和结构的选择

因为本传动的工作状况是：载荷平稳、单向旋转，无特殊要求。所以选用常用的封闭式Y系列三相异步交流的电动机。其效率高、工作可靠、结构简单、维护方便、价格低等优点。

二. 电动机容量的选择

1. 工作机所需功率Pw
知F=15000 N V=14m/min=0.233m/s
所以Pw=3.5 kw

2. 电动机的输出功率

＝
Pd=3.9kw

3. 确定电动机额定功率
因为应等于或稍大于。故选择=4kw的电动机。

三. 电动机转速的选择
工作机滚筒的转速
=60*1000*0.233/（3.14*80）=55.65r/min
因为两极传动的总传动比最好不要超过20，故电动机的同步转小
于等于*20=1113r/min,同时总传动比应越接近20越好。
故选同步转速为1000r/min的电动机。
四. 电动机型号的确定

根据上面步骤的计算，查表选出电动机型号为Y132M1-6,其额定功率为4kW，满载转速960r/min。基本符合题目所需的要求。
传动装置的运动和动力参数
一. 总传动比

由电动机的满载转速和工作机主动轴转速可确定传动装置应有的总传动比为：
＝/
其中 =960r/min
＝55.65r/min
故：＝17.25

二. 合理分配各级传动比

由于减速箱是展开式布置，所以选 ＝ 。
由=17.25，得
=4.74， =3.64

三. 传动装置的运动和动力参数计算

1. 各轴转速
高速轴：==960r/min
中间轴：=/=960/4.74=202.5r/min
输出轴：==/=202.5/3.64=55.65r/min
2. 各轴输入功率计算
==3.9*0.99=3.86kw
==3.86*0.99*0.97=3.707kw
==3.707*0.99*0.97=3.56kw

3. 各轴的输入转矩
电动机转矩T=9550/=9550*3.9/960N.m=38.6 N.m
=9550/=9550*3.86/960 N.m =38.2 N.m
=9550/=9550*3.56/202.5 N.m =167.01 N.m
=9550/=9550*3.56/55.65 N.m =607.73 N.m

附：各轴转速、输入功率、输入转矩
项 目
电动机轴
高速轴I
中间轴II
输出轴III
鼓 轮
转速（r/min）
960
960
202.5
55.65
55.65
功率（kW）
4
3.86
3.707
3.56
3.5
转矩（N·m）
38.6
38.2
167.01
607.73
610.43
传动比
1
1
4.74
3.64
1
效率
1
0.99
0.9603
0.9603
0.9801

传动件的设计计算
一. 高速啮合齿轮的设计
1． 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数
1） 按方案（2）所示的传动方案，选用斜齿圆柱齿轮传动。
2） 运输机为一般工作机器，速度不高，故精度等级选用7级精度（GB10095----88）；
3） 材料及热处理；
选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。
4） 试选小齿轮齿数＝20，大齿轮齿数＝96；
5） 选取螺旋角。 初选螺旋角β＝14°

2． 按齿面接触强度设计
按式（10—21）试算，即

1） 确定公式内的各计算数值
（1） 试选Kt＝1.6
（2） 计算小齿轮传递的转矩 =38.2N.m
（3） 由图10－30选取区域系数 ＝2.433
（4） 由表10－7选取齿宽系数 ＝1
（5） 由图10－26查得 ＝0.75，＝0.875， 则
（6） 由表10－6查得材料的弹性影响系数
＝189.8
（7） 由图10－21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限＝600MPa；大齿轮的接触疲劳强度极限
＝550MPa；
（8） 由式10－13计算应力循环次数
＝60j＝60×960×1×（8×300×15×2）
＝4.147×h
＝/＝4.147×/4.74=8.75×h
（9） 由图10－19查得接触疲劳寿命系数＝0.95；＝1.07
（10） 计算接触疲劳许用应力
取失效概率为1％，安全系数S＝1，由式（10－12）得
＝＝0.95×600MPa＝570MPa
＝＝1.07×550MPa＝588.5MPa
＝(＋)/2＝(570+588.5)=579.25MPa
2） 计算
（1） 试算小齿轮分度圆直径,
≥
=38.675mm
（2） 计算圆周速度
v==1.94m/s
（3） 计算齿宽b及模数
b==1×38,675mm=38.675mm
==1.876
h=2.25=2.25×1.876mm=4.22mm
b/h=38.675/4.22=9.16
（4） 计算纵向重合度

（5） 计算载荷系数K
已知载荷平稳，所以取KA=1
根据v=1.94m/s,7级精度，由图10—8查得动载系数=1.07；由表10—4查的的计算公式和直齿轮的相同。
故 =1.12+0.18(1+0.6×1)1×1
+0.23×10×38.675=1.417
由表10—13查得 =1.33
由表10—3查得= =1.4。
故载荷系数
K=
=1×1.07×1.42×1.4=2.13
（6） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，
由式（10—10a）得
=42.55mm
（7） 计算模数
=2.06mm

3． 按齿根弯曲强度设计
由式(10—17)

1） 确定计算参数
（1） 计算载荷系数
K= =1×1.07×1.33×1.4=1.99
（2） 根据纵向重合度εβ==0.318×1×20×tan14=1.586，
从图10－28查得螺旋角影响系数 ＝0.88
（3） 计算当量齿数
=/cosβ=20/cos14=21.89
=/cosβ=96/cos14=103.99
（4） 查取齿型系数
由表10－5查得=2.724；=2.175
（5） 查取应力校正系数
由表10－5查得=1.569；=1.793
（6） 计算[]
由图（10-20C）查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限
=500Mpa
=380Mpa
（7） 由图（10-18）查得弯曲疲劳寿命系数
=0.88
=0.91
（8） 计算弯曲疲劳许用应力
取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（10-12）得：
===314.29Mpa
===247MPa
（9） 计算大、小齿轮的并加以比较
==0.01360
==0.01579
大齿轮的数值大
2） 设计计算
=1.47
对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取=1.5，则=25.03
取=27，则==274.74=128

4． 几何尺寸计算
1) 计算中心距
a=119.8mm
a圆整后取120mm
2) 按圆整后的中心距修正螺旋角
β=arcos=14.4
由于β值改变不大，故参数、、等不大，不用修正
3) 计算大、小齿轮的分度圆直径
=41.79 mm
=198.57mm
4) 计算齿轮宽度
b==41.79mm
圆整后取=50mm，=45mm

5． 结构设计
以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故以选用腹板式为宜。具体结构略。

二. 低速啮合齿轮的设计
1． 选定齿轮类型、精度等级、材料及齿数
1） .试选小齿轮齿数＝25，大齿轮齿数＝94；
其他参数和上对齿轮一样

2． 按齿面接触强度设计
按式（10—21）试算，即

1） 确定公式内的各计算数值
（1） 计算小齿轮传递的转矩=167.01N.m
（2） 由图10－26查得＝0.778，＝0.884，则
（3） 由式10－13计算应力循环次数
＝60j＝60×202.5×1×（8×300×15×2）
＝8.748×h
＝/＝8.748×/4.74=18.45
（4） 由图10－19查得接触疲劳寿命系数＝1.07；＝1.16。
（5） 计算接触疲劳许用应力
取失效概率为1％，安全系数S＝1，由式（10－12）得
＝＝1.07×600MPa＝642MPa
＝＝1.16×550Mpa＝638MPa
＝(＋)/2＝(642+638)/2Mpa=640MPa
其他数据和上对齿轮的数据一样
2） 计算
（1） 试算小齿轮分度圆直径
≥
=56.43mm
（2） 计算圆周速度
v==0.506m/s
（3） 计算齿宽b及模数
b==1×56.74mm=56.43mm
===2.19
h=2.25=2.25×2.19mm=4.93mm
b/h=56.43/4.93=11.45
（4） 计算纵向重合度
　　　　　　 ===1.982
（5） 计算载荷系数K
已知载荷平稳，所以取KA=1
根据v=0.596m/s,7级精度，由图10—8查得动载系数=1.035；
由表10—4查的的计算公式和直齿轮的相同。故
=1.12+0.18(1+0.6×1)×1+0.23×10×56.74=1.42
由图10—13查得 =1.33
由表10—3查得= =1.4。故载荷系数
K=
=1×1.035×1.4×1.42=2.06
（6） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10—10a）得
==mm=61.39mm
（7） 计算模数
=mm=2.38mm

3． 按齿根弯曲强度设计
由式(10—17)
≥
1） 确定计算参数
（1） 计算载荷系数
K= =1×1.035×1.4×1.35=1.96
（2） 根据纵向重合度
===1.982，
从图10－28查得螺旋角影响系数 ＝0.88
（3） 计算当量齿数
=/cosβ=25/cos14=27.37
=/cosβ=94/cos14=102.90
（4） 查取齿型系数
由表10－5查得=2.564；=2.178
（5） 查取应力校正系数
由表10－5查得=1.637；=1.792
（6） 图10-18查得弯曲疲劳寿命系数
=0.91
=0.93
（7） 计算弯曲疲劳许用应力
取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式（10-12）得：
[]===325Mpa
[]===252.43MPa
（8） 计算大、小齿轮的并加以比较
==0.01291
==0.01546
大齿轮的数值大。
2） 设计计算
≥2.00mm
对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，取=2，已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度，需按接触疲劳强度算得分度圆直径=61.39mm应有的齿数。于是由
===29.28
取=32，则==323.64=120

4. 几何尺寸计算
1） 计算中心距
a==156.65mm
a圆整后取157mm
2） 按圆整后的中心距修正螺旋角
β=arcos==14.50
由于β值改变不大，故参数、、等不用修正。
3） 计算大、小齿轮的分度圆直径
==66.105mm
==247.895mm
4） 计算齿轮宽度
b=φd=mm=66.105mm
圆整后取=75mm，=70mm

5 .结构设计
以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故以选用腹板式为宜。具体结构见零件图

三. 滚筒速度校核

滚筒实际速度

速度误差
故齿轮设计符合要求
轴的设计计算

一. 初步确定轴的最小直径
选轴的材料为45钢，先由式d≥初步确定轴的最小直径
(其中取103~126)拟定高速轴齿轮为左旋，中间轴齿轮为右旋，则
输出轴齿轮为左旋。 （[2]P132式（15—3））
高速轴：d≥=16.22mm
中间轴：d≥＝31.62mm
输出轴：d≥=44mm

二. 轴的设计与校核

1. 作用在齿轮上的力
==1736.36N
==650.65N
=tanβ=425.21N；
同理
=4459.76N
=2245.04N
=1162.86N
则=+=4599.76+1736.36=6196.12N
=-=2245.04-650.65=1594.39N
=-=1162.86-425.21=737.65N

2. 滚动轴承的选择
由以上的计算可以看出：三根轴的轴向力都非常小，故选用成本最低的深沟球轴承。

3. 高速轴的结构设计与校核日
1) 确定轴上零件的装配方案
如下图所示

a b c d e f

(1) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径
a. 由于联轴器一端连接电动机，另一端连接输入轴，所以该段直径尺寸受到电动机外伸轴直径尺寸的限制，选为32mm；
b. 轴器的轴向定位可靠，定位轴肩高度应达3mm，所以该段直径选为38；
c. 该段轴要安装轴承，考虑到轴肩要有2mm的圆角，则轴承选用6208型，即该段直径定为40mm；
d. 该段轴要插齿轮；
e. 轴肩固定轴承，直径为48mm；
f. 该段轴要安装轴承，直径定为40mm。
(2) 各段长度的确定
各段长度的确定从左到右分述如下：
g. 该段由联轴器孔长决定为60mm；
h. 该段综合考虑箱体突缘厚度、调整垫片厚度、端盖厚度及联轴器安装尺寸，定为62mm；
i. 该两段轴安装轴承和挡油盘，轴承宽18mm，并且轴承要离箱体内壁10mm,封油盘要突出内壁2 mm,故该段长度定为30mm；
j. 该段加工齿轮，齿轮宽为47mm，定为47mm；
k. 该段有低速级齿轮齿宽及其与箱体内壁的距离决定，取80mm；
l. 该段同c段，同为30mm。
所以高速轴的总长为309mm。
2) 轴的校核
因为选的深沟球轴承，故可把其中点看作支承点，齿轮也做为点看待，作用点为其中点。各受力点与支撑点如下：

按弯扭合成应力校核轴的强度
水平弯矩

M=*d1/2=7.402N.m
=314.71N =543.41N
=355.909NM

故其弯矩图为：

竖直弯矩

弯矩图为：

扭矩图为：
其中=314.71N
=944.9N
=*122.5/188=944.9N
=*65.5/188=505.2N
则从上可知危险点在受力点，即齿轮中心
=35.42N.m
=61.89N.m
T=30.232N.m
40Cr钢对称循环应力时轴的许用弯曲应力为，又由于轴受的载荷为脉动的，所以。
W===
高速轴校核安全。

4. 中间轴的结构设计与校核
1) 确定轴上零件的装配方案
如下图所示：

a b c d e

(1) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径
a. a和e段轴用于安装封油盘和轴承6207，取直径为35mm。
b. b段安装大齿轮，直径定为38mm
c. IV-V段分隔两齿轮，直径为45mm。
d. V-VI段安装大齿轮，直径为38mm。
(2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段长度
a. a段轴承宽度为17mm，由于用脂润滑，轴承离内壁距离为10mm, 且b段的大齿轮离内壁为16mm，故a段长度为17+10+16=43mm2。
b. b段为大齿轮的宽度42mm。
c. c段用于隔开两个齿轮，长度取为10mm
d. d段为小齿轮，长度就等于小齿轮宽度75mm。
e. e段为轴承宽度为17mm，由于用脂润滑，轴承离内壁距离为10mm，且d段的小齿轮离内壁为7mm，故e段长度为17+10+7=34mm。
中间轴总长为204mm.
2) 轴的校核
因为选的深沟球轴承，故可把其中点看作支承点，齿轮也做为点看待，作用点为其中点。各受力点与支撑点、水平弯矩、竖直弯矩、扭矩图如下：

55.5 68.5 63

133.44 198.80

73.59
37.67 54.74
19.61

141.505

=（1450.15*131.5+4109.76*63）/187=2404.33N

=（1450.15*55.5+4109.76*124）/187=3155.58N

=（1543.04*63-1062.86*66.1/2-355.09*202.394/2）/197N=132.74N
==543.41N
==1062.86N
5.校核轴的疲劳强度
有上面的分析和弯扭图可知：危险点为两个齿轮的中点
40cr的强度极限为，又由于轴受的载荷为脉动的，所以

故中间轴选用安全。

5. 输出轴机构设计
1) 轴的结构设计
见零件图
2) 求轴上的载荷
因为选的深沟球轴承，故可把其中点看作支承点，齿轮也做为点看待，作用点为其中点。
其中= N =N
=N =N
3) 精确校核轴的疲劳强度
(1) 判断危险截面
由弯扭图可以看出，齿轮中点处弯距矩最大，但应力集中非常小，故不是危险面，而在齿轮的右侧，虽弯矩不大，但应力较集中，所以判断为危险截面。
(2) 截面左侧
抗弯截面系数
抗扭截面系数
界面右侧的弯矩M为：

故
截面上的扭矩为 =509.394N.m
截面上的弯曲应力

截面上的扭转切应力

过盈配合处的值，由插入法求得，并取，
于是得

（[2]P40附表3-8）
轴采用磨削加工，表面质量系数为

（[2]P40附图3-4）
故得综合系数为

（[2]P25式（3-12）和P26式（3-12a））
碳钢特性系数的确定
，取，
，取
于是，计算安全系数值，得

（[2]P365366式15-615-8）
故可知其安全。
(3) 截面右侧
抗弯截面系数
抗扭截面系数
界面右侧的弯矩M为

故
截面上的扭矩为 =509.394N.m
截面上的弯曲应力

截面上的扭转切应力为

由于轴选用45钢，调质处理，所以有
，，。
（[2]P355表15-1）
截面上由于轴肩而形成的理论集中系数综合系数的计算及
由，，经插值后可查得
，
（[2]P38附表3-2经直线插入）
轴的材料的敏感系数为
，
（[2]P37附图3-1）
故有效应力集中系数为

查得尺寸系数为，扭转尺寸系数为，
（[2]P39附图3-2）（[2]P39附图3-3）
轴采用磨削加工，表面质量系数为
，
（[2]P40附图3-4）
轴表面未经强化处理，即，则综合系数值为

（[2]P25式（3-12）和P26式（3-12a））
碳钢特性系数的确定
，取，
，取
于是，计算安全系数值，得

故可知其安全。

滚动轴承的计算

(以下公式引用自[1]P144表15—3)

一. 高速轴上轴承（6208）校核

1． 求两轴承受到的径向载荷

2． 求两轴承受到的轴向载荷

3． 求两轴承受到的当量载荷
由于为一般载荷，所以载荷系数为。
由于
(1) 对轴承一
，
故当量载荷

(2) 对轴承二
由于，，
所以，。
故当量载荷为

4． 轴承寿命的校核

二. 中间轴上轴承（6207）校核

1． 求两轴承受到的径向载荷

2． 求两轴承受到的轴向载荷

3． 求两轴承受到的当量载荷
由于为一般载荷，所以载荷系数为。

(1) 对轴承一
因为，故当量载荷
(2) 对轴承二
由于，，
所以当量载荷为

4． 轴承寿命的校核

轴承二可用，合格
三. 输出轴上轴承（6210）校核

1. 求两轴承受到的径向载荷

2. 求两轴承受到的轴向载荷

3. 求两轴承受到的当量载荷
由于为一般载荷，所以载荷系数为

1) 对轴承一
由于，
所以。
故当量载荷为

2) 对轴承二
因为，
故当量载荷

4. 轴承寿命的校核

键连接的选择及校核计算

一. 键的选择

选圆头普通平键，材料为钢。所选的结果见下表：

代号
键宽b×键高h×键长L
直径d(mm)
工作长度l（mm）
工作高度k（mm）
转矩
T （N·m）
高速轴
1
10×8×50
32
40
4
30.232
中间轴
2
10×8×36
38
26
4
141.505
3
10×8×56
38
46
4
141.505
输出轴
4
16×10×56
52
40
5
509.394
5
14×9×80
45
66
4.5
510.499

二. 键的校核

由式可得：
（[2]P103式（6—1））
键1 ：
键2：
键3：
键4：
键5：
由于键采用静联接，冲击轻微，所以许用挤压应力为，所以上述键皆安全。

连轴器的选择

一. 高速轴与电动机之间的联轴器

电动机输出轴与减速器高速轴之间联轴器的设计计算相联时电动机输出轴与减速器高速轴相联时，由于转速较高。为减小启动载荷，缓和冲击，应选用具有较小转动惯量和具有弹性的联轴器。
但由于联轴器一端与电动机相连，其孔径受电动机外伸轴径
（直径为38mm） 限制，所以选用
其主要参数如下：
材料HT200
公称转矩
轴孔直径，
轴孔长，
装配尺寸
半联轴器厚
（[1]P163表17-3）

二. 输出轴与工作机之间的联轴器

输出轴与工作机之间联轴器的设计计算由于输出轴的转速较低，传递的转矩较大，又因减速器与工作机不在同一机床上，要求有较大的轴线偏移补偿，且本题中载荷平稳，没有冲击。因此常选用承载能力较高的刚性联轴器
所以选用弹性柱销联轴器
其主要参数如下：
材料HT200
公称转矩630N.m
轴孔直径
轴孔长
（[1]P163表17-3）

减速器附件的选择

（以下均来自[1]P76~80）

一. 通气器

由于在室内使用，选有二次过滤功能的通气器，采用M27×1.5。

二. 油面指示器

选用游标尺M12，第二种型号的。

三. 起吊装置

采用箱盖吊耳、箱座吊耳。

四. 油塞

选用外六角油塞及垫片M12×1.5。

五. 窥视孔及视孔盖

六. 轴承盖

凸缘式端盖易于调整，故选用突缘式轴承盖。

润滑与密封

一、 齿轮润滑

采用浸油润滑，由于低速级周向速度为，所以浸油高度约为大齿轮半径的，取为42mm。还要至少浸到高速级大齿轮的10mm,定位11mm。

二、 滚动轴承润滑

由于轴承周向速度速度为2m/s左，选用脂润滑。

三、 密封方法的选取

当轴不输出时采用闷盖式凸缘式轴承端盖密封；
当轴要伸出时采用透盖式凸缘式轴承端盖加毡圈密封；
轴承内部的密封采用封油盘密封；
设计小结
此次齿轮减速器设计，经过好久的努力,我们终于将机械设计课程设计做完了.
这次作业过程中,我遇到了许多困难,一次又一次的修改设计方案修改，这都暴露出了前期我在这方面的知识欠缺和经验不足，令我非常苦恼.后来在同学的帮助下,我找到了问题所在之处,并将之解决.同时我还对机械设计的知识有了更进一步的了解.
    尽管这次作业的时间是漫长的,过程是曲折的,但我的收获还是很的不仅仅掌握了设计一个完整机械的步骤与方法;也对机械制图有了更进一步的掌握。对我来说,收获最大的是方法和能力.那些分析和解决问题的方法与能力.在整个过程中,我发现像我们这些学生最最缺少的是经验,没有感性的认识,空有理论知识,有些东西很可能与实际脱节.总体来说,我觉得做这种类型的作业对我们的帮助还是很大的,它需要我们将学过的相关知识都系统地联系起来，综合应用才能很好的完成包括机械设计在内的所有工作。
参考资料目录
1、《机械设计》，朱文坚、黄平、吴昌林主编，高等教育出版社2005年2月出版；

2、《机械设计课程设计》，朱文坚、黄平主编，华南理工大学出版,2004年1月出版；

3、《机械原理》，孙桓、陈作模主编，高等教育出版社2001年5月版；

4、《互换性与测量技术》,黄镇昌编,华南理工大学出版社2001年1月出版。

= 3.5 kw

0.895

3.9kw

=4kw

电动机型号：
Y132M1-6

＝17.25

=4.74
=3.64

=960r/min
=202.5r/min
=55.65r/min

=3.86kw
=3.707kw
=3.56kw
T=38.6N.m

=38.2N.m

=167.01 N.m
=607.73 N.m

7级精度

＝20
＝96

β＝14°

Kt＝1.6

=38.2N.m
＝2.433

＝1

1.62