二级斜齿圆柱齿轮减速器毕业设计.docx

设计任务付yf专RJ方案的抄、定及说明.4电动机的选择*4计算传动装置的运动和动力参数传动件的设计计第轴的设计计算8滚动轴承的选择及计算键联接的选择及校核计算16连轴器的选择16减速器附件的选择17润滑及密封设计小结18参考资料书目18减速器概述1.K减速器的主要型式及其特性减速器是一种由封闭在刚性壳体内的齿轮传动、蜗杆传动或齿轮一蜗杆传动所组成的独立部件，常用在动力机及工作机之间作为减速的传动装置；在少数场合下也用作增速的传动装置，这时就称为增速器。减速器由于结构紧凑、效率较高.、传递运动精确牢靠、运用维护简洁，并可成批生产，故在现代机措中应用很广。减速器类型很多，按传动级数主要分为：单级、二级、多级；按传动件类型乂可分为：齿轮、蜗杆、齿轮-蜗杆、蜗杆-齿轮等。1.1.1圆柱齿轮减速器当传动比在8以下时，可采纳单级圆柱齿轮减速器。大于8时，最好选用二级（i=8-40）和二级以上（i40）的减速器。单级减速器的传动比假如过大，则其外廓尺寸将很大。二级和二级以上圆柱齿轮减速器的传动布置形式有绽开式、分流式和同轴式等数种。绽开式最简洁，但由于齿轮两侧的轴承不是对称布置，因而将使载荷沿齿宽分布不匀称，且使两边的轴承受力不等。为此,在设计这种减速器时应留意：1）轴的刚度宜取大些：2）转矩应从离齿轮远的轴端输入，以减轻我荷沿齿宽分布的不匀称；3）采纳斜齿轮布置，而且受我大的低速级又正好位于两轴承中间，所以载荷沿齿宽的分布状况明显比绽开好。这种减速瑞的高速级齿轮常采纳斜齿，一侧为左旋，另一侧为右旋，轴向力能相互抵消。为了使左右两对斜齿轮能自动调整以便传递相等的我荷，其中较轻的貂轮轴在轴向应能作小量游动。同轴式减速器输入轴和输出轴位于同一轴线上，故箱体长度较短。但这种减速器的轴向尺寸较大。圆柱齿轮减速器在全部减速器中应用最广。它传递功率的范围可从很小至40OOOkW,圆周速度也可从很低至60ms70ms,甚至高达150m/So传动功率很大的减速器最好采纳双驱动式或中心驱动式。这两种布置方式,可由两对齿轮副分担载荷，有利于改善受力状况和降低传动尺寸。设计双驱动式或中心驱动式齿轮传动时，应设法实行自动平衡装置使各对齿轮副的载荷能得到匀称安排，例如采纳滑动轴承和弹性支承。圆柱齿轮减速器有渐开线齿形和圆弧齿形两大类。除齿形不同外，减速器结构基本相同。传动功率和传动比相同时，圆弧齿轮减速器在长度方向的尺寸要比渐开线齿轮减速器约30%。此说明竹为完整版，下载无须修改！须要图纸请联系叩叩：360702501圆锥齿轮减速器它用于输入轴和输出轴位置布置成相交的场合。二级和二级以上的圆锥齿轮减速器常由圆锥齿轮传动和圆柱齿轮传动组成，所以有时又称圆锥一圆柱齿轮减速器。因为圆锥齿轮经常是悬臂装在轴端的，为了使它受力小些，常将圆锥面根，作为，高速极：山手面锥齿轮的精加工比较困难，允许圆周速度又较低，因此圆锥齿轮减速器的应用不如圆柱齿轮减速器广。蜗杆减速器主要用于传动比较大(j>10)的场合。通常说蜗杆传动结构紧凑、轮廓尺寸小，这只是对传减速器的传动比较大的蜗杆减速器才是正确的，当传动比并不很大时，此优点并不显著。由于效率较低，蜗杆减速器不宜用在大功率传动的场合。蜗杆减速器主要有蜗杆在上和蜗杆在下两种不同形式。蜗杆圆周速度小于4ms时最好采纳蜗杆在下式，这时，在啮合处能得到良好的润滑和冷却条件。但蜗杆圆周速度大于4ms时，为避开搅油太甚、发热过多，最好采纳蜗杆在上式。齿轮-蜗杆减速器它有齿轮传动在高速级和蜗杆传动在高速级两种布置形式。前者结构较紧凑，后者效率较高。1.2、减速器结构近年来，减速器的结构有些新的改变。为了和沿用已久、国内目前还在普遍运用的减速器有所区分，这里分列了两节，并称之为传统型减速器结构和新型减速器结构。传统型减速器结构.绝大多数减速器的箱体是用中等强度的铸铁铸成，重型减速器用高强度铸铁或铸钢。少量生产时也可以用焊接箱体。铸造或焊接箱体都应进行时效或退火处理。大量生产小型减速器时有可能采纳板材冲压箱体。减速器箱体的外形目前比较倾向于形态简洁和表面平整。箱体应具有足够的刚度，以免受我后变形过大而影响传动质量。箱体通常由箱座和箱盖两部分所组成，其剖分面则通过传动的轴线。为了卸盖简洁，在剖分面处的一个凸缘上攻有螺纹孔，以便拧进螺钉时能将盖顶起来。联接箱座和箱盖的螺栓应合理布置，并留意留出扳手空间。在轴承旁边的螺栓宜稍大些并尽量靠近轴承。为保证箱座和箱盖位置的精确性，在剖分面的凸缘上应设有2-3个圆锥定位销。在箱盖上备有为视察传动啮合状况用的视孔、为排出箱内热空气用的通气孔和为提取箱盖用的起重吊钩。在箱座上则常设有为提取整个减速器用的起重吊钩和为视察或测量油而高度用的油面指示器或测油孔。关于箱体的壁厚、肋厚、凸缘厚、螺栓尺寸等均可依据阅历公式计算，见有关图册。关于视孔、通气孔和通气器、起重吊钩、油面指示Oe等均可从有关的设计手册和图册中查出。在减速器中广泛采纳滚动轴承。只有在载荷很大、工作条件繁重和转速很高的减速器才采纳滑动轴承。此说明书为完整版，下载无须修改！须要图纸请联系叩叩：3607025011.2.2新型减速器结构下面列举两种联体式减速器的新型结构，图中未将电动机部分画出。1）齿轮一蜗杆二级减速黑：2）圆柱齿轮一圆锥齿轮一圆柱齿轮三级减速器。这些减速器都具有以下结构特点:在箱体上不沿齿轮或蜗轮轴线开设剖分面。为了便于传动零件的安装，在适当部位有较大的开孔。一一在输入轴和输出轴端不采纳传统的法兰式端盖，而改用机械密封圈：在盲孔端则装有冲压薄壁端盖。一一输出轴的尺寸加大了，键槽的开法和传统的规定不同，甚至跨越了轴肩，有利于充分发挥轮毂的作用。和传统的减速器相比，这些结构上的改进，既可简化结构，削减零件数目，同时又改善了制造工艺性。但设计时要留意装配的工艺性，要提高某些装配零件的制造精度。、减速器润滑圆周速度uW12ns15m/S的齿轮减速器广泛采纳油池润滑，自然冷却。为了削减齿轮运动的阻力和油的温升，浸入油中的齿轮深度以12个齿高为宜。速度高的还应当浅些，建议在0.7倍齿高左右，但至少为IOmrn。速度低的(0.5ms0.8ms)也允许浸入深些，可达到】/6的齿轮半径；更低速时，甚至可到1/3的齿轮半径。润滑圆锥齿轮传动时，齿轮浸入油中的深度应达到轮齿的整个宽度。对于油面有波动的减速器(如船用减速器)，浸入宜深些。在多级减速器中应尽量使各级传动浸入油中深度近予相等。假如发生低速级齿轮浸油太深的状况，则为了降低其探度可以实行下列措施：将高速级齿轮采纳惰轮蘸油润滑：或将减速器箱盖和箱座的剖分面做成倾斜的，从而使高速级和低速级传动的浸油深度大致相等。此说明书为完整版，下载无须修改！须要图纸请联系叩叩：360702501减速器油池的容积平均可按IkW约需（）.351.0.71.润滑油计算（大值用于粘度较高的油），同时应保持齿轮顶圆距离箱底不低于30mm一5011m左右，以免太浅时激起沉降在箱底的油泥。减速器的工作平衡温度超过900C时，需采纳循环油润滑，或其他冷却措施，如油池润滑加风扇，油池内装冷却盘管等。循环润滑的油量一般不少于0.51.kWo圆周速度u>12ms的齿轮减速器不宜采纳油池润滑，因为：D由齿轮带上的油会被离心力甩出去而送不到啮合处：2）由于搅油会使减速器的温升增加；3）会搅起箱底油泥，从而加速齿轮和轴承的磨损；4）加速润滑油的氧化和降低润滑性能等等。这时，最好采纳喷油润滑。润滑油从自备油泵或中心供油站送来，借助管子上的喷嘴将油喷人轮齿啮合区。速度高时，对着啮出区喷油有利于快速带出热量，降低啮合区温度，提高抗点蚀实力。速度u20心S的齿轮传动常在油管上开一排直径为4mm的喷油孔，速度更高时财应开多排喷油孔。喷油孔的位置还应留意沿齿轮宽度匀称分布。喷油润滑也常用T-速度并不很高而工作条件相当繁重的重型减速器中和须要用大量润滑油进行冷却的减速器中。喷油润滑须要特地的管路装置.、油的过滤和冷却装置以及油量调整装置等，所以费用较贵。此外,还应留意，箱座上的排油孔宜开大些，以便热油快速排出。蜗杆圆周速度在Iom/s以卜的蜗杆减速器可以采纳油池润滑。当蜗杆在下时，油面高度应低于蜗杆螺纹的根部，并且不应超过蜗杆轴上滚动轴承的最低滚珠（柱）的中心，以免增加功率损失。但如满意了后一条件而蜗杆未能浸入油中时，则可在蜗杆轴上装一甩油环，将油甩到蜗轮上以进行润滑。当蜗杆在上时，则蜗轮浸入油中的深度也以超过齿高不多为限。蜗杆圆周速度在IOm/s以上的减速器应采纳喷油润滑。喷油方向应顺着蜗杆转入啮合区的方向，但有时为了加速热的散失，油也可从蜗杆两侧送人啮合区。齿轮减速器和蜗轮减速器的润滑油粘度可分别参考表选取。若工作温度低于0C,则运用时需先将油加热到0。C以上。蜗杆上置的，粘度应适当增大。减速机是一种动力传达机构，利用齿轮的速度转换器，将马达的回转数减速到所要的回转数，并得到较大转矩的机构。、减速机的作用1）降速同时提高输出扭矩，扭矩输出比例按电机输出乘减速比,但要留意不能超出减速器额定扭矩。2）速同畤降低了负载的惯量，惯量的削减为减速比的平方。大家可以看一下一般电机都有一个惯量数值。输出扭矩可以做的很大。但价格略贵。机械设计任务书题目：设计一用于带式运输机传动装置中的同轴式二级斜齿圆柱齿轮减速器-总体布置简图1一电动机；2联轴器；3齿轮减速器：4一带式运输机:5一鼓轮；6联轴器二.工作状况：载荷平稳、单向旋转三.原始数据鼓轮的扭矩T(Nm):850鼓轮的直径D(mm)：350运输带速度V(m/s)：0.7带速允许偏差()：5运用年限(年)：5工作制度(班/日)：2四.设计内容1. 电动机的选择及运动参数计算；2. 斜齿轮传动设计计算3. 轴的设计4. 滚动轴承的选择5. 键和连轴器的选择及校核；6. 装配图、零件图的绘制7. 设计计算说明书的编写五.设计任务1.减速器总装配图一张2 .齿轮、轴零件图各一张3 .设计说明书份六.设计进度I、第一阶段：总体计算和传动件参数计算2、其次阶段：轴及轴系零件的设计3、第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制4、第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写传动方案的拟定及说明由题目所知传动机构类型为：同轴式二级斜齿圆柱齿轮减速裾。故只要对本传动机构进行分析论证。本传动机构的特点是：减速器横向尺寸较小，两大齿轮浸油深度可以大致相同。结构较困难，轴向尺寸大，中间轴较长、刚度差，中间轴承润滑较困难。电动机的选择1 .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。所以选用常用的封闭式Y（IP44）系列的电动机。2 .电动机容量的选择1）工作机所需功率PWPW=3.4kW2）电动机的输出功率Pd=Pw/n=51.t=0.904Pd=3.76kW3 .电动机转速的选择nd=(ii2'in')nw初选为同步转速为1000rmin的电动机4 .电动机型号的确定由表20-1查出电动机型号为Y132M1-6,其额定功率为4kW,满载转速960rmino基本符合题目所需的要求。计算传动装置的运动和动力参数传动装置的总传动比及其安排1 .计算总传动比由电动机的满我转速nm和工作机主动轴转速nv可确定传动装置应有的总传动比为：i=nmnwnw=38.4i=25.142 .合理安排各级传动比由于减速箱是同轴式布置，所以i1.=i2°因为i=25.14,取i=25,i1.=i2=5速度偏差为05%<5%,所以可行。各轴转速、输入功率、输入转矩项目电动机轴高速轴I中间轴低速轴鼓轮IIIII转速(rmin)96096019238.438.4功率（kW）43.963.843.723.57转矩（Nm）39.839.4191925.2888.4传动比11551效率10.990.970.970.97传动件设计计算I.选精度等级、材料及齿数I）材料及热处理:选择小齿轮材料为40C,r（调质），硬度为280HBS,大齿轮材料为45钢（调质），硬度为24OHBS,二者材料硬度差为40HBS。2）精度等级选用7级精度；3）试选小齿轮齿数z1.=20,大齿轮齿数z2=100的：4）选取螺旋角。初选螺旋角B=14°3 .按齿面接触强度设计因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算按式（10-21）试算,即|）确定公式内的各计和数值<>试选Kt=I.6<2）由图1030选取区域系数ZH=2.433<3）由表107选取尺宽系数Bd=I（4）由图】026查得1=0.75,£a2=0.87,贝IkQ=Ea1÷a2=1.62<5）由表106查得材料的弹性影响系数ZE=189.8Mpa<6）由图102Id按齿面硬度查得小齿轮的接触疲惫强度极限。HIimI=600MPa；大齿轮的解除疲惫强度极限。H1.im2=550MPa;<7）由式1013计算应力循环次数N1.=60n1.j1.h=60×192×1.×（2×8×300×5）=3.32×10e8N2=N15=6.64X107<8）由图10-19查得接触疲惫寿命系数KHN1.=O.95；KHN2=0.98<9）计算接触疲惫许用应力取失效概率为1%,平安系数S=1,由式得H1=（）.95X600MPa=570MPa1.I2=0.98×550MPa=539MPaH=H1.+H2/2=554.5MPa2）计算（1）试算小齿轮分度圆直径d1.t一)2x1.61.91.10，6(2.433189.8丫.57g5-v1/1.625-'554.5-)一.(2)计算圆周速度v=0.68mS(3)计算齿宽b及模数mntb=dd1.t=1.×67.85mm=67.85mmmnt=3.39h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63m11bh=67.85/7.63=8.89计算纵向重合度£=OJ1.Stt1.Z1an=().3I8×1×tan14=1.59计算载荷系数K已知载荷平稳，所以取KA=I依据v=0.68ns,7级精度，由图10-8查得动载系数KV=1.11；由表104查的KHB的计算公式和直齿轮的相同，故KH=I.12+0.18(1+0.6×r)1.×1.2+0.23×10-j67.85=1.42由表1013查得KFB=1.36由表103查得KHQ=KHQ=I.4。故载荷系数K=KAKVKHKH=1×1.03×1.4×1.42=2.05按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（1010a）得33d1.=4*X7K,=67.85×2.（）51.6mm=73.6mm（7）计算模数mnmn=mm=3.743.按齿根弯曲强度设计由式（Io-17）In尼陛亚亚杏牝Z/“ErD确定计算参数（1）计算载荷系数K=KAKVKFKE=1×1.03×1.4×1.36=1.96依据纵向重合度£=0.318dz1.tan=1.59,从图1028查得螺旋角影响系数Y=Oo88（3）计算当量齿数z1.=z1.cos3=20cos314=21.89z2=z2cos,B=100cos,14=109.47（4）查取齿型系数由表10-5查得YFa1.=2.724；Yfa2=2.172（5）查取应力校正系数由表105查得YSaI=I.569；Ysa2=1.798。F1.=500Mpa。F2=38OMPaKFN1.=O.95KFN2=0.98F1.=339.29MpaF2=266MPa（7）计算大、小齿轮的并加以比较=0.0126=0.01468大齿轮的数值大。2设计计算mn3/2x1.96xcoS；14x0.88xJ9101.468=24V1.×20i×1.62mn=2.54.几何尺寸计算D计算中心距z1.=32.9,¾z1=33z2=165a=255.07mma圆整后取255mm2）按圆整后的中心距修正螺旋角=arcos=1355*50”d1.=85.OOmmd2=425mm4计鸵齿轮宽度b=dd1.b-85mmB1.=90mm,B2=8511ms）结构设计以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于160mm,而乂小于500mm,故以选用腹板式,为宜。其他有关尺寸参看大齿轮零件图。轴的设计计算拟定输入轴齿轮为右旋II轴:I.初步确定轴的最小直径d2=34.211un2 .求作用在齿轮上的受力FtI=?=899NdFrI=Ft=337NFa1.=Fttan=223N;Ft2=4494NFr2=1685N3 .轴的结构设计D拟定轴上零件的装配方案i. I-II段轴用于安装轴承30307,故取直径为35m11)oii. IITI1.段轴肩用于固定轴承，查手册得到直径为44mm。iii. IIITV段为小齿轮，外径90mm。iv. IVT段分隔两齿轮，直径为55mm。V.VT1.段安装大齿轮，直径为40mm°vi.VI-VIII段安装套筒和轴承，直径为35mm.2)依据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度1. ITI段轴承宽度为22.75mm,所以长度为22.75mm。2. Hn1.段轴肩考虑到齿轮和箱体的间隙12mm,轴承和箱体的间隙4mm,所以长度为16mm。3. H1.-IV段为小齿轮，长度就等于小齿轮宽度90mm。4. IVT段用于隔开两个齿轮，长度为120mm。5. V-VI段用于安装大齿轮，长度略小于齿轮的宽度，为83mmO6. VI-VIII长度为44mm。4 .求轴上的载荷66207.563.5Fr1.=1418.5NFr2=603.5N查得轴承30307的Y值为1.6Fd1.=443NFd2=189N因为两个齿轮旋向都是左旋。故:Ea1.=638NFa2=189N5 .精确校核轴的疲惫强度D推断危急截面由于截面IV处受的载荷较大，宜径较小，所以推断为危急截面2）截面IV右侧的截面上的转切应力为由于轴选用40cr,调质处理，所以（2P355表15T）a）综合系数的计算由，经直线插入，知道因轴肩而形成的理论应力集中为（=2.23,%=1.81,（2P38附表3-2经直线插入）轴的材料敏感系数为丁=0.85，%=087>（2P37附图3T）故有效应力集中系数为查得尺寸系数为4=0.72,扭转尺寸系数为%=076,（2P37附图3-2）（2P39附图3-3）轴采纳磨削加工，表面质量系数为乩=国=092,（2940附图3-4）轴表面未经强化处理，即4=1.则综合系数值为b）碳钢系数的确定碳钢的特性系数取为九=01，Wr=O.05O平安系数的计算轴的疲惫平安系数为故轴的选用平安。I轴：1 .作用在齿轮上的力Hn=FH2=337/2=168.5FVI=FV2=889/2=444.52 .初步确定轴的最小直径3 .轴的结构设计1）确定轴上零件的装配方案2）依据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度（1）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25mm。C）考虑到联轴器的轴向定位牢靠，定位轴肩高度应达2.5mm,所以该段直径选为30。f）该段轴要安装轴承,考虑到轴肩要有2mm的圆角，则轴承选用30207型，即该段宜径定为35m11og）该段轴要安装齿轮,考虑到轴肩要有2mm的圆角，经标准化，定为4Onim0h）为了齿轮轴向定位牢能，定位轴肩高度应达5mm,所以该段直径选为46mm。i>轴肩固定轴承,直径为42mm.j）该段轴要安装轴承，直径定为35mm。2）各段长度的确定各段长度的确定从左到右分述如下：a）该段轴安装轴承和挡油盘，轴承宽18.25mm,该段长度定为18.25mmOb）该段为轴环，宽度不小于7mm,定为IIrnm。C）该段安装齿轮，要求长度要比轮毂短2mm,齿轮宽为90mm,定为88mm。<1）该段综合考虑齿轮及箱体内壁的距离取13.5mm、轴承及箱体内壁距离取4mm（采纳油润滑），轴承宽18.25mm,定为41.25mm。C）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57mm。f）该段由联轴器孔长确定为42mm4 .按弯扭合成应力校核轴的强度W=62748N.mmT=39400N.mm45钢的强度极限为®=275M4,又由于轴受的我荷为脉动的,所以a=0.6°III轴1 .作用在齿轮上的力FHI=FH2=44942=2247NFv1.=Fv2=1685/2=842.5N2 .初步确定轴的最小直径3 .轴的结构设计D轴上零件的装配方案2）据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度I-I1.II-IVIV-VV-VIVI-VHVI1.-VIII直径6长度105113.758399.533.255 .求轴上的载荷Mm=316767N.rnmT=925200N.mm6 .弯扭校合滚动轴承的选择及计算I轴：I.求两轴承受到的径向载荷5、轴承30206的校核D径向力2）派生力3）轴向力由于工I+瓜=223+52.7=275.7jV>Fm，所以轴向力为乙=223，Fa1.t=52.74）当量载荷由于，所以XA=O.4,rA=1.6,X"=1.,Yt,=Oo由于为一般载荷，所以载荷系数为/,=12,故当量载荷为5）轴承寿命的校核II轴：6、轴承30307的校核D径向力2）派生力3）轴向力由于E”+/=892+189=IOSIN>Fm,所以轴向力为F=638N,&=189N4）当量载荷由于，月以X1.=O.4,rA=1.6,Xjf=I,Ya=Oa由于为一般我荷，所以载荷系数为/,=1.2,故当量载荷为5)轴承寿命的校核I1.1.轴：7、轴承32214的校核D径向力2)派生力3)轴向力由于乙+/=现6+1.1.1.5=1409.6f>1.i,所以轴向力为%=15N,Ff1.=294.6V4)当量载荷由于，所以XA=O.4,yA=1.5,Xff=I,%=0。由于为一般载荷，所以载荷系数为/,=1.2,故当量载荷为5)轴承寿命的校核键连接的选择及校核计算代号直径(mm)工作长度(mm)工作高度(mm)转矩(Nm)极限应力(MPa)高速8X7X60(单头)25353.539.826.0轴12×8×80（单头）4068439.87.32中间轴12×8×70（单头）4058119141.2低速轴20×12×80（单头）75606925.268.518×11×110（单头）601075.5925.252.4由于键采纳静联接，冲击稍微，所以许用挤压应力为1.p=MOMPa,所以上述键皆平安。连轴器的选择由于弹性联轴器的诸多优点，所以考虑选用它。二高速轴用联轴器的设计计算由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作状况系数为KA=I.5,计算转矩为T(a=KT1=1,539.8=59.7jVm所以考虑选用弹性柱销联轴器T1.4(GB4323-84),但由于联轴器一端及电动机相连，其孔径受电动机外伸轴径限制，所以选用T1.5(GB4323-84)其主要参数如下：材料HT200公称转矩，=25A-“轴孔直径4=3Ainrtt>1.2=25nun轴孔长1.=82"”，1.y=60W/J装配尺寸A=45m半联轴器厚=3&加(1P163表17-3)(GB4323-84)三、其次个联轴器的设计计算由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作状况系数为KA=I.5,计算转矩为it=Ka=I.5X925.2=1387.8N/»所以选用弹性柱销联轴器TUO(GB4323-84)其主要参数如下：材料HT200公称转矩7；=2(XnN.，”轴孔直径4=W=63v轴孑长,=142nn,1.i=107mm装配尺寸人=80/”半联轴器厚b=58mm(1P163表17-3)(GB4323-84)减速器附件的选择通气器由于在室内运用，选通气器(一次过滤)，采纳M18X1.5油面指示器选用游标尺M16起吊装置采纳箱盖吊耳、箱座吊耳放油螺塞选用外六角油塞及垫片M16X1.5润滑及密封-、齿轮的润滑采纳浸油润滑，由于低速级周向速度为，所以浸油高度约为六分之大齿轮半径，取为35mm。二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。三、润滑油的选择齿轮及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1.-ANI5润滑油。四、密封方法的选取选用凸缘式端盖易于调整，采纳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(F)B25-42-7ACM,(F)B70-90-10-CM,轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径确定。设计小结由于时间紧迫，所以这次的设计存在很多缺点，比如说箱体结构浩大，重量也很大。齿轮的计算不够精确等等缺陷，我信任，通过这次的实践，能使我在以后的设计中避开很多不必要的工作，有实力设计出结构更紧凑，传动更稳定精确的设备。参考资料书目1机械设计课程设计，高等教化出版社，王昆，何小柏，汪信远主编，1995年12月第一版；2机械设计（第七版），高等教化出版社，濮良贵，纪名刚主编,2019年7月第七版：3简明机械设计手册，同济高校出版社，洪钟德主编，2019年5月第一版：4减速器选用手册，化学工业出版社，周明衡主编，2019年6月第一版：5工程机械构造图册，机械工业出版社，刘希平主编6机械制图（第四版），高等教化出版社，刘朝儒，彭福荫，高治一编，2019年8月第四版；7互换性及技术测量（第四版），中国计量出版社，廖念钊，古莹庵，莫雨松，李硕根，杨兴骏编，2019年1月第四版。