课程设计用于带式运输机传动装置中的展开式二级圆柱齿轮减速器

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1、机械设计课程设计计算说明书设计题目 系专业 班设计者指导教师2011年 J机械设计课程设计计算说明书设计任务书 1传动方案的拟定及说明 2电动机的选择 3计算传动装置的运动和动力参数 4传动件的设计计算 4轴的设计计算 10键联接的选择及校核计算 20滚动轴承的选择及计算 21连轴器的选择 22减速器附件的选择 22润滑与密封 22参考资料目录 22设计小结 22机械设计课程设计任务书题目：设计一用于带式运输机传动装置中的展开式二级圆柱齿轮减速器总体布置简图1 电动机 2联轴器 3二级展开式圆柱齿轮减速器4联轴器5传送带工作情况一班制，连续单向运转、载荷平衡，室内工作，有灰尘(已考虑)设计原始

2、数据运输工作拉力F (N)3300运输带工作速度V (m/s)1.2卷筒直径D (mm)350工作条件一班制，连续单向运转、载荷平衡，室内工作，有灰尘(已考虑)使用期限十年、大修期三年生产批量10台生产条件中等规模机械厂，可加工7-8级精度齿轮及蜗轮动力来源电力、三箱交流、电压200/300伏运输带速度允许误 差vi5%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. 设计说明书一份设计进度第一阶段：总体计算和传动件参数计算第二阶段：轴与轴系零件的设计第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制第四阶段：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

3、构类型为：展开式二级圆柱齿轮减速器。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。结构较复杂，轴向尺寸 大，中间轴较长、刚度差，中间轴承润滑较困难。电动机的选择计算及说明结果1、电动机类型和结构的选择因为本传动的工作状况是：载荷平衡、连续单向运转、室内工作、有灰尘， 所以选用常用的封闭式 Y系列的电动机。2、电动机的选择1) 工作机所需功率Pw门Fv3300Nx2m/s oFW = =3.96kW1000 10002) 电动机的输出功率Fw Fd =J2425=叮4叮6齿轮传动效率 6=0.97 ;滚动轴承效率 n2=0.98 ; 联轴器

4、效率n 3 =0.99 ;卷筒效率 5 =0.96.所以 总效率 口 =0.970.980.990.90.82a3.96kW. OOI.所以pd -4.83kW0.823、确定电动机的转速勒施柚十心七、由60X1000Z 600001.2m/s “/ 卷筒轴工作转速：n=65.48r/min兀 x D兀 X 350mm二级圆柱齿轮减速器传动比i=840.故电动机转速的可选范围为nd = i 汉 n = (8 40) x 65.48r / min = 524 2619r / min4、电动机型号的确定综合考虑电动机和传动装置的尺寸，重量，价格和减速器的传动比由机械设计手册查出电动机型号为Y132

5、M2-6,额定功率Pcd=5.5kW，冋步转速1000 r/min ，满载转速960 r/min，基本符合题目所需的要求。工作机所需功率：P, =3.96kW总效率：H a =0.82电动机的输出功率：Fd = 4.83kW卷筒转速：n=65.48 r/mi n 电动机可选转速范围：皿=524 2619 r/min电动机型号： Y132M2-6型号额定功率/kW满载时最大转矩 额定转矩重量/kg转速/ r .in电流/A效率(%)功率因 数Y132M2-65.596012.685.30.782.284计算传动装置的运动和动力参数传动装置的总传动比和分配传动比计算及说明结果1. 计算总传动比由电

6、动机的满载转速 nm =960r/min和工作机主动轴转速 n=65.48r/min 可确定 传动装置应有的总传动比为：nm _960-14.66n 65.482. 合理分配各级传动比展开式传动，希望两级大齿轮直齿轮相近，以避免为了各级齿轮都能浸到油，而 使某级大齿轮浸油过深造成搅油损失增加。通常二级圆柱齿轮减速器中，低速级 中心距大于高速级，因而为使两级大齿轮直径相近，应使高速级传动比大于低速级。查课程设计扌曰导书图12，得* = 4.65由ia：1如2得i2 3.15ii总传动比：ia=14.66i1 = 4.65 ； i 2 = 3.15传动装置的运动和动力参数计算及说明结果1、各轴转速

7、：1 轴：ni = nm =960r/min2 轴：n ii = 20645 r/min11 4.65。轴nii 206.45_ _ .,3 车由：niii = =65.54 r/min12 3.152、各轴输入功率：1 轴：p1 = Pd 也=4.83 汇 0.99 = 4.78 kW2 轴：P2 = P .n= 4.78 X 0.97 X 0.98 = 4.54kW3 轴：P3 = P2 n n = 4.54 汉 0.97 汇 0.98 = 4.32kW3、各轴输入转矩：P .4 83电动机输出转矩：Td =9550，皀=9550汉 一=48.05N mnm9601 轴：=口 n =48.

8、05 x0.99 =47.57N m2 轴：t2 =i1 n n = 47.57 汇4.65汉 0.97 汇 0.98 = 210.27N m3 轴：t3 =T2 i2 n n =210.27 x 3.15 x 0.97 x 0.98 =629.63N mni = 960 r/minnii = 206.45 r/min niii = 65.54 r/minP1 = 4.78kWP2 = 4.54kWP3 =4.32kWTd = 48.05N m1 轴：t 47.57 N m2 轴：t2 = 210.27N m3 轴：t3 = 629.63N m传动件设计计算高速级齿轮计算及说明结果1.选精度等

9、级、材料及齿数1）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 40HBS2）精度等级选用8级精度；3）试选小齿轮齿数Zl = 24,大齿轮齿数 Z2 = i i Z = 4.65 24 =111.6 取 z2 =112 的; 1.按齿面接触强度设计由设计计算公式（109a）进行试算，即K T1 u1 Ze 2恥2.3珂石=(而)确定公式内的各计算数值 试选载荷系数Kt = 1.3计算小齿轮传递的转矩：T1=4.757 104N- mm由于两个齿的齿面为软齿面（硬度乞350HBS且两支承相对于小齿轮做

10、不对贝U -d可取表中偏上限的数值，由表10 7选取齿宽系数 =1。110 6查得材料的弹性影响系数 Ze =189.8MPa10 21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限应在550740之出血=600MPa ；大齿轮的接触疲劳强度极限在490680之间，则取匚 Hlim 2 = 550MPa ；由式10 13计算应力循环次数9N1 =60厲 jLh =60 960 1 8 365 10=1.68 10991.68 10 “8 N 23.61 104.65由图10 19查得接触疲劳寿命系数 Khn1 = 0.92 ; Khn2 = 0.96 计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%,安全系数S

11、= 1,由式（10 12）得K HN1 lim 1H= 0.92 x 600MPa= 552MPaK HN2 ；lim 2二 h2= 0.96 x 550MPa= 522.5MPaS（2）计算1(1)1)2）3）称布置,4）由表5）由图 间，取:二6)7)8)）试算小齿轮分度圆直径d1t3 1dit2.23KtT1 u=2.32|也 U店丿h.3 汉4.757 04 . 5.65 189.8 2: =0.01599 =1.60mm1 x 242对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度

12、所决定的承载能力，仅仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘 积）有关，可取由弯曲强度算得的模数1.60并就近圆整为标准值 m=2.0mm按接触强度算得的分度圆直径_d1 _ 54.02971 叱 2 7m2Z2 =h，Z1 =465 氏27 叱 1264.几何尺寸计算2）计算大、小齿轮的分度圆直径d1 = z1 m = 27 汇 2 = 54 mmd2 =Z2 m =1267 = 252mm3）计算中心距d+d254+252. _a = d d = 153mm2 24）计算齿轮宽度b =屁 di =1 疋 54 = 54mmB1 =60mm B2=54mm模数 m=2.0mmz = 27Z2 = 12

13、6低速级齿轮计 算 及 说明结果1.选精度等级、材料及齿数1）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 40HBS2）精度等级选用8级精度；3）试选小齿轮齿数z1 = 24,大齿轮齿数Z2=Z1F1=243.15=75.676 ;1.按齿面接触强度设计按式（10 9a）试算，即(1)1)2)3)4)5)6)7)8)确定公式内的各计算数值 试选载荷系数 Kt = 1.3 小齿轮传递的转矩： 由表u _1( Ze )2mm5T1 = 2.1027 10 N-10-7选取齿宽系数1邛。由表由图110-6

14、查得材料的弹性影响系数z E = 189.8MPa10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限aHlim1 = 600MPa大齿轮的解除疲劳强度极限= 550MPa由式10- 13计算应力循环次数8- 60nf jLh =60 206.45 1 8 300 10 =2.973 10 2.973 汉1087N 29.438 103.15由图10- 19查得接触疲劳寿命系数计算接触疲劳许用应力K hn1 = 0.96 ; K hn 2 = 0.98由式（10- 12）得x 600MPa= 576MPa取失效概率为1%,安全系数S= 1,KHN1匚讪住 h厂S = 96th2 = KHN2 2

15、.23 3 心1d1tI d u=2.3251.3 2.1027104.15耗3.15z-.2189.8 occccI =82.309mm2x 0.01961 =2.77mm仆 242对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的模数m大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模数，由于齿轮模数m的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力，而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力，仅仅与齿轮直径（即模数与齿数的乘 积）有关，可取由弯曲强度算得的模数2.77并就近圆整为标准值 m=3.00mm按接触强度算得的分度圆直径Z1 出87.578壯29,329=87Z1 m3Z2 i1 Z14.几何尺寸计算6）计算大、小齿轮的分度圆

16、直径d =z1 m = 29汉 3 =87 mmd2 = z2 m =87汇3 = 261mm7）计算中心距dd287 +261a一174mm2 28）计算齿轮宽度b=d d1=10.07d，故取h=6，则轴环处的直径 d5v=82mm轴 环宽度 b _1.4h，取 L5( =12mm4 )轴承端盖的总宽度为 32mm根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离L=30mm故取 L2a = 62mm5 )由低高速级齿轮与壁面的距离关系及齿轮间的距离关系，及轴承与内壁面的距离关系，可确定 l7 =22+8+16+4=50mm l4-5 =79mm(3)

17、轴上零件的周向定位：齿轮、半联轴器与轴的周向定位均采用平键连接。按d6j?=70mm由表6-1查得平键界面b h =20mm 12mm，键槽长为70mm选择齿轮与轴的配 合为巴.同样，半联轴器与轴的连接选用平键14mm 9mm 70mmk6(4) 确定轴上的圆角和倒角尺寸：参考表15-2，取轴端倒角为2 45，2、4处圆角R1.5，其余各处 R2.0.5. 求轴上的载荷：根据轴的结构简图做出轴的计算简图，根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和 扭矩图，如下：从轴的结构图以及扭矩和扭矩图中可以看出轴的危险截面Co6. 按弯矩合成应力搅合轴的强度：只对C截面进行校核。取:-=0.6，轴的计算应力：丐乂M

18、：十町3)2_、2792712如.6汉629630)； =13 7MPa 也0.1汉703轴的材料45钢，调质处理，由表 15-1查得二=60MPa。因此 二ca【二4】故安全7. 精确校核轴的疲劳强度：(1) 判断危险截面：截面A, 23 , B只受扭矩作用，虽然键槽、轴肩及过渡配合所引起的应力集中均削弱轴的疲劳强度，但由于轴的最小直径是按扭转迁都较为宽裕确定 的，所以截面 A, 2,3，B均无需校核。从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看，截面6,7处过盈配合引起的应力集中最严重；从受载的情况来看，截面C上的应力最大。截面 6的应力集中的影响和截面7的相近，但截面 7不受扭矩作用，同时轴径也较

19、大，故不必做强度 校核。截面C上虽然应力最大，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，故截面C也不必校核。截面 4,5显然更不必校核。由第三章附录可知，键槽的而应力集中系数比过盈配合的小，因而该 轴只需校核截面6左右两侧即可。（2）截面6左侧抗弯截面系数： W=0.1d3=0.l x703 = 34300mm3抗扭截面系数：Wt =.2 d3 =0.2 x703 = 68600mm3145 5 _43 5截面6左侧的弯矩 M为：M=27927-195778N - m145.5截面6左侧的扭矩 t3为：T3 =629630N - mmM 195778截面上

20、的弯曲应力： = =5.71MPaW 34300截面上的扭转切应力：哲一一 629630 一 9.18MPaWt68600轴的材料为45钢，调质处理。由表 15-1查得% =640MPa , er4=275MPa , j=155MPa。过盈配合处的 也，由附表3-8用插值法求的，有也=2.72 ,也=0.8x2.72 =2.18cr t轴采用磨削加工，由附图 3-4得表面质量系数为= 0.92P轴表面未经强化处理，即q 一1，则综合系数值为K厂民 +亠-1 =2.72 + -1 = 2.81% 养0.92心=+ 门-1=2.18+-1=2.27叫0.92碳钢的特性系数： =0.1 ；=0.05

21、CTT计算安全系数值：J275-18.29KaFa+oFm 2.815.71+0.10J155S K 半 E9.18 9.18keSVm 2.27 疋+0.05x2 218.29X4.56一“Sea厂2122 11.3S 1.5+（18.292 +14.562故轴的选用安全。(3)截面6右侧：抗弯截面系数： w=o.1d3=o.i 823 =55137mm3抗扭截面系数：Wt =2 d3=0.2 823 =100274mm3145 5 _43 5 截面6左侧的弯矩 M为：M=279271195778N - m145.5截面6左侧的扭矩 t3为：T3 =629663N - mmM 195778截

22、面上的弯曲应力：63.55MPaW 55137T3629630“截面上的扭转切应力：iT = =6.28MPaWt 100274轴的材料为45钢，调质处理。由表 15-1查得-b =640MPa , ；=275MPa ,=155MPa。截面上由于轴环而形成的理论应力集中系数匚及：.按设计手册查取。由rd经插值后可查得20.029，708270= 1.17，:-.-=2.43，:=1.93轴的材料敏感系数：q；.一- 0.81，q = 0.85故有效应力集中系数为仆血口-1） =1 +0.81（ 2.43_1） = 2.16k =1 q （：-1） =1 0.85 （1.93-1） = 1.79

23、由附图3-2的尺寸系数.0.67，由附图3-3的扭转尺寸系数九-0.81 轴采用磨削加工，由附图 3-4得表面质量系数为江十广0.92P =1轴表面未经强化处理，即q 一1，则综合系数值为=k-1 _1二 K 丄 _1 j匚1鼻161 =3.310.670.92碳钢的特性系数:计算安全系数值:二179 丄-1 =2.27 0.820.92_ = 0.1； =0.05CT T275-4 =-=23.40K子a 占 m 3.31 3.55 0.1 0斗Sca15521.28 2.27 6.280.05 6.282 2空2321.28 一 15.74 s5 S2 S223.42 21.282计算及说

24、明4.轴的设计方案。(1)设计方案:结 果街8 imm2 47570H 7半联轴器长度L=47mm毂孔长度Li=44mm联轴器和轴配合采用竺k6圆周力：Ft 二1762N di543.初步确定轴的最小直径：1，高速轴上的功率 P1，转矩T1和转速m :P1=4.78kW; t1 =47570N - mm n 1 =960r/min 。2作用在齿轮上的力：已知高速级齿轮的分度圆直径：d1 =54mm3按 d _ Ao故该轴在截面6右侧的强度也是足够的。输入轴的设计计算径向力：Fr = Ft tan =1762 tan20 =641NP1初步估算，选取轴的材料为45钢，调质处理。n1有表15-3取

25、A亠112，于是得d _代尸1 =112. ni 960由轴直径d兰100mm且开有一个键槽，故使轴径增大5%即: d 319.1X(1+5%) =20.1mm根据 Tca =KaT1，查表 14-1，有 Ka =1.5。所以 tca=1.5 47570 =71355 N mm采用凸缘联轴器，型号 GY7-J1型，公称转矩 Tn=112000N- mm 许用转速9500r/min。轴孔直径 28mm故取d1 2 =28mm(2) 确定轴的各段直径和长度：1 )为了满足半联轴器的轴向定为要求，1-2轴断左端需制出一轴肩，故取2-3 断的直径d2,=36mm为保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在

26、轴端面上，故1-2断的长度应比L1略短一些，现取 L2=42mm2 )初步选择滚动轴承。应轴承只受径向力的作用，故选用深沟球轴承。参照工作要求并根据 d2=36mm初步选取6208，其尺寸为d D T = 40mm 80mm 18mm，故 d3* = d78=40mm右端滚动轴承采用轴肩进行定位，由手册上查得6208型轴承的定位轴 肩高度h不小于3.5mm,因此，取d4 s=d6 j =4?mm3 ）由于齿轮分度圆直径太小，故将齿轮设置成为轴的一部分。4 ）轴承端盖的总宽度为 36mm根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求，取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离L=30mm故取 |_2

27、j =66mm5 ）由齿轮与壁面的距离关系及轴承与内壁面的距离关系，可确定 LenZOmm _4-5 =122mm（3）轴上零件的周向定位：半联轴器采用平键连接。按 di/=28mm由表6-1查得平键界面b h 8mm 7mm，键槽长为 36mm（4）确定轴上的圆角和倒角尺寸：参考表15-2，取轴端倒角为1 45，2、5、6处圆角R1,其余各处 R1.6.5. 求轴上的载荷：根据轴的结构简图做出轴的计算简图，根据轴的计算简图做出轴的弯矩图和 扭矩图，如下：N mm1舛757卯N * mm从轴的结构图以及扭矩和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面。6. 按弯矩合成应力搅合轴的强度：只对C截面进行

28、校核。取a =0.6，轴的计算应力：a ca vMT1)2 809912 十0.6x47574)2 =5.5MPa W0.1汇543轴的材料45钢，正火处理，由表 15-1查得J=55MPa。因此ca _, 故安全中间轴的设计计算及 说 明1，中间轴上的功率 p2，转矩t2和转速n2: p2=4.54kW; t2 =210270N - mm n2 =206.45r/min 。2作用在齿轮上的力： 高速级齿轮的分度圆直径： 低速级齿轮的分度圆直径：dr = 252 mm ； d2 = 87mm 2T22 210270圆周力：Ft121669Nd1Ft2 -d2径向力：Fr1=Ft1ta n：Fr

29、2 = Ft2 tan ：3.初步确定轴的最大直径：2522 210270 -4834N87=1669 tan 20 =607N=4834 tan20 -1759N3 P2按d王Ao J 初步估算，选取轴的材料为45钢, n2有表 15-3 取 A、T12 ,3 I d3于是得d _代 P2 =1214.54“ c33.9mm 206.45由轴直径dE 100mm且开有一个键槽，故使轴径增大 即: d _33.9 (15%) =35.6mm中间轴为非外伸轴，计算直径作为最大直径，所以取H 7齿轮与轴采用 H 7配合k64.轴的结构设计(1)设计方案：5%1(2)确定轴的各段直径和长度：由轴的最

30、大直径确定 d2 = d4 =38mm由齿轮宽度及相应轴段比齿轮宽度 短4mm可确定L20.07d，取h=5，则轴环处的直径 d3/=48mm.4 =12mm轴承段取d=35的轴 承，轴承代号为 6207,尺寸d D T =35mm 72mm 17mm，故di 2 =d5 =35mm。由轴承和内壁面之间的距离和齿轮与内壁面之间的距离关 系，可得出 |_1 2 =41mm ； l58 = 44mm。（3）轴上零件的周向定位：齿轮处采用平键连接。按 d2= d4A=38mm由表6-1查得2-3处平键尺寸 为 bxh=10mmx8mm，L=80mm 4-5 处平键尺 bx h = 10mm x8mm

31、，L=40mm 。（4）确定轴上的圆角和倒角尺寸：参考表15-2，取轴端倒角为1.5 45 ，其余各处取 R1.2.从轴的结构图以及扭矩和扭矩图中可以看出截面C是轴的危险截面。5.按弯矩合成应力搅合轴的强度：只对C截面进行校核。取 a =0.6，轴的计算应力：M；HaT22064222(0.6710270)2 =44.1MPa W0.似383轴的材料40Cr,调质处理，由表15-1查得石J=70MPa。因此石caG 故安全键的校核低速轴键计 算 及 说明结果3*2TH03平键校核公式：CT p-p md联轴器处：尺寸：b xh xL =14mm ：9mm x70mm轴段直径：d=48mm扭矩

32、T=629.63N m轴槽深t=5.5mm所以：l=L-b=70-14=56mmk=h-t=9-5.5=3.5mm33.=2T“0=229.630 /33.85MPap = 133.85MPap3.5汉56汉48由表6-2查得合格钢在静载荷作用下的许用挤压应力 J =120 150MPa，取145MPa格所以，口 p J，可以满足使用要求齿轮处：尺寸：b x h x L = 20mm x 12mm x 70mm轴段直径：d=70mm扭矩 T=629.63N m轴槽深t=7.5mm所以：l=L-b=70-20=50mmk=h-t=12-7.5=4.5mm332TD02 汉 629.63 勺0 o

33、nd = 80.0MPap kF4.5汇50江70er = 80.0MPa由表6-2查得H钢在静载荷作用下的许用挤压应力宙p =120 150MPa合格所以，a p兰 p，可以满足使用要求格高速轴键计 算 及 说明结果联轴器处：尺寸：b= 8mm 汽 7mm 汉 36mm轴段直径：d=28mm扭矩 T=47.57N m轴槽深t=4mm所以：l=L-b=36-8=24mm k=h-t=7-4=3mm332Tx102x47.57x10o，-D仃=47.2MPakld3x24x28由表6-2查得钢在静载荷作用下的许用挤压应力宙p =120150MPa所以，a p p，可以满足使用要求p = 47.2

34、MPa合格中间轴键计 算及 说明结果高速级齿轮处：尺寸：b xh x L =10mm x8mm x40mm轴段直径：d=38mm扭矩 T=201.27N m轴槽深t=5mm所以：l=L-b=40-10=30mmk=h-t=8-5=3mm332T 汇 1032 汉 201.27 汉 103 一和仆 p-117.7MPakld330x38由表6-2查得钢在静载荷作用下的许用挤压应力宙p =120150MPa所以，口 p 1032汇201.27汉103 p-50.4MPapkld3 汉 70 汉 38由表6-2查得钢在静载荷作用下的许用挤压应力宙p =120150MPa所以，p兰b p，可以满足使用

35、要求轴承的校核 低速轴轴承计 算 及 说明结果径向力：F= JfH +fV1 = J32342 +11412 =3429.4N 轴承型号：6212轴承基本额定载荷：C=47.8kN基本额定寿命：Lh（C），球轴承：-3.60n P76所以 Lh 1（c）10（47800 ）3 =6.8905h60n /60P5.54 3429.4预期计算寿命：L h = 87600 hLh满足要求高速轴轴承计 算及 说明结果径向力：=Jf：2 +FV22 =J12902 +4692 =1373N 轴承型号：6207轴承基本额定载荷：C=25.5kN基本额定寿命：Lh 106（勺），球轴承：呂=3.所以 Lh

36、106（C）10（25500 ）3 _1.11x105h気 P，60960 1373预期计算寿命：L h = 87600 hLh满足要求中间轴轴承计 算及 说明结果径向力：Fr1+FV2! =J27112 十1662 =2716NFr2 = Jf：2 +F$2 =4542 十9862 =1086N轴承型号：6208轴承基本额定载荷：C=29500kN基本额定寿命：Lh06（c）,球轴承：呂=3.6所以 1 h 106U10( 29500)3 =1.03x105h號 P，60 汉 206.45 2716预期计算寿命：L h = 87600h Lh满足要求减速器附件的选择通气器：由于在室内使用，选

37、通气器（一次过滤），采用M18X 1.5油面指示器：选用游标尺 M12起吊装置：采用箱盖吊耳、箱座吊耳放油螺塞：选用外六角油塞及垫片M2 1.5减速器的润滑一、润滑方式及油量采用浸油润滑，取油面浸没高速级大齿轮为一个齿高，所以油面距内箱底高约50.5mm二、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70号机械润滑油。参考资料目录1 机械设计课程设计指导书，高等教育出版社，龚溎义，罗圣国，李平林，张立乃，黄少颜编，1990年4月第2版；2 机械设计（第八版），高等教育出版社，濮良贵，纪名刚主编，2006年5月第8版；3 机械设计手册（新编软件版）2008，同济大学出版社，洪钟德主编，2002年5月第一版； 机械制图（第5版），高等教育出版社，何铭新 钱可强 编，2004年1月第5版；7互换性与技术测量基础，华中科技大学出版社，李军主编，2011年6月第2版。设计小结由于时间紧迫，所以这次的设计存在许多缺点，比如说箱体结构庞大，重量也很大。齿轮的计算不够精确 等等缺陷，我相信，通过这次的实践，能使我在以后的设计中避免很多不必要的工作，有能力设计出结构更紧 凑，传动更稳定精确的设备。