1、1目 录一. 课程设计书设计课题:设计一用于带式运输机上的两级展开式圆柱齿轮减速器.运输机连续单向运转,载荷变化不大,空载起动,卷筒效率为 0.96(包括其支承轴承效率的损失),减速器小批量生产,使用期限 8年(300天/年),两班制工作,运输容许速度误差为 5%,车间有三相交流,电压 380/220V表一: 题号参数1 2 3 4 5运输带工作拉力（kN） 2.5 2.3 2.1 1.9 1.8运输带工作速度（m/s） 1.0 1.1 1.2 1.3 1.4卷筒直径（mm） 250 250 250 300 0033001.传动装置总体设计方案:1. 组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。
2、2. 特点：齿轮相对于轴承不对称分布，故沿轴向载荷分布不均匀，要求轴有较大的刚度。3. 确定传动方案：考虑到电机转速高，传动功率大，将 V带设置在高速级。其传动方案如下： 2 3 5 4 1IIIVPdPw图一:(传动装置总体设计图)2初步确定传动系统总体方案如:传动装置总体设计图所示。选择 V 带传动和二级圆柱斜齿轮减速器（展开式）。传动装置的总效率 a0.96 0.970.960.759；54231a 398.025.为 V 带的效率, 为第一对轴承的效率，1为第二对轴承的效率， 为第三对轴承的效率，3 4为每对齿轮啮合传动的效率（齿轮为 7 级精度，油脂润滑.5因是薄壁防护罩,采用开式效
3、率计算)。2.电动机的选择电动机所需工作功率为： P P / 19001.3/10000.7593.25kW, 执行机构的曲柄转速为 n =82.76r/min，D60v1经查表按推荐的传动比合理范围，V 带传动的传动比 i 24，二级圆柱斜齿轮减速器传动比 i840，则总传动比合理范围为 i 16160，电动机转速的可选范围为 n i n（16160）82.761324.1613241.6r/min。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比，选定型号为 Y112M4 的三相异步电动机，额定功率为 4.0额定电流 8.8A，满载转速 1440 r/min，同步转速 1
4、500r/min。mn电动机转速 minr传动装置的传动比方案电动机型号额定功率P edkw 同步 满载电动机重量N参考价格元总传 V 带 减速器33.确定传动装置的总传动比和分配传动比（1） 总传动比由选定的电动机满载转速 n 和工作机主动轴转速 n，可得传动装置总传动比为n /n1440/82.7617.40ai（2） 分配传动装置传动比 ai0i式中 分别为带传动和减速器的传动比。1,为使 V 带传动外廓尺寸不致过大，初步取 2.3 ，则减速器传动比为0i 17.40/2.37.57i0/a根据各原则，查图得高速级传动比为 3.24，则 2.331i2i1/4.计算传动装置的运动和动力参
5、数（1） 各轴转速 1440/2.3626.09r/minn0/im 626.09/3.24193.24r/min1 / 193.24/2.33=82.93 r/min2i= =82.93 r/minn（2） 各轴输入功率 3.250.963.12kWPdp1 2 3.120.980.952.90kW3 2 2.970.980.952.70kW 24=2.770.980.972.57kW则各轴的输出功率： 0.98=3.06 kWP 0.98=2.84 kW 0.98=2.65kW转速 转速 动比 传动1 Y112M-4 4 1500 1440 470 230 16.15 2.3 7.02中心
6、高 外型尺寸L（AC/2+AD ） HD底脚安装尺寸AB地脚螺栓孔直径 K轴伸尺寸 DE装键部位尺寸FGD132 515 345 315 216 178 12 36 80 10 414 0.98=2.52 kWP（3） 各轴输入转矩= Nm1Td0i1电动机轴的输出转矩 =9550 =95503.25/1440=21.55 NdTmdnP所以: =21.552.30.96=47.58 Nmd0i1 =47.583.240.980.95=143.53 NmT12 =143.532.330.980.95=311.35Nm2i3= =311.350.950.97=286.91 Nm34输出转矩： 0
7、.98=46.63 NmT 0.98=140.66 NmT 0.98=305.12Nm 0.98=281.17 Nm运动和动力参数结果如下表功率 P KW 转矩 T Nm轴名输入 输出 输入 输出转速 r/min电动机轴 3.25 21.55 14401轴 3.12 3.06 47.58 46.63 626.092轴 2.90 2.84 143.53 140.66 193.243轴 2.70 2.65 311.35 305.12 82.934轴 2.57 2.52 286.91 281.17 82.936.齿轮的设计（一）高速级齿轮传动的设计计算齿轮材料，热处理及精度考虑此减速器的功率及现场安
8、装的限制，故大小齿轮都选用硬齿面渐开线斜齿轮（1） 齿轮材料及热处理 材料：高速级小齿轮选用 钢调质，齿面硬度为小齿轮 280HBS 取小齿齿数 =2445 1Z高速级大齿轮选用 钢正火，齿面硬度为大齿轮 240HBS Z =iZ =3.2424=77.76 45 21取 Z =78.2 齿轮精度5按 GB/T100951998，选择 7级，齿根喷丸强化。初步设计齿轮传动的主要尺寸按齿面接触强度设计 2131 )(2HEdtt ZuTK确定各参数的值:试选 =1.6t查课本 图 10-30 选取区域系数 Z =2.433 215PH由课本 图 10-26 478.0182.0则 62.由课本
9、公式 10-13 计算应力值环数20N =60n j =60626.091（283008）1hL=1.442510 h9N = =4.4510 h #(3.25为齿数比,即 3.25= )28 12Z查课本 10-19 图得： K =0.93 K =0.9603P12齿轮的疲劳强度极限取失效概率为 1%,安全系数 S=1,应用 公式 10-12得:20P = =0.93550=511.5 H1SKHN1limMa = =0.96450=432 2N2li P许用接触应力 aHH 75.412/)35.1(/)(21 查课本由 表 10-6得： =189.8MP 198PEZa由 表 10-7得
10、: =120dT=95.510 =95.510 3.19/626.0951/n5=4.8610 N.m43.设计计算小齿轮的分度圆直径 d t12131 )(2HEdtt ZuTK= m53.49)7.4183(5.6.084243 计算圆周速度 6106ndt sm/62.11069.53.4. 计算齿宽 b和模数 ntm计算齿宽 bb= =49.53mmtd1计算摸数 mn初选螺旋角 =14=nt mZt 0.241cos53.9cos1计算齿宽与高之比 hb齿高 h=2.25 =2.252.00=4.50ntm= =11.01hb5.439计算纵向重合度=0.318 =1.9031d 1
11、4tan238.0tan计算载荷系数 K使用系数 =1A根据 ,7级精度, 查课本由 表 10-8得smv/62.192P动载系数 KV=1.07,查课本由 表 10-4得 K 的计算公式:194PHK = +0.2310 bH)6.0(8.2.2d3=1.12+0.18(1+0.6 1) 1+0.2310 49.53=1.42查课本由 表 10-13得: K =1.35195F查课本由 表 10-3 得: K = =1.23PH故载荷系数:KK K K K =11.071.21.42=1.82H按实际载荷系数校正所算得的分度圆直径d =d =49.53 =51.731tt/36.1823m计
12、算模数 nm= Z09.24cos73.5cos14. 齿根弯曲疲劳强度设计由弯曲强度的设计公式nm)(cos2123FSadYZKT7 确定公式内各计算数值 小齿轮传递的转矩 48.6kNm确定齿数 z因为是硬齿面，故取 z 24，z i z 3.242477.76传动比误差 iuz / z 78/243.25i 0.032 5，允许 计算当量齿数z z /cos 24/ cos 14 26.27 3z z /cos 78/ cos 14 85.43 初选齿宽系数按对称布置，由表查得 1 初选螺旋角初定螺旋角 14 载荷系数 KKK K K K =11.071.21.351.73 查取齿形系
13、数 Y 和应力校正系数 Y查课本由 表 10-5得:197P齿形系数 Y 2.592 Y 2.211 应力校正系数 Y 1.596 Y 1.774 重合度系数 Y端面重合度近似为 1.88-3.2（ ） 1.883.2（1/24 1/78）21Zcoscos14 1.655arctg （tg /cos ）arctg （tg20 /cos14 ）20.6469014.07609因为 /cos ，则重合度系数为 Y 0.25+0.75 cos / 0.673 螺旋角系数 Y轴向重合度 1.825,09.214sin53oY 1 0.78 计算大小齿轮的 FSY安全系数由表查得 S 1.25工作寿命
14、两班制，8 年，每年工作 300 天8小齿轮应力循环次数 N160nkt 60271.4718300286.25510大齿轮应力循环次数 N2N1/u6.25510 /3.241.930510查课本由 表 10-20c得到弯曲疲劳强度极限 204P小齿轮 大齿轮aFM51aFMP302查课本由 表 10-18得弯曲疲劳寿命系数:97K =0.86 K =0.93 1FN2FN取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 =F1 14.307.15860S =2 .2.92FN03471.307561FSY .4.22S大齿轮的数值大.选用. 设计计算 计算模数 mmn 26.165.124054.cos78
15、06.731223 对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数，n按 GB/T1357-1987 圆整为标准模数,取 m =2mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强n度算得的分度圆直径 d =51.73 来计算应有的齿数.于是由:1z = =25.097 取 z =251nm4cos73.51那么 z =3.2425=81 2 几何尺寸计算计算中心距 a= = =109.25cos2)(1nmz14cos2)85(m将中心距圆整为 110按圆整后的中心距修正螺旋角=arccos 01.425.19)8(arcos2)(1 n因 值改变不多
16、,故参数 , , 等不必修正.khZ计算大.小齿轮的分度圆直径d = =51.53101.4cos5nmzm9d = =166.97201.4cos28nmzm计算齿轮宽度B= 5351圆整的 2B1B（二） 低速级齿轮传动的设计计算 材料：低速级小齿轮选用 钢调质，齿面硬度为小齿轮 280HBS 取小齿齿数 =3045 1Z速级大齿轮选用 钢正火，齿面硬度为大齿轮 240HBS z =2.3330=69.9 圆整取 z =70.45 2 2 齿轮精度按 GB/T100951998，选择 7级，齿根喷丸强化。 按齿面接触强度设计1. 确定公式内的各计算数值试选 K =1.6t查课本由 图 10
17、-30选取区域系数 Z =2.45215PH试选 ,查课本由 图 10-26查得o214=0.83 =0.88 =0.83+0.88=1.7112应力循环次数N =60n jL =60193.241(283008)12n=4.4510 8N = 1.911023.10451i 8由课本 图 10-19查得接触疲劳寿命系数0PK =0.94 K = 0.97 1HN 2HN查课本由 图 10-21d207按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 ,MPaH601lim大齿轮的接触疲劳强度极限 5li取失效概率为 1%,安全系数 S=1,则接触疲劳许用应力 = =H1SKHN1lim56409.Pa
18、 = =0.98550/1=51722li 540.5)(lim1liHHMa查课本由 表 10-6查材料的弹性影响系数 Z =189.8MP98PEa选取齿宽系数 dT=95.510 =95.510 2.90/193.2452/n5=14.3310 N.m4103 242131 )5.40819(3.271.06)(2 HEdtt ZuTK=65.71m2. 计算圆周速度0.6651064.9.51062ndt sm/3. 计算齿宽b= d =165.71=65.71t1m4. 计算齿宽与齿高之比 hb模数 m = ntZt 142.30cos71.65cos1齿高 h=2.25m =2.2
19、52.142=5.4621nt=65.71/5.4621=12.03hb5. 计算纵向重合度 028.1tan308.ta318.0zd6. 计算载荷系数 KK =1.12+0.18(1+0.6 +0.2310 bH2)d3=1.12+0.18(1+0.6)+ 0.2310 65.71=1.4231使用系数 K =1 A同高速齿轮的设计,查表选取各数值=1.04 K =1.35 K =K =1.2vFHF故载荷系数K =11.041.21.4231=1.776HvA7. 按实际载荷系数校正所算的分度圆直径d =d =65.711tt3 m91.723.6计算模数 zdmn 3.0coscos1
20、3. 按齿根弯曲强度设计m cs2123FSdYZYKT确定公式内各计算数值（1） 计算小齿轮传递的转矩 143.3kNm（2） 确定齿数 z因为是硬齿面，故取 z 30，z i z 2.333069.9传动比误差 iuz / z 69.9/302.33i 0.032 5，允许11（3） 初选齿宽系数按对称布置，由表查得 1（4） 初选螺旋角初定螺旋角 12（5） 载荷系数 KKK K K K =11.041.21.351.6848（6） 当量齿数 z z /cos 30/ cos 12 32.056 3z z /cos 70/ cos 12 74.797由课本 表 10-5查得齿形系数 Y
21、和应力修正系数 Y197P23.,4.2FFY751.,63.12SS（7） 螺旋角系数 Y轴向重合度 2.03Y 1 0.797（8） 计算大小齿轮的 FS查课本由 图 10-20c得齿轮弯曲疲劳强度极限204PaFEM51aFEMP3802查课本由 图 10-18得弯曲疲劳寿命系数20K =0.90 K =0.93 S=1.41FN2FN = aES43.21.5091 =F2FNMP832计算大小齿轮的 ,并加以比较FSaY01268.43.2191FSaY54572Sa大齿轮的数值大,选用大齿轮的尺寸设计计算. 计算模数 mmn 5472.171.3008.2cos94.168.253
22、 12对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法n面模数，按 GB/T1357-1987 圆整为标准模数,取 m =3mm但为了同时满足接触疲劳强度，需要按接触疲劳强度算得的分度圆直径 d =72.91 来计算应有的齿数.1z = =27.77 取 z =301nm2cos9.7z =2.3330=69.9 取 z =702 2 初算主要尺寸计算中心距 a= = =102.234cos)(21nz1cos)703(m将中心距圆整为 103 m修正螺旋角=arccos 86.1302)73(arcos2)(1 n因 值改变不多,故参数 , , 等不必修正k
23、hZ分度圆直径d = =61.34112cos30nmzmd = =143.12 27计算齿轮宽度bd91.2.1圆整后取 mB7580133.21.6低速级大齿轮如上图：V 带齿轮各设计参数附表1.各传动比V带 高速级齿轮 低速级齿轮142.3 3.24 2.332. 各轴转速 n(r/min) (r/min)(r/min)n(r/min)626.09 193.24 82.93 82.933. 各轴输入功率 P（kw） （kw） （kw） (kw)P3.12 2.90 2.70 2.574. 各轴输入转矩 T(kNm) (kNm)(kNm)T(kNm)47.58 143.53 311.35
24、286.915. 带轮主要参数小轮直径（mm）大轮直径（mm）中心距a（mm）基准长度（mm）带的根数 z90 224 471 1400 57.传动轴承和传动轴的设计1. 传动轴承的设计. 求输出轴上的功率 P ，转速 ，转矩33n3TP =2.70KW =82.93r/min3=311.35N mT. 求作用在齿轮上的力已知低速级大齿轮的分度圆直径为15=143.21 2dm而 F =t3TN16.43801.45F = Frt on 06.3.cs2tan.cosaF a= F tan =4348.160.246734=1072.84Nt圆周力 F ，径向力 F 及轴向力 F a的方向如图
25、示:t r. 初步确定轴的最小直径先按课本 15-2 初步估算轴的最小直径,选取轴的材料为 45 钢,调质处理,根据课本 取31536表P12oAmnPd763.53min输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径 ,为了使所选的轴与联轴器吻合,故需同时选取 d联轴器的型号查课本 ,选取143表P5.1aKmNTKac 02763.5.因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以查机械设计手册选取 LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为 500Nm,半联轴器的孔径mLLdmd84.12.0,4011 与 轴 配 合 的 毂 孔 长 度 为 半 联 轴 器半 联 轴 器 的 长 度故 取 . 根据轴向定位的
26、要求确定轴的各段直径和长度 为了满足半联轴器的要求的轴向定位要求,-轴段右端需要制出一轴肩,故取-的直径 ;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径 半联轴器与md47 mD50为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端上, 故-的长轴 配 合 的 轮 毂 孔 长 度度应比 略短一些,现取 ml82 初步选择滚动轴承.因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用单列角接触球轴承.参照工作要求并根据 ,由轴承产品目录中初步选取 0基本游隙组 标准精度级的单列d47角接触球轴承 7010C型.D B 2d2D轴承代号45 85 19 58.8 73.2 7209AC45 85 19 60.5 70
27、.2 7209B45 100 25 66.0 80.0 7309B1650 80 16 59.2 70.9 7010C50 80 16 59.2 70.9 7010AC50 90 20 62.4 77.7 7210C2. 从动轴的设计 对于选取的单向角接触球轴承其尺寸为的 ,故mBDd16805;而 .md50 ml16右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位.由手册上查得 7010C型轴承定位轴肩高度mm,57,.3,70因 此取 dh 取安装齿轮处的轴段 ;齿轮的右端与左轴承之间采用套筒定位.已知齿轮 的8 毂宽度为 75mm,为了使套筒端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短于轮毂宽度,故取 . 齿轮m
28、l72的左端采用轴肩定位,轴肩高 3.5,取 .轴环宽度 ,取 b=8mm. m6 hb4.1 轴承端盖的总宽度为 20mm(由减速器及轴承端盖的结构设计而定) .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 ,故取l30.ml50 取齿轮距箱体内壁之距离 a=16 ,两圆柱齿轮间的距离 c=20 .考虑到箱体的铸造误差,m在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离 s,取 s=8 ,已知滚动轴承宽度 T=16 ,m高速齿轮轮毂长 L=50 ,则 masTl 43)168()725( mlcL4162085(至此,已初步确定了轴的各端直径和长度.175
29、. 求轴上的载荷 首先根据结构图作出轴的计算简图, 确定顶轴承的支点位置时,查机械设计手册20-149 表 20.6-7.对于 7010C型的角接触球轴承,a=16.7mm,因此,做为简支梁的轴的支承跨距.mmL6.175860.1432 NFtNH 03t 28436.175.32NLDFarNV809321NVr 2116mMH.7mV .73.421FN8960832NVH 19252117952传动轴总体设计结构图:(从动轴)(中间轴)18(主动轴)从动轴的载荷分析图:196. 按弯曲扭转合成应力校核轴的强度根据= =caWTM2321)(82.10274651.0)3.(92前已选轴
30、材料为 45 钢，调质处理。20查表 15-1 得 =60MP1a 此轴合理安全ca7. 精确校核轴的疲劳强度. 判断危险截面截面 A,B 只受扭矩作用。所以 A B无需校核.从应力集中对轴的疲劳强度的影响来看,截面和处过盈配合引起的应力集中最严重,从受载来看,截面 C上的应力最大.截面的应力集中的影响和截面的相近,但是截面不受扭矩作用,同时轴径也较大,故不必做强度校核.截面 C上虽然应力最大,但是应力集中不大,而且这里的直径最大,故 C截面也不必做强度校核,截面和显然更加不必要做强度校核.由第 3章的附录可知,键槽的应力集中较系数比过盈配合的小，因而,该轴只需胶合截面左右两侧需验证即可. 截
31、面左侧。抗弯系数 W=0.1 = 0.1 =125003d350抗扭系数 =0.2 =0.2 =25000Tw截面的右侧的弯矩 M为 mN146098.61截面上的扭矩 为 =311.353mN截面上的弯曲应力 WbPa57.120469截面上的扭转应力= =T3M.轴的材料为 45钢。调质处理。由课本 表 15-1查得：35PaB640aP2751aMPT15因 dr.2dD6.08经插入后得2.0 =1.31T轴性系数为=0.8582.0qqK =1+ =1.82)1(K =1+ （ -1）=1.26T所以 67.082.092综合系数为： K =2.8K =1.62碳钢的特性系数 取 0
32、.12.0121取 0.051.05.安全系数 caSS = 25.13maK1S 13.71tak1S=1.5 所以它是安全的c5.02截面右侧抗弯系数 W=0.1 = 0.1 =125003d30抗扭系数 =0.2 =0.2 =25000Tw335截面左侧的弯矩 M为 M=133560截面上的扭矩 为 =2953T3截面上的弯曲应力 Wb68.1025截面上的扭转应力= = K =TW380.12594.K =6.所以 7.0 82.092.0综合系数为：K =2.8 K =1.62碳钢的特性系数取 0.1 取 0.052.011.05.安全系数 caSS = 25.13maK1S 13.
33、71tak1S=1.5 所以它是安全的c5.028.键的设计和计算选择键联接的类型和尺寸22一般 8级以上精度的尺寸的齿轮有定心精度要求，应用平键.根据 d =55 d =6523查表 6-1取： 键宽 b =16 h =10 =36222Lb =20 h =12 =50333校和键联接的强度查表 6-2得 =110MPpa工作长度 36-16=2022bLl50-20=3033键与轮毂键槽的接触高度K =0.5 h =522K =0.5 h =633由式（6-1）得： 23210dlTp20.551.4p 33lKp .36. p两者都合适取键标记为：键 2：1636 A GB/T1096-
34、1979键 3：2050 A GB/T1096-19799.箱体结构的设计减速器的箱体采用铸造（HT200）制成，采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量，大端盖分机体采用 配合.67isH1. 机体有足够的刚度在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度2. 考虑到机体内零件的润滑，密封散热。因其传动件速度小于 12m/s，故采用侵油润油，同时为了避免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离 H 为 40mm为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗糙度为 3.63. 机体结构有良好的工艺性.铸件壁厚为 10，圆角半径为 R=3。机体外型简单，拔模方便.234. 对
35、附件设计A 视孔盖和窥视孔在机盖顶部开有窥视孔，能看到 传动零件齿合区的位置，并有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用 M6紧固B 油螺塞：放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封油圈加以密封。C 油标：油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出.D 通气孔：由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排气，在机盖顶部的窥视
36、孔改上安装通气器，以便达到体内为压力平衡.E 盖螺钉：启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹.F 位销：为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度.G 吊钩：在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体.减速器机体结构尺寸如下：名称 符号 计算公式 结果24箱座壁厚 83025.a10箱盖壁厚 11 9箱盖凸缘厚度 b. 12箱座凸缘厚度 515箱座底凸缘厚度 2.2 25地脚螺钉直径 fd12036af M24地脚螺钉数目 n查手册 6轴承旁联接螺栓直径1fd7.1M12机盖与机座联
37、接螺栓直径2d=（0.50.6）2f M10轴承端盖螺钉直径3=（0.40.5）3fd10视孔盖螺钉直径 4d=（0.30.4）4f 8定位销直径 =（0.70.8） 2d8， ， 至fd12外机壁距离1C查机械课程设计指导书表 4342218， 至凸缘fd2边缘距离2C查机械课程设计指导书表 42816外机壁至轴承座端面距离1l= + +（812）1l2 50大齿轮顶圆与内机壁距离11.21 15齿轮端面与内机壁距离22 1025机盖，机座肋厚 m,1 85.0,.119 8.51m轴承端盖外径 2D+（55.5）23d120（1 轴）125（2 轴）150（3 轴）轴承旁联结螺栓距离S21
38、20（1 轴）125（2 轴）150（3 轴）10. 润滑密封设计对于二级圆柱齿轮减速器，因为传动装置属于轻型的，且传速较低，所以其速度远远小于，所以采用脂润滑，箱体内选用 SH0357-92中的 50号润滑，装至规定高5(1.2)0./minr度.油的深度为 H+ 1hH=30 =34所以 H+ =30+34=641其中油的粘度大，化学合成油，润滑效果好。密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封，联接凸缘应有足够的宽度，联接表面应精创，其表面粗度应为 密封的表面要经过刮研。而且，凸缘联接螺柱之间的距离不宜太大，国 150mm。并匀均布置，保证部分面处的密封性。11.联轴器设计1.类型选择.为了隔离振动和冲击，选用弹性套柱销联轴器2.载荷计算.公称转矩：T=9550 9550 333.5np6.7542查课本 ,选取143表P1aK所以转矩 mNTac 0275.43326因为计算转矩小于联轴器公称转矩,所以查机械设计手册 12选取 LT7型弹性套柱销联轴器其公称转矩为 500Nm
