二级直齿圆柱齿轮减速器说明书

二级直齿圆柱齿轮减速器
专业：机电一体化技术
班级：07机电2
姓名：陈仲辉
学号：38
导师:鲍燕伟
2009 /10/29
一总体设计要求
1. 设计题目：二级直齿圆柱齿轮减速器
2. 已知条件：运输带卷筒转速19/min
r，减速箱输出轴功率为3.12kw
3. 工作条件与技术要求：
输送带速度允许的误差为5%，带传输效率是0.96，工作情况：两班制，连续单向运转，轻微冲击；工作年限：5年；工作环境：室内，灰尘较多；动力来源：电力，三项交流，电压380v；检修间隔期：三年一次大修，两年一次中修，半年一次小修；制造条件及生产批量：一般机械制造，小批量生产。

4. 拟定传动关系：
由电动机、V带、减速器、联轴器、工作机构成。

5. 箱体以及零部件的设计
6. 装配图和零件图的设计与绘制
7. 设计计算说明书的编写
二传动装置方案设计
1．组成：传动装置由电机、减速器、工作机组成。

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。

三 电机的选择
电动机的选择：主要是根据工作机的工作情况以及运动和动力参数选择电动机 的类型结构形式、功率和转速。

本设计中，根据动力源和工作条件选用Y 系列三相 异步电动机。

3.1 计算电机所需功率d P ：
查机械设计课程设计手册第3页表1-7：
1η－带传动效率：0.96 2η－每对轴承传动效率：0.99
3η－圆柱齿轮的传动效率：0.96
4η－联轴器的传动效率：0.993 5η—卷筒的传动效率：0.96
说明：
η－电机至工作机之间的传动装置的总效率：
42
12345ηηηηηη=••••
45w P P ηη=⨯⨯ 3.67w
d
P P KW η
==
3.2 确定电机转速：
查机械设计课程设计指导书第7页表1：取V 带传动比i=2~4 二级圆柱齿轮减速器传动比i=8~40所以电动机转速的可选范围是： n 电机=n 卷筒×i 总=19×（2~4）×（8~40）=304~3040r/min 符合这一范围的转速有：750、1000、1500、3000
3.3 确定电动机的类型、型号和结构：
根据电动机所需功率和转速，采用笼型三相异步电动机，这种电动机的结构简单，工作可靠，启动性能好，价格低廉，维护方便，查手册第155页表12-1有4种适用的电动机型号，因此有4种传动比方案如下：
四 确定传动装置的总传动比和分配传动比
4.1 计算总传动比：
由电动机的满载转速机和运输转筒转速可确定传动装置的总传动比为： 总传动比：96050.5319
n i n ===总
卷筒
4.2 分配传动比：
传动装置总传动比是各级传动比的乘积，即：i 总=i 1 ×i 2×i 带，设计多级传动比时，需要
将总传动比分配到各级传动机构。

分配传动比：取 3.05i =带 则1
2
50.53/3.0516.49i i ⨯== i 1=(1.3～1.5)i 2 取121.3i i =经计算2
3.56i =
i 1=4.63
注：i 带为带轮传动比，1i 为高速级传动比，2i 为低速级传动比。

4.3计算传动装置的动力及运动参数：
将传动装置各轴由高速到低速依次定为1轴、2轴、3轴、4轴，01122334,,,ηηηη——依次
为电机与轴1，轴1与轴2，轴2与轴3，轴3与轴4之间的传动效率。

4.4 各轴转速：
1960314.86/min 3.05
m n n r i =
==带 121196068/min 3 4.63
m n n n r i i i =
===•⨯带 2321296019.1/min 3 4.63 3.56
m n n n r i i i i =
===••⨯⨯带 4.5 各轴输入功率：
101 3.670.96 3.52d p p kW η=•=⨯=
21120112 3.670.960.990.96 3.21d p p p kW ηηη=•=••=⨯⨯⨯=
3223011223 3.670.960.990.960.990.96 3.05d p p p kW ηηηη=•=•••=⨯⨯⨯⨯⨯=
433401122334 3.670.960.990.960.990.960.990.9933d p p p kW ηηηηη=•=••••=⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯=
4.6 各轴输入转矩：
3.679550
955036.5.960
d d w p T N m n ==⨯= 10136.5 3.050.96106.9.d T T i N m η=••=⨯⨯=带
211121011236.5 3.05 4.630.960.990.96470.3.d T T i T i i N m
ηηη=••=••••=⨯⨯⨯⨯⨯=带3222312011223
36.5 3.05 4.63 3.560.960.990.960.990.961591.5.d T T i T i i i N m
ηηηη=••=••••••=⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯=带433401*********
36.5 3.05 4.63 3.560.960.990.960.990.960.990.9931575.6.d T T T i i i N m ηηηηη=•=•••••••=⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯⨯=
4.7 运动和动力参数结果如下表：
表4-1
五 设计V 带和带轮
5.1 确定V 带型号：
查课本205P 表13-6得：2.1=A K 则 1.2 3.67 4.4c A d P K P kW =•=⨯=
根据c P =4.4, 0n =960r/min,由课本205P 图13-5，选择A 型V 带，取1125d =。

()1
212
1 3.051250.98373.63n d d n ε=
⨯⨯-=⨯⨯=查课本第206页表13-7取2375d =。

ε为带传动的滑动率。

ε=0.01～0.02。

5.2 验算带速：
11
125960
6.28/601000
601000
d n V m s ππ⨯⨯=
=
=⨯⨯ 带速在5～25m/s 范围内，合适。

5.3 取V 带基准长度d L 和中心距a ：
初步选取中心距a ：()()0121.5 1.5125375750a d d =+=+=，取0750a =。

由课本第195页式（13-2）得：()
()000
2
211222305.82
4d d L a d d a π
-=+
++
=查课本第202页表13-2
取2500d L =。

由课本第206页式13-6计算实际中心距：0
0847.12
d L L a a -≈+
=。

5.4 验算小带轮包角α：
由课本第195页式13-1得：21
18057.3163120d d a
α︒︒︒︒-=-
⨯=> 5.5 求V 带根数Z ：
由课本第204页式13-15得：()
00L c
P Z P P K K α=
+∆
查课本第203页表13-3由内插值法得0 1.38P =00.108P ∆=。

EF AF BC AC
= EF=0.1
0P =1.37+0.1=1.38
EF AF BC AC
= EF=0.08
00.100.108P ∆=+
查课本第202页表13-2得 1.09L K =。

查课本第204页表13-5由内插值法得
0.959K α=，1α=163.0EF
AF BC
AC
=
， EF=0.009 ， K ∂
=0.95+0.009=0.959
取3Z =根。

5.6 求作用在带轮轴上的压力Q F ：
查课本201页表13-1得q=0.10kg/m ，故由课本第197页式13-7得单根V 带的初拉力：
220500 2.5500 4.4 2.5
(1)(1)0.10 6.28190.93 6.280.959
c P F qv N zv K α⨯=
-+=-+⨯=⨯ 5.7 作用在轴上压力：
0163
2sin
23190.9sin
1132.82
2
c F ZF N α
==⨯⨯⨯=。

六 齿轮的设计
6.1 高速级大小齿轮的设计： 6.1.1 选择材料
高速级小齿轮选用45号钢调质，齿面硬度为250HBS 。

高速级大齿轮选用45号钢正火，齿
面硬度为220HBS ，二者硬度差为30HBS 。

6.1.2 查课本第166页表11-7得：
lim 1
550H Mpa σ
= lim 2
540H Mpa σ
=。

查课本第165页表11-4得： 1.1H S = 1.3F S =。

故[]lim 1
15505001.1H H H
Mpa Mpa S σ
σ=
== []lim 225404901.1
H H H Mpa Mpa S σσ===。

查课本第168页表11-10C 图得：lim 1
200F Mpa σ
= lim 2150F Mpa σ=。

故[]lim 1
12001541.3
F F F
Mpa
Mpa S σ
σ=
=
= []lim 221501151.3F F F Mpa Mpa S σσ===。

6.1.3 按齿面接触强度设计：
9级精度制造，查课本第164页表11-3得：载荷系数 1.2K =，取齿宽系数0.4a ϕ= 计算
中心距：由课本第165页式11-5得：
(
(11 4.631179.4a u ≥+=+= 考虑高速级大齿轮与低速级大齿轮相差不大取210a = 2.5m =
则1
2
2168a
Z Z m
+=
=取129Z = 2139Z = 实际传动比：139 4.7929
=
传动比误差：
4.79 4.63
100% 3.5%5%4.63
-⨯=<。

齿宽：0.421084a b a ϕ==⨯=取2
84b =190b =
高速级大齿轮：284b = 2139Z =高速级小齿轮：1
90b = 129Z =
6.1.4 验算轮齿弯曲强度：
查课本第167页表11-9得：1 2.6F Y = 2 2.2F Y =，按最小齿宽284b =计算：
[]11111322
22 1.2106.9 2.61043.584 2.529F F F KT Y Mpa bm Z σσ⨯⨯⨯⨯===<⨯⨯，[]2
2121
36.8F F F F F Y Mpa Y σσσ=⨯=< 所以安全。

6.1.5 齿轮的圆周速度：
1
1
29 2.5314.8
1.19/601000
601000
d n
V m s ππ⨯⨯⨯=
=
=⨯⨯
查课本第162页表11-2知选用9级的的精度是合适的。

6.2 低速级大小齿轮的设计： 6.2.1 选择材料：
低速级小齿轮选用45号钢调质，齿面硬度为250HBS 。

低速级大齿轮选用45号钢正火，齿
面硬度为220HBS ，两者硬度相差30HBS 。

6.2.2 查课本第166页表11-7得：
lim 3
550H Mpa σ
= lim 4540H Mpa σ=。

查课本第165页表11-4得： 1.1H S = 1.3F S =。

故[]lim 3
35505001.1H H H
Mpa Mpa S σ
σ=
=
= []lim 445404901.1
H H H Mpa
Mpa S σσ===。

查课本第168页表11-10C 图得：lim 3200F Mpa σ= lim 4150F Mpa σ=。

故[]lim 3
32001541.3
F F F
Mpa
Mpa S σ
σ=
=
= []lim 4
4
1501151.3
F F F
Mpa
Mpa S σ
σ=
=
=。

6.2.3 按齿面接触强度设计：
9级精度制造，查课本第164页表11-3得：载荷系数 1.2K =，取齿宽系数0.5ϕ=，计算中
心距： 由课本第165页式11-5得：
(
(21 3.561241.3a u ≥+=+= 取250a = 4m = 则 342125a
Z Z m
+=
=取327Z =498Z = 计算传动比误差：98
3.5627100% 1.9%5%3.56
-⨯=<合适 齿宽：0.5250125b a ϕ==⨯=则取4125b = b 3=b 4+（5~10）=130
低速级大齿轮：4125b = 498Z = 低速级小齿轮：3130b = 327Z =
6.2.4 验算轮齿弯曲强度：
查课本第167页表11-9得：3 2.65F Y =4 2.25F Y =
按最小齿宽4125b =计算：
[]333333
22
22 1.21591.5 2.651047.9125427
F F F KT Y Mpa bm Z σσ⨯⨯⨯⨯===<⨯⨯ []4
2
343
40.7F F F F F Y Mpa Y σσσ=
⨯=<安全。

6.2.5 齿轮的圆周速度：
3
2
27468
0.12/601000
601000
d n
V m s ππ⨯⨯⨯=
=
=⨯⨯
查课本第162页表11-2知选用9级的的精度是合适的。

七减速器机体结构尺寸如下
表7-1
八 轴的设计
8.1 高速轴设计： 8.1.1 选择材料：
选用45号钢调质处理。

查课本第230页表14-2取[]35Mpa τ= C=100。

8.1.2 各轴段直径的确定：
根据课本第230页式14-2得：min
22.4d
≥== 又因为装小带轮的电动机轴径38d =，又因为高速轴第一段轴径装配大带轮，且d 1=（0.8~1.2）×38 所以查手册第9页表1-16取136d =。

L 1=1.75d 1-3=60。

240d =因为大带轮要靠轴肩定位，且还要配合密封圈，所以查手册85页表7-12取240d =，L 2=m+e+l+5=28+9+16+5=58。

6d 段装配轴承所以6345d d == L 6= L 3=28。

8.1.3 校核该轴和轴承：
L 1=73 L 2=211 L 3=96
作用在齿轮上的圆周力为：3
1122106.910294829 2.5
t T F N d ⨯⨯===⨯
径向力为2984201073r t
F Ftg tg N =∂=⨯︒= 作用在轴1带轮上的外力：1132.8Q F F N == 求垂直面的支反力：
2112211
107380073211
r V l F F N l l =
=⨯=++ 211073800273V r V F F F N =-=-= 求垂直弯矩，并绘制垂直弯矩图：
3222732111057.6.av v M F l N m -==⨯⨯=
'311800731057.4.av v M F l N m -==⨯⨯=
求水平面的支承力：
由1122()H t F l l Fl +=得
2112211
2948219773211
H t l F F l l =
=⨯=++N 2129482197751H t H F F F =-=-=N 求并绘制水平面弯矩图：
31121977310158.2.aH H M F l N m -==⨯⨯=
'
32275121110158.4.aH H M F l N m -==⨯⨯=
求F 在支点产生的反力：
3112961132.8
384.373211
F l F F N l l ⨯=
==++ 21384.31132.81517.1F F F F F N =+=+=
求并绘制F 力产生的弯矩图：
3231132.89610108.7F M Fl N -==⨯⨯=
'311384.3731027.7aF F M F l N -==⨯⨯=
F 在a 处产生的弯矩：
311384.3731027.7aF F M F l Nm -==⨯⨯=
求合成弯矩图：
考虑最不利的情况，把'aF M
'27.7196.1.a aF M M N m ==
'27.7196.2.a aF M M N m ==
求危险截面当量弯矩：
从图可见，m-m 处截面最危险，其当量弯矩为：（取折合系数0.6∂=）
206.4.e M N m ===
计算危险截面处轴的直径：
因为材料选择45号调质，查课本225页表14-1得650B MPa σ=，查课本231页表14-3得许用弯曲应力[]160b MPa σ-=，则：
32.5d mm ≥=
因为5450a d d d mm d >==>，所以该轴是安全的。

8.1.4 轴承寿命校核：
轴承寿命可由式610()60t h P
Cf L h n Pf ε
=
进行校核，由于轴承主要承受径向载荷的作用，所以r P F =，查课本259页表16-9，10取1, 1.2,t p f f ==取3ε=
按最不利考虑，则有：
11384.32722.4r F F F N ===
221517.12316.2r F F F N =
=
= 则6
633
1010129.510()() 6.36060314.8 1.22316.2
t h P Cf L h n f P
ε⨯⨯==
⨯=⨯⨯年 因此所该轴承符合要求。

8.1.5键的设计与校核:
根据1136,106.9d T ==，确定V 带轮选铸铁HT200，参考教材表10-9,由于136d =在30~38范围
内，故1d 轴段上采用键b h ⨯：108⨯, 采用A 型普通键:
键校核.为L 1=1.75d 1-3=60综合考虑取l =50得
()[]3
144106.91037.1[]3685010p T Mpa p dlh σδσ<⨯⨯===⨯⨯-
查课本155页表10-10[σb ]=50~60，所选键为：:10850b h l ⨯⨯⨯⨯
8.1.6 弯矩及轴的受力分析
8.2 中间轴的设计：
8.2.1选择材料：
选用45号钢调质处理。

查课本第230页表14-2取[]35Mpa τ=C=100。

8.2.2根据课本第230页式14-2得：
min 36.1d ≥== 1d 段要装配轴承，所以查手册第9页表1-16取1
40d =，查手册62页表6-1选用6208轴承，L 1=B+3
∆+2
∆+
（2~3）=18+10+10+2=40。

2d 装配低速级小齿轮，且2
1d d >取2
45d =，L 2=128，因为要比齿轮孔长度少（2~3）。

3d 段主要是定位高速级大齿轮，所以取360d =，L 3=4∆=10。

4d 装配高速级大齿轮，取445d = L 4=84-2=82。

5d 段要装配轴承，所以查手册第9页表1-16取545d =，查手册62页表6-1选用6208轴承，
L 1=B+3
∆+2
∆+3+（2~3）=18+10+10+2=43。

8.2.3 校核该轴和轴承：
L 1=74 L 2=117 L 3=94 作用在2、3齿轮上的圆周力：
3
22222470.3102707139 2.5t T F N d ⨯⨯===⨯ 323322470.3108709274t T F d ⨯⨯===⨯N 径向力：
22270720985r t F F tg tg N =∂=⨯︒=
338709203169r t F F tg tg N =∂=⨯︒=
求垂直面的支反力
332231123()985(11794)316994
3167411794
r r V F l F l l F N l l l -+•+⨯+-⨯=
==++++
231231693169852500V r V r F F F F N =+-=+-=
计算垂直弯矩：
311316741023.9.aVm V M F l N m -==⨯⨯=
[]3
11222()316(74117)9851171053.5.aVn V r M F l l F l N m -=+-=⨯+-⨯⨯=
求水平面的支承力： 332231123()8709942707211
45867411794
t t H F l F l l F N l l l +•+⨯+⨯=
==++++
22312707870945866830H t t H F F F F N =+-=+-= 计算、绘制水平面弯矩图：
31145867410323.aHm H M F l N m -==⨯⨯=
[]3
21232()6830(74117)870911710295.aHn H t M F l l F l N m -=-++=-⨯++⨯⨯=
求合成弯矩图，按最不利情况考虑：
323.8.am M N m ===
300.an M N m ===
求危险截面当量弯矩：
从图可见，m-m,n-n 处截面最危险，其当量弯矩为：（取折合系数0.6∂=）
411.e M N m ===
'e M
=413.N m ==
计算危险截面处轴的直径：
n-n 截面:
40.9d mm ≥==
m-m 截面:
40.9d mm ≥==
由于4245d d mm d ==>，所以该轴是安全的。

轴承寿命校核：
轴承寿命可由式610()60t h P
Cf L h n Pf ε
=进行校核，
由于轴承主要承受径向载荷的作用，所以r P F =，查课本259页表16-9，10取1, 1.1,t p f f ==取3ε=
22
2211131645864596r v H F F F N =+=
+= 2222222250068307273r v H F F F N =+=+=
则663
321010129.510()() 2.12606068 1.17273
t h P Cf L h y n Pf ε⨯⨯==⨯=⨯⨯，轴承使用寿命在2~3年范围内，因此所该轴承符合要求。

8.2.4弯矩及轴的受力分析图如下：
8.2.5键的设计与校核：
已知42245,470.3.d d T N m ===参考教材表10-11，由于2(44~50)d >所以取:149b h ⨯⨯
因为齿轮材料为45钢。

查课本155页表10-10得[σb ]=50~60 L=128-18=110取键长为110. L=82-12=70取键长为70 根据挤压强度条件，键的校核为：
()[]3
244470.31082.94597014b b T Mpa dhl σσ⨯⨯===<⨯⨯-
()
[]3
244470.3105445910014b b T Mpa dhl σσ⨯⨯===<⨯⨯-
所以所选键为::14970b h l ⨯⨯⨯⨯ :149110b h l ⨯⨯⨯⨯
8.3 从动轴的设计： 8.3.1 确定各轴段直径
8.3.1.1计算最小轴段直径
因为轴主要承受转矩作用，所以按扭转强度计算，由式14-2得：
110057.1d C mm =•== 考虑到该轴段上开有键槽，因此取157.1(15%)59.9d mm =⨯+=，查手册9页表1-16圆整成标
准值，取163d mm =。

8.3.1.2为使联轴器轴向定位，在外伸端设置轴肩，则第二段轴径270d mm =。

查手册85页表7-2，此尺寸符合轴承盖和密封圈标准值，因此取270d mm =。

8.3.1.3设计轴段3d ，为使轴承装拆方便，查手册62页，表6-1，取，采用挡油环给轴承定位。

选轴承6215:}{130,25,84a D B d ===。

375d =。

8.3.1.4设计轴段4d ，考虑到挡油环轴向定位，故取480d =。

8.3.1.5设计另一端轴颈7d ，取7375d d mm ==，轴承由挡油环定位，挡油环另一端靠齿轮齿根处定位。

8.3.1.6 轮装拆方便，设计轴头6d ，取67d d >，查手册9页表1-16取680d mm =。

8.3.1.7设计轴环5d 及宽度b 使齿轮轴向定位，故取
562802(0.07803)97.2d d h mm =+=+⨯⨯+=取5100d mm =
1.4 1.4(0.07803)12b h mm ==⨯⨯+=。

8.3.2 确定各轴段长度
1l 有联轴器的尺寸决定1107l L mm ==
2550l m e L =+++=，因为2254251019m L B mm =--∆=--=,
所以2519916550l m e L mm =+++=+++=，轴头长度l 6= l h -（2~3）=125-3=122 因为此段要比此轮孔的长度短2~3，l 3=B+△3+（2~3）=38，其它各轴段长度由结构决定。

8.3.3校核该轴和轴承：
L 1=97.5 L 2=204.5 L 3=116
求作用力、力矩和和力矩、危险截面的当量弯矩。

作用在齿轮上的圆周力：
3
34221591.5108119984
t T F N d ⨯⨯===⨯
径向力： 8119202955r t
F Ftg tg N =∂=⨯︒= 3021591.5
0.25102947270
F F N ⨯==⨯
⨯= 求垂直面的支反力：
2112204.52955
208897.5204.5
r V l F F N l l ⨯=
==++ 2129552088867V r V F F F N =-=-=
计算垂直弯矩：
322867204.510180.8.av v M F l N m -==⨯⨯=
'311208897.510203.5av v M F l N -==⨯⨯=.m
求水平面的支承力。

2112204.58119
1038302
t H l F F N l l ⨯=
==+ 21571437551959H t H F F F N =-=-=
计算、绘制水平面弯矩图。

311375584.510317.aH H M F l N m -==⨯⨯=
'
322195916210317.aH H M F l N m -==⨯⨯=
求F 在支点产生的反力
31122497116
1158302
F Fl F N l l ⨯=
==+ 21115829474105F F F F F N =+=+=
求F 力产生的弯矩图。

323294711610341F M Fl N -==⨯⨯= 311115897.510100.1mF F M F l N -==⨯⨯=
F 在a 处产生的弯矩：
311115897.510100.1mF F M F l N -==⨯⨯=
求合成弯矩图。

考虑最不利的情况，把mF M
100.1628.am mF M M N m ===
求危险截面当量弯矩。

从图可见，m-m 处截面最危险，其当量弯矩为：（取折合系数0.6∂=）
1142.e M N m ===
计算危险截面处轴的直径。

因为材料选择45号调质，查课本225页表14-1得650B MPa σ=，查课本231页表14-3得许用弯曲应力[]160b MPa σ-=，则：
57.5d mm
考虑到键槽的影响，取 1.0557.560.3d mm =⨯=
因为580d mm d =>，所以该轴是安全的。

8.3.4 轴承寿命校核：
轴承寿命可由式6
10()60t h P
Cf L h n Pf ε=进行校核，由于轴承主要承受径向载荷的作用，所以r P F =，查课
本259页表16-9，10取1, 1.2,t p f f ==取3ε= 按最不利考虑，则有：
111587264r F P F F N
=== 则6633
31010166.010()()64.8606019.1 1.27264
t h P Cf L h y n Pf ε⨯⨯==⨯=⨯⨯,
该轴承寿命为64.8年,所以轴上的轴承是适合要求的。

8.3.5键的设计与校核：
因为d 1=63装联轴器查课本153页表10-9选键为:1811b h ⨯⨯查课本155页表10-10得[σb ]=100~120
因为L 1=107初选键长为100,校核()[]3
441637.510115*********
b T Mpa dlh σσ⨯⨯===<- 所以所选键为::1811100b h l ⨯⨯⨯⨯ 680d =装齿轮 查课本153页表10-9选键为:2214b h ⨯⨯ 查课本155页表10-10得[σb ]=100~120
因为L 6=122初选键长为100,校核()[]3
441665.21076.2801002214
b T Mpa dlh σσ⨯⨯===<- 所以所选键为::2214100b h l ⨯⨯⨯⨯.
8.3.6 弯矩及轴的受力分析图如下：
九 高速轴大齿轮的设计
因 347.5500a d mm =< 采用腹板式结构
表9-1
电动机带轮的设计
表9-2
十 联轴器的选择
联轴器，是一种固定连接装置，在及其的运转过程中，被连接的两根轴始终一起运动而不能脱开，若要分开两轴，必须停车后才能拆卸。

根据工作的需要，为了缓和冲击，保证减速器的正常工作，输出轴选择弹性柱销联轴器，考虑到转矩变化的较小，
计算联轴器所需的转矩： C
A
T K T =，取 1.5A K = 1.51775.62663.4C A T K T Nm ==⨯=
按照计算转矩小于联轴器的公称转矩的条件，查标准GB/T5014-1985，选用型号为HL6的弹
性柱销联轴器。

十一 润滑方式的确定
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
5
(1.5~2)10./min mm r ⨯，所以采用脂润滑，箱体内选用SH0357-92中的50号润滑，装至规定高度。

因轴承速度较低，采用脂润滑，此方式结构简单，易于密封。

润滑脂在装配时，填入轴承，填入量不易过多，一般填满轴承空隙的1/3~1/2为宜，填脂时，可拆去轴承盖，也可以不拆去而用添加润滑装置，但在轴承内需要增加一封闭油环。

参考资料
[1]《机械基础与结构设计》唐剑兵主编——重庆大学出版社2006.2
[2]《机械设计课程设计》许瑛主编——北京：北京大学出版社2008.8
[3]《简明机械零件设计实用手册》胡家秀主编——北京：机械工业出版社1999.8
[4]《机械制图与计算机绘图》梁德平主编——北京：科学出版社2007
[5]《机械设计基础课程设计》王志伟主编——北京：理工大学出版社2007.8
[6]《机械图的设计与校对》吴柏枝主编——北京：国防工业出版社1990.3
[7]《齿轮机构设计与应用》李华敏主编——北京：机械工业出版社2007.6
[8]《机械设计基础》师素娟、林菁等主编——武汉：华中科技大学出版社
[9]《机械设计课程设计手册》清华大学吴宗泽，北京科技大学罗圣国主编
[10]《机械设计课程设计指导书》罗圣国，李平林等主编
[11]《机械课程设计》周元康等主编——重庆大学出版社
[12]《机械设计基础》课本，杨可桢程光蕴主编
附录：装配图及零件图
南通纺织职业技术学院
致谢
在毕业设计即将完成之际，我的心情无法平静，特别的激动，从开始进入课题到论文的顺利完成，有多少可敬的师长、同学、朋友给了我无言的帮助，在这里请接受我诚挚的谢意首先，我必须感谢朱老师和我同学对我的帮助，毕业设计并不是一件很容易的事情，也许用不到我三年以来所学的全部内容，但是很有可能用到学过的某一部分，这就要求我最起码对所用到的知识加以巩固与深化并且实践应用。

其次，我更应该感谢我大学里的所有老师，是因为他们我才有可能有了一定的知识基础，才有可能做好我的毕业设计。

毕业设计题目的确定都花了我很长时间，因为老师说过最好做与自己所找工作相关的毕业设计内容，当时，我只知道我找到的工作是做液晶显示屏的，可是具体的做什么我也不是很清楚，但是实习了之后才知道根本与学校学的不挂钩，所以毕业设计开始的第三周老师也给我们了很多题目供选择，可是我还是没有选择老师给的题目，也没有做与工作相关的，而是自己确定的，我的这个设计题目也才是2009年3月13日确定的，当然，我决定做二级直齿圆柱齿轮减速器时也是经过朱老师审核的，他说可以，就这样，我按照我的题目完成了开题报告。

3月初，我就去公司实习了，因为没有足够的时间做，只能挤出晚上和周末的时间来做，虽然自从我去实习后就没有见过指导老师，可是我经常打电话咨询老师，我很感谢我的指导老师朱成华，他严谨细致、一丝不苟的作风一直是我工作、学习中的榜样，他循循善诱的教导和不拘一格的思路给予我无尽的启迪。

但是我知道我做的还不够好不够仔细，肯定还有很多的不足之处，希望老师们可以多多提出问题，以免我可以及时的修改。

通过这次设计，我学到了很多东西，也学会了什么叫做认真与专注，什么叫做时间是挤出来的。

30。