机械设计基础课程设计东北大学

机械设计基础课程设计说明书

题目： 设计用于胶带运输机的机械传动装置

专 业：材料成型及控制工程 班 级：成型1104 设计者：鞠英男 学 号：20110399 指导教师：陈良玉

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目录

1.

设计任务书 ...................................................................................................... 3

1.1. 1.2. 1.3.

设计题目 ......................................................................................................................... 3 工作条件 ......................................................................................................................... 3 技术数据 ......................................................................................................................... 3

2. 电动机的选择计算 ........................................................................................ 3

2.1. 2.2. 2.3.

选择电动机系列 ............................................................................................................ 3 选择电动机的功率及转速 .......................................................................................... 4 选择电动机的型号 ....................................................................................................... 4

3. 传动装置的运动和动力参数计算 ............................................................. 5

3.1. 3.2.

分配传动比 ..................................................................................................................... 5 各轴功率、转速和转矩的计算................................................................................. 5

4. 传动零件的设计计算 .................................................................................... 7

4.1. 4.2.

减速器以外的传动零件（链传动）的设计计算 ................................................. 7 减速器以内的传动零件（齿轮）的设计计算 ..................................................... 8

5. 轴的设计计算 ............................................................................................... 12

5.1. 5.2.

减速器高速轴的设计 ................................................................................................. 12 减速器低速轴的设计 ................................................................................................. 13

6. 滚动轴承的选择及其寿命计算 ................................................................ 16

6.1.

6.2.

减速器高速轴滚动轴承的选择及其寿命计算 ................................................... 16 减速器低速轴滚动轴承的选择及其寿命计算 ................................................... 17

7. 键连接的选择和验算 .................................................................................. 20

7.1. 7.2. 7.3.

减速器大齿轮与低速轴的键连接 .......................................................................... 20 小链轮与减速器低速轴轴伸的键连接 ................................................................. 20 联轴器与减速器高速轴轴伸的键连接 ................................................................. 20

8. 9. 10.

联轴器的选择 ............................................................................................... 21 减速器的其他附件 ...................................................................................... 21 润滑和密封 .................................................................................................... 22

10.1. 10.2.

减速器齿轮传动润滑油的选择............................................................................... 22 减速器轴承润滑方式和润滑剂的选择 ................................................................. 22

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10.3. 减速器密封装置的选择、通气器类型的选择 ................................................... 22

11. 12.

整体装配 ........................................................................................................ 22 参考文献 ........................................................................................................ 24

1. 设计任务书

1.1. 设计题目

设计胶带传输机的传动装置

1.2. 工作条件

工作年限 10 工作班制 2 工作环境 载荷性质 生产批量 多灰尘 稍有波动 小批 1.3. 技术数据

滚筒圆周力F 题号 (N) ZDL 2200 带速v (m/s) 1.5 滚筒直径D 滚筒长度L (mm) (mm) 280 500 2. 电动机的选择计算

2.1. 选择电动机系列

根据工作要求及工作条件应选用三相异步电动机，封闭自扇

冷式结构，电压380伏，Y系列电动机

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2.2. 选择电动机的功率及转速

2.2.1. 卷筒所需有效功率

pwFV22001.53.30kW PW=3.30kW

100010002.2.2. 传动总效率

根据表2-11-1确定各部分的效率:

弹性联轴器效率 η1=0.99 一对滚动球轴承效率 η2=0.98

闭式圆柱齿轮的传动效率 η3=0.97（暂定8级） 开式链传动效率 η4=0.92 一对滑动轴承的效率 η5=0.97 运输滚筒的效率 η6=0.96

21234560.990.9820.970.920.970.96 0.79012.2.3. 所需电动机的功率 pwrp3.300.79014.18kW 按工作要求及工作条件选用三相异步电动机，封闭自扇冷式

结构，电压380V，Y系列。

查表2-19-1可选的Y系列三相异步电动机： Y132S-4型，额定P0=5.5kW；

或选Y132M2-6型，额定P0=5.5kW。 均满足 P0>Pr ，因此初步这样选择。 2.2.4. 确定电动机转速 传动滚筒转速

n60v1.5wD600.28102.4r/min

2.3. 选择电动机的型号

现以同步转速为1500r/min、1000r/min两种方案比较，

查得电动机数据，计算总传动比结果列于下表 方额定同步转满载转电动案电动机型号 功率速 速机质总传动比 号 /kW /(r/min/(r/min量/kg --精品

η=0.7901

Pr=4.18kW nw=102.4r/min

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) 1 2 Y132S-4 Y132M2-6 5.5 5.5 1500 1000 ) 1440 960 68 84 14.06 9.38 比较两种方案，方案1选用的电动机使总传动比较大。 为使传动装置结构紧凑且价格经济，选用方案2。电动机型号 为Y132M2-6。由表2-19-2查得其主要性能数据列于下表 电动机额定功率P0/kW 5.5 电动机满载转速n0/(r/min) 电动机轴伸直径D/mm 电动机轴伸长度E/mm 电动机中心高H/mm 堵转转矩/额定转矩 960 38 80 132 2.0 3. 传动装置的运动和动力参数计算

3.1. 分配传动比

3.1.1. 总传动比

i3.1.2. 各级传动比的分配

n09609.38nw102.4

查表2-11-1

取链传动的传动比为i链=2.5

i9.383.752 则减速器传动比 i减i链2.53.2. 各轴功率、转速和转矩的计算

0轴：0轴即电动机的主动轴

P0=Pr=4.18kW

n0=960r/min

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T09.55p04.18955041.58Nm n09601轴：1轴即减速器的高速轴

P1= P0×η1=4.18×0.99=4.14kW n1n0960r/min i01 T19.55p14.14955041.18Nm n1960 2轴：2轴即减速器的低速轴

η12=0.98×0.97=0.95 P= P×η=4.14×0.95=3.93kW

2112

n2n1960255.86r/min i123.752P23.939550146.69Nm n2255.86 3轴：3轴即传动滚筒轴

η23=0.98×0.92=0.90

T29.55 P= P×η=3.93×0.90=3.kW

3223n2255.86102.34r/min n3i232.5 T39.55P33.9550330.34Nm n3102.34各轴运动及动力参数列表示 转速轴序功率P 转矩T n/(r/mi号 /kW /(N.m) n) 0 4.18 960 41.58 传动形式 传动比i 效率η 弹性联轴器 1 0.99 1 4.14 960 41.18 闭式齿轮传3.752 动 0.95 0.90 2 3.93 255.86 146.69 开式链传动 2.5 --精品

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3 3. 102.34 330.34 4. 传动零件的设计计算

4.1. 减速器以外的传动零件（链传动）的设计计算

4.1.1. 确定链轮齿数 由传动比取

小链轮齿数 z1292i2922.524 取z1=25 大链轮齿数 z2iz12.52562.5 取z2=63 实际传动比 iz2z632.52125 ii理i实i100%2.52.522.5100%0.8%5%

理4.1.2. 确定链条节距 由式 PKAP0K zKp查教材表10-16得，工况系数KA1.4

1.08小链轮齿数系数 K(z125z19)1.08191.34

取双排链，查教材表10-17，得Kp=1.7 PAP0KKK1.43.93.341.72.42kWzp1因为 n1255.86r/min

查教材图10-23，选链号No10A，节距p=15.875mm 4.1.3. 计算链长

初选 a0=40p=4015.875=635mm 链长

Lp2a0z2z1ppz2z122a(2)02635632515.8756325215.8752635(2)

124.92节取 Lp=126节 --精品

z1=25 z2=63 i链=2.52 P0=2.42kw

p=15.875mm Lp=126节

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由于中心距可调，实际中心距a≈635mm 4.1.4. 验算链速

vz1n2p25255.8660100015.8756010001.692m/s

v＜15 m/s 适合 4.1.5. 选择润滑方式 按v=1.692m/s,链号10A，查教材图10-26选用滴油润滑。 4.1.6. 作用在轴上的力

由式计算有效圆周力

F1000P10003.93ev1.6922322.70N作用在轴上的力F Q1.2Fe1.22322.702787.24N4.1.7. 链轮尺寸及结构 分度圆直径 dp1015.8750126.662mmsin180zsin180125 dp2180015.875318.sinzsin18003mm 2634.2. 减速器以内的传动零件（齿轮）的设计计算

4.2.1. 材料的选择

小齿轮选用45号钢，调质处理，齿面硬度217—255HBS 大齿轮选用45号钢，正火处理，齿面硬度162—217HBS 计算应力循环次数N

N160n1jLh609601(1030082)2.76109NN12.761092i3.7527.37108

查教材图11-14得ZN1=1.0 ZN2=1.04（允许一定的点蚀） 由教材图11-15得ZX1=ZX2=1.0 取SHmin=1.0

由教材图11-13（b），得

Hlim1565MPa,Hlim2520MPa

由式计算许用接触应力

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Fe=2322.70N FQ≈2787.24N

d1=126.662mm

d2=318.3mm

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 HH1Hlim1565ZN1ZX11.01.0565MPa

1.0SHminHlim2HminN2X2520SZZ11.041.00.8MPa

.0因，计算中取0.8MPa 0.8MPa

2H2H1HH2H4.2.2. 按齿面接触强度确定中心距

小轮转矩T141180Nmm

初定螺旋角β=12°，由教材图11-20得Zβ=0.99 初取KtZ2t1.0，由教材表11-5得ZE1.8MPa 由教材图11-7得，ZH2.45

减速传动，ui3.752，取a0.4， 由式计算中心距a a(u1)KT1ZHZZZ23E2auH2(3.7521)31.04118020.43.7522.451.80.990.8 102.18mm查表2-11-2,取中心距a=140mm 估算模数mn，根据经验公式

mn=(0.007~0.02)a=(0.007~0.02)×140=0.98~2.8mm,

取标准模数mn=2.5mm 计算齿数 z1 z2

小齿轮齿数：z2acos1m2140cos12nu12.53.752123.05 大齿轮齿数：z2=uz1=3.752×23.05=84.50 取z1=24，z2=86 精确计算螺旋角β

cosβ=mnz1+z22a=2.5×(24+86)2×140=0.98

β=11°28′42″ 与初选β=12°接近，可不修正 β=11°28′42″ 验算传动比误差 要求i理 =3.752 而实际传动比iz2实z861243.583 传动比误差

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a=140mm mn=2.5mm

z1=24，z2=86 i齿=3.583

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3.752i理在允许范围内。 齿轮分度圆直径

d1=mn·z1/cosβ=2.5×24/cos11°28′42″=61.224mm ii理i实100%3.7523.583100%4.5%5%

d1=61.224mm

d2=mn·z2/cosβ=2.5×86/cos11°28′42″=219.388mm d2=219.388mm

圆周速度vd1n13.1461.22496060103601032.92m/s 由教材表11-6,取齿轮精度为8级。

4.2.3. 验算齿面接触疲劳强度

按电机驱动,载荷稍有波动,由表11-3,取KA=1.25 由教材图11-2（b）

按8级精度和vz1/1002.9224/1000.7008m/s 得Kv=1.06

齿宽baa0.414056mm。 由教材图11-3(a)，按b/d1=56/61.224=0.914

考虑轴刚度较大和齿轮相对轴承为非对称布置，取 Kβ=1.08 由教材表11-4，得Kα=1.2

载荷系数KKAKvKK1.251.061.081.21.717由教材图11-4，按zv1=z1/cos3β=24/ cos3

11°28′42″=25.5

zv2=z2/cos3β=86/ cos311°28′42″=91.4

得 10.765 ，20.823，

所以120.7650.8231.588

bsin56sin1128'42\"3.141.42

m2.5n由教材图11-6得，Z0.78 由式（11-31）计算齿面接触应力

HZ1HZEZZ2KT1ubd21u2.451.80.780.9921.717411805661.22423.75213.752

331.69MPaH0.8MPa，所以安全。--精品

v=2.92m/s

b=56mm K=1.717

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4.2.4. 验算齿根弯曲疲劳强度

按zv1=25.5，zv2=91.4,

由教材图11-10得，YFa1=2.66，YFa2=2.23 由图教材11-11得，Ysa11.58，Ysa21.78 由图教材11-12得，Y0.70由图教材11-21得，Y β=0.90

由图教材11-16（b），得Flim1220MPa，Flim2200MPa 由图教材11-17，得YN1=1.0，YN2=1.0 由图教材11-18得,YX1=YX2=1.0 取YST=2.0，SFmin=1.4 由式计算许用弯曲应力

Flim1YSTF1SYN1YX12202.01.41.01.0314MPaFminFlim2YSTF2SYN2Y2.0X22001.41.01.0286MPaFminKT1F12bdYFa1Ysa1YY1mn21.717411805661.2242.52.661.580.700.9

43.68MPaF1314MPaYFa2YSa22.231.78F2F1Y43.68Fa1YSa12.661.58

41.25MPaF2286MPa，故安全。4.2.5. 齿轮主要几何参数 z1=24, z2=86, u=3.752， mn=2.5 mm，β=11°28′42″，

mt=mn / cosβ=2.5/ cos11°28′42″=2.551mm

d1=mn·z1/cosβ=2.5×24/cos11°28′42″=61.224mm d2=mn·z2/cosβ=2.5×86/cos11°28′42″=219.388mm da1d12m61.22422.566.224mm, da2d22m219.38822.5224.388mm

df1d121.25m61.22421.252.5.974mm

df2d221.25m219.38821.252.5213.138mm a12(d11d2)2(61.224219.388)140.306mm b2b56mm, 取 b1=b2+(5~10)=62mm

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5. 轴的设计计算

5.1. 减速器高速轴的设计

5.1.1. 选择轴的材料

高速轴：选择材料为45号钢，调质处理。 5.1.2. 根据电动机轴直径估算轴伸直径

根据所选电机轴伸D38mm,轴伸长E80mmT0=41.58N.m

则d=(0.8～1.0) D=(0.8～1.0)×38=30.4～38mm

5.1.3. 选择联轴器，设计轴的结构，初选滚动轴承 选择联轴器

拟选用LT型弹性套柱销联轴器（GB/T 4323-2002）。 KA=1.5，计算转矩Tc为

Tc=KAT0=1.5×41.58=62.37N.m

根据Tc=62.37N.m,从表2-14-2可查LT6号联轴器

Tn250NmTc62.37Nm,dmin32mm，dmax42mmn3800r/minn960r/min设计轴的结构

.根据初选的联轴器型号，由联轴器轴孔直径确定减速器高速 外伸段直径为d=32mm,L联=55mm

d135mm，d240mm，d345mm，d4d240mmL1L联-l80mm，L2201.75mm

L393.75mm，L总260.5mm

初选滚动轴承

根据半径初选圆锥滚子轴承（GB/T 97-1994），型号30208 5.1.4. 求小齿轮上的作用力 转矩T=T1=41.18N.m 圆周力F2T241180td61.2241345.22N 径向力FrFttancos1345.22tan20cos1128'42\"499.61N 轴向力FaFttan1345.22tan1128'42\"273.16N--精品

Ft=1345.22 N

Fr=499.61N

Fa=273.16N 精品----

5.2. 减速器低速轴的设计

5.2.1. 选择轴的材料

低速轴：选择材料为45号钢，正火处理。 5.2.2. 按转矩初步估算轴伸直径

dA3P233.93n1102255.8627.34mm

由于受键槽影响加大5%，取d0=32mm 5.2.3. 设计轴的结构，初选滚动轴承 设计轴的结构

d1d0（3~4）C135mm，d240mm，d345mmd

4d3（3~4）C152mm，d5d240mmL1L链轮-（0.5~1）（1.5~2）d0-（0.5~1）50mmL2B25(K)tes2L1195.75mmL3B25s1B90.75mmL4B2-lmmL50.（7d4-d3）7mmL65s116mmL7L2L6B230.5mm初选滚动轴承

根据半径初选圆锥滚子轴承（GB/T 97-1994），型号30208

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5.2.4. 轴的计算简图

5.2.5. 求垂直面内的支撑反力，作垂直面内的弯矩图 垂直面支反力

L1=90mm, L2=L3=mm

MB0

RAy(L2L3)FtL30 RFtL3FtAyL21345.222672.61N 2L3Y0

RByFtRAy1345.22-672.61672.61N垂直面弯矩M Y图

A点，MAy=0N∙mm C点 ， McyRAyL2672.6136321Nmm 5.2.6. 求水平面内的支撑反力，做水平面内的弯矩图 水平面支反力

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RAY=672.61N RBY=672.61N MAy=0N∙mm McY=36321N.mm

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MB0

RAz(L2L3)FadFrL3FQ(L1L2L3)0 2FrL3FaRAzdFQ(L1L2L3)2L2L3219.3882787.24（90）2 RAZ=5082.30N 499.61-273.165082.30NZ0， RBzRAzFQFr1795.45N 水平面弯矩MZ图

A点，MAZ=FQL1=2787.24ⅹ90=250852N∙mm C点左, MCZ左RAzL25082.30274444Nmm C点右 McZ右RBZL31795.4596959Nmm 5.2.7. 求合成弯矩，作合成弯矩M图 A点MAM22AyAz250852Nmm C点左,MC左M22cyMcZ左276837Nmm C点右,MC右M22cycZ右103539Nmm 5.2.8. 作转矩T图

TFdt2147563Nmm 5.2.9. 求当量弯矩，作当量弯矩MV图 该轴单向工作，转矩产生的弯曲应力按脉动循环应力考虑， 取α=0.6 A点

M2AM22A(T)250852(0.6147563)2 266018NmmC点左边

MvC左M22c左(T)2768372(0.6147563)2 290650NmmC点右边

MvC右M2T')2c右(1035392(0.60)2 103539NmmD点 M2vDM2DT88538Nmm --精品

RBZ=1795.45N MAZ=250852N∙mm McZ左=274444N.mm McZ右=96959N.mm MA=250852N∙mm

MC左=276837N.mm

MC右=103539N.mm

T=147563N.mm MvA=266018N.mm

MvC左=290650N.mm

MvC右=103539N.mm

MvD=88538N.mm 精品----

5.2.10. 校核轴的强度

由以上分析可见， C点弯矩最大，而D点轴径最小，所以 该轴危险断面是C点和D点所在剖面。

查表13-1得B650N/mm2查表13-2得[b]155N/mm2。 C点轴径dMC3vC32906500.15537.5mm

0.1b1因为有一个键槽dC37.5(10.05)39.4mm。该值 小于原 设计该点处轴径45mm ,故安全。 D点轴径dMD3vD3885380.0.15525.2mm

1b1因为有一个键槽dD25.2(10.05)26.5mm。该值 小于原设计该点处轴径32mm，故安全。

6. 滚动轴承的选择及其寿命计算

6.1. 减速器高速轴滚动轴承的选择及其寿命计算

6.1.1. 选择轴承类型及初定型号

圆锥滚子轴承（GB/T 97-1994），型号30208 ： 查表得Cr59.8kN C0r42.8kN 6.1.2. 计算轴承的受力

RAyRFt21345.22By2672.61N

FdaFrL3RAz2LL527.25N23RBzFrRAz527.25499 .611026.86N R1R22AYRAZ8.63N R2R2R2BYBZ1227.N 计算派生轴向力

查表可得e=0.4,Y=1.5，

SR112Y284.88N，SR222Y409.18N 确定轴承的轴向载荷

S1=284.88R1=8.63N R2=1227.N

A1=682.34N 精品----

S2=409.18>S1-FA=11.72,A2=409.18N A2=409.18N 6.1.3. 计算当量动载荷

A10.79e，则X10.40，Y11.5R1A20.33e，则X21，Y20R2

P1=X1R1+Y1A1=1365.36N, P2=X2R2+Y2A2=1227.N

取P=P1=1365.36N P=1365.36N 6.1.4. 计算轴承寿命

1036L10f106tC10159800310h60nfp609601.21365.36 p179997h48000h(2830010)故满足轴承的寿命要求

6.2. 减速器低速轴滚动轴承的选择及其寿命计算

6.2.1. 选择轴承类型及初定型号

圆锥滚子轴承（GB/T 97-1994），型号30208 ： 查表得Cr59.8kN C0r42.8kN 6.2.2. 计算轴承的受力

可由前面低速轴校核的力直接求出：

R1R2R2AYAZ672.6125082.3025126.61N R2R2R2BYBZ672.6121795.4521917.30N 计算派生轴向力

查表可得e=0.4,Y=1.5，

SR112Y1708.87N，SR222Y639.1N 确定轴承的轴向载荷

S1=1708.87N> S2-FA=365.94N,A1=1708.87N S2=639.1N>S1+FA=1982.03N,A2=1982.03N 6.2.3. 计算当量动载荷 A1R0.33e，则X11，Y101A2R1.03e，则X 20.40，Y21.52--精品

R1=5126.61N R2=1917.30N

A1=1708.87N A2=1982.03N 精品----

P1=X1R1+Y1A1=5126.61N, P2=X2R2+Y2A2=3739.97N

取P=P=5126.61N P=5126.61N

1

6.2.4. 计算轴承寿命

fC10106tL10h60nfp60255.p127672h48000h(2830010)故满足轴承的寿命要求

61031598001.25126.61 103--精品

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7. 键连接的选择和验算

7.1. 减速器大齿轮与低速轴的键连接

7.1.1. 键的材料类型及尺寸

45号钢，A型普通平键，b=12mm, h=8mm, L=45mm 7.1.2. 验算键的挤压强度

100mPa，

查教材表的许用挤压应力p键的计算长度 l=L-b=45-12=33mm 由下式得

4T4146690p49.39N/mm2pdhl45833该键安全。所以选12×45 GB1096-79



7.2. 小链轮与减速器低速轴轴伸的键连接

7.2.1. 键的材料类型及尺寸

45号钢A型普通平键，b=10mm， h=8mm, L=45mm 7.2.2. 验算键的挤压强度

=100N/mm，l=35mm，同上面的方法

2p4T414669065.49N/mm2 dhl32835因pp，故安全。所以选10×45GB1096-79。

p7.3. 联轴器与减速器高速轴轴伸的键连接

7.3.1. 键的材料类型及尺寸

45号钢A型普通平键，b=10mm， h=8mm, L=70mm 7.3.2. 验算键的挤压强度

=100N/mm，l=60mm，同上面的方法

2p4T44118010.72N/mm2 dhl32860因pp，故安全。所以选10×70GB1096-79。

p--精品

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8. 联轴器的选择

因前部分已初步选用LT6型弹性套柱销联轴器

根据电动机轴径d=38mm，轴伸长度E=80mm，故选联轴器

主动端轴孔直径d1=38mm，Y型轴孔长度L=82mm，A型键槽。 根据减速器高速轴外伸段直径d=32mm，Y型轴孔长度 L=82mm，A型键槽。故选定联轴器型号为：

LT6联轴器YA3882YA3282GB/T43232002

9. 减速器的其他附件

轴承盖

轴承盖采用凸缘式，并且分为透盖和闷盖两种，透盖内装有 密封件并设有拆卸孔，具体设计尺寸如简图所示。

检查孔

位置定于齿轮啮合正上方，尺寸为100ⅹ76。 螺钉采用M6标准螺钉。 油标尺及放油孔螺塞

油面指示装置采用油标尺，安装在箱座小齿轮一侧侧壁处， 经试验放置部位和倾斜角度不存在干涉。

放油孔位置如图所示，螺塞采用圆柱螺纹螺塞，并与封油 垫片配合使用。

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10. 润滑和密封

10.1. 减速器齿轮传动润滑油的选择

根据工作环境及工作强度，查表2-15-1齿轮润滑油选用 工业闭式齿轮油(GB/T5903-1995)L-CKC，粘度等级320

10.2. 减速器轴承润滑方式和润滑剂的选择

根据减速器齿轮的圆周速度，减速器轴承采用飞溅润滑， 在箱体上加工出输油沟。

10.3. 减速器密封装置的选择、通气器类型的选择

减速器的工作环境灰尘多，减速器高速轴及低速轴采用 旋转轴唇形密封圈（GB/T 13871.1-2007）。根据高速轴和低速 轴的半径，两密封圈均选用d1=35mm。

同理，采用通气器为M18ⅹ1.5的通气器。

11. 整体装配

主要传动部分装配示意图

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装配完成图

零件装配爆炸示意图

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12. 参考文献A

[1]陈良玉·2000·机械设计基础·沈阳：东北大学出版社 [2]孙德志·2006·机械设计基础课程设计·北京：科学出版社 A

说明书中未标明“教材”的页码标注，均是 参考文献“[1]陈良玉”;

标明“教材”的页码标注，均是参考文献“[2]孙德志”， 特此说明。

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