设计一用于带式运输机上传动及减速装置任务书

《机械设计》课程设计 一、 设计题目：
设计一用于带式运输机上的传动及减速装置。设计使用期限8年（每年工作日300天），两班制工作，单向运转，空载起动，运输机工作平稳，大修期为3年。转速误差为+5%，减速器由一般规模厂中小批量生产。传动简图及设计原始参数如下。

传动装置布置图 原始数据如下表1-1：
序号 带拉力F（N）
带速度V（m/s）
滚筒直径D（mm）
10 3200 1.1 250 二、 选择电动机,确定传动方案及计算运动参数 ㈠电动机参数确定 1.如图1所示带式运输机,其电动机所需的工作功率为 电动机到运输机的传动总效率为: 式中: 、分别为传动装置布置图中刚性联轴器2(结构简单、成本低、适于高速、载荷平稳)、轴承、齿轮传动、扰性联轴器1(缓冲、减振、维护方便、承载能力较高)和卷筒的传动效率取、则 所以 1. 选用电动机 查JB/T96161999选用Y132M1-6三相异步电动机，主要参数如下表1-2：
型 号 额定功率 /KW 满 载 时 起动电流 ———— 额定电流 起动转矩 ———— 额定转矩 最大转矩 ———— 额定转矩 转速r/min 效 率 % 功率因数 电流A Y132 M1-6 4 960 84.0 0.77 9.4 6.5 2.0 2.2 三、 传动装置总传动比的确定及各级传动比的分配 根据电动机满载转速和工作机转速，可得传动装置的总传动比为：
对于展开式二级圆柱齿轮减速器，在两级材质及齿宽系数接近的情况下，两级齿轮传动比可按下式分配：
式中，分别为高速级和低速级齿轮的传动比，为减速器的传动比。取， 因闭式传动取高速级小齿轮齿数 Z1=24， 大齿轮齿数 Z2= Z1=243.927=95 齿数比 u1= Z1/ Z2=95/24=3.958 低速级小齿轮齿数 Z3=30 大齿轮齿数 Z4=302.909=88 齿数比 u2= Z3/ Z4=59/28=2.107 实际总传动比 =u1u2=Z4 Z2/Z3Z1=8895/(3024)=11.611 核验工作机驱动卷筒的转速误差 卷筒的实际转速 mm/min 转速误差：
合乎要求。

四、 传动装置运动和动力参数的计算 方便设计计算将传动装置种各轴由高速至低速依次定为I轴、II轴、III轴和IV轴，分别为三轴和工作轴的转速（r/min）；
分别为三轴和工作轴的功率（KW）; 分别为三轴和工作轴的输入转矩（Nm）;分别为电动至I轴、I轴至II轴、II轴至III轴、III轴至工作轴之间的传动比;分别为电动至I轴、I轴至II轴、II轴至III轴、III轴至工作轴之间的传动效率。

若按电动机至工作辆的顺序进行推算，则可得到各轴的运动和动力参数如下：
⑴ 各轴转速：
⑵各轴输入功率 I - III轴至卷筒轴的输出功率则分别为输入功率乘轴承效率0.98，故各轴的输出功率为：
⑶各轴的输入转矩 I - III轴至卷筒轴的输出转矩则分别为输入转矩乘轴承效率0.98，故各轴的输出功率为：
将上述计算结果列入表1-3，供以后设计计算使用。

表1-3 运动和动力参数 轴 名 效率P （KW）
转矩T () 转速 r/min 传动比 i 效 率 输入 输出 输入 输出 电动机轴 3.98 39.59 960 1 0.99 I轴 3.94 3.86 39.19 38.41 960 0.98 3.927 II轴 3.75 3.675 146.50 143.57 244.46 0.97 2.909 III轴 3.56 3.489 404.55 396.50 84.04 0.98 1 IV轴 3.32 3.25 377.27 369.73 84.04 0.96 五、 齿轮传动的设计 ⑴高速齿轮传动设计计算 1）选择材料确定极限应力 运输机为一般工作机，速度不高，故选用7级精度，直柱圆柱齿轮传动。由转动装置图、上述计算数据和机械设计资料，选小齿轮40Cr调质，280HB；
大齿轮45钢（调质），220HB。

2）
按齿面接触强度设计 1.由设计计算公式：式中取Kt=1.3 ，，小齿轮的接触疲劳强度极限大齿轮的接触疲劳强度极限。

2.计算应力循环次数 查机械设计资料得接触疲劳寿命系数 3.计算接触疲劳许用应力 取失效概率为1%，安全系数S=1得 4.计算 ①试算小齿轮分度圆直径d1t,代入3步中最小值 ②计算圆周速度V和齿宽b 3) 校核接触疲劳强度 模数mt=d1/z1=46.336/24=1.93mm 取mn=1.8mm 螺旋角 中心距a=0.5mn(z1+z2)/cos = 取a=115mm重新计算螺旋角t和分度圆直径 则螺旋角系数 由运输工作机的使用条件选 KA=1.1再由V=2.328m/s查得动载系数KV=1.08。

求齿间载荷分配系数和：
选求：Ft=2T1/d1= KA F1/b= 由《机械设计》查表10-3查得==1.2 由表10-4查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置, 由b/h=b/(2.25mt)=46.336/(2.25*1.93)=10.67,查《机械设计》查图10-13得；
故载荷系数：
比试用Kt=1.3过大，需按实际的载荷校正所算得的分度圆直径，故 4)弯曲疲劳强度校核 当量齿数: 重合度系数: 轴向重合度：
螺旋角系数: 由《机械设计》查表10-5查得齿形系数：YFa1=2.65 ,YFa2=2.19 应力校正系数：
Ysa1 =1.58 , Ysa2=1.785 计算载荷系数 由《机械设计》查表10-5查得弯曲疲劳极限 由《机械设计手册》查得最小安全系数 SFmin=1.25 尺寸系数 mn=1.8时Yx=1 由应力循环次数查《机械设计》图10-18查得寿命系数 KFN1=0.86 KFN2=0.90 许用应力: 验算：
强度足够符合。

⑵ 高速级齿轮传动设计 1）高速级齿轮传动的几何尺寸见下表1-4 名 称 计 算 公 式 结 果 /mm 法面模数 mn 1.8 螺旋角 21.361 法面压力角 n 分度圆直径 d1 46.336 d2 183.614 齿顶圆直径` 齿根圆直径 中心距 115 齿 宽 2）高速级齿轮传动的结构设计 小齿轮1分度圆直径较小（49.936≤160mm），一般采用实心齿轮结构：
大齿轮2的结构尺寸按下表1-5所示：
代 号 结构尺寸计算公式 结果 /mm 轮毂处直径D1 D1=1.6d=1.6*45 72 轮毂轴尺寸L L=（1.2~1.5）d 54 腹板厚C C=0.3b2 21 倒角尺寸n n=0.5 mn 0.9 续表 齿根圆处厚度 7 腹板最大直径D0 D0= 166 板孔分布圆直径D2 D2=0.5(D0+D1) 119 板孔直径d1 d1=0.25(D0-D1) 23.5 实心齿轮1结构草图如下图1：
大齿轮2结构草图如下图2所示：
⑶低级齿轮传动设计 1）低速级齿轮传动设计计算方法、过程、结构设计同高速级（略），经过设计计算低速级齿轮传动尺寸按下表1-6所示：
名 称 计 算 公 式 结 果 /mm 法面模数 mn 2.3 螺旋角 法面压力角 分度圆直径 66.198 194.181 齿顶圆直径` 齿根圆直径 中心距 63.217 齿 宽 2）小齿轮3由于直径较小（70.798≤160mm时），采用实心齿轮结构：
3）大齿轮4的结构尺寸按下表1-5所示：
代 号 结构尺寸计算公式 结果 /mm 轮毂处直径D4 D4=1.6d=1.6*60 96 轮毂轴尺寸L L=（1.2~1.5）d 78 腹板厚C C=0.3b2 18 倒角尺寸n n=0.5 mn 1.15 齿根圆处厚度 8 腹板最大直径D0 D0= 172.5 板孔分布圆直径D4 D4=0.5(D0+D4) 134.25 续表 板孔直径d4 d4=0.25(D0-D4) 19.125 实心齿轮3和大齿轮4结构草图同上实心齿轮1和大齿轮3（图略）
六、轴的设计 此运输机传动装置减速器为二级展开式，多采用阶梯轴，运输机传动装置工作时运转要平稳，一般先对低速轴的设计。

㈠ 低速轴设计 1. 选择轴的材料 轴的材料一般与齿轮材料相同选用45钢调质，由《机械设计》查得屈服强度极限、许用弯曲应力、硬度220HB，。

2. 确定轴的最小直径 由上述轴的材料查《机械设计》表15-3，取A0=112，于是得：
由以上数据知道该最小直径显然是联轴器处轴的直径dL,为使联轴器的孔径与该数据相适，故需选择联轴器型号。

联轴器的计算转矩,查《机械设计》表14-1，考虑到转矩变化不大，取KA=1.5，则查标准GB-/T5014-1985选用HL3,其额定转矩为630N.m，半联轴器的孔径dL=40mm,半联轴器的长度L=84mm，半联轴器与轴配合毂孔长度Lo=62mm。

故低速轴的最小直径。

3. 轴的结构设计 1）拟定轴上零件的装配方案 为了便于装配零件并去掉毛刺，轴端应制出45度的倒角；
采用砂轮越程槽以便磨削加工的轴段。现选用图3所示的装配方案。

2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 ⑴为了满足半联轴器轴向要求,Ⅰ-Ⅱ轴段右端制出一轴肩,定位轴肩高度取（0.007-0.1）d，半联轴器的孔径dL=40mm,故Ⅱ-Ⅲ段的直径dⅡ-Ⅲ=43mm；
左端用轴端挡圈定位，按轴端直径取挡圈直径D=45mm。半联轴器与轴配合毂孔长度L0=62mm，为了保证轴挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，故Ⅰ-Ⅱ轴段的长度比Lo略短一些，现取LⅠ-Ⅱ=60mm. ⑵初步选择滚动国轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用，故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据dⅡ-Ⅲ=43mm，由《机械设计手册》初步选取0基本游隙组、标准精度级的单列圆锥滚子轴承30209（GB/T297-1994），其尺寸,故dⅢ-Ⅳ=dⅦ-Ⅷ=45mm;而LⅦ-Ⅷ=20.75mm。

右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位。定位轴肩高度h=(0.07~0.1)d=2.5mm,故dⅥ-Ⅶ=50mm。

⑶取安装齿轮处的轴肩Ⅳ-Ⅴ段的直径dⅣ-Ⅴ=60mm（由上齿轮4的设计计算可知），齿轮的左端和左轴承之间采用套筒定位。已知齿轮4轮毂的宽度为78mm，为了使套筒端面可靠地压紧齿轮，此轴段应略短于轮毂的宽度，故取LⅣ-Ⅴ=75mm。右端采用轴肩定位，轴肩高度取（0.007-0.1）d ，取h= 7mm, 则轴环处的直径dⅤ-Ⅵ=67mm，轴环宽度b≥1.4h,取LⅤ-Ⅵ=8mm, ⑷轴承端盖的宽度和直径确定。选用凸缘式轴承盖（调整方便、密封性能好），由上知滚动轴承直径D=85mm，查《机械设计手册》选用端盖螺栓直径为10mm，螺钉数目为4，螺栓孔直径D0=d+2.5d0=118mm, 端盖直径d1> D0+1.2 d0, d1=134mm， 宽度为10mm（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的距离L=30mm，故取LⅡ-Ⅲ=50mm（参看图1-3）。

⑸取齿轮距箱体最近内壁距离a=14mm（参照图3-b）,考虑到箱体的铸造误差，在确定滚动轴承位置时，应距箱体内壁一段距离S，取S=5mm（参照图3-b），已知滚动轴承宽度T=20.75mm。中间轴两齿轮距离c=20mm（参照图3-b），齿轮1轮毂长L1=54mm，齿轮2轮毂长L2=54mm，齿轮3轮毂长L3=86mm, 齿轮4轮毂长L4=82mm,则：
LⅢ-Ⅳ=T+S+a+( L4-75)=20.75+5+14+78-75=42.75mm LⅥ-Ⅶ= L2+c+a+s- LⅤ-Ⅵ=54+20+14+5-8=85mm 至此，已初步确定了轴的各段直径和长度，详见下图3-a。

3)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联接。按dⅣ-Ⅴ=60mm查手册(GB/T1096-1990)得平键, ,键槽用键槽铣刀加工，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6；
同样，半轴联器与轴联接，选用平键,键槽半径取R=b/2。半联轴器与轴的配合为h7/k6。滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的，此处选 轴的直径尺寸公差为m6。

4)确定轴上圆角和倒角尺寸 各轴肩圆角半径见图3-a，倒角均取为。

5.求轴上的载荷 首先根据轴的结构图（图3-a），做出轴的计算简图（图4-(a)）。在确定轴承的支点位置时，从《机械手册》查得30209单列圆锥滚子轴承a=18.6mm。由图3-a可知简支梁的轴的支承跨距L2+L3=71mm+134.3mm=205.3mm。根据图4的计算出轴的弯矩图和扭矩图（见图4）。

1)计算轴上的作用力：
齿轮4：
2)计算支反力：绕支点D点力矩和,得 同理，绕支点B点力矩和,得 3)转矩，绘弯矩图 ①水平面弯矩图：见图4-（b）
C处弯矩：
②垂直平面弯矩图：见图4-（c）
C处弯矩：
③合成弯矩：见图4-（d）
4)转矩及转矩图：见图4-（e）
5）计算当量弯矩 应力校正系数 C处：
从轴的结构图以及弯矩和扭矩图中可以看出截面C是危险截面。现将以上计算结果列于下表 载 荷 水平面 垂直面 支反力F 弯 矩 M 总弯矩MC 扭 矩 T 6.按弯矩合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即截面C）。轴的计算应力为：
前面选定轴材料为45钢调质，许用弯曲应力，因此,故轴安全可靠。

㈡ 中间轴设计 1.轴材料选择：中间轴是齿轮轴，应与齿轮3的材料相同，故材料为40Cr调质，280HB。

2.轴径计算 由上述轴的材料查《机械设计》表15-3，取A0=112，于是得：
取d中=40mm， 3.轴的结构设计（参考图5）
1)划分轴段 轴颈段LⅠ-Ⅱ、LⅥ-Ⅶ；
齿轮轴段LⅡ-Ⅲ、LⅣ-Ⅴ；
轴承安装定位轴段LⅤ-Ⅳ；
轴肩LⅢ-Ⅳ。

2）确定各轴段直径 由齿轮设计计算阶段可知：齿轮2的直径d2=45mm，齿轮3的分度圆直径df3=49.936mm, d3=45mm，该轴选用阶梯轴形式。

初选滚动轴承，查《机械手册》选用代号为30207单列圆锥滚子轴承，其尺寸为,轴承安装尺寸d4=42mm；
故d1=d5=d=35mm。

齿轮2定位轴肩高度h=(0.07~0.1)d=0.135=3.5mm，该处的直径为d2=52mm, 3）
确定各轴段长度（参考图5）
按轴上零件的轴向尺寸有零件相对位置（同低速级轴），LⅢ-Ⅷ为低速级轴Ⅲ-Ⅷ轴段距离，综上可得：
LⅠ-Ⅱ=T+ L套筒=18.25mm+10mm=28.25mm LⅡ-Ⅲ=L轮毂轴=50mm LⅢ-Ⅳ≥1.4h,取LⅢ-Ⅳ=20mm LⅣ-Ⅴ=b1=86mm LⅤ-Ⅳ= LⅢ-Ⅷ- LⅠ-Ⅱ- LⅡ-Ⅲ- LⅢ-Ⅳ- LⅣ-Ⅴ- LⅥ-Ⅶ=231.5-28.25-50-20-86-18.25=25mm LⅥ-Ⅶ= T =18.25mm 4)轴上零件的周向定位同低速级，见图5。

5)确定轴上圆角和倒角尺寸 各轴肩圆角半径见图3-a，倒角均取为 6)齿轮与轴的周向定位采用平键联接。按dⅡ-Ⅲ=45mm查手册(GB/T1096-1990)得平键,键槽半径取R=b/2=7mm,键槽用键槽铣刀加工，同时为了保证齿轮与轴配合有良好的对中性，故选择齿轮轮毂与轴的配合为H7/n6；
滚动轴承与轴的周向定位是借过渡配合来保证的，此处选 轴的直径尺寸公差为m6。

7) 轴承端盖的宽度和直径确定。选用凸缘式轴承盖（调整方便、密封性能好），由滚动轴承外圈直径d=72mm，查《机械设计手册》选用端盖螺栓直径为d0=10mm，螺钉数目为4，螺栓孔直径D0=d+2.5d0=97mm, 端盖直径d1> D0+1.2 d0, d1=110mm，宽度为10mm。

到此中间轴结构尺寸初步确定，详见图5所示。

8）按许用弯曲应力校核过程同于低速级轴（略）
弯矩、扭矩图同低速级轴（略）
中轴受力下图如图6所示：
现将中间轴受力计算结果列于下表 载 荷 水平面 垂直面 支反力F 弯 矩 M 扭 矩 T 续表 总弯矩MC 9）按弯矩合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即截面C、D）。轴的计算应力为：
前面选定轴材料为40Cr调质，许用弯曲应力，因此,故轴安全可靠。

㈢高速级轴设计 1.轴的材料：由于该轴是齿轮轴，与齿轮1的材料相同为小齿轮40Cr调质，280HB;设计的全过程同于低速轴（略）
2.现将齿轮设计结构图6附下：
3. 按许用弯曲应力校核过程同于低速级轴（略）
弯矩、扭矩图同低速级轴（略）
现将中间轴受力计算结果列于下表 载 荷 水平面 垂直面 支反力F 弯 矩 M 总弯矩MC 扭 矩 T 9）按弯矩合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面（即截面B）。轴的计算应力为：
前面选定轴材料为40Cr调质调质，许用弯曲应力，因此,故轴安全可靠。

七、滚动轴承的校核计算 ㈠.低速轴滚动轴承的校核计算 低速轴滚动轴承选用型号为30209（GB/T297-1994），其尺寸。由《机械课程设计》表13-17查出基本额定动、静载荷分别为,计算系数e=0.4, Y=1.5。

1.作用在轴承上的负荷 1）径向负荷 A处轴承：
B处轴承：
2）轴向负荷 : 3）由以上数据可以作出轴承受简图见图七 轴承内部轴向力：
因为FA+S2 =1376.9+511=1887.9>1333.2= S1,故左端被压紧，所以：Fa1= FA+S2 =1887.9N Fa2= S2=511N 2.计算当量动负荷 因 所以 同上：
所以 3.验算轴承寿命 因Pr1>Pr2,故只需验算轴承1的。

轴承寿命同运输机寿命相同为: 轴承实际寿命为：
具有足够的寿命。

㈡高速、中间轴滚动轴承的校核计算同低速轴承计算（略）
中间滚动轴承选用型号为30207（GB/T297-1994），其尺寸。

高速轴滚动轴承选用型号为30206（GB/T297-1994），其尺寸。

经验算结果均具有足够的寿命。

八、键的选择计算及强度校核 1. 低速级轴轴上键的选择在低速级轴设计过程中已选择 1）选择参数：齿轮4与轴的联接 键槽半径取 R=b/2=9mm 键处轴径d4=60mm 半联轴器1与轴联接 键槽半径取 R=b/2=6mm 键处轴径d1=40mm 2）强度校核：查出键静联接的挤压许用应力: =120MPa、=150MPa < 符合 > 不符合 故需重选平键：由GB/T1096-1990查得 由< 符合 2. 中间轴轴上键的选择在中间轴设计过程中已选择 1）选择参数：齿轮2与轴的联接 键槽半径取 R=b/2=7mm 键处轴径d4=45mm 2）强度校核：查出键静联接的挤压许用应力: =100MPa < 符合 3. 高速级轴轴上键的选择在高速级轴设计过程中已选择 1）选择参数：联轴器与轴的联接 键槽半径取 R=b/2=4mm 键处轴径d1=22mm 2）强度校核：查出键静联接的挤压许用应力: =100MPa < 符合 以上键槽均用键槽铣刀加工。

九、联轴器的选择 1.低速级轴联轴器选择 由轴上的功率P3、转速n3得最小直径：
查《机械设计》表15-3，取A0=112由以上数据知道该最小直径显然是联轴器处轴的直径dL,为使联轴器的孔径与该数据相适，联轴器的计算转矩,查《机械设计》表14-1，考虑到转矩变化不大,需要有一定缓冲、减振，且要求维护方便、承载能力较高，取KA=1.5，则查标准GB-/T5014-1985选用HL3铸铁弹性柱销联轴器,其额定转矩为630N.m，许用转速n=5000r/min,半联轴器的孔径dL=40mm,半联轴器的长度L=84mm，半联轴器与轴配合毂孔长度Lo=62mm。

2.高速级轴联轴器选择 同上可得联轴器最小直径，联轴器的转矩,考虑到该联轴器结构简单、成本低、适于高速、载荷平稳，查标准GB-/T5843-1986选用YL5铸铁凸缘式联轴器,其额定转矩为63N.m，许用转速n=5500r/min,半联轴器的孔径dL=22mm,半联轴器的长度L=84mm，半联轴器与轴配合毂孔长度Lo=38mm，螺栓4颗，螺栓直径M8。

十、润滑油及润滑方式的选择 1.齿轮润滑 此减速器装置是采用闭式，齿轮传动为二级（圆柱）展开式，其齿轮的最大线速度：<12m/s。故选用机械油AN15型号（GB443-89）浸油润滑方式，浸油深度为h=4mm，二级圆柱齿轮减速器需设一个(浸油)小齿轮以使第一级齿轮得到良好的润滑，详见装配图。

2. 轴承润滑 滚动轴承在本设计中均采用单列圆锥滚子轴承。其轴颈和转速的最大积,故可以采用脂润滑，便于密封、维护、运转时间长且不易流失，查《机械课程设计》选用1号通用锂基润滑脂（GB 7324-87）。

十一、箱体及附件的设计 带式运输机运输机是一般传动装置，箱体的材料选择用灰铸铁（HT200），有良好的减振性能，使用铸造方法方便、简单、经济、实用。上箱盖用曲壁，下箱盖采用直壁，上、下分箱面做成水平。箱体尺寸由上轴及轴承设计可知,箱体厚度由上轴的设计可知箱体轴承处厚度为30.75mm。为使箱体壁厚均匀，过度平缓，壁厚由《机械课程设计》查得为10mm。铸造外圆角R=4mm,内圆角一般取R0=6mm(具体随零件尺寸而定)。上、下箱盖选用（GB/T5277-1985）螺纹直径为12mm，螺栓数目8颗，地脚螺纹直径20mm, 螺栓数目4颗，材料选用Q235-A。在箱盖上设计视孔盖有便观察减速箱内部情况，箱盖、箱座、轴承盖、放油孔需加装纸封油垫。轴承盖、螺纹联接见轴设计。箱体图见装配图(附后)。

十二、绘制零件的工作图和装配图附后 Y132M1-6三相异步电动机 P=4kw n=96r/min Z1=24 Z2=95 u1=3.958 Z3=30 Z4=88 u2=2.107 =11.611 小齿轮40Cr调质 大齿轮45钢调质 mt=1.8mm a= 114.84mm 载荷系数：
载荷系数 齿轮强度足够 低速轴材料用45钢调质 联轴器转矩 低速轴的最小直径 齿轮1轮毂长L1=54mm，齿轮2轮毂长L2=54mm，齿轮3轮毂长L3=86mm, 齿轮4轮毂长L4=82mm 轴上作用力 支反力 弯矩 危险面强度足够 中间轴材料 40Cr调质 d中=40mm 扭矩 中轴强度足够 高速级轴材料40Cr调质 高速轴强度足够 低速轴承寿命足够 低速级轴键强度足够 中间轴键强度足够 高速键强度足够 低速级联轴器 HL3 高速级轴联轴器YL5 齿轮润滑选AN15号机械油 轴承润滑选1号通用锂基润滑脂 箱体材料HT200灰铸铁 减速箱内各零件及相互位置联系尺寸草图 参考文献 1.孔凌嘉、张春林主编《机械基础综合课程设计》. 北京：北京理工大学出版，2004 2.吴宗泽主编《机械课程设计手册》.北京：机械工业出版社，2004 3.濮良贵、纪名刚主编《机械设计》第六版. 北京：高等教育出版社，2001 4.周元康、林昌华主编《机械设计课程设计》.重庆：
重庆大学出版社，2001