目 录 R["2kEF
/ d
S!
设计任务书……………………………………………………1 8y;W+I(71
传动方案的拟定及说明………………………………………4 l"%|VWZ{iq
电动机的选择…………………………………………………4 4&r+K`C0
计算传动装置的运动和动力参数……………………………5
HJ pkR<h
传动件的设计计算……………………………………………5 9z9z:PU
轴的设计计算…………………………………………………8 :O:Rfmr ~
滚动轴承的选择及计算………………………………………14 a\an
键联接的选择及校核计算……………………………………16 0RY{y n3
连轴器的选择…………………………………………………16 i3I'n*
减速器附件的选择……………………………………………17 O!+LM{>
F
润滑与密封……………………………………………………18 BXgAohg!
设计小结………………………………………………………18 yYmV^7G
参考资料目录…………………………………………………18 D`]Lm 24_]
Sbub |
机械设计课程设计任务书 ~2xC.DF_N
题目：设计一用于带式运输机传动装置中的同轴式二级圆柱齿轮减速器
/ 1-
一． 总体布置简图 f(.@ ]eu
X
\-k X -Tq
jRN*W2]V
srfFJX7*
1—电动机；2—联轴器；3—齿轮减速器；4—带式运输机；5—鼓轮；6—联轴器 '| Enc"U
8U!;
二． 工作情况： |H e,v/r
载荷平稳、单向旋转 7
}`c:u~j
#yZZ$XO k
三． 原始数据 " @!z+x[8
鼓轮的扭矩T（N•m）：850 $ "[1yQ<p
鼓轮的直径D（mm）：350 uN bOtA
运输带速度V（m/s）：0.7 m#SDB6l
带速允许偏差（％）：5 j`I[M6Qxh
使用年限（年）：5 '$u3i
#. \
工作制度（班/日）：2 yoTbIQ
BcaMeb-Z
四． 设计内容 +5Z0-N@
1. 电动机的选择与运动参数计算； 6zK8-V?9F
2. 斜齿轮传动设计计算 #*uSYGd c
3. 轴的设计 0wZ_;FN*-
4. 滚动轴承的选择 9"_JiX~3
5. 键和连轴器的选择与校核； .$b]rx7$ ~
6. 装配图、零件图的绘制 grEmp9Q ?
7. 设计计算说明书的编写 XQ.czj
xQ4D| &
五． 设计任务 4?XX_=+F|
1． 减速器总装配图一张 l c)*HYqU
2． 齿轮、轴零件图各一张 dw,Nlf~*0
3． 设计说明书一份 sZFIQ)b9
BQWEC,*N
六． 设计进度 [ P\3XSR
1、 第一阶段：总体计算和传动件参数计算 fLK*rK^{"
2、 第二阶段：轴与轴系零件的设计 v0! >":
3、 第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 KZO !
4、 第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 7"F
w8 ;k
D+{h@^C9Z
9_'xq.uP
L%`~`3%n-
(gBP` *2
r{qM!(T
E",s ]
<{m!.9g9
传动方案的拟定及说明 5;{d*L
由题目所知传动机构类型为：同轴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。 ]k Ls2? \
本传动机构的特点是：减速器横向尺寸较小，两大吃论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。 VKy:e .
~rE U83
NL&(/72V
电动机的选择 #M*h)/d[A
1．电动机类型和结构的选择 f9H;e(D9]
因为本传动的工作状况是：载荷平稳、单向旋转。所以选用常用的封闭式Y（IP44）系列的电动机。 y [e $
uy\ < t
2．电动机容量的选择 %? +A.0]E
1） 工作机所需功率Pw [7B:{sH
Pw＝3.4kW [dFxW6n
2） 电动机的输出功率 `*e',j2}UU
Pd＝Pw/η ^_3idLE
η＝ ＝0.904 rb%P30qc4
Pd＝3.76kW L*bUjR,C
N;tUrdg Q
3．电动机转速的选择 BDZB;DPb
nd＝（i1’•i2’…in’）nw F.c`0u;=
初选为同步转速为1000r/min的电动机 qgrRH'
ju8tNL,J
4．电动机型号的确定 )hj77~{ +
由表20－1查出电动机型号为Y132M1-6,其额定功率为4kW，满载转速960r/min。基本符合题目所需的要求。 !%J;dOcU
N kp>yVj
tu6oa[ s
计算传动装置的运动和动力参数 p3 I{
传动装置的总传动比及其分配 1C+Y|p?KA
1．计算总传动比 '-3AWBWI1
由电动机的满载转速nm和工作机主动轴转速nw可确定传动装置应有的总传动比为： &H,5f #
i＝nm/nw /Ik_U?$*
nw＝38.4 s<'^
@Y
i＝25.14 OQaM4 7"
aKS
2p3
2．合理分配各级传动比 <a a# OX
由于减速箱是同轴式布置，所以i1＝i2。 /A\'_a|
因为i＝25.14，取i＝25，i1=i2=5 0trVmWQ8
速度偏差为0.5%<5%，所以可行。 Gm^@lWzG
各轴转速、输入功率、输入转矩 El hTB
项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮 Rct|"k_"Ys
转速（r/min） 960 960 192 38.4 38.4 /pgfa -<
功率（kW） 4 3.96 3.84 3.72 3.57 sR,]eo<p&
转矩（N•m） 39.8 39.4 191 925.2 888.4 3sc5meSu'
传动比 1 1 5 5 1 3v;o `Em&
效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97 0F=UZf&
eS fT +UL
传动件设计计算 AuUT 'E@E
1． 选精度等级、材料及齿数 n l Xg8t^G
1） 材料及热处理； %Fq"4%
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40HBS。 K +Q81<X~
2） 精度等级选用7级精度； VJBV k8P
3） 试选小齿轮齿数z1＝20，大齿轮齿数z2＝100的； xB3;%Lc
4） 选取螺旋角。初选螺旋角β＝14° rZ 9bz}K
2．按齿面接触强度设计 sp0& " &5
因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算 +m hYr]Z
按式（10—21）试算，即 1qbd6D|t
dt≥ *D
#H-]9
1） 确定公式内的各计算数值 [ik D4p=
（1） 试选Kt＝1.6 f'F:U^
（2） 由图10－30选取区域系数ZH＝2.433 mu)?SGpyE
（3） 由表10－7选取尺宽系数φd＝1 u /JEQz1
（4） 由图10－26查得εα1＝0.75，εα2＝0.87，则εα＝εα1＋εα2＝1.62 EAxg>}'1j
（5） 由表10－6查得材料的弹性影响系数ZE＝189.8Mpa ~ 6.AE/ow
（6） 由图10－21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1＝600MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限σHlim2＝550MPa； h'^7xDw
（7） 由式10－13计算应力循环次数 6:>4}WOP
N1＝60n1jLh＝60×192×1×（2×8×300×5）＝3.32×10e8 N~l(ng9'U
N2＝N1/5＝6.64×107 >`n0{:.1za
bB3Mpaw@
（8） 由图10－19查得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.95；KHN2＝0.98 l*uNi47|
（9） 计算接触疲劳许用应力 O7ceSz
取失效概率为1％，安全系数S＝1，由式（10－12）得 ].]yqD4P
[σH]1＝＝0.95×600MPa＝570MPa '@2pOq
[σH]2＝＝0.98×550MPa＝539MPa HKv:)h{ ?
[σH]＝[σH]1＋[σH]2/2＝554.5MPa tf|/_Y 2
$5r[YdnY<
2） 计算 G Bu&2}
（1） 试算小齿轮分度圆直径d1t |!8[Vg^Wh
d1t≥ d?WA}VFU
= =67.85 c.m ' %4
]
M "{=z
（2） 计算圆周速度 jIK *psaV
v= = =0.68m/s 6hXL`A&},
1lfkb 1BM
（3） 计算齿宽b及模数mnt 8NudY3cU!
b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm -q&V V,
mnt= = =3.39 hEsCOcEG
h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm \
lP
c,8)
b/h=67.85/7.63=8.89 eHF# ME
iOPv
% [
（4） 计算纵向重合度εβ \MsA dYR
εβ= =0.318×1×tan14 =1.59 go m< V?$
（5） 计算载荷系数K zBay 3a
已知载荷平稳，所以取KA=1 ?,%vndI
根据v=0.68m/s,7级精度，由图10—8查得动载系数KV=1.11；由表10—4查的KHβ的计算公式和直齿轮的相同， uTA
/E9OY
故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42 yJWgz`/L
由表10—13查得KFβ=1.36 *rSMD_>
由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数 d, iW#,
K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05 ;TF(opW:
-LzHCO/7(
（6） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10—10a）得 5(1Zj`>'
d1= = mm=73.6mm a-4'jT:
r|:|\"Yk
（7） 计算模数mn uaNJTob
mn = mm=3.74 i]Lt8DiR q
3．按齿根弯曲强度设计 VxLq,$B76
由式(10—17) l ?NRQTG
mn≥ _Z.lr\
1） 确定计算参数 b(_PCVC
（1） 计算载荷系数 699z@>$}
K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96 " _jIqj6C
^6#FqK+{u
（2） 根据纵向重合度εβ=0.318φdz1tanβ=1.59，从图10－28查得螺旋角影响系数 Yβ＝0。88 1s-k =3)
ED"@!M`1
（3） 计算当量齿数 mG7Wu{~=U
z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 ? Bq"9*q
z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47 g[@Kd
（4） 查取齿型系数 dD1`[%
由表10－5查得YFa1=2.724；Yfa2=2.172 O}MY:6Pe
（5） 查取应力校正系数 yrnB]$hf
由表10－5查得Ysa1=1.569；Ysa2=1.798 &Sj<X`^
q5 I2dNE
bENfEOf,
（6） 计算[σF] Pg-~^ "?y
σF1=500Mpa P.gk'\<k
σF2=380MPa \OHsCG27
KFN1=0.95 PYkcGtVa_
KFN2=0.98 ] ^to r
[σF1]=339.29Mpa z) yUBcq
[σF2]=266MPa +[UFf3(ON
（7） 计算大、小齿轮的 并加以比较 V=VL@=
= =0.0126 A,W- =TC
= =0.01468 yX,2`&c
大齿轮的数值大。 xoTS?7
e,={!P"f
2） 设计计算 >^Klq`"?g=
mn≥ =2.4 VjtI1I
mn=2.5 7 B _;YT
LU_@8i:
4．几何尺寸计算 : &mYz(1 q
1） 计算中心距 ' jZ2^
z1 =32.9，取z1=33 8JAA?0L"'
z2=165 fa=#S
a =255.07mm 3%/]y=rA
a圆整后取255mm xgrk>Fb|R
/u<lh.
hPW
2） 按圆整后的中心距修正螺旋角 V QZ3&]o
β=arcos =13 55’50” N6c']!aM@
=
3） 计算大、小齿轮的分度圆直径 ;DL|%-%;$r
d1 =85.00mm 5@tpJ8E8$
d2 =425mm f~jx2?W
l$z[Vh^UU<
4） 计算齿轮宽度 o{4ya jt
b=φdd1 l,1 }1{k&
b=85mm *q AF #
B1=90mm，B2=85mm )F0 _V
4
>MUwT$szs
5） 结构设计 `.
/[/ z-g
以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故以选用腹板式为宜。其他有关尺寸参看大齿轮零件图。 [ @ "H2#CQ
'd]9u9u
轴的设计计算 r62 x*?/
拟定输入轴齿轮为右旋 Hig=PG5I
II轴： 79~,KFct
1．初步确定轴的最小直径 >a%NC'~rc
d≥ ＝ =34.2mm UG s
<<
2．求作用在齿轮上的受力 UIv TC
S
Ft1= =899N 0Tp?ED _
Fr1=Ft =337N O4@Ki4f3A%
Fa1=Fttanβ=223N； G-G!c2o
Ft2=4494N gT<E4$I69
Fr2=1685N zG[fPD
Fa2=1115N Y)N(uv6
;8 JJ#ED
3．轴的结构设计 r[eZV"
1） 拟定轴上零件的装配方案 [@";\C_I
#KXaz Zu"
i. I-II段轴用于安装轴承30307，故取直径为35mm。 1T %Y:0
ii. II-III段轴肩用于固定轴承，查手册得到直径为44mm。 X;w1@4!
iii. III-IV段为小齿轮，外径90mm。 % rdW:
iv. IV-V段分隔两齿轮，直径为55mm。 L 4zSro:Si
v. V-VI段安装大齿轮，直径为40mm。 =3{ h9
vi. VI-VIII段安装套筒和轴承，直径为35mm。 z<+".sD'
K- )*S\<}
2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 >L$y|8 O
1. I-II段轴承宽度为22.75mm，所以长度为22.75mm。 fg8V6FS
2. II-III段轴肩考虑到齿轮和箱体的间隙12mm，轴承和箱体的间隙4mm，所以长度为16mm。 req=w; E:
3. III-IV段为小齿轮，长度就等于小齿轮宽度90mm。 Eg3rbqM- 8
4. IV-V段用于隔开两个齿轮，长度为120mm。 76c4~IG#
5. V-VI段用于安装大齿轮，长度略小于齿轮的宽度，为83mm。 tRS^|??
6. VI-VIII长度为44mm。 doFp53NhV
Qf414 oW
o2 W pi
Gc~A,_(
4． 求轴上的载荷 $.QnM
66 207.5 63.5 fm;1Iu#
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V{HZ/p_Y
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Xr :"8FT
j~\\,fl=
BC(f1
,'Y*e[
kmy?`P10(z
Fr1=1418.5N m,K\e
Fr2=603.5N lDe9EJR
查得轴承30307的Y值为1.6 g"2@E
Fd1=443N @IB8(TZ5I
Fd2=189N '$
s: cS`=
因为两个齿轮旋向都是左旋。 KAgiY4
故：Fa1=638N |QAmN> 7U
Fa2=189N z:+Xs!S
\Wt&z ,
5．精确校核轴的疲劳强度 ;1NZY.p yc
1） 判断危险截面 Xvi{A]V
由于截面IV处受的载荷较大，直径较小，所以判断为危险截面 pls f` a
_L_SNjA_
2） 截面IV右侧的 m]Z+u e
dWR?1sV|e
截面上的转切应力为
9`{Mq9J
^d Z,Itho
由于轴选用40cr，调质处理，所以 (-B0fqh=G
， ， 。 To}L%)
（[2]P355表15-1） /p<mD-:.M
a) 综合系数的计算 i2N* 3X~
由 ， 经直线插入，知道因轴肩而形成的理论应力集中为 ， ， MG8-1M
（[2]P38附表3-2经直线插入） d;D^<-[i
轴的材料敏感系数为 ， ， b 7aAP*$
（[2]P37附图3-1） /iy2j8: z
故有效应力集中系数为 Bpo~x2p
{
zlq 6z
9r n! U2
查得尺寸系数为 ，扭转尺寸系数为 ， ]K XknEaxl
（[2]P37附图3-2）（[2]P39附图3-3） sFSrMI#R
轴采用磨削加工，表面质量系数为 ， @faf
（[2]P40附图3-4） RZOk.~[v
轴表面未经强化处理，即 ，则综合系数值为 ~i))Zc3,g\
5w}xjOYIjV
bCd! ap+#
b) 碳钢系数的确定 }mu8fm'
碳钢的特性系数取为 ， BAzc'x&<
c) 安全系数的计算 - /#3U{O
轴的疲劳安全系数为 [<wy @W
js;IUSj.
0<nKB}9
{:4) ; .
故轴的选用安全。 _[0Ugfz (
d@C ;rzR
I轴： /I[cj3}{+f
1．作用在齿轮上的力 @m6pAo4P
FH1=FH2=337/2=168.5 :".! 6~:2
Fv1=Fv2=889/2=444.5 O- |RPW}
YV ! !bI
2．初步确定轴的最小直径 %{zM> le9
: JW~$4
Gps
3．轴的结构设计 /%)M lG
1） 确定轴上零件的装配方案 7:bqh$3!s
>f`}CLsY
8Yb/ c*
2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 H{yPi7 P
d) 由于联轴器一端连接电动机，另一端连接输入轴，所以该段直径尺寸受到电动机外伸轴直径尺寸的限制，选为25mm。 |7|mnOBdDf
e) 考虑到联轴器的轴向定位可靠，定位轴肩高度应达2.5mm，所以该段直径选为30。 F4 bF&% R
f) 该段轴要安装轴承，考虑到轴肩要有2mm的圆角，则轴承选用30207型，即该段直径定为35mm。 v^,A~oe`t
g) 该段轴要安装齿轮，考虑到轴肩要有2mm的圆角，经标准化，定为40mm。 `e`4[I
h) 为了齿轮轴向定位可靠，定位轴肩高度应达5mm，所以该段直径选为46mm。 pKr3(5~
i) 轴肩固定轴承，直径为42mm。 M$! 0ikh
j) 该段轴要安装轴承，直径定为35mm。 Ig N,]y
2） 各段长度的确定 p,kJ# I
各段长度的确定从左到右分述如下： M{~e I
a) 该段轴安装轴承和挡油盘，轴承宽18.25mm，该段长度定为18.25mm。 :^l*_v{
b) 该段为轴环，宽度不小于7mm，定为11mm。 "T~Ps$
c) 该段安装齿轮，要求长度要比轮毂短2mm，齿轮宽为90mm，定为88mm。 +|#:*GZ
d) 该段综合考虑齿轮与箱体内壁的距离取13.5mm、轴承与箱体内壁距离取4mm（采用油润滑），轴承宽18.25mm，定为41.25mm。 !my5-f>{(
e) 该段综合考虑箱体突缘厚度、调整垫片厚度、端盖厚度及联轴器安装尺寸，定为57mm。 QL|Vke:N4
f) 该段由联轴器孔长决定为42mm Y J1 P5u:
s-8>AW
ep
2{U4wTu
4．按弯扭合成应力校核轴的强度 ry7(V:ic
W=62748N.mm <<UlF E 9"
T=39400N.mm ?I7H ):
45钢的强度极限为 ，又由于轴受的载荷为脉动的，所以 。 i>!f |<
f kP
WGd
]'M4Un u#@
III轴 @XmMD6{<
1．作用在齿轮上的力 -p%=36n
FH1=FH2=4494/2=2247N PN\2 ^@>_
Fv1=Fv2=1685/2=842.5N sjaG%f&h
aP"i_!\.aa
2．初步确定轴的最小直径 ]0`[L<_r
\OY2|
@]2cL
3．轴的结构设计 ipU"|{NK
1） 轴上零件的装配方案 {p2 %4
x6$P(eN
#p_ ~L4iW
2） 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 7 51\K`L
I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII w HIS}OONz
直径 60 70 75 87 79 70 lzw r]J%|?
长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25 c*ytUI *
{ifYr(|p`
i$%V)pH~F
3}N:oJI$z
_oLK" *
[#
5．求轴上的载荷 M4 DRG%21
Mm=316767N.mm W6\s@)b;
T=925200N.mm B*? v` 6
6. 弯扭校合 3J:!8Gmk
kM9E)uT>(<
7J')o^MG
v$,9l+p/
^l iyWl
滚动轴承的选择及计算 X59~)rH,
I轴： w>m/c1
1．求两轴承受到的径向载荷 t`Hw q
5、 轴承30206的校核 p\!+j @H:
1） 径向力 7v=Nh
K}a[ ~
.c BJA&/
2） 派生力 3S <5s}
， Ag?@fuk$J
3） 轴向力 LiN{^g^fx
由于 ， * .Kc-f4mP
所以轴向力为 ， J#JZ^59lOS
4） 当量载荷 O(!wDnhc
由于 ， ， B04Br~hel*
所以 ， ， ， 。 GMiWS:`;v`
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 JEBx|U$'Y
67J=#%\
5） 轴承寿命的校核 Zcf?4{Kd?
w#-rl@JQ4
lRentNg0b
II轴： Kk#8r+ ,
6、 轴承30307的校核 `U?;9!|;6
1） 径向力 p- zLi!
< FN[{YsA
U?@UIhtM|
2） 派生力 l tQ:c
， Q=>@:1=
3） 轴向力 O5e9vQ H
由于 ， Jz fz y0$
所以轴向力为 ， Bz ]64/
4） 当量载荷
\ 1|T
由于 ， ， 0 y6nMI
所以 ， ， ， 。 7gPkg63
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 #&Biu }4D
1 8|H
5） 轴承寿命的校核 N{E >R&,q
>JnEhVRQJ9
I`FH^=
III轴： 9jJ&QACn
7、 轴承32214的校核 f}#pKsX .
1） 径向力 h-#Glse<
3hb1^HNT
dG6Mo76
2） 派生力 |-2,k#|
， # ,GpZ
3） 轴向力 iP I6 _h
由于 ， *mq+w &
所以轴向力为 ， t;ggc{
4） 当量载荷 C>t1~^Q},9
由于 ， ， : h - N
所以 ， ， ， 。 7GE.>h5
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 d}IVY I
Xc`'i@FX
5） 轴承寿命的校核 V#5BZU-
u:"mq.Q
z <s]Z
键连接的选择及校核计算 ?%;) > :3N
Ql#:Rx>b
代号 直径 ?hsOhUs(5
（mm） 工作长度 epz2d~;
（mm） 工作高度 vek9. 4! ]
（mm） 转矩 ])T*T$u
（N•m） 极限应力 /_ _we[$E
（MPa） I
gA0RY1
高速轴 8×7×60（单头） 25 35 3.5 39.8 26.0 U%j=)VD ])
12×8×80（单头） 40 68 4 39.8 7.32 jC <<S
中间轴 12×8×70（单头） 40 58 4 191 41.2 [;#}Blb N
低速轴 20×12×80（单头） 75 60 6 925.2 68.5 &LHQ) ?
18×11×110（单头） 60 107 5.5 925.2 52.4 8?P@<Do%
由于键采用静联接，冲击轻微，所以许用挤压应力为 ，所以上述键皆安全。 wnha c}
h6la+l?x
连轴器的选择 Vc c/
由于弹性联轴器的诸多优点，所以考虑选用它。 `ag>4?7?
}B}?q V
二、高速轴用联轴器的设计计算 P\N$TYeH
由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为 ， k}Ahvlq)
计算转矩为 LlX 7g _!
所以考虑选用弹性柱销联轴器TL4（GB4323-84），但由于联轴器一端与电动机相连，其孔径受电动机外伸轴径限制，所以选用TL5（GB4323-84） ~Ui<y=d
其主要参数如下： }.MJVB3
材料HT200 |cUlXg=
公称转矩 H?UmHww E
轴孔直径 ， `'.u$IBW
gmy_ZVU'
轴孔长 ， V+cH L
装配尺寸 O B l-6W
半联轴器厚 3[aCy4O
（[1]P163表17-3）（GB4323-84） q"`1cFD
D_(xhM
三、第二个联轴器的设计计算 :Uj+iYE8Z8
由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为 ， +'JM:};1X8
计算转矩为 ES }@mO
所以选用弹性柱销联轴器TL10（GB4323-84） ;40!2P8 t
其主要参数如下： RY&Wvkjh
材料HT200
O0';j!?X
公称转矩 r h?!f(_@
轴孔直径 >mi %L3Pk
轴孔长 ， L :%;
Fx2
装配尺寸 #V*<G#B
半联轴器厚 ?L+@?fVN
（[1]P163表17-3）（GB4323-84） fG2\p&z
x]XhWScr '
_(TavL>l
=
{ &,a)h7&
减速器附件的选择 _:?)2 NV
通气器 2?nK 71c"
由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M18×1.5 r,!7TuBl
油面指示器 =>n:\_*M
选用游标尺M16 CKmoC0.
起吊装置 G! L=W#{
采用箱盖吊耳、箱座吊耳 DNq=|?q n]
放油螺塞 2.Th29]
选用外六角油塞及垫片M16×1.5 srw5&s(3X
P`c Eu6:
润滑与密封 t8E'd :pE
一、齿轮的润滑 n!~{4
uUW
采用浸油润滑，由于低速级周向速度为，所以浸油高度约为六分之一大齿轮半径，取为35mm。 e(O"V3wq*6
v|<Dc8i+
二、滚动轴承的润滑 0bzD-K4WVd
由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。 +^1H tI|y
YFy5>* W
三、润滑油的选择 ''s]6Jjw
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L-AN15润滑油。 GG/~)^VMe
@G~ T&6E!
四、密封方法的选取 4?jXbC k~x
选用凸缘式端盖易于调整，采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。 ijw'7d|,
密封圈型号按所装配轴的直径确定为（F）B25-42-7-ACM，（F）B70-90-10-ACM。 {UT^p IP\
轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。 q{[}*%
6~ev5SD;f
ac p-4g+j
%AF~Ki
设计小结 _6;T
/_R=
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。 [mYmrLs6
r2]:'O6
参考资料目录 1X.5cl?V
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[6]《机械制图（第四版）》，高等教育出版社，刘朝儒，彭福荫，高治一编，2001年8月第四版； ^!3Sz1
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^ D/:[
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