目 录 h0 |}TV^UJ
&X>7n~@0
设计任务书……………………………………………………1 @w9 {5D4
传动方案的拟定及说明………………………………………4 U.oksD9 v
电动机的选择…………………………………………………4 <=u m1P3X
计算传动装置的运动和动力参数……………………………5 "M
H6fF
传动件的设计计算……………………………………………5 rNN
j0zw>
轴的设计计算…………………………………………………8 ~}9PuYaD@
滚动轴承的选择及计算………………………………………14 [0;buVU.
键联接的选择及校核计算……………………………………16 > 0>
连轴器的选择…………………………………………………16 &)9{HRP
减速器附件的选择……………………………………………17 Qst$S} n
润滑与密封……………………………………………………18 /pH(WHT+/H
设计小结………………………………………………………18 D5 6<fg$
参考资料目录…………………………………………………18 YlK7;yrq(
vDj;>VE2b
机械设计课程设计任务书 ii| ? ;
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 tNaL;0#Tx
一． 总体布置简图 |CD"*[j]
_k66Mkd#b
Xz{~3ih
@E9" Zv-$
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 Y$
Fj2nk+
(U1]:tZ<.
二． 工作情况： q3e8# R)l
载荷平稳、单向旋转 k) \gWPH
=6 r:A<F!n
三． 原始数据 q ?j|K|%
鼓轮的扭矩T（N•m）：850 _
Y2
U7W
鼓轮的直径D（mm）：350 q1VH5'p@
运输带速度V（m/s）：0.7 zU5Hb2a
带速允许偏差（％）：5 afEF] i
使用年限（年）：5 <X7\z
工作制度（班/日）：2 k\r(=cex6
aG`;OgrH
四． 设计内容 4$6T+i2E
1. 电动机的选择与运动参数计算； !p"aAZT7sq
2. 斜齿轮传动设计计算 yzsab ^]
3. 轴的设计 LaMLv<)k
4. 滚动轴承的选择 <W)u{KS#TY
5. 键和连轴器的选择与校核； ,zTb<g
6. 装配图、零件图的绘制
W-~n|PX8+
7. 设计计算说明书的编写 ~ Hy,7
`\u;K9S6
五． 设计任务 |J5 =J
1． 减速器总装配图一张 lK7m=[ j
2． 齿轮、轴零件图各一张 XM1`x
3． 设计说明书一份 0C%W&;r0
{Lz H&qu
六． 设计进度 PCrU<J 7
1、 第一阶段：总体计算和传动件参数计算 Y/ ot3[
2、 第二阶段：轴与轴系零件的设计 5~sx:0;
3、 第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 zvc ` 3
4、 第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 B$Z3+$hfF
m #/_x
U5HKRO
d5 Edu44
owp Wz6 k7
Q;Wj?8}
RkeltE~u
?|{XZQ~
传动方案的拟定及说明 zQ6p+R7D
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。 $4FX(O0 Q@
本传动机构的特点是：减速器横向尺寸较小，两大吃论浸油深度可以大致相同。结构较复杂，轴向尺寸大，中间轴较长、刚度差，中间轴承润滑较困难。 S/ywA9~3Q
wXjFLg!g?
<N,) G
|&
电动机的选择 %h"z0@+
1．电动机类型和结构的选择 w9RS)l2FQ
因为本传动的工作状况是：载荷平稳、单向旋转。所以选用常用的封闭式Y（IP44）系列的电动机。 ^vs=f 95
f
).1]~
2．电动机容量的选择 }V;+l8
1） 工作机所需功率Pw pg+[y<B
Pw＝3.4kW
>YtdA
2） 电动机的输出功率 8x{B~_~
Pd＝Pw/η R =Ws#'
η＝ ＝0.904 nfW&1a
Pd＝3.76kW ZI ;<7tF_z
e}VBRvr
3．电动机转速的选择 gk BdR +
nd＝（i1’•i2’…in’）nw Awv`) "RAR
初选为同步转速为1000r/min的电动机 FOwDp0
9mc!bj^811
4．电动机型号的确定 I]"96'|N
由表20－1查出电动机型号为Y132M1-6,其额定功率为4kW，满载转速960r/min。基本符合题目所需的要求。 *=ZsqOHwG
C9DJO:f.2y
l JP1XzN_
计算传动装置的运动和动力参数 <WXzh5D2
传动装置的总传动比及其分配 8l?piig#
1．计算总传动比 %S`
v!*2
由电动机的满载转速nm和工作机主动轴转速nw可确定传动装置应有的总传动比为： %B 5r"=oO
i＝nm/nw E Uar/
nw＝38.4 K'iIJA*S n
i＝25.14 C.^Ven
Ko&hj XHx
2．合理分配各级传动比 ``,k5!a66\
由于减速箱是同轴式布置，所以i1＝i2。 _mS!XF~`P
因为i＝25.14，取i＝25，i1=i2=5 bk<\ujH
速度偏差为0.5%<5%，所以可行。 Nfe>3uQK
各轴转速、输入功率、输入转矩 TvNY:m6.%
项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮 UY2X
转速（r/min） 960 960 192 38.4 38.4 cw&Hgjj2
功率（kW） 4 3.96 3.84 3.72 3.57 jEc|]E
转矩（N•m） 39.8 39.4 191 925.2 888.4 PN~@
传动比 1 1 5 5 1 vhvdKD
效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97 8,O33qwH
.t&R>9cZ^
传动件设计计算 e&MC|US=\
1． 选精度等级、材料及齿数 s%iOUL2/
1） 材料及热处理； % |q0-x
选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。 T{]~07N?
2） 精度等级选用7级精度； PUQES(&
3） 试选小齿轮齿数z1＝20，大齿轮齿数z2＝100的； o!E v;' D
4） 选取螺旋角。初选螺旋角β＝14° d"G+8}.4
2．按齿面接触强度设计 w(L>#?
因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算 6b8;}],|
按式（10—21）试算，即 \ JG8KE=j
dt≥ GN#<yv$av
1） 确定公式内的各计算数值 FZd.L6q
（1） 试选Kt＝1.6 l ?Y_~Wuw
（2） 由图10－30选取区域系数ZH＝2.433 *O:r7_ Y0
（3） 由表10－7选取尺宽系数φd＝1 M:E r_,E
（4） 由图10－26查得εα1＝0.75，εα2＝0.87，则εα＝εα1＋εα2＝1.62 OQ :dJe6
（5） 由表10－6查得材料的弹性影响系数ZE＝189.8Mpa E'1+ Yq
（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； g#NZ ,~
（7） 由式10－13计算应力循环次数 2:}fe}
N1＝60n1jLh＝60×192×1×（2×8×300×5）＝3.32×10e8 rA0,`}8\
N2＝N1/5＝6.64×107 i$^)UZJ&0
gw+9x<e
（8） 由图10－19查得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.95；KHN2＝0.98 eRbGZYrJ
（9） 计算接触疲劳许用应力
|{g+Y
取失效概率为1％，安全系数S＝1，由式（10－12）得 bLz *A-
[σH]1＝＝0.95×600MPa＝570MPa =U
OLT>!
[σH]2＝＝0.98×550MPa＝539MPa VS#wl|b8
[σH]＝[σH]1＋[σH]2/2＝554.5MPa `&M{c fp_
3 <|`0pt}
2） 计算 d lH$ yub
（1） 试算小齿轮分度圆直径d1t M"q[ p
d1t≥ Z>F^C}8f
= =67.85 U5Erm6U:
t{!
（2） 计算圆周速度 e"-X U@`k1
v= = =0.68m/s W#_/ak$uF*
Xog/O i
（3） 计算齿宽b及模数mnt *, L d/O;s
b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm > 1L=,M
mnt= = =3.39 /4=-b_2Y~
h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm oC*ees
g_
b/h=67.85/7.63=8.89 0m[dP
9z
m|Lbj
（4） 计算纵向重合度εβ W:&R~R
εβ= =0.318×1×tan14 =1.59 (J$\-a7<f
（5） 计算载荷系数K {TSY|D2
已知载荷平稳，所以取KA=1 OQ/<-+<w
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， h>S[^
-,
故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42 h4&;?T S
由表10—13查得KFβ=1.36 I"L;L?\S
由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数 hVoNw6fE
K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05 wyc D>hc
$* MCU nl
（6） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10—10a）得 2)iD4G`
d1= = mm=73.6mm LDT(]HJ
hi{%pi&!T
（7） 计算模数mn t
*6loS0+
mn = mm=3.74 qG8s;_G
3．按齿根弯曲强度设计 U S OKDDm
由式(10—17) -*VKlZ8-
mn≥ -Q
e~)7
1） 确定计算参数 hP?fMW$V
（1） 计算载荷系数 b=##A
K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96 |qcD;
JXQP T
（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 #5CI)4x0!
:1fagaPg
（3） 计算当量齿数 S 4vbN
z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 {g F0Xm%
z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47 y%B X ]~
（4） 查取齿型系数 /F [+13C
由表10－5查得YFa1=2.724；Yfa2=2.172 e29y 7:)c=
（5） 查取应力校正系数 '8Wv.X0`
由表10－5查得Ysa1=1.569；Ysa2=1.798 60B-ay0e$b
ma8wmQ9 JR
_g|acBF
（6） 计算[σF] QX0 Y>&$ )
σF1=500Mpa ?T*";_o,B
σF2=380MPa -e>|kPfv!
KFN1=0.95 L/r{xS
KFN2=0.98 D!FaE N
[σF1]=339.29Mpa Lyoor1
[σF2]=266MPa r'aY2n^O
（7） 计算大、小齿轮的 并加以比较 )s")y
= =0.0126 >9 (i)e
= =0.01468 L7q | ^`
大齿轮的数值大。 #}o<v|;
cH"@d^"+q|
2） 设计计算 "E PD2,%S
mn≥ =2.4 p5*lEz|$
mn=2.5 9N
Le&o
7kz- V.
4．几何尺寸计算
$Ub}p[L
1） 计算中心距 9 81!2*
z1 =32.9，取z1=33 MW@ DXbKVl
z2=165 P z473d
a =255.07mm D Vw Cx^
a圆整后取255mm M\UWWb&%\
TE Tsg5#
2） 按圆整后的中心距修正螺旋角 0|C[-ppr
β=arcos =13 55’50” ` "Dy%&U
;nk@XFJ
3） 计算大、小齿轮的分度圆直径 2LhE]O(_"
d1 =85.00mm
% 0v *n8
d2 =425mm t<lyg0f
+89o`u_l%
4） 计算齿轮宽度 q3\!$IM.
b=φdd1 s^Pm nFR
b=85mm cEi<}9r
B1=90mm，B2=85mm #NF+UJYJ&'
4TJ!jDkox
5） 结构设计 [+DNM
2A
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。 UCF[oO>v
WguV{#=H
轴的设计计算 V'yxqI?
拟定输入轴齿轮为右旋 YPQCOG
II轴： ddMM74
1．初步确定轴的最小直径 q_5 8 L w
d≥ ＝ =34.2mm I b(,P3
2．求作用在齿轮上的受力 zf")|9j
Ft1= =899N qq>44 k\|)
Fr1=Ft =337N 4+,*sn
Fa1=Fttanβ=223N； e)o g4
Ft2=4494N :O#gJob-%s
Fr2=1685N 2c*2\93>
Fa2=1115N ~l4Q~'
zN/Gy}
3．轴的结构设计 h@/>?Va
1） 拟定轴上零件的装配方案 Ae3#>[]{
@@xF#3
i. I-II段轴用于安装轴承30307，故取直径为35mm。 IT7:QEfKU
ii. II-III段轴肩用于固定轴承，查手册得到直径为44mm。 {.%0@{Y
iii. III-IV段为小齿轮，外径90mm。 akY6D]M
iv. IV-V段分隔两齿轮，直径为55mm。 [/n' @cjNZ
v. V-VI段安装大齿轮，直径为40mm。 r6/<&1[
vi. VI-VIII段安装套筒和轴承，直径为35mm。 _2x uzmz0
Xek E#?.
2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 gB'`I(q5.
1. I-II段轴承宽度为22.75mm，所以长度为22.75mm。 sV;qpD XX
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。 M |aQ)ivh3
3. III-IV段为小齿轮，长度就等于小齿轮宽度90mm。 F\l!A'Q+t
4. IV-V段用于隔开两个齿轮，长度为120mm。 j= p|'`
5. V-VI段用于安装大齿轮，长度略小于齿轮的宽度，为83mm。 jh-kCF
6. VI-VIII长度为44mm。 r{c5dQ
[ )B@
(u$!\fE-et
',<{X (#(
4． 求轴上的载荷 ">rsA&hN-
66 207.5 63.5 p PU 2ar
F12S(5Z0%
/<G yg7o0
(gv=P>:
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B`t)rBy
ixoMccU0
iGpK\oH
@8T
Vr2uy
D"1vw<Ak
Fr1=1418.5N bUEt0wRR
Fr2=603.5N 6ba2^3GH
查得轴承30307的Y值为1.6 aH~ x7N6!
Fd1=443N htNL2N
Fd2=189N F5om-tzy
因为两个齿轮旋向都是左旋。 Y:#kel<
故：Fa1=638N H- PW(
Fa2=189N Z:r$;`K/
]y$V/Ij=qK
5．精确校核轴的疲劳强度 h A&j?{
1） 判断危险截面 96([V|5K
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 d[qE P6B
jQw`*Y/,
2） 截面IV右侧的 6 >P
u:qD*zOq
截面上的转切应力为 f"OA Zji
\M1M2(@pDJ
由于轴选用40cr，调质处理，所以 d~xU?)n)
， ， 。 $
M[}(m
（[2]P355表15-1） 8 MACbLY
a) 综合系数的计算 SBYMDKZ
由 ， 经直线插入，知道因轴肩而形成的理论应力集中为 ， ， p.W*j^';Q
（[2]P38附表3-2经直线插入） 6{,K7 FL
轴的材料敏感系数为 ， ， 7T(OV<q;#
（[2]P37附图3-1） JWm^RQ
故有效应力集中系数为 r>:7${pF
~jCpL @rS
p'w"V6k('~
查得尺寸系数为 ，扭转尺寸系数为 ， c#4L*$ViF
（[2]P37附图3-2）（[2]P39附图3-3） "3K Smb
轴采用磨削加工，表面质量系数为 ， O%q;,w{prW
（[2]P40附图3-4） (8eNZ*+mO
轴表面未经强化处理，即 ，则综合系数值为 p9 ] 7g%
?M{ 6U[ ?
#SLxN AH
b) 碳钢系数的确定 +qW w-8
碳钢的特性系数取为 ， :"+UG-S$ 6
c) 安全系数的计算 cT Iw A:)D
轴的疲劳安全系数为 EwBN+ v;)
V]PhX VJ
L XfeXWw?,
)D-.7m.v]
故轴的选用安全。 "qP^uno
Z6/~2S@
I轴： j{ w,<Wt>
1．作用在齿轮上的力 pZJQKTCG
FH1=FH2=337/2=168.5 g l\$jDC9
Fv1=Fv2=889/2=444.5 lX k-86[M
W;}u 2GH
2．初步确定轴的最小直径 jl0Eg
[
*a>{sO[
]\mb6H c
3．轴的结构设计 I%b :Z
1） 确定轴上零件的装配方案 |ij5c@~&
A_* Lo6uII
w7?9e#> Z
2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 l
\n:" *To
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。 hA1hE?c `
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。 e`2 R{H
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。 c&?H8G)x
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。 c1!/jTX$
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。 ?,e:c XhE2
i) 轴肩固定轴承，直径为42mm。 [)6E) E`_e
j) 该段轴要安装轴承，直径定为35mm。 mb`}sTU).
2） 各段长度的确定 )w?$~q
各段长度的确定从左到右分述如下： " / -v 9
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。 $"n)C
b) 该段为轴环，宽度不小于7mm，定为11mm。 Uk ;.Hrt.
c) 该段安装齿轮，要求长度要比轮毂短2mm，齿轮宽为90mm，定为88mm。 &r%^wfp
d) 该段综合考虑齿轮与箱体内壁的距离取13.5mm、轴承与箱体内壁距离取4mm（采用油润滑），轴承宽18.25mm，定为41.25mm。 @!NHeH=pR
e) 该段综合考虑箱体突缘厚度、调整垫片厚度、端盖厚度及联轴器安装尺寸，定为57mm。 aNU%OeQA
f) 该段由联轴器孔长决定为42mm X.Y)'qSf
rL/7w a
]_xGVwem
4．按弯扭合成应力校核轴的强度 `ViNSr):J
W=62748N.mm SL A~F?t
T=39400N.mm zvC,([
45钢的强度极限为 ，又由于轴受的载荷为脉动的，所以 。 # X_ M
?\ VN`8Yb
]-L E'Px|
III轴 nW*Oo|p~=
1．作用在齿轮上的力 ]J]p:Y>NL
FH1=FH2=4494/2=2247N &c ~)z\$
Fv1=Fv2=1685/2=842.5N TL:RB)- <
SntYi0,`
2．初步确定轴的最小直径 O~]G(TMs8W
{moNtzE;
d >psqmQ
3．轴的结构设计 !Shh$iz
1） 轴上零件的装配方案 q2i~<;Z)9
bvTkS EN
q8]k]:r
2） 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 D$
z!wV
I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII <9ph c
直径 60 70 75 87 79 70 +q%goG8
长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25 t4uxon
2@ rc&Tx
ID Zn ,^
#JM*QVzv
< Ux;dekz}
5．求轴上的载荷 t/(j 8w
Mm=316767N.mm xbA2R4|
T=925200N.mm FgaBw d^W
6. 弯扭校合 4{E =wg^p
x|5/#H
}qPo%T
+[+ Jd)Z
VUy
1?n
滚动轴承的选择及计算 EZV$1pa
I轴： z>~3*a9&
1．求两轴承受到的径向载荷 } q(0uzaG
5、 轴承30206的校核 yD"sYT
1） 径向力 s#3{c @^3
/2 N%Z
hRu%> =7
2） 派生力 [U0c
， HL]?CWtGP
3） 轴向力 0M p>X
由于 ， :1Cc~+]w(u
所以轴向力为 ， Hn)=:lI
4） 当量载荷 cjk5><}`H7
由于 ， ， r{_'2Z_i
所以 ， ， ， 。 ;z#9>99rH
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 CgWj9 [
[nrP;
_
5） 轴承寿命的校核 "yumc5kt
FW4 hqgE@
_%]H}N Q
II轴： U
L q%,ca
6、 轴承30307的校核 kH'Cx^=c6h
1） 径向力 Velmq'n
~oI49Q&{
}|d:(*
2） 派生力 iX28+weH
， ? g&]*zc^\
3） 轴向力 -:QyWw/d
由于 ， Am0$U eSZ
所以轴向力为 ， ]8#{rQ(
4） 当量载荷 R[(,wY_1
由于 ， ， qz:OnQv!
所以 ， ， ， 。 BC+HP9<]
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 khR3[ju {^
x[X.// :
5） 轴承寿命的校核 #SdaTMLFf
VYwaU^
OjHBzrK
III轴： kU /?#s
7、 轴承32214的校核 Fri5_rxLl
1） 径向力 )D^ P~2
p#&6Ed*V
sw&Qks? V
2） 派生力 ,iyIF~1~#>
， fkYQ3d,`
3） 轴向力 L *_xu _F
由于 ， %nIjRmqM~
所以轴向力为 ， ;#+#W+0
4） 当量载荷 m4iR
'~L}
由于 ， ， a Z'p:9e
所以 ， ， ， 。 U t%ie=c
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 vD(;VeW[
r'8e "pTi
5） 轴承寿命的校核 +X< Z
43
(*EN! -/
<Z5prunov
键连接的选择及校核计算 [7B&<zY/ ?
^'h~#7s
代号 直径 |`|b&Rhu
（mm） 工作长度 s)C.e# xl
（mm） 工作高度 Y5;:jYk#<_
（mm） 转矩 $lv
g.u
（N•m） 极限应力 a} fW3+>
（MPa） kN_LD-
高速轴 8×7×60（单头） 25 35 3.5 39.8 26.0 1?*vqd t
12×8×80（单头） 40 68 4 39.8 7.32 b/ynCf8X
中间轴 12×8×70（单头） 40 58 4 191 41.2 ]/a?:24 [
低速轴 20×12×80（单头） 75 60 6 925.2 68.5 l} )uY ae/
18×11×110（单头） 60 107 5.5 925.2 52.4 d<whb2l
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。 vb%\q sf
3w-0v"j U
连轴器的选择 BG|Kw)z*KM
由于弹性联轴器的诸多优点，所以考虑选用它。 :S%|^Q AN
6"wY;E
二、高速轴用联轴器的设计计算 &K7g8x"x.
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 ， rg
$71Ir
计算转矩为 Z?b.
PC/
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） ubgq8@;
其主要参数如下： wM|-u/9+
材料HT200 CocvEoE*z
公称转矩 5Ph"*Rz%
轴孔直径 ， 0D\FFfs
]\GGC]:\@
轴孔长 ， <uAqb Wu
装配尺寸 #3qkG)
半联轴器厚 B
(BWdrG
（[1]P163表17-3）（GB4323-84） X`22Hf4ct
:>cJ[K?0
三、第二个联轴器的设计计算 Zw }7vD0
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 ， aC:rrS
计算转矩为 JY /Cd6\
所以选用弹性柱销联轴器TL10（GB4323-84） iA:CPBv_mu
其主要参数如下： Wy|=F ~N
材料HT200 F<I -^ BY)
公称转矩 L-MpdC
轴孔直径 Sd{>(YWx~
轴孔长 ， F[J;u/Z
装配尺寸 pa.W-qyu
半联轴器厚 ~#g Vs*K
（[1]P163表17-3）（GB4323-84） =n;ileGm+^
]A_)&`"Cb
Qz
$ 1_v O
wD*_S}]
减速器附件的选择 8(ZQD+U(9F
通气器 ost~<4~
由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M18×1.5 YH E7 `\l
油面指示器 7^:s/xHO*
选用游标尺M16 'a4xi0**I
起吊装置 {lqnn n3
采用箱盖吊耳、箱座吊耳 q~a6ES_lA
放油螺塞 $rf5\_G,96
选用外六角油塞及垫片M16×1.5 ; zs4>>^>
Mq6"7L
润滑与密封 UP#]n
69y
一、齿轮的润滑 _< xU"8b"5
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。 ;@Ls "+g
j_Dx4*v g
二、滚动轴承的润滑 _e/v w:
由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。 Ib]{rmaP
='YR ;
三、润滑油的选择 c6Wy1d^
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。 :0V <
Rh ,*tS
四、密封方法的选取 *"4
OXyV
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。 :Bda]]Y=
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。 Wrt3p-N"D
轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。 .~C*7_
G{YLyl/9
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X+Xjf(
设计小结 i3N _wv{
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。 ^D"}OQoh
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参考资料目录 ,Rz,[KI|
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[4]《减速器选用手册》，化学工业出版社，周明衡主编，2002年6月第一版； A\k@9w\Ll;
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