目 录 ,!kyrk6
gtJ^8khME
设计任务书……………………………………………………1 cgYMo{R3
传动方案的拟定及说明………………………………………4 0VoC|,$U
电动机的选择…………………………………………………4 ~F ZLA}
计算传动装置的运动和动力参数……………………………5 z-[Jbjhd
传动件的设计计算……………………………………………5 pSQ3 SM
轴的设计计算…………………………………………………8 QC4_\V>[
滚动轴承的选择及计算………………………………………14 De tBZ .
键联接的选择及校核计算……………………………………16 #` z!f0
P
连轴器的选择…………………………………………………16 v{H23Cfh:
减速器附件的选择……………………………………………17 wVE"nN#
润滑与密封……………………………………………………18 Ze WHSU
设计小结………………………………………………………18 e hxtNjA
参考资料目录…………………………………………………18 a6WE,4T9
,-] JCcH
机械设计课程设计任务书 -# <,i '
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 sf\;|`}
一． 总体布置简图 W7(OrA!
g?j"d{.9t
2_r}4)z
NWCnt,FlY
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 ui9gt"qS`
A
,LAA $
二． 工作情况： \` >Y
载荷平稳、单向旋转 !}1n? ~]`
[n74&EH
三． 原始数据 <@*mFq0 ,
鼓轮的扭矩T（N•m）：850
C&e
鼓轮的直径D（mm）：350 ,z%F="@b9
运输带速度V（m/s）：0.7 mqsf#'ri
带速允许偏差（％）：5 *t RJ=
使用年限（年）：5 4i~;Ql
工作制度（班/日）：2 WK;p[u?~xi
q<hN\kB s
四． 设计内容 ^D.B^BR
1. 电动机的选择与运动参数计算； B|, 6m 3.
2. 斜齿轮传动设计计算 }O1F.5I1
3. 轴的设计 S^x9 2&!
4. 滚动轴承的选择 rEAPlO.Yp
5. 键和连轴器的选择与校核； +nJ}+|@K
6. 装配图、零件图的绘制 oAvJ"JH@i
7. 设计计算说明书的编写 Wc,8<Y'
@
K@~4!
五． 设计任务 saRB~[6I
1． 减速器总装配图一张 (O`=$e
2． 齿轮、轴零件图各一张 u'32nf?
3． 设计说明书一份 nosEo? {
'Y
vW|Iq
六． 设计进度
}U^9(
1、 第一阶段：总体计算和传动件参数计算 ;U7 \pc;S
2、 第二阶段：轴与轴系零件的设计 k*!J,/=k
3、 第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 B;K{Vo:C
4、 第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 'HqAm$V+
1H[lf
B
J2 5>t^
P@5^`b|
;<&s _C3
v>nJy~O]
o9~qJnB/O
MfL q
h
传动方案的拟定及说明 zJ9,iJyuD
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。 yTDoS|B+)
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。 Q z/pz_}
1qQgAhoY
Z].>U!7W
电动机的选择
(K?[gI
1．电动机类型和结构的选择 17
j7j@s)
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。 F~DG:x~
JI*ikco-
2．电动机容量的选择 S`6'~g
1） 工作机所需功率Pw "QlCcH`g
Pw＝3.4kW _nRshTt`V&
2） 电动机的输出功率 )Z; Y,g
Pd＝Pw/η {(tE p r
η＝ ＝0.904 C$(t` G
Pd＝3.76kW F)%; gzs
{T^'&W>8G8
3．电动机转速的选择 9
/zz@
nd＝（i1’•i2’…in’）nw NeK:[Q@j e
初选为同步转速为1000r/min的电动机 jkdNisq37
m+u>%Ys`
4．电动机型号的确定 zm~~mz A
由表20－1查出电动机型号为Y132M1-6,其额定功率为4kW，满载转速960r/min。基本符合题目所需的要求。 w_ {z" VeD
1mjv~W
pGcc6q 1
计算传动装置的运动和动力参数 Y"lxh/l$}
传动装置的总传动比及其分配 &FZ e LIt
1．计算总传动比 (Dn-vY'
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： Q3/q%#q>
i＝nm/nw IB?A]oN1{
nw＝38.4 ( la
i＝25.14 F9c2JBOM
NV91{o(-7
2．合理分配各级传动比 E8j9@BHU[r
由于减速箱是同轴式布置，所以i1＝i2。 wM yPR_
因为i＝25.14，取i＝25，i1=i2=5
pIrAGA;
速度偏差为0.5%<5%，所以可行。 T4#knSIlh
各轴转速、输入功率、输入转矩 Bdg*XfXXk
项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮 }3*h`(Bv7
转速（r/min） 960 960 192 38.4 38.4 M\<!m^~
功率（kW） 4 3.96 3.84 3.72 3.57 Sx ~_p3_5U
转矩（N•m） 39.8 39.4 191 925.2 888.4 \LYQZ*F
传动比 1 1 5 5 1 pvM8PlYo]`
效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97 d,[K cX
Xo*$|9[.
传动件设计计算 2$Ji4`p}S
1． 选精度等级、材料及齿数 +Va?wAnr
1） 材料及热处理； XnY}dsS O
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。 E:o:)h?$
2） 精度等级选用7级精度； i&3 0n#
3） 试选小齿轮齿数z1＝20，大齿轮齿数z2＝100的； ^GAdl}
4） 选取螺旋角。初选螺旋角β＝14° SB'YV#--
2．按齿面接触强度设计 b OFLI#p&
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 E*I]v
按式（10—21）试算，即 FEZ6X
dt≥ M$?6
'
1） 确定公式内的各计算数值 m@Nx`aS?
（1） 试选Kt＝1.6 I[`2MKh
（2） 由图10－30选取区域系数ZH＝2.433 C&st7.
(k
（3） 由表10－7选取尺宽系数φd＝1 \| pAn
（4） 由图10－26查得εα1＝0.75，εα2＝0.87，则εα＝εα1＋εα2＝1.62 6f>l~$
（5） 由表10－6查得材料的弹性影响系数ZE＝189.8Mpa hHg
g H4T
（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； 2at?9{b
（7） 由式10－13计算应力循环次数 `%XgGHiE
N1＝60n1jLh＝60×192×1×（2×8×300×5）＝3.32×10e8 '?>eW 2d
N2＝N1/5＝6.64×107 Y- Ku2m
?.A|Fy^
（8） 由图10－19查得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.95；KHN2＝0.98 {UmCn>c
（9） 计算接触疲劳许用应力 =c .q]/M
取失效概率为1％，安全系数S＝1，由式（10－12）得 8 (KfX%
[σH]1＝＝0.95×600MPa＝570MPa 7
b. -& ,
[σH]2＝＝0.98×550MPa＝539MPa n>0dz#
[σH]＝[σH]1＋[σH]2/2＝554.5MPa y;Zfz~z
+{%4&T<nHw
2） 计算 7qUtsDK
（1） 试算小齿轮分度圆直径d1t \O8f~zA{G
d1t≥ g
Oj5c
= =67.85 w. Vynb
&v-V_.0(H
（2） 计算圆周速度 }J ?fJ (
v= = =0.68m/s PM.SEzhm
b:QFD|
（3） 计算齿宽b及模数mnt 0xxzhlKNL
b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm Q kZM(pG
mnt= = =3.39 yK B[HpU-
h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm N
Sh.g #
b/h=67.85/7.63=8.89 m3(T0.j0P
$i@EfujY
（4） 计算纵向重合度εβ e8 7-
B1`
εβ= =0.318×1×tan14 =1.59 a-E-hX2
（5） 计算载荷系数K ]`sIs= _[
已知载荷平稳，所以取KA=1 6{$dFwl
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， iW}l[g8sw!
故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42 cX Y'>N
由表10—13查得KFβ=1.36 cQ.;dtT 0
由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数 i
f<<lq
K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05 {?mQqoZ?.
E)JyKm.
（6） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10—10a）得 !"J # ,e|
d1= = mm=73.6mm dn\F!
NoO+xLHw8
（7） 计算模数mn 8>{W :?I
mn = mm=3.74 /plUzy2 Yu
3．按齿根弯曲强度设计 F!&pENQ
由式(10—17) , imvA5
mn≥ L{LU@.;1
1） 确定计算参数 ~J-|,ZMd
（1） 计算载荷系数 /HuYduGdP
K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96 }#G"!/ZA0:
&U~r}=
（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 uT} TSwgp
T#n1@FgC
（3） 计算当量齿数 vif8 {S
z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 kr(<Y|
z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47 OJsd[l3xR
（4） 查取齿型系数 PGPbpl&\t
由表10－5查得YFa1=2.724；Yfa2=2.172 `f+8WPJPZ
（5） 查取应力校正系数 n <:d%&^n
由表10－5查得Ysa1=1.569；Ysa2=1.798 Px# QZZ
Yb\\
w<@g
e$EF% cKH
（6） 计算[σF] EotwUT|
σF1=500Mpa @ 9 { %Kn
σF2=380MPa {?/8jCVd
KFN1=0.95 ~$4.Mf,u
KFN2=0.98 em1cc,
[σF1]=339.29Mpa zZ9<4"CIk
[σF2]=266MPa t\pK`DM-[
（7） 计算大、小齿轮的 并加以比较 v] T(z L|
= =0.0126 =kb6xmB^t
= =0.01468 zNny\ Z
大齿轮的数值大。 )J+{oB[>b
>4/L-y+
2） 设计计算 '^U tbp 2<
mn≥ =2.4 tP`G]BCbt
mn=2.5 rocB"0
&'(a$ S>v
4．几何尺寸计算 F@ $RV_ M
1） 计算中心距 } xb_ s
z1 =32.9，取z1=33 1 /2V.:bg
z2=165 /> 3
a =255.07mm a_{io`h3&
a圆整后取255mm V5O=i MP
nU&NopD+*G
2） 按圆整后的中心距修正螺旋角 $>r>0S#+\&
β=arcos =13 55’50” y|6@-:B.
zr.+'
3） 计算大、小齿轮的分度圆直径 vx!::V7s6
d1 =85.00mm JOrELrMx
d2 =425mm !ww :O| 0
ahNX/3; y
4） 计算齿轮宽度 LZr0]g{Pu/
b=φdd1 %o@['9U[j
b=85mm d1V^2H b?
B1=90mm，B2=85mm n @ &"+
]3t1=+
5） 结构设计 v7;J%9=0D`
以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故以选用腹板式为宜。其他有关尺寸参看大齿轮零件图。 )'[x)q
Q(|PZn g
轴的设计计算 S jVsF1d_
拟定输入轴齿轮为右旋
u>}w -
II轴： K`QOU-M@}
1．初步确定轴的最小直径 r$GPYyHK
d≥ ＝ =34.2mm 9-
xlvU,o
2．求作用在齿轮上的受力 Ot`LZ"H:
Ft1= =899N )bLGEmm
Fr1=Ft =337N A%B gp?B
Fa1=Fttanβ=223N； A*8m8Sh$
Ft2=4494N e1
x^PT
Fr2=1685N 4$
Dt8!p0
Fa2=1115N fJN*s
O^9CV*]!n
3．轴的结构设计 iq"ob8.
1） 拟定轴上零件的装配方案 #l*a~^dhqC
.dx
4,|6
i. I-II段轴用于安装轴承30307，故取直径为35mm。 0]AN;
ii. II-III段轴肩用于固定轴承，查手册得到直径为44mm。 4q>7OB:e
iii. III-IV段为小齿轮，外径90mm。 {=UFk-$=
iv. IV-V段分隔两齿轮，直径为55mm。 *16 <M)7
v. V-VI段安装大齿轮，直径为40mm。 aUH\Ee^M:R
vi. VI-VIII段安装套筒和轴承，直径为35mm。 qWsylC23
z Yw;q3"
2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 %#~((m1
1. I-II段轴承宽度为22.75mm，所以长度为22.75mm。 I=K!)X$
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。 ; LCTCt`
3. III-IV段为小齿轮，长度就等于小齿轮宽度90mm。 U|gpCy
4. IV-V段用于隔开两个齿轮，长度为120mm。 ' X7%3 5Y
5. V-VI段用于安装大齿轮，长度略小于齿轮的宽度，为83mm。 V0K16#}1gM
6. VI-VIII长度为44mm。 OT%0{2c"]
1T ( u
s \[LpLt
(`
5FZgN
4． 求轴上的载荷 NS`07 #z^
66 207.5 63.5 d1v<DU>M
<W>++< -
W'a(oI
L7'%;? Z
p SHSgd ~&
eGm:)
A)tP()+)
'Qa5n\HX$
@q K]JK
bS .s?a
(Uk>?XAr
7A5p["?Z
&FSmqE;@^
.XXW |{
(n,u|}8Y
<aJ $lseG
_;56^1'T
Fr1=1418.5N r-} -C!
Fr2=603.5N >M]6uf
查得轴承30307的Y值为1.6 {C3U6kKs;R
Fd1=443N 'Ji eIKu
Fd2=189N j~;;l!({i
因为两个齿轮旋向都是左旋。 f`jc#f5+'
故：Fa1=638N 8WL8 /
Fa2=189N &(EHq
}Gu mpT$Xw
5．精确校核轴的疲劳强度 ,apNwkY
1） 判断危险截面 ?38lHn`FyQ
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 c.A Yx I"
UiH!Dl}<
2） 截面IV右侧的 glj7$
}pVTTs`
截面上的转切应力为 # 2RiLht
<Mx0\ b!
由于轴选用40cr，调质处理，所以 =<c#owe:m
， ， 。 W+Xz$j/ u
（[2]P355表15-1） qFco3
a) 综合系数的计算 $Az^Y0[D
由 ， 经直线插入，知道因轴肩而形成的理论应力集中为 ， ， K=d R%c(
（[2]P38附表3-2经直线插入） sV/l 5]b]
轴的材料敏感系数为 ， ， 8S]".
（[2]P37附图3-1） :IMdN}(L
故有效应力集中系数为 \8S ~c8Z~
f$.?$
7Vu ?
查得尺寸系数为 ，扭转尺寸系数为 ， gn8 |/ev
（[2]P37附图3-2）（[2]P39附图3-3） 'OkGReKt
轴采用磨削加工，表面质量系数为 ， =^&%9X
（[2]P40附图3-4） a2w T6jY
轴表面未经强化处理，即 ，则综合系数值为 - #In;~
F(5hmr
?YQPlv:<o.
b) 碳钢系数的确定 R\mR $\cS
碳钢的特性系数取为 ， ]5 Qy
c) 安全系数的计算 [kV;[ c}
轴的疲劳安全系数为 H#i{?RM@l
{D`'0Z1"
FOwnxYGVf
yF13Of^l./
故轴的选用安全。 t z^/J=)"
m/B6[
I轴： 0Yl4eB-
1．作用在齿轮上的力 )yG"^Ulu
FH1=FH2=337/2=168.5 ,](:<A)W&
Fv1=Fv2=889/2=444.5 ^/U27B
Vw tZLP36
2．初步确定轴的最小直径 Bc7V)Y K
dY7'OAUyVl
m8R9{LC
3．轴的结构设计 R=Z n -q
1） 确定轴上零件的装配方案 r H8@69,B
6e,xDr
0 (U #)
2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 ^n1%OzGK #
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。 m)v''`9LU
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。 1'.7_EQ4T
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。 {@W93=Vq8
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。 p;T{i._iL
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。 ;U9J++\d<A
i) 轴肩固定轴承，直径为42mm。 *&BnF\?m
j) 该段轴要安装轴承，直径定为35mm。 m: n` g1
2） 各段长度的确定 $
_j[2EU
各段长度的确定从左到右分述如下： o*WY=
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。 ({r*=wAP
b) 该段为轴环，宽度不小于7mm，定为11mm。 <BFQ:
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。 _VE^/;$"l
d) 该段综合考虑齿轮与箱体内壁的距离取13.5mm、轴承与箱体内壁距离取4mm（采用油润滑），轴承宽18.25mm，定为41.25mm。
hc#!Lv
e) 该段综合考虑箱体突缘厚度、调整垫片厚度、端盖厚度及联轴器安装尺寸，定为57mm。 +mj*o(
f) 该段由联轴器孔长决定为42mm gTl<wo +
9,uhf b^]
/1N6X.Zb
4．按弯扭合成应力校核轴的强度 x8Loyt_C
W=62748N.mm M_v?9L
T=39400N.mm c 'uhK8|
45钢的强度极限为 ，又由于轴受的载荷为脉动的，所以 。 C%d_@*82
&LO"g0w
f() FY<b
III轴 [x=jH>Y
1．作用在齿轮上的力 ~h } F i
FH1=FH2=4494/2=2247N ~5Pb&+<$
Fv1=Fv2=1685/2=842.5N U,#yqER'r
'* mH*?Y
2．初步确定轴的最小直径 ,}oM-B
A?_ =K
*B`Zq)
3．轴的结构设计 $mf
u:tbP
1） 轴上零件的装配方案 OsBo+fwT
3 LDS
Z1f
]C hj T}
2） 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 :w}{$v}#D;
I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII \ (226^|j
直径 60 70 75 87 79 70 L,y6^J!
长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25 sn7AR88M;
QaUm1 i#
rpeJkG@+
CYOI.#m2
XE^)VLH:
5．求轴上的载荷 U*90m~)
Mm=316767N.mm 8.F~k~srA
T=925200N.mm DZzN>9<)^
6. 弯扭校合 hxce\OuU0h
mF` B#
(c0A.L)
%X#zj"
DN4$J va
滚动轴承的选择及计算 ga?*DI8w
I轴： /M b"V5S(W
1．求两轴承受到的径向载荷 }VDqj}is
5、 轴承30206的校核 Y5fLmPza
1） 径向力 h -iJlm
+`3!I
G t9&)/#
2） 派生力 9x,RvWTb
， ^C2\`jLMY
3） 轴向力 [+O"<Ua
由于 ， 5 ae2<Y=
所以轴向力为 ， p r%nbl
4） 当量载荷 y%
:4b@<
由于 ， ， '_|h6<.k[
所以 ， ， ， 。 gZ5[
C
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 >2#8B
cuOvN"nuNj
5） 轴承寿命的校核 (O0Urm
2^?:&1:
>X*Mio8P#
II轴： V5} B:SUB
6、 轴承30307的校核 `/Y{ l
1） 径向力 Df3rV '/~
R8.CC1Ix
Y@PI {;!
2） 派生力 2NB L}x
， % YOndIS:
3） 轴向力 Ef<b~E@
由于 ， odIZo|dv
所以轴向力为 ， LjV]0%j?r
4） 当量载荷 $s<Ne{?
由于 ， ， y8fsv eX
所以 ， ， ， 。 Ivb 4P`{
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 eb*#'\~'
b(9FZ]7S
5） 轴承寿命的校核 #r3l[ bKK
.^b;osAU
^e+a
III轴： ?
w^-
7、 轴承32214的校核 D %JlbH8
1） 径向力 G7D2{J{1
"?| > btr
41fJ%f`
G
2） 派生力 eI@
q|"U
， u ElAn rm
3） 轴向力 [TNj;o5J
由于 ， ?&Pg2 ]g<
所以轴向力为 ， P6MRd/y |
4） 当量载荷 >MPr=W%E
由于 ， ， x \QY@9
所以 ， ， ， 。 umdG(os R
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 _v*
n lc
ntmyNf?;
5） 轴承寿命的校核 Q:$ Zy
<x!GE>sf+
^ :F.
键连接的选择及校核计算 ]D,MiDph
Q);n<Z:X~
代号 直径 B<-kz t
（mm） 工作长度 A4ISNM7R[
（mm） 工作高度 =~+D UMBT
（mm） 转矩 6)BR +U
（N•m） 极限应力 M?;y\vS?.
（MPa） 8iekEG$H
高速轴 8×7×60（单头） 25 35 3.5 39.8 26.0 ,~?YBLw@c
12×8×80（单头） 40 68 4 39.8 7.32 .$#rV?7
中间轴 12×8×70（单头） 40 58 4 191 41.2 m XXt'_"
低速轴 20×12×80（单头） 75 60 6 925.2 68.5 w}CmfR
18×11×110（单头） 60 107 5.5 925.2 52.4 1 `KN]Nt
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。 +d|mR9^([
M'!U<Y
-
连轴器的选择 CA +uKM^"6
由于弹性联轴器的诸多优点，所以考虑选用它。 Reu*Pe
*OyHHq|>q
二、高速轴用联轴器的设计计算 }cN@[3v
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 ， ~.!c~fke
计算转矩为 `~cuQ<3Tn
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） SvR7e C
其主要参数如下： SI8%M=P>
材料HT200 mLL340c#\
公称转矩 _@R0x#p5M
轴孔直径 ， > ,DbNmi
B7z -7&TE
轴孔长 ， (x q%
装配尺寸 n>'Kp T9|
半联轴器厚 @}:uu$OH
（[1]P163表17-3）（GB4323-84） F0690v0mB[
AdWq Q
三、第二个联轴器的设计计算 0VK-g}"x
由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为 ， 1J' 3 g
计算转矩为 C2{lf^9:&
所以选用弹性柱销联轴器TL10（GB4323-84） u_).f<mUdF
其主要参数如下： 6_4D 9 W
材料HT200 BAO| )~1Pd
公称转矩 l
(3bW1{n
轴孔直径 ./$cMaDJ
轴孔长 ， P#:?ok
装配尺寸 r4,VTy2Qe
半联轴器厚 gI8Bx ]
（[1]P163表17-3）（GB4323-84） PH{_ ,X
w eQYQrN
C4NTh}6t T
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减速器附件的选择 >YUoh-]`
通气器 { m| pl
由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M18×1.5 CZbYAxNl
油面指示器 Vn~UB#]'3
选用游标尺M16 $\k0Nup}
起吊装置 nW|wY.
采用箱盖吊耳、箱座吊耳 " ZX3sfkh
放油螺塞 KeNL0_ Pw
选用外六角油塞及垫片M16×1.5 o:6@ Kw^
!!o8N<NU
润滑与密封 wR{'y)$
一、齿轮的润滑 t&9A
]<n%,
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。
U8(Nk\"X\
6&bIXy
二、滚动轴承的润滑 D13Rx 6b
由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。 aTzjm`F0
xTGxvGv8
三、润滑油的选择 @JW@-9/
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。 fQP {|+4
}(<%`G6N
四、密封方法的选取 C4}*) a
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。 e ${>#>
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。 `EtS!zD~b
轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。 @z gdq
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设计小结 !pJeA)W;
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。
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参考资料目录 2!B d2
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[2]《机械设计（第七版）》，高等教育出版社，濮良贵，纪名刚主编，2001年7月第七版； 6;
Y0a4Ax
[3]《简明机械设计手册》，同济大学出版社，洪钟德主编，2002年5月第一版； Pf F=m'
[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； r",]Voibd
[5]《工程机械构造图册》，机械工业出版社，刘希平主编 #oJ5k8Wy
[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； Od?qz1
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