目 录 urT/+deR
k,;lyE
设计任务书……………………………………………………1 A J>BF.>
传动方案的拟定及说明………………………………………4 npO@Haw
电动机的选择…………………………………………………4 d(X\B{
计算传动装置的运动和动力参数……………………………5 # Z|%0 r_~
传动件的设计计算……………………………………………5 ~ ^r ey
轴的设计计算…………………………………………………8 0H OoK h
滚动轴承的选择及计算………………………………………14 S om.
qD
键联接的选择及校核计算……………………………………16 +Q SxYV
连轴器的选择…………………………………………………16 +Mk*{ A t
减速器附件的选择……………………………………………17 -[zdX}x.:
润滑与密封……………………………………………………18 Ms:KM{T0
设计小结………………………………………………………18 3yHb!}F
参考资料目录…………………………………………………18 Jb3>vCIn
$ ] W[y=
机械设计课程设计任务书 `q f\3JT\
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 lruF96C/Y
一． 总体布置简图 tDC0-N&6S~
BaWQ<T8p8
@tr&R==([
<pTQpU
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 ch0oFc$
xta}4:d-Y
二． 工作情况： MiSja#" +A
载荷平稳、单向旋转 _=|nOj39
3}> :
三． 原始数据 6[+\CS7Lt
鼓轮的扭矩T（N•m）：850 bU;}!iVc]
鼓轮的直径D（mm）：350 c!\.[2n
运输带速度V（m/s）：0.7 6CcB-@n4
带速允许偏差（％）：5 K/f>f; c
使用年限（年）：5 Iz6 ss(UJ
工作制度（班/日）：2 q Z8|B
D '7A2 f
四． 设计内容 vF9*tK'
1. 电动机的选择与运动参数计算； 5nM kd/
2. 斜齿轮传动设计计算 6 WA|'|}=
3. 轴的设计 t MxsR >sH
4. 滚动轴承的选择 pT("2:)x
5. 键和连轴器的选择与校核； wXr>p)mP
6. 装配图、零件图的绘制 M|/oFV
7. 设计计算说明书的编写 .abyYVrN4?
Y3vX)D}
五． 设计任务 5z1\#" B[
1． 减速器总装配图一张 Tg"' pO
2． 齿轮、轴零件图各一张 e1^fUOS
3． 设计说明书一份 9U#\nXM
%/UV_@x&
六． 设计进度 |RR"'o_E
1、 第一阶段：总体计算和传动件参数计算 a$ C2}
2、 第二阶段：轴与轴系零件的设计 0zg 2g!lh
3、 第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 #d7N| 9_
4、 第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 I*^5'N'
lq:]`l,6@
C:]/8 l
TRF]i/Bs
S:/ {
E)C.eW /
! G*&4V3Mg
O q*n9V
传动方案的拟定及说明 #$LH2?)
由题目所知传动机构类型为：同轴式二级圆柱齿轮减速器。故只要对本传动机构进行分析论证。 ctp?y
本传动机构的特点是：减速器横向尺寸较小，两大吃论浸油深度可以大致相同。结构较复杂，轴向尺寸大，中间轴较长、刚度差，中间轴承润滑较困难。 )D:9R) m
z'7#"D
n4^~gT%b5]
电动机的选择 7sXy`+TZ->
1．电动机类型和结构的选择 }P#Vsqe V
因为本传动的工作状况是：载荷平稳、单向旋转。所以选用常用的封闭式Y（IP44）系列的电动机。 d2RnQA
2ubmsbt$
2．电动机容量的选择 _~tm7o+js
1） 工作机所需功率Pw &svx@wW
Pw＝3.4kW ~ct2`M$TL(
2） 电动机的输出功率 F 4GP7]
Pd＝Pw/η 'z)hG#{I
η＝ ＝0.904 9Hu
d|n
Pd＝3.76kW -7k[Vg?
z(+&wa
3．电动机转速的选择 gXLCRn!iR
nd＝（i1’•i2’…in’）nw 3FFaE l
初选为同步转速为1000r/min的电动机 \,2gTi,=
vwVVBG;t
4．电动机型号的确定 y>$1 UwQ
由表20－1查出电动机型号为Y132M1-6,其额定功率为4kW，满载转速960r/min。基本符合题目所需的要求。 QS^~77q
J5;5-:N
{{32jU 7<
计算传动装置的运动和动力参数 K]X` sH:
传动装置的总传动比及其分配 fb23J| "
1．计算总传动比 Gu5~ DyT`G
由电动机的满载转速nm和工作机主动轴转速nw可确定传动装置应有的总传动比为： /-Wuq`P/ T
i＝nm/nw _l<mu? "
nw＝38.4 cA<<& C
i＝25.14 rOW; yJ[
j?xk&
2．合理分配各级传动比 R\*)@[y9l
由于减速箱是同轴式布置，所以i1＝i2。 fmFzW *,E
因为i＝25.14，取i＝25，i1=i2=5 _l Xt8}:+
速度偏差为0.5%<5%，所以可行。 Jn=42Q:>
各轴转速、输入功率、输入转矩 :/6()_>bO
项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮 Axlm<3<wf"
转速（r/min） 960 960 192 38.4 38.4 )Ob]T {GY
功率（kW） 4 3.96 3.84 3.72 3.57 #,&8&
转矩（N•m） 39.8 39.4 191 925.2 888.4 lkb2?2\+
传动比 1 1 5 5 1 Z ] '>
效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97 .Rv f/-e
{SJsA)9:#
传动件设计计算 4@6 <
1． 选精度等级、材料及齿数 ^2E hlK^)
1） 材料及热处理； h$pk<<
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。 3htq[Ren
2） 精度等级选用7级精度； fJy)STQ4
3） 试选小齿轮齿数z1＝20，大齿轮齿数z2＝100的； wX0l?xdI
4） 选取螺旋角。初选螺旋角β＝14° pA.._8(t
2．按齿面接触强度设计 +< yhcSSTB
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 }#6xFTH
按式（10—21）试算，即 D,Lp|V
dt≥ Me ,<\rQ
1） 确定公式内的各计算数值 )Q]w6h e3
（1） 试选Kt＝1.6 &cc9}V)M
（2） 由图10－30选取区域系数ZH＝2.433 |c0 ,
（3） 由表10－7选取尺宽系数φd＝1 cvfUyp;P
（4） 由图10－26查得εα1＝0.75，εα2＝0.87，则εα＝εα1＋εα2＝1.62 eLV.qLBUs
（5） 由表10－6查得材料的弹性影响系数ZE＝189.8Mpa Ns<?b;aK
（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； 6aY>lkp
（7） 由式10－13计算应力循环次数 j0x5@1`6G
N1＝60n1jLh＝60×192×1×（2×8×300×5）＝3.32×10e8 & fu z 2xv
N2＝N1/5＝6.64×107 qfYG.~`5
3+>OGwfQ
（8） 由图10－19查得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.95；KHN2＝0.98 g*y/j]
（9） 计算接触疲劳许用应力 99u/ fk L
取失效概率为1％，安全系数S＝1，由式（10－12）得 d2 ~l4IL)~
[σH]1＝＝0.95×600MPa＝570MPa >3 PMnI
[σH]2＝＝0.98×550MPa＝539MPa @ 7W?8
[σH]＝[σH]1＋[σH]2/2＝554.5MPa 6\n?4 8x}
>b48>@~bY
2） 计算 j;\[pg MR/
（1） 试算小齿轮分度圆直径d1t
$:EG%jl
d1t≥ m[:K"lZ
]2
= =67.85 a9l8{ 3
^m%52Tm
h
（2） 计算圆周速度 OC NPi4
v= = =0.68m/s 9 x?'}
&94W-zh
（3） 计算齿宽b及模数mnt &R O7{,`
b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm V _"f|[1
mnt= = =3.39 {DwIjy31T
h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm T SjI z5
b/h=67.85/7.63=8.89 ,mKObMu
{kL&Rv%'
（4） 计算纵向重合度εβ g^l RG3a
εβ= =0.318×1×tan14 =1.59 f%XJ;y\,9H
（5） 计算载荷系数K " ^Rv#
已知载荷平稳，所以取KA=1 z vO:"w}
根据v=0.68m/s,7级精度，由图10—8查得动载系数KV=1.11；由表10—4查的KHβ的计算公式和直齿轮的相同， 6kR\xP]Kr
故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42 %e? fH.)
由表10—13查得KFβ=1.36 m`}{V5;
由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数 G1d(,4Xp
K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05 O/b+CSS1
4 1t)(+r
（6） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10—10a）得 PeTA$Yl
d1= = mm=73.6mm kOjf #@c
UyiJU~r1
（7） 计算模数mn % 3o`j<
mn = mm=3.74 q0./O|Dj
3．按齿根弯曲强度设计 |=K_F3aJ
由式(10—17) hXB|g[zT
mn≥ fS=hpL6]@
1） 确定计算参数 (Rd$VYuf
（1） 计算载荷系数 qP1FJ89H
K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96 ;Vu5p#,O<M
u0
y 1
（2） 根据纵向重合度εβ=0.318φdz1tanβ=1.59，从图10－28查得螺旋角影响系数 Yβ＝0。88 PsnGXcj
+Qj(B@ i
（3） 计算当量齿数 [4Q"#[V&9
z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 O !&,5 Dy
z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47 )T| L,Lp
（4） 查取齿型系数 Eu,`7iQ?(
由表10－5查得YFa1=2.724；Yfa2=2.172 ,6,]#R
:J
（5） 查取应力校正系数 7%;_kFRV
由表10－5查得Ysa1=1.569；Ysa2=1.798 ?LP9iY${
1m@^E:w
w>e
s
（6） 计算[σF] MX|H}+\
σF1=500Mpa DjLL|jF
σF2=380MPa "%6/a7S
KFN1=0.95 ST dNM\+
KFN2=0.98 o:p
* _>&
[σF1]=339.29Mpa /4irAG% Oj
[σF2]=266MPa ](jFwxU
（7） 计算大、小齿轮的 并加以比较 Lo g|%P\
= =0.0126 IV `%V+
f
= =0.01468 !L2 4+ $
大齿轮的数值大。 SA"8!soY3
A1i!F?X
2） 设计计算
V
9;[M;
mn≥ =2.4 *rh,"Zo
mn=2.5 }q[B d
O7G"sT1Dv
4．几何尺寸计算 5:.{oSy7n
1） 计算中心距 L{fFC%|l2L
z1 =32.9，取z1=33 u bW]- U=T
z2=165 p&b5% 4P
a =255.07mm 9KuD(EJS
a圆整后取255mm Zjh2{ :
t^tmz PWA
2） 按圆整后的中心距修正螺旋角 yxWO [ Z
β=arcos =13 55’50” r '7 LR
]9 w76Z
3） 计算大、小齿轮的分度圆直径 \cJa;WM>
d1 =85.00mm {KL5GowH
d2 =425mm 3'`dFY,
9 ; i\g=
4） 计算齿轮宽度 ]d}0l6
b=φdd1 9i q""
b=85mm p{$p
$/A
B1=90mm，B2=85mm wq!iV |
X6e/g{S)
5） 结构设计 5@ ~|*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。 RP4Ku9 hk
LW) H"6v
轴的设计计算 Vr.Y/3N&'
拟定输入轴齿轮为右旋 G4 _,
II轴： jNDx,7F-
1．初步确定轴的最小直径 R W'nUL?_\
d≥ ＝ =34.2mm WYcA8 X/
2．求作用在齿轮上的受力 5VW|fI
Ft1= =899N #U
mF -c
Fr1=Ft =337N 9LJZ-/Wq
Fa1=Fttanβ=223N； \*t~==WB
Ft2=4494N _HO IT
Fr2=1685N f9 $xk|2g
Fa2=1115N G\d$x4CVGc
l `9t}
3．轴的结构设计 i y esD
1） 拟定轴上零件的装配方案 /b#l^x:j
I^\&y(LJF
i. I-II段轴用于安装轴承30307，故取直径为35mm。 =@x`?o e v
ii. II-III段轴肩用于固定轴承，查手册得到直径为44mm。 ),:c+~@@kT
iii. III-IV段为小齿轮，外径90mm。 V N{NA +I
iv. IV-V段分隔两齿轮，直径为55mm。 k44Q):ncY7
v. V-VI段安装大齿轮，直径为40mm。 5Qwh(C ^H
vi. VI-VIII段安装套筒和轴承，直径为35mm。 k; W@LfP
OPJ: XbG
2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 68f iG
1. I-II段轴承宽度为22.75mm，所以长度为22.75mm。 Hy:V `>
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。 &C<yfRDu
3. III-IV段为小齿轮，长度就等于小齿轮宽度90mm。 jEdtJ EPa
4. IV-V段用于隔开两个齿轮，长度为120mm。 #SVNH px
5. V-VI段用于安装大齿轮，长度略小于齿轮的宽度，为83mm。 R7 jmv n
6. VI-VIII长度为44mm。 W*DVi_\$y
@&F@I3`{
iRo.RU8>
G6P)C##ibn
4． 求轴上的载荷 @oP_;G
66 207.5 63.5 D1
Z{W
Oc].@Jy
IA z Z1#/3
2| iV,uJ&
{]*x*aa\
g6t"mkMY
L
inb^$v
`A$!]&[~|
lT&wO m3
8F(h*e_?
}kHd K vZ
J q.lT(E8D
w>fdQ!RdP
@:0dd b7 1
>I
}T^cEfX
Gc]~w D$
Fr1=1418.5N KOq;jH{$
Fr2=603.5N EJ}!F? o
查得轴承30307的Y值为1.6 w.\w1:d
Fd1=443N ^efb
5
Fd2=189N /I 5X"x
因为两个齿轮旋向都是左旋。 s&kQlQ=
故：Fa1=638N MTER(L
Fa2=189N 0kQPJWF
c
!Z M
5．精确校核轴的疲劳强度 YYEJph@06q
1） 判断危险截面 Snly UP~P
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 6Tw#^;q-
'TC/vnM
2） 截面IV右侧的 %D$,;{e w
}eQRN<}P
截面上的转切应力为 93qwH%
{CG_P,FO
由于轴选用40cr，调质处理，所以 &c(WE
RW?-
， ， 。 7'-Lp@an
（[2]P355表15-1） r)9Dy,
a) 综合系数的计算 PjT=$ ]
由 ， 经直线插入，知道因轴肩而形成的理论应力集中为 ， ， -! ;l~#K=
（[2]P38附表3-2经直线插入） @ l1
轴的材料敏感系数为 ， ， $8USyGi3J
（[2]P37附图3-1） OH^N" L
故有效应力集中系数为 jN-vY< ?h]
w~_;yQ
J `q]6qf#
查得尺寸系数为 ，扭转尺寸系数为 ， +;g {$da5
（[2]P37附图3-2）（[2]P39附图3-3） w;}@'GgL
轴采用磨削加工，表面质量系数为 ， \$aF&r<R
（[2]P40附图3-4） \~d" ;~Y`
轴表面未经强化处理，即 ，则综合系数值为 9=w|)p )
)VCzn~uf
kg][qn|>J]
b) 碳钢系数的确定 N"/-0(9[
碳钢的特性系数取为 ， G2LK]
c) 安全系数的计算 I1X /Lj=
轴的疲劳安全系数为 ^J Z^>E~
, P'P^0q J
WwF~d+>|C
nVu&/
故轴的选用安全。 ri`R<l8
6) oLus
I轴： W3vi @kb]
1．作用在齿轮上的力 -[= d rj9I
FH1=FH2=337/2=168.5 8Y0"Cejq
Fv1=Fv2=889/2=444.5 {mWui9 %M
Ft w;Yz
2．初步确定轴的最小直径 }R3=fbe,\
<R%;~) {
:+{ ?
3．轴的结构设计 H/M Au7
1） 确定轴上零件的装配方案 *`j-i
=NbI%
p~ C.IG
2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 4`Q3v4fOF
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。 {QBB^px
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。 8<mjh0F-,
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。 ,BF E=:ZIK
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。 Ngr/QL]Q
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。 )!g{Sbl
i) 轴肩固定轴承，直径为42mm。 RH}A
j) 该段轴要安装轴承，直径定为35mm。 DjU9
uZT
2） 各段长度的确定 =. y* _Ja
各段长度的确定从左到右分述如下： | K ?#$~
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。 2,lqsd:xM
b) 该段为轴环，宽度不小于7mm，定为11mm。 LG~S8u
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。 ZpUCfS)|&
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。 7 r|(} S
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。 bX.ja;;
f) 该段由联轴器孔长决定为42mm *A}cL
QKN<+,h!z>
o7B [R) 4
4．按弯扭合成应力校核轴的强度 @
S <-d
W=62748N.mm $? ,a[79
T=39400N.mm s5RjIa 0$7
45钢的强度极限为 ，又由于轴受的载荷为脉动的，所以 。 x^"E S%*
K"<PGOF
<I}2k
III轴 oG$)UTzGc
1．作用在齿轮上的力 izKfU?2]X@
FH1=FH2=4494/2=2247N X7,PEA
Fv1=Fv2=1685/2=842.5N = %zLh<3v
@&D?e:|!U
2．初步确定轴的最小直径 |uW :r17
Z%GTnG|rG
h^
-. ]Y
3．轴的结构设计
)1g"?]
1） 轴上零件的装配方案 jjJ2>3avY
fN"( mW>!
SXao|{?O
2） 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 DzQ1%!
I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII ~&\ f|%
直径 60 70 75 87 79 70 T#pk]c6Q
长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25 O]f/r,4@
D> Gt]s
\A `hj~
ExHKw~y9
.I}: m%zv
5．求轴上的载荷 sH[
-W-
Mm=316767N.mm _C\[DR0n
T=925200N.mm /6O??6g
6. 弯扭校合 kE
TT4U
`OymAyEYQ
@"T "7c?Cv
lnE+Au'
1<ro7A4hK
滚动轴承的选择及计算 nW "q
I轴： )otb>w5
1．求两轴承受到的径向载荷 m]*Bx%-1c
5、 轴承30206的校核 $D31Q[p=+
1） 径向力 fQLt=Lrp
y8Vp Fa
<o2r~E0r3
2） 派生力 >;z<j$;F<
， iYnEwAoN;
3） 轴向力 KJE[+R H+z
由于 ， ]pEV}@7
所以轴向力为 ， 3D9 !M-
4） 当量载荷 '03->7V
由于 ， ， 2iu_ pjj
所以 ， ， ， 。 `Q+moX
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 >:=|L%]s;\
`:'w@(q
5） 轴承寿命的校核 'WHHc 9rG,
>zkRcm
R(j1n,c]
II轴： kP xa7
6、 轴承30307的校核 7VK}Dy/Vvn
1） 径向力 c:8 3L Z
-/ ]W+[
nN$Y(2ZN
2） 派生力 E{HY!L[
， ]a2W e`
3） 轴向力 xoB},Xl$D
由于 ， #S%Q*k<hw
所以轴向力为 ， (wc03,K^
4） 当量载荷 ,wKe
fpV;5
由于 ， ， t weY'x.{
所以 ， ， ， 。 _WX#a|4h{
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 s<x1>Q7X~
0iCPi)B
5） 轴承寿命的校核 Gamr6 I"K
OdMO=Hy6d
w@2Vt s
III轴： Cw5%\K$ =
7、 轴承32214的校核 UR(-q
1） 径向力 (BX 83)
_w@qr\4i=
?}Z1(it0
2） 派生力 P#v*TD'
， )a}"^1
3） 轴向力 K; FW
由于 ， > Oh?%%6
所以轴向力为 ， O7 ']
4） 当量载荷 [6jbgW~E
由于 ， ， =O|c-k,f@
所以 ， ， ， 。 .@ iFa3
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 p}Fs'l?7Rq
1 Xy]D
5） 轴承寿命的校核 G0n' K B
=Cqv=
t+ CWeCp,
键连接的选择及校核计算 h5
Vv:C
IB.yU,v
代号 直径 5 )1+~ B
（mm） 工作长度 T~s TBG cv
（mm） 工作高度 M8w5Ob
（mm） 转矩 2E Q 6J
（N•m） 极限应力 8GJdRL(
（MPa） 3*DXE9gA9
高速轴 8×7×60（单头） 25 35 3.5 39.8 26.0 Qb Yc[8-[
12×8×80（单头） 40 68 4 39.8 7.32 e2CV6F@a
中间轴 12×8×70（单头） 40 58 4 191 41.2 ,]R8(bD)
低速轴 20×12×80（单头） 75 60 6 925.2 68.5 ~
aZedQc
18×11×110（单头） 60 107 5.5 925.2 52.4 4n
3Tp{Y}
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。 b M;`s5d
E_ $z`or
连轴器的选择 4{9d#[KW
由于弹性联轴器的诸多优点，所以考虑选用它。 l#3($QV,
G,&%VQ3P>
二、高速轴用联轴器的设计计算 b|^I<7
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 ， ~7q uTp)
计算转矩为 9T2xU3UyY
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） ~Y5l+EF#
其主要参数如下： x:K ?\<
材料HT200 Bp AB5=M0
公称转矩 B\j~)vg
轴孔直径 ， vnX
Bt^K]F\
轴孔长 ， (J:dK=O@Z
装配尺寸 f<[jwhCWV
半联轴器厚 jigs6#
（[1]P163表17-3）（GB4323-84） OVoO6F ]
HgJb4Fi
三、第二个联轴器的设计计算 Ru%|}sfd
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 ， 1`r| op},
计算转矩为 L3y5 a?G
所以选用弹性柱销联轴器TL10（GB4323-84） r $)$n&j
其主要参数如下： upn8n vy4(
材料HT200 1uG=`k8'k
公称转矩 ru.5fQ U
轴孔直径 7-iIay1h"
轴孔长 ， GA^mgm"O
装配尺寸 L0Vgo <A
半联轴器厚 > POO-8Q
（[1]P163表17-3）（GB4323-84） #*IVlchA"B
f %fa{
D\L!F6taS
tR`S#rk
减速器附件的选择 I{.HO<$7D}
通气器 4-4?IwS
由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M18×1.5 ;'kI/(;;C
油面指示器 k M*T$JqN
选用游标尺M16 Vk<k +=7
起吊装置 u?Hb(xZtg=
采用箱盖吊耳、箱座吊耳 %&] 1FhL
放油螺塞 D(Ix!G/
选用外六角油塞及垫片M16×1.5 G\H q/4
MZm'npRf
润滑与密封 vb =CFV#
一、齿轮的润滑 5rN _jC*U
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。 w$Ux?y- L
'Tf9z+0;
二、滚动轴承的润滑 nsJ :Osq|
由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。 3A0_C?E
b;vNq
三、润滑油的选择 = t+ ('
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。 l:e9y $_)
XCPb9<L
四、密封方法的选取 Dt}dp_
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。 sWxK~Yg
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。 MQ w9X
轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。 !'c| N9
g^lFML|
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Y}1 P~
aPBX=;(
设计小结 wa?+qiWnrl
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。 PZ]5Hf1"
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参考资料目录 "\T"VS^pd
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[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； N du7nKG
[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； b.Su@ay@(^
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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； z zJ^x8#R
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