目 录 Z^+rQ.%n"&
)>\4ULR83
设计任务书……………………………………………………1 ^-hEr sK
传动方案的拟定及说明………………………………………4 w]nX?S8
电动机的选择…………………………………………………4 `z9J`r= I
计算传动装置的运动和动力参数……………………………5 Z0-ytODI I
传动件的设计计算……………………………………………5 obO}NF*g^
轴的设计计算…………………………………………………8 b._m 8z ~
滚动轴承的选择及计算………………………………………14 \6o\+OQk
键联接的选择及校核计算……………………………………16 ~h !
13!
连轴器的选择…………………………………………………16 *:g_'K"+
减速器附件的选择……………………………………………17 nU2V]-qY
润滑与密封……………………………………………………18 >^=gDJ\a
设计小结………………………………………………………18 A ?8\Y{FQ
参考资料目录…………………………………………………18 R(G\wqHUT3
eCWPhB 6l
机械设计课程设计任务书 g\Ak;03n
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 <*<U!J-i
一． 总体布置简图 dF W.}"^c
$e
}n
GKZN}bOm\
:_xh(W+2<
1—电动机；2—联轴器；3—齿轮减速器；4—带式运输机；5—鼓轮；6—联轴器 +6l]] *H
?'eq",c#4N
二． 工作情况： 2/B )O)#ls
载荷平稳、单向旋转 gz f-)J
X`:'i?(yj
三． 原始数据 \K7t'20
鼓轮的扭矩T（N•m）：850 _fn1 )
鼓轮的直径D（mm）：350 b*EXIzQ
运输带速度V（m/s）：0.7 ~}'F887 f
带速允许偏差（％）：5 m|O1QM;T
使用年限（年）：5 X: EEPGE
工作制度（班/日）：2 };b1aha G
Q s9OC9X1
四． 设计内容 O,s. D,S
1. 电动机的选择与运动参数计算； 1$pb (OK
2. 斜齿轮传动设计计算 fPqr6O Yz
3. 轴的设计 %d2!\x%bG
4. 滚动轴承的选择 Vn, >< g
5. 键和连轴器的选择与校核； s_[ VHPN
6. 装配图、零件图的绘制
|yKud
7. 设计计算说明书的编写 .tnkT;T
L(G92,.
五． 设计任务 D#Kuo$
1． 减速器总装配图一张 d
~`V7B2Y
2． 齿轮、轴零件图各一张 t
Rm+?
3． 设计说明书一份 nlc.u}#
G$ bJ+
六． 设计进度 ]s_8A`v m
1、 第一阶段：总体计算和传动件参数计算 Z9K})47T
2、 第二阶段：轴与轴系零件的设计 Y@uh[ aS!
3、 第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 Kct@87z
4、 第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 H:Qhr L+7_
3n]79+w@z
@S^ASDuQU7
nh.32q]
&7>zURv
HrM$NRhu
FX}Gt =
8b(!k FxD
传动方案的拟定及说明 ,Nm$i"Lg
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。 ;9a 6pz<
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。 I&VTW8jB
5B4Ssrs5W~
.;
Q:p*
电动机的选择 WFTvOFj
1．电动机类型和结构的选择 l'[A? %L%{
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。 mtA E
/ F) H \*
2．电动机容量的选择 j 5$GFi\kB
1） 工作机所需功率Pw E_T 2z4lw
Pw＝3.4kW V3Z]DA
2） 电动机的输出功率 $IQw=w7 p
Pd＝Pw/η UL$}{2N,_
η＝ ＝0.904 # xh_
Pd＝3.76kW }Uw O<#
T{v>-xBRy
3．电动机转速的选择 Xf[kI
nd＝（i1’•i2’…in’）nw \ 0W!4D
初选为同步转速为1000r/min的电动机 Smw QET<H
4T6 {Y
4．电动机型号的确定 aB ~S?.l
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。 qet>1<
V!_71x\-Q
u\yVR$pQ
计算传动装置的运动和动力参数 )!:sFa
1
传动装置的总传动比及其分配 avQJPB)}Sb
1．计算总传动比 w"Y` ]2
由电动机的满载转速nm和工作机主动轴转速nw可确定传动装置应有的总传动比为： n2B){~vE
i＝nm/nw o\b- _E5"?
nw＝38.4 ia @'%8
i＝25.14 r!1D*v5&:
MRNNG6TUs
2．合理分配各级传动比 &#`l;n:]+
由于减速箱是同轴式布置，所以i1＝i2。 fxaJZz$ o
因为i＝25.14，取i＝25，i1=i2=5 "TyJP[/
速度偏差为0.5%<5%，所以可行。 +ZMls
[
各轴转速、输入功率、输入转矩 G 2bDf-1ew
项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮 } je,")#W
转速（r/min） 960 960 192 38.4 38.4 Hmt^h(*/2
功率（kW） 4 3.96 3.84 3.72 3.57 nn/?fIZN4
转矩（N•m） 39.8 39.4 191 925.2 888.4 .IBp\7W!?E
传动比 1 1 5 5 1 P262Q&.}d
效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97 i 9<pqQ
&Mq~T_S
传动件设计计算 X|f7 K
1． 选精度等级、材料及齿数 fWfk[(M'9
1） 材料及热处理； [qUN 4x5b
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。 Z>c 3
2） 精度等级选用7级精度； x+ncc_2n&D
3） 试选小齿轮齿数z1＝20，大齿轮齿数z2＝100的； `nM/l @
4） 选取螺旋角。初选螺旋角β＝14° ryF 7
2．按齿面接触强度设计 )a 9 ]US^
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 9EDfd NN
按式（10—21）试算，即 g8qgk:}
dt≥ wN1n iR'
1） 确定公式内的各计算数值 &qp r*17T
（1） 试选Kt＝1.6 g VQjL+_W
（2） 由图10－30选取区域系数ZH＝2.433 $3`> {3x$
（3） 由表10－7选取尺宽系数φd＝1 S#)Eom?V
（4） 由图10－26查得εα1＝0.75，εα2＝0.87，则εα＝εα1＋εα2＝1.62 Y} #h5 \
（5） 由表10－6查得材料的弹性影响系数ZE＝189.8Mpa ?0?
R
（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； 3bk|<7 tl
（7） 由式10－13计算应力循环次数 |8mhp.7
N1＝60n1jLh＝60×192×1×（2×8×300×5）＝3.32×10e8 ,@1p$n
N2＝N1/5＝6.64×107 (" LQ ll9
1)
ta
（8） 由图10－19查得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.95；KHN2＝0.98 @1*ohdHH
（9） 计算接触疲劳许用应力 4wC+S9I#E^
取失效概率为1％，安全系数S＝1，由式（10－12）得 ?]D"k 4
[σH]1＝＝0.95×600MPa＝570MPa yjfat&$
[σH]2＝＝0.98×550MPa＝539MPa ~ P~
[σH]＝[σH]1＋[σH]2/2＝554.5MPa MZ Aij
?\C"YG69T
2） 计算 s! n<}C
（1） 试算小齿轮分度圆直径d1t @-UL`+
d1t≥ eF[63zx5*
= =67.85 5 >BK%`
GpZ c5c
（2） 计算圆周速度 ? 5_7;Ha
v= = =0.68m/s G}& Sle]
$)3 %U?AP
（3） 计算齿宽b及模数mnt *OuStr \o
b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm -S3MH1TZ
mnt= = =3.39 J[f;Xlh
h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm sR/b$j>i3
b/h=67.85/7.63=8.89 =Umw$+fJr
c478P=g=5
（4） 计算纵向重合度εβ ZPbpp@,
εβ= =0.318×1×tan14 =1.59 jqPkc28
（5） 计算载荷系数K 8\{^|y9-
已知载荷平稳，所以取KA=1 <n] x #0p
根据v=0.68m/s,7级精度，由图10—8查得动载系数KV=1.11；由表10—4查的KHβ的计算公式和直齿轮的相同， h;6lK$!c
故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42 k0T?-iM
由表10—13查得KFβ=1.36 =[F<7pvE
由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数 31/Edd"]
K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05 Me
5_4H&Sg
H$I =W>;
（6） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10—10a）得 %-d]X{J:
d1= = mm=73.6mm 'fW6
.0fXa
5nsq[ Q`
（7） 计算模数mn kF/9-[]$g,
mn = mm=3.74 ,"B+r6}EF
3．按齿根弯曲强度设计 ]Kr
`9r),
由式(10—17) &hRvol\J
mn≥ +nJUFc
1） 确定计算参数 qWmQ-|Py
（1） 计算载荷系数 ULQMG'P^D
K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96 &197P7&o
N!g9 *Z
（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 CiB%B`,N
Hu OIFv
（3） 计算当量齿数 8MSC.0
z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89
8']9$#
z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47 ]CoeSA`j
（4） 查取齿型系数 dPhQ :sd>
由表10－5查得YFa1=2.724；Yfa2=2.172 V7/I >^X
（5） 查取应力校正系数 By% =W5
由表10－5查得Ysa1=1.569；Ysa2=1.798 'Fmvu
Yb E-6|cz
^<e.]F25M
（6） 计算[σF] tg{H9t U;
σF1=500Mpa Hla0 5N' 4
σF2=380MPa =5\|[NSK-
KFN1=0.95 b#X^=n2
KFN2=0.98 3+XOZh8
[σF1]=339.29Mpa M@5?ZZ4L
[σF2]=266MPa p\bDY
（7） 计算大、小齿轮的 并加以比较 aoXb2 2]{
= =0.0126 eM+!Y>8Y
= =0.01468 t25,0<iW
大齿轮的数值大。 ['T:ea6B
h=:Q -?n-
2） 设计计算 }I
:OsAw
mn≥ =2.4 "sG=wjcw^
mn=2.5 1;{Rhu7*
k
-?0qf,W.
4．几何尺寸计算 %@u;5qD&
1） 计算中心距 zRyuq1Zyc,
z1 =32.9，取z1=33 *NG+L)g
z2=165 6U dov pl
a =255.07mm Z:*76PP,
a圆整后取255mm R00 eisd
1&-
</G#
2） 按圆整后的中心距修正螺旋角 /AW=5Ck- #
β=arcos =13 55’50” -YCOP0
{HCz p,Y
3） 计算大、小齿轮的分度圆直径 ;A*`e$
d1 =85.00mm BG<q IQd
d2 =425mm $f zaPD4.
@~%r5pz6
4） 计算齿轮宽度 9<>wIl*T`
b=φdd1 mVy|{Oh
b=85mm QDhOhGK
B1=90mm，B2=85mm #*KNPh
s{$(* _
5） 结构设计 uB]b}"+l
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。 D}mjN=Y
?nmn1`UT
轴的设计计算 ihfiK|a
拟定输入轴齿轮为右旋 7:2WgL o
II轴： \Rp-;.I@6
1．初步确定轴的最小直径 x= 5N3[5
d≥ ＝ =34.2mm D8x mE2%
2．求作用在齿轮上的受力 6E^.7%3
Ft1= =899N D/Mi^5H)
Fr1=Ft =337N F 9@h|#an
Fa1=Fttanβ=223N； u4 /kR
Ft2=4494N h"/< ?3{
Fr2=1685N urjjw.wZ
Fa2=1115N _ iir<}
eb =D/
3．轴的结构设计 c\Q7" !e
1） 拟定轴上零件的装配方案 r_-_a(1R:
o<|P9#(U"
i. I-II段轴用于安装轴承30307，故取直径为35mm。 ekWePL;rR2
ii. II-III段轴肩用于固定轴承，查手册得到直径为44mm。
b4QI)z
iii. III-IV段为小齿轮，外径90mm。 y $_eCmq
iv. IV-V段分隔两齿轮，直径为55mm。 *exS6@N]
v. V-VI段安装大齿轮，直径为40mm。 [@5Ytv H
vi. VI-VIII段安装套筒和轴承，直径为35mm。 u)~C;f)
6 BCf:mqP
2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 #3+!ee27#
1. I-II段轴承宽度为22.75mm，所以长度为22.75mm。 i*@< y/&'
2. II-III段轴肩考虑到齿轮和箱体的间隙12mm，轴承和箱体的间隙4mm，所以长度为16mm。 %y@Hh=
3. III-IV段为小齿轮，长度就等于小齿轮宽度90mm。 (EI;"N (x
4. IV-V段用于隔开两个齿轮，长度为120mm。 [x ,>?~6ek
5. V-VI段用于安装大齿轮，长度略小于齿轮的宽度，为83mm。 AD|2q M))
6. VI-VIII长度为44mm。 ~ V\D|W9
PEW=@xj2y
~,i-8jl,
[rSR:V?"a
4． 求轴上的载荷
.p e( lP
66 207.5 63.5 T>NDSami
!;KCU^9
o pc/e
OHhsP}/
j4cwI90=
~2gG(1%At9
"-vW,7y
61)-cVC
&3n~ %$#N
v# U"pn|M
tF{D= ;G
|bO"_ U
=g|IG
[V
a
0GpfW$t
% a@>_
V 7Ek-2M
TX&Jt%
Fr1=1418.5N YLiSbLz1
Fr2=603.5N RT.D "WvT
查得轴承30307的Y值为1.6 F*3j. lI
Fd1=443N K>DR Jz
Fd2=189N !B OY@$Y
因为两个齿轮旋向都是左旋。 c+hQSm|bf)
故：Fa1=638N O 8j_0
Fa2=189N qa0 yg8,<
8[E!E)4M
5．精确校核轴的疲劳强度 &C "L
1） 判断危险截面 hHT_V2*
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 U qFv}VsnF
H?)w!QX
2） 截面IV右侧的 4Za7^c.
5*,f
Fib
截面上的转切应力为 4<lRPsvg c
k{Me[ B
由于轴选用40cr，调质处理，所以 8q,6}mV
， ， 。 V;:j Zp G
（[2]P355表15-1） L_wk~ z
a) 综合系数的计算 \ywXi~+kUv
由 ， 经直线插入，知道因轴肩而形成的理论应力集中为 ， ， n8" . XS
（[2]P38附表3-2经直线插入） gT#&"aP5S
轴的材料敏感系数为 ， ， \\u<S=G
（[2]P37附图3-1） ZI 3Nq
故有效应力集中系数为 8(~K~q[Cr
+gJ8{u!=k
w ( /aiV
查得尺寸系数为 ，扭转尺寸系数为 ， Ck dP #}f
（[2]P37附图3-2）（[2]P39附图3-3） O4 ^8jK}
轴采用磨削加工，表面质量系数为 ， } }>q2y
（[2]P40附图3-4） RH O( ?8"_
轴表面未经强化处理，即 ，则综合系数值为 T ^~5n6
Ai gS!-
CB/D4j;
b) 碳钢系数的确定 S=e{MI
碳钢的特性系数取为 ， Y[$!`);Ye
c) 安全系数的计算 9&_<f }ou
轴的疲劳安全系数为 YYu6W@m]
Nz],IG.
CJJzCVj
m6[0Kws&
故轴的选用安全。 fM^qQM[lG
8\5 T3AF
I轴： 7z SLAHW
1．作用在齿轮上的力
WqXbI4;pJ
FH1=FH2=337/2=168.5 Zy(W^~NT
Fv1=Fv2=889/2=444.5 lJis~JLd`
ZGYr$C~
2．初步确定轴的最小直径 )C c q4i
w &(| e <
!VI]oRgP
3．轴的结构设计 <oX7P69
1） 确定轴上零件的装配方案 5Drq9B9;
+(1zH-^.
4bn(zyP
2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 al9t^
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。 w6 W}"Uw
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。 U~j
^I^
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;n * AK
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。 v 4.#;F.\m
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。 $}jss noU
i) 轴肩固定轴承，直径为42mm。 pt?q#EfFJ
j) 该段轴要安装轴承，直径定为35mm。 dK2p7 xo
2） 各段长度的确定 ~ ?FpU
各段长度的确定从左到右分述如下： 8W#heW\-]
a) 该段轴安装轴承和挡油盘，轴承宽18.25mm，该段长度定为18.25mm。 7TDy.]
b) 该段为轴环，宽度不小于7mm，定为11mm。 Wu_kx2h
c) 该段安装齿轮，要求长度要比轮毂短2mm，齿轮宽为90mm，定为88mm。 ?`#/ 8PN
d) 该段综合考虑齿轮与箱体内壁的距离取13.5mm、轴承与箱体内壁距离取4mm（采用油润滑），轴承宽18.25mm，定为41.25mm。 30.@g[~
e) 该段综合考虑箱体突缘厚度、调整垫片厚度、端盖厚度及联轴器安装尺寸，定为57mm。 iMP]W _
f) 该段由联轴器孔长决定为42mm !Y\D?rKZ
@p NNq
dRaNzK)M
4．按弯扭合成应力校核轴的强度 FcYFovS
W=62748N.mm 7 El[ >
T=39400N.mm /(BMG/Tb
45钢的强度极限为 ，又由于轴受的载荷为脉动的，所以 。 Hqn#yInA7~
/gu%:vq
(;57 Vw
III轴 70;Jl).\{
1．作用在齿轮上的力 6N;wqn
FH1=FH2=4494/2=2247N P}TI
q#
Fv1=Fv2=1685/2=842.5N PX
n;C/
K/3)g9Z&io
2．初步确定轴的最小直径 % ve:hym*
JMz;BAHT
N 0= ac5
3．轴的结构设计 !cA yTl(_
1） 轴上零件的装配方案 %d(^d
c(n&A~*AJ%
de; GrPLAi
2） 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 '
)?f{
I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII KOp162X>r
直径 60 70 75 87 79 70 elG<k%/2
长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25 (h5'9r
<Gt2(;
1I<rXY(a`
]&i.b+^
;ml)l~~YU
5．求轴上的载荷 u
a~CEs
Mm=316767N.mm 4x;/HEb7?
T=925200N.mm vpld*TL*
6. 弯扭校合 bLQ ^fH4ww
0 0SbH$SU
vt;{9\Y
Z6_N$Z.A
sM?M LB\Za
滚动轴承的选择及计算 _-9@q e
I轴： ,>:;#2+og
1．求两轴承受到的径向载荷 zSSB>D
5、 轴承30206的校核 I-WhH>9
1） 径向力 k7>|q"0C
+S R+ x/?z
LF~*^n>
2） 派生力 f "9 q^
， \z$p%4`E@
3） 轴向力 ;IVDr:
由于 ， $T`<Qq-r
所以轴向力为 ， hlJq-*6'
4） 当量载荷 N^pJS6cJkl
由于 ， ， 9P~\Mpk
所以 ， ， ， 。 >OG:vw)E
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 q&Gz ]
BVr0Gk
5） 轴承寿命的校核 \L(*]:EP
BwBm[jtP
VA9Gb 9
II轴： <% Ostqj
6、 轴承30307的校核 H'LD}\K l
1） 径向力 F8uNL)gKj)
) :\xHR4
{2+L @
2） 派生力 j~+ >o[c
， 98WZ){+,m
3） 轴向力 cFJ-Mkl l
由于 ， 8:# rA*Y
所以轴向力为 ， 5Pd"h S
4） 当量载荷 aAA9$
由于 ， ， qWx][D"
所以 ， ， ， 。 xw3YK!$sIF
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 ']>Mp #j
qqu.EE
5） 轴承寿命的校核 s.x&LG
~,BIf+ \XF
+{/*z
III轴： sp
]zbX?
7、 轴承32214的校核 K,e w >U
1） 径向力 S=nP[s
\N 4
y<
_ ^ 'I
2） 派生力 ,N
e;kI
， j8n4fv-)f
3） 轴向力 gCN$}
由于 ， Vm d f8[5
所以轴向力为 ， T<L^N+<,{N
4） 当量载荷 ylB7* >[
由于 ， ， jU3Z*Z)zN
所以 ， ， ， 。 GHHav12][
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 ?qX)ihe%k
0q*r
5） 轴承寿命的校核 1|?05< 8
PNA\ TXT
Rt{B(L.?<
键连接的选择及校核计算 T`9u!#mT=
z)xSN;x
代号 直径 ? B E6
（mm） 工作长度 2PeR
（mm） 工作高度 :gB[O>'<m
（mm） 转矩 A)~X ,
（N•m） 极限应力 PI~1GyJr@;
（MPa） Qq@G\eRo
高速轴 8×7×60（单头） 25 35 3.5 39.8 26.0 d~?X/sJ t
12×8×80（单头） 40 68 4 39.8 7.32 Pf $pt
中间轴 12×8×70（单头） 40 58 4 191 41.2 Mze;k3
低速轴 20×12×80（单头） 75 60 6 925.2 68.5 [tH-D$V
18×11×110（单头） 60 107 5.5 925.2 52.4 Kv rX{F=
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。 $rhgzpZ!X_
sT/c_^y
连轴器的选择 X! j{o
由于弹性联轴器的诸多优点，所以考虑选用它。 wBInq~ K_
ErT{(t7
二、高速轴用联轴器的设计计算 )' hH^(Yu
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 ， $&=p+
计算转矩为 'Vr$MaO
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） d7&eLLx
其主要参数如下： GCttXAto
材料HT200 $%%os6y2v
公称转矩 SR8qt z/V
轴孔直径 ， S8l1"/?aHE
AWjm~D-?
轴孔长 ， ?6k}ii!c
装配尺寸 VN 'Wq 7>6
半联轴器厚 WnH UE
（[1]P163表17-3）（GB4323-84） *1'`"D~
o%4G d~
三、第二个联轴器的设计计算 =rd |0K"(r
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 ， J j= ;
计算转矩为 :qvI%1cP=
所以选用弹性柱销联轴器TL10（GB4323-84） )%X;^(zKM
其主要参数如下： 0vG yI>
材料HT200 s3 ;DG
公称转矩 KZbR3mi,
轴孔直径 lg}HGG
轴孔长 ， #-" VS-.<
装配尺寸 tj*y)28-
半联轴器厚 `$604+G
（[1]P163表17-3）（GB4323-84） ;+I/ I9~
TS"D]Txs
;D.h 65rr
%Td )0Lqp
减速器附件的选择 '>k{tPi.
通气器 @f!Ak zI
由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M18×1.5 C N2_bz
油面指示器 DOQc"+
选用游标尺M16 =l9T7az
起吊装置 45@]:2j
采用箱盖吊耳、箱座吊耳 8CC/ BOe
放油螺塞 a{!r`>I\f
选用外六角油塞及垫片M16×1.5 >qo~d? +
t0#[#I1+
润滑与密封 i1oKr Rv
一、齿轮的润滑 Ao7 `G':
采用浸油润滑，由于低速级周向速度为，所以浸油高度约为六分之一大齿轮半径，取为35mm。 m9md| yS
+<.\5+
二、滚动轴承的润滑 q+a.G2S
由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。 e9^2,:wLB
XMRNuEU
三、润滑油的选择 xAwf49N~
齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于小型设备，选用L-AN15润滑油。 ;$BdP7i:
3_`szl-
四、密封方法的选取 }E}8_ 8T6
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。 -Z^4 L
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。 "Jy~PcJZ1
轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。 x3e]d$
p8+/\Ee]B
O {k:yVb
\Xt) E[
设计小结 [ B0K
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。 G_ Ay
}4nT.!5
参考资料目录 ]]c YLaq(
[1]《机械设计课程设计》，高等教育出版社，王昆，何小柏，汪信远主编，1995年12月第一版； 0+b 0 <
[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； PK&2h,Cu+
[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； 5]jIg < j
[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； #^ &j W
[5]《工程机械构造图册》，机械工业出版社，刘希平主编 *C,N'M<u
[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； K` nJVc
[7]《互换性与技术测量（第四版）》，中国计量出版社，廖念钊，古莹庵，莫雨松，李硕根，杨兴骏编，2001年1月第四版。 VG*'"y *%w
OK`Z@X_,bW
[p:5]
