目 录 '-r).X k
!*s?B L
设计任务书……………………………………………………1 K,Ef9c/+K
传动方案的拟定及说明………………………………………4 -E^vLB )O
电动机的选择…………………………………………………4 !^^?dRd*v
计算传动装置的运动和动力参数……………………………5 +DW~BS3
传动件的设计计算……………………………………………5 TTeH `
轴的设计计算…………………………………………………8 = }lh_
滚动轴承的选择及计算………………………………………14 6.CbAi3Z
键联接的选择及校核计算……………………………………16 :}Xll#.,m
连轴器的选择…………………………………………………16 NTdi xfR
减速器附件的选择……………………………………………17 8>trS=;n
润滑与密封……………………………………………………18 |8&,b`Gfo
设计小结………………………………………………………18 8UW^" 4
参考资料目录…………………………………………………18 u 8g S< \
HK U~UTRnZ
机械设计课程设计任务书 HFKf kAl
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 @E;=*9ek{u
一． 总体布置简图 9E
zj"
4H,`]B8(D
D N'3QQn
txJr;
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 ]p _L)
-9%:ilX~
二． 工作情况： 7F zA*
载荷平稳、单向旋转 n)L*
J @^8ko
三． 原始数据 f1`gdQ)H
鼓轮的扭矩T（N•m）：850 'z0:Ccbj
鼓轮的直径D（mm）：350 8J=? 5
运输带速度V（m/s）：0.7 MC?,UDNd%
带速允许偏差（％）：5 oo,uO;0G
使用年限（年）：5 pf%=h
|
工作制度（班/日）：2 nc~F_i=
I
CZ4 A{I
四． 设计内容 f* !j[U/r_
1. 电动机的选择与运动参数计算； j K!Au
2. 斜齿轮传动设计计算 bHPYp5UwN
3. 轴的设计 = 6tHsN23
4. 滚动轴承的选择 G,$PV
e*
5. 键和连轴器的选择与校核； !Nu<xq@!
6. 装配图、零件图的绘制 ?HTj mIb
7. 设计计算说明书的编写 ~"!]
3C,L
RS"H8P 4W
五． 设计任务 0@ yXi
1． 减速器总装配图一张 ?i)f^O
2． 齿轮、轴零件图各一张 }E+!91't.^
3． 设计说明书一份 qHs UP;7
$$D}I*^Dt
六． 设计进度 U1@IX4^2`
1、 第一阶段：总体计算和传动件参数计算 y)F;zW<+
2、 第二阶段：轴与轴系零件的设计 n1qQ+(xC
3、 第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 D;oe2E{I
4、 第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 x4g3 rmp
O?NeSx 1
3 !3xCO
3 j! 3E
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_.>QEh5"5
|>27'#JC
3 ,>0a
传动方案的拟定及说明 9iXeBC
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。 Mx6 @$tQ%
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。 - |kA)M[
mYxuA0/k
5j: 0Yt
电动机的选择 4F Ek5D
1．电动机类型和结构的选择 kUq=5Y `D
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。 _6_IP0;
$i&e[O7T;
2．电动机容量的选择 $@sEn4h
1） 工作机所需功率Pw aY3^C q(r
Pw＝3.4kW JCz@s~f\y
2） 电动机的输出功率 y]2qd35u_A
Pd＝Pw/η +)k b(
η＝ ＝0.904 E>&n.%
Pd＝3.76kW K2 he4<
L>MLi3{
3．电动机转速的选择 nS/)P4z
nd＝（i1’•i2’…in’）nw m/v9!'cMI
初选为同步转速为1000r/min的电动机 eKgisY4#
1lq(PGX)
4．电动机型号的确定 MJ7 Y#<u
由表20－1查出电动机型号为Y132M1-6,其额定功率为4kW，满载转速960r/min。基本符合题目所需的要求。 WEFlV4/
_= +V/=
nFE4qm
计算传动装置的运动和动力参数 9w" h
传动装置的总传动比及其分配 wyp|qIS;
1．计算总传动比 ;ToKJ6hN|*
由电动机的满载转速nm和工作机主动轴转速nw可确定传动装置应有的总传动比为： +hvO^?4j
i＝nm/nw OH;b"]
nw＝38.4 n_$
:7J
i＝25.14 I3
.x9
'I _Qb$
2．合理分配各级传动比 I'PeN0 T
f
由于减速箱是同轴式布置，所以i1＝i2。 z."a.>fPaO
因为i＝25.14，取i＝25，i1=i2=5 /[O( ea$U
速度偏差为0.5%<5%，所以可行。 .^N/peU q
各轴转速、输入功率、输入转矩 GMMp|W V|
项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮 A~Y^V En
转速（r/min） 960 960 192 38.4 38.4 D<|qaHB=
功率（kW） 4 3.96 3.84 3.72 3.57 }xBc0g r
转矩（N•m） 39.8 39.4 191 925.2 888.4 1v,Us5s<"6
传动比 1 1 5 5 1 p+ l !6
效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97 _Xn qb+
*4_jA](
传动件设计计算 gf sI6/Y
1． 选精度等级、材料及齿数 t0z!DOODZP
1） 材料及热处理； *&?c(JU;<
选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。 | o,8V p
2） 精度等级选用7级精度； W- i&sUgy
3） 试选小齿轮齿数z1＝20，大齿轮齿数z2＝100的； q2. XoCf
4） 选取螺旋角。初选螺旋角β＝14° Mzsfo;kk+
2．按齿面接触强度设计 f:ZA G4B
因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算 EL Ba}h;
按式（10—21）试算，即 7s"<
'cx_F
dt≥ kjEEuEv
1） 确定公式内的各计算数值 ]d, S749(s
（1） 试选Kt＝1.6 A'G 66ei
（2） 由图10－30选取区域系数ZH＝2.433 &n6$rBr %
（3） 由表10－7选取尺宽系数φd＝1 J\d3N7_d
（4） 由图10－26查得εα1＝0.75，εα2＝0.87，则εα＝εα1＋εα2＝1.62 KC(xb5x
Y
（5） 由表10－6查得材料的弹性影响系数ZE＝189.8Mpa ZX5 xF<os8
（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； # ?q&r_@ @
（7） 由式10－13计算应力循环次数 ^dP KDrKxh
N1＝60n1jLh＝60×192×1×（2×8×300×5）＝3.32×10e8 GKvN*
SU=
N2＝N1/5＝6.64×107 7:9.&W/KE
]04 e1F1J
（8） 由图10－19查得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.95；KHN2＝0.98 H2Z1TIh
（9） 计算接触疲劳许用应力 _{R=B8Zz\
取失效概率为1％，安全系数S＝1，由式（10－12）得 Vl%^H[]
[σH]1＝＝0.95×600MPa＝570MPa ~vXaqCX
[σH]2＝＝0.98×550MPa＝539MPa t'BLVCu
[σH]＝[σH]1＋[σH]2/2＝554.5MPa gN24M3{C
<,3^|$c%
2） 计算 h.-@ F
（1） 试算小齿轮分度圆直径d1t a["2VY6Eq@
d1t≥ 1U^A56CN
= =67.85 S V:4GVf
rA2 g&
（2） 计算圆周速度 M@4UGM`J
v= = =0.68m/s 2R=DB`3
g)s{ IAVx
（3） 计算齿宽b及模数mnt PH?#)l D
b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm =
QQ5f5\l
mnt= = =3.39 `!D s6
h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm LEW'G"+
b/h=67.85/7.63=8.89 _@
*+~9%8p
;3\3q1oX
（4） 计算纵向重合度εβ u}!@ ,/)
εβ= =0.318×1×tan14 =1.59 si&S% 4(
（5） 计算载荷系数K 8>X d2X
已知载荷平稳，所以取KA=1 }-~X4u#
根据v=0.68m/s,7级精度，由图10—8查得动载系数KV=1.11；由表10—4查的KHβ的计算公式和直齿轮的相同， ][W_[0v
故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42 cgl*t+o&
由表10—13查得KFβ=1.36 Jrg2/ee,*
由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数 L:_bg8eD#
K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05 Bn61AFy`
9uRF nzJVx
（6） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10—10a）得 PQK(0iCo4
d1= = mm=73.6mm ]4R[<<hd
A|L 8P
（7） 计算模数mn Row) hx8
mn = mm=3.74 F1jglH/MF)
3．按齿根弯曲强度设计 GP&vLt51
由式(10—17) r *$Ner
mn≥ Z^]|o<.<I
1） 确定计算参数 $aN-Y?U%
（1） 计算载荷系数 *uo'VJI7_,
K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96 = M]iIWQ@`
g.'yZvaP
（2） 根据纵向重合度εβ=0.318φdz1tanβ=1.59，从图10－28查得螺旋角影响系数 Yβ＝0。88 n| b5? 3
P( XaTU&-
（3） 计算当量齿数 5B&;uY
z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 F)+{AQL
z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47 Pu"R,a
（4） 查取齿型系数 oP!;\a( SL
由表10－5查得YFa1=2.724；Yfa2=2.172 |1ST=O7.LH
（5） 查取应力校正系数 AC;V
m: @{
由表10－5查得Ysa1=1.569；Ysa2=1.798 hQ(qbt{e
SB5&A_ tr
hSFn8mpXT
（6） 计算[σF] Nz U,va N
σF1=500Mpa !-N6l6N
σF2=380MPa ]J:1P`k.
KFN1=0.95 Ma8_:7`>O
KFN2=0.98 lu#LCG-.
[σF1]=339.29Mpa ZTU&, 1Y ;
[σF2]=266MPa "y_#7K
（7） 计算大、小齿轮的 并加以比较 '=1KVE^Fk
= =0.0126 (tCUl X2
= =0.01468 HcedE3Rg
大齿轮的数值大。 H"C[&r
srYJp^sC
2） 设计计算 s/7 A7![
mn≥ =2.4 05s nuNt]-
mn=2.5 ~BDu$
M z1G5xcl
4．几何尺寸计算 e"'#\tSG
1） 计算中心距 /D q LrA
z1 =32.9，取z1=33 &Ch#-CUE/
z2=165 NvHJ3> "%
a =255.07mm WdZ:K,
a圆整后取255mm esHQoI h d
\mw(cM#:
2） 按圆整后的中心距修正螺旋角 ;b`[&g
β=arcos =13 55’50” >[ Ye
6 3.wL0~
3） 计算大、小齿轮的分度圆直径 )r[&RGz6
d1 =85.00mm ?Q-h n:F)
d2 =425mm @FC"nM
n @?4b8"
4） 计算齿轮宽度 PH*\AZJCl
b=φdd1 vTaJqEE
b=85mm Vpr /
B1=90mm，B2=85mm o/C\d$i'
&q`q4g&7
5） 结构设计 uA$<\fnz
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。 H-3Eo#b#
bJYda)
轴的设计计算 6 m VuyI
拟定输入轴齿轮为右旋 f+|$&p%
II轴： "*;;H^d
1．初步确定轴的最小直径 N<Q jdD&
d≥ ＝ =34.2mm ,o^y`l
2．求作用在齿轮上的受力 ?d4m!HgR
Ft1= =899N I+!:K| ^
Fr1=Ft =337N n.sbr
Fa1=Fttanβ=223N； mo1oyQg8
Ft2=4494N <H0R&l\
Fr2=1685N :> & fV
Fa2=1115N rU;RGz 6}
Qfky_5R\
3．轴的结构设计 k ^ YO%_
1） 拟定轴上零件的装配方案 dJv!Dts')C
4GR !y)
i. I-II段轴用于安装轴承30307，故取直径为35mm。 8/t$d#xHI
ii. II-III段轴肩用于固定轴承，查手册得到直径为44mm。 A].>.AI
iii. III-IV段为小齿轮，外径90mm。 P_c,BlfGMH
iv. IV-V段分隔两齿轮，直径为55mm。 xil[#W]7Ge
v. V-VI段安装大齿轮，直径为40mm。 a6:x"Tv
vi. VI-VIII段安装套筒和轴承，直径为35mm。 *=fr8
%?aS#4jI
2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 G[8 in
1. I-II段轴承宽度为22.75mm，所以长度为22.75mm。 >6oOZbUY0
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。 p-%|P ]&
3. III-IV段为小齿轮，长度就等于小齿轮宽度90mm。 ~>0qZ{3J_
4. IV-V段用于隔开两个齿轮，长度为120mm。 TRZRYm"
5. V-VI段用于安装大齿轮，长度略小于齿轮的宽度，为83mm。 H"Klj_<dH0
6. VI-VIII长度为44mm。 l c_E!"1
W5^.-B,(K
.))v0
/XudV2P-CA
4． 求轴上的载荷 t+?P^Ok
66 207.5 63.5 /T,Z>R
$7QoMV 8V
Q#(GI2F2#
, * ]d~Y
`xiCm':
6{ ,HiY
PyA&ZkX>
8 ?*RIA.a
k 8,?hX:
l88A=iLgv
_/S?#
# wc \T
9S[ XTU
.bVmqR`
l{VSb92f
/%A;mlf{
+,v- =~5
Fr1=1418.5N +3i 7D
Fr2=603.5N hUz[uyt
查得轴承30307的Y值为1.6 ](eN@Xi&@
Fd1=443N =`Y.=RL+'n
Fd2=189N q> s-Y|
因为两个齿轮旋向都是左旋。 aZKO Y
故：Fa1=638N b dJ+@r
Fa2=189N \<vNVz7.D
v(l eide
5．精确校核轴的疲劳强度 -[OXSaf6
1） 判断危险截面 ]NhS=3*i+
由于截面IV处受的载荷较大，直径较小，所以判断为危险截面 VD4C::J
;WT{|z
2） 截面IV右侧的 OzT#1T1'c
;NV' W]
截面上的转切应力为 O[9-:,B{w
:Vg}V"QR
由于轴选用40cr，调质处理，所以 x90jw$\%7
， ， 。 #Fu>|2F|
（[2]P355表15-1） x'Pi5NR E
a) 综合系数的计算 kC UT ^
由 ， 经直线插入，知道因轴肩而形成的理论应力集中为 ， ， aTGdmj!
（[2]P38附表3-2经直线插入） Px M!U!t
轴的材料敏感系数为 ， ， :)jJge&^p
（[2]P37附图3-1） $j I>[%
故有效应力集中系数为 _,6f#t
Ufo>|A6;$
BpO9As 1um
查得尺寸系数为 ，扭转尺寸系数为 ， *m+5P r`7
（[2]P37附图3-2）（[2]P39附图3-3） 4gdY`}8b^}
轴采用磨削加工，表面质量系数为 ， yB LUNIr
（[2]P40附图3-4） i g 0u^BC
轴表面未经强化处理，即 ，则综合系数值为 FVF-:C
5j"1z1_&
&~B5.sppnB
b) 碳钢系数的确定 +Ra3bj l
碳钢的特性系数取为 ， RA a[t :|
c) 安全系数的计算 %;z((3F
轴的疲劳安全系数为 ~un%4] U
`-B+JQmen
Y{ f7
f'_
j2 h[70fWC
故轴的选用安全。 \g-j9|0
!c<w S Q,
I轴： &jV_"_3n
1．作用在齿轮上的力 %Hi~aRz
FH1=FH2=337/2=168.5 dMl+ko
Fv1=Fv2=889/2=444.5 tJ& 5tNl
DE{h5-g
2．初步确定轴的最小直径 0MIUI<;j
lS{r=y_0.
YpdNX. P,
3．轴的结构设计 m:`@?n~..
1） 确定轴上零件的装配方案 &h$|j
MM{_Ur7Q
}0=< 6\+:`
2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 =Pe><k
d) 由于联轴器一端连接电动机，另一端连接输入轴，所以该段直径尺寸受到电动机外伸轴直径尺寸的限制，选为25mm。 !- ~ X?s~L
e) 考虑到联轴器的轴向定位可靠，定位轴肩高度应达2.5mm，所以该段直径选为30。 RE46k`44
f) 该段轴要安装轴承，考虑到轴肩要有2mm的圆角，则轴承选用30207型，即该段直径定为35mm。 KA]*ox6j;
g) 该段轴要安装齿轮，考虑到轴肩要有2mm的圆角，经标准化，定为40mm。 OIaYHA
h) 为了齿轮轴向定位可靠，定位轴肩高度应达5mm，所以该段直径选为46mm。 0? bA$ y
i) 轴肩固定轴承，直径为42mm。 4ax|Vb)D
j) 该段轴要安装轴承，直径定为35mm。 Uhh
l3%p
2） 各段长度的确定 ,[48Mspp
各段长度的确定从左到右分述如下： #Gv{UU$]
a) 该段轴安装轴承和挡油盘，轴承宽18.25mm，该段长度定为18.25mm。 (N~$x
b) 该段为轴环，宽度不小于7mm，定为11mm。 i 6no;}j
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。 sLcY,AH
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。 ro| vh\y
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。 V*jsq[q =
f) 该段由联轴器孔长决定为42mm ,ul5,ygA
>`V}U*}*H
?Z %:
4．按弯扭合成应力校核轴的强度 +p:Y=>bTj
W=62748N.mm c5i%(!>
T=39400N.mm S0 @T0y#
45钢的强度极限为 ，又由于轴受的载荷为脉动的，所以 。 u@ N~1@RT|
32XS `Z
b#Kq[}
III轴 Yx?aC!5M
1．作用在齿轮上的力 6p<` h^
FH1=FH2=4494/2=2247N W= -|`
Fv1=Fv2=1685/2=842.5N 2M6d MvS
9zKBO* p`
2．初步确定轴的最小直径 |w) 5;uQ&\
k&s; {|!
-6E K#!+
3．轴的结构设计 66ohmP@04Z
1） 轴上零件的装配方案 LPE )
F RyPeZR
/8 CY0Ey
2） 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 i+(GNcg2
I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII 4~u9B/v
直径 60 70 75 87 79 70 BnEdv8\,&s
长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25 9Vh_[^bR
( )|3
6M><(1fT
|XcH]7Ai"
SPwP CI1?
5．求轴上的载荷 12gw#J/)9h
Mm=316767N.mm eK_*q -
T=925200N.mm 5:gj&jt;)7
6. 弯扭校合 @FX{M..
|>utWT]S
!$kR ;Q"/
R^{xwI
dtW0\^ .L
滚动轴承的选择及计算 ToU.m M?f^
I轴： o~~ 9!\
1．求两轴承受到的径向载荷 F' BdQk3o
5、 轴承30206的校核 sd!sus|( R
1） 径向力 5+L 8\V9;
~mA7pOHj
:W X0,-Gn
2） 派生力 XS/ n>C
， ( p D7
3） 轴向力 ,f<B}O
由于 ， 1P5LH 5
所以轴向力为 ， l{EU_|q
4） 当量载荷 VD;j[~/Z
由于 ， ， w6 U
@t W
所以 ， ， ， 。 R+Lk~X^*l'
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 5b fb!7-[i
Zz")`hUG
5） 轴承寿命的校核 $^ $ECDOTB
uC[d% v`
/co%:}ln
II轴： #WEq-0L
6、 轴承30307的校核 d pn3 (
1） 径向力 `vEqj v
H ja^edLj
!aeNq82
2） 派生力 ysth{[<5F3
， B/_6Ieb+
3） 轴向力 3kw}C aZ6
由于 ， ZY Kd
所以轴向力为 ， ?#ihJt,
4） 当量载荷 "WP% REE!
由于 ， ， y< ud('D
所以 ， ， ， 。 9l l|JeNi
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 s!`H
xppkLoPK
5） 轴承寿命的校核 r#I>_Utsy
^2 JPyyZa
LaT8l?q q
III轴： =M7PvH' "
7、 轴承32214的校核 z"qv
1） 径向力 &CO| Y(+
;_p fwa4
D"`[6EN[
2） 派生力 oek #^:pF
， _/ Tlqzp
3） 轴向力 4@/z
由于 ， 9
P~d:'Ib
所以轴向力为 ， N6BNzN}-P
4） 当量载荷 19w_tS g
由于 ， ， ;"SZ}
所以 ， ， ， 。 4L11P
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 wzbz }P>
Kt6C43]7
5） 轴承寿命的校核 jQs* (=ls
O&= KlnI:
v*Xk WH5
键连接的选择及校核计算 Nkoo fhZ
59~FpjJ
代号 直径 6~3jn+K$1
（mm） 工作长度 {70 Ou}*
（mm） 工作高度 n5 >B LtY
（mm） 转矩 _y"a2M
（N•m） 极限应力 Ri[S<GOMii
（MPa） |y U3Kt
高速轴 8×7×60（单头） 25 35 3.5 39.8 26.0 ysl8LK
12×8×80（单头） 40 68 4 39.8 7.32 _ flg Q
中间轴 12×8×70（单头） 40 58 4 191 41.2 &p )@8HY
低速轴 20×12×80（单头） 75 60 6 925.2 68.5 Tfr`?:yF
18×11×110（单头） 60 107 5.5 925.2 52.4 W1;=J^<&1
由于键采用静联接，冲击轻微，所以许用挤压应力为 ，所以上述键皆安全。 Pm;I3r=R\
)kF2HF
连轴器的选择 eL_^: -
由于弹性联轴器的诸多优点，所以考虑选用它。 *afejjW[
p!QR3k.9s
二、高速轴用联轴器的设计计算 sl% #u9r=
由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为 ， e$H|MdYIA
计算转矩为 R~!\ -6%_
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） C )U # T)
其主要参数如下： i<J^:7
材料HT200 !2#\| NJk
公称转矩 'Z59<Y a&x
轴孔直径 ， E`(5UF*>
T<XfZZ)l<`
轴孔长 ， t[/\K G8
装配尺寸 ,RR ;VKj
半联轴器厚 F68},N>vr@
（[1]P163表17-3）（GB4323-84） F:M/z# :~
:&qC <UD
三、第二个联轴器的设计计算 n}VbdxlN
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 ， $1b]xQ
计算转矩为 FoQ?U=er
所以选用弹性柱销联轴器TL10（GB4323-84） )CFk `57U
其主要参数如下： %7iUlO}}V
材料HT200 {qY3L8b
公称转矩 ?U}sQ;c$
轴孔直径 %Fs*#S
轴孔长 ， V/@[%w=
装配尺寸 o@Scz! "g
半联轴器厚 sN" p5p
（[1]P163表17-3）（GB4323-84） 23)F-.C}j
l&\t f`~
\moZ6J
}Q ,(u
减速器附件的选择 x`Vy<h 33
通气器 l#tS.+B7
由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M18×1.5 5<!o{)I
油面指示器 Tavtr9L0XY
选用游标尺M16 j~X j
起吊装置 h_AJI\{"
采用箱盖吊耳、箱座吊耳 *Ro8W-+
放油螺塞 Z@<q/2).|
选用外六角油塞及垫片M16×1.5 @gs26jX~2}
N-]\oMc2
润滑与密封 FrgW7`s[A
一、齿轮的润滑 }~myf\$
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。 q2[+-B)m
czXI?]gg,
二、滚动轴承的润滑 p
Z0 =
由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。 58M'r{8_
>&*6Fqd
三、润滑油的选择 Ti0
(VdY
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。 eUX@9eML
e_YW~z=6t
四、密封方法的选取 -OHvK0~
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。 ju8',ZC
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。 Rh!L'? C
轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。 Wpiv1GZ%c8
EG'7}W
}~7H2d);-
PpX{+^z-%
设计小结 Q3 K;kS
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。 113Z@ F
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参考资料目录 *O2^{ C
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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； U'J P1\
[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； >VpP/Qf
[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； X7'h@>R
[5]《工程机械构造图册》，机械工业出版社，刘希平主编 E#yCcC!wMY
[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； nEjo,
[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。 O JZ!|J8?
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