目 录 :G5uocVk
+}xaQc:0|
设计任务书……………………………………………………1 O) atNE
传动方案的拟定及说明………………………………………4 ~ b~2
>c9
电动机的选择…………………………………………………4 : 9t4s#.
计算传动装置的运动和动力参数……………………………5 >rsqH+oL
传动件的设计计算……………………………………………5 ?sz)J 3
轴的设计计算…………………………………………………8 .;7> y7$*
滚动轴承的选择及计算………………………………………14 r |Z5Xc
键联接的选择及校核计算……………………………………16 4qi [r)G
连轴器的选择…………………………………………………16 n(seNp%_
减速器附件的选择……………………………………………17 . Dg*\ h
润滑与密封……………………………………………………18 e4>"92hX
设计小结………………………………………………………18 _ *f
参考资料目录…………………………………………………18 ?:{sH#ua
^ 5GW$
机械设计课程设计任务书 +HT1 ct+dI
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 a| 7a_s4(
一． 总体布置简图 ikD1N
b75 $?_+
DV)3
!TM*o+;
1—电动机；2—联轴器；3—齿轮减速器；4—带式运输机；5—鼓轮；6—联轴器 q$( 5Vd :
#|GSQJ$F)`
二． 工作情况： 'G\XXf% J
载荷平稳、单向旋转 6z0@I*
Vwk #qgnX
三． 原始数据 r}#\BbCv;7
鼓轮的扭矩T（N•m）：850 ev1 W6B-a
鼓轮的直径D（mm）：350 ~Nf})U
运输带速度V（m/s）：0.7 94sk kEj
带速允许偏差（％）：5 o2z]dTJ}o
使用年限（年）：5 G7!W{;@I
工作制度（班/日）：2 P O :"B6
(;Y8pKl1e
四． 设计内容 )a@k]#)Skm
1. 电动机的选择与运动参数计算；
@fv}G>t
2. 斜齿轮传动设计计算 j>Iaq"
3. 轴的设计 hpTDxh'?$C
4. 滚动轴承的选择 css64WX^0c
5. 键和连轴器的选择与校核； ;9o;r)9~
6. 装配图、零件图的绘制 )^||\G
7. 设计计算说明书的编写 e:H26 SW
0Wa}<]:^
五． 设计任务 )-* 5v
D
1． 减速器总装配图一张 76hOB@
2． 齿轮、轴零件图各一张 N7E$G{TT
3． 设计说明书一份 6T 8!xyi-+
V%$/ #sza
六． 设计进度 pym!U@$t
1、 第一阶段：总体计算和传动件参数计算 4DZ-bt'
2、 第二阶段：轴与轴系零件的设计 0TpK#OlI|c
3、 第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 Z{&cuo.@<]
4、 第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 R.=}@oPb
Eu"_MgD
hI9
>pUtwIP
`+6R0Ch
4pw6bK,s2\
7{&|;U
cGjPx G;
传动方案的拟定及说明 {o(j^@
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。 N F)~W#
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。 Zd"^</ S
%|s+jeUDn|
2UG sYQn
电动机的选择 2eMTxwt*S
1．电动机类型和结构的选择 fb^fVSh>
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。 MEB it
I? ,>DHUX
2．电动机容量的选择 $D G?M6
1） 工作机所需功率Pw J2:y6kGj>
Pw＝3.4kW Gea\,{E9xA
2） 电动机的输出功率 5\z `-)
Pd＝Pw/η Omd .9
η＝ ＝0.904 ,v"YqD+GC5
Pd＝3.76kW iLSr*`
o
m * JaXa
3．电动机转速的选择 4?B\O`sy.
nd＝（i1’•i2’…in’）nw |\pbir
初选为同步转速为1000r/min的电动机 %c4Hse#Y
82l~G;.n3
4．电动机型号的确定 ` V##Y
由表20－1查出电动机型号为Y132M1-6,其额定功率为4kW，满载转速960r/min。基本符合题目所需的要求。 O%bEB g
>y"+ -7V)
d3xmtG {i
计算传动装置的运动和动力参数 J{Q|mD=
传动装置的总传动比及其分配 0Vx. nUQ
1．计算总传动比 EN/,5<S<,[
由电动机的满载转速nm和工作机主动轴转速nw可确定传动装置应有的总传动比为： rW$[DdFA5{
i＝nm/nw 4<BjC[@~Z{
nw＝38.4 .SWlp2!M5
i＝25.14 4 r45i:
q<M2,YrbAI
2．合理分配各级传动比 AIZ]jq
由于减速箱是同轴式布置，所以i1＝i2。 v?geCe=ng
因为i＝25.14，取i＝25，i1=i2=5 &v@a5 L
速度偏差为0.5%<5%，所以可行。 vam;4vyu
各轴转速、输入功率、输入转矩 \ kZ?
项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮 ez| ) ph7
转速（r/min） 960 960 192 38.4 38.4 vX.VfY
功率（kW） 4 3.96 3.84 3.72 3.57 mHRiugb!
转矩（N•m） 39.8 39.4 191 925.2 888.4 {tW f
传动比 1 1 5 5 1 j:v@pzTD
效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97 J\b^)
c24dSNJg,
传动件设计计算 x<ZJb
1． 选精度等级、材料及齿数 #"G]ke1l $
1） 材料及热处理； 8A})V8
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。 r97pOs#5:
2） 精度等级选用7级精度； EFM5,gB.m
3） 试选小齿轮齿数z1＝20，大齿轮齿数z2＝100的； ece P0x
4） 选取螺旋角。初选螺旋角β＝14° {ttysQ-
2．按齿面接触强度设计 A
PEE ~
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 C&(N
I
按式（10—21）试算，即 do>wwgr
dt≥ .[ICx
1） 确定公式内的各计算数值 ! 2f[}.6+
（1） 试选Kt＝1.6 &OH={Au
（2） 由图10－30选取区域系数ZH＝2.433 X4~y 7
（3） 由表10－7选取尺宽系数φd＝1 Fj2BnM3#
（4） 由图10－26查得εα1＝0.75，εα2＝0.87，则εα＝εα1＋εα2＝1.62 s{ *[]!
（5） 由表10－6查得材料的弹性影响系数ZE＝189.8Mpa ]>5/PD,wWy
（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； \ "P%` C
（7） 由式10－13计算应力循环次数
f*?]+rz
N1＝60n1jLh＝60×192×1×（2×8×300×5）＝3.32×10e8 Po^?QVJ7
N2＝N1/5＝6.64×107 ?67Y -\}
!$gR{XH$]
（8） 由图10－19查得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.95；KHN2＝0.98 I&x= ;
（9） 计算接触疲劳许用应力 inMA:x}cF1
取失效概率为1％，安全系数S＝1，由式（10－12）得 v dc\R?
[σH]1＝＝0.95×600MPa＝570MPa hcsP2
0s
[σH]2＝＝0.98×550MPa＝539MPa rlOAo`hd
[σH]＝[σH]1＋[σH]2/2＝554.5MPa B|C2l u
_@
qjV~%Sy
2） 计算 ~:s>aQ`!
（1） 试算小齿轮分度圆直径d1t 52Z2]T
c ,
d1t≥ w;4<h8Wn5
= =67.85 <L8' ! q}
*k.G5>@
（2） 计算圆周速度 ;n*.W|Uph
v= = =0.68m/s S%Uutj\/W
aC8} d
（3） 计算齿宽b及模数mnt RbOUfD(J4
b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm y51e%n$
mnt= = =3.39 2DrP"iGq5
h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm p>v$F iV2N
b/h=67.85/7.63=8.89 "o-z y'I
*a v<E
（4） 计算纵向重合度εβ ; F"g$_D0
εβ= =0.318×1×tan14 =1.59 h+g_rvIG*
（5） 计算载荷系数K \wz6~5R
已知载荷平稳，所以取KA=1 rr],DGg+B]
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， "^})zf~_
故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42 On9A U:\
由表10—13查得KFβ=1.36 FpmM63$VN[
由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数 k8&;lgO '
K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05 +>6 iYUa
|6sp/38#p
（6） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10—10a）得 'CM|@ Zz%
d1= = mm=73.6mm c_$=-Khk
8mvy\l
EEH
（7） 计算模数mn UNu#(nP
mn = mm=3.74 /|6N*>l)y
3．按齿根弯曲强度设计 5}l[>lF
由式(10—17) y4?0j :
mn≥ r=
`Jn6@
1） 确定计算参数 ?Jm^<
（1） 计算载荷系数 C gk<pky1
K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96 ]n n98y+
&AeX
（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 t%0VJB,Q2
BO?%'\
（3） 计算当量齿数 ? =Z? 6fw
z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 KxJ!,F{>H
z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47 Uiw2oi&_
（4） 查取齿型系数 XJ;57n-?
由表10－5查得YFa1=2.724；Yfa2=2.172 G5BfNU
（5） 查取应力校正系数 #jvt US \
由表10－5查得Ysa1=1.569；Ysa2=1.798 yLvDMPj
jp%S3)
"<N*"euH
（6） 计算[σF] gh]cXuph
σF1=500Mpa DMr\ TN
σF2=380MPa N )X3XTY
KFN1=0.95 vH@ds
k
KFN2=0.98 NIry)'"
[σF1]=339.29Mpa -$ls(oot
[σF2]=266MPa AO4U}?
（7） 计算大、小齿轮的 并加以比较 $t[FH&c(
= =0.0126 >1Ibc=}g
= =0.01468 *~e?TfG
大齿轮的数值大。 kS);xA8s]
F v 2-(
2） 设计计算 0Th&iA4
mn≥ =2.4 BL }\D;+t
mn=2.5 CY5Z{qiX
S9y}
4．几何尺寸计算 p8O2Z? \
1） 计算中心距 r#p9x[f< Y
z1 =32.9，取z1=33 QA`sx
z2=165 )N w8O{\
a =255.07mm B~ GbF*j
a圆整后取255mm g*_&
BX7kO0 j
2） 按圆整后的中心距修正螺旋角 zwjgE6
β=arcos =13 55’50” ![=yi
tB
*] )
`z8Ox
3） 计算大、小齿轮的分度圆直径 K+3=tk]W9u
d1 =85.00mm G5 WVr$
d2 =425mm EV% gF
hL{KRRf>
4） 计算齿轮宽度 N~)_DjQP5
b=φdd1 g}cq K
b=85mm L#sMSVC+
B1=90mm，B2=85mm dUZ
,m9u
;?p>e'
5） 结构设计 sDlO#
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。 8(~ h"]`!
hHnYtq
轴的设计计算 BW4J > {
拟定输入轴齿轮为右旋 5U$0F$BBp
II轴： U 'bEL^ Jf
1．初步确定轴的最小直径 9WyhZoPD*
d≥ ＝ =34.2mm / y}xX
2．求作用在齿轮上的受力 0x@
mZ
Ft1= =899N `d}2O%P
Fr1=Ft =337N Vt#.eL)Ee
Fa1=Fttanβ=223N； Tyx_/pJT
Ft2=4494N 8&slu{M-
t
Fr2=1685N /a4{?? #e
Fa2=1115N *z8\Lnv~k
kt:!
7
3．轴的结构设计 F={a;Dvrn
1） 拟定轴上零件的装配方案 Ad_h K O
XXa|BZ1RX
i. I-II段轴用于安装轴承30307，故取直径为35mm。 (f "4,b^]
ii. II-III段轴肩用于固定轴承，查手册得到直径为44mm。 "^%cJAnLX
iii. III-IV段为小齿轮，外径90mm。 h2d (?vOT
iv. IV-V段分隔两齿轮，直径为55mm。 C LRdm ^B
v. V-VI段安装大齿轮，直径为40mm。 ,k3FRes3
vi. VI-VIII段安装套筒和轴承，直径为35mm。 vr =#3>
wf<M)Rs|
2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 4.t-i5
1. I-II段轴承宽度为22.75mm，所以长度为22.75mm。 DB,J 3bm
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。 cbTm'}R(G
3. III-IV段为小齿轮，长度就等于小齿轮宽度90mm。 N~'c _l
4. IV-V段用于隔开两个齿轮，长度为120mm。 N(yz k_~
5. V-VI段用于安装大齿轮，长度略小于齿轮的宽度，为83mm。 Y }wyw8g/
6. VI-VIII长度为44mm。 sXFZWj }\
fz
"Y CHe
Nj/
x. X
WH^%:4
4． 求轴上的载荷 S?2>Er
66 207.5 63.5 6Z"X}L,*
Z,PPu&lmE/
_H@DLhH|=
l *G[!u
'm$L Ij?@
X"eYK/7
9hyn`u.
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c 7H^$_^ =
SOIN']L|V[
N8df8=.kw
493*{
4 #Jg9o
r5^eNg k
pd$[8Rmj_
Fr1=1418.5N J#83 0r(-
Fr2=603.5N xyXa .
查得轴承30307的Y值为1.6 ~ a2}(]
Fd1=443N #GFr`o0$^
Fd2=189N &UFZS94@r
因为两个齿轮旋向都是左旋。 uPvEwq*
C
故：Fa1=638N Dw"\/p:-3
Fa2=189N );YDtGip J
8eRLy/`gd
5．精确校核轴的疲劳强度 Q,Eo mt
1） 判断危险截面 [nh>vqum
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 /x *3}oI
3OB"#Ap8<
2） 截面IV右侧的 rvM {M/4
%a7$QF]
截面上的转切应力为 k}rbim
F"mmLao
由于轴选用40cr，调质处理，所以 [# iz/q~}
， ， 。 N$tGQ@
（[2]P355表15-1） 5mR 1@
a) 综合系数的计算 ia?
c0xL
由 ， 经直线插入，知道因轴肩而形成的理论应力集中为 ， ， ^ZCD ~P_=
（[2]P38附表3-2经直线插入） GLODVcjf
轴的材料敏感系数为 ， ， E?@m?@*/
（[2]P37附图3-1） 5:?! =<=
故有效应力集中系数为 glw+l'@
/mZE/>&~ ,
),!qTjD
查得尺寸系数为 ，扭转尺寸系数为 ， =Esa vN
（[2]P37附图3-2）（[2]P39附图3-3） Uw:"n]G]D?
轴采用磨削加工，表面质量系数为 ， G+m }MOQP7
（[2]P40附图3-4） 'c~4+o4co
轴表面未经强化处理，即 ，则综合系数值为 [ fy LV`
!@"OB~
Alq(QDs
b) 碳钢系数的确定 1E$|~
碳钢的特性系数取为 ， H;"4 C8K7
c) 安全系数的计算 OZ&o:/*H M
轴的疲劳安全系数为 v` r:=K
w2'5#`m
#L NED)Vg
|[y 6Ua0
故轴的选用安全。 y_[vr:s5pG
!Z6{9sKR=]
I轴： ss-D(K"
1．作用在齿轮上的力 i -&yH
FH1=FH2=337/2=168.5 d d;T-wa}
Fv1=Fv2=889/2=444.5 cc3 4e
LH6 vLuf
2．初步确定轴的最小直径 P93@;{c(
F:ELPs4"
Mb=" Te>|
3．轴的结构设计 3 gf1ownC
1） 确定轴上零件的装配方案 Qwc"[N4H
fc@A0Hf
B7%U_F|m
2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 WEpoBP
CL
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^I(OuRMeI
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。 [00m/fT6
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。 xN(|A}w
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。 =R\]=cRbg
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。 eDB ;cN
i) 轴肩固定轴承，直径为42mm。 S
tyfB
j) 该段轴要安装轴承，直径定为35mm。 L%5% T;0'~
2） 各段长度的确定 {XHh8_ ^&
各段长度的确定从左到右分述如下： A)~6Im
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。 oXS}IL
og'
b) 该段为轴环，宽度不小于7mm，定为11mm。 d!{r v
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。 We z 5N
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。 hzC >~Ub5
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。 SY8C4vb'h
f) 该段由联轴器孔长决定为42mm uVU)d1N
Ct|A:/z(
'H!XUtFs"
4．按弯扭合成应力校核轴的强度 jq-_4}w?C
W=62748N.mm y3ikWnx
T=39400N.mm ,2)6s\]/b
45钢的强度极限为 ，又由于轴受的载荷为脉动的，所以 。 GH
xp7H
,=N.FS
{_dvx*M
III轴 |)G<,FJQE_
1．作用在齿轮上的力 w*MpX
U<
FH1=FH2=4494/2=2247N PxE3K-S)G
Fv1=Fv2=1685/2=842.5N IIqUZJ
]+$?u&0?w
2．初步确定轴的最小直径 fxIf|9Qi`
b YPK h
m#F`] {
3．轴的结构设计 <Ok3 FE.K
1） 轴上零件的装配方案 cs'{5!i]
zv"Z DRW
e~':(/%|5;
2） 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 @OHm#`~
I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII NgCvVWto
直径 60 70 75 87 79 70 ?F;8Pa /
长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25 6JQ'Ik;$wX
;w[0t}dPl
w1DV\Ap*
#1G:lhkC
o0 vUj
5．求轴上的载荷 ?S$P9^ii'
Mm=316767N.mm ^v`\x5"Vp
T=925200N.mm K6)j0 ]K1
6. 弯扭校合 k)Qtfj}uij
` ^y7f
8pgEix/M5o
\} :PLCKT
/~f'}]W
滚动轴承的选择及计算 3jC_AO %T
I轴： ,Vk3kmuvr]
1．求两轴承受到的径向载荷 R!N%o~C 2-
5、 轴承30206的校核 7VF LJr t
1） 径向力 H}bJ"(9$vC
n#OB%@]<V
e;} 7G
2） 派生力 r?
E)obE
， ah+iZ}E%
3） 轴向力 ?oHpFlj
由于 ， lv+TD!b
所以轴向力为 ， Y\?"WGL)p
4） 当量载荷 @'!SN\?W8
由于 ， ， o= "M
所以 ， ， ， 。 Y^EcQzLw
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 SmSH 2m-
Q:k}Jl
5） 轴承寿命的校核 ;P%1j| 7
f5VLw`m}.8
R3&Iu=g
II轴： zL `iK"N`
6、 轴承30307的校核 4-H+vNG{%
1） 径向力 8(&[Rs?K
P%&0]FCx
j0evq+
2） 派生力 (b-MMr
， d K3*;
3） 轴向力 NzOx0WLF
由于 ， 94.D HZqh
所以轴向力为 ， 'UX!*5k<:
4） 当量载荷 " h~Z u
由于 ， ， jrr*! ^4|
所以 ， ， ， 。 hwBfdZ
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 Tg)| or/ %
?2{Gn-{
5） 轴承寿命的校核 `FDiX7M
J1RJ*mo7,
p Vw}g@<M
III轴： u jq =F
7、 轴承32214的校核 %wvdn
1） 径向力 lN?qp'%H`
wyj{zWRJp
vkd.)x`J,
2） 派生力 D] jz A x
， }`QUHIF
3） 轴向力 )Y 6 +
由于 ， Ug t.&IA
所以轴向力为 ， %.Fi4}+ O
4） 当量载荷 x?p1
HUK
由于 ， ， Ng>5?F^v
所以 ， ， ， 。 +N9X/QFKV
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 RO VW s/
~'i Ho]9O
5） 轴承寿命的校核 YpZ +n*&+
ox>^>wR*
o ]` *M|
键连接的选择及校核计算 S)k*?dQ##R
7he,?T)vD
代号 直径 /-ch`u md
（mm） 工作长度 |`f$tj
（mm） 工作高度 YTX,cj#D^&
（mm） 转矩 +p_CN*10H
（N•m） 极限应力 axRV:w;E<
（MPa） YTpSHpf@
高速轴 8×7×60（单头） 25 35 3.5 39.8 26.0 *@r/5pM2}
12×8×80（单头） 40 68 4 39.8 7.32 el<s8:lA
中间轴 12×8×70（单头） 40 58 4 191 41.2 mpEK (p
低速轴 20×12×80（单头） 75 60 6 925.2 68.5 Ae^~Cz1qz
18×11×110（单头） 60 107 5.5 925.2 52.4 -M~:lK]n
由于键采用静联接，冲击轻微，所以许用挤压应力为 ，所以上述键皆安全。 @* jz
o
Y3 cMC)
连轴器的选择 N1S{ suic
由于弹性联轴器的诸多优点，所以考虑选用它。 eKLZt%=
O67W&nz
二、高速轴用联轴器的设计计算 4qbBc1,7y
由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为 ， qI9z;_,gNz
计算转矩为 =/+-<px
所以考虑选用弹性柱销联轴器TL4（GB4323-84），但由于联轴器一端与电动机相连，其孔径受电动机外伸轴径限制，所以选用TL5（GB4323-84） K.nHii
其主要参数如下： UiP"Ixg6
材料HT200 82qoGSD.
公称转矩 y`5
9A
轴孔直径 ， #ut
)Y0!~#
`
轴孔长 ， xY8$I6
装配尺寸 ,vawzq[oSy
半联轴器厚 8.= BaNU
（[1]P163表17-3）（GB4323-84） dNH08q8P
t!X. |`h
三、第二个联轴器的设计计算 P [ck84F/
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 ， CL;}IBd a
计算转矩为 "ycJ:Xv49
所以选用弹性柱销联轴器TL10（GB4323-84） }W8;= $jr
其主要参数如下： |O+H[;TB6
材料HT200 rJT a
公称转矩 SmH=e@y~Lx
轴孔直径 qkY:3Ozw
轴孔长 ， L,`LN>
装配尺寸 gzT*-
半联轴器厚 MUc$ j&
（[1]P163表17-3）（GB4323-84） NB#OCH1/9
KqJs ?Won
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{duz\k2
减速器附件的选择 <2x^slx)?
通气器 *#|&JIEsi
由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M18×1.5 TDjm2R~9FS
油面指示器 q~o<*W
选用游标尺M16 "|q& ea rc
起吊装置 SHgN~ Um
采用箱盖吊耳、箱座吊耳 @Uvz8* b6
放油螺塞 7Q9 w?y~c
选用外六角油塞及垫片M16×1.5 B d fwa
4E+e}\r:6
润滑与密封 s!zx}
5
一、齿轮的润滑 Mb}QD~=M
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。 ET*SB
J]' zIOQ
二、滚动轴承的润滑 T&bY a`f]
由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。 i1d'nxk6
d7 y[0<xM
三、润滑油的选择 YkSl^j[DHs
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。 <'Eme
H%td hu\e
四、密封方法的选取
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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。 |HQW0
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。 %sP*=5?vA
轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。 ]%H`_8<gc
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设计小结 +O{*M9 B
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。 ~<bZ1TD
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参考资料目录 TD0
B%
[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； n-;`Cy`k
[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； N4!O.POP
[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； O^
yG?b
[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； 73;GW 4,
[5]《工程机械构造图册》，机械工业出版社，刘希平主编 }Sv:`9=
[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； U5de@Y
[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。 8l`*]1.W<
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