目 录 Q %w Y
wMdal:n^
设计任务书……………………………………………………1 e.@uhB.
传动方案的拟定及说明………………………………………4 7UL qo>j
电动机的选择…………………………………………………4 yv\#8I:qh
计算传动装置的运动和动力参数……………………………5 Ux#x#N
传动件的设计计算……………………………………………5 n Ps7c %
轴的设计计算…………………………………………………8 ?V}j`r8|\4
滚动轴承的选择及计算………………………………………14 zGc :
@z
键联接的选择及校核计算……………………………………16 4#5:~M }
连轴器的选择…………………………………………………16 jL^ ](J>
减速器附件的选择……………………………………………17
BWrv%7
润滑与密封……………………………………………………18 m}8[#:
设计小结………………………………………………………18 0Tm R/uUT
参考资料目录…………………………………………………18 Q}!m x7b0]
?W0)nQU
机械设计课程设计任务书 &BtK ( $
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 ^{ xeij/
一． 总体布置简图 !! 4Qj
Kh4$ wwn
5w\fSY
, SQZD,3v4
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 !A>z(eIsv`
<)\y#N
二． 工作情况： =xsTDjH>
载荷平稳、单向旋转 ZkIg L
# [ e
三． 原始数据 F[4;Xq
鼓轮的扭矩T（N•m）：850 8ZCo c5
鼓轮的直径D（mm）：350 6<N5_1
运输带速度V（m/s）：0.7 lip [n;Ir>
带速允许偏差（％）：5 l3 Lyea:
使用年限（年）：5 h.!}3\Y
工作制度（班/日）：2 u(OW gbA3
} g3+{\x8
四． 设计内容 *loOiM\5a
1. 电动机的选择与运动参数计算； UjOB98Du
2. 斜齿轮传动设计计算 $ t5 V=}m>
3. 轴的设计 3Wwj p
4. 滚动轴承的选择 [kqYfY?K
5. 键和连轴器的选择与校核； :>aQ~1f>]
6. 装配图、零件图的绘制 <\0vR20/
7. 设计计算说明书的编写 r1<F
T ]j.=|,d
五． 设计任务 <5G{"U+ \
1． 减速器总装配图一张 Oky**B[D'
2． 齿轮、轴零件图各一张 ,jC3 Fcly
3． 设计说明书一份 (YY~{W$w(
{CR 5K9
六． 设计进度 7H VZZ!>~
1、 第一阶段：总体计算和传动件参数计算 gORJWQv
2、 第二阶段：轴与轴系零件的设计 XxDaz1
3、 第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 U~W?s(Cy%
4、 第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 `+t.!tv!
[w\9as/ E
U `o^mtW.
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W5^.-B,(K
传动方案的拟定及说明 fK&e7j`qO
由题目所知传动机构类型为：同轴式二级圆柱齿轮减速器。故只要对本传动机构进行分析论证。 G60R9y47c
本传动机构的特点是：减速器横向尺寸较小，两大吃论浸油深度可以大致相同。结构较复杂，轴向尺寸大，中间轴较长、刚度差，中间轴承润滑较困难。 Iyd?|f"
'+
xu#R
x!_<z''
电动机的选择 NxVw!TsR
1．电动机类型和结构的选择 7 S a1;%R
因为本传动的工作状况是：载荷平稳、单向旋转。所以选用常用的封闭式Y（IP44）系列的电动机。 N$x tHtz8"
'TTUN=y
2．电动机容量的选择 En&5)c+js4
1） 工作机所需功率Pw zZiJ 9 e
Pw＝3.4kW &20P,8@
2） 电动机的输出功率 cE e? *\G
Pd＝Pw/η *jMk/9oa<N
η＝ ＝0.904 XE3'`D !
Pd＝3.76kW k z"3ZDR
J(#m tj>v_
3．电动机转速的选择 V:/7f*n7
nd＝（i1’•i2’…in’）nw w#N?l!5
初选为同步转速为1000r/min的电动机 =&!HwOnp
(~)%Fo9X "
4．电动机型号的确定 cst}Ibf i
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。 LkLN7|
;pD)m/$h`
u*7Z~R
计算传动装置的运动和动力参数 ^uS/r#l
传动装置的总传动比及其分配 w[_x(Ojq;
1．计算总传动比 PY3ps2^K.
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： NZN- ^ >
i＝nm/nw 0t#g }
nw＝38.4 F?m?UQS'u
i＝25.14 _MWM;f`b
|wox1Wt|E
2．合理分配各级传动比 D;Gq )]O
由于减速箱是同轴式布置，所以i1＝i2。 $|KaBx1
因为i＝25.14，取i＝25，i1=i2=5 Y${l!+q
速度偏差为0.5%<5%，所以可行。 J ti(b*~
各轴转速、输入功率、输入转矩 T\VNqs@
项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮 ?3Ij*}_O2
转速（r/min） 960 960 192 38.4 38.4 \ n9A^v`F/
功率（kW） 4 3.96 3.84 3.72 3.57 Wk^RA _
转矩（N•m） 39.8 39.4 191 925.2 888.4 - ng=l;
传动比 1 1 5 5 1 Aa?I8sb c
效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97 FFEfp.T1M
gPzL*6OS A
传动件设计计算 )4xu^=N&as
1． 选精度等级、材料及齿数 .bf<<+'o
1） 材料及热处理； 8u2+tB
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。 I8H%=Kb?9
2） 精度等级选用7级精度； 2JmZ{
3） 试选小齿轮齿数z1＝20，大齿轮齿数z2＝100的； z"DkFvA
4） 选取螺旋角。初选螺旋角β＝14° )a=/ 8ofe
2．按齿面接触强度设计 bg?"ILpk
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 xx*2? i
按式（10—21）试算，即 BO.dz06(Rw
dt≥ {dPgf
1） 确定公式内的各计算数值 Io2mWvu?5
（1） 试选Kt＝1.6 oK FT? "[X
（2） 由图10－30选取区域系数ZH＝2.433 +VE U:1Gt
（3） 由表10－7选取尺宽系数φd＝1 ">dq 0gD
（4） 由图10－26查得εα1＝0.75，εα2＝0.87，则εα＝εα1＋εα2＝1.62 ,J mbqOV?!
（5） 由表10－6查得材料的弹性影响系数ZE＝189.8Mpa # $\fh;!W
（6） 由图10－21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1＝600MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限σHlim2＝550MPa； 8_uzpeRhJc
（7） 由式10－13计算应力循环次数 1 7hTr
N1＝60n1jLh＝60×192×1×（2×8×300×5）＝3.32×10e8 ID1?PM
N2＝N1/5＝6.64×107 WW@"Z}?k
Oajv^H,Em
（8） 由图10－19查得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.95；KHN2＝0.98 0;~yZ?6_F
（9） 计算接触疲劳许用应力 A1cb"N^
取失效概率为1％，安全系数S＝1，由式（10－12）得 ,6<"
[σH]1＝＝0.95×600MPa＝570MPa h 5|.Et
[σH]2＝＝0.98×550MPa＝539MPa -%IcYzyA
[σH]＝[σH]1＋[σH]2/2＝554.5MPa yy2Ie
<XQ.A3SG!
2） 计算 <
/p 8r
（1） 试算小齿轮分度圆直径d1t i}TwOy<4s
d1t≥ vxN0,l
= =67.85 j<tq1?? [b
z&nZ <ih
（2） 计算圆周速度 ARh6V&Hi-
v= = =0.68m/s 7z~Ghz
Z& !!]"I
（3） 计算齿宽b及模数mnt NB8&
b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm e[X q
mnt= = =3.39 E\2Ml@J
h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm us)*2`?6t
b/h=67.85/7.63=8.89 F=@i6ERi
j!#O G
（4） 计算纵向重合度εβ >tRHNB_
εβ= =0.318×1×tan14 =1.59 `T!#@&+
（5） 计算载荷系数K x.DzViP/
已知载荷平稳，所以取KA=1 ^!: "Q3
根据v=0.68m/s,7级精度，由图10—8查得动载系数KV=1.11；由表10—4查的KHβ的计算公式和直齿轮的相同， 96|[}:+$&:
故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42 9$d.P6|d>
由表10—13查得KFβ=1.36 $v;dV@tB
由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数 B(HT.%r^A
K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05 N=,j}FY
c5i%(!>
（6） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10—10a）得 S0 @T0y#
d1= = mm=73.6mm u@ N~1@RT|
"/%89 HMD
（7） 计算模数mn ;\b@)E}
mn = mm=3.74 *FgJ|y6gk
3．按齿根弯曲强度设计 XYbyOM VI
由式(10—17) 5vZ#b\;#V
mn≥ ZykrQ\q9
1） 确定计算参数 A! 6r/
（1） 计算载荷系数 lxb 8xY
K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96 2wh#$zGy
XQ;I,\m
（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 W"(u^}
)r!e2zc=Q
（3） 计算当量齿数 "G?9b
z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 RR25Q. c
z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47 z-u?s`k**
（4） 查取齿型系数 \aSz2lxEHn
由表10－5查得YFa1=2.724；Yfa2=2.172 Q</h-skLZ
（5） 查取应力校正系数 sB 7" 0M
由表10－5查得Ysa1=1.569；Ysa2=1.798 {7#03 k
.)PqN s:
Enj_tJs
（6） 计算[σF] xks?y.wA
σF1=500Mpa snMQ"ju
σF2=380MPa w7Dt1axB
KFN1=0.95 f$D@*33ft
KFN2=0.98 70i H0j )
[σF1]=339.29Mpa pt!'v$G/*
[σF2]=266MPa _PB@ kH#
（7） 计算大、小齿轮的 并加以比较 X8 qIia
= =0.0126 >[3X]n,0
= =0.01468 xdF guV8
大齿轮的数值大。 j@P5(3r
< '*4j\*
2） 设计计算 _X%D w
mn≥ =2.4 !
zfFt;
mn=2.5 i>GdRG&q
\|q-+4]@,
4．几何尺寸计算 YN#XmX %
1） 计算中心距 xXOw: A'
z1 =32.9，取z1=33 1_3?R }$Wl
z2=165 vgk9b!Xd
a =255.07mm euZ(}+N&
a圆整后取255mm zh?4K*>.k
j.&
;c'V$.
2） 按圆整后的中心距修正螺旋角 T|+$@o
β=arcos =13 55’50” gM, &Spn
8 ui=2k(
3） 计算大、小齿轮的分度圆直径 >UN vkQ:
d1 =85.00mm oyQ0V94j
d2 =425mm aL )Hv k:
22vq=RO7Z
4） 计算齿轮宽度 -3k;u
b=φdd1 J#@l V
b=85mm "_)|8|gN
B1=90mm，B2=85mm oc;VIK)g]c
[Yvsa,2
5） 结构设计 UPO^V:.R4
以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故以选用腹板式为宜。其他有关尺寸参看大齿轮零件图。 X%`KYo%
e wQe/Fq
轴的设计计算 [d:@1yc
拟定输入轴齿轮为右旋 b7v dk
II轴： %BICt @E
1．初步确定轴的最小直径 "WP% REE!
d≥ ＝ =34.2mm y< ud('D
2．求作用在齿轮上的受力 >)sqh ~P
Ft1= =899N UT;4U;a,m
Fr1=Ft =337N V/&o]b
Fa1=Fttanβ=223N； lPp6
pVr
Ft2=4494N >;}] pI0T
Fr2=1685N J!<#Nc
Fa2=1115N :B^mV{~
Q
3X
3．轴的结构设计 a
8-;
1） 拟定轴上零件的装配方案 6`W|V+6|7
/&QQ p3
i. I-II段轴用于安装轴承30307，故取直径为35mm。 C2 .W[T
ii. II-III段轴肩用于固定轴承，查手册得到直径为44mm。 fp-m.d:|
iii. III-IV段为小齿轮，外径90mm。
2$)mC9
iv. IV-V段分隔两齿轮，直径为55mm。 w>vm F cp
v. V-VI段安装大齿轮，直径为40mm。 ex0oAt^
vi. VI-VIII段安装套筒和轴承，直径为35mm。 *k [kV
MC6)=0:KX
2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 [ yvt1:q
1. I-II段轴承宽度为22.75mm，所以长度为22.75mm。 OaNc9c"
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。 3B -NY Ja
3. III-IV段为小齿轮，长度就等于小齿轮宽度90mm。 /pU|ZA.z'2
4. IV-V段用于隔开两个齿轮，长度为120mm。 kU(kU2u%9
5. V-VI段用于安装大齿轮，长度略小于齿轮的宽度，为83mm。 26 }u4W$
6. VI-VIII长度为44mm。 &58 {
rFO_fIJn o
;x16shH
K+-z Y[3
4． 求轴上的载荷 {70 Ou}*
66 207.5 63.5 h-,?a_
' DeW<Sa~
u Ya bJqV
*{Yi}d@h(
+/(|?7i@
{9Xm<}%u]]
MyqiBGTb
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^+URv
unJ iE!
=!YP$hf Y
bu_/R~&3{
InP[yFV-z
U(P :J e
_Ws#UL+Nq
*b:u * `@
3]!h{_:u
Fr1=1418.5N ` %l&zwj>
Fr2=603.5N ),M U+ *`
查得轴承30307的Y值为1.6 xl|ghjn
Fd1=443N xSdN5RN
Fd2=189N 2c"/ QT
因为两个齿轮旋向都是左旋。 gu^_iU
故：Fa1=638N Lp!0H `L
Fa2=189N (y 3~[
, YQ=Zk)w
5．精确校核轴的疲劳强度 9} .,2JE
1） 判断危险截面 k"5 `: qL
由于截面IV处受的载荷较大，直径较小，所以判断为危险截面 g(KK9Unu
nrI"k2oA@
2） 截面IV右侧的 2 ae w6~
I N<:P
截面上的转切应力为 O(WE gz
<|B$dz?r
由于轴选用40cr，调质处理，所以 J1nXAh)J
， ， 。 4+-5,t7
（[2]P355表15-1） %Fs*#S
a) 综合系数的计算 V/@[%w=
由 ， 经直线插入，知道因轴肩而形成的理论应力集中为 ， ， ; A
x=]Q
（[2]P38附表3-2经直线插入） -<]\l3E&J
轴的材料敏感系数为 ， ， $ 9S>I'
（[2]P37附图3-1） Th.3j's
故有效应力集中系数为 0&.LBv8
!p-'t]
rf )PAdj|~
查得尺寸系数为 ，扭转尺寸系数为 ， hcd! A 5
（[2]P37附图3-2）（[2]P39附图3-3） ?OdV1xB
轴采用磨削加工，表面质量系数为 ， _'H2>V_
（[2]P40附图3-4） Dp%5$wF)8
轴表面未经强化处理，即 ，则综合系数值为 K3a>^g
LQ~LB'L
A1mYkG)l
b) 碳钢系数的确定 ( P
碳钢的特性系数取为 ， [t {vYo
c) 安全系数的计算 ])+Sc"g4k
轴的疲劳安全系数为 jQY >9+t
"1_{c *ck
/;zZnF\ e
zC<'fT/rG
故轴的选用安全。 (r.$%[,.<
58M'r{8_
I轴： (PRaiE
1．作用在齿轮上的力 9` OG
FH1=FH2=337/2=168.5 sx<}
tbG
Fv1=Fv2=889/2=444.5 c jC E3V9X
rdORNlK&
2．初步确定轴的最小直径 9m%7dsv
%{N>c:2I$
$ijx#a&O
3．轴的结构设计 tpN]evp|
1） 确定轴上零件的装配方案 ~+sne7
6 U
+J\L4ri k
j4.Qvj >:4
2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 Q3 K;kS
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。 e-n W D
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。 N{?Tm`""
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。 ?q+8 /2
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。 }`+O$0A
h) 为了齿轮轴向定位可靠，定位轴肩高度应达5mm，所以该段直径选为46mm。 *u k \O]
i) 轴肩固定轴承，直径为42mm。 ]hCWe0F
j) 该段轴要安装轴承，直径定为35mm。 ^G ] KE8
2） 各段长度的确定 qkIA,Kgy
各段长度的确定从左到右分述如下： sV9{4T~ #|
a) 该段轴安装轴承和挡油盘，轴承宽18.25mm，该段长度定为18.25mm。 ^4n2
-DvG
b) 该段为轴环，宽度不小于7mm，定为11mm。 dbf^A1HI
c) 该段安装齿轮，要求长度要比轮毂短2mm，齿轮宽为90mm，定为88mm。 u i s:\Uc
d) 该段综合考虑齿轮与箱体内壁的距离取13.5mm、轴承与箱体内壁距离取4mm（采用油润滑），轴承宽18.25mm，定为41.25mm。 7H 8GkuO
e) 该段综合考虑箱体突缘厚度、调整垫片厚度、端盖厚度及联轴器安装尺寸，定为57mm。 f 3nnXE"
f) 该段由联轴器孔长决定为42mm ~EM#Hc,
*Y| lO
@c.11nfn`
4．按弯扭合成应力校核轴的强度 D'HL /[@`
W=62748N.mm h$#4ebp
T=39400N.mm A"P \4
45钢的强度极限为 ，又由于轴受的载荷为脉动的，所以 。 z{ Zimr
lW{I`r\]
f ~n' Ki+'
III轴 Y/?DSo4G
1．作用在齿轮上的力 Y{x[N}h
FH1=FH2=4494/2=2247N .#:@cP~v
Fv1=Fv2=1685/2=842.5N I1eb31<
bTA14&& q
2．初步确定轴的最小直径
>tE ,8
C9"f6>i
NKI k d
3．轴的结构设计 ]5qjK~,4b
1） 轴上零件的装配方案 K-g=td/@
MSxU>FX0
q\{;_?a
2） 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 K284R=j -&
I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII ss|6_H =
直径 60 70 75 87 79 70 OI;L9\MJc
长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25 K4K3< Pg
ynOc~TN
W2X+N acD
a8 lo!e9q
bOnukbJ
5．求轴上的载荷 Yc|- sEK/
Mm=316767N.mm Yp?a=R
T=925200N.mm uMq\];7I
6. 弯扭校合 B8BY3~}]
<+mO$0h"r
_3FMQY(
@eG#%6">
;1( qGy4
滚动轴承的选择及计算 `"bRjC"f]
I轴： .n ^O)|Z
1．求两轴承受到的径向载荷 XH_ qA[=c]
5、 轴承30206的校核 ;r2b@x:<_
1） 径向力 s]V{}bY`
l#J>It\
5u=U--
2） 派生力 O7L6Htya
， #q ^>qX
y
3） 轴向力 QVA!z##
由于 ， sV Z}nq{
所以轴向力为 ，
hE?GO,
4） 当量载荷 l*V72!Mv
由于 ， ， s3fG X|;
所以 ， ， ， 。 u0$5Fd&X
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 Qg8eq_m(
X~/ 9Vd g
5） 轴承寿命的校核 .jG.90
G@l|u
=,} !Ns{k
II轴： b^|,9en
6、 轴承30307的校核 mhHm #
1） 径向力 EzY
scX.[
T J"{nB
Lh5+fk~i~8
2） 派生力 0$dY;,Q .
， X#\ P.$
3） 轴向力 g]hn@{[
由于 ， a 6K$omu
所以轴向力为 ， BRQ5
4） 当量载荷 Ni;{\"Gt
由于 ， ， Zq6ebj
所以 ， ， ， 。 4h2bk\z-
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 #IciNCIrG
,1 9" [:WN
5） 轴承寿命的校核 'XjHB!!hU
)7 BNzj"~
;kcFQed\w
III轴： ^<H#dkECG
7、 轴承32214的校核 U S~JLJI
1） 径向力 {gq:sj>
s!zr>N"
Vt 5XC~jK
2） 派生力 @x\gk5
， ieK'<%dxF
3） 轴向力 -Z#]_C{Y-)
由于 ， l'X?S(fiV
所以轴向力为 ， _[6+FdS],
4） 当量载荷 m_Y}>
由于 ， ， ~s^6Q#Z9|
所以 ， ， ， 。 i2 Iu 2
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 .m
% x-i
/:];2P6#X
5） 轴承寿命的校核 @C6DO B
3_['[}
1F%*k &R
键连接的选择及校核计算 _O'rZ5}&
nHL>}Y g
代号 直径 E?W!.hbA
（mm） 工作长度 y#SD-# I-
（mm） 工作高度 ' [M2Q"X
（mm） 转矩 Xwqf Wd_
（N•m） 极限应力 fxCPGj
（MPa） a}8>(jt St
高速轴 8×7×60（单头） 25 35 3.5 39.8 26.0 uY#58?>'j
12×8×80（单头） 40 68 4 39.8 7.32 hB 1 iSm
中间轴 12×8×70（单头） 40 58 4 191 41.2 7UnO/K7oB.
低速轴 20×12×80（单头） 75 60 6 925.2 68.5 &ppZRdq]
18×11×110（单头） 60 107 5.5 925.2 52.4 s#CEhb
由于键采用静联接，冲击轻微，所以许用挤压应力为 ，所以上述键皆安全。 x[<#mt
D}C*8s bC}
连轴器的选择 dJgOfg^
由于弹性联轴器的诸多优点，所以考虑选用它。 5^R#e(mr
[aVJYr2
二、高速轴用联轴器的设计计算 9n2%7dLQ*
由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为 ， L
~' N6
计算转矩为 - cC(d$ y
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） # SOj4W
其主要参数如下： q>h +Ke
材料HT200 sJ*U Fm{
公称转矩 *fyEw\`a
轴孔直径 ， <i @jD
<\Dl#DH
轴孔长 ， k.V OS 0
装配尺寸 o".O#^3H%
半联轴器厚 rY+1s^F
（[1]P163表17-3）（GB4323-84） t , Rn
X_yU"U
三、第二个联轴器的设计计算 =*G'.D /*
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 ， (4gQe6tA
计算转矩为 Yl3PZ*#@ Q
所以选用弹性柱销联轴器TL10（GB4323-84） \{^yB4F_Z
其主要参数如下： J;9QDrl`
材料HT200 { }2p1-(
公称转矩 " ~hj B
轴孔直径 PW\FcT
轴孔长 ， x" =q+sA
装配尺寸 nqW:P$
半联轴器厚 H%jIjf
（[1]P163表17-3）（GB4323-84） L PgI"6cP
^qy-el
Fi}rv[`XY[
Rs `Y'_B
减速器附件的选择 g# &##f
通气器 nf^k3QS\
由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M18×1.5 ooxzM `
油面指示器 eNsku G|1
选用游标尺M16 {;~i q
起吊装置 Z0@ImhejuB
采用箱盖吊耳、箱座吊耳 &xT ~;R^
放油螺塞 ,3[<C)'[
选用外六角油塞及垫片M16×1.5 -v2q:x'G#
~#Mx&mZ
润滑与密封 S :|*wB
一、齿轮的润滑 s$G8`$+i1
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。 S}I=i>QB
I=-;*3g6
二、滚动轴承的润滑 ^aMdbB
由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。 =f| a?j,f~
Um| Tf]q
三、润滑油的选择 XOFaS '.
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。 SZ){1Hu
tS@/Bq('B
四、密封方法的选取 &1Iy9&y
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。 cW%O-
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。 h0pr"]sO;$
轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。 e 4LNnJU\|
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X"GQ^]$O
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设计小结 {<n)zLy
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。 !X_~|5.
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参考资料目录 I-hhHm<@
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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； M*uG`Eo&
[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； ?^Ux+ mVE
[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； 8B9zo&
[5]《工程机械构造图册》，机械工业出版社，刘希平主编 rpWy 6oD
[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； _
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Uc2#so$9
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