目 录 \PN* gDmX
|qQ6>IZ
设计任务书……………………………………………………1 fI;nVRf p
传动方案的拟定及说明………………………………………4 8hww({S2
电动机的选择…………………………………………………4 3; z1Hp2X
计算传动装置的运动和动力参数……………………………5 lQ^"-zO4
传动件的设计计算……………………………………………5 Jb> X$|N'%
轴的设计计算…………………………………………………8 jt 6_1^
滚动轴承的选择及计算………………………………………14 w]xr
~D+
键联接的选择及校核计算……………………………………16 ` *Wg&u
连轴器的选择…………………………………………………16 ZGh6- /
减速器附件的选择……………………………………………17 H'$H@Kn]-
润滑与密封……………………………………………………18 @Zhd/=2[
设计小结………………………………………………………18 v\9f 8|K
参考资料目录…………………………………………………18 ~FAk4z=Ed
"\+\,C
机械设计课程设计任务书 a6 :hH@ ,
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 #G (ivRo
一． 总体布置简图 vAG|Y'aO@%
0[Yks NNl1
,\+N}F^
N6BO UU]
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 @||nd,i`n~
be-HF;lZe'
二． 工作情况： "u sPzp5
载荷平稳、单向旋转 ib> ~3s;
dlZ2iDQ%
三． 原始数据 Zr6.Nw
鼓轮的扭矩T（N•m）：850 fbdpDVmpU
鼓轮的直径D（mm）：350 kene'
aDm
运输带速度V（m/s）：0.7 mIrN~)C4\
带速允许偏差（％）：5 Rc9>^>w
使用年限（年）：5 ,qB@agjvo<
工作制度（班/日）：2 |DsT $ ~D
op-\|<i
四． 设计内容 q l5&&e=-
1. 电动机的选择与运动参数计算； b O}&i3.L;
2. 斜齿轮传动设计计算 hDg" ?{
3. 轴的设计 'bH~KK5
4. 滚动轴承的选择 Y0Tw:1a
5. 键和连轴器的选择与校核； qM3NQ8Rm
6. 装配图、零件图的绘制 A ^hafBa
7. 设计计算说明书的编写 )iC@n8f7o
k=p[Mlic/
五． 设计任务 b
~]v'|5[
1． 减速器总装配图一张 D\J.6W
2． 齿轮、轴零件图各一张 D8*6h)~
3． 设计说明书一份 vqoK9
}{PG^ Fc<P
六． 设计进度 >^,?0HP
1、 第一阶段：总体计算和传动件参数计算 ;U a48pSv
2、 第二阶段：轴与轴系零件的设计 ]M "U 'Z
3、 第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 D^s#pOZS
4、 第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 rOYYZ)Qw
C*RPSk
F4V) 0)G
]sP
%ib7)8Ki0
XN \rq=
rkdA4'66w
]TtID4qL
传动方案的拟定及说明 2"}Vfy
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。 /c!^(5K
fT
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。 {5ehm
5V/]7>b1
@x[A ^
电动机的选择 Apgg Tzh@
1．电动机类型和结构的选择 H |`D3z.c
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。 >s.y1Vg~C
"?iyvzo
2．电动机容量的选择 <w d;W;B
1） 工作机所需功率Pw E 8$S0u;`
Pw＝3.4kW IQd~`
G
2） 电动机的输出功率 33~8@]b
Pd＝Pw/η pP"j|
η＝ ＝0.904 QWt 3KW8)
Pd＝3.76kW k PA g *
|v#D} E
3．电动机转速的选择 xd"+ &YT
nd＝（i1’•i2’…in’）nw j`Ek :
初选为同步转速为1000r/min的电动机 {}RU'<D
w|0:0Rc~u
4．电动机型号的确定 sS4V(:3s
由表20－1查出电动机型号为Y132M1-6,其额定功率为4kW，满载转速960r/min。基本符合题目所需的要求。 6u`$a&dR'l
{ +Wknm%
OP=-fX|*Q
计算传动装置的运动和动力参数 x wwL
传动装置的总传动比及其分配 PAC=LQn&
1．计算总传动比 SY@;u<Pd
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： :}#j-ZCC"
i＝nm/nw #IDLfQ5g
nw＝38.4 gg#lI|
i＝25.14 tef>Py
X68.*VHh0
2．合理分配各级传动比 ^;[_CF _
由于减速箱是同轴式布置，所以i1＝i2。 ]!jfrj
因为i＝25.14，取i＝25，i1=i2=5 DqmKD U
速度偏差为0.5%<5%，所以可行。 1#fR=*ZM"
各轴转速、输入功率、输入转矩 FGm!| iI
项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮 =@hCc
转速（r/min） 960 960 192 38.4 38.4 O69TU[Vn
功率（kW） 4 3.96 3.84 3.72 3.57 }!|$;3t+c
转矩（N•m） 39.8 39.4 191 925.2 888.4 | (,{&\
传动比 1 1 5 5 1 tehWGqx)
效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97 XW^Pz (
t 56PzT'M
传动件设计计算 VP~%,=
1． 选精度等级、材料及齿数 O@ dK^o
1） 材料及热处理； }5 $le]
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。 -H|!KnR
2） 精度等级选用7级精度； w?M"`O(
3） 试选小齿轮齿数z1＝20，大齿轮齿数z2＝100的； lh XD9ed
4） 选取螺旋角。初选螺旋角β＝14° @LS%uqs
2．按齿面接触强度设计 B
T
{cTj0W
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 $
)2zz>4
按式（10—21）试算，即 )"2eN3H/
dt≥ tuY= )?
1） 确定公式内的各计算数值 ip*^eS^
（1） 试选Kt＝1.6 1 >2
/1>
（2） 由图10－30选取区域系数ZH＝2.433 yOP$~L#TWs
（3） 由表10－7选取尺宽系数φd＝1 `JGW8 _
（4） 由图10－26查得εα1＝0.75，εα2＝0.87，则εα＝εα1＋εα2＝1.62 1g$xKe~]4
（5） 由表10－6查得材料的弹性影响系数ZE＝189.8Mpa u{D]Kc?n
（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； Zz 'g&ew o
（7） 由式10－13计算应力循环次数 $? [pcgv
N1＝60n1jLh＝60×192×1×（2×8×300×5）＝3.32×10e8 nhZ/^`Y<
N2＝N1/5＝6.64×107 8A-*MU`+
VuK>lY &
（8） 由图10－19查得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.95；KHN2＝0.98 WqCj;Tj|
（9） 计算接触疲劳许用应力 _oefp*iWS
取失效概率为1％，安全系数S＝1，由式（10－12）得 *UG?I|l|I
[σH]1＝＝0.95×600MPa＝570MPa ~u[1Vz4#3
[σH]2＝＝0.98×550MPa＝539MPa VOg'_ #I
[σH]＝[σH]1＋[σH]2/2＝554.5MPa 2$o\`^dy
' 9&@? P;
2） 计算 WV p6/HS
（1） 试算小齿轮分度圆直径d1t l>(*bb1}b
d1t≥ N\?__WlBK7
= =67.85 OKu~Nb*
k!6m'} v
（2） 计算圆周速度 i`iR7UmHeR
v= = =0.68m/s [I<J6=
W58%Zz4a
（3） 计算齿宽b及模数mnt WK#%G
b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm OekE]`~w
mnt= = =3.39 /pLf?m9
h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm L(1} PZ
b/h=67.85/7.63=8.89 E7B?G3 |z3
e$rPXRf
（4） 计算纵向重合度εβ K;w]sN+I
εβ= =0.318×1×tan14 =1.59 \E05qk_;K
（5） 计算载荷系数K yi (IIW
已知载荷平稳，所以取KA=1 U5?QneK
根据v=0.68m/s,7级精度，由图10—8查得动载系数KV=1.11；由表10—4查的KHβ的计算公式和直齿轮的相同， "zqa:D26
故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42 5HY0 *\
由表10—13查得KFβ=1.36 ?k^m|Z
由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数 /paZJ}Pr.
K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05
q$K}Fm1C
V <ilv<
（6） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10—10a）得 zq3f@xOK
d1= = mm=73.6mm 53bVhPGv
EV|W:;Sg
（7） 计算模数mn U for>
mn = mm=3.74 OcC|7s" ,
3．按齿根弯曲强度设计 N!-P2) @
由式(10—17) ={o)82LV
mn≥ :$P1ps3B
1） 确定计算参数 gp'k(rGH
（1） 计算载荷系数 "\5 T
6
K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96 z('t#J!b
3Jj&wHp]
（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 3Lv5 >[MnN
T~g`;Q%i
（3） 计算当量齿数 xjrL@LO#
z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 Q=#FvsF#z3
z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47 #n|eq{fkK
（4） 查取齿型系数 oP:R1<
由表10－5查得YFa1=2.724；Yfa2=2.172 `9\^.g)
（5） 查取应力校正系数 mSk";UCn
由表10－5查得Ysa1=1.569；Ysa2=1.798 g{kjd2
]U }B ~Y
Jq8v69fyQ
（6） 计算[σF] wk1/&
σF1=500Mpa =gZA9@]W2
σF2=380MPa la^K|!|
KFN1=0.95 um2} XI
KFN2=0.98 nFn}
[σF1]=339.29Mpa i#*lK7
[σF2]=266MPa pP#|: %
（7） 计算大、小齿轮的 并加以比较 q_"w,28
= =0.0126 -uhVw_qq #
= =0.01468 sJ5#T iX
大齿轮的数值大。 \H1t<B ,
TS=U%)Ik
2） 设计计算 {L7+lz
mn≥ =2.4 wb##|XyK<c
mn=2.5 E #!.;AQ
*,=8x\Shp
4．几何尺寸计算 10N0?K"
1） 计算中心距 \zOsq5}
z1 =32.9，取z1=33 N-45LS@
z2=165 ,&Vir)S
a =255.07mm P=s3&NDD
a圆整后取255mm :dxKcg7
v0T?c53?
2） 按圆整后的中心距修正螺旋角 x<.(fRv
β=arcos =13 55’50” *V[I&dKq
O.-A)S@
3） 计算大、小齿轮的分度圆直径 J2Qt! -
d1 =85.00mm 8~BLTZ
d2 =425mm 5Y@Hb!5D
_c(h{ dn
4） 计算齿轮宽度 4RH>i+)pS\
b=φdd1 SQMt R2
b=85mm _p^Wc.[~M
B1=90mm，B2=85mm b7gN|Hw5 H
4i<GqG
5） 结构设计 j*d+WZm8-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。 $-s8 tc(
NiRb:F-
轴的设计计算 c}H}fyu%n
拟定输入轴齿轮为右旋 +k/=L9 #e
II轴： r >sXvzv
1．初步确定轴的最小直径 JEP9!y9y
d≥ ＝ =34.2mm [lu+"V,<LJ
2．求作用在齿轮上的受力 {xICR ~,*
Ft1= =899N aNwx~t]G
Fr1=Ft =337N ,4;'s
Fa1=Fttanβ=223N； ~3%aEj
Ft2=4494N Y)#,6\=U
Fr2=1685N gtqtFrleG
Fa2=1115N *&V"x=ba,
KUU ZN
3．轴的结构设计 VA %lJ!$
1） 拟定轴上零件的装配方案 5'<mfY'B
%MCS_'N
J
i. I-II段轴用于安装轴承30307，故取直径为35mm。 t[A A=
ii. II-III段轴肩用于固定轴承，查手册得到直径为44mm。 JgV4-B0
iii. III-IV段为小齿轮，外径90mm。 BA8!NR|
iv. IV-V段分隔两齿轮，直径为55mm。 i<q_d7-W'
v. V-VI段安装大齿轮，直径为40mm。 U r8J G&,
vi. VI-VIII段安装套筒和轴承，直径为35mm。 nHU}OGzW
R38
\&F
2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 Jid_&\
1. I-II段轴承宽度为22.75mm，所以长度为22.75mm。 ?30pNF|
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。 yQ&C]{>TS
3. III-IV段为小齿轮，长度就等于小齿轮宽度90mm。 C ioS}K
4. IV-V段用于隔开两个齿轮，长度为120mm。 Zlygx
5. V-VI段用于安装大齿轮，长度略小于齿轮的宽度，为83mm。 #/\Zo &V8
6. VI-VIII长度为44mm。 BJ5^-|
;*d?Qe :
!P":z0K4
WmRu3 O
4． 求轴上的载荷 1)f <
66 207.5 63.5 by$mD_sr
E?VOst&
9! yDZ<s
=c%gV]>G
Zv9% }%7p
x&$8;2 &.
7y$U$6
^Cj3\G4,
_:Jma
8~O0P=
E5Ls/ H K
\FnR'ne
1D N
?KE:KV[Y
Zq:c2/\c}
Dv4 H^
/03?(n= 3
Fr1=1418.5N PtGFLM9R
Fr2=603.5N q 2;CvoF
查得轴承30307的Y值为1.6 DU-dIq i
Fd1=443N Q<yvpT(
Fd2=189N :!FGvR6
因为两个齿轮旋向都是左旋。 WtXf~ :R
故：Fa1=638N 6zGeGW
Fa2=189N Ql,WKoj*
v|@EuN14<
5．精确校核轴的疲劳强度 ]@CXUa,>a
1） 判断危险截面 }|nEbM]#
由于截面IV处受的载荷较大，直径较小，所以判断为危险截面 '>T hn{
Oe;1f#` 5
2） 截面IV右侧的 ` 9A`pC
r&~]6
U
截面上的转切应力为 <<-BQ
l~
48{B} j%oU
由于轴选用40cr，调质处理，所以 P!{ J28dj
， ， 。 }n
+MVJ;dG
（[2]P355表15-1） S$a.8Xh
a) 综合系数的计算 n ;> r
由 ， 经直线插入，知道因轴肩而形成的理论应力集中为 ， ， .Y }k@T40a
（[2]P38附表3-2经直线插入） s~c cx"HH
轴的材料敏感系数为 ， ， UgOhx- 8
（[2]P37附图3-1） vorb? iVf>
故有效应力集中系数为 Dw,LB>Eq,
]}.|b 6\
Gq7\b({=
查得尺寸系数为 ，扭转尺寸系数为 ， V5 Gy|X
（[2]P37附图3-2）（[2]P39附图3-3） $ -
Y8@bw
轴采用磨削加工，表面质量系数为 ， ~RV9'v4
（[2]P40附图3-4） ?q y*`
轴表面未经强化处理，即 ，则综合系数值为 _<?z-K_;I
/sqfw,h@
K1o&(;l8G
b) 碳钢系数的确定 xFA`sAucr
碳钢的特性系数取为 ， h|<;:o?yh
c) 安全系数的计算 :J+ANIRI
轴的疲劳安全系数为 ^__ P;Gr `
Z`n "}{
Q v},X~^R
!lp7}[k<y
故轴的选用安全。 9QeBz`lm)
TjpAJW@-
I轴： v7@ *dg
1．作用在齿轮上的力 B|=S-5pv*
FH1=FH2=337/2=168.5 _6L'}X$)N
Fv1=Fv2=889/2=444.5 %2beo H'
?gjkgCbC#
2．初步确定轴的最小直径 &0{&4,
~W3t(\B'
y4H/CH$%
3．轴的结构设计 zY ].Z S=7
1） 确定轴上零件的装配方案 c#@L~ <
ft!D2M
s,M] f,T
2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 eUD 5 V
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。 Wq<H sJd/
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。 +hs:W'`%
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。 Ia:M+20n
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 Y@` )
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。 D"{%[;J
i) 轴肩固定轴承，直径为42mm。 s1X?]A
j) 该段轴要安装轴承，直径定为35mm。 vp dT2/F
2） 各段长度的确定 Tq8U5#NF
各段长度的确定从左到右分述如下： !VHw*fL|r
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。 d-I=x pB
b) 该段为轴环，宽度不小于7mm，定为11mm。 qporH]J-E
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。 $4]4G=o
d) 该段综合考虑齿轮与箱体内壁的距离取13.5mm、轴承与箱体内壁距离取4mm（采用油润滑），轴承宽18.25mm，定为41.25mm。 _OK!/T*FBt
e) 该段综合考虑箱体突缘厚度、调整垫片厚度、端盖厚度及联轴器安装尺寸，定为57mm。
7uzc1}r
f) 该段由联轴器孔长决定为42mm rgEN~e'
>=3oe.$)
q%XjJ -s:
4．按弯扭合成应力校核轴的强度 W^eQ}A+Z
W=62748N.mm $`L
|
T=39400N.mm Seq
^o=
45钢的强度极限为 ，又由于轴受的载荷为脉动的，所以 。 ) 1 <GSr9
~Sw GZ
k~JTQh*,w
III轴 M0]J `fL@
1．作用在齿轮上的力 /5Yl, P
FH1=FH2=4494/2=2247N NkAu<>
G _
Fv1=Fv2=1685/2=842.5N 31p7oRzr
&b]_#c
2．初步确定轴的最小直径
O44Fj)
|"}rC >+
]zI*}(adu
3．轴的结构设计 9zpOp-K6
1） 轴上零件的装配方案 :GM3n$
V7k!;0u
v
(7X^ z&2
2） 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 P R_|
8H|
I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII 0.B'Bvn=s2
直径 60 70 75 87 79 70 {$C"yks r
长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25 UxnZA5Lk*
i~m;Ah,#
o3le[6C/8=
uao#=]?)
G6X 5`eLQ
5．求轴上的载荷 ayLINpL
Mm=316767N.mm f;b f R&v
T=925200N.mm X$_z"t
6. 弯扭校合 =3GgfU5 k
Q6CVMYT
MO|8A18 B
9Wdx"g52_D
<"7Wb"+
滚动轴承的选择及计算 W}WDj:
I轴： w1+
%+x
1．求两轴承受到的径向载荷 2>xEE
5、 轴承30206的校核 cfHtUv
1） 径向力 +y 48.5
QPB ^%8
0 l+Jq
2） 派生力 6N/6WrQEeg
， 7<LCX{Uw
3） 轴向力 kU{a!ca4
由于 ， }?9 A:&
所以轴向力为 ，
$qiM_06
4） 当量载荷 .F0Q< s9
由于 ， ， %D`j3cEp@
所以 ， ， ， 。 c']m5q39'
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 z :A_
)J
8mn*
5） 轴承寿命的校核 S |m|ulB
nlc$"(eA[H
e8k|%m<Sp
II轴： Y 9BKd78Y
6、 轴承30307的校核 F1% ^,;
1） 径向力 ].@8/. rg
$kxu-
GFvLd:p` [
2） 派生力 7H?lR~w
， c7]0 >nU;
3） 轴向力 <lRjh7
由于 ， jT4
m( j
所以轴向力为 ， <ti,W n.
4） 当量载荷
4G j
由于 ， ， ! _- Uwg
所以 ， ， ， 。 3s#/d,+
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 NOl/y@#
3.h0
5） 轴承寿命的校核 >oapw 5~5
!#PA#Q|cO
@u:q#b
III轴： OZ&SxR%q4
7、 轴承32214的校核 UW{C`^?=B
1） 径向力 5
axt\
}wC=p>zA
cEK#5
2） 派生力 "71Y{WQ
， <'~6L#>,<
3） 轴向力 5m?9O7Pg
由于 ， ) qRE['M
所以轴向力为 ， %Lp#2? *
4） 当量载荷 'wo}1^V
由于 ， ， Nh ^q&[?
所以 ， ， ， 。 -`P LewvX
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 Rpxg
5
Mz;KXP
5） 轴承寿命的校核 72= 4#
[=>[ 2Ty
so A] f
键连接的选择及校核计算 m"
]VQnQ
,8stEp9~h]
代号 直径 Wli!s~c5Fo
（mm） 工作长度 S fPtG
（mm） 工作高度 wi f1|! aL
（mm） 转矩 CUj$ <ay=
（N•m） 极限应力 GYV%R D #
（MPa） )00jRuF
高速轴 8×7×60（单头） 25 35 3.5 39.8 26.0 \\Nt^j3qR
12×8×80（单头） 40 68 4 39.8 7.32 ;6 `7
\
中间轴 12×8×70（单头） 40 58 4 191 41.2 [2ri=lf,
低速轴 20×12×80（单头） 75 60 6 925.2 68.5 Q>TNzh
18×11×110（单头） 60 107 5.5 925.2 52.4 UK .=Y9
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。 Gg%pU +'T
M%5_~g2n'\
连轴器的选择 1vCVTuRF
由于弹性联轴器的诸多优点，所以考虑选用它。 x)f<lZ^L&H
i1!Y {
二、高速轴用联轴器的设计计算 o}yA{<"
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 ， a4",BDx
计算转矩为 "|/q4JN)7d
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） e<"s ZK
其主要参数如下： afjEN
y1
材料HT200 Iz&<rL;s
公称转矩 q0@b d2}
轴孔直径 ， fF. +{-.
Xet}
J@C
轴孔长 ， VgMuX3=
装配尺寸 rWJKK
半联轴器厚 O)`ye5>v
（[1]P163表17-3）（GB4323-84） M+7jJ ?n
>dwY( a
三、第二个联轴器的设计计算 |2I/r$Q
由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为 ， [V0%=q+ R
计算转矩为 *\^(-p~M
所以选用弹性柱销联轴器TL10（GB4323-84） j{H IdP
其主要参数如下： DOq"=R+
材料HT200 _ FN#Vq2
公称转矩 2 y& k
轴孔直径 h-\+# .YP
轴孔长 ， Q>uJ: [x+
装配尺寸 ge% tj O
半联轴器厚 #YSFiy:+r_
（[1]P163表17-3）（GB4323-84） S*H
@`Do%d
T|uG1
#W/ATsDt
8[oZ>7LMzC
减速器附件的选择 {Vf].l:kn
通气器 ![m6$G{y
由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M18×1.5 :v^Od W
油面指示器 mh#_lbe'
选用游标尺M16 8aW<lu
起吊装置 YH&0Vy#c$
采用箱盖吊耳、箱座吊耳 H2CpZK'
放油螺塞 (_ fov V=
选用外六角油塞及垫片M16×1.5 P@U2Q%\
n^/)T3m z{
润滑与密封 ne=CN!=
一、齿轮的润滑 O?iLLfs
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。 c>wn e\(5H
[vxHsY3z
二、滚动轴承的润滑 a!, X@5
由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。 \Z-Fu=8J8^
R HmT$^=
三、润滑油的选择 1}OM"V
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。 HaQox.v%
&PFK0tY
四、密封方法的选取 xU
|8.,@
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。 "MyMByomQ
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。 {}BAQ9|q
轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。 B\+uRiD8w
U=[isi+7
}`]Et99Q5
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设计小结 !'> ,37()
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。 t_ \&LMD
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参考资料目录 XjTu`?Na;
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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； 1tl qw
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3]kN 9n{
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