目 录 R-Ys<;
7{Lp/z%r
设计任务书……………………………………………………1 3,'L W}
传动方案的拟定及说明………………………………………4 v M'!WVs
电动机的选择…………………………………………………4 z]2MR2W@X
计算传动装置的运动和动力参数……………………………5 S{m:Iij[;
传动件的设计计算……………………………………………5 (|\%)v H-
轴的设计计算…………………………………………………8 0tz? sN
滚动轴承的选择及计算………………………………………14 aU F{57,<
键联接的选择及校核计算……………………………………16 *sQ.y
{
连轴器的选择…………………………………………………16 cQkj{u
减速器附件的选择……………………………………………17 4bCA "QM[[
润滑与密封……………………………………………………18 U! {~L$S
设计小结………………………………………………………18 (mr*Thy`@
参考资料目录…………………………………………………18 s 3Wjhw/
v#lrF\G5
机械设计课程设计任务书 d"yJ0F
题目：设计一用于带式运输机传动装置中的同轴式二级圆柱齿轮减速器 u6 QW*8b4
一． 总体布置简图 We++ DWp
,.kmUd
/ Xq |S O
`_f&T} ]
1—电动机；2—联轴器；3—齿轮减速器；4—带式运输机；5—鼓轮；6—联轴器 aGOS 9
&q&~&j'[
二． 工作情况： 2Wg:eh
载荷平稳、单向旋转 &xt[w>/ i
e"UXG\8D
三． 原始数据 Q ;N)$Xx
鼓轮的扭矩T（N•m）：850 r$v \ \^?2
鼓轮的直径D（mm）：350 ScjeAC)
运输带速度V（m/s）：0.7 'qUM 38 s
带速允许偏差（％）：5 b*W,8HF 4,
使用年限（年）：5 [,MaAB
工作制度（班/日）：2 CIui9XNU
|"PS e~ u
四． 设计内容 $EHF f $M
1. 电动机的选择与运动参数计算； ? H!jKX
2. 斜齿轮传动设计计算 s2( 7z9jR
3. 轴的设计 qzNXz_#+u
4. 滚动轴承的选择 /0cm7[a ?
5. 键和连轴器的选择与校核； _M&n~ r
6. 装配图、零件图的绘制 T+x
/ J]A
7. 设计计算说明书的编写 M ,W-,l
]
dWi< U4
五． 设计任务 C =CZtjUt
1． 减速器总装配图一张 (-Q~@Q1
2． 齿轮、轴零件图各一张 2
FoLJ
3． 设计说明书一份 xbxzB<yL
Y4w]jIv
六． 设计进度 }Ml BmD
1、 第一阶段：总体计算和传动件参数计算 3-E-\5I
2、 第二阶段：轴与轴系零件的设计 r ;)31Tg
3、 第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 |Eh2#K0x4G
4、 第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 AOkG.u-k
~3-"1E>Rgy
@-L\c>rqT
W}N7jPO}
*P 5\T4!+d
k]C k%[d
am !ssF5s
YcV^Fqi!
传动方案的拟定及说明 HL]J=Gh
由题目所知传动机构类型为：同轴式二级圆柱齿轮减速器。故只要对本传动机构进行分析论证。 Pr>05lg
本传动机构的特点是：减速器横向尺寸较小，两大吃论浸油深度可以大致相同。结构较复杂，轴向尺寸大，中间轴较长、刚度差，中间轴承润滑较困难。 |Q F_E4ISD
q6*i/"mN*
i#^Y QCy
电动机的选择 .#Nf0
1．电动机类型和结构的选择 ?w!8;xS8
因为本传动的工作状况是：载荷平稳、单向旋转。所以选用常用的封闭式Y（IP44）系列的电动机。 E<}sGz Mc
{qlcT c
2．电动机容量的选择 `k*;%}X\
1） 工作机所需功率Pw
0Gc:+c7{
Pw＝3.4kW 9D &vx KE
2） 电动机的输出功率 Xn?.Od(
Pd＝Pw/η #AP;GoIf"j
η＝ ＝0.904 5 !S#}=f=
Pd＝3.76kW {chZ&8)f
1_Ks*7vuq
3．电动机转速的选择 tl{{ V c[
nd＝（i1’•i2’…in’）nw '^C
*%"I]
初选为同步转速为1000r/min的电动机 qBcbMa9m
Nd"IW${Kg
4．电动机型号的确定 T)%6"rPL3!
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。 TQKcPVlE
R2?s
NlF
TBrw ir
计算传动装置的运动和动力参数 _ yJz: pa
传动装置的总传动比及其分配 Z*f%R\u
1．计算总传动比 k0N>J8y
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： !'rdHSy
i＝nm/nw _ 68vSYr
nw＝38.4 lyFlJm i,r
i＝25.14 :!D m,PP%
L C##em=Y
2．合理分配各级传动比 T
iL.py,
由于减速箱是同轴式布置，所以i1＝i2。 ZA. S X|m
因为i＝25.14，取i＝25，i1=i2=5 C se`MP
速度偏差为0.5%<5%，所以可行。 ab2Cn|F
各轴转速、输入功率、输入转矩 ! [1a P,
项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮 *k; bkd4x
转速（r/min） 960 960 192 38.4 38.4 P7z Uf
功率（kW） 4 3.96 3.84 3.72 3.57 [<{r~YFjWW
转矩（N•m） 39.8 39.4 191 925.2 888.4 NOwd'iU
传动比 1 1 5 5 1 9G2 rV k
效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97 q2J |koT
Q0 Do B
传动件设计计算 ?< ^8,H
1． 选精度等级、材料及齿数 V s x I
1） 材料及热处理； 5,oLl {S'
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。 _ q1\8y
2） 精度等级选用7级精度； Zk lpnL*!
3） 试选小齿轮齿数z1＝20，大齿轮齿数z2＝100的； *P9" 1K +
4） 选取螺旋角。初选螺旋角β＝14° $ 0K@= 7ms
2．按齿面接触强度设计 T [xIn+w
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 {]8|\CcY?
按式（10—21）试算，即 P(Rl/e yRM
dt≥ LQr!0p.i"
1） 确定公式内的各计算数值 "_LqIW1
（1） 试选Kt＝1.6 L7aVj&xM
（2） 由图10－30选取区域系数ZH＝2.433 Li|~% E1
（3） 由表10－7选取尺宽系数φd＝1 )D #} /3s
（4） 由图10－26查得εα1＝0.75，εα2＝0.87，则εα＝εα1＋εα2＝1.62 Cw(yp u
（5） 由表10－6查得材料的弹性影响系数ZE＝189.8Mpa \-]tvgA~&
（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； X e_djy'8
（7） 由式10－13计算应力循环次数 r5UV BV8T
N1＝60n1jLh＝60×192×1×（2×8×300×5）＝3.32×10e8 1 eV&oN#
N2＝N1/5＝6.64×107 F (."nUrf
z8'zH>
（8） 由图10－19查得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.95；KHN2＝0.98
s@"| o3BX
（9） 计算接触疲劳许用应力 fap]`P~#L
取失效概率为1％，安全系数S＝1，由式（10－12）得 ](Wa:U}Xs
[σH]1＝＝0.95×600MPa＝570MPa |>x uH#Q
[σH]2＝＝0.98×550MPa＝539MPa xR%NiYNQ z
[σH]＝[σH]1＋[σH]2/2＝554.5MPa r<n:o7
w{dRf!b69
2） 计算 Y DHP-0?
（1） 试算小齿轮分度圆直径d1t XD8 I.q
d1t≥
D8u`6/^
= =67.85 hp/pm6
@ :PMb Ub
（2） 计算圆周速度 l4+ `x[^
v= = =0.68m/s CUG"2K9
y;f F|t<y
（3） 计算齿宽b及模数mnt ^78N25RU(
b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm { V(~
mnt= = =3.39 jlF3LK)9q
h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm Q>+rjN;
b/h=67.85/7.63=8.89 ,D }Ka?
)4qs py3
（4） 计算纵向重合度εβ k
Qr
εβ= =0.318×1×tan14 =1.59 =hb)e}l
（5） 计算载荷系数K 7< )
已知载荷平稳，所以取KA=1 W ) .Kq-
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， '{.4~:
故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42 R\&z3<-S
由表10—13查得KFβ=1.36 BI-'&kPk
由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数 x+za6e_k"
K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05 XI[n!) 3
ReM]I<WuY
（6） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10—10a）得 }za pN
v
d1= = mm=73.6mm `W@jo~ y<
A'~mJO/
（7） 计算模数mn >lqo73gM9
mn = mm=3.74 C@:X9NU
3．按齿根弯曲强度设计 y0T#Qq
由式(10—17) NkNFx<9T
mn≥ vdgK3I
1） 确定计算参数 nj;3U^
（1） 计算载荷系数 Z8ivw\|M8
K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96 A g+B*
CYE[$*g6y
（2） 根据纵向重合度εβ=0.318φdz1tanβ=1.59，从图10－28查得螺旋角影响系数 Yβ＝0。88 W<#!H e
=8`KGeP$
（3） 计算当量齿数 j5 :4/vD
z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 Z&iW1
z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47 ,9I-3** W
（4） 查取齿型系数 $G)HU6hF*
由表10－5查得YFa1=2.724；Yfa2=2.172 oLX[!0M^
（5） 查取应力校正系数 )SZ#%OE*
由表10－5查得Ysa1=1.569；Ysa2=1.798 4OJD_
%B#T"=Cx
F7b%
x7b
（6） 计算[σF] {Y2 J: x
σF1=500Mpa N3\RXXY
σF2=380MPa sm{0o$\Z
KFN1=0.95 %f("3!#H
KFN2=0.98 ; P ju O
[σF1]=339.29Mpa z^tzP~nI
[σF2]=266MPa 6A.%)whI;
（7） 计算大、小齿轮的 并加以比较 4\|Q;@f
= =0.0126 O#[b NLV
= =0.01468 <N~9=g3
大齿轮的数值大。 x;bA \b
pT~3 <
,
2） 设计计算 =$y J66e
mn≥ =2.4 O"o|8
l}M/
mn=2.5 #*y.C[^5{
uZ3do|um
4．几何尺寸计算 @VIY=qh
1） 计算中心距 M1NdlAAf
z1 =32.9，取z1=33 ??.aLeF&
z2=165 |X XO0
a =255.07mm rf]z 5;
a圆整后取255mm JtMl/h
NhNd+SCZ@
2） 按圆整后的中心距修正螺旋角 *!
:j$n;
β=arcos =13 55’50” J[Mj8ee#
"bRjY?D
3） 计算大、小齿轮的分度圆直径 DQ/rx`B G
d1 =85.00mm -
(((y)!
d2 =425mm v9 /37AU
PbS1`8|4
4） 计算齿轮宽度 .XeZjoJ$ z
b=φdd1 acUyz2x
b=85mm /&47q U4PJ
B1=90mm，B2=85mm \zk>cQ
45[,LJaMd
5） 结构设计 Ue Z(@6_:
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。 l4taD!WD/
Zon7G6s9`
轴的设计计算 @@\px 66
拟定输入轴齿轮为右旋 (7! pc
II轴： w X6-WQ R
1．初步确定轴的最小直径 z ULH gG
d≥ ＝ =34.2mm OIw[sum2
2．求作用在齿轮上的受力 F,VWi$Po\N
Ft1= =899N ~ rjK*_3/
Fr1=Ft =337N zx:;0Z:S6>
Fa1=Fttanβ=223N； 4:O.x# p
Ft2=4494N kRw Y#
Fr2=1685N %rlqq*
Fa2=1115N Uj 4HVd
_ Dz*%
3．轴的结构设计 NPO!J^^
1） 拟定轴上零件的装配方案 `.pd %\
Tya qa0
i. I-II段轴用于安装轴承30307，故取直径为35mm。 bYem0hzOe
ii. II-III段轴肩用于固定轴承，查手册得到直径为44mm。 )
d'H&c3
iii. III-IV段为小齿轮，外径90mm。 FxK!h.C.
iv. IV-V段分隔两齿轮，直径为55mm。 />:$"+gKo
v. V-VI段安装大齿轮，直径为40mm。 4 )}>dxv
vi. VI-VIII段安装套筒和轴承，直径为35mm。 Z]2z *XD
$K\e
Pfk
2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 G[>C Bh5
1. I-II段轴承宽度为22.75mm，所以长度为22.75mm。 L$!2<eK
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。 @J6r;4|&
3. III-IV段为小齿轮，长度就等于小齿轮宽度90mm。 kt_O=
4. IV-V段用于隔开两个齿轮，长度为120mm。 I(&N2L$-
5. V-VI段用于安装大齿轮，长度略小于齿轮的宽度，为83mm。 % 1GK N|7
6. VI-VIII长度为44mm。 [K4 k7$
-%>Tjo@B n
dikX_ Q>D
K+L9cv4 |*
4． 求轴上的载荷 ,SdxIhL
66 207.5 63.5 qJl DQc-
"9 hD4R
y!S:d
m8b-\^eP7
mrG#ox4$
4y5Q5)j
b" td]H3h
@J^
Oy 3z
qyy . &+
mxJe\[I
\YF;/KwX$
wNFx1u^/)
5BLBcw\;
gth_Sz5!#
"5N$u(: b
HKO SS-`5
g.8^ )u
Fr1=1418.5N \7$"i5
Fr2=603.5N xa?auv!
查得轴承30307的Y值为1.6 u!It' ;j
Fd1=443N OQg}E@LZ
Fd2=189N &h6 `hP_
因为两个齿轮旋向都是左旋。 & K=) YpT
故：Fa1=638N ]*)l_mut7
Fa2=189N %|R]n B
U
=g&c
`
5．精确校核轴的疲劳强度 # X{lV]Z
1） 判断危险截面 [;D1O;c'W.
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 wA,-!m
C\bJ_vl;'
2） 截面IV右侧的 4@ny%_/
[z;}^ 3b
截面上的转切应力为 1guiuR4
7g o Rj
由于轴选用40cr，调质处理，所以 4QiV@#o:
， ， 。 *|L;&XM&/
（[2]P355表15-1） *9F{+)A
a) 综合系数的计算 hHO x ]
由 ， 经直线插入，知道因轴肩而形成的理论应力集中为 ， ， F 6+4Yy+
（[2]P38附表3-2经直线插入） w#L`|cYCm
轴的材料敏感系数为 ， ， &f)pU>Di
（[2]P37附图3-1） D7B g!*
故有效应力集中系数为 H2+Ijn19E
dd6l+z
Rp_ }_hL0
查得尺寸系数为 ，扭转尺寸系数为 ， (CYQ>)a
（[2]P37附图3-2）（[2]P39附图3-3） t""Y -M
轴采用磨削加工，表面质量系数为 ， -"2%+S{
（[2]P40附图3-4） :F"NF
轴表面未经强化处理，即 ，则综合系数值为 Kj4L P G
oHV!>K_D
] J|#WtS
b) 碳钢系数的确定 Q+U" %
碳钢的特性系数取为 ， k&u5`F
c) 安全系数的计算 9: E.Iy
轴的疲劳安全系数为 6mIRa(6V
LzEH&y_O
\x8'K
N{Pa&/V
故轴的选用安全。 y;.5AvfD
mGw*6kOIS
I轴： kp)1s>c
1．作用在齿轮上的力 a72L%oJ
FH1=FH2=337/2=168.5 ;_=dB[M
Fv1=Fv2=889/2=444.5 %;GRR (K
2ryg3% +O
2．初步确定轴的最小直径 bl|)/ )6o
TD!c+ ${w
7Mh!@Rd_V
3．轴的结构设计 "1Y DT-I"
1） 确定轴上零件的装配方案 Vk1 c14i>
bWZzb&
m='_ O+ $
2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 ,LU|WXRB
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。 a3 t||@v!
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。 2>^jMln
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。 ]4 \6_J&
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。 "Z-Y Z>2
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。 @<
0c
i) 轴肩固定轴承，直径为42mm。 v/Xz.?a\jF
j) 该段轴要安装轴承，直径定为35mm。 7;sF0oB5e
2） 各段长度的确定 i)]^b{5nyB
各段长度的确定从左到右分述如下： Gs*X> D
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。 2(9~G|C.
b) 该段为轴环，宽度不小于7mm，定为11mm。 CG!9{&F
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。 >H]|R }h
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。 z)
"(&__
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
5&8C
f) 该段由联轴器孔长决定为42mm <;!# +|L/
_xo;[rEw 8
?r.U5}PBI
4．按弯扭合成应力校核轴的强度 ]_! . xx>
W=62748N.mm ev5m(wR
T=39400N.mm RJD (c #r$
45钢的强度极限为 ，又由于轴受的载荷为脉动的，所以 。 ,Q+.kAh !G
9u_D@A"aC`
{"*gX& ;~
III轴 @u-CR8^
1．作用在齿轮上的力 w.-J2%J
FH1=FH2=4494/2=2247N T J0;xn6o
Fv1=Fv2=1685/2=842.5N ' # 612iZo
Cuom_+wV&
2．初步确定轴的最小直径 }Q;^C
iz6+jHu'l
L\t?^u
3．轴的结构设计 +!-U+W
1） 轴上零件的装配方案 4 :M}Vz-
Ce@"+k+w
7@ !3.u1B
2） 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 ]l=iKl
I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII 4{ED~w|
直径 60 70 75 87 79 70
4{D^ 4G
长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25 W!b' nRkq
r]bG,?|
7n'Ww=ttI
FN D+Ok&
o? wEX%
5．求轴上的载荷 cnU()pd
Mm=316767N.mm UH7FIM7kX
T=925200N.mm Xcc i)",!
6. 弯扭校合 U %aDkC+M
j
k/-7/r
V`"Cd?R0 Z
i$XT Qr0K=
'F^"+Xi
滚动轴承的选择及计算 F<Z13]|
I轴： c/-PEsk_TP
1．求两轴承受到的径向载荷 1,pPLc(
5、 轴承30206的校核 qGECw#
1） 径向力 6=jL2cqx
f(*iagE y
~Z$Ro/;l
2） 派生力 #i-b|J+%
，
lN[ #+n
3） 轴向力 %E RR^
由于 ， z_nY>_L83*
所以轴向力为 ， }_9yemP
4） 当量载荷 x UT lM
由于 ， ， mZL0<vU@^
所以 ， ， ， 。 .;%`I
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 E5t
/ - 4
*30T$_PiX|
5） 轴承寿命的校核 Eyg F,>.4
c- "#
4si q
II轴： o(oD8Ni
6、 轴承30307的校核 8 >!-|VSn
1） 径向力 G5!!^p ~
ic?(`6N8
!'kr:r}gg
2） 派生力 -}"nb-RR\
， H e LW*
3） 轴向力 7J5Y zu)D
由于 ， J''lOj(@
所以轴向力为 ， lLNI5C
4） 当量载荷 2mfG: ^^c
由于 ， ， GT-ONwVDq
所以 ， ， ， 。 9PJnKzQ4
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 dIk9C|-.
co>IJzg
5） 轴承寿命的校核 [ lE^0_+
sn yA
/O[ Z
III轴： `/o| 1vv@_
7、 轴承32214的校核 #[sJKW
1） 径向力 $~'G<YYF4
dG} *M25
(%*~5% l\
2） 派生力
O]Q 8&(
， fq !CB]C
3） 轴向力 Bh()?{q
由于 ， I \('b9"*
所以轴向力为 ， |u M(A~?
4） 当量载荷 Ba9"IXKH
由于 ， ， a!;CY1>
所以 ， ， ， 。 fT d":F
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 HK`r9frn
Kj #h9e
5） 轴承寿命的校核 Eg$Er*)h8
/ D;cm
P$"s*otr
键连接的选择及校核计算 m0JJPBp
lk4$c1ao2@
代号 直径 8FQNeQr
（mm） 工作长度 JgcMk]|'
（mm） 工作高度 +"PME1
（mm） 转矩 * N%)+-
（N•m） 极限应力 1c:/c|shQ_
（MPa） fILD ~
高速轴 8×7×60（单头） 25 35 3.5 39.8 26.0 L}>ts(!q&
12×8×80（单头） 40 68 4 39.8 7.32 "_ON0._(/
中间轴 12×8×70（单头） 40 58 4 191 41.2 0t)5K O
低速轴 20×12×80（单头） 75 60 6 925.2 68.5 (YHK,aC>u
18×11×110（单头） 60 107 5.5 925.2 52.4 z<8WN[fB
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。 ky[ ^uQ>0
! Y'~?BI
连轴器的选择 UZu.B!4
由于弹性联轴器的诸多优点，所以考虑选用它。 Dos';9Uq
Gvqu v\
二、高速轴用联轴器的设计计算 - 4B& {P
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:sfM`Z^[
计算转矩为 mx Tuwx
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） y1 Y
其主要参数如下： aY\(R02B
材料HT200 X9#i!_*
公称转矩 $K_-I8e|
轴孔直径 ， 6v&@Rlg
29f4[V X
轴孔长 ， /mnV$+BE
装配尺寸 nT@FS t
半联轴器厚 m WH;-F*%
（[1]P163表17-3）（GB4323-84）
Ol*|J
FyRr/0C>
三、第二个联轴器的设计计算 Qz([\X x:
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 ， S|T*-?|
计算转矩为 ^fvx2<
所以选用弹性柱销联轴器TL10（GB4323-84） -m Sf`1l0
其主要参数如下： 10r9s R
材料HT200 mlbSs_LT^
公称转矩 v\Zq=,+
轴孔直径 wQ\bGBks
轴孔长 ， u7bj i>j
装配尺寸 'BNZUuUl
半联轴器厚 <Sp>uhet1
（[1]P163表17-3）（GB4323-84） &p.7SPQ8/
4_o+gG%HaM
w K Je^7
\w2X.2b.F
减速器附件的选择 }1P v6L(o)
通气器 2yA+zJ
46B
由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M18×1.5 =p#:v
油面指示器 ybpU?n
选用游标尺M16
x$6FvgP(
起吊装置 _"- ,ia[D
采用箱盖吊耳、箱座吊耳 { 0Ej *%
放油螺塞 $ZnVs@:S
选用外六角油塞及垫片M16×1.5 9a{9|p>L
[ P%'p-Hg_
润滑与密封 XI;F=r }'
一、齿轮的润滑 ^Rmrre`uU
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。 [};?;Y N
;`FR1KIg
二、滚动轴承的润滑 +<f !#4T
由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。 1Ewg_/R
42 0cbD3a
三、润滑油的选择 TXfG@4~kC
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。 5z"[ { #/
]VK9d;0D
四、密封方法的选取 "I JcKoB
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。 uN(N2m
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。 KL8WT 6!RZ
轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。 ;;n=(cM|z
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设计小结 $kn"S>jV
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。 SNtOHTQ
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参考资料目录 @v n%
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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； [N1[khY`
[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； z.
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[5]《工程机械构造图册》，机械工业出版社，刘希平主编 +( vL ~
[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； zM<yd#`yt8
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