目 录 #1[u (<AS
q:(%*sY>
设计任务书……………………………………………………1 UI#h&j5pW
传动方案的拟定及说明………………………………………4 `2snz1>!j
电动机的选择…………………………………………………4 If.r5z9
计算传动装置的运动和动力参数……………………………5 n| ;Im&,
传动件的设计计算……………………………………………5 CWlw0 X
轴的设计计算…………………………………………………8 @.C2LI b
滚动轴承的选择及计算………………………………………14 xfQ1T)F3g
键联接的选择及校核计算……………………………………16 7 3 m1
连轴器的选择…………………………………………………16 ceV}WN19l
减速器附件的选择……………………………………………17 ?8$Q-1 =
润滑与密封……………………………………………………18 ]-q; 4.
设计小结………………………………………………………18 ^s=8!=A(
参考资料目录…………………………………………………18 ]tD]Wx%
RZ7@cQY
机械设计课程设计任务书 ys~x $
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 *or(1DXP8
一． 总体布置简图 `]X>V,
kl`W\t F
,)X Lq8
PdCEUh\>y
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 8RX&k
/\Ef%@
二． 工作情况： Z7#+pPt!
载荷平稳、单向旋转
$k?>DP 4
:0ep( <|;
三． 原始数据 . ^u,.
鼓轮的扭矩T（N•m）：850 i$@:@&(~Y
鼓轮的直径D（mm）：350 G#CXs:1pd+
运输带速度V（m/s）：0.7 Ngwb Q7)
带速允许偏差（％）：5 "{n&~H`
使用年限（年）：5 RpK@?[4s
工作制度（班/日）：2 Jv i #)
^"g~-
四． 设计内容 hc1N ~$3!G
1. 电动机的选择与运动参数计算； 8QK&_n*
2. 斜齿轮传动设计计算 ;,TFr}p`
3. 轴的设计 "z c l|@
4. 滚动轴承的选择 aYeR{Y]
5. 键和连轴器的选择与校核； GmG 5[?)
6. 装配图、零件图的绘制 g\U-VZ6;p
7. 设计计算说明书的编写 JVJMgim)0
>Q/Dk7 #
五． 设计任务 XkqCZHYkS
1． 减速器总装配图一张 ;*N5Y}?j'
2． 齿轮、轴零件图各一张 :Al!1BJQ
3． 设计说明书一份 @,}U WU
u y+pP!<
六． 设计进度 =vPj%oLp'a
1、 第一阶段：总体计算和传动件参数计算 So ;<6~
2、 第二阶段：轴与轴系零件的设计 B[}6-2<>?C
3、 第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 > usL*b0%
4、 第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 @L`jk+Y0vF
lMt=|66
BWNi [^]
83m3OD_y
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HsWk*L `y
/efUj kP
i@q&5;%%
传动方案的拟定及说明 wq{hF<
由题目所知传动机构类型为：同轴式二级圆柱齿轮减速器。故只要对本传动机构进行分析论证。 *hrvYil2b
本传动机构的特点是：减速器横向尺寸较小，两大吃论浸油深度可以大致相同。结构较复杂，轴向尺寸大，中间轴较长、刚度差，中间轴承润滑较困难。 }qUX=s
GG
{_}I!`opr$
|: o4w
电动机的选择 uO* *E-`
1．电动机类型和结构的选择 "~nZ G iK
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。 >_TZ'FT
N#] ypl
2．电动机容量的选择 0_/[k*Re
1） 工作机所需功率Pw yu|>t4#GT
Pw＝3.4kW TvM~y \s
2） 电动机的输出功率 "tZe>> I
Pd＝Pw/η m'U0'}Ld};
η＝ ＝0.904 m~|40)
Pd＝3.76kW [UR-I0 s!/
l] vm=7:
3．电动机转速的选择 +_!QSU,@
nd＝（i1’•i2’…in’）nw W)/#0*7
初选为同步转速为1000r/min的电动机 wL1MENzp*z
R CrCs
4．电动机型号的确定 iscz}E,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。 B?QIN]
#mT"gs
UG^q9 :t
计算传动装置的运动和动力参数 Iv *<L a
传动装置的总传动比及其分配 "Q<MS'a
1．计算总传动比 S/ *E,))m
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： )BE1Q*=
n
i＝nm/nw SM '|+ d
nw＝38.4
G*m 0\
i＝25.14 baasGa3}s
|)&%A%m
2．合理分配各级传动比 ] 'cs.
由于减速箱是同轴式布置，所以i1＝i2。 x2EUr,7
因为i＝25.14，取i＝25，i1=i2=5 .`lCWeHN
速度偏差为0.5%<5%，所以可行。 f3;5Am
各轴转速、输入功率、输入转矩 mw!F{pw
项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮 7pd$\$
转速（r/min） 960 960 192 38.4 38.4 3]>| i
功率（kW） 4 3.96 3.84 3.72 3.57 /z !% d%"
转矩（N•m） 39.8 39.4 191 925.2 888.4 F2WKd1U
传动比 1 1 5 5 1 sK{e*[I>W
效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97 [
3Gf2_
\m,PA'nd/
传动件设计计算 X SDpRo
1． 选精度等级、材料及齿数 }EPY^VIw
1） 材料及热处理； Ba,`TJ%y
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。 |>Vb9:q9Po
2） 精度等级选用7级精度； $ `c:&
3） 试选小齿轮齿数z1＝20，大齿轮齿数z2＝100的； uZ5p#M_
4） 选取螺旋角。初选螺旋角β＝14° hM{bavd
2．按齿面接触强度设计 PsYp xNr
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 eavV?\uV%
按式（10—21）试算，即 zda 3
,U2o
dt≥ \G[ $:nS
1） 确定公式内的各计算数值 = &]L00u.
（1） 试选Kt＝1.6 @- xjfC\d
（2） 由图10－30选取区域系数ZH＝2.433 Ey2 ^?
（3） 由表10－7选取尺宽系数φd＝1 8Wx=p#_
（4） 由图10－26查得εα1＝0.75，εα2＝0.87，则εα＝εα1＋εα2＝1.62 :]KAkhFkbb
（5） 由表10－6查得材料的弹性影响系数ZE＝189.8Mpa KwS@D9bok
（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； +R &g qja
（7） 由式10－13计算应力循环次数 vt8By@]:
N1＝60n1jLh＝60×192×1×（2×8×300×5）＝3.32×10e8 l ;W j]
N2＝N1/5＝6.64×107 2 nCA<&
6t$8M[0-U
（8） 由图10－19查得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.95；KHN2＝0.98 rH-23S
（9） 计算接触疲劳许用应力 \85i+q:LuA
取失效概率为1％，安全系数S＝1，由式（10－12）得 "[J^YKoF
[σH]1＝＝0.95×600MPa＝570MPa UfGkTwoo=
[σH]2＝＝0.98×550MPa＝539MPa tA;}h7/Lc~
[σH]＝[σH]1＋[σH]2/2＝554.5MPa W4S,6(
Upe%rC(
2） 计算 Ytkv!]"
（1） 试算小齿轮分度圆直径d1t SU0
hma8
d1t≥ 2ESo2
= =67.85 p2eGm-Erq
X8|,
（2） 计算圆周速度 0S"MC9beg
v= = =0.68m/s U/U);frH
$i&zex{\
（3） 计算齿宽b及模数mnt p+eh% 2Jm
b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm 3w=J '(RU
mnt= = =3.39 #e"[^_C@!
h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm XSRsGTCC=
b/h=67.85/7.63=8.89 aUp
g u"
lN@o2QX
（4） 计算纵向重合度εβ rp$'L7lrX
εβ= =0.318×1×tan14 =1.59 @dK Tx#gZ
（5） 计算载荷系数K )GpK@R]{
已知载荷平稳，所以取KA=1 Ac@VGT :9
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， ^[[P*NX3
故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42
s!J9|]o
由表10—13查得KFβ=1.36 9w"*y#_
由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数 #"!<W0
K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05 %EH )&k
h{Y ",7] !
（6） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10—10a）得 ZVBXx\{s
d1= = mm=73.6mm Vr}'.\$
tw;}jh
（7） 计算模数mn >Tgv11[
mn = mm=3.74 7#XzrT]
3．按齿根弯曲强度设计 dd;~K&_Q/i
由式(10—17) <E~'.p,
mn≥ :;}P*T*PU
1） 确定计算参数 4s- ! 7
（1） 计算载荷系数 e6*8K@LHB
K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96 dPlV>IM$z
@ JMiO^
（2） 根据纵向重合度εβ=0.318φdz1tanβ=1.59，从图10－28查得螺旋角影响系数 Yβ＝0。88 .#gzP2 [q
jcOcWB|
（3） 计算当量齿数 79gT+~z
z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 Hl"N}
z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47 (QEG4&9
（4） 查取齿型系数 0mE 0 j
由表10－5查得YFa1=2.724；Yfa2=2.172 [n@]
r2g)3
（5） 查取应力校正系数 01]f2.5
由表10－5查得Ysa1=1.569；Ysa2=1.798 _6Sp QW
(`^ 1Y3&2
-@'FW*b
（6） 计算[σF] ( .:e,l{U%
σF1=500Mpa V[LglPt
σF2=380MPa Q ,g\
KFN1=0.95 h p1 Bi
KFN2=0.98 A.SvA Y n
[σF1]=339.29Mpa ?<!|
[σF2]=266MPa BPrt'Nc
（7） 计算大、小齿轮的 并加以比较 `Di{}/2
= =0.0126 KlEpzJ98
= =0.01468 N2G{<>=
大齿轮的数值大。 i!B a]n
>4TO=i
2） 设计计算 itz,m r P
mn≥ =2.4 MgZ/ (X E
mn=2.5 1 MFbQs^
}BEB1Q}L
4．几何尺寸计算 _a, s
)
1） 计算中心距 m67V_s,7B
z1 =32.9，取z1=33 yi[x}ffdE
z2=165 #!=tDc
&
a =255.07mm ZJoM?g~WFI
a圆整后取255mm :gv"M8AP
). O)p9
2） 按圆整后的中心距修正螺旋角 ~N4m1s"
β=arcos =13 55’50” w0.
u\
tQVVhXQ7
3） 计算大、小齿轮的分度圆直径 P55fL-vo|}
d1 =85.00mm PCA4k.,T
d2 =425mm K/$KI7 P
(3e 2c
4） 计算齿轮宽度 ?6!LL5a.
b=φdd1 X}]-*T|a
b=85mm T{ "(\X$
B1=90mm，B2=85mm l/D }
X
t20K!}D_
5） 结构设计 btB% []
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。 /r 5eWR1G
BtZ yn7a
轴的设计计算 7<4qQ.deE
拟定输入轴齿轮为右旋 Om&Dw |xG8
II轴： \V:^h [ad
1．初步确定轴的最小直径 [[ZJ]^n,
d≥ ＝ =34.2mm 4- w{BZuS
2．求作用在齿轮上的受力 ! -bB559Nv
Ft1= =899N okXl8&mi
Fr1=Ft =337N ]:;&1h3'7
Fa1=Fttanβ=223N； buC{ r,
Ft2=4494N 7)m9"InDI
Fr2=1685N al0L&z\
Fa2=1115N =1!
'QUc
Bvj0^fSm
3．轴的结构设计 MD]>g >
1） 拟定轴上零件的装配方案 }JfjX '
*hrd5na
i. I-II段轴用于安装轴承30307，故取直径为35mm。 *j=%
#
ii. II-III段轴肩用于固定轴承，查手册得到直径为44mm。 @HW *09TG
iii. III-IV段为小齿轮，外径90mm。 hZ3bVi)L\
iv. IV-V段分隔两齿轮，直径为55mm。 *:1ey{w:
v. V-VI段安装大齿轮，直径为40mm。 'qi }| I
vi. VI-VIII段安装套筒和轴承，直径为35mm。 AW .F3hN)
6~{C.No }
2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
)jj0^f1!j
1. I-II段轴承宽度为22.75mm，所以长度为22.75mm。 llDJ@
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。 6z kaOA46V
3. III-IV段为小齿轮，长度就等于小齿轮宽度90mm。 X]=t>
4. IV-V段用于隔开两个齿轮，长度为120mm。 !k%# R4*>
5. V-VI段用于安装大齿轮，长度略小于齿轮的宽度，为83mm。 s{++w5s
6. VI-VIII长度为44mm。 m|# y
>4
]_Xlq_[/r
Vi}_{
Cy
0V]s:S
4． 求轴上的载荷 $M#>9QHhc
66 207.5 63.5 @o^Ww
wBzC5T%,
-M2yw
4 :=]<sc,
' yth'[
j|n R "!
hph4 `{T
\ jA~9
Bt#N4m[X*|
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Qd6F H2Pl
xPgBV~
g>sSS8R O
zQA`/&=Y
Je @v8{][|
P4?glh q#
Fr1=1418.5N }Lv;!
Fr2=603.5N n(Uyz`qE
查得轴承30307的Y值为1.6 h~26WLf.
Fd1=443N a T<q=DO
Fd2=189N VX/#1S tC
因为两个齿轮旋向都是左旋。 6RM/GM
故：Fa1=638N U&xUfBDt
Fa2=189N yN c2@
3F0 N^)@
5．精确校核轴的疲劳强度 9cg U T@a
1） 判断危险截面 2%> FR4a
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 C7vxw-o|&p
\1`O _DF~o
2） 截面IV右侧的 i?gSC<a
@KA4N`
截面上的转切应力为 IAEAhqp
w*!aZ,P
由于轴选用40cr，调质处理，所以 ]d`VT)~vje
， ， 。 jIF
|P-
（[2]P355表15-1） DN/YHSYK
a) 综合系数的计算 &?vgP!d&M
由 ， 经直线插入，知道因轴肩而形成的理论应力集中为 ， ， l ]cFqL p
（[2]P38附表3-2经直线插入） nd (S3rct&
轴的材料敏感系数为 ， ， 6,uX,X5
（[2]P37附图3-1） qVPeB,kIz
故有效应力集中系数为 {| \.i
4~=l}H>&
~v83pu1!2s
查得尺寸系数为 ，扭转尺寸系数为 ， Th[dW<
（[2]P37附图3-2）（[2]P39附图3-3） ;wVwX6:ZKr
轴采用磨削加工，表面质量系数为 ， lLD12d
（[2]P40附图3-4） X@f}Q`{Ymj
轴表面未经强化处理，即 ，则综合系数值为 G y) @Is9
3~ \[7I/
-![|}pX
b) 碳钢系数的确定 tu?MY p;
碳钢的特性系数取为 ， Df#l8YK#
c) 安全系数的计算 >j`qh:^
轴的疲劳安全系数为 XlJZhc
{e 5= &A
KYP!Rs/j.
T )})
pt!V
故轴的选用安全。 y==CT Y@
fzA9'i`
I轴： j.kG};f
1．作用在齿轮上的力 H|D.6^
FH1=FH2=337/2=168.5 x m@_IL&P
Fv1=Fv2=889/2=444.5 W%)Y#C
s@DLt+ O5
2．初步确定轴的最小直径 @I*{f
$g7<Y*t[
M[u A@
3．轴的结构设计 E P+J
N
1） 确定轴上零件的装配方案 KdlQ!5(?X
;GhNKPY
yZ`wfj$Jj
2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 MS]r:X6
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。 B UR*n;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。 ]q-Y }1di8
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。 `@
FYkH
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。 "vslZ`RU
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。 : c[L3rJl
i) 轴肩固定轴承，直径为42mm。 a A TA9V
j) 该段轴要安装轴承，直径定为35mm。 o lxByzTh>
2） 各段长度的确定 JZ#[
2mLh
各段长度的确定从左到右分述如下： h@h! ,;
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。 IMfqiH)
b) 该段为轴环，宽度不小于7mm，定为11mm。 m_l [MG\
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。 5D l/aHb
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。 ;'Nd~:-]
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。 3&/I xm:
f) 该段由联轴器孔长决定为42mm 42{:G8
/SrAW`;"
&f;K}W O
4．按弯扭合成应力校核轴的强度 !YJs]_Wr
W=62748N.mm p"Z-6m~
T=39400N.mm yOg+iFTr
45钢的强度极限为 ，又由于轴受的载荷为脉动的，所以 。 +'@Dz9:>
.}`Ix'.
~!3r&(
III轴 .% OR3" 9@
1．作用在齿轮上的力 N&V`K0FU
FH1=FH2=4494/2=2247N B X^tR1
Fv1=Fv2=1685/2=842.5N XGMiW0j0B
$2el&I
2．初步确定轴的最小直径 wuqJr:q*#
p[lA\@l[
8Bg;Kh6B
3．轴的结构设计 X~i<g?]
1） 轴上零件的装配方案 S@ f9c
V#}kwON
uXq.
]ub
2） 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 +&"zU GTIc
I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII y#$CMf
-q^
直径 60 70 75 87 79 70 zkdetrR
长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25 8'r[te4,
HX{`Vah E
?KI, cl
%9RF
/[>sf[X\I9
5．求轴上的载荷 UOmY-\ &c
Mm=316767N.mm zZC9\V}R
T=925200N.mm ivz5H (b
6. 弯扭校合 m<g~H4
o\)F}j&b#=
O5t[
t@Nyr& |D
2Q"K8=s
滚动轴承的选择及计算 _H=Uwi_g
I轴： U!Z,x x[]
1．求两轴承受到的径向载荷 ^Js9 s8?$
5、 轴承30206的校核 '!a'ZjYyi
1） 径向力 s&!a
>u8gD6X
#`X?=/q
2） 派生力 \K<QmK
， R n*L
3） 轴向力 78%~N`x7
由于 ， Nm>A'bLM
所以轴向力为 ， }<y7bqA
4） 当量载荷 p Q<Y:-`c
由于 ， ， ,T8 ~L#M~
所以 ， ， ， 。 Km6YP !i
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 ^Zy% fv,
xLZG:^(I
5） 轴承寿命的校核 1\rz%E
(41|'eB\\
HuKc9U'7A
II轴： h @]XBv
6、 轴承30307的校核 "{Eta
1） 径向力 v +=BCyT
Uwx
E<=z
{ Z5nGG
2） 派生力 2oRg 2R}
， X<; f
3） 轴向力 ,V:SN~P66+
由于 ， ([LSsZ]sj
所以轴向力为 ， 1"M]3Kl
4） 当量载荷 ZH)="qx [
由于 ， ， M*H nM(
所以 ， ， ， 。 Hi`//y*92H
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 3az& <Pqb
I [##2
5） 轴承寿命的校核 xDoC(
x&T [*i
Q=20IQp
III轴： @qlK6tE`
7、 轴承32214的校核 o\pVp bB
1） 径向力 -FQ 'agf@&
V0XvJ
)fSOi| |C
2） 派生力 :| 8M`18lZ
， zEy N)
3） 轴向力 K_ ~"}
由于 ， $.rhRKs
所以轴向力为 ， xzZ38xIhV
4） 当量载荷 [ )dXI IM
由于 ， ， C" T;Qp~B
所以 ， ， ， 。 r_ 6ZO&
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 G&V/Gj8
Fv<F}h? 6
5） 轴承寿命的校核 bPt!yI:
1gy.8i
NI
[
pp`
键连接的选择及校核计算 QTXt8I
Pjjewy1}^
代号 直径 2=`o_<P'"
（mm） 工作长度 t+iHQfuP9A
（mm） 工作高度 <drODjB
（mm） 转矩 B%76rEpvW;
（N•m） 极限应力 =i*;VFc
（MPa） m6CI{Sa](l
高速轴 8×7×60（单头） 25 35 3.5 39.8 26.0 O7<]U_ "I
12×8×80（单头） 40 68 4 39.8 7.32 LS*y
中间轴 12×8×70（单头） 40 58 4 191 41.2 8 S h54H
低速轴 20×12×80（单头） 75 60 6 925.2 68.5 K[r^'P5m
18×11×110（单头） 60 107 5.5 925.2 52.4 }h!f eP
由于键采用静联接，冲击轻微，所以许用挤压应力为 ，所以上述键皆安全。 s`'{I8'p/
CtAwBQO
连轴器的选择 h+&OQ%e=8
由于弹性联轴器的诸多优点，所以考虑选用它。 j=aI 9p
'JfdV%M
二、高速轴用联轴器的设计计算 D9
|n)f
由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为 ， \GZM&Zd
计算转矩为 ^ xh ;
所以考虑选用弹性柱销联轴器TL4（GB4323-84），但由于联轴器一端与电动机相连，其孔径受电动机外伸轴径限制，所以选用TL5（GB4323-84） ^ ALly2
其主要参数如下： A}N?/{y)G
材料HT200 HbA kZP
公称转矩 \$e)*9)
轴孔直径 ， ]?
g@jRs
z>Hgkp8D"
轴孔长 ， iIa'2+
装配尺寸 \uC15s<
半联轴器厚 f@DYN!Z_m
（[1]P163表17-3）（GB4323-84） 8b -Q F
N<|Nwq:NN
三、第二个联轴器的设计计算 ,5, !es@`b
由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为 ， S` ;?z
计算转矩为 Hx*;jpy(2
所以选用弹性柱销联轴器TL10（GB4323-84） 87P>IO
其主要参数如下： ^T$|J;I
材料HT200 ,J>5:ht (6
公称转矩 3? 7\ T#=
轴孔直径 < |+E x
轴孔长 ， LBsluT
装配尺寸 n3Z 5t
半联轴器厚 K4;'/cS
（[1]P163表17-3）（GB4323-84） $[&*Bj11Yg
f Tl<p&b
FU OI3
& <J [Q%2
减速器附件的选择 m{uxI za
通气器 Hp|_6hO 2
由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M18×1.5 i9A+gtd
油面指示器 aL%AQ B,
选用游标尺M16 #=f?0UTA
起吊装置 5sJJG v#6
采用箱盖吊耳、箱座吊耳 &twf,8
放油螺塞 Q[I=T&
选用外六角油塞及垫片M16×1.5 ^!z [t\$
^[X YFQ TL
润滑与密封 mkF"
一、齿轮的润滑 \":m!K;Z
采用浸油润滑，由于低速级周向速度为，所以浸油高度约为六分之一大齿轮半径，取为35mm。 "xHg qgFyO
&n?^$L TPY
二、滚动轴承的润滑 ;Q[mL(1:
由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。 Z1Z1@2 T
TGe ;HZ
三、润滑油的选择 , %Up0Rr,
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。 `~;rb lo;
C{DvD'^
四、密封方法的选取
1/-43B
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。 h{p=WWK
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。 S9`flo
轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。 lh D,\3/O
oDYRQozo>
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+H #U~p$
设计小结 i35 =Y~P-
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。 .Pw\~X3!
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参考资料目录 6 9NQ]{1
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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； .j>hI="b
[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； a5!Fv54
[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； x,S
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