目 录 `^&OF u ee
bd-L` ={j
设计任务书……………………………………………………1 3pKQ$\u
传动方案的拟定及说明………………………………………4 =H8;iS2R
电动机的选择…………………………………………………4 L4HI0Mx
计算传动装置的运动和动力参数……………………………5 wHy!CP%
传动件的设计计算……………………………………………5 p5iuYHKk?
轴的设计计算…………………………………………………8 :F ?C)F
滚动轴承的选择及计算………………………………………14 Lf&kv7Wj
键联接的选择及校核计算……………………………………16 /8S>;5hvK@
连轴器的选择…………………………………………………16 y)@wjH{6
减速器附件的选择……………………………………………17 ,z jv7$L
润滑与密封……………………………………………………18 #6=
设计小结………………………………………………………18 1+s;FJ2}
参考资料目录…………………………………………………18 &u
!,H p
[W&T(%(W-
机械设计课程设计任务书 O0.*Pmt
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 KWHY4
一． 总体布置简图 Z ECfR>`x
Z T%5T}i
M= (u ]%\
9'B `]/L
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 @VEb { w[H
upmx $H>
二． 工作情况： AK4t\D )K1
载荷平稳、单向旋转 <h yK u
75lA%|
*X
三． 原始数据 z24q3 3O
鼓轮的扭矩T（N•m）：850 > (<f 0
鼓轮的直径D（mm）：350 ob]w;"
运输带速度V（m/s）：0.7 z$sT !QL~
带速允许偏差（％）：5 tw@X>
G1z
使用年限（年）：5 FS O).=#
工作制度（班/日）：2 "tK=+f`NM
!N^@4*
四． 设计内容 h ?U
O&(
1. 电动机的选择与运动参数计算； d=/F}yP~?s
2. 斜齿轮传动设计计算 +}AI@+
3. 轴的设计 dZuOrTplA
4. 滚动轴承的选择 z1a7*)8P
5. 键和连轴器的选择与校核； $??I/6
6. 装配图、零件图的绘制 vY3h3o
7. 设计计算说明书的编写 Mtx 4'WZ
c+ie8Q!
五． 设计任务 .xkM.g4{~
1． 减速器总装配图一张 8ao _i =&x
2． 齿轮、轴零件图各一张 #'}*dy/
3． 设计说明书一份 | -H& o]
DY*N|OnqJ
六． 设计进度 ]?4hyN
1、 第一阶段：总体计算和传动件参数计算 |.dRily+
2、 第二阶段：轴与轴系零件的设计 6S #Cl>v
3、 第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 l[J8!u2Xp
4、 第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 i6Gu@( 8Q
/-s6< e!
cMIEtK`
Z_NCD`i;
xIn:Z KJ'
K=&>t6s<
\U_@S.
y();tsW qc
传动方案的拟定及说明 /9X7A;O
由题目所知传动机构类型为：同轴式二级圆柱齿轮减速器。故只要对本传动机构进行分析论证。 -?a 26o%e
本传动机构的特点是：减速器横向尺寸较小，两大吃论浸油深度可以大致相同。结构较复杂，轴向尺寸大，中间轴较长、刚度差，中间轴承润滑较困难。 &^nGtW%a 9
W+*
V)tf
= (^3}x
电动机的选择 L/[K"
1．电动机类型和结构的选择 O/LXdz0B
因为本传动的工作状况是：载荷平稳、单向旋转。所以选用常用的封闭式Y（IP44）系列的电动机。 HaYo!.(Fv
2mU.7!g)
2．电动机容量的选择 : D p0? &_
1） 工作机所需功率Pw Bbc^FHip
Pw＝3.4kW wIgS3K
2） 电动机的输出功率
lhJ'bYI
Pd＝Pw/η unxqkU/<Z
η＝ ＝0.904 q(w(Sd)#L
Pd＝3.76kW *1 "+%Z^
t J mTBsn
3．电动机转速的选择 6u%&<")4HP
nd＝（i1’•i2’…in’）nw +C)~bb*
初选为同步转速为1000r/min的电动机 f QFk+C
'"Nr, vQo
4．电动机型号的确定 A}!J$V:w]
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。 v Q.R{!",>
2<6 UwF
E-FUlOG&
计算传动装置的运动和动力参数 Gm`8q}<I
传动装置的总传动比及其分配 (k P9hcV
1．计算总传动比 QG z|*]
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： Nboaf
i＝nm/nw 4ppz, L,4
nw＝38.4
:11
A
i＝25.14 zm# ? W
qgB_=Q#E
2．合理分配各级传动比 n{jGOfc
由于减速箱是同轴式布置，所以i1＝i2。 /_.|E]
因为i＝25.14，取i＝25，i1=i2=5 &&%H %9
速度偏差为0.5%<5%，所以可行。 YkADk9fE
各轴转速、输入功率、输入转矩 }0 ?3:A
项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮 3c%caK
转速（r/min） 960 960 192 38.4 38.4 >Gu M]qn
功率（kW） 4 3.96 3.84 3.72 3.57 iRBfx
转矩（N•m） 39.8 39.4 191 925.2 888.4 ]@TCk8d$0
传动比 1 1 5 5 1 4e
效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97 ig"L\ C"T
fsXy"#mOkD
传动件设计计算 b MBLXk
1． 选精度等级、材料及齿数 H*6W q
1） 材料及热处理； {)Xy%QV
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。 7Yy ;
2） 精度等级选用7级精度； 3 XKf !P
3） 试选小齿轮齿数z1＝20，大齿轮齿数z2＝100的； cb bFw
4） 选取螺旋角。初选螺旋角β＝14° h`KU\X ) A
2．按齿面接触强度设计 9u_Pj2%56.
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 0`H#
'/
按式（10—21）试算，即 /@5YW"1
dt≥ T{'RV0%
1） 确定公式内的各计算数值 (' ~ LMu_
（1） 试选Kt＝1.6 lx i<F
（2） 由图10－30选取区域系数ZH＝2.433 DwF hK*
（3） 由表10－7选取尺宽系数φd＝1 qP;OaM
C X
（4） 由图10－26查得εα1＝0.75，εα2＝0.87，则εα＝εα1＋εα2＝1.62 2qp#N%
（5） 由表10－6查得材料的弹性影响系数ZE＝189.8Mpa JS77M-A c
（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； t,' <gI
（7） 由式10－13计算应力循环次数 >sbu<|]a
7
N1＝60n1jLh＝60×192×1×（2×8×300×5）＝3.32×10e8
8Y?;x}
N2＝N1/5＝6.64×107 !'Kj x
/R F7j;
（8） 由图10－19查得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.95；KHN2＝0.98 ce(#2o&`
（9） 计算接触疲劳许用应力 N g,j#
取失效概率为1％，安全系数S＝1，由式（10－12）得 M =W z
[σH]1＝＝0.95×600MPa＝570MPa %)n=x
ne
[σH]2＝＝0.98×550MPa＝539MPa mc3"`+o
[σH]＝[σH]1＋[σH]2/2＝554.5MPa 05[SC}MCA
11lsf/IP
2） 计算 v,t:+
!8
（1） 试算小齿轮分度圆直径d1t v0y(58Rz.
d1t≥ j.YA 2mr
= =67.85 NVs@S-rpX
#;<Y[hR{P
（2） 计算圆周速度 =">NQ)98u
v= = =0.68m/s g .\[o@H
~s{$WL&
（3） 计算齿宽b及模数mnt D,6:EV"sa
b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm n:X y6H
mnt= = =3.39 KmF]\:sMD
h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm _-\#i
b/h=67.85/7.63=8.89 ?4B`9<j8%
nP$9CA
（4） 计算纵向重合度εβ ZB{Em B0W
εβ= =0.318×1×tan14 =1.59 ~5g ~;f[4
（5） 计算载荷系数K H>C=zo,oiC
已知载荷平稳，所以取KA=1 ])!*_
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， o(HbGHIP
故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42 Q.[0c t
由表10—13查得KFβ=1.36 Z ]ON h
由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数 NO3/rJ6-
K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05 *`U~?q}
Z{R>
（6） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10—10a）得 o}!P Q #`M
d1= = mm=73.6mm 5)E @F9N
U~8 g_*
（7） 计算模数mn [!z ,lY>
mn = mm=3.74 j@9T.P1
3．按齿根弯曲强度设计 n| ;Im&,
由式(10—17) _j3f Ar(V
mn≥ Bz zTGWq\
1） 确定计算参数 % `3 jL7|
（1） 计算载荷系数 M}Sv8D]I
K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96 r3Ykz%6
$^ P0F9~0
（2） 根据纵向重合度εβ=0.318φdz1tanβ=1.59，从图10－28查得螺旋角影响系数 Yβ＝0。88 4Up/p&1@
z @Y;r =v
（3） 计算当量齿数 m2o0y++TjW
z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 PM+[, H
z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47 =fbWz
（4） 查取齿型系数 o@Oqm> ]SS
由表10－5查得YFa1=2.724；Yfa2=2.172 ise-O1'
（5） 查取应力校正系数 + 0~YP*I`/
由表10－5查得Ysa1=1.569；Ysa2=1.798 HhpDR
_L PHPj^Pg
9my^ Y9B
（6） 计算[σF] uS-|wYE
σF1=500Mpa 9UkBwS`
σF2=380MPa N0lC0
N?_J
KFN1=0.95 Y} /-C3)
KFN2=0.98 + H.`MZ=
[σF1]=339.29Mpa #jk_ 5W
[σF2]=266MPa T |p"0b A
（7） 计算大、小齿轮的 并加以比较 liZxBs
:%i
= =0.0126 [~
fraK,)
= =0.01468 H. c7Nle
大齿轮的数值大。 sRW<me;
1,~D4lD |
2） 设计计算 OPi 0~s
mn≥ =2.4 =WLY 6)]A
mn=2.5 Gq6*SaTk
\8
":]EU
4．几何尺寸计算 ?CZd Ol
1） 计算中心距 <[v[ci
z1 =32.9，取z1=33 AdmC&!nH
z2=165 pI[uUu7O
a =255.07mm \lY_~*J
a圆整后取255mm iwq!w6+
C}X\ |J
2） 按圆整后的中心距修正螺旋角 ),)lzN%!
β=arcos =13 55’50” O8o3O
6[Y
SKt r tm
3） 计算大、小齿轮的分度圆直径 /{[o ~:'p
d1 =85.00mm 5\ v3;;A[
d2 =425mm s.#`&Sd>
j+!v}*I![
4） 计算齿轮宽度 G)YcJv7
b=φdd1 @c#(.=
b=85mm pw#-_
B1=90mm，B2=85mm 43w }qY1
,I9bNO,%JK
5） 结构设计 9$Y=orpWxr
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。 9!GM{
b LL2
轴的设计计算 us.~ G
拟定输入轴齿轮为右旋 Qn Dg 6m)+
II轴： D=$)n_F
1．初步确定轴的最小直径 =*Lfl'sr_
d≥ ＝ =34.2mm Fcx&hj1gQ
2．求作用在齿轮上的受力 [K Qi.u
Ft1= =899N &[9709 (=
Fr1=Ft =337N t:S+%u U
Fa1=Fttanβ=223N； ~~.}ah/_d
Ft2=4494N gIfh3 D=yX
Fr2=1685N IgzQr >
Fa2=1115N Ni>[D" |
NHt\
U9l'
3．轴的结构设计 [; N'=]`
1） 拟定轴上零件的装配方案 h;Qk @F
`X KLU
i. I-II段轴用于安装轴承30307，故取直径为35mm。 N mG#
ii. II-III段轴肩用于固定轴承，查手册得到直径为44mm。 [Pp'Ye~K@c
iii. III-IV段为小齿轮，外径90mm。 8|^7ai[am
iv. IV-V段分隔两齿轮，直径为55mm。 m~|40)
v. V-VI段安装大齿轮，直径为40mm。 [UR-I0 s!/
vi. VI-VIII段安装套筒和轴承，直径为35mm。 JJnH%Q
)+^+s d
2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 ^OdP4m(
>>
1. I-II段轴承宽度为22.75mm，所以长度为22.75mm。 @WhHUd4 s
2. II-III段轴肩考虑到齿轮和箱体的间隙12mm，轴承和箱体的间隙4mm，所以长度为16mm。 <b.D&
3. III-IV段为小齿轮，长度就等于小齿轮宽度90mm。 TC('H[
]
4. IV-V段用于隔开两个齿轮，长度为120mm。 Sdo -nt
5. V-VI段用于安装大齿轮，长度略小于齿轮的宽度，为83mm。 s" |Pdc4
6. VI-VIII长度为44mm。 LeQjvW9y
x; S @bY
# _1`)VS
W_=f'yb:E
4． 求轴上的载荷 OI*H,Z "
66 207.5 63.5 hp 2t"t
3$tdwe$S
v19-./H^
j
3Vwh|1?
(Z*!#}z`
#E?4E1 bnB
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' QG?nu
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_$'ashF
Z;i:](
]]mJ']l
H|*m$| $,
4 5e~6",
b
6p|q_e
bOB \--:]
Y*^[P,+J*}
Fr1=1418.5N 0f/<7R
Fr2=603.5N KXy6 Eno
查得轴承30307的Y值为1.6 *hx
Fd1=443N <} .$l
Fd2=189N D- c4EV
因为两个齿轮旋向都是左旋。 ]lbuy7xj63
故：Fa1=638N 8y L Y
Fa2=189N Z r8*et
f 2.HF@
5．精确校核轴的疲劳强度 uD'6mk*
1） 判断危险截面 M7T5
~/4
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 b sX[UF
, hVli/
2） 截面IV右侧的 zdYj F|
8r{.jFGv
截面上的转切应力为
}pYqWTG
+R &g qja
由于轴选用40cr，调质处理，所以 s#11FfF`
， ， 。 ]`K2 N
（[2]P355表15-1） 2 nCA<&
a) 综合系数的计算 6t$8M[0-U
由 ， 经直线插入，知道因轴肩而形成的理论应力集中为 ， ， rH-23S
（[2]P38附表3-2经直线插入） \85i+q:LuA
轴的材料敏感系数为 ， ， "[J^YKoF
（[2]P37附图3-1） UfGkTwoo=
故有效应力集中系数为 tA;}h7/Lc~
oxs#866x
q 1,~
查得尺寸系数为 ，扭转尺寸系数为 ， {.yB'.k?
（[2]P37附图3-2）（[2]P39附图3-3） Ytkv!]"
轴采用磨削加工，表面质量系数为 ， SU0
hma8
（[2]P40附图3-4） 2ESo2
轴表面未经强化处理，即 ，则综合系数值为 p2eGm-Erq
X8|,
0S"MC9beg
b) 碳钢系数的确定 U/U);frH
碳钢的特性系数取为 ， $i&zex{\
c) 安全系数的计算 _b 0& !l<
轴的疲劳安全系数为 U6K|fY N`
)e{ aN+
F%|h;+5
) 8AXm
故轴的选用安全。 A"]YM'.
iTwm3V
P
I轴： Y4 -t7UlS;
1．作用在齿轮上的力 +>,I1{u%&
FH1=FH2=337/2=168.5 _)8s'MjA:&
Fv1=Fv2=889/2=444.5 ;u JMG
P0@,fd<
2．初步确定轴的最小直径 R&&4y 7
V! Uc(
~$'awY
3．轴的结构设计
];m_4
1） 确定轴上零件的装配方案 L0,'mS
?< +WG/(d
aN?zmkPpov
2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 [JiH\+XLPs
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。 a s|<}: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。 ]Z e1s02(
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。 sRs>"zAg
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。 ?}oFg#m-<L
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。 q~3>R=t
i) 轴肩固定轴承，直径为42mm。 **%37
j) 该段轴要安装轴承，直径定为35mm。 }vuO$j
2） 各段长度的确定 -n
1 v3
各段长度的确定从左到右分述如下： V
gWRW7Se
a) 该段轴安装轴承和挡油盘，轴承宽18.25mm，该段长度定为18.25mm。 @"A4$`Xi3
b) 该段为轴环，宽度不小于7mm，定为11mm。 / m1\ iM\
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。 C dn J&N{
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。 +7Gwg
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。 @gblW*Zhk
f) 该段由联轴器孔长决定为42mm x 5Bk/e'
d{?LD?,)
^ 8WRqQdx
4．按弯扭合成应力校核轴的强度 oJ^P(] dw
W=62748N.mm Lbgi7| &
T=39400N.mm teR Tu
45钢的强度极限为 ，又由于轴受的载荷为脉动的，所以 。 l?e. 9o2-
E GU2fA7x
7Q 3 k 7
III轴 ?,z}%p
1．作用在齿轮上的力 cuX)8+
FH1=FH2=4494/2=2247N Nn6%9PX_)
Fv1=Fv2=1685/2=842.5N M`_0C38
O - wzz
2．初步确定轴的最小直径 *dQSw)R
rI\FI0zIp_
,tFg4k[
3．轴的结构设计 &C}*w2]0S
1） 轴上零件的装配方案 dysS9a,
00(\ZUj
)0`C@um
2） 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 , 1`z"7\W
I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII Yy8g( bU
直径 60 70 75 87 79 70 Rq -ZL{LR7
长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25 M\j.8j G
)%TmAaj9d
z{q`G wW
awRX1:T#;O
}MySaL>
5．求轴上的载荷 NEs:},)o
Mm=316767N.mm 0- gAyiKx?
T=925200N.mm 5P bW[
6. 弯扭校合 4g/dP ^
*~`(RV
:FF=a3/"6
tbr=aY$ jY
e-;}366 }
滚动轴承的选择及计算
7GGUV
I轴： 6]N.%Y[(
1．求两轴承受到的径向载荷 ;uW FHc5@B
5、 轴承30206的校核 TeQV?ZQ#}
1） 径向力 _1^'(5f$
/ Oono6j
z:O8Ls^\T
2） 派生力 l ;U? Z'n
， ZCw ]m#lS
3） 轴向力 3|7QU ld
由于 ， 3`HV(5U[
所以轴向力为 ， }H4 RR}g
4） 当量载荷 {g6%(X\r.r
由于 ， ， \e_O4
所以 ， ， ， 。 XW9!p.*.U
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 Bvj0^fSm
MD]>g >
5） 轴承寿命的校核 PF2n Lb2-
*hrd5na
1 YA% -~
II轴： IV-{ve6
6、 轴承30307的校核 |Z Bw<f
1） 径向力 iLT}oKF2N;
p_ =z#
<3iMRe
2） 派生力 H] s.=.Ki
， ?%86/N>
3） 轴向力 ^.tg 7%dJ
由于 ， 0x7'^Z>-oe
所以轴向力为 ， dx]>(e@(t{
4） 当量载荷 TC. ,V_
由于 ， ， R]dg_Da
所以 ， ， ， 。 l:%GH
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 N [@?gFtT
PFR:>^wK2
5） 轴承寿命的校核 neh (< >
- di o5a
IID5c"
oR
III轴： l2d{ 73h
7、 轴承32214的校核 d _
e WcI
1） 径向力 Si,6o!0k
,Q,^3*HX9}
BY*Q_ Et
2） 派生力 >p/`;Kq@
， 8fb'yjIC
3） 轴向力 'S~5"6r
由于 ， \9d$@V
所以轴向力为 ， / x QPTT
4） 当量载荷 edV\-H5<
由于 ， ， ]k(]qZ
所以 ， ， ， 。 f)!Z~t &
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 {$r[5%L\H
;=@0'xPEa-
5） 轴承寿命的校核 ddo#P%sH '
DMS! a$4
eQ"E
键连接的选择及校核计算 } %z
#%s#c0TX
代号 直径 M;NX:mX9
（mm） 工作长度 r/sNrB1U"y
（mm） 工作高度 sGb{9.WK
（mm） 转矩 =EIkD9u
（N•m） 极限应力 G`zm@QL
（MPa） G
j1_!.T
高速轴 8×7×60（单头） 25 35 3.5 39.8 26.0 [Yyk0Qv|4
12×8×80（单头） 40 68 4 39.8 7.32 {)"vN(mX
中间轴 12×8×70（单头） 40 58 4 191 41.2 fV:83|eQ
低速轴 20×12×80（单头） 75 60 6 925.2 68.5 i?gSC<a
18×11×110（单头） 60 107 5.5 925.2 52.4 m68*y;#
由于键采用静联接，冲击轻微，所以许用挤压应力为 ，所以上述键皆安全。 IAEAhqp
Wf<L R3
连轴器的选择 ^GX)Z~
由于弹性联轴器的诸多优点，所以考虑选用它。 | ' .
XM}hUJJW
二、高速轴用联轴器的设计计算 <or2
由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为 ， P&q7|S T%N
计算转矩为
9a kH
所以考虑选用弹性柱销联轴器TL4（GB4323-84），但由于联轴器一端与电动机相连，其孔径受电动机外伸轴径限制，所以选用TL5（GB4323-84） m3ff;,
其主要参数如下： CNIsZ v@Q
材料HT200 iOdpM{~*
公称转矩 ?}7p"3j'z
轴孔直径 ， KU;9}!#
�{x7,
轴孔长 ， ^J d
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装配尺寸 WK U=.sY
半联轴器厚 iO[ <1?
（[1]P163表17-3）（GB4323-84） LF7SS;&~f
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三、第二个联轴器的设计计算 MPk5^ua:
由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为 ， };g"GNy
计算转矩为 c)tfAD(N8x
所以选用弹性柱销联轴器TL10（GB4323-84） \?N2=jsu$
其主要参数如下： ??T #QQ
材料HT200 d %#b:(,
公称转矩 "] iB6
轴孔直径 Ev P{p
轴孔长 ， 'RRE|L,
装配尺寸 H|D.6^
半联轴器厚 x m@_IL&P
（[1]P163表17-3）（GB4323-84） E"@wek.-
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NCx%L-GPi
减速器附件的选择 ]:f%l
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通气器 6R5Qy]]E
由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M18×1.5 '{`$# @a.
油面指示器 |I|fMF2K
选用游标尺M16 d/Q%Ie EL.
起吊装置 1QJL .
采用箱盖吊耳、箱座吊耳 r9lR|\Ax2U
放油螺塞 N? >vd*
选用外六角油塞及垫片M16×1.5 iIogx8[
_? OG1t!
润滑与密封 s0_nLbWwO
一、齿轮的润滑 j+(I"h3
采用浸油润滑，由于低速级周向速度为，所以浸油高度约为六分之一大齿轮半径，取为35mm。 Q^ (b)>?r;
((I%'
二、滚动轴承的润滑 BSMwdr
由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。 [PM4k0YC 8
3 9|MX21k
三、润滑油的选择 )Beiu*
齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于小型设备，选用L-AN15润滑油。 kxRV )G
yA>n li=
四、密封方法的选取 -GgA&dh
选用凸缘式端盖易于调整，采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。 (M
~e?s
密封圈型号按所装配轴的直径确定为（F）B25-42-7-ACM，（F）B70-90-10-ACM。 T5:G$-qL(
轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。 uH-)y,2&
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j w9b )
lPJ\-/>$z
设计小结 <rmvcim{*
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。 ~!3r&(
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参考资料目录 ->{KVPHe{
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