目 录 `
Y"Rh[C
{ 6*h';~
设计任务书……………………………………………………1 v V,H@WK
传动方案的拟定及说明………………………………………4 L3'o2@$
电动机的选择…………………………………………………4 a'rN&*P
计算传动装置的运动和动力参数……………………………5 | \ C{R
传动件的设计计算……………………………………………5 j?#S M! f
轴的设计计算…………………………………………………8 0~Z2$`(
滚动轴承的选择及计算………………………………………14 =2#
C {u.
键联接的选择及校核计算……………………………………16 b2 d uC
连轴器的选择…………………………………………………16 9-I;'
减速器附件的选择……………………………………………17 3@_je)s
润滑与密封……………………………………………………18 p O4}6\ 1\
设计小结………………………………………………………18 mq do@
参考资料目录…………………………………………………18 JmtU>2z\
/&K hk #
机械设计课程设计任务书 R@u6mMX{N,
题目：设计一用于带式运输机传动装置中的同轴式二级圆柱齿轮减速器 x4Y+? 2
一． 总体布置简图 W_ngB[
gs7H9%j{U
6uOR0L
JO1KkIV
1—电动机；2—联轴器；3—齿轮减速器；4—带式运输机；5—鼓轮；6—联轴器 Rq< T2}K
Kw+?Lowp
二． 工作情况： L00,{g6wqb
载荷平稳、单向旋转 JY~s-jxa
*4dA(N\k"
三． 原始数据 \ 2*<Pq
鼓轮的扭矩T（N•m）：850 (Rve<n6{A
鼓轮的直径D（mm）：350 Gmf.lHr$%
运输带速度V（m/s）：0.7 K3M<%
带速允许偏差（％）：5 "n=`{ ~F
使用年限（年）：5 D a0E)
工作制度（班/日）：2 w%g@X 6
FU E/uh
四． 设计内容 Q+[gGe
JUF
1. 电动机的选择与运动参数计算； O
sbY}*S
2. 斜齿轮传动设计计算 ?TLMoqmXM{
3. 轴的设计 _A;jtS)SY
4. 滚动轴承的选择 #db8ur3?
5. 键和连轴器的选择与校核； }[SWt3qV1
6. 装配图、零件图的绘制 o5-oQ_ j
7. 设计计算说明书的编写 V#'sH
&>ii2% 4
五． 设计任务 (>%Ddj6_>
1． 减速器总装配图一张 LsS/Sk
2． 齿轮、轴零件图各一张 x;?4A J{
3． 设计说明书一份 x}?y@.sn8
Eg FV
六． 设计进度 I QS |
1、 第一阶段：总体计算和传动件参数计算 :MV]OLRM
2、 第二阶段：轴与轴系零件的设计 7
g8SK
3、 第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 <=l!~~%
4、 第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 snK $? 9vh
&jT>)MX Pu
wm}6$ n?Za
TxoMCN?7c
>2_B L5<S
y{0`+/\`
|CexP^;!U
5 wmH3g#0
传动方案的拟定及说明 Z2_eTC
u
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。 Q.*qU,4);
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。 ;EP 7q[
RY8;bUSR
H [w J; l
电动机的选择 Py^F},?J
1．电动机类型和结构的选择 $W<H[k&(B
因为本传动的工作状况是：载荷平稳、单向旋转。所以选用常用的封闭式Y（IP44）系列的电动机。 "CapP`:
^/47 *vcN5
2．电动机容量的选择 #UG| \}Lp
1） 工作机所需功率Pw ;nyV)+t+a
Pw＝3.4kW s #/JMvQ#
2） 电动机的输出功率 QXY-?0RO#
Pd＝Pw/η #o SQWC=T
η＝ ＝0.904 G"T)+! 6t
Pd＝3.76kW PspH[db
A,ttn5Sh?
3．电动机转速的选择 6;60}y
nd＝（i1’•i2’…in’）nw IAf,TKfe
初选为同步转速为1000r/min的电动机 (cAv :EKpo
rk*Igqf
4．电动机型号的确定 p%EU,:I6
由表20－1查出电动机型号为Y132M1-6,其额定功率为4kW，满载转速960r/min。基本符合题目所需的要求。 4(o: #9I
VT96ph
z'=*p IY5f
计算传动装置的运动和动力参数 GMU.Kt
传动装置的总传动比及其分配 w|pk1~c(_
1．计算总传动比 ~Z!xS
由电动机的满载转速nm和工作机主动轴转速nw可确定传动装置应有的总传动比为： A)Wp W M
i＝nm/nw nud,ag
nw＝38.4 yw^t6E
i＝25.14 %H75u 6
;2q;RT`h
2．合理分配各级传动比 C(Ujx=G+3
由于减速箱是同轴式布置，所以i1＝i2。 @ +h2R
因为i＝25.14，取i＝25，i1=i2=5 v|t_kNX;v*
速度偏差为0.5%<5%，所以可行。 t Q_;UQlX
各轴转速、输入功率、输入转矩 EGO;g^,
项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮 lBqu}88q0
转速（r/min） 960 960 192 38.4 38.4 6e&Y%O'8
功率（kW） 4 3.96 3.84 3.72 3.57 w~y+Pv@
转矩（N•m） 39.8 39.4 191 925.2 888.4 H$zjN8||"
传动比 1 1 5 5 1 I~H:-"2
效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97 XL c&7
1f M= >Z
传动件设计计算 $'btfo4H
1． 选精度等级、材料及齿数 $%ZEP> ]
1） 材料及热处理； b)J(0,9`G"
选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。 ~z#Faed=a
2） 精度等级选用7级精度； ?6+GE_VZ
3） 试选小齿轮齿数z1＝20，大齿轮齿数z2＝100的； <Z{ \3X^
4） 选取螺旋角。初选螺旋角β＝14° m:5 *:Ii.
2．按齿面接触强度设计 9_V'P]@
因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算 h.>6>5$n
按式（10—21）试算，即 9#{? *c6
dt≥ *X +T>SKL
1） 确定公式内的各计算数值 XKN`{h-@
（1） 试选Kt＝1.6 7\@[e, ^9
（2） 由图10－30选取区域系数ZH＝2.433 |B< +Y<)f^
（3） 由表10－7选取尺宽系数φd＝1 G 5w:
（4） 由图10－26查得εα1＝0.75，εα2＝0.87，则εα＝εα1＋εα2＝1.62 [_*%
（5） 由表10－6查得材料的弹性影响系数ZE＝189.8Mpa J @C8;]
（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； V^B' T]s
（7） 由式10－13计算应力循环次数 NlXHOUw)u
N1＝60n1jLh＝60×192×1×（2×8×300×5）＝3.32×10e8 9:"% j
N2＝N1/5＝6.64×107 Ar7vEa81
Os'
7h
（8） 由图10－19查得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.95；KHN2＝0.98 +RQlMAB
（9） 计算接触疲劳许用应力 %myg67u
取失效概率为1％，安全系数S＝1，由式（10－12）得 D@*<p h=
[σH]1＝＝0.95×600MPa＝570MPa g+;m?VJ
[σH]2＝＝0.98×550MPa＝539MPa :"7V,UP
@
[σH]＝[σH]1＋[σH]2/2＝554.5MPa Bm2" } =
qFp } + s
2） 计算 r7o63]
（1） 试算小齿轮分度圆直径d1t 8X!^ 2B}J
d1t≥ KZUB{Y^)
= =67.85 VeeQmR?u-
&dp<i[ec^
（2） 计算圆周速度 .vYU4g]
v= = =0.68m/s ?RJ
) u
^_
L'I%%[
（3） 计算齿宽b及模数mnt CM?dB$AwX
b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm =UYZ){rt9E
mnt= = =3.39 fa9c!xDt
h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm Fl<|/DCg
b/h=67.85/7.63=8.89 W- 5Z"m1I
K n%[&
（4） 计算纵向重合度εβ [t/7hx"2t
εβ= =0.318×1×tan14 =1.59 ts/ rV#s~
（5） 计算载荷系数K z}&w7 O#
已知载荷平稳，所以取KA=1 'D(| NYY
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， !4TM gM
故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42 3tY \0y9
由表10—13查得KFβ=1.36 tQE=c 7/M
由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数 ua[ d
K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05 W m\HZ9PN
19O /Q,9
（6） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10—10a）得 $\?BAkx
d1= = mm=73.6mm }@%A@A{R
c+$a lw L~
（7） 计算模数mn ?CIMez(h
mn = mm=3.74 h}r64<Y2{
3．按齿根弯曲强度设计 ;zVtJG`
由式(10—17) \nT, NV11
mn≥ k)j, ~JH
1） 确定计算参数 AX3iB1):K
（1） 计算载荷系数 %~Vgz(/
K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96 e<o{3*%p)
?EQ]f34
（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 &U/7D!^X
Zd G?fWWA
（3） 计算当量齿数 9NX f~-V-
z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 7`-f N|
z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47 d Bn/_
（4） 查取齿型系数 ' jh9n7mH
由表10－5查得YFa1=2.724；Yfa2=2.172 ~5LlIpf36|
（5） 查取应力校正系数 KqC8o zup
由表10－5查得Ysa1=1.569；Ysa2=1.798 Xm,w.|dx
6t @kft>Nv
bV c"'RQ
（6） 计算[σF] _0^f
σF1=500Mpa eT 8(O36%
σF2=380MPa NvCq5B$C
KFN1=0.95 *b#00)d
KFN2=0.98 1N8gH&oF
[σF1]=339.29Mpa
}>~';l
[σF2]=266MPa vzDoF0Ts*p
（7） 计算大、小齿轮的 并加以比较 a VTTpMY
= =0.0126 S5B12P
= =0.01468 j $v2_q
大齿轮的数值大。 1=Npq=d
XL!\Lx
2） 设计计算 h\C" ti2
mn≥ =2.4 "Z xM,kI
mn=2.5 5-rG 8
!F ]7q ]g
4．几何尺寸计算 |VC|@ Q
1） 计算中心距 "eKNk
z1 =32.9，取z1=33
?X{ul
z2=165 &oi*]:<FNe
a =255.07mm
:)7{$OR&
a圆整后取255mm ~J #^L*
_ 19x `J3
2） 按圆整后的中心距修正螺旋角 d C&{zNG
β=arcos =13 55’50” ~+ _|J"\
2Cy">Exl
3） 计算大、小齿轮的分度圆直径 w.v yEU^
d1 =85.00mm ynkPI6o
d2 =425mm ~: h-m\=8Y
B?o ?LI
4） 计算齿轮宽度 (H=7 (
b=φdd1 +-8u0 9-F
b=85mm ^)-* Ubzz
B1=90mm，B2=85mm WEX 6I 16
u~
%xU~v
5） 结构设计 *hugQh ]a
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(/)w\
r7dvj#^
轴的设计计算 Fh)`A5#
拟定输入轴齿轮为右旋 5Z
(1&
II轴： 42 6l:>D(
1．初步确定轴的最小直径 P? QVT;]
d≥ ＝ =34.2mm K8>-%ns
2．求作用在齿轮上的受力 h5@v:4Jjo~
Ft1= =899N #f *,mY|>
Fr1=Ft =337N \TchRSe
Fa1=Fttanβ=223N； F|Y}X|x8Q
Ft2=4494N 3RYg-$NK[
Fr2=1685N <|qh5Scp
Fa2=1115N
'ju
M{sn{
3．轴的结构设计 L
p(6K
1） 拟定轴上零件的装配方案 s]=bg+v?j
RDFOUqS
i. I-II段轴用于安装轴承30307，故取直径为35mm。 W
PDL$ y
ii. II-III段轴肩用于固定轴承，查手册得到直径为44mm。 qRV5qN2{XY
iii. III-IV段为小齿轮，外径90mm。 FPg5!O%
iv. IV-V段分隔两齿轮，直径为55mm。
N\ Nw mx
v. V-VI段安装大齿轮，直径为40mm。 ]J`yh$a
vi. VI-VIII段安装套筒和轴承，直径为35mm。 52RFB!Z[
= aL=SC+
2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 hu=b ,
1. I-II段轴承宽度为22.75mm，所以长度为22.75mm。 h ~\bJ*Zp
2. II-III段轴肩考虑到齿轮和箱体的间隙12mm，轴承和箱体的间隙4mm，所以长度为16mm。 49/j9#hr
3. III-IV段为小齿轮，长度就等于小齿轮宽度90mm。 u<}PcI.
4. IV-V段用于隔开两个齿轮，长度为120mm。 zYL</!6a[
5. V-VI段用于安装大齿轮，长度略小于齿轮的宽度，为83mm。 RA 5*QW
6. VI-VIII长度为44mm。 ( C1@f!Z
NTj: +z0
r$=YhI/=
Y(:.f-Du
4． 求轴上的载荷 O-5s}RT
66 207.5 63.5 sg=mkkD!g
\I3={ii0
]yR0"<W^xO
J}c`\4gD
d{~5tv- H
$
N7J :Q
'yrU_k ,h
!;[cm|< E
D A0{s
vmV<PK-
T~*L [*F0
&s] wf
s :4<wmu4=
#7 wOr78
X?RnP3t~
\5k^zGF4o
ao@"j}c
Fr1=1418.5N &n5Lc`
Fr2=603.5N Iy2KOv@a5
查得轴承30307的Y值为1.6 pO2Y'1*
Fd1=443N xe4F4FC'
Fd2=189N O{B[i y(C
因为两个齿轮旋向都是左旋。 |~6X:
M61
故：Fa1=638N <Z8I#IPl
Fa2=189N ;k<n}shD
9`3%o9V9Y
5．精确校核轴的疲劳强度 n'dxa<F2|
1） 判断危险截面 /1h
0 l;
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 0Q2P"1>KT/
*2$I,
~(P
2） 截面IV右侧的 0cd`. Z F
Q t!X<.
截面上的转切应力为
P[l?
pi'w40!:
由于轴选用40cr，调质处理，所以 } s0? RH
， ， 。 3EM=6\#q
（[2]P355表15-1） ";I|\ T
a) 综合系数的计算 B %| cp+/
由 ， 经直线插入，知道因轴肩而形成的理论应力集中为 ， ， ddf# c,SQ
（[2]P38附表3-2经直线插入） /& qN yo
轴的材料敏感系数为 ， ， qre.^6x
（[2]P37附图3-1） 5<?O S &B
故有效应力集中系数为 (#4
]yTMWIx#
D~KEjz!bQ
查得尺寸系数为 ，扭转尺寸系数为 ， H J&|&tT
（[2]P37附图3-2）（[2]P39附图3-3） D@M
ZTb
轴采用磨削加工，表面质量系数为 ， XT n`$}nz
（[2]P40附图3-4） [Rqv49n*V
轴表面未经强化处理，即 ，则综合系数值为 w( sD}YA)
-I#]#i@gX
? qn0] .
b) 碳钢系数的确定 Bf &,A COf
碳钢的特性系数取为 ， }d,iA FG
c) 安全系数的计算 YQ B. 3
轴的疲劳安全系数为 %&c+} m
jKOjw#N
R'#[}s
_x.!,
g{
故轴的选用安全。 6[-N})
L_>j
SP
I轴： sknta 0^=2
1．作用在齿轮上的力 kc0YWW Q-:
FH1=FH2=337/2=168.5 ;P` z
?>J:
Fv1=Fv2=889/2=444.5 V b=Oz
mN_KAl n
2．初步确定轴的最小直径 07zbx6:t
g$++\%k&
N2 !HkUy2
3．轴的结构设计 |@J:A!
1） 确定轴上零件的装配方案 E^I|%F
W9! Ej Xg
[")3c)OH|
2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 @O;gKFx
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。 '.n0[2>
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。 L'1p]Z"
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。 aY^_+&&G
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。 Ms^U`P^V~P
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。 cx]&ae *
i) 轴肩固定轴承，直径为42mm。 &ct y&(2p
j) 该段轴要安装轴承，直径定为35mm。 Ig&=(Kmr
2） 各段长度的确定 Q4g sOx P
各段长度的确定从左到右分述如下： 93z oJiLRf
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。 3y}0J @
b) 该段为轴环，宽度不小于7mm，定为11mm。 K._tCB:
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$7o d$&S
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。 n'<FH<x
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。 <&n\)R4C1
f) 该段由联轴器孔长决定为42mm Vb0((c%&
eq0&8/=
;~&F}!pQ
4．按弯扭合成应力校核轴的强度 CJ *8x7-t
W=62748N.mm
f' hrS}e
T=39400N.mm sN6R0Y W
45钢的强度极限为 ，又由于轴受的载荷为脉动的，所以 。 j@jaFsX |
(#Vkk]-p
x|#R$^4CY
III轴 !/+'O}@-E
1．作用在齿轮上的力 PZVh)6f"c
FH1=FH2=4494/2=2247N z(sfX}%
Fv1=Fv2=1685/2=842.5N efj[7K.h
wS*An4%G
2．初步确定轴的最小直径 |s f &t
-)biSU,
Lh0qB)>
3．轴的结构设计 y be: u
1） 轴上零件的装配方案 ;T!w$({V0z
u n{LwZH
\>Y2I 4x<
2） 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 d QD YN_
I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII u:~2:3B
直径 60 70 75 87 79 70 ?:D#\4=US
长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25 *]<M%q!<6
q; &\77i$
Igo wz7
/U
|@sw4
RR,gC"cTi
5．求轴上的载荷 #r\,oXTm
Mm=316767N.mm EbEQ@6t
T=925200N.mm {Kn:>l$*7
6. 弯扭校合 *VJT]^_
PuKT0*_ 7
X,m6#vLK2
G}!dm0s$
ya[][!.G
滚动轴承的选择及计算 V6opV&
I轴： }m!L2iK4qk
1．求两轴承受到的径向载荷 )f#raXa5+
5、 轴承30206的校核 gIGyY7{(s8
1） 径向力 4/6?wX
:bJT2o[
A 9 I5
2） 派生力 |y,%dFNLf
， ulY8$jB
3） 轴向力 r_m*$r~f
由于 ， gP&G63^
所以轴向力为 ， G /l 28yt
4） 当量载荷 S;pKL,d>r
由于 ， ， z[zURj-*]
所以 ， ， ， 。 CC?L~/gPN
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 *fz]Q>2g a
z?ck*9SZX
5） 轴承寿命的校核 ]r]= Q"/5
~
Z kSYW<
O[9>^y\,
II轴： t0^chlJP$
6、 轴承30307的校核 j c %
1） 径向力 %9bf^LyD
PVK. %y9
7w}PYp1Z'~
2） 派生力 T7F )'Mx<
， `7.(dn>WL0
3） 轴向力 58TH|Rj+I
由于 ， KwEyM R!
所以轴向力为 ， nSMw 5
4） 当量载荷 %(f&).W
由于 ， ， 3&3 9 M&
所以 ， ， ， 。 B,2o A]W"S
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 i3bDU(GS
;|C[.0;kgv
5） 轴承寿命的校核 s{QS2 G$5
%Z:07|57I[
; M)l7f
III轴： V:<NQd
7、 轴承32214的校核 } "QV{W
1） 径向力 G54,`uz2
>gj%q$@
vdhwFp~Y
2） 派生力 & CtWWKS"
， ;v}f7v '
3） 轴向力 Cf~H9
由于 ， Bu%TTbnz_G
所以轴向力为 ， d9@Pze">e
4） 当量载荷 >~+'V.CNW
由于 ， ， G7|CwzMg
所以 ， ， ， 。 *x0nAo_n
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 am+'j5`Ys
k &<cFZU
5） 轴承寿命的校核 XGs
d"UW
-W6 r.E$mC
!)!<. x
键连接的选择及校核计算 PO$
OX w
Or({|S9d2
代号 直径 cH== OM7&-
（mm） 工作长度 f@G3,u!]i
（mm） 工作高度 ;!k{{Xndd
（mm） 转矩 4>JDo,AWy
（N•m） 极限应力 ('9LUFw\
（MPa） qG Ab h
高速轴 8×7×60（单头） 25 35 3.5 39.8 26.0 q? 9x0L
12×8×80（单头） 40 68 4 39.8 7.32 R)[ l 3
中间轴 12×8×70（单头） 40 58 4 191 41.2 I: j!A
低速轴 20×12×80（单头） 75 60 6 925.2 68.5 G!%Cc0d"7
18×11×110（单头） 60 107 5.5 925.2 52.4 JGLjx"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。 ~F{u4p7{N
bD: y u
连轴器的选择 u U |fCwQt
由于弹性联轴器的诸多优点，所以考虑选用它。 e D #R4
z~ Ec *
二、高速轴用联轴器的设计计算 +nLsiC{&
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 ， \!]Zq#*kH
计算转矩为 ;|.~'' :
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） S4'\=w #
其主要参数如下： <"&I'9
材料HT200 mbZS J
公称转矩 =P ,h5J
轴孔直径 ， z 8w&;Ls
4m qA*c%6S
轴孔长 ， T({]fc!c
装配尺寸 Y[\ZN
半联轴器厚 g _T[m*
（[1]P163表17-3）（GB4323-84） Q\! 0V@$
PX5K-|R
三、第二个联轴器的设计计算 _ +"V5z
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 ，
C0Oe$&
_
计算转矩为 _NkVi_UX
所以选用弹性柱销联轴器TL10（GB4323-84） Wej'AR\NX
其主要参数如下： E m (&cra
材料HT200 xM #+jI
公称转矩 Lwy9QZL
轴孔直径 1=9M@r~ ^
轴孔长 ， @@])B #
装配尺寸 vz~QR i*
半联轴器厚 cyQ&w>'
（[1]P163表17-3）（GB4323-84） LKEf#mp
u4W2 {
M^e;WY@ D
l9zkx'xt.-
减速器附件的选择 OJ /l}_a
通气器 i6.HR?n
由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M18×1.5 &B;M.sz~C4
油面指示器 U|NVDuo{{x
选用游标尺M16 }8zw| (GR,
起吊装置 b! pG&7P
采用箱盖吊耳、箱座吊耳 (B0tgg^jj,
放油螺塞 t:SM E'~.P
选用外六角油塞及垫片M16×1.5 FA+'E
*[QFIDn:
润滑与密封 ?xb4y=P7
一、齿轮的润滑 \?|FB~.R y
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。 Kc%GxD`
)PU_'n=>
二、滚动轴承的润滑 Q;' {~! =
由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。 k3w(KH @
;mi +[`E
三、润滑油的选择 j3J \%7^i
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。 &* Aems{-
[ITtg ?]F
四、密封方法的选取 LRuB&4r8
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。 y|e@z f
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。 {cW%i:
轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。 -/7[\S
:B(vk3;U!
JxV 0y
BbV @ziL
设计小结 _tJ m0z!
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。 \MY`R
P>i!f!o*I
参考资料目录 BwpSw\\?@
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[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； ~h <<-c
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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； A\1X- Mm
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4|]0%H~n6
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