目 录 Sja{$zL+W
~@uY?jr
设计任务书……………………………………………………1 yC 7Vb
P
传动方案的拟定及说明………………………………………4 #>m ,
Cm
电动机的选择…………………………………………………4
gr`Ar;
计算传动装置的运动和动力参数……………………………5 DxKfWb5 R
传动件的设计计算……………………………………………5
n~)HfY
轴的设计计算…………………………………………………8 SAG` ^t
滚动轴承的选择及计算………………………………………14 F\=R m
键联接的选择及校核计算……………………………………16 "vOfAo]`
连轴器的选择…………………………………………………16 s |gD
减速器附件的选择……………………………………………17 (ND5CKCR^
润滑与密封……………………………………………………18 Zp (=[n5
设计小结………………………………………………………18 A`
o?+2s_
参考资料目录…………………………………………………18 3_\{[_ W
De
nt?
机械设计课程设计任务书 vf' cx :m
题目：设计一用于带式运输机传动装置中的同轴式二级圆柱齿轮减速器 p 37zz4
一． 总体布置简图 oa &z/`@
0i*'N ch#i
+eBMn(7Cgv
kUg+I_j6*
1—电动机；2—联轴器；3—齿轮减速器；4—带式运输机；5—鼓轮；6—联轴器 HLSfoQ&)v
6/mkJj+"
二． 工作情况： @UpC{M--Wr
载荷平稳、单向旋转 yD[zzEuQ
^s2m\Q(
三． 原始数据 t$H':l0
鼓轮的扭矩T（N•m）：850 lbB.*oQ
鼓轮的直径D（mm）：350 2fzKdkJhe
运输带速度V（m/s）：0.7 ?{"XrQw
带速允许偏差（％）：5 XatA8(_,5
使用年限（年）：5 )pjjW"C+
工作制度（班/日）：2 ,yk PQz O
'n^2|"$sH
四． 设计内容 &N"'7bK6n
1. 电动机的选择与运动参数计算； QOT) x4 !)
2. 斜齿轮传动设计计算 \m=-8KpU
3. 轴的设计 [arTx ^
4. 滚动轴承的选择 H ~[LJ5x
5. 键和连轴器的选择与校核； F<yy>Wf
6. 装配图、零件图的绘制 VelB-vy&
7. 设计计算说明书的编写 msc 1^2
C{UF ~
五． 设计任务 Q(I JD4
1． 减速器总装配图一张 ~*7 O(8
2． 齿轮、轴零件图各一张 =de<WoKnu2
3． 设计说明书一份 I(OAEIz
TsaW5ho<p
六． 设计进度 G Sz @rDGY
1、 第一阶段：总体计算和传动件参数计算 qnq%mwDeD
2、 第二阶段：轴与轴系零件的设计 Hs" %
S
3、 第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 v)@,:u )
4、 第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 Yz j%{fkh
G&x'=dJ
lo+xo;Nd
ZjU=~)O}H
kqVg2#<@M
^oQekga\l
bKk CW
M`0(!Q}
传动方案的拟定及说明 4 ,p#:!
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。 DeOXM=&z
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。 Ro'jM0(KE
CN.6E<9'kK
^Sy^+=wK3
电动机的选择 C( -[ Y!
1．电动机类型和结构的选择 5oz >1
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。 44|deE3Z
Z0e-W:&;kF
2．电动机容量的选择 HUj+ -
1） 工作机所需功率Pw $brKl 8P
Pw＝3.4kW i {gDW+N
2） 电动机的输出功率 [O=W >l
Pd＝Pw/η X_D6eYF
η＝ ＝0.904 OuB2 x=B
Pd＝3.76kW
L~*u4
3YR *
^
3．电动机转速的选择 A)8rk_92Q
nd＝（i1’•i2’…in’）nw 3PsxOb+
初选为同步转速为1000r/min的电动机 a*Rz<08
-NAmu97V}
4．电动机型号的确定 y0,Ft/D
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。 +x(YG(5\w
u\`/Nhn
5B%w]n
计算传动装置的运动和动力参数 xb%/sz(4
传动装置的总传动比及其分配 j7f5|^/x3
1．计算总传动比 $zdd=.!KiK
由电动机的满载转速nm和工作机主动轴转速nw可确定传动装置应有的总传动比为： z~F37]W3[
i＝nm/nw _zdNL wE[
nw＝38.4 1{^CfamF
i＝25.14 &a.']!$^"
x@h t x?
2．合理分配各级传动比 PmHd9 ^C
由于减速箱是同轴式布置，所以i1＝i2。 ;:P7}v fz!
因为i＝25.14，取i＝25，i1=i2=5 8pqs?L@W
速度偏差为0.5%<5%，所以可行。 A*hZv|$0
各轴转速、输入功率、输入转矩 UL&} s_
项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮 19' 5Re&
转速（r/min） 960 960 192 38.4 38.4 Q*gnAi&.#
功率（kW） 4 3.96 3.84 3.72 3.57 RF:0 4d
转矩（N•m） 39.8 39.4 191 925.2 888.4 L/ ~D<V
传动比 1 1 5 5 1 k=e`*LB\
效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97 47 KNT7C
-!l^ ]MU
传动件设计计算 GjEqU;XBi
1． 选精度等级、材料及齿数 SgiDh dE
1） 材料及热处理； Y.7}
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。 6Z Xu,ks}
2） 精度等级选用7级精度； xWDR72 6
3） 试选小齿轮齿数z1＝20，大齿轮齿数z2＝100的； n!ZMTcK8
4） 选取螺旋角。初选螺旋角β＝14° ^CUSlnB\(
2．按齿面接触强度设计 I`NUurQTX
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 R }1W
按式（10—21）试算，即 0Q7M M6
dt≥ ^}J<)}Q
1） 确定公式内的各计算数值 8&%Cy'TIz4
（1） 试选Kt＝1.6 !~)90Z!
（2） 由图10－30选取区域系数ZH＝2.433 7{4w 2)
（3） 由表10－7选取尺宽系数φd＝1 S nW7 x
（4） 由图10－26查得εα1＝0.75，εα2＝0.87，则εα＝εα1＋εα2＝1.62 88+
=F
XG
（5） 由表10－6查得材料的弹性影响系数ZE＝189.8Mpa L"^OdpOs
（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； j1A|D
（7） 由式10－13计算应力循环次数 /[%w*v*'
N1＝60n1jLh＝60×192×1×（2×8×300×5）＝3.32×10e8 9mDn KW
N2＝N1/5＝6.64×107 NEw $q4
q4/909x=
（8） 由图10－19查得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.95；KHN2＝0.98 `Ug t vo
（9） 计算接触疲劳许用应力 >OK#n)U`
取失效概率为1％，安全系数S＝1，由式（10－12）得 `]jqQr97
[σH]1＝＝0.95×600MPa＝570MPa ?_%u)S*g
[σH]2＝＝0.98×550MPa＝539MPa z6 I% wh
[σH]＝[σH]1＋[σH]2/2＝554.5MPa *1$
*}w+ 68eO
2） 计算 6Cv.5V hx
（1） 试算小齿轮分度圆直径d1t 5rloK "
d1t≥ |NJ}F@t/5
= =67.85 Pl fdr~$
q(H ip<6p
（2） 计算圆周速度 8eN7VT eb
v= = =0.68m/s
]ENK8bW
GJ,a RI
（3） 计算齿宽b及模数mnt g5Hr7K m
b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm gw+eM,Yp
mnt= = =3.39 at|
\FOKj
h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm bY)# v?
b/h=67.85/7.63=8.89 Xh}&uZ`A
oQ\&}@(V
（4） 计算纵向重合度εβ 2 x32U
MD
εβ= =0.318×1×tan14 =1.59 wt?o
7R2
（5） 计算载荷系数K Z7z]2v3}c
已知载荷平稳，所以取KA=1 Juu+vMn1
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， moZm0` WR
故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42 Bd#
TUy
由表10—13查得KFβ=1.36 < *wM=aq
由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数 Ac`;st%l.
K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05 +rc SL8C
%j5ywr:
（6） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10—10a）得 ~KPv7WfG
d1= = mm=73.6mm ) ,` 8eQC
`N'V#)Pi
（7） 计算模数mn 4MLH+/e
mn = mm=3.74 #K|9^4jt
3．按齿根弯曲强度设计 .3X Y&6
由式(10—17) ]iVLHVqz
mn≥ '!Wvqs
1） 确定计算参数 '3Q3lM'lh
（1） 计算载荷系数 8: dQ._#v
K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96 #]Y*0Wzpfn
snC/H G 7
（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 {v,)G)obWw
|<c
WllN
（3） 计算当量齿数 9 <\`nm
z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 jatr/
z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47 [>Fm [5x
（4） 查取齿型系数 pW|u P8#
由表10－5查得YFa1=2.724；Yfa2=2.172 N'?u1P4G
（5） 查取应力校正系数 uMd. j$$
由表10－5查得Ysa1=1.569；Ysa2=1.798 =;ICa~`C;
Vte EDL /w
VaR/o #
（6） 计算[σF] tJU-<{8
σF1=500Mpa 2*AG7
σF2=380MPa ?obm7<
KFN1=0.95 :_HF j.JW
KFN2=0.98 i zwUS!5e
[σF1]=339.29Mpa m3 -9b"
[σF2]=266MPa ?9xu{B>6
（7） 计算大、小齿轮的 并加以比较 \TbVS8e^
= =0.0126 iqP BsIW
= =0.01468 @dEiVF`4:
大齿轮的数值大。 1@qgF
{_>em*V b
2） 设计计算 "rNL
`P7
mn≥ =2.4 E^CiOTN
mn=2.5 D/ Dt
Adx`8}N8
4．几何尺寸计算 &JhX +'U
1） 计算中心距 7wVH8^|
z1 =32.9，取z1=33 DL8x": ;
z2=165 ,hRN\Kt)p
a =255.07mm 1[PMDS_X
a圆整后取255mm 'jfR t-_-
!mnUdR|>(
2） 按圆整后的中心距修正螺旋角 DBgMC"_
β=arcos =13 55’50” (K<9h L+X
uY#TEjGh]
3） 计算大、小齿轮的分度圆直径 i.y)mcB4
d1 =85.00mm ;[ 'a
d2 =425mm Es4qPB`g.
w0J|u'H
4） 计算齿轮宽度 bGmx7qt#
b=φdd1 C9~~O~7x
b=85mm K=\O5#F?3
B1=90mm，B2=85mm wkb$^mU
jvwwJ<K
5） 结构设计 )!W45"l-3M
以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故以选用腹板式为宜。其他有关尺寸参看大齿轮零件图。 u8L$]vOg
TO#Pz.)>B6
轴的设计计算 q|(W-h+
拟定输入轴齿轮为右旋 %, q. ),F
II轴： `V!>J 1x
1．初步确定轴的最小直径 B80aw>M
d≥ ＝ =34.2mm >U!*y4
2．求作用在齿轮上的受力 }
cN W^4F
Ft1= =899N 7 hw .B'7
Fr1=Ft =337N dcfe_EuT
Fa1=Fttanβ=223N； L IpEQ7;
Ft2=4494N
%D=]ZV](
Fr2=1685N , xsH|xW
Fa2=1115N s RhKlUJG
3Ofc\
3．轴的结构设计 rofNZ;nu
1） 拟定轴上零件的装配方案 rZ03x\2
gAb D7SE
i. I-II段轴用于安装轴承30307，故取直径为35mm。 =:I+6PlF@
ii. II-III段轴肩用于固定轴承，查手册得到直径为44mm。 19U]2D/z
iii. III-IV段为小齿轮，外径90mm。 CI7A#
6-
iv. IV-V段分隔两齿轮，直径为55mm。 Z;DCI-Wg
v. V-VI段安装大齿轮，直径为40mm。 zu \`1W^
vi. VI-VIII段安装套筒和轴承，直径为35mm。
%Y nmuZ
jLVl4h&
2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 f'Mop= .
1. I-II段轴承宽度为22.75mm，所以长度为22.75mm。 ,FSrn~-j9
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。 gFN 9jM
3. III-IV段为小齿轮，长度就等于小齿轮宽度90mm。 k;^
:
4. IV-V段用于隔开两个齿轮，长度为120mm。 L"(4R^]
5. V-VI段用于安装大齿轮，长度略小于齿轮的宽度，为83mm。 V!/:53
6. VI-VIII长度为44mm。 & , a3@i
^A_;#vK
S ZU
\i*
5FeFN)
4． 求轴上的载荷 ?&+9WJ<M
66 207.5 63.5 A;X=bj _&a
Xl-e !
E8[T
L"+$Wc[|
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3251Vq %
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19e8
[U{UW4
JK_OZ
fz _nsVD
Fj
p.T;
L@Nu/(pB=
afG{lWE)
Fr1=1418.5N kAYb!h[`
Fr2=603.5N )X+mV
查得轴承30307的Y值为1.6 RVw9Y*]b
Fd1=443N `C E^2
Fd2=189N !
NV#U
因为两个齿轮旋向都是左旋。 mh/n.*E7
故：Fa1=638N 30j|D3-
Fa2=189N {Tp2H_EG
9"{W,'r&d
5．精确校核轴的疲劳强度 $14:(<
1） 判断危险截面 mu]as: ~
由于截面IV处受的载荷较大，直径较小，所以判断为危险截面 +K",^6%1
Zo-$z8
2） 截面IV右侧的 KFRw67^
g=@_Z"
截面上的转切应力为 ^rNUAj9Z
}WLh8i?_
由于轴选用40cr，调质处理，所以 Pt,ebL~
， ， 。 y2L#:[8
（[2]P355表15-1） %r{3wH# D@
a) 综合系数的计算 )(M7lq.e7
由 ， 经直线插入，知道因轴肩而形成的理论应力集中为 ， ， /u<nLj 1
（[2]P38附表3-2经直线插入） \K 2*Q&>
轴的材料敏感系数为 ， ， :a[Ihqfg
（[2]P37附图3-1） RBKOM$7
故有效应力集中系数为 Ka!I`Yf
cR7wx 0Aj
El_Qk[X|A
查得尺寸系数为 ，扭转尺寸系数为 ， yB pk$
（[2]P37附图3-2）（[2]P39附图3-3） OR6 ML- |
轴采用磨削加工，表面质量系数为 ， Y,S\2or$
（[2]P40附图3-4） h!@,8y[B
轴表面未经强化处理，即 ，则综合系数值为 )Q;9 78:
k3!a$0 Bs;
PG%0yv%
b) 碳钢系数的确定 Sb2v_o
碳钢的特性系数取为 ， XUMX*
c) 安全系数的计算 C]u' ,9,
轴的疲劳安全系数为 dIwe g=x
DPgm%Xq9(!
Ol /\t
3L>IX8_
故轴的选用安全。 Pz_Oe,{.I
h+~P"i}&\
I轴： &jA\hg#9
1．作用在齿轮上的力 >c8GW
>\N
FH1=FH2=337/2=168.5 | H}sYp
Fv1=Fv2=889/2=444.5 E8\XNG)V4
C2U~=q> >
2．初步确定轴的最小直径
%V G/
Ji'(`9F&a
Y
qdWctUY
3．轴的结构设计 F4#g?R ::U
1） 确定轴上零件的装配方案 's?Ai2=#
Fe&qwq"
o?Nu:&yE
2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 : 9!%ZD
d) 由于联轴器一端连接电动机，另一端连接输入轴，所以该段直径尺寸受到电动机外伸轴直径尺寸的限制，选为25mm。 @ T ;L$x
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。 BbOu /i|
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。 t
!`Jse>
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。 :t$aN|>y
h) 为了齿轮轴向定位可靠，定位轴肩高度应达5mm，所以该段直径选为46mm。 OWjJxORB
i) 轴肩固定轴承，直径为42mm。 *O$CaAr\s
j) 该段轴要安装轴承，直径定为35mm。 0 >Z ;Ni
2） 各段长度的确定 O>y'Nqz
各段长度的确定从左到右分述如下： q z&+=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。 D87|q4
b) 该段为轴环，宽度不小于7mm，定为11mm。 yTM 3^R(
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。 F!!N9VIC
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。 NW9n
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。 7k%T<; V
f) 该段由联轴器孔长决定为42mm sd re#@n}
'XOX@UH d
M(q'%XL^
4．按弯扭合成应力校核轴的强度 ^n.WZUk
W=62748N.mm \u Od ALZ
T=39400N.mm Tp p &
45钢的强度极限为 ，又由于轴受的载荷为脉动的，所以 。 G* b2,9&F
A~ (l {g
u`:hMFTID
III轴 =1;=
1．作用在齿轮上的力 9%)=`W
FH1=FH2=4494/2=2247N "VxWj}+]
Fv1=Fv2=1685/2=842.5N !LM<:kf.|
k,Qsk d-N]
2．初步确定轴的最小直径 F51.N{'
L #[]I,
\$*$= '6"
3．轴的结构设计 KLQTKMNv
1） 轴上零件的装配方案 bF}V4"d,B3
D<{{ :7n
NF$\^WvYSP
2） 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 O%!5<8Xrb
I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII .y5,x\ Pq(
直径 60 70 75 87 79 70 AN:@f Z
长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25 ;!@EixN-YH
/(C~~XP)
zW |=2oX2
E
.6HpIx
-|yb[~3
5．求轴上的载荷 \[2lvft!
Mm=316767N.mm wmr-}Y!9u%
T=925200N.mm *~$~yM/~3U
6. 弯扭校合 @+,pN6}g
SU _SU".
gieJ}Bv
:7 N3N
}f>H\iJe
滚动轴承的选择及计算 0"k |H&
I轴： ?ne_m:J[
1．求两轴承受到的径向载荷 Eu<1Bs e;
5、 轴承30206的校核 he3SR @\T
1） 径向力 >n 5:1.g
ni&*E~a
Qv PD8B
2） 派生力 3#k itmV
， _cDF{E+;
3） 轴向力 96Wp!]*
由于 ， C"T1MTB
所以轴向力为 ， 0IM8
4） 当量载荷 uv{ P,]lK
由于 ， ， f ,i5iSYf
所以 ， ， ， 。 mZk0@C&:6
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 jMBiaX`F
}]P4-KqI
5） 轴承寿命的校核 ]Z<_ " F
}peBR80tQ
Fnx`Ri
II轴： DmqX"x%P
6、 轴承30307的校核 4_M >OD/"
1） 径向力 I{0 k
("7M
b{
8U2dcx:G3
2） 派生力 )QKf7 [:
， I XA>` D
3） 轴向力 `RQ#.
由于 ， Nw J:!
所以轴向力为 ， DdV'c@rq +
4） 当量载荷 ,0$)yZ3*3,
由于 ， ， l" :c
所以 ， ， ， 。 n Cg6 6-3A
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 }7<5hn E
: q3+AtF
5） 轴承寿命的校核 u8b2 $D
9W*+SlH@ !
zQy"m-Q
III轴： uw\1b.r'B
7、 轴承32214的校核 Y[ reD
1） 径向力 ZBD;a;wx
XP[uF ;w
7;`o(
[N
2） 派生力 \79X{mcd
， ~. Ik#At
3） 轴向力 }H:F< z*
由于 ， d P$GThGl
所以轴向力为 ， s)A<=)w/e
4） 当量载荷 UsVMoX^
由于 ， ， e`tLR- &
所以 ， ， ， 。 mbl]>JsQD
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 -php6$|
UQ Co}vM
5） 轴承寿命的校核 }`VDD?M
_Yb _ D/
Q }k.JS~#
键连接的选择及校核计算 ~i B gw&Y
W ~T}@T:EN
代号 直径 $
0|a;
（mm） 工作长度 _gNz9$S
（mm） 工作高度 4wzlJ19E(
（mm） 转矩 A?5E2T1L%.
（N•m） 极限应力 &>WWzikB*
（MPa） }n,Zl>T9
高速轴 8×7×60（单头） 25 35 3.5 39.8 26.0 $>M<j
12×8×80（单头） 40 68 4 39.8 7.32 89}Y5 #W
中间轴 12×8×70（单头） 40 58 4 191 41.2 1&=0Wg0ig
低速轴 20×12×80（单头） 75 60 6 925.2 68.5 cNpe_LvW
18×11×110（单头） 60 107 5.5 925.2 52.4 oj,lz?
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。 <<A`aU^fX
^ (}58 5b
连轴器的选择 `L;e ba
由于弹性联轴器的诸多优点，所以考虑选用它。 EUYCcL'G
%b.UPS@I
二、高速轴用联轴器的设计计算 Gnm4gF!BI
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 ， vh!v
MB}}
计算转矩为 6Z?j AXGSq
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） K[\'"HyQ,X
其主要参数如下： ({0)@+V8
材料HT200 W) j|rz.
公称转矩 T Zir>5
轴孔直径 ， $5`!Z%>/
V+-$ jOh
轴孔长 ， j Ib
装配尺寸 { MAQ/5
半联轴器厚 Vpfp}pL
（[1]P163表17-3）（GB4323-84） ,''cN V
fyz
nuUl
三、第二个联轴器的设计计算 `;,Pb&W~
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 ， <<9Va.
计算转矩为 RI M `omM
所以选用弹性柱销联轴器TL10（GB4323-84） ?i\B^uB
其主要参数如下： >>[/UFC)n
材料HT200 SDG-~(Y
公称转矩 ?8dVH2W.
轴孔直径 kpw t]]e*
轴孔长 ， XB hb`AG
装配尺寸 $m1<i?'m
半联轴器厚 1R LY $M
（[1]P163表17-3）（GB4323-84） <O?y-$~
sH,kW|D
2s*#u <I
1PaUI#X"2F
减速器附件的选择 ^da44Qqu
通气器 HC {XX>F^
由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M18×1.5 mAgF73,3
油面指示器 O40+M)e]
选用游标尺M16 w mNH T _
起吊装置 4Ph0:^i_
采用箱盖吊耳、箱座吊耳 LL^q1)o
放油螺塞 )|j[uh6w o
选用外六角油塞及垫片M16×1.5 Mj>}zbpk /
MOn,Db$
润滑与密封 @ufo$?D
一、齿轮的润滑 F+UG'4%
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。 e/_C
14eW4~Mr
二、滚动轴承的润滑 Rx07trfN
由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。 C#rc@r,F
%OR|^ M
三、润滑油的选择 Mvj;ic6iK
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。 psh^MX)Q
\e=_
2^v!_
四、密封方法的选取 #H [Bb2(j
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。 #BVtL :x@
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。 Uk*IpP`
轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。 sML=5=otx
g3n'aD@'x
S 6 ,4PP
r'LVa6e"N
设计小结 rj ]F87"
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。 F~#zxwd
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参考资料目录 ! hd</_#
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[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； ^Jp&H\gI.
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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 &K_)#v`|
[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； mpC`Yk
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