目 录 mA(kq
q%3VcR$J
设计任务书……………………………………………………1 b<u\THy#
传动方案的拟定及说明………………………………………4 gfL :SP8
电动机的选择…………………………………………………4 k \OZ'dS
计算传动装置的运动和动力参数……………………………5 j7P49{
传动件的设计计算……………………………………………5 uX 7L1~s-
轴的设计计算…………………………………………………8 <-`bWz=+
滚动轴承的选择及计算………………………………………14 a
,mgM&yD
键联接的选择及校核计算……………………………………16 ~?/7: S
连轴器的选择…………………………………………………16 7F"ljkN1S
减速器附件的选择……………………………………………17 ().C
润滑与密封……………………………………………………18 Ab$E@H #
设计小结………………………………………………………18 c&D+=
参考资料目录…………………………………………………18 0}i
9`p
QytO0K5
机械设计课程设计任务书 / 4Q=%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 1]} \ h]*
一． 总体布置简图
|gk*{3~y
Q
8 ]X
: V9Q<B^
]@U?hD
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 S]H[&o1o
xM_#F xJb
二． 工作情况： 2^XmtT
载荷平稳、单向旋转 L4i WR/&
ckX8eg!f
三． 原始数据 $
DN.
鼓轮的扭矩T（N•m）：850 cC8$ oCR?
鼓轮的直径D（mm）：350 oCo~,~kTR
运输带速度V（m/s）：0.7 0hS&4nW
带速允许偏差（％）：5 m0G"Aj
使用年限（年）：5 IQBL;=.J.
工作制度（班/日）：2 LsR<r1KDJ
v8-szW).
四． 设计内容 m]DP{-s4
1. 电动机的选择与运动参数计算； uz 8eS'8
2. 斜齿轮传动设计计算 t_/qd9Jv
3. 轴的设计 S%R xYJ(
4. 滚动轴承的选择 +9HU&gQ3
5. 键和连轴器的选择与校核； L' y0$
6. 装配图、零件图的绘制 c:${qY:!
7. 设计计算说明书的编写 W@}@5,}f>
QmBHD;Gf
五． 设计任务 &Hw:65O
1． 减速器总装配图一张 eGMw :H
2． 齿轮、轴零件图各一张 0+0 Y$;<
3． 设计说明书一份 P#pb48^-
5]{rim
六． 设计进度 &Zz&VwWR
1、 第一阶段：总体计算和传动件参数计算 o]0E
2、 第二阶段：轴与轴系零件的设计 7:~3B-Tb
3、 第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 `y'%dY}$ n
4、 第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 _ ~Lu%
,$]m1|t@z
;$eY#ypx
T #E {d
e ,XT (KY
&'\-M6GW
K%9!1'
?r ;F'%N=
传动方案的拟定及说明 %~eu&\os
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。 (ht"wY#T<(
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。 a[t"J*0
6@Q; LV+
Ps!
\k%FUl
电动机的选择 j\#)'>"
1．电动机类型和结构的选择 qPu?rU{2
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。 .9DhD=8aIO
CS%ut-K<5M
2．电动机容量的选择 j+.E#:tu"
1） 工作机所需功率Pw d3oRan}z
Pw＝3.4kW xfUV'=~(
2） 电动机的输出功率 25G~rklk
Pd＝Pw/η N#J8 4i;ry
η＝ ＝0.904 *`s*l+0b
Pd＝3.76kW :CM2kh"Iu
Z'AjeZyyE
3．电动机转速的选择 m%U=:u7#M
nd＝（i1’•i2’…in’）nw `34+ ~;;Jh
初选为同步转速为1000r/min的电动机 UXa%$gwFw
i [/1AI
4．电动机型号的确定 n~ ,6!S
由表20－1查出电动机型号为Y132M1-6,其额定功率为4kW，满载转速960r/min。基本符合题目所需的要求。 y] Q/(O
B
\V ;{:
be6`Sv"H
计算传动装置的运动和动力参数 b#(QZ
传动装置的总传动比及其分配 /0L]Pf;
1．计算总传动比 _Wp,
z`
由电动机的满载转速nm和工作机主动轴转速nw可确定传动装置应有的总传动比为： #,j m3M qj
i＝nm/nw L#V e [
nw＝38.4 \KEmfCx'n
i＝25.14 q:_-#u
*E@as
2．合理分配各级传动比 j"0TAYmXwu
由于减速箱是同轴式布置，所以i1＝i2。 &S^a_L:
因为i＝25.14，取i＝25，i1=i2=5 X?8bb! g%Q
速度偏差为0.5%<5%，所以可行。 ZU:c[`
各轴转速、输入功率、输入转矩 q|.0Ja
项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮 q!d7Ms{q
转速（r/min） 960 960 192 38.4 38.4 rp-.\Hl/a
功率（kW） 4 3.96 3.84 3.72 3.57 wh]v{Fi'
转矩（N•m） 39.8 39.4 191 925.2 888.4 <t *3w
传动比 1 1 5 5 1 ]{-ib:f~
效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97 T.!.3B$@]
c*8k _o,
传动件设计计算 )q7!CG'oY
1． 选精度等级、材料及齿数 %F*h}i
1） 材料及热处理； B3u:D"t
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。 'kCr1t
2） 精度等级选用7级精度； &53LJlL
Co
3） 试选小齿轮齿数z1＝20，大齿轮齿数z2＝100的； V=GP_^F
4） 选取螺旋角。初选螺旋角β＝14° Yu9(qRK
2．按齿面接触强度设计 b<g9L4s
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 _t7aOH
按式（10—21）试算，即 %Y].i/".;P
dt≥ :as2fO$?
1） 确定公式内的各计算数值 v~O2y>8Z
（1） 试选Kt＝1.6 \T!tUd
（2） 由图10－30选取区域系数ZH＝2.433 Cp-p7g0wlg
（3） 由表10－7选取尺宽系数φd＝1 kEdAt5/U{
（4） 由图10－26查得εα1＝0.75，εα2＝0.87，则εα＝εα1＋εα2＝1.62 9H%L;C5<
（5） 由表10－6查得材料的弹性影响系数ZE＝189.8Mpa H+5N+AKb@
（6） 由图10－21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1＝600MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限σHlim2＝550MPa； k8sjW! 2
（7） 由式10－13计算应力循环次数 NSh~O! pX
N1＝60n1jLh＝60×192×1×（2×8×300×5）＝3.32×10e8 "qY_O/Eg]]
N2＝N1/5＝6.64×107 5
.b U2C
Gy[m4n~Z5
（8） 由图10－19查得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.95；KHN2＝0.98 w#$Q?u ,G
（9） 计算接触疲劳许用应力 [M.!7+$o
取失效概率为1％，安全系数S＝1，由式（10－12）得 "Kn%|\YL@4
[σH]1＝＝0.95×600MPa＝570MPa 9r,7>#IF
[σH]2＝＝0.98×550MPa＝539MPa 9&KiG* .
[σH]＝[σH]1＋[σH]2/2＝554.5MPa z!\)sL/"
GA)t!Xg^
2） 计算 7gbu7"Qc
（1） 试算小齿轮分度圆直径d1t 8<g9 ~L
d1t≥ a^GJR] ]
{
= =67.85 pj'[
H
}W* q
（2） 计算圆周速度 ^&8xfI6?
v= = =0.68m/s Q K/~lN
h-:te9p6>4
（3） 计算齿宽b及模数mnt w> gB&59r
b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm h.h\)> DM@
mnt= = =3.39 Zut"P3d=J
h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm |"EQyV
b/h=67.85/7.63=8.89 >*goDtTjp
QPpC_pZh
（4） 计算纵向重合度εβ S_56!
εβ= =0.318×1×tan14 =1.59 L(qQ,1VY
（5） 计算载荷系数K 5 XA{<)$
已知载荷平稳，所以取KA=1 zH+ a*R
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， r(cd?sL96R
故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42 b$1W>
由表10—13查得KFβ=1.36 rXu^]CK
*G
由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数 qUtlh,4)
K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05 p{4nWeH?B
$4&e{fLt|v
（6） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10—10a）得 \B~}s }
d1= = mm=73.6mm 0T7""^'&
7gcJ.,Z.
（7） 计算模数mn r5g:#mF"
mn = mm=3.74 z#elwL6
3．按齿根弯曲强度设计 g
O ;oM?|
由式(10—17) j]' 7"b5
mn≥ :NPnw X8w
1） 确定计算参数 hUGP3ExC*
（1） 计算载荷系数 $UG X vCR
K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96
h"Dxg G
FpM0 %
（2） 根据纵向重合度εβ=0.318φdz1tanβ=1.59，从图10－28查得螺旋角影响系数 Yβ＝0。88 y d4\% %]
s xp>9&
（3） 计算当量齿数 \bPSy0
z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 pw5uH
z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47 3 c.,T
（4） 查取齿型系数 \_J;i[
由表10－5查得YFa1=2.724；Yfa2=2.172 y)e 8pPD G
（5） 查取应力校正系数 TmIw?#q^
由表10－5查得Ysa1=1.569；Ysa2=1.798 ^6(Nu|6\@
of k@.TmO
&;]KntxB
（6） 计算[σF] NhYc e>
σF1=500Mpa .~t.B!rVSB
σF2=380MPa U sS"WflB
KFN1=0.95 %RS8zN
KFN2=0.98 a08`h.dyN
[σF1]=339.29Mpa qmx4 hs8sh
[σF2]=266MPa FH}2wO~ _
（7） 计算大、小齿轮的 并加以比较 hFp\,QSx
= =0.0126 7dbGUbT
= =0.01468 !m<v@SmL\
大齿轮的数值大。 JcDcYB
K{WLo5HP
2） 设计计算 ,`O.0e4pn
mn≥ =2.4 :7[20n}w
mn=2.5 2jiH &'@
Hlj_oDL
4．几何尺寸计算 .Do(iYO.L
1） 计算中心距 + XP9=U*g
z1 =32.9，取z1=33 Mo~zq.
z2=165 Qt`;+N(
a =255.07mm Ods/1 KW
a圆整后取255mm qRnD{g|{1
Q^k\ q
2） 按圆整后的中心距修正螺旋角 -.=:@H}r
β=arcos =13 55’50” ?6T\uzL +%
/_l$h_{DH
3） 计算大、小齿轮的分度圆直径 L.tW]4 3K
d1 =85.00mm &;wNJ)Uc
d2 =425mm C_ 4(- OWq
]w;!x7bU(
4） 计算齿轮宽度 P ")1_!
b=φdd1 +l) [A{
b=85mm "vL,c]D
B1=90mm，B2=85mm _(%;O:i
yJn<S@)VT:
5） 结构设计 ^ 9`O
^
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。 wX Kg^%t\
:'0.
轴的设计计算 x@ *!MC #
拟定输入轴齿轮为右旋 zz_(*0,Qcr
II轴： DO{Lj# @
1．初步确定轴的最小直径 O=;}VZ<9
d≥ ＝ =34.2mm ;5PBZ<w
2．求作用在齿轮上的受力 RR9G$}WS(
Ft1= =899N nc/F@HCB
Fr1=Ft =337N I92orr1
Fa1=Fttanβ=223N； KqhE=2,
Ft2=4494N sRK oM
Fr2=1685N dp DPSI
Fa2=1115N W|-<ekH_u
cfhiZ~."T
3．轴的结构设计 & \>. j|
1） 拟定轴上零件的装配方案 Pof]9qE-y
*1c1XN<7
i. I-II段轴用于安装轴承30307，故取直径为35mm。 3K{G =WE$
ii. II-III段轴肩用于固定轴承，查手册得到直径为44mm。 G A+#'R
iii. III-IV段为小齿轮，外径90mm。 Yx"un4
iv. IV-V段分隔两齿轮，直径为55mm。 w6&p4Jw/H?
v. V-VI段安装大齿轮，直径为40mm。 k!)Pl,nJ
vi. VI-VIII段安装套筒和轴承，直径为35mm。 %s* F~E
(F=q/lK$
2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1}E R+;If
1. I-II段轴承宽度为22.75mm，所以长度为22.75mm。 q:ah%x[
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。 mGP&NOR0^y
3. III-IV段为小齿轮，长度就等于小齿轮宽度90mm。 =s/UF _JN
4. IV-V段用于隔开两个齿轮，长度为120mm。 :&`,T.N.vK
5. V-VI段用于安装大齿轮，长度略小于齿轮的宽度，为83mm。 EaN1xb(DYa
6. VI-VIII长度为44mm。 y1Op Z
Bm4fdf#A]
$*q^ 7ME
9gQ
]!Oq
4． 求轴上的载荷 _Y _v&
66 207.5 63.5 hA:RVeS{
ly( LMr
Zt/4|&w
4D=^ 24f`0
WlW7b.2.
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1 W UlBr/k
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G3${\ '<
KvY1bMU!
Fr1=1418.5N }UX0 eI4
Fr2=603.5N /vNHb _-
查得轴承30307的Y值为1.6 8Os: SC@Q
Fd1=443N Gy6PS{yY6t
Fd2=189N t
.-%@,s
因为两个齿轮旋向都是左旋。 ,-`A6ehg
故：Fa1=638N fjh,e
Fa2=189N 2 F#DJN#
;i-<dAV8B
5．精确校核轴的疲劳强度 Gc,6;!+ (
1） 判断危险截面 A Qm!7,
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 'Rq2x-72}
N}CeQ'l[R
2） 截面IV右侧的 $A^O P{
i{biQ|,.sL
截面上的转切应力为 @&9 , 0 x
F2!]T =
由于轴选用40cr，调质处理，所以 s`I]>e
， ， 。 |m F=X*
（[2]P355表15-1） 6H ^=\
a) 综合系数的计算 K+3+?o YKH
由 ， 经直线插入，知道因轴肩而形成的理论应力集中为 ， ， Uu0
（[2]P38附表3-2经直线插入） Rj!9pwvT
轴的材料敏感系数为 ， ， Lq]t6o ]
（[2]P37附图3-1） )R6 -]TkA_
故有效应力集中系数为 =-E%vnU
71G\b|5
w= kW~gg
查得尺寸系数为 ，扭转尺寸系数为 ， t~M0_TnXlP
（[2]P37附图3-2）（[2]P39附图3-3） o]TKL'gW
轴采用磨削加工，表面质量系数为 ， .f-s+J&ED
（[2]P40附图3-4） Ni n7AOO
轴表面未经强化处理，即 ，则综合系数值为 P2g}G4qf
@_H
L{q%h
k]=lo'bF4
b) 碳钢系数的确定
& Y jUoe
碳钢的特性系数取为 ， ]PQ6 em
c) 安全系数的计算 d8J(~$tXQN
轴的疲劳安全系数为 g_;4@jwTP"
X86r`}
{xRO.699
y`a]##1j$M
故轴的选用安全。 *?YMoN
D_M73s!U
I轴：
*]*0uo
1．作用在齿轮上的力 Xq%ijo
FH1=FH2=337/2=168.5 pM}n)Q!{3"
Fv1=Fv2=889/2=444.5 ,m[#<}xXA
JQDS3v=1$
2．初步确定轴的最小直径 ` M!'PMX
y pWhH
qnJs,"sn
3．轴的结构设计 M.``o1b
1） 确定轴上零件的装配方案 Q(jIqY1Hf
1s-=zs
46D _K
2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 @umn[J#*
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。 WZ N0`Od
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。 < Y)A ez
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。 e4<St`K
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。 .o)
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。 uJU;C.LX
i) 轴肩固定轴承，直径为42mm。 Le 2rc *T
j) 该段轴要安装轴承，直径定为35mm。 FJ2~SKWT
2） 各段长度的确定 Zp+orc7
各段长度的确定从左到右分述如下： {w m P
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。 Y2W{?<99
b) 该段为轴环，宽度不小于7mm，定为11mm。 VJS1{n=; k
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。 IgEVz^W?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。 (l}nwyh5
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。 (p(-E
f) 该段由联轴器孔长决定为42mm Lkl b
R=
.U bY
O'S9y
4．按弯扭合成应力校核轴的强度 c/}-pZn<
W=62748N.mm rw%OA4>
T=39400N.mm $k^&
X
`
45钢的强度极限为 ，又由于轴受的载荷为脉动的，所以 。 ^&\<[\
LfMN 'Cb
8gW$\
III轴 Sr+ &
1．作用在齿轮上的力 s]Z++Lh<{
FH1=FH2=4494/2=2247N V L C=>w\,
Fv1=Fv2=1685/2=842.5N q3ebps9^
l} W">
yQ0
2．初步确定轴的最小直径 E&0]s
@+hO,WXN
K_-S`-eH
3．轴的结构设计 ~Gh9m ]b
1） 轴上零件的装配方案 / ;WFRp.
,"Nb;Yhg
Kza5_ 7p`L
2） 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 <*z9:jz Q
I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII RY]jY | E
直径 60 70 75 87 79 70 `gdk,L]
长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25 3^]K d
* R8P brN
oiItQ4{ <
t8uaNvUM}e
y-_IMu.J`
5．求轴上的载荷 ; g\r Y
Mm=316767N.mm %Vhj< gN
T=925200N.mm @gi / 1 cq
6. 弯扭校合 &X)^G#
&Y-jK <
}*VRj;ff
/\m>PcPa
BrsBB"<o,
滚动轴承的选择及计算 41c4Xj?'
I轴： "cGjHy\j`
1．求两轴承受到的径向载荷 a.up&g_$
5、 轴承30206的校核 .x_F4 #Ka
1） 径向力 .F@ 2C
d[sY]_ dj
>+Y@ rj2
2） 派生力 F+9(*|x%
， jR"ACup(
3） 轴向力 \1oN' t.
由于 ， /e7BW0$1
所以轴向力为 ， @UW*o&pGqL
4） 当量载荷 (
c +M"s
由于 ， ， m5lTf
所以 ， ， ， 。 5
& s<&h
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 FLQ>,=O
qTV.DCP
5） 轴承寿命的校核 )odz/\9n3c
R?8/qGSVqJ
K5 Z'kkOk
II轴： ZQ[ s/
6、 轴承30307的校核 J"Nn.iVq
1） 径向力 {$'oKJy*
.:iO$wjp5
#{zF~/Qq
2） 派生力 `}#n#C)
， VTn6@z_ x
3） 轴向力 Z +
)<FX
由于 ， ]Mj N)%hT
所以轴向力为 ， O[R
4） 当量载荷 Q;=3vUN
由于 ， ， 3 H`ES_JL
所以 ， ， ， 。 OGPrjL+
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 9O-*iK
h`:B8+k
5） 轴承寿命的校核 ]
jycg@=B
{#&j W
I1W~;2cK
III轴： r-5xo.J'
7、 轴承32214的校核 }PzHtA,V
1） 径向力 nOK1Wc%/'
k];fQ7}m<0
p&ZLd`[
2） 派生力 F*=}}H /
， 92Rm{n
3） 轴向力 #XeabcOQ
由于 ， 2Y%E.){
所以轴向力为 ， .gA4gI1kH
4） 当量载荷 fU'[lZ
由于 ， ， [#/@ v/`
所以 ， ， ， 。 /0 86qB|
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 9 tI E+RD
~4M?[E&
5） 轴承寿命的校核 "\"sM{x
> C/O >g
!Z%pdqo`.
键连接的选择及校核计算 s^GE>rf
:6W * ;<o
代号 直径 k9iB-=X?4s
（mm） 工作长度 E 7"`D\*
（mm） 工作高度 ^Dys#^
（mm） 转矩 h
F *c
（N•m） 极限应力 'Jl73#3
（MPa） pt~b=+bBm
高速轴 8×7×60（单头） 25 35 3.5 39.8 26.0 U Kf0cU
12×8×80（单头） 40 68 4 39.8 7.32 3=IY0Q>/(
中间轴 12×8×70（单头） 40 58 4 191 41.2 g
I4Rku
低速轴 20×12×80（单头） 75 60 6 925.2 68.5 F "t.ND
18×11×110（单头） 60 107 5.5 925.2 52.4 M(<.f}yZQ
由于键采用静联接，冲击轻微，所以许用挤压应力为 ，所以上述键皆安全。 9/6=[)
_hi8m o
连轴器的选择 nf S.0\z
由于弹性联轴器的诸多优点，所以考虑选用它。 SHN'$f0Mb
AI2@VvB
二、高速轴用联轴器的设计计算 Z1oUAzpj4
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 ， 8J 8@0
计算转矩为 = Y-mc#{8
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） Uw->5
其主要参数如下： 1D)=q^\I
材料HT200 jC L 1Bj
公称转矩 f9La79v
轴孔直径 ， WS 1#i\0
xRm~a-rp
轴孔长 ， a f UOIM
装配尺寸 F+?g0w['
半联轴器厚 2Z*^)ZQB
（[1]P163表17-3）（GB4323-84） @tPpt B
<6!/B[!O=
三、第二个联轴器的设计计算 EGK7)O'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 ， zC_@wMWB
计算转矩为 n^%",*8gD*
所以选用弹性柱销联轴器TL10（GB4323-84） N6%M+R/Q
其主要参数如下： td(4Fw||1y
材料HT200 ~3qt<"
公称转矩 #>O>=#Q
轴孔直径 i3o;G"IcD
轴孔长 ， CG[04 y
装配尺寸 %lS jC%Z'd
半联轴器厚 qruv^#_l
（[1]P163表17-3）（GB4323-84） I.u[9CI7HU
0v'!(&m
&``nYI g/
?m dGMf)
减速器附件的选择 h"On 9
通气器 +X!QH/ 8
由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M18×1.5 (sx,Ol
油面指示器 3nX={72<b
选用游标尺M16 xc_-1u4a9
起吊装置 < /9@RO
采用箱盖吊耳、箱座吊耳 4' ` y5E
放油螺塞 4pZ=CB +j
选用外六角油塞及垫片M16×1.5 e6uVUzP4
ZMmf!cKY:'
润滑与密封 _?a.S8LxJZ
一、齿轮的润滑 MUvgmJsN
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。 !r`/vQ #
P 2sM3C
二、滚动轴承的润滑 C
vWt
由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。 TtP2>eh-
W4n(6esO
三、润滑油的选择 M 3c
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。 J|:Zs1.<d
%2<u>=6byG
四、密封方法的选取 Y@Ti2bI`v
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。 $gysy!2}.
密封圈型号按所装配轴的直径确定为（F）B25-42-7-ACM，（F）B70-90-10-ACM。 n
?+dX^j
轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。 _X]S`e1F
?$ 0t @E
%)!b254
4 -Cca
设计小结 sL\W6 ej
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。 @t<KS&
B),Z*lpC
参考资料目录
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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； Wd]MwDcO
[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； fE,Io3
[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； <}bF49 z
[5]《工程机械构造图册》，机械工业出版社，刘希平主编 2~RG\JWTA
[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； sH / 08 Z
[7]《互换性与技术测量（第四版）》，中国计量出版社，廖念钊，古莹庵，莫雨松，李硕根，杨兴骏编，2001年1月第四版。 -9~WtTaV.H
|}naI_Qudv
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