目 录 ~cIl$b
a fx'
设计任务书……………………………………………………1 ->h5T%sn
传动方案的拟定及说明………………………………………4 ~g7m 3
电动机的选择…………………………………………………4 ywO mQcZ
计算传动装置的运动和动力参数……………………………5 AL XTR%f
传动件的设计计算……………………………………………5 ^^U%cu Kg
轴的设计计算…………………………………………………8 &))\2pl
滚动轴承的选择及计算………………………………………14 tb,9a! ?
键联接的选择及校核计算……………………………………16 IX WQ )
连轴器的选择…………………………………………………16 6Hk="$6K
减速器附件的选择……………………………………………17 _w>uI57U
润滑与密封……………………………………………………18 p?JQ[K7i
设计小结………………………………………………………18 s1 bU
参考资料目录…………………………………………………18 VO_dA4C}z
xzr<k Sp
机械设计课程设计任务书 LTXz$Z]
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 w#9_eq|3
一． 总体布置简图 |c gui
Ys3uPs
ezUQ>
e
DW>ES/B8$(
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 lL0M^Nv
U*\17YU6h
二． 工作情况： ~x#vZ= ]8
载荷平稳、单向旋转 OhFW *v
y3JMbl[S0
三． 原始数据 64um u l
鼓轮的扭矩T（N•m）：850 9->q| E4
鼓轮的直径D（mm）：350 /8c&Axuv
运输带速度V（m/s）：0.7 6pp $-uS
带速允许偏差（％）：5 n Q-mmY>#
使用年限（年）：5 N=~~EtX
工作制度（班/日）：2 v@n_F
t7* #[x)a
四． 设计内容 50$W0L$
1. 电动机的选择与运动参数计算； Ee)xnY%(
2. 斜齿轮传动设计计算 S&wzB)#'
3. 轴的设计 U\vY/6;JI
4. 滚动轴承的选择 =wrP:wYF
5. 键和连轴器的选择与校核； >;9NtoE
6. 装配图、零件图的绘制 l'"'o~MC
7. 设计计算说明书的编写 -[heV| $;
? \y%]1
五． 设计任务 Y3rt5\!
1． 减速器总装配图一张 +~ 35G:&:
2． 齿轮、轴零件图各一张 1m)M;^_
3． 设计说明书一份 |`0 n" x7
B<,YPS8w
六． 设计进度 FFvCi@oT
1、 第一阶段：总体计算和传动件参数计算 JvL{| KtyU
2、 第二阶段：轴与轴系零件的设计 Ch5+N6c^
3、 第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 O|'1B>X
4、 第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 ?fK1
=w%O a<
^ R~~L
D*2\{W/
:_HF j.JW
i zwUS!5e
m3 -9b"
^sClz*%?
传动方案的拟定及说明 ZA820A>2!
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。 G;1?<3
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。 LW:1/w&pv
/+[63=fl
h-QLV[^
电动机的选择 OZ(dpV9.S
1．电动机类型和结构的选择 @~:8 ye
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。 n c?B6IV
tSHFm - q`
2．电动机容量的选择 q.V-LXM
1） 工作机所需功率Pw &JhX +'U
Pw＝3.4kW 7wVH8^|
2） 电动机的输出功率 DL8x": ;
Pd＝Pw/η ,hRN\Kt)p
η＝ ＝0.904 bw S*]!*
Pd＝3.76kW j-b* C2l
vhgLcrn
3．电动机转速的选择 =RsXI&&vh
nd＝（i1’•i2’…in’）nw f.xA_ Y>
初选为同步转速为1000r/min的电动机 "![L#)"s
.*5 Z"Q['G
4．电动机型号的确定 B\CN<<N>dD
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。 ',=g;
#wR;|pN
8e2?tmWM
计算传动装置的运动和动力参数 A : e;k{J
传动装置的总传动比及其分配 j*R,m1e8
1．计算总传动比 J/x2qQ$9
由电动机的满载转速nm和工作机主动轴转速nw可确定传动装置应有的总传动比为： {?8B,G2r
i＝nm/nw z`3( , V
nw＝38.4 9A$m$
i＝25.14 k%81f'H
QlZ@ To
2．合理分配各级传动比 u{e-G&]^;
由于减速箱是同轴式布置，所以i1＝i2。 B80aw>M
因为i＝25.14，取i＝25，i1=i2=5 k$i'v:c|:i
速度偏差为0.5%<5%，所以可行。 ccJM>9
各轴转速、输入功率、输入转矩 q1{H~VSn"
项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮 l*=aMjd?
转速（r/min） 960 960 192 38.4 38.4 xge7r 3i
功率（kW） 4 3.96 3.84 3.72 3.57 SNpi=K!yn
转矩（N•m） 39.8 39.4 191 925.2 888.4
8Ogv9
传动比 1 1 5 5 1 9S7A!AKE
效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97 Y %aWK~O
@{HrJ/4%:&
传动件设计计算 +9A\HQ|22
1． 选精度等级、材料及齿数
z j{s}*
1） 材料及热处理； UQ?%|y*Kc
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。 6 W2hr2Zy9
2） 精度等级选用7级精度； 4=<*Vd`p
3） 试选小齿轮齿数z1＝20，大齿轮齿数z2＝100的； j<yiNH C
4） 选取螺旋角。初选螺旋角β＝14° 5K%W a ]W
2．按齿面接触强度设计 kU l
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 !q"cpL'4
按式（10—21）试算，即 &#{dWOb h
dt≥ 8p^B hd
1） 确定公式内的各计算数值 n# 7Pr/*0
（1） 试选Kt＝1.6 PAF8W lg
（2） 由图10－30选取区域系数ZH＝2.433 }
p:%[
（3） 由表10－7选取尺宽系数φd＝1 j;~%lg=)
（4） 由图10－26查得εα1＝0.75，εα2＝0.87，则εα＝εα1＋εα2＝1.62 b1?xeG#
（5） 由表10－6查得材料的弹性影响系数ZE＝189.8Mpa t T%/r,
（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； 8?FueAM'
（7） 由式10－13计算应力循环次数 p*3; hGp6
N1＝60n1jLh＝60×192×1×（2×8×300×5）＝3.32×10e8 ^s :y/Kd
N2＝N1/5＝6.64×107 *ZCn8m:-+
o*S"KX $
（8） 由图10－19查得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.95；KHN2＝0.98 BOVPKX
（9） 计算接触疲劳许用应力 P ,mN >
取失效概率为1％，安全系数S＝1，由式（10－12）得 w Iv o"|%
[σH]1＝＝0.95×600MPa＝570MPa ?}P5p^6
[σH]2＝＝0.98×550MPa＝539MPa p s|)cW3`
[σH]＝[σH]1＋[σH]2/2＝554.5MPa f>$`` .O
2 @j";+
2） 计算 Tny> D0Z#
（1） 试算小齿轮分度圆直径d1t P5 <vf
d1t≥ hVpCB,
= =67.85 SX0_v_%M
ki]ti={12
（2） 计算圆周速度 4_?7&G0(
v= = =0.68m/s 6QQfQ,
clO,}Ph>
（3） 计算齿宽b及模数mnt J>vMo@
b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm *?p|F&J
mnt= = =3.39 4 Ft1@
h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm ?=Pd
b/h=67.85/7.63=8.89 +>f<EPGn
._Zt=j B
（4） 计算纵向重合度εβ (= x"Y{%
εβ= =0.318×1×tan14 =1.59 r JyCw+N0
（5） 计算载荷系数K "f.Z}AbP
已知载荷平稳，所以取KA=1 :3h{ A`u
根据v=0.68m/s,7级精度，由图10—8查得动载系数KV=1.11；由表10—4查的KHβ的计算公式和直齿轮的相同， m:QG}{<.h
故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42 V >-b`e
由表10—13查得KFβ=1.36 I3b"|%
由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数 RzKb{>
;A
K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05 iP@6hG`:
gxNL_(A
（6） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10—10a）得 /7c~nBU
d1= = mm=73.6mm :*514N
] ,etZ%z&
（7） 计算模数mn Ut@RGg+f8
mn = mm=3.74 \;5\9B"i
3．按齿根弯曲强度设计 I,@r 5tK o
由式(10—17) ;U =q-t b
mn≥ 6]cryf&b
1） 确定计算参数 <i?a0
（1） 计算载荷系数 \ gwXH
K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96 1Nn@L2b 2
a
dfR!&J
（2） 根据纵向重合度εβ=0.318φdz1tanβ=1.59，从图10－28查得螺旋角影响系数 Yβ＝0。88 z`Wt%tL(
&7mW9]
（3） 计算当量齿数 ff? t[GS
z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 TA18 gq
z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47 'fV%Z
（4） 查取齿型系数 +\
_{x/u1
由表10－5查得YFa1=2.724；Yfa2=2.172 {Bvj"mL]j
（5） 查取应力校正系数 }Rvm &?~O
由表10－5查得Ysa1=1.569；Ysa2=1.798 H;ZH qcUX
/hW d/ H]
< E|s\u
（6） 计算[σF] q}|U4MJm
σF1=500Mpa ,V]
]: eR
σF2=380MPa Pf _F59"
KFN1=0.95 `bI) <B
KFN2=0.98 -!M,7 5nU
[σF1]=339.29Mpa AIl4]F5I
[σF2]=266MPa ?WI3/>:<
（7） 计算大、小齿轮的 并加以比较 S:Q! "U
= =0.0126 : 9!%ZD
= =0.01468 hi2sec|;<
大齿轮的数值大。 J :d of: q
0 *%& >
2） 设计计算 z$lF)r:Bc
mn≥ =2.4 >Q E{O.Z
mn=2.5 ihe(F 7\U
.
v)mZp
4．几何尺寸计算 f|EUqu%E
1） 计算中心距 ]
f>]n
z1 =32.9，取z1=33 MhEw
_{?
z2=165 mdih-u(T|
a =255.07mm u^W2UE\
a圆整后取255mm . \3`2
eJ8]g49mD6
2） 按圆整后的中心距修正螺旋角 V\~Wv V
β=arcos =13 55’50” sRHA."A!8
P'Q$d+F,
3） 计算大、小齿轮的分度圆直径 +t)n;JHN
d1 =85.00mm _W!p8cB
d2 =425mm '(+<UpG_Q}
^4Am
%y yT
4） 计算齿轮宽度 m`? MV\^
b=φdd1 6R UrF
b=85mm ; ;s* Ohh
B1=90mm，B2=85mm #Doq P:
5r {;CKKz
5） 结构设计 !<@J6??a}s
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。 /
jTT5
4 {GU6v)f
轴的设计计算 \(U Kd v
拟定输入轴齿轮为右旋 +#J,BKul
II轴： Vn=qV3OE]
1．初步确定轴的最小直径 neF]=uCWnT
d≥ ＝ =34.2mm 4pU >x$3$
2．求作用在齿轮上的受力 R\Z: n*
Ft1= =899N )u ?' ;
Fr1=Ft =337N i7[uLdQ
Fa1=Fttanβ=223N； ]<uQ.~
Ft2=4494N AN:@f Z
Fr2=1685N )QiQn=Ce
Fa2=1115N K!AAGj`
JOn yrks
3．轴的结构设计 rEZ8eeB[3
1） 拟定轴上零件的装配方案 1r)kR@!LNG
^t "iX9
i. I-II段轴用于安装轴承30307，故取直径为35mm。 "I -
w
ii. II-III段轴肩用于固定轴承，查手册得到直径为44mm。 h #Z4pN8T3
iii. III-IV段为小齿轮，外径90mm。 RuW!*LI
iv. IV-V段分隔两齿轮，直径为55mm。 n_D8 JF
v. V-VI段安装大齿轮，直径为40mm。 %~ |HFYd
vi. VI-VIII段安装套筒和轴承，直径为35mm。 )
iQ
[f~N_G6I^o
2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 4pz|1Hw7
1. I-II段轴承宽度为22.75mm，所以长度为22.75mm。 M&Y .;
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。 wRNroQ
3. III-IV段为小齿轮，长度就等于小齿轮宽度90mm。 8t"~Om5sG
4. IV-V段用于隔开两个齿轮，长度为120mm。 [t]X/O3<
5. V-VI段用于安装大齿轮，长度略小于齿轮的宽度，为83mm。 R!
s6% :Yg
6. VI-VIII长度为44mm。 #S g\q8(O
v`q\6i[-
RH;:9_* F
0p e3L
4． 求轴上的载荷 0Sl]!PZR1
66 207.5 63.5 1 [nG}
}}{!u0N},V
M<?Q4a'Q
?`?T7w|3
y
wgeNs9L
72oWhX=M%
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F r?z"
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^S)TO}e
}71LLzG`/
` r Y2up#%
n_K~ vD
Fr1=1418.5N {-zMHVw=}
Fr2=603.5N y k161\
查得轴承30307的Y值为1.6 FeJr\|FT
Fd1=443N v"u^M-_
Fd2=189N ?^Hf Np9
因为两个齿轮旋向都是左旋。 n Cg6 6-3A
故：Fa1=638N }7<5hn E
Fa2=189N 8Ad606
8am`6;O:!
5．精确校核轴的疲劳强度 @* 1U{`
1） 判断危险截面 &Fd WFt=X
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
ye 6H*K
Ru!He,k7
2） 截面IV右侧的 Rxpn~QQ
"LhUxnll
截面上的转切应力为 s3s4OAY
&6 - k#r
由于轴选用40cr，调质处理，所以 GDa N
， ， 。 < M?:
（[2]P355表15-1） k ^'f[|}
a) 综合系数的计算 AS!6XT
由 ， 经直线插入，知道因轴肩而形成的理论应力集中为 ， ， k4J8O3E
（[2]P38附表3-2经直线插入） USJ- e
轴的材料敏感系数为 ， ， pfuW
（[2]P37附图3-1） gv15t' y9
故有效应力集中系数为 -php6$|
UAS@R`?cI
0:Xxl76v4
查得尺寸系数为 ，扭转尺寸系数为 ， 5vzceQE}
（[2]P37附图3-2）（[2]P39附图3-3） F^aR+m
轴采用磨削加工，表面质量系数为 ， I&c ~8Dw
（[2]P40附图3-4） eS/B24;*
轴表面未经强化处理，即 ，则综合系数值为 9V uq,dv
d87vl1 3
!H][LXB~H
b) 碳钢系数的确定 Y>."3*^
碳钢的特性系数取为 ， /{2*WI;
c) 安全系数的计算 ge3sU5iZ
轴的疲劳安全系数为 `i~ Y Fr
l|`9:H
qr\ !*\9
VvbFp
故轴的选用安全。 2],_^XBvB
]Hj<IvG
I轴： TjK{9 A
1．作用在齿轮上的力 GnXNCeE`
FH1=FH2=337/2=168.5 T70QJ =,
Fv1=Fv2=889/2=444.5 o;"OSp
k`HP "H
2．初步确定轴的最小直径 |xr%6 [Ff
yj 6@7@l>A
`?\tUO2_T
3．轴的结构设计 q}uHFp/J
1） 确定轴上零件的装配方案 zboF
1v`
5y2?
f
r9 y.i(j
2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 c R-~)UyrO
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。 u.pxz8
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。 8 S`9dSc
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。 9I LIEm:
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。 5pNY)>]t=
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。 @(``:)Z<b
i) 轴肩固定轴承，直径为42mm。 ~H)4)r^
j) 该段轴要安装轴承，直径定为35mm。 M_ 0zC1
2） 各段长度的确定 'J*<iA*W
各段长度的确定从左到右分述如下： SQsSa1
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。 W zW-pV]
b) 该段为轴环，宽度不小于7mm，定为11mm。 O/%< }3Sq
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。 ~cAZB9Fa
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。 fHrt+_Zn|
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。 1R LY $M
f) 该段由联轴器孔长决定为42mm <O?y-$~
FFhtj(hVgc
;wiao(t>4N
4．按弯扭合成应力校核轴的强度 1PaUI#X"2F
W=62748N.mm ^da44Qqu
T=39400N.mm HC {XX>F^
45钢的强度极限为 ，又由于轴受的载荷为脉动的，所以 。 A|#`k{+1-
5\mTr)\R
w mNH T _
III轴 4Ph0:^i_
1．作用在齿轮上的力 c;f!!3&
FH1=FH2=4494/2=2247N zHWSE7!
Fv1=Fv2=1685/2=842.5N LVIAF0kX
Eu}b8c
2．初步确定轴的最小直径 ;:S&F
Z.L?1V8Q1
W^,S6!
3．轴的结构设计 w"m+~).U
1） 轴上零件的装配方案 c97{Pu
uxn)R#?
JuRH>`
2） 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 9 A,Z|q/z5
I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII )CPM7 >
直径 60 70 75 87 79 70 .@)mxC:\K9
长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25 yZ]:y-1
pD"vRbYF
72W,FU~OD
$ aCd/&
3gWvmep1
5．求轴上的载荷 =d
2 r6%v
Mm=316767N.mm @K223?c8l
T=925200N.mm lLq< xf
6. 弯扭校合 C-eA8pYY/
BC>=B@H0
|rw%FM{F
z2 gk[zY&
Th[f9H%
滚动轴承的选择及计算 qL$ a
c}`
I轴： A$0H
.F>
1．求两轴承受到的径向载荷 d9*hBm
5、 轴承30206的校核 IH48|sa
1） 径向力 T l]e%A`|
}uHrto3M
S>G?Q_&}?D
2） 派生力 0l*]L`]L#
， nZ1zJpBmI
3） 轴向力 "@@I!RwA
由于 ， YG:3Fhx0~
所以轴向力为 ， >% p{38
4） 当量载荷 S0h'50WteJ
由于 ， ， @53k8
所以 ， ， ， 。 WtQ8X|\`
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 _8fr6tO+
M j- vgn&/
5） 轴承寿命的校核 "]'?a$\ky:
*,C(\!b
!?
JTqDr
II轴： 7qO a
;^T
6、 轴承30307的校核 rt3qdk5U
1） 径向力 .LV Qx
3P~o"a>
o56`
2） 派生力 n8=5-7UT
， T lAR.cV
3） 轴向力 Xdi:1wW@p
由于 ， c0c|z
Ym
所以轴向力为 ， d\MLOXnLq;
4） 当量载荷 WH ?}~u9
由于 ， ， ,y4I[[
所以 ， ， ， 。 :(dHY
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 -aRU]kIf
}7fZ[J3
5） 轴承寿命的校核 EcIE~qs
h1 WT
{ pu85'D V
III轴： =U[3PC-N @
7、 轴承32214的校核 c,so`I3rI
1） 径向力 4p;aS$Q
j.a`N2]WE
mOo`ZcTU
2） 派生力 +[\eFj|=
， 4=uhh
3） 轴向力 &<zd.~N"
由于 ， MRU7W4W-~/
所以轴向力为 ， r|4t aV&
4） 当量载荷 4tg<iH{
由于 ， ， jVLA C WH
所以 ， ， ， 。 AV 8n(
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 tg^sCxz9]
_X ~87
5） 轴承寿命的校核 6nhMP$h
\tx bhWN
ys_ `e
键连接的选择及校核计算 C]^H&
t+oJV+@
代号 直径 _%'},Xd.z
（mm） 工作长度 u66XN^
（mm） 工作高度 k6`6Mjbc
（mm） 转矩 TJE\A)|>g
（N•m） 极限应力 [c_|ob]
（MPa） zf3v5Hk
高速轴 8×7×60（单头） 25 35 3.5 39.8 26.0 5cx#SD&5/
12×8×80（单头） 40 68 4 39.8 7.32 <2C7<7{7
中间轴 12×8×70（单头） 40 58 4 191 41.2 +C7 ~b~ %
低速轴 20×12×80（单头） 75 60 6 925.2 68.5 $R<Me
18×11×110（单头） 60 107 5.5 925.2 52.4 0G!] =
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。 I ZQHu h
ceNix!P
连轴器的选择 E .1J 2Ne
由于弹性联轴器的诸多优点，所以考虑选用它。 /0\
mx4u
`1 :{0 p2q
二、高速轴用联轴器的设计计算 h |X^dQb]
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 ， q 2HYiH^L
计算转矩为 ]v+31vdf:O
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） lRh9j l
其主要参数如下： cqxVAzb
材料HT200 Z{?G.L*/
公称转矩 fdONP>K[E
轴孔直径 ， o\vB Op?hj
8p[)MiC5W^
轴孔长 ， |b go;J/
装配尺寸 boG_f@dv(
半联轴器厚 NnVnUgx
（[1]P163表17-3）（GB4323-84） s+tGFjq
E*i#?u
三、第二个联轴器的设计计算 OR[{PU=X
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 ， 8,dBl!G=
计算转矩为 $XoQ ]}"O
所以选用弹性柱销联轴器TL10（GB4323-84） QeF3qXI
其主要参数如下： yA47"R
材料HT200 YKQr,
Now
公称转矩 Q_l'o3
轴孔直径 /dnCwFXf
轴孔长 ， Haqm^Ky$
装配尺寸 m,fA eln
半联轴器厚 },|M9 I0
（[1]P163表17-3）（GB4323-84） ]l8^KX'
,AT[@
b86}% FM
F2X0%te
减速器附件的选择 Z0l+1 iMx
通气器 ?6'rBH /w
由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M18×1.5 ?7{H|sI
油面指示器 $ImrOf^qt
选用游标尺M16 Y))NK'B5
起吊装置 l& ?ii68/
采用箱盖吊耳、箱座吊耳 :6%Z]t t
放油螺塞 6-O_\Cq8
选用外六角油塞及垫片M16×1.5 Dd` Mv$*d8
DK}"b}Fvq
润滑与密封 43=,yz2Ef
一、齿轮的润滑 o=`C<}
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。 4>J
;| 1$Q!4
二、滚动轴承的润滑 NVRLrJWpp
由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。 "Wx]RN:
3do)Vg4
三、润滑油的选择 B5$kHM%p
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。 Jec'` ,Y
"yW:\
四、密封方法的选取 T1H"\+
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。 tsk)z P,<
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。 ++E 3] X|
轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。 Pi|o` d
9?k_y ZV
c [5KG}
J[&b`A@.o
设计小结 Dih3}X&jn$
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。 &iV {:)L
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参考资料目录 x#:| }pR
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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； 7VP32Eh[
[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； [<KM?\"1<
[5]《工程机械构造图册》，机械工业出版社，刘希平主编 9+ pmS#>_
[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； eY e, r
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