目 录 nO@+s
F
R ]=SWE}U
设计任务书……………………………………………………1 j_pw^I$C
传动方案的拟定及说明………………………………………4 [s %\.y(q
电动机的选择…………………………………………………4 WOH9%xv
计算传动装置的运动和动力参数……………………………5 X RRJ )}P
传动件的设计计算……………………………………………5 4qBY % 1
轴的设计计算…………………………………………………8 #KJZR{
滚动轴承的选择及计算………………………………………14 gDh l-
键联接的选择及校核计算……………………………………16
`GkRmv*
连轴器的选择…………………………………………………16 Y~GUR&ww0n
减速器附件的选择……………………………………………17 t~~r-V":
润滑与密封……………………………………………………18 em/Xu
设计小结………………………………………………………18 AJW LEc4XK
参考资料目录…………………………………………………18 W]~ZkQ|P
r!M#7FDs(
机械设计课程设计任务书 !pS~'E&q
题目：设计一用于带式运输机传动装置中的同轴式二级圆柱齿轮减速器 U$EM.ot
一． 总体布置简图 D JJZJ}7
XbXgU#%
%o-jwr}O{
165WO}(;/
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 T Xl\hL\+
dAwS<5!
二． 工作情况： 9rWLE6 `
载荷平稳、单向旋转 ;.r2$/E
V*kznm
三． 原始数据 > ";%2 u1
鼓轮的扭矩T（N•m）：850 : b,o B==%
鼓轮的直径D（mm）：350 _"v~"k 90^
运输带速度V（m/s）：0.7 FP@ A;/c
带速允许偏差（％）：5 "9 u-lcQ\
使用年限（年）：5 ,@,LD u
工作制度（班/日）：2 z.A4x #>-
gx#J%k,f
四． 设计内容 8ipW3~-4
1. 电动机的选择与运动参数计算； \)s3b/oap
2. 斜齿轮传动设计计算 e
Ri!\Fx
3. 轴的设计 "j
+v,js
4. 滚动轴承的选择 eFes+i( 35
5. 键和连轴器的选择与校核； e)b r`CD%
6. 装配图、零件图的绘制 7~lB}$L
7. 设计计算说明书的编写 v6KL93
0 c, bet{m
五． 设计任务 s/\XH&KR3V
1． 减速器总装配图一张 78^Y;2 P]W
2． 齿轮、轴零件图各一张 3lyQn "
3． 设计说明书一份 w4`!Te
-D$3!ccX
六． 设计进度 Vz k cZK
1、 第一阶段：总体计算和传动件参数计算 8\P
JSr
2、 第二阶段：轴与轴系零件的设计 j5'. P~
3、 第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 2kC^7ZAwu
4、 第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 DwT i_8m;
-a A<.+
Y<de9Z@
0U9+
2}ag_
.!!79 6hS
5~*=#v: `
%{=4Fa(Jux
传动方案的拟定及说明 %~ ;nlDw
由题目所知传动机构类型为：同轴式二级圆柱齿轮减速器。故只要对本传动机构进行分析论证。 jDFp31_X
本传动机构的特点是：减速器横向尺寸较小，两大吃论浸油深度可以大致相同。结构较复杂，轴向尺寸大，中间轴较长、刚度差，中间轴承润滑较困难。 uFMs ^^#
f*UBigk
W&WB@)ie
电动机的选择 XlE$.
1．电动机类型和结构的选择 @ 8 A{ 9i
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。 q`h7H][(A
sn2r >m3
2．电动机容量的选择 (di)`D5Q
1） 工作机所需功率Pw (}VuiNY< 3
Pw＝3.4kW 1w(<0Be
2） 电动机的输出功率 cF-Jc}h
Pd＝Pw/η aS3P(s L
η＝ ＝0.904 (Be $ $W
Pd＝3.76kW aA7S'[NjB
R>^5$[
3．电动机转速的选择 U$MWsDn
nd＝（i1’•i2’…in’）nw B'NS&7+].
初选为同步转速为1000r/min的电动机 4u7c7K>\Y
%{7$ \|;J'
4．电动机型号的确定 -t;?P2
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。 ?S+/QyjcfJ
Rs`Vr_?Hk
8/Lu'rI
计算传动装置的运动和动力参数 "4J?JR
传动装置的总传动比及其分配 1x^W'n,HtK
1．计算总传动比 IEKMa
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： bkJwP s
i＝nm/nw O@G<B8U,K
nw＝38.4 $Vd?K@W[h
i＝25.14 JDIz28 Ww
{ mK pD
2．合理分配各级传动比 cL -6M^!a
由于减速箱是同轴式布置，所以i1＝i2。 s 0x@
u
因为i＝25.14，取i＝25，i1=i2=5 [YL sEo=
速度偏差为0.5%<5%，所以可行。 &Z;Eu'ia
各轴转速、输入功率、输入转矩 ^!zJf7(+<>
项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮 c80"8r
转速（r/min） 960 960 192 38.4 38.4 (!^N~ =e ;
功率（kW） 4 3.96 3.84 3.72 3.57 }W^V^i )
转矩（N•m） 39.8 39.4 191 925.2 888.4 s|Im z<IE
传动比 1 1 5 5 1 .&aVx]
效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97 THegPD67J
#JX|S'\x
传动件设计计算 D 3,t6\m
1． 选精度等级、材料及齿数 q>Dr)x)
1） 材料及热处理； XRX7qo(0g
选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。 7lnM|nD
2） 精度等级选用7级精度； [ni-UNTv
3） 试选小齿轮齿数z1＝20，大齿轮齿数z2＝100的； C.B8 J"T-
4） 选取螺旋角。初选螺旋角β＝14° ee__3>H"/
2．按齿面接触强度设计 b}"vI Rz
因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算 O&gy(
按式（10—21）试算，即 x`j_d:C~G
dt≥ %' K+$
1） 确定公式内的各计算数值 0
/D5
（1） 试选Kt＝1.6 1tuator
（2） 由图10－30选取区域系数ZH＝2.433 Qe' PAN =B
（3） 由表10－7选取尺宽系数φd＝1 EX[l0]fj
（4） 由图10－26查得εα1＝0.75，εα2＝0.87，则εα＝εα1＋εα2＝1.62 ?w|\ 7T.?
（5） 由表10－6查得材料的弹性影响系数ZE＝189.8Mpa C5W- B8>
（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； 2=/-d$
（7） 由式10－13计算应力循环次数 {Hrr :h C
N1＝60n1jLh＝60×192×1×（2×8×300×5）＝3.32×10e8 E!O(:/*
N2＝N1/5＝6.64×107 ul]m>W
j[Hg]
（8） 由图10－19查得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.95；KHN2＝0.98 8.
~Euz
（9） 计算接触疲劳许用应力 :Kt mSY
取失效概率为1％，安全系数S＝1，由式（10－12）得 'RN"yMv7l
[σH]1＝＝0.95×600MPa＝570MPa x&6i@ Jl
[σH]2＝＝0.98×550MPa＝539MPa k_.j %
[σH]＝[σH]1＋[σH]2/2＝554.5MPa -&HoR!af
no D 7G2o
2） 计算 MXu+I,y*
（1） 试算小齿轮分度圆直径d1t PhI{3B/
d1t≥ +eH=;8
= =67.85 QvyUd%e'5A
/Wta$!X{-
（2） 计算圆周速度 eN7yjd'Y6
v= = =0.68m/s }T^v7 LY
j+ T\c2d
（3） 计算齿宽b及模数mnt UVvt&=+ 4
b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm +q >C}9s3
mnt= = =3.39 ^{:[^$f:l
h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm @b(gjOE
b/h=67.85/7.63=8.89 &Funao>
+&@l{x(,
（4） 计算纵向重合度εβ 4'u|L&ow
εβ= =0.318×1×tan14 =1.59 tL
9e~>,`
（5） 计算载荷系数K NJz*N%VWD
已知载荷平稳，所以取KA=1 !{|yAt9kP
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， 2oNPR+
-
故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42 u6CM RZ$
由表10—13查得KFβ=1.36
4pOc`
由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数 1tK6lrhj
K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05 ;Ef)7GE@\[
TQyFF/K
（6） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10—10a）得 9 /^Bj
d1= = mm=73.6mm K <fq=:I3
I$sm5oL
（7） 计算模数mn ~wQ WWR k
mn = mm=3.74 W g3WE1V
3．按齿根弯曲强度设计 YfYL?G
由式(10—17) S4AB tKG
mn≥ W(3~F2
1） 确定计算参数 ?R ~Ye
（1） 计算载荷系数 \c`r9H ^v{
K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96 OAQ O J'
& m ";D
（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 5&7?0h+I
$f@-3/V6{
（3） 计算当量齿数 nD{;4$xP`
z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 d4rJ ?qw
z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47 mfi'>o#
（4） 查取齿型系数 d%|#m)
由表10－5查得YFa1=2.724；Yfa2=2.172 OA5md9P;d
（5） 查取应力校正系数 ;Z<*.f'^fc
由表10－5查得Ysa1=1.569；Ysa2=1.798 nV6g]#~ @
MyS7AL
Ab|NjY:
（6） 计算[σF] p9bxhnn|
σF1=500Mpa 'jO-e^qT
σF2=380MPa F[qI fh4
KFN1=0.95 7QRvl6cv
KFN2=0.98 _TeRsA
[σF1]=339.29Mpa x>/@Z6Wxz
[σF2]=266MPa z AdVJ58H
（7） 计算大、小齿轮的 并加以比较 */m~m?
= =0.0126 / o3FK
= =0.01468 t~=@r9`S
大齿轮的数值大。 Hr.JZ>~<
tfU3 6 PR
2） 设计计算 $ {H&Q*
mn≥ =2.4 Woy[ V
mn=2.5 RwLdV+2\R`
}qX&*DU_@
4．几何尺寸计算 IpVwn Nj!}
1） 计算中心距 %>}7 $Y%
z1 =32.9，取z1=33 !E S#::;z?
z2=165 %^BOYvPx
a =255.07mm )ejqE6'[
a圆整后取255mm 9fLP&v
CX2q7azG
2） 按圆整后的中心距修正螺旋角 u~Cqdr5
\l
β=arcos =13 55’50” S:T>oFUot
PX{~! j %n
3） 计算大、小齿轮的分度圆直径 n \NDi22
d1 =85.00mm `v +O5
d2 =425mm Xg)FIaw]eT
,> E Y9j
4） 计算齿轮宽度
@(5 RAYRV
b=φdd1 m<HjL
b=85mm tQ<2K*3 ]
B1=90mm，B2=85mm m!>'}z
a p_+C~%+
5） 结构设计 8*) {*'bf
以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故以选用腹板式为宜。其他有关尺寸参看大齿轮零件图。 8o!^ZOmU<
JO$]t|I
轴的设计计算 EjCs
拟定输入轴齿轮为右旋 `6F8Kqltr
II轴： Fn U;n
1．初步确定轴的最小直径 ?UZ yu 4O%
d≥ ＝ =34.2mm T 1TZ+ \
2．求作用在齿轮上的受力 R')GQ.yYq
Ft1= =899N O&RHCR- \
Fr1=Ft =337N n8ya$bc
Fa1=Fttanβ=223N； yc}t(*A5
Ft2=4494N Q%h
o[KU
Fr2=1685N + Rd{ ?)2~
Fa2=1115N 30-w TcG
r>eXw5Pr7
3．轴的结构设计 Bd[}A9O[
1） 拟定轴上零件的装配方案 4v JIO{m
c8W=Is`
i. I-II段轴用于安装轴承30307，故取直径为35mm。 .Cd$=v6
ii. II-III段轴肩用于固定轴承，查手册得到直径为44mm。 \Vq;j 1
iii. III-IV段为小齿轮，外径90mm。 bhT]zsBK
iv. IV-V段分隔两齿轮，直径为55mm。
T8oASg!
v. V-VI段安装大齿轮，直径为40mm。 hkc_>F]Hx
vi. VI-VIII段安装套筒和轴承，直径为35mm。 +u.L6GcB
{.)D)8`<d
2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 =ZL2 0<TeH
1. I-II段轴承宽度为22.75mm，所以长度为22.75mm。 tq93 2M4
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。 51usiOq
3. III-IV段为小齿轮，长度就等于小齿轮宽度90mm。 0 pz
X!f1~
4. IV-V段用于隔开两个齿轮，长度为120mm。 >FhBl\oIi
5. V-VI段用于安装大齿轮，长度略小于齿轮的宽度，为83mm。 q+Q)IVaU81
6. VI-VIII长度为44mm。 4x >e7Kf
.U
{JI\
/PS]AM
zYJxoC{
4． 求轴上的载荷 Fj e%hcV
66 207.5 63.5 D/>5\da+y
p.olXP
PUArKBYM-
\`x'g)z(i
`Nr7N#g+u
zW.s XV,
hR{Zh>
&*-2k-16
)2hoO_ l:
k$/ ].P*!
=jh:0Q<43+
K.I r+S B
v}i}pQ\DK
Z2
4 m
p:))ne:7
p^!p7B`qe.
: r=_\?
Fr1=1418.5N 0:p#%Nvg
Fr2=603.5N nrS_t
y
查得轴承30307的Y值为1.6 a#=-Aj-
Fd1=443N 6R j
X
Fd2=189N +UtK2<^:o
因为两个齿轮旋向都是左旋。 m+ YgfR
故：Fa1=638N zq&lxySa
Fa2=189N + J9lD`z
M IJ~j><L
5．精确校核轴的疲劳强度 ~Otf
" <
1） 判断危险截面
`Ea3z~<7M
由于截面IV处受的载荷较大，直径较小，所以判断为危险截面 nm.d.A/]Z
/zK uVaC
2） 截面IV右侧的 f
;JSP
4YC`dpO'
截面上的转切应力为 m~A/.t%=
lB-7.
由于轴选用40cr，调质处理，所以 d8I/7
;F X
， ， 。 DQ$/0bq
（[2]P355表15-1） !T)>q%@ai
a) 综合系数的计算 DFMWgBL
由 ， 经直线插入，知道因轴肩而形成的理论应力集中为 ， ， cCIEG e6
（[2]P38附表3-2经直线插入） L`v,:#Y
轴的材料敏感系数为 ， ， T rW3@@}j
（[2]P37附图3-1） xh$[E&2u
故有效应力集中系数为 @ Ia ~9yOY
th {h)( +H
Yaqim< j
查得尺寸系数为 ，扭转尺寸系数为 ， Z)~ 2{)
（[2]P37附图3-2）（[2]P39附图3-3） &[uGfm+@
轴采用磨削加工，表面质量系数为 ， so*7LM?ib>
（[2]P40附图3-4） VTU-'q
轴表面未经强化处理，即 ，则综合系数值为 9 )qx0
YuZnuI@m9
t! tBN
b) 碳钢系数的确定 * 0 @e_h
碳钢的特性系数取为 ， U <x3=P
c) 安全系数的计算 Y9N:%[ :>W
轴的疲劳安全系数为 "d'@IN
rcOmpgew
z; +x `i.
Nbda P {{
故轴的选用安全。 o <y7Ut
lq~n*uwO}t
I轴： SL*(ZEn"
1．作用在齿轮上的力 })Jp5vv
FH1=FH2=337/2=168.5 o9CB
,c7]
Fv1=Fv2=889/2=444.5 |8"HTBb\CW
7@\iBmr6
2．初步确定轴的最小直径 sx;1V{|g
(Jm_2CN7X
Yi:+,-Fso
3．轴的结构设计 O;~1 M3Ii
1） 确定轴上零件的装配方案 /D12N'VaE
" 1 Bn/Q
N.]8qzW
2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 ?^5x
d1>E
d) 由于联轴器一端连接电动机，另一端连接输入轴，所以该段直径尺寸受到电动机外伸轴直径尺寸的限制，选为25mm。 GZ"O%: d
e) 考虑到联轴器的轴向定位可靠，定位轴肩高度应达2.5mm，所以该段直径选为30。 t0Uax-E(
f) 该段轴要安装轴承，考虑到轴肩要有2mm的圆角，则轴承选用30207型，即该段直径定为35mm。 ty ~U~
g) 该段轴要安装齿轮，考虑到轴肩要有2mm的圆角，经标准化，定为40mm。 < M=K!k
h) 为了齿轮轴向定位可靠，定位轴肩高度应达5mm，所以该段直径选为46mm。 8m i IlB
i) 轴肩固定轴承，直径为42mm。 *m2 :iChY
j) 该段轴要安装轴承，直径定为35mm。 UX6-{
RP
2） 各段长度的确定 {pqm&PB04
各段长度的确定从左到右分述如下： C..O_Zn{g
a) 该段轴安装轴承和挡油盘，轴承宽18.25mm，该段长度定为18.25mm。 F
1BPzRo`
b) 该段为轴环，宽度不小于7mm，定为11mm。 P)3e^~+A
c) 该段安装齿轮，要求长度要比轮毂短2mm，齿轮宽为90mm，定为88mm。 (Q@+W |~
d) 该段综合考虑齿轮与箱体内壁的距离取13.5mm、轴承与箱体内壁距离取4mm（采用油润滑），轴承宽18.25mm，定为41.25mm。 I<$lpU_H
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 8P vctc
f) 该段由联轴器孔长决定为42mm WVVqH_
5%9&
7
0F"xU1z,
4．按弯扭合成应力校核轴的强度 ^vzNs>eJ
W=62748N.mm d(tq;2-
T=39400N.mm 5i0<BZDTef
45钢的强度极限为 ，又由于轴受的载荷为脉动的，所以 。 E @7! :
9%x[z%06
fQ<V_loP.@
III轴 {d) +a$qj
1．作用在齿轮上的力 x ` $4
FH1=FH2=4494/2=2247N E 0YXgQa
Fv1=Fv2=1685/2=842.5N >y1/*)O9~
+m"iJW0
2．初步确定轴的最小直径 RtSk;U1
1iUy*p65:
{pVD`#Tl[
3．轴的结构设计 '1 d-N[
1） 轴上零件的装配方案 SQ@@79A
%f@]-
9%4rO\q
2） 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 >4;A (s`
I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII >LjvMj ]
直径 60 70 75 87 79 70 _r&#Snp
长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25 R \iU)QP
>8ePx,+!
J=()
A +
sx6`
g;
oYu5]ry
5．求轴上的载荷 b.$Gc!g
Mm=316767N.mm rK];2[U
T=925200N.mm T\OLysc
6. 弯扭校合 : z.< ||T
C6GYhG]
8G9V8hS1#B
2Ddrxc>48
srUpG&Bcx
滚动轴承的选择及计算 <#:"vnm$j
I轴： /QTG Z b
1．求两轴承受到的径向载荷 mgS%YG
5、 轴承30206的校核 .t\5H< z
1） 径向力 {<bByHT!
07CGHAxJ`
Jyvc(~x
2） 派生力 sURHj&:t |
， V]IS(U(
3） 轴向力
[~ fJ/
由于 ， ^ /c&Ud
所以轴向力为 ， dw'%1g.113
4） 当量载荷 'H+pwp"M@
由于 ， ， f ^z7K
所以 ， ， ， 。 O0 wD"V^W
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 (G:$/fK
yt$V<8a
5） 轴承寿命的校核 hb`(d_= 7F
V+_L9
an.)2*u
II轴： "#( ]{MY
6、 轴承30307的校核 U1dz:OG>
1） 径向力 }56"4/ Z
Rom|Bq o;
-]HO8}-Rjs
2） 派生力 C) Mh
， 6M F%$ K3
3） 轴向力 eo"6 \3z
由于 ， W&)O i ZN
所以轴向力为 ， Z{ &PKS
4） 当量载荷 sy4$!,W:
由于 ， ， W +C\/
所以 ， ， ， 。 !\^c9Pg|v
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 vuA';,:~
L Ktr>u
5） 轴承寿命的校核 I
91`~0L*
;D BO
V\^?V|
III轴： Sw>AgES
7、 轴承32214的校核 :43K)O"
1） 径向力 h$y1"!N(
FX 0^I 0
7'd_]e-.
2） 派生力 :U^a0s %B
， t: r
3） 轴向力 Lr_+) l
由于 ， 4,
8gf2
所以轴向力为 ， q#F ;GD
4） 当量载荷 _"Y; E
由于 ， ， WADNr8.
所以 ， ， ， 。 ZmU S}
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 9["yL{IPe
rQ
LNo,
5） 轴承寿命的校核 /\ (0@To
3L/>=I{5
aa8W Rf
键连接的选择及校核计算 P.=&:ay7?
\,oT(p4N%M
代号 直径 iE0A-;:5
（mm） 工作长度 [?yOJU%`
（mm） 工作高度
JstX# z
（mm） 转矩 `dx+Qp
（N•m） 极限应力 [-=PK\ B
（MPa） k5P&F
高速轴 8×7×60（单头） 25 35 3.5 39.8 26.0 W1i Kn
12×8×80（单头） 40 68 4 39.8 7.32 v_En9~e^n
中间轴 12×8×70（单头） 40 58 4 191 41.2 |U>BXX P
低速轴 20×12×80（单头） 75 60 6 925.2 68.5 SzMh}xDh2
18×11×110（单头） 60 107 5.5 925.2 52.4 5JBenTt
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。 5a&[NN
] @)X3}" !
连轴器的选择 ?x%HQ2`
由于弹性联轴器的诸多优点，所以考虑选用它。 Jr==AfxyT
g < M\zD
二、高速轴用联轴器的设计计算 4hr;k0sD
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* --+Gn
计算转矩为 YR=<xn;m.
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） n'U*8I D
其主要参数如下： +MIDq{B
材料HT200 &NL =Bd
公称转矩
+,gI|
轴孔直径 ， @q} .BcSg
%F` c Nw]
轴孔长 ， !FX;QD@"
装配尺寸 -"UK NB!
半联轴器厚 Y7zg
（[1]P163表17-3）（GB4323-84） pJ ;J>7Gt
'(7]jug
三、第二个联轴器的设计计算 |[)t4A"}
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 ， m>y k4@a
计算转矩为 `_N8A A
所以选用弹性柱销联轴器TL10（GB4323-84） E;fYL]j/oZ
其主要参数如下： pej/9{*xg(
材料HT200 dw5.vXL`
公称转矩 }3!83~Qbx
轴孔直径 Ks( +['*S
轴孔长 ， No=Ig-It
装配尺寸 2G=Bav\n+
半联轴器厚 k"uqso/
（[1]P163表17-3）（GB4323-84） nw+ L _b
U}x2,`PI
Ia=wf"JS)
hWf J h0I
减速器附件的选择 YR@@:n'TP
通气器 cZuZfMDM
由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M18×1.5 <x,u!}5J
油面指示器 x$Ko|:-
选用游标尺M16 &cV$8*2b^
起吊装置 cpF\^[D
采用箱盖吊耳、箱座吊耳 iW(HOsA
放油螺塞 7 [rn
,8@
选用外六角油塞及垫片M16×1.5 9OuK}Ssf
s4<[f%^
润滑与密封 'ejuzE9
一、齿轮的润滑 bIu '^
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。 `Rub"zM
D}XyT/8G3
二、滚动轴承的润滑 R]VY
PNns
由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。 16 _HO%v->
LYhgBG,
三、润滑油的选择 q(M [ij
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。 pk%I98! Jy
5"u-oE&
四、密封方法的选取 = QHW>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。 7Vr .&`l
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。 IAf,TKfe
轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。 ^hv
DmEmv/N=
OD-C U8X9
a,b ;H(em
设计小结 7 h?PVobe
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。 Z $ Fh4
"IA[; +_"
参考资料目录 f50qA;7k
[1]《机械设计课程设计》，高等教育出版社，王昆，何小柏，汪信远主编，1995年12月第一版； oUIa/}}w5
[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； :{pvA;f
[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； *[*LtyCQt4
[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； :0$(umW@I"
[5]《工程机械构造图册》，机械工业出版社，刘希平主编 O+%Y1=S[WQ
[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； gV1&b
(h
[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。 RXh0 hD
7Te`#"
[p:5]
