目 录 aA`eKy) \
]RCo@Q W
设计任务书……………………………………………………1 Pd91<L
传动方案的拟定及说明………………………………………4 3B1\-ry1M
电动机的选择…………………………………………………4 / FcRp ,"
计算传动装置的运动和动力参数……………………………5 Mn0.! J
"
传动件的设计计算……………………………………………5 yLa@2 7T\A
轴的设计计算…………………………………………………8 9M96$i`P
滚动轴承的选择及计算………………………………………14 Z=JKBoA Y
键联接的选择及校核计算……………………………………16 X1^VdJE
连轴器的选择…………………………………………………16 ^Oz~T|)
减速器附件的选择……………………………………………17 46:<[0Psl/
润滑与密封……………………………………………………18 \O|SPhaIf
设计小结………………………………………………………18 t dm7MPM
参考资料目录…………………………………………………18 PI ri|ZS
LDlYLs F9
机械设计课程设计任务书 F!vrvlD` s
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 \o> -L\`O
一． 总体布置简图 P7drUiX
@>8(f#S%
cgb>Naa<
%ih\|jR t
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 \ "O5li3n
46C%at
M0}
二． 工作情况： %SmOP sz
载荷平稳、单向旋转 b'z
$S+
Af|h*V4 Xu
三． 原始数据 R]"Zv'M(AM
鼓轮的扭矩T（N•m）：850 !M~:#k
鼓轮的直径D（mm）：350 ,>j3zjf^
运输带速度V（m/s）：0.7 A0{xt*g
带速允许偏差（％）：5 zj`c% 9N+
使用年限（年）：5
'LYDJ~
工作制度（班/日）：2 #/G!nN #
iXWHI3
四． 设计内容 g257jarkMF
1. 电动机的选择与运动参数计算； Ik:G5m<ta
2. 斜齿轮传动设计计算 ' @!&{N
3. 轴的设计 c 9|4[_&B~
4. 滚动轴承的选择 q%3VcR$J
5. 键和连轴器的选择与校核； !:+U- m b*
6. 装配图、零件图的绘制 .}dLqw
7. 设计计算说明书的编写 7Jb&~{DVk
[+[ W\6
五． 设计任务 yX&#
rI
1． 减速器总装配图一张 : w^:Z$-hf
2． 齿轮、轴零件图各一张 g#I`P&
3． 设计说明书一份 q`e0%^U
$xu2ZBK
六． 设计进度 : /5+p>Ep}
1、 第一阶段：总体计算和传动件参数计算 t #(NfzN
2、 第二阶段：轴与轴系零件的设计 2"6L\8hd2
3、 第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 @fd<
4、 第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 Z!v,;MW
(
fFrX_K]
*"^X)Y{c+l
]TrJ*~
3U6QYD55]]
/E6)>y66
11PL1zzH
JQ+Mg& &Q
传动方案的拟定及说明 G]B0LUT6c
由题目所知传动机构类型为：同轴式二级圆柱齿轮减速器。故只要对本传动机构进行分析论证。 r'i99 ~
本传动机构的特点是：减速器横向尺寸较小，两大吃论浸油深度可以大致相同。结构较复杂，轴向尺寸大，中间轴较长、刚度差，中间轴承润滑较困难。 I gJu/{:y^
s.z) l$
%jAc8~vW?
电动机的选择 _kD5pC =
1．电动机类型和结构的选择 Gb^63.}
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。 dO D(<
AG >D,6Y
2．电动机容量的选择 ~vF*&^4Vh
1） 工作机所需功率Pw H;=y R]E
Pw＝3.4kW hTBJ\1
-
2） 电动机的输出功率 ;8H&FsR
Pd＝Pw/η u /tJ])~@
η＝ ＝0.904 Rr LiH>
Pd＝3.76kW a Mqt2{f+
9No6\{ [M
3．电动机转速的选择 c:${qY:!
nd＝（i1’•i2’…in’）nw W@}@5,}f>
初选为同步转速为1000r/min的电动机 QmBHD;Gf
&Hw:65O
4．电动机型号的确定 eGMw :H
由表20－1查出电动机型号为Y132M1-6,其额定功率为4kW，满载转速960r/min。基本符合题目所需的要求。 0+0 Y$;<
P#pb48^-
5]{rim
计算传动装置的运动和动力参数 &Zz&VwWR
传动装置的总传动比及其分配 o]0E
1．计算总传动比 <_/etw86Z
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： `y'%dY}$ n
i＝nm/nw _ ~Lu%
nw＝38.4 ,$]m1|t@z
i＝25.14 ;$eY#ypx
T #E {d
2．合理分配各级传动比 e ,XT (KY
由于减速箱是同轴式布置，所以i1＝i2。 &'\-M6GW
因为i＝25.14，取i＝25，i1=i2=5 K%9!1'
速度偏差为0.5%<5%，所以可行。 ?r ;F'%N=
各轴转速、输入功率、输入转矩 %~eu&\os
项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮 (ht"wY#T<(
转速（r/min） 960 960 192 38.4 38.4 a[t"J*0
功率（kW） 4 3.96 3.84 3.72 3.57 6@Q; LV+
转矩（N•m） 39.8 39.4 191 925.2 888.4 Ps!
\k%FUl
传动比 1 1 5 5 1 j\#)'>"
效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97 319 4]
r0z8?
传动件设计计算 ]_ L Ay
1． 选精度等级、材料及齿数 89[/UxM)
1） 材料及热处理； i?>>%juK
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。 BDN}`F[ F
2） 精度等级选用7级精度； xqT} 9,
3） 试选小齿轮齿数z1＝20，大齿轮齿数z2＝100的； o<|u4r={s
4） 选取螺旋角。初选螺旋角β＝14° "dG*HKrr
2．按齿面接触强度设计 M!G/5:VZ
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 nJH'^rO!C
按式（10—21）试算，即 __z/X "H
dt≥ i&HU7mP/
1） 确定公式内的各计算数值 o &b\bK%E
（1） 试选Kt＝1.6 0>,i]
|Y
（2） 由图10－30选取区域系数ZH＝2.433 $y)tcVc
（3） 由表10－7选取尺宽系数φd＝1 Jcv p<
（4） 由图10－26查得εα1＝0.75，εα2＝0.87，则εα＝εα1＋εα2＝1.62 ='#7yVVcs
（5） 由表10－6查得材料的弹性影响系数ZE＝189.8Mpa fN`Prs A
（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； USE!
（7） 由式10－13计算应力循环次数 /0L]Pf;
N1＝60n1jLh＝60×192×1×（2×8×300×5）＝3.32×10e8 ^(*eo e
N2＝N1/5＝6.64×107 ~ LH).\V
m=` V
（8） 由图10－19查得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.95；KHN2＝0.98 %*L8W*V
（9） 计算接触疲劳许用应力 Ornm3%p+e
取失效概率为1％，安全系数S＝1，由式（10－12）得 SM}&
@cJ
[σH]1＝＝0.95×600MPa＝570MPa kaZcYuT.9
[σH]2＝＝0.98×550MPa＝539MPa @C'qbO{
[σH]＝[σH]1＋[σH]2/2＝554.5MPa 787i4h:71
9dg+@FS}=
2） 计算 f]+.
i-c=
（1） 试算小齿轮分度圆直径d1t UuJ gB)
d1t≥ ZB}zT9JaE
= =67.85 en MHK N g
?AQR\) P
（2） 计算圆周速度 ++kVq$9@y
v= = =0.68m/s \a:-xwUu<
uN&49 o
（3） 计算齿宽b及模数mnt 7r3EMX\#Qm
b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm P+p:Ed 80
mnt= = =3.39 N[=R$1\Z
h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm X)Rh&ui
b/h=67.85/7.63=8.89 cMU mJH
R*"zLJP
（4） 计算纵向重合度εβ E-rGOm" m
εβ= =0.318×1×tan14 =1.59 ?cr^.LV|h^
（5） 计算载荷系数K $+
\JT/eG9
已知载荷平稳，所以取KA=1 c}7Rt|`c
根据v=0.68m/s,7级精度，由图10—8查得动载系数KV=1.11；由表10—4查的KHβ的计算公式和直齿轮的相同， Nrp1` qY
故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42 ]gb?3a}A
由表10—13查得KFβ=1.36 B ?XqH_=0L
由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数 -1F+,+m
K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05 j&?@:Zg v
w##$SaTI
（6） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10—10a）得 ~<_P jV
d1= = mm=73.6mm |A
u+^#:;
6$+F5T
（7） 计算模数mn !uHVg(}
mn = mm=3.74 K30{Fcb< h
3．按齿根弯曲强度设计 {Pi ]i?
由式(10—17) ADZU?7)
mn≥ nrZZk QNI
1） 确定计算参数 Y&b JKX
（1） 计算载荷系数 gM#]o QOGE
K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96 !vSj1w
SnW>`
（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 #F >R 5 D
I_h&35^t
（3） 计算当量齿数 :'gX//b):
z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 ~LN
{5zg
z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47 uHO>FM,
（4） 查取齿型系数 8DJoQl9
由表10－5查得YFa1=2.724；Yfa2=2.172 &Sp2['a!
（5） 查取应力校正系数 jUX0sRDk
由表10－5查得Ysa1=1.569；Ysa2=1.798 7pz #%Hf
m:{IVvN_
[,ns/*f3R
（6） 计算[σF] $> PV6
σF1=500Mpa 1A\N $9Dls
σF2=380MPa fnO>v/&B
KFN1=0.95 |`6*~ciUV
KFN2=0.98 Ut^ {4_EC
[σF1]=339.29Mpa 9r hl2E
[σF2]=266MPa KdtQJ:_`k
（7） 计算大、小齿轮的 并加以比较 -]~vE fq+T
= =0.0126 D~JrO]mi
= =0.01468 m&8'O\$
大齿轮的数值大。 EJ `"npU
/aD3E"Op
2） 设计计算 P PSSar
mn≥ =2.4 C.;H?So(
mn=2.5 P>i[X0UnL
q'[q]
4．几何尺寸计算 4XX uj
1） 计算中心距 %Y// }
z1 =32.9，取z1=33 nhP ua&
z2=165 N1i%b,:3
a =255.07mm EG [Rda
a圆整后取255mm I X) \z
KI{B<S3*Z
2） 按圆整后的中心距修正螺旋角 $ 4a;R I
β=arcos =13 55’50” u' +;/8
$UG X vCR
3） 计算大、小齿轮的分度圆直径
h"Dxg G
d1 =85.00mm yJAz#~PO/
d2 =425mm z 8\z`#g!
jou741
4） 计算齿轮宽度 v46 5Z
b=φdd1 HTU?hbG(
b=85mm 7[?{wbq
B1=90mm，B2=85mm E1-B B
WvJidz?5
5） 结构设计 P4S]bPIp
以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故以选用腹板式为宜。其他有关尺寸参看大齿轮零件图。 zBTyRL
l
Y<0R5rO
轴的设计计算 >")<pUQ
拟定输入轴齿轮为右旋 iy\ 6e k1
II轴： K/Qo~
1．初步确定轴的最小直径 n6]8W^g
d≥ ＝ =34.2mm (Ld,<!eN0
2．求作用在齿轮上的受力 TcM;6h`
Ft1= =899N p`-Oz]
Fr1=Ft =337N Z0I>PB L@l
Fa1=Fttanβ=223N； R+y 9JE
Ft2=4494N cg]>*lH
Fr2=1685N sw^4h`^'
Fa2=1115N C=>IJ'G
)e a Ec9o>
3．轴的结构设计 51&K
1） 拟定轴上零件的装配方案 14
Toi
>q7/zl
i. I-II段轴用于安装轴承30307，故取直径为35mm。 qzt.k^'-^
ii. II-III段轴肩用于固定轴承，查手册得到直径为44mm。 84eq T[I'
iii. III-IV段为小齿轮，外径90mm。 \x9.[?;=e
iv. IV-V段分隔两齿轮，直径为55mm。 M4`. [P4
v. V-VI段安装大齿轮，直径为40mm。 +<1MY'>y
vi. VI-VIII段安装套筒和轴承，直径为35mm。 1 ms(03dp
z[~ph/^
2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 |)} &: xA%
1. I-II段轴承宽度为22.75mm，所以长度为22.75mm。 %!r @l7<
2. II-III段轴肩考虑到齿轮和箱体的间隙12mm，轴承和箱体的间隙4mm，所以长度为16mm。
vle`#c.
3. III-IV段为小齿轮，长度就等于小齿轮宽度90mm。 |s$w
i>7l
4. IV-V段用于隔开两个齿轮，长度为120mm。 rCp'O\@S
5. V-VI段用于安装大齿轮，长度略小于齿轮的宽度，为83mm。 cA8A^Iv:0
6. VI-VIII长度为44mm。 0 c6Ea>S[
yT< ,0~F9
y8a rFG
g/f^|:
4． 求轴上的载荷 !xxd C
66 207.5 63.5 n/Fx2QC{
UHT2a9 rG
O; #qG/b1
WAqH*LB
x>T IQU=\
& =S <StH
B9h'}460H
)j/b `V6
O.Xhi+
VkJBqRzBOa
O
!
iN
nc/F@HCB
dlJc~|
e WWtMnq
F+ Q(^Nk
Sxzt |{
, |G~PC8
Fr1=1418.5N 0n-S%e5
Fr2=603.5N 5BRZpCb
查得轴承30307的Y值为1.6 \;bDDTM
Fd1=443N DICS6VG}
Fd2=189N 'M !* Ge
因为两个齿轮旋向都是左旋。 q)rxv7Iu\
故：Fa1=638N 6 TkV+\
Fa2=189N *1`q
x+1
M>g%wg7Ah
5．精确校核轴的疲劳强度 l:- < CbG
1） 判断危险截面 m4~>n(
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 /n-!dXi
+b_o2''
2） 截面IV右侧的 _Qd C V`
YE;Tpji
截面上的转切应力为 >#[,OU} N
-a\[`JHi
由于轴选用40cr，调质处理，所以 %k i^XB86
， ， 。 _?rL7oTv
（[2]P355表15-1）
SodYb
a) 综合系数的计算 S\<nCkE^
由 ， 经直线插入，知道因轴肩而形成的理论应力集中为 ， ， T7# }& >
（[2]P38附表3-2经直线插入） y^[?F>wB
轴的材料敏感系数为 ， ， o_R_
（[2]P37附图3-1） " rU
2g
故有效应力集中系数为 n =qu?xu
A w"Y_S8.
Hkzx(yTi
查得尺寸系数为 ，扭转尺寸系数为 ， >e M> Y@8=
（[2]P37附图3-2）（[2]P39附图3-3） Gph:'3
*X
轴采用磨削加工，表面质量系数为 ， `/RcE.5n\@
（[2]P40附图3-4） }!*CyO*
轴表面未经强化处理，即 ，则综合系数值为 CX3yIe~u
d<_#Q7]I4
p,K!'\
b) 碳钢系数的确定 W'" p:Uh q
碳钢的特性系数取为 ， u`?v-
c) 安全系数的计算 J-5E# v
轴的疲劳安全系数为 uq\[^
*|Bt!
|f{ (MMlj
'
o(7@
故轴的选用安全。 wn/Y 5
&ieb6@RO`Q
I轴： R
q9(<' F
1．作用在齿轮上的力 SL 5QhP
FH1=FH2=337/2=168.5 12LGWhDp
Fv1=Fv2=889/2=444.5 [
~:wS@%
L['g')g.
2．初步确定轴的最小直径 0dCg/wJx
vM?jm! nd
bwyj[:6l
3．轴的结构设计 BFvRU5&Sz
1） 确定轴上零件的装配方案 h[>Puoz
cxz\1Vphd
`G "&IQ8.
2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 k] iyx
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。 6rBP,\m
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。 IC D; a
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。 cm17hPe`}n
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。 |"aop|
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。 VI k]`)#
i) 轴肩固定轴承，直径为42mm。 / Y0oA3am
j) 该段轴要安装轴承，直径定为35mm。 i% n9RuULh
2） 各段长度的确定 $0&<Jx
各段长度的确定从左到右分述如下： jL,P )TC
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。 %`\=qSf*
b) 该段为轴环，宽度不小于7mm，定为11mm。 'cPE7uNT
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。 5bo')^xa
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。 q Qp;i{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。 IN?6~ O
p
f) 该段由联轴器孔长决定为42mm BPd * @l
"5@\"L
,b9!\OWDF
4．按弯扭合成应力校核轴的强度 =4#p|OZP
W=62748N.mm (d*~Qpi{7
T=39400N.mm 7bY N
45钢的强度极限为 ，又由于轴受的载荷为脉动的，所以 。 O&evv8 6L
tQ,3nI!|xF
o?/fObV@(
III轴 ,A[NcFdCB
1．作用在齿轮上的力 mGh8/X t
FH1=FH2=4494/2=2247N 1eOQ;#OV
Fv1=Fv2=1685/2=842.5N Kb~i9x&
<2t%<<%
2．初步确定轴的最小直径 M a^}7D
/
Jvr`9<`
TT^L) d
3．轴的结构设计 &0RKNpw g
1） 轴上零件的装配方案 Vc!'=&*
8fA8@O}
?/}-&A"
2） 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 85vyt/.,k
I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII ?X@uR5?{
直径 60 70 75 87 79 70 \[<8AV"E-'
长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25 .TO#\!KBv
_Lgi5B%
i|!W;2KL5
KZ 4G"
o#hFK'&~
5．求轴上的载荷 `>u^Pm
Mm=316767N.mm D2'J (
T=925200N.mm B8>3GZi
6. 弯扭校合 thSXri?kl
d,E2l ~s
juEH$7N !
1AQ3 <
AZv a
滚动轴承的选择及计算 r#(*x 2~,
I轴： =8A L>:_
1．求两轴承受到的径向载荷 8qwPk4
5、 轴承30206的校核 <~
?LU^
1） 径向力 <q:2' 4o
bA07zI2
|?\2F
2） 派生力 P\&n0C ~
， eA-$TSWh
3） 轴向力 (r/))I9^
由于 ， +HEL ^
所以轴向力为 ， mV.26D<c
4） 当量载荷 2#@-t{\3-p
由于 ， ， G \|P3j
所以 ， ， ， 。 ~;@\9oPpz%
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 i2?TMM!Fe
:?:R5_Nd=
5） 轴承寿命的校核 B~`:?f9ny5
6\RZ[gA?
e#^ vA$d
II轴： m6o o-muAr
6、 轴承30307的校核 EO\- J-nM
1） 径向力 4o kZ
OySn[4`(i
{4r } jH
2） 派生力 B6 U4>ZN
， Vkl]&mYRz
3） 轴向力 ZmS
]4WM<
由于 ， scyv]5Hm!
所以轴向力为 ， 1 Ay.^f
4） 当量载荷 ]U ul~T
由于 ， ， !-tVt
D
所以 ， ， ， 。 LT:8/&\
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 9j< 7KSj
7@Xi*Azd
5） 轴承寿命的校核 @+Anp4%;Y
i}~U/.P
><{Lh@{
III轴： c. uD%
7、 轴承32214的校核 "cGjHy\j`
1） 径向力 A[H"(E# k
WnQ+
$|K-wN[
2） 派生力 )OZ
， VujIKc#4
3） 轴向力 F+9(*|x%
由于 ， jR"ACup(
所以轴向力为 ， \1oN' t.
4） 当量载荷 /e7BW0$1
由于 ， ， @UW*o&pGqL
所以 ， ， ， 。 (
c +M"s
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 m5lTf
5
& s<&h
5） 轴承寿命的校核 FLQ>,=O
lz(}N7SLa
A5,(P$@ k
键连接的选择及校核计算 gCaxZ~o
:)kWQQ +,
代号 直径 B dxV [SF
（mm） 工作长度 Z;cA_}5
（mm） 工作高度 3PEW0b*]Pf
（mm） 转矩 R
RnT.MU
（N•m） 极限应力 .<Jq8J
（MPa） t rlZ
高速轴 8×7×60（单头） 25 35 3.5 39.8 26.0 2Jqr"|sw
12×8×80（单头） 40 68 4 39.8 7.32 *u!l" 0'\
中间轴 12×8×70（单头） 40 58 4 191 41.2 iM~qSRb#mJ
低速轴 20×12×80（单头） 75 60 6 925.2 68.5 O[R
18×11×110（单头） 60 107 5.5 925.2 52.4 Q;=3vUN
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。 Im@Yx^gc
Cf3<; Mp<
连轴器的选择 uk)D2.eS,
由于弹性联轴器的诸多优点，所以考虑选用它。 hv )d
@Wd1+Yky
二、高速轴用联轴器的设计计算 kjj? X|Un
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 ， tTPjCl
计算转矩为 g ]U! ]
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） goc"+ K
其主要参数如下： _Q}vPSJviC
材料HT200 ' Xg9MS&
公称转矩 ^o Q^/v~
轴孔直径 ， (ljoD[kZ
TlJ'pG 4^
轴孔长 ， )gNVJ
装配尺寸 e. ]k4K
半联轴器厚 jiP^Hz "e
（[1]P163表17-3）（GB4323-84） P*kC>lvSv
z}2
三、第二个联轴器的设计计算 D >K=D "
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 ， zX&wfE8T
计算转矩为 yVH>Q-{
所以选用弹性柱销联轴器TL10（GB4323-84） WP4 "$W
其主要参数如下： Y{
w9D`}
材料HT200 0-8'. C1v
公称转矩 E*8).'S%k
轴孔直径 !6eF8T
轴孔长 ， ,zh4oX`>
装配尺寸 Z)G@ahO Q
半联轴器厚 mh8)yy5\
（[1]P163表17-3）（GB4323-84） &Tk@2<5=
EN)0b, ax
}?[a>.]u
en29<#8TO
减速器附件的选择 z_ L ><}H
通气器 z=K hbh
由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M18×1.5 z&Lcl{<MA
油面指示器 W4:#=.m
选用游标尺M16 \(ju0qFqH
起吊装置 vp`s< ;CA
采用箱盖吊耳、箱座吊耳 h2vD*W
放油螺塞 `D0H u!;
选用外六角油塞及垫片M16×1.5 K7]QgfpSZ
}&LL o
润滑与密封 2~QN#u|UC3
一、齿轮的润滑 +D|E8sz8
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。
~ P!%i9e_
b!z kQ?h
二、滚动轴承的润滑 aaFt=7(K
由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。 ?Z"<&tsZ
)"f *Mp
三、润滑油的选择 E,7b=t
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。 .a
`ojT
CF/8d6}Vf
四、密封方法的选取 `h$^=84
选用凸缘式端盖易于调整，采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。 NSQ#\:3:S
密封圈型号按所装配轴的直径确定为（F）B25-42-7-ACM，（F）B70-90-10-ACM。 a
VIh|v
轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。 d 8M8O3
6_O3/
Y k
yB
7/6%92T/B
设计小结 _:VIlg
U
由于时间紧迫，所以这次的设计存在许多缺点，比如说箱体结构庞大，重量也很大。齿轮的计算不够精确等等缺陷，我相信，通过这次的实践，能使我在以后的设计中避免很多不必要的工作，有能力设计出结构更紧凑，传动更稳定精确的设备。 0-Vx!(
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参考资料目录 br4 %(w(d
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[2]《机械设计（第七版）》，高等教育出版社，濮良贵，纪名刚主编，2001年7月第七版； S3> <zGYk
[3]《简明机械设计手册》，同济大学出版社，洪钟德主编，2002年5月第一版； nBGcf(BE.$
[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； S/x CX!
[5]《工程机械构造图册》，机械工业出版社，刘希平主编 ,2lH*=m;
[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； obSLy
Ed
[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。 6}GcMhU< r
)cYbE1=u8>
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