目 录 mxPzB#t4
z?3t ^UPW
设计任务书……………………………………………………1 N e<D'-
传动方案的拟定及说明………………………………………4 * "qS
电动机的选择…………………………………………………4 {VmJVO]S
计算传动装置的运动和动力参数……………………………5 wJAJ /
传动件的设计计算……………………………………………5 fHV%.25
轴的设计计算…………………………………………………8 o)]mJb~XG-
滚动轴承的选择及计算………………………………………14 w\}@+w3b~
键联接的选择及校核计算……………………………………16 d8C44q+ds
连轴器的选择…………………………………………………16 `qs[a}%'>"
减速器附件的选择……………………………………………17 eJ
;a}{ 4%
润滑与密封……………………………………………………18 63PSYj(y
设计小结………………………………………………………18 A||,|He~
参考资料目录…………………………………………………18 =bHS@h8N<
YQ-!>3/)-
机械设计课程设计任务书 C{<H)?]*BF
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 jY1^I26E
一． 总体布置简图 $o%:ST4
zB68%
_c $F?9:
]#sF
pWI[N
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 2{}8_G
p}e1 !q;N
二． 工作情况： ;@<Rh^g]
载荷平稳、单向旋转 Kt5k_9
%o
三． 原始数据 :9~LYJ
?
鼓轮的扭矩T（N•m）：850 DJJd_
鼓轮的直径D（mm）：350 ]8+ D
运输带速度V（m/s）：0.7 MUW&m2
带速允许偏差（％）：5 dMw}4c3E
使用年限（年）：5 MU>6s`6O
工作制度（班/日）：2 +l27y0>t
: *8t,f~s^
四． 设计内容 OpD%l Rl
1. 电动机的选择与运动参数计算； l.Q.G<ol
2. 斜齿轮传动设计计算 <8iu :nR
3. 轴的设计 5q,ZH6\
{
4. 滚动轴承的选择 $)#?4v<
5. 键和连轴器的选择与校核； 7!g "q\s
6. 装配图、零件图的绘制 A4{p(MS5
7. 设计计算说明书的编写 .%G>z"X x
.LI(2lP
五． 设计任务 q}|_]R_y
1． 减速器总装配图一张 5ktFL<^5T
2． 齿轮、轴零件图各一张 V\nj7Gr:sF
3． 设计说明书一份 Am@ :<J
-P:o ^_)g
六． 设计进度 83!{?EPE
1、 第一阶段：总体计算和传动件参数计算 ('z:XW96
2、 第二阶段：轴与轴系零件的设计 +5x{|!Pn
3、 第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 (91 YHhk{
4、 第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 0dW*].Gi:
8J)Kn4jq
b6NGhkr'\
+z|@K=d#|
0.kC|
Vji:,k=3\
aQ*?L
l
|,Kk#`lW<f
传动方案的拟定及说明 5p]V/<r
由题目所知传动机构类型为：同轴式二级圆柱齿轮减速器。故只要对本传动机构进行分析论证。 P%aNbMg
本传动机构的特点是：减速器横向尺寸较小，两大吃论浸油深度可以大致相同。结构较复杂，轴向尺寸大，中间轴较长、刚度差，中间轴承润滑较困难。 :/R>0 n,
tGJJ|mle>
u<JkP <"S
电动机的选择 v^dQ%+}7>
1．电动机类型和结构的选择 4MrUo9L$s
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。 \SN>Yy
Z+Cjg #+
2．电动机容量的选择 WH_
W:
1） 工作机所需功率Pw muMd9\p
Pw＝3.4kW z&Xk~R*$
2） 电动机的输出功率 BA8g[T A7K
Pd＝Pw/η N
u3B02D*
η＝ ＝0.904 t|m=X
Pd＝3.76kW a+^,EY
xW|8-q
3．电动机转速的选择 &$heW,
nd＝（i1’•i2’…in’）nw Qp9QS yMs}
初选为同步转速为1000r/min的电动机 BtrMv6
<+UJgB
A-
4．电动机型号的确定 uD\rmO{
由表20－1查出电动机型号为Y132M1-6,其额定功率为4kW，满载转速960r/min。基本符合题目所需的要求。 =I0J1Ob
K'f^=bc I
w7c0jIf{
计算传动装置的运动和动力参数 n_(f "U v
传动装置的总传动比及其分配 L[ ^.pO
1．计算总传动比 ZypK''&oc
由电动机的满载转速nm和工作机主动轴转速nw可确定传动装置应有的总传动比为： I9e3-2THfj
i＝nm/nw i&q_h>ZT g
nw＝38.4 G- |
i＝25.14 \d baY: (
i9|}-5ED
2．合理分配各级传动比 @KRia{
由于减速箱是同轴式布置，所以i1＝i2。 _*cKu>,O
因为i＝25.14，取i＝25，i1=i2=5 rZ&li/Z
速度偏差为0.5%<5%，所以可行。 p fR~?jYzm
各轴转速、输入功率、输入转矩 `! xI!Y\
项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮 6rM{r>
转速（r/min） 960 960 192 38.4 38.4 nErr &{ C
功率（kW） 4 3.96 3.84 3.72 3.57 .kTOG'K\ e
转矩（N•m） 39.8 39.4 191 925.2 888.4 7x]q>Y8T
传动比 1 1 5 5 1 {v"Y!/
[z
效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97 X%5 `B2Wu
?Y 5 Vje[^
传动件设计计算
#qARcxbK|
1． 选精度等级、材料及齿数 Z<*"sFpAO
1） 材料及热处理； NiMsAI@j
选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。 wq|7sk{
2） 精度等级选用7级精度； 2UIZ<#|D>s
3） 试选小齿轮齿数z1＝20，大齿轮齿数z2＝100的； =y >CO:^G%
4） 选取螺旋角。初选螺旋角β＝14° 6n| ][! f
2．按齿面接触强度设计 }~p%e2<
因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算 T*g}^TEh
按式（10—21）试算，即 ;oO_5[,M
dt≥ A-, hm=?
1） 确定公式内的各计算数值 7uf5w0]
（1） 试选Kt＝1.6 4aKppj
（2） 由图10－30选取区域系数ZH＝2.433 >2F9Tz,3
（3） 由表10－7选取尺宽系数φd＝1 R?y_tho4A
（4） 由图10－26查得εα1＝0.75，εα2＝0.87，则εα＝εα1＋εα2＝1.62 \;iOQqv0&
（5） 由表10－6查得材料的弹性影响系数ZE＝189.8Mpa 7'gk=MQc
（6） 由图10－21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1＝600MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限σHlim2＝550MPa； QX42^]({;c
（7） 由式10－13计算应力循环次数 w}s5=>QG%
N1＝60n1jLh＝60×192×1×（2×8×300×5）＝3.32×10e8 e jR_3K^
N2＝N1/5＝6.64×107 \}\#
fg
Dk&(QajL
（8） 由图10－19查得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.95；KHN2＝0.98 ac6@E4 _
（9） 计算接触疲劳许用应力 +~|Jn_:A f
取失效概率为1％，安全系数S＝1，由式（10－12）得 BSy{"K*M
[σH]1＝＝0.95×600MPa＝570MPa ; K,5qs
[σH]2＝＝0.98×550MPa＝539MPa mmG]|Cl@
[σH]＝[σH]1＋[σH]2/2＝554.5MPa Z ;[xaP\S
-zWNQp$
2） 计算 "3'a.b akw
（1） 试算小齿轮分度圆直径d1t hgbf"J6V8
d1t≥ v2a(yH
= =67.85 ^y%8_r&
{ ?q`9[Z
（2） 计算圆周速度 TRJTJM_k
v= = =0.68m/s [e_<UF@A*
#K*p1}rf
（3） 计算齿宽b及模数mnt lANi$
:aE
b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm |
O 9 b
mnt= = =3.39 \y6Y}Cv
h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm aHb&+/HZ
b/h=67.85/7.63=8.89 b~B'FD
s>1\bio*I
（4） 计算纵向重合度εβ eA{A3.f"Hz
εβ= =0.318×1×tan14 =1.59 RCi8{~rIvS
（5） 计算载荷系数K ).0p\ .W~
已知载荷平稳，所以取KA=1 |onLJY7)
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， {:=W)
37U
故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42 Efo y]6P\
由表10—13查得KFβ=1.36 Dm$SW<!l|
由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数 0!R P7Sx
K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05 e
z_c;
6, |>;,U7
（6） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10—10a）得 lHPnAaue@
d1= = mm=73.6mm rP,|
@' %XdH
（7） 计算模数mn 8k )*f+1o
mn = mm=3.74 EQk o mjv
3．按齿根弯曲强度设计 .Wr7*J[V.
由式(10—17) 9P,[MZ
mn≥ xA<-'8ST
1） 确定计算参数 ,% 'r:@'
（1） 计算载荷系数 %%I:L~c
K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96 k<Xb< U
(/Jy9 =~
（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 D=Nt 0y
Q@8(e&{#W
（3） 计算当量齿数 q(WGvl^r
z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 #xq3 )B
z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47 ?"T!<L
（4） 查取齿型系数 W $Xr:RU
由表10－5查得YFa1=2.724；Yfa2=2.172 r_ FI5f
（5） 查取应力校正系数 '4D7:
由表10－5查得Ysa1=1.569；Ysa2=1.798 BHS@whj
,Z
:2ba
Q[%G`;e #
（6） 计算[σF] S,ud pQ7
σF1=500Mpa j^v<rCzc (
σF2=380MPa LNrM`3%2-
KFN1=0.95 "=KFag
KFN2=0.98 8r:T&)v
[σF1]=339.29Mpa H|,d` @U
[σF2]=266MPa dd;rne v+
（7） 计算大、小齿轮的 并加以比较 1|s` z
= =0.0126 @HnahD
= =0.01468 x^i97dZS^"
大齿轮的数值大。 T00sYoK
C-@M|K9A'
2） 设计计算 L?P[{Ohh/
mn≥ =2.4 MtgY `p
mn=2.5 :Ig9n :
:cIPX%S
4．几何尺寸计算 &~x |w6M]J
1） 计算中心距 7/fJQM
z1 =32.9，取z1=33 bD3 d T>(+
z2=165 44 w
"U%+
a =255.07mm @3 +
a圆整后取255mm aqI m W
<lU(9)
L;&
2） 按圆整后的中心距修正螺旋角 {zc*yV\
β=arcos =13 55’50” x9 t %
S$P=;#r
3） 计算大、小齿轮的分度圆直径 O<mA+yk
d1 =85.00mm Eh|6{LDn!
d2 =425mm sFvYCRw
/
l }T@Cgt
4） 计算齿轮宽度 4PR&67|AH_
b=φdd1 ,%zE>^~
b=85mm {j<?+o5A
B1=90mm，B2=85mm %s5( ''a.
(KfQ'B+
5） 结构设计 x%T^:R
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。 0R0_UvsXU
kp!(e0n
轴的设计计算 \ {Je!#
拟定输入轴齿轮为右旋 /xr75|-8
II轴： M?<iQxtyb}
1．初步确定轴的最小直径 2#CN:b]+
d≥ ＝ =34.2mm 7TU77
2．求作用在齿轮上的受力 BLt_(S?Z`
Ft1= =899N _{}^]ZB
Fr1=Ft =337N %m/5!
"
Fa1=Fttanβ=223N； h Y *^rY'
Ft2=4494N 1N { >00
Fr2=1685N pN)>c,
Fa2=1115N . S;o#Zw*R
^)$T`
3．轴的结构设计 R!\._m?\h
1） 拟定轴上零件的装配方案 7C_U:x
d7x6r3J$
i. I-II段轴用于安装轴承30307，故取直径为35mm。 EpCNp FQT<
ii. II-III段轴肩用于固定轴承，查手册得到直径为44mm。 hh.`Yu L
iii. III-IV段为小齿轮，外径90mm。 bGwj` lue
iv. IV-V段分隔两齿轮，直径为55mm。 X 3XTB*
v. V-VI段安装大齿轮，直径为40mm。 %x}Unk
vi. VI-VIII段安装套筒和轴承，直径为35mm。 *$JS}Pax
9I#a{%A:
2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 Y[m*
1. I-II段轴承宽度为22.75mm，所以长度为22.75mm。 ]C|xo.=?]
2. II-III段轴肩考虑到齿轮和箱体的间隙12mm，轴承和箱体的间隙4mm，所以长度为16mm。 '^ O}`
3. III-IV段为小齿轮，长度就等于小齿轮宽度90mm。 8Bxb~*
4. IV-V段用于隔开两个齿轮，长度为120mm。 s%m?Yh3
5. V-VI段用于安装大齿轮，长度略小于齿轮的宽度，为83mm。 63t '|9^5
6. VI-VIII长度为44mm。 V4W(> g
S3QX{5t\
@)z?i
b `cH.v
4． 求轴上的载荷 [s%uE+``S
66 207.5 63.5 u)/i$N
Q( Pc
P8ns @VV
9):^[Wkx
+4 D#Ht 7
9/R=_y-
M{Vi4ehOq
>{ 0,dGm
O"RIY3m
$UdFm8&
w'mn O'%
x51 xY$M
: D !/.0
Oe k$f,J-
aLQ]2m
! ;Ctz'wz
@ "C P@^
Fr1=1418.5N =RlAOgJ
Fr2=603.5N lXnv(3j3*s
查得轴承30307的Y值为1.6 _w%{yF6
Fd1=443N "`[4(j
Fd2=189N WxtB:7 J
因为两个齿轮旋向都是左旋。 }|c-i.0=
故：Fa1=638N :ee'|c
Fa2=189N 0F &(}`V
quq !Jswn
5．精确校核轴的疲劳强度 o4aFgal1
1） 判断危险截面 UGA` `;f
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 0!1cHB/c
5j5} c`:
2） 截面IV右侧的 $n ::w c
- KaU@t
截面上的转切应力为 1f2*S$[*L
ksAu=X:
由于轴选用40cr，调质处理，所以
` EVy
， ， 。 rp! {QG
（[2]P355表15-1） In#m~nE[M
a) 综合系数的计算 Z. xOO|
由 ， 经直线插入，知道因轴肩而形成的理论应力集中为 ， ， (
D@ U%
（[2]P38附表3-2经直线插入） ;!H]&2`'(
轴的材料敏感系数为 ， ， _Oc\hW
（[2]P37附图3-1） 4Jw_gOY&D
故有效应力集中系数为 N6!9QIu~i
X@ :@1+U
q]P$NeEiZ"
查得尺寸系数为 ，扭转尺寸系数为 ， r}#,@<
（[2]P37附图3-2）（[2]P39附图3-3） NHaqT@:
轴采用磨削加工，表面质量系数为 ， /nNrvMt v
（[2]P40附图3-4） N8 m3 Wy
轴表面未经强化处理，即 ，则综合系数值为 g+KuK`\N%
9aY}+hgb#
?]58{O(?c
b) 碳钢系数的确定 Twk,R. O
碳钢的特性系数取为 ， L#u!T)!zW
c) 安全系数的计算 %9T|"\
轴的疲劳安全系数为 ?T8^tGD[
2P ? |'U
<+p {U(
a]?o"{{+
故轴的选用安全。 $HFimU,V=0
PW"u Pn
I轴： 7)l+h Z
1．作用在齿轮上的力 >s>{+6e
FH1=FH2=337/2=168.5 2U ' Vq
Fv1=Fv2=889/2=444.5
9Cq" Szs
PO ]c&}/
2．初步确定轴的最小直径 : v 8~'cZ
`"eIzLc%o6
Z!oq2,ia
3．轴的结构设计 G@1T!`
1） 确定轴上零件的装配方案 ]4 )$dQ59
B3@\Ua )
RhS oD.Da
2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 ^ZDpG2(zk
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。 4inM 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。 ::p(ViYG
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。 @[hD;xO
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。 4So
,m0v
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。 =(p] L
i) 轴肩固定轴承，直径为42mm。 n4DK LAl
j) 该段轴要安装轴承，直径定为35mm。 jmn<gJ2Of
2） 各段长度的确定 A=\:b^\
各段长度的确定从左到右分述如下： ZKoISuM
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。 {3|h^h_R
b) 该段为轴环，宽度不小于7mm，定为11mm。 *ZV=4[#bT
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。 nT/Az g
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。 oNIt<T
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。 'E kuCL
f) 该段由联轴器孔长决定为42mm \@GKVssw
>vfbXnN
`fq# W#Pu
4．按弯扭合成应力校核轴的强度 `(lD]o{,s
W=62748N.mm bt 0Q6v5
T=39400N.mm Pfl8x
45钢的强度极限为 ，又由于轴受的载荷为脉动的，所以 。 I+']av8e
<g{d >j
CP6xyXOlPB
III轴 .%x%(olf
1．作用在齿轮上的力 NrWgaPO)i
FH1=FH2=4494/2=2247N "4/J4'-
Fv1=Fv2=1685/2=842.5N m 9.BU2.
K7}]pk,AG
2．初步确定轴的最小直径 'XW9+jj)/
gEkH5|* Y
Ae_:Kc6
3．轴的结构设计 ]seOc],4
1） 轴上零件的装配方案 %p8#pt\$7
[^ eQGv[S
V8" m _
2） 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 m-MfFEZ
I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII rtZEK:.#
直径 60 70 75 87 79 70 t-VU&.Y
长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25 }BJ R/r
)^LiAL h
@$!rgLyL[
/=S\v<z
3u~V& jl
5．求轴上的载荷
)6:1`&6
Mm=316767N.mm #Mrc!pT]xy
T=925200N.mm -5d^n\CDK
6. 弯扭校合 &^(4yw (~
%>!$ eCX
4-JyK%m,0
@"O| [%7e
K%WG[p\Eu
滚动轴承的选择及计算 VrnZrQj<
I轴： agp7zw=N
1．求两轴承受到的径向载荷 #(G"ya
5、 轴承30206的校核 "-:-!1;Ji
1） 径向力 2OsS+6,[x
'QC '*Hl
ms`U,
2） 派生力 '))K'
u
， ZX C_kmBN/
3） 轴向力 D&!c7_ ^
由于 ， wL~- k
所以轴向力为 ， u Xo?
4） 当量载荷 j kV 9$W0
由于 ， ， {B7${AE
所以 ， ， ， 。 |wGmu&fY
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 7&3
| }isSCt
5） 轴承寿命的校核 a9g~(#?a
\"1%>O*
+D
d !
II轴： /|>?!;
6、 轴承30307的校核 #R*7y% cO
1） 径向力 e&-MP;kgW9
ky@ZE p=
usR +ZQaA
2） 派生力 j] J-#J
， W Yd9p; k
3） 轴向力 !4+ FN)
由于 ， Hd 57Iw
所以轴向力为 ， ,ut7`_Fy
4） 当量载荷 QzVo U |
由于 ， ， U <I]_]
所以 ， ， ， 。 W:JR\KKU
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 lx:.9>
_0 "s6D$
5） 轴承寿命的校核 sQBKzvFO3
/p$+o A+
X"g`hT"i
III轴： a g6[Nk
7、 轴承32214的校核 cy0j >-z
1） 径向力 C 2 H2*"
jbWgL$
P wU<RKAE
2） 派生力 >f70-D28
， <FfmDR
3） 轴向力 ng:B;;
m
由于 ， ?D;7ut$~
所以轴向力为 ， +h@ZnFp3
4） 当量载荷 `t3w|%La }
由于 ， ， & tjL*/
所以 ， ， ， 。 lQ&J2H<w
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 W/<Lp+p
Cs2k bG_
5） 轴承寿命的校核 g[ N3jt@
uc aa; zj
$bl<mG%#9
键连接的选择及校核计算 2`J#)f|
ai"N;1/1O|
代号 直径 iLQ;`/j
（mm） 工作长度 `#4q7v~>oe
（mm） 工作高度 Rk#p zD
（mm） 转矩 X 4\V4_
（N•m） 极限应力 -J>f,zA
（MPa） P"+R:O\!g
高速轴 8×7×60（单头） 25 35 3.5 39.8 26.0 o: `^1
12×8×80（单头） 40 68 4 39.8 7.32 pgPm0 +N
中间轴 12×8×70（单头） 40 58 4 191 41.2 {t| Q9&
低速轴 20×12×80（单头） 75 60 6 925.2 68.5 g%o kYH?
18×11×110（单头） 60 107 5.5 925.2 52.4 b%7zu}F
由于键采用静联接，冲击轻微，所以许用挤压应力为 ，所以上述键皆安全。 +2>, -V
N
;Cs? C
连轴器的选择 w5=<}1`St
由于弹性联轴器的诸多优点，所以考虑选用它。 E: Ul_m8
a]!u
go}
二、高速轴用联轴器的设计计算 iUq_vQ@} }
由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为 ， =R*IOJ
计算转矩为 wb ^>/
所以考虑选用弹性柱销联轴器TL4（GB4323-84），但由于联轴器一端与电动机相连，其孔径受电动机外伸轴径限制，所以选用TL5（GB4323-84） U/ax`_
其主要参数如下： mbH My[R
材料HT200 F`>qg2wO
公称转矩 ~( :$c3\
轴孔直径 ， @(IA:6 GN
ZB]234`0
轴孔长 ， Bf;<3k)5.
装配尺寸 z{/#/,V5D4
半联轴器厚 {4*5 Z[
（[1]P163表17-3）（GB4323-84） E {UhM q7
F^&@[k7WW
三、第二个联轴器的设计计算 XB a^
A
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 ， }\1V%c
计算转矩为 N' 0nt]&a
所以选用弹性柱销联轴器TL10（GB4323-84） N{<5)L~Y
其主要参数如下： $."F z
x
材料HT200 <)
-]'@*c
公称转矩 AoY!f'Z
轴孔直径 !&5|:96o
轴孔长 ， Oj8D+sC{
装配尺寸 Gp=V%w\FDW
半联轴器厚 5 BeU/
（[1]P163表17-3）（GB4323-84） 9 2~$Qa\S!
GC|V>| tz#
n`! 6EaD
Wu/:ES)C
减速器附件的选择 !wC(
]Y
通气器 `JyI`@,!
由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M18×1.5 op 3a*KG
油面指示器 uX6p^KNm5
选用游标尺M16 } ?MbU6"
起吊装置 AmJdZs|/
采用箱盖吊耳、箱座吊耳 ?5F;4 oR2g
放油螺塞 i-. AD4
选用外六角油塞及垫片M16×1.5 R
G~GVf
ED);2*q P}
润滑与密封
zjSHa'9*
一、齿轮的润滑 &da:{
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。 Df$~=A }
nRT ]oAi
二、滚动轴承的润滑 "~ KT Lf
由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。 *;Cpz[N
TaF;P GjVw
三、润滑油的选择 +G+1B6 S
齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于小型设备，选用L-AN15润滑油。 }PM7CZSq
q
s: TR
四、密封方法的选取 x$FcF8
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。 7~;)N$d\
密封圈型号按所装配轴的直径确定为（F）B25-42-7-ACM，（F）B70-90-10-ACM。 wO LV?Vk
轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。 L-zU%`1{M
]f}(i D
n /e ,jw
X&Sah}0V&
设计小结 nzF2Waa-
由于时间紧迫，所以这次的设计存在许多缺点，比如说箱体结构庞大，重量也很大。齿轮的计算不够精确等等缺陷，我相信，通过这次的实践，能使我在以后的设计中避免很多不必要的工作，有能力设计出结构更紧凑，传动更稳定精确的设备。 vP\6=71Y
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参考资料目录 -9Ygn_ M
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[2]《机械设计（第七版）》，高等教育出版社，濮良贵，纪名刚主编，2001年7月第七版； tI5*0
[3]《简明机械设计手册》，同济大学出版社，洪钟德主编，2002年5月第一版； P @% L.y
B
[4]《减速器选用手册》，化学工业出版社，周明衡主编，2002年6月第一版； b$- g"F
[5]《工程机械构造图册》，机械工业出版社，刘希平主编 c= ?Tu
[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； d=
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3{$ > -d
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