目 录 GRpwEfG
CVY-U|xFY
设计任务书……………………………………………………1 |0^IX
传动方案的拟定及说明………………………………………4 U4Zx1ieCKH
电动机的选择…………………………………………………4 zgS)j9q}
计算传动装置的运动和动力参数……………………………5 2./ z6jXW_
传动件的设计计算……………………………………………5 x`2dN/wDhf
轴的设计计算…………………………………………………8 |+~P; fG
滚动轴承的选择及计算………………………………………14 Tq^B >{S "
键联接的选择及校核计算……………………………………16 vWW Q/^
连轴器的选择…………………………………………………16 .: wg@Z
减速器附件的选择……………………………………………17 N f?\O@
润滑与密封……………………………………………………18 F YNUap,A
设计小结………………………………………………………18 {
zL4dJw
参考资料目录…………………………………………………18 "1d pv \
0LGHSDb
机械设计课程设计任务书 sw$JY}Q8x
题目：设计一用于带式运输机传动装置中的同轴式二级圆柱齿轮减速器 hQ)?LPUB
一． 总体布置简图 3]\'Q}
sj+ )
8z- wdO\
:3s e/4y}
1—电动机；2—联轴器；3—齿轮减速器；4—带式运输机；5—鼓轮；6—联轴器 "T8b.ng
NUBzc'qb
二． 工作情况： lh\ `9F:
载荷平稳、单向旋转 "SKv'*\b
17 :7w
三． 原始数据 ee<'j~{A
鼓轮的扭矩T（N•m）：850 O|v8.3[cT
鼓轮的直径D（mm）：350 t|&hXh{
运输带速度V（m/s）：0.7 ,S}wOjb@
带速允许偏差（％）：5 # b3 14
使用年限（年）：5 svC m }`
工作制度（班/日）：2 rXrIGgeM
}PMlG
四． 设计内容 fTy{ `}>
1. 电动机的选择与运动参数计算； V+u0J"/8
2. 斜齿轮传动设计计算 qP/McH?
3. 轴的设计 qe uc^+P;
4. 滚动轴承的选择 ?Rh[S
5. 键和连轴器的选择与校核； gsIp y
6. 装配图、零件图的绘制 XU['lr&,W
7. 设计计算说明书的编写 t,~feW,
;%AY#b4m
五． 设计任务 [MAvU?;
1． 减速器总装配图一张 REOWSs$'
2． 齿轮、轴零件图各一张 .% \R L/
3． 设计说明书一份 M VE:JNm
2 I.Q-'@
六． 设计进度 ! 4 "$O@U4
1、 第一阶段：总体计算和传动件参数计算 ?;rRR48T9E
2、 第二阶段：轴与轴系零件的设计 u Y&t9L8
3、 第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 w\ JTMS$
4、 第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 t4 zKI~cO
Fp+f ZU
pW<l 9W
OQ3IkE`G
[Z[ p@Ux
BE!WCDg,
}F_=.w0
?,r}@89pY
传动方案的拟定及说明 M n*v&O :
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。 O V^?cA
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。 y<ZT~ e
aO
*][;0
[WR*u\FF
电动机的选择 w\>@> *E>
1．电动机类型和结构的选择 @i > 4k
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。 Zyr Vv\'
#!j wn^yq
2．电动机容量的选择 `$] ZT>&
1） 工作机所需功率Pw w!l*! G
Pw＝3.4kW aslb^
2） 电动机的输出功率 P9gAt4i
Pd＝Pw/η hIo ^/_K
η＝ ＝0.904 "2
qivJ
Pd＝3.76kW /,9n1| FrG
8J0#lu
3．电动机转速的选择 6 Znt
nd＝（i1’•i2’…in’）nw xQs._YY
初选为同步转速为1000r/min的电动机 n?NUnFA
B5qlU4km&
4．电动机型号的确定 {G-y 7y+E
由表20－1查出电动机型号为Y132M1-6,其额定功率为4kW，满载转速960r/min。基本符合题目所需的要求。 LV]F?O[K=
9d+z?J:
1{CVd m<9
计算传动装置的运动和动力参数 XNkZ^ 3m q
传动装置的总传动比及其分配 xtd1>|
1．计算总传动比 Wl{}>F`W[
由电动机的满载转速nm和工作机主动轴转速nw可确定传动装置应有的总传动比为： r4pR[G._
i＝nm/nw K1*V \WRW5
nw＝38.4 @=6$ImU
i＝25.14 NY%=6><t!
;/(<yu48
2．合理分配各级传动比 cx+%lco!
由于减速箱是同轴式布置，所以i1＝i2。 Y-P?t+l
因为i＝25.14，取i＝25，i1=i2=5 QqB9I- _
速度偏差为0.5%<5%，所以可行。 }\.Z{h:t
?
各轴转速、输入功率、输入转矩 "tU,.U
项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮 Vdb X4^V
转速（r/min） 960 960 192 38.4 38.4 ByW,YKMy
功率（kW） 4 3.96 3.84 3.72 3.57 e8hwXz
转矩（N•m） 39.8 39.4 191 925.2 888.4 6;}W )S
传动比 1 1 5 5 1 g$9s} \6B
效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97 9y ; 8JO
*|.- y->
传动件设计计算 xY`$j'u
1． 选精度等级、材料及齿数 q=/ck
1） 材料及热处理； Si=u=FI1e
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。 x| A{|oFC
2） 精度等级选用7级精度； 6$\'dkufQ
3） 试选小齿轮齿数z1＝20，大齿轮齿数z2＝100的； j<-YK4.t
4） 选取螺旋角。初选螺旋角β＝14° &&|c-mD+*
2．按齿面接触强度设计 @<=<?T> 1
因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算 1y6{3AZm<
按式（10—21）试算，即 l'#a2Pl
dt≥ =U3rOYbP;
1） 确定公式内的各计算数值 KOV R=``"/
（1） 试选Kt＝1.6 cDLjjK7:
（2） 由图10－30选取区域系数ZH＝2.433 j#
!U6T
（3） 由表10－7选取尺宽系数φd＝1 {h}e 9
（4） 由图10－26查得εα1＝0.75，εα2＝0.87，则εα＝εα1＋εα2＝1.62 - i"?2gK
（5） 由表10－6查得材料的弹性影响系数ZE＝189.8Mpa S,^)\=v
（6） 由图10－21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1＝600MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限σHlim2＝550MPa； hD>c xo
（7） 由式10－13计算应力循环次数 :eW`El
N1＝60n1jLh＝60×192×1×（2×8×300×5）＝3.32×10e8 7\ kixfEg
N2＝N1/5＝6.64×107 qBcwM=R3P
yq\p %z$:
（8） 由图10－19查得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.95；KHN2＝0.98 K|sx"u|?
（9） 计算接触疲劳许用应力 'mE!,KeS;
取失效概率为1％，安全系数S＝1，由式（10－12）得 pcO0xrI
[σH]1＝＝0.95×600MPa＝570MPa H4IJLZ3G
[σH]2＝＝0.98×550MPa＝539MPa "/$2oYNy+
[σH]＝[σH]1＋[σH]2/2＝554.5MPa (@;=[5+
9*j$U$:'
2） 计算 j#YPo
（1） 试算小齿轮分度圆直径d1t ?bH!|aW(H
d1t≥ <~-cp61z ;
= =67.85 ) XoIb[s "
VL| q `n
（2） 计算圆周速度 ynU20 g
v= = =0.68m/s /}#@uC
{K42PmQL
（3） 计算齿宽b及模数mnt S[I-Z_S
b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm nx'Yevi0$
mnt= = =3.39 xjg(}w
h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm !t!\b 9=
b/h=67.85/7.63=8.89 31k2X81;a
zpBkP-%}E
（4） 计算纵向重合度εβ ?S~j2 J]
εβ= =0.318×1×tan14 =1.59 jP"l5
（5） 计算载荷系数K
<5:`tC2
已知载荷平稳，所以取KA=1 rJ)8KY>
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， XPsRa[08WK
故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42 $I:&5 o i
由表10—13查得KFβ=1.36 U@<]>.$
由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数 GR>kxYM%q
K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05 vOi4$I~CJ
CKr5 L
（6） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10—10a）得 CH+mzy
d1= = mm=73.6mm ^% jk. *
k{- #2Qz
（7） 计算模数mn \9`76*X6
c
mn = mm=3.74 s2t9+ZA+s
3．按齿根弯曲强度设计 fsz:A"0H
由式(10—17) \S[I:fw#&
mn≥ b,):&M~p
1） 确定计算参数 b_ rHt
s
（1） 计算载荷系数 ?$Jj^/luD
K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96 $hq'9}ASOL
b [os0D95
（2） 根据纵向重合度εβ=0.318φdz1tanβ=1.59，从图10－28查得螺旋角影响系数 Yβ＝0。88 rs+
["h
~"}o^#@DwJ
（3） 计算当量齿数 j$Wd[Ja +O
z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 m)Sdo gt_
z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47 y,cz;2
（4） 查取齿型系数 _fE$KaP
由表10－5查得YFa1=2.724；Yfa2=2.172 r0 (* ]K:.
（5） 查取应力校正系数 W~qVZ(G*U
由表10－5查得Ysa1=1.569；Ysa2=1.798 gjDxgNpa
8c^Hfjr0
=--oH'P=M
（6） 计算[σF] EEdU\9DH(
σF1=500Mpa ;?. w!|6
σF2=380MPa -0f ,qNF
KFN1=0.95 3*!w c.=
KFN2=0.98 -cP7`.a
[σF1]=339.29Mpa ^SC2k LI
[σF2]=266MPa TAp8x
（7） 计算大、小齿轮的 并加以比较 AtYqD<hl:
= =0.0126 T3,}CK#O
= =0.01468 "^NsbA+
大齿轮的数值大。 jHQnD]Hr
fe8}2#<o
2） 设计计算 i.Z iLDs\7
mn≥ =2.4 y ]D[JX[
mn=2.5 7-A/2/G<
Wf:LY L
4．几何尺寸计算 iph}!3f
1） 计算中心距 (Qf . S{ ;
z1 =32.9，取z1=33 I#PhzG C@
z2=165 _:7:ixN[Ie
a =255.07mm E(g$f.9
a圆整后取255mm am+w<NJ(us
NE4 }!I
2） 按圆整后的中心距修正螺旋角 ;DX g
β=arcos =13 55’50” )18C(V-x
d3"QCl
3） 计算大、小齿轮的分度圆直径 7(l>Ck3B#
d1 =85.00mm TX).*%f [r
d2 =425mm L%;[tu(*
E{BX $R_8
4） 计算齿轮宽度 dCpD A a3
b=φdd1 0)rayzv
b=85mm RmRPR<vGW
B1=90mm，B2=85mm A~({vb'
bCqTubbx!t
5） 结构设计 sf"vi i,1A
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。 / }Pj^^6A<
c <,R,D R
轴的设计计算 K $I`&M(
拟定输入轴齿轮为右旋 y}1Pc*
II轴： lc\{47LwZ
1．初步确定轴的最小直径 EhAaaG
d≥ ＝ =34.2mm 4 (XV )QR
2．求作用在齿轮上的受力 nrg$V> pD
Ft1= =899N n?*r, )'
Fr1=Ft =337N @Yn+ir 0>O
Fa1=Fttanβ=223N； :!ablO~
Ft2=4494N dngG=
Fr2=1685N b|e1HCH
Fa2=1115N a:Nf +t
h@PE:=
3．轴的结构设计 b/? )_pg
1） 拟定轴上零件的装配方案 54].p7
P^AI*tH"m
i. I-II段轴用于安装轴承30307，故取直径为35mm。 28qlp>U
ii. II-III段轴肩用于固定轴承，查手册得到直径为44mm。 8SA"
bH:
iii. III-IV段为小齿轮，外径90mm。 V1haAP[#
iv. IV-V段分隔两齿轮，直径为55mm。 ^?NLA&v<
v. V-VI段安装大齿轮，直径为40mm。 ?j&ZzK'#^
vi. VI-VIII段安装套筒和轴承，直径为35mm。 !e:_$$j
c:aW"U
2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 ?| ~KF:,#}
1. I-II段轴承宽度为22.75mm，所以长度为22.75mm。 7=/iFv[
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。 V *DD U]0k
3. III-IV段为小齿轮，长度就等于小齿轮宽度90mm。 z* B?Hw),
4. IV-V段用于隔开两个齿轮，长度为120mm。 }b SDhMV;
5. V-VI段用于安装大齿轮，长度略小于齿轮的宽度，为83mm。 bYO['ORr @
6. VI-VIII长度为44mm。 @C%6Wo4l3
UA|\D]xe
O?ODfO+>
~ #7@;C<nt
4． 求轴上的载荷 `<{LW >Lb
66 207.5 63.5 P=PeWX*L<Z
?) T@qn+
..zX
.yDGw Lry
9kh MG$
ut# pg+#Q
TF 9A4
W,"Re,`H
S+"Bq:u"
tW
a '[2L
4jSYR#Hqp`
{1qr6P,"
icb *L ~qm
OAD W;fj
,Js-'vX
M4D @G
'4_c;](W
Fr1=1418.5N P a eq
Fr2=603.5N ?4oP=.
查得轴承30307的Y值为1.6 I,< ?Kv
Fd1=443N )E}@h%d
Fd2=189N }LeS3\+UHl
因为两个齿轮旋向都是左旋。 IJt'[&D
故：Fa1=638N [ :(/cKo
Fa2=189N y$9! rbL
>c Lh $;l
5．精确校核轴的疲劳强度 #4JLWg
1） 判断危险截面 \m%c"'[
由于截面IV处受的载荷较大，直径较小，所以判断为危险截面 b kc*it
Oet+$ b
2） 截面IV右侧的 Xhq6l3 M
_9JFlBx
截面上的转切应力为 eWN g?*/
H\qZu%F'
由于轴选用40cr，调质处理，所以 h!v< J
， ， 。 uT'l.*W6i
（[2]P355表15-1） TQmrL
a) 综合系数的计算 m[KmXPFht1
由 ， 经直线插入，知道因轴肩而形成的理论应力集中为 ， ， lx=tOfj8
（[2]P38附表3-2经直线插入） #]6{>n1*+w
轴的材料敏感系数为 ， ， 6M. |W;
（[2]P37附图3-1） ~\8(+qIv%f
故有效应力集中系数为 kiyc ^s
UfPHV%Wd
Fi67 "*gE
查得尺寸系数为 ，扭转尺寸系数为 ， ;g? |y(xv
（[2]P37附图3-2）（[2]P39附图3-3） NPrLM5
轴采用磨削加工，表面质量系数为 ， _Z!@#y@j
（[2]P40附图3-4） ^!d0a bA
轴表面未经强化处理，即 ，则综合系数值为 aWlIq(dU
atF#0*e>
3fp&iz
b) 碳钢系数的确定 } c k <R
碳钢的特性系数取为 ， aZCq{7Xs
c) 安全系数的计算 '5 ~cd
轴的疲劳安全系数为 fggs
;Le
gFKJbjT|
pmvd%X\f
E_a BDiyDf
故轴的选用安全。 6[4VbIBSI
/KX+'@
I轴： !{ (Bc8
hT
1．作用在齿轮上的力 {x.0Yh7
FH1=FH2=337/2=168.5 )0iN2L]U;
Fv1=Fv2=889/2=444.5 Z i.' V
i/%l B
2．初步确定轴的最小直径 (or"5}\6-
WA"~6U*
j 7gw?,
3．轴的结构设计 <y] 67:"<v
1） 确定轴上零件的装配方案 UUlz3" `
vM6W64S
cl2_"O
2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 M@{#y EP
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。 N
UX |
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。 U]~@_j
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。 ]5c(:T F
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。 %&yPl{
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。 ro\ oL
i) 轴肩固定轴承，直径为42mm。 U:C:ugm
j) 该段轴要安装轴承，直径定为35mm。 y'`/^>.
2） 各段长度的确定 V7Cnu:0_
各段长度的确定从左到右分述如下： LCH\;07V#
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。 l^9gFp~I
b) 该段为轴环，宽度不小于7mm，定为11mm。 <cp9+P <
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。 o~IAZU39
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。 7>__ f Qu
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。 ,
:#bo]3
f) 该段由联轴器孔长决定为42mm {9U!0h-2"
hj9TiH/+
O*~z@"\
4．按弯扭合成应力校核轴的强度 o+A1-&qhN
W=62748N.mm kFWwz^x
T=39400N.mm $TXxhd 6
45钢的强度极限为 ，又由于轴受的载荷为脉动的，所以 。 0bDc
4m
fw jo?
L^
J|cgmNw
III轴 dA~:L`A|X
1．作用在齿轮上的力 ]=q auf>3
FH1=FH2=4494/2=2247N su1lv#
Fv1=Fv2=1685/2=842.5N w}>%E6UY
,G t!nm_
2．初步确定轴的最小直径 {,Q )D$i
F nA Kfh(
)}`z<)3jP
3．轴的结构设计 Ig `q[o
1） 轴上零件的装配方案
dZ`Y>wH_
Ak9 {P`
v'@gUgC
2） 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 T+}|$/Tv
I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII PN
l/}'
直径 60 70 75 87 79 70 K=[7 <b,:3
长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25 2{rWAPHgz
- [7 +g
@kFZN 6
#:gd9os :
5qtk#FB
5．求轴上的载荷 Xfq`k/ W
Mm=316767N.mm lmzHE8MUNu
T=925200N.mm gT+g@\u[
6. 弯扭校合 .n]"vpWm[
*OG<+#*\_?
V/ G1C^'/
Jw;~ $
sN[}B{+
滚动轴承的选择及计算 j ~-N2b6z
I轴： O2{["c
e
1．求两轴承受到的径向载荷 |IcW7(
5、 轴承30206的校核 [g mov)\c
1） 径向力 XHk"nbj
*/;7Uv7
ttsR`R1.k
2） 派生力 `q*[fd1u.
， k<< x}=
3） 轴向力 !c yrt<
由于 ， ##rky d
所以轴向力为 ， S; % &X
4） 当量载荷 gZ,h9 5'
由于 ， ， cca g8LC
所以 ， ， ， 。 zr. \7\v
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 >a ?Bk4w
'Cc~|gOgD
5） 轴承寿命的校核 0~qc, -)3
|H?t+Dyn)q
7 S a9
II轴： zEI+)|4?r
6、 轴承30307的校核 .Fo#Dmq3
1） 径向力 kW/G=_6
'Lrn<
l )%PvLbL
2） 派生力 tAAMSb9[d
， EK';\}
3） 轴向力 $l]:2 !R
由于 ， zZ=SAjT QP
所以轴向力为 ， 3a?-UT!
4） 当量载荷 f$C{Z9_SX
由于 ， ， !O_G%+>5W
所以 ， ， ， 。 :wC\IwG~CE
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 }=-0 DSLVj
PK[mf\G\
5） 轴承寿命的校核 -5<[oBL;
a^R?w|zCX
W8d-4')|
III轴： <fUo@]Lv
7、 轴承32214的校核 \Bo%2O%4
1） 径向力 ;'7(gAE
` B )@
/$c87\
2） 派生力 l0Q5q)U1A
， 2ioHhcYdJU
3） 轴向力 :$k*y%Z*N&
由于 ， oYqH l1cs
所以轴向力为 ， 7f>=-sv
4） 当量载荷 z?o8h
N\
由于 ， ， m +(Cl#+
所以 ， ， ， 。 2aYBcPFQh#
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 %(YQ)=w
xuioU
5） 轴承寿命的校核 W" NI^OX
cC/h7o dY
sINQ?4_8T
键连接的选择及校核计算 X)b$CG
hF2e--
代号 直径 S{=5n R9 j
（mm） 工作长度 c{ M
,K
（mm） 工作高度 j, 0`k
（mm） 转矩 ` c
（N•m） 极限应力 0kE[=#'.'
（MPa） j?K$w`
高速轴 8×7×60（单头） 25 35 3.5 39.8 26.0 nfEbu4|
12×8×80（单头） 40 68 4 39.8 7.32 Q-<]'E#\(
中间轴 12×8×70（单头） 40 58 4 191 41.2 l2
.S^S
低速轴 20×12×80（单头） 75 60 6 925.2 68.5 T\l`Y-vu
18×11×110（单头） 60 107 5.5 925.2 52.4 (]]hSkE
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。 $. `o
@:>"VP< (
连轴器的选择 ,Z{\YAh1
由于弹性联轴器的诸多优点，所以考虑选用它。 _C !i(z!d
<,} h8;Fr
二、高速轴用联轴器的设计计算 c1f"z1Z
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 ， a-NTA
计算转矩为 rB[ J*5v
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） CF bNv9GZj
其主要参数如下： N>I6f
材料HT200 QH'*MY
公称转矩 $TIeeTB
轴孔直径 ， HI8mNX3 "j
.6wPpL G?{
轴孔长 ， [^hW>O=@TN
装配尺寸 !5ps,+o
半联轴器厚 z!}E2j_9P
（[1]P163表17-3）（GB4323-84） NEq_!!/sF
<h#*wy:o2
三、第二个联轴器的设计计算 V*?cMJ_G
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 ， VF?H0}YSHb
计算转矩为 EX]+ e
所以选用弹性柱销联轴器TL10（GB4323-84） uxfh?gsL
其主要参数如下： D+7xMT8pqH
材料HT200 -xtT,^<B
公称转矩 \J^#2{d
轴孔直径 :c*"Dx'D
轴孔长 ， { )" 3
装配尺寸 4(L mjue]?
半联轴器厚 |*bUcS<S
（[1]P163表17-3）（GB4323-84） $TUYxf0q
D[$"nc/
^'X
I%fEf
@O#!W]6NT6
减速器附件的选择 ;<+efYmyc
通气器 - `L`kL<
由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M18×1.5 Ks.b).fH
油面指示器 07 LyB\l~
选用游标尺M16 _o~ pVBl/
起吊装置 Mq>
4!
采用箱盖吊耳、箱座吊耳 @\by`3*Q
放油螺塞 ^to*ET{0
选用外六角油塞及垫片M16×1.5 o5O ig
Rpn<"LIoB:
润滑与密封 x1gS^9MqCB
一、齿轮的润滑 J9T2 p\5
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。 $?GggP d
iYXD }l;r
二、滚动轴承的润滑 XCM!8x?K
由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。 iK}p#"si
C*Q7@+&
三、润滑油的选择 YmljHQP
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。 SdH=1z Bc
DGFSD Py[
四、密封方法的选取 D6ZHvY8R
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。 ZKi&f,:
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。 #BRIp(65-6
轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。 7
A0?tG
0,hs %x>v
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设计小结 \,;glY=M!
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。 J jAxNviG
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参考资料目录 +`>7cy%cZ
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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； BK!Yl\I <
[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； KM &P5 }
[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；
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[5]《工程机械构造图册》，机械工业出版社，刘希平主编 I_1?J*
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[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； 7-S ?RU]g
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