目 录 j@g`Pm%u`
V\1pn7~V
设计任务书……………………………………………………1 ]iI2
传动方案的拟定及说明………………………………………4 m5c=h
电动机的选择…………………………………………………4 R1sWhB99
计算传动装置的运动和动力参数……………………………5 V47z;oMXct
传动件的设计计算……………………………………………5 ,\fp .K<
轴的设计计算…………………………………………………8 E; `@S
滚动轴承的选择及计算………………………………………14 zWs ("L(#s
键联接的选择及校核计算……………………………………16 ~&}e8 ah2
连轴器的选择…………………………………………………16 E `0mn7.t
减速器附件的选择……………………………………………17 ]1Wh3C
润滑与密封……………………………………………………18 o]R*6$
设计小结………………………………………………………18 ;?{[vLHDL
参考资料目录…………………………………………………18 3@}rO~
#BLx +mLq
机械设计课程设计任务书 %P8*Az&]T
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 {[I]pm~n
一． 总体布置简图 > O;V[H2[
P/!W']OO
QUQ w/
)~X.x"}8k
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 #gq!L
p<Oz"6_/~
二． 工作情况： T]_]{%z
载荷平稳、单向旋转 )44c[Z
C%RYQpY*c
三． 原始数据 W(#u^,$e[
鼓轮的扭矩T（N•m）：850 Y5 fz_ [("
鼓轮的直径D（mm）：350 6 2*p*t
运输带速度V（m/s）：0.7 >TQNrS^$J
带速允许偏差（％）：5 5 eLm
使用年限（年）：5 E4QLXx6Wa&
工作制度（班/日）：2 7oy}<9
<q`'[1 Y4
四． 设计内容 $-i(xnU/nl
1. 电动机的选择与运动参数计算； %&iodo,EP'
2. 斜齿轮传动设计计算 e,K.bg i
3. 轴的设计 mu*RXLai
4. 滚动轴承的选择 j LM}hwJ8
5. 键和连轴器的选择与校核； v ^R:XdH
6. 装配图、零件图的绘制 `GU Gy. b
7. 设计计算说明书的编写 |Cm6RH$(
yM2}J s C
五． 设计任务 #3knKBH
1． 减速器总装配图一张 2MU$OI0|
2． 齿轮、轴零件图各一张 C 0gY
3． 设计说明书一份 91#rP|88;
X,A]<$ACu%
六． 设计进度 7 1+
bn
1、 第一阶段：总体计算和传动件参数计算 0-Ga2Go9
2、 第二阶段：轴与轴系零件的设计 &cp
`? k
3、 第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制
p]eVb y"
4、 第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 ^wIg|Gc
fW
w+ 'xF!
Di"Tv<RlQ
]3Y J a
hiKyU! )Hv
O))YJh"'_
r_hs_n!6
B,fVNpqo
传动方案的拟定及说明 ipe8U1Sc
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。 a@S{ A5j
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。 Bra}HjHO
AM0CIRX$
9RPZj>ezjA
电动机的选择 %M,^)lRP
1．电动机类型和结构的选择 u[ E0jI
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。 LzQOzl@z
w `nm}4M
2．电动机容量的选择 }nRTw2-z
1） 工作机所需功率Pw z"c,TlVN3
Pw＝3.4kW RT.
%\)))
2） 电动机的输出功率 TWM^5
L :U
Pd＝Pw/η ei Q42x@Z
η＝ ＝0.904 E?0Vo%Vh
Pd＝3.76kW 9~J#> C0}
xOx=Z\ c
3．电动机转速的选择 `>- 56 %
nd＝（i1’•i2’…in’）nw PjP6^"
初选为同步转速为1000r/min的电动机 Y?6}r;<
-asjBSo*D
4．电动机型号的确定 2f0mr?l)N
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。 6 j Rewj
BJt]k7ku+
t2Px?S ?
计算传动装置的运动和动力参数 kni{1Gr
传动装置的总传动比及其分配 cGyR_8:2cv
1．计算总传动比 \f sNI T /
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： PLJDRp 2o
i＝nm/nw u2S8D uJ
nw＝38.4 n/{ pQ&B
i＝25.14 Zu*7t<W
^3ai}Ei3
2．合理分配各级传动比 x];i?
4
由于减速箱是同轴式布置，所以i1＝i2。 KF6N P
因为i＝25.14，取i＝25，i1=i2=5 xn>N/+,
速度偏差为0.5%<5%，所以可行。 M h 2Zj
各轴转速、输入功率、输入转矩 A34O(fE
项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮 5,pEJ>dDD3
转速（r/min） 960 960 192 38.4 38.4 1En:QQ4/
功率（kW） 4 3.96 3.84 3.72 3.57 Ng2 Z7k
转矩（N•m） 39.8 39.4 191 925.2 888.4 ?[|A sw1t
传动比 1 1 5 5 1 H.;2o(vD
效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97 HV 'M31m~q
/BN=Kl]
传动件设计计算 Y4+ ]5;B8
1． 选精度等级、材料及齿数 j/jFS]iC
1） 材料及热处理； $DaQM'-
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。 _F(Np\%_
2） 精度等级选用7级精度； WL|<xNL
3） 试选小齿轮齿数z1＝20，大齿轮齿数z2＝100的； ]T{v~]7:{
4） 选取螺旋角。初选螺旋角β＝14° xSqr=^
2．按齿面接触强度设计 9 I:3
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 +s6v!({Z
按式（10—21）试算，即 uz I -1@`
dt≥ \< hHZS
1） 确定公式内的各计算数值 b%KcS&-6
（1） 试选Kt＝1.6 oJ tmd}
（2） 由图10－30选取区域系数ZH＝2.433 :*/g~y(fE
（3） 由表10－7选取尺宽系数φd＝1 .mNw^>:cq
（4） 由图10－26查得εα1＝0.75，εα2＝0.87，则εα＝εα1＋εα2＝1.62 liqVfB%
（5） 由表10－6查得材料的弹性影响系数ZE＝189.8Mpa
YCVT0d
（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； xLb=^Xjec
（7） 由式10－13计算应力循环次数 3<l}gB'S[
N1＝60n1jLh＝60×192×1×（2×8×300×5）＝3.32×10e8 x:Q$1&3N
N2＝N1/5＝6.64×107 > xA( *7
,:#h;4!VRF
（8） 由图10－19查得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.95；KHN2＝0.98 7[mP@ {
（9） 计算接触疲劳许用应力 P#MUS_x
取失效概率为1％，安全系数S＝1，由式（10－12）得 &^w "
[σH]1＝＝0.95×600MPa＝570MPa ,xR u74
[σH]2＝＝0.98×550MPa＝539MPa ,@fx[5{
[σH]＝[σH]1＋[σH]2/2＝554.5MPa up aQoX/C
89j:YfA=v
2） 计算 ' (SivD
（1） 试算小齿轮分度圆直径d1t LqO=wK ~
d1t≥ *&I
_fAh]
= =67.85 +* F e
L& rtN@5;
（2） 计算圆周速度 pN_%>v"o
v= = =0.68m/s ll[&O4.F
itE/QB
（3） 计算齿宽b及模数mnt Wsp c ;]&
b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm y\4/M6
mnt= = =3.39 w ~"%&SNN
h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm :yE0DS<_
b/h=67.85/7.63=8.89 \3 ] O?'
86 9sS
（4） 计算纵向重合度εβ Jamt @=
εβ= =0.318×1×tan14 =1.59 EiaP1o
（5） 计算载荷系数K "Bwmq9Jq
已知载荷平稳，所以取KA=1 'r(g5H1}gi
根据v=0.68m/s,7级精度，由图10—8查得动载系数KV=1.11；由表10—4查的KHβ的计算公式和直齿轮的相同， "LH!Trl@k
故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42 R^=v&c{@
由表10—13查得KFβ=1.36 }#; .b'`
由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数 miTff[hsMa
K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05 {; th~ [
DU H DFG
（6） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10—10a）得 ,j9? 9Z7R
d1= = mm=73.6mm ,jtaTG.>
pr1bsrMuL
（7） 计算模数mn 19-V;F@;
mn = mm=3.74 ]5K(}95& '
3．按齿根弯曲强度设计 dz>Jl},`k
由式(10—17) ZR-64G=L,
mn≥ ^ fyue~9u
1） 确定计算参数 34[TM 3L].
（1） 计算载荷系数 p@Cas
K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96 !! )W`
R/Z7}Q W
（2） 根据纵向重合度εβ=0.318φdz1tanβ=1.59，从图10－28查得螺旋角影响系数 Yβ＝0。88 )y Zr]
K3UN#G)U
（3） 计算当量齿数 sekei6#fi
z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 7lA_*t@y
z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47 [k(b<'
（4） 查取齿型系数 x]`@%8Sm
由表10－5查得YFa1=2.724；Yfa2=2.172 #D%6b
（5） 查取应力校正系数 U* c'xoP
由表10－5查得Ysa1=1.569；Ysa2=1.798 #U7pT!F x
4eG\>#5
@$j u Qm
（6） 计算[σF] Pa+_{9
σF1=500Mpa h:U#F )
σF2=380MPa l(-"rE
KFN1=0.95 $uJc/
KFN2=0.98 OB\ZT @l
[σF1]=339.29Mpa aJtpaW@
[σF2]=266MPa >p0,]-.J,r
（7） 计算大、小齿轮的 并加以比较 _d!o,=}
= =0.0126 C@Go]*c
= =0.01468 ~ iQBgd@D^
大齿轮的数值大。 A L^tUcl
F
u^j- Io
2） 设计计算 T9!NuKfur
mn≥ =2.4 E/wxX#]\
mn=2.5 hW/Ve'x[
5o>*a>27,A
4．几何尺寸计算 >; by m)
1） 计算中心距 ,!GoFu
z1 =32.9，取z1=33 HRjbGc|[
z2=165 l
9g
a =255.07mm ~K;hXf
a圆整后取255mm L<3+D
rnQ_ 0d
2） 按圆整后的中心距修正螺旋角 a
j$& 9][
β=arcos =13 55’50” INp: ;
t+ q;}ZvG
3） 计算大、小齿轮的分度圆直径 : ir3u
d1 =85.00mm :g'
'GqGZ
d2 =425mm Y'bz>@1(
K/*"U*9Kv
4） 计算齿轮宽度 ^k$B x_{
b=φdd1 ,EVPnH[F~
b=85mm '
Q(kx*;
B1=90mm，B2=85mm SdYb T)y
^);M}~
5） 结构设计 |HYST`
以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故以选用腹板式为宜。其他有关尺寸参看大齿轮零件图。 Jc}6kFgO6
/{jt] 8/;7
轴的设计计算 :8@eon}
拟定输入轴齿轮为右旋 &7>]# *
II轴： cQ1Axs TO
1．初步确定轴的最小直径 vr{|ubG]d
d≥ ＝ =34.2mm njZ vi}m~
2．求作用在齿轮上的受力 m &D I2he
Ft1= =899N w0Ex}
Fr1=Ft =337N i=]R1yP
Fa1=Fttanβ=223N； +F60_O
`
Ft2=4494N X am8h
Fr2=1685N Bos}
`S![
Fa2=1115N 2#3`[+g<n
c }|.U
3．轴的结构设计 =EM<LjO
1） 拟定轴上零件的装配方案 G3+ e5/0
ts@Z5Yw*!
i. I-II段轴用于安装轴承30307，故取直径为35mm。 tc)Md]S
ii. II-III段轴肩用于固定轴承，查手册得到直径为44mm。 (Fuu V{x|
iii. III-IV段为小齿轮，外径90mm。 k \;D;e{
iv. IV-V段分隔两齿轮，直径为55mm。 9&Un|cr
v. V-VI段安装大齿轮，直径为40mm。 x=L"qC9f/
vi. VI-VIII段安装套筒和轴承，直径为35mm。 rw3t U0j
EW vhT]<0
2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 a9.2 55
1. I-II段轴承宽度为22.75mm，所以长度为22.75mm。 &a e!lB
2. II-III段轴肩考虑到齿轮和箱体的间隙12mm，轴承和箱体的间隙4mm，所以长度为16mm。 p{W
Amly
3. III-IV段为小齿轮，长度就等于小齿轮宽度90mm。 Y3FFi M[s~
4. IV-V段用于隔开两个齿轮，长度为120mm。 L;?F^RK{U
5. V-VI段用于安装大齿轮，长度略小于齿轮的宽度，为83mm。 #I.~+M
6. VI-VIII长度为44mm。 );i J9+ V}
#3LZX!
P]y{3y:XxM
&08dW9H
4． 求轴上的载荷 :AFU5 mR4&
66 207.5 63.5 qxAh8RR;/
EA1&D^n T
C;/ONF
0 V]MAuD($
&\~*%:C
r(Z ?Fs/
<pa-C2Ky
!v=/f _6
Rs S:I6L
QGV#AID3XW
@M-Q|
`MCt m(<
WbhYGcRy
V#.pi zb
gg^iYTpt
k:j_:C&.
l59
N0G
Fr1=1418.5N C g~1<J?2
Fr2=603.5N ~}d\sQF .
查得轴承30307的Y值为1.6 ml^=y~J[
Fd1=443N fJ 5mKN
Fd2=189N 8(y %]# n
因为两个齿轮旋向都是左旋。 LJb=9tp~
故：Fa1=638N GYb&'#F~t
Fa2=189N /U!B2%vq_
\n WbGS(
5．精确校核轴的疲劳强度 mOHOv6 1
1） 判断危险截面 3X;>cv#B
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 J! 6w9,T_
O`%F{&;29
2） 截面IV右侧的 nHDK e )V
mS;WNlm\
截面上的转切应力为 ^q/$a2<4
Nl,iz_2]
由于轴选用40cr，调质处理，所以 a JjUy %
， ， 。 8mRZ(B>% X
（[2]P355表15-1） +]- '{%-zK
a) 综合系数的计算 3]l q#p:
由 ， 经直线插入，知道因轴肩而形成的理论应力集中为 ， ， >Z 3>
（[2]P38附表3-2经直线插入） 3WwCo.q;m
轴的材料敏感系数为 ， ， d/Wp>A@dob
（[2]P37附图3-1） "x$L 2>9
故有效应力集中系数为 Q x|HvT2P
* HHL a
p p1Kor
查得尺寸系数为 ，扭转尺寸系数为 ， BQ[R)o
（[2]P37附图3-2）（[2]P39附图3-3） Ah@e9`_r
轴采用磨削加工，表面质量系数为 ， U&Atgv
（[2]P40附图3-4） B=^M& {
轴表面未经强化处理，即 ，则综合系数值为 *>zOWocxD
K8-1?-W
eNi#% ?=WB
b) 碳钢系数的确定 Eul3 {+]
碳钢的特性系数取为 ， #?D[WTV
c) 安全系数的计算 ;=^J _2ls
轴的疲劳安全系数为 5W|wDy
KVEc:<|x
$6 Hf[(/ e
-$=RQH$9
故轴的选用安全。 AB+lM;_>
}W!w
I轴： -6s]7 #IC
1．作用在齿轮上的力 Ez-AQ'
FH1=FH2=337/2=168.5 HA}q.L]#
Fv1=Fv2=889/2=444.5 IDqUiN
Iix:Y}
2．初步确定轴的最小直径 x5smJ__/
.=G3wox3
Q h Rj*,
3．轴的结构设计 :2NV;7Wke6
1） 确定轴上零件的装配方案 FqnD"]A
b5jD /X4
9{S$%D
2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 8p}z~\J{a:
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。 U61
L MH
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。 %G6x \ [,
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。 "7Kw]8mRR
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。 fy$CtQM
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。 vlDA/( &
i) 轴肩固定轴承，直径为42mm。 o.|36#Fa
j) 该段轴要安装轴承，直径定为35mm。 Ygg(qB1q
2） 各段长度的确定 Xm(#O1Vm(l
各段长度的确定从左到右分述如下： MZA%ET,l,<
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。 I~p*~mLh'
b) 该段为轴环，宽度不小于7mm，定为11mm。 2Q%M2U 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。 x N>\t& c
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。 _(io8zqe{j
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。 $/JXI ?K
f) 该段由联轴器孔长决定为42mm =)i^E9
4XJ']M(5;
+9t{ovF?L
4．按弯扭合成应力校核轴的强度 eL)m(
W=62748N.mm [ 4IqHe
T=39400N.mm Y4,p_6aKJ]
45钢的强度极限为 ，又由于轴受的载荷为脉动的，所以 。 CV {ZoY
JW2f 6!b
[rAi9LSO"
III轴 /Hm/%os
1．作用在齿轮上的力 P$AHw;n[R
FH1=FH2=4494/2=2247N +@8, uL
Fv1=Fv2=1685/2=842.5N (o{x*'; i4
K~^o 06 Y
2．初步确定轴的最小直径 <bhJ >
+
<w6sPm
SnvT ! ca
3．轴的结构设计 lSd tw b
1） 轴上零件的装配方案 &lzCRRnvt
?aTC+\=
VRY@}>W'
2） 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 ab)ckRC
I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII #zSNDv`
直径 60 70 75 87 79 70 _x!/40^G
长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25 K@ osD7-
`\3RF r
YLSDJ$K6
?=kH}'igq
YCzH@94QeV
5．求轴上的载荷 ~ \u>jel
Mm=316767N.mm ^$oEM0h
T=925200N.mm TDg<&ND3
6. 弯扭校合 +8|Xj!!*}
,~l4-x.,
2AxKB+c1`
NW21{}=4
C^U>{jf !
滚动轴承的选择及计算 =PjdL3 2
I轴： K3rsew
n
1．求两轴承受到的径向载荷 5Go@1X]I
5、 轴承30206的校核 Tn>L?
1） 径向力 yB;K|MXy?
.0X 5Vy
U}<zn+SI#V
2） 派生力 nvodP"iV
， i 5*/ZA_
3） 轴向力 LR"7e
由于 ， Gh%dVP9B@P
所以轴向力为 ， ('=Q[ua7-(
4） 当量载荷 QNj6ETB-d
由于 ， ， ukD:4s v
所以 ， ， ， 。 0? KvR``Aj
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 [>Q zT"=
.^rs VNG
5） 轴承寿命的校核 }72 +i
7~D5Gy
#_Lgo
II轴： k)9
pkPl
6、 轴承30307的校核 @_;vE(!5
1） 径向力 pM! cF
Et)j6xz/F
#' y^@90R
2） 派生力 >l O]/3j1
， lOIf4
3） 轴向力 R}OjSiS\
由于 ， dW|S\S'&
所以轴向力为 ， >- CNHb
4） 当量载荷 h~& 5;
由于 ， ， C7
9~@%T
所以 ， ， ， 。 {r?Ly1 5
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 sbF A{l3
>~G _'~_f
5） 轴承寿命的校核 : :D i
Iw </X}#\
t@BhosR-
III轴： m&6)Vt
7、 轴承32214的校核 } _?FmuU
1） 径向力 E-$N! KY
lh Fv2.qR
j sw0"d(
2） 派生力 l;;"v) C8
， mH4Jl1S&
3） 轴向力 +~EFRiP]
由于 ， I h 19&D
所以轴向力为 ， g; Z VoD
4） 当量载荷 XZpF< 7l
由于 ， ， Eg]tDPN1
所以 ， ， ， 。 }& e#b]&:*
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 ,N2|P:x
53?B.\
5） 轴承寿命的校核 uhr&P4EW
h%%dRi
X>s'_F?
键连接的选择及校核计算 IdL~0;W7
P%kJq^&
代号 直径 7|pF (sb0
（mm） 工作长度 dWDf( SS
（mm） 工作高度 7?~*F7F
（mm） 转矩 83 gp'W{|
（N•m） 极限应力 =:7OS>x
（MPa） $N17GqoC
高速轴 8×7×60（单头） 25 35 3.5 39.8 26.0 9uA2M! ~i2
12×8×80（单头） 40 68 4 39.8 7.32 P }$DCD<$U
中间轴 12×8×70（单头） 40 58 4 191 41.2 w!/se;_H+w
低速轴 20×12×80（单头） 75 60 6 925.2 68.5 A>Oi9%OY:
18×11×110（单头） 60 107 5.5 925.2 52.4 v.e~m2u_F
由于键采用静联接，冲击轻微，所以许用挤压应力为 ，所以上述键皆安全。 dIRSgJ`
)|i]"8I
连轴器的选择 H7R6Ljd?&S
由于弹性联轴器的诸多优点，所以考虑选用它。 W*NK-F[
5R"(4a P
二、高速轴用联轴器的设计计算 gye'_AR?k
由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为 ， |H@1g=q
计算转矩为 %DF-;M"8
所以考虑选用弹性柱销联轴器TL4（GB4323-84），但由于联轴器一端与电动机相连，其孔径受电动机外伸轴径限制，所以选用TL5（GB4323-84） a2 `|6M;
其主要参数如下： N'e3<
材料HT200 @G>Q(a*,
公称转矩 -PH!U H g
轴孔直径 ， i slg5
IAa}F!6Q1
轴孔长 ， '"<h;|
装配尺寸 j?cE0
hz
半联轴器厚 v6_f F5N/
（[1]P163表17-3）（GB4323-84） > z1q\cz
_^" 0"< ,
三、第二个联轴器的设计计算 S2EeC&-AR
由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为 ， x5)YZ~5
计算转矩为 9Fv VM9
所以选用弹性柱销联轴器TL10（GB4323-84） mk&`dr
其主要参数如下： O!#bM< *
材料HT200 dAj;g9N/h
公称转矩 1 n<7YO7}
轴孔直径 @{y[2M} %]
轴孔长 ， ;p4|M
装配尺寸 0h" ,.
半联轴器厚 MZInS:Vj
（[1]P163表17-3）（GB4323-84） 57 eA (uI
aR}L-
-m
idh5neyL
)kiC/Y}k
减速器附件的选择 mU3 @|a/@0
通气器 y7)$~R):-
由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M18×1.5 DU>#eR0 G
油面指示器 1'{A,!
选用游标尺M16 f mQ`8b
起吊装置 <;
(pol|
采用箱盖吊耳、箱座吊耳 !uJD hC
放油螺塞 |Q)c{ 9sD
选用外六角油塞及垫片M16×1.5 =u#xPI0:
)$ _ b?
润滑与密封 [b<AQFh<c
一、齿轮的润滑 20XN5dTFT
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。 I "<ACM
@3F 4Lg6H|
二、滚动轴承的润滑 xmI!N0eta
由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。 orcPKCz|"
@L ,hA
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三、润滑油的选择 ( s2ke
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。 -
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四、密封方法的选取 L)`SNN\ipR
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。 8qY\T0
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。 [9S?
轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。 ,J3s1 ]~^
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设计小结 hkhk,bhI
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。 2MapB*
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参考资料目录 l&f"qF?
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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； Xp LK0YI
[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； TZ2-%k#
[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； Bi'qy]%
[5]《工程机械构造图册》，机械工业出版社，刘希平主编 n\ yDMY
[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； ^-yEb\\i
[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。 vCB0 x:/
@6N$!Q?
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