目 录 #ZA
YP
CggEA i~
设计任务书……………………………………………………1 yhaYlYv[_3
传动方案的拟定及说明………………………………………4 kn s]P<g
电动机的选择…………………………………………………4 1oPT8 )[U
计算传动装置的运动和动力参数……………………………5 +zsya4r
传动件的设计计算……………………………………………5 e+wd>iiB
轴的设计计算…………………………………………………8 F*f)Dv$p
滚动轴承的选择及计算………………………………………14 . +>}},
键联接的选择及校核计算……………………………………16 _q 8m$4
连轴器的选择…………………………………………………16 n>WS@ b/o
减速器附件的选择……………………………………………17 ~
4a aJ0
润滑与密封……………………………………………………18 e 3K
设计小结………………………………………………………18 Cp%|Q.?
参考资料目录…………………………………………………18 8{C3ijR
$4& Q l
机械设计课程设计任务书 q<VhP 2R
题目：设计一用于带式运输机传动装置中的同轴式二级圆柱齿轮减速器 |w DCIHzQ
一． 总体布置简图 ry'(m M
:&m(W Z \
%[J( ,rm
y.zQ `
1—电动机；2—联轴器；3—齿轮减速器；4—带式运输机；5—鼓轮；6—联轴器 scdT/ |(U$
r`2& o
二． 工作情况： duI8^&|
载荷平稳、单向旋转 s >5 Z
*q
RQN+%
三． 原始数据 F r~xN!
鼓轮的扭矩T（N•m）：850 o#i {/# oF
鼓轮的直径D（mm）：350 5j]%@]M$Z
运输带速度V（m/s）：0.7 D)5wGp
带速允许偏差（％）：5 LdOB[W
使用年限（年）：5 ze- iDd_y
工作制度（班/日）：2 U^xFqJY6
t.cplJF&Ue
四． 设计内容 ,O}zgf*H;
1. 电动机的选择与运动参数计算； ]Uu/1TTf
2. 斜齿轮传动设计计算 b{&@ Lm0Tn
3. 轴的设计 ZU`"^FQ3A
4. 滚动轴承的选择 J ?&9ofj&
5. 键和连轴器的选择与校核； 4:.M*Dz
6. 装配图、零件图的绘制 wQ 5__"D
7. 设计计算说明书的编写 $)U
RY~; i
5G Kz@as8
五． 设计任务 |s:!LU&OL\
1． 减速器总装配图一张 "P6MLf1
2． 齿轮、轴零件图各一张 _#+i;$cO-X
3． 设计说明书一份 sdb#K?l
p s2C8;zT
六． 设计进度 6[cMPp x
1、 第一阶段：总体计算和传动件参数计算 GB#7w82
2、 第二阶段：轴与轴系零件的设计 -a3C3!!
3、 第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 b#sO1MXv
4、 第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 S C#
F Ekx&9]
>(3 y(1;
R$q:Ct
%vW@_A~
hYL u
fA8 ,wy|>
!59q@M ya[
传动方案的拟定及说明 /O9z-!Jz
由题目所知传动机构类型为：同轴式二级圆柱齿轮减速器。故只要对本传动机构进行分析论证。 8 =d9*lm
本传动机构的特点是：减速器横向尺寸较小，两大吃论浸油深度可以大致相同。结构较复杂，轴向尺寸大，中间轴较长、刚度差，中间轴承润滑较困难。 U-@\V1;C
J? C" be=
d/ MMPge3
电动机的选择 k20 tn
ew
1．电动机类型和结构的选择 J&Ah52
因为本传动的工作状况是：载荷平稳、单向旋转。所以选用常用的封闭式Y（IP44）系列的电动机。 x`4">:IA
RW'QU`N[Y
2．电动机容量的选择 +:b| I'S
1） 工作机所需功率Pw ?n}L+|
Pw＝3.4kW =vR>KE
2） 电动机的输出功率 k{; 2*6b0
Pd＝Pw/η %
74}H8q_z
η＝ ＝0.904 .k}h'nE
Pd＝3.76kW 7>#74oy
#(OL! B
3．电动机转速的选择 ]c08`
nd＝（i1’•i2’…in’）nw bFcI\Q{4
初选为同步转速为1000r/min的电动机 ;X8eZQ
*cf#:5Nl
4．电动机型号的确定 _o;alt
由表20－1查出电动机型号为Y132M1-6,其额定功率为4kW，满载转速960r/min。基本符合题目所需的要求。 KyjN' F$
'2eggX%
I'JFt>]
计算传动装置的运动和动力参数 4v; /"4)'
传动装置的总传动比及其分配 WHL@]^E@m
1．计算总传动比 *t63c.S
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： :V&#Oo
i＝nm/nw .RdnJ& K*
nw＝38.4 -Wf 2m6t
i＝25.14 ikUG`F%W
eKt~pzXwm
2．合理分配各级传动比 Z \n
nVM=
由于减速箱是同轴式布置，所以i1＝i2。 06ZyR@.@v
因为i＝25.14，取i＝25，i1=i2=5 )Zox ;}WK+
速度偏差为0.5%<5%，所以可行。 yTv#T(of
各轴转速、输入功率、输入转矩 uZCPxo g
项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮 1$4dzI()
转速（r/min） 960 960 192 38.4 38.4 ZjWI~"]
功率（kW） 4 3.96 3.84 3.72 3.57 alyWp
转矩（N•m） 39.8 39.4 191 925.2 888.4 }5EvBEv-)
传动比 1 1 5 5 1 fnB[b[
效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97 Y-v6xUc{F
C1hp2CW$5/
传动件设计计算 04o (0 5K
1． 选精度等级、材料及齿数 qeypa !
1） 材料及热处理； X-=49)
选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。 jx J5F3d
2） 精度等级选用7级精度； W;Ct[Y 8m
3） 试选小齿轮齿数z1＝20，大齿轮齿数z2＝100的； F8nR.|
4） 选取螺旋角。初选螺旋角β＝14° Lc=t,=OhGe
2．按齿面接触强度设计 `Ps&N^[
因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算 #mFIZMTRd
按式（10—21）试算，即 fC &hi 6
dt≥ K 9]L>Wj
1） 确定公式内的各计算数值 X3@Uih}|
（1） 试选Kt＝1.6 3v\}4)A[
（2） 由图10－30选取区域系数ZH＝2.433 Ko: <@h
（3） 由表10－7选取尺宽系数φd＝1 m9 1Gc?c
（4） 由图10－26查得εα1＝0.75，εα2＝0.87，则εα＝εα1＋εα2＝1.62 |cs]98FEf
（5） 由表10－6查得材料的弹性影响系数ZE＝189.8Mpa EN^5 Hppb
（6） 由图10－21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1＝600MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限σHlim2＝550MPa； 1N, </<"
（7） 由式10－13计算应力循环次数 ZwM(H[iqL
N1＝60n1jLh＝60×192×1×（2×8×300×5）＝3.32×10e8 8u6*;* o
N2＝N1/5＝6.64×107 MaN6bM
#ozui-u>
（8） 由图10－19查得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.95；KHN2＝0.98 vhvFBx0
（9） 计算接触疲劳许用应力 ?L x*MJZ
取失效概率为1％，安全系数S＝1，由式（10－12）得 O | !cPB:
[σH]1＝＝0.95×600MPa＝570MPa g%TOYZr!X
[σH]2＝＝0.98×550MPa＝539MPa H}?"2jF
[σH]＝[σH]1＋[σH]2/2＝554.5MPa .~u[rc|<
D HQS7%)f`
2） 计算 fN &@y$
（1） 试算小齿轮分度圆直径d1t JV ydTvc
d1t≥ \xG_q>1_
= =67.85 TophV}@B`
Ym% XCl
（2） 计算圆周速度 TXdo,DPv7
v= = =0.68m/s 4 K5
{>g{+Eq
（3） 计算齿宽b及模数mnt rny(8z%Ck-
b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm 2)hfYLi
mnt= = =3.39 y*=sboX
h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm T[Lz4;TRk5
b/h=67.85/7.63=8.89 'h R0JXy
F_G .$a Cc
（4） 计算纵向重合度εβ (1 (~r"4I
εβ= =0.318×1×tan14 =1.59 Hsn'"
（5） 计算载荷系数K Wn2'uZ5If
已知载荷平稳，所以取KA=1 bb M^J
根据v=0.68m/s,7级精度，由图10—8查得动载系数KV=1.11；由表10—4查的KHβ的计算公式和直齿轮的相同， e.\dqt~%y
故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42 >$,P )cB'
由表10—13查得KFβ=1.36 1_WP\@ O
由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数 SS xp!E'
K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05 D6-R>"}
~[%_]/#&%z
（6） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10—10a）得 +-C.E
d1= = mm=73.6mm [;H-HpBaa
x
]" >
（7） 计算模数mn 'i',M+0>jC
mn = mm=3.74 !0d Qfj^_
3．按齿根弯曲强度设计 }ZK%@b>
由式(10—17) Bv<aB(c
mn≥ q
#mBNe62p
1） 确定计算参数 ?r 0rY?
（1） 计算载荷系数 !wN2BCSY@
K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96 z%S$~^=b
@R%* ; )*F
（2） 根据纵向重合度εβ=0.318φdz1tanβ=1.59，从图10－28查得螺旋角影响系数 Yβ＝0。88 URceq2_
UB/"&I uo
（3） 计算当量齿数 "iTjiH )Q(
z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 KLv Ae>#,
z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47 A
0v=7
]
（4） 查取齿型系数 ? a#Gn2
由表10－5查得YFa1=2.724；Yfa2=2.172 qg{gCG
（5） 查取应力校正系数 1RJFPv
由表10－5查得Ysa1=1.569；Ysa2=1.798 U0t|i 'Hx
KCO.8=y3
oUwo!n}
（6） 计算[σF] 3m= _ a
σF1=500Mpa +j{(NwsX
σF2=380MPa b"uO BB
KFN1=0.95 <pfl>Uf
KFN2=0.98 2TU V9Z
[σF1]=339.29Mpa U$m DAi$
[σF2]=266MPa )by7 [I0v
（7） 计算大、小齿轮的 并加以比较 md* U
= =0.0126 VcGl8~#9
= =0.01468 UAPd["`)y
大齿轮的数值大。 ~n- Px)
eT+i &
2） 设计计算 b3E GtC}^
mn≥ =2.4 mFg $;F
mn=2.5 2HtsSS#0Q
9j|v
D
4．几何尺寸计算 a M9 v
1） 计算中心距 % ggf|\ -e
z1 =32.9，取z1=33 r[4 n2Mys
z2=165 0u1ZU4+EC
a =255.07mm )i}j\";>L
a圆整后取255mm lhHH|~t0
-Y@tx fu-
2） 按圆整后的中心距修正螺旋角 a;t}'GQGk
β=arcos =13 55’50” Bhxs(NO
&nP0T-T5y
3） 计算大、小齿轮的分度圆直径 &EqL F
d1 =85.00mm +9w[/n ^,G
d2 =425mm JD#x+~pb,8
iP0m1
4） 计算齿轮宽度 *mzi ?3
b=φdd1 /kY9z~l
b=85mm sSZ)C|Q
B1=90mm，B2=85mm ?>Sv_ 0
T [Zs {S
5） 结构设计 &J)<1!|
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。 uR ?W|a
eJ99 W=
轴的设计计算 sSh{.XuB+3
拟定输入轴齿轮为右旋 !\X9$4po@
II轴： (da`aRVDp
1．初步确定轴的最小直径 ^K ;k4oK
d≥ ＝ =34.2mm bZNqv-5 4h
2．求作用在齿轮上的受力 S3\NB3@qC&
Ft1= =899N \IE![=p\w
Fr1=Ft =337N Z+&V >
Fa1=Fttanβ=223N； &]DB-t#\
Ft2=4494N H].|K/-p
Fr2=1685N #B;P4n 3
Fa2=1115N `G qe]ZE#"
pcy;]U ?
3．轴的结构设计 7q+D }+ Xf
1） 拟定轴上零件的装配方案 !?nbB2,
+4s]#{mP
i. I-II段轴用于安装轴承30307，故取直径为35mm。 9B!Sv/)y!r
ii. II-III段轴肩用于固定轴承，查手册得到直径为44mm。 ;cXw;$&D
iii. III-IV段为小齿轮，外径90mm。 LH5Z@ *0#
iv. IV-V段分隔两齿轮，直径为55mm。 5tYo! f
v. V-VI段安装大齿轮，直径为40mm。 S MWXP
vi. VI-VIII段安装套筒和轴承，直径为35mm。 ob \-OMNs@
A`n>9|R
2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 #7i*Diqf9
1. I-II段轴承宽度为22.75mm，所以长度为22.75mm。 E+aePo U
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。 )A\
ZS<@Z7
3. III-IV段为小齿轮，长度就等于小齿轮宽度90mm。 4.!1odKp
4. IV-V段用于隔开两个齿轮，长度为120mm。 jVQy{8{G
5. V-VI段用于安装大齿轮，长度略小于齿轮的宽度，为83mm。 VBX)xQazU
6. VI-VIII长度为44mm。 W:_-I4 q~
e9o\qEm
cLV*5?gVO
ij
?7MP
4． 求轴上的载荷 0
0N[
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66 207.5 63.5 !;eE7xn &
$ln8Cpbca
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4!I uTPmr
T Rv
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2 ? qC8eC
Xs~'M/>
O
QTy=VLk43
l7 |z]v-
[E1qv;
ek][^^4o
YO$Ig:a#
Fr1=1418.5N o{PG&
}K
Fr2=603.5N Anz{u$0M[
查得轴承30307的Y值为1.6 P([!psgu
Fd1=443N /j~~S'sw
Fd2=189N (/A.,8Ad
因为两个齿轮旋向都是左旋。 MTu\T
故：Fa1=638N D0Dz@25-
Fa2=189N f/)Y {kS6
e9{ii2M
5．精确校核轴的疲劳强度 }J# HIE\RG
1） 判断危险截面 M+ +Dk7B
由于截面IV处受的载荷较大，直径较小，所以判断为危险截面 t#^Cem<
cYA: k
2） 截面IV右侧的 !D=!
tgF ~5
o}?
截面上的转切应力为 t<45[~[
7m2iL#5[
由于轴选用40cr，调质处理，所以 c,a8#Og
， ， 。 0Y8gUpe3P6
（[2]P355表15-1） t\M6 d6
a) 综合系数的计算 &W45.2
由 ， 经直线插入，知道因轴肩而形成的理论应力集中为 ， ， \ lb H
（[2]P38附表3-2经直线插入） Ok!P~2J
轴的材料敏感系数为 ， ， " .7@
（[2]P37附图3-1） ]3 "0#Y
故有效应力集中系数为 %p 6 Ms
2 j-l<!s
3~`P8 9
查得尺寸系数为 ，扭转尺寸系数为 ， " S;4hO
（[2]P37附图3-2）（[2]P39附图3-3） jj{:=l ZB
轴采用磨削加工，表面质量系数为 ， Y2L{oQ.C2
（[2]P40附图3-4） I): c#
轴表面未经强化处理，即 ，则综合系数值为 1S?~ c25=h
#:?:gY<
Qsbyy >o )
b) 碳钢系数的确定 [j6]!p]S$
碳钢的特性系数取为 ， G#%Sokkb'
c) 安全系数的计算 z4YDngf=4
轴的疲劳安全系数为 mnA_$W3~I
v?He]e'
F$UL.`X
_/
OLx;j+p
故轴的选用安全。 1K/HVj+'.
f&vMv .
I轴： L(3&,!@
1．作用在齿轮上的力 !j $cBf 4
FH1=FH2=337/2=168.5 a4s't%
P
Fv1=Fv2=889/2=444.5 cxR.:LD}
ef'kG"1
2．初步确定轴的最小直径 H,D5 )1Uu
Qb
{[xmc
7&id (&y/
3．轴的结构设计 6w%n$tiX
1） 确定轴上零件的装配方案 vAM1|,U
N:B<5l '
/4 +L2O[
2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 ozY$}|sjDT
d) 由于联轴器一端连接电动机，另一端连接输入轴，所以该段直径尺寸受到电动机外伸轴直径尺寸的限制，选为25mm。 X@kgc&`0
e) 考虑到联轴器的轴向定位可靠，定位轴肩高度应达2.5mm，所以该段直径选为30。 ~7b# B XzP
f) 该段轴要安装轴承，考虑到轴肩要有2mm的圆角，则轴承选用30207型，即该段直径定为35mm。 _n:RA)4*
g) 该段轴要安装齿轮，考虑到轴肩要有2mm的圆角，经标准化，定为40mm。 :Quep-:fy<
h) 为了齿轮轴向定位可靠，定位轴肩高度应达5mm，所以该段直径选为46mm。 Ar)EbGId
i) 轴肩固定轴承，直径为42mm。 qlM<X?
j) 该段轴要安装轴承，直径定为35mm。 ,=e.Q AF!"
2） 各段长度的确定 : i{M1z I
各段长度的确定从左到右分述如下： k{r<S|PK0
a) 该段轴安装轴承和挡油盘，轴承宽18.25mm，该段长度定为18.25mm。 S/ oD`
b) 该段为轴环，宽度不小于7mm，定为11mm。 q]1p Q)\'p
c) 该段安装齿轮，要求长度要比轮毂短2mm，齿轮宽为90mm，定为88mm。 k;cIEEdZD
d) 该段综合考虑齿轮与箱体内壁的距离取13.5mm、轴承与箱体内壁距离取4mm（采用油润滑），轴承宽18.25mm，定为41.25mm。 mx) !] B"
e) 该段综合考虑箱体突缘厚度、调整垫片厚度、端盖厚度及联轴器安装尺寸，定为57mm。 @tSB^&jUWu
f) 该段由联轴器孔长决定为42mm \dQc!)&C9
/[?} LrDO
!n;3jAl&$
4．按弯扭合成应力校核轴的强度 +tk`$g
W=62748N.mm H` M|B<.
T=39400N.mm _p"u~j~%-
45钢的强度极限为 ，又由于轴受的载荷为脉动的，所以 。 t;+b* S6D
Wu6'm &t
r], %:imGr
III轴 m$C1Ea-wnT
1．作用在齿轮上的力 dA~_ [x:Z
FH1=FH2=4494/2=2247N -\p&18K#
Fv1=Fv2=1685/2=842.5N v#gXXO[P1
l[~$9C'ji
2．初步确定轴的最小直径 Zb_A(mnzh
gdCi t-3
jW7ffb
`O
3．轴的结构设计 } J?,?>Z
1） 轴上零件的装配方案 CA|l|
t^
"'t f]s
rV\G/)xL
2） 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 ,8zJD&HMx
I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII n;Mk\*Cg
直径 60 70 75 87 79 70 5=*i!c
_m
长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25 uhj]le!
A3.I|/
CF3x\6.q}
r<kgYU`
&~;M16XM,e
5．求轴上的载荷 _N:$|O#
Mm=316767N.mm v6G1y[W l
T=925200N.mm |11vm#
6. 弯扭校合 Pm#/j;
]O}e{Q>
i+5Qs-dHA
N?t*4Y
PZru:.Mh
滚动轴承的选择及计算 J;<dO7 j5
I轴： 3~R,)f O ;
1．求两轴承受到的径向载荷 KC&X OI %
5、 轴承30206的校核 Z^Um\f
1） 径向力 P(yLRc
_'mC* 7+
"c} en[
2） 派生力 W{J e)N
， n CwA8AG
3） 轴向力 RSj8T<
由于 ， 59$PWfi-\
所以轴向力为 ， `3jwjy| 5
4） 当量载荷 OYxYlUq
由于 ， ， [>>_%T\I
所以 ， ， ， 。 U]+I P;YS
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 E$z- |-{>
e}-fGtFx
5） 轴承寿命的校核 (;=|2N>7
G:1QXwq\j
lH?jqp
II轴： vN
v'%;L
6、 轴承30307的校核 Q }^Ip7T
1） 径向力 0827z
4Th?q{X
Z #
2） 派生力 2%fzRXhu%
， i `f!) 1
3） 轴向力 (e5Z^9 X
由于 ， 117lhx].'
所以轴向力为 ， 3n)Kzexh
4） 当量载荷 %m /lPL
由于 ， ， W $wX[
所以 ， ， ， 。 LEjq<t1&
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 {S+?n[1r\
qZ E3T:S
5） 轴承寿命的校核 )uAY_()/
_vb'3~'S
ts(u7CJd
III轴： rSt5 @f?
7、 轴承32214的校核 hC8WRxEGq
1） 径向力 49>b]f,Vc
Z5oDj|&l}
d0}(d Gl
2） 派生力 M]k Q{(
， !oXFDC3k
3） 轴向力 f?^-JZ
由于 ， 6ERMn"[_w
所以轴向力为 ， 1yz%ud-l
4） 当量载荷 [ *It' J^
由于 ， ， NwOV2E6@OW
所以 ， ， ， 。 y@$E5sz
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 0+1!-Wo
`peR ,E
5） 轴承寿命的校核 GPGP te C
:4 z \Q]
cy(w*5Upu
键连接的选择及校核计算 p),* 4@2<
T=~d. &J
代号 直径 P-[})Z=
（mm） 工作长度 ny+r>>3Td
（mm） 工作高度
ox<&T|
（mm） 转矩 &d6ud |
（N•m） 极限应力 jK/F zD0-
（MPa） 6W1+@
q
高速轴 8×7×60（单头） 25 35 3.5 39.8 26.0 $X-PjQb1Bb
12×8×80（单头） 40 68 4 39.8 7.32 \ ;]{`
中间轴 12×8×70（单头） 40 58 4 191 41.2 $ S3b<]B
低速轴 20×12×80（单头） 75 60 6 925.2 68.5 tb oQn~&4
18×11×110（单头） 60 107 5.5 925.2 52.4 N Basf
n
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。 f{L ;,
'ParMT
连轴器的选择 EpR n ,[
由于弹性联轴器的诸多优点，所以考虑选用它。 mE{QT ZS
'l!\2Wv2
二、高速轴用联轴器的设计计算
%X\A|V&
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 ， #6#n4`%ER
计算转矩为 I:oEt
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） C[%&;\3S@
其主要参数如下： Va.TUz4
材料HT200 =$bF [3D
公称转矩 CDtL .a\
轴孔直径 ， RuVk>(?WK%
1Zp/EYWa{
轴孔长 ， A9SL|9Q
装配尺寸 ZRc^}5}WA
半联轴器厚
Z R =[@Oi
（[1]P163表17-3）（GB4323-84） n7~3~i` D;
tvVf)bbz
三、第二个联轴器的设计计算 _ ~CJitR3
由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为 ，
r90tXx
计算转矩为 z]%@r 7
所以选用弹性柱销联轴器TL10（GB4323-84） O^. /) #!#
其主要参数如下： z<!A;.iD
材料HT200 BcpbS%S
公称转矩 1V[ZklS
轴孔直径 G8w @C
轴孔长 ， _8K8Ai-~.>
装配尺寸 8r[TM
半联轴器厚 ]Z\ W%'q+
（[1]P163表17-3）（GB4323-84） ND?"1/s
D2D+S
9'~qA(=.?
ZHeue_~x4
减速器附件的选择 paN=I=:*M
通气器 Hr}"g@ <
由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M18×1.5 O \o@ ]
油面指示器 "38<14V
选用游标尺M16 MW +DqT.h
起吊装置 * Uy>F[%@
采用箱盖吊耳、箱座吊耳 ^)Y3 V-@t
放油螺塞 }D)eS |B
选用外六角油塞及垫片M16×1.5 Yyd}>+|<,
3;}YW^oXq
润滑与密封 qA!4\v={
一、齿轮的润滑 0^J%&1a Ic
采用浸油润滑，由于低速级周向速度为，所以浸油高度约为六分之一大齿轮半径，取为35mm。 5 z3WRg
KgD$P(J:[
二、滚动轴承的润滑 x~Z7p)D_<
由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。 [{xY3WS
3K~^H1l
三、润滑油的选择 ?uTuO
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。 qR2cRepV
x%@M*4:&
四、密封方法的选取 |8k^jq
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。 `hG`}G|^
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。 +U,t*U4,
轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。 Ym ]g0a
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AZNo%!)o
设计小结 hr '?# K
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。 t W
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参考资料目录 sP@XV/`3L6
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^56D)A=
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