目 录 vD p|9VY?
qASV\
<n
设计任务书……………………………………………………1 !0!r}#P
传动方案的拟定及说明………………………………………4 nZ8f}R!f:
电动机的选择…………………………………………………4 UZb!tO2
计算传动装置的运动和动力参数……………………………5 UJhUb)}^
传动件的设计计算……………………………………………5 <A@qN95m
轴的设计计算…………………………………………………8 ?-D'xqc
滚动轴承的选择及计算………………………………………14 P* .0kR1n
键联接的选择及校核计算……………………………………16 w^wh|'u^_@
连轴器的选择…………………………………………………16 `}|$eF&
减速器附件的选择……………………………………………17 5; Q9Z1
`
润滑与密封……………………………………………………18 o`<ps$ yT
设计小结………………………………………………………18 & 24$*Oe
参考资料目录…………………………………………………18 J!@`tR-
,ou&WI yC
机械设计课程设计任务书 Ki(
题目：设计一用于带式运输机传动装置中的同轴式二级圆柱齿轮减速器 \1mTKw)S
一． 总体布置简图 Cso-WG,
=Xh*w
y(h"0A1lW
pA?2UZ
1—电动机；2—联轴器；3—齿轮减速器；4—带式运输机；5—鼓轮；6—联轴器 %Tm8sQ)1
-/3D0`R
二． 工作情况： ~5sH`w~vQ
载荷平稳、单向旋转 +[Z cz4\9
g]Fm%iy
三． 原始数据 rw]7 Lr_>
鼓轮的扭矩T（N•m）：850 j2%?-(U
鼓轮的直径D（mm）：350 `;\~$^sj}
运输带速度V（m/s）：0.7 x>m=n_
带速允许偏差（％）：5 ~;P>}|6Y
使用年限（年）：5 bFtzwa5Gc
工作制度（班/日）：2 ] R-<v&O
u[~= a 5:4
四． 设计内容 .:V4>
1. 电动机的选择与运动参数计算； V/W{d[86G
2. 斜齿轮传动设计计算 o=ULo &9
3. 轴的设计 9G=HG={
4. 滚动轴承的选择 )h,-zAnZ
5. 键和连轴器的选择与校核； SJ XP}JB_
6. 装配图、零件图的绘制 )W.Y{\D0
7. 设计计算说明书的编写 6
~d\+aV
>a$b4
pvh
五． 设计任务 $mLiEsJ
1． 减速器总装配图一张 @1^:V- =
2． 齿轮、轴零件图各一张 s ad[(|
3． 设计说明书一份 4oywP^I
gi5Ffvs$
六． 设计进度 Z&j?@k,k
1、 第一阶段：总体计算和传动件参数计算 A!.* eIV|
2、 第二阶段：轴与轴系零件的设计 kRH;c,E@
3、 第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 FErK r)
4、 第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 zt HEXM.
> J>|+W
w;(B4 ^?
JTI 'W
'Bb@K[=s
pSh$#]mZ`
l5fF.A7TT
]/y6 9ou
传动方案的拟定及说明 gt{$G|bi
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。 #7yy7Y5
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。 hD! 9[Gb
o; N s-=
QQIU5
电动机的选择 IWD21lS
1．电动机类型和结构的选择 y_A? } 'X
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。 K}1eQS&$a
`.F+T)G
2．电动机容量的选择 ;_<K>r*
1） 工作机所需功率Pw 8w]>SEGFs
Pw＝3.4kW JHIXTy__
2） 电动机的输出功率 k<cv80lhK
Pd＝Pw/η /a Hx'TG
η＝ ＝0.904 hDc)\vzr
Pd＝3.76kW jFThW N
<=7N2t)s4
3．电动机转速的选择 k>;a5'S
nd＝（i1’•i2’…in’）nw PquATAzQA
初选为同步转速为1000r/min的电动机 wc6v:,&
S+Vsy(
4．电动机型号的确定 WA&&*ae5`
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。 E+|r
h-M 7
~A =?_ 5kJ
p&4#9I5
计算传动装置的运动和动力参数 '-k ~qQk)6
传动装置的总传动比及其分配 vhaUV#V"
1．计算总传动比 $bi@,&t;
由电动机的满载转速nm和工作机主动轴转速nw可确定传动装置应有的总传动比为： Z Uxlk+o9d
i＝nm/nw - yn;Jo2-
nw＝38.4 L.M|o
i＝25.14 Jb4A!g5C
}4M4D/=
2．合理分配各级传动比 :\+\/HTbh
由于减速箱是同轴式布置，所以i1＝i2。 Wr+1G 8
因为i＝25.14，取i＝25，i1=i2=5 2E
X Rq
速度偏差为0.5%<5%，所以可行。 G
oJ\6& "
各轴转速、输入功率、输入转矩 =-GHs$u%f
项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮 LUje v\Re
转速（r/min） 960 960 192 38.4 38.4 qmJ^@dxs
功率（kW） 4 3.96 3.84 3.72 3.57 J)xc mK
转矩（N•m） 39.8 39.4 191 925.2 888.4 3x{2Dh i
传动比 1 1 5 5 1 U%,N" ]`
效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97 dfoFs&CSKh
: x<'>)6
传动件设计计算 r+W Y7'c
1． 选精度等级、材料及齿数 zz+p6`
1） 材料及热处理； Xu8_ <%
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。 A/4HR]
2） 精度等级选用7级精度； 5 V{zd S=
3） 试选小齿轮齿数z1＝20，大齿轮齿数z2＝100的； CL-mt5Kx#7
4） 选取螺旋角。初选螺旋角β＝14° +Eh^j3W
2．按齿面接触强度设计 7~V,=WEe
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 *4tJ|m6"Y6
按式（10—21）试算，即 Aj;F$(su
dt≥ !7O!)WJ
1） 确定公式内的各计算数值 i S"(
（1） 试选Kt＝1.6 &
M wvj
（2） 由图10－30选取区域系数ZH＝2.433 bf3Njma%
（3） 由表10－7选取尺宽系数φd＝1 k'K&GF1B
（4） 由图10－26查得εα1＝0.75，εα2＝0.87，则εα＝εα1＋εα2＝1.62 Z $? Ql@M
（5） 由表10－6查得材料的弹性影响系数ZE＝189.8Mpa %EooGHGF?
（6） 由图10－21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1＝600MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限σHlim2＝550MPa； {G
D<s) )
（7） 由式10－13计算应力循环次数 >_4Ck{^d#
N1＝60n1jLh＝60×192×1×（2×8×300×5）＝3.32×10e8 z$>_c "D
N2＝N1/5＝6.64×107 i: ZL0nH-
<6s?M1J
（8） 由图10－19查得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.95；KHN2＝0.98 a3<.F&c+c
（9） 计算接触疲劳许用应力 #i Ooi9(
取失效概率为1％，安全系数S＝1，由式（10－12）得 xj Oj1Hv
[σH]1＝＝0.95×600MPa＝570MPa AIvIQ$6}
[σH]2＝＝0.98×550MPa＝539MPa K;u<-?En
[σH]＝[σH]1＋[σH]2/2＝554.5MPa \+ cU}
xnW3,:0
2） 计算 gqje]Zc<
（1） 试算小齿轮分度圆直径d1t \P;%fN
d1t≥ $`Z-,AJc
= =67.85 ]mN'Qoc
5xm ^[o2#y
（2） 计算圆周速度 .
_5g<aw;
v= = =0.68m/s p. eq
N
H ?~|Uj 6
（3） 计算齿宽b及模数mnt v: Av 2y
b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm #-_';Er\
mnt= = =3.39 )5}=^aqd
h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm p`)GO.pz
b/h=67.85/7.63=8.89 :) U F#
w~ NQAHAvo
（4） 计算纵向重合度εβ J2$L[d^
εβ= =0.318×1×tan14 =1.59 QQso<.d &
（5） 计算载荷系数K P,x'1 `k~
已知载荷平稳，所以取KA=1 2FxrMCC
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， <6]TazW?S
故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42 hpD\,
由表10—13查得KFβ=1.36 |D %m >M6
由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数 p`j kyi
K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05 El;\#la
W)dQ yZ>J
（6） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10—10a）得 ,Jy@n]x
d1= = mm=73.6mm <n4T*
Q`"gKBN1
（7） 计算模数mn HJVi:;o
mn = mm=3.74
p&SxR}h
3．按齿根弯曲强度设计 z+K -aj w
由式(10—17) |F
}y6 gH
mn≥ * OOi
1） 确定计算参数 la7V eFT
（1） 计算载荷系数 Z*EK56.b
K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96 CbmT aEaP
> hkmL](^
（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 UQ ;ymTqdc
.E'T fa
（3） 计算当量齿数 Yv?nw-HM
z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 [?3]+xr :
z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47 nRY Hp7`
（4） 查取齿型系数 >h^CC*&'pw
由表10－5查得YFa1=2.724；Yfa2=2.172 ]Ek6E uaK
（5） 查取应力校正系数 !_Z\K$Ns
由表10－5查得Ysa1=1.569；Ysa2=1.798 D # ZzhHHP
C&\MDOjx
+gZg7]!Z
（6） 计算[σF] k8 !|WqfP
σF1=500Mpa b&AGVWhh
σF2=380MPa !~+"TI}_%w
KFN1=0.95 pFfd6P
KFN2=0.98 {E6M_qZ
[σF1]=339.29Mpa S
VCTiG8t
[σF2]=266MPa pCXceNFo
（7） 计算大、小齿轮的 并加以比较 |'$E -[
= =0.0126 .lclW0*
= =0.01468 ?b?6/_W~R
大齿轮的数值大。 Gwyjie 9t
x=1Iuc;&3
2） 设计计算 \ 5MD1r}
mn≥ =2.4 h ^yLmR L
mn=2.5 G(g`>' m
z_Em%X
4．几何尺寸计算 %gK@ R3p
1） 计算中心距 C`qo
z1 =32.9，取z1=33 :@m BSE/
z2=165 ;WydXQ}Q^
a =255.07mm :<t%Sf
a圆整后取255mm ,"MR A
}e/#dMEi
2） 按圆整后的中心距修正螺旋角 *P\$<4l
β=arcos =13 55’50” vD,ZEKAN
]! @z3Hv3
3） 计算大、小齿轮的分度圆直径 criQa<N"
d1 =85.00mm W 9i}w&
d2 =425mm V*xo3hU
(u/-ud1p
4） 计算齿轮宽度 I-?PTr
b=φdd1 ~.Fe LWP
b=85mm >XTDN
B1=90mm，B2=85mm ]H ze
D<V[:~-o
5） 结构设计 VFm G \
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。 )4nf={iM
+<l6!r2Z
轴的设计计算 z|KQiLza
拟定输入轴齿轮为右旋 yf >
r G
II轴： pr\wI?:k
1．初步确定轴的最小直径 ^("23mhfJ
d≥ ＝ =34.2mm ua!i3]18
2．求作用在齿轮上的受力 ivgV5 )".
Ft1= =899N CcGE4BB
Fr1=Ft =337N HuVx^y`
@
Fa1=Fttanβ=223N；
8 IeE7
Ft2=4494N 8i
epG
Fr2=1685N SRU }-
Fa2=1115N 2p^Jqp`$
,,FO6+4f
3．轴的结构设计 Yz%A K p
1） 拟定轴上零件的装配方案 /nPNHO>U
hSl6 X3W
i. I-II段轴用于安装轴承30307，故取直径为35mm。 -0I]Sm;$
ii. II-III段轴肩用于固定轴承，查手册得到直径为44mm。 VVd9VGvh
iii. III-IV段为小齿轮，外径90mm。 =3~5I&
iv. IV-V段分隔两齿轮，直径为55mm。 3]46qk '
v. V-VI段安装大齿轮，直径为40mm。
=, MX%-2
vi. VI-VIII段安装套筒和轴承，直径为35mm。 W "{:|' /v
=c(t;u6m-
2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 sKg
IKYG}T
1. I-II段轴承宽度为22.75mm，所以长度为22.75mm。 U"qR6
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。 K2Z]MpLD
3. III-IV段为小齿轮，长度就等于小齿轮宽度90mm。 \!51I./Q/
4. IV-V段用于隔开两个齿轮，长度为120mm。 0Z.X;1=
5. V-VI段用于安装大齿轮，长度略小于齿轮的宽度，为83mm。 ??]b,f4CNa
6. VI-VIII长度为44mm。 0: 1[F!]'b
3rxB]-
e(z'u A{!
8|cQW-L
4． 求轴上的载荷
Qhc>,v)
66 207.5 63.5 b41f7t=
)yl;i
=q\Ghqj1
9} *Pb6
\kR:GZ`{UV
>s%&t[r6
L*(!P4S%}
za,JCI
vY"i^a`f
+|w%}/N
"<N 2TDF5
-f-@[; D
6 ) ]zt
O0Pb"ou_h.
0en
Bq>vr
)N'-A p$g
`Eg~;E:
Fr1=1418.5N p ba`FC4R
Fr2=603.5N BO%aCK&
查得轴承30307的Y值为1.6 6k=*O|r
Fd1=443N o>l/*i0I
Fd2=189N lf9mdbm
因为两个齿轮旋向都是左旋。 Gbwq rH+
故：Fa1=638N U/s! Tb>`
Fa2=189N xTGdh
gucgNpX
5．精确校核轴的疲劳强度 %7v!aJ40
1） 判断危险截面 2v\< MrL
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 NY3 /mS3w
VprrklZ
2） 截面IV右侧的 n8 .Tag(#
Gl6M(<f\5
截面上的转切应力为 th^ &wp
6 k6}SlN[
由于轴选用40cr，调质处理，所以 DX(!G a
， ， 。 3 +WmM4|
（[2]P355表15-1） F@l d#O
a) 综合系数的计算 B1k;!@@1 4
由 ， 经直线插入，知道因轴肩而形成的理论应力集中为 ， ， K oi- b
（[2]P38附表3-2经直线插入） o:c:hSV
轴的材料敏感系数为 ， ， nJ|M
（[2]P37附图3-1） -%ftPf m
故有效应力集中系数为 :soR7oHZ
K}( @Ek
<3 fY ,qw
查得尺寸系数为 ，扭转尺寸系数为 ， r!&}4lHYi
（[2]P37附图3-2）（[2]P39附图3-3） 1a
t Q9
轴采用磨削加工，表面质量系数为 ， r:U/a=V
（[2]P40附图3-4） $)Ty@@7C
轴表面未经强化处理，即 ，则综合系数值为 'pHxO,vo
*[+{KJ
h#}'9oA
b) 碳钢系数的确定 /2x@Z>
碳钢的特性系数取为 ， ]T;
c) 安全系数的计算 PlRcrT"#w
轴的疲劳安全系数为 k9!eu j&
h'"~t#r
>c=- uI
%fIYWu`X
故轴的选用安全。 =Bos>;dl
P{2j31u `
I轴： .W51Cup @&
1．作用在齿轮上的力 *:Uq
;)*
FH1=FH2=337/2=168.5 -u^f;4|u
Fv1=Fv2=889/2=444.5 'B;n&tJ
$QnsP#ePN
2．初步确定轴的最小直径 YM&i
<N8z<o4rku
#b@ sV$
3．轴的结构设计 ddwokXx
(
1） 确定轴上零件的装配方案 9;ie[sU:u
~BC~^ D&WD
Xu7lV
2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 VK%
j45D `
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。 er.;qV'Wz6
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。 &HtG&RvQf
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。 FyqsFTh_
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。 I_i s3y 0
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。 ltlnXjRU v
i) 轴肩固定轴承，直径为42mm。 vu~7Z;y(<j
j) 该段轴要安装轴承，直径定为35mm。 g4Nl"s*~
2） 各段长度的确定 ss4YeZa
各段长度的确定从左到右分述如下： \u*[mrX_B:
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。 h $#| s/
b) 该段为轴环，宽度不小于7mm，定为11mm。 `k -|G2
c) 该段安装齿轮，要求长度要比轮毂短2mm，齿轮宽为90mm，定为88mm。 W?yGV{#V(=
d) 该段综合考虑齿轮与箱体内壁的距离取13.5mm、轴承与箱体内壁距离取4mm（采用油润滑），轴承宽18.25mm，定为41.25mm。 -Yg?@yt
e) 该段综合考虑箱体突缘厚度、调整垫片厚度、端盖厚度及联轴器安装尺寸，定为57mm。 0QY9vuhL<
f) 该段由联轴器孔长决定为42mm ^+}~"nv D
9>/: c\q+
wPvYnhr|G-
4．按弯扭合成应力校核轴的强度 J~}i}|YC>
W=62748N.mm dMK\ y4#i
T=39400N.mm T~~K~a \8
45钢的强度极限为 ，又由于轴受的载荷为脉动的，所以 。 "DSRy D0M
^L-; S
]3d5kf
III轴 NdB:2 P
1．作用在齿轮上的力 s1J( -O
FH1=FH2=4494/2=2247N q>m[vvt"
Fv1=Fv2=1685/2=842.5N .$ xTX'
nTHCb>,vM
2．初步确定轴的最小直径 >2mV {i&
8u"HW~~=
$s,(-C
3．轴的结构设计 S"%W^)mZ
1） 轴上零件的装配方案 !H(V%B %
9'A^n~JHF
@;Xa&*
2） 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 rSKZc`<^
I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII gp4@6HuUd
直径 60 70 75 87 79 70 Xz"xp8Hc(6
长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25 l@g%A#
_
-+W E9
V1\Rj0#G
s} oD?h:T3
9:7&`J lC#
5．求轴上的载荷 Q+dLWFI
Mm=316767N.mm <+:
PTG/('
T=925200N.mm s,~g| I\
6. 弯扭校合 ;rC< C
MI>_wG5P@
yUvn h
w~>tpkUB
iu QMVtv
滚动轴承的选择及计算 3ZhuC".c
I轴： c Q q78Lo
1．求两轴承受到的径向载荷 MLN+ BuS
5、 轴承30206的校核 WNF#eM?[a
1） 径向力 T]2=
> mEB,
3zzl|+# 6
2） 派生力 Q: j)F|uhc
， ] \*_}
3） 轴向力 @ cn8 m
由于 ， uYXkD#{
所以轴向力为 ， ]l6niYVB2
4） 当量载荷 "X\6tl7a|
由于 ， ， a&<_M $J&
所以 ， ， ， 。 [p_<`gU?
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 `(
_N9 .>B
6b\JD.r*{
5） 轴承寿命的校核 B[fbP rM
=a(]@8$!1
2!GyQ@&[W
II轴： ) h=[7}|
6、 轴承30307的校核 gq050Bl)
1） 径向力 D/puK
sv2XD}}
6@I r|o
2） 派生力 9z7rv,
， ~r&+18Z;
3） 轴向力 J6Nhpzp
由于 ， LQJC ]*b1
所以轴向力为 ， NB3ar&.$S
4） 当量载荷 !&R|P|7qN}
由于 ， ， 8 j}o\!H
所以 ， ， ， 。 H Yw7*
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 EC7)M}H
q:9CFAX0=
5） 轴承寿命的校核 *`V r P
bkiMF$K,K
+ f'@
III轴： K/z2.Npn
7、 轴承32214的校核 a2B9
.;F
1） 径向力 oT"7O 5v
eJE!\ucS2W
smHQ'4x9
2） 派生力 synueg
， CQH^VTQ
3） 轴向力 +<fT\Oq#
由于 ， c=33O,_
所以轴向力为 ， t""d^a#Dp
4） 当量载荷 *|6 *jU
由于 ， ， e)aH7Jj#
所以 ， ， ， 。 9
!V,++j
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 #BX}j& h_
]fJ9.Js
5） 轴承寿命的校核 O&r9+r1`
C5~
+"#B
M2LW[z
键连接的选择及校核计算 !&pk^VFl+
`_(N(dm
代号 直径 fr8hT(,s )
（mm） 工作长度 ! l"*DR
（mm） 工作高度 "s7}eWM*a
（mm） 转矩 Cw h[R
（N•m） 极限应力 !r4B1fX
（MPa） `bW0Va
N
高速轴 8×7×60（单头） 25 35 3.5 39.8 26.0 rS_pv=0S
12×8×80（单头） 40 68 4 39.8 7.32 ';I(#J6
中间轴 12×8×70（单头） 40 58 4 191 41.2 lhB;jE
低速轴 20×12×80（单头） 75 60 6 925.2 68.5 cX|(/h,W/
18×11×110（单头） 60 107 5.5 925.2 52.4 c "z E
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。 60r0O5=|Fl
} []1`2qD
连轴器的选择 6k; >:[p
由于弹性联轴器的诸多优点，所以考虑选用它。 %9 _jF"
i7\MVI 8
二、高速轴用联轴器的设计计算 CQ'4 ".7
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 ， +q] kpkG!
计算转矩为 s"(F({J
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） O ;m [
其主要参数如下： fcw/l,k9
材料HT200 a@m
64l)
公称转矩 Xvxj-\ -
轴孔直径 ， &"c lBR Vg
4q\gFFV4
轴孔长 ，
A{)p#K8
装配尺寸 NUX$)c
半联轴器厚
e%^PVi
（[1]P163表17-3）（GB4323-84） 4_ kg/
Gg6<4T1
三、第二个联轴器的设计计算 a6hDw'8!
由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为 ， LT]YYn($
计算转矩为 mw~$;64;a
所以选用弹性柱销联轴器TL10（GB4323-84） 9''x'E=|
其主要参数如下： K'b #}N\
材料HT200 [k60=$y
公称转矩 T.q7~ba*
轴孔直径 5wb R}`8
轴孔长 ， %APeQy"6#^
装配尺寸 dI~{0)s
半联轴器厚 Je=k .pO1
（[1]P163表17-3）（GB4323-84） )u.%ycfeV
:@^T^
W&e}*
e V(
减速器附件的选择 bjql<x5d
通气器 2@:Ztt6~
由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M18×1.5 i(0%cNP7
油面指示器 e?fA3Fug
选用游标尺M16 W4]jx ]
起吊装置 V s,
&
采用箱盖吊耳、箱座吊耳 W!)B%.Q
放油螺塞 ShJBOaE; -
选用外六角油塞及垫片M16×1.5 . r \g]
}=s64O 9j
润滑与密封 7? q Rz
一、齿轮的润滑 htOVt\+!34
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。 Dj'+,{7,u
y
hNy
二、滚动轴承的润滑 } /aqh ;W
由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。 (gF{S* `
@^,9O92l
三、润滑油的选择 sEcg;LFp
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。 )CG,Udu
zj7?2
四、密封方法的选取 #Bhc W"@
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。 !Er)|YP
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。 @'JA3V}
轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。 C ,[q#D4
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设计小结 ;I]$N]8YI
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。 6 :AZZF1
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参考资料目录 ,W5!=\Gg(
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[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； ?Y_!Fr3V
[5]《工程机械构造图册》，机械工业出版社，刘希平主编 3/EJ ^C
[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； %)P)X b
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