目 录 iN8[^,2H|
0]5X Tc3r
设计任务书……………………………………………………1 L E\rc A
传动方案的拟定及说明………………………………………4 SAq .W"ri
电动机的选择…………………………………………………4 ynw(wSH=
计算传动装置的运动和动力参数……………………………5 <B>qE a_I
传动件的设计计算……………………………………………5 ?u#s ?$ Y?
轴的设计计算…………………………………………………8 YT?Lt!cl=
滚动轴承的选择及计算………………………………………14 Jd/d\P
键联接的选择及校核计算……………………………………16 YD[AgToo0
连轴器的选择…………………………………………………16 -6J <{1V
减速器附件的选择……………………………………………17 jywS<9c@
润滑与密封……………………………………………………18 w#)u+^ -
设计小结………………………………………………………18 U+'zz#0qN
参考资料目录…………………………………………………18 }< '6FxR
sxr,] @
机械设计课程设计任务书 l F64g
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 &iWTf K7
一． 总体布置简图 gw"SKp!]
Fy\q >(v.
q `PA~ C];
jR}EBaI}
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 B~]6 [Z
I )yaR+l
二． 工作情况： 3PvxU|*F
载荷平稳、单向旋转 tXA?[ S
.WKJ37od
三． 原始数据 =c \(]xX
鼓轮的扭矩T（N•m）：850 \},H\kK+^
鼓轮的直径D（mm）：350 s:l H4B
运输带速度V（m/s）：0.7 ^ U,iDK_
带速允许偏差（％）：5 jY\z+lW6A
使用年限（年）：5 vcj(=\
e8v
工作制度（班/日）：2 muXP5MO
? ,7!kTRH
四． 设计内容 'qE w]l
1. 电动机的选择与运动参数计算； gdD|' h
2. 斜齿轮传动设计计算 o:v_I{
3. 轴的设计 z*.G0D Fw
4. 滚动轴承的选择 HqsqUS3[
5. 键和连轴器的选择与校核； #y: F3$c
6. 装配图、零件图的绘制 !X: TieyVu
7. 设计计算说明书的编写 >'Lkn2WI
p4IyKry,
五． 设计任务 ?i_/f} .K
1． 减速器总装配图一张 p,k1*|j
2． 齿轮、轴零件图各一张 >Z*b0 j
3． 设计说明书一份 }%}$h2:
sg-^ oy*^
六． 设计进度 Q?T+^J
1、 第一阶段：总体计算和传动件参数计算 [Y!HQ9^LEp
2、 第二阶段：轴与轴系零件的设计 l"JM%LV
3、 第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 e.L&A |
4、 第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 b]?5r)GK
pHb,*C</
|LJv*
SVwxK/Fci
uSYI
X
H (K!{k
*YH!L{y
HOu$14g
传动方案的拟定及说明 vh&~Y].W Y
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。 =9 QyO h
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。 o =94H7@
Has}oe[
h{o,*QL
电动机的选择 LiFR7\ z
1．电动机类型和结构的选择 ? glx8@
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。 kuBtPZ
|1
qrU(
2．电动机容量的选择 Ff>X='{
1） 工作机所需功率Pw ORKJy )*"
Pw＝3.4kW p q?# X0
2） 电动机的输出功率 ?r(vXq\
Pd＝Pw/η SJ22
η＝ ＝0.904 h&i(Kfv*
Pd＝3.76kW Cp!9 "J:
h`! 4`eI
3．电动机转速的选择 xcl;~"c *
nd＝（i1’•i2’…in’）nw L-U4
8 i
初选为同步转速为1000r/min的电动机 % +
K!(WcoA&2i
4．电动机型号的确定 20 $Tky_
由表20－1查出电动机型号为Y132M1-6,其额定功率为4kW，满载转速960r/min。基本符合题目所需的要求。 gO*Gf2A G
u m]N]cCD`
4MDVR/Z7
计算传动装置的运动和动力参数 K)l*$h&-
传动装置的总传动比及其分配 R~A))4<%%
1．计算总传动比 >cjxu9Vr1K
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：
h8p{
i＝nm/nw [-#1;!k
nw＝38.4 , 0HID:&
i＝25.14 }Gb^%1%M
%vf;qVoA~
2．合理分配各级传动比 tjV63` LD
由于减速箱是同轴式布置，所以i1＝i2。 MW^FY4V1m
因为i＝25.14，取i＝25，i1=i2=5 &q4~WRnzJk
速度偏差为0.5%<5%，所以可行。 :T6zT3(")D
各轴转速、输入功率、输入转矩 t3}_mJ
项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮 l0yflFGr
转速（r/min） 960 960 192 38.4 38.4 yTbtS-
功率（kW） 4 3.96 3.84 3.72 3.57 [Z'4YX S
转矩（N•m） 39.8 39.4 191 925.2 888.4 aB G*
传动比 1 1 5 5 1 4E!Pxjl 3a
效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97 >d
.|I&
b )XGr?
传动件设计计算 #0*I|gfV
1． 选精度等级、材料及齿数 A ?~4Pe
1） 材料及热处理； ;1,#rTs
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。 LM" b%
2） 精度等级选用7级精度； 4u|6^ wu.I
3） 试选小齿轮齿数z1＝20，大齿轮齿数z2＝100的； gQ '=m U
4） 选取螺旋角。初选螺旋角β＝14° M D1d
2．按齿面接触强度设计 M>R LS/r>d
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 {az
LtTh
按式（10—21）试算，即 _6n za)OFH
dt≥ ByWad@- 6i
1） 确定公式内的各计算数值 Z'^.H3YvL
（1） 试选Kt＝1.6 hZe9 Y?)
（2） 由图10－30选取区域系数ZH＝2.433 H l F Vc
（3） 由表10－7选取尺宽系数φd＝1 XxB%
（4） 由图10－26查得εα1＝0.75，εα2＝0.87，则εα＝εα1＋εα2＝1.62 [sPLu)q2
（5） 由表10－6查得材料的弹性影响系数ZE＝189.8Mpa \q-["W34
（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； + C`vO5 \0
（7） 由式10－13计算应力循环次数 E9 #o0Di
N1＝60n1jLh＝60×192×1×（2×8×300×5）＝3.32×10e8 _c fAJ)8=
N2＝N1/5＝6.64×107 jP3 ~O
^=cX L
（8） 由图10－19查得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.95；KHN2＝0.98 L(`q3>iC4.
（9） 计算接触疲劳许用应力 8p~[8}
取失效概率为1％，安全系数S＝1，由式（10－12）得 |])Ko08*tE
[σH]1＝＝0.95×600MPa＝570MPa G
i n
[σH]2＝＝0.98×550MPa＝539MPa OnW,R3eg
[σH]＝[σH]1＋[σH]2/2＝554.5MPa Q6X}R,KA1
|>I4(''}
2） 计算 N~yG tnW
（1） 试算小齿轮分度圆直径d1t 99q$>nx,w
d1t≥ p_3VFKq>0
= =67.85 cz>`$Zz
! G ~\9
（2） 计算圆周速度 Me,AE^pgL'
v= = =0.68m/s #0qMYe> Y
oB} rd9
（3） 计算齿宽b及模数mnt v}z{OB
b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm q p1r P#
mnt= = =3.39 zgpv I~Ck
h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm ~65lDFY/
b/h=67.85/7.63=8.89 +qF,XJ2
P}p6{
（4） 计算纵向重合度εβ f%d
=X>_
εβ= =0.318×1×tan14 =1.59 1\,wV,
（5） 计算载荷系数K w\ .z-6G
已知载荷平稳，所以取KA=1 @2$iFZq~
根据v=0.68m/s,7级精度，由图10—8查得动载系数KV=1.11；由表10—4查的KHβ的计算公式和直齿轮的相同， vC 5 (
故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42 Cd'SPaR
由表10—13查得KFβ=1.36 J&b&*3
由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数 xF9PjnWF=
K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05 +Mh 9Jf
+@ oo8io
（6） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10—10a）得 [SLBA_d
d1= = mm=73.6mm _UeIzdV 9
h@ ?BA<'S
（7） 计算模数mn pe@/tO&I
mn = mm=3.74 h<2O+"^
3．按齿根弯曲强度设计 .mS'c#~5Y
由式(10—17) gI~jf- w
mn≥ Rh# TR"
1） 确定计算参数 n 1)m(,{
（1） 计算载荷系数 R_DZJV O
K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96 B,dKpz;kFg
O/Wc@Ln
（2） 根据纵向重合度εβ=0.318φdz1tanβ=1.59，从图10－28查得螺旋角影响系数 Yβ＝0。88 ut^^,w{ o>
)%5T*}j
（3） 计算当量齿数 '| |),>~
z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 A|U_$!cLZ
z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47 wms8z
（4） 查取齿型系数 ?_c*(2i&^
由表10－5查得YFa1=2.724；Yfa2=2.172 ? l<u %o
（5） 查取应力校正系数 Aa/lKiiz
由表10－5查得Ysa1=1.569；Ysa2=1.798 R'r^ v
vN4g#,<
BK:S:
（6） 计算[σF] wKA c ;!
σF1=500Mpa %sLij*
σF2=380MPa lTv_%hUp
KFN1=0.95 rj ].bGQ,+
KFN2=0.98 Q:B :
[σF1]=339.29Mpa q[SUYb;,
[σF2]=266MPa N^. !l_
（7） 计算大、小齿轮的 并加以比较 xcYYo'U
= =0.0126 =w!14@W
= =0.01468 C[O \aW
大齿轮的数值大。 q ,a|lH
J5Tl62}
2） 设计计算 DNaU
mz
mn≥ =2.4 =p)Wxk
mn=2.5 r'q9N
Q4MTedj1H
4．几何尺寸计算 93d ht
1） 计算中心距 Q04iuhDO:
z1 =32.9，取z1=33 k w!1]N
z2=165 AT U
2\Y
a =255.07mm |EaEdA@T
a圆整后取255mm lLT;V2=osX
*lIK?" mo
2） 按圆整后的中心距修正螺旋角 JtU /%s
β=arcos =13 55’50” oY{r83h{
ZIx,?E+eJ
3） 计算大、小齿轮的分度圆直径 ^8nK x<&5
d1 =85.00mm 3y?ig2
d2 =425mm h^5'i} @u
HBL)_c{/O
4） 计算齿轮宽度 ;
. c]0
b=φdd1 }cE,&n
b=85mm BS#@ehdig
B1=90mm，B2=85mm T%xB|^ lf
X] /r'Tz
5） 结构设计 (6G5UwSt
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。 f[!Q R
;%#@vXH[Oo
轴的设计计算 HzT"{N9
拟定输入轴齿轮为右旋 QO)Q %K,
II轴： fO .gfHI
1．初步确定轴的最小直径 lfKrd3KS_
d≥ ＝ =34.2mm 6;GL>))'
2．求作用在齿轮上的受力 !_cT_
WHty
Ft1= =899N cV5Lp4wY?
Fr1=Ft =337N t\]CdH`+
Fa1=Fttanβ=223N； o=2y`E q
Ft2=4494N xgt dmv %
Fr2=1685N Tp`by
1s
Fa2=1115N ^6ZA2-f/<8
n}yqpW!%n
3．轴的结构设计 b#.hw2?a`
1） 拟定轴上零件的装配方案 lFD$ Mc
$_ l@k=
i. I-II段轴用于安装轴承30307，故取直径为35mm。 1HBch]J
ii. II-III段轴肩用于固定轴承，查手册得到直径为44mm。 |_%|
iii. III-IV段为小齿轮，外径90mm。
#oi4!%*M
iv. IV-V段分隔两齿轮，直径为55mm。 }{S W~yW
v. V-VI段安装大齿轮，直径为40mm。 N.u)Mbe
vi. VI-VIII段安装套筒和轴承，直径为35mm。 G;M grA#\
Z|
+/Wl-h
2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 xk} YeNVj
1. I-II段轴承宽度为22.75mm，所以长度为22.75mm。 fdzD6K ZI
2. II-III段轴肩考虑到齿轮和箱体的间隙12mm，轴承和箱体的间隙4mm，所以长度为16mm。 ^c^9kK'
3. III-IV段为小齿轮，长度就等于小齿轮宽度90mm。
h.g11xa
4. IV-V段用于隔开两个齿轮，长度为120mm。 rBk f @
5. V-VI段用于安装大齿轮，长度略小于齿轮的宽度，为83mm。 !o& Mw:d
6. VI-VIII长度为44mm。 d;(L@9HHD
oHbEH S61
!w98 [BE7
d" nE+pgE
4． 求轴上的载荷 C 9,p -
66 207.5 63.5 r%$-F2.p
|jaUVE_2[
'\ dFhYs{*
g{f1JTJ7
HH2*12e
W<B8P S$
>u~ [{(d ,
^`\c;!)F<
vBQ5-00YY=
~c :e0}
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?Gj$$IAe
]{nFB3vtB
= M 7FD
$[[6N0}*:
iH(
K[F /
>RBq& 'f
Fr1=1418.5N Nd#t !=
Fr2=603.5N EUe2<G
查得轴承30307的Y值为1.6 `t: 7&$>T
Fd1=443N }vxb, [#
Fd2=189N <Ky\ ^
因为两个齿轮旋向都是左旋。 7~eo^/Pb S
故：Fa1=638N i?'HVx
Fa2=189N McxJ C<
)~O{jd
5．精确校核轴的疲劳强度 djPr 4Nog
1） 判断危险截面 bu%@1:l
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 (OYR, [*
'9 *wr*
2） 截面IV右侧的 zY\v|l<T
Cr4shdN34
截面上的转切应力为 =1^Ru*G
c$?qN&X_K
由于轴选用40cr，调质处理，所以 27E6S)zv
， ， 。 e&7GW9FSg
（[2]P355表15-1） FI*.2rdSR
a) 综合系数的计算 A86#7
由 ， 经直线插入，知道因轴肩而形成的理论应力集中为 ， ， M[R, m_p
（[2]P38附表3-2经直线插入） <jw`"L[D
轴的材料敏感系数为 ， ， v.cB3 /$ z
（[2]P37附图3-1） Gc4N)oq)}b
故有效应力集中系数为 h^~eTi;c]Q
A T+|}B!
H4KwbTT"+
查得尺寸系数为 ，扭转尺寸系数为 ， _xAdvr' W
（[2]P37附图3-2）（[2]P39附图3-3） 8:$kFy\A'
轴采用磨削加工，表面质量系数为 ， 7u! R 'D
（[2]P40附图3-4） |vTirZP
轴表面未经强化处理，即 ，则综合系数值为 *0l^/jq n:
W}WGg|ug
E7 ^t U416
b) 碳钢系数的确定 (Y,
@- V
碳钢的特性系数取为 ， RE oFP;H~
c) 安全系数的计算 P) ^K&7X
轴的疲劳安全系数为 RX =C)q2c
>B skw2
Y$Js5K@F
X LA
故轴的选用安全。 TxN#3 m?G
*ta|,
I轴： JF%+ T yMe
1．作用在齿轮上的力 E} U y-
FH1=FH2=337/2=168.5 %=S^{A
Fv1=Fv2=889/2=444.5 <R*.T)Z 1
0}PW ?t76
2．初步确定轴的最小直径 l0tMdsz
n|SsV
$62ospR^Y
3．轴的结构设计 26 o68U8&y
1） 确定轴上零件的装配方案 (
y2%G=.j
H `),PY2
1-r1hZ-
2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 b,KQG|k
d) 由于联轴器一端连接电动机，另一端连接输入轴，所以该段直径尺寸受到电动机外伸轴直径尺寸的限制，选为25mm。 sA3 4`ZAa
e) 考虑到联轴器的轴向定位可靠，定位轴肩高度应达2.5mm，所以该段直径选为30。 G:c)e ,pD
f) 该段轴要安装轴承，考虑到轴肩要有2mm的圆角，则轴承选用30207型，即该段直径定为35mm。 2z tP '
g) 该段轴要安装齿轮，考虑到轴肩要有2mm的圆角，经标准化，定为40mm。 !(uyqpl Tk
h) 为了齿轮轴向定位可靠，定位轴肩高度应达5mm，所以该段直径选为46mm。 8$OE<c?#5n
i) 轴肩固定轴承，直径为42mm。 [% |i
j) 该段轴要安装轴承，直径定为35mm。 i?qS8h{
2） 各段长度的确定 Rw^4S@~T
各段长度的确定从左到右分述如下： #kA/,qyM
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。 s7(mNpo
b) 该段为轴环，宽度不小于7mm，定为11mm。 =6ZZ/+6b
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。 vs7Hg )F
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。 9N5 &N3
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。 3)atqM)i
f) 该段由联轴器孔长决定为42mm b0 PF7PEEQ
a&.8*|w3
4@/ [aFH
4．按弯扭合成应力校核轴的强度 BNQ~O^R0
W=62748N.mm ^Ml)g=Fq
T=39400N.mm _+ oX9
45钢的强度极限为 ，又由于轴受的载荷为脉动的，所以 。 -Xk CbxZ
Iy8Ehwejd
G9N6iKP!
III轴 3"6lPUS
1．作用在齿轮上的力 r*&gd |sn
FH1=FH2=4494/2=2247N LUHj3H
Fv1=Fv2=1685/2=842.5N *-3K],^a
,m8l
/wG
2．初步确定轴的最小直径 HB||'gIC
,wlF n
deQ0)A 4g
3．轴的结构设计 XBF#ILJ
1） 轴上零件的装配方案 uPr@xff
oa}-=hG
HP:ee+n
2） 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 ",w@_}z:
I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII +Z/ *=;
直径 60 70 75 87 79 70 wta\C{{
长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25 fp.,MIS
r[q-O&2&
">v76%>Z7
\WQ\q
\
: ~~}|Eu
5．求轴上的载荷 !L2R0Y:a
Mm=316767N.mm x5.H dKV
T=925200N.mm ?y>P
6. 弯扭校合 4sP0oe[h
[v^T]L
0 x4Xs
~ZweP$l
Cf91#% :cN
滚动轴承的选择及计算 &;&i#ZO
I轴： lr=? &>MXj
1．求两轴承受到的径向载荷 D\}^<H W
5、 轴承30206的校核 x{*g^f
1） 径向力 t:eZ`6o$T\
}JeGjpAcV
COH0aNp;
2） 派生力 sG=D(n1
， -Ds} kdxw
3） 轴向力 [ %cW ?@
由于 ， Z Nuz% VO
所以轴向力为 ， .__XOd} K
4） 当量载荷 =ps3=D
由于 ， ， ^ r-F@$:.
所以 ， ， ， 。 "_eHK#)
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 GPONCL8(0
*T-+Pm-Cq
5） 轴承寿命的校核 6}6;%{p"Gu
0M7 Or)qN
v*Ds:1"H-I
II轴： Nj$3Ig"l
6、 轴承30307的校核 jVC`3 8|
1） 径向力 |] 1-ck!
i,r O3J n
)h]~<
fU
2） 派生力 0"ksNnxK
， {Fs}8\ z
3） 轴向力 2&MIt(\-
由于 ， x$Y44v '>
所以轴向力为 ， $N'AZY]4]
4） 当量载荷 jfP2n5X83
由于 ， ， O-J;iX }
所以 ， ， ， 。 <o@&I "
o
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 > Akrbmh5
mFfw*,M
5） 轴承寿命的校核 @}eEV[Lli
jd 8` D6|Z
7?!A~Seo|
III轴： _0N=~`'
7、 轴承32214的校核 UF0W %Z
1） 径向力 qB6@OS
Jm rs@
Cuu yG8
2） 派生力 B~+3<# B
， t5t,(^ ;f
3） 轴向力 kW#,o 9f\
由于 ， 5$f
vI#NO<
所以轴向力为 ， zmH8 ^:-x
4） 当量载荷 5p So`)
由于 ， ， p4mi\~ Q
所以 ， ， ， 。 POvxZU
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 -FQ!
'D`O4Ts P>
5） 轴承寿命的校核 2-!OflkoM0
<7'`N\a
mN^w?R41m
键连接的选择及校核计算 Loz5[L
XJg8-)T#
代号 直径 1(%9)).K
（mm） 工作长度 ?YE'J~0A6
（mm） 工作高度 "NEg]LB5
（mm） 转矩 Lzmdy0!'
（N•m） 极限应力 s?Lx\?T
（MPa）
~o{GQ>
高速轴 8×7×60（单头） 25 35 3.5 39.8 26.0 F6
mc< n
12×8×80（单头） 40 68 4 39.8 7.32 ?tzJ7PJ~B
中间轴 12×8×70（单头） 40 58 4 191 41.2 0lpkG
="&r
低速轴 20×12×80（单头） 75 60 6 925.2 68.5 w>#{Nl 7gz
18×11×110（单头） 60 107 5.5 925.2 52.4 h?_Cv*0q
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。 #1Zqq([@
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H{L
连轴器的选择 (LiS9|J!
由于弹性联轴器的诸多优点，所以考虑选用它。 J)7\k$ D
D5Zgi!
二、高速轴用联轴器的设计计算 k;5$]^x
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 ， #(@!:f1
计算转矩为 -M]B;[^
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） J?6.yL;
其主要参数如下： Xir ERc.e
材料HT200 9S 'u 1%
公称转矩 E_q/*} ]pE
轴孔直径 ， nm "]q`(K
`iHy Gfm
轴孔长 ， YnR8mVo5Q
装配尺寸 $4>(}
半联轴器厚 1O#]qZS}]
（[1]P163表17-3）（GB4323-84） CdBpz/
vEy0DHEE
三、第二个联轴器的设计计算 Zv]'9,cbk
由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为 ， %x'}aT a
计算转矩为 iGq%|o>
所以选用弹性柱销联轴器TL10（GB4323-84） v~ 8Cp C
其主要参数如下： (Q5rOrA"
材料HT200 u+/Uc:XK)
公称转矩 5)5$h]Nz>
轴孔直径 WCNycH+1
轴孔长 ， 'FNnF m
装配尺寸 n!aA <
半联轴器厚 < OH{7 >V
（[1]P163表17-3）（GB4323-84） V0)bP cS/
,(u-q]8
n~"qbtp}
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减速器附件的选择 SFu]*II;{
通气器 !dQ mg'_V
由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M18×1.5 L< XA vg
油面指示器 /^]/ iTg
选用游标尺M16 {EfA#{x
起吊装置 #fYRsVQ
采用箱盖吊耳、箱座吊耳 eA{ nwtN
放油螺塞 -Oi8]Xw^@y
选用外六角油塞及垫片M16×1.5 {MRXK nm;e
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润滑与密封 Pz^C3h$5_
一、齿轮的润滑 ') Q
采用浸油润滑，由于低速级周向速度为，所以浸油高度约为六分之一大齿轮半径，取为35mm。 LR "= (
lw]uH<v
二、滚动轴承的润滑 57f l<I M
由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。 PglSQ2P
# a`D6;
三、润滑油的选择 eJ*u]GH U
齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于小型设备，选用L-AN15润滑油。 )3IUKz%\6p
.FN;3H U
四、密封方法的选取 /[=Yv!
选用凸缘式端盖易于调整，采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。 MY60%
密封圈型号按所装配轴的直径确定为（F）B25-42-7-ACM，（F）B70-90-10-ACM。 wBWqibY |
轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。 o;9 G{Xj3@
%G|Rb MP
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设计小结 eB&.keO
由于时间紧迫，所以这次的设计存在许多缺点，比如说箱体结构庞大，重量也很大。齿轮的计算不够精确等等缺陷，我相信，通过这次的实践，能使我在以后的设计中避免很多不必要的工作，有能力设计出结构更紧凑，传动更稳定精确的设备。 upL jkQ)_
*HsA.W~2W
参考资料目录 BM~6P|&qD
[1]《机械设计课程设计》，高等教育出版社，王昆，何小柏，汪信远主编，1995年12月第一版； ew \WV "
[2]《机械设计（第七版）》，高等教育出版社，濮良贵，纪名刚主编，2001年7月第七版； /F$E)qN7n
[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； F pT$D
[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； 86pA+c+U
[5]《工程机械构造图册》，机械工业出版社，刘希平主编 ;re BJk
[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； HUAbq }
[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。 ih|;H:"^
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