目 录 piM11W}|/
vM>`CZ
设计任务书……………………………………………………1 pl^"1 Z=*
传动方案的拟定及说明………………………………………4 gm%bxr@X~
电动机的选择…………………………………………………4 S5[RSAbf*t
计算传动装置的运动和动力参数……………………………5 W;AWO 0+
传动件的设计计算……………………………………………5 AB|VO4-?
轴的设计计算…………………………………………………8 A%2M]];%X
滚动轴承的选择及计算………………………………………14 fylA 0{
键联接的选择及校核计算……………………………………16 2
DNzC7}e
连轴器的选择…………………………………………………16 :tS>D5dz(
减速器附件的选择……………………………………………17 kjKpzdbD
润滑与密封……………………………………………………18 lO[jf6gB
设计小结………………………………………………………18 iJj?~\zp
参考资料目录…………………………………………………18 +>9^])K|
\oZUG
机械设计课程设计任务书 =K< I)2
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 y2hFUq
一． 总体布置简图 %JH_Nw.P
UFY~D"% /
Dqcu $ V]
R (Pa Q
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 DP'Dg /D
3[O =2
二． 工作情况： 7(+ZfY~w"
载荷平稳、单向旋转 3usA
M,! n o
三． 原始数据 [<1+Q = ;
鼓轮的扭矩T（N•m）：850 X\)KVn`
鼓轮的直径D（mm）：350 pj-HLuZR
运输带速度V（m/s）：0.7
#=~1hk
带速允许偏差（％）：5 58ZiCvqv
使用年限（年）：5 %-p{?=:K
工作制度（班/日）：2 F0^~YYRJV
NF.6(PG|
四． 设计内容 , ( kXF:
1. 电动机的选择与运动参数计算； 7a_n\]t465
2. 斜齿轮传动设计计算 fy-Z{
3. 轴的设计 v.&*z48
4. 滚动轴承的选择 zc~xWy+
5. 键和连轴器的选择与校核； t
}C
^E
6. 装配图、零件图的绘制 yN f=Kl
7. 设计计算说明书的编写 teNQUIe-
8PVs!?Nne
五． 设计任务 F,2#;t4
1． 减速器总装配图一张 ?- & D'
2． 齿轮、轴零件图各一张 tnbs]6
3． 设计说明书一份 YhK/pt43C
dC|#l?P
六． 设计进度 qvT+d
l3#[
1、 第一阶段：总体计算和传动件参数计算 4 J2F>m40
2、 第二阶段：轴与轴系零件的设计 f<:SdtG5
3、 第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 5va&N<U
4、 第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 z"C(#Y56 x
f]65iE?x
Im1qWe
. pE eR
!td.ks0
{h+E&u[zL
;4#8#;
NJ!#0[@C
传动方案的拟定及说明 q x }fn/:
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。 bjX$idL
本传动机构的特点是：减速器横向尺寸较小，两大吃论浸油深度可以大致相同。结构较复杂，轴向尺寸大，中间轴较长、刚度差，中间轴承润滑较困难。 i4C b&h^
`%I{l
_ShJ3\,K
电动机的选择 Y]0y
-H
1．电动机类型和结构的选择 Z`KXXlJ^i
因为本传动的工作状况是：载荷平稳、单向旋转。所以选用常用的封闭式Y（IP44）系列的电动机。 "T[jQr
T>o# *{q n
2．电动机容量的选择 8=A KOOU7>
1） 工作机所需功率Pw : 2d9ZDyD
Pw＝3.4kW *fX)=?h56
2） 电动机的输出功率 1h0ohW
Pd＝Pw/η pg`;)@
η＝ ＝0.904 +-137!x\q
Pd＝3.76kW (p Nng"/
5i&V ~G
3．电动机转速的选择 KA2B3 \
nd＝（i1’•i2’…in’）nw ?kefRev<#h
初选为同步转速为1000r/min的电动机 v@SrEmg
k~F/Ho+R&
4．电动机型号的确定 3g oJ(XI
由表20－1查出电动机型号为Y132M1-6,其额定功率为4kW，满载转速960r/min。基本符合题目所需的要求。 -iX!F~qS,
Ot<!Y M
FJiP>S[]
计算传动装置的运动和动力参数 ts$UC $
传动装置的总传动比及其分配 R7b*(3 3
1．计算总传动比 Qt39H@c|z~
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： `t 2! M\)
i＝nm/nw @C)h;TR
nw＝38.4 py4_hj\v
i＝25.14 U<gw<[>f
_/\H3
2．合理分配各级传动比 h 2 <$L
由于减速箱是同轴式布置，所以i1＝i2。 -*r';Mz;
因为i＝25.14，取i＝25，i1=i2=5 s ``L?9
速度偏差为0.5%<5%，所以可行。 8r ,%! 70
各轴转速、输入功率、输入转矩 ["/x~\c'N
项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮 ri`|qy6! |
转速（r/min） 960 960 192 38.4 38.4 J z b".A
功率（kW） 4 3.96 3.84 3.72 3.57 __npX_4%S
转矩（N•m） 39.8 39.4 191 925.2 888.4 !IU*Ayg
传动比 1 1 5 5 1 4(IP
效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97 r&RSQHa)
r" {1 H
传动件设计计算 $sJfxh
r
1． 选精度等级、材料及齿数 r2w7lf66!
1） 材料及热处理； y9<Fv|Ric
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。 fXj
2） 精度等级选用7级精度； \[jItg,+
3） 试选小齿轮齿数z1＝20，大齿轮齿数z2＝100的； Lo 4t:H&
4） 选取螺旋角。初选螺旋角β＝14° LOzKpvGl
2．按齿面接触强度设计 H_]kR&F8
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 #Xly5J
按式（10—21）试算，即 5Bk
dt≥ voE c'JET
1） 确定公式内的各计算数值 (H^o8J
（1） 试选Kt＝1.6 GK+w1%6)
（2） 由图10－30选取区域系数ZH＝2.433 V:18]:
（3） 由表10－7选取尺宽系数φd＝1 &|eQLY
#l
（4） 由图10－26查得εα1＝0.75，εα2＝0.87，则εα＝εα1＋εα2＝1.62 , Nh X%
（5） 由表10－6查得材料的弹性影响系数ZE＝189.8Mpa 1uMdgrJR R
（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； !}?]&[N=
（7） 由式10－13计算应力循环次数 uI/
A_
N1＝60n1jLh＝60×192×1×（2×8×300×5）＝3.32×10e8 o~p^`5#
N2＝N1/5＝6.64×107 i9tM]/SP
{w ySH[V
（8） 由图10－19查得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.95；KHN2＝0.98 uyIA]OtyN
（9） 计算接触疲劳许用应力 jT',+
取失效概率为1％，安全系数S＝1，由式（10－12）得 va<pHSX&I@
[σH]1＝＝0.95×600MPa＝570MPa db|$7 ]!w
[σH]2＝＝0.98×550MPa＝539MPa Ns(F%zkm
[σH]＝[σH]1＋[σH]2/2＝554.5MPa 8pk">"#s
/FY_LM
2） 计算 8wOPp dc
（1） 试算小齿轮分度圆直径d1t ^gImb`<6-
d1t≥ IT|CfQ [D
= =67.85 X,~ C&#
+,,~ <Vm
（2） 计算圆周速度 ~7g6o^A>
v= = =0.68m/s "^`AS"z'
PH.v3
3K
（3） 计算齿宽b及模数mnt }dCnFZ{K3
b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm X* @S j;|m
mnt= = =3.39 %VCHM GP=
h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm /DCUwg=0
b/h=67.85/7.63=8.89 c 9V'Z d#
qM'5cxe
（4） 计算纵向重合度εβ *RhdoD|a
εβ= =0.318×1×tan14 =1.59 %BJ V$tO
（5） 计算载荷系数K E),T,
已知载荷平稳，所以取KA=1 t [ f]
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， &I8ZVtg
故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42 ~Q5HM
由表10—13查得KFβ=1.36 QMP:}
由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数 %?ad.F+7
K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05 p6p_B
! WN r09`
（6） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10—10a）得 Gwe9<
y
d1= = mm=73.6mm &LE/hA
~9=g" v
（7） 计算模数mn 0:nyOx(;
mn = mm=3.74 Nsb13mlY
3．按齿根弯曲强度设计 ' tekne
由式(10—17) L,$9)`j
mn≥ 5n<Efi]j
1） 确定计算参数 /KkUCq2A
（1） 计算载荷系数 1QThA FN
K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96 Ad(j&P
y7JJ[:~~
（2） 根据纵向重合度εβ=0.318φdz1tanβ=1.59，从图10－28查得螺旋角影响系数 Yβ＝0。88 }QK-@T@4<
R/=yS7@{)
（3） 计算当量齿数 1jR<H$aS
z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 "\30Y O>\
z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47 d}1R<Q;F
（4） 查取齿型系数 ;-59#S&?tB
由表10－5查得YFa1=2.724；Yfa2=2.172 ~ ~&M&Fe
（5） 查取应力校正系数 +u7mw<A
8
由表10－5查得Ysa1=1.569；Ysa2=1.798 R"jX9~3Ln
d4/ZOj+%
R b'"09)$
（6） 计算[σF] z[th@!3
σF1=500Mpa C
7v
8
σF2=380MPa i -+B{H
KFN1=0.95 72aj4k]^
KFN2=0.98 xGjEEBL
[σF1]=339.29Mpa rc"yEI-``"
[σF2]=266MPa 5bk5EE`
（7） 计算大、小齿轮的 并加以比较 :%R3(
&
= =0.0126 D9h\=[%e
= =0.01468 6H@=O 1W
大齿轮的数值大。 1r$q $\
J}BS/Tr}=
2） 设计计算 _|3n h;-m
mn≥ =2.4 o`G@Je_}x
mn=2.5 /IODRso/!
6u7>S?
4．几何尺寸计算 F[LBQI`zq
1） 计算中心距 fU ,sn5 zZ
z1 =32.9，取z1=33 s {!F@^a
z2=165 |VIBSty2d
a =255.07mm t<rhrW75P
a圆整后取255mm f5AK@]4G
)]'?yS"
2） 按圆整后的中心距修正螺旋角 (V*ggii@
β=arcos =13 55’50” tR1
kn&w
H 13|bM<
3） 计算大、小齿轮的分度圆直径 Wcbb3N$+
d1 =85.00mm fn)c&|aCt
d2 =425mm m 8.sH w
^J?I-LG
4） 计算齿轮宽度 M%Ov6u<I8
b=φdd1 c8A
//
b=85mm q m2
B1=90mm，B2=85mm uk16
VHJOj
5） 结构设计 g9g^zd,
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。 ,JX/` 7y
VB\oK\F5z
轴的设计计算 F4@``20|
拟定输入轴齿轮为右旋 XDU&Z2A
II轴： |nIm$ p'
1．初步确定轴的最小直径 s/8>(-H#
d≥ ＝ =34.2mm y8VLFe;
2．求作用在齿轮上的受力 d
n3sh<
Ft1= =899N L "9,K8
Fr1=Ft =337N !>+YEZ"
Fa1=Fttanβ=223N； ?J|~ G{yH
Ft2=4494N J" # o #~
Fr2=1685N 4$C:r&K
Fa2=1115N UT%^!@u
h5>JBLawQP
3．轴的结构设计 m
z) O
1） 拟定轴上零件的装配方案 /2 ')u|
-:&qNY: Vp
i. I-II段轴用于安装轴承30307，故取直径为35mm。 s%GhjWZS
ii. II-III段轴肩用于固定轴承，查手册得到直径为44mm。 4fgA3%
iii. III-IV段为小齿轮，外径90mm。 BN L Q]
iv. IV-V段分隔两齿轮，直径为55mm。 pb t/i+!
v. V-VI段安装大齿轮，直径为40mm。 va[@XGaC3
vi. VI-VIII段安装套筒和轴承，直径为35mm。 1*, f
_ 7X0
2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 D=i)AZqMPp
1. I-II段轴承宽度为22.75mm，所以长度为22.75mm。 Q)#+S(TG
2. II-III段轴肩考虑到齿轮和箱体的间隙12mm，轴承和箱体的间隙4mm，所以长度为16mm。 rjH L06qE
3. III-IV段为小齿轮，长度就等于小齿轮宽度90mm。 T_i]y4dg
4. IV-V段用于隔开两个齿轮，长度为120mm。 ?VmE bl
5. V-VI段用于安装大齿轮，长度略小于齿轮的宽度，为83mm。 A@^Y2:pY
6. VI-VIII长度为44mm。 x8+W9i0[1
FMh SHa/B
(< gk<e*
kWZ? 86!
4． 求轴上的载荷 0rP`BK|
66 207.5 63.5 Sxa+ "0d6
80DcM9^t8
DE M;)-D
bxLeQWr6
74i
Y%m^V?k
b ;A(6^ V
. Lbu [
7 #wdBB%
D',[M)
.93B@u
J=Q?_$ xb}
gJz~~g'
~;>
psNy
OiAP%7i9
+X#JCLD
tj7{[3~-[
Fr1=1418.5N 0Rgo#`7l
Fr2=603.5N WCJ $S\#
查得轴承30307的Y值为1.6 L Vt{ `
Fd1=443N ( CDwl,
Fd2=189N VjsQy>5m
因为两个齿轮旋向都是左旋。 >,;,
6|S
故：Fa1=638N m$6u K0
Fa2=189N zI1 -l9 o
!}
~K'1 "
5．精确校核轴的疲劳强度 2vbm=~)$F
1） 判断危险截面 N{rC#A3
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 & ZmWR
~
A?
2） 截面IV右侧的 MhT.Zg\
St 4YNS.|
截面上的转切应力为 KicPW}_
H &
L
由于轴选用40cr，调质处理，所以 ;]/>n:[ E
， ， 。 -SO`wL NV
（[2]P355表15-1） :s(vn Ie^
a) 综合系数的计算 ?2LRMh")$
由 ， 经直线插入，知道因轴肩而形成的理论应力集中为 ， ， fiG/ "/u
（[2]P38附表3-2经直线插入） p) '.swpJ
轴的材料敏感系数为 ， ， Y367Jr@^N
（[2]P37附图3-1） H! IL5@@K
故有效应力集中系数为 v uP.V#
`*Ar6
~Q4 emgBD
查得尺寸系数为 ，扭转尺寸系数为 ， DSb/+8KT
（[2]P37附图3-2）（[2]P39附图3-3） |^ K"#K
轴采用磨削加工，表面质量系数为 ， $;@L PE
（[2]P40附图3-4） b 3$aPwv
轴表面未经强化处理，即 ，则综合系数值为 e[ `u:
BC}+yS
\
e(t,~(
b) 碳钢系数的确定 ci QG. ]
碳钢的特性系数取为 ，
D
H}gvV
c) 安全系数的计算 >'\cNM~nf
轴的疲劳安全系数为 +*Um:}&
Gn+3OI"
*p&c}2'
5 *w
a
故轴的选用安全。 \ *24NB
UBN^dbP*
I轴： gtizgUS7
1．作用在齿轮上的力 u >e4;f`F
FH1=FH2=337/2=168.5 d `M]>EDXp
Fv1=Fv2=889/2=444.5 Av3qoH)[<
XnBpL6"T`
2．初步确定轴的最小直径 ?$:;hGO.<~
R[ 'k&jyi
\Pv_5LAo
3．轴的结构设计 e7fA-,DV
1） 确定轴上零件的装配方案 C9?R *2L>
g( 9\r
j 9sK P]w
2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 c_oI?D9
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。 k{fTq KS%h
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。 aq a%B
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。 ^4D7sS;~3
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。 }M9R5!=q
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。 5)%bnLxn
i) 轴肩固定轴承，直径为42mm。 0H|U 9
j) 该段轴要安装轴承，直径定为35mm。 $M `%A
2） 各段长度的确定 h"b;e2
各段长度的确定从左到右分述如下： m %mA0r
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。 -85]x)JE
b) 该段为轴环，宽度不小于7mm，定为11mm。 =x8F!W}Bt<
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。 t6zc$0-j "
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。 ubq4Zv7'
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。 A..,.
f) 该段由联轴器孔长决定为42mm pH#*: v!)
+@:$7m(V
A
(: 7q4
4．按弯扭合成应力校核轴的强度 #Kr\"o1]
W=62748N.mm BseK?`]U"
T=39400N.mm Y5J}*`[Mr
45钢的强度极限为 ，又由于轴受的载荷为脉动的，所以 。 bo;;\>k
T);eYC"@
s`:>"1\|
III轴 /U| >
1．作用在齿轮上的力 ;B8 #Nf
FH1=FH2=4494/2=2247N f^
q0#+k )
Fv1=Fv2=1685/2=842.5N i0,'b61qE
bzI!;P1 &
2．初步确定轴的最小直径 qN hV z x
+3@d]JfMh
QQQ3U
3．轴的结构设计 >g ):xi3qK
1） 轴上零件的装配方案 ,&wTU S\
||{V*"+\
k>W5ts2+
2） 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 aD2+9?m
I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII )X8?m < cG
直径 60 70 75 87 79 70 =44hI86
长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25 kh11Y1 Q0d
50 s)5G #
6SYQRK
@ B<B #
U#o5(mK
5．求轴上的载荷 [dszz7/L
Mm=316767N.mm (r&e|
T=925200N.mm %?o@YwBo^E
6. 弯扭校合 P)7_RE*gY
GCw <jHw
a$Lry?pb
MNy)= d&<P
am PC C
滚动轴承的选择及计算 EYe)d+E *
I轴： a@1 r3az
1．求两轴承受到的径向载荷 Ch`nDIne
5、 轴承30206的校核 b!>w4MPe
1） 径向力 |!0R"lv'u
O@.afk"{
1|4'3 ^ 3
2） 派生力 b4_"dg~gK
， .Yl*kG6r
3） 轴向力 l\vvM>#S
由于 ， oXC ZpS
所以轴向力为 ， k'_p*H
4） 当量载荷 z0@)@4z!
由于 ， ， fO!S^<9,-
所以 ， ， ， 。 oB3," zY
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 D,aJ`PK~
Dxc`K?M
5） 轴承寿命的校核 NW}kvZ
' O#,;n
? WD|a(
II轴： Cm4$&?
6、 轴承30307的校核 ?K<m.+4b*y
1） 径向力 .x$!Rc}
P,S$qD*4
yPKDn.1
2） 派生力 $ Cr? }'a
， {J:ZM"GS
3） 轴向力 dHU#Y,v
由于 ， 3I)!.N[m
所以轴向力为 ， <h_ lc}o/
4） 当量载荷 4<`x*8`
,
由于 ， ， 5 =Os
sAr
所以 ， ， ， 。 )N{ Qpbh
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 2<$C6J0HM
&Wj
%`T{
5） 轴承寿命的校核 E6);\SJG}
$qN+BKd]3
nwd
02t u
III轴： E%g_O_
7、 轴承32214的校核 ~jd:3ip +!
1） 径向力 `jR = X
JwzA'[tM
MC5M><5\
2） 派生力 C 9-90,
， v= b`kCH}
3） 轴向力 H79|%@F"
由于 ， uJ S+;H
所以轴向力为 ， >w:px$g4
4） 当量载荷 jWb;Xk4
由于 ， ， !<"H73?fl
所以 ， ， ， 。 -\;x>=#B
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 YoD1\ a|
5 ^}zysY`
5） 轴承寿命的校核 Ctbm X)vE
>6X GF(G
mw<LNnT{8
键连接的选择及校核计算 X*F#=.lh
=G*rfV@__V
代号 直径 .K(IRWuw
（mm） 工作长度 iMnp `:*
（mm） 工作高度 CT6Ca,
（mm） 转矩 EEQW$W1@
（N•m） 极限应力 Pms"YhyZ7
（MPa） H*_:IfI!
高速轴 8×7×60（单头） 25 35 3.5 39.8 26.0 w K@k}d
12×8×80（单头） 40 68 4 39.8 7.32 brN:Ypf-e
中间轴 12×8×70（单头） 40 58 4 191 41.2 sygAEL;.
低速轴 20×12×80（单头） 75 60 6 925.2 68.5 ukV1_QeN [
18×11×110（单头） 60 107 5.5 925.2 52.4 n!mtMPH$
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。 m#+0uZm(
\D BtU7"v
连轴器的选择 T78`~-D4<
由于弹性联轴器的诸多优点，所以考虑选用它。 3O<:eS~
z65|NO6JW.
二、高速轴用联轴器的设计计算 x$9UHEb kM
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 ， xW*L^97 ;
计算转矩为 '+B cPB?E
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） 50Z$3T
其主要参数如下： XW6Ewrm=vT
材料HT200 ^B2>lx \n
公称转矩 d?_Bll"
轴孔直径 ， #_{3W-35*
]Y;E In
轴孔长 ， h^ ex?
装配尺寸 ^- T!(P:
半联轴器厚 xg)cA C\=
（[1]P163表17-3）（GB4323-84） Ji SJi?
,qJ/Jt$A
三、第二个联轴器的设计计算 O3#4B!J$E
由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为 ， A P><l@
计算转矩为 q#Az\B:
所以选用弹性柱销联轴器TL10（GB4323-84） a G Q C
其主要参数如下： qve2?,i8hM
材料HT200 bLoAtI
公称转矩 siw }
}}
轴孔直径 F!jY kDY
轴孔长 ， |cL'4I>b9
装配尺寸 TFWV(<
半联轴器厚 ,E W -21
（[1]P163表17-3）（GB4323-84） TI: -Y@8
A7DEAT))4L
'mj0+c$
LhC%`w
减速器附件的选择 o~H4<ayy
通气器 JnH>L|G{;%
由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M18×1.5 8 C4DOz|
油面指示器 D]v=/43
选用游标尺M16 x/47e8/
起吊装置 "NSm2RU3
采用箱盖吊耳、箱座吊耳 F>E'/r*
放油螺塞 Z8tQ#Pu{
选用外六角油塞及垫片M16×1.5 oEvXZ;F@.
t8 g^ W K
润滑与密封 \D>vdn"Lx
一、齿轮的润滑 Y~( #_K
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。 .T?9-`I9
/>_Mz
二、滚动轴承的润滑 c?5e| dZz
由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。 qQ[& FjTO`
)]L:OE
三、润滑油的选择 cf?*6q?n
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。 J_]?.V*A
gJ cf~@s
四、密封方法的选取 Y s[J xP
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。 $J &ww P[
密封圈型号按所装配轴的直径确定为（F）B25-42-7-ACM，（F）B70-90-10-ACM。
M]:4X_
轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。 L,V\g^4$K
`|e?91@vEa
hu.c&Q>
4ihv|%@
设计小结 msOk~ZPE6\
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。 _3DRCNvh
B'>(kZYMs
参考资料目录 , 2S w6u
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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； 5CH9m[S
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Z5[TmVU
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