目 录 LaQ7A,]
^bv^&V&IB
设计任务书……………………………………………………1 BY~Tc5
传动方案的拟定及说明………………………………………4 &4:R(]|
电动机的选择…………………………………………………4 `q3 6`W n
计算传动装置的运动和动力参数……………………………5 9f!
M1
传动件的设计计算……………………………………………5 e-rlk5k %f
轴的设计计算…………………………………………………8 @R5^J {T
滚动轴承的选择及计算………………………………………14 t+U.4mS-
键联接的选择及校核计算……………………………………16 =@!t/LR7kg
连轴器的选择…………………………………………………16 _Tj &gyS
减速器附件的选择……………………………………………17 G!6b
) 4L-
润滑与密封……………………………………………………18 6nL^"3@S!
设计小结………………………………………………………18
;2C
参考资料目录…………………………………………………18 ]CzK{-W
.P 1WY
机械设计课程设计任务书 D6L+mTN
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<*~0r<
一． 总体布置简图 ,m{R
m 0
"Wj{+ |f
E]'
f&0s
_f^6F<!
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 % 6 *c40
UH MJ(.Wa-
二． 工作情况： ? 0; 2ct
载荷平稳、单向旋转 v.|#^A?Qx
)k Wxp
三． 原始数据
LFax$CZc
鼓轮的扭矩T（N•m）：850 %D4)Bqr
鼓轮的直径D（mm）：350 E:K4k <
运输带速度V（m/s）：0.7 X]=eC6M}:V
带速允许偏差（％）：5 OInl?_,,T#
使用年限（年）：5 N- K/jY
工作制度（班/日）：2 }i8y/CA
, '0#q
四． 设计内容 &x1A {j_
1. 电动机的选择与运动参数计算； 94w)Yln
2. 斜齿轮传动设计计算 (X "J)x aQ
3. 轴的设计 8J Y0]G6
4. 滚动轴承的选择 J N/=x2n.
5. 键和连轴器的选择与校核； -~]H5 er`
6. 装配图、零件图的绘制 #uU(G\^T
7. 设计计算说明书的编写 (vG*)a
S($/Ov
五． 设计任务 g[(@@Ti G
1． 减速器总装配图一张 e6taQz@}
2． 齿轮、轴零件图各一张 I,hw 0e
3． 设计说明书一份 dcY(1p )
Z +v,o1
六． 设计进度 ~3.*b% ,
1、 第一阶段：总体计算和传动件参数计算 RvAgv[8
2、 第二阶段：轴与轴系零件的设计 A^,E~Z!x
3、 第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 )jOa!E"
4、 第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 `$/a-K}
.z gh,#=
1L!;lP2
Po)U!5Tm
7Vy_Cec1
DT`HS/~fH
[_JdV(]$
` TPIc
传动方案的拟定及说明 %4nf(|8n
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。 |N`0G.#
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。 *,z/q6
4z(~)#'^
]`)5 Qe4
电动机的选择 V| V 9.
1．电动机类型和结构的选择 )Dz]Pv]H'
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。 wnC } TWxX
\}Am]Y/ w
2．电动机容量的选择 HF*0
1） 工作机所需功率Pw x:Q\pZ
Pw＝3.4kW zd[k|lj
2） 电动机的输出功率 7y=O!?*
Pd＝Pw/η ^y @
W\
η＝ ＝0.904 R0qZxoo
Pd＝3.76kW G[ U5R?/
a = }1` Q
3．电动机转速的选择 >T]9.`xhK
nd＝（i1’•i2’…in’）nw h,$CJdDY]
初选为同步转速为1000r/min的电动机 th73eC'
~2k.x*$
4．电动机型号的确定 i?!9 %U!z4
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。 r<ww%2HTS
>
' =QBW
cjL)M=pIS
计算传动装置的运动和动力参数 HX2u{2$
传动装置的总传动比及其分配 {P hq39g
1．计算总传动比 LG:k}z/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： B<I(t"s
i＝nm/nw d'96$e o~
nw＝38.4 |p/ *OFC6
i＝25.14 'etA1]<N
LVg#E*J
2．合理分配各级传动比 _G'ki.[S7
由于减速箱是同轴式布置，所以i1＝i2。 %"v:x?d$$o
因为i＝25.14，取i＝25，i1=i2=5 lC#wh2B6
速度偏差为0.5%<5%，所以可行。 *1EmK.-'u
各轴转速、输入功率、输入转矩 8vuTF*{yZ
项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮 N~flao ^
转速（r/min） 960 960 192 38.4 38.4 4 *}H3-`
功率（kW） 4 3.96 3.84 3.72 3.57 -u@ ^P7
转矩（N•m） 39.8 39.4 191 925.2 888.4 <\epj=OclV
传动比 1 1 5 5 1 F2
B(PGa7
效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97 FQ4R>@@5
b+a+OI D
传动件设计计算 1 |{s8[;8
1． 选精度等级、材料及齿数 _+48(Q F<
1） 材料及热处理； r\"R?P$y|
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。 RK.lz VaY
2） 精度等级选用7级精度； }ex4dhx2M
3） 试选小齿轮齿数z1＝20，大齿轮齿数z2＝100的； $ \ZWQct
4） 选取螺旋角。初选螺旋角β＝14° N*36rR$^
2．按齿面接触强度设计 `n>|rd
因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算 ^>an4UJ t
按式（10—21）试算，即 `F/R:!v
dt≥ ;-` NT`
#2
1） 确定公式内的各计算数值
x(HHy,
（1） 试选Kt＝1.6 68P'<|u?
（2） 由图10－30选取区域系数ZH＝2.433
7V5c`:"
（3） 由表10－7选取尺宽系数φd＝1 nnn \
（4） 由图10－26查得εα1＝0.75，εα2＝0.87，则εα＝εα1＋εα2＝1.62 hk=[ v7
（5） 由表10－6查得材料的弹性影响系数ZE＝189.8Mpa ;)h?P.]
（6） 由图10－21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1＝600MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限σHlim2＝550MPa； QD0x^v8
（7） 由式10－13计算应力循环次数 .bY>++CAPA
N1＝60n1jLh＝60×192×1×（2×8×300×5）＝3.32×10e8 We$
n
N2＝N1/5＝6.64×107 5[)5K?%
=!L}/Dl
（8） 由图10－19查得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.95；KHN2＝0.98 iN8[^,2H|
（9） 计算接触疲劳许用应力 [[c0 g6
取失效概率为1％，安全系数S＝1，由式（10－12）得 a_! H_J
[σH]1＝＝0.95×600MPa＝570MPa zV }:~;w
[σH]2＝＝0.98×550MPa＝539MPa HsTY* ^V
[σH]＝[σH]1＋[σH]2/2＝554.5MPa lt-3 OcC
*=oO3c0|b,
2） 计算 ,j X K
（1） 试算小齿轮分度圆直径d1t m
Z
+dr[
d1t≥ atpHv**D<i
= =67.85 ) A*53>JV
KH)-=IJ8
（2） 计算圆周速度 FiMM-c|
v= = =0.68m/s zwC ,,U
BDf M4
（3） 计算齿宽b及模数mnt
[{ 2v}
b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm fNi&r0/-t
mnt= = =3.39 2'=)ese
h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm Vj4 h#NN$
b/h=67.85/7.63=8.89 0V-jOc
Khd A;bF
（4） 计算纵向重合度εβ
}&+,y<>
εβ= =0.318×1×tan14 =1.59 m19\H
（5） 计算载荷系数K (<_kq;XtN0
已知载荷平稳，所以取KA=1 uxn+.fA
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， w/
~\NI
故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42 hpXW t Q
由表10—13查得KFβ=1.36 m lc8q s
由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数 ??aO3 Vm{
K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05 5 ph CEKt;
<o t`0
（6） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10—10a）得 t0fgG/f'
d1= = mm=73.6mm Q\s+w){f%
c`x4."m
（7） 计算模数mn ? ch?q~e)
mn = mm=3.74 dH5*%
3．按齿根弯曲强度设计 vTFG*\Cq
由式(10—17) Ns YEBT7f
mn≥ s@$0!8sxm
1） 确定计算参数 :vIJ>6lIR
（1） 计算载荷系数 PeIi@0vA
K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96 ;bG?R0a
@{RhO|UR
（2） 根据纵向重合度εβ=0.318φdz1tanβ=1.59，从图10－28查得螺旋角影响系数 Yβ＝0。88 Z[VrRT,\c
1o/(fy
（3） 计算当量齿数 nygGI_[ l
z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 O)V;na
z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47 ~Y
f8, m
（4） 查取齿型系数 ':}9>B3 S
由表10－5查得YFa1=2.724；Yfa2=2.172 K:-jn}i?/
（5） 查取应力校正系数 .?CaU
由表10－5查得Ysa1=1.569；Ysa2=1.798 uQbag]&j
m$W2E.-$'#
zmZU"eWp)
（6） 计算[σF] 2hNl_P~z1u
σF1=500Mpa cQLP gE0
σF2=380MPa \nP79F0%2
KFN1=0.95 hd9~Zw]V
KFN2=0.98 3/usgw1
[σF1]=339.29Mpa 6d8)]
[σF2]=266MPa y`$q cEw
（7） 计算大、小齿轮的 并加以比较 {q$U\y%Rq
= =0.0126 Q)4[zSt R#
= =0.01468 N Ub$PT
大齿轮的数值大。 &k| EG![
v
-)<nox
2） 设计计算 :j3^p8]
mn≥ =2.4 7hx^U90K
mn=2.5 ^m D $#
~X2 # z |
4．几何尺寸计算 e`][zx
1） 计算中心距 gkt lwiCZ
z1 =32.9，取z1=33 L-U4
8 i
z2=165 % +
a =255.07mm K!(WcoA&2i
a圆整后取255mm 20 $Tky_
gO*Gf2A G
2） 按圆整后的中心距修正螺旋角 dk1q9Tx
β=arcos =13 55’50” 65@GXn[W_
f #AuZ]h
3） 计算大、小齿轮的分度圆直径 ER-Xd9R
d1 =85.00mm >cjxu9Vr1K
d2 =425mm q2 |z
\
xzz@Wc^_
4） 计算齿轮宽度 o6 NmDv5
b=φdd1 SZ4y\I
b=85mm \Qv:7;?
B1=90mm，B2=85mm 7o+VhW<|5
=&-.] | t
5） 结构设计 @o@SU"[?_
以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故以选用腹板式为宜。其他有关尺寸参看大齿轮零件图。 q4@+Pi)
S+6YD0
轴的设计计算 vm* 9 xs
拟定输入轴齿轮为右旋 ;>>:7rdYt
II轴： j&.JAQ*2;
1．初步确定轴的最小直径 4
}_}3.
d≥ ＝ =34.2mm S=<
]u
2．求作用在齿轮上的受力 nWYfe-zQxg
Ft1= =899N nx`W!|g$`
Fr1=Ft =337N {hO|{vz
Fa1=Fttanβ=223N； 2&s(:=
Ft2=4494N jMR9E@>~E
Fr2=1685N *x#5S.i1
Fa2=1115N ) i39'0a
e6jdSn
3．轴的结构设计 2"xhFxoD7
1） 拟定轴上零件的装配方案 }
-h H 2
ByWad@- 6i
i. I-II段轴用于安装轴承30307，故取直径为35mm。 Z'^.H3YvL
ii. II-III段轴肩用于固定轴承，查手册得到直径为44mm。 hZe9 Y?)
iii. III-IV段为小齿轮，外径90mm。 H l F Vc
iv. IV-V段分隔两齿轮，直径为55mm。 Um / g&k
v. V-VI段安装大齿轮，直径为40mm。 S=w ~bz, /
vi. VI-VIII段安装套筒和轴承，直径为35mm。 z} VCiS0
=5pwNi_S
2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 J{EK}'
1. I-II段轴承宽度为22.75mm，所以长度为22.75mm。 \FO
4A
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。 uWXxK"J.
3. III-IV段为小齿轮，长度就等于小齿轮宽度90mm。 ]%Whtj.,x7
4. IV-V段用于隔开两个齿轮，长度为120mm。 'i/"D8
5. V-VI段用于安装大齿轮，长度略小于齿轮的宽度，为83mm。 h*[sV
6. VI-VIII长度为44mm。 g2r8J0v
G
i n
qP%[ nY
l_q1h]/
4． 求轴上的载荷 Si#XF[/
66 207.5 63.5 h7]>b'H
xdsF! Zb
^&c|z3 5F
OHF:E44k
y3V47J2o
\w{fq+G
b{e|~v 6&
vs.}Bou]
{K=[Fu=
ybm&g( -\
{-5 b[m(
);F
/P0P
ZcN%F)htm
Q F_K^(
MES| iB
!. ={p8X-x
f=MR.\
Fr1=1418.5N Y2p~chx9
Fr2=603.5N MdNV3:[ \
查得轴承30307的Y值为1.6 BtWm ZaKi
Fd1=443N kObgoMT<[
Fd2=189N o|a]Q
因为两个齿轮旋向都是左旋。 QN m.8c $
故：Fa1=638N TH}+'m
Fa2=189N VrRBwvp-K
] yXrD`J!
5．精确校核轴的疲劳强度 Riz!HtyR
1） 判断危险截面 cm7>%g(oQo
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 =:'a)o
gI~jf- w
2） 截面IV右侧的 Rh# TR"
~rU{Q>c
截面上的转切应力为 Os7 3u#!'
u%Yr&u
由于轴选用40cr，调质处理，所以 )%5T*}j
， ， 。 "Q@ZS2;A
（[2]P355表15-1） B\ !.o=<h
a) 综合系数的计算 }h)[>I(
由 ， 经直线插入，知道因轴肩而形成的理论应力集中为 ， ， ]hkway
（[2]P38附表3-2经直线插入） *[_>d.i
轴的材料敏感系数为 ， ， eqE%ofW
（[2]P37附图3-1） 5zBsu lRt
故有效应力集中系数为 rRZ ,X%
_-I 0f##.
(Sg52zv
查得尺寸系数为 ，扭转尺寸系数为 ， AP ksY!
（[2]P37附图3-2）（[2]P39附图3-3） D V/P/1E
轴采用磨削加工，表面质量系数为 ， FLekyJmw~
（[2]P40附图3-4） OW<5,h
轴表面未经强化处理，即 ，则综合系数值为 U8KEg)Msk
*m sW4|=^2
/\9X0a2h|E
b) 碳钢系数的确定 BqKh&m
碳钢的特性系数取为 ， \YBY"J
c) 安全系数的计算 8 ^N"D7{mO
轴的疲劳安全系数为 +H
L]t'UEg
`cr.C|RT:
;2; Kq)j_=
z_J"Qk
故轴的选用安全。 6!n%S Ut
?qQRA|n*
I轴： "syf@[tz7
1．作用在齿轮上的力 1v Qj` F
FH1=FH2=337/2=168.5 nNFZ77lg
Fv1=Fv2=889/2=444.5 $u9y
H Z
rX#} 2
2．初步确定轴的最小直径 {
O*maE"
c.PPVqx
,9f$ a n
3．轴的结构设计 Y Dyi6x,
1） 确定轴上零件的装配方案 9c1n
3y?ig2
h^5'i} @u
2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 HBL)_c{/O
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。 ;
. c]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。 }cE,&n
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。 BS#@ehdig
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。 T%xB|^ lf
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。 h2Z Gh
i) 轴肩固定轴承，直径为42mm。 ' @iS5Fni
j) 该段轴要安装轴承，直径定为35mm。 x=bAR%i~
2） 各段长度的确定 O(otI-Lc
各段长度的确定从左到右分述如下： fmvv
q1G&
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。 w7"Z @$fs
b) 该段为轴环，宽度不小于7mm，定为11mm。 Ov)rsi
c) 该段安装齿轮，要求长度要比轮毂短2mm，齿轮宽为90mm，定为88mm。 % ;2x.
d) 该段综合考虑齿轮与箱体内壁的距离取13.5mm、轴承与箱体内壁距离取4mm（采用油润滑），轴承宽18.25mm，定为41.25mm。 3 D
k W
e) 该段综合考虑箱体突缘厚度、调整垫片厚度、端盖厚度及联轴器安装尺寸，定为57mm。 INrUvD /*
f) 该段由联轴器孔长决定为42mm 9 frS!AQ
c)M_&?J! 5
Tc`LY/%Od
4．按弯扭合成应力校核轴的强度 oM$EQd`7
W=62748N.mm pVw)"\S%
T=39400N.mm M#d_kDMw
45钢的强度极限为 ，又由于轴受的载荷为脉动的，所以 。 lYeot8
mD)_quz.sk
0QDm3V0n
III轴 E q.?Ga
1．作用在齿轮上的力 %?C{0(Z{
FH1=FH2=4494/2=2247N %u43Pj
Fv1=Fv2=1685/2=842.5N g R(*lXm5w
5sx-u!7
2．初步确定轴的最小直径 H.Z:at5n
_'dsEF
1DGVAIcD
3．轴的结构设计 l9q
ygh
1） 轴上零件的装配方案 bI=\n)sEz
"S^;X
@# v
.) B _~tct
2） 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 Kig.hHj@
I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII >0 i?}
直径 60 70 75 87 79 70 ~y^#?;
长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25 N Q{ X IN~
X1i6CEa<
zie])_8|h
%n9}P ,
?
$d!Sl
a
5．求轴上的载荷 >NW
/0'/
Mm=316767N.mm uyxU>yHV<g
T=925200N.mm n4ce)N@
6. 弯扭校合 j 46f Q
oWo"` "P
w r8n*Du
#=b_!~:%
s N 7I~
滚动轴承的选择及计算 =6q?XOM
I轴： ,$sq]_t
1．求两轴承受到的径向载荷 * "ER8\
5、 轴承30206的校核 FymA_Eq
1） 径向力 =2)5_/9au
dt)
BMF8
fh
)Q X
2） 派生力 { `KgyC W:
， y^hpmTB3"
3） 轴向力 _ts0@Z_:
由于 ， 1?)<*[
所以轴向力为 ， -Z<e`iFQS
4） 当量载荷 &m4
\"X@
由于 ， ， hn.9j "
所以 ， ， ， 。 naXo < B
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 |V lAt#E
s>"=6 gb
5） 轴承寿命的校核 X!CLOHVA a
[lQp4xgxi
#'^p-Jdm
II轴： xp1
+C{
6、 轴承30307的校核 + yS"pOT
1） 径向力 Nt&}T
-deY,%
PFG):i-?
2） 派生力 5cx A,T
， u$& 7fmZ
3） 轴向力 CTR|b}!
由于 ， Vs8os+
所以轴向力为 ， c "H4/,F
4） 当量载荷 cIja^xD
由于 ， ， L`x:Y>C(
所以 ， ， ， 。 \@['V
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 U v[:Aj
(bH " x
5） 轴承寿命的校核 j"_V+)SD
~ {Tus.jk
)+oDa {dZ
III轴： Trbgg
7、 轴承32214的校核 6VQ*z8wLw
1） 径向力 2*Z~J M
E^1uZI\z
>ef Ypd#^
2） 派生力 ]J;^< 4l
， )`-9WCd&
3） 轴向力 &]pW ##
由于 ， # u^F B
所以轴向力为 ， A<9ZX=DAjw
4） 当量载荷 a%;$l_wVT:
由于 ， ， 5$GE 3IER8
所以 ， ， ， 。 -Qiay/tlu
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 bW3e*O$V
8\. #
5） 轴承寿命的校核 2 p@Rr7
n|SsV
$62ospR^Y
键连接的选择及校核计算 26 o68U8&y
(
y2%G=.j
代号 直径 H `),PY2
（mm） 工作长度 AJ^9[j }
（mm） 工作高度 F{]dq/{
（mm） 转矩 kIrME:
（N•m） 极限应力 f*1.Vg0`-
（MPa） R7ZxS
高速轴 8×7×60（单头） 25 35 3.5 39.8 26.0 cEve 70MV
12×8×80（单头） 40 68 4 39.8 7.32 bH3-#mw5w
中间轴 12×8×70（单头） 40 58 4 191 41.2 2!7wGXm~U
低速轴 20×12×80（单头） 75 60 6 925.2 68.5 _s|C0Pt
18×11×110（单头） 60 107 5.5 925.2 52.4 1f~unb\Gg
由于键采用静联接，冲击轻微，所以许用挤压应力为 ，所以上述键皆安全。 i )+@'!6
}j+Z F'#
连轴器的选择 2[r#y1ro
由于弹性联轴器的诸多优点，所以考虑选用它。 , hT t]w
r$=iM:kERC
二、高速轴用联轴器的设计计算 8g(%6 ET
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 ， SD8Q _[rY
计算转矩为 5 z5#_*)O
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） |M)'@s:
其主要参数如下： :f 1*-y
材料HT200 ::9U5E; !
公称转矩 ]hS4' 9lD
轴孔直径 ， ,K+K`"Oy
rzLpVpTaz
轴孔长 ， c:>&Bg&,6T
装配尺寸 8"N<g'Yl,
半联轴器厚 &P&M6v+
（[1]P163表17-3）（GB4323-84） vbmi_[,U
>y(;k|-$
三、第二个联轴器的设计计算 (pREo/ T
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 ， 9Fv1D
计算转矩为 )f*&}SV
所以选用弹性柱销联轴器TL10（GB4323-84）
3RX q/E
其主要参数如下： %g kR G66
材料HT200 a+ uSCs[C
公称转矩 TlQ#0_as[
轴孔直径 iNe;h|
轴孔长 ， BC Jo/m
装配尺寸 sn@gchO9s
半联轴器厚 )0j^Fq5[+
（[1]P163表17-3）（GB4323-84） PUux KW}
|XtN\9V.
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cu# T]
x5.H dKV
减速器附件的选择 ;v^tUyhCb
通气器 r0+lH:G*q
由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M18×1.5 O7g
?x3
油面指示器 CJz2.yd
选用游标尺M16 K ``MS
起吊装置 ]EnB`g(4;
采用箱盖吊耳、箱座吊耳 AT<K>&)
放油螺塞 Q0#oR [(
选用外六角油塞及垫片M16×1.5 ` J'xVq#O
Xjw> Qws
润滑与密封 t:eZ`6o$T\
一、齿轮的润滑 }JeGjpAcV
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。 COH0aNp;
IGV @tI
二、滚动轴承的润滑 9s>q4_ D
由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。 AME3hA
0BMKwZg
三、润滑油的选择 Pv17wU B
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。 -y5^xR
"T=Z/@Vy
四、密封方法的选取 e=<knKc
Q
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。 TD'Rv Tpl
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。 Q>8F&p?R
轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。 /x c<&
L Bq~?Q.e
'Ybd'|t{}
(dd+wx't
设计小结 ,)TtI~6Q
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。 lr 'h
Se.\wkl#Y
参考资料目录 .vE=527g)
[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； i ?&t@"'
[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； Bi;D d?.
[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； 'r~,~ A I
[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； ]-QY,
k
[5]《工程机械构造图册》，机械工业出版社，刘希平主编 VkTdpeBV
[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； hiq7e*Nsb
[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。 dw#K!,g
c7UmR?m
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