目 录 VxTrL}{(6
)&pcRFl
设计任务书……………………………………………………1 1Vi3/JM @
传动方案的拟定及说明………………………………………4 <>?7veN92
电动机的选择…………………………………………………4 QoBM2Q YO
计算传动装置的运动和动力参数……………………………5 |J+oz7l?-
传动件的设计计算……………………………………………5 E# A%aLp0E
轴的设计计算…………………………………………………8 ?#]wx H,
滚动轴承的选择及计算………………………………………14 U9/6F8D1Y1
键联接的选择及校核计算……………………………………16 2^f6@;=M
连轴器的选择…………………………………………………16 j .:I{!R#
减速器附件的选择……………………………………………17 i[7<l&K]
润滑与密封……………………………………………………18 2b89th
设计小结………………………………………………………18 @q/E)M?
参考资料目录…………………………………………………18 1/J3 9Y~+
[==x4N b
机械设计课程设计任务书 Y)*:'&~2e
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 FzM<0FJRX
一． 总体布置简图
qC4 Q+"'
k,GAHM"'
6U(M HxY
0CR~ vQf#r
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 C(!A% >
*i,@d&J y]
二． 工作情况： BH3%d h :9
载荷平稳、单向旋转 EgB$y"fs
RIV
+ _}R
三． 原始数据 O+ghw1/
鼓轮的扭矩T（N•m）：850 @F/yc
鼓轮的直径D（mm）：350 <!G%P4)
运输带速度V（m/s）：0.7 'J1!P:tJ
带速允许偏差（％）：5 cD JeYduK
使用年限（年）：5 e?yrx6
工作制度（班/日）：2 mi'3ibCG
rZ:-%#Q4
四． 设计内容 3Q:Hzq G
1. 电动机的选择与运动参数计算； 45a FH}w:
2. 斜齿轮传动设计计算 W:S?_JM
3. 轴的设计 hj+iB,8
4. 滚动轴承的选择 Y:#nk.}>
5. 键和连轴器的选择与校核； -POsbb>
6. 装配图、零件图的绘制
Pk/3oF
7. 设计计算说明书的编写 Zp qb0ro
/^rJ`M[;
五． 设计任务 X')t6DQ( I
1． 减速器总装配图一张 ["N_t:9I
2． 齿轮、轴零件图各一张 F!qt=)V@w
3． 设计说明书一份
H_vGa!_
]@wKm1%v
六． 设计进度 +"GB uNh
1、 第一阶段：总体计算和传动件参数计算 dBb
&sA-A
2、 第二阶段：轴与轴系零件的设计 yBkcYHT
3、 第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 \m%Z;xKG
4、 第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 Cc}3@Nf{/
\PL0-.t,
tYUg%2G
q5#6PYIq
@Pb%dS
opv<r* !
hn[lhC
6R#.AD\
传动方案的拟定及说明 /H~]5JZ3-E
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。 8z)J rO}
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。 32z2c:G
GAU7w"sE
c0f8*O4i
电动机的选择 JJ4w]Dd4
1．电动机类型和结构的选择 awU&{<,=g
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。 )'i n}M
]QSQr *
2．电动机容量的选择 ,{Ga7rH*
1） 工作机所需功率Pw RXw }Tb/D8
Pw＝3.4kW #&,~5
2） 电动机的输出功率 7 0Wy]8<P
Pd＝Pw/η p|n!R $_g\
η＝ ＝0.904 FM,o&0HSd
Pd＝3.76kW OfPv'r W{x
yF@72tK
3．电动机转速的选择 @B9O*x+n:
nd＝（i1’•i2’…in’）nw b NR @d'U
初选为同步转速为1000r/min的电动机 G] RFGwGt
d$B+xW
4．电动机型号的确定 &xE+PfX
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。 #3}!Q0
~t Zy-1
v9MliD'
计算传动装置的运动和动力参数 YJB/ *SV^
传动装置的总传动比及其分配 "sJ @_lp
1．计算总传动比 %@^9(xTE
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： ![ @i+hl
i＝nm/nw %TYe]^/'y
nw＝38.4 l S |:4U.
i＝25.14 8d[!"lL
of/'
9Tj
2．合理分配各级传动比 48LzI@H&
由于减速箱是同轴式布置，所以i1＝i2。 4$ ^rzAi5
因为i＝25.14，取i＝25，i1=i2=5 o+g\\5s
速度偏差为0.5%<5%，所以可行。 /NUu^ N
各轴转速、输入功率、输入转矩 9)J)r \
项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮 seiE2F[
转速（r/min） 960 960 192 38.4 38.4 xG:7AGZ$[
功率（kW） 4 3.96 3.84 3.72 3.57
LX</xI08W
转矩（N•m） 39.8 39.4 191 925.2 888.4 sWFw[ Y>
传动比 1 1 5 5 1 IPk"{T3
效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97 =~q Xzq
%o_CD>yD
传动件设计计算 Bxk2P<d
1． 选精度等级、材料及齿数 :~\ y<
1） 材料及热处理； MZS/o 3
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。 PJ2m4ulY
2） 精度等级选用7级精度； ,U=7# Cf!
3） 试选小齿轮齿数z1＝20，大齿轮齿数z2＝100的； rq|>z .
4） 选取螺旋角。初选螺旋角β＝14° _Kg"l5?B
2．按齿面接触强度设计 7'RU\0QG
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 N >k,"=N /
按式（10—21）试算，即 YJ{_%z|U
dt≥ \
m g
1） 确定公式内的各计算数值 $!K,5^+
（1） 试选Kt＝1.6 +t}<e(
（2） 由图10－30选取区域系数ZH＝2.433 O6]X\Cwj%
（3） 由表10－7选取尺宽系数φd＝1 N:U A+
（4） 由图10－26查得εα1＝0.75，εα2＝0.87，则εα＝εα1＋εα2＝1.62 I 8 Ls_$[
（5） 由表10－6查得材料的弹性影响系数ZE＝189.8Mpa 0pA> w8 mh
（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； H iEQs|""'
（7） 由式10－13计算应力循环次数 lFD/hz7lc
N1＝60n1jLh＝60×192×1×（2×8×300×5）＝3.32×10e8 M7c53fz
N2＝N1/5＝6.64×107 =po5Q6@i
l-M
.C8N
（8） 由图10－19查得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.95；KHN2＝0.98 seA=7c5E
（9） 计算接触疲劳许用应力 b ix}#M
取失效概率为1％，安全系数S＝1，由式（10－12）得 )]{&
[σH]1＝＝0.95×600MPa＝570MPa VV"1I R
[σH]2＝＝0.98×550MPa＝539MPa _F3=
H]P
[σH]＝[σH]1＋[σH]2/2＝554.5MPa vnH[D)`@
dwz {Yw(
2） 计算 :PP!v!vk
（1） 试算小齿轮分度圆直径d1t 7-c3^5gn{
d1t≥ g>H \"cUv
= =67.85 8g6G},Y0
{%QWv%|
（2） 计算圆周速度 2x :aMWh
v= = =0.68m/s o_?A^ u
M~-jPY,+
（3） 计算齿宽b及模数mnt ;xjw'%n,
b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm *7K)J8kq
mnt= = =3.39 gF&H JF 0x
h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm H~~>ut6`
b/h=67.85/7.63=8.89 e`;U9Z
@^^,VgW[
（4） 计算纵向重合度εβ zN>tSdNkI-
εβ= =0.318×1×tan14 =1.59 *
NdL4c~
（5） 计算载荷系数K {
u 1\M
已知载荷平稳，所以取KA=1 $<d3 g :
根据v=0.68m/s,7级精度，由图10—8查得动载系数KV=1.11；由表10—4查的KHβ的计算公式和直齿轮的相同， S/Gy:GIf
故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42 Q3aZB*$K
由表10—13查得KFβ=1.36 NXdT"O=P
由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数 UE
K$
K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05 >?ckBU9
? #VkzT
（6） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10—10a）得 5j#XNc)"
d1= = mm=73.6mm "U
iv[8B
|oTA $bln
（7） 计算模数mn #<gD@Jyb u
mn = mm=3.74 SAN/ fnM
3．按齿根弯曲强度设计 EALgBv>#ZL
由式(10—17) +t<'{KZ7;
mn≥ u;=a=>05IR
1） 确定计算参数 t"FB}%G
（1） 计算载荷系数 at5=Zo[bP
K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96 uOQl;}Lk5
N Zt
8L?
（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 @1+({u#B
.{66q#.
（3） 计算当量齿数 1n EW 'F
z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 rPF2IS(5
z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47 /Pgc W
（4） 查取齿型系数 PVX23y;
由表10－5查得YFa1=2.724；Yfa2=2.172 > kG: MJj
（5） 查取应力校正系数 .?;"iv+
由表10－5查得Ysa1=1.569；Ysa2=1.798 {%XDr,myd
:DR}lOi`
Oo8"s+G
（6） 计算[σF] #~:@H&f790
σF1=500Mpa .eG_>2'1
σF2=380MPa R^tDL
KFN1=0.95 ~"i4"Op&
KFN2=0.98 ^y3sn uLtE
[σF1]=339.29Mpa /|aD,JVN"
[σF2]=266MPa AJ R`ohh
（7） 计算大、小齿轮的 并加以比较 T`SpIdzB.
= =0.0126 ,|Lf6k
= =0.01468 xGo,x+U*
大齿轮的数值大。 gukKa
S_Ug=8r4
2） 设计计算 S$1dX XT
mn≥ =2.4 t.= 1<Ed
mn=2.5 SZm&2~|J
s.K Hm
L3
4．几何尺寸计算 9zD^4j7
1） 计算中心距 6YpP/
K
z1 =32.9，取z1=33 8ZvozQE
z2=165 t+m
ug
a =255.07mm 7&{[Y^R]"
a圆整后取255mm j;_
> ,\
^{w]r5d
2） 按圆整后的中心距修正螺旋角 o+
0"@B
β=arcos =13 55’50” Tq`rc"&7u
*/E5<DO
3） 计算大、小齿轮的分度圆直径 w}
1~
d1 =85.00mm {G(N vf,K]
d2 =425mm 'n0u6hCSb
D}6 ~2j
4） 计算齿轮宽度 @>SirYh
b=φdd1 K!BS?n;
b=85mm KL6FmL)HH
B1=90mm，B2=85mm )H`1CcT
f C^POLn[f
5） 结构设计 YQ#o3 sjs
以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故以选用腹板式为宜。其他有关尺寸参看大齿轮零件图。 R3ru<u>k&
92)e/t iP
轴的设计计算 ?Z[`sm
拟定输入轴齿轮为右旋 x ix: =
a
II轴： ?^z.WQ|f@
1．初步确定轴的最小直径 2 fv`O
d≥ ＝ =34.2mm O6Jn$'os1#
2．求作用在齿轮上的受力 1Wy0#?L
Ft1= =899N +YK/^;Th
Fr1=Ft =337N (!^; a r^
Fa1=Fttanβ=223N； yJG M"$
Ft2=4494N ^E349c-|
Fr2=1685N 1# -=|:U
Fa2=1115N z6f N)kw
hd)HJb-aR
3．轴的结构设计 )mF;^3
1） 拟定轴上零件的装配方案 5$.e5y<&(
-k I;yL
i. I-II段轴用于安装轴承30307，故取直径为35mm。 +ZK12D}
ii. II-III段轴肩用于固定轴承，查手册得到直径为44mm。 uDXRw*rT v
iii. III-IV段为小齿轮，外径90mm。 CBvvvgI o
iv. IV-V段分隔两齿轮，直径为55mm。 E ) iEWc
v. V-VI段安装大齿轮，直径为40mm。 h aW*W=kv)
vi. VI-VIII段安装套筒和轴承，直径为35mm。 XAF*jevr
z),@YJU"z
2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 !HPye@ Ua
1. I-II段轴承宽度为22.75mm，所以长度为22.75mm。 ygn]f*;?kw
2. II-III段轴肩考虑到齿轮和箱体的间隙12mm，轴承和箱体的间隙4mm，所以长度为16mm。 /a: sWmxMT
3. III-IV段为小齿轮，长度就等于小齿轮宽度90mm。 _BP!{~&;
4. IV-V段用于隔开两个齿轮，长度为120mm。 W fF~\DlrD
5. V-VI段用于安装大齿轮，长度略小于齿轮的宽度，为83mm。 TowRY=#jiS
6. VI-VIII长度为44mm。 (viGL|Ogn
Y ~%9TC
/ >q?H)6
heN?lmC
4． 求轴上的载荷 ? <"H Io
66 207.5 63.5 5h6c W
:$J4T;/{
>^5U XQr
J;AwC>N
+#a_Y
o+j~~P
Sdn4y(&TP
ltH?Ew<]
XFv) ]_G
aH!2zC\:T
oP CtLz}z
h~R= ?%H[
N=[# "4I
{i09e1
*[SOz)
k9 Xv@v
{InD/l'v6n
Fr1=1418.5N C0> Z<z
Fr2=603.5N !: <(p
查得轴承30307的Y值为1.6 f;7I{Z\<
Fd1=443N lI"~*"c`
Fd2=189N ?7]UbtW[
因为两个齿轮旋向都是左旋。 ft" t
故：Fa1=638N wYLi4jYm
Fa2=189N nhZ^`mP
Op2@En|d
5．精确校核轴的疲劳强度 44p?x8(z*
1） 判断危险截面 [W#M(`}D
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 }mx> 3G{d
8,DY0PGP
2） 截面IV右侧的 JsZLBq*lP
b|'{f ?
截面上的转切应力为 9yrSCDu00
gf\F%VmSN
由于轴选用40cr，调质处理，所以 &oXN*$/dlJ
， ， 。
e#/SFI0m
（[2]P355表15-1） 9H6%\#rw
a) 综合系数的计算 +IkL=/';#
由 ， 经直线插入，知道因轴肩而形成的理论应力集中为 ， ， ZFH;
（[2]P38附表3-2经直线插入） 2QN ~E
轴的材料敏感系数为 ， ， 3 J !J#
（[2]P37附图3-1） W8><
故有效应力集中系数为 2iV/?.<Z&
LZ 3PQL
% r>v^1Vo
查得尺寸系数为 ，扭转尺寸系数为 ， 4?2$~\
x
（[2]P37附图3-2）（[2]P39附图3-3）
q0y#Y
轴采用磨削加工，表面质量系数为 ， dtDT^~
（[2]P40附图3-4） r;C
BA'Z
轴表面未经强化处理，即 ，则综合系数值为 dum(T
j
: $Ruy
Ak'=/`+ p
b) 碳钢系数的确定 |iLf;8_:
碳钢的特性系数取为 ， aSVR +of
c) 安全系数的计算 E# U AC2Q
轴的疲劳安全系数为 %~ $coZY^
;T,`m^@zf
N}rc3d#
oT}-i [=}
故轴的选用安全。 *MM8\p_PuT
WLkfo6Nw
I轴： PC55A1(T
1．作用在齿轮上的力 C =zc6C,
FH1=FH2=337/2=168.5 cf{rK`Ff^
Fv1=Fv2=889/2=444.5 1 LUvs~Qu
N* NGC!p`N
2．初步确定轴的最小直径 ! a!^'2
k,0lA#>
Q@aDa 8Z
3．轴的结构设计 .jK,6't^
1） 确定轴上零件的装配方案 3@8Zy:[8 <
S #6: !
9J4g Dw4<
2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 l37)
Q
d) 由于联轴器一端连接电动机，另一端连接输入轴，所以该段直径尺寸受到电动机外伸轴直径尺寸的限制，选为25mm。 1}XESAX;0
e) 考虑到联轴器的轴向定位可靠，定位轴肩高度应达2.5mm，所以该段直径选为30。 [MI ?
f) 该段轴要安装轴承，考虑到轴肩要有2mm的圆角，则轴承选用30207型，即该段直径定为35mm。 "Iu Pg=|#
g) 该段轴要安装齿轮，考虑到轴肩要有2mm的圆角，经标准化，定为40mm。 -?Kd[Ma
h) 为了齿轮轴向定位可靠，定位轴肩高度应达5mm，所以该段直径选为46mm。 &++tp5
i) 轴肩固定轴承，直径为42mm。 eH' J
j) 该段轴要安装轴承，直径定为35mm。 #y>q)Ph
2） 各段长度的确定 \yKYBfp-p
各段长度的确定从左到右分述如下： +
X0db
a) 该段轴安装轴承和挡油盘，轴承宽18.25mm，该段长度定为18.25mm。 uz'MUT(68
b) 该段为轴环，宽度不小于7mm，定为11mm。 =Yt)b/0b9
c) 该段安装齿轮，要求长度要比轮毂短2mm，齿轮宽为90mm，定为88mm。 sHn-#SGm
d) 该段综合考虑齿轮与箱体内壁的距离取13.5mm、轴承与箱体内壁距离取4mm（采用油润滑），轴承宽18.25mm，定为41.25mm。 ,WgEl 4
e) 该段综合考虑箱体突缘厚度、调整垫片厚度、端盖厚度及联轴器安装尺寸，定为57mm。 -kkp Ew\
f) 该段由联轴器孔长决定为42mm </-aG[Fi
B82SAV/O
H*R4A E0
4．按弯扭合成应力校核轴的强度 Q)L6+gW^
W=62748N.mm GS&iSjw
T=39400N.mm a=&{B'^G
45钢的强度极限为 ，又由于轴受的载荷为脉动的，所以 。 7j~}M (s"
Lnl DCbF;!
e{E8_2d
III轴 J S#AoPWA
1．作用在齿轮上的力 K bM1b
FH1=FH2=4494/2=2247N (!"&c*
<
Fv1=Fv2=1685/2=842.5N 6 H' W]T&
a*bAf'=
2．初步确定轴的最小直径 6X[Mn2wYW
;+(EmD :Q
6#up BF:
3．轴的结构设计 z(
^
r
1） 轴上零件的装配方案 _,bDv`>Ra
U])$#/ v
&E0L 2gbI
2） 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 cu )w6!f
I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII \Jm^XXgS
直径 60 70 75 87 79 70 45U!\mG
长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25 ( Y:?qy
U C..)9
`FHKQ S5
/M5R<rl
ck\TTNA
5．求轴上的载荷 BVe c
Mm=316767N.mm .
l-eJ
T=925200N.mm A|
s\5"??
6. 弯扭校合 |$G|M=*LN
4"d'iY
"fOxS\er
[Nv )37|W
3fd?xhWbN
滚动轴承的选择及计算 RZbiiMC>
I轴： "pTU&H e
1．求两轴承受到的径向载荷 v!6IH
5、 轴承30206的校核
kAnK1W>
1） 径向力 B'8T+qvA
v&r\Z @%
2f0qfF
2） 派生力 r O-=):2
， [iUy_ C=qp
3） 轴向力 PS'SI X
由于 ， ^
RIWW0
所以轴向力为 ， 6S&OE k
4） 当量载荷 )JXy > q#
由于 ， ， !~ fy".|x
所以 ， ， ， 。 0@/C 5 v
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 (g3@3.Kk)
,?(U4pzX
5） 轴承寿命的校核 g66x;2Q
^k5# {?I
9^1li2z k{
II轴： bT c^ huP
6、 轴承30307的校核
>B$J
1） 径向力 y7U?nP ')+
Kdr} 7#c
o[B"J96b
2） 派生力 *yqke<o9)
，
ES ? 6
3） 轴向力 `9mc+
由于 ， T 07 AH
所以轴向力为 ， >gf,8flg j
4） 当量载荷 h )h%y)1
由于 ， ， W-<`Vo'
所以 ， ， ， 。 RW|X h8.O
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 nUScDb2|
\e' oAhM
5） 轴承寿命的校核 d: JP935
( 7w9 5xI
7g-{ <d
III轴： J!d=aGY0-
7、 轴承32214的校核 P asVfC@
1） 径向力 Eu2(#z 6eW
r;@"s g
3T~Deq Ayw
2） 派生力 ui<Mnm_T;d
， }.r)
3） 轴向力 f6`W(OiE
由于 ， Rh%C$d(
所以轴向力为 ， xwa@h}\#
4） 当量载荷 j 026CVL
由于 ， ， (N?nOOQ
所以 ， ， ， 。 z C 7 b
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 [7h/ 2La#
o,[Em<
5） 轴承寿命的校核 ', P_a,\
KskPFXxP
g4&f2D5
键连接的选择及校核计算 p
Cgm!t?/
'RZ0,SK'
代号 直径 N14Q4v-*x
（mm） 工作长度 GC7W7B
（mm） 工作高度 2[i(XG{/
（mm） 转矩 3u/ GrsF
（N•m） 极限应力 _*-b0 }T
（MPa） wo9`-o6
高速轴 8×7×60（单头） 25 35 3.5 39.8 26.0
+Ou<-EQV
12×8×80（单头） 40 68 4 39.8 7.32 t@!A1Vr@
中间轴 12×8×70（单头） 40 58 4 191 41.2 e,
}{$HStZ
低速轴 20×12×80（单头） 75 60 6 925.2 68.5 vDCbD#.6
18×11×110（单头） 60 107 5.5 925.2 52.4 ,:%
h`P_
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。 CPcB17!
]sJjV
A
连轴器的选择 k,LaFe`W
由于弹性联轴器的诸多优点，所以考虑选用它。 V\=%u<f
T[ kS;-x
二、高速轴用联轴器的设计计算 5I[6 "o0
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 ， @?5pY^>DK
计算转矩为 '#lc?Y(pJ2
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） T' a&
其主要参数如下： ?;GXFKy
材料HT200 m O"Rq5
公称转矩 ';LsEI[
轴孔直径 ， F%$l cQ04%
IwR=@Ne8
轴孔长 ， j-zWckT{
装配尺寸 Kl]l[!c7$
半联轴器厚 f('##pND@
（[1]P163表17-3）（GB4323-84） #r QT)n
~h$
H@&5
三、第二个联轴器的设计计算 K0\`0E^,
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 ， *i V#_
计算转矩为 9Us'Q{CD
所以选用弹性柱销联轴器TL10（GB4323-84） GW2v&Ul7(
其主要参数如下： ik5"9b-\<
材料HT200 Iv/h1j> H
公称转矩 ekd;sEO
轴孔直径 f{U,kCv
轴孔长 ， p+V::O&&r
装配尺寸 k#G+<7c<
半联轴器厚 ;}'Z2gZ B
（[1]P163表17-3）（GB4323-84） ;ZTh(_7
g{JH5IZ~
\~.el Kw<U
0aGAF ]
减速器附件的选择 U["IXR#
通气器 z8
K#G%,:
由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M18×1.5 H>wXQ5 ?W;
油面指示器
TIxlLOs
选用游标尺M16 USH>`3
起吊装置 `+(4t4@ew
采用箱盖吊耳、箱座吊耳 4 MRN{W6
放油螺塞 m}+_z^@j9
选用外六角油塞及垫片M16×1.5 !J(6E:,b#
Lbu,V X
润滑与密封 SDO~g ~NTp
一、齿轮的润滑 Qm4cuV-0{
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。 Kr%`L/%
1pT/ `x
二、滚动轴承的润滑 zwK$ q=-:
由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。 iOiXo6YE
#-/_J?
三、润滑油的选择 i}>} %l|
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。 yppXecFJ
C FeAKjG
四、密封方法的选取 %3T:W\h
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。 i~tps
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。 ;V^ I>-fnm
轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。 ^ ?T,>ZI
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;(IAhWE?7
设计小结 BXr._y, cr
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+Y@dJnPT
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参考资料目录 jyC>~}?
[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； )T@+"Pw8t
[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； Q#Xa]A -
[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； }te d h
[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； WiFZY*iu5
[5]《工程机械构造图册》，机械工业出版社，刘希平主编 C12y_E8Un
[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； b2YOnV
[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。 s_7 6)7
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