目 录 i7)J|(N2.
] 6(%tU
设计任务书……………………………………………………1 f:3cV(mC
传动方案的拟定及说明………………………………………4 ]$#bNt/p
电动机的选择…………………………………………………4 DD/ B\
计算传动装置的运动和动力参数……………………………5 $mK;{9Z
传动件的设计计算……………………………………………5 Uic
轴的设计计算…………………………………………………8 \i?bt0 bM
滚动轴承的选择及计算………………………………………14 pk u\)
键联接的选择及校核计算……………………………………16 .+(ED
连轴器的选择…………………………………………………16 nHF66,7t
减速器附件的选择……………………………………………17 C'@ I!m._i
润滑与密封……………………………………………………18 ~5F x[q
设计小结………………………………………………………18 6`-<N !
参考资料目录…………………………………………………18 ty 5# a
}bi hlyB&Q
机械设计课程设计任务书 4wv0~T$;x
题目：设计一用于带式运输机传动装置中的同轴式二级圆柱齿轮减速器 J#:`'eEG
一． 总体布置简图 nt"\FZ*;3
)z&C&Gq z
h% >ZN-K)
;a|%W4 "
1—电动机；2—联轴器；3—齿轮减速器；4—带式运输机；5—鼓轮；6—联轴器 Y*b$^C%2
L V ]10v6
二． 工作情况： q-^{2.ftcx
载荷平稳、单向旋转 ?6"U('y>n
G5|nt#>
三． 原始数据 CE{2\0Q
鼓轮的扭矩T（N•m）：850 p+ReQ.5|
鼓轮的直径D（mm）：350 pzt<[;
运输带速度V（m/s）：0.7 $$Tf1hIg
带速允许偏差（％）：5 tVf):}< h
使用年限（年）：5 w 15a~\Q u
工作制度（班/日）：2 TP| ogF?
yOD=Vc7i
四． 设计内容 C/
VHzV%q
1. 电动机的选择与运动参数计算； jHob{3
2. 斜齿轮传动设计计算 VI|2vV6?
3. 轴的设计 Z Uj1vf 6I
4. 滚动轴承的选择 [c;0eFSi2
5. 键和连轴器的选择与校核； Lo}T%0"G
6. 装配图、零件图的绘制 o R%cG"y
7. 设计计算说明书的编写 >;"% Db
R' 1 j
五． 设计任务 4h?@D_{k
1． 减速器总装配图一张 Rt,po
2． 齿轮、轴零件图各一张 N`d%4)|{
3． 设计说明书一份 uzb|yV'B
>bI\p J
六． 设计进度 ,Y|
;V
1、 第一阶段：总体计算和传动件参数计算 OW6dK #CFt
2、 第二阶段：轴与轴系零件的设计 < }.!G>X
3、 第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 Z6M
qcAJ3j
4、 第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 )l(DtU!E
OK-*TPrc
A:4&XRYZY
89KFZ[.}]
v e"tbNL
d%L/[.&
FQ 0 ; %Z
6*EIhIQ(
传动方案的拟定及说明 *6][ [)(
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。 2^=.f? _YR
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。 g/FT6+&T.
H}&JrT95
0,&] 2YJ
电动机的选择 :_ F 8O
1．电动机类型和结构的选择 }4piZ
ch
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。 B bCW3 !(
N_FjEZpX
2．电动机容量的选择 M @G\b^ "
1） 工作机所需功率Pw z[vu- f9
Pw＝3.4kW '
Qlj"U
2） 电动机的输出功率 Kv:.bHN}
Pd＝Pw/η Ps (oxj7
η＝ ＝0.904 X,lhVT
|
Pd＝3.76kW a*&&6Fo
}fef* >>}
3．电动机转速的选择 aMT=pGU
nd＝（i1’•i2’…in’）nw oO7)7$|1
初选为同步转速为1000r/min的电动机 =j20A6gND
~PAI0+*"q
4．电动机型号的确定 pVzr ]WFx
由表20－1查出电动机型号为Y132M1-6,其额定功率为4kW，满载转速960r/min。基本符合题目所需的要求。 3A =\Mb
eA``fpr
?I+$KjE +
计算传动装置的运动和动力参数 C%ZPWOc_8
传动装置的总传动比及其分配 ']sj W'~
1．计算总传动比 &Cm]*$?
由电动机的满载转速nm和工作机主动轴转速nw可确定传动装置应有的总传动比为： W lW%z(R C
i＝nm/nw Y]`o- dV
nw＝38.4 92C; a5s
i＝25.14 6f
t6;*,
.!+7|us8l\
2．合理分配各级传动比 ~> _UTI
由于减速箱是同轴式布置，所以i1＝i2。 O~?d;.b
因为i＝25.14，取i＝25，i1=i2=5 9@mvG^
速度偏差为0.5%<5%，所以可行。 o9C# 5%9
各轴转速、输入功率、输入转矩 c/j+aj0.v
项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮 %2B1E( r%M
转速（r/min） 960 960 192 38.4 38.4 OZz!8-|wE
功率（kW） 4 3.96 3.84 3.72 3.57 z6,E} Y
转矩（N•m） 39.8 39.4 191 925.2 888.4 &v;o }Q}E{
传动比 1 1 5 5 1 ~J#Z7y]p!j
效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97 V[Sj+&e&
sX}#L
传动件设计计算 Wi,)a{
1． 选精度等级、材料及齿数 O.\\)8xA
1） 材料及热处理； <R~;|&o,$
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。 !) `*e>]x
2） 精度等级选用7级精度； <c<! |<x
3） 试选小齿轮齿数z1＝20，大齿轮齿数z2＝100的； D#`>p
4） 选取螺旋角。初选螺旋角β＝14° xoGrXt9&
2．按齿面接触强度设计 ;n|%W,b-
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 .LnknjC
按式（10—21）试算，即 , )TnIByM
dt≥ 9HPwl
1） 确定公式内的各计算数值 MR5[|kHJT
（1） 试选Kt＝1.6 ~J5B?@2hK
（2） 由图10－30选取区域系数ZH＝2.433 ]Wjcr2Wq
（3） 由表10－7选取尺宽系数φd＝1 m],.w M8
（4） 由图10－26查得εα1＝0.75，εα2＝0.87，则εα＝εα1＋εα2＝1.62 Nz*,m'-1e
（5） 由表10－6查得材料的弹性影响系数ZE＝189.8Mpa \D]9:BNJ
（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； 3 ` D['
（7） 由式10－13计算应力循环次数 .N# KW
N1＝60n1jLh＝60×192×1×（2×8×300×5）＝3.32×10e8 L8Z@Dk 7Y
N2＝N1/5＝6.64×107 9`"#OQPn1
PY3bn).uR
（8） 由图10－19查得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.95；KHN2＝0.98 o Q*LP{M
（9） 计算接触疲劳许用应力 7[K3kUm[
取失效概率为1％，安全系数S＝1，由式（10－12）得 s5Wb iOF
[σH]1＝＝0.95×600MPa＝570MPa l]Ym)QP
[σH]2＝＝0.98×550MPa＝539MPa Y}Dk>IG
[σH]＝[σH]1＋[σH]2/2＝554.5MPa 0V^I.S/q
1A#/70Mo
2） 计算 ^-|~c`&}B
（1） 试算小齿轮分度圆直径d1t 59"tHb6 E
d1t≥ _ yDDPuAi
= =67.85 F?cwIE\J
rO{?.#~
（2） 计算圆周速度 $"MVr5q6
v= = =0.68m/s wf\7sz
D:z_FNN
（3） 计算齿宽b及模数mnt ]|=`-)AP3
b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm lk R^2P
mnt= = =3.39 PyK !Cyq
h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm ab.B?bx
b/h=67.85/7.63=8.89 9 HlWoHuC
$ e,r>tgD
（4） 计算纵向重合度εβ YTTi j|(
εβ= =0.318×1×tan14 =1.59 nII#uI /!q
（5） 计算载荷系数K 02NVdpo[wU
已知载荷平稳，所以取KA=1 <r>Sj /w<D
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， esQ`6i
故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42 K)+]as
由表10—13查得KFβ=1.36 \DBEs02
由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数 q"DHMZB
K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05 19pFNg'kA
%W=BdGr[8z
（6） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10—10a）得 C@zG( ?X
d1= = mm=73.6mm ._<,
Eodv
sX3 qrRY
（7） 计算模数mn ;_ |4c7
mn = mm=3.74 #Ak|p#7 ^
3．按齿根弯曲强度设计 :xbj&
l
由式(10—17) |-S+ x]9
mn≥ :*DWL!a
1） 确定计算参数 lF SvHs5
（1） 计算载荷系数 _' X
K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96 y65lbl%Z n
E`hR(UL
?
（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 X Z3fWcw [
jAv3qMQA
（3） 计算当量齿数 bhbTloCR
z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 2mMi=pv9
z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47 ? ~.:C'
（4） 查取齿型系数 0E,QOF{o
由表10－5查得YFa1=2.724；Yfa2=2.172 {.[EX MX
（5） 查取应力校正系数 JRZp 'Ln
由表10－5查得Ysa1=1.569；Ysa2=1.798 gu ~R4 @3
x *=m'IM[
}[drR(]`dO
（6） 计算[σF] $/5\Hg1
σF1=500Mpa kzNRRs\e
σF2=380MPa y HlQKI
KFN1=0.95 @'GPZpbvZ
KFN2=0.98 YjJ^SU`*
[σF1]=339.29Mpa Am*lx
[σF2]=266MPa I|>.&nb
（7） 计算大、小齿轮的 并加以比较 LHu
= =0.0126 p5w9X+G%
= =0.01468 TX@ed
大齿轮的数值大。 eH!V%dX
@Bjp7v :w
2） 设计计算 UL#:!J/34
mn≥ =2.4 *A8Et5HAv
mn=2.5 Y
9z*xS
m']$)Iqw
4．几何尺寸计算 Qy}pn=#Q
1） 计算中心距 .3XiL=^~Qp
z1 =32.9，取z1=33 t%5bDdo
z2=165 pR=R{=}wV
a =255.07mm >, 'guaa
a圆整后取255mm ,Shzew+
WS(m#WFQr
2） 按圆整后的中心距修正螺旋角 + @|u8 +
β=arcos =13 55’50” Ruq>+ }4
+ ZiYl[_|
3） 计算大、小齿轮的分度圆直径
So e2Gq
d1 =85.00mm v6Y[_1
d2 =425mm X eY[;}9
wgolgof
4） 计算齿轮宽度 ,/TmTX--d
b=φdd1 G %\/[
B
b=85mm B]}gfVO
B1=90mm，B2=85mm * 8;< w~
M5d EZ
5） 结构设计 F9r/
M"5
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。 %6^nb'l'C
lcy+2)+
轴的设计计算 *P]]7DR
拟定输入轴齿轮为右旋 J(maJuY
II轴： w`+-xT%
1．初步确定轴的最小直径 ) R5j?6}xF
d≥ ＝ =34.2mm \ -{$IC-L
2．求作用在齿轮上的受力 &`vThs[x
Ft1= =899N .f;@O qU
Fr1=Ft =337N ydY 7 :D
Fa1=Fttanβ=223N； PNo:vRtsq
Ft2=4494N [q_62[- X
Fr2=1685N qdKqc,R1{
Fa2=1115N Ie=gI+2
x%goyXK
3．轴的结构设计 %hZX XpuO
1） 拟定轴上零件的装配方案 vdB2T2F
(J nEso-V
i. I-II段轴用于安装轴承30307，故取直径为35mm。 }Y!s :w#
ii. II-III段轴肩用于固定轴承，查手册得到直径为44mm。 .m>Q lh
iii. III-IV段为小齿轮，外径90mm。 QlR~rFs9t
iv. IV-V段分隔两齿轮，直径为55mm。 8\:>;XG6f
v. V-VI段安装大齿轮，直径为40mm。 ?[>Y@we
vi. VI-VIII段安装套筒和轴承，直径为35mm。 matm>3n
$F X$nY
2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 om y3 <6
1. I-II段轴承宽度为22.75mm，所以长度为22.75mm。 <gH-`3 J6
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。 +opym!\
3. III-IV段为小齿轮，长度就等于小齿轮宽度90mm。 uR.pQo07y<
4. IV-V段用于隔开两个齿轮，长度为120mm。 YPq:z"`-y4
5. V-VI段用于安装大齿轮，长度略小于齿轮的宽度，为83mm。 $3&XM
6. VI-VIII长度为44mm。 'NfsAE
F`(;@L O
\T<F# a
Qy4Pw\
4． 求轴上的载荷 qxHn+ O!h
66 207.5 63.5 kRb JK
J&JZYuuf
pr4y*!|Y$
a|4D6yUw|
3="vOSJ6&
T \- x3i
Ly n{Uag
*14:^neoI
\pTC[Ry1
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B~qo^ppVU
P0OMu/
t98S[Z(-%+
p W 5D!z
?Ov~\[) F
"zT y_0[;
hy% 5LV<(
Fr1=1418.5N N `fFYO
Fr2=603.5N v.TgB)
查得轴承30307的Y值为1.6 *mWl=J; u
Fd1=443N LN<rBF[_:f
Fd2=189N U#iW1jPE2
因为两个齿轮旋向都是左旋。 ZHeq)5C ;f
故：Fa1=638N /Ix5`Q)
Fa2=189N xSlgq|8
M}CxCEdDB]
5．精确校核轴的疲劳强度 /%p
~
1） 判断危险截面 J9j
@V4
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 Q2woCx B
J >;r(j
2） 截面IV右侧的 <Uf`'X\e6
R~[~(`/S
截面上的转切应力为 6o9&FU
8==M{M/eM
由于轴选用40cr，调质处理，所以 >py[g0J
， ， 。 k2,`W2] ^E
（[2]P355表15-1） H`URJ8k$Q
a) 综合系数的计算 FyPG5 -
由 ， 经直线插入，知道因轴肩而形成的理论应力集中为 ， ， UhkL=+PD
（[2]P38附表3-2经直线插入） ~[og\QZX
轴的材料敏感系数为 ， ， aE3eYl9u
（[2]P37附图3-1） I2SH
j6 -
故有效应力集中系数为 jJt4{c
D2gyn-] \
R-OO1~W=
查得尺寸系数为 ，扭转尺寸系数为 ， ,`YBTU
（[2]P37附图3-2）（[2]P39附图3-3） P7bb2"_9
轴采用磨削加工，表面质量系数为 ， ; 8eGf'
（[2]P40附图3-4） zOFHdd ,"g
轴表面未经强化处理，即 ，则综合系数值为 _j0xL{&&
N$C+le
|4 2;171
b) 碳钢系数的确定 R)*l)bpZ#
碳钢的特性系数取为 ， *vIP\NL?H
c) 安全系数的计算 shy[>\w
轴的疲劳安全系数为 zF{~Md1
/]-yZ0hX0O
~!g2+^G7+P
f/IQ2yT-:D
故轴的选用安全。 +Ig%h[1a
z#P`m,~t0
I轴： B>=D$*_
1．作用在齿轮上的力 Sj|tR[SAoD
FH1=FH2=337/2=168.5 En\q. 3
5
Fv1=Fv2=889/2=444.5 birc&<
yJ0 %6],^g
2．初步确定轴的最小直径 ^ACrWk~UY
IO=$+c
-Eq[ J k
3．轴的结构设计 0rI/ $
1） 确定轴上零件的装配方案 6vps`k$,~
2e-bt@0t
" Y^ 9g/
2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 YX)Rs
Vf
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。 /QVwZrch
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。 w{2CV\^>5
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。 .j^BW r
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。 mD&I6F[s
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。 S^p^)
fAmF
i) 轴肩固定轴承，直径为42mm。 8Lx1XbwK
j) 该段轴要安装轴承，直径定为35mm。 $M!iQ"bb
2） 各段长度的确定 /3SEu(d!
各段长度的确定从左到右分述如下： (y&sUc9
a) 该段轴安装轴承和挡油盘，轴承宽18.25mm，该段长度定为18.25mm。 P 6La)U`VA
b) 该段为轴环，宽度不小于7mm，定为11mm。 :FH&#Eq~4
c) 该段安装齿轮，要求长度要比轮毂短2mm，齿轮宽为90mm，定为88mm。 M e ep
d) 该段综合考虑齿轮与箱体内壁的距离取13.5mm、轴承与箱体内壁距离取4mm（采用油润滑），轴承宽18.25mm，定为41.25mm。 >$- YNZA
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。 hAc| a9 o
f) 该段由联轴器孔长决定为42mm GbZ~e I`,2
/je
$+
JR15y3 F
4．按弯扭合成应力校核轴的强度 4 KR`
W=62748N.mm $0 vT_
T=39400N.mm oD\t4]?E
45钢的强度极限为 ，又由于轴受的载荷为脉动的，所以 。 w $-q&
U$+,|\ 9
{I $i D
III轴 .|hsn6i /-
1．作用在齿轮上的力 vyJ8"
#]qY
FH1=FH2=4494/2=2247N sP2Uj
Fv1=Fv2=1685/2=842.5N ){'<67dK
_#&oQFdYR
2．初步确定轴的最小直径 S$$S Ly:P
zaLPPm&f
YVgH[-`,
3．轴的结构设计 2PRii L@
1） 轴上零件的装配方案 .Tq8Q dl
/^k%s G@?
[TUs^%2@
2） 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 (Sgsy^|N
I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII %g@\S R.
直径 60 70 75 87 79 70 I%Y q8 6
长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25 ) `'a1y|
vWM&4|Q1~
AH/o-$C&
~]d 9 J
-C~zvP; a
5．求轴上的载荷 rEC
Mm=316767N.mm s5mJ
-
T=925200N.mm EsX(<bx
6. 弯扭校合 O< /b]<[
!9KDdU
z \ONw M l
\aM-m :J
!z4I-a
滚动轴承的选择及计算 >bQOpGy}l
I轴： 9@q!~ur
1．求两轴承受到的径向载荷 7.ein:M|CB
5、 轴承30206的校核 j$/#2%OVN
1） 径向力 6fI2y4yEz
-.M J3
HK<S|6B7V
2） 派生力 Et(H6O 8
， ^AJ
2Y_}v
3） 轴向力 <a
-a~
由于 ， ?6&G:Uz/
所以轴向力为 ， J(/J;PW
4） 当量载荷 YLA(hg|
由于 ， ， JU5,\3Lz#
所以 ， ， ， 。 u t4:LHF
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 pKj: )6t"
Te?PYV-
5） 轴承寿命的校核 F02TM #Zi
>#;;g2UV
N}7 b^0k
II轴： C(B"@
6、 轴承30307的校核 VBDb K|
1） 径向力 C6a-
*!BQ1 ] G
=FIZh}JD
2） 派生力 +$(y2F7|u-
， kJO Z;X=9/
3） 轴向力 !A%
vR\
由于 ， 1D8S }=5&
所以轴向力为 ， |IzL4>m:;
4） 当量载荷 ~p
n$'1Q
由于 ， ， 0]'
2i
所以 ， ， ， 。 piIz ff
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 L&:A59)1k
f-[.^/
5） 轴承寿命的校核 Ti0kfjhX7
Op~:z<z
N2[j By8M
III轴： c?c\6*O
7、 轴承32214的校核 e@ Ev']
1） 径向力 PZZPx<?N
7SYe:^Dx
|4j6}g\
2） 派生力 #<m2Xo?d]
， 04v
~ K
3） 轴向力 B= E/|J</
由于 ， Zj ` ;IYFG
所以轴向力为 ， g5Io=e@s
4） 当量载荷 <6+B;brh
由于 ， ， V3VTbgF
所以 ， ， ， 。 t4: /qy
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 p= x &X~
6}c!>n['
5） 轴承寿命的校核 Nr,I`x\N
P~:^bU^F7
r]D>p&4
键连接的选择及校核计算 s/11 TgJ
~.U \Y
代号 直径 WpE "A
（mm） 工作长度 4Jc~I
（mm） 工作高度 w^nA/=;r
（mm） 转矩 7iM@ BeIf
（N•m） 极限应力 Q7v 1x BM
（MPa） &X`
lh P
高速轴 8×7×60（单头） 25 35 3.5 39.8 26.0 G}NqVbZ9]
12×8×80（单头） 40 68 4 39.8 7.32 Lp|n)29+du
中间轴 12×8×70（单头） 40 58 4 191 41.2 &vN!>bR
低速轴 20×12×80（单头） 75 60 6 925.2 68.5 &1 yErGXC
18×11×110（单头） 60 107 5.5 925.2 52.4 T 7/DH
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。 B|9XqQ EI
Da6l =M
连轴器的选择 ~/aCzx~
由于弹性联轴器的诸多优点，所以考虑选用它。 KY%qzq,n
a"g\f{v0AR
二、高速轴用联轴器的设计计算 v6uRzFw
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 00'wY|
计算转矩为 ZDI?"dt{
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） *tR'K#:&g!
其主要参数如下： 3 ?_%|;ga
材料HT200 d >zC[]1
公称转矩 HP<a'| r
轴孔直径 ， IIBS:&; +-
j%Uoigi
轴孔长 ， &P35\q
装配尺寸 a[}?!G-Wt|
半联轴器厚 I*cb\eU8Y
（[1]P163表17-3）（GB4323-84） la 0:jO5
RK$ (
三、第二个联轴器的设计计算 BAi0w{
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 ， Rd]<591
计算转矩为 {o*$ |4q4
所以选用弹性柱销联轴器TL10（GB4323-84） yqtHlz%
其主要参数如下： U y)pEE u
材料HT200 z?|bs?HKS
公称转矩 e6{E (=R[M
轴孔直径 Q:y'G9b
轴孔长 ， =kK%,Mr
装配尺寸 jt* B0'Sa
半联轴器厚 }m Ub1b
（[1]P163表17-3）（GB4323-84）
/ Q:mUd
Au (o Ks<
eC6wrpZO
H<?s[MH[
减速器附件的选择 +/ M%%:>mY
通气器 ;3bUgI}.J
由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M18×1.5 ,69547#o
油面指示器 U. $Th_
选用游标尺M16 ^/x\HGrw
起吊装置 itc\w n
采用箱盖吊耳、箱座吊耳 6P,uy;PJ
放油螺塞 p_EM/jI,
选用外六角油塞及垫片M16×1.5 =WZ@ {z9J
pDvznpQ
润滑与密封 $ye>;Ek
一、齿轮的润滑 Jm< uE]9
采用浸油润滑，由于低速级周向速度为，所以浸油高度约为六分之一大齿轮半径，取为35mm。 vr2PCG[ ~
'^$+G0jv
二、滚动轴承的润滑 n:k4 t
由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。 SZ R`uS
[/n@BK
三、润滑油的选择 )%n $_N n
齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于小型设备，选用L-AN15润滑油。 0 ?gH RdU"
E7aG&K
四、密封方法的选取 U)aftH
*Pk
选用凸缘式端盖易于调整，采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。 iy]?j$B$
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。 E\;%,19Ob
轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。 3Z &!zSK^
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M:iH7K
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设计小结 'U0 W
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。 S'hUh'P Z
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参考资料目录 W}MN-0
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[5]《工程机械构造图册》，机械工业出版社，刘希平主编 xk7D x }
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