目 录 _p{ag
1gP
t]FFGnBZ
设计任务书……………………………………………………1 *cTN5 S>
传动方案的拟定及说明………………………………………4 ?MeP<5\A
电动机的选择…………………………………………………4 DC *|tHl
计算传动装置的运动和动力参数……………………………5 ]8YHA}P
传动件的设计计算……………………………………………5 >T~{_|N
轴的设计计算…………………………………………………8 ~C=`yj
滚动轴承的选择及计算………………………………………14 c#9 zw[y-L
键联接的选择及校核计算……………………………………16 `Y.RAw5LrE
连轴器的选择…………………………………………………16 Q}]:lmqH
减速器附件的选择……………………………………………17 r3Z-mJ$:
润滑与密封……………………………………………………18 Ltcr]T(Ic
设计小结………………………………………………………18 @tjC{?5Y
参考资料目录…………………………………………………18 CNcH)2Mk
SVXey?A;CJ
机械设计课程设计任务书 _a*Wk
题目：设计一用于带式运输机传动装置中的同轴式二级圆柱齿轮减速器 OY~5o&Oa
一． 总体布置简图 7+T\
?Pmj }f
w SV[nK
lK I HBi
1—电动机；2—联轴器；3—齿轮减速器；4—带式运输机；5—鼓轮；6—联轴器 |#5JI #,vX
v}[K Vwse
二． 工作情况： ,`+y4Z6`W2
载荷平稳、单向旋转 (U/[i.r5Cj
;
@Gm@d
三． 原始数据 {LJCY<IGq
鼓轮的扭矩T（N•m）：850 pSq\3Hp]Q
鼓轮的直径D（mm）：350 @zfeCxVOA
运输带速度V（m/s）：0.7 Mw 'd<{
带速允许偏差（％）：5 m !;mEBL{
使用年限（年）：5 WKxJ`r \
工作制度（班/日）：2 ?\\
]u
0]>p|m9K^<
四． 设计内容 4B]8Mp~\aL
1. 电动机的选择与运动参数计算； ; p\rgam
2. 斜齿轮传动设计计算 b'9G`Y s^
3. 轴的设计 'z T/ x`V
4. 滚动轴承的选择 y''? yr
5. 键和连轴器的选择与校核； [zf9UUc~
6. 装配图、零件图的绘制 aeUm,'Y$
7. 设计计算说明书的编写 NX)7g }S
E?Q=#+}U
五． 设计任务 E? F @
1． 减速器总装配图一张 @gX@mT"
2． 齿轮、轴零件图各一张 RSmxw x^
3． 设计说明书一份 <\zb*e&vr
zKV {JUpG
六． 设计进度 L4kYF~G:4
1、 第一阶段：总体计算和传动件参数计算 AS;{O>}54
2、 第二阶段：轴与轴系零件的设计 s?%1/&.~
3、 第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 0HxF#SlKM
4、 第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 9 MM4 C
)sNtw Sl^
J)g(Nw,O
>!WJ{M0
5@ ZD'
7^Onq0ym T
T R)' I
iv;;GW{2
传动方案的拟定及说明 pd X9G
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! wz#EC
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。 Zqam Iq
?'_iqg3
Hh!x&;x}
电动机的选择 GB[W'QGiq
1．电动机类型和结构的选择 K{|;'N- 1
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。 xOu
cZ+
C t SAo\F
2．电动机容量的选择 s_1]&0<
1） 工作机所需功率Pw b$gDFNa
Pw＝3.4kW HmX (= Y
2） 电动机的输出功率 .2 Rh_ful
Pd＝Pw/η # ),QWTl3
η＝ ＝0.904 EKoCm)}d
Pd＝3.76kW Jge;/ f!i
\*_a#4a
3．电动机转速的选择 T@Q.m.iV4
nd＝（i1’•i2’…in’）nw r2&{R!Fj`
初选为同步转速为1000r/min的电动机 8@$QN4^u^
V J1 `&
4．电动机型号的确定 hR{ Fn L
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。 LQ{4r1,u]
}l[t0C
t
g" M1HxlV
计算传动装置的运动和动力参数 a<\m`
Es=
传动装置的总传动比及其分配 1y?T yUP
1．计算总传动比 pCg0xbc`
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： l{y~N
i＝nm/nw zxsnrn;|
nw＝38.4 o^AK@\e:^Z
i＝25.14 7z+NR&' M$
St(7@)gvY
2．合理分配各级传动比 e| kY u[^
由于减速箱是同轴式布置，所以i1＝i2。 i.by Hz?/
因为i＝25.14，取i＝25，i1=i2=5 WnIh (
0
速度偏差为0.5%<5%，所以可行。 ].1R~7b
各轴转速、输入功率、输入转矩 cxmr|- ^
项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮 a!>AhOk.
转速（r/min） 960 960 192 38.4 38.4 'rCwPsI&4
功率（kW） 4 3.96 3.84 3.72 3.57 XE>X zsnC
转矩（N•m） 39.8 39.4 191 925.2 888.4 h<uR lTk
传动比 1 1 5 5 1 e
j `lY
效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97 2KPXRK
/ ?Q@Pn
传动件设计计算 *J%+zH
1． 选精度等级、材料及齿数 f:HRrKf9
1） 材料及热处理； 2#py>rF(
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。 "2Ye\#BU6
2） 精度等级选用7级精度； Cjwg1?^RZ
3） 试选小齿轮齿数z1＝20，大齿轮齿数z2＝100的； n7Re@'N<
4） 选取螺旋角。初选螺旋角β＝14° jN B-FVaT
2．按齿面接触强度设计 >+G=|2
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 @s@r5uR9B
按式（10—21）试算，即 pRY t.}/K
dt≥ W;hI[9
1） 确定公式内的各计算数值 6t@3
a?
（1） 试选Kt＝1.6 ?N`W,
（2） 由图10－30选取区域系数ZH＝2.433 b)`< J @&{
（3） 由表10－7选取尺宽系数φd＝1 8# 9.a] AX
（4） 由图10－26查得εα1＝0.75，εα2＝0.87，则εα＝εα1＋εα2＝1.62 Lo ! kv*
（5） 由表10－6查得材料的弹性影响系数ZE＝189.8Mpa -lLq)
（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],_1!0
（7） 由式10－13计算应力循环次数 aA\v
N1＝60n1jLh＝60×192×1×（2×8×300×5）＝3.32×10e8 O*c +TiTb
N2＝N1/5＝6.64×107 >pn?~
:]?I| .a
（8） 由图10－19查得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.95；KHN2＝0.98 B?Pu0
_|s
（9） 计算接触疲劳许用应力 e P;lH~!.0
取失效概率为1％，安全系数S＝1，由式（10－12）得 7<X_\,I
[σH]1＝＝0.95×600MPa＝570MPa 38JvJR yK}
[σH]2＝＝0.98×550MPa＝539MPa r_ Xk:
[σH]＝[σH]1＋[σH]2/2＝554.5MPa Plt~l3_
sdrE4-zd
2） 计算 ?_ p3^kl
（1） 试算小齿轮分度圆直径d1t ] V}";cm;2
d1t≥ $ABW|r
= =67.85 ?HU(0Vgn'
M`S >Q2{
（2） 计算圆周速度 V>z8 *28S.
v= = =0.68m/s q?JP\_o:
*n}{ )Ef
（3） 计算齿宽b及模数mnt tX6n~NJ$
b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm ]BX|G`CCc
mnt= = =3.39 a ^|mF#
z
h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm `43E-'g
b/h=67.85/7.63=8.89 BK6oW3wD/
gh3_})8c
（4） 计算纵向重合度εβ y1@ {(CDp"
εβ= =0.318×1×tan14 =1.59 Z+FJ cvYx
（5） 计算载荷系数K Fb.wm
已知载荷平稳，所以取KA=1 b$%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， U H
`=
故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42 1@;D n'
由表10—13查得KFβ=1.36 Qp] V~s(
由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数 X` #vH8
K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05
qN[U|3k
!-p5j3 A4L
（6） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10—10a）得 eY;XF. mF
d1= = mm=73.6mm wNq#vn
x7> '
1
（7） 计算模数mn
3hGYNlQ^
mn = mm=3.74 <Zn ]L:
3．按齿根弯曲强度设计 H
$XO] \
由式(10—17) "V}WV!w
mn≥ ~"#qG6dP
1） 确定计算参数 lE'2\kxI?
（1） 计算载荷系数 ^ #KkO3
K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96 6 -N 442
RGf&KV/
（2） 根据纵向重合度εβ=0.318φdz1tanβ=1.59，从图10－28查得螺旋角影响系数 Yβ＝0。88 cY0NQKUk~
\0).
ODA(
（3） 计算当量齿数 ACc tyGd
z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 ~5q1zr )E
z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47 ot($aY,t
（4） 查取齿型系数 _<qe= hie!
由表10－5查得YFa1=2.724；Yfa2=2.172
E{ k$4
（5） 查取应力校正系数 ,K
8R%B
由表10－5查得Ysa1=1.569；Ysa2=1.798 DS%~'S
A+de;&
g]vo."}5E
（6） 计算[σF] L
4V,y>
σF1=500Mpa m}hEi
σF2=380MPa ,)@njC?J
KFN1=0.95 X|y(B%:
KFN2=0.98 FUzN }"\1
[σF1]=339.29Mpa \ 2)D
[σF2]=266MPa y)vK=, "
（7） 计算大、小齿轮的 并加以比较 0Un?[O
= =0.0126 ,cE yV74
= =0.01468 `%; Hj _X}
大齿轮的数值大。 B>.x@(}V~
0v+ -yEkw
2） 设计计算 N,W ?}
mn≥ =2.4 UE8j8U'L
mn=2.5 R!f<6l8#W
'b)qP|
4．几何尺寸计算 `OFW^E sc
1） 计算中心距 5(>SFxz"t
z1 =32.9，取z1=33 ~(nc<M[
z2=165 VKV
:U60
a =255.07mm VWq]w5o QO
a圆整后取255mm dq,j?~ _}
B6=?Qp/f
2） 按圆整后的中心距修正螺旋角
b:Z&;A|"{
β=arcos =13 55’50” w g%g(FO
J0V`sK
3） 计算大、小齿轮的分度圆直径 wXjidOd $
d1 =85.00mm vAp<Muj (a
d2 =425mm FFa =/XB"
*5IB@^<
4） 计算齿轮宽度 IjGPiC
b=φdd1 @}= (4%
b=85mm w4 (L@ 1
B1=90mm，B2=85mm 2ah%,o
nv0\On7wd
5） 结构设计 F~q(@.b
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。 Ve2{;`t
Q$uv
\h;
轴的设计计算 j$K*R."
拟定输入轴齿轮为右旋 />Q}0H g
II轴： z/ u^
1．初步确定轴的最小直径 ],_ +J *
d≥ ＝ =34.2mm s1q8r!2\w
2．求作用在齿轮上的受力 q`,%L1c4
Ft1= =899N q.p.$)
Fr1=Ft =337N s$).Z(6
Fa1=Fttanβ=223N； g5
T
Ft2=4494N W:,Wex^9n
Fr2=1685N ak7kb7 5o
Fa2=1115N DmpT<SI+ !
h%:rJ_# Zl
3．轴的结构设计 h Ta(^
1） 拟定轴上零件的装配方案 p}^5ru
+? h}e
i. I-II段轴用于安装轴承30307，故取直径为35mm。 7i*eKC`ZqK
ii. II-III段轴肩用于固定轴承，查手册得到直径为44mm。 @^A5{qQ\
iii. III-IV段为小齿轮，外径90mm。 6$6QAW0+f
iv. IV-V段分隔两齿轮，直径为55mm。 4);_f
v. V-VI段安装大齿轮，直径为40mm。 6|zhqb|s
vi. VI-VIII段安装套筒和轴承，直径为35mm。 4b:|>Z-
)P$|9<_q7x
2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 TWzLJ6 3*
1. I-II段轴承宽度为22.75mm，所以长度为22.75mm。 s{-gsSmE
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。 fC[za,PXaE
3. III-IV段为小齿轮，长度就等于小齿轮宽度90mm。 2 %dL96
4. IV-V段用于隔开两个齿轮，长度为120mm。 D MM<, 1
5. V-VI段用于安装大齿轮，长度略小于齿轮的宽度，为83mm。 H _X^)\oJ
6. VI-VIII长度为44mm。 <.Ws; HN}
?@
F2Kv
Y3Fj3NwS
|5bLV^mv]i
4． 求轴上的载荷 _dJ(h6%3
66 207.5 63.5 ZEAUoC1E1
M2O_kO eZ
u. gg N=Z
xWxc1tT`
EU$.{C_O(
q`VL i
"j@\a)a
.\n` 4A1z
$-iEcxsi
!cw Z*eM
)S
caT1I
<h/%jM>9/
1u
9hA~rj
z aqX};b
V)j[`,M :
cJ;Nh> ey
y0%1Y Y
Fr1=1418.5N wDJ`#"5p{
Fr2=603.5N ilA45 @
查得轴承30307的Y值为1.6 9
r!zYZ`)
Fd1=443N Xw-[Sf]p
Fd2=189N # ]7Lieh[5
因为两个齿轮旋向都是左旋。 FACw ;/rW
故：Fa1=638N or/gx 3
Fa2=189N UEU/505
x HRSzYn$
5．精确校核轴的疲劳强度 TSlB.pw%v
1） 判断危险截面 e$# *t
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 hF%M!otcJ-
fw%`[( hK
2） 截面IV右侧的 Fx9-A8oIR
8xAV[i
截面上的转切应力为 ZK5nN9`
.%zc m
由于轴选用40cr，调质处理，所以 3Q=^&o 0fl
， ， 。 J ^'El^F
（[2]P355表15-1） l<6u@,%s
a) 综合系数的计算 LeKovt %
由 ， 经直线插入，知道因轴肩而形成的理论应力集中为 ， ， a=iupXre9
（[2]P38附表3-2经直线插入） JVZ -nHf(9
轴的材料敏感系数为 ， ， E}@C4pS
（[2]P37附图3-1） 6 ':iW~i I
故有效应力集中系数为 a.Ho>(V/4
]A*}Dem*5
'7Gv_G_
查得尺寸系数为 ，扭转尺寸系数为 ， qJhsMo2IH
（[2]P37附图3-2）（[2]P39附图3-3） t" .Ytz>
轴采用磨削加工，表面质量系数为 ， a`xq
h2P
（[2]P40附图3-4） $> < /%S2g
轴表面未经强化处理，即 ，则综合系数值为 : T*Q 2
"-J 5!y*,Y
RB 5SK#z
b) 碳钢系数的确定
}qNc `8h
碳钢的特性系数取为 ， }E'0vf /
c) 安全系数的计算 fab'\|Y
轴的疲劳安全系数为 =BJe)!b
,,H "?VO
g^ AQBF
,YYEn^ :>
故轴的选用安全。 GG} %
>4:d)
I轴： 1U 6B$(V^i
1．作用在齿轮上的力 AK:cDKBO
FH1=FH2=337/2=168.5 U7r8FL l
Fv1=Fv2=889/2=444.5 hXW` n*Zw
/:{ %X(8
2．初步确定轴的最小直径 ']_2@<XW)
^Q6J$"Tj
L P<A q
3．轴的结构设计 !l:GrT8J
1） 确定轴上零件的装配方案 Sj9fq*
V Yv fx
O%b byR2
2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 %uW =kr
d) 由于联轴器一端连接电动机，另一端连接输入轴，所以该段直径尺寸受到电动机外伸轴直径尺寸的限制，选为25mm。 L b*KEF% s
e) 考虑到联轴器的轴向定位可靠，定位轴肩高度应达2.5mm，所以该段直径选为30。 e8m,q~%#/
f) 该段轴要安装轴承，考虑到轴肩要有2mm的圆角，则轴承选用30207型，即该段直径定为35mm。 Ndmt$(b
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。 !Ok(mgV$/
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。 )*')
i) 轴肩固定轴承，直径为42mm。 JF~i.+{ h
j) 该段轴要安装轴承，直径定为35mm。 Up9{aX
2） 各段长度的确定 ^^y eC|~N:
各段长度的确定从左到右分述如下： c_lHj#A(l
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。 0-2|(9
Kc
b) 该段为轴环，宽度不小于7mm，定为11mm。 *Gsj pNr-
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。 5]xuU.w'
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。 7|rH9Bc{U
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。 0[;2dc
f) 该段由联轴器孔长决定为42mm IqOg{#sm
2
$>DX\h
12$0-@U
4．按弯扭合成应力校核轴的强度 8@3K, [Mo
W=62748N.mm Z;0~f <e%
T=39400N.mm U& ?hG>
45钢的强度极限为 ，又由于轴受的载荷为脉动的，所以 。 h I[}
-
#&3,T1i `
@[GV 0*yz$
III轴 h`[$
Bp
1．作用在齿轮上的力 f XD+
FH1=FH2=4494/2=2247N Q*ITs!~Z
Fv1=Fv2=1685/2=842.5N )6|L]'dsZ
UaT%tv>}8#
2．初步确定轴的最小直径 rxY|&!f
! avol/*
jhu
&Wh
3．轴的结构设计 -,bFGTvYQ
1） 轴上零件的装配方案 ou,[0B3n0
7DB_Z /uU
ofvR0yV
2） 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 Y&|Z*s+
+}
I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII k"wQ9=HP7
直径 60 70 75 87 79 70 [W[{
4 Xu
长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25 <-lM9}v d
)^(*B6;z5
WBe0^=x
iP:i6U]
SZ` 7t=I2
5．求轴上的载荷 $l.*; h *
Mm=316767N.mm $8EEtr,!
T=925200N.mm dFg>uo
6. 弯扭校合 0G%9
@ ^B
C@M-_Ud>Q
V&Y`?Edc
n@p]v*
('J/Ww<
滚动轴承的选择及计算 R2bq hSlF
I轴： >w,L= z =
1．求两轴承受到的径向载荷 oFk2y ^>u
5、 轴承30206的校核 }\ _.Mg^y
1） 径向力 ?%kgfw@)
h]7_
N,
#^FM~5KK
2） 派生力 - t-f&`S||
，
"Ih 3
3） 轴向力 \!KE_7HRu
由于 ， w,|@e _|J
所以轴向力为 ， d0J /"<
4） 当量载荷 8 $FH;=
由于 ， ， SmXJQ@ jN
所以 ， ， ， 。 BR|!ya+_2
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 z8= THz2f
q(sTKT[V
5） 轴承寿命的校核 +LHU}'|
d_[H|H9i6
=vThtl/azD
II轴： MGdzrcF
6、 轴承30307的校核 5D s[?
1） 径向力 p.8 bX
+IZ=E
>a
nnlj#
2） 派生力 !$)reaS
， .ARYCTyG
3） 轴向力 Y;w|Fv jj+
由于 ， (Tx_`rO4VY
所以轴向力为 ， |mT% IR
4） 当量载荷 $v>q'8d
由于 ， ， xj5TnE9^
所以 ， ， ， 。 /*C!]Z>.
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 FgdnX2s J
KXKT5E$
5） 轴承寿命的校核 B >{%$@4
=OufafZb
%:26v
III轴： =DwLNyjU4
7、 轴承32214的校核 b'4a;k!rS
1） 径向力 2gWR2 H@
t{;2$z 0
9.)z]Gav
2） 派生力 2EgvS!"
， `IN!#b+Eo
3） 轴向力 T;M
;c. U
由于 ， OvH:3 "Sdy
所以轴向力为 ， ^y,h0?Z 9
4） 当量载荷 ^f[6NYS?
由于 ， ， 9nY`rF8@
所以 ， ， ， 。 V
x#M!os0
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 lxd{T3L U
r8"2 C#
5） 轴承寿命的校核 tSy 9v
%oBP6|e
[kg^S`gc#
键连接的选择及校核计算 /xX7:U b
n bxY'`8F
代号 直径 d&3"?2 IQ
（mm） 工作长度 ss-W[|cHU
（mm） 工作高度 Nu qmp7C
（mm） 转矩 Gf8 ^nfr
（N•m） 极限应力 \Zf=A[
（MPa） !B`z|#
高速轴 8×7×60（单头） 25 35 3.5 39.8 26.0 NV5qF/<M
12×8×80（单头） 40 68 4 39.8 7.32 cGm3LS6]*
中间轴 12×8×70（单头） 40 58 4 191 41.2 stG
+ 4w
低速轴 20×12×80（单头） 75 60 6 925.2 68.5 P!-RZEt$
18×11×110（单头） 60 107 5.5 925.2 52.4 aOvqk ^
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。 V
u")%(ix
hh4R
连轴器的选择 'p5M|h\:T
由于弹性联轴器的诸多优点，所以考虑选用它。 :E}y
Pcw
MK3h~` is
二、高速轴用联轴器的设计计算 pZ8J\4+
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 ， FS}b9sQ)
计算转矩为 ]R Ah['u|
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） l%}q&_
其主要参数如下： F] M-r{
材料HT200 =rymd3/
公称转矩 x8aOXN#w}
轴孔直径 ， ?OW!D?
UvGxA[~2+
轴孔长 ， 3qTr|8`s
装配尺寸 )W= O~g
半联轴器厚 J2}poNmm
（[1]P163表17-3）（GB4323-84） e^lX|L>o
7c"Csq/]I
三、第二个联轴器的设计计算 \^6 [^\@[
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 ， e6MBy\*n
计算转矩为 .Wt3|?\=nd
所以选用弹性柱销联轴器TL10（GB4323-84） dQT [pNp:
其主要参数如下： ?98!2:'{9
材料HT200 [.4{s
公称转矩 u<8b5An;
轴孔直径 dnomnY(*<
轴孔长 ， $y6 <2w%b
装配尺寸 A|LO!P,w
半联轴器厚 /a*){JQ5 j
（[1]P163表17-3）（GB4323-84） PR5N:Bw
bN-!& T d
!Ew
ff|v"
f I=G>[
减速器附件的选择 S?CT6moXA
通气器 Iuz_u2"C
由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M18×1.5 ( o*YGYC
油面指示器 `(HvD] l
选用游标尺M16 7tWC<#
起吊装置 S3/%;=|
采用箱盖吊耳、箱座吊耳 E"9(CjbQ[
放油螺塞 4GP?t4][
选用外六角油塞及垫片M16×1.5 .8W- ,R4
.;g kV-]
润滑与密封 ATqblU>D
一、齿轮的润滑 5IUdA?
采用浸油润滑，由于低速级周向速度为，所以浸油高度约为六分之一大齿轮半径，取为35mm。 6YU,> KP
QL8C!&=
二、滚动轴承的润滑 oc)`hg2=
由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。 zHA::6OgPN
k Nc- @B
三、润滑油的选择 +z nlf-
齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于小型设备，选用L-AN15润滑油。 ;&<N1
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四、密封方法的选取 kr+p&| .
选用凸缘式端盖易于调整，采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。 Dx1(}D
密封圈型号按所装配轴的直径确定为（F）B25-42-7-ACM，（F）B70-90-10-ACM。 Awa| (]
轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。 t3<8n;'y:
FbroI>" e
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设计小结 K-:y
由于时间紧迫，所以这次的设计存在许多缺点，比如说箱体结构庞大，重量也很大。齿轮的计算不够精确等等缺陷，我相信，通过这次的实践，能使我在以后的设计中避免很多不必要的工作，有能力设计出结构更紧凑，传动更稳定精确的设备。 ViiJDYT>E<
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参考资料目录 OGg\VV'
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[2]《机械设计（第七版）》，高等教育出版社，濮良贵，纪名刚主编，2001年7月第七版； o3hgkoF
[3]《简明机械设计手册》，同济大学出版社，洪钟德主编，2002年5月第一版； ) Xg5=zn$
[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； &u[{V R:
[5]《工程机械构造图册》，机械工业出版社，刘希平主编 |hxiARr4
[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； dJ
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