目 录 n> tru L
bpgvLZb>s
设计任务书……………………………………………………1 aP&bW))CI
传动方案的拟定及说明………………………………………4 k3yA*Ec
电动机的选择…………………………………………………4 1O ,:fTG<
计算传动装置的运动和动力参数……………………………5 ;eY.4/*R
传动件的设计计算……………………………………………5 K6d2}!5
轴的设计计算…………………………………………………8 qEJ#ce]G
滚动轴承的选择及计算………………………………………14 EJ@&vuDd$
键联接的选择及校核计算……………………………………16 ='G-wX&k
连轴器的选择…………………………………………………16 }N,$4h9D j
减速器附件的选择……………………………………………17 ` G - V
%
润滑与密封……………………………………………………18 ATzFs]~K;
设计小结………………………………………………………18 V]Z!x.x"=y
参考资料目录…………………………………………………18 RzOcz=A}
\@!"7._=
机械设计课程设计任务书 `p'682x I
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 !YVGT
<
一． 总体布置简图 # T3dfVWv
6Q*Zy[=
xNOArb5e5
u8Ak2:
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 $H8B%rT]
Mj<T+Ohz
二． 工作情况： GTuxMg`
载荷平稳、单向旋转 Q&]f9j_
|5T zRz
三． 原始数据 U-U"RC>
鼓轮的扭矩T（N•m）：850 N3(.7mxo
鼓轮的直径D（mm）：350 Ygq;jX
运输带速度V（m/s）：0.7 [jEZ5]%
带速允许偏差（％）：5 v2l*n
使用年限（年）：5 \)`OEGdOR\
工作制度（班/日）：2 7SJR_G6,{
= n<Lbl(7
四． 设计内容 YN}vAFR`
1. 电动机的选择与运动参数计算； Rn$[P. ||
2. 斜齿轮传动设计计算 zI,z <-
3. 轴的设计 !rsGCw!Pg
4. 滚动轴承的选择 nq5qUErew
5. 键和连轴器的选择与校核； JnIE6@g<y
6. 装配图、零件图的绘制 ^_gH}~l+U
7. 设计计算说明书的编写 XY^]nm-{I
.]w=+~ h
五． 设计任务 .+(R,SvN%<
1． 减速器总装配图一张 ^D8~s; ?
2． 齿轮、轴零件图各一张 '\M]$`Et
3． 设计说明书一份 alH6~
?[< #>,W
六． 设计进度 cDIZkni=
1、 第一阶段：总体计算和传动件参数计算 FD al;T
2、 第二阶段：轴与轴系零件的设计 +Ly@5y"
3、 第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 + L|x^ B3
4、 第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 mg]t)+ PQ
jS ?#c+9
*7o@HBbF
p""\uG'
FBxg^g%PB@
B~B, L*kC2
l;d4Le
M}e}3w
传动方案的拟定及说明 }qT{" *SC
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。 [Ob09#B%:5
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。 H<") )EJI
Cto>~pV
GTM@ 9^
电动机的选择 zY9CoadZ
1．电动机类型和结构的选择 h
S)lQl:^
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。 h~lps?.#b
wk#cJ`wG;
2．电动机容量的选择 [,3E#+y
1） 工作机所需功率Pw l
>~ Rzw
Pw＝3.4kW &F:%y( ;{Y
2） 电动机的输出功率 V :/v
r
Pd＝Pw/η [y~kF?a
η＝ ＝0.904 {53|X=D64
Pd＝3.76kW nC(Lr,(
(8baa.ge
3．电动机转速的选择 ~O~iP8T
nd＝（i1’•i2’…in’）nw _ (-i46x}
初选为同步转速为1000r/min的电动机 ,xg-H6Xfa{
0avtfQ +f
4．电动机型号的确定 cJf&R^[T
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。 h=Q2
?O8
n&,X ']z.
P? ^%i
计算传动装置的运动和动力参数 osc A\r
传动装置的总传动比及其分配 pk`5 RDBu
1．计算总传动比 X .sOZb?$
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%##7DRp]
i＝nm/nw Z;S)GU G^
nw＝38.4 d3\KUR^
i＝25.14 # [
+n(
#"8 'y
2．合理分配各级传动比 j\"d/{7Q
由于减速箱是同轴式布置，所以i1＝i2。 yuC|_nL
因为i＝25.14，取i＝25，i1=i2=5 M3Qi]jO98
速度偏差为0.5%<5%，所以可行。 l$[,V:N
各轴转速、输入功率、输入转矩 m%'T90mi
项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮 hX vC>ie(i
转速（r/min） 960 960 192 38.4 38.4 L1WvX6
功率（kW） 4 3.96 3.84 3.72 3.57 Xvk+ 1:D
转矩（N•m） 39.8 39.4 191 925.2 888.4 \r9E6LL X'
传动比 1 1 5 5 1 5 `@yX[G
效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97 /;vHAtt;f
nch#DE8 2
传动件设计计算 el\xMe^SY
1． 选精度等级、材料及齿数 )3 R5cq
1） 材料及热处理； YeVo=hYH@
选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。 2'@D0L
2） 精度等级选用7级精度； );h
3） 试选小齿轮齿数z1＝20，大齿轮齿数z2＝100的； u@P1`E1Q
4） 选取螺旋角。初选螺旋角β＝14° aK_k'4YTm
2．按齿面接触强度设计 ZuZCIqN
因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算 7kI TssVHI
按式（10—21）试算，即 tt
CC]
Q
dt≥ O \gVB!x
1） 确定公式内的各计算数值 qA[cF$CIl)
（1） 试选Kt＝1.6 )c?nh3D
（2） 由图10－30选取区域系数ZH＝2.433 JNT|h zV
（3） 由表10－7选取尺宽系数φd＝1 z` eMb
（4） 由图10－26查得εα1＝0.75，εα2＝0.87，则εα＝εα1＋εα2＝1.62 24
.'+3
（5） 由表10－6查得材料的弹性影响系数ZE＝189.8Mpa f3 imkZ(
（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； R](cko=
（7） 由式10－13计算应力循环次数 *K&
$9fah
N1＝60n1jLh＝60×192×1×（2×8×300×5）＝3.32×10e8 Bz|/TV?X (
N2＝N1/5＝6.64×107 ]omBq<ox'Y
*yY\d.6(
（8） 由图10－19查得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.95；KHN2＝0.98 17`-eDd
（9） 计算接触疲劳许用应力 =GW[UnO
取失效概率为1％，安全系数S＝1，由式（10－12）得 sl"H!cwF
[σH]1＝＝0.95×600MPa＝570MPa yu@ Pd3
[σH]2＝＝0.98×550MPa＝539MPa x <OVtAUB
[σH]＝[σH]1＋[σH]2/2＝554.5MPa Jw>na _FJ
kZ]pV=\Y*
2） 计算 B&B L<X
r
（1） 试算小齿轮分度圆直径d1t +G\i$d;St
d1t≥ 7z&$\ qu2
= =67.85 <>Ha<4A
=E
jW 4>WDN:
（2） 计算圆周速度 #_|O93HN'
v= = =0.68m/s B#}EYY
)=bW\=[8
（3） 计算齿宽b及模数mnt OEX\]!3_Fm
b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm Dd,i^,4Gj
mnt= = =3.39
t @a& &
h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm /"8|26
b/h=67.85/7.63=8.89 '1 fyBU
T\u kJ25!
（4） 计算纵向重合度εβ kBnb9'.A1
εβ= =0.318×1×tan14 =1.59
w~jm0jK]
（5） 计算载荷系数K LU8:]zOY
已知载荷平稳，所以取KA=1 [Q\(k d*4
根据v=0.68m/s,7级精度，由图10—8查得动载系数KV=1.11；由表10—4查的KHβ的计算公式和直齿轮的相同， 3xKgj5M
故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42 i2;,\FI@t%
由表10—13查得KFβ=1.36 *c Cj*Zr]
由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数 Sqyju3Yp
K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05 F- M)6&T
hy@b/Y![M
（6） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10—10a）得 .<xD'5 4
d1= = mm=73.6mm gjFQDrz(
JoZzX{eu"
（7） 计算模数mn R=$}uDFmW
mn = mm=3.74 IS`ADDU[S
3．按齿根弯曲强度设计 c/ :k|x
由式(10—17) HD1/1?y!@q
mn≥ |5&7 ;;$
1） 确定计算参数 XW\
3t tx
（1） 计算载荷系数 k7L4~W
K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96 ,H<nNBv 3M
3`RI[% AN~
（2） 根据纵向重合度εβ=0.318φdz1tanβ=1.59，从图10－28查得螺旋角影响系数 Yβ＝0。88 ~O!E &~
W7@Vm a`
（3） 计算当量齿数 `2^(Ss# )
z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 rW_c Ldh]#
z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47 #l.s> B4
（4） 查取齿型系数 ~*+evAP
由表10－5查得YFa1=2.724；Yfa2=2.172 S v#,L8f
（5） 查取应力校正系数 o>T+fBHE
由表10－5查得Ysa1=1.569；Ysa2=1.798 &p* rEs
h(3-/4
Y=O-^fL
（6） 计算[σF] }jU)s{>f b
σF1=500Mpa h|i b*%P_
σF2=380MPa 9C7HL;MF
KFN1=0.95 Dkh=(+> <
KFN2=0.98 F pwhy ls
[σF1]=339.29Mpa N e z '1
[σF2]=266MPa :_nGh]%
（7） 计算大、小齿轮的 并加以比较 %K06owV(S)
= =0.0126 qV,x )y:V
= =0.01468 %da-/[
大齿轮的数值大。 Y?z o")
[Ls%nz |
2） 设计计算 8<KC-|y.
mn≥ =2.4 Z:V< P,N
mn=2.5 -%K}~4J
"{3|(Qs
4．几何尺寸计算 Goy[P2m
1） 计算中心距 )KkV< $
z1 =32.9，取z1=33 <1:I[ b
z2=165 N=~DSsw
a =255.07mm lH@goh
a圆整后取255mm 1=!2|D:C)i
nPl,qcyY
2） 按圆整后的中心距修正螺旋角 }#Iqq9[
β=arcos =13 55’50” bxBndxl
TIaiJvo
3） 计算大、小齿轮的分度圆直径 olXfR-2>1
d1 =85.00mm >?G!>kw
d2 =425mm JS<w43/j
&_j<! 3*
4） 计算齿轮宽度 q ./jYe
b=φdd1 g2 mq?q(g
b=85mm JRE\R&>g
B1=90mm，B2=85mm %\)AT"
IlI5xkJ(
5） 结构设计 'P4V_VMK
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。 /oGaA@#+
hw)z]
轴的设计计算 g?Rq .py]!
拟定输入轴齿轮为右旋 CP$ ,fj
II轴： LcNI$g;}Yf
1．初步确定轴的最小直径 EQM[!g^a
d≥ ＝ =34.2mm rg
0u#-
2．求作用在齿轮上的受力 Yfs eX;VX
Ft1= =899N 1:./f |m
Fr1=Ft =337N n* . <L
Fa1=Fttanβ=223N； fi&>;0?7
Ft2=4494N 0Jd>V
Fr2=1685N z U *Mk
Fa2=1115N 4<5*HpW
9+.3GRt7
3．轴的结构设计 #!_ViG )2^
1） 拟定轴上零件的装配方案 e ^`La*n
o>m*e 7l,
i. I-II段轴用于安装轴承30307，故取直径为35mm。 1}p :]/;
ii. II-III段轴肩用于固定轴承，查手册得到直径为44mm。 9\kEyb$F=
iii. III-IV段为小齿轮，外径90mm。 lR`.V0xA
iv. IV-V段分隔两齿轮，直径为55mm。 $?LegX
v. V-VI段安装大齿轮，直径为40mm。 )]E?~ $,
vi. VI-VIII段安装套筒和轴承，直径为35mm。 [i> D|X
9'|_1Q.b^
2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 XB:E<I'q!3
1. I-II段轴承宽度为22.75mm，所以长度为22.75mm。 }?O>.W,/
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。 [<Mls@?
3. III-IV段为小齿轮，长度就等于小齿轮宽度90mm。 9o]!D,u8=5
4. IV-V段用于隔开两个齿轮，长度为120mm。 } wJH@'0+
5. V-VI段用于安装大齿轮，长度略小于齿轮的宽度，为83mm。 q S
ggZ0*
6. VI-VIII长度为44mm。 zY-?Bv_D
9 OlJC[
0j}@lOt(
,XN4Iy#BZl
4． 求轴上的载荷 {7 ](-
66 207.5 63.5 58`Dcx,yJ
$H/: - v
X2P8Zq=%a
]IDhE{
_U,Hi?b"$}
Q]dKyMSSA
y"K[#&,0
{"rL3Lk
GK3 cQw
64^3ve3/a=
Z]Cd> u
b/E3Kse?
Ty3.u9c4
?d k)2
ItZ*$I1<
9w1`_r[J
U_UN& /f
Fr1=1418.5N 3 [O+wVv
Fr2=603.5N "K;""]#wg0
查得轴承30307的Y值为1.6 =t|,6Vp
Fd1=443N P#rS.CIh
Fd2=189N vJX0c\e
因为两个齿轮旋向都是左旋。 w.+G+ r=
故：Fa1=638N SI=7$8T5=5
Fa2=189N '+*'sQvH[
o}52Qi o
5．精确校核轴的疲劳强度 \#C]|\
1） 判断危险截面 1>umf~%Wa
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 L;6{0b58 $
X2YBZA
2） 截面IV右侧的 m; U_oxb
ZJ/K M W
截面上的转切应力为 `<h Mrhfh
i
nk !>Z
由于轴选用40cr，调质处理，所以 tK 6=F63e
， ， 。 AMK(-=
（[2]P355表15-1） vVjk9_Ul
a) 综合系数的计算 ae Eio;G1
由 ， 经直线插入，知道因轴肩而形成的理论应力集中为 ， ， ^#4< ~zU
（[2]P38附表3-2经直线插入） =yPV9#(I/
轴的材料敏感系数为 ， ， $Xs`'> ,"
（[2]P37附图3-1） D&DbxTi
故有效应力集中系数为 L} K8cB
>^ E*7Bfp
Z
?F_({im
查得尺寸系数为 ，扭转尺寸系数为 ， #K/95!)
（[2]P37附图3-2）（[2]P39附图3-3） | _nBiHjNn
轴采用磨削加工，表面质量系数为 ， #W4
" ^#2
（[2]P40附图3-4） ku#WQL
轴表面未经强化处理，即 ，则综合系数值为 {??bJRT
q-/t?m0
s'BlFB n
b) 碳钢系数的确定 RxVZn""
碳钢的特性系数取为 ， tC v}+7)
c) 安全系数的计算 hzA+ ,
轴的疲劳安全系数为 RP k'1nD
I2,A T+O<
~{pds
VDiW 9]
故轴的选用安全。 O-3a U!L
O .jCDAP
I轴： x
}]"jj2x
1．作用在齿轮上的力 | 3 `8$-
FH1=FH2=337/2=168.5 wVc ^ l
Fv1=Fv2=889/2=444.5 X3?RwN:P
/0X mU@B
2．初步确定轴的最小直径 *n6L3"cO
/-+ hMYe
Q^X}7Z|T
3．轴的结构设计 T9Fe!yVA
1） 确定轴上零件的装配方案 1jpf t3 *x
b,>>E^wd!
4zZ.v"laVM
2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 BKYyc6 iE
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。 ,vAcri
97
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。 b Rr3:"=sE
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。 h05<1>?|
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。 x0lAJaG
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。 PZI6{KOis
i) 轴肩固定轴承，直径为42mm。
?P/73p
j) 该段轴要安装轴承，直径定为35mm。 IsDwa qd|
2） 各段长度的确定 ZKM@ U?PK
各段长度的确定从左到右分述如下： F3L+X5D.yu
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。 t/ l<X]o
b) 该段为轴环，宽度不小于7mm，定为11mm。 bCiyz+VyJn
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。 .Ad9(s
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。 xqQK-? k
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。 )"7z'ar
f) 该段由联轴器孔长决定为42mm g Mp' S
T wzpq1
_hMFmI=r[
4．按弯扭合成应力校核轴的强度 7y_<BCx
h
W=62748N.mm nYe:$t3F=
T=39400N.mm " ]OROJGa
45钢的强度极限为 ，又由于轴受的载荷为脉动的，所以 。 %p qB/
+,TrJ g
)JJF}m=
III轴 <(H<*Xf9
1．作用在齿轮上的力 ^F&j;8 U
FH1=FH2=4494/2=2247N ~YByyJG
Fv1=Fv2=1685/2=842.5N - FJLM
gdq6jz
2．初步确定轴的最小直径 CTxP3a9]
2jxIr-a1G
G, <l}(tEG
3．轴的结构设计 lQy-&d|=#^
1） 轴上零件的装配方案 M27H {} v
2\;/mQI 2A
6;wKL?snO
2） 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 S h ?e b
I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII T| 0d2aa
直径 60 70 75 87 79 70 Ijk hV
长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25 >]o>iOz;]
wuW{ 2+)B
[ako8
c _!!DEe7
c2?VjuB0
5．求轴上的载荷 be $']}cP
Mm=316767N.mm 4YR{
*
T=925200N.mm >0uj\5h)I]
6. 弯扭校合 X5)(,036
2+Oz$9`.
a6O <t;&
<lLJf8OK
!Ce!D0Tx
滚动轴承的选择及计算 sZ;Gb^{Z
I轴： X{<taD2~
1．求两轴承受到的径向载荷 y,bD i9*|
5、 轴承30206的校核 !
h92dH
1） 径向力 upX@8WxR
_pDfP LlY&
U<E]c 4*
2） 派生力 B |,d
， 1
-C~C]&
3） 轴向力 FCWk8 /
由于 ， +S` cUn7
所以轴向力为 ， 9!kp3x/`
4） 当量载荷 <q>d@Foi
由于 ， ， `S.I,<&
所以 ， ， ， 。 6>
z{xYat
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 yz5! >|EB
/l h1sHgD
5） 轴承寿命的校核 =Y5m% ,Bq
Nh} u]<B
gVI`&W__,
II轴： t\ TxK 7i
6、 轴承30307的校核 _N)&<'lB<
1） 径向力 Px9 K
#TC}paIpj
ST0TWE'
2） 派生力 O0s!3hKu
， i]L=M
5^C
3） 轴向力 iz{TSU
由于 ， os &FrtDg
所以轴向力为 ， s@{~8cHgU
4） 当量载荷 _[-W*,xJ)
由于 ， ， O&yAFiCd
所以 ， ， ， 。 &I(\:|`o
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 YbnXAi\y|
ts}OE
5） 轴承寿命的校核 ewHs ]V+U
#f HnM+
$mE3 FJP>
III轴： *Ms "{+C
7、 轴承32214的校核 g_N^Y
1） 径向力 +."cbqGP_q
A~lc`m-
h/5S2EB0!O
2） 派生力 v Y0ESc{
， 0fn*;f8{XJ
3） 轴向力 q-ko)]
由于 ， 'Cz*p,
所以轴向力为 ， RyG6_ G}
4） 当量载荷 } .Z `
由于 ， ， t|h c`|
所以 ， ， ， 。 F",TP,X
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 iyd$_CJ z
q=D8 Nz
5） 轴承寿命的校核 u[Si=)`VPk
D~U RY_[A
C "B'Dj
键连接的选择及校核计算 }! R*Q`m
@"1Z;.S8V
代号 直径 u' Q82l&Y
（mm） 工作长度 ,\c V,$
（mm） 工作高度 t [|t 0y8
（mm） 转矩 HGh
-rEh
（N•m） 极限应力 19c_=$mV
（MPa） _aF8Us
高速轴 8×7×60（单头） 25 35 3.5 39.8 26.0 5u;//Cm
12×8×80（单头） 40 68 4 39.8 7.32 #ojuSS3
中间轴 12×8×70（单头） 40 58 4 191 41.2 +,AzxP
_y
低速轴 20×12×80（单头） 75 60 6 925.2 68.5 *w O~RnP
18×11×110（单头） 60 107 5.5 925.2 52.4 }^$1<GT
由于键采用静联接，冲击轻微，所以许用挤压应力为 ，所以上述键皆安全。 *Egg*2P;"Q
b;5j awG
连轴器的选择 -,T!/E
由于弹性联轴器的诸多优点，所以考虑选用它。 wet[f {c
g,!.`[e'ex
二、高速轴用联轴器的设计计算 D4|Ajeo;1
由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为 ， I`rN+c:
计算转矩为 (d D7"zQ
所以考虑选用弹性柱销联轴器TL4（GB4323-84），但由于联轴器一端与电动机相连，其孔径受电动机外伸轴径限制，所以选用TL5（GB4323-84） w Wfj#IB;R
其主要参数如下： Z"_8 l3
材料HT200 -N wic|
公称转矩 VPuR4 p.
轴孔直径 ， RE E .8_
+ xO3<u
轴孔长 ， p9u*l
装配尺寸 ?[m1?
半联轴器厚 , QWus"5H
（[1]P163表17-3）（GB4323-84） 6kLy! QS
*fI n<Cc
三、第二个联轴器的设计计算 oYTLC@98}
由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为 ， b @0= & 4
计算转矩为 /.CS6W^z
所以选用弹性柱销联轴器TL10（GB4323-84） ;nQ=!
.#Q
其主要参数如下：
KN`k+!@/7
材料HT200 1zH?.-
公称转矩 :i& 9}\|,
轴孔直径 "0[`U(/
轴孔长 ， R6o D
装配尺寸 ng9e)lU~*b
半联轴器厚 zPqJeYK
（[1]P163表17-3）（GB4323-84） 0m4M@94
{ +w.Z,D"
9RHDkK{5
M!Ao !D[
减速器附件的选择 9?hZf$z
通气器 #)xlBq4cZ
由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M18×1.5 Ys}^ hy
油面指示器 Ui
(nMEon
选用游标尺M16 x[0hY0 ?[M
起吊装置 r(uo-/7z
采用箱盖吊耳、箱座吊耳 EFh^C.S8
放油螺塞 0RMW>v/7kL
选用外六角油塞及垫片M16×1.5 D:bmq93PC
J8r8#Zz
润滑与密封 d4 \
一、齿轮的润滑 6)* fr'P
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。 J( XD wt
F I[BZZW
二、滚动轴承的润滑 +
c3pe4
由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。 ?{a J#w
b3R( O|
三、润滑油的选择 vr4r,[B6y
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。 DGb1_2Z Q
[1kQ-Ko`
四、密封方法的选取 |e2s\?nB0S
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。 { m~)~/z?
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。 R@jMFh;
轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。 'q$ Y m0nL
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S@u46 X>
cpP}NJb0;%
设计小结 ^O@eyP
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。 6wWhM&Wd
z=U+FHdh/-
参考资料目录 ?rQ .nN
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[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； OHBCa nZZ,
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eY'FE
iY07lvG<
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