目 录 BnnUUaE
~1]2A[`s!
设计任务书……………………………………………………1 i7!mMO8]
传动方案的拟定及说明………………………………………4 (l!D=qy
电动机的选择…………………………………………………4 AqK x3p6
计算传动装置的运动和动力参数……………………………5 |I^Jn@Mq:
传动件的设计计算……………………………………………5 <B{VL8IA>
轴的设计计算…………………………………………………8 jvQ+u L
滚动轴承的选择及计算………………………………………14 JE:n`l/p
键联接的选择及校核计算……………………………………16 !}Ou|r4_
连轴器的选择…………………………………………………16 D>#v 6XI
减速器附件的选择……………………………………………17 !m:PBl5
润滑与密封……………………………………………………18 ?OYwM?Uf
设计小结………………………………………………………18 4bJ2< j
参考资料目录…………………………………………………18 7 te!>gUW
W yJfF=<
机械设计课程设计任务书 [tf^i:2
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 l|tp0[
一． 总体布置简图 ysT!^-&p
qsR fG~Cg
C`T5d
DW%K'+@M
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 Cy> +j{%!
9n\ #s~,
二． 工作情况： w7?9e#> Z
载荷平稳、单向旋转 >sS:x,-
IS*"_o<AR
三． 原始数据 e^Wv*OD'
鼓轮的扭矩T（N•m）：850 6{r[ Dq
鼓轮的直径D（mm）：350 1~u\]Zi=D
运输带速度V（m/s）：0.7 F$y FR
带速允许偏差（％）：5 SR8Kzk{
使用年限（年）：5 &OR*r7*Z
工作制度（班/日）：2 G]DN!7]@g
j.v _
四． 设计内容 K]*ERAfM%m
1. 电动机的选择与运动参数计算； T:~W.3
2. 斜齿轮传动设计计算 7MJ)p$&
3. 轴的设计 mb`}sTU).
4. 滚动轴承的选择 VP[!ji9P
5. 键和连轴器的选择与校核； z>g& ?vo2
6. 装配图、零件图的绘制 RIqxM
7. 设计计算说明书的编写 %=O!K>^vt<
J0m CWtx&
五． 设计任务 UT7lj wT
1． 减速器总装配图一张 19{?w6G<k
2． 齿轮、轴零件图各一张 @z JZoJL]J
3． 设计说明书一份 >@e %,z
<).qe Z
六． 设计进度 e[& 3K<
1、 第一阶段：总体计算和传动件参数计算 ~e~Mx=FT0
2、 第二阶段：轴与轴系零件的设计 A8/4:>Is
3、 第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 OL"5A18;M
4、 第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 /Z _ [)PTH
\~j(ui |
]@T `q R
E1w X G
\gv
x)S11
SL A~F?t
_\[JMhd}
'=Y ~Ir+
传动方案的拟定及说明 ) :E X h #
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。 uQ+$Hzx X
本传动机构的特点是：减速器横向尺寸较小，两大吃论浸油深度可以大致相同。结构较复杂，轴向尺寸大，中间轴较长、刚度差，中间轴承润滑较困难。 4\WkXwoqQO
rX}==`#\
\eN/fTPm
电动机的选择 CnA)>4E*'
1．电动机类型和结构的选择 6T _c#G5
因为本传动的工作状况是：载荷平稳、单向旋转。所以选用常用的封闭式Y（IP44）系列的电动机。 FdHWF|D
"jMnYEG
2．电动机容量的选择 _JO @O^Ndd
1） 工作机所需功率Pw &c ~)z\$
Pw＝3.4kW I;Y`rGj
2） 电动机的输出功率 r:Cid*~m
Pd＝Pw/η %d\+(:uu/
η＝ ＝0.904 *heQ@ww
Pd＝3.76kW tV4aUve
n}kz&,
3．电动机转速的选择 ^TK)_wx
nd＝（i1’•i2’…in’）nw p}X87Zq
初选为同步转速为1000r/min的电动机 qiJ{X{lI
<L#r6y~H
4．电动机型号的确定 {0 {$.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。 Md{f,,E'^@
- & r{%7
>9|+F [Fc
计算传动装置的运动和动力参数 =R` 2 m
传动装置的总传动比及其分配 >;?97'M
1．计算总传动比 7^X_tQf
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： f#b[KB^Z,2
i＝nm/nw PyE <`E
nw＝38.4 t4uxon
i＝25.14 L]")TQ
Xxw.{2Ji!q
2．合理分配各级传动比 LK~ 0c k7
由于减速箱是同轴式布置，所以i1＝i2。 (E[hl
因为i＝25.14，取i＝25，i1=i2=5 [wYQP6Cyy
速度偏差为0.5%<5%，所以可行。 ^Tmmx_Xw
各轴转速、输入功率、输入转矩 'J$NW
项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮 (Cd `~* 5
转速（r/min） 960 960 192 38.4 38.4 )}5r s
功率（kW） 4 3.96 3.84 3.72 3.57 /RJSkF+!
转矩（N•m） 39.8 39.4 191 925.2 888.4 _?<Fc8F
传动比 1 1 5 5 1 =p$ Wo
效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97 +N:%`9}2V
YdaJ&
传动件设计计算 x|5/#H
1． 选精度等级、材料及齿数 FFGTIT# {"
1） 材料及热处理； H;E{Fnarv
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。 yRDLg
c
2） 精度等级选用7级精度； u1<kdTxA
N
3） 试选小齿轮齿数z1＝20，大齿轮齿数z2＝100的； VUy
1?n
4） 选取螺旋角。初选螺旋角β＝14° Ccmbdw,Z 5
2．按齿面接触强度设计 -XB>&dNl)T
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 )cXc"aj@s
按式（10—21）试算，即 d x}!]_mlZ
dt≥ d?.x./1[qi
1） 确定公式内的各计算数值 .jw)e!<\N
（1） 试选Kt＝1.6 ZS]e}]Zwp
（2） 由图10－30选取区域系数ZH＝2.433
1<5yG7SZ
（3） 由表10－7选取尺宽系数φd＝1 3iTjM>+>
（4） 由图10－26查得εα1＝0.75，εα2＝0.87，则εα＝εα1＋εα2＝1.62 Mt>DA k
（5） 由表10－6查得材料的弹性影响系数ZE＝189.8Mpa ;k ]pq 4E
（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； 5N/;'ySAE_
（7） 由式10－13计算应力循环次数 Q<qIlNE
N1＝60n1jLh＝60×192×1×（2×8×300×5）＝3.32×10e8 [U0c
N2＝N1/5＝6.64×107 _u;
UU$~
L X'US-B.!
（8） 由图10－19查得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.95；KHN2＝0.98 fCR;Fk2B
（9） 计算接触疲劳许用应力 MiRB*eA
取失效概率为1％，安全系数S＝1，由式（10－12）得 #S)*MT4ke
[σH]1＝＝0.95×600MPa＝570MPa DGnswN%n1
[σH]2＝＝0.98×550MPa＝539MPa oGZ9@Y)(T
[σH]＝[σH]1＋[σH]2/2＝554.5MPa gu!A:Q
cjk5><}`H7
2） 计算 sYzG_* )
（1） 试算小齿轮分度圆直径d1t T}* ' 9TB
d1t≥ Mtr~d
= =67.85 ;z#9>99rH
gUcE,L
（2） 计算圆周速度 =k
z;CS+
v= = =0.68m/s FKP^f\! M
b;{C1aa>}
（3） 计算齿宽b及模数mnt Df9}YI ;?
b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm !p$V7pFu6
mnt= = =3.39 ]jYM;e
h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm %o o& M;
b/h=67.85/7.63=8.89 Z:Wix|,ONS
#*~Uu.T
（4） 计算纵向重合度εβ jWz-7BO
εβ= =0.318×1×tan14 =1.59 >*MB_m2|
（5） 计算载荷系数K {mDaK&]Oh
已知载荷平稳，所以取KA=1 -#r_9HQ,w
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， @?U5t1O<
故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42 T>?~eYHXs
由表10—13查得KFβ=1.36 Jc+U$h4
由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数 VO9<:R
K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05 k)J7) L
8"@<s?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
,Xw/
t>
d1= = mm=73.6mm y-U(`{[nM
/D q]=P
（7） 计算模数mn y.Py>GJJ1S
mn = mm=3.74 ~gf $ L9
3．按齿根弯曲强度设计 `e bB+gI
由式(10—17) ! 9e>J
mn≥ |Yx8Ez
1） 确定计算参数 I6\3wU~).
（1） 计算载荷系数 [q z6_WOo
K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96 ;u%h wlo
:X#(T- !t
（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 3 R m$
Z6=!}a%
（3） 计算当量齿数 u0, ~pJvX
z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 86Rit!ih
z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47 U;31}'b
（4） 查取齿型系数 YW5E
| z
由表10－5查得YFa1=2.724；Yfa2=2.172 ms $o ,[
（5） 查取应力校正系数 PIA&s6U
由表10－5查得Ysa1=1.569；Ysa2=1.798 1ysA ~2
O
Rfl v+
LCG<
（6） 计算[σF] #O~Y[''C5X
σF1=500Mpa _FV.}%W<u
σF2=380MPa ' D4NPG`z
KFN1=0.95 0\m zGfd
KFN2=0.98 ..!yf e"5
[σF1]=339.29Mpa s 2E}+
#
[σF2]=266MPa ^ey\ c1 K
（7） 计算大、小齿轮的 并加以比较 L \$zr,=C
= =0.0126 L *_xu _F
= =0.01468 g N[r*:B
大齿轮的数值大。 @EQ{lGpU3
*n47.(a2i
2） 设计计算 rEViw ?^KT
mn≥ =2.4 fVkl-<?x
mn=2.5 ck}y-,>,[O
D;5RcZ
4．几何尺寸计算 DFi exOb
1） 计算中心距 e D}Ga4
z1 =32.9，取z1=33 _w26iCnB{
z2=165 7+c@pEU]
a =255.07mm s(dox; d
a圆整后取255mm xP*R H -<
e' Zg F~
2） 按圆整后的中心距修正螺旋角 Z`
Aiw."|
β=arcos =13 55’50” ;8A_- $
"[%NXan
3） 计算大、小齿轮的分度圆直径 Ua:EI!`
d1 =85.00mm #<JrSl62(K
d2 =425mm !>+
0/
WlY%f}l n
4） 计算齿轮宽度 X[|>r@Aa!
b=φdd1 5t PmrWZ
b=85mm 6e*J C f>
B1=90mm，B2=85mm .B)v " Sw#
o%dtf5}(,
5） 结构设计 Pg:Nz@CQ
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。 +V) (,f1
$lv
g.u
轴的设计计算 WgIVhj
拟定输入轴齿轮为右旋 YONg1.^!(
II轴： l`1ZS8 [.
1．初步确定轴的最小直径 J:>TV.TP
d≥ ＝ =34.2mm cz0tnF*&
2．求作用在齿轮上的受力 G6
GXC`^+
Ft1= =899N 4uv }6&R
Fr1=Ft =337N !=-l7 60
Fa1=Fttanβ=223N； # WxH
Ft2=4494N Uq&|iB#mF
Fr2=1685N iD\jo h-C
Fa2=1115N cx$Oh`-Car
_x lgsa
3．轴的结构设计 t;*'p
1） 拟定轴上零件的装配方案 "ZH1W9A
BG|Kw)z*KM
i. I-II段轴用于安装轴承30307，故取直径为35mm。 w#o<qrpHf
ii. II-III段轴肩用于固定轴承，查手册得到直径为44mm。 Jn&(v "_
iii. III-IV段为小齿轮，外径90mm。 hId GQKr>V
iv. IV-V段分隔两齿轮，直径为55mm。 0}ZuF.
v. V-VI段安装大齿轮，直径为40mm。 {C3bCVQ]o
vi. VI-VIII段安装套筒和轴承，直径为35mm。 7#RW4Z M
XnNK )dUT}
2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 qaUHcdH
1. I-II段轴承宽度为22.75mm，所以长度为22.75mm。 9/'j<v6M
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。 :s4CWE d
3. III-IV段为小齿轮，长度就等于小齿轮宽度90mm。 J3$ihH.
4. IV-V段用于隔开两个齿轮，长度为120mm。 /qz( ra
5. V-VI段用于安装大齿轮，长度略小于齿轮的宽度，为83mm。 2n@"|\ uHD
6. VI-VIII长度为44mm。 E 1> 3 [3
UqA vFCy
n"Ev25 %
k'{lo _
4． 求轴上的载荷 j\ )Qn 2r
66 207.5 63.5 CfV z'
<uAqb Wu
jHFdDw| N`
zRKg>GG`
`aC#s3 [
&r_ :n t
X`22Hf4ct
t%/5$<!b
Sw0~6RZ
x|Q6[ Y
f>RPh bq|
oc15!M3$
Wima=xYe\5
wp@c;gK7
c~>M7e(
F6fm{
W}EO]A%f.\
Fr1=1418.5N NSx DCTw
Fr2=603.5N (;s \Ip0
查得轴承30307的Y值为1.6 8]0R[k jD
Fd1=443N 8*|@A6ig
Fd2=189N j6Vuj /+}
因为两个齿轮旋向都是左旋。 q-uYfXZ{j
故：Fa1=638N O /GD[9$i
Fa2=189N F[J;u/Z
mx XQBmW
5．精确校核轴的疲劳强度 9 4 n ,13
1） 判断危险截面 &"d4J?io`
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 (g
Z'u`)jR
2） 截面IV右侧的 &3A Gj,
haY.rH]z
截面上的转切应力为 643 O(0a
{6~W2zX&
由于轴选用40cr，调质处理，所以 u|Db%)[
， ， 。 @ws3X\`<C
（[2]P355表15-1） &gq\e^0CRZ
a) 综合系数的计算 tv?~L JYN
由 ， 经直线插入，知道因轴肩而形成的理论应力集中为 ， ， ost~<4~
（[2]P38附表3-2经直线插入） hLBX,r)u
轴的材料敏感系数为 ， ， Q s~;?BH&
（[2]P37附图3-1） !QYqRH~ 5
故有效应力集中系数为 hmks\eb~
ZZ4W?);;
Ha;^U/0|
查得尺寸系数为 ，扭转尺寸系数为 ， >bmL;)mc&
（[2]P37附图3-2）（[2]P39附图3-3） (/Nw
轴采用磨削加工，表面质量系数为 ， S c@g;+#QU
（[2]P40附图3-4） =_TCt H
轴表面未经强化处理，即 ，则综合系数值为 Rh: \/31~
c1Dhx,]ad
Z>o 20uA
b) 碳钢系数的确定 cz.-cuD[iD
碳钢的特性系数取为 ， sfx:j~bsL
c) 安全系数的计算 V} 3.K\7
轴的疲劳安全系数为 <~f/T]E,
YsDn?p D@
( 3W<yAM+
.vwOp*3\
故轴的选用安全。 #O G_O I
MT a.Ubs
I轴： jH \@Oc;7
1．作用在齿轮上的力 x@Q}sW92
FH1=FH2=337/2=168.5 y%iN9 -t
Fv1=Fv2=889/2=444.5 c6Wy1d^
ij%\l d9kd
2．初步确定轴的最小直径 ?. CA9!|
$T~|@X H
~,dj)x
3M
3．轴的结构设计 6 70g|&v.
1） 确定轴上零件的装配方案 YW}1Mf=_
H<"{wUPT0
(5VP *67
2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 Wrt3p-N"D
d) 由于联轴器一端连接电动机，另一端连接输入轴，所以该段直径尺寸受到电动机外伸轴直径尺寸的限制，选为25mm。 *h$Dh5%P
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。 K+PzTGWq^
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。 ~[l2"@
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。 / [:@j+n\
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。 + d]}
i) 轴肩固定轴承，直径为42mm。 irpO(>LK
j) 该段轴要安装轴承，直径定为35mm。 `[7&tOvSk
2） 各段长度的确定 <?QY\wyikz
各段长度的确定从左到右分述如下： G+=&\+{#4
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。 7w YSP&$
b) 该段为轴环，宽度不小于7mm，定为11mm。 )}vQ?n[:'
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。 Rm"lRkY4I[
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。 j[9xF<I
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。 c.,eIiL
f) 该段由联轴器孔长决定为42mm /6 b(w=pk
,.G6c =pZ
\2 pJ ]
4．按弯扭合成应力校核轴的强度 &A]*"lt|w
W=62748N.mm l 8n#sGA %
T=39400N.mm >\[sNCkf
45钢的强度极限为 ，又由于轴受的载荷为脉动的，所以 。 w=y!|F
A\k@9w\Ll;
E~jNUTq
III轴 " #_NA`$i
1．作用在齿轮上的力 74xI#`E
FH1=FH2=4494/2=2247N hekAics6S
Fv1=Fv2=1685/2=842.5N _~fO8_vr
f!eC|:D
2．初步确定轴的最小直径 pu,/GBG_
FK ;\Nce&
p~$\@8@
3．轴的结构设计 tihb38gE
1） 轴上零件的装配方案 D3vd O2H
{FteQ@(
bvk+i?{H
2） 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 p;U[cGHC
I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII /%=p-By<V
直径 60 70 75 87 79 70 1D N,
长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25 +);o{wfW
|C\g 3N-
v5RS <?o
?9
m3y0
GL9R
5
5．求轴上的载荷 $BwWhR
Mm=316767N.mm ;xXHSxa:=W
T=925200N.mm g=:%j5?.e
6. 弯扭校合 Fu(e4E
6P3ezl@#;
ZZ)bTLu
6^s]2mMfk
&B/cy<;y,
滚动轴承的选择及计算 *(& J^
I轴： {y) s85:t
1．求两轴承受到的径向载荷 W9ZT=#>)[
5、 轴承30206的校核 j+88J
1） 径向力 (3&@c!E
'[{M"S
6oL-A tf
2） 派生力 o>\j c
， vWXj 6}
3） 轴向力 fI t:eKHr
由于 ， hS Q P
'6
所以轴向力为 ， b=Zg1SqV
4） 当量载荷 |bVNlL"xN
由于 ， ， \"<&8
所以 ， ， ， 。 \V +$2
:A
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 p}}}~ lC/
h, \^Sb5AP
5） 轴承寿命的校核 }$Q+x'
axxd W)+K
\4bma<~a
II轴： e*jn7aya
6、 轴承30307的校核 >Czcs=(L.k
1） 径向力 d&n0:xOc
Wu2#r\
@|j`I1r. A
2） 派生力 Cc1sZWvz
， `Z{;
c
3） 轴向力 )><cL:IJ}S
由于 ， _r+9S.z
所以轴向力为 ， i/, G= yA
4） 当量载荷 YL;ZZ2A
由于 ， ， /#G^?2o M
所以 ， ， ， 。 mRW(]OFIai
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 "a? k #!E
MV e5j+8
5） 轴承寿命的校核 q F%wl
a'
.o
Ni(D[?mZ
III轴： [t: =%&B
7、 轴承32214的校核 Z5bmqhDo[
1） 径向力 :{E 3H3
H*A)U' `
i/y+kL
2） 派生力 6K[s), rdv
， RCND|X
3） 轴向力 WvAl !^{`
由于 ， 3S_KycE{
所以轴向力为 ， &+J5GHt@
4） 当量载荷 H
\.E K Z
由于 ， ， bqS*WgMY-
所以 ， ， ， 。 *O$kF.3q
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 >M[rOu
(d
"sUe:F;
5） 轴承寿命的校核 h} g _;k5R
7>9/bB +TL
q ^n6"&;*
键连接的选择及校核计算 @Ys(j$U't
w44{~[0d4
代号 直径 R
7xV{o
（mm） 工作长度 OJbY \U
（mm） 工作高度 [
}jSx]
（mm） 转矩 VE wv22'
（N•m） 极限应力 ^X)U^Q d
（MPa） 7V 2%
高速轴 8×7×60（单头） 25 35 3.5 39.8 26.0 $qP9EZ]JC
12×8×80（单头） 40 68 4 39.8 7.32 x|F6^d
中间轴 12×8×70（单头） 40 58 4 191 41.2 rfXM*h
低速轴 20×12×80（单头） 75 60 6 925.2 68.5 ! r.X. C
18×11×110（单头） 60 107 5.5 925.2 52.4 S]K^wj[
由于键采用静联接，冲击轻微，所以许用挤压应力为 ，所以上述键皆安全。 B5=L</Aj
|jEKUTv,G
连轴器的选择 r\'3q '7 p
由于弹性联轴器的诸多优点，所以考虑选用它。 `5O<U~'d
E@0w t^
二、高速轴用联轴器的设计计算 +ulX(u(,
由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为 ， JBeC\ \QX
计算转矩为 OAOG&6xu8
所以考虑选用弹性柱销联轴器TL4（GB4323-84），但由于联轴器一端与电动机相连，其孔径受电动机外伸轴径限制，所以选用TL5（GB4323-84） 0aQNdi)b
其主要参数如下： uQ5NN*C=
材料HT200 L)y }
公称转矩 qWw@6VvoQ
轴孔直径 ， '+f!(teLz
{|%5} \%
轴孔长 ， >^+Q`"SN
装配尺寸 G?<L{J2"Q
半联轴器厚 iBV*GW
（[1]P163表17-3）（GB4323-84） feQ_dA q
X'7 T" 5!
三、第二个联轴器的设计计算 m- , '
由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为 ， O4]Ss}ol
计算转矩为 AH`tkPd
所以选用弹性柱销联轴器TL10（GB4323-84） IR5 S -vO
其主要参数如下： ugVsp&i#
材料HT200 hy
W4=
公称转矩 g#Zb}^
轴孔直径 i*.Z~$
轴孔长 ， K*7*` 6iU
装配尺寸 V=3NIw18
半联轴器厚 Ep OVrk
（[1]P163表17-3）（GB4323-84） 03$Ay _ 2
oJ{)0;<~L
D 67H56[
_q3SR[k+`
减速器附件的选择 >+#T sX{
通气器 wUh'1D<(r
由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M18×1.5 0 t/ S_Q
油面指示器 d Aym)
选用游标尺M16 `S;pn +5
起吊装置 o" 7,CQye
采用箱盖吊耳、箱座吊耳 :bLGDEC
放油螺塞 h,TDNR<1L
选用外六角油塞及垫片M16×1.5 {7Dc(gNS
/e4hB
润滑与密封 ~qFi0<-M
一、齿轮的润滑 ?#J ~ X\5
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。 &|/C *2A
H# 2'\0u
二、滚动轴承的润滑 9
r+' o#
由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。 zT!JHG
-'] #5p l
三、润滑油的选择 *5*d8;@ >
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。 V9B $_j4
2=["jP!B
四、密封方法的选取 A3C<9wXx
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。 P/ M*XUG.
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。 lq. AQ
轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。 top3o{ 4
34s:|w6y
A' dt
WD
dgX 0\lKpf
设计小结 < :RU,
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。 A n/) |B4
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参考资料目录 XImb"7|
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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； ME0ivr*=:
[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； Ms{v;fT
[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； #G)ZhgB^
[5]《工程机械构造图册》，机械工业出版社，刘希平主编 f\ ^FUJy
[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； CIO&VK
[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。 ,^AkfOY7"
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[p:5]
