目 录 hPhNDmL#3
CwQgA%) !i
设计任务书……………………………………………………1 Gxu&o%x [
传动方案的拟定及说明………………………………………4 =j]us?5
电动机的选择…………………………………………………4 l BS!=/7
计算传动装置的运动和动力参数……………………………5 Ycypd\q/
传动件的设计计算……………………………………………5 1;<J] S$$
轴的设计计算…………………………………………………8 ID" '`DKxe
滚动轴承的选择及计算………………………………………14 $j*j {}K
键联接的选择及校核计算……………………………………16 UH1AT#?!W
连轴器的选择…………………………………………………16 P g.PD,&U
减速器附件的选择……………………………………………17
H
润滑与密封……………………………………………………18 .7TQae%
设计小结………………………………………………………18 |ahleu
参考资料目录…………………………………………………18 6R V]9
0x!XE |7I
机械设计课程设计任务书 ] %jlaXb
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 7u]0 dHj
一． 总体布置简图 8 ;YeEW 5
3!M;Z7qF]
zXQ o pQ1
FN5*pVD;<
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 YB/A0 J
GUJ[2/V~A
二． 工作情况： S?Q4u!FC
载荷平稳、单向旋转 1\:puC\)
;hi+.ng_
三． 原始数据 :SilQm*Pl
鼓轮的扭矩T（N•m）：850 L
DD^X@q
鼓轮的直径D（mm）：350 d:C-
运输带速度V（m/s）：0.7 YHN @?}T()
带速允许偏差（％）：5 Q.H y"~
使用年限（年）：5 w}VS mt$F
工作制度（班/日）：2 j?D=Ij "o
!> T.*8
四． 设计内容 >| %m#JG
1. 电动机的选择与运动参数计算； kRs(A~ngc
2. 斜齿轮传动设计计算 `f`\j
-Lu
3. 轴的设计 _sIhQ8$:
4. 滚动轴承的选择 ri&B% AAc
5. 键和连轴器的选择与校核； z5-vx `
6. 装配图、零件图的绘制 y6ntGrZ}$
7. 设计计算说明书的编写 [uP_F,Y/
2@ vSe
五． 设计任务 ~TC z1UWV
1． 减速器总装配图一张 `2\vDy1,j
2． 齿轮、轴零件图各一张 }Z*@EWc>
3． 设计说明书一份 >=-w2&
4` 5 jq)
六． 设计进度 /v"u4Ipj
1、 第一阶段：总体计算和传动件参数计算 =vLe OX
2、 第二阶段：轴与轴系零件的设计 k L2(M6m
3、 第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 3eQ-P8LS
4、 第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 zK893)
|
Zx
iLw O4i
2C^ /;z
Q{6Bhx *>
P]:r'^Yn
<CIJ g*
mw%do& e
传动方案的拟定及说明 YKq, `7" %
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。 IBWUXG;
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。 P.mz$M
,-^Grmr4M
o5KpiibFM
电动机的选择 An cmSi
1．电动机类型和结构的选择 [ mph iH/
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。 6KPM4#61o
FI++A`
2．电动机容量的选择 3a #2 }
1） 工作机所需功率Pw +@[T0cXp
Pw＝3.4kW ?#"rI6
2） 电动机的输出功率 VAf"B5 R
Pd＝Pw/η j+A Ahn
η＝ ＝0.904 tZmo= 3+:
Pd＝3.76kW "mc/fp
PPO*&=!]
3．电动机转速的选择 @Z> {/
nd＝（i1’•i2’…in’）nw v'uWmL7C
初选为同步转速为1000r/min的电动机 hN*,]Z{
Xdj` $/RI
4．电动机型号的确定 | k$^RU<OF
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。 TUoEk
IiTV*azVh
NNSHA'F,.\
计算传动装置的运动和动力参数 j\&
`
传动装置的总传动比及其分配 =Tv|kJ|
j
1．计算总传动比 heJ I5t,
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： V(Ll]g/T_;
i＝nm/nw d 2sY.L
nw＝38.4 KM$L u2
i＝25.14 yq+'O&+
a;JB8
2．合理分配各级传动比 $qG;^1$
由于减速箱是同轴式布置，所以i1＝i2。 KdI X`
因为i＝25.14，取i＝25，i1=i2=5 N"SFVc_2
速度偏差为0.5%<5%，所以可行。 $5kb3x<W
各轴转速、输入功率、输入转矩 i[1K~yXq:
项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮 9TRS#iVL+*
转速（r/min） 960 960 192 38.4 38.4 l"^'uGB'
功率（kW） 4 3.96 3.84 3.72 3.57 U@21N3_@_
转矩（N•m） 39.8 39.4 191 925.2 888.4 SV#$Cf g
传动比 1 1 5 5 1 _ u TaN
效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97 Z .6 M~
5/Viz`hsz
传动件设计计算
d-Vttxa6
1． 选精度等级、材料及齿数 S} 6Ty2.\
1） 材料及热处理； +bpUb0.W
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。 Hhx"47 :
2） 精度等级选用7级精度； ;hb;%<xqT
3） 试选小齿轮齿数z1＝20，大齿轮齿数z2＝100的； _b8&$\>
4） 选取螺旋角。初选螺旋角β＝14° Ji4xor
2．按齿面接触强度设计 jp= z
^l
因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算 2"+8NfFl
按式（10—21）试算，即 4po zTe
dt≥ q5C(/@)^
1） 确定公式内的各计算数值 FG/". dU
（1） 试选Kt＝1.6 ^o&3 +s} M
（2） 由图10－30选取区域系数ZH＝2.433 &?N1-?BjM
（3） 由表10－7选取尺宽系数φd＝1 R-8> ,
（4） 由图10－26查得εα1＝0.75，εα2＝0.87，则εα＝εα1＋εα2＝1.62 pu#h:nb>88
（5） 由表10－6查得材料的弹性影响系数ZE＝189.8Mpa ZlQ@ k{Es~
（6） 由图10－21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1＝600MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限σHlim2＝550MPa； ~ 8L]!OQ9=
（7） 由式10－13计算应力循环次数
kI7c22OJ
N1＝60n1jLh＝60×192×1×（2×8×300×5）＝3.32×10e8 " B`k
N2＝N1/5＝6.64×107 `{w.OK
2;h4$^`dt
（8） 由图10－19查得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.95；KHN2＝0.98 q?}
/q
（9） 计算接触疲劳许用应力 |R$V[
取失效概率为1％，安全系数S＝1，由式（10－12）得 .j"iJ/
[σH]1＝＝0.95×600MPa＝570MPa .Z%y 16)T
[σH]2＝＝0.98×550MPa＝539MPa P^9y0Q
[σH]＝[σH]1＋[σH]2/2＝554.5MPa x!5b"
"
l;{n" F
2） 计算 yOR]r+8
（1） 试算小齿轮分度圆直径d1t sa 8JN.B
d1t≥ $ 9bIUJ
= =67.85 "#zSk=52z
0u[Vd:()v(
（2） 计算圆周速度 MLD1%* &0
v= = =0.68m/s wUb5[m
UuXq+HYR
（3） 计算齿宽b及模数mnt }!_x\eq^
b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm =' %r"_`}
mnt= = =3.39 ^`M,ju
h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm \"=4)Huv
b/h=67.85/7.63=8.89 BK>3rjXi>a
Z;M}.'BE
（4） 计算纵向重合度εβ HURr k~[
εβ= =0.318×1×tan14 =1.59 >]b>gc? 3
（5） 计算载荷系数K O3ij/8f
已知载荷平稳，所以取KA=1 F)fCj^ zL
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， O7<- -
故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42 z!`aJ E/
由表10—13查得KFβ=1.36 vh+ '
W
由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数 { #?$ p i[
K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05 Iv,Ub_Ll9
R= Qa54
（6） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10—10a）得 ;B Lw?kf
d1= = mm=73.6mm Nf@-i`
* AsILK 0
（7） 计算模数mn Eo
h4#fZ\N
mn = mm=3.74 )|52B;yZx
3．按齿根弯曲强度设计 &Bn>
YFu
由式(10—17) .T!R&#]n
mn≥ S
^5EG;[
1） 确定计算参数 <HY K9{Q
（1） 计算载荷系数 3K)12x$.K
K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96 D1xIR yc/
:vsBobiJ
（2） 根据纵向重合度εβ=0.318φdz1tanβ=1.59，从图10－28查得螺旋角影响系数 Yβ＝0。88 ^wnlZ09J
AQ}(v,DOb
（3） 计算当量齿数 XFj\H(D
z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 s,z$Vt"h*K
z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47 KImBQ2 ^Tu
（4） 查取齿型系数 w_gFN% 8
由表10－5查得YFa1=2.724；Yfa2=2.172 WA'4y\ N
（5） 查取应力校正系数 !V%h0OE\
由表10－5查得Ysa1=1.569；Ysa2=1.798 a"ct"g=
`5SLo=~
,=Q;@Z4 vJ
（6） 计算[σF] .(
)rb y
σF1=500Mpa mZ%"""X\Ei
σF2=380MPa %R?B=W7 ;Q
KFN1=0.95 x6n( BMr
KFN2=0.98 !U zMuGj
[σF1]=339.29Mpa QaVxP1V#U
[σF2]=266MPa ]t2zwHo#
（7） 计算大、小齿轮的 并加以比较 ]TE(:]o7V
= =0.0126 c@|!0
U%j
= =0.01468 k U75
大齿轮的数值大。 Q4;%[7LU
9` a1xnL
2） 设计计算 E \p Qh
mn≥ =2.4 # 1,"^k^
mn=2.5 NA :_yA"
E*B6k!:
4．几何尺寸计算 /
5\gP//9K
1） 计算中心距 bUcEQGHcZ=
z1 =32.9，取z1=33 hXAgT!ZD
z2=165 MbT;]Bo
a =255.07mm ;#i$5L!*B
a圆整后取255mm ce&Q}_
SlaHhq3
2） 按圆整后的中心距修正螺旋角 og?>Q i Tr
β=arcos =13 55’50” a1 K h
Y5/SbQYf1
3） 计算大、小齿轮的分度圆直径 %&Fsk]T%:
d1 =85.00mm w 7#9t
d2 =425mm ^ ,cwm:B@
xs}3=&c(
4） 计算齿轮宽度 |_h$}~ ;
b=φdd1 @$*L U:[
b=85mm q,Nhfo(
B1=90mm，B2=85mm -qJ%31Mr#
4Ou5Vp&y
5） 结构设计 S -
N
[
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。 \jpm
2{J ohqf
轴的设计计算 K*/X{3 J;
拟定输入轴齿轮为右旋 W2`/z)[*>
II轴： G u4 mP
1．初步确定轴的最小直径 pYBY "r
d≥ ＝ =34.2mm Cu $mb}@
2．求作用在齿轮上的受力 =i1+t"=
Ft1= =899N ' J pCS
Fr1=Ft =337N F, .dC&B
Fa1=Fttanβ=223N； O{{\jn|lR
Ft2=4494N uE=pq<
Fr2=1685N _!ITCkBj
Fa2=1115N S|Yz5)*
B )`@E4i
3．轴的结构设计 -Pt']07E
1） 拟定轴上零件的装配方案 {/2
_"H3:
Ep CT !e
i. I-II段轴用于安装轴承30307，故取直径为35mm。 L60Sc
ii. II-III段轴肩用于固定轴承，查手册得到直径为44mm。 xm*6I
iii. III-IV段为小齿轮，外径90mm。 GF/!@N
iv. IV-V段分隔两齿轮，直径为55mm。 - % 'ys
v. V-VI段安装大齿轮，直径为40mm。 #wS/QrRE
vi. VI-VIII段安装套筒和轴承，直径为35mm。 g;eoH
R^f-j-$o]
2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 [dIlt"2fV
1. I-II段轴承宽度为22.75mm，所以长度为22.75mm。 0_f6Qrc j
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。 T*"*##c
3. III-IV段为小齿轮，长度就等于小齿轮宽度90mm。 W }
4. IV-V段用于隔开两个齿轮，长度为120mm。 3$n O@rOS
5. V-VI段用于安装大齿轮，长度略小于齿轮的宽度，为83mm。 6V&HlJH
6. VI-VIII长度为44mm。 EG#mN pxE
JU`5K}H<
K)&oDw k
x@Ze%$'
4． 求轴上的载荷 $gPR3*0
66 207.5 63.5 [9H986 =
d) $B
vwIP8z~<
0ME.O +
x&d :V
s;S v@=\
GS qt:<Qs
ZQN% !2
P/Zp3O H
py%_XL=w,
Z` zyE P A
)+dd
caD| *.b
i 7jI(VvB^
O!ngQr I
5~H}%W,P
iji2gWV}h
Fr1=1418.5N | HfN<4NL
Fr2=603.5N aQ#6PO7.Z
查得轴承30307的Y值为1.6 =67tQx58
Fd1=443N +sm9H"_0
Fd2=189N U6Xi-@XP
因为两个齿轮旋向都是左旋。 S&z8-D=8k
故：Fa1=638N TYu(;~
Fa2=189N SadffAvSA{
.?dYY;P
5．精确校核轴的疲劳强度 Kq&JvY^
1） 判断危险截面 }WM!e"
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 K0 -AP
$
.]y"04@]
2） 截面IV右侧的 R.)w
l
mNdEn<W
截面上的转切应力为 5hg
^K^ZZ
R$M>[Kjn
由于轴选用40cr，调质处理，所以 qt,;Yxx#^
， ， 。 %O02xr=
（[2]P355表15-1） hNUkaP
a) 综合系数的计算 up
)JU [
由 ， 经直线插入，知道因轴肩而形成的理论应力集中为 ， ， )^[PW&=W|x
（[2]P38附表3-2经直线插入） a C , ?FWm
轴的材料敏感系数为 ， ， 1Farix1YDq
（[2]P37附图3-1） 0s o27k
故有效应力集中系数为 @z< IsAE
WP ~]pduT
%C =?Xhn v
查得尺寸系数为 ，扭转尺寸系数为 ， `#y?:s ]e
（[2]P37附图3-2）（[2]P39附图3-3） r~Vb*~U"
轴采用磨削加工，表面质量系数为 ， mgI 7zJX
（[2]P40附图3-4） 7 Ug^aA
轴表面未经强化处理，即 ，则综合系数值为 M 0Vs9K=
<}n"gk1is
w)Wg 8
b) 碳钢系数的确定 ^M7pCetjdW
碳钢的特性系数取为 ， &!0%"4
c) 安全系数的计算 ~ "stI
轴的疲劳安全系数为 p$!Q?&AV/
8%#pv}
V 2/?1
x/,(G~
故轴的选用安全。 !6pE0(V^+4
i=aK ?^+
I轴： MwO`DrV
1．作用在齿轮上的力 &+Yoob]P
FH1=FH2=337/2=168.5 ty-erdsP
Fv1=Fv2=889/2=444.5 E`gUNAKQ
XTS%:S
2．初步确定轴的最小直径 "C'T>^qw*
gf^XqTLs
<)9dTOdd
3．轴的结构设计 {"n=t`E)3
1） 确定轴上零件的装配方案 1b`WzoJgH
6o=Q;Mezl
O]%V h
l
2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 AH '4k(-
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。 L1u(\zw
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。 b1Fd]4H3P
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。 D'Y=}I)8Dn
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。 <
+X,oxg
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。 =VvQ 2Y0h8
i) 轴肩固定轴承，直径为42mm。
`ZZq Sc4
j) 该段轴要安装轴承，直径定为35mm。 ! [3l
K
2） 各段长度的确定 NhF<2[mt
各段长度的确定从左到右分述如下： I`4k5KB;
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。 <MzXTy3\
b) 该段为轴环，宽度不小于7mm，定为11mm。 i;I!Jc_b'
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。 LR Dj!{k{
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。 {~{</ g/
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。 rLx'.:
f) 该段由联轴器孔长决定为42mm "
'TEBkj|u
;'P<#hM[$
Wj"GS!5
4．按弯扭合成应力校核轴的强度 ' T%70)CM~
W=62748N.mm zelM }/d
T=39400N.mm H`EsFKw\%
45钢的强度极限为 ，又由于轴受的载荷为脉动的，所以 。 Eq6.
s)10
X\HP&;Wd
gSt'<v
III轴 z\r29IRh
1．作用在齿轮上的力 bC0DzBnM;
FH1=FH2=4494/2=2247N Bl*.N9*
Fv1=Fv2=1685/2=842.5N qY$]^gS
Dx>~^ ^<
2．初步确定轴的最小直径 w
.+B h
4">C0m;ks
#5=! ew
3．轴的结构设计 dO|n[/qL0
1） 轴上零件的装配方案 W}rL HAaDh
Wk-jaz
t:yJ~En]=
2） 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 c'&\[b(m
I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII K} TS wY
直径 60 70 75 87 79 70 Y JMaIFt
长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25 X}G3>HcP
r(DW,xoK0
XG;Dj<Dm
*@ zya9y9q
zIy&gO X
5．求轴上的载荷 K\y
W{y1
Mm=316767N.mm 6<m9guv
T=925200N.mm |P(8 T '
6. 弯扭校合 )bR`uV9<
Y rmd
hSY
gib'f@i ;
bPUldkB:
2 3*OuY
滚动轴承的选择及计算 :BpXi|n;
I轴： 4StoEgFS
1．求两轴承受到的径向载荷 ( Qj;B)
5、 轴承30206的校核 *rv7#!].
1） 径向力 !X ={a{<,T
!G~`5?CvE
7Kn}KO!Y8
2） 派生力 L#Rj~&U
， prO ~g
3） 轴向力 "s.s(TR8
由于 ， b3l~wp6 >
所以轴向力为 ， a}5/?/
4） 当量载荷 U}^`R, C
由于 ， ， bo40s9"-*W
所以 ， ， ， 。 <(W:Q3?s
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 GyLp&aa
%%qg<iO_
5） 轴承寿命的校核 wjfc9z
pv@w 8*
KSxZ4Y
II轴： v9XevLs
6、 轴承30307的校核 /f]' _t0\.
1） 径向力 BT* {&'\/
JlhI3 `X;/
gRg8D {
2） 派生力 s>ohXISB[
， x yyEaB
3） 轴向力 &*9 ' 0
由于 ， =.2)wA"e'
所以轴向力为 ， +r$ M 9
4） 当量载荷 bD<hzOa
由于 ， ， h4N&Yb fo
所以 ， ， ， 。 |^C35 6M>
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 A&L2&ofV&q
+XpQ9C d
5） 轴承寿命的校核 kWbD?i-
O[W/=j[
O1Nya\^g<I
III轴： p61F@=EL
7、 轴承32214的校核 KhZ\q|5
1） 径向力 PXo^SHJ+gt
O ~D]C
Z=zD~ka
2） 派生力 37 d-!
， }E#1Z\)
3） 轴向力 2aJ_[3p/h]
由于 ， {"mb)z r
所以轴向力为 ， |G(I,EPag
4） 当量载荷 ]^I[SG,
由于 ， ， B~47mw&b
所以 ， ， ， 。 } T&~DVM
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 2!? =I'uMA
Y;#H0v>E
5） 轴承寿命的校核 =PYS5\k
F&$~]R=&
A?" / >LM
键连接的选择及校核计算 q*7: L
hGb SN_F
代号 直径 1-~sj)* k
（mm） 工作长度 Y Sux#*#H
（mm） 工作高度 T0"q,lrdxV
（mm） 转矩 gp NAM"
（N•m） 极限应力 ].
0;;v6)
（MPa） :i oD *k
高速轴 8×7×60（单头） 25 35 3.5 39.8 26.0 O:jaA3
12×8×80（单头） 40 68 4 39.8 7.32 ep G!V#I
中间轴 12×8×70（单头） 40 58 4 191 41.2 d /lV+yZ
低速轴 20×12×80（单头） 75 60 6 925.2 68.5 >;+q,U}
18×11×110（单头） 60 107 5.5 925.2 52.4 V?-SvQIk1
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。 PE<(eIr
E^? 3P'%^
连轴器的选择 x P $\
}
由于弹性联轴器的诸多优点，所以考虑选用它。 S=qx,<J
39
{!xDJnF;
二、高速轴用联轴器的设计计算 x,UP7=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 ， kerBy\^
计算转矩为 %a|m[6+O
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） Ue(\-b\)
其主要参数如下： S3ZI C\2
材料HT200 }ZJ*N Y
公称转矩 c|Fu6LF a
轴孔直径 ， 2<tU
|'](zEwq
轴孔长 ， | nmt /[
装配尺寸 $fG~;` T
半联轴器厚 a]@BS6
（[1]P163表17-3）（GB4323-84） tf6 Zz[
NE+
;<mW
三、第二个联轴器的设计计算 A$-\Er+f
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 ， s^HI%mdf
计算转矩为 Y7<(_p7
所以选用弹性柱销联轴器TL10（GB4323-84） G<Y }QhFU
其主要参数如下： xM**n3SZ`
材料HT200 3M5wF6nY[[
公称转矩 sF~!qag4q'
轴孔直径 JzmX~|=Xi
轴孔长 ， U &RZx&W
装配尺寸 }s:~E2?In
半联轴器厚 > *soc!# Y
（[1]P163表17-3）（GB4323-84） R<;;Ph
$y,tR.5.)[
bp>M&1^KY
sE! $3|Q
减速器附件的选择 "mc ] ^ O
通气器 /&W~:F
由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M18×1.5 rem Rm Y?
油面指示器 =)nJ'}x
选用游标尺M16 yZc#@R[0
起吊装置 >J/8lS{#
采用箱盖吊耳、箱座吊耳 i0 rh {Ko
放油螺塞 <KFl4A~
选用外六角油塞及垫片M16×1.5 E <\\/Q%w
>1 hhz
润滑与密封 cFr `9A\-n
一、齿轮的润滑 ~ nb1c:F
采用浸油润滑，由于低速级周向速度为，所以浸油高度约为六分之一大齿轮半径，取为35mm。 dZCnQ IS
:ka^ ztXG
二、滚动轴承的润滑 @4=Az 1W*
由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。 7KN+ @6!x
W~/{ct$Y
三、润滑油的选择 V#X< Yt
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。 ,O_iSohS
{'yr)(:2M
四、密封方法的选取 +aN"*//i
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。 ( e4 #9
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。 gjk ;An
轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。 /6:qmh2
/xCX. C
j+("4b'
'<xV]k|v
设计小结 ]A:8x`z#F
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。 .JV y }^Q\
EkoT U#w5
参考资料目录 }#6~/
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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； i?f;C_w
[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； ATjE8!gO!
[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； d&naJ)IoF)
[5]《工程机械构造图册》，机械工业出版社，刘希平主编 q^ h/64F
[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； 3
J5lz~6
[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。 +0) H~
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