目 录 UKn>.,
i?||R|>;"'
设计任务书……………………………………………………1 %~G)xK?W*
传动方案的拟定及说明………………………………………4 l 8jm7@.E
电动机的选择…………………………………………………4 &@nI(PXv
计算传动装置的运动和动力参数……………………………5 wR\%tumk
传动件的设计计算……………………………………………5 Br;1kQ%e C
轴的设计计算…………………………………………………8 ".~,(*
滚动轴承的选择及计算………………………………………14 Ptn0;GC
键联接的选择及校核计算……………………………………16 MT }9T
连轴器的选择…………………………………………………16 O*T(aM3r
减速器附件的选择……………………………………………17 jIg]?4bW[
润滑与密封……………………………………………………18 >'7Icx
设计小结………………………………………………………18 REc69Y.k
参考资料目录…………………………………………………18 08cC r G
>pUR> ?t"
机械设计课程设计任务书 t 8|i> (O
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 g2BE-0, R
一． 总体布置简图 2I>X]r.S!1
(jtrQob
b-\ 1D;]
bRfac/:}
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 UM3}7 |
'H zF/RKh
二． 工作情况： Wv8?G~>
载荷平稳、单向旋转 _?CyKk\I
:)p\a1I[*
三． 原始数据 Z<@0~t_:?p
鼓轮的扭矩T（N•m）：850 2 .qEy6
鼓轮的直径D（mm）：350 *3d+ !#;rG
运输带速度V（m/s）：0.7 O,x[6P54P
带速允许偏差（％）：5 W 2&o'(P\
使用年限（年）：5 Vo"Wr>F
工作制度（班/日）：2 kZ>_m &g
# ~BsI/m
四． 设计内容 SFv'qDA
1. 电动机的选择与运动参数计算； 2Jo|]>nl}u
2. 斜齿轮传动设计计算 [0qe ?aI
3. 轴的设计 TkBHlTa"=
4. 滚动轴承的选择 Y 3h`uLQ
5. 键和连轴器的选择与校核； Py y!B
6. 装配图、零件图的绘制 I() =Ufs5z
7. 设计计算说明书的编写 k{d]
[;t-XC?[nk
五． 设计任务 X6 *4IE
1． 减速器总装配图一张 X|y(B%:
2． 齿轮、轴零件图各一张 G5 vp(%j
3． 设计说明书一份 dhv?36uE
R-LM V
六． 设计进度 }IEwGoDwNs
1、 第一阶段：总体计算和传动件参数计算 SO4?3wg7
2、 第二阶段：轴与轴系零件的设计 6I2` oag
3、 第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 ^F,sV*
4、 第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 _ t &` T
/o OZ>B%1s
/s*.:cd H
u}3D'h
ZP{< f~;
h?[|1.lJx(
6S`0<Z;;/
~j C+6v
传动方案的拟定及说明 MH=7( 15R
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。 }`cf3'rdk
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。 dq,j?~ _}
v%:VV*MxF
5`Q j<
电动机的选择 vAp<Muj (a
1．电动机类型和结构的选择 'X<4";$mU
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。 WP2 =1"X63
p8Z?R^$9H
2．电动机容量的选择 <O5WY37"q
1） 工作机所需功率Pw o?Aj6f NY?
Pw＝3.4kW .G.WPVE
2） 电动机的输出功率 nr2 Q[9~
Pd＝Pw/η +F -EgF+J
η＝ ＝0.904 ! O,Sq/ =.
Pd＝3.76kW K!]a +M]>
^M{,{bG
3．电动机转速的选择 sUF9_W5z
nd＝（i1’•i2’…in’）nw ` 78Bv>[A
初选为同步转速为1000r/min的电动机 I`zd:o]
!_vxbfZO
4．电动机型号的确定 )adV`V%=>
由表20－1查出电动机型号为Y132M1-6,其额定功率为4kW，满载转速960r/min。基本符合题目所需的要求。 AdVc1v&>
l+[: Cni
x -"8V(
计算传动装置的运动和动力参数 %x N${4)6
传动装置的总传动比及其分配 T'9ZR,{F
1．计算总传动比 i a7<AwV
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： D"rbQXR7$
i＝nm/nw MB !9tju
nw＝38.4 ;-6-DEL
i＝25.14 N+'j on}U
L RV cf
2．合理分配各级传动比 (J[Xryub
由于减速箱是同轴式布置，所以i1＝i2。 [% C ,&h5
因为i＝25.14，取i＝25，i1=i2=5 I n?=$_p
速度偏差为0.5%<5%，所以可行。 B2e"
各轴转速、输入功率、输入转矩 T5
(|{-
项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮 C J*
D
转速（r/min） 960 960 192 38.4 38.4 Hc gvlFb
功率（kW） 4 3.96 3.84 3.72 3.57 @@)2 12
转矩（N•m） 39.8 39.4 191 925.2 888.4 > ~SS^ I0
传动比 1 1 5 5 1 nq)F$@
效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97 TG%B:^Yz!
`PC9t)%.pV
传动件设计计算 #L~i|(=U5
1． 选精度等级、材料及齿数 U }LW8886
1） 材料及热处理； fC[za,PXaE
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。 b~J)LXj]w
2） 精度等级选用7级精度； d =/0A\O
3） 试选小齿轮齿数z1＝20，大齿轮齿数z2＝100的； lG}# K^ q
4） 选取螺旋角。初选螺旋角β＝14° N7?B"p /
2．按齿面接触强度设计 J#zr50@@
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 z5kAf~A
按式（10—21）试算，即 hW ~.F
dt≥ d'RvpoM
1） 确定公式内的各计算数值 KNUK]i&L
（1） 试选Kt＝1.6 M2O_kO eZ
（2） 由图10－30选取区域系数ZH＝2.433 u. gg N=Z
（3） 由表10－7选取尺宽系数φd＝1 xWxc1tT`
（4） 由图10－26查得εα1＝0.75，εα2＝0.87，则εα＝εα1＋εα2＝1.62 Mf1( 4F
（5） 由表10－6查得材料的弹性影响系数ZE＝189.8Mpa /8FmPCp}r
（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 3W3;L
（7） 由式10－13计算应力循环次数 1z? }'&:
N1＝60n1jLh＝60×192×1×（2×8×300×5）＝3.32×10e8 %GHGd'KO&
N2＝N1/5＝6.64×107 Q?#I{l)V(
Dwp,d~z
（8） 由图10－19查得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.95；KHN2＝0.98 7l D-|yx
（9） 计算接触疲劳许用应力 w G %W{T$
取失效概率为1％，安全系数S＝1，由式（10－12）得 xG 9Sk
[σH]1＝＝0.95×600MPa＝570MPa i"WYcF |
[σH]2＝＝0.98×550MPa＝539MPa k, HC"?K
[σH]＝[σH]1＋[σH]2/2＝554.5MPa {FNkPX
']r8q %
2） 计算 u^1#9bAW8
（1） 试算小齿轮分度圆直径d1t }yz>(Pq
d1t≥ j]Jgz<
= =67.85 uM-,}7f7
t AdE<).!
（2） 计算圆周速度 UEU/505
v= = =0.68m/s CL |/I: %0
*MP.YI:h
（3） 计算齿宽b及模数mnt + $h
b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm l/&.H F
mnt= = =3.39 \$ytmtf5
h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm F5h/>
b/h=67.85/7.63=8.89 i[v4[C=WB!
[nTI\17iA
（4） 计算纵向重合度εβ =p+y$
εβ= =0.318×1×tan14 =1.59 &mwd 0%4
（5） 计算载荷系数K /Mqhx_)>A
已知载荷平稳，所以取KA=1 S<tw5!tJ
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， ?sf<cFF
故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42 Cn{Hk)6
由表10—13查得KFβ=1.36 l W+mH=
由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数 $[ {5+ *
K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05 VdLoi\ -/L
CXa[%{[n
（6） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10—10a）得 M/zO|-j&
d1= = mm=73.6mm Zf'*pp T&q
I H]9 %d)
（7） 计算模数mn *'%V}R[>
mn = mm=3.74 %FO{:@CH
3．按齿根弯曲强度设计 (l{vlFWd
由式(10—17) i5 '&u:
mn≥ UUah5$Iy
1） 确定计算参数 YW7W6mWspS
（1） 计算载荷系数 #z\ub5um
K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96 dzf2`@8#
B,%Vy!o
（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 "-J 5!y*,Y
RB 5SK#z
（3） 计算当量齿数
}qNc `8h
z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 }E'0vf /
z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47 fab'\|Y
（4） 查取齿型系数 =BJe)!b
由表10－5查得YFa1=2.724；Yfa2=2.172 O$Rz /&
（5） 查取应力校正系数 3/G^V' Yu
由表10－5查得Ysa1=1.569；Ysa2=1.798 ,YYEn^ :>
GG} %
>4:d)
（6） 计算[σF] 1U 6B$(V^i
σF1=500Mpa AK:cDKBO
σF2=380MPa U7r8FL l
KFN1=0.95 hXW` n*Zw
KFN2=0.98 nM,:f)z
[σF1]=339.29Mpa -%nD'qy,.
[σF2]=266MPa *rxr:y#Ve
（7） 计算大、小齿轮的 并加以比较 gFDnt
= =0.0126 Gw
M:f/eV
= =0.01468 $3-v W{<
大齿轮的数值大。 !X>u.}?g
e#"h@kZP
2） 设计计算 ,_[x|8m
mn≥ =2.4 )vp0X\3q`
mn=2.5 K_7pr~D]@r
F3tps
jQ
4．几何尺寸计算 *@U{[J
1） 计算中心距 +H)'(<
z1 =32.9，取z1=33 H;H =8'
z2=165 Fn4v/)*H
a =255.07mm j8Z, :op
a圆整后取255mm dC11kq qj
\2SbW7"/;P
2） 按圆整后的中心距修正螺旋角 u
v%Q5O4
β=arcos =13 55’50” $( h T{C,K
0-2|(9
Kc
3） 计算大、小齿轮的分度圆直径 *Gsj pNr-
d1 =85.00mm 5]xuU.w'
d2 =425mm 7|rH9Bc{U
3h@] cWp
4） 计算齿轮宽度 RNg?o [S
b=φdd1 Lvk}% ,S8t
b=85mm nJD GNm,
B1=90mm，B2=85mm 12$0-@U
8@3K, [Mo
5） 结构设计 QY\k3hiqn
以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故以选用腹板式为宜。其他有关尺寸参看大齿轮零件图。 JA^o/%a^
rK3kg2H
轴的设计计算 PEMkx"h +
拟定输入轴齿轮为右旋 @[GV 0*yz$
II轴： h`[$
Bp
1．初步确定轴的最小直径 f XD+
d≥ ＝ =34.2mm Q*ITs!~Z
2．求作用在齿轮上的受力 )6|L]'dsZ
Ft1= =899N UaT%tv>}8#
Fr1=Ft =337N rxY|&!f
Fa1=Fttanβ=223N； ! avol/*
Ft2=4494N jhu
&Wh
Fr2=1685N g \ mE
Fa2=1115N eP{srP3 9
,
X5 . |9
3．轴的结构设计 4kOO3[r
1） 拟定轴上零件的装配方案 GP:<h@:798
'yo@5*x7
i. I-II段轴用于安装轴承30307，故取直径为35mm。 _e%D/ }
ii. II-III段轴肩用于固定轴承，查手册得到直径为44mm。 4u{S?Ryy
iii. III-IV段为小齿轮，外径90mm。 <_?zln:4.
iv. IV-V段分隔两齿轮，直径为55mm。 w)btv{*
v. V-VI段安装大齿轮，直径为40mm。 XS<>0YM
vi. VI-VIII段安装套筒和轴承，直径为35mm。 Ufr@j` *
rd <m:r
2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 Pt]>AW;i
1. I-II段轴承宽度为22.75mm，所以长度为22.75mm。 WBe0^=x
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。 iP:i6U]
3. III-IV段为小齿轮，长度就等于小齿轮宽度90mm。 SZ` 7t=I2
4. IV-V段用于隔开两个齿轮，长度为120mm。 t)SZ2G1r
5. V-VI段用于安装大齿轮，长度略小于齿轮的宽度，为83mm。 PyeNu3Il4
6. VI-VIII长度为44mm。 dFg>uo
0G%9
@ ^B
C@M-_Ud>Q
V&Y`?Edc
4． 求轴上的载荷 n@p]v*
66 207.5 63.5 ('J/Ww<
R2bq hSlF
fN vQ.;
awLvLkQb{
W tSs:D
dSI"yz
YAi-eL67l
Mz+I
YP`L
1{uxpYAP=
4.A^5J'W
# :+Nr
5 ep I'D
mh+T!v$[n)
aq,1'~8 XR
Iix,}kzss
S
?Z h#`(*
<JPN<
Kv
Fr1=1418.5N R'c*CLaiE
Fr2=603.5N
iFIGJS
查得轴承30307的Y值为1.6 Iu' 9yb
Fd1=443N Y,L`WeQY.
Fd2=189N "M%R{p GA7
因为两个齿轮旋向都是左旋。 #*A'<Zm
故：Fa1=638N 79DNNj~
Fa2=189N VZ]iep
Z[O
hZ 9
5．精确校核轴的疲劳强度 HZrA}|:h
1） 判断危险截面 F`=p/IAJK
由于截面IV处受的载荷较大，直径较小，所以判断为危险截面 FvT&nb{
G?4@[m
2） 截面IV右侧的 jaS<*_~#R
Y:*% [\R
截面上的转切应力为 M1jT+
:s)cTq| 3
由于轴选用40cr，调质处理，所以 }n)0}U5;0
， ， 。 74 e=zW?
（[2]P355表15-1） XQ1]F{?/H
a) 综合系数的计算 C T~6T&'
由 ， 经直线插入，知道因轴肩而形成的理论应力集中为 ， ， #.8v[TkKq
（[2]P38附表3-2经直线插入） KXKT5E$
轴的材料敏感系数为 ， ， n6O z[7M
（[2]P37附图3-1） =7!s 8D,[
故有效应力集中系数为 =OufafZb
%:26v
=DwLNyjU4
查得尺寸系数为 ，扭转尺寸系数为 ， b'4a;k!rS
（[2]P37附图3-2）（[2]P39附图3-3） 2gWR2 H@
轴采用磨削加工，表面质量系数为 ， t{;2$z 0
（[2]P40附图3-4） 9.)z]Gav
轴表面未经强化处理，即 ，则综合系数值为 &%J{uRp
w4L()eP#?=
[ $3+5K#
b) 碳钢系数的确定 z+Xr2 B
碳钢的特性系数取为 ， Zo UeLU
c) 安全系数的计算 n7> |$2Y
轴的疲劳安全系数为 b'wy{~l@
9nY`rF8@
LhG\)>Y%
$ (}rTm
故轴的选用安全。 F:/x7]7??Z
= gF035
I轴： Z+B*V )a=
1．作用在齿轮上的力 MlTC?Rp #
FH1=FH2=337/2=168.5 x'EEmjJ
Fv1=Fv2=889/2=444.5 Kp7D I0~
'Agw~
&$
2．初步确定轴的最小直径 E PE_2a}
@x `X| >&
e&sH<hWR
3．轴的结构设计 c0wLc,)G
1） 确定轴上零件的装配方案 [%k8l~ 6
*+v*VH
izSX
2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 R_!'=0}V
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。 -!!]1\S*Y
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。 yPE3Awh5
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。 ~q`f@I
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。 ^cZ< .d2
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。 RKLE@h7[?
i) 轴肩固定轴承，直径为42mm。 eb7U A=[Z
j) 该段轴要安装轴承，直径定为35mm。 :2lpl% /
2） 各段长度的确定 L#S W!
各段长度的确定从左到右分述如下： k"#gSCW$
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。 &~2m@X(o
b) 该段为轴环，宽度不小于7mm，定为11mm。 :E}y
Pcw
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。 !<TkX/O
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。 ]x)!Kd2>
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。 !h1:AW_iz
f) 该段由联轴器孔长决定为42mm "U^m~N9k{
rp\`uj*D
]R Ah['u|
4．按弯扭合成应力校核轴的强度 7R:j^"I @
W=62748N.mm brp3xgQ`]
T=39400N.mm h e(K
45钢的强度极限为 ，又由于轴受的载荷为脉动的，所以 。 S ,F[74K
z5gVP8*z5
Gd A!8
III轴 +TbAtkEF*
1．作用在齿轮上的力 3;buC|ky
FH1=FH2=4494/2=2247N Q u2
~wp<
Fv1=Fv2=1685/2=842.5N e-*@R#x8+
{9(0s| pr
2．初步确定轴的最小直径 gcnX^[`S
.@): Uh
%GTFub0 F
3．轴的结构设计 PVg<Ovi^d
1） 轴上零件的装配方案 LEM%B??&5z
xc*a(v0
Yuw :W:wY
2） 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 NWh1u `
I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII T1q27I
直径 60 70 75 87 79 70 ~~Bks{"BS
长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25 N!c FUZ5]
WOZuFS1 3
S'5 )K
^?RH<z
1U K= t
5．求轴上的载荷 G_?U?:!AC
Mm=316767N.mm 46]BRL2 G
T=925200N.mm ]y.V#,6e
6. 弯扭校合
g*a+$'
-$"$r ~ad
z'l
H L
wH8J?j" 5>
HnArj_E
滚动轴承的选择及计算 uGz)Vz&3
I轴： )Zr\W3yWX
1．求两轴承受到的径向载荷 I#xdksY
5、 轴承30206的校核 !`%j#bv
1） 径向力 XfE0P(sE
/69yR
MO$y st?fK
2） 派生力 q83^?0 WD
， 8Azh&c
3） 轴向力 t@ R[:n;+
由于 ， oc)`hg2=
所以轴向力为 ，
~qQZh u"
4） 当量载荷 zHA::6OgPN
由于 ， ， B!pz0K*uG
所以 ， ， ， 。 \t)va: y
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 7)QZ<fme
3N$@K"qM#
5） 轴承寿命的校核 3" m]A/6C}
-XXsob}/8
i=\)[;U
II轴： C]2-V1,ZX
6、 轴承30307的校核 RAl/p9\A+
1） 径向力 #WZat
?-N
4_5f4 %S
M>Q Z N
2） 派生力 hy~[7:/<I&
， <L8|Wz
3） 轴向力 keLeD1
由于 ， ["f6Ern
所以轴向力为 ， MoN0w.V
4） 当量载荷 Wz.iDRFl
由于 ， ， }O7sP^
所以 ， ， ， 。 D(ItNMc Ku
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 <c[\\
:Hh*
BW)-F (v
5） 轴承寿命的校核 jz_Y|"{`v
eM nK@ J
! DOyOTR&3
III轴： _|["}M"?
7、 轴承32214的校核 vN^ .MR+<
1） 径向力 > )< ?
}(8>&
)K E
2） 派生力 yn}Dj9(q
， 4 *qBu}(
3） 轴向力 :pdX
由于 ， Y[f]L4,V
所以轴向力为 ， Rm =p }
4） 当量载荷 JrOx nxd^
由于 ， ， -B#1+rUW
所以 ， ， ， 。 1l$ C3c
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 $,@}%NlHc
"W"^0To
5） 轴承寿命的校核 UgAp9$=z
E; CM"Y *
6Yn>9llo}=
键连接的选择及校核计算 v^ @)&,
Oe;#q
代号 直径 I;NW!"pU
（mm） 工作长度 IWu=z!mO
（mm） 工作高度 A9b(P[!]T:
（mm） 转矩 SM8N*WdiU
（N•m） 极限应力 I` {*QU
（MPa） :41Y
高速轴 8×7×60（单头） 25 35 3.5 39.8 26.0 $ 6mShp9(
12×8×80（单头） 40 68 4 39.8 7.32 Cd)g8 <
中间轴 12×8×70（单头） 40 58 4 191 41.2 j%s,%#al
低速轴 20×12×80（单头） 75 60 6 925.2 68.5 N_K9H1 r
18×11×110（单头） 60 107 5.5 925.2 52.4 - $<oY8 8
由于键采用静联接，冲击轻微，所以许用挤压应力为 ，所以上述键皆安全。 ? Vd~
%3qjgyLZ|
连轴器的选择 5NZuaN
由于弹性联轴器的诸多优点，所以考虑选用它。 c ^ds|7i]a
^g*Sy, A
二、高速轴用联轴器的设计计算 < 8'
b
由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为 ， T" {~mQ*
计算转矩为 ~\JB) ca .
所以考虑选用弹性柱销联轴器TL4（GB4323-84），但由于联轴器一端与电动机相连，其孔径受电动机外伸轴径限制，所以选用TL5（GB4323-84） i'li;xUhZ
其主要参数如下： _y[C 52,
材料HT200 9 Of; 8R
公称转矩 |p[Mp:^^
轴孔直径 ， _">F]ptI;
` .J)Z=o
轴孔长 ， g7]S
装配尺寸 ru 6`Z+p
半联轴器厚 IrL7%?
（[1]P163表17-3）（GB4323-84） ]:Ep1DIMl
U\lbh;9G
三、第二个联轴器的设计计算 % >Gb]dv?
由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为 ， CWkWW/ZI
计算转矩为 1rZ E2
所以选用弹性柱销联轴器TL10（GB4323-84） w{DU<e:
其主要参数如下： xF!IT"5D
材料HT200 ?\,;KN Qr
公称转矩 y[$UeE"0
轴孔直径 }&=l)\e
轴孔长 ， +:@^nPfHy
装配尺寸 ^$P_B-C N
半联轴器厚 Ld*Ds!*'/
（[1]P163表17-3）（GB4323-84） =hTJp/L
#6\m TL4vg
;xiN<f4B
mbbhz,
减速器附件的选择
Cu lv/
通气器 gS<p~LPf
由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M18×1.5 )q_,V"
油面指示器 e=VSO!(rY
选用游标尺M16 y`zdI_!7
起吊装置 I*TTD]e'X
采用箱盖吊耳、箱座吊耳 ]\fHc"/
放油螺塞 CrI<rD%'
选用外六角油塞及垫片M16×1.5 @I4HpY7:
ThX3@o
润滑与密封 xBxiBhqzF
一、齿轮的润滑 E|;>!MMA;
采用浸油润滑，由于低速级周向速度为，所以浸油高度约为六分之一大齿轮半径，取为35mm。 }}k%.Qb
3\Xk)a_
二、滚动轴承的润滑 (.N n|lY<i
由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。 h<?Px"& J
7fypUQ:y
三、润滑油的选择 Fy5:|C N
齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于小型设备，选用L-AN15润滑油。 u|wl;+.
T^^7@\vDI
四、密封方法的选取 t }4
选用凸缘式端盖易于调整，采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。 G_=i#Tu [
密封圈型号按所装配轴的直径确定为（F）B25-42-7-ACM，（F）B70-90-10-ACM。 q'S[TFMNE
轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。 jX4$PfOhR
O8#]7 \)
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设计小结 OH>G c-V
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。 ?wkT=mv
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参考资料目录 ^/?7hbr
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[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； O\Y*s
[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； <[ dt2)%L>
[5]《工程机械构造图册》，机械工业出版社，刘希平主编 '['%b
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[p:5]
