目 录 @ikUM+ A {
89ZDOji?O
设计任务书……………………………………………………1 wo$|~
Hr
传动方案的拟定及说明………………………………………4 9PW m@
Nlf
电动机的选择…………………………………………………4 JJ )y2
计算传动装置的运动和动力参数……………………………5 A>[hC{
传动件的设计计算……………………………………………5 +-'`Q Ae
轴的设计计算…………………………………………………8 ]+FX$+H/A0
滚动轴承的选择及计算………………………………………14 &~42T}GTWG
键联接的选择及校核计算……………………………………16 +6wx58.B&
连轴器的选择…………………………………………………16 TIKEg10I
减速器附件的选择……………………………………………17 u;QH8 LK
润滑与密封……………………………………………………18 <)=3XEcb
设计小结………………………………………………………18 W Nl&v]
参考资料目录…………………………………………………18 hw 7~i
t.gq5Y.[
机械设计课程设计任务书 [`cdlx?Eh
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 K %k XS
一． 总体布置简图 (c u'
k q/t] %(
HIQ]" Hl
!4i,%Z& 6
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 {c&qB`y<.
#IH<HL)t%e
二． 工作情况： ~r{\WZ.
载荷平稳、单向旋转 |C&%S"*+D
Ks9FnDm8
三． 原始数据 'nC3:U
鼓轮的扭矩T（N•m）：850
#_?426Wfs
鼓轮的直径D（mm）：350 dx k;@Tz
运输带速度V（m/s）：0.7 hw EZj`9
带速允许偏差（％）：5 -ryDsq
使用年限（年）：5 ^ uKnP>*l
工作制度（班/日）：2 wp A w/-/
`%KpTh
四． 设计内容 bS_y_ 9K
1. 电动机的选择与运动参数计算； HTR "mQ
2. 斜齿轮传动设计计算 ]J8 KCjq@
3. 轴的设计 )Ix-5084
4. 滚动轴承的选择 d08`42Z69
5. 键和连轴器的选择与校核； a!TBk=P
6. 装配图、零件图的绘制 V[BY/<z)A
7. 设计计算说明书的编写 !C9ps]6
Ec7{BhH)
五． 设计任务 c+}!yH$
1． 减速器总装配图一张 u=_bM2;~Z
2． 齿轮、轴零件图各一张 2 GHXn:V
3． 设计说明书一份 o|zrD~&$
7.w *+Z>z
六． 设计进度 _"R3N
1、 第一阶段：总体计算和传动件参数计算 4*@G&v?n
2、 第二阶段：轴与轴系零件的设计 b#?ai3E
3、 第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 L:|X/c9r[
4、 第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 h(+m<J
R=#q"9 qz
_QC? :mv6-
}1X11+/ W
2)HxW}o
&KOG [tv
%J/fg<W1
JLFFh!J
传动方案的拟定及说明 j?d;xj
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。 knNh N=hG+
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。 97:t29N
X~IRpzC
w~cq % %
电动机的选择 b @{%qh ,C
1．电动机类型和结构的选择 -z>Z0viA
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。 ^rxfNcU7
}"g21-T^
2．电动机容量的选择 1)P<cNj
1） 工作机所需功率Pw >q}
!>k$B
Pw＝3.4kW ! 4qps$p{
2） 电动机的输出功率 N+C%Z[gt[
Pd＝Pw/η Nf/ hr%jL
η＝ ＝0.904 !_^ {udB}
Pd＝3.76kW *783xEF>f
rC1qGzg\a
3．电动机转速的选择 kB$,1 J$q
nd＝（i1’•i2’…in’）nw $~w@ 0Yl
初选为同步转速为1000r/min的电动机 A9fjMnw
p ?Ij-uo"o
4．电动机型号的确定 G>_ 42Rp
由表20－1查出电动机型号为Y132M1-6,其额定功率为4kW，满载转速960r/min。基本符合题目所需的要求。 "FLD%3 l
]|((b/L 3
@Le ^- v4
计算传动装置的运动和动力参数 vJ'yz#tl9
传动装置的总传动比及其分配 ;QvvU[eb
1．计算总传动比 ?C#F?N0
由电动机的满载转速nm和工作机主动轴转速nw可确定传动装置应有的总传动比为： N$ qNe'b
i＝nm/nw } K#&5E
nw＝38.4 iaaH9X
%
i＝25.14 eK =m0 2
Mi %1+
2．合理分配各级传动比 NXWIE4T>*^
由于减速箱是同轴式布置，所以i1＝i2。 YQB]t=Ha
因为i＝25.14，取i＝25，i1=i2=5 w ufKb.4`
速度偏差为0.5%<5%，所以可行。 Chb 4VoE
各轴转速、输入功率、输入转矩 bz}AO))Hk
项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮 ^%4(
%68
转速（r/min） 960 960 192 38.4 38.4 n{qw ]/
功率（kW） 4 3.96 3.84 3.72 3.57 a?U%l 9F
转矩（N•m） 39.8 39.4 191 925.2 888.4 >r4Y \"/j
传动比 1 1 5 5 1 2o s6c te
效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97 2'O!~8U
gR _b~ ^
传动件设计计算 )@lo ';\
1． 选精度等级、材料及齿数 gqHH Hh
1） 材料及热处理； mn6p s 6OB
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。 33v%e
2） 精度等级选用7级精度； <' 4!G"_EP
3） 试选小齿轮齿数z1＝20，大齿轮齿数z2＝100的； eqUn8<<s
4） 选取螺旋角。初选螺旋角β＝14° 8G[Y9A(bmP
2．按齿面接触强度设计 fAY2V%Rft
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 }HA2c e \
按式（10—21）试算，即 [r~rIb%Zj
dt≥ _uy5?auQ
1） 确定公式内的各计算数值 z }b U\3!
（1） 试选Kt＝1.6 {7M4SC@p|
（2） 由图10－30选取区域系数ZH＝2.433 6_` eTL=G
（3） 由表10－7选取尺宽系数φd＝1 m|?"
k38
（4） 由图10－26查得εα1＝0.75，εα2＝0.87，则εα＝εα1＋εα2＝1.62 CgT QGJ}-
（5） 由表10－6查得材料的弹性影响系数ZE＝189.8Mpa |qudJucV
（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； aD2CDu
（7） 由式10－13计算应力循环次数 %.atWX`b
N1＝60n1jLh＝60×192×1×（2×8×300×5）＝3.32×10e8 A0N ;VYv
N2＝N1/5＝6.64×107 ^) b7m
U0|j^.)
（8） 由图10－19查得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.95；KHN2＝0.98 y
4,T
（9） 计算接触疲劳许用应力 b09#+CH?
取失效概率为1％，安全系数S＝1，由式（10－12）得 <x%my4M
[σH]1＝＝0.95×600MPa＝570MPa EJ
&ZZg
[σH]2＝＝0.98×550MPa＝539MPa as!|8JE`
[σH]＝[σH]1＋[σH]2/2＝554.5MPa $Bwvw)(%
yn ?U7`V
2） 计算 ~E:/oV:4 >
（1） 试算小齿轮分度圆直径d1t ['N#aDh.?
d1t≥ .n|3A3 :
= =67.85 Rp@}9qijb
YWBP'Mo
（2） 计算圆周速度 B=RKi\K6a
v= = =0.68m/s ?[>BssW
) *L?PT
（3） 计算齿宽b及模数mnt ~pBxFA
b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm ?$8 ,j +&I
mnt= = =3.39 {*]= qSz
h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm #.G>SeTn2}
b/h=67.85/7.63=8.89 B8#f^}8
DkMC!Q\
（4） 计算纵向重合度εβ o'}Z!@h
εβ= =0.318×1×tan14 =1.59 UNH}*]u4`
（5） 计算载荷系数K
$;`2^L
已知载荷平稳，所以取KA=1 ()IgSj?,
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， $MVeMgPa
故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42 Y<$"] @w
由表10—13查得KFβ=1.36 H&K)q5~
由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数 &WWO13\qd
K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05 6`$z*C2{
;7og
（6） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10—10a）得 " e};?|y
d1= = mm=73.6mm c$Nl-?W
_ q!ck0_
（7） 计算模数mn ojs/yjv x
mn = mm=3.74 d5W[A#}
3．按齿根弯曲强度设计 /)<7 $
由式(10—17) +z/73s0~
mn≥ K]azUK7
1） 确定计算参数 E rymx$@P
（1） 计算载荷系数 WAXrA$:3J
K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96 /SM#hwFxJ&
_"e(
^yiK
（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 %;XuA*e
n#AH@`&i
（3） 计算当量齿数 r 3lr`s`
z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 |P?B AWYeQ
z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47 # 2t\>7]
（4） 查取齿型系数 B!C32~[
由表10－5查得YFa1=2.724；Yfa2=2.172 p.7p,CyB
（5） 查取应力校正系数 oM7-1O
由表10－5查得Ysa1=1.569；Ysa2=1.798 O pX
y&|{ x "
Yy: sZJ
（6） 计算[σF] 2F)OyE
σF1=500Mpa HDG"a&$
σF2=380MPa Y7I
KFN1=0.95 Yy;1 N{dbT
KFN2=0.98 ,UJPLj^
[σF1]=339.29Mpa CZno2$8@e
[σF2]=266MPa hzVr3;3Zn
（7） 计算大、小齿轮的 并加以比较 JZ0+VB-3U
= =0.0126 `)_FO]m}jS
= =0.01468 :<G+)hIK
大齿轮的数值大。 T{2//$T?
pNme jz:
2） 设计计算
jS)-COk
mn≥ =2.4 gM]/Y6 *$b
mn=2.5 "tbBbEj?d
z>#$#:Z4
4．几何尺寸计算 NY
w(hAPv
1） 计算中心距 " @bk$o=
z1 =32.9，取z1=33 H zK =UcD
z2=165 m`6`a|Twp$
a =255.07mm )u:8Pv
a圆整后取255mm a'.=.eDQ
3Jit2W4
2） 按圆整后的中心距修正螺旋角 wY)GX
β=arcos =13 55’50” m#(x D~V
BU .G~0
3） 计算大、小齿轮的分度圆直径 o{ ,(`o.1O
d1 =85.00mm AYtcN4\/
d2 =425mm l1j
;L{y3CWT
4） 计算齿轮宽度 hRiGW_t
b=φdd1 ITOGD
b=85mm N^>g= Ub
B1=90mm，B2=85mm N1+]3kt ~
K1yM'6 Zw
5） 结构设计 > @\ - m
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。 ^E8Hv
Fsdn2{g8U
轴的设计计算 S!c@6&XJm?
拟定输入轴齿轮为右旋 dv>zK#!
II轴： g7ROA8xu
1．初步确定轴的最小直径 :\cJ vm
d≥ ＝ =34.2mm \%*y+I0>
2．求作用在齿轮上的受力 e6/} M3B
Ft1= =899N q Tex\qP
Fr1=Ft =337N b?^<';,5
Fa1=Fttanβ=223N； 4 df1)<}U-
Ft2=4494N ?^0Z(<Arz
Fr2=1685N
HuC lO
Fa2=1115N A) .AAr
w/@%x y
3．轴的结构设计 cZ,_O~
1） 拟定轴上零件的装配方案 au v\fR :
6ns_4,
e
i. I-II段轴用于安装轴承30307，故取直径为35mm。 sRG3`>1
ii. II-III段轴肩用于固定轴承，查手册得到直径为44mm。 mI18A#[ 3
iii. III-IV段为小齿轮，外径90mm。 a+N d%hoe
iv. IV-V段分隔两齿轮，直径为55mm。 my0->W%L
v. V-VI段安装大齿轮，直径为40mm。
YDL)F<Y
vi. VI-VIII段安装套筒和轴承，直径为35mm。 IVKE dwA
y->iv%
2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 7u(i4O&
k
1. I-II段轴承宽度为22.75mm，所以长度为22.75mm。 j_g9RmZT
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。 @
vudeaup
3. III-IV段为小齿轮，长度就等于小齿轮宽度90mm。 G
0 yt%qHE
4. IV-V段用于隔开两个齿轮，长度为120mm。 sa ?;D
5. V-VI段用于安装大齿轮，长度略小于齿轮的宽度，为83mm。 mLqm83
6. VI-VIII长度为44mm。 &0TheY;srf
u?i1n=Ne
4]R3*F
:-8u*5QK]`
4． 求轴上的载荷 vUA,`
66 207.5 63.5 W_EN4p~J
XD Q1gg`
2;tp>,G9d
2:yv:7t/
:'=C/AL
0]HI c
gsH_pG-j U
^~od*:
l@
K<p
TjdY Ck]'
Gz:a1-x
j|9 2
g
o\#e7 Hqbh
G Kr
L
9|,AhyhO
`pr ,lL
J)_ 42Z
Fr1=1418.5N NgKNT}JDv
Fr2=603.5N .#}R$}e+
查得轴承30307的Y值为1.6 'UKB
pm/
Fd1=443N a6C ~!{'nW
Fd2=189N xOH@V4 z:
因为两个齿轮旋向都是左旋。 4P5wEqU.<
故：Fa1=638N jC=_>\<|X*
Fa2=189N R<U <Y'Y
Qpc>5p![3
5．精确校核轴的疲劳强度 $I%]jAh6
1） 判断危险截面 xe' *%3-v)
由于截面IV处受的载荷较大，直径较小，所以判断为危险截面 %!RQ:?=
f QdQ[
2） 截面IV右侧的 |{(ynZ]R
f32n O
截面上的转切应力为 n&^Rs )%v
L` BLkDm
由于轴选用40cr，调质处理，所以 O B:G5B`
， ， 。 Wk?XlCj
（[2]P355表15-1） U.\kAEJ
a) 综合系数的计算 <\u%ZB
由 ， 经直线插入，知道因轴肩而形成的理论应力集中为 ， ， AiuF3`Xa
（[2]P38附表3-2经直线插入） W-MQMHQ
轴的材料敏感系数为 ， ， Fa8>+
（[2]P37附图3-1） 9Z whC s O
故有效应力集中系数为 q :gH`5N
,fbO}
YGB|6p(
查得尺寸系数为 ，扭转尺寸系数为 ， />$kDe
（[2]P37附图3-2）（[2]P39附图3-3） H)Yv_gT
轴采用磨削加工，表面质量系数为 ， d{ Z
（[2]P40附图3-4） H3JWf
MlW
轴表面未经强化处理，即 ，则综合系数值为 TX;|g1K
lxbZM9 A2
}0I ! n@
b) 碳钢系数的确定 z
'j%.Dd8
碳钢的特性系数取为 ， Rh39x-`Z
c) 安全系数的计算 0>vm&W<?)
轴的疲劳安全系数为 B; ~T|ex u
) 57OZ
-<.>jX
1K!7FiqY
故轴的选用安全。 =d 9%ce
|e!Sm{#!
I轴： K:y>wyzl
1．作用在齿轮上的力 j&F&wRD%r
FH1=FH2=337/2=168.5 nG2RBeJV
Fv1=Fv2=889/2=444.5 K/altyj`
|b|p0Z%7{
2．初步确定轴的最小直径 ]>!]X*\9
k5^'b#v
xZ .:H&0G
3．轴的结构设计 P;h/)-q8
1） 确定轴上零件的装配方案 ZC05^
rkV ZP!7!
tUzuel*
2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 r]TeR$NJ
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。 = fm/l-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。 w$1.h'2
f) 该段轴要安装轴承，考虑到轴肩要有2mm的圆角，则轴承选用30207型，即该段直径定为35mm。 zZ kwfF
g) 该段轴要安装齿轮，考虑到轴肩要有2mm的圆角，经标准化，定为40mm。 kj>XKZL10
h) 为了齿轮轴向定位可靠，定位轴肩高度应达5mm，所以该段直径选为46mm。 P
)`-cfg
i) 轴肩固定轴承，直径为42mm。 FJ/kumq
j) 该段轴要安装轴承，直径定为35mm。 dz?:)5>I
2） 各段长度的确定 7p|Pv;wp|
各段长度的确定从左到右分述如下： nfd^'}$]
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。 o +&/ N-t
b) 该段为轴环，宽度不小于7mm，定为11mm。 B<i1UJ 5
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。 G Z9XG">
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。 o)w'w34FCT
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。 =*t)@bn
f) 该段由联轴器孔长决定为42mm g=b 'T-
V F;%Z
ee6Zm+.B
4．按弯扭合成应力校核轴的强度 n lh%O@,
W=62748N.mm Bp9
u6R
T=39400N.mm R6!t2gdKe@
45钢的强度极限为 ，又由于轴受的载荷为脉动的，所以 。 LF tnSB8
(Ys 0|I3
[(]uin+9Q
III轴 w<>B4m\
1．作用在齿轮上的力 ` g3H; E
FH1=FH2=4494/2=2247N pX"f "
Fv1=Fv2=1685/2=842.5N 21W>}I"0?
"H6DiPh.E
2．初步确定轴的最小直径 '(=krM9;
5s8k^n"A
wTqgH@rGtR
3．轴的结构设计 F@[l& `7
1） 轴上零件的装配方案 64Q{YuI
ONg_3vD{
Ak&eGd$d
2） 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 k]w; (<
I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII ^k/@y@%
直径 60 70 75 87 79 70 1InG %=jLo
长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25 PU[]
Nw
] vQ n*T"^
0rooL<~fa
A(ql}cr
"p0e6Z=
5．求轴上的载荷 \K55|3~R
Mm=316767N.mm :(E.sT "R
T=925200N.mm s@V4ny9x
6. 弯扭校合 5@6F8:x }V
c#Y/?F2p
#,lJ>mTe4
V& _
;X*I,g .+H
滚动轴承的选择及计算 qJj"WU5
I轴： ?31#:Mg6g+
1．求两轴承受到的径向载荷 ch!/k
5、 轴承30206的校核 f
}P6P>0 T
1） 径向力 .7_<0&kW
L3pNna
_ 5n Lrn,~
2） 派生力 M*<Ee]u
，
]?M3X_Mq
3） 轴向力 i mC>T!-7
由于 ， tFn_{fCc>
所以轴向力为 ， f:bUM/Ud
4） 当量载荷 f0S$p
R
由于 ， ， wF[%+n (*
所以 ， ， ， 。 lf-1;6nyk"
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 usc"m huQ
P-U9FKrt
5） 轴承寿命的校核 Cj'X L}
;auT!a~a#
{_C2 c{
II轴： 9(eTCe-~6
6、 轴承30307的校核 Y#7sDd!N|
1） 径向力 SI\
O>a 9{
UXgeL2`;
> sGIpER7
2） 派生力 Klrd|;C
， (J} tC qP
3） 轴向力 3:qn\"Hj
由于 ， =e*S h0dK
所以轴向力为 ， #:[^T,YD 0
4） 当量载荷 m9Xauk$(
由于 ， ， t[}&*2"$/
所以 ， ， ， 。 XN|[8+#U<@
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 P.#@1_:gC
@KJ~M3d0l
5） 轴承寿命的校核 ~'lY Q [7
pm` f? Py
JIL(\ d
III轴： .:r
l<.
7、 轴承32214的校核 zPm|$d
1） 径向力 wjy <{I
vb.}S G>
gUGMoXSTI|
2） 派生力 ,)?!p_*@:
， V10JExsJ
3） 轴向力
}o[N B
由于 ， 'u}OeS"f
所以轴向力为 ， _D"V^4^yqu
4） 当量载荷 vFwhe!
由于 ， ， i4Da 'Uk
所以 ， ， ， 。 Bi-x
gq'z
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 ,7 6Q *p
s+0n0C
5） 轴承寿命的校核 yByxy-~
tf IUH'Ez>
2=IZD `{!
键连接的选择及校核计算 br;~}GR_h
%t*KP = @
代号 直径 5Sz &j
（mm） 工作长度 GahIR9_2
（mm） 工作高度 !,<rW<&;
（mm） 转矩 >c)-o}bd^
（N•m） 极限应力 U c<BLu;
（MPa） zD@RW<M
高速轴 8×7×60（单头） 25 35 3.5 39.8 26.0
y?'Z'
12×8×80（单头） 40 68 4 39.8 7.32 \ lW*.<
中间轴 12×8×70（单头） 40 58 4 191 41.2 ak _n
低速轴 20×12×80（单头） 75 60 6 925.2 68.5 BN 1,R] *;
18×11×110（单头） 60 107 5.5 925.2 52.4 W4#E&8g%
由于键采用静联接，冲击轻微，所以许用挤压应力为 ，所以上述键皆安全。 K?@x' q1
pnpf/T{xpM
连轴器的选择 !ZS5}/ZU
由于弹性联轴器的诸多优点，所以考虑选用它。 s:xt 4<
Owz>g4l
r
二、高速轴用联轴器的设计计算 Z6fR2A~Q[
由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为 ， *RD< *l
计算转矩为 M~U>" kX
所以考虑选用弹性柱销联轴器TL4（GB4323-84），但由于联轴器一端与电动机相连，其孔径受电动机外伸轴径限制，所以选用TL5（GB4323-84） 4Q (w
D
其主要参数如下： 9]gV#uF
材料HT200 RveEA/&&
公称转矩 Hy1pIU sx
轴孔直径 ， t=IM" ZgfL
C]a iu
轴孔长 ， 8;i'dF:)
装配尺寸 af_b G;
半联轴器厚 " lA8CA
（[1]P163表17-3）（GB4323-84）
Iu ve~ugO
R[W'LRh~:1
三、第二个联轴器的设计计算 kS62]v]
由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为 ， b"(bT6XO!
计算转矩为 .Fx-$ Yqy
所以选用弹性柱销联轴器TL10（GB4323-84） Og1 Hg
B3v
其主要参数如下： H,(4a2zx
材料HT200 ?
@- t.N
公称转矩 ua!RwSo
轴孔直径 Va$JfWef
轴孔长 ， fBLR
装配尺寸 w|U 7pUz
半联轴器厚 yK>s]65&
（[1]P163表17-3）（GB4323-84） a?X #G/)
QV8;c^EZ
ejpSbVJ
A i~ d
减速器附件的选择 _ ]M :
通气器 2{01i)2 y
由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M18×1.5 ,#.9 ^J
油面指示器 b?:SC UI
选用游标尺M16 eY\! }) 5
起吊装置 =c#; c+a
采用箱盖吊耳、箱座吊耳 l8 XY
放油螺塞 \ eCQL(_
选用外六角油塞及垫片M16×1.5 ]m\:XhI*<
]g]~! ":
润滑与密封 gcF V$
一、齿轮的润滑 2f2.;D5g_'
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。 L[Y|K%;~
`l-R?C?*!
二、滚动轴承的润滑 }/VSIS@Z
由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。 *}Gu'EU
R ]y9>5 'U
三、润滑油的选择 9 =G
dj!L
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 4~( 0
70E@h=oQ
四、密封方法的选取 Dl_SEf6b
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。 CW@G(R
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。 HE*P0Y f=
轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。 h<FEe~
EK}QjY[i
i; 3qMBVY~
6gD|QC~;
设计小结 fqZ+CzH
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。 C<hb{$@
0zqTX< A
参考资料目录 qR8 BS4q_p
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[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； 5h>t4 [~
[5]《工程机械构造图册》，机械工业出版社，刘希平主编 UdX aC= Q
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u^uo =/
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