目 录 -&h< t/U
3[UaK`/1C
设计任务书……………………………………………………1 ;>CM1
传动方案的拟定及说明………………………………………4 jO.c>C[?
电动机的选择…………………………………………………4 m$`4.>J
计算传动装置的运动和动力参数……………………………5 $C
t(M)
传动件的设计计算……………………………………………5 ra
F+Bt`
轴的设计计算…………………………………………………8 th|'t}bWV
滚动轴承的选择及计算………………………………………14 =zW`+++ 3
键联接的选择及校核计算……………………………………16 yRWZ/,9x
连轴器的选择…………………………………………………16 jwp?eL!7
减速器附件的选择……………………………………………17 zP>=K
润滑与密封……………………………………………………18 k $E{'Dv
设计小结………………………………………………………18 vhrURY.
参考资料目录…………………………………………………18 _b!
TmS#F1
+{\b&q_
机械设计课程设计任务书 !DBaC%TGC
题目：设计一用于带式运输机传动装置中的同轴式二级圆柱齿轮减速器 wV q4DE
一． 总体布置简图 OzV|z/R2'
]]hsLOM]
2OwO|n
Q"k #eEA
1—电动机；2—联轴器；3—齿轮减速器；4—带式运输机；5—鼓轮；6—联轴器 ob K6GG?ZE
NchEay;`
二． 工作情况： 6$G@>QCBS
载荷平稳、单向旋转 $-uMWJ)l
DI\^&F)3T2
三． 原始数据 Bgs,6 :
鼓轮的扭矩T（N•m）：850 /Z 2 g >
鼓轮的直径D（mm）：350 7
V=%&+
运输带速度V（m/s）：0.7 `aL4YH-v
带速允许偏差（％）：5 7#sb },J{
使用年限（年）：5 T# 3`&[
工作制度（班/日）：2 =c#; c+a
l8 XY
四． 设计内容 \ eCQL(_
1. 电动机的选择与运动参数计算； g7r0U6Y
2. 斜齿轮传动设计计算 )QB9zl:
3. 轴的设计 -^,wQW:o)
4. 滚动轴承的选择 *40Z }1ng
5. 键和连轴器的选择与校核； J 5zu}U?
6. 装配图、零件图的绘制 cJ#%OU3 p
7. 设计计算说明书的编写 yb-/_{Y
D n}TO*
五． 设计任务 }/VSIS@Z
1． 减速器总装配图一张 -O6\!Wo=-
2． 齿轮、轴零件图各一张 ;f[@zo><r
3． 设计说明书一份 tVHQ$jJY%
@l?2",
六． 设计进度 nE"0?VNW$
1、 第一阶段：总体计算和传动件参数计算 W C3b_ia
2、 第二阶段：轴与轴系零件的设计 |dqvv
3、 第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 + z zS
4、 第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 eQsoZQA1
z1LY|8$G
]* \<k
sX#7;,Ft7
l?zWi[Zf
{ud^+I&
(^= Hq'D
V5]:^=
传动方案的拟定及说明 ,C jJO -
由题目所知传动机构类型为：同轴式二级圆柱齿轮减速器。故只要对本传动机构进行分析论证。 !gG\jC~n
本传动机构的特点是：减速器横向尺寸较小，两大吃论浸油深度可以大致相同。结构较复杂，轴向尺寸大，中间轴较长、刚度差，中间轴承润滑较困难。 b* o,re)Dj
nXxSv ~r
}9>X M
电动机的选择 {-,^3PI\
1．电动机类型和结构的选择 3bMUsyJ 2
因为本传动的工作状况是：载荷平稳、单向旋转。所以选用常用的封闭式Y（IP44）系列的电动机。 kA(q-Re$B*
BXX1G
2．电动机容量的选择 )4bZ;'B5
1） 工作机所需功率Pw ATf {;S}
Pw＝3.4kW Q)Zk UmW
2） 电动机的输出功率 Z.mnD+{
Pd＝Pw/η ii]'XBSVd
η＝ ＝0.904 +ywd(Tuzm
Pd＝3.76kW -Q P&A >]7
jY5BVTWnV
3．电动机转速的选择 nwAx47>{
nd＝（i1’•i2’…in’）nw +hd1|qa4
初选为同步转速为1000r/min的电动机 V39)[FH}
Nx"v|"
4．电动机型号的确定 O7\ )C]A
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。 pd
X"M>
-~ ycr[}x
|h65[9DMP
计算传动装置的运动和动力参数 m7~[f7U
传动装置的总传动比及其分配 9 TILrK
1．计算总传动比 }lt]]094,
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： .
G ~,h
i＝nm/nw =Pg u?WU@
nw＝38.4 z/t:gc.
i＝25.14 <jRs/?1R
4C_-MJI
2．合理分配各级传动比 hy|X(m
由于减速箱是同轴式布置，所以i1＝i2。 cP MUu9du
因为i＝25.14，取i＝25，i1=i2=5 B^G{k 3]t
速度偏差为0.5%<5%，所以可行。 ld*RL:G
各轴转速、输入功率、输入转矩
@OPyT
项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮 Ig6>+M w
转速（r/min） 960 960 192 38.4 38.4 "RJf2~(ZX
功率（kW） 4 3.96 3.84 3.72 3.57 ICgyCsZ,
转矩（N•m） 39.8 39.4 191 925.2 888.4 ^NTOZ0x~#
传动比 1 1 5 5 1 a4M`Bk;mb
效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97 VClw!bm
GQ8r5V4:
传动件设计计算 .o5r;KD
1． 选精度等级、材料及齿数 0\y@etb:mf
1） 材料及热处理； ywV8s|o
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。 N:@C%
UW}
2） 精度等级选用7级精度； l7r!fAV-f
3） 试选小齿轮齿数z1＝20，大齿轮齿数z2＝100的； {1
9 4u %'
4） 选取螺旋角。初选螺旋角β＝14° k&P_ c
2．按齿面接触强度设计 WwDxZ >9jw
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 L%.GKANM
按式（10—21）试算，即 :B'}#;8_
dt≥ E$[\Fk}S
1） 确定公式内的各计算数值 8_tMiIE-pS
（1） 试选Kt＝1.6 -W+67@(\8H
（2） 由图10－30选取区域系数ZH＝2.433 eM vb*X6
（3） 由表10－7选取尺宽系数φd＝1 @.X}S "yr
（4） 由图10－26查得εα1＝0.75，εα2＝0.87，则εα＝εα1＋εα2＝1.62 M_4g% uHG
（5） 由表10－6查得材料的弹性影响系数ZE＝189.8Mpa ]4>[y?k34
（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；
0fP qO2
（7） 由式10－13计算应力循环次数 wQ,RZO3
N1＝60n1jLh＝60×192×1×（2×8×300×5）＝3.32×10e8 pTK|u! fs
N2＝N1/5＝6.64×107 K/u`W z ~A
E#FyL>:.h
（8） 由图10－19查得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.95；KHN2＝0.98 c])b?dJ*
（9） 计算接触疲劳许用应力 G?]E6R
取失效概率为1％，安全系数S＝1，由式（10－12）得 $0Y&r]'
[σH]1＝＝0.95×600MPa＝570MPa %zyM WC
[σH]2＝＝0.98×550MPa＝539MPa (K+TqJw
[σH]＝[σH]1＋[σH]2/2＝554.5MPa
Xze
0\jOg
2） 计算 Tf"DpA!_
（1） 试算小齿轮分度圆直径d1t L&'0d$Tg8
d1t≥ 0 n,5"B
= =67.85 q $`:/ ehw
fwRlqfi
（2） 计算圆周速度 +2w54X%?M
v= = =0.68m/s ?8(`tS(_?
:u{0M&
（3） 计算齿宽b及模数mnt iEki<e/
b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm y+?tU SPP
mnt= = =3.39 2`vC QV
h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm *ma/_rjK
b/h=67.85/7.63=8.89 9VN@M
fT8Id\6js
（4） 计算纵向重合度εβ [JVI@1T
εβ= =0.318×1×tan14 =1.59 KW&&AuPb}
（5） 计算载荷系数K z>i D
已知载荷平稳，所以取KA=1 ooIMN =
根据v=0.68m/s,7级精度，由图10—8查得动载系数KV=1.11；由表10—4查的KHβ的计算公式和直齿轮的相同， .KT+,Y
故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42 !r.}y|t?;
由表10—13查得KFβ=1.36 p^YE"2 -
由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数 ;.W 0Aa
K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05 Xt= &
_u;^w}0
（6） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10—10a）得 Xx|&%b{{r
d1= = mm=73.6mm :Rt5=0x
>Fld7;L?<
（7） 计算模数mn 5.[{PJ]bq
mn = mm=3.74 pLzsL>6h
3．按齿根弯曲强度设计 >W'SG3Hmc
由式(10—17) fsjA7)/
mn≥ y=vH8D]%X
1） 确定计算参数 YC=BP5^
（1） 计算载荷系数 Ip4NkUI3T
K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96
Uzb"$Ue4
[l #WS
（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 E}@8sY L
yekIw
（3） 计算当量齿数 @gi
Y
z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 UWn}0:6t
z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47 v[a#>!; s
（4） 查取齿型系数 <YeF?$S}
由表10－5查得YFa1=2.724；Yfa2=2.172 38q@4U=aiw
（5） 查取应力校正系数 XFu@XUk!K
由表10－5查得Ysa1=1.569；Ysa2=1.798 `8dE8:# Y
~#a 1]w
_f3A6ER`
（6） 计算[σF] zW0AB8l
σF1=500Mpa ){YPP !8cI
σF2=380MPa GmL |7 6
KFN1=0.95 ~2H7_+.#
KFN2=0.98 ( $S{td;
[σF1]=339.29Mpa : l>Ue&
[σF2]=266MPa (v 4
（7） 计算大、小齿轮的 并加以比较 H;sQ]:.*]
= =0.0126 Ve8!
= =0.01468 k@8#By l|
大齿轮的数值大。 mzT} C&hfP
9uS 7G *
2） 设计计算 oo Z-T>$
mn≥ =2.4 D`t e|K5
mn=2.5 <,E*,&0W
,#wVqBEk
4．几何尺寸计算 g
Go
1） 计算中心距 0[1 !K&(L
z1 =32.9，取z1=33 /XSPVc<
z2=165 ?J~JQe42
a =255.07mm f <w*l<@
a圆整后取255mm KV5lpN PC
huF L [
2） 按圆整后的中心距修正螺旋角 Q"Ec7C5eM
β=arcos =13 55’50” D+SpSO7yg
i `>X5Da5
3） 计算大、小齿轮的分度圆直径 jYy0^)6X(
d1 =85.00mm Y;&#Ur 8q
d2 =425mm i9xv`Ev=R
]~qN <x
4） 计算齿轮宽度 tl)}Be+Dt;
b=φdd1 .d "+M{I
b=85mm
yX-xVvlv@
B1=90mm，B2=85mm okcl-q
w//w$}v
5） 结构设计 P+b^;+\1s
以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故以选用腹板式为宜。其他有关尺寸参看大齿轮零件图。 {;4PP463
_#gsR"FZ$
轴的设计计算 aqM_t
拟定输入轴齿轮为右旋 og\XLJ}_
II轴： U2AGH2emw
1．初步确定轴的最小直径 t3GK{X
d≥ ＝ =34.2mm e6R "W9
2．求作用在齿轮上的受力 KB"iF}\P0
Ft1= =899N AfEEYP)N
Fr1=Ft =337N Lq [wabF
Fa1=Fttanβ=223N； OV/FQH; V
Ft2=4494N ) ,hj7
Fr2=1685N |f:d72 {Qr
Fa2=1115N KNg5Ptk
=CVT8 (N*
3．轴的结构设计 J: lwq@u
1） 拟定轴上零件的装配方案 Dgm%Ng
9(l'xu X
i. I-II段轴用于安装轴承30307，故取直径为35mm。 ,xz^ k/.
ii. II-III段轴肩用于固定轴承，查手册得到直径为44mm。 H n!vTB
iii. III-IV段为小齿轮，外径90mm。 m6x. "jG
iv. IV-V段分隔两齿轮，直径为55mm。 Qf|}%}% fp
v. V-VI段安装大齿轮，直径为40mm。 3kQ ^f=Wd
vi. VI-VIII段安装套筒和轴承，直径为35mm。 e 1loI8
Dq?HUb^X
2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 M([H\^\:
1. I-II段轴承宽度为22.75mm，所以长度为22.75mm。 7S 2F^,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。 'U"3'jh
3. III-IV段为小齿轮，长度就等于小齿轮宽度90mm。 z{g<y^Im+E
4. IV-V段用于隔开两个齿轮，长度为120mm。 >Y'yM4e*
5. V-VI段用于安装大齿轮，长度略小于齿轮的宽度，为83mm。 ]'h)7
6. VI-VIII长度为44mm。 L%d? eHF
v,+l xY
W[>Tq T63
7h]R{ _
4． 求轴上的载荷 Qg>GW
66 207.5 63.5 +7/*y}.U
iFCH$!
&&]!+fTZ\(
|2<f<k/UT
0:Y`#0qK
s ~$4bN>LD
j$ |C/E5?
0o| ,& K
*Z`eNz}
B ^(rU R
Kg`x9._2
IVzA>Vd
jN} 7Bb X
c '+r[rSn1
>v_5xd9
+Jka :]MW!
g qD^Bs'VF
Fr1=1418.5N '%!M>rY,
Fr2=603.5N OPY/XKyY,
查得轴承30307的Y值为1.6 70
UgK E
Fd1=443N TcLaWf!c5
Fd2=189N "$Iw Q
因为两个齿轮旋向都是左旋。 ~}0hN]*G
故：Fa1=638N '>|*j"jv-
Fa2=189N x0A %kp&w
TJ[jZuT:
5．精确校核轴的疲劳强度 Mto~ /
1） 判断危险截面 '+I
2$xE
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 3d'ikkXK
b#;N!VX
2） 截面IV右侧的 DYKV54\ue
wt.{Fqm
截面上的转切应力为 ;~:Ryl M
4`-?r%$,:
由于轴选用40cr，调质处理，所以 HjK<)q8b
， ， 。 T{H#]BF<E
（[2]P355表15-1） lZA>L,
\d
a) 综合系数的计算 ]t*P5
由 ， 经直线插入，知道因轴肩而形成的理论应力集中为 ， ， .-u k
（[2]P38附表3-2经直线插入） _{`'{u
轴的材料敏感系数为 ， ， YeExjC
（[2]P37附图3-1） mERZ_[a 2
故有效应力集中系数为
):fu
~sHZh
"">f n(
查得尺寸系数为 ，扭转尺寸系数为 ， CAFE } |
（[2]P37附图3-2）（[2]P39附图3-3） E"1 ;i
轴采用磨削加工，表面质量系数为 ， ul=a\;3x#|
（[2]P40附图3-4） /IJ9 _To
轴表面未经强化处理，即 ，则综合系数值为
~\:j9c C
zj$_iB`9
dI
ZTLb"a
b) 碳钢系数的确定 :
9?Cm`
碳钢的特性系数取为 ， Y\g90
c) 安全系数的计算 Xq^y<[
轴的疲劳安全系数为 Q"6hD?6.
n|mJE,N
v_ nBh,2
^Q)g sJY|I
故轴的选用安全。 ^8-~@01.`_
t1 :S!@
I轴：
TCK I
1．作用在齿轮上的力 @maZlw1q
FH1=FH2=337/2=168.5 i9@;,4f
Fv1=Fv2=889/2=444.5 kk /+Vx~
\;B$hT7z*
2．初步确定轴的最小直径 q:- ]d0B+
w-'D*dOi
8 `inRfpY
3．轴的结构设计 ^Azt.\fMX
1） 确定轴上零件的装配方案 Wq{d8|)1
cJHABdK-
S QM(8*:X
2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 17n+4J]
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。 5y[b8mur
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。 @!&Jgg53G
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。 4gv.E 0Fo
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。 pRrqs+IJZ\
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。 wHt#'`5
i) 轴肩固定轴承，直径为42mm。 u_p7Mcb
j) 该段轴要安装轴承，直径定为35mm。 #GY&$8.u*
2） 各段长度的确定 |>IUtUg\
各段长度的确定从左到右分述如下： rAlh&
? X
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。 FD
XWFJ
b) 该段为轴环，宽度不小于7mm，定为11mm。 Gdf1+m i
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。 0V>ESyae5
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。 r e ]Ste
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。 ;o_V!< $
f) 该段由联轴器孔长决定为42mm /Oq)3fU
e
^EC)~HP@C
;e~{TkD
4．按弯扭合成应力校核轴的强度 }1a <{&
W=62748N.mm ,# P,B ;r~
T=39400N.mm 2|0Qk&
45钢的强度极限为 ，又由于轴受的载荷为脉动的，所以 。 }DDVGs [
R8=I)I -8
SLQ\Y%F
III轴 Q{.{#G
1．作用在齿轮上的力 {8!ZKlB
FH1=FH2=4494/2=2247N }&Wp3EWw
Fv1=Fv2=1685/2=842.5N ;T5,T
J$6-c' 8
2．初步确定轴的最小直径 H)`C ncB
|<j ,Tr1[
H9Y2n 0
3．轴的结构设计 7x[L F ^o
1） 轴上零件的装配方案 dN]Zs9]
{[M0y*^64$
"<P oJPh
2） 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 >-_:*/66!
I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII ?q d,>
直径 60 70 75 87 79 70 Ie G7@
长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25 4 |zdXS
)K>Eniou
laUu"cS
%XEKhy
>\|kJ?h
5．求轴上的载荷 @9}),hl`
Mm=316767N.mm "*Lj8C3|n
T=925200N.mm 18DTv6?QG
6. 弯扭校合 ~_DF06G
1A7 %0/K-]
Z NzR `6}
X+]L-o6I2
7=7!| UV
滚动轴承的选择及计算 ]}mly` Fw
I轴： iGG6Myp-
1．求两轴承受到的径向载荷 zAeGkP ~K
5、 轴承30206的校核 Y w$a{5 g
1） 径向力 q[{:
Ys"|</;dbj
"C_T]%'Wm
2） 派生力 |A ;o0pL
， XIr{U5$<6
3） 轴向力 qn2o [x
由于 ， NoFs-GGGh
所以轴向力为 ， Z~r[;={,
4） 当量载荷 ZWf-X
由于 ， ， vVI6m{zYV
所以 ， ， ， 。 a{<p '_
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 BQyvj\ uJ
H7{Q@D8
5） 轴承寿命的校核 DRH'A!r!
t9G}Yd[T
OJ v}kwV
II轴： c u\ls^
6、 轴承30307的校核 W3 ^z Ij
1） 径向力 v#RW{kI
z7-`Y9Ypd
FhW mO
2） 派生力 R;H?gE^m-
， J&A;#<qY
3） 轴向力 U {7 3Xax
由于 ， ,VPb Uo@
所以轴向力为 ， \.c]kG>k-
4） 当量载荷 /n c~T3j
由于 ， ， RS'} nY}
所以 ， ， ， 。 )8[ym/m
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 D +f'*|
ddo ST``G
5） 轴承寿命的校核
M{] e 5+
;4!=DFbU
DC&A1I&
III轴： h2"9 "*S1
7、 轴承32214的校核 #:$O=@@?M
1） 径向力 tC2N >C[N
>B0D/:R9
w|=gSC-o
2） 派生力 'g]hmE
， bFSlf5* H
3） 轴向力 jRofG'
由于 ， Kaf>
所以轴向力为 ， x Y| yI>
4） 当量载荷 <D;MT96SG
由于 ， ， [!G)$<
所以 ， ， ， 。 x"vwWJNQ
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 cFLd)mt/
!L77y^ oV
5） 轴承寿命的校核 8 4z6zFv?Q
X6x x2v% D
Xt ft*Z
键连接的选择及校核计算 {1~9vHAZ
rnu
e(t
代号 直径 NH'iR!iGo
（mm） 工作长度 i|%5
（mm） 工作高度 gA_krK ,Z
（mm） 转矩 `|]e6Pb
（N•m） 极限应力 N0Gf0 i>
（MPa） fE^uF[-7?
高速轴 8×7×60（单头） 25 35 3.5 39.8 26.0 B
s,as
12×8×80（单头） 40 68 4 39.8 7.32 :lK4
db
中间轴 12×8×70（单头） 40 58 4 191 41.2 {DT4mG5
低速轴 20×12×80（单头） 75 60 6 925.2 68.5 & s:=qQa1
18×11×110（单头） 60 107 5.5 925.2 52.4 ;W 0]66&
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。 Vu [:A
84'?u m
连轴器的选择 7 1O3O7
由于弹性联轴器的诸多优点，所以考虑选用它。 }kE 87x'
{rC~ P
二、高速轴用联轴器的设计计算 -u|l }}bh
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 ， >Rt9xP
计算转矩为 ,-@5NY1q
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） :M j_2
其主要参数如下： }~Q5Y3]#~
材料HT200 no C?k }M
公称转矩 +yWR#[`n
轴孔直径 ， o 7G> y#Y
(S oo<.9~
轴孔长 ， F6W}mMZH/N
装配尺寸 dv7 <AJ
半联轴器厚 J{Tq%\ a3
（[1]P163表17-3）（GB4323-84） yG&2U qX
r~8;kcu7
三、第二个联轴器的设计计算 `U{mbw,
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 ， !8*Mc O I
计算转矩为 .$ Bw b/a
所以选用弹性柱销联轴器TL10（GB4323-84） `5'2Hg+
其主要参数如下： m_* R.a
材料HT200 ioV_oR9I
公称转矩 dn,g Z"<
轴孔直径 /APcL5:=
轴孔长 ， ~O:
U|&
装配尺寸 '# z]M
半联轴器厚 ]` ]g@ v
（[1]P163表17-3）（GB4323-84） SMoz:J*Q(
D |_V<'
DA"}A`HfI
EfiU$ 8y
减速器附件的选择 7
({=*
通气器 ++8_fgM
由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M18×1.5 F98i* K`"
油面指示器 [$a<b/4
选用游标尺M16 PJgp+u<
起吊装置 Bux'hc
采用箱盖吊耳、箱座吊耳 }"zC
>eX &
放油螺塞 |NrrTN?>
选用外六角油塞及垫片M16×1.5 phP> 3f.T
KWhZ +i`
润滑与密封 T&xt` |
一、齿轮的润滑 }Qr ab#v
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\N4@UK
ALGg AX3t
二、滚动轴承的润滑 ] ,lV}Mlg*
由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。 [B^ G-
!e3YnlE
三、润滑油的选择 [vTMS2
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。 h qmSE '8
8]< f$3 .
四、密封方法的选取 zgKY4R{V
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。 XM~~y~j
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。 &uM^0eM
轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。 t `|,6qEG
I,O#X)O|i
& ,L9O U
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设计小结 :b/jNHJU
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。 [@"wd_f{l
H4<Nnd\
参考资料目录 P<; 7j ?
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