目 录 %,l+?fF
ugZ-*e7
设计任务书……………………………………………………1 M=mzl750M
传动方案的拟定及说明………………………………………4 ,r&:C48 dI
电动机的选择…………………………………………………4 ` q NhB\
计算传动装置的运动和动力参数……………………………5 (#dwIBBFt
传动件的设计计算……………………………………………5 k3-' !dW<
轴的设计计算…………………………………………………8 yE aim~
滚动轴承的选择及计算………………………………………14 Ly?%RmHK
键联接的选择及校核计算……………………………………16 5eZ8$-&([
连轴器的选择…………………………………………………16 E 5#Dn.!~
减速器附件的选择……………………………………………17 k,~I>qg
润滑与密封……………………………………………………18
AE_7sM
设计小结………………………………………………………18 K%XQdMv
参考资料目录…………………………………………………18 b"au9:F4@7
7+, 6 m!4
机械设计课程设计任务书 ),G?f {`!
题目：设计一用于带式运输机传动装置中的同轴式二级圆柱齿轮减速器 4 oY<O
一． 总体布置简图 2WP73:'t
+w(sDH~kd
bJ[{ [|yEd
OZ/P@`kN.f
1—电动机；2—联轴器；3—齿轮减速器；4—带式运输机；5—鼓轮；6—联轴器 FD}hw9VyF@
4`x.d
二． 工作情况： KxEy
N (n
载荷平稳、单向旋转 {Hv/|.),hu
*1 }UK9X;
三． 原始数据 zyznFiE
鼓轮的扭矩T（N•m）：850 Fp)+>o T
鼓轮的直径D（mm）：350 ileqI/40f
运输带速度V（m/s）：0.7 :'L^zGf
带速允许偏差（％）：5 -QUr| :SK:
使用年限（年）：5 (&2 5 8i,
工作制度（班/日）：2 1;; is
Ez3>}E,
四． 设计内容 7O_@b$Q
1. 电动机的选择与运动参数计算； rmX'Ym9#
2. 斜齿轮传动设计计算 6;LM1
_
3. 轴的设计 n9Mi?#xIp
4. 滚动轴承的选择 X1 A ~#w>
5. 键和连轴器的选择与校核； (<= &#e?
6. 装配图、零件图的绘制 sH//*y
7. 设计计算说明书的编写 !+& Rn\e%7
$VWe o#b
五． 设计任务 7J
0=HbH
1． 减速器总装配图一张 ZyJdz+L{@V
2． 齿轮、轴零件图各一张 kRCuc}:SB
3． 设计说明书一份 So ?ScX\lG
jTo-xP{lC
六． 设计进度
aOS:rC
1、 第一阶段：总体计算和传动件参数计算 g]'RwI
2、 第二阶段：轴与轴系零件的设计 [D]9M"L,vQ
3、 第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 =}:9y6QR.
4、 第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 9?Vy F'r=
~Rs_ep'+Q2
&P+7Um(
]et4B +=i
^8,Y1r9`$
-`z`K08sT
7pB5o2CD 0
6} DGEHc1
传动方案的拟定及说明 P'.M.I@
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。 n:hHm,
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。 8PWx>}XPt
`m6>r9:
NVEjUt/
电动机的选择 '#~$Od4&=
1．电动机类型和结构的选择
1 _D|;/aI
因为本传动的工作状况是：载荷平稳、单向旋转。所以选用常用的封闭式Y（IP44）系列的电动机。 &kR + 7
|N 9::),<
2．电动机容量的选择 8>Y
1） 工作机所需功率Pw l 8I`%bu
Pw＝3.4kW I 3;{II
2） 电动机的输出功率 a[<'%S#3x
Pd＝Pw/η ^4Nk13
η＝ ＝0.904 ^CIO,I
Pd＝3.76kW zEG6T *
t> D|1E"
3．电动机转速的选择 &RRH mJI:
nd＝（i1’•i2’…in’）nw (=v :@\r
初选为同步转速为1000r/min的电动机 ^/|agQ7D2
TU6e, G|t
4．电动机型号的确定 Nm {\?
由表20－1查出电动机型号为Y132M1-6,其额定功率为4kW，满载转速960r/min。基本符合题目所需的要求。 J%G
EIe|
Yp_ L.TTb
R,mOV8y"W[
计算传动装置的运动和动力参数 RlRkw+%m
传动装置的总传动比及其分配 up[9L |
1．计算总传动比 Z(fXN$
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： dP>~ExYtm
i＝nm/nw fj2pD Cic
nw＝38.4 k)Y}X)\36
i＝25.14 =T7 3660
V$y6=Q <c
2．合理分配各级传动比 d~bZOy
由于减速箱是同轴式布置，所以i1＝i2。 hf6=`M}>i
因为i＝25.14，取i＝25，i1=i2=5 \#LkzN8
速度偏差为0.5%<5%，所以可行。 _zAHN0d
各轴转速、输入功率、输入转矩 MAhJ>qe8
p
项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮 ==zt)s.G(+
转速（r/min） 960 960 192 38.4 38.4 tUS)1*{_
功率（kW） 4 3.96 3.84 3.72 3.57 &`#k 1t'
转矩（N•m） 39.8 39.4 191 925.2 888.4 I
r8,=
传动比 1 1 5 5 1 DuESLMhz
效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97 \rXmWzl{
D?+\"lI
传动件设计计算 uvN Lm]*
1． 选精度等级、材料及齿数 9g*O;0 uz
1） 材料及热处理； F.zx]][JV
选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。 Q5[x2 s_ d
2） 精度等级选用7级精度； C$"N)6%q
3） 试选小齿轮齿数z1＝20，大齿轮齿数z2＝100的； sK)fEx
4） 选取螺旋角。初选螺旋角β＝14° @ |bN[X L
2．按齿面接触强度设计 s)Gnj;
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 N$\'X<{
按式（10—21）试算，即
bsfYz
dt≥ Z XCq>
1） 确定公式内的各计算数值 #xUX1(
（1） 试选Kt＝1.6 d:Y!!LV-@L
（2） 由图10－30选取区域系数ZH＝2.433 p>4tPI}bf
（3） 由表10－7选取尺宽系数φd＝1 baL O~C
（4） 由图10－26查得εα1＝0.75，εα2＝0.87，则εα＝εα1＋εα2＝1.62 oXC|q -(C
（5） 由表10－6查得材料的弹性影响系数ZE＝189.8Mpa V=$ pXpro%
（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； hv)> HU&
（7） 由式10－13计算应力循环次数 `SFA`B)[5@
N1＝60n1jLh＝60×192×1×（2×8×300×5）＝3.32×10e8 Xk9mJ]31LC
N2＝N1/5＝6.64×107 to2; . ~X
|PGF g0li
（8） 由图10－19查得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.95；KHN2＝0.98 (`W_ -PI
（9） 计算接触疲劳许用应力 LtIR)EtB]
取失效概率为1％，安全系数S＝1，由式（10－12）得 [&_7w \m
[σH]1＝＝0.95×600MPa＝570MPa zKh^BwhO|X
[σH]2＝＝0.98×550MPa＝539MPa 3,ihVVr&P
[σH]＝[σH]1＋[σH]2/2＝554.5MPa / //
Ro}7ERA
2） 计算 (p 19"p
（1） 试算小齿轮分度圆直径d1t Cz1Q@<)
d1t≥ Lud[.>i
= =67.85 mu#I F'|b
z3n273W>6
（2） 计算圆周速度 ZmLA 4 <
v= = =0.68m/s U0ZT9/4
ro& /
（3） 计算齿宽b及模数mnt /9SEW!E
b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm -yP|CZM
mnt= = =3.39 { l
E\y9
h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm lEZODc+%Y
b/h=67.85/7.63=8.89 O/XG}G.x|
u%t/W0xi
（4） 计算纵向重合度εβ AvmI<U
εβ= =0.318×1×tan14 =1.59 dd+hX$,
（5） 计算载荷系数K :VkuK@Th `
已知载荷平稳，所以取KA=1 G ' 1K6
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， T!f+H?6
故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42 5dv P~sw
由表10—13查得KFβ=1.36 RJ\'"X Q
由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数 ?[Sac]h
ys
K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05 lU\v8!Ji
YW14X
（6） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10—10a）得 9QXBz=Fnf
d1= = mm=73.6mm D'8xP %P
[Qw BSq8)
（7） 计算模数mn Exb?eHO
mn = mm=3.74 `{oFdvL~)
3．按齿根弯曲强度设计 _J,lF-,
由式(10—17) [ML|, kq!
mn≥ :5'8MU
1） 确定计算参数 + L\Dh.Ir
（1） 计算载荷系数 g[c_rty
K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96 YigDrW
M?S&@\}c
（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 XLgp.w;
Hhzi(<e^
（3） 计算当量齿数 v:IpZ;^
z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 JBI> D1`"
z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47 c{"qrwLA
（4） 查取齿型系数 L eu93 f2
由表10－5查得YFa1=2.724；Yfa2=2.172 Fv} Uq\v[
（5） 查取应力校正系数 17E, Qnf
由表10－5查得Ysa1=1.569；Ysa2=1.798 \H4$9lPk
>2s31
{
&*Z"r*
（6） 计算[σF] H3xMoSs
σF1=500Mpa 3j6Am{9
σF2=380MPa #rI4\K
KFN1=0.95 }~#Tsv
KFN2=0.98 f
q&(&(|
[σF1]=339.29Mpa
@hF$qevX
[σF2]=266MPa Wx` $hvdq
（7） 计算大、小齿轮的 并加以比较 & 5 y|Q?
= =0.0126 D~zk2
= =0.01468 +zg3/C4 S
大齿轮的数值大。 0: Nw8J
gSk0#Jt
2） 设计计算 Kgw, ]E&7
mn≥ =2.4 %BwvA_T'Q
mn=2.5 AsfmH-4)
_[pbf ua
4．几何尺寸计算 o_sb+Vn|
1） 计算中心距 B%I<6E[D
z1 =32.9，取z1=33 B'-n
^';
z2=165 r'< !wp@
a =255.07mm S[e> 8
a圆整后取255mm &a 'mh
q\G7T{t$.
2） 按圆整后的中心距修正螺旋角 ?&JK q^9\I
β=arcos =13 55’50” cB 6LJ}R
Gm[XnUR7V
3） 计算大、小齿轮的分度圆直径 BC)1FxsGf
d1 =85.00mm ':7gYP*v
d2 =425mm ]64pb;w"$D
Xd@ d$
4） 计算齿轮宽度 QKI g5I-
b=φdd1 ckkm}|&m
b=85mm ,R}9n@JI^Y
B1=90mm，B2=85mm Aj*|r
zwJ\F '
5） 结构设计 8^pu C
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。 E/hO0Ox6
!8*7 {7
轴的设计计算 C ~Doj
拟定输入轴齿轮为右旋 b"y4-KV
II轴： ig ^x%!;
1．初步确定轴的最小直径 8'Ie i78Ov
d≥ ＝ =34.2mm K2 gF;(
2．求作用在齿轮上的受力 hO2W!68
Ft1= =899N hf :\^w
Fr1=Ft =337N =@P]eK/
Fa1=Fttanβ=223N； {Fvl7Sh
Ft2=4494N `h~-
Fr2=1685N !
Q8y]9O
Fa2=1115N p^s:s-"f\
M7=|N:/_
3．轴的结构设计 ojx2[a\
1） 拟定轴上零件的装配方案 t8ORf O+
n^Q-K}!T/
i. I-II段轴用于安装轴承30307，故取直径为35mm。 WJ/X`?k
ii. II-III段轴肩用于固定轴承，查手册得到直径为44mm。 A"6&
iii. III-IV段为小齿轮，外径90mm。 t{e}3}LEd
iv. IV-V段分隔两齿轮，直径为55mm。 i,mZg+;w
v. V-VI段安装大齿轮，直径为40mm。 5nX maj
vi. VI-VIII段安装套筒和轴承，直径为35mm。 y\=^pla
SNC)cq+{
2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 ~!P&LZ
1. I-II段轴承宽度为22.75mm，所以长度为22.75mm。 p@eW*tE
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。 _~ 3r*j
3. III-IV段为小齿轮，长度就等于小齿轮宽度90mm。 Bo;{ QoB
4. IV-V段用于隔开两个齿轮，长度为120mm。 C6qGCzlG`
5. V-VI段用于安装大齿轮，长度略小于齿轮的宽度，为83mm。 }J6 y NoXu
6. VI-VIII长度为44mm。
825 QS`
y;f nC5Q
~En]sj
$ve*j=p
4． 求轴上的载荷 -0+h&CO
66 207.5 63.5 8{ )N%r
sj&1I.@,>
]f6,4[
Qx8O&C?Ti
h>A~yDT[
!1#=j;N`
w3M F62:
F.AP)`6+*
}?*$AVs2q
x,c\q$8yH
~<"{u-q#K
@2sr/gX^
XdE|7=+s
A3|X`X
v!#koqd1y.
SmV }Wf
(8(P12l
Fr1=1418.5N 'M
fVZho{
Fr2=603.5N vBV_aB1{
查得轴承30307的Y值为1.6 'OU`$K7n
Fd1=443N *JO%.QNg
Fd2=189N F#z1 sl'
因为两个齿轮旋向都是左旋。 n` D-?]*
故：Fa1=638N $\L=RU!c}
Fa2=189N > 0c g
^xq)Q?[{
5．精确校核轴的疲劳强度 Y8/&1s_
1） 判断危险截面 }^`5$HEi
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 - H`, ` #{
Ki (0s
2） 截面IV右侧的 =< Ss&p>
1 0tt' :
截面上的转切应力为 k)a gbx
pwl7aC+6d
由于轴选用40cr，调质处理，所以 cR SgP{hy
， ， 。 ~n%]u! 6
（[2]P355表15-1） ) Ut9k
a) 综合系数的计算 SKo*8r
由 ， 经直线插入，知道因轴肩而形成的理论应力集中为 ， ， tdNAR|
（[2]P38附表3-2经直线插入） !!6g<S7)
轴的材料敏感系数为 ， ， OKnpG*)u=g
（[2]P37附图3-1） 0NXaAf:2Z
故有效应力集中系数为 7|<-rjz^
58]t iP"
Mlo:\ST |
查得尺寸系数为 ，扭转尺寸系数为 ， !(s L
（[2]P37附图3-2）（[2]P39附图3-3） 1$ ENNq#0
轴采用磨削加工，表面质量系数为 ， [pSQ8zdF"
（[2]P40附图3-4） nX<yB9bXDg
轴表面未经强化处理，即 ，则综合系数值为 \cQ+ 9e)
`m\ ?gsw7
P%ZU+ET
b) 碳钢系数的确定 RggO|s+0;
碳钢的特性系数取为 ， .8XkB<[wb
c) 安全系数的计算 @1V?94T1
轴的疲劳安全系数为 LG=_>:~t>
oP:/%
rGzGbI=
ht*;,[ea
故轴的选用安全。 @" afEMd
:!fU+2$`^(
I轴： 'E cd\p
1．作用在齿轮上的力 21hTun"W
FH1=FH2=337/2=168.5 uP 1]EA
Fv1=Fv2=889/2=444.5 A6#v6 iT
XXb,*u 3
2．初步确定轴的最小直径 6\m'MV`R!
[k=LX+w@
<H| ]^An!H
3．轴的结构设计 >ajcfG .k(
1） 确定轴上零件的装配方案 Pk:b:(4
D\ P-|}
-_f-j
2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 fAD
{sg
d) 由于联轴器一端连接电动机，另一端连接输入轴，所以该段直径尺寸受到电动机外伸轴直径尺寸的限制，选为25mm。 W1[C/dDc
e) 考虑到联轴器的轴向定位可靠，定位轴肩高度应达2.5mm，所以该段直径选为30。 avd`7eH2
f) 该段轴要安装轴承，考虑到轴肩要有2mm的圆角，则轴承选用30207型，即该段直径定为35mm。 /Mw0 <#
g) 该段轴要安装齿轮，考虑到轴肩要有2mm的圆角，经标准化，定为40mm。 Gk)6ljL
h) 为了齿轮轴向定位可靠，定位轴肩高度应达5mm，所以该段直径选为46mm。 U)SQ3*j2D
i) 轴肩固定轴承，直径为42mm。 +`TwBN,kp-
j) 该段轴要安装轴承，直径定为35mm。 XZxzw*Y1J
2） 各段长度的确定 Z`ZML+;~6
各段长度的确定从左到右分述如下： ]F4|@+\9
a) 该段轴安装轴承和挡油盘，轴承宽18.25mm，该段长度定为18.25mm。 <4*)J9V^s=
b) 该段为轴环，宽度不小于7mm，定为11mm。 sfC/Q"Zs
c) 该段安装齿轮，要求长度要比轮毂短2mm，齿轮宽为90mm，定为88mm。 RY~ m Q
d) 该段综合考虑齿轮与箱体内壁的距离取13.5mm、轴承与箱体内壁距离取4mm（采用油润滑），轴承宽18.25mm，定为41.25mm。 Kj+TP qXb
e) 该段综合考虑箱体突缘厚度、调整垫片厚度、端盖厚度及联轴器安装尺寸，定为57mm。 ||#+ ^p7G
f) 该段由联轴器孔长决定为42mm =l%|W[OO
t= n@<1d
/[|A(,N}{
4．按弯扭合成应力校核轴的强度 Rc~63![O.
W=62748N.mm V/J- zH&
T=39400N.mm e_llW(*l8^
45钢的强度极限为 ，又由于轴受的载荷为脉动的，所以 。 +\Je
B/ F
HCa EETk5
"SV/'0
III轴 m!:sDQn{3
1．作用在齿轮上的力 k'K 1zUBj
FH1=FH2=4494/2=2247N t8Giv 89{
Fv1=Fv2=1685/2=842.5N .7n`]S/
{ ?]& P
2．初步确定轴的最小直径 l6-%)6u>
}M${ _D
9<"l!noy
3．轴的结构设计 xOc&n0}%
1） 轴上零件的装配方案 oTf^-29d
+ $/mh
<2fvEW/#v
2） 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 8LlWXeD9
I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII O y y E0
直径 60 70 75 87 79 70 Y NG S"3F
长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25 G \
/L.T
<s5s<q2
:JzJ(q/
" = *
k#<Y2FJa
5．求轴上的载荷 :SVWi}:Co1
Mm=316767N.mm =T |m#*{.L
T=925200N.mm >\>!Q V1@
6. 弯扭校合 J PkI+0
incUa;
Med0O~T%
]r u
UX
3!u:*ibt
滚动轴承的选择及计算 NV9H"fI
I轴： o*s3"Ib
1．求两轴承受到的径向载荷 \Gy+y`
5、 轴承30206的校核 \ >
1） 径向力 >FReGiK$T
CM+/.y T
3 ~\S]
2） 派生力 -\}Ix >
， .0]Odf :@
3） 轴向力 ?4 lDoP{
由于 ， ehQ~+ x
所以轴向力为 ， 1'9YY")#
4） 当量载荷 q@Sj$
由于 ， ， go5l<:9
所以 ， ， ， 。 }G 1hB#j
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 iPt{v 5}]
S$i3/t
5） 轴承寿命的校核 '0/[ %Q
3H@29TrJ+
>A1;!kGE#
II轴： ^|=3sJ4[U
6、 轴承30307的校核 `rI[
1） 径向力 =s1Pf__<k
%1e{"_$O9
B e2yS]U
2） 派生力 d]QCk &XU
， <^wqN!/
3） 轴向力 RTv zS]
由于 ， y7Y g$)sL
所以轴向力为 ， '@eH)wh@m)
4） 当量载荷 w1
tg7^(@
由于 ， ， KZ/ 2# `
所以 ， ， ， 。 }
OAH/BW
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 c Y[qX/0~
;U$EM+9
5） 轴承寿命的校核 S#^-VZ~U4x
SDICN0X*
f2RIOL,
III轴： J1{ucF a
7、 轴承32214的校核 JM Ikr9/$
1） 径向力 HU+zzTgI
A0 1 D-)
(Y$48@x
2） 派生力 dLy-J1h\
， ex- W{k$
3） 轴向力 9U~sRj=D
由于 ， DU1\ K
所以轴向力为 ， 9 aZ^m$tAt
4） 当量载荷 7.tEi}O&_g
由于 ， ， 2x dN0S
所以 ， ， ， 。 ,]|*~dd>G
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 bcC+af0L
sn?YD'>k
5） 轴承寿命的校核 Y'v;!11#
L% ?3VW
D!CuE7 }
键连接的选择及校核计算 Jl(G4h V'\
&%`Y>\@f
代号 直径 *q |3QHZ
（mm） 工作长度 ZMI
vzQYI
（mm） 工作高度 q X>\*@
（mm） 转矩 \cRe,(?O
（N•m） 极限应力 hz~jyH.h_
（MPa） Qv>rw w]
高速轴 8×7×60（单头） 25 35 3.5 39.8 26.0 E5F0C]hq
12×8×80（单头） 40 68 4 39.8 7.32 >*cg
K}!@
中间轴 12×8×70（单头） 40 58 4 191 41.2 B!zqvShF
低速轴 20×12×80（单头） 75 60 6 925.2 68.5 AV*eGzz `
18×11×110（单头） 60 107 5.5 925.2 52.4 }g|)+V\A
由于键采用静联接，冲击轻微，所以许用挤压应力为 ，所以上述键皆安全。 ;IYH5sG{
bem-T`>'
连轴器的选择 hCKx%&[^7
由于弹性联轴器的诸多优点，所以考虑选用它。 mFXkrvOf,
t?: Q
二、高速轴用联轴器的设计计算 Jh )K0>R
由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为 ， -!b@\=
计算转矩为 bD;c>5t
所以考虑选用弹性柱销联轴器TL4（GB4323-84），但由于联轴器一端与电动机相连，其孔径受电动机外伸轴径限制，所以选用TL5（GB4323-84） fK{[=xMr@
其主要参数如下： CiSl 0
材料HT200 v5N2$Sqp*
公称转矩 .&Ok53]b
轴孔直径 ， 4%L-3Ij
bxA1fA;
轴孔长 ， ,t=1 2R]>
装配尺寸 pRLs*/Bw
半联轴器厚 n%YG)5;
（[1]P163表17-3）（GB4323-84） :u$+lq
I{0bs Tp;
三、第二个联轴器的设计计算 ST[+k
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 ， C5 ^eD^[c
计算转矩为 }th^l*g
所以选用弹性柱销联轴器TL10（GB4323-84） U\\nSU
其主要参数如下： &`J?`l X
材料HT200 <7%4=
公称转矩 bhb*,iWA
轴孔直径 mC}!;`$8p
轴孔长 ， 5Si\hk:o
装配尺寸 U.B= %S
半联轴器厚 [Ifhh 2
（[1]P163表17-3）（GB4323-84） f!"Y"g:@E
{UR&Y
-=A W. Z o
\O7Vo<B&D
减速器附件的选择 FTg4i\Wp
通气器 S=wJ{?gzAK
由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M18×1.5 Mn=5yU
油面指示器 &P Agab2$
选用游标尺M16 ^QKL}xiV:
起吊装置 _2,eS[wP
采用箱盖吊耳、箱座吊耳 9C{\=?e;
放油螺塞 j_r7oARL
选用外六角油塞及垫片M16×1.5 v 8`)h<:W?
qWzzUM 1=
润滑与密封 )
-C9W7?I
一、齿轮的润滑 (B A2
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。 7Z;w<b~
_ x.D< n=X
二、滚动轴承的润滑 dWI.t1` i
由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。 ab=s+[r1
R;XR?59:.
三、润滑油的选择 f 2#9E+IQ
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。 r12{XW?~
N+vU@)_lC
四、密封方法的选取 VhAZncw
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。 Z-{!Z;T)z
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。 Bn"r;pqWiT
轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。 i~IQlyGr.
}bv0~}G4
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设计小结 ')9%eBaeK
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。 IKK<D'6
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参考资料目录 S%ri/}qI[{
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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； TgaDzF,j{A
[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； sQA{[l!aj
[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； k:4?3zJI
[5]《工程机械构造图册》，机械工业出版社，刘希平主编 i;0`d0^
[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； tH:K6^oR
[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。 8j,_
kC R)k=*
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