目 录 aOOY_S
E
\ y=,=;yv
设计任务书……………………………………………………1 b^ZrevM
传动方案的拟定及说明………………………………………4 5m/r,d^H
电动机的选择…………………………………………………4 &' Ch[Wo]H
计算传动装置的运动和动力参数……………………………5 K>-m8.~\ E
传动件的设计计算……………………………………………5 7~
2X/
轴的设计计算…………………………………………………8 {=kA8U
滚动轴承的选择及计算………………………………………14 =+u$ZZ0+]o
键联接的选择及校核计算……………………………………16 6YN4]
连轴器的选择…………………………………………………16 CU oMB r
减速器附件的选择……………………………………………17 w% M 0Mu
润滑与密封……………………………………………………18 ^#% [
设计小结………………………………………………………18 )pJzw-m"
参考资料目录…………………………………………………18 SU:Cm: $
|h;MA,qva
机械设计课程设计任务书 kZ2+=/DYN
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 -?ip ?[Z
一． 总体布置简图 VFyt9:a
m{' q(w}
GXwV>)!x
@0aUWG!k
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 ^rI&BN@S
5(,WN
二． 工作情况： } [1I_)
载荷平稳、单向旋转 P5Fm<f8\
7oUYRqd
三． 原始数据 lA{Sr0f TP
鼓轮的扭矩T（N•m）：850
o ]
=
&
鼓轮的直径D（mm）：350 H|Eu,eq-E
运输带速度V（m/s）：0.7 L3 &N Gcd
带速允许偏差（％）：5 ^LZU><{';
使用年限（年）：5 <yeG0`}t
工作制度（班/日）：2 Lz4iLLP
\2T@]!n
四． 设计内容 ^ c:(HUo#
1. 电动机的选择与运动参数计算； %_5B"on
2. 斜齿轮传动设计计算 EF}Z+7A
3. 轴的设计 QjPc fR\
4. 滚动轴承的选择 0L|A
5. 键和连轴器的选择与校核； TkK- r(=
6. 装配图、零件图的绘制 sLC L\dWT
7. 设计计算说明书的编写 D:%v((Ccw
f9!wO';P6
五． 设计任务 .@R{T3 =Q
1． 减速器总装配图一张 Iu%S><'+
2． 齿轮、轴零件图各一张 (CEJg|,
3． 设计说明书一份 ]NN9FM.2b/
7D4P= $UJp
六． 设计进度 #Ez>]`]TB
1、 第一阶段：总体计算和传动件参数计算 b d9]'
2、 第二阶段：轴与轴系零件的设计 a(bgPkPP
3、 第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 NoV2<m$
4、 第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 @ %kCe>r
sz_|py?0
ppS,9e-
c 8#A^q}
)Nk^;[
z!eY= G'
0F)Y[{h<
7`
&K=( .
传动方案的拟定及说明 fk 9FR^u
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。 &c0U\G|j
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。 8LB+}N(8f
u3Ua>A-
S's\M5
电动机的选择 :FB#,AOa_
1．电动机类型和结构的选择 m@)K]0g<f
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。 wS#.W zp.w
(@~d9PvB>
2．电动机容量的选择 EG2NE,,r
1） 工作机所需功率Pw n a_Y<R`
Pw＝3.4kW ) 9,9yd~SI
2） 电动机的输出功率 0d~>zKho
Pd＝Pw/η //Ck1cI#h
η＝ ＝0.904 h`,dg%J*B
Pd＝3.76kW a 6fMx~
+U%
=
w8b
3．电动机转速的选择 $Ic:
c
nd＝（i1’•i2’…in’）nw 8NWvi%g
初选为同步转速为1000r/min的电动机 \-gZ_>)
EJ"[{A V
4．电动机型号的确定 L@XhgQ
由表20－1查出电动机型号为Y132M1-6,其额定功率为4kW，满载转速960r/min。基本符合题目所需的要求。 ul1#_xp
Y&'Bl$`
k/l s!e?
计算传动装置的运动和动力参数 :VX?j 3qW
传动装置的总传动比及其分配 ({87311%
1．计算总传动比 ?>L sIPa
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： T eS F
i＝nm/nw +h.$ <=
nw＝38.4 .A//Q|ot!
i＝25.14 LSS3(l[,:
"WV]|
TS"]
2．合理分配各级传动比 k.NgE /;3
由于减速箱是同轴式布置，所以i1＝i2。 : $lx]
因为i＝25.14，取i＝25，i1=i2=5 9X/c%:)\=
速度偏差为0.5%<5%，所以可行。 < {$zOF}
各轴转速、输入功率、输入转矩 Xkk m~sM6
项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮 Ox#%Dm2
转速（r/min） 960 960 192 38.4 38.4 m_wBRan
功率（kW） 4 3.96 3.84 3.72 3.57 n(\5Z&
转矩（N•m） 39.8 39.4 191 925.2 888.4 E=+v1\t)]
传动比 1 1 5 5 1 ]#z ^[XG
效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97 UJ3l8
%/`k
ov.7FZ+
传动件设计计算 fH-V!QYGF
1． 选精度等级、材料及齿数 e p* (
1） 材料及热处理； D7T(B=S6
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。 p)NhV
2） 精度等级选用7级精度； { AdPC?R`
3） 试选小齿轮齿数z1＝20，大齿轮齿数z2＝100的； ) ,1MR=
4） 选取螺旋角。初选螺旋角β＝14°
Gqvj
2．按齿面接触强度设计 481J=8H
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 t&MJSFkiA
按式（10—21）试算，即 |}P4Gr}6
dt≥ `uo'w:Q
1） 确定公式内的各计算数值 Lwm2:_\_b
（1） 试选Kt＝1.6 ?] +{2&&$
（2） 由图10－30选取区域系数ZH＝2.433 H48`z'o
（3） 由表10－7选取尺宽系数φd＝1 LT']3w
（4） 由图10－26查得εα1＝0.75，εα2＝0.87，则εα＝εα1＋εα2＝1.62 {P ZN J 2~
（5） 由表10－6查得材料的弹性影响系数ZE＝189.8Mpa ="hh=x.5J
（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； eAR]~
NiW
（7） 由式10－13计算应力循环次数 9 &a&O
Z{
N1＝60n1jLh＝60×192×1×（2×8×300×5）＝3.32×10e8 % 9B r
N2＝N1/5＝6.64×107 xFvDKW)_X7
Vw 0cf;
（8） 由图10－19查得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.95；KHN2＝0.98 H.cN(7LXm
（9） 计算接触疲劳许用应力 :\[ W]
取失效概率为1％，安全系数S＝1，由式（10－12）得 ;dgxeP;mp
[σH]1＝＝0.95×600MPa＝570MPa c~bi
~ f
[σH]2＝＝0.98×550MPa＝539MPa sJu^deX
[σH]＝[σH]1＋[σH]2/2＝554.5MPa / V}> v
4
qMO@E_
2） 计算 ,*ZdM w!
（1） 试算小齿轮分度圆直径d1t A82Bn|J
d1t≥ ,5J-C!C
= =67.85 SUwSZ@l^|
s8 S[w
（2） 计算圆周速度 xLhN3#^m
v= = =0.68m/s 4Rj;lA lwB
*[K\_F?^h
（3） 计算齿宽b及模数mnt FrXFm+8
F
b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm ti$d.Kc(
mnt= = =3.39 A<-Prvryt
h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm `@?f@p$(B
b/h=67.85/7.63=8.89 VQA}! p
6M^P]l
（4） 计算纵向重合度εβ W3K&C[f
εβ= =0.318×1×tan14 =1.59 T*YbmI]4
（5） 计算载荷系数K CFdR4vuEI
已知载荷平稳，所以取KA=1 G=?2{c}U
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， {v{qPYNyh
故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42 ] XX9.Xh=-
由表10—13查得KFβ=1.36 =[{YI2S
由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数 /Xa_Xg7
K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05 e`gO c*
S
ykblP37
（6） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10—10a）得 =D88jkQe"
d1= = mm=73.6mm rz/^_dV
a|aRUxa0"
（7） 计算模数mn R1$O )A}k
mn = mm=3.74 ukM1 1LD5x
3．按齿根弯曲强度设计 022nn-~
由式(10—17) l -|hvv5g
mn≥ [>+}2-#
1） 确定计算参数 m?L nO5Vs
（1） 计算载荷系数 $v|/*1S
K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96 l"9. zPvT<
Fh t$7V
（2） 根据纵向重合度εβ=0.318φdz1tanβ=1.59，从图10－28查得螺旋角影响系数 Yβ＝0。88 =fA* b
- )
（3） 计算当量齿数 * ]uo/g
z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 }<?1\k
z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47 MZ" yjQ A
（4） 查取齿型系数 (pY'v / a-
由表10－5查得YFa1=2.724；Yfa2=2.172 F<SCW+>z2a
（5） 查取应力校正系数 Qn`$xY9mT
由表10－5查得Ysa1=1.569；Ysa2=1.798 8j~:p! @
V/%tFd1
00s&<EM
（6） 计算[σF] 7)Zk:53]
σF1=500Mpa y k =o
σF2=380MPa ~3p
:jEM.[
KFN1=0.95 ]WLQ q4q
KFN2=0.98 Ec !fx\
[σF1]=339.29Mpa %C&HR2
[σF2]=266MPa iCA!=%M@D
（7） 计算大、小齿轮的 并加以比较 m( Hb! RT
= =0.0126 ~` J/618
= =0.01468 NpS*]vSO
大齿轮的数值大。 -9 Iz$ (>a
MF+J3)
2） 设计计算 m~KG B"
mn≥ =2.4 ZM)Y Rdh
mn=2.5 {a>a?fVU
Rx';P/F0C
4．几何尺寸计算 V=#L@ws
1） 计算中心距 4=]CA O=O
z1 =32.9，取z1=33 OGmOk>_
z2=165 i={ :6K?^
a =255.07mm \9[_*
a圆整后取255mm p7.j>w1F
EBF608nWfW
2） 按圆整后的中心距修正螺旋角 8<cD+Jt j
β=arcos =13 55’50” k+*DP o@)
*Q= 3v
3） 计算大、小齿轮的分度圆直径 wSrq?U5q
d1 =85.00mm JzhbuWwF-
d2 =425mm dV{N,;z
-b1VY4m-
4） 计算齿轮宽度 ,`<w#
b=φdd1 ]<3$Sx_{y
b=85mm uFd.2 ,XNP
B1=90mm，B2=85mm FcR(uv<
VUfV=&D-*g
5） 结构设计 5o2W[< %v
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。 aBV{Xr~#(
d,"?tip/SX
轴的设计计算 4J lB\8rc
拟定输入轴齿轮为右旋 $6p_`LD0
II轴： }=kf52Am,}
1．初步确定轴的最小直径 .SdHFWx
d≥ ＝ =34.2mm .(! > *ka|
2．求作用在齿轮上的受力 =F>@z4[P-
Ft1= =899N .gPE Qc+D
Fr1=Ft =337N {~=Edf
Fa1=Fttanβ=223N； NL}) _.Og
Ft2=4494N 6#NptXB
Fr2=1685N kYxb@Zn=|
Fa2=1115N } Qjp,(ye
I+ZK \?Rs
3．轴的结构设计 ~WS;)Q0|
1） 拟定轴上零件的装配方案 3q*y~5 &I
Y6(I
%hE`
i. I-II段轴用于安装轴承30307，故取直径为35mm。 + V:P-D
ii. II-III段轴肩用于固定轴承，查手册得到直径为44mm。 v634{:'e
iii. III-IV段为小齿轮，外径90mm。 d8 1u
iv. IV-V段分隔两齿轮，直径为55mm。 EC6&#)g;CO
v. V-VI段安装大齿轮，直径为40mm。 > UT Ak
vi. VI-VIII段安装套筒和轴承，直径为35mm。 0Xmp)_vba
,X Zo0 !
2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 hr%O 4& sa
1. I-II段轴承宽度为22.75mm，所以长度为22.75mm。 /|{Yot
e
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。
y( M-
3. III-IV段为小齿轮，长度就等于小齿轮宽度90mm。 *Vk%"rw aG
4. IV-V段用于隔开两个齿轮，长度为120mm。 WB S~e
5. V-VI段用于安装大齿轮，长度略小于齿轮的宽度，为83mm。 i#I+
6. VI-VIII长度为44mm。 &V;^xMO!
xpo<1Sr>S
klC;fm2C
b-}nv`9C
4． 求轴上的载荷 |1d;0*HIgX
66 207.5 63.5 a`.] 8Jy)
cP[3p :
lWj|7
R:+2}kS5e{
2mVcT3
74*1|S <
Vl;GQe
[zp v3Uw
>*ey 7g
\VL[,z=q.
E\N?D
tB "amv
D3#/*Ky
8y;W+I(71
l"%|VWZ{iq
j{,3!
H\ A!oB,sw
Fr1=1418.5N jg8j>" Vj>
Fr2=603.5N uWw4l"RK`
查得轴承30307的Y值为1.6 ajI gL<x
Fd1=443N VO ^ [7Y
Fd2=189N j?Ki<MD1
因为两个齿轮旋向都是左旋。 ]PVPt,c
故：Fa1=638N x2B~1edf
Fa2=189N V $u~}]z
q1j<p)(
5．精确校核轴的疲劳强度 !4uTi [e
1） 判断危险截面 xao'L
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 T.kmoL lH
=PXQ X(_
2） 截面IV右侧的 et";*EZJX
$
JI`&
截面上的转切应力为 "oZ]/(
%lZ++?&^
由于轴选用40cr，调质处理，所以 c- z 2[a8
， ， 。 |ubDud zp
（[2]P355表15-1） D$g|f[l
a) 综合系数的计算 G1MuH%4
由 ， 经直线插入，知道因轴肩而形成的理论应力集中为 ， ， ?v L\VI9
（[2]P38附表3-2经直线插入） T^h;T{H2
轴的材料敏感系数为 ， ， O@[c*3]e
（[2]P37附图3-1） :A35 ?9E?
故有效应力集中系数为 [.DSY[!8U
BcaMeb-Z
}IvJIr
查得尺寸系数为 ，扭转尺寸系数为 ， gd'#K~?
（[2]P37附图3-2）（[2]P39附图3-3） Zd@'s.,J
轴采用磨削加工，表面质量系数为 ， p2}$S@GD
（[2]P40附图3-4） J<x?bIetj
轴表面未经强化处理，即 ，则综合系数值为 -o\$.Q3
ia15r\4j)
NVx`'Il8
"
b) 碳钢系数的确定 ?(GMe>
碳钢的特性系数取为 ， `j*&F8}
c) 安全系数的计算 Ju$= Tn
轴的疲劳安全系数为 %]%.{W\j3
Lv@JfN"O
R? Y#>K
.#R\t 7m%
故轴的选用安全。 8 [i#x|`g
nd
'K4q
I轴： evf){XhT;n
1．作用在齿轮上的力 9 v )p0
FH1=FH2=337/2=168.5 J 2%^%5&0
Fv1=Fv2=889/2=444.5 hGi"=Oud2
ay6G1\0W
2．初步确定轴的最小直径 q[{q3-W
3 #R~>c2
"~x\bSY
3．轴的结构设计 #.p^ S0\pw
1） 确定轴上零件的装配方案 \UFno$;mA
]xQPSs_
X0
&1ICZ
2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 V x1C4
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。 P<GY"W+r R
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。 ]g-(|X~>
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。 3F2> &p|7
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。 ^7v}wpwX\
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。 lZCvH1&"
i) 轴肩固定轴承，直径为42mm。 .!0),KmkK
j) 该段轴要安装轴承，直径定为35mm。 iRo UM.%
2） 各段长度的确定 xdp!'1n."g
各段长度的确定从左到右分述如下： (8o~ XL
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。 +]H9:ARI
b) 该段为轴环，宽度不小于7mm，定为11mm。 E ^L
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。 9F)v=
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。 W"4E0!r
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。 p?X.I]=vRv
f) 该段由联轴器孔长决定为42mm a`(6hL3 IT
x3>K{
r=4'6!
4．按弯扭合成应力校核轴的强度 o%h"gbvMY!
W=62748N.mm Fh& ` v0
T=39400N.mm 5%D:w S1
45钢的强度极限为 ，又由于轴受的载荷为脉动的，所以 。 <.( IJ
4XK*sR0-`
.Tt \U
III轴 T+NEw8C?/
1．作用在齿轮上的力 raY5 nc{
FH1=FH2=4494/2=2247N ~R-S$qizAC
Fv1=Fv2=1685/2=842.5N E+V^5Z:u
VaQ>g*(I
2．初步确定轴的最小直径 mk_c ub @
w/KHS#~
S%uH*& `
3．轴的结构设计 1"A1bK
1） 轴上零件的装配方案 84)$ CA+NX
{%.
_cR2
KL# F5\ E
2） 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 aUSxy8%
I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII s4P8PDhz
直径 60 70 75 87 79 70 X}p#9^%N
长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25 Xhtc0\0"(
{"!V&}
f 7{ E(,
CCfuz &
so W.
5．求轴上的载荷 Ya*l q!
u
Mm=316767N.mm +m hYr]Z
T=925200N.mm 'IBs/9=ZC
6. 弯扭校合 A?|KA<&m#u
/XS6X
Tk $rwTCl
k#R }^Q
:Gqyj_|<
滚动轴承的选择及计算 2,puu2F
I轴： 4 Ub_;EI>
1．求两轴承受到的径向载荷 hJ.XG<?]$
5、 轴承30206的校核 ?;> s<
1） 径向力 >4}+\ Q`S
w7p%6m
\D?6_
,O
2） 派生力 T[U&Y`3g
， {=IK(H
3） 轴向力 (ZQ{%-i?qR
由于 ， GV6!`@<
所以轴向力为 ， -'BJhi\Y]~
4） 当量载荷 $EW31R5h<s
由于 ， ， GBtBmV/`
所以 ， ， ， 。 MHVqRYz
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 cKh { s
9X,dV7 yW
5） 轴承寿命的校核 ;[0<QmeI!
\:4WbM:B
J6Hw05%0=
II轴： c_}i(H Q
6、 轴承30307的校核 !tCw)cou
1） 径向力 bM_Y(TgJ
m46Q%hwV
xU@YBzbk
2） 派生力 YoGnk^$
， 6(sqS~D
3） 轴向力 mj[PKEdkB
由于 ， Nz#T)M GO`
所以轴向力为 ， {2R b^K
4） 当量载荷 gZ
由于 ， ， @ Rj&9/\L
所以 ， ， ， 。 qW6a|s0}
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 ->6 /L)
UA>~ xJp=
5） 轴承寿命的校核 dc5w_98o
N6cf `xye
rK)So#'
III轴： Ul^/Dh
7、 轴承32214的校核 _xI'p6C
1） 径向力 Hhr/o~?;}#
{\ P$5O{%
{ > {|3
2） 派生力 C 6B h[:V&
， ;i^p6b j
3） 轴向力 "u Xl
由于 ， WSn^P~vC
所以轴向力为 ， .6xP>!E}Q
4） 当量载荷 _2q4Aaz a
由于 ， ，
t@ #sKdv
所以 ， ， ， 。 dI5Z*"`R9
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 2WIL0Siwl
Um )0jT
5） 轴承寿命的校核 UA!h[+Z
Z}T<^
F
@L { x ;
键连接的选择及校核计算 i?z3!`m
Z%D*2wm4
代号 直径 F}DdErd!f
（mm） 工作长度 bENfEOf,
（mm） 工作高度 NO P~?p
（mm） 转矩 P.gk'\<k
（N•m） 极限应力 pB@8b$8(Z
（MPa） PYkcGtVa_
高速轴 8×7×60（单头） 25 35 3.5 39.8 26.0 ;
@
h{-@
12×8×80（单头） 40 68 4 39.8 7.32 +)^F9LPl
中间轴 12×8×70（单头） 40 58 4 191 41.2 iH#~eg
低速轴 20×12×80（单头） 75 60 6 925.2 68.5 ;y%l OYm
18×11×110（单头） 60 107 5.5 925.2 52.4 [Oxmg?W
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。 sT[)r]`T
RU,f|hB 4
连轴器的选择 1Z'c L~9
由于弹性联轴器的诸多优点，所以考虑选用它。 k
s Jz44
m( C7F a
二、高速轴用联轴器的设计计算 Nb>|9nu
O
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 [N :X0
计算转矩为 >T%Jlj3ZG
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） @X>k@M
其主要参数如下： i5?)E7-
材料HT200 o*: VG\#Z6
公称转矩 F:%= u
=
轴孔直径 ， V QZ3&]o
"FT5]h
轴孔长 ， g^NdN46%
装配尺寸 f-y4V}
半联轴器厚 `)` _G!a
（[1]P163表17-3）（GB4323-84） N;>>HN[bBP
Gnj;=f
三、第二个联轴器的设计计算
jC*(ZF1B
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 ， Cnd*%C PZ
计算转矩为 CM>/b3nOW
所以选用弹性柱销联轴器TL10（GB4323-84） V5i_\A
其主要参数如下： i/Q *AG>b
材料HT200 /R8>f
公称转矩 I --WS[
轴孔直径 {p|OKf
轴孔长 ， *ys @ 'Ai?
装配尺寸 z: ^Kr"= n
半联轴器厚 HW|c -\tS
（[1]P163表17-3）（GB4323-84） Xj&{M[k<
]}<.Y[! S
&jl'1mZ
rwtSn?0z"
减速器附件的选择 _c['_HC
通气器 V-}d-Y
由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M18×1.5 7 ,!Mm u
油面指示器 '/\@Mc4T
选用游标尺M16 %/oOM\} ++
起吊装置 X8ev uN
采用箱盖吊耳、箱座吊耳 U_ V0
放油螺塞 N;F1Z -9
选用外六角油塞及垫片M16×1.5 6]\F_Z41
G#HbiVH9
润滑与密封 &{7n
一、齿轮的润滑 WnLgpt2G
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。 & s"&rFFO[
:t(gD8 ;
二、滚动轴承的润滑 oZ& ns!#
由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。 5hB&]6n
s^^X.z ,
三、润滑油的选择 6^ wg'u]c
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。 ?f1%)]>
%bt2^
四、密封方法的选取 _R1UEE3M
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。 Qf414 oW
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。 l T@5=ou[
轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。 @!Il!+^3
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设计小结 elWN-~
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。 x1/Usupi
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参考资料目录 `kwyF27v]
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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； xii*"n ~
[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； x-nwo:OA
[5]《工程机械构造图册》，机械工业出版社，刘希平主编 9*[ !uu
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