目 录 *]%{ttR~
6\(wU?m'/
设计任务书……………………………………………………1 p=6Q0r |'
传动方案的拟定及说明………………………………………4 QK -_~ 9V
电动机的选择…………………………………………………4 }<w/2< T[
计算传动装置的运动和动力参数……………………………5 a4FvQH#j
传动件的设计计算……………………………………………5 S ?nXpYr
轴的设计计算…………………………………………………8 M y AS'Ki
滚动轴承的选择及计算………………………………………14 xMDx<sk
键联接的选择及校核计算……………………………………16 t^. U<M
连轴器的选择…………………………………………………16 6sb,*uSn%
减速器附件的选择……………………………………………17 2.O;
润滑与密封……………………………………………………18 ~4o2!! ^tI
设计小结………………………………………………………18 ppIMaP
参考资料目录…………………………………………………18 9J_lxy}
gq`gitu0
机械设计课程设计任务书 +_uT1Ps BY
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 !+& "y K@J
一． 总体布置简图 uWR\# D'
zN JK+_O=
[ Y.3miE
1]#qxjZ~
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 \I; lgz2
g*Nc+W](P>
二． 工作情况： tF SO "
载荷平稳、单向旋转 hdtb.u~
U<fe 'd
三． 原始数据 <jXXj[M2
鼓轮的扭矩T（N•m）：850 jdV E/5
鼓轮的直径D（mm）：350 ^2OBc
运输带速度V（m/s）：0.7 m\|I.BU G
带速允许偏差（％）：5 vMKmHq
使用年限（年）：5 A!&p,KfT5+
工作制度（班/日）：2 L%9DaK
#\1;d8h
四． 设计内容 r-'(_t~FT
1. 电动机的选择与运动参数计算； NK]X ="`
2. 斜齿轮传动设计计算 A 1x?_S"a
3. 轴的设计 -:t<%]RfY
4. 滚动轴承的选择 #R< 4K0Xan
5. 键和连轴器的选择与校核； m&jh7)V
6. 装配图、零件图的绘制 B<(v \=xZ
7. 设计计算说明书的编写 Az[Yvu'<
8r(S=dA
五． 设计任务 %,$/wh)<V
1． 减速器总装配图一张 U) a}XRS
2． 齿轮、轴零件图各一张 F`- |@k
3． 设计说明书一份 vttmSdY
l'HrU 1_7Y
六． 设计进度 w+ gA3Dg
1、 第一阶段：总体计算和传动件参数计算 54s+4R FL
2、 第二阶段：轴与轴系零件的设计 {\
vj":
3、 第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 =xScHy{$
4、 第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 F)g.CDQ!c
{0F \Y+
v.H00}[.
i6M_Gk}
EaGh`*"w(7
szN`"Yi){
$]EG|]"Ns
G\& 4_MS
传动方案的拟定及说明 0TK+R43 _
由题目所知传动机构类型为：同轴式二级圆柱齿轮减速器。故只要对本传动机构进行分析论证。 _3- nw
本传动机构的特点是：减速器横向尺寸较小，两大吃论浸油深度可以大致相同。结构较复杂，轴向尺寸大，中间轴较长、刚度差，中间轴承润滑较困难。 o%X@Bz
XNkw9*IT
z8FeL5.(
电动机的选择 |&lAt \
1．电动机类型和结构的选择 ] }H;`H
因为本传动的工作状况是：载荷平稳、单向旋转。所以选用常用的封闭式Y（IP44）系列的电动机。 _svY.p s*
)B.NV<m
2．电动机容量的选择 z( L\I
1） 工作机所需功率Pw 7 sZVN
Pw＝3.4kW q\*",xZxwz
2） 电动机的输出功率 ;*ebq'D([
Pd＝Pw/η ?3jOE4~aHr
η＝ ＝0.904 v`evuJ\3
Pd＝3.76kW lx,^Y 647
kb{h `
3．电动机转速的选择 hGy i@0
nd＝（i1’•i2’…in’）nw \Tq Km
初选为同步转速为1000r/min的电动机 ycB>g d
OJe#s;oH
4．电动机型号的确定 RGh `=D/yE
由表20－1查出电动机型号为Y132M1-6,其额定功率为4kW，满载转速960r/min。基本符合题目所需的要求。 "&Ym(P
"?a(JC
f@&C
\
计算传动装置的运动和动力参数 \tE2@
传动装置的总传动比及其分配 ,9Y {x
1．计算总传动比 )$V}tr!
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： Yo i4R{9c
i＝nm/nw &o*/6X
nw＝38.4 zbn0)JO
i＝25.14 !~PLW] Z4
aGvD
2．合理分配各级传动比 <kIg>+
由于减速箱是同轴式布置，所以i1＝i2。 xo/[,r R
因为i＝25.14，取i＝25，i1=i2=5 } XVz?6
速度偏差为0.5%<5%，所以可行。 8 St`,Tq)
各轴转速、输入功率、输入转矩 ~jMdM~}
项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮 %tiFx:F+
转速（r/min） 960 960 192 38.4 38.4 $$ 8xdv#
功率（kW） 4 3.96 3.84 3.72 3.57 'zV/4iE=
转矩（N•m） 39.8 39.4 191 925.2 888.4 0Pw?@uV
传动比 1 1 5 5 1 uV?[eiezD0
效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97 z 17
fOtin[|}6@
传动件设计计算 @*jd.a`
1． 选精度等级、材料及齿数 6?OH"!b2-}
1） 材料及热处理； 4Sv&iQ=vh
选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。 [X[d`@rXv
2） 精度等级选用7级精度； tAH,3Sz( /
3） 试选小齿轮齿数z1＝20，大齿轮齿数z2＝100的； |mvy@hm
4） 选取螺旋角。初选螺旋角β＝14° :{<( )gfk
2．按齿面接触强度设计 4h wUH
因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算 {:M5t1^UC
按式（10—21）试算，即 y)_T!&ze
dt≥ GW a_^
1） 确定公式内的各计算数值 VKRj
1LXz
（1） 试选Kt＝1.6 I ;kKY
（2） 由图10－30选取区域系数ZH＝2.433 oZ;u>MeZ
（3） 由表10－7选取尺宽系数φd＝1 eKV^ia
（4） 由图10－26查得εα1＝0.75，εα2＝0.87，则εα＝εα1＋εα2＝1.62 (m|w&oA/
（5） 由表10－6查得材料的弹性影响系数ZE＝189.8Mpa $$+6=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； z1A[rbe=4w
（7） 由式10－13计算应力循环次数 \2,7fy'
N1＝60n1jLh＝60×192×1×（2×8×300×5）＝3.32×10e8 H ^P uC (
N2＝N1/5＝6.64×107 p \5DW'
o<2 H~2/
（8） 由图10－19查得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.95；KHN2＝0.98 )u~LzE]{_
（9） 计算接触疲劳许用应力 9Cbf[\J!bq
取失效概率为1％，安全系数S＝1，由式（10－12）得 o =) hUr
[σH]1＝＝0.95×600MPa＝570MPa ) 9h5a+Z
[σH]2＝＝0.98×550MPa＝539MPa D/C,Q|Ya6
[σH]＝[σH]1＋[σH]2/2＝554.5MPa |KFR C)g
.r!:` 6
2） 计算 sS#Lnj^`%
（1） 试算小齿轮分度圆直径d1t #MYhKySku
d1t≥ Wi ]Mp7b
= =67.85 HH/ bBM!
zTb!$8D"g
（2） 计算圆周速度 gd3~R+Kd
v= = =0.68m/s S;[g 0j
F/ ;uN5{o
（3） 计算齿宽b及模数mnt {2?o:
b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm _:F0>=$
mnt= = =3.39 afY~Y?PJ<
h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm . zf#S0y%(
b/h=67.85/7.63=8.89 g}nlb.b]{m
j]i:~9xKW
（4） 计算纵向重合度εβ }Jkz0 JY~
εβ= =0.318×1×tan14 =1.59 _hlLM ,p
（5） 计算载荷系数K GQ~wx1jj1
已知载荷平稳，所以取KA=1 a& b75.-
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， I_x vg
>i
故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42 .T0w2Dv /
由表10—13查得KFβ=1.36 N3 qtq9{
由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数 *k$&U 3=
K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05 2:0'fNXop
??Zh$^No:
（6） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10—10a）得 +$R4'{9q
d1= = mm=73.6mm 6rlafISvO
>g8H
（7） 计算模数mn 'B&gr}@4O=
mn = mm=3.74 |f+|OZY
3．按齿根弯曲强度设计 W.b?MPy]
由式(10—17) "bZ {W (h
mn≥ 4L}i`)CmB
1） 确定计算参数 (bnyT?p%
（1） 计算载荷系数 '?Fw]z1$
K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96 (izGF;N+
YB{hQ<W
（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 eZ+pZ q
2 t ' ^
（3） 计算当量齿数 s"5f5Cn/Wh
z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 T0L h"_X3
z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47 g_8Bhe"ik
（4） 查取齿型系数 NUH;\*]8s
由表10－5查得YFa1=2.724；Yfa2=2.172 <:=}1t.Z
（5） 查取应力校正系数 4E[ 9)n+YV
由表10－5查得Ysa1=1.569；Ysa2=1.798 e@[9WnxYe
R$qp3I
YU! SdT$
（6） 计算[σF] 8!87p?Mz
σF1=500Mpa xW92 ZuzSH
σF2=380MPa ox9$aBjJ
KFN1=0.95 'r_{T=
KFN2=0.98 }T([gc7 ~
[σF1]=339.29Mpa B?d^JWTZ
[σF2]=266MPa w6ZyMR,T
（7） 计算大、小齿轮的 并加以比较 4L Y
kK/:
= =0.0126 ]7SX _:'*
= =0.01468 nk8jXZ"w
大齿轮的数值大。 [K_v,m]
8BP.VxX
2） 设计计算 -58
mn≥ =2.4 3q7Z?1'o
mn=2.5 p RS +vV3
yk
r5bS
4．几何尺寸计算 v5J%
p4
1） 计算中心距 &3a1(>(7F
z1 =32.9，取z1=33 d8l T+MS=
z2=165 9X<o8^V
a =255.07mm 8^bc4(H
a圆整后取255mm 9C;Hm>WEpP
x3cno#
2） 按圆整后的中心距修正螺旋角 s^:8bFn9$
β=arcos =13 55’50” dg#w/}}m
alu3CE
3） 计算大、小齿轮的分度圆直径 M=vR y|TL
d1 =85.00mm ~zdHJ8tYp
d2 =425mm )3h%2C1uM
u#TRm?s
4） 计算齿轮宽度 x4@v$phyH
b=φdd1 JIeKp7 ;^
b=85mm khS b|mR)
B1=90mm，B2=85mm h>jLhj<07W
/]pBcb|<
5） 结构设计 &OpGcbf1
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。 @KtQ~D
6|# +
轴的设计计算 WO=X*O ne
拟定输入轴齿轮为右旋 GTvp)^ h
II轴： SRL`!
1．初步确定轴的最小直径 c i]IH]x
d≥ ＝ =34.2mm 6g\SJ O-;N
2．求作用在齿轮上的受力 Dw\)!,,i7U
Ft1= =899N ?9jl8r>
Fr1=Ft =337N g.3 .
C?
Fa1=Fttanβ=223N； BK,h$z7#6
Ft2=4494N e+Qq a4
Fr2=1685N -p|JJx?r
Fa2=1115N H)#HK!F6f
%Pl
7FHfB
3．轴的结构设计 W*D]?hXU;
1） 拟定轴上零件的装配方案 P(H,_7 4
pVuJ4+`
i. I-II段轴用于安装轴承30307，故取直径为35mm。 \2$-.npz
ii. II-III段轴肩用于固定轴承，查手册得到直径为44mm。 E: EXp7
iii. III-IV段为小齿轮，外径90mm。 wW5:p]<Y
iv. IV-V段分隔两齿轮，直径为55mm。 !uIT5D
v. V-VI段安装大齿轮，直径为40mm。 N
=k}"2_=
vi. VI-VIII段安装套筒和轴承，直径为35mm。 `gI`Cq4
Rg4'9I%B
2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 M]\p9p(_
1. I-II段轴承宽度为22.75mm，所以长度为22.75mm。 }B-@lbK6)
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。 ohI>\
3. III-IV段为小齿轮，长度就等于小齿轮宽度90mm。 >MXE)=
4. IV-V段用于隔开两个齿轮，长度为120mm。 uU_0t;oR3
5. V-VI段用于安装大齿轮，长度略小于齿轮的宽度，为83mm。 cQ:Y@f 9
6. VI-VIII长度为44mm。 -c%K_2`
3Thb0\<"
() l#}H`m
&`` dI,NC
4． 求轴上的载荷 ' %JIc~LJ
66 207.5 63.5 /^#8z(@B
.=y-T=}
;
E Nhy
*k&yD3br-V
H
l'za
N$Pi4
C~C}b
u!N Y@$Wc
~d+.w%Z `
yr p;G _
1e Wl:S}
AsB ep
SV-M8Im73z
6 fP"I_c
PS*=MyNa
2(_+PQ6C=
p&Os 5zw;|
Fr1=1418.5N 'Q R
@G
Fr2=603.5N B vXA9YQ3
查得轴承30307的Y值为1.6 Equj[yw% @
Fd1=443N UODbT &&
Fd2=189N O26' | w@$
因为两个齿轮旋向都是左旋。 L|O'X4"&_
故：Fa1=638N (A\X+S(
Fa2=189N ;0)|c}n+.5
QKj8~l(
5．精确校核轴的疲劳强度 x1g0_&F
1） 判断危险截面 )qg cz<p?W
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 '\v m m>
'X()|{
2） 截面IV右侧的 \KBE +yj
--( e(tvf
截面上的转切应力为 ck= x_HB1
4# pn ]
由于轴选用40cr，调质处理，所以 z#$>f*b
， ， 。 %Tc P[<
（[2]P355表15-1） &rdz({
a) 综合系数的计算 5PaOa8=2f
由 ， 经直线插入，知道因轴肩而形成的理论应力集中为 ， ， m)5,ut /
（[2]P38附表3-2经直线插入） {8'f>YP
轴的材料敏感系数为 ， ， `v]|x,l+C
（[2]P37附图3-1） JG]67v{F
故有效应力集中系数为 PP2>v|
o09)esy
X:aLed_{f
查得尺寸系数为 ，扭转尺寸系数为 ， cqP)1V]
（[2]P37附图3-2）（[2]P39附图3-3） Bh'_@PHP
轴采用磨削加工，表面质量系数为 ， G5C=p:o{/
（[2]P40附图3-4） # :^aE|s
轴表面未经强化处理，即 ，则综合系数值为 17-D\
+}
aFC ma2
S N${cs%
b) 碳钢系数的确定 *bi!iz5F
碳钢的特性系数取为 ，
j -H2h
c) 安全系数的计算 q%G"P*g$(
轴的疲劳安全系数为 M F 7q*f
$#b@b[h<w
XXx ]~m
=/ b2e\
故轴的选用安全。 T#HW{3
|OgtAI9
I轴： ,YEwz3$5u
1．作用在齿轮上的力 5_|Sm=
FH1=FH2=337/2=168.5 -y@#
^SrJ
Fv1=Fv2=889/2=444.5 %K9 9_ Cl3
<)D)j[
2．初步确定轴的最小直径 X9|={ng)g#
;x] CaG)f
GmjTxNU@
3．轴的结构设计 ?h7,q*rxk
1） 确定轴上零件的装配方案 m$ubxI)
uBr^TM$k&
6k 1;62Ntk
2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 m %=]
j<A
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。 !CnkG<5z>
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。 GN&-`E]-
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。 D-v}@tS'
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。 lk<}`#( g
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\&F`esQ2
i) 轴肩固定轴承，直径为42mm。 C(4r>TNm
j) 该段轴要安装轴承，直径定为35mm。 ^ UB *Q
2） 各段长度的确定 bu}N{cW
各段长度的确定从左到右分述如下： n7CwGN%
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。 ><l|&&e-
b) 该段为轴环，宽度不小于7mm，定为11mm。 X:0-FCT;\
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。 ?}mbp4+j[
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。 ,V>7eQt?
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。 HVG:q#=C
f) 该段由联轴器孔长决定为42mm 2@W'q=+0
P+9%(S)L3
`vMrlKq
4．按弯扭合成应力校核轴的强度
4s <|8
W=62748N.mm D^\gU-8M
T=39400N.mm
KF.d:
45钢的强度极限为 ，又由于轴受的载荷为脉动的，所以 。 9fj8r3 F#
PQ}owEJ2eM
F\)?Ntj)>@
III轴 $G,#nh2 oD
1．作用在齿轮上的力 nQHQVcDs8
FH1=FH2=4494/2=2247N ?Dr_WFNjO
Fv1=Fv2=1685/2=842.5N 8|U-{"!O ?
/x2M W5H
2．初步确定轴的最小直径 x%$as;
@hz~9AII9
[f8mh88 r
3．轴的结构设计 3-%F)@n
1） 轴上零件的装配方案 Qf$ 3!O}G
+~ZFao qf
f ^vz
2） 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 v } >5!*
I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII
l
;fO]{
直径 60 70 75 87 79 70 HW"';M%
长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25 It@1!_t O2
x&['g*[L0
4u.v 7r
?h1r6?Sug{
)W0zu\fL =
5．求轴上的载荷 ;_ TP Jy
Mm=316767N.mm kJfMTfl,
T=925200N.mm k X1#+ X
6. 弯扭校合 av; ~e<
Y6R+i0guz
U6 sPJc<
5@3hb ]J
$={^':Uh
滚动轴承的选择及计算 k% -S7iQ
I轴： >'MT]@vez
1．求两轴承受到的径向载荷 (G#QRSXc\
5、 轴承30206的校核 V']{n7a-
1） 径向力 aN,.pLe;
&
6-8$
{i!@C(M3
2） 派生力 kbR!iPM-;
， | Gq Ka
3） 轴向力 g"P!KPrf1p
由于 ， V9 SkB3-'
所以轴向力为 ， zF-M9f$_PY
4） 当量载荷 F8T.}q I
由于 ， ， qz] g4hS
所以 ， ， ， 。 e ab_"W
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 aplOo[
)=EJFQ* v
5） 轴承寿命的校核 ~4t7Q
Rv^
\o
# 1#?k
II轴： 9U=~t%qW$
6、 轴承30307的校核 6.>l
1） 径向力 '_`O&rbT
+bC=yR
_go1gf7
2） 派生力 {B d 0
， PRpW*#"EI
3） 轴向力 m~x O;_m
由于 ， ]u(EEsG/
所以轴向力为 ， y G{; kJ P
4） 当量载荷 /E|Ac &Qk
由于 ， ， ~UhTy~jya
所以 ， ， ， 。 iAWd
9x
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为
1TIP23:
s+jL BY
5） 轴承寿命的校核 k5X& |L/
Gi9s*v,s
ns/L./z
III轴： OY?x'h
7、 轴承32214的校核 Co%EJb"tk
1） 径向力 tPb$ua|
teDO,$
8E:d!?<^&I
2） 派生力 F\"`^`( O
， Ce%fz~*b
3） 轴向力 ZY Ci&l
由于 ， 'A}@XGE:p
所以轴向力为 ， p\&Lbuzv
4） 当量载荷 O,+ZD^
由于 ， ， 3 %'Y):
所以 ， ， ， 。 b+rn:R
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 61"w>;d6
rgOc+[X
5） 轴承寿命的校核 k:JlC(^h
ow!NH,'Hy
x_K8Gr#Z 0
键连接的选择及校核计算 "N\tR[P!
WU"
Lu
代号 直径 BIM!4MHLA
（mm） 工作长度 wm<` 0}
（mm） 工作高度 ztRe\(9bL
（mm） 转矩 =8!FY"c*
（N•m） 极限应力 2U
Q&n` A
（MPa） -ghmLMS%t
高速轴 8×7×60（单头） 25 35 3.5 39.8 26.0 v.~uJ.T
12×8×80（单头） 40 68 4 39.8 7.32 Z<2j# rd
中间轴 12×8×70（单头） 40 58 4 191 41.2 8:=EA3
低速轴 20×12×80（单头） 75 60 6 925.2 68.5 E#L"*vh
18×11×110（单头） 60 107 5.5 925.2 52.4 E/6@>.T?'
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。 [Jjb<6[o
HLYTt)f}
连轴器的选择 + yF._Ie=
由于弹性联轴器的诸多优点，所以考虑选用它。 `1T?\
~g_]Sskf7
二、高速轴用联轴器的设计计算 3cH`>#c
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 ， 4EZl
(v"f`
计算转矩为 T cP
(?v
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 ~uX!bDH
其主要参数如下： oieZopY A
材料HT200 6_.K9;Gd
公称转矩 fZH";_"1
轴孔直径 ， `]q>A']Dl
UDUj
轴孔长 ， 6hvmp
装配尺寸 6*({ZE
半联轴器厚 \~O }V ~wE
（[1]P163表17-3）（GB4323-84） ,8vq zI
a0]n>C`~
三、第二个联轴器的设计计算 yL#bZ9W
}
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 ， #w
*]`5
T
计算转矩为 9t1aR*b&@
所以选用弹性柱销联轴器TL10（GB4323-84） 06dk K )`
其主要参数如下： _?+gfi+
材料HT200 ]sbj 8
公称转矩 < SIe5" {
轴孔直径 Z^ e?V7q
轴孔长 ， VX`E7Sf! }
装配尺寸 D@]*{WO
半联轴器厚 ,vnHEY&
（[1]P163表17-3）（GB4323-84） !RJuH;8
$<~o,e-4
.8O.
&QoV(%:]
减速器附件的选择 %~`y82r6
通气器 ^Iz(V2
由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M18×1.5 b/I_iJ8t
油面指示器 Jb mi[` O
选用游标尺M16 YXdd=F
起吊装置 )<vU F]e~
采用箱盖吊耳、箱座吊耳 @
z{ E
放油螺塞 <DM
/"^*
选用外六角油塞及垫片M16×1.5 "|\G[xLOaW
c5 ($*tTT
润滑与密封 me7?
一、齿轮的润滑 %DKQ
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。 #:Tb(R
ks=l
Nz9
二、滚动轴承的润滑 }aPx28:/
由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。 y7s:Buyc
4]VoIUIuN
三、润滑油的选择 &6yh4-(7
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。 3V,$FS ]
?0U. 1N
四、密封方法的选取 t81}jD
选用凸缘式端盖易于调整，采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。 78iu<L+If
密封圈型号按所装配轴的直径确定为（F）B25-42-7-ACM，（F）B70-90-10-ACM。 ^o *$OM7x
轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。 [xTu29X.
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~ PO)>;
U|Du9_0
设计小结 ~BS Ip
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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。 Oc51|[
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参考资料目录 aBH!K
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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； {GTOHJ2
[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； ' `/Qr~]
[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 O\q_
[5]《工程机械构造图册》，机械工业出版社，刘希平主编 }bW"Z2^nB
[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； *kliI]B F]
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7kQZ$sLc
[p:5]
