目 录 u
#=kb5}{
sa0^1$(<
设计任务书……………………………………………………1 [6RV'7`Abj
传动方案的拟定及说明………………………………………4 :(S/$^ U
电动机的选择…………………………………………………4 $Kw"5cm
计算传动装置的运动和动力参数……………………………5 XCqfAcNQ
传动件的设计计算……………………………………………5 7Y @=x#
轴的设计计算…………………………………………………8 6%ti B?
滚动轴承的选择及计算………………………………………14 DoCQFSL
键联接的选择及校核计算……………………………………16 qhn&;{{
连轴器的选择…………………………………………………16 !w;A=
减速器附件的选择……………………………………………17 0=(-8vwd
润滑与密封……………………………………………………18 $U"P+
设计小结………………………………………………………18 b 3 %&
参考资料目录…………………………………………………18 }HA2c e \
[r~rIb%Zj
机械设计课程设计任务书 v^lm8/ }NO
题目：设计一用于带式运输机传动装置中的同轴式二级圆柱齿轮减速器 9q0,K" x)
一． 总体布置简图 ;hf G$ {l;
hF=V
?\
1!v >I"]
]B[/sqf
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 <g|nmu)o$
zx]M/=7,V#
二． 工作情况： 2Ad Hj&XE
载荷平稳、单向旋转 Bc9|rl V,
onJ[ &f
三． 原始数据 9OJ\n|,(
鼓轮的扭矩T（N•m）：850 2sd=G'7!
鼓轮的直径D（mm）：350 ;u WI l
运输带速度V（m/s）：0.7 K~hlwjrt
带速允许偏差（％）：5 \Dsl7 s=
使用年限（年）：5 (m =u;L"o
工作制度（班/日）：2 ][$$
=
r<f-v_bxF
四． 设计内容 /wCxf5q0
1. 电动机的选择与运动参数计算； .n|3A3 :
2. 斜齿轮传动设计计算 3 z/O`z
3. 轴的设计 < &m
4. 滚动轴承的选择 j"$b%|
5. 键和连轴器的选择与校核； I}Gl*@K&O
6. 装配图、零件图的绘制 Nno={i1jk
7. 设计计算说明书的编写 t;a}p_>
dU04/]modD
五． 设计任务 =B{ $U~}
1． 减速器总装配图一张 Ad N= y8T
2． 齿轮、轴零件图各一张 =L; n8~{@y
3． 设计说明书一份 CPCB!8-5
@SVEhk#
六． 设计进度 va*>q -QCr
1、 第一阶段：总体计算和传动件参数计算 K
v>#
2、 第二阶段：轴与轴系零件的设计 NN pa69U
3、 第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 #( Yb
lY
4、 第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 PQ!?gj
TX5/{cHd
: w`i
6V_5BpX t
U>M>FZ
+w}%gps
@Oc}\Rg
K/LaA4
传动方案的拟定及说明 E=U^T/
由题目所知传动机构类型为：同轴式二级圆柱齿轮减速器。故只要对本传动机构进行分析论证。 H(ftOd.y
本传动机构的特点是：减速器横向尺寸较小，两大吃论浸油深度可以大致相同。结构较复杂，轴向尺寸大，中间轴较长、刚度差，中间轴承润滑较困难。 58gt*yVu
~s ja^
P6 Z,ci17
电动机的选择 lV *&^Q8.
1．电动机类型和结构的选择 9mtC"M<
因为本传动的工作状况是：载荷平稳、单向旋转。所以选用常用的封闭式Y（IP44）系列的电动机。
kd2'-9
l[j0(T
2．电动机容量的选择 9 Qm{\
1） 工作机所需功率Pw ` ];[T=
Pw＝3.4kW / z>8XM&
2） 电动机的输出功率 Z" 8cGN'
Pd＝Pw/η k/rkJ|i+p
η＝ ＝0.904 I)4|?tb ?
Pd＝3.76kW mp$II?hZ*
\ Hx#p`B%
3．电动机转速的选择 g<jK^\e W
nd＝（i1’•i2’…in’）nw f2K3*}P
初选为同步转速为1000r/min的电动机 vP;tgW9Qk
nQ*oOxe|X
4．电动机型号的确定 K?<Odw' k
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。 9Yne=R/]
7.'j~hJL
\}&w/.T
计算传动装置的运动和动力参数 BHBR_7
传动装置的总传动比及其分配 o~N-x*
1．计算总传动比 X~VZ61vNu
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： R_&V.\e_
i＝nm/nw p+1B6 j
nw＝38.4 ?fwr:aP~
i＝25.14 \nt'I;f
RR {9
2．合理分配各级传动比 lk'jBl%
由于减速箱是同轴式布置，所以i1＝i2。 -BH'.9uqGQ
因为i＝25.14，取i＝25，i1=i2=5 X7!A(q+h
速度偏差为0.5%<5%，所以可行。 xGQ:7g+qu
各轴转速、输入功率、输入转矩 $w}aX0dK&
项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮 ;{u#~d}
转速（r/min） 960 960 192 38.4 38.4 w0OK. fj
功率（kW） 4 3.96 3.84 3.72 3.57 e/l?|+m 6
转矩（N•m） 39.8 39.4 191 925.2 888.4 iFT3fP'> 5
传动比 1 1 5 5 1 5% $kAJZC-
效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97 c=m FYs Sv
bJ[1'Es `
传动件设计计算 1Ee>p bd
1． 选精度等级、材料及齿数 _ e^V\O>
1） 材料及热处理； 667tL(
选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。 J8[Xl.
2） 精度等级选用7级精度； Yhdt8[ 2
3） 试选小齿轮齿数z1＝20，大齿轮齿数z2＝100的； sMo%Ayes
4） 选取螺旋角。初选螺旋角β＝14° RLr-xg$K-t
2．按齿面接触强度设计 r!=V V!XZ
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 je0 ?iovY
按式（10—21）试算，即 5Ww\h
dt≥ 'Pn`V{a
1） 确定公式内的各计算数值 <AXYqH7%A
（1） 试选Kt＝1.6 g[Y$SgJ
（2） 由图10－30选取区域系数ZH＝2.433 cA^7}}?e
（3） 由表10－7选取尺宽系数φd＝1 7E] l=Z`x
（4） 由图10－26查得εα1＝0.75，εα2＝0.87，则εα＝εα1＋εα2＝1.62 sVf7g?
（5） 由表10－6查得材料的弹性影响系数ZE＝189.8Mpa L 3Iz]D3s
（6） 由图10－21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1＝600MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限σHlim2＝550MPa； s;) t LJ!
（7） 由式10－13计算应力循环次数 t38T0 Ao
N1＝60n1jLh＝60×192×1×（2×8×300×5）＝3.32×10e8 N($]))~3&
N2＝N1/5＝6.64×107 `f HiY.-
{uG_)G Fr0
（8） 由图10－19查得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.95；KHN2＝0.98 n*|-"'j
（9） 计算接触疲劳许用应力 W12K93tO
取失效概率为1％，安全系数S＝1，由式（10－12）得 0 <;B2ce
[σH]1＝＝0.95×600MPa＝570MPa u -<s@^YG
[σH]2＝＝0.98×550MPa＝539MPa r#}%sof
[σH]＝[σH]1＋[σH]2/2＝554.5MPa m/h0J03'T
~-zC8._w3r
2） 计算 6C5qW8q]u3
（1） 试算小齿轮分度圆直径d1t G 3x1w/L
d1t≥ ]+S QS^4
= =67.85 <;K/Yv'{r
I!bZ-16X
（2） 计算圆周速度 /otgF Q_
v= = =0.68m/s U3QnWPt}>
lD XH<W?
（3） 计算齿宽b及模数mnt NoIdO/vy"
b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm G)`MoVH 1
mnt= = =3.39 <WmCH+>?r
h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm 2y,wN"qH*
b/h=67.85/7.63=8.89 woKdI)f $
M>j)6?n`_
（4） 计算纵向重合度εβ &!V p'l\9
εβ= =0.318×1×tan14 =1.59 t$2{U
（5） 计算载荷系数K Ks-><-2+N
已知载荷平稳，所以取KA=1 _!D$Aj
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~M_NEPxV
故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42 V-|}.kOH2
由表10—13查得KFβ=1.36 AJ}Q,E
由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数 )}v 2Z3:
K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05 ZG|T-r;~
\k8_ ZJw
（6） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10—10a）得 [8n4lE[)"
d1= = mm=73.6mm HmKE>C/
IU}`5+:m
（7） 计算模数mn [%y D,8
mn = mm=3.74 w4mL/j
3．按齿根弯曲强度设计 N3)EG6vE*
由式(10—17) }"v "^5
mn≥ 5 =\b+<pE
1） 确定计算参数 I`l< }M
（1） 计算载荷系数 ;'urt /
K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96 ho. a93
~Gza$ K
（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 b7/4~_s
<T>f@Dn,
（3） 计算当量齿数 N 2\,6 <
z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 +X%yF{^m(
z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47 v >6r| {
（4） 查取齿型系数 I nk76-
由表10－5查得YFa1=2.724；Yfa2=2.172 C ;|Ru*
（5） 查取应力校正系数 3yDvr*8-@
由表10－5查得Ysa1=1.569；Ysa2=1.798 c3+vtP&
i&#c+iTH
,==lgM2V>
（6） 计算[σF] lK0coj1+
σF1=500Mpa T^ -RP
σF2=380MPa b~-9u5.L1
KFN1=0.95 Wk?XlCj
KFN2=0.98 U.\kAEJ
[σF1]=339.29Mpa <\u%ZB
[σF2]=266MPa AiuF3`Xa
（7） 计算大、小齿轮的 并加以比较 W-MQMHQ
= =0.0126 C|+ 5F,D
= =0.01468 9Z whC s O
大齿轮的数值大。 9S}PCAA;
dJk.J9Z
2） 设计计算 /$E1!9J
mn≥ =2.4 MWB?V?qPSC
mn=2.5 ugz1R+f_4{
g g =z.`}
4．几何尺寸计算 G 8@ %)$A
1） 计算中心距 G 7u85cie
z1 =32.9，取z1=33 >i '3\
z2=165 (Xx
@_
a =255.07mm MEE]6nU
a圆整后取255mm | jlR] ,
xJ4T7 )*
2） 按圆整后的中心距修正螺旋角 Kgcg:r :
β=arcos =13 55’50” O1QHG'00
CR<* <=rI
3） 计算大、小齿轮的分度圆直径 HRk+2'wjAz
d1 =85.00mm 1'h?qv^(
d2 =425mm ]0o78(/w2
}wn GOr
4） 计算齿轮宽度 8I*fPf
b=φdd1 HG3jmI+u>
b=85mm FYzl- 7!Y
B1=90mm，B2=85mm 6d ,"GT
18 ~j>fN
5） 结构设计 F$.M2*9
以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故以选用腹板式为宜。其他有关尺寸参看大齿轮零件图。 M
C>{I3
~Oolm_ +{}
轴的设计计算 b8O:@j2
拟定输入轴齿轮为右旋 Upf1*$p
II轴： ~{xY{qL
1．初步确定轴的最小直径 w \a\I
d≥ ＝ =34.2mm Rzz*[H
2．求作用在齿轮上的受力 Te;`-E L
Ft1= =899N [qc90) ^Q,
Fr1=Ft =337N >LLFe~9`g
Fa1=Fttanβ=223N； avdi9!J2
Ft2=4494N ?=6zgb"9-
Fr2=1685N Oa{M9d,l
Fa2=1115N o o`mVRV f
).LJY<A
3．轴的结构设计 o4d>c{p
1） 拟定轴上零件的装配方案 _T H'v:C
i idK}<o
i. I-II段轴用于安装轴承30307，故取直径为35mm。 ?=aQG0
ii. II-III段轴肩用于固定轴承，查手册得到直径为44mm。 pDW .Pav
iii. III-IV段为小齿轮，外径90mm。 =>&d[G[m!
iv. IV-V段分隔两齿轮，直径为55mm。 N'IzHyo.
v. V-VI段安装大齿轮，直径为40mm。 ,w
c|YI)E
vi. VI-VIII段安装套筒和轴承，直径为35mm。 w q JH
[<6ez;2q'
2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 ^,,|ED\M{m
1. I-II段轴承宽度为22.75mm，所以长度为22.75mm。 2: fSn&*/>
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。 Xq9%{'9
3. III-IV段为小齿轮，长度就等于小齿轮宽度90mm。 q^EG'\<^
4. IV-V段用于隔开两个齿轮，长度为120mm。 .7{, u1N'
5. V-VI段用于安装大齿轮，长度略小于齿轮的宽度，为83mm。 s+,Jw V?b
6. VI-VIII长度为44mm。 x-cg df
*r=6bpi
)%P!<|s:5
b16\2%Ea1
4． 求轴上的载荷 K-sJnQ23'
66 207.5 63.5 ?z p$Wz;k
T=9 +
TtlZum\
fE,\1LK4
Lk4g js, V
^C_ ; u z
G8 H=xr#
=#^\ 9|?$
"RiY#=}sm
QrDI$p7;'
'jqkDPn
<t\!g
L `3x0u2
!np-Jmi
>,7 -cm=.
uL`_Sdjw
-6@#Nq_iWU
Fr1=1418.5N ?` lIsd
Fr2=603.5N )$XcO]
查得轴承30307的Y值为1.6 =HH}E/9z
Fd1=443N
~p<w>C9
Fd2=189N PF~w$ eeQ
因为两个齿轮旋向都是左旋。 8\P!47' q
故：Fa1=638N V 9bn
Fa2=189N &C6Z-bS"
nF`_3U8e
5．精确校核轴的疲劳强度 ,Y ./9F
1） 判断危险截面 @T)kqT
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 B _k+Oa2!
B 'SLyf
2） 截面IV右侧的 Z^wogIAV
~U}0=lRVS
截面上的转切应力为 E9<oA.
;2*hN (
由于轴选用40cr，调质处理，所以 g:8 k,1y5
， ， 。 %=e^MN 1
（[2]P355表15-1） b*Sw") #
a) 综合系数的计算 w kc)2z
由 ， 经直线插入，知道因轴肩而形成的理论应力集中为 ， ， > &tmdE
（[2]P38附表3-2经直线插入） 1 UdET#\
轴的材料敏感系数为 ， ， )jm!bR`
（[2]P37附图3-1） *5m4 j=-
故有效应力集中系数为 Pg4go10|
| q!O ~<H@
!-B$WAV
查得尺寸系数为 ，扭转尺寸系数为 ， ;#)sV2F\&
（[2]P37附图3-2）（[2]P39附图3-3） 5d|hP4fEc
轴采用磨削加工，表面质量系数为 ， { 0?^ $R8j
（[2]P40附图3-4） l^!raoH]q
轴表面未经强化处理，即 ，则综合系数值为 DXyRNE<G[C
D6N 32q@
e>J.r("f
b) 碳钢系数的确定 ZW>iq M^9
碳钢的特性系数取为 ， Q v1<)&Ft<
c) 安全系数的计算 efN5(9* 9R
轴的疲劳安全系数为 'nJ,mZx
Yc^;?n`x
@5} (Y( @
b=+3/-d
故轴的选用安全。 c'md)nD2M
L+ K,Y:D!W
I轴： OJ?U."Lxm$
1．作用在齿轮上的力 ++\s0A(e
FH1=FH2=337/2=168.5 ze"`5z26|
Fv1=Fv2=889/2=444.5 ({$>o] <h
4p<c|(f#
2．初步确定轴的最小直径
W >y >
kltorl H
Xx,Rah)X3
3．轴的结构设计 aO &!Y\=@
1） 确定轴上零件的装配方案 F rd>+
{Ri6975
jI/#NCKE
2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 C[R|@9NI
d) 由于联轴器一端连接电动机，另一端连接输入轴，所以该段直径尺寸受到电动机外伸轴直径尺寸的限制，选为25mm。 cB0"vbdO
e) 考虑到联轴器的轴向定位可靠，定位轴肩高度应达2.5mm，所以该段直径选为30。 y3@m1>]09
f) 该段轴要安装轴承，考虑到轴肩要有2mm的圆角，则轴承选用30207型，即该段直径定为35mm。 w5<&b1:
g) 该段轴要安装齿轮，考虑到轴肩要有2mm的圆角，经标准化，定为40mm。 f1AO<>I;
h) 为了齿轮轴向定位可靠，定位轴肩高度应达5mm，所以该段直径选为46mm。 UX24*0`\~
i) 轴肩固定轴承，直径为42mm。 4OOI$J$Jh
j) 该段轴要安装轴承，直径定为35mm。 zD@RW<M
2） 各段长度的确定
y?'Z'
各段长度的确定从左到右分述如下： 0d/
f4
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。 AGhr(\j
b) 该段为轴环，宽度不小于7mm，定为11mm。 JuDadIrd{
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。 M#}k@
;L3
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。 h^v+d*R
N
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。 tS3!cO\
f) 该段由联轴器孔长决定为42mm G? +0#?'Y
s:xt 4<
T
s9go
4．按弯扭合成应力校核轴的强度 bQ`2ll*(
W=62748N.mm 6
m%/3>q
T=39400N.mm 1V A%xOURh
45钢的强度极限为 ，又由于轴受的载荷为脉动的，所以 。 L-`?=- 9`
8a;;MJ)
$C
t(M)
III轴 ra
F+Bt`
1．作用在齿轮上的力 th|'t}bWV
FH1=FH2=4494/2=2247N eI cIl2
Fv1=Fv2=1685/2=842.5N
=AP0{
F;E Lsg
2．初步确定轴的最小直径 >p29|TFbV
xzw2~(lo
\7WZFh%:
3．轴的结构设计 N)EJP ~0
1） 轴上零件的装配方案 Ssd7]G+n:
UYH&x:WEd
{# N,&?[
2） 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 /Py`a1
I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII $r1{N h
直径 60 70 75 87 79 70 xJ^ pqb
长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25 TOsHb+Uv
YR"IPyj
|! cM_&
Naz r4QU
+7Qj%x\
5．求轴上的载荷 @4wN-T+1
Mm=316767N.mm `08}y*E
T=925200N.mm B/K{sI
6. 弯扭校合 ,#.9 ^J
7#sb },J{
LIh71Vg/cc
YR.f`-<Z
e0g>.P@6
滚动轴承的选择及计算 -:Jn|=
I轴： ui&^ m,
1．求两轴承受到的径向载荷 n ==+NL
5、 轴承30206的校核 Es&'c1$^s
1） 径向力 U=N]XwjVK<
W;T (q~XK
d[&Ah~,
2） 派生力 i&Me7=~
， XBos ^Q
3） 轴向力 oN[# C>#(
由于 ， ~2}^
-,
所以轴向力为 ， GD<pqm`vVY
4） 当量载荷 pbNW
l/|4
由于 ， ， zf A"xD
所以 ， ， ， 。 S %(R9N|
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 W C3b_ia
|dqvv
5） 轴承寿命的校核 &\ Yd)#B/
fj[t m
0hX@ta[Up
II轴： .KxE>lJbqM
6、 轴承30307的校核 .G uZV'
1） 径向力 o[>p
&$. x1$%
Ffr6P
}I
2） 派生力 @v=A )L
， 7.(vog"I)
3） 轴向力 0u8(*?
由于 ， jAOD&@z1
所以轴向力为 ， {-,^3PI\
4） 当量载荷 OuU ]A[r
由于 ， ， FUKE.Uxd
所以 ， ， ， 。 Wg5i#6y8w
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 {#%;Hq P
p&(~c/0
5） 轴承寿命的校核 P8;f^3V(+/
ii]'XBSVd
+ywd(Tuzm
III轴： }S>:!9f
7、 轴承32214的校核 &Qq4xn+J
1） 径向力 * !x/ia9
b}jLI_R{
f>C|qDmT
2） 派生力 be5NasC
， 0Z>oiB r4
3） 轴向力 0 ;o v^]
由于 ， k C2_&L
所以轴向力为 ， N>_d { =P
4） 当量载荷 YK|Y^TU^
由于 ， ， &)|3OJ'o
所以 ， ， ， 。 &_y+hV {
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 7<c&)No;
@DYkWivLu
5） 轴承寿命的校核 /WI HG0D
\^% 5!
9=Rj9%
键连接的选择及校核计算 2F#R;B#2
_G5M Q% z
代号 直径 ld*RL:G
（mm） 工作长度
@OPyT
（mm） 工作高度 WS)u{
or
（mm） 转矩 s% ~p?_P
（N•m） 极限应力 @7 *Ag~MRb
（MPa） O[fgn;@|
高速轴 8×7×60（单头） 25 35 3.5 39.8 26.0 VClw!bm
12×8×80（单头） 40 68 4 39.8 7.32 $W;IW$
中间轴 12×8×70（单头） 40 58 4 191 41.2 $0K%H
低速轴 20×12×80（单头） 75 60 6 925.2 68.5 C&ivjFf
18×11×110（单头） 60 107 5.5 925.2 52.4 D?_#6i;DJ
由于键采用静联接，冲击轻微，所以许用挤压应力为 ，所以上述键皆安全。 |79!exVMBp
!S',V&Yb
连轴器的选择 q> q@ztt
由于弹性联轴器的诸多优点，所以考虑选用它。 md/Z[du:'
`'`T '+0
二、高速轴用联轴器的设计计算 jq&$YmWp
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 ， -j_J 1P0,
计算转矩为 VNbq]L(g
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） t9()?6H\
其主要参数如下： s:/.:e_PU
材料HT200 YA>du=6y\
公称转矩 0|:Ic ,
轴孔直径 ， b\w88=|
c# e_Fs
轴孔长 ， W+~ w
装配尺寸 =7mR#3yt
半联轴器厚 *<! W k\
（[1]P163表17-3）（GB4323-84） xW,(d5RtZ
VBssn]w
三、第二个联轴器的设计计算 pstQithS
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 ， r\"O8\
计算转矩为 O/\jkF
所以选用弹性柱销联轴器TL10（GB4323-84） Sn/~R|3XA7
其主要参数如下： (K+TqJw
材料HT200 p\8cl/~
公称转矩 %Ys>PzM
轴孔直径 [lA[w Cw
轴孔长 ， 6mBX{- Z[
装配尺寸 %f&(U/
半联轴器厚 bhSpSul
（[1]P163表17-3）（GB4323-84） <5(8 LMF
:u{0M&
c+G: bb%p
|7/B20
减速器附件的选择 @X/S
h:
通气器 Rhx7eU#&
由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M18×1.5 *ftJ (
油面指示器 }FMl4 _}u
选用游标尺M16 4T9hT~cT7
起吊装置 ZZE
采用箱盖吊耳、箱座吊耳 *4qsM, t
放油螺塞 uPV,-rm[F_
选用外六角油塞及垫片M16×1.5 ),\>'{~5&
VSZ 6;&2^
润滑与密封 VJCh5t*
一、齿轮的润滑 {zUc*9
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。 ["Q8`vV0WO
#fGb M!3p
二、滚动轴承的润滑 ^l^_ K)tw*
由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。 #G.3a]p}"
oJ8_hk<Va8
三、润滑油的选择 pLzsL>6h
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。 vEzzdDwi6
=b% J@}m`&
四、密封方法的选取 !icpfxOpjQ
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。 ]QT0sGl
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。 {|xwvTl J
轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。 X_'.@q<!CV
Sc6wC H
L''0`a. +S
q qzQKN
设计小结 a
LmVOL{
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。 i8B%|[ nm
2 J4|7UwJ
参考资料目录 rY!uc!
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jm-0]ugY&`
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