目 录 0OO[@Ht
(_ G >dP_
设计任务书……………………………………………………1 lie ,A
传动方案的拟定及说明………………………………………4 ^BA
I/WP
电动机的选择…………………………………………………4 o< @ ![P
计算传动装置的运动和动力参数……………………………5 4aArxJ
传动件的设计计算……………………………………………5 xt}.0dC!/%
轴的设计计算…………………………………………………8 _:[@zxT<x
滚动轴承的选择及计算………………………………………14 Jg$<2CR&
键联接的选择及校核计算……………………………………16 ].Yz
=:
连轴器的选择…………………………………………………16 u\ _yjv#
减速器附件的选择……………………………………………17 CHGa_
润滑与密封……………………………………………………18 &|x7T<,)
设计小结………………………………………………………18 1 ^|#QMT
参考资料目录…………………………………………………18 sSU|N;"Y
-J3~ j kf
机械设计课程设计任务书 ht>%O 7
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 4s 7
RB
一． 总体布置简图 m ""+ $
]E Kg) E
Y\9}LgIvr
u\Cf@}5 (
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 - VJx)g
3O,nNt;L {
二． 工作情况： wp@_4Iq1$
载荷平稳、单向旋转 Il
[ ~
x`g,>>&C
三． 原始数据 ulxlh8=
鼓轮的扭矩T（N•m）：850 JlYZ \
鼓轮的直径D（mm）：350 pl).U# 7`
运输带速度V（m/s）：0.7 ,NQ!d4 ~D
带速允许偏差（％）：5 HQ@ g6
使用年限（年）：5 (
unmf,y
工作制度（班/日）：2 ~Yk n|$_"I
l7g'z'G
四． 设计内容 a Vu!Qk=Z/
1. 电动机的选择与运动参数计算； :^ywc O
2. 斜齿轮传动设计计算 &%rM|
3. 轴的设计 0g[ %)C
4. 滚动轴承的选择 IW~wO
5. 键和连轴器的选择与校核； b*Y Wd3
6. 装配图、零件图的绘制 G:1d6[Q5{
7. 设计计算说明书的编写 y@!M<#SEzG
jRjeL'"G
五． 设计任务 e@vtJaSu
1． 减速器总装配图一张 & :l-;7d
2． 齿轮、轴零件图各一张 O2 >c|=#
3． 设计说明书一份 u{DE OhtI4
s $Vv
六． 设计进度 +51heuu[o
1、 第一阶段：总体计算和传动件参数计算 cTGd<
2、 第二阶段：轴与轴系零件的设计 d%|l)JF*5
3、 第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 b=r 3WkB6
4、 第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 p=:Vpg<!
:\|A.#
U
7(1`,Y
3SIq od;%
k7iko {5D
$6 Q^u r:
'yPKQ/y $x
bVzi^R"
传动方案的拟定及说明 I4"p ]>Y"
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。 Ysu\CZGX
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。 R` < ^ /h
:m<&Ff}
$Wj= V
电动机的选择 Uuy$F
1．电动机类型和结构的选择 YTa
g|If
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。 '{AB{)1
Z jmQ
2．电动机容量的选择 Ui G/Rn
1） 工作机所需功率Pw -g~+9/;n
Pw＝3.4kW ^i%S}V K
2） 电动机的输出功率 gbuh04#~
Pd＝Pw/η Wu{=Qjg Y
η＝ ＝0.904
;v.[aq
Pd＝3.76kW VVDN3
j"nOxs
3．电动机转速的选择 83c2y;|8
nd＝（i1’•i2’…in’）nw nmU1xv_
初选为同步转速为1000r/min的电动机 lBbb7*Ljt<
}R}+8
4．电动机型号的确定 % [$HX'Y
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。 LJ[zF~4#
_P.I+!w:x
yus3GqPI
计算传动装置的运动和动力参数 Zkd{EMW
传动装置的总传动比及其分配 F_*']: p
1．计算总传动比 [@Ac#
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： nW)+-Wxq
i＝nm/nw uHI(-!O
nw＝38.4 G[mqLI{q
i＝25.14 2Xl+}M.:Y
$Er=i }`
2．合理分配各级传动比 =#u4^%i)
由于减速箱是同轴式布置，所以i1＝i2。 !ekByD
因为i＝25.14，取i＝25，i1=i2=5 n>}Y@{<]/
速度偏差为0.5%<5%，所以可行。 * Y(59J2
各轴转速、输入功率、输入转矩 O w4 _0l&
项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮 FC1rwXL(
转速（r/min） 960 960 192 38.4 38.4 ]u5TvI,C
功率（kW） 4 3.96 3.84 3.72 3.57 Em(_W5
ND{
转矩（N•m） 39.8 39.4 191 925.2 888.4 <gwRE{6U
传动比 1 1 5 5 1 !Axe}RD'
效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97 W p)!G
i pn-HUrE@
传动件设计计算 `9r{z;UQ
1． 选精度等级、材料及齿数 U"7o;q
1） 材料及热处理； |Ml~Pmpp
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。
=c@hE'{
2） 精度等级选用7级精度； Q("m*eMRt
3） 试选小齿轮齿数z1＝20，大齿轮齿数z2＝100的； st) is4
4） 选取螺旋角。初选螺旋角β＝14° Z^V;B _
2．按齿面接触强度设计 n 0=]C%wr
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 ~5HT _B U=
按式（10—21）试算，即 IMWt!#vuY
dt≥ X)!XR/?
1） 确定公式内的各计算数值 ]00 s o`
（1） 试选Kt＝1.6 #1%@R<`
（2） 由图10－30选取区域系数ZH＝2.433 J ,Ki2'=
（3） 由表10－7选取尺宽系数φd＝1 -4x! #|]
（4） 由图10－26查得εα1＝0.75，εα2＝0.87，则εα＝εα1＋εα2＝1.62 M Z"V\6T]
（5） 由表10－6查得材料的弹性影响系数ZE＝189.8Mpa Yd3lL:M
（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； Bb=r?;zjO
（7） 由式10－13计算应力循环次数 MUl`0H"tR
N1＝60n1jLh＝60×192×1×（2×8×300×5）＝3.32×10e8 ''9]`B,:a0
N2＝N1/5＝6.64×107 0HWSdf| w
sc]# T)xG
（8） 由图10－19查得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.95；KHN2＝0.98 \) d p
（9） 计算接触疲劳许用应力 7SHllZ
取失效概率为1％，安全系数S＝1，由式（10－12）得 9CS" s_
[σH]1＝＝0.95×600MPa＝570MPa 0Y e/
[σH]2＝＝0.98×550MPa＝539MPa QT+kCN
[σH]＝[σH]1＋[σH]2/2＝554.5MPa ^P9mJ :
(n k g
2） 计算 ~S('\h)1
（1） 试算小齿轮分度圆直径d1t 0cG[<\qT
d1t≥ T)e2IXGN
= =67.85 <ci( 5M
X.#*+k3s0
（2） 计算圆周速度 zCJ"O9G<V
v= = =0.68m/s JAHg_!
sN1H{W
（3） 计算齿宽b及模数mnt 2@M pWj4
b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm Y A,. C4=s
mnt= = =3.39 M< Bo<,!ua
h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm ^!B]V>L-
b/h=67.85/7.63=8.89 3YLK?X8
h1q 3}-
（4） 计算纵向重合度εβ f1:>H.m`
εβ= =0.318×1×tan14 =1.59 oq vu8"
（5） 计算载荷系数K }m<+tn3m
已知载荷平稳，所以取KA=1 Z><+4
'
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， QyA^9@iVs
故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42 bDDP:INm.
由表10—13查得KFβ=1.36 P\dfxR;8%
由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数 GOxP{d?
K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05 6/cm TT $i
}N9PV/a
（6） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10—10a）得 o%Q9]=%!
d1= = mm=73.6mm U>kaQ54/
<&[`
+
（7） 计算模数mn nrE.0Ue1
mn = mm=3.74 7J3A]>qU
3．按齿根弯曲强度设计 2XyyU}.$
由式(10—17) rWWp P<
mn≥ Jhj ]`$J
1） 确定计算参数 IgJG,!>h
（1） 计算载荷系数 \GHj_r
K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96 n=b!c@f4
Pj q9BK9p
（2） 根据纵向重合度εβ=0.318φdz1tanβ=1.59，从图10－28查得螺旋角影响系数 Yβ＝0。88 @B0fRG y
<,O| fY%
（3） 计算当量齿数 gGNo!'o
z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 0>m$e(Z
z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47 BT(eU*m-
（4） 查取齿型系数 0<uL0FOT
由表10－5查得YFa1=2.724；Yfa2=2.172 A
PSkW9 H
（5） 查取应力校正系数 DPY+{5q2
由表10－5查得Ysa1=1.569；Ysa2=1.798 e lM<S3
6 [bQ'Ir^8
x%)oL:ue
（6） 计算[σF] !|9@f$Jv
σF1=500Mpa L7lpOy4k
σF2=380MPa lw8 t# _P
KFN1=0.95 0XljFQ
KFN2=0.98 y z3=#
[σF1]=339.29Mpa 7&etnQJ{
[σF2]=266MPa V,zFHXO
（7） 计算大、小齿轮的 并加以比较 , MqoX-+
= =0.0126 bfb9A+]3'
= =0.01468 "WY5Pzsi:
大齿轮的数值大。 V,Bol(wY
tHq a%
2） 设计计算 E}zGY2Xx
mn≥ =2.4 NHU5J SlB
mn=2.5 ?!"pzDg
j7Zv"Vq@
4．几何尺寸计算 BQ ,749^S
1） 计算中心距 uCt ?(E>
z1 =32.9，取z1=33 sOz
{spA
z2=165 q( EN] W],
a =255.07mm J10 /pS
a圆整后取255mm /^K-tz-R
0T@axQ[%
2） 按圆整后的中心距修正螺旋角 D
@wIbU
β=arcos =13 55’50” 6e|uA7i4
ME>Sh~C\
3） 计算大、小齿轮的分度圆直径 PXl%"O%d
d1 =85.00mm |BtFT
d2 =425mm %IIFLlD
LGtw4'yr
4） 计算齿轮宽度 u>] )q7s
b=φdd1 > B;YYj~f}
b=85mm ]#S<]v A
B1=90mm，B2=85mm
!Qsjn
:rk6Stn$z
5） 结构设计 E>|fbaN-%
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。 ]" O* &
5ld?N2<8/
轴的设计计算 6 %` h2Z
拟定输入轴齿轮为右旋 r_8;aPL
II轴： `Y!8,( 5#
1．初步确定轴的最小直径 =Y^K
d≥ ＝ =34.2mm \,m*CYs`
2．求作用在齿轮上的受力 O#!|2qN
Ft1= =899N Q"!GdKM
Fr1=Ft =337N G ` eU
Fa1=Fttanβ=223N； 6h)
&h1Yd
Ft2=4494N }YiFiGf,
Fr2=1685N 00>knCe6
Fa2=1115N JS?% zj&@
0XC3O 8q
3．轴的结构设计 'aeuL1mz
1） 拟定轴上零件的装配方案 F *U.cJ%
Ew;AYZX
i. I-II段轴用于安装轴承30307，故取直径为35mm。 svt3gkR0
ii. II-III段轴肩用于固定轴承，查手册得到直径为44mm。 }0/l48G
iii. III-IV段为小齿轮，外径90mm。 ))X"bFP!3
iv. IV-V段分隔两齿轮，直径为55mm。 39 pA:3iTd
v. V-VI段安装大齿轮，直径为40mm。 EIpz-"S
vi. VI-VIII段安装套筒和轴承，直径为35mm。
1=X1<@*
H4wDF:n0H
2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 ;eW)&qzK
1. I-II段轴承宽度为22.75mm，所以长度为22.75mm。 t,A=B(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。 4 B[uF/[
3. III-IV段为小齿轮，长度就等于小齿轮宽度90mm。 gL@]p
4. IV-V段用于隔开两个齿轮，长度为120mm。 k5}Qx'/l
5. V-VI段用于安装大齿轮，长度略小于齿轮的宽度，为83mm。 y\9#"=+
6. VI-VIII长度为44mm。 d&ff1(j(
pI _:3D
xe
?oV|.LM:W
5]kv1nQ
4． 求轴上的载荷 n b*`GE
66 207.5 63.5 4,=;:#n,J
1bDXv, nD
VTX6_&Hc1g
*k?y+}E_f
v@fy*T\3
|v#rSVx
ra@CouR^c{
@ L 6)RF
j]mnH`#BL
oykb8~u}}
jnM}N:v
SC 3_S.
^ME'D
L{XW2 c$h
+KTHZpp!c2
Zv8GrkK
P*ZMbAf.
Fr1=1418.5N Z(LTHAbBk|
Fr2=603.5N mM{cH=
查得轴承30307的Y值为1.6 ?O]RQXsZ2
Fd1=443N $:A80(#+
Fd2=189N R$Qhu xT|
因为两个齿轮旋向都是左旋。 \W\*'C8q\
故：Fa1=638N 3 m &
Fa2=189N #\K"FE0PGz
N&$ ,uhmO
5．精确校核轴的疲劳强度 +A$>F@ u
1） 判断危险截面 8WKY 4nkj
由于截面IV处受的载荷较大，直径较小，所以判断为危险截面 bFH`wL W
5x,/p
2） 截面IV右侧的 gr@Ril^
50T^V`6
截面上的转切应力为 `9T5Dem|#
/wP2Wnq$
由于轴选用40cr，调质处理，所以 & Yx12B\
， ， 。 8 0o'=E}"
（[2]P355表15-1） [1z.JfC :S
a) 综合系数的计算 wAL}c(EHO
由 ， 经直线插入，知道因轴肩而形成的理论应力集中为 ， ， H_aG\
（[2]P38附表3-2经直线插入） h7o.RRh K
轴的材料敏感系数为 ， ， U: )Gc
（[2]P37附图3-1） bUYjmb2g)
故有效应力集中系数为 vWa\8y f
)ac!@slb^7
M23r/eg]
查得尺寸系数为 ，扭转尺寸系数为 ， J` { o`>
（[2]P37附图3-2）（[2]P39附图3-3） qmvQd8|XR
轴采用磨削加工，表面质量系数为 ， >Ml5QO$*.q
（[2]P40附图3-4） M0 KU}h
轴表面未经强化处理，即 ，则综合系数值为 @*|T(068&
q)AX*T+
+B&+FGfNU
b) 碳钢系数的确定 Oi-%6&}J
碳钢的特性系数取为 ， d t "&
c) 安全系数的计算 } .<(L
轴的疲劳安全系数为 M9Nr/jE
$3%+N|L
de TD|R
3iL\<^d*ht
故轴的选用安全。 6}|h
lXzm )
I轴： lWT`y
1．作用在齿轮上的力 wTG(U3{3K
FH1=FH2=337/2=168.5 Wu8^Z Z{
Fv1=Fv2=889/2=444.5 2Vw2r@S/
Z a S29 }
2．初步确定轴的最小直径 a (ml#-M
TNK1E
?zbW z=nq
3．轴的结构设计 o/n4M]G
1） 确定轴上零件的装配方案 t`>Z#=cl\
:fq4oHA#
Zs ,6}m\
2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 9jM7z/Ff
d) 由于联轴器一端连接电动机，另一端连接输入轴，所以该段直径尺寸受到电动机外伸轴直径尺寸的限制，选为25mm。 6E9/ z
e) 考虑到联轴器的轴向定位可靠，定位轴肩高度应达2.5mm，所以该段直径选为30。 8B5WbS fL^
f) 该段轴要安装轴承，考虑到轴肩要有2mm的圆角，则轴承选用30207型，即该段直径定为35mm。 KD H<T4#x
g) 该段轴要安装齿轮，考虑到轴肩要有2mm的圆角，经标准化，定为40mm。 vbZ!NO!H
h) 为了齿轮轴向定位可靠，定位轴肩高度应达5mm，所以该段直径选为46mm。 1X9s\JKQ
i) 轴肩固定轴承，直径为42mm。 hhFO,
j) 该段轴要安装轴承，直径定为35mm。 l"jYY3N|h
2） 各段长度的确定 HPJ HA ,
各段长度的确定从左到右分述如下： mZjpPlJ
a) 该段轴安装轴承和挡油盘，轴承宽18.25mm，该段长度定为18.25mm。 Zj1bG{G=i
b) 该段为轴环，宽度不小于7mm，定为11mm。 =2ED
w_5E
c) 该段安装齿轮，要求长度要比轮毂短2mm，齿轮宽为90mm，定为88mm。 (oG.A
d) 该段综合考虑齿轮与箱体内壁的距离取13.5mm、轴承与箱体内壁距离取4mm（采用油润滑），轴承宽18.25mm，定为41.25mm。 bX` Gv +
e) 该段综合考虑箱体突缘厚度、调整垫片厚度、端盖厚度及联轴器安装尺寸，定为57mm。 ='m%Iq7X
f) 该段由联轴器孔长决定为42mm e0otr_)3F
4"\cA:9a
"Wr[DqFd
4．按弯扭合成应力校核轴的强度 ItZYOt|Hn
W=62748N.mm G#^0Bh&
T=39400N.mm 2A:h&t/|C
45钢的强度极限为 ，又由于轴受的载荷为脉动的，所以 。 `u PLyS.
Dg{d^>T!_x
a6 0rJ#GD
III轴
*
1xs/$`
1．作用在齿轮上的力 bS954d/
FH1=FH2=4494/2=2247N dM P'Vnfj
Fv1=Fv2=1685/2=842.5N A^A)arJS
%~gI+0HK
2．初步确定轴的最小直径 L[,19 ; (
cC NRv$IO\
D|Wlq~IpQ
3．轴的结构设计 zNdkwj p+
1） 轴上零件的装配方案 ~id:Rh>o
;ko6igx)+
oD1k7Gq1
2） 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 $(]nl%<Q
I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII <JU3sXl
直径 60 70 75 87 79 70 o)^ W z
长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25 :."oWqb)
Q~VM.G
2Q5 @ 2jT
6N5(DD
P)J-'2{
5．求轴上的载荷 Y0A(- "
Mm=316767N.mm \IImxk E
T=925200N.mm Y :t?W
6. 弯扭校合 y$SUYG'v
5g/, VM e
pt,L
^2+ Vt=*
6$'*MpYF4
滚动轴承的选择及计算 |?8nO.C~V
I轴： g$?^bu dxv
1．求两轴承受到的径向载荷 tqCkqmyC
5、 轴承30206的校核 6=;(~k&x9:
1） 径向力 E G\;l9T
4gsQ:3
t"q'"FX
2） 派生力 f:<BUq a
， a%`%("g!
3） 轴向力 'xGhMg R;
由于 ， M(LIF^'U:m
所以轴向力为 ， R_KD Y
4） 当量载荷 t'@mUX:-A
由于 ， ， tHZ"o!(S
所以 ， ， ， 。 k:R\;l5
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 k4{|Xn
D5snaGss9a
5） 轴承寿命的校核 _#6Q f
3mo4;F,h9
-bzlp7q*
II轴： ~ ILv*v@m
6、 轴承30307的校核 xd ^Pkf
1） 径向力 e&d$kUJrq
to < /
+KIz#uqF8Z
2） 派生力 #?>)5C\Hqy
， dB0#EJaE
3） 轴向力 %\HPYnIe
由于 ， ^Z?m)qxvB
所以轴向力为 ， d$3md<lIB
4） 当量载荷 m{ !$_z8:
由于 ， ， $sda'L5^p
所以 ， ， ， 。 TZt ;-t`
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 T :X*
;'8P/a$
5） 轴承寿命的校核 phjM(lmCo
PR:B6 F8
hQm=9gS
III轴： `v``}8tm
7、 轴承32214的校核 `y.4FA4"8
1） 径向力 ?%hd3zc+f
WF~BCP$OR
B?=R= p
2） 派生力 !~~KM?g
， K {v^Y,B
3） 轴向力 t8EI"|
由于 ， jeRE(3'Q
所以轴向力为 ， N{HAWB{
4） 当量载荷 t,|A pl]
由于 ， ， K}re{y
所以 ， ， ， 。 .eD&UQ
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 '`k7l7I[@
v.Bwg 7R3
5） 轴承寿命的校核 "gM!/<~
JP<j4/
]?@ [Ny=0
键连接的选择及校核计算 ="& GU%$
!<:Cd(bM
代号 直径 RxYENG]/6
（mm） 工作长度 IeYNTk &<
（mm） 工作高度 Twa(RjB<
（mm） 转矩 %u66H2
（N•m） 极限应力 k4LrUd
（MPa） q& -mbWBj
高速轴 8×7×60（单头） 25 35 3.5 39.8 26.0 <PDCM8
12×8×80（单头） 40 68 4 39.8 7.32 pJ/]\>#5
中间轴 12×8×70（单头） 40 58 4 191 41.2 ,W)DQwAg
低速轴 20×12×80（单头） 75 60 6 925.2 68.5 ~F'6k&A^q
18×11×110（单头） 60 107 5.5 925.2 52.4 $5 mGYF]
由于键采用静联接，冲击轻微，所以许用挤压应力为 ，所以上述键皆安全。 SED52$zA
XYWyxx5`
连轴器的选择 lOVcXAe}
由于弹性联轴器的诸多优点，所以考虑选用它。 qSr]d`7@
:k1?I'q%
二、高速轴用联轴器的设计计算 q x)\{By
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 ， / e>%yq<9B
计算转矩为 7wx=#
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） lu"0\}7X
其主要参数如下： :VlA2Ih&q
材料HT200 u>l t} 0
公称转矩 yHw @Z
轴孔直径 ， v3 Vve:}+
EO)J MV?6
轴孔长 ， <jV,VKL#
装配尺寸 Gb `)d
半联轴器厚 M@{?#MkS%
（[1]P163表17-3）（GB4323-84） 1(BLdP3&
>JE+j =
三、第二个联轴器的设计计算 GbQi3%
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"AR3b@,$?
计算转矩为 qK.(w Fx
所以选用弹性柱销联轴器TL10（GB4323-84） g8MW6Y
其主要参数如下： '/8/M{`s
材料HT200 b&[".ibN1
公称转矩 #E!^oZm<Z
轴孔直径 +S4>}2N33
轴孔长 ， NuR7pjNMZ
装配尺寸 ~
q-Z-MA
半联轴器厚 x>EL|Q=?
（[1]P163表17-3）（GB4323-84） -8 qCCV&1i
jI\@<6O
7zw0 g~+
LhLAQ2~
减速器附件的选择 gvT}UNqL
通气器 ]`$yY5 &W0
由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M18×1.5 h-ii-c?R@0
油面指示器 T)I)r239h
选用游标尺M16 AA=Ob$2$
起吊装置 A3/[9}(U
采用箱盖吊耳、箱座吊耳 I^k&v V
放油螺塞 c@[Trk m
选用外六角油塞及垫片M16×1.5 <h:xZ tz
o^2MfFS
润滑与密封 (o|bst][S
一、齿轮的润滑 0V<kpC,4
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。 N[W#wYbH
!rRBy3&
二、滚动轴承的润滑 -b^dK)wR~
由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。 ly`
A,dh
iG54 +]
三、润滑油的选择 "G@K(bnHn
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。 c0Ih$z
Uwkxc
四、密封方法的选取 a 4ViVy
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。 ,7@\e &/&
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。 " YI,
轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。 q3#[6!
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设计小结 6Pl|FI JF
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。 3&})gU&a
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参考资料目录 2om:S+3)2
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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； ppz3"5
[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； kfnh1|D=aY
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[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； \#%GVru!
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