目 录 b7+(g [O
GB Vqc!d
设计任务书……………………………………………………1 %p7onwKq0
传动方案的拟定及说明………………………………………4 }s"] .Xm^2
电动机的选择…………………………………………………4 89KFZ[.}]
计算传动装置的运动和动力参数……………………………5 v e"tbNL
传动件的设计计算……………………………………………5 XL44pE
m
轴的设计计算…………………………………………………8 n@H;*nI|
滚动轴承的选择及计算………………………………………14 EqBTN07dZS
键联接的选择及校核计算……………………………………16 W@z xGH$z>
连轴器的选择…………………………………………………16 ~Hd * Xl
减速器附件的选择……………………………………………17 Jw;G_dQ[
润滑与密封……………………………………………………18 .i )n1
设计小结………………………………………………………18 +2p}KpOsL
参考资料目录…………………………………………………18 iZ/iMDfC
[5!{>L`
机械设计课程设计任务书 a6A~,68/V
题目：设计一用于带式运输机传动装置中的同轴式二级圆柱齿轮减速器 M @G\b^ "
一． 总体布置简图 '
Qlj"U
/V2y LHm
mBB"e"o
n'j}u
1—电动机；2—联轴器；3—齿轮减速器；4—带式运输机；5—鼓轮；6—联轴器 Xwu&K8q21
Z;tWV%F5
二． 工作情况： Z<=L
载荷平稳、单向旋转 ttB>PTg#
MLi aCG;
三． 原始数据 p1.3)=T
鼓轮的扭矩T（N•m）：850 )p#L "r^)
鼓轮的直径D（mm）：350 9GT}_
^fb
运输带速度V（m/s）：0.7 e\-, e+
带速允许偏差（％）：5 W wr
使用年限（年）：5 B>I :KGkV
工作制度（班/日）：2 u|\?6fz
G pO*As_2
四． 设计内容 *5XOYb?'v.
1. 电动机的选择与运动参数计算； *c%{b3T_
2. 斜齿轮传动设计计算 _KT'W!7
3. 轴的设计 sV 0NDM0
4. 滚动轴承的选择 e_l|32#/
5. 键和连轴器的选择与校核； Chad}zU`
6. 装配图、零件图的绘制 dK8dC1@,X;
7. 设计计算说明书的编写 }}rp/16
~> _UTI
五． 设计任务 zK_P3r LsS
1． 减速器总装配图一张 p y%~Qz%
2． 齿轮、轴零件图各一张 5yj# 9H
3． 设计说明书一份 " j_cI-@6
1D!MXYgm1b
六． 设计进度 WWOt>C~zV
1、 第一阶段：总体计算和传动件参数计算 i6P$>8jBQ-
2、 第二阶段：轴与轴系零件的设计 &v;o }Q}E{
3、 第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 ^wwS`vPb
4、 第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 DvLwX1(l
sX}#L
Wi,)a{
O.\\)8xA
<R~;|&o,$
yc`3)
fz8 41 <Y
x&+&)d
传动方案的拟定及说明 v046
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|%W,b-
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。 .LnknjC
xpu 2RE
8GjETq%}
电动机的选择 <9:~u]ixt
1．电动机类型和结构的选择 \~Ml<3Zd:
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。 3^$=XrD
@o#Yq
n3Y
2．电动机容量的选择 L.JL4;U P
1） 工作机所需功率Pw @[f$MRp\
Pw＝3.4kW C?W}/r[
2） 电动机的输出功率 gNDMJ^`
Pd＝Pw/η E`C !q
X>
η＝ ＝0.904 z[O*f#t
Pd＝3.76kW Mc(|+S@w'
~v:IgS
3．电动机转速的选择 ""_G4{
nd＝（i1’•i2’…in’）nw @6aJh< c
初选为同步转速为1000r/min的电动机 (#)XRm{t
d%nX;w,
4．电动机型号的确定 CBpwtI >p
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。 ,q7FK z{
SkCux
&RI;!qn6(
计算传动装置的运动和动力参数 :qAX9T'{t
传动装置的总传动比及其分配 c^puz2
1．计算总传动比 J6>tGKa+e
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： ~Je40vO[
i＝nm/nw x%[NK[ ^&
nw＝38.4 ?Pf#~U_
i＝25.14 S;D]y m
XJy.xI>;
2．合理分配各级传动比 ?2\oi *$
由于减速箱是同轴式布置，所以i1＝i2。 5~im.XfiVx
因为i＝25.14，取i＝25，i1=i2=5 gSj0+|
速度偏差为0.5%<5%，所以可行。 &@BAVc z
各轴转速、输入功率、输入转矩 EwuRIe;D
项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮
yl S6D
转速（r/min） 960 960 192 38.4 38.4 Q"c/]Sk)
功率（kW） 4 3.96 3.84 3.72 3.57 ]:']
转矩（N•m） 39.8 39.4 191 925.2 888.4 x
ju*zmu
传动比 1 1 5 5 1 L<B)BEE.
效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97 z}Us+>z+jc
g N7 3)uJ0
传动件设计计算 %W=BdGr[8z
1． 选精度等级、材料及齿数 ] l +<-
1） 材料及热处理； #sg
dMrVQ
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 g7
2） 精度等级选用7级精度； H8HVmfM
3） 试选小齿轮齿数z1＝20，大齿轮齿数z2＝100的； HD2C^V2@M
4） 选取螺旋角。初选螺旋角β＝14° `_i| \}tl
2．按齿面接触强度设计 @3=q9f tm
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 Dsc0 ;7~6
按式（10—21）试算，即 rwio>4=
dt≥ 1w7XM0SHcn
1） 确定公式内的各计算数值 ~Lg ;7i1L
（1） 试选Kt＝1.6 B*Om\I
（2） 由图10－30选取区域系数ZH＝2.433 ".N{v1
（3） 由表10－7选取尺宽系数φd＝1 YK$[)x\S
（4） 由图10－26查得εα1＝0.75，εα2＝0.87，则εα＝εα1＋εα2＝1.62 v&d 'AB eT
（5） 由表10－6查得材料的弹性影响系数ZE＝189.8Mpa R?/xH=u>
（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； h| `R[
（7） 由式10－13计算应力循环次数 [u^ fy<jdp
N1＝60n1jLh＝60×192×1×（2×8×300×5）＝3.32×10e8 #b:YY^{g_
N2＝N1/5＝6.64×107 =n_z `I
_5(1T%K)
（8） 由图10－19查得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.95；KHN2＝0.98 P/^@t+KC
（9） 计算接触疲劳许用应力 x >tm[k
取失效概率为1％，安全系数S＝1，由式（10－12）得 VlSM/y5
[σH]1＝＝0.95×600MPa＝570MPa |!7leL
[σH]2＝＝0.98×550MPa＝539MPa `- R&4%t%
[σH]＝[σH]1＋[σH]2/2＝554.5MPa %|^,Q -i,
v^F00@2I
2） 计算 b!Nr
（1） 试算小齿轮分度圆直径d1t 7/k7V)
d1t≥ oSf`F1;)HQ
= =67.85 gyV`]u q G
a#[gNT~[
（2） 计算圆周速度 @g+v2(f2v
v= = =0.68m/s 6 A|XB3
L+T7Ge
q
（3） 计算齿宽b及模数mnt i gjn9p&_
b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm
?*r%*CL
mnt= = =3.39 K : +q9;g
h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm *:"60fkoU
b/h=67.85/7.63=8.89 yJO Jw o^
Kng=v~)N'
（4） 计算纵向重合度εβ @ ,;h!vB*=
εβ= =0.318×1×tan14 =1.59 m\/) m]wR
（5） 计算载荷系数K Z]bG "K3l
已知载荷平稳，所以取KA=1 "UhE'\()
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， + ZiYl[_|
故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42
So e2Gq
由表10—13查得KFβ=1.36 v6Y[_1
由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数 X eY[;}9
K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05 wgolgof
<Kr`R+Q$DN
（6） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10—10a）得 G %\/[
B
d1= = mm=73.6mm B]}gfVO
E_[a|N"D
（7） 计算模数mn /-m )
mn = mm=3.74 M"{*))O\-c
3．按齿根弯曲强度设计 @JLN3
由式(10—17) Tz.okCo]z
mn≥ #f_'&m
1） 确定计算参数 "oFi+']*
（1） 计算载荷系数 s|c}9/Xe)
K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96 =2DK?]K;
+Zr~mwM=x
（2） 根据纵向重合度εβ=0.318φdz1tanβ=1.59，从图10－28查得螺旋角影响系数 Yβ＝0。88 w9RBT(u
aaN/HE_
（3） 计算当量齿数 =3SJl 1w1
z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 PNo:vRtsq
z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47 R+ e)TR7+
（4） 查取齿型系数 G|-RscPe
由表10－5查得YFa1=2.724；Yfa2=2.172 c9Cc%EK
（5） 查取应力校正系数 *)I^+zN
由表10－5查得Ysa1=1.569；Ysa2=1.798 ].aFdy
:sLg$OF
m- ;8O /
（6） 计算[σF] ,O-_P v
σF1=500Mpa >hq{:m
σF2=380MPa q@XJ,e1A
KFN1=0.95 ^-mW k?>
KFN2=0.98 LikCIO
[σF1]=339.29Mpa _y>drvg
[σF2]=266MPa F$1{w"&
（7） 计算大、小齿轮的 并加以比较 !TY0;is
= =0.0126 5!$sQ@#}D
= =0.01468 8 9{ ;R
大齿轮的数值大。 u;1[_ ~
vfx{ :3fO
2） 设计计算 i[FYR;C
mn≥ =2.4 GE =S.P;
mn=2.5 "cly99t
i;]# @n|
4．几何尺寸计算 !v 9`oL26
1） 计算中心距 n
c~JAT# '
z1 =32.9，取z1=33 J.U%W}Hx
z2=165 g+QIhur
a =255.07mm -a~n_ Z>_
a圆整后取255mm (e!Y u#-
Knb( MI6
2） 按圆整后的中心距修正螺旋角 fZsw+PSy
β=arcos =13 55’50” kjdIk9 Y
Fn4yx~ 0
3） 计算大、小齿轮的分度圆直径 T3"'`Sd9;
d1 =85.00mm 45< gO1
d2 =425mm C\ Yf]J
sM UpkU-
4） 计算齿轮宽度 L ed{#+
b=φdd1 /?XI,#j3kM
b=85mm 8 *{jxN'M
B1=90mm，B2=85mm N `fFYO
u(f;4`
5） 结构设计 QXL .4r%
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。 P 0hr=/h4
n4 N6]W\5
轴的设计计算 ]>k8v6*=
拟定输入轴齿轮为右旋 Q!=`|X|:
II轴： bT
T>
1．初步确定轴的最小直径 Xppb|$qp4H
d≥ ＝ =34.2mm ev+H{5W8
2．求作用在齿轮上的受力 v JVh%l+
Ft1= =899N 3b_/QT5!
Fr1=Ft =337N =OPX9oG
Fa1=Fttanβ=223N； ^ *B@=
Ft2=4494N ,2^A<IwR
Fr2=1685N %0}}Qt
Fa2=1115N <u0 }&/
k&f/f
3．轴的结构设计 [cznhIvyO
1） 拟定轴上零件的装配方案 \b!E"I_^
l.Ev]G/5
i. I-II段轴用于安装轴承30307，故取直径为35mm。 :~srl )|)
ii. II-III段轴肩用于固定轴承，查手册得到直径为44mm。 whP5 u/857
iii. III-IV段为小齿轮，外径90mm。 /4;A.r`;
iv. IV-V段分隔两齿轮，直径为55mm。 .;ofRx<
v. V-VI段安装大齿轮，直径为40mm。 2g?q4e ,
vi. VI-VIII段安装套筒和轴承，直径为35mm。 v.>K
)%`#
;
2V$ `k
2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 i^A=nsD`
1. I-II段轴承宽度为22.75mm，所以长度为22.75mm。 '!?t+L%gO
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。 5=<KA
3. III-IV段为小齿轮，长度就等于小齿轮宽度90mm。 V,'_BUl+x
4. IV-V段用于隔开两个齿轮，长度为120mm。 }oSgx
5. V-VI段用于安装大齿轮，长度略小于齿轮的宽度，为83mm。 g&EK^q
6. VI-VIII长度为44mm。 @)[8m8paV
Q{'4,J-w
~%M*@ fm
(aSuxl.Dq
4． 求轴上的载荷 &N6[*7
66 207.5 63.5 Dr=$ }Y
m}oR*<.
_FcTY5."S
(3! 6nQj-t
|_7k*:#q:
,RY;dX-#
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JZ5 ";*,
.oTS7rYw
P ?n4B \!
~jHuJ` ]DF
&y nAB)
$_TS]~y4}
`#8k Jt
IhZn
nHq4 f&(H
BOcD?rrZ0
Fr1=1418.5N %l a1-r~
Fr2=603.5N r@v t.t0#
查得轴承30307的Y值为1.6 K\8zhY
Fd1=443N yqL" YD
Fd2=189N T{m) = (q
因为两个齿轮旋向都是左旋。 %eIaH!x:
故：Fa1=638N TBO g.y]
Fa2=189N = _ N[mR^
BKb#\(95*
5．精确校核轴的疲劳强度 N! wuBRWR
1） 判断危险截面 B9$f y).Gp
由于截面IV处受的载荷较大，直径较小，所以判断为危险截面 zF>;7'\x
#>,E"-]f
2） 截面IV右侧的 hAc| a9 o
U] GD6q
截面上的转切应力为 Jp}\@T.
? nbu`K6T
由于轴选用40cr，调质处理，所以 5G(dvM-n
， ， 。 )1Y?S;
（[2]P355表15-1） h!|U j
a) 综合系数的计算 ;fW~Gb?"
由 ， 经直线插入，知道因轴肩而形成的理论应力集中为 ， ， {7]maOg>7J
（[2]P38附表3-2经直线插入） ;s3\Z^h4kd
轴的材料敏感系数为 ， ， hwL`9.w
（[2]P37附图3-1） |W=-/~X
故有效应力集中系数为 \O;/wf0Hg
`sso Wn4
/d:hW4}<}.
查得尺寸系数为 ，扭转尺寸系数为 ， c(2?./\|
（[2]P37附图3-2）（[2]P39附图3-3） #Ktk[ "6
轴采用磨削加工，表面质量系数为 ， }+pwSjsno
（[2]P40附图3-4） 5XB]p|YU~s
轴表面未经强化处理，即 ，则综合系数值为 >JsVIfAF
MusUgBQy
A s}L=2
b) 碳钢系数的确定 <; ?1#ok
碳钢的特性系数取为 ， tD}-&"REP
c) 安全系数的计算 DC1.f(cdR
轴的疲劳安全系数为 esBv,b?*
S5ai@Ks f
0,0 Z!-Y
T|D^kL%m!
故轴的选用安全。 JA9NTu (
Kb {&a
I轴： jn ztCNaX
1．作用在齿轮上的力 ,]: < l
FH1=FH2=337/2=168.5 32SkxcfrCK
Fv1=Fv2=889/2=444.5 ^p9V5o
g}R Cjl4
2．初步确定轴的最小直径 T$R#d&t
'kC#GTZi
\z FC ph4
3．轴的结构设计 |gu@b~8
1） 确定轴上零件的装配方案 ZX`x9/0&
MD<x{7O12>
3%GsTq 2o
2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 -.M J3
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。 HK<S|6B7V
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。 0uW)&>W
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。 V?"U)Y@Y
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。 WoGnJ0N q
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。 $ ~%Y}Xt*
i) 轴肩固定轴承，直径为42mm。 G<<; a
j) 该段轴要安装轴承，直径定为35mm。 "9aFA(H6w
2） 各段长度的确定 #rGCv~0*l
各段长度的确定从左到右分述如下：
8J$1N*J|
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。 tKLeq(
b) 该段为轴环，宽度不小于7mm，定为11mm。 aZ\Z7(
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。 %5KK#w "
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。 Yu_
eCq5/
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。 cQ Thpgh a
f) 该段由联轴器孔长决定为42mm dJnKa]X
RfD#/G3|
$^ ^M&[b-
4．按弯扭合成应力校核轴的强度 ~Y*.cGA
W=62748N.mm 047PlS
T=39400N.mm M!!vr8}
45钢的强度极限为 ，又由于轴受的载荷为脉动的，所以 。 }wv R s5;o
^b|? ?9&
W=293mME
III轴 h>[ qXz
1．作用在齿轮上的力 M.MQ?`_" b
FH1=FH2=4494/2=2247N 4]0:zS *O
Fv1=Fv2=1685/2=842.5N n Xb_\ 9E
w ~crj$ UM
2．初步确定轴的最小直径 $E^sA|KcT
c1+z(NQ3
U"Bge\6x=
3．轴的结构设计 y&8`NS#_p?
1） 轴上零件的装配方案 iWr
# H
noa+h<vGb
V?x&\< ;,
2） 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 C\BKdx5;
I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII 4h--x~ @
直径 60 70 75 87 79 70 md18q:AG)
长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25 &F uk+Cu{
I/A%3i=H
^z, B}Nz
LCA+y1LP-_
/`aPV"$M
5．求轴上的载荷 r^rk@W;[
Mm=316767N.mm pG)dF@
T=925200N.mm k$J!, !q
6. 弯扭校合 tq'hiS(b
z4( \yx
Wrp+B[ {r\
M3]eqxLC
1)ij*L8k
滚动轴承的选择及计算 \vV]fX
I轴： 9yTkZ`M28
1．求两轴承受到的径向载荷 4s_5>r4
5、 轴承30206的校核 &K[~Ab_
1） 径向力 ;WYz U`<g
;ud"1wH
09Eg ti.
2） 派生力 8 11QpYA
， 2MYez>D
3） 轴向力 y ,`0f|
由于 ， ks%;_~b
所以轴向力为 ， $;=?[Cn
4） 当量载荷 xmC5uT6L3M
由于 ， ， w7pX]<?R"
所以 ， ， ， 。 j)iUg03>/4
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 a#CjGj)
zn^ G V
5） 轴承寿命的校核 u =~`5vA
){,M v:#+T
Y@MxKK uj
II轴： ?-`&YfF
6、 轴承30307的校核 A8S9HXL
1） 径向力 i7 YUyU
u:W/6QS
"66#F
2） 派生力 c`lL&*]
， s)-bOZi
3） 轴向力 $1zWQJd[-
由于 ， *u,&?fCl
所以轴向力为 ， ?GLCd7TP
4） 当量载荷 KZ AF9
由于 ， ， >nvK{6xR:
所以 ， ， ， 。 v AeVQ~
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 unz~vG1T n
, v=pp;
5） 轴承寿命的校核 M5_ t#[ [
,->5 sJ{U
w&VDe( :~
III轴： /f+BeQ3#/
7、 轴承32214的校核 q%v el.L]%
1） 径向力 [ fvjvN`
#RSUChe7w
seP h%Sa_
2） 派生力 akCCpnX_d
， gCVOm-*:
3） 轴向力 4_'B oU4
由于 ， ICe;p
V
所以轴向力为 ， i;|I; 5tC
4） 当量载荷 q3K}2g
由于 ， ， }m Ub1b
所以 ， ， ， 。 ,TB$D]u8
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 -'*<;]P+.
.XkVdaX
5） 轴承寿命的校核 m$pRA0s2`
*1_Ef).
TK~ KM
键连接的选择及校核计算 d(b~s2\i
em- <V5fb
代号 直径 :LdPqFXj
（mm） 工作长度 S>j. i
（mm） 工作高度 ,]n~j-X
（mm） 转矩 pNmWBp|ER
（N•m） 极限应力 `YMd0*
（MPa） uNw9g<g:V[
高速轴 8×7×60（单头） 25 35 3.5 39.8 26.0 $
O[Y
12×8×80（单头） 40 68 4 39.8 7.32 IAe/)
中间轴 12×8×70（单头） 40 58 4 191 41.2 =1
S%E
低速轴 20×12×80（单头） 75 60 6 925.2 68.5 91q
18×11×110（单头） 60 107 5.5 925.2 52.4 PqF&[M<)
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。 8`]yp7 ueS
vr2PCG[ ~
连轴器的选择 %p&y/^=0I
由于弹性联轴器的诸多优点，所以考虑选用它。 \W=
qqE]
"{t]~urLd
二、高速轴用联轴器的设计计算 L$kB(Brw
由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为 ， Ve)BF1YG
计算转矩为 *8)va
所以考虑选用弹性柱销联轴器TL4（GB4323-84），但由于联轴器一端与电动机相连，其孔径受电动机外伸轴径限制，所以选用TL5（GB4323-84） o?a 3hD
其主要参数如下： 5nsoWqnE8
材料HT200 b&LAk -}[
公称转矩 L2~'Z'q
轴孔直径 ， Un
T\6u
=1,1}OucP
轴孔长 ， B_b5&M@
装配尺寸 %* Uc,V
半联轴器厚 {0-rnSjC
（[1]P163表17-3）（GB4323-84） m&'!^{av
1Ax;|.KQH
三、第二个联轴器的设计计算 GC fVH?Vx
由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为 ， wQ@:0GJH
计算转矩为 8~TKiR5
所以选用弹性柱销联轴器TL10（GB4323-84） |')PQ
其主要参数如下： M:iH7K
材料HT200 X:g#& e_
公称转矩 zZ<*
轴孔直径 (hQi {
轴孔长 ， 4udj"-V
装配尺寸 uhp.Yv@c
半联轴器厚 N>] J$[j
（[1]P163表17-3）（GB4323-84） 8?YeaMIBB
BfVh\ lkH
:g^
mg-8
BHZhdm@),
减速器附件的选择 +"=ydF.9
通气器 S9r+Nsn
由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M18×1.5 w&Gc#- B
油面指示器 Ek6 g?rj_
选用游标尺M16 ]yZ% wU9!
起吊装置 \[^!
ys
采用箱盖吊耳、箱座吊耳 g-"G Zi
放油螺塞 .uxM&|0H
选用外六角油塞及垫片M16×1.5 ['sNk[-C
gw[Eu >I
润滑与密封 > TBXT+
一、齿轮的润滑 oM
Z94 , 3
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。 Pw thYy
ftl?x'P%
二、滚动轴承的润滑 yO!M$aOn/
由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。 %d(= >
:2,NKdD
三、润滑油的选择 ;B[(~LCyT
齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于小型设备，选用L-AN15润滑油。 . Y^cs+-o
CS(2bj^6 D
四、密封方法的选取 hh*('n>[
选用凸缘式端盖易于调整，采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。 jC{KI!kPt
密封圈型号按所装配轴的直径确定为（F）B25-42-7-ACM，（F）B70-90-10-ACM。 &) ;P|v`8
轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。 NVsa V;u
NRp
nhjT2Sl
0.w7S6v|&
设计小结 1;V_E2?V
由于时间紧迫，所以这次的设计存在许多缺点，比如说箱体结构庞大，重量也很大。齿轮的计算不够精确等等缺陷，我相信，通过这次的实践，能使我在以后的设计中避免很多不必要的工作，有能力设计出结构更紧凑，传动更稳定精确的设备。 nw%`CnzT
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参考资料目录 *pv<ZF0>
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[2]《机械设计（第七版）》，高等教育出版社，濮良贵，纪名刚主编，2001年7月第七版； DZnqCu"J
[3]《简明机械设计手册》，同济大学出版社，洪钟德主编，2002年5月第一版； oZ d 3H
[4]《减速器选用手册》，化学工业出版社，周明衡主编，2002年6月第一版； g,]m8%GHE
[5]《工程机械构造图册》，机械工业出版社，刘希平主编 W ulyM cJ
[6]《机械制图（第四版）》，高等教育出版社，刘朝儒，彭福荫，高治一编，2001年8月第四版； s*<T'0&w0S
[7]《互换性与技术测量（第四版）》，中国计量出版社，廖念钊，古莹庵，莫雨松，李硕根，杨兴骏编，2001年1月第四版。 i$P O#}
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