目 录 | Pi! UZB
#\Zr$?t|V
设计任务书……………………………………………………1 XNJ3.w:R
传动方案的拟定及说明………………………………………4 6{! Cx9V
电动机的选择…………………………………………………4 ?&?5x%|.<
计算传动装置的运动和动力参数……………………………5 > !Dp'6
传动件的设计计算……………………………………………5 K5^`,}Q^
轴的设计计算…………………………………………………8 ]-;MY@
滚动轴承的选择及计算………………………………………14 x;{Hd;<YF
键联接的选择及校核计算……………………………………16 X& mD/1
连轴器的选择…………………………………………………16 L%jIU<?Z7
减速器附件的选择……………………………………………17 !< >*|a
润滑与密封……………………………………………………18 {5]c \_.
设计小结………………………………………………………18 `BVXF#sb
参考资料目录…………………………………………………18 2Q 5 -.2]
mDx=n.lIz
机械设计课程设计任务书 M+*K-zt0
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 - 9Dr;2\
一． 总体布置简图 -&l%CR,U
[k f6bf@
c9x&:U
]> B4
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 Eq|5PE^7
Bbi yyRa
二． 工作情况： |DYgc$2pN
载荷平稳、单向旋转 u+^KP>rM(
1,P\dGmu
三． 原始数据 C_Z/7x*>d
鼓轮的扭矩T（N•m）：850 [&g"Z"
鼓轮的直径D（mm）：350 N\|BaZ%>|
运输带速度V（m/s）：0.7 ;Yt+ {pI
带速允许偏差（％）：5 fN/;BT
使用年限（年）：5 !yd ]~t
5Q
工作制度（班/日）：2 +NbiUCMX
67X UhnE
四． 设计内容 F ^Bk @
1. 电动机的选择与运动参数计算； vVP.9(
2. 斜齿轮传动设计计算 cyo[HI?WM
3. 轴的设计 Fv*Et-8tN5
4. 滚动轴承的选择 33 ; '6/
5. 键和连轴器的选择与校核； zhJ0to[%?
6. 装配图、零件图的绘制 70'gVCb
7. 设计计算说明书的编写 a@J/[$5
xS>vmnW
五． 设计任务 sF>O=F-7
1． 减速器总装配图一张 IEfYg( c0U
2． 齿轮、轴零件图各一张 #^BttI
3． 设计说明书一份 5KP \ #Y
!C h1q
六． 设计进度 \B ^NdG5Y
1、 第一阶段：总体计算和传动件参数计算 o".,JnbX l
2、 第二阶段：轴与轴系零件的设计 KaX*) P
3、 第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 SU1N*k#-o
4、 第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 !FD d5 CS
P*H0Hwn;
TyjZ
k>\v]&|T`
:t < S
+xv n n
ALV(fv$cD
3H0B+F2XQ
传动方案的拟定及说明 no W]E}nN
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。 T:@7E L
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。 QM*
T?PR
"}wO<O6[
.rITzwgB
电动机的选择 DVVyWn[
1．电动机类型和结构的选择 U1 HG{u,"y
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。 }Z{FPW.QK
8\^A;5
2．电动机容量的选择 !/!ga)Y
1） 工作机所需功率Pw zhm 0 J-g
Pw＝3.4kW C <3<,~gI
2） 电动机的输出功率 k}p8"'O
Pd＝Pw/η ]%y>l j?Y
η＝ ＝0.904 H%X F~tF:
Pd＝3.76kW \=7jp|{Yl
d,?Tq
3．电动机转速的选择 .izq}q*P
nd＝（i1’•i2’…in’）nw co3\1[q"b
初选为同步转速为1000r/min的电动机 s5rD+g]E`
wMj #.Jh
4．电动机型号的确定 s'oNW
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。 pu+Q3NfR
jz! [#-G
yi*EobP
计算传动装置的运动和动力参数 -fl6M-CYX
传动装置的总传动比及其分配 ZZ!">AN`^
1．计算总传动比 Eh ";irE
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： ! xG*W6IT
i＝nm/nw (wM` LE(Ks
nw＝38.4 KyfH8Na?
i＝25.14 W>i"p~!
-YAtM-VL
2．合理分配各级传动比 5QLK
由于减速箱是同轴式布置，所以i1＝i2。 4l%1D. 3-O
因为i＝25.14，取i＝25，i1=i2=5 /1v9U|j
速度偏差为0.5%<5%，所以可行。 {x.0Yh7
各轴转速、输入功率、输入转矩 )0iN2L]U;
项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮 Z i.' V
转速（r/min） 960 960 192 38.4 38.4 i/%l B
功率（kW） 4 3.96 3.84 3.72 3.57 9i}$245lB
转矩（N•m） 39.8 39.4 191 925.2 888.4 J
(?qk
传动比 1 1 5 5 1 j 7gw?,
效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97 | Ia9bg'1U
|Rz.Pt6
传动件设计计算 vM6W64S
1． 选精度等级、材料及齿数 cl2_"O
1） 材料及热处理； M@{#y EP
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。 N
UX |
2） 精度等级选用7级精度； U]~@_j
3） 试选小齿轮齿数z1＝20，大齿轮齿数z2＝100的； ]5c(:T F
4） 选取螺旋角。初选螺旋角β＝14° >#x[qX
2．按齿面接触强度设计 #YYJ4^":k
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 HyU: BW;
按式（10—21）试算，即 P+}~6}wJE
dt≥ Q`<{cFsU
1） 确定公式内的各计算数值 UGI< V!
（1） 试选Kt＝1.6 robg 1
（2） 由图10－30选取区域系数ZH＝2.433 lQHF=Jex
（3） 由表10－7选取尺宽系数φd＝1 &]#L'D!"
（4） 由图10－26查得εα1＝0.75，εα2＝0.87，则εα＝εα1＋εα2＝1.62 LK~aLa5wG
（5） 由表10－6查得材料的弹性影响系数ZE＝189.8Mpa v 62_VT2v
（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； 0D mA3
（7） 由式10－13计算应力循环次数 jRg
gj`o
N1＝60n1jLh＝60×192×1×（2×8×300×5）＝3.32×10e8 JEp)8{.bW8
N2＝N1/5＝6.64×107 `a4&_`E,p
)6C+0b*
（8） 由图10－19查得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.95；KHN2＝0.98 $M 8& &M
（9） 计算接触疲劳许用应力 'R79,)|;[
取失效概率为1％，安全系数S＝1，由式（10－12）得 eKvr1m- -
[σH]1＝＝0.95×600MPa＝570MPa Iz09O:ER
[σH]2＝＝0.98×550MPa＝539MPa >8"Svt$
[σH]＝[σH]1＋[σH]2/2＝554.5MPa /;#kV]nF
uLS]=:BT
2） 计算 05 q760I+
（1） 试算小齿轮分度圆直径d1t p8~lG uH
d1t≥ .Q,"gsY
= =67.85 5]N0p,f
N 3|:MMl
（2） 计算圆周速度 A _zCSRF,
v= = =0.68m/s C~qZ&
@%Ld\8vdfJ
（3） 计算齿宽b及模数mnt iY,C0=n5Y
b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm qY#*LqV
mnt= = =3.39 qjP~F
h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm rF-SvSj}
b/h=67.85/7.63=8.89 0\tac/
\5r^D|Rp}
（4） 计算纵向重合度εβ {5E8eQ
εβ= =0.318×1×tan14 =1.59 #cfiN b}GX
（5） 计算载荷系数K +?{"Q#.>;
已知载荷平稳，所以取KA=1 Cdz&'en^
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， JY#vq'dl|
故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42 <eG| `
由表10—13查得KFβ=1.36 szsVk#p
由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数 cmG27\c RO
K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05 _YF>Y=D-
V/ G1C^'/
（6） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10—10a）得 ?% 24M\
d1= = mm=73.6mm Me Ea| .
i< ^X z
（7） 计算模数mn O2{["c
e
mn = mm=3.74 |IcW7(
3．按齿根弯曲强度设计 [g mov)\c
由式(10—17) XHk"nbj
mn≥ */;7Uv7
1） 确定计算参数 ttsR`R1.k
（1） 计算载荷系数 `q*[fd1u.
K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96 k<< x}=
!c yrt<
（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 ##rky d
S; % &X
（3） 计算当量齿数 gZ,h9 5'
z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 cca g8LC
z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47 zr. \7\v
（4） 查取齿型系数 >a ?Bk4w
由表10－5查得YFa1=2.724；Yfa2=2.172 'Cc~|gOgD
（5） 查取应力校正系数 0~qc, -)3
由表10－5查得Ysa1=1.569；Ysa2=1.798 |H?t+Dyn)q
7 S a9
Ou_H& R
（6） 计算[σF] ^1S{::
σF1=500Mpa &>JP.//spi
σF2=380MPa zC2:c"E
I
KFN1=0.95 < 1|[=$w
KFN2=0.98 BiYxI{V FD
[σF1]=339.29Mpa h3?>jE=H
[σF2]=266MPa ( s3k2Z
（7） 计算大、小齿轮的 并加以比较 zXY8:+f
= =0.0126 r].n=455[
= =0.01468 Q HR,p/p
大齿轮的数值大。 EqW~K@
Ek{Q NlQ]4
2） 设计计算 !Y~UO)u2
mn≥ =2.4 Ln h =y2
mn=2.5 <YaT r9%w
~ [ufL25K
4．几何尺寸计算 |R}=HsYey
1） 计算中心距 cpdESc9W
z1 =32.9，取z1=33 S< 0 &V
z2=165 <fUo@]Lv
a =255.07mm q+ L'h8
a圆整后取255mm & <F9Z2^
V`I4 "}M1
2） 按圆整后的中心距修正螺旋角 #Z%"
?RJ
β=arcos =13 55’50” F)^0R%{C
E-z5mX.2
3） 计算大、小齿轮的分度圆直径 A=N$5ZJ
d1 =85.00mm <s9{o
u Z
d2 =425mm U ^dfNi@q
h:aa^a~y i
4） 计算齿轮宽度 sW]_Ky.]
b=φdd1 uM2@&)u
b=85mm k =! Q
B1=90mm，B2=85mm :?Ns>#6t
_?~%+Oz/
5） 结构设计 n28JWkK8
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。 Q~N,QMr)k&
jW rU'X
轴的设计计算 NM3;l}Y8
拟定输入轴齿轮为右旋 = ~1E pZ
II轴： IoDT
1．初步确定轴的最小直径 `_\KN_-%Vu
d≥ ＝ =34.2mm sO .MUj;
2．求作用在齿轮上的受力 Z8SwW<{ $
Ft1= =899N d[a(u WEl
Fr1=Ft =337N nR_Z rm
Fa1=Fttanβ=223N； z< % P"
Ft2=4494N Ge q]wv8
Fr2=1685N 9!( 8o
Fa2=1115N Aw#<: 6-
m}"Hm(,6
3．轴的结构设计 ;R?@
D]
1） 拟定轴上零件的装配方案 K%z!#RyJ4
,Z{\YAh1
i. I-II段轴用于安装轴承30307，故取直径为35mm。 8 .%0JJ .3
ii. II-III段轴肩用于固定轴承，查手册得到直径为44mm。 <,} h8;Fr
iii. III-IV段为小齿轮，外径90mm。 *&_*G~>D
iv. IV-V段分隔两齿轮，直径为55mm。 ;(i6 X)
v. V-VI段安装大齿轮，直径为40mm。 :iE b^F}
vi. VI-VIII段安装套筒和轴承，直径为35mm。 f[o~d`z
U oT`/.
2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 :HY$x
1. I-II段轴承宽度为22.75mm，所以长度为22.75mm。 :&BPKqKp
2. II-III段轴肩考虑到齿轮和箱体的间隙12mm，轴承和箱体的间隙4mm，所以长度为16mm。 v=llg ^
3. III-IV段为小齿轮，长度就等于小齿轮宽度90mm。 t1 3V>9to
4. IV-V段用于隔开两个齿轮，长度为120mm。 1:-'euA"
5. V-VI段用于安装大齿轮，长度略小于齿轮的宽度，为83mm。 f. 6>6%l
6. VI-VIII长度为44mm。 @|
z _&E
s)-oCT$[
a4*v'Xc5
dtT n]}J
4． 求轴上的载荷 $_.t'8F
66 207.5 63.5 S=qh7ML
)9eI o&Nl
+CSp L2@
xi (@\A
<i~xJi%1#
NUsxMhP
[ws
_ g,/
im>(^{{r&
SzW;Yb"#^k
|*bUcS<S
$TUYxf0q
x3O%W?5
[Sm<X
R$&;
NW\CEJV
gVG^R02#<k
Xh"9Bcjf
Fr1=1418.5N m\>gOTpA4
Fr2=603.5N p(F@l L-
查得轴承30307的Y值为1.6 j ,YrM?Xdo
Fd1=443N Wdd}y`lS
Fd2=189N <pX?x3-'
因为两个齿轮旋向都是左旋。 u({^8: AYu
故：Fa1=638N pCKP{c=6Q
Fa2=189N o wNwj
x1gS^9MqCB
5．精确校核轴的疲劳强度 J9T2 p\5
1） 判断危险截面 $?GggP d
由于截面IV处受的载荷较大，直径较小，所以判断为危险截面 XM]m%I
vXK L<
2） 截面IV右侧的 5:@bNNX'j
C*Q7@+&
截面上的转切应力为 2!%)_<
O nXo0PV/(
由于轴选用40cr，调质处理，所以 s$fM,l: !
， ， 。 R_EU|a
（[2]P355表15-1） ZKi&f,:
a) 综合系数的计算 4 %0s p
由 ， 经直线插入，知道因轴肩而形成的理论应力集中为 ， ， 7
A0?tG
（[2]P38附表3-2经直线插入） 0,hs %x>v
轴的材料敏感系数为 ， ， ?N{\ qF1Mz
（[2]P37附图3-1） >2#<gp3
故有效应力集中系数为 \,;glY=M!
J jAxNviG
9^*RK6
查得尺寸系数为 ，扭转尺寸系数为 ， 4?pb! @l
（[2]P37附图3-2）（[2]P39附图3-3） 1H-Wk
轴采用磨削加工，表面质量系数为 ， Cd'D
~'=
（[2]P40附图3-4） Bl\:YYd
轴表面未经强化处理，即 ，则综合系数值为
!oz{XWE
J4qk^1m.
S* l/
Sa@
b) 碳钢系数的确定 Cmx<>7fN
碳钢的特性系数取为 ， ,:Px(= d4
c) 安全系数的计算 jIKg* @
轴的疲劳安全系数为 t w4,gW
VxY]0&sq
QQAEG #.5
\S h /<z
故轴的选用安全。 19fa7E<
>nkVZ;tL
I轴： KS_+R@3Z
1．作用在齿轮上的力 %M
x|"ff
FH1=FH2=337/2=168.5 O>)eir 7
Fv1=Fv2=889/2=444.5 uyX
% &r
3, i j@P
2．初步确定轴的最小直径 +s#%\:Y M
~W @d F~r
b`e_}^,c
3．轴的结构设计 J`g5Qn @S
1） 确定轴上零件的装配方案 cyNE}
jr6 0;oK+
. vHHw@
2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 ->ZP.7
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。 &S="]*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。 Yo %U{/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。 rl.K{Uad
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。 fTEZ@ #p
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。 8*-)[+s9il
i) 轴肩固定轴承，直径为42mm。
bZ`#;D<
j) 该段轴要安装轴承，直径定为35mm。 r(^00hvH
2） 各段长度的确定 2D!jVr!
各段长度的确定从左到右分述如下： 8cO?VH,nk
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。 '6z Z`Ll9
b) 该段为轴环，宽度不小于7mm，定为11mm。 NLZ5 5yo$
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。 _sy{rnaqvb
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。 "e-z 2G@z
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。 LB@<Q.b,U
f) 该段由联轴器孔长决定为42mm qX }3}TL
mX|M]^_,z
]O;*Y{:Y
4．按弯扭合成应力校核轴的强度 =*fq5v
W=62748N.mm La6
9or
T=39400N.mm xR-;, =J
45钢的强度极限为 ，又由于轴受的载荷为脉动的，所以 。 ,OlS>>,
+~=a$xA[C
huqtk4u
III轴 \( LD<-a
1．作用在齿轮上的力 |}{gE=]
FH1=FH2=4494/2=2247N JOuy _n
Fv1=Fv2=1685/2=842.5N Um/l{:S
(pH) QG
2．初步确定轴的最小直径 *Y8 5ev q
RV]#Bg*[#
=b66H]h?
3．轴的结构设计 I{w(`[Nxw*
1） 轴上零件的装配方案 i).Vu}W#S
L)M{S3q,
iq3)}hGo
2） 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 F7' MoH
I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII l!gX-U%-
直径 60 70 75 87 79 70 `Ku:%~$/
长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25 6}Y==GP t
0;x&\x7K
9O &]!ga
Wpf~Ji6||
7& ,$
5．求轴上的载荷 HG /fp<[
Mm=316767N.mm BoT#b^l
T=925200N.mm io\t >_
6. 弯扭校合 N?c~AEk9U
U
_pPI$ =
Lp%J:ogV`
p+Q 9 ?9
Tf=1p1!3
滚动轴承的选择及计算 ~NE`Ad.G
I轴： PkFG0
1．求两轴承受到的径向载荷 K!AA4!eUzM
5、 轴承30206的校核 w3i74C&0
1） 径向力 <c5g-*V:
fhn$~8[_A
R{[v#sF >#
2） 派生力 gs+n J+b
， #-b}QhxH
3） 轴向力 L_ T+KaQCH
由于 ， 3 }sy{Mx%9
所以轴向力为 ，
cY+f Z=
4） 当量载荷
n?c[ E+i;
由于 ， ， ,f%4xXI
所以 ， ， ， 。 x ?rd9c
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 C/
VHzV%q
jHob{3
5） 轴承寿命的校核 VI|2vV6?
Z Uj1vf 6I
[c;0eFSi2
II轴： Lo}T%0"G
6、 轴承30307的校核 o R%cG"y
1） 径向力 >;"% Db
R' 1 j
4h?@D_{k
2） 派生力 uEhPO
， Hi2JG{i
3） 轴向力 H6 ,bpjY
由于 ， 'A3*[e|OS
所以轴向力为 ， [xb'73
4） 当量载荷 Udc V<#
由于 ， ， * '?V>q,
所以 ， ， ， 。 CXuMNa
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 (I6Q"&h]
9*~";{O.Oa
5） 轴承寿命的校核 jZ"j_ =o@
N2|NYDQs
)b%zYD9p
III轴： XL44pE
m
7、 轴承32214的校核 n@H;*nI|
1） 径向力 4K HIUW$
@+
T33X)h%
uwi.Sg11
2） 派生力 ;P}007;
， }Q9+krrow
3） 轴向力 kZ6:= l
由于 ， vV=rBO0a?
所以轴向力为 ， c M<08-:v
4） 当量载荷 OrL4G
`O
由于 ， ， 9:3`LY3wW
所以 ， ， ， 。 (]?M=?0\
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 0dsL%G ~/N
;jQ^8 S
5） 轴承寿命的校核 j UZ$vyT
n'j}u
Xwu&K8q21
键连接的选择及校核计算 Z;tWV%F5
"1>w\21
代号 直径
Y~*aA&D
（mm） 工作长度 NYKYj`K
（mm） 工作高度 g-u4E^,*|
（mm） 转矩 Gf+X<a
（N•m） 极限应力 CRiqY_gBf
（MPa） 8 .K; 2
高速轴 8×7×60（单头） 25 35 3.5 39.8 26.0 8$ RiFD ,
12×8×80（单头） 40 68 4 39.8 7.32 CQmozh-
中间轴 12×8×70（单头） 40 58 4 191 41.2 y,OG9iD:h
低速轴 20×12×80（单头） 75 60 6 925.2 68.5 S{)K_x
18×11×110（单头） 60 107 5.5 925.2 52.4 p/l">d]+
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。 b5.]}>]t
u(hJyo}
连轴器的选择 M$!-B,1BX
由于弹性联轴器的诸多优点，所以考虑选用它。 tnBCO%uG
7hLh}
二、高速轴用联轴器的设计计算 RFSwX*!
由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为 ， 9pr.`w
计算转矩为 e7-IqQA{3C
所以考虑选用弹性柱销联轴器TL4（GB4323-84），但由于联轴器一端与电动机相连，其孔径受电动机外伸轴径限制，所以选用TL5（GB4323-84） [wJ\.9<Oa
其主要参数如下： ,_<|e\>~
材料HT200 'R- g:X\{
公称转矩 \"L0d1DK)
轴孔直径 ， Zz Q LbCV
WjSu4
轴孔长 ， r=7!S 8'
装配尺寸 e^x%d[sU
半联轴器厚 W1LR ,:$
（[1]P163表17-3）（GB4323-84） d0Ub t
+7AH|v8
三、第二个联轴器的设计计算 ([^f1;ncm
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 ， @Cx go X^
计算转矩为 4#:Eq=(W
所以选用弹性柱销联轴器TL10（GB4323-84） #W.vX=/*
其主要参数如下： yc`3)
材料HT200 fz8 41 <Y
公称转矩 VfDa>zV3
轴孔直径 \L}7.fkb8
轴孔长 ， 4b, + ;
装配尺寸 Hr7pcz/#l
半联轴器厚 r1}1lJ>7H
（[1]P163表17-3）（GB4323-84） 9HPwl
MR5[|kHJT
.RAyi>\e
xsy45az<ip
减速器附件的选择 m],.w M8
通气器 Nz*,m'-1e
由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M18×1.5 f87XE";:A
油面指示器 hM>.xr
选用游标尺M16 1{a4zGE?[
起吊装置 DWCf+4
采用箱盖吊耳、箱座吊耳 Oz&*A/si+3
放油螺塞 knpdECq&k
选用外六角油塞及垫片M16×1.5 a0 PU&o1EF
z!.cc6R
润滑与密封 zKaj <Og
一、齿轮的润滑 5j0 Ib>\
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。 &h!O<'*2
4gVIuF*pS
二、滚动轴承的润滑 iE_[]Vgc
由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。 EQw7(r|v:
Z#^|h0
三、润滑油的选择 ;+#Nb/M
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。 R h$+9w
5v`lCu]
四、密封方法的选取 ( plT/0=^t
选用凸缘式端盖易于调整，采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。 kd]CV7(7
密封圈型号按所装配轴的直径确定为（F）B25-42-7-ACM，（F）B70-90-10-ACM。 + 660/ e8N
轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。 S;D]y m
XJy.xI>;
?2\oi *$
5~im.XfiVx
设计小结 gSj0+|
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。 oe3=QE
I _N:j,Mx
参考资料目录 c5 AaUza
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[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； @,c` #,F/
[5]《工程机械构造图册》，机械工业出版社，刘希平主编 n6M #Xc'JA
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