目 录 y!R9)=/M
wxj}k7_(`A
设计任务书……………………………………………………1 *&_cp]3-WF
传动方案的拟定及说明………………………………………4 L\c3D|
电动机的选择…………………………………………………4 0raFb,6l
计算传动装置的运动和动力参数……………………………5 L>E {~yh
传动件的设计计算……………………………………………5 ^J^FGo|M
轴的设计计算…………………………………………………8 1uG)U)y/Q
滚动轴承的选择及计算………………………………………14 Z02EE-A
键联接的选择及校核计算……………………………………16 T<Q a`|5 >
连轴器的选择…………………………………………………16 F6Q%<p a
减速器附件的选择……………………………………………17 TqV^ \C?
润滑与密封……………………………………………………18 H]wP \m)
设计小结………………………………………………………18 )t7MD(
参考资料目录…………………………………………………18 j;D$qd'J
T@ #?{eA
机械设计课程设计任务书 h&d"| <
题目：设计一用于带式运输机传动装置中的同轴式二级圆柱齿轮减速器 C0Fd< |[
一． 总体布置简图 0L#i c61U
-JPkC(V7]
g N [t
@W$ha
y
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 ed_+bCNy
ycOnPTh
二． 工作情况： EK0~ 3HSZ
载荷平稳、单向旋转 6biR5&Y5U&
nec}grA
三． 原始数据 h?B1Emlq
鼓轮的扭矩T（N•m）：850 .v'`TD).6
鼓轮的直径D（mm）：350 e 6 >j
gy
运输带速度V（m/s）：0.7 l=Pw
yJ
带速允许偏差（％）：5 cT/mi": 8{
使用年限（年）：5 gE=9K @
工作制度（班/日）：2 1|H4]!7kE
c VO- iPK
四． 设计内容 >JY\h1+ H
1. 电动机的选择与运动参数计算； Y= =5\;-
2. 斜齿轮传动设计计算 F!/-2u5gF
3. 轴的设计 }fo_"bs@
4. 滚动轴承的选择 /4;A.r`;
5. 键和连轴器的选择与校核； .;ofRx<
6. 装配图、零件图的绘制 98?O[=
7. 设计计算说明书的编写 v.>K
)%`#
|/%5~=% 7
五． 设计任务 jA^Dk$
1． 减速器总装配图一张 OU#p^ 5K
2． 齿轮、轴零件图各一张 8tn a<Hx
3． 设计说明书一份 t# y, 9>6
hmG8
{h/
六． 设计进度 X%(NI(+x,
1、 第一阶段：总体计算和传动件参数计算 {.KD#W
$5
2、 第二阶段：轴与轴系零件的设计 34k>O
3、 第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 J6 5:MaS
4、 第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 QUvSeNSp
} snS~kx
y^n T
G
BtKor6ba
*o:J 4'
`VUJW]wGu
4(oU88 z
@V5i
传动方案的拟定及说明 B>=D$*_
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。 _~C1M&b(X3
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。 g.%} +5
T{`V US/
IEP|j;~*
电动机的选择 oqh J2
1．电动机类型和结构的选择 5jwv! L<n
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。 :g|NE\z`)/
6\I1J=
C
2．电动机容量的选择 &=n/h5e0t&
1） 工作机所需功率Pw `^'fS@VA
Pw＝3.4kW 3T,[
2） 电动机的输出功率 =_ m3 ~=Z
Pd＝Pw/η 4e AMb
η＝ ＝0.904 Wwg<-
9wAJ
Pd＝3.76kW )rAJ>;
>G%oWRk
3．电动机转速的选择 F.1u9)
nd＝（i1’•i2’…in’）nw S
~f z
初选为同步转速为1000r/min的电动机 fc<y( uX
Kz/,V6 H:
4．电动机型号的确定 -OU{99$aS
由表20－1查出电动机型号为Y132M1-6,其额定功率为4kW，满载转速960r/min。基本符合题目所需的要求。 q+*\'H >
pnz: <V"Y(
/
j%~#@
计算传动装置的运动和动力参数 ,c?(
|tF
传动装置的总传动比及其分配 aBG^Xhx
1．计算总传动比 w%X@os}E
由电动机的满载转速nm和工作机主动轴转速nw可确定传动装置应有的总传动比为： tK/,U
= +
i＝nm/nw (S+/e5c)
nw＝38.4 zy"k b
i＝25.14 La '6 k
19y,O0# _
2．合理分配各级传动比 P2aFn=f
由于减速箱是同轴式布置，所以i1＝i2。 (jj`}Qe3U
因为i＝25.14，取i＝25，i1=i2=5 G `!A#As
速度偏差为0.5%<5%，所以可行。 p'%S{v@5((
各轴转速、输入功率、输入转矩 |o9`h 9i
项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮 -vT{D$&1
转速（r/min） 960 960 192 38.4 38.4 : #?_4D!r
功率（kW） 4 3.96 3.84 3.72 3.57 W}3%BWn
转矩（N•m） 39.8 39.4 191 925.2 888.4 iDl#foXa`
传动比 1 1 5 5 1 b)e;Q5Z(.
效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97 L97 ~m a
W SxoGly
传动件设计计算 L*,h=#x(
1． 选精度等级、材料及齿数 FJCORa@?_
1） 材料及热处理； 3c,4 wyn
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。 y?O-h1"3,
2） 精度等级选用7级精度； vazA@|^8
3） 试选小齿轮齿数z1＝20，大齿轮齿数z2＝100的； E0fMFG^P
4） 选取螺旋角。初选螺旋角β＝14° Er t={"Q
2．按齿面接触强度设计 qGMU>J.;c
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 $%"hhju
按式（10—21）试算，即 ob2_=hQnC
dt≥ Y%0rji
1） 确定公式内的各计算数值 {J,"iJKop
（1） 试选Kt＝1.6 (GpP=lSSeY
（2） 由图10－30选取区域系数ZH＝2.433 0#8, (6
（3） 由表10－7选取尺宽系数φd＝1 a)=|{ QR>W
（4） 由图10－26查得εα1＝0.75，εα2＝0.87，则εα＝εα1＋εα2＝1.62 m;{HlDez
（5） 由表10－6查得材料的弹性影响系数ZE＝189.8Mpa :A @f[Y'9
（6） 由图10－21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1＝600MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限σHlim2＝550MPa； IO
0nT
（7） 由式10－13计算应力循环次数 p_&B+
<z
N1＝60n1jLh＝60×192×1×（2×8×300×5）＝3.32×10e8 'Rsr*gX#
N2＝N1/5＝6.64×107 9{ j`eAUZl
K\;4;6 g
（8） 由图10－19查得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.95；KHN2＝0.98 ~1}fL 1~5
（9） 计算接触疲劳许用应力 c_+fA
取失效概率为1％，安全系数S＝1，由式（10－12）得 4^:dmeMZ`
[σH]1＝＝0.95×600MPa＝570MPa <8kCmuGlk
[σH]2＝＝0.98×550MPa＝539MPa 7# G!es
[σH]＝[σH]1＋[σH]2/2＝554.5MPa glU9A39qx?
O#18a, o @
2） 计算 }s@IQay+
（1） 试算小齿轮分度圆直径d1t x"R F[ d
d1t≥ a.gMH
uL
= =67.85 Q%? %zuU
]S@T|08b
（2） 计算圆周速度 ;}U]^LT=
v= = =0.68m/s tx9 %.)M:n
bCC &5b
（3） 计算齿宽b及模数mnt h?OSmzRLd
b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm 8N9,HNBT$
mnt= = =3.39 @d|Sv1d%
h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm SSE,G!@
b/h=67.85/7.63=8.89 u?MhK# Mr
CALD7qMK
（4） 计算纵向重合度εβ $^ ^M&[b-
εβ= =0.318×1×tan14 =1.59 |zP~/
（5） 计算载荷系数K =LK`m NA
已知载荷平稳，所以取KA=1 @jMo/kO/A
根据v=0.68m/s,7级精度，由图10—8查得动载系数KV=1.11；由表10—4查的KHβ的计算公式和直齿轮的相同， Pp69|lxV=k
故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42 }wv R s5;o
由表10—13查得KFβ=1.36 ^b|? ?9&
由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数 8,RqhT)2#
K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05 BCz4
s{F
Et-|[ eL
（6） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10—10a）得 *? uUP
d1= = mm=73.6mm k{F6 WQ7
Viw,YkC
（7） 计算模数mn Ti0kfjhX7
mn = mm=3.74 Op~:z<z
3．按齿根弯曲强度设计 4f8XO"k7t=
由式(10—17) <zvtQ^{]
mn≥ Oe@w$?
1） 确定计算参数 /c-k{5mH%
（1） 计算载荷系数 H\<0{#F
K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96 =+T0[|gc(r
h,BPf5\S
（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 h@ ZC{B
t!J>853
（3） 计算当量齿数 Sw-2vnSdM
z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 dJ])`S
z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47 aCQ[Uc<B:
（4） 查取齿型系数 S\t!7Xs%*U
由表10－5查得YFa1=2.724；Yfa2=2.172 5?
Y(FhnIC
（5） 查取应力校正系数 l,b,U/3R.
由表10－5查得Ysa1=1.569；Ysa2=1.798 Nr,I`x\N
upk_;ae
Yqo @
g2g
（6） 计算[σF] r]D>p&4
σF1=500Mpa s/11 TgJ
σF2=380MPa 9 lG a*f)
KFN1=0.95 gjnEN1T22
KFN2=0.98 9yTkZ`M28
[σF1]=339.29Mpa 3y2L! &'z
[σF2]=266MPa 0~W XA=X G
（7） 计算大、小齿轮的 并加以比较 +/mCYI
= =0.0126 >>C
S8
= =0.01468 tK *y/S
大齿轮的数值大。 >< S2o%u~
y,n.(?!*
2） 设计计算 A(`Mwh+
mn≥ =2.4 Y*#TfWv:
mn=2.5 8
E l hcs
\j wxW6>
4．几何尺寸计算 jHatUez4O
1） 计算中心距 edlf++r~
z1 =32.9，取z1=33 :cXN
Fu\C
z2=165
:-hVbS0I
a =255.07mm Rh
]XJ M
a圆整后取255mm ".#h$
!m'Rp~t
2） 按圆整后的中心距修正螺旋角 w}$;2g0=a<
β=arcos =13 55’50” 3 ?_%|;ga
d >zC[]1
3） 计算大、小齿轮的分度圆直径 HP<a'| r
d1 =85.00mm IIBS:&; +-
d2 =425mm j%Uoigi
l>s@&%;Mg
4） 计算齿轮宽度 Nqd9)WQ
b=φdd1 Wk/Q~ o
b=85mm &><b/,]
B1=90mm，B2=85mm x=x%F;
5t_Dt<lIz
5） 结构设计 3tUn?; 9B
以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故以选用腹板式为宜。其他有关尺寸参看大齿轮零件图。 Lrr(7cH,
v AeVQ~
轴的设计计算 H)dZ 0n4T
拟定输入轴齿轮为右旋 (47la$CR
II轴： }jWg&<5+z
1．初步确定轴的最小直径 6jm/y@|F!
d≥ ＝ =34.2mm Z }>;@c
2．求作用在齿轮上的受力 *a{WJbau]
Ft1= =899N @PQd6%@
Fr1=Ft =337N 7,alZ"%W
Fa1=Fttanβ=223N； :1g pbfW
Ft2=4494N #(+V&< K
Fr2=1685N V;J3lV<
Fa2=1115N W.D>$R2
WI&}94w
3．轴的结构设计 OmfHr lA
1） 拟定轴上零件的装配方案 m,]9\0GUd
zq ?xY`E
i. I-II段轴用于安装轴承30307，故取直径为35mm。 psz0q|
ii. II-III段轴肩用于固定轴承，查手册得到直径为44mm。 lU$0e09
iii. III-IV段为小齿轮，外径90mm。 T;PLUjp}
iv. IV-V段分隔两齿轮，直径为55mm。 mWn0"1C
v. V-VI段安装大齿轮，直径为40mm。 1B~Z1w
vi. VI-VIII段安装套筒和轴承，直径为35mm。 m$pRA0s2`
*1_Ef).
2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 TK~ KM
1. I-II段轴承宽度为22.75mm，所以长度为22.75mm。 d(b~s2\i
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。 ST g}
Z
3. III-IV段为小齿轮，长度就等于小齿轮宽度90mm。 $2}%3{<j
4. IV-V段用于隔开两个齿轮，长度为120mm。 itc\w n
5. V-VI段用于安装大齿轮，长度略小于齿轮的宽度，为83mm。 6P,uy;PJ
6. VI-VIII长度为44mm。 p_EM/jI,
=WZ@ {z9J
GWWaH+F[h
<nN# K{AH
4． 求轴上的载荷 tAY{+N]f
66 207.5 63.5 _bgv +/
J ^<uo (
<K l$ek8
{ 5d 5Y%&
[9MbNJt 8~
7~k=t!gTY
Y
ZuA"l Y
\.Op6ECV9
^kz(/c/ ?
)t\aB_ =
p7r/`_'|
'4Q sl~[Eh
o?a 3hD
5nsoWqnE8
j},i=v
Qj(ppep\U"
`c-omNu
Fr1=1418.5N Xw7'I
Fr2=603.5N 0!$y]G r
查得轴承30307的Y值为1.6 Q[|*P ] w
Fd1=443N HTvUt*U1
Fd2=189N +PKsiUJ|
因为两个齿轮旋向都是左旋。 x.] tGS
故：Fa1=638N *-Vr=e<8
Fa2=189N GC fVH?Vx
wQ@:0GJH
5．精确校核轴的疲劳强度 8~TKiR5
1） 判断危险截面
@' ; .$
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 ~#}T|
!7MRHI/0C
2） 截面IV右侧的 6CW5ay_,
-%^'x&e
截面上的转切应力为 Z|ZB6gP>h1
S'hUh'P Z
由于轴选用40cr，调质处理，所以 zEukE A^9`
， ， 。 MOnTp8
（[2]P355表15-1） >s0![c oz
a) 综合系数的计算 q(~|roKA(
由 ， 经直线插入，知道因轴肩而形成的理论应力集中为 ， ， BpYxH#4
（[2]P38附表3-2经直线插入） TOS '|xQ
轴的材料敏感系数为 ， ， ;YW@ 3F-h
（[2]P37附图3-1） 6DgdS5GhT_
故有效应力集中系数为 (+ /d*4
V{A`?Jl6{
SO[ u4b_"h
查得尺寸系数为 ，扭转尺寸系数为 ， RgQs`aI
（[2]P37附图3-2）（[2]P39附图3-3） mdEl
CC0
轴采用磨削加工，表面质量系数为 ， PiCGZybCA
（[2]P40附图3-4） uLPB l~Y
轴表面未经强化处理，即 ，则综合系数值为 Fkq^2o
]
lI.oyR'
|5X[/Q*K`W
b) 碳钢系数的确定 $AE5n >ZD$
碳钢的特性系数取为 ， P?P.QK
c) 安全系数的计算 ~a&V sC#
轴的疲劳安全系数为 /@\R
R*6B@<p,i
/7:+.#Ag`
YhS_ ,3E
故轴的选用安全。 J Png !tvR
h,]VWG
I轴： &) ;P|v`8
1．作用在齿轮上的力 &vn2u bauS
FH1=FH2=337/2=168.5 ~ A=Gra
Fv1=Fv2=889/2=444.5 nhjT2Sl
0.w7S6v|&
2．初步确定轴的最小直径 ^+CHp(X
fF r9]
ctLNzJes%
3．轴的结构设计 m_@XoS
yxI
1） 确定轴上零件的装配方案 0H_uxkB~
>0<n%V#s:r
ov;^ev,(
2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 Ef 28
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。 IM/xBP
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。 PoPR34] ^J
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。 vg D+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。 DF4CB#
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。 #ye`vD
i) 轴肩固定轴承，直径为42mm。 rVl 8?u y
j) 该段轴要安装轴承，直径定为35mm。 *vuI'EbM
2） 各段长度的确定 N!3Tg564j
各段长度的确定从左到右分述如下： (=Kv1
H aD
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。 -eyF9++`
b) 该段为轴环，宽度不小于7mm，定为11mm。 *q k7e[IP
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。 "NGfT:HV
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。 >V27#L2:J
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。 / W BmR R
f) 该段由联轴器孔长决定为42mm !U m9ceK
6uFw+Ya#
83 t/ \x,Q
4．按弯扭合成应力校核轴的强度 P~ =yT W
W=62748N.mm /:(A9b-B
T=39400N.mm 7H< IO`
45钢的强度极限为 ，又由于轴受的载荷为脉动的，所以 。 .O5V;&,
-9,~b9$
s_VcC_A
III轴 AguE)I&m
1．作用在齿轮上的力 vJ^~J2#5
FH1=FH2=4494/2=2247N mY4pvpZw8
Fv1=Fv2=1685/2=842.5N v
x/Y WZ
:,Y1#_\
2．初步确定轴的最小直径 d8w3Oz 54
!W@mW
5J|
3-{BXht)
3．轴的结构设计 PRaVe,5 a
1） 轴上零件的装配方案 `Y4K w
kex V~Q
n v@z;#&
2） 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 <%S)6cw(3
I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII :e;6oC*"q
直径 60 70 75 87 79 70 #YE?&5t
长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25 Z,E$4Z
k/wD@H N
F!ztU8 ,
)-Hs]D:
J#F5by%8
5．求轴上的载荷 /u4RZ| &as
Mm=316767N.mm ` 7: uc@
T=925200N.mm nco .j:
6. 弯扭校合 wPjq
B{!Q
Rq5'=L
Lxv 4w
n*wQgC'vw
K%\r[NF
滚动轴承的选择及计算 (!5Ta7X
I轴： 3U{
mC}F
1．求两轴承受到的径向载荷 ^ WO3,
5、 轴承30206的校核 e>Z& 0lV:
1） 径向力 T3{~f
$5 JeN{B
018SFle
2） 派生力 WT<}3(S'?
， BKg8p]`+
3） 轴向力 nXLz <wE
由于 ， 7b>_vtrt
所以轴向力为 ， xj>P5\mW#
4） 当量载荷 2MRd
由于 ， ， b},2A'X
所以 ， ， ， 。 8O'bCBhv
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 4@{c K|
rC^ 5Z
5） 轴承寿命的校核 Zpkd8@g@
lK=Is
v +
iF^qbh%%E
II轴： 8c)GUx
6、 轴承30307的校核 H%vfRl3rB
1） 径向力 l[$GOLeS
]i.N'O< p
O>]i?
2） 派生力 FAdTm#tgW]
， 0>BxS 9?w
3） 轴向力 .t1:;H b
由于 ， `C S\"|z
所以轴向力为 ， 9AVj/?kmU
4） 当量载荷 +Pl)E5W!=`
由于 ， ， qhGz2<}_j
所以 ， ， ， 。 w<`0D)mQ
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 =SLG N`m3
, yltt+ e
5） 轴承寿命的校核 f
X[xZGV,
BrE#.g Jq
4)w,gp
III轴： 3O2G+G2
7、 轴承32214的校核 tVAo o-%
1） 径向力 q!:dZES
kFp^?+WI%H
%Z_O\zRqy)
2） 派生力 [WR"#y
， @\?ub F
3） 轴向力 B8F b$
由于 ， ,6{z
所以轴向力为 ， :1*E5pX0n
4） 当量载荷 l{dsm1#W~
由于 ， ， Ljm`KE\Q;t
所以 ， ， ， 。 T-a>k.}y
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 ?A|JKOst]
00 x -
5） 轴承寿命的校核 T5u71C_wmt
wI|h9q1U
t <` As6}
键连接的选择及校核计算 "KP]3EyPc
<4Gy~?
代号 直径 RdPk1?}K
（mm） 工作长度 Xb%Q%"?~
（mm） 工作高度 @bA5uY!
（mm） 转矩 y{@\8B ]
（N•m） 极限应力 ^ 0YQlT98
（MPa） M)oKtiav*
高速轴 8×7×60（单头） 25 35 3.5 39.8 26.0 lZ- U/$od
12×8×80（单头） 40 68 4 39.8 7.32 h_(M#gG
中间轴 12×8×70（单头） 40 58 4 191 41.2 J~5V 7B
低速轴 20×12×80（单头） 75 60 6 925.2 68.5 F
`o9GLxM}
18×11×110（单头） 60 107 5.5 925.2 52.4 U)8yd,qG[%
由于键采用静联接，冲击轻微，所以许用挤压应力为 ，所以上述键皆安全。 Mm@G{J\\
m:h6J''<Z*
连轴器的选择 v > wN
O
由于弹性联轴器的诸多优点，所以考虑选用它。 kAEq +{h
I*N"_uKU
二、高速轴用联轴器的设计计算 t/;0/ql\
由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为 ， u$R5Q{H_
计算转矩为 )7*'r@
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） Dq<la+VlO
其主要参数如下： + kMj|()>\
材料HT200 LXo$\~M8G8
公称转矩 S&}7XjY
轴孔直径 ， QZ&(e2z
Xeq9Vs zg
轴孔长 ， CnB[ImMs(A
装配尺寸 T ]w I)
半联轴器厚 SQ,-45@W
（[1]P163表17-3）（GB4323-84） (O+d6oT=Z2
Sh!c]r>\Q
三、第二个联轴器的设计计算 !=:>y WQ
由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为 ， h]s6)tI I
计算转矩为 ym{@w3"S
所以选用弹性柱销联轴器TL10（GB4323-84） :o8`2Z *g
其主要参数如下： ndLEIqOY
材料HT200 #1haq[Uv7
公称转矩 ;F258/J
轴孔直径 Z2M(euzfi3
轴孔长 ， 8S#$'2sT
装配尺寸 UH>~Y
N
半联轴器厚 H*N <7#
（[1]P163表17-3）（GB4323-84） "?zWCH
VF2,(f-*
.9vS4C
67rY+u%
减速器附件的选择 "v:k5a(
通气器 U*a#{C7"
由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M18×1.5 \]<R`YMV
油面指示器 ura&9~
选用游标尺M16 e=(Y,e3
起吊装置 Em&3g
采用箱盖吊耳、箱座吊耳 f DXK<v)
放油螺塞 :o^ioX.J
选用外六角油塞及垫片M16×1.5 [nxYfER7
@HbRfD/!
润滑与密封 GPHb-
一、齿轮的润滑 x >a h,
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。 e^eJ!~0
8j>V?'Szk
二、滚动轴承的润滑 z~h ?"'
由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。 ~}b0zL
G06;x
三、润滑油的选择 7310'wc
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。 >;Hx<FKxP
}SWfP5D@
四、密封方法的选取 A>gZl)c
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。 .fzyA5@l
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。 AVjRhe
轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。 = Lkn
UUfM 7gq
g5|&6+t.
>Y4^<!\v
设计小结 o`n8 Fk}i
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。 XcoX8R%U
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参考资料目录 P WS8Dpb
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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； Y[L,rc/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； AT
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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； sBZn0h@
[5]《工程机械构造图册》，机械工业出版社，刘希平主编 O83J[YuzjN
[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； (KC08
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Y&b Yaq
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