目 录 _ :^ 7a3I
}{],GHCjQ
设计任务书……………………………………………………1 EA{U!b]cU
传动方案的拟定及说明………………………………………4 W$?e<@
电动机的选择…………………………………………………4 #^mqQRpgq
计算传动装置的运动和动力参数……………………………5 R21~Q:b !
传动件的设计计算……………………………………………5 kB\kpW
轴的设计计算…………………………………………………8 Bo\D. a(T
滚动轴承的选择及计算………………………………………14 . \5$MIF
键联接的选择及校核计算……………………………………16 [B6DC `M
连轴器的选择…………………………………………………16 (B`sQw@tu
减速器附件的选择……………………………………………17 o7xgRSz\
润滑与密封……………………………………………………18 -)w]a{F
设计小结………………………………………………………18 F;D1F+S
参考资料目录…………………………………………………18 S_8r\B[>P
w}<^l
机械设计课程设计任务书 h{]#ag5`
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 Rf[V)x
一． 总体布置简图 {0's~U+@
jQtSwVDr
0rzVy/Z(
%cW;}Y[?P
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 .2 X2b<%)
XT||M)#
二． 工作情况： m )f|:MM
载荷平稳、单向旋转 uu}-"/<~7
2 @MN]Low
三． 原始数据 wq72% e
鼓轮的扭矩T（N•m）：850 & :!ij
鼓轮的直径D（mm）：350 |Cf
mcz(56
运输带速度V（m/s）：0.7 *W^=XbG
带速允许偏差（％）：5 [b `6v`x
使用年限（年）：5
lfy7w|
工作制度（班/日）：2 Vm!i
4MX7=!E
四． 设计内容 d=e{]MG(
1. 电动机的选择与运动参数计算； jp m#hH{R
2. 斜齿轮传动设计计算 GNgh B(
3. 轴的设计 xv0M
4. 滚动轴承的选择 ex phe+b
5. 键和连轴器的选择与校核； k|#Zy,
6. 装配图、零件图的绘制 _pSIJ3O
7. 设计计算说明书的编写 @}eNV~ROu
R=35
7^[R
五． 设计任务 ~t9Mh^gij
1． 减速器总装配图一张 u33zceE8
2． 齿轮、轴零件图各一张 5<N~3
1z
3． 设计说明书一份 @+dHF0aXd
N5\{yV21",
六． 设计进度 lO &cCV;
1、 第一阶段：总体计算和传动件参数计算 'rx?hL3VW
2、 第二阶段：轴与轴系零件的设计 ]<X2AO1
3、 第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 GYqJ !,
4、 第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 9Dq.l r^
D - iUN
m0Z7 N5v)
`Qq/ F ]
IHVMHOq}'
1"$R 3@s;
T?e9eYwS
Ws>i)6[
传动方案的拟定及说明 bs:QG1*.
由题目所知传动机构类型为：同轴式二级圆柱齿轮减速器。故只要对本传动机构进行分析论证。 v Xf:~G]
本传动机构的特点是：减速器横向尺寸较小，两大吃论浸油深度可以大致相同。结构较复杂，轴向尺寸大，中间轴较长、刚度差，中间轴承润滑较困难。 lA4hm4"i(,
x3;jWg~'
ZvyjMLf
电动机的选择 ux&:Rw\
1．电动机类型和结构的选择 DvJB59:_}
因为本传动的工作状况是：载荷平稳、单向旋转。所以选用常用的封闭式Y（IP44）系列的电动机。 \^m.dIPdO
;/aB)JZ5=
2．电动机容量的选择 6JWGu/A
1） 工作机所需功率Pw r./z,4A`
Pw＝3.4kW 2*YP"R yh
2） 电动机的输出功率 zf7rF}
Pd＝Pw/η ?w8p LE~E
η＝ ＝0.904 4 4<v9uSK
Pd＝3.76kW IrUi
E q
R
^^ 1/%
3．电动机转速的选择 Vs|sw
nd＝（i1’•i2’…in’）nw `rq<jtf+
初选为同步转速为1000r/min的电动机 ! *8#jy
*G9
[j$
4．电动机型号的确定 1>yha
j(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。 #Wq#beBb
*XOS. $zGz
>eu
`!8
计算传动装置的运动和动力参数 s8yCC #H"
传动装置的总传动比及其分配 tnNZ`]qY
1．计算总传动比 ^^'[%ok
由电动机的满载转速nm和工作机主动轴转速nw可确定传动装置应有的总传动比为：
sxt`0oE
i＝nm/nw u
I F$u
nw＝38.4 o6: 45
i＝25.14 \ bC}&Iz6
|9x%gUm
2．合理分配各级传动比 pNBa.4z:
由于减速箱是同轴式布置，所以i1＝i2。 ^xmZ|f-
因为i＝25.14，取i＝25，i1=i2=5 -t%L#1k
速度偏差为0.5%<5%，所以可行。 tw]/,>\G
各轴转速、输入功率、输入转矩 uH0#rgKt
项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮 b%<16 4i
转速（r/min） 960 960 192 38.4 38.4 B0S8vU
功率（kW） 4 3.96 3.84 3.72 3.57 :"y0oCu7`W
转矩（N•m） 39.8 39.4 191 925.2 888.4 5UPPk$8 `
传动比 1 1 5 5 1 FBcm;cjH
效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97 Plb}dID"
7<fL[2-
传动件设计计算 I>d I[U
1． 选精度等级、材料及齿数 vs+ We*8H
1） 材料及热处理； 5a8JVDLX^
选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。 m&,b C)}
2） 精度等级选用7级精度； "h QV9 [2\
3） 试选小齿轮齿数z1＝20，大齿轮齿数z2＝100的； HKM~BL
"X
4） 选取螺旋角。初选螺旋角β＝14° !+5C{Hs2
2．按齿面接触强度设计 p|b+I "M
因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算 {W IY8B'c
按式（10—21）试算，即 VPdwSW[eM
dt≥ r+ SEw ;
1） 确定公式内的各计算数值 u0wn=Dg
（1） 试选Kt＝1.6 B<(Pd
（2） 由图10－30选取区域系数ZH＝2.433 OuMco+C
（3） 由表10－7选取尺宽系数φd＝1 9/F G,9
（4） 由图10－26查得εα1＝0.75，εα2＝0.87，则εα＝εα1＋εα2＝1.62 _s2m-jm7
（5） 由表10－6查得材料的弹性影响系数ZE＝189.8Mpa 7&=-a|k~
（6） 由图10－21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1＝600MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限σHlim2＝550MPa； 4 c
（7） 由式10－13计算应力循环次数 C{Dlc Z<
N1＝60n1jLh＝60×192×1×（2×8×300×5）＝3.32×10e8 RfD{g"]y
N2＝N1/5＝6.64×107 Wk7L:uK
Gg'<Q.H
（8） 由图10－19查得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.95；KHN2＝0.98 .MzOLv
（9） 计算接触疲劳许用应力 wwo(n$! \
取失效概率为1％，安全系数S＝1，由式（10－12）得 ~6\& y
[σH]1＝＝0.95×600MPa＝570MPa ?e"Wu+q~L
[σH]2＝＝0.98×550MPa＝539MPa B {[f}h.n
[σH]＝[σH]1＋[σH]2/2＝554.5MPa &b 5T&-C<
2f `WDL
2） 计算 XulaPq
（1） 试算小齿轮分度圆直径d1t X! HDj<
d1t≥ - 08&&H
= =67.85 14mXx} O
}Q47_]5
（2） 计算圆周速度 5{8x*PSl
v= = =0.68m/s $o/0A
s"pR+)jf1D
（3） 计算齿宽b及模数mnt i_[^s:*T
b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm HyZVr2
mnt= = =3.39 {E;2 &d
h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm /'R UA
b/h=67.85/7.63=8.89 GS$ZvO
ox!|)^`$_
（4） 计算纵向重合度εβ y jGGqz$
εβ= =0.318×1×tan14 =1.59 3'?h;`v\Lo
（5） 计算载荷系数K C/{nr-V3u
已知载荷平稳，所以取KA=1 @SKO~?7T
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， |WD,\=J2
故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42 >2]Eaw&W
由表10—13查得KFβ=1.36 9(QU2QY
由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数 9
Q 0#We*
K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05 ~AEqfIx*^&
WF+bN#YJ
（6） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10—10a）得 3I'M6 WA
d1= = mm=73.6mm ,ma Aw}=
3g?MEM~
（7） 计算模数mn >k$[hk*~
mn = mm=3.74 ?l)}E
3．按齿根弯曲强度设计 Sf+(1_^` t
由式(10—17) E9L!O.Q
mn≥ 7V9%)%=h|
1） 确定计算参数 m1^dT_7Z
（1） 计算载荷系数 W HlD %u
K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96 K[ iY {
g\
8#:@at
（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 &Iv\jhq
ki[;ZmQq Y
（3） 计算当量齿数 y8<lp+
z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 "o\6k"_c>
z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47 -IpV'%nX;
（4） 查取齿型系数 u#z P>!
由表10－5查得YFa1=2.724；Yfa2=2.172 ;']vY
（5） 查取应力校正系数 sf.E|]isW
由表10－5查得Ysa1=1.569；Ysa2=1.798 4FfwpO3,Ku
377j3dP
}Q{
=:X9
（6） 计算[σF] ef;& Y>/
σF1=500Mpa r6O7&Me<
σF2=380MPa syWv'Y[k?
KFN1=0.95 SX_kr^#
KFN2=0.98 %4|n-`:
[σF1]=339.29Mpa $Nt=gSW w5
[σF2]=266MPa %0ll4"
（7） 计算大、小齿轮的 并加以比较 |x _ -I#H
= =0.0126 /tI d#/Y
= =0.01468 Z4wrXss~
大齿轮的数值大。 9,iq"dQ
wu&|~@_s@
2） 设计计算 42n@:5`{+
mn≥ =2.4 D+*uKldS;
mn=2.5 +(QMy&DtS
+L Qs.*
4．几何尺寸计算 nJ'>#9~a'>
1） 计算中心距 SU_] C+
z1 =32.9，取z1=33 -7Aw
s)
z2=165 4'}_qAT
a =255.07mm UtW"U 0A
a圆整后取255mm Z?.p%*>`T=
brYYuN|Vc
2） 按圆整后的中心距修正螺旋角 x8SM,2ud
β=arcos =13 55’50” wB1|r{
}C`}wS3i
3） 计算大、小齿轮的分度圆直径 Y1U" HqNl*
d1 =85.00mm ery?G-
d2 =425mm HdY3DdC%q
4t%:O4
3e
4） 计算齿轮宽度 OIXAjU*N
b=φdd1 V:0uy>
b=85mm =}%# $
B1=90mm，B2=85mm Y1Gg (z
zP{<0o
5） 结构设计 ^?K?\
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。 TY54e T
_ RT"1"r
轴的设计计算 'sj JSc
拟定输入轴齿轮为右旋 {P<BJ52=
II轴： bzj!d|T`
1．初步确定轴的最小直径 t_zY0{|P
d≥ ＝ =34.2mm Oc"'ay(g
2．求作用在齿轮上的受力 Q#J>v wi=
Ft1= =899N |`94W j<
Fr1=Ft =337N {'c%#\
Fa1=Fttanβ=223N；
#8Id:56
Ft2=4494N 3@Zz-~4Td
Fr2=1685N ^qId]s
Fa2=1115N } TX'Z?Lq
_#^A:a^e8
3．轴的结构设计 >QZt)<[
1） 拟定轴上零件的装配方案 x3I%)@-Z
?{.b 9`
i. I-II段轴用于安装轴承30307，故取直径为35mm。 Wf`Oye Rz
ii. II-III段轴肩用于固定轴承，查手册得到直径为44mm。 $5Y^fwIK
iii. III-IV段为小齿轮，外径90mm。 ,#
jOf{L*
iv. IV-V段分隔两齿轮，直径为55mm。 r" u(!~R
v. V-VI段安装大齿轮，直径为40mm。 c&Su d, &
vi. VI-VIII段安装套筒和轴承，直径为35mm。 -MHX1`P:Sn
]=86 [A-2N
2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 32-3C6f@oZ
1. I-II段轴承宽度为22.75mm，所以长度为22.75mm。 (;Q <@PZg
2. II-III段轴肩考虑到齿轮和箱体的间隙12mm，轴承和箱体的间隙4mm，所以长度为16mm。 u>A xq3F
3. III-IV段为小齿轮，长度就等于小齿轮宽度90mm。 )q] j?Z.
4. IV-V段用于隔开两个齿轮，长度为120mm。 &J&w4"0N'
5. V-VI段用于安装大齿轮，长度略小于齿轮的宽度，为83mm。 ?/l}(t$H
6. VI-VIII长度为44mm。 K3r>nGLBo
wkZ2Y-#='
ZAo)_za&mH
i:Z.;z$1
4． 求轴上的载荷 t6L^
#\'
66 207.5 63.5 X $9D0;L
Ng;b!S
O'& \-j 1
k0 e|8g X
XUqE5[ O%
_qzo):G.s
RY/ Z~]
%`T^qh_dE
MTITIecw=
CQuvbAo
(27F
aXK% m
,tR'0 &=
l& ^B
;'18
;k41+O:f@
>'1Q"$;
Fr1=1418.5N v!'@NW_
Fr2=603.5N OB
i!fLa
查得轴承30307的Y值为1.6 CD<u@l,1
Fd1=443N ?e_}X3{
Fd2=189N J0W XH/:
因为两个齿轮旋向都是左旋。 8H `l "
故：Fa1=638N MdoW qpC
Fa2=189N eg~ ^wi
&qI5*aQ8T
5．精确校核轴的疲劳强度 -qCJwz30
1） 判断危险截面 MVL }[ J
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 ']6#7NU
UCj#t!Mw
2） 截面IV右侧的 \utH*;J|x
k#r7&Y
截面上的转切应力为 p*&LEjaVM4
3{L vKe
由于轴选用40cr，调质处理，所以 /G{3p &9
， ， 。 |b;M 5w?
（[2]P355表15-1） leYmV FE
a) 综合系数的计算 S+xGHi)
由 ， 经直线插入，知道因轴肩而形成的理论应力集中为 ， ， @ k #y-/~?
（[2]P38附表3-2经直线插入） ]<_!@J6k
轴的材料敏感系数为 ， ， hE#8_3 4%s
（[2]P37附图3-1） Z!i'Tbfn
故有效应力集中系数为 +4p ;4/=
+bd{W]={
5F+ f '~
查得尺寸系数为 ，扭转尺寸系数为 ， .&Gtw
_
（[2]P37附图3-2）（[2]P39附图3-3） zr9Pm6Rl
轴采用磨削加工，表面质量系数为 ， [^=8k2
（[2]P40附图3-4） gV44PI6h
轴表面未经强化处理，即 ，则综合系数值为 ]{ U*+K%,J
n * 0 F
;3}b&Z[N]
b) 碳钢系数的确定 4sE=WPKF#
碳钢的特性系数取为 ， B;7s ]R
c) 安全系数的计算 43Uy<%yb>}
轴的疲劳安全系数为 ~4` ec
5.HztNL
8A]q!To
B=/=U7T
故轴的选用安全。 $/#)
g\nL
n#
I轴： a cZ|H
1．作用在齿轮上的力 +hhb p'%
FH1=FH2=337/2=168.5 \mit&EUh}
Fv1=Fv2=889/2=444.5 pR7G/]U$A
][qA@3^Tw
2．初步确定轴的最小直径 _r )nbQm&
Cu<ojN- $
RXvcy<
3．轴的结构设计 #{`NJ2DU]
1） 确定轴上零件的装配方案 (8F?yB u
",GC\#^v
1L9
<1
2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 *4\ub:9
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。 m{Xf_rQ
w
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。 >(Ddw N9l
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。 1@@]h!>k:
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。 cwU6}*_zn
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。 =
$Yk8,
i) 轴肩固定轴承，直径为42mm。 oYm"NDS_.
j) 该段轴要安装轴承，直径定为35mm。 3VgH* vAU}
2） 各段长度的确定 udr'~,R
各段长度的确定从左到右分述如下： w5R9\<3L
a) 该段轴安装轴承和挡油盘，轴承宽18.25mm，该段长度定为18.25mm。 P9~kN|
b) 该段为轴环，宽度不小于7mm，定为11mm。 ` u)V 9{
c) 该段安装齿轮，要求长度要比轮毂短2mm，齿轮宽为90mm，定为88mm。 Ok"we c+,
d) 该段综合考虑齿轮与箱体内壁的距离取13.5mm、轴承与箱体内壁距离取4mm（采用油润滑），轴承宽18.25mm，定为41.25mm。 cl8Mv
e) 该段综合考虑箱体突缘厚度、调整垫片厚度、端盖厚度及联轴器安装尺寸，定为57mm。 :{i mRa-
f) 该段由联轴器孔长决定为42mm imuHSxcaV
!LESRh?
XwGJ 8&N
4．按弯扭合成应力校核轴的强度 %tjEVQa
W=62748N.mm 7P(:!ce4-
T=39400N.mm PkO(Y!
45钢的强度极限为 ，又由于轴受的载荷为脉动的，所以 。
KX@Fgs
_J`M>W)8
N4FG_ N
III轴 u(qpdG||7
1．作用在齿轮上的力 ]vG)lY.=
FH1=FH2=4494/2=2247N g:V6 B/M&
Fv1=Fv2=1685/2=842.5N C_;6-Q%V
;!Mg,jlQ
2．初步确定轴的最小直径 Z.:A26
9EQ,|zf'
<]J5AdJ
3．轴的结构设计 {K}+$jzGVt
1） 轴上零件的装配方案 OTm"Iwzu@
R2gax;
>m46tfoM
2） 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 R 1\] Y
I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII !ym5' h
直径 60 70 75 87 79 70 JD .z}2+
长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25 Iu]P^8
_TiF}b!hi
dv: &N
z5 zm,Jw
WbF\=;$= 7
5．求轴上的载荷 nfR5W~%*:
Mm=316767N.mm dzap]RpB
T=925200N.mm fz\Az-
6. 弯扭校合 bEJZh%j!
1,,: 4 *)
pQ J ZE7S
n ~)%o u
gfHlY Q]
滚动轴承的选择及计算 :>u{BG;=79
I轴： 5VS<I\o}
1．求两轴承受到的径向载荷 a7R7Ks|q
5、 轴承30206的校核 Nsy.!,!c
1） 径向力 Yy5F'RY
6{ Eh={:b
i+ 6/ g
2） 派生力 mv_-|N~
， ? M);wBe(
3） 轴向力 ]](hwj
由于 ， J=Z"sU=
所以轴向力为 ， 3FfS+q*3S
4） 当量载荷 O@VmV >m
由于 ， ， W&nVVV8s@
所以 ， ， ， 。 n$8A"'.M
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 +VDB\n
e~1??k.;=
5） 轴承寿命的校核 d #su
}T@AoIR0t
+a{ >jzR
II轴： ^ [6AOz+L
6、 轴承30307的校核 X |: O`b$G
1） 径向力 {Ffr l(*
uQ}kq7gd
.#SWfAb2h
2） 派生力 (]L=$u4
， o z QL2
3） 轴向力 J5-^@JYK
由于 ， bZ=d!)%P-{
所以轴向力为 ， -Cl0!}P4I
4） 当量载荷 3UEh%Ho
由于 ， ， l%fl=i~oN
所以 ， ， ， 。 vKxwv
YDe
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 o_S8fHqjt
}5|uA/B
5） 轴承寿命的校核 :7 maN^
5E] I
M~v{\!S
III轴： < ?!#Q A
7、 轴承32214的校核 y~w$>7U.
1） 径向力 }6\p7n
o Vs&r?\Z
|1EM )zh6
2） 派生力 n#iL[
&/Aw
， 3j6$!89'
3） 轴向力 )Fbkt(1
由于 ， |o`TR qs
所以轴向力为 ， awUIYAgJ3
4） 当量载荷 +'l@t
bP
由于 ， ， R lv|DED$
所以 ， ， ， 。 ^ #S hs^#
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 e(b*T
7@: uVowQ
5） 轴承寿命的校核 w%htY.-
Gg / K
u(P
D +Gz
键连接的选择及校核计算 ^
`! 6Yax?
Gg_i:4F
代号 直径 nI-\HAX
（mm） 工作长度 \JX8`]|&
（mm） 工作高度 ?>e-6*.
（mm） 转矩 arnu|paw
（N•m） 极限应力 4:7 z9h]
（MPa） =6ojkTk
高速轴 8×7×60（单头） 25 35 3.5 39.8 26.0 1 #_R`(C{
12×8×80（单头） 40 68 4 39.8 7.32 N[Fz6,ZG _
中间轴 12×8×70（单头） 40 58 4 191 41.2 cu |{cy -
低速轴 20×12×80（单头） 75 60 6 925.2 68.5 {'JoVJKv
18×11×110（单头） 60 107 5.5 925.2 52.4 #=h~Lr'UH
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。 z.FO6y6L
dQt]r
连轴器的选择 rTQrlQ:@
由于弹性联轴器的诸多优点，所以考虑选用它。 3(X"IoNQ
`Q,03W#GJ%
二、高速轴用联轴器的设计计算 B #8! 8
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 ， Bc $t`PI
计算转矩为 wTG6>l ]H
所以考虑选用弹性柱销联轴器TL4（GB4323-84），但由于联轴器一端与电动机相连，其孔径受电动机外伸轴径限制，所以选用TL5（GB4323-84） /S%{`F=
其主要参数如下： ZPHB$]ri
材料HT200 gW RSS=8%
公称转矩 XK>B mq/]
轴孔直径 ， .:E%cL
+h
y<MXd,eE
轴孔长 ， 074)(X&:x
装配尺寸 cZi /bIh
半联轴器厚 sRqFsj}3e
（[1]P163表17-3）（GB4323-84） JS} iNS'X
jCkYzQUPz
三、第二个联轴器的设计计算 du Pzt
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 ， !gu#
#MrJ9
计算转矩为 x ^&D8&4^
所以选用弹性柱销联轴器TL10（GB4323-84） i.Yz)Bw
其主要参数如下： NLRgL'+F
材料HT200 -Z9e}$q$,
公称转矩 MqRpG5 .
轴孔直径 fnl~0
轴孔长 ， Eu2@%2}P
装配尺寸 bejvw?)S.
半联轴器厚 w,n&K6<
（[1]P163表17-3）（GB4323-84） =c:K(N qL
qf-0 | w
]hRCB=G
!/2u O5
减速器附件的选择 B*W)e$
通气器 :+06M@
由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M18×1.5 UU~S{!*+L
油面指示器 S}WQ~ e
选用游标尺M16 8Th{(J_
起吊装置 JlR (U. "
采用箱盖吊耳、箱座吊耳 lcO;3CrJ!
放油螺塞 bLuAe
EA
选用外六角油塞及垫片M16×1.5 zT4SI'r?f
3@7IY4>o
润滑与密封
U Dl[
一、齿轮的润滑 ,NB?_\$c
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。 iEjUo,
Y[
oK\{#<gCZ
二、滚动轴承的润滑 ky R=U`OW
由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。 -y]e`\+[
;&=c@>!xP#
三、润滑油的选择 I54`}Npp
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。 Q6% dM'fR
Npq K+GO
四、密封方法的选取 {-a8^IK,
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。 J?DJA2o
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。 ;l4 e pN
轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。 ?Pbh&!
A}"aH
$1KvL 8
T3H \KRe6
设计小结 M4rI]^lJ
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。 _e4 %<!1
s&.VU|=VQ@
参考资料目录 !I)wI~XF)5
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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； N./l\NtZ
[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； *M^(A}+O
[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； 85gdmla@9
[5]《工程机械构造图册》，机械工业出版社，刘希平主编 2d:IYCl4q
[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； $Jc>B#1
[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。 jc0Trs{Jf
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[p:5]
