目 录 41luFtE9
2.)@u~^Q
设计任务书……………………………………………………1 ^p#f B4z
传动方案的拟定及说明………………………………………4 f$a%&X6"-
电动机的选择…………………………………………………4 td^2gjr^5
计算传动装置的运动和动力参数……………………………5 Q+/:5Z
C
传动件的设计计算……………………………………………5 %)[m bb
轴的设计计算…………………………………………………8 reml|!F-)
滚动轴承的选择及计算………………………………………14 2kV[A92s
键联接的选择及校核计算……………………………………16 S -j<O&h~C
连轴器的选择…………………………………………………16 fs a
减速器附件的选择……………………………………………17 < VD^f
润滑与密封……………………………………………………18 Hl"rGA>
设计小结………………………………………………………18 l,}{Y4\G
参考资料目录…………………………………………………18 qJ QE|VM&
?c)PBJ+]
机械设计课程设计任务书 XHu Y'\;-
题目：设计一用于带式运输机传动装置中的同轴式二级圆柱齿轮减速器 P +pL2 BA
一． 总体布置简图 IWeQMwg
hQ&S*f&='
LjUBV_J
1Sox @Ko
1—电动机；2—联轴器；3—齿轮减速器；4—带式运输机；5—鼓轮；6—联轴器 ?29zcuRaru
kR%bdN
二． 工作情况： ;\7 TQ9z
载荷平稳、单向旋转 BCB"& :}
LO@.aJp p
三． 原始数据 <,qJ% kc
鼓轮的扭矩T（N•m）：850 U," lOG'
鼓轮的直径D（mm）：350 % zE_Q
运输带速度V（m/s）：0.7 <{ @? c
带速允许偏差（％）：5 8cn)ox|J[
使用年限（年）：5 WT Pp/Nq'
工作制度（班/日）：2 Ko6 tp9G
`Z]Tp1U
四． 设计内容 7|3Qcn7P)@
1. 电动机的选择与运动参数计算； q+XL,E
2. 斜齿轮传动设计计算 ,j
wU\xo`C
3. 轴的设计 {<~0nLyJS
4. 滚动轴承的选择 0S@O] k)
5. 键和连轴器的选择与校核； J {'
u
6. 装配图、零件图的绘制 U#G[#sd> K
7. 设计计算说明书的编写 f !t2a//
V%k[S|f3
五． 设计任务 dDN#>|
1． 减速器总装配图一张 JDv7jy
2． 齿轮、轴零件图各一张 'U]= T<
3． 设计说明书一份 -e#YWMo(
X}'3N'cbkU
六． 设计进度 Tz .!
1、 第一阶段：总体计算和传动件参数计算 3/8o )9f.
2、 第二阶段：轴与轴系零件的设计 :)}iWKAse
3、 第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 :$d3}TjsA+
4、 第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 ";B.^pBv@;
:P`sK&b_
H n o@
}xTTz,Oj$
DG8]FhD^b
/b,+YyWi%
2|F.J G^
V ~w(^;o@
传动方案的拟定及说明 `+$'bNPn&
由题目所知传动机构类型为：同轴式二级圆柱齿轮减速器。故只要对本传动机构进行分析论证。 Sr~zN:wn
本传动机构的特点是：减速器横向尺寸较小，两大吃论浸油深度可以大致相同。结构较复杂，轴向尺寸大，中间轴较长、刚度差，中间轴承润滑较困难。 P8!Vcy938
+]H9:ARI
ghd~p@4
电动机的选择 ?cr;u~-=
1．电动机类型和结构的选择 x<60=f[O2R
因为本传动的工作状况是：载荷平稳、单向旋转。所以选用常用的封闭式Y（IP44）系列的电动机。 s]`& 9{=E
&'V_80vA
2．电动机容量的选择 +<6L>ZAL
1） 工作机所需功率Pw G T#hqt'1x
Pw＝3.4kW I z~#G6]M
2） 电动机的输出功率 e8 gJ }8Fj
Pd＝Pw/η 6XUc J0
η＝ ＝0.904 *%(8z~(\
Pd＝3.76kW b!SGQv(^M
'-3AWBWI1
3．电动机转速的选择 ;R Z@t6^
nd＝（i1’•i2’…in’）nw /Ik_U?$*
初选为同步转速为1000r/min的电动机 s<'^
@Y
OQaM4 7"
4．电动机型号的确定 o!L1Qrh
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。 ,eO OV@3C
6~?7CK
owZj Q
计算传动装置的运动和动力参数 1B= vr Gq
传动装置的总传动比及其分配 3;~1rw=$<
1．计算总传动比 m8$ 6FN
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： +o(t5O[G
i＝nm/nw W%b <(T;
nw＝38.4 * X\i=
K!
i＝25.14 G40,KCa
??12
J#
2．合理分配各级传动比 K"VphKvR
由于减速箱是同轴式布置，所以i1＝i2。 Q6Y1Jr">X
因为i＝25.14，取i＝25，i1=i2=5 @Ek''a$
速度偏差为0.5%<5%，所以可行。 & S_gNa
各轴转速、输入功率、输入转矩 _CAW D;P
项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮 [&t3xC,
转速（r/min） 960 960 192 38.4 38.4 3 8pw
功率（kW） 4 3.96 3.84 3.72 3.57 7}- .U=tnP
转矩（N•m） 39.8 39.4 191 925.2 888.4 2\l7=9 ]\3
传动比 1 1 5 5 1 %!%3jo0t
效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97 <<@\K,=
UevbLt1Y
传动件设计计算 OP]=MZP|
1． 选精度等级、材料及齿数 A?|KA<&m#u
1） 材料及热处理；
/XS6X
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。 Tk $rwTCl
2） 精度等级选用7级精度； k#R }^Q
3） 试选小齿轮齿数z1＝20，大齿轮齿数z2＝100的； :Gqyj_|<
4） 选取螺旋角。初选螺旋角β＝14° 5p"n g8nR
2．按齿面接触强度设计 QR2J;Oj_
因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算 [' R2$z
按式（10—21）试算，即 0vmMNF
dt≥ rtv\Pf|
1） 确定公式内的各计算数值
Bk a\0+
（1） 试选Kt＝1.6 XV1#/@H;
（2） 由图10－30选取区域系数ZH＝2.433 /:>qhRFJA:
（3） 由表10－7选取尺宽系数φd＝1 yxQ xc5/X)
（4） 由图10－26查得εα1＝0.75，εα2＝0.87，则εα＝εα1＋εα2＝1.62 4Cke(G
（5） 由表10－6查得材料的弹性影响系数ZE＝189.8Mpa \2-!%i,
（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； 'Kxs>/y3
（7） 由式10－13计算应力循环次数 \.myLkm
N1＝60n1jLh＝60×192×1×（2×8×300×5）＝3.32×10e8 )XMSQ ="m
N2＝N1/5＝6.64×107 NSHWs%Zc
bBAZr`<&U
（8） 由图10－19查得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.95；KHN2＝0.98 flIdL,
（9） 计算接触疲劳许用应力 T
n Ad!
取失效概率为1％，安全系数S＝1，由式（10－12）得 QX ish Hk&
[σH]1＝＝0.95×600MPa＝570MPa d?WA}VFU
[σH]2＝＝0.98×550MPa＝539MPa c.m ' %4
[σH]＝[σH]1＋[σH]2/2＝554.5MPa XD{U 5.z>y
vmAMlgZ8{<
2） 计算 8wwqV{O7
（1） 试算小齿轮分度圆直径d1t %/~6Qq
d1t≥ f % ZqK_CW
= =67.85 m46Q%hwV
AR`X2m '
（2） 计算圆周速度 K6@ QZc5.!
v= = =0.68m/s gR.zL>=_5e
;nji<
（3） 计算齿宽b及模数mnt Nz#T)M GO`
b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm {2R b^K
mnt= = =3.39 gZ
h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm CY)/1 # J
b/h=67.85/7.63=8.89 x8.7])?w
`"H!=`
（4） 计算纵向重合度εβ Y4 ){{bEp
εβ= =0.318×1×tan14 =1.59 }+#- \ a2
（5） 计算载荷系数K $Eg|Qc-1
已知载荷平稳，所以取KA=1 'Z+w\0}@
根据v=0.68m/s,7级精度，由图10—8查得动载系数KV=1.11；由表10—4查的KHβ的计算公式和直齿轮的相同， SW UHHl
故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42 P H9MB
由表10—13查得KFβ=1.36 R3d>|`) +
由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数 {CR~G2Z
K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05 ^)rX27!G
zAC
（6） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10—10a）得 j*x8K,fN
d1= = mm=73.6mm v#a`* ^ ^
<(6@l@J|6
（7） 计算模数mn TOn{o}Y B
mn = mm=3.74 GbwcbfH
3．按齿根弯曲强度设计 *;Dd:D9
由式(10—17) %O%+TR7Z
mn≥ lu`\6
1） 确定计算参数 Pr{? A]dQ
（1） 计算载荷系数 '$ ~.x|
K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96 }C/ u>89%q
sDK
lbb
（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 + G"=1sxJ
Kw3fpNd
（3） 计算当量齿数 e-,U@_B
z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 !(*mcYA*W
z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47 ~7Kqc\/H&I
（4） 查取齿型系数 m}T^rX%m_
由表10－5查得YFa1=2.724；Yfa2=2.172 %'kaNpBz
（5） 查取应力校正系数 4
`Z @^W
由表10－5查得Ysa1=1.569；Ysa2=1.798 ? 1?^>M
3Ku!;uo!u
'(5 &Sj/C
（6） 计算[σF] 5UVQ48aT
σF1=500Mpa n }7DL8
σF2=380MPa SGZOfTcY
KFN1=0.95 [Oxmg?W
KFN2=0.98 H;k;%Zg;
[σF1]=339.29Mpa 7fL LV2
[σF2]=266MPa Dp 6]!;kx
（7） 计算大、小齿轮的 并加以比较 FviLlly6
= =0.0126 ;j-@
$j
= =0.01468 Cmm"K[>Rx
大齿轮的数值大。 X, <&# l
ZO2u[HSO>
2） 设计计算 8Z4d<DIJ
mn≥ =2.4 S5@/;T
mn=2.5 HelC_%#^
Mlb=,l
4．几何尺寸计算 F:%= u
=
1） 计算中心距 <GF) 5QB
z1 =32.9，取z1=33 _b<Fz`V
z2=165 "FT5]h
a =255.07mm (sW:^0 p
a圆整后取255mm b,Ed}I r
}Jk.c~P)
2） 按圆整后的中心距修正螺旋角 u6'vzLmM
β=arcos =13 55’50” Ms<^_\iPN
95_ ?F7}9
3） 计算大、小齿轮的分度圆直径 9r
fR
d1 =85.00mm }; + '
d2 =425mm 'X_iiR8n@p
: :uD%a zd
4） 计算齿轮宽度 %/,PY >:|
b=φdd1 ?;0=>3p*0
b=85mm
yUq,9.6Ig
B1=90mm，B2=85mm GI WgfE?
Q
nDy mVF
5） 结构设计 I}p u N!
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。 N :)`+}
I.fV_
H^
轴的设计计算 n4 KiC!*i0
拟定输入轴齿轮为右旋 Bg-C:Ok 2'
II轴： - D lKFN
1．初步确定轴的最小直径 k)'hNk"x
d≥ ＝ =34.2mm $G"PZ7
2．求作用在齿轮上的受力 K)]7e?:Wu
Ft1= =899N Y:FV+ SI
Fr1=Ft =337N ":"QsS#*"#
Fa1=Fttanβ=223N； H:`W\CP7_
Ft2=4494N HyiuU`
Fr2=1685N Xf:CGR8_
Fa2=1115N fNFdZ[qOd
Sr) /
Mf
3．轴的结构设计 ^OI
1） 拟定轴上零件的装配方案 ld M [ 8
~4U[p 50
i. I-II段轴用于安装轴承30307，故取直径为35mm。 oZ& ns!#
ii. II-III段轴肩用于固定轴承，查手册得到直径为44mm。 5hB&]6n
iii. III-IV段为小齿轮，外径90mm。 R 9o:{U]
iv. IV-V段分隔两齿轮，直径为55mm。 6^ wg'u]c
v. V-VI段安装大齿轮，直径为40mm。 ?f1%)]>
vi. VI-VIII段安装套筒和轴承，直径为35mm。 YZ7rs] A
[p$b@og/>
2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 Ve2z= 6(
1. I-II段轴承宽度为22.75mm，所以长度为22.75mm。 %Wom]/&,'
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。 Nn
?B D4i
3. III-IV段为小齿轮，长度就等于小齿轮宽度90mm。 nqBZp N ^
4. IV-V段用于隔开两个齿轮，长度为120mm。 A%"XN k
5. V-VI段用于安装大齿轮，长度略小于齿轮的宽度，为83mm。 !Wvzum@5D
6. VI-VIII长度为44mm。 dY~3 YD[
90k|W >
}1`Rq?@J
394u']M
4． 求轴上的载荷 L(PJ9wjkD
66 207.5 63.5 Q[i;I bY
ynw^nmM
&m5 WmEz>`
N Rcg~Nu
!__f
Wv77ef
F@ZG| &
+=$\7z> s
Y5-X)f
nv{ou [vQ
jn^i4f>N
9$~D4T
' h O+ b
XZV)4=5iSO
%N/I;`
[dk|lkj@u\
/Or76kE
Fr1=1418.5N J%aW^+O
Fr2=603.5N
3 cT
查得轴承30307的Y值为1.6 \&R }JK
Fd1=443N bsr
Fd2=189N Y;e@ `.(
因为两个齿轮旋向都是左旋。 ]}ff*W
故：Fa1=638N pP{b !1
Fa2=189N 2a5yJeaIv*
>6 :slNM#
5．精确校核轴的疲劳强度 $
ohwBv3S
1） 判断危险截面 =WyAOgy}
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 +O j28vR
HjGT{o
2） 截面IV右侧的 t82Bp[t
5G(y
截面上的转切应力为 2}[rc%tV:?
!h?N)9 e
由于轴选用40cr，调质处理，所以 #@2 `^1
， ， 。 xW/J It F
（[2]P355表15-1） </b WF W~x
a) 综合系数的计算 twf;{lZ(
由 ， 经直线插入，知道因轴肩而形成的理论应力集中为 ， ， hYi-F.Qtq
（[2]P38附表3-2经直线插入） r\@"({q}_-
轴的材料敏感系数为 ， ， 2J 9eeN
（[2]P37附图3-1） 49/1#^T"Q>
故有效应力集中系数为 zL OmtZ(['
LMsb TF@E
Y
+HVn0~qz
查得尺寸系数为 ，扭转尺寸系数为 ， 0Yfk/}5
（[2]P37附图3-2）（[2]P39附图3-3） N%y%)MI 8
轴采用磨削加工，表面质量系数为 ， w V;y]'
（[2]P40附图3-4） 6XFO@c}d
轴表面未经强化处理，即 ，则综合系数值为 FE M_7M
$N,9 e
bTO$B2eh|
b) 碳钢系数的确定 ~+l%}4RZ
碳钢的特性系数取为 ， xS,):R
c) 安全系数的计算 yn Z!
轴的疲劳安全系数为 q?} G?n 4
uBl&|yvxB
Ko/_w_
:w:5;cm V
故轴的选用安全。 Qksw+ZjY#{
<@F4{*
I轴： ? 1Z\=s
1．作用在齿轮上的力 m6lNZb]
FH1=FH2=337/2=168.5 d[TcA2nF
Fv1=Fv2=889/2=444.5 KC }B\~ +
cTRCQ+W6:
2．初步确定轴的最小直径 H#w?$?nIWu
8Yb/ c*
H{yPi7 P
3．轴的结构设计 |7|mnOBdDf
1） 确定轴上零件的装配方案 Qf cW
S'ikr
'\_ic=&u
2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 S1$\D!|1
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$! 0ikh
e) 考虑到联轴器的轴向定位可靠，定位轴肩高度应达2.5mm，所以该段直径选为30。 Ig N,]y
f) 该段轴要安装轴承，考虑到轴肩要有2mm的圆角，则轴承选用30207型，即该段直径定为35mm。 >z[d ~
g) 该段轴要安装齿轮，考虑到轴肩要有2mm的圆角，经标准化，定为40mm。 b#8 2G`6r
h) 为了齿轮轴向定位可靠，定位轴肩高度应达5mm，所以该段直径选为46mm。 :^l*_v{
i) 轴肩固定轴承，直径为42mm。 "T~Ps$
j) 该段轴要安装轴承，直径定为35mm。 Rw$ @%o%
2） 各段长度的确定 qIb(uF@l"
各段长度的确定从左到右分述如下： &<tji8Dj
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。 /Zm@.%.
b) 该段为轴环，宽度不小于7mm，定为11mm。 dW:
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。 D+ jk0*bJ
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。 3P #1fI(c
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。 mcr 71j
f) 该段由联轴器孔长决定为42mm l#Qf8*0
Jm Y"Ja,&
ISq^ V
4．按弯扭合成应力校核轴的强度 RKj A`cJ
W=62748N.mm 55,vmDd
T=39400N.mm EEkO[J[=
45钢的强度极限为 ，又由于轴受的载荷为脉动的，所以 。 Y~J q !
?d_<S0j-)
`P# h?tZ
III轴 c=@=lGgo
1．作用在齿轮上的力 8Oc*<^{#
FH1=FH2=4494/2=2247N F." L{g
Fv1=Fv2=1685/2=842.5N :+-s7'!4
FEdyh?$
2．初步确定轴的最小直径 d]@9k G
6fkL@It
E"w7/k#3}C
3．轴的结构设计 CdEJ/G:
1） 轴上零件的装配方案 ):.]4n{L
yTZbJx?m
[q(7Jv
2） 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 ;{Ovqo|
I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII 9$)4 C|
直径 60 70 75 87 79 70 wz:w R+
长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25 Z/_RQ q
T.K$a\/{,
u9GQ)`7Z@
K-#Rm%J+Wy
fx_7B (
5．求轴上的载荷 Y$,]~Qzq
Mm=316767N.mm &}P62&
T=925200N.mm u vm=i .
6. 弯扭校合 u}ab[$Q5
Y<kvJb&1*
P+Hs6Q
YSZz4?9\
p\!+j @H:
滚动轴承的选择及计算 7v=Nh
I轴： K}a[ ~
1．求两轴承受到的径向载荷 .c BJA&/
5、 轴承30206的校核 lYJ]W[!
1） 径向力 F%< 0pi
f +F /`P%
R%5\1!Fl=G
2） 派生力 UU A7m$F1
， |yqx
]
3） 轴向力 -5E%f| U
由于 ， YZmD: P
所以轴向力为 ， 5[;p<GqGN
4） 当量载荷 rL_AqSGAK1
由于 ， ， ]Oe#S"-Oo
所以 ， ， ， 。 Z !hDTT
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 kOkgsQQ
Uu3[Cf=C
5） 轴承寿命的校核 Z T|E1[Q
!O $EVl
X,gXgx P\
II轴： '2# O {
6、 轴承30307的校核 :~`E @`/
1） 径向力 _-&Au%QNJ`
' 8dgYj
,.F,]m=
2） 派生力 Jz fz y0$
， LQR9S/?Ld
3） 轴向力 X hTp'2,]
由于 ， K u FDkT!
所以轴向力为 ， 8) M . W
4） 当量载荷 +:oHI[1HG
由于 ， ， /FB '
所以 ， ， ， 。 N{E >R&,q
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 UWmWouA
C2!POf;GdN
5） 轴承寿命的校核 P 7 gS
M
HO$s&}t
Y[*z6gP(
III轴： ]D(%Ku,O%
7、 轴承32214的校核 ^
zo"~1
1） 径向力 ssoe$Gr7>
^<a yPV)+
4qiG>^h9
2） 派生力 syV &Ds)
， J6&;pCAi
3） 轴向力 1C'lT,twl
由于 ， 2<|+h=
&
所以轴向力为 ， 1Te: &d
4） 当量载荷 {TlS)i `
由于 ， ， $yhQ)@#1
所以 ， ， ， 。 &OWiA;e?f
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 \e ( h6,@
b9`MUkGGd
5） 轴承寿命的校核 ?JtFiw
\6nWt6M
; h] zN
键连接的选择及校核计算 HJoPk 'p%
=yvyd0 |35
代号 直径 }1 Q]C"hY
（mm） 工作长度 +loD{
（mm） 工作高度 Q9?/)&3Bu
（mm） 转矩 @S<=Okrlj
（N•m） 极限应力 ~ #@sZ0/<
（MPa） 0xZq?9a
高速轴 8×7×60（单头） 25 35 3.5 39.8 26.0 kS3wa3bT
12×8×80（单头） 40 68 4 39.8 7.32 QT^W 00 h
中间轴 12×8×70（单头） 40 58 4 191 41.2 ?%B%[u
低速轴 20×12×80（单头） 75 60 6 925.2 68.5 " c}pY ^(
18×11×110（单头） 60 107 5.5 925.2 52.4 )2u =U9
由于键采用静联接，冲击轻微，所以许用挤压应力为 ，所以上述键皆安全。 /]iv9e{uh(
(g4.bbEm
连轴器的选择 9C3q4.$D
由于弹性联轴器的诸多优点，所以考虑选用它。 RLecKw&1{3
u;;]S!:M
二、高速轴用联轴器的设计计算 7S 1
Y)
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 ， EKq9m=Ua@o
计算转矩为 TfV B~"&
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）
fW|1AUD,
其主要参数如下： (fb&5=Wzw
材料HT200 pA4oy
公称转矩 A2$:p$ [
轴孔直径 ， 9`QWq u[
A)s
轴孔长 ， YD 7i6A
装配尺寸 -=5 z&)
X
半联轴器厚 8H3|^J
（[1]P163表17-3）（GB4323-84） ZKPnvL70
,W7\AY07]
三、第二个联轴器的设计计算 |oC&;A
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 ， DRj\i6-v
计算转矩为 )z$VQ=]"
所以选用弹性柱销联轴器TL10（GB4323-84） Gb~*[
其主要参数如下： % Mz(G-I.\
材料HT200 Y)g<> }F
公称转矩 [:T OU^
轴孔直径 buG0#:
轴孔长 ， (X QgOR#
装配尺寸 xSug-
半联轴器厚 !+=jD3HTJ
（[1]P163表17-3）（GB4323-84） fG2\p&z
_
B",? }
f-tjMa /_
d]$z&E
减速器附件的选择 T/ dchWG
通气器 V[uB0#Lp
由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M18×1.5 8'@ pX<
油面指示器 +#A >[,U
选用游标尺M16 -Q<3Q_
起吊装置 k 2_ "
采用箱盖吊耳、箱座吊耳 Vq -!1 .v3
放油螺塞 p4bQCI
选用外六角油塞及垫片M16×1.5 WojZ[j>
a>(LFpVk }
润滑与密封 M
g1E1kXe
一、齿轮的润滑 .~4%TsBa Y
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。 Etg'"d@[
Gdi1l Yu6V
二、滚动轴承的润滑 |j#x}8 [(
由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。 ,a~-
(@
$._p !, <
三、润滑油的选择 ? D2:'gg
齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于小型设备，选用L-AN15润滑油。 xT #j-T
/E@LnKe
四、密封方法的选取 (iIJ[{[H4)
选用凸缘式端盖易于调整，采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。 #x" 4tI
密封圈型号按所装配轴的直径确定为（F）B25-42-7-ACM，（F）B70-90-10-ACM。 GCkc[]2p
轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。 oIAP dn
zQV$!%qR
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设计小结 g0 \c
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。 XuVbi=pN.2
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参考资料目录 EXK~Zf|&Z
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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； aqK<}jy
[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； l[fU0;A
[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； lGwX.cA!'
[5]《工程机械构造图册》，机械工业出版社，刘希平主编 -^Baxkq(YM
[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； LZqx6~]O
[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。 -e3m!h
o6P)IZ1
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