目 录 d~P<M3#>
Nv*E .|G
设计任务书……………………………………………………1 >yPFL'
传动方案的拟定及说明………………………………………4 ~|0F?~eR7
电动机的选择…………………………………………………4 )Yy#`t
计算传动装置的运动和动力参数……………………………5 ]iE.fQ?;J
传动件的设计计算……………………………………………5 /z.7: <gZ(
轴的设计计算…………………………………………………8 :!Y?j{sG U
滚动轴承的选择及计算………………………………………14 ^J*G% *
键联接的选择及校核计算……………………………………16 5* o\z&*L
连轴器的选择…………………………………………………16 #*7 /05)
减速器附件的选择……………………………………………17 iA^ +/Lt
润滑与密封……………………………………………………18 8f6;y1!;
设计小结………………………………………………………18 U||w6:W5
参考资料目录…………………………………………………18 I!soV0V U]
3_j C sX
机械设计课程设计任务书 ,:dEEL+>c
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 cA (e "N
一． 总体布置简图 [Q.4] K2
N8MlT \+r
3Q! J9t5dc
n'&`9M['%d
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 Wc`J`&#.#
7gdU9c/q,
二． 工作情况： skC|io-Zv
载荷平稳、单向旋转 >b!X&JU
f2w=ln
三． 原始数据 gw&#X~em
鼓轮的扭矩T（N•m）：850 33,JUQ2u
鼓轮的直径D（mm）：350 9Sj:nn^/u
运输带速度V（m/s）：0.7
8 .;';[
带速允许偏差（％）：5 8 t*%q+Z
使用年限（年）：5 e k;&<Z_ ]
工作制度（班/日）：2 a h!O&ECh
5[j!\d }U
四． 设计内容 0Z) ;.l^
1. 电动机的选择与运动参数计算； ?3"D|
cS1
2. 斜齿轮传动设计计算 BHJ'[{U*w
3. 轴的设计 mJDKxgGK
4. 滚动轴承的选择 fj
t_9-.
5. 键和连轴器的选择与校核； AZ9\>U@hD
6. 装配图、零件图的绘制 ^ yukn*L
7. 设计计算说明书的编写 b]g&rwXYt
_AFt6\
五． 设计任务 s
eZ<52f2
1． 减速器总装配图一张 >%p
m "+h{
2． 齿轮、轴零件图各一张 \gI:`>-
x
3． 设计说明书一份 ;iC'{S
5q_OuZ/6
六． 设计进度 z)Q^j>%
1、 第一阶段：总体计算和传动件参数计算 M6hvi(!X2
2、 第二阶段：轴与轴系零件的设计 ,M/#Q6P0}
3、 第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 <% 3SI.
4、 第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 l;W y,?p
6 XOu~+7
%d[xr h
zyp"*0z Ur
548 [! p4
]20 "la5
">vYEkZ3
Y7t{4P
传动方案的拟定及说明 };|PFWs
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。 _hyxKrm'
6
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。 , w'$T)
C8W`Oly:]
|Q)w3\S$
电动机的选择 PSQ:'
1．电动机类型和结构的选择 7" STS7_
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。 FvNSu"O~K1
!
7*_Z=
2．电动机容量的选择 (jE:Q2"
1） 工作机所需功率Pw ~!d)J
Pw＝3.4kW c.{&~
2） 电动机的输出功率 zI:5I @ X
Pd＝Pw/η #HuA(``[d
η＝ ＝0.904 UrcN?
Pd＝3.76kW -J7 , Nw
.SV3<)
3．电动机转速的选择 H Fx"fT
nd＝（i1’•i2’…in’）nw AB &wn>q
初选为同步转速为1000r/min的电动机 !4,xQ ^
o`8+#+@f7
4．电动机型号的确定 :0j`yo: w
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。 AUjTcu>i
Q%VR@[`\
[`-O-?=
计算传动装置的运动和动力参数 2l(j
4~ g
传动装置的总传动比及其分配 j _9<=Vu
1．计算总传动比 &|\}\+0Z
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： KIBZQ.uG
i＝nm/nw 5F sj_wFk
nw＝38.4 pL/.J zB
i＝25.14 jG (~9P7
PW//8lsR
2．合理分配各级传动比 IS
9q 5/]
由于减速箱是同轴式布置，所以i1＝i2。 ecZOX$'5
因为i＝25.14，取i＝25，i1=i2=5 s&`XK$p
速度偏差为0.5%<5%，所以可行。 YB3=ij!K
各轴转速、输入功率、输入转矩 M@X#[w:
项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮 dlzamoS@AR
转速（r/min） 960 960 192 38.4 38.4 9c % Tv
功率（kW） 4 3.96 3.84 3.72 3.57 1LIV/l^}f
转矩（N•m） 39.8 39.4 191 925.2 888.4 RrpF i'R
传动比 1 1 5 5 1 kBT}Siw
效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97 A}Dpw[Q2@8
y W(+?7U
传动件设计计算 *#^1rKGWK
1． 选精度等级、材料及齿数 Ry S{@=si
1） 材料及热处理； ]bE?n.NwZ
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。 7c]Ai
2） 精度等级选用7级精度； M V d
3*
3） 试选小齿轮齿数z1＝20，大齿轮齿数z2＝100的； to|9)\
4） 选取螺旋角。初选螺旋角β＝14° h}&Il DG
2．按齿面接触强度设计 >@Vr'kg+V
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 Dj. +5f'
按式（10—21）试算，即 XK-x*|
dt≥ T<?BIQz(}
1） 确定公式内的各计算数值 UBHQz c+,
（1） 试选Kt＝1.6 vGHYB1=~
（2） 由图10－30选取区域系数ZH＝2.433 DMN H?6
（3） 由表10－7选取尺宽系数φd＝1 }/r%~cZ
（4） 由图10－26查得εα1＝0.75，εα2＝0.87，则εα＝εα1＋εα2＝1.62 'R'a/ZR`B7
（5） 由表10－6查得材料的弹性影响系数ZE＝189.8Mpa Rs []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； l'%R^
（7） 由式10－13计算应力循环次数 $cU/Im`
N1＝60n1jLh＝60×192×1×（2×8×300×5）＝3.32×10e8 Vot+gCZ
N2＝N1/5＝6.64×107 jF_I4H
[]!r|R 3
（8） 由图10－19查得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.95；KHN2＝0.98 5m ?$\h
（9） 计算接触疲劳许用应力 i O|,,;_
取失效概率为1％，安全系数S＝1，由式（10－12）得 PSR `8z n
[σH]1＝＝0.95×600MPa＝570MPa +M&S
[σH]2＝＝0.98×550MPa＝539MPa oz-I/g3go
[σH]＝[σH]1＋[σH]2/2＝554.5MPa O~'yP @&`
;O|63
2） 计算 ,6Q-k4 _
（1） 试算小齿轮分度圆直径d1t yP4.Z9
d1t≥ K61os &K
= =67.85 %{ abRBny
4F6o
（2） 计算圆周速度 =T}uQ$X
v= = =0.68m/s QXj(U&#rp
\%Q
rN+WQ
（3） 计算齿宽b及模数mnt 7zZ|=W?&{
b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm 4PM`hc
mnt= = =3.39 G@!9 )v]9
h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm g^UWf <xp
b/h=67.85/7.63=8.89 @\}36y
r!,V_a4n
（4） 计算纵向重合度εβ 3*2pacHpE
εβ= =0.318×1×tan14 =1.59 U /o}{, $A
（5） 计算载荷系数K s2=X>,kz?
已知载荷平稳，所以取KA=1 nn%xN\~<
根据v=0.68m/s,7级精度，由图10—8查得动载系数KV=1.11；由表10—4查的KHβ的计算公式和直齿轮的相同， z5vI0 N$
故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42 ?}
tQaj
由表10—13查得KFβ=1.36 C~V$G}mM
由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数 j!7Uj ]
K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05 0*@S-Lj^c
o|q#A3%?
（6） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10—10a）得 Vnb#N4vR
d1= = mm=73.6mm I uW10}"9
]_8 \g`"u
（7） 计算模数mn yo?Q%w'Nh
mn = mm=3.74 mP[u [ | ]
3．按齿根弯曲强度设计 oF
xVK
由式(10—17) ", )
mn≥ U~t(YT
1） 确定计算参数 ??V["o T
（1） 计算载荷系数 1Di&vpn0u
K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96 j~q`x v+R
Tj9q(Vq
（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 e|yuPd
Dx'e+Bm
（3） 计算当量齿数 X&Lt?e,&
z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 &[5az/Hj*
z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47 a"aV&t
（4） 查取齿型系数 -1J HhRr]
由表10－5查得YFa1=2.724；Yfa2=2.172 \]%U?`A
（5） 查取应力校正系数 G].KJ5,y
由表10－5查得Ysa1=1.569；Ysa2=1.798 3:
Uik
p]4
s N
PM7/fv *,
（6） 计算[σF] UXHFti/A<
σF1=500Mpa Shz;)0To
σF2=380MPa sKO
;p
KFN1=0.95 g"Bv!9*H
KFN2=0.98 ]
),' =@
[σF1]=339.29Mpa }DaYO\:yK*
[σF2]=266MPa "g-NUl`'
（7） 计算大、小齿轮的 并加以比较 y>8?RX8
= =0.0126 <@ u6*]
= =0.01468 6< Z9p@6
大齿轮的数值大。 z, [ +
&) -?=M
2） 设计计算 :^a$ve3(Jq
mn≥ =2.4 2-84
mn=2.5 G2D<LRWt4
=C|^C
4．几何尺寸计算 JB<4 m4-
1） 计算中心距 G\%hT5^
z1 =32.9，取z1=33
N=9lA0y+
z2=165 PAkW[;GSDh
a =255.07mm C.<4D1} P
a圆整后取255mm 's< }@-]
<lR8MqjM_
2） 按圆整后的中心距修正螺旋角 ;rgsPVbVf
β=arcos =13 55’50” YP l{5 =
gp =0;#4
4
3） 计算大、小齿轮的分度圆直径 x]Ef}g
d1 =85.00mm t
,$)PV
d2 =425mm 1CbC|q
k
W ,|>
4） 计算齿轮宽度 ~ \P.gSiz
b=φdd1 s3J$+1M >
b=85mm {NR~>=~K-
B1=90mm，B2=85mm odDt.gQXU
?L^ Gu ]y
5） 结构设计 B|v
fkX2f
以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故以选用腹板式为宜。其他有关尺寸参看大齿轮零件图。 CR<l"~ X
qM+T Wp
轴的设计计算 K-ebAa iC
拟定输入轴齿轮为右旋 .+yJ'*i$d
II轴： S[ M$>
1．初步确定轴的最小直径 *?{)i~
d≥ ＝ =34.2mm /l
L*U
2．求作用在齿轮上的受力 =#fqFL,
Ft1= =899N P}gh-5x
Fr1=Ft =337N vs~*=d27Pf
Fa1=Fttanβ=223N； R<-KXT9
Ft2=4494N h.nz kp5
Fr2=1685N iYnt:C
Fa2=1115N +dfSCs
8 CCA/6
3．轴的结构设计 +J i dP
1） 拟定轴上零件的装配方案 bGZy0.
# V +e
i. I-II段轴用于安装轴承30307，故取直径为35mm。 D$ \ EZ
ii. II-III段轴肩用于固定轴承，查手册得到直径为44mm。 `|R{^Sk1o
iii. III-IV段为小齿轮，外径90mm。 k.%F! sK
iv. IV-V段分隔两齿轮，直径为55mm。 -t]0DsPg
v. V-VI段安装大齿轮，直径为40mm。 xQQ6 D
vi. VI-VIII段安装套筒和轴承，直径为35mm。 2.yzR DfZ
5s;#C/ZZ
2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 Ne%X:h
1. I-II段轴承宽度为22.75mm，所以长度为22.75mm。 ~0L>l J
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。 #]r w@c
3. III-IV段为小齿轮，长度就等于小齿轮宽度90mm。 #ed]zI9O
4. IV-V段用于隔开两个齿轮，长度为120mm。 ]l`DR4
=
5. V-VI段用于安装大齿轮，长度略小于齿轮的宽度，为83mm。 ~c4Y*]J
6. VI-VIII长度为44mm。 Lxl?6wZ
N}\i!YUD
7 UR)4dYA
~jgd92`{z
4． 求轴上的载荷 a`}-^;}SW
66 207.5 63.5 [yz;OoA:;
R 0Qp*&AL
\C#Vh7z"2&
E)Dik`Ccl
F)C8 LH
fI6F};I5}T
so;aN'{6@
\>+gZc]an
=3FXU{"Qi4
fYwumx`J
^VA)vLj@
3'8~H]<W
fy-( B;
"YivjHa7H
}G]]0Oi2
Mf?4 `LM
Q,>AT $|
Fr1=1418.5N t<4+CC2H
Fr2=603.5N 9rhz# w
查得轴承30307的Y值为1.6 d< y
B ~Y
Fd1=443N ,\VNs'j
Fd2=189N cB|](gWS~
因为两个齿轮旋向都是左旋。 W_?S^>?l/
故：Fa1=638N \eN }V
Fa2=189N /Z^+K
c Mq|`CM
5．精确校核轴的疲劳强度 "F=O
1） 判断危险截面 Q.x3_+ CX
由于截面IV处受的载荷较大，直径较小，所以判断为危险截面 'INdZ8j_
H R4^+x
2） 截面IV右侧的 =T[kGg8`
+?%huJYK,
截面上的转切应力为 /MA 4Er r
nfc&.(6x<
由于轴选用40cr，调质处理，所以 J:t 1W=lJ3
， ， 。 1g
*4 e
（[2]P355表15-1） %GJ, &b|
a) 综合系数的计算 1Eh (U
由 ， 经直线插入，知道因轴肩而形成的理论应力集中为 ， ， 0 j6/H?OT
（[2]P38附表3-2经直线插入） l/Sb JrM*
轴的材料敏感系数为 ， ， m/<7FU8
（[2]P37附图3-1） m!g
f!
故有效应力集中系数为 K?) &8S
U\+o$mU^
YI|7a#*F
查得尺寸系数为 ，扭转尺寸系数为 ， leiP/D6s
（[2]P37附图3-2）（[2]P39附图3-3） O>UR\l|+:2
轴采用磨削加工，表面质量系数为 ， =^NR(:SaaU
（[2]P40附图3-4） g^=p)h3
轴表面未经强化处理，即 ，则综合系数值为 >=wlS\:"
KATt 9ox @
23zB@aE_?1
b) 碳钢系数的确定 QD<f) JZK
碳钢的特性系数取为 ， JBp^@j{_
c) 安全系数的计算 OX I.>9
轴的疲劳安全系数为 q45H mz
sk 9*3d5I
WJ8i,7
< yBZsSj
故轴的选用安全。 JW
(.,Ztm
= }F &jl
I轴： 0:Xvch0
1．作用在齿轮上的力 Fe}Dnv)}Z
FH1=FH2=337/2=168.5 >IsRd
Fv1=Fv2=889/2=444.5 &0~E+
9b
LJ9^:U
2．初步确定轴的最小直径 + Uq$'2CT
0KE+RzrB
Z%k)'%_
3．轴的结构设计 $o0o5 ^Z-
1） 确定轴上零件的装配方案 (i 1 ]+.
YRqIC -_
]:d`=V\&N
2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 m!V ?xGKJ
d) 由于联轴器一端连接电动机，另一端连接输入轴，所以该段直径尺寸受到电动机外伸轴直径尺寸的限制，选为25mm。 o/
ozX4C
e) 考虑到联轴器的轴向定位可靠，定位轴肩高度应达2.5mm，所以该段直径选为30。 b|P[\9
f) 该段轴要安装轴承，考虑到轴肩要有2mm的圆角，则轴承选用30207型，即该段直径定为35mm。 -r7*C :E
g) 该段轴要安装齿轮，考虑到轴肩要有2mm的圆角，经标准化，定为40mm。 `;L>[\Xi
h) 为了齿轮轴向定位可靠，定位轴肩高度应达5mm，所以该段直径选为46mm。 ~J)_S'
#
i) 轴肩固定轴承，直径为42mm。 8i;Ep AwB
j) 该段轴要安装轴承，直径定为35mm。 HTA Jn _
2） 各段长度的确定 ?Mtd3 F^o?
各段长度的确定从左到右分述如下： ' gI q_t|^
a) 该段轴安装轴承和挡油盘，轴承宽18.25mm，该段长度定为18.25mm。 LY(YgqL
b) 该段为轴环，宽度不小于7mm，定为11mm。 F|Pf-. r`t
c) 该段安装齿轮，要求长度要比轮毂短2mm，齿轮宽为90mm，定为88mm。 E9i
M-Lw
d) 该段综合考虑齿轮与箱体内壁的距离取13.5mm、轴承与箱体内壁距离取4mm（采用油润滑），轴承宽18.25mm，定为41.25mm。 A}W) La\
e) 该段综合考虑箱体突缘厚度、调整垫片厚度、端盖厚度及联轴器安装尺寸，定为57mm。 Z_Qs^e$
f) 该段由联轴器孔长决定为42mm x 4Q*~,n
u1R_u9
:Xq qhG
4．按弯扭合成应力校核轴的强度 EBc_RpC/Z
W=62748N.mm j#hFx+S
T=39400N.mm Yi1lvB?m
45钢的强度极限为 ，又由于轴受的载荷为脉动的，所以 。 Js.2R$o =*
ErnjIx:
mII7p Lb Q
III轴 -{n2^vvF
1．作用在齿轮上的力 ' ,$Uw|N
FH1=FH2=4494/2=2247N 2 dg+R)%
Fv1=Fv2=1685/2=842.5N *mwHuGbZed
`lygJI?H+{
2．初步确定轴的最小直径 46OYO a
~gg(i"V
>$Sc}a 3
3．轴的结构设计 GG<{n$h
1） 轴上零件的装配方案 X: PB
}
84 5a%A$
QhR.8iS
2） 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 2[-@
.gH
I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII iZm#
"}VG
直径 60 70 75 87 79 70 P@lDhzd
长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25 J)tk<&X
}ya@*jH
>ka*-8?
4IfOvAN%
`< _A#@
5．求轴上的载荷 P5-1z&9O
Mm=316767N.mm $v5)d J
T=925200N.mm [&y ="6No
6. 弯扭校合 YD>5z V%!D
NX.%Rj*
;J [ed>v;3
Lxz!>JO>
vz$-KT4e^
滚动轴承的选择及计算 TNun)0p
I轴： A)v!
{
1．求两轴承受到的径向载荷
/ ,Unp1D
5、 轴承30206的校核 *WTmS2?'h
1） 径向力 J5Pi"U$FkY
ygI81\ D
4PdJ
2） 派生力 - QPM$
， $U . >]i
3） 轴向力 EY+/
foP
由于 ， Z/
w}so
所以轴向力为 ， 'DLgOUvh
4） 当量载荷 w2 %u;D%
由于 ， ， "^g V.
所以 ， ， ， 。 {9mXJu$cc
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 "&9L
@9$u!ny0
5） 轴承寿命的校核 -O&u;kh4g
$4YyZ!_.@
|aWeo.;c
II轴： 7c.96FA
6、 轴承30307的校核 t?&@bs5~g
1） 径向力 ]\TYVv)
X1 wlOE
XHN*'@
77;
2） 派生力 _Fc :<Ym?
， /kZ{+4M
3） 轴向力 #k}x} rn<'
由于 ， $nf5bo/;
所以轴向力为 ， %1JN%
4） 当量载荷 1UHlA8w7 Q
由于 ， ， $~^Y4 }
m
所以 ， ， ， 。 nO;*Peob
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 C4,;l^?=%
!\ 'NBq,
5） 轴承寿命的校核 fCMFPhF
Ire+r
"am
GF^)](xY+
III轴： f52*s#4}
7、 轴承32214的校核 r:.ydr @
1） 径向力 !<EQVqj6
l^~E+F~
Sh@en\m=#S
2） 派生力 JkfVsmc<{h
， n7A %y2
3） 轴向力 9e aqq
由于 ， K-<kp!v
所以轴向力为 ， B)L=)N
4） 当量载荷 o)B`K."
由于 ， ， ezz;NH
所以 ， ， ， 。 NT1"?Thx|
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 U07 G&? /
178u4$# b
5） 轴承寿命的校核 \h{M\bSIEa
3oo Tn-`{
a rQEi
键连接的选择及校核计算 ;:`0:Ao.
{J[5 {]Je[
代号 直径 ^7p>p8
（mm） 工作长度 VX'cFqrK3
（mm） 工作高度 B*
hW
（mm） 转矩 I\y=uC
（N•m） 极限应力 ?|$IZ9
（MPa） gK%^}xU+
高速轴 8×7×60（单头） 25 35 3.5 39.8 26.0 5H{dLZ],
12×8×80（单头） 40 68 4 39.8 7.32 ^Gt9 .
中间轴 12×8×70（单头） 40 58 4 191 41.2 l)P~#G+C
低速轴 20×12×80（单头） 75 60 6 925.2 68.5 WVMkLMg8d
18×11×110（单头） 60 107 5.5 925.2 52.4 Nn:>c< [
由于键采用静联接，冲击轻微，所以许用挤压应力为 ，所以上述键皆安全。 { = Y3[
/4xp?Lo:
连轴器的选择 6xC$R q
由于弹性联轴器的诸多优点，所以考虑选用它。 <\6< -x(H5
tqMOh R
二、高速轴用联轴器的设计计算 f 8AgTw,K8
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 ， {E3329t|'
计算转矩为 13f@Ox$
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） >cdxe3I\
其主要参数如下： wJ}9(>id*
材料HT200 -ge :y2R_w
公称转矩 j~#nJI5]
轴孔直径 ， ;*AK eI2
]ysEj3
轴孔长 ， lDU@Q(V#}<
装配尺寸 ]A#K ;AW{U
半联轴器厚 I `I+7~t
（[1]P163表17-3）（GB4323-84） 9|K3xH
%9HL "
三、第二个联轴器的设计计算 ; 5.S"
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 ， ]N#%exBVo
计算转矩为 4r+s"
|
所以选用弹性柱销联轴器TL10（GB4323-84） ] hC6PKJU
其主要参数如下： id=:J7!QU
材料HT200 7wA.:$
公称转矩 R>CIE L
轴孔直径 K:_5#!*^98
轴孔长 ， m,1Hlp
装配尺寸 2 g ` <*u*
半联轴器厚 ^:Hx .
（[1]P163表17-3）（GB4323-84） R>#BJ^>=
wusj;v4C4M
y$h.k"x`
qHtonJc
减速器附件的选择 na) -'
通气器 x./ l2 7}6
由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M18×1.5 l+!eC
lM%
油面指示器 =TcT` ](o
选用游标尺M16 ]Lz:oV^%
起吊装置 fvH4 <c5x
采用箱盖吊耳、箱座吊耳 BK/~ 2u
放油螺塞 Yfa` }hQ
选用外六角油塞及垫片M16×1.5 f *HEw
wx]r {
润滑与密封 grWmF3c#
一、齿轮的润滑 _f1~r^(/T0
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。 \]7i-[
%jc"s\
二、滚动轴承的润滑 hP $v,"$
由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。
,fR /C
]A%S&q
三、润滑油的选择 -rXo}I,VI
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。 t_\;G~O9-M
5 52U~t
四、密封方法的选取 )i$:iI
>k
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。 7JL*y\ '
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。 eX0ASI9
轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。 /'<Qk'
X) O9PQ
qy$1+>f1
<^v-y)%N:A
设计小结 }]K^b1Fs5
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。 P"k`h=>!4
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参考资料目录 P rwMR_ -
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[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；
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