目 录 FofeQ
~|kSQ7O^
设计任务书……………………………………………………1 HpGI\s
传动方案的拟定及说明………………………………………4 nA4PY ]
电动机的选择…………………………………………………4 1wTPT,k
计算传动装置的运动和动力参数……………………………5 RIV
+ _}R
传动件的设计计算……………………………………………5 Ef2i#BoZ
轴的设计计算…………………………………………………8 T6^ H%;G
滚动轴承的选择及计算………………………………………14 /O {iL:`
键联接的选择及校核计算……………………………………16 OGWZq(c"6
连轴器的选择…………………………………………………16 e?yrx6
减速器附件的选择……………………………………………17 mi'3ibCG
润滑与密封……………………………………………………18 rZ:-%#Q4
设计小结………………………………………………………18 3Q:Hzq G
参考资料目录…………………………………………………18 D@?Tq,=
[
,
aJC7'(
机械设计课程设计任务书 zbgH}6b
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 efX iZ
一． 总体布置简图 sp8P[W1a
`x:8m?q05
Rn9e#_ Az
:c}"a(|
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 Tg _#z
E
E^l w61
二． 工作情况： peD7X :K\s
载荷平稳、单向旋转 7 <<`9,
A(}D76o_
三． 原始数据 G;he:Bf
鼓轮的扭矩T（N•m）：850 5=hMTztf!!
鼓轮的直径D（mm）：350 Boj#r ,x
运输带速度V（m/s）：0.7 5[0W+W
带速允许偏差（％）：5 kA4bv}
使用年限（年）：5 @O9wit.
工作制度（班/日）：2 q5#6PYIq
=x3T+)qCNX
四． 设计内容 Nf!WqD* je
1. 电动机的选择与运动参数计算； FT[of(g^
2. 斜齿轮传动设计计算 \ IX|{]*D
3. 轴的设计 7?"-:q
4. 滚动轴承的选择 !$pnE:K
5. 键和连轴器的选择与校核； _ZHDr[
6. 装配图、零件图的绘制 (;cKv
7. 设计计算说明书的编写 WbJ
Wf{&D>
五． 设计任务 ]47! Zo,
1． 减速器总装配图一张 5a%i%+;N
2． 齿轮、轴零件图各一张 mTBSntZx
3． 设计说明书一份 iT=h }>
g+%Pg@[
六． 设计进度 =<[M$"S7d6
1、 第一阶段：总体计算和传动件参数计算 -58Sb"f
2、 第二阶段：轴与轴系零件的设计 r,Tq";N'
3、 第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 TH>7XK<90M
4、 第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 #ja6 nt8GC
;U[W $w[
/WMJ#IE
Pj ^O8
2Kz407|'
-7u_ \XFk
%0q)PT\
s8+{##"1
q
传动方案的拟定及说明 yi:1cLq2
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*w V<b
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。 OLE@35"v]
ge|Cv v
CF]#0*MI
电动机的选择 vl>_;} W7
1．电动机类型和结构的选择 Fd/Ra]@\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。 b&P2VqYgl
C:ntr=3J
2．电动机容量的选择 ]zh6[0V7V
1） 工作机所需功率Pw of/'
9Tj
Pw＝3.4kW m+3 ]RIr&A
2） 电动机的输出功率 :RDQP
Pd＝Pw/η i Jb-F*_y
η＝ ＝0.904 9)J)r \
Pd＝3.76kW 8I<LZ{a10
R_gON* 9
3．电动机转速的选择 [[ uZC Ki
nd＝（i1’•i2’…in’）nw Xu& v3Y~k
初选为同步转速为1000r/min的电动机 q8H9a u&/
EfqC_,J*3
4．电动机型号的确定 ^~W s4[Guo
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。 Y@MFH>*
UQO?hZ!y/.
S4D~`"4 $/
计算传动装置的运动和动力参数 Xp~O?2:3l
传动装置的总传动比及其分配 V`xE&BI
1．计算总传动比 !yu-MpeG
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： C
A $R
i＝nm/nw %h}3}p#4
nw＝38.4 nmoC(| r
i＝25.14 Hh'o:j(^
@!mjjeG+1
2．合理分配各级传动比 -~_;9[uV
由于减速箱是同轴式布置，所以i1＝i2。 T;#:Y
因为i＝25.14，取i＝25，i1=i2=5 @T)>akEOt
速度偏差为0.5%<5%，所以可行。 ;fB!/u
各轴转速、输入功率、输入转矩 Hr/Q?7g
项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮 B+lnxr0t
转速（r/min） 960 960 192 38.4 38.4 ni-4 ~k
功率（kW） 4 3.96 3.84 3.72 3.57 #Kt5+"+7
转矩（N•m） 39.8 39.4 191 925.2 888.4 m_b_)/
传动比 1 1 5 5 1 #R# |hw
效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97 gPF5|% 3)
UB7C,:"
传动件设计计算 ;_E][m
1． 选精度等级、材料及齿数 (5>IF,}!L
1） 材料及热处理； Vc&xXtm[v
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。 FmhN*ZXr #
2） 精度等级选用7级精度； G`NGt_C
3） 试选小齿轮齿数z1＝20，大齿轮齿数z2＝100的； p1fy)K2{,j
4） 选取螺旋角。初选螺旋角β＝14° >: P-3#e*
2．按齿面接触强度设计 3`{[T17
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 m-R ` (
按式（10—21）试算，即 `.YMbj#T
dt≥ .2/W.z2
1） 确定公式内的各计算数值 9On(b|mT
（1） 试选Kt＝1.6 >qci $
（2） 由图10－30选取区域系数ZH＝2.433 GL3olKnL
（3） 由表10－7选取尺宽系数φd＝1 P |;=dX#-
（4） 由图10－26查得εα1＝0.75，εα2＝0.87，则εα＝εα1＋εα2＝1.62 g4 2f*~l
（5） 由表10－6查得材料的弹性影响系数ZE＝189.8Mpa 7jY W3
（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； B^BbA-I
（7） 由式10－13计算应力循环次数 m ?jF:] ^
N1＝60n1jLh＝60×192×1×（2×8×300×5）＝3.32×10e8 :{x
N2＝N1/5＝6.64×107 Df0m
;\gHFG}
（8） 由图10－19查得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.95；KHN2＝0.98 ci`N ,&:R
（9） 计算接触疲劳许用应力 S/Gy:GIf
取失效概率为1％，安全系数S＝1，由式（10－12）得 Q3aZB*$K
[σH]1＝＝0.95×600MPa＝570MPa NXdT"O=P
[σH]2＝＝0.98×550MPa＝539MPa UE
K$
[σH]＝[σH]1＋[σH]2/2＝554.5MPa >?ckBU9
? #VkzT
2） 计算 5j#XNc)"
（1） 试算小齿轮分度圆直径d1t 7_ao?}g
d1t≥ |oTA $bln
= =67.85 8&++S> <
AHdh]pfH
（2） 计算圆周速度 z?Qt%1q
v= = =0.68m/s l 5l#LsaQb
kqp*o+Oz',
（3） 计算齿宽b及模数mnt |H4f&& Wd
b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm g:fzf>oQ>p
mnt= = =3.39 j(]; b+>
h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm 3L-}B#tI
b/h=67.85/7.63=8.89 THz=_L6
#B8V2 _M
（4） 计算纵向重合度εβ .u&GbM%Ga
εβ= =0.318×1×tan14 =1.59 h}f l:J1C
（5） 计算载荷系数K j4!o BSp
已知载荷平稳，所以取KA=1 yn KgNi
根据v=0.68m/s,7级精度，由图10—8查得动载系数KV=1.11；由表10—4查的KHβ的计算公式和直齿轮的相同， .?;"iv+
故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42 Z)RV6@(
由表10—13查得KFβ=1.36 5J m %*Wb
由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数 S '%!KGVe
K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05 ~"i4"Op&
c_) lTI4
（6） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10—10a）得 mNnt9F3Eq
d1= = mm=73.6mm GB`
G(a
nZ~J &QK-
（7） 计算模数mn -aF\
u[b
mn = mm=3.74 E:S (v
3．按齿根弯曲强度设计 ky |Py
由式(10—17) Nm, 9xq
mn≥ [5$Y>Tr!
1） 确定计算参数 V] 0~BV
（1） 计算载荷系数 }p L#C
K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96 tU, >EbwO
GN@(!V#/4
（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 ~t.M!vk
ahqsbNu1
（3） 计算当量齿数 @/0-`Y@?
z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 &/t GT3)
z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47 6qkMB|@ Ix
（4） 查取齿型系数 LSW1,} /B
由表10－5查得YFa1=2.724；Yfa2=2.172 [{cMEV&
（5） 查取应力校正系数 7S )u7
由表10－5查得Ysa1=1.569；Ysa2=1.798 <ZgbmRY8
?(P3ZTk?.
G$!JJ.
)d
（6） 计算[σF] ^Yu%JCN8g
σF1=500Mpa KI~M.2pk
σF2=380MPa c(G;O )ikS
KFN1=0.95 w8>
KFN2=0.98 Gs)2HR@>
[σF1]=339.29Mpa 5p`.RWls
[σF2]=266MPa D+xHTQNTL
（7） 计算大、小齿轮的 并加以比较 ={gf x;
= =0.0126 %W:]OPURK
= =0.01468 1*u i|fuK
大齿轮的数值大。 =}7[ypQM`]
ew{(@p+$
2） 设计计算 @O Rk
mn≥ =2.4 0N(o)WRv
mn=2.5 !e0~|8
Jx_B jkF
4．几何尺寸计算 J'no{3Kt z
1） 计算中心距 l=? G"1
z1 =32.9，取z1=33 }[m,HA<j
z2=165 1T@#gE["Ic
a =255.07mm
*aT\V64
a圆整后取255mm BT8L 'qEj
w YIlp
2） 按圆整后的中心距修正螺旋角 qL?`l;+
β=arcos =13 55’50” X23#y7:
cas5
3） 计算大、小齿轮的分度圆直径 ^CWxYDG*
d1 =85.00mm .PJCBT e
d2 =425mm oz[:
T3oE>
cczV}m 2)
4） 计算齿轮宽度 xgV(0H}Mf
b=φdd1 rS^+y{7
b=85mm n~|sMpd,M1
B1=90mm，B2=85mm ^B `*4
!<2%N3l
5） 结构设计 #)hJ.0~3
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。 -AcVVK&
N(@B3%H2/J
轴的设计计算 ^a+H`RD
拟定输入轴齿轮为右旋 Iu r b?
II轴： ;+-D g3
1．初步确定轴的最小直径 q"O4}4`
d≥ ＝ =34.2mm (h3f$
2．求作用在齿轮上的受力 eW>Y*l% B
Ft1= =899N r[ }5<S Q
Fr1=Ft =337N y m~
Fa1=Fttanβ=223N； 0v /}W(
Ft2=4494N 9yt)9f
Fr2=1685N B(TE?[ #
Fa2=1115N s}5,<|DL
g= 5vnY
3．轴的结构设计 :497]c3#5C
1） 拟定轴上零件的装配方案 U 3UDA
3+>;$
i. I-II段轴用于安装轴承30307，故取直径为35mm。 &W@#p G
ii. II-III段轴肩用于固定轴承，查手册得到直径为44mm。 OPtFz6
iii. III-IV段为小齿轮，外径90mm。 dNg5#?mzT5
iv. IV-V段分隔两齿轮，直径为55mm。 N& 683z
v. V-VI段安装大齿轮，直径为40mm。 GjD ^\d/
vi. VI-VIII段安装套筒和轴承，直径为35mm。 zF-R$_]av
1x 8zub B
2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 7)U0 8"
1. I-II段轴承宽度为22.75mm，所以长度为22.75mm。 -mur` tC
2. II-III段轴肩考虑到齿轮和箱体的间隙12mm，轴承和箱体的间隙4mm，所以长度为16mm。 lUJ~_`D
3. III-IV段为小齿轮，长度就等于小齿轮宽度90mm。 ;Or]x ?-
4. IV-V段用于隔开两个齿轮，长度为120mm。 H;.${u^lhd
5. V-VI段用于安装大齿轮，长度略小于齿轮的宽度，为83mm。 w#Di
6. VI-VIII长度为44mm。 J e1'0h9d
#o /
MaS"V`NI
R$O r&:E ^
4． 求轴上的载荷 )= ]u]7p}
66 207.5 63.5 Q6lC :cB<
<<5x"W(,
T4lE-g2%M
h .%)RW?
Y;dQLZ CC
(n +FEE<
fDU_eyt/Z'
A<$w
}Fy;
:*6#(MX
zlhHSy K
.WV5Gf)
X]T&kdQ6q
N" =$S|Gs
r]<?,xx [
(G<fvl!~
)@,zG(t5;
abgA Ug)
Fr1=1418.5N t 8,VR FV
Fr2=603.5N L5 5VS:'
查得轴承30307的Y值为1.6 |q+dTy_n
Fd1=443N 7(W"NF{r
Fd2=189N |JVp(Kx
因为两个齿轮旋向都是左旋。 IB%Hv]
故：Fa1=638N E-?@9!2
&
Fa2=189N }VD J
^|j
@' @L
5．精确校核轴的疲劳强度 ]qPrXuS/
1） 判断危险截面 6
#m:=
由于截面IV处受的载荷较大，直径较小，所以判断为危险截面 __OH
gp 1
W0qn$H
2） 截面IV右侧的 Hph$Z 1{
'irHpN6n
截面上的转切应力为 >)6d~
|J:kL3g
由于轴选用40cr，调质处理，所以 *ud/'HR8]
， ， 。 $z[r (a^a
（[2]P355表15-1） H2oD0f|
a) 综合系数的计算 .;,` bH0
由 ， 经直线插入，知道因轴肩而形成的理论应力集中为 ， ， :|TQi9L$rj
（[2]P38附表3-2经直线插入） %SKJ#b
轴的材料敏感系数为 ， ， 1 h,m
（[2]P37附图3-1） iQ#dWxw4
故有效应力集中系数为 55K(] %t
5kdh!qy[$,
u|EHe"V"
查得尺寸系数为 ，扭转尺寸系数为 ， 7S.E,\Tws
（[2]P37附图3-2）（[2]P39附图3-3） 7:$zSj# y
轴采用磨削加工，表面质量系数为 ， W %_Cda5,
（[2]P40附图3-4） Q35jJQ$<`
轴表面未经强化处理，即 ，则综合系数值为 Wa !}$q+
]7:*A7/!.
cOrFe;8-.
b) 碳钢系数的确定 jx[g;7~X
碳钢的特性系数取为 ，
KnxK9
c) 安全系数的计算 }]!?t~5*
轴的疲劳安全系数为 RQQ\y`h`
rOA{8)jIa*
ee\xj$,
{T'M4y=)i
故轴的选用安全。 P&.-c _
q)QM+4
I轴： dk[MT'DV
1．作用在齿轮上的力 . \}nDT
FH1=FH2=337/2=168.5 fj:q_P67o
Fv1=Fv2=889/2=444.5 dS Pye z
W0;MGBfb
2．初步确定轴的最小直径 I6lWB(H!u
7I;A5f
1|/-Ff"1@
3．轴的结构设计 j &w4yY
1） 确定轴上零件的装配方案 Ro :)N:C
k @Mt 8Ln
+V;@)-
2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 Su*f `~G];
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。 rGUu K0L&
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。 07#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。 cZ l/8?dj}
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。 :V
ZXI#([
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。 y\@INA^
i) 轴肩固定轴承，直径为42mm。 #2*6e sP
j) 该段轴要安装轴承，直径定为35mm。 l,@rB+u
2） 各段长度的确定 %pBc]n @_
各段长度的确定从左到右分述如下： pWOK~=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。
j7sRmQCl
b) 该段为轴环，宽度不小于7mm，定为11mm。 NGL,j\(~7
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。 L yNLz
m5
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。 ?*dt JL
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。
"U o~fJ
f) 该段由联轴器孔长决定为42mm .)[0yW &
0.z\YTZ9
D V=xqC6}
4．按弯扭合成应力校核轴的强度 :e!3-#H
W=62748N.mm ,ocAB;K
T=39400N.mm 6`V~cVu
45钢的强度极限为 ，又由于轴受的载荷为脉动的，所以 。 DTo P|P
kJk6lPSqi7
Mi:i1i
cdn
III轴 4o ,G[Cf_
1．作用在齿轮上的力 x't@M c
FH1=FH2=4494/2=2247N f`bRg8v
Fv1=Fv2=1685/2=842.5N &\L\n}i-
:7[4wQD t4
2．初步确定轴的最小直径 'j 'G4P_G
Jm[_ X
':#DROe!
3．轴的结构设计 ='Fh^]*5
1） 轴上零件的装配方案 Wo+^R%K' 4
qt`HP3J&
]*TW%mY
2） 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 q "$C)o
I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII nl+8C}=u
直径 60 70 75 87 79 70 `L7Cf&W\l8
长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25 V|j{ #;
EWK? vs
fx*Q,} t
TxvvCV^
@r3,|tkrz
5．求轴上的载荷 qc"PTv0q
Mm=316767N.mm tf4cl zSTa
T=925200N.mm $8 WeWmY
6. 弯扭校合 i<-a-Z+^
Wo7`gf_ (
\W+Hzf]
W#
G0b##-.'^
k~IRds@G
滚动轴承的选择及计算 P 9?I]a)G
I轴： K8 Hj)$E61
1．求两轴承受到的径向载荷 EFz Pt?l
5、 轴承30206的校核 tKY g
1） 径向力 a3c43!J?M
-7(,*1Tk
mu$rG3M
2） 派生力 ~*hCTqH vN
， i#:M2&twE
3） 轴向力 Ls/*&u
由于 ， v{pW/Fu~
所以轴向力为 ， d-'BT(@:
4） 当量载荷 >9,:i)m_
由于 ， ， BDT"wy8
所以 ， ， ， 。 DA^!aJ6iF
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 Mk8k,"RG&Z
Ib2n Bg>j
5） 轴承寿命的校核 oq[r+E-]$@
n*r Xj{Kt
u-@;Q<v$
II轴： @B Mu ov
6、 轴承30307的校核 c]A @'{7
1） 径向力 Gs U.Lkf
to(lE2`.da
x\a CZ
2） 派生力 Q=t_m(:0
， Q t. |YB8
3） 轴向力 V?"1&m& E
由于 ， <[' ucp
所以轴向力为 ， 2[i(XG{/
4） 当量载荷 N*SUA4bnuM
由于 ， ， 6f)7*j~
所以 ， ， ， 。 ~T!D:2G
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 k_`YVsEYP
b K k7w#y
5） 轴承寿命的校核 :
`,#z?Rk
X3HJ3F;==
Uj^Y\w-@Z
III轴： 7ea%mg \
7、 轴承32214的校核 #6mr'e1
1） 径向力 &"DD&87N%
A u"BDP
11RqP:zg
2） 派生力 W4"1H0s`l
， x\ 8gb#8
3） 轴向力 6W9lKD_i
由于 ， ?f:ND1jU
所以轴向力为 ， 5MK.>3fE
4） 当量载荷 ?MOjtAG0_~
由于 ， ， O)c 3Lm-w
所以 ， ， ， 。 'j;i4ie>*x
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 `2`h4[^ [X
7>f)pfLM
5） 轴承寿命的校核 \jr-^n]
r o8C^d]
!eP0b~$/^J
键连接的选择及校核计算 LBIEG_/m
%' ea W
代号 直径 .&.L@CRH
（mm） 工作长度 Iv/h1j> H
（mm） 工作高度 ekd;sEO
（mm） 转矩 f{U,kCv
（N•m） 极限应力 p+V::O&&r
（MPa） k#G+<7c<
高速轴 8×7×60（单头） 25 35 3.5 39.8 26.0 m }t`43}QE
12×8×80（单头） 40 68 4 39.8 7.32 ;ZTh(_7
中间轴 12×8×70（单头） 40 58 4 191 41.2 g{JH5IZ~
低速轴 20×12×80（单头） 75 60 6 925.2 68.5 o(D6
18×11×110（单头） 60 107 5.5 925.2 52.4 YGhHIziI
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。 O^IS:\JX&
([]\7}+8
连轴器的选择 40$9./fe)
由于弹性联轴器的诸多优点，所以考虑选用它。 n1)]. `
6>b'g
~I
二、高速轴用联轴器的设计计算 :Yn{:%p
由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为 ， caZEZk#r;
计算转矩为 m}+_z^@j9
所以考虑选用弹性柱销联轴器TL4（GB4323-84），但由于联轴器一端与电动机相连，其孔径受电动机外伸轴径限制，所以选用TL5（GB4323-84） 0G3T.4 I
其主要参数如下： { 'cdi`
材料HT200 sI@kS ^
公称转矩 ' wKTWmf?\
轴孔直径 ， R^rA .7T
n6{nx[%7N7
轴孔长 ， /Q'O]h0 a
装配尺寸 )6
K)UA
半联轴器厚 rLcXo %w
（[1]P163表17-3）（GB4323-84） @}{Fw;,(7n
2>.>q9J(
三、第二个联轴器的设计计算 Ca0t}`<S
由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为 ， g XB&Sgjo
计算转矩为 Mm%b8#Fe!
所以选用弹性柱销联轴器TL10（GB4323-84） cBU@853
其主要参数如下： sNJ?Z"5k1h
材料HT200 X:W}S/
公称转矩 B |S X?X
轴孔直径 =h}PL22
轴孔长 ， s "l ^v5
装配尺寸 EI@e p~
半联轴器厚 RMa#z [{0
（[1]P163表17-3）（GB4323-84） hcQv!!Q"k$
SpZmwa #\
o+?Ko=vYw
BF
U#FE)s
减速器附件的选择 h|ja67VG
通气器 !&o>zU.
由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M18×1.5 N}q*(r!q<
油面指示器 hYh~[Kr^@^
选用游标尺M16 ]v.Yt/&C{
起吊装置 sJ|IW0Mr
采用箱盖吊耳、箱座吊耳 2hT H
放油螺塞 L'a>D
选用外六角油塞及垫片M16×1.5 F=yE>[! LB
1 w9Aoc
润滑与密封 ;+Mr|vweTC
一、齿轮的润滑 s=n_(}{ q
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。 &X Se&1
Zh_ P
二、滚动轴承的润滑 +ID% ( :
由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。 %`:+A?zL
U FUm-~x`
三、润滑油的选择 p fg>H
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。 :#UN^ "(m}
66cPoG
四、密封方法的选取 r-o6I:y
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。 \fL :Ie
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。
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轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。 G)\6W#de4
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设计小结 fh e%5#3
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。 U
KdCG.E9^
H/O v8|
参考资料目录 ^os|yRzV*M
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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； $ -f(.S
[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； xsXf_gGu
[5]《工程机械构造图册》，机械工业出版社，刘希平主编 }L|XZL_Jo#
[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； vm "dE4W=
[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。 1 *$-.
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