目 录 &HK s >
-;\+uV
设计任务书……………………………………………………1 X~he36-+<
传动方案的拟定及说明………………………………………4 +Rgw+o
电动机的选择…………………………………………………4 -o_T C
计算传动装置的运动和动力参数……………………………5 ,)$KS*f"*z
传动件的设计计算……………………………………………5 ;a&:r7]=
轴的设计计算…………………………………………………8 "Y]ZPFh#.
滚动轴承的选择及计算………………………………………14 #(
sNk,^Ax
键联接的选择及校核计算……………………………………16 DME?kh>7
连轴器的选择…………………………………………………16 {z /^X<T
减速器附件的选择……………………………………………17 U"+ ry.3`
润滑与密封……………………………………………………18 Z d U{`>v
设计小结………………………………………………………18 \83A|+k
参考资料目录…………………………………………………18 8 tygs
50ew/fZj|
机械设计课程设计任务书 %^=!s
题目：设计一用于带式运输机传动装置中的同轴式二级圆柱齿轮减速器 R.H\b!
一． 总体布置简图 SrtVoe[
*ZR@ z80i
S<3!oDBs
+M ##mRD
1—电动机；2—联轴器；3—齿轮减速器；4—带式运输机；5—鼓轮；6—联轴器 P"h\7V,d%
OgN1{vRFx
二． 工作情况： @CU|3Qg
载荷平稳、单向旋转 Tn0l|GRuZA
W)!{U(X
三． 原始数据 ^:!(j iH
鼓轮的扭矩T（N•m）：850 yVI;s|jG
鼓轮的直径D（mm）：350 X$ B]P 7G7
运输带速度V（m/s）：0.7 -;)SER3Wq4
带速允许偏差（％）：5 S@xsAib0J
使用年限（年）：5 zI&4k..4
工作制度（班/日）：2 S"^KJUUc
]KK ZbEO
四． 设计内容 : a q>
1. 电动机的选择与运动参数计算； <
mK
2. 斜齿轮传动设计计算 fuD1U}c
3. 轴的设计 LAY)">*49H
4. 滚动轴承的选择 oT)V OkFq
5. 键和连轴器的选择与校核； gZ" {{#:}
6. 装配图、零件图的绘制 KTK6#[8A
7. 设计计算说明书的编写 V 2s}<uG
N9=r#![>,
五． 设计任务 5Ue^> 8-
1． 减速器总装配图一张 3.<6;?
2． 齿轮、轴零件图各一张 +B q}>
3． 设计说明书一份 mU+F Q X
ZC5Yve8
六． 设计进度 0"^o TmQN
1、 第一阶段：总体计算和传动件参数计算 j t`p<gI
2、 第二阶段：轴与轴系零件的设计 TFC!u 0Y"$
3、 第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 n E,gQHw
4、 第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 @CaD8%j{
C *s0r;
UiK+c30FU
-hVv
*%N7QyO `I
OHP3T(Q5
~6:LUM
e}R2J `7
传动方案的拟定及说明 ui56<gI-
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。 ?St =7a(D
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。 E7yf[/it
A:.IBctsd
{rb-DB-/5M
电动机的选择 N*Y y&[
1．电动机类型和结构的选择 H#+\nT2m
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。 fb23J| "
@|B D|{k
2．电动机容量的选择 ,I ZqLA
1） 工作机所需功率Pw 0x\2 #i
Pw＝3.4kW cA<<& C
2） 电动机的输出功率 $`pd|K`
Pd＝Pw/η )u0O_R
η＝ ＝0.904 69 Nw/$
Pd＝3.76kW O1 6r!6=-n
hd5$ yU5JQ
3．电动机转速的选择 'f *O#&?
nd＝（i1’•i2’…in’）nw s
D_ G)c
初选为同步转速为1000r/min的电动机 COSTV>s;
Tp?- * K
4．电动机型号的确定 H8&p<=
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。 L=RGL+f1 _
wZ jlHe
#1[z;Mk0
计算传动装置的运动和动力参数 B52yaG8C
传动装置的总传动比及其分配 :N2E}hxk
1．计算总传动比 fz3lR2~G
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： KnJx{8@z
i＝nm/nw 3htq[Ren
nw＝38.4 fJy)STQ4
i＝25.14 MWs~#ReZ
^LVk5l)\>g
2．合理分配各级传动比 0oSQY[ht/
由于减速箱是同轴式布置，所以i1＝i2。 X'x3esw w
因为i＝25.14，取i＝25，i1=i2=5 9 /@ &*
速度偏差为0.5%<5%，所以可行。 P `EgA
各轴转速、输入功率、输入转矩 F;P5D<
项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮 i6Q b[\;
转速（r/min） 960 960 192 38.4 38.4 ul@3
Bt
功率（kW） 4 3.96 3.84 3.72 3.57 zJY ']8ah
转矩（N•m） 39.8 39.4 191 925.2 888.4 O#EqG.L5
传动比 1 1 5 5 1 e[{mVhg4E
效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97 8}BS2C%P
#Ao !>qCE
传动件设计计算 2 z7}+lH
1． 选精度等级、材料及齿数 \0?$wIH?
1） 材料及热处理； U; U08/y
选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。 u] M\3V.
2） 精度等级选用7级精度； K(VW%hV1
3） 试选小齿轮齿数z1＝20，大齿轮齿数z2＝100的； HTk\723Rdw
4） 选取螺旋角。初选螺旋角β＝14° 5/?P|T
2．按齿面接触强度设计 OxQYNi2
因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算 N*_"8LIfi_
按式（10—21）试算，即 Xwq]f :@V
dt≥ .'j29 6[ u
1） 确定公式内的各计算数值 #!})3_Qc(y
（1） 试选Kt＝1.6 JoJukoy}F
（2） 由图10－30选取区域系数ZH＝2.433 b7Oj<! Wo`
（3） 由表10－7选取尺宽系数φd＝1 k! 3 cq )
（4） 由图10－26查得εα1＝0.75，εα2＝0.87，则εα＝εα1＋εα2＝1.62 VRbQdiZ{
（5） 由表10－6查得材料的弹性影响系数ZE＝189.8Mpa _ie.| 4k
（6） 由图10－21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1＝600MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限σHlim2＝550MPa； ,h&a9:+i
（7） 由式10－13计算应力循环次数 _TUm$#@Y`
N1＝60n1jLh＝60×192×1×（2×8×300×5）＝3.32×10e8 A nMV <
N2＝N1/5＝6.64×107 ?pG/m%[
3vW4<:Lgy
（8） 由图10－19查得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.95；KHN2＝0.98 yMx TfR
（9） 计算接触疲劳许用应力 {eQWO.C{
取失效概率为1％，安全系数S＝1，由式（10－12）得 % ;| 0
[σH]1＝＝0.95×600MPa＝570MPa W~ruN4q.
[σH]2＝＝0.98×550MPa＝539MPa J,5+47b1}R
[σH]＝[σH]1＋[σH]2/2＝554.5MPa fu4!t3 1
z%sy$^v@vD
2） 计算 >c~RI7uu
（1） 试算小齿轮分度圆直径d1t xu\eX x 6H
d1t≥ pRi<cO
= =67.85 BBnq_w"a
;:]\KJm}?
（2） 计算圆周速度 Y#HI;Y^RP
v= = =0.68m/s HB iBv-=,
mgQ IhXH5L
（3） 计算齿宽b及模数mnt Ef@,hX
b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm 5 1dSFr<#
mnt= = =3.39 ,_ .v_
h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm pC(sS0J
b/h=67.85/7.63=8.89 O{]9hm(tN
gzdG6"
（4） 计算纵向重合度εβ Vn|1v4U!
εβ= =0.318×1×tan14 =1.59 RMP9y$~3pU
（5） 计算载荷系数K =\3Tv
已知载荷平稳，所以取KA=1 J7+w4q~cB`
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， $,27pkwHeW
故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42 QDTNx!WL
由表10—13查得KFβ=1.36 gl7|H&&xV
由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数 X2yTlLdY
K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05 lAi2,bz"
rHz||jjU
（6） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10—10a）得 _}gtcyx
d1= = mm=73.6mm )uheV,ZnY
d@ J a}`
（7） 计算模数mn N#ioJ^}n:
mn = mm=3.74 c#cx>wq9
3．按齿根弯曲强度设计 'V&Y[7Aeq
由式(10—17) ig!7BxM)<h
mn≥ L'Q<>{;Ig
1） 确定计算参数 =L ]Q2V}
（1） 计算载荷系数 GJA`l8`SQ
K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96 I#rubAl
",Cr,;]
（2） 根据纵向重合度εβ=0.318φdz1tanβ=1.59，从图10－28查得螺旋角影响系数 Yβ＝0。88 n<7q`tM#
bt/ =Kq#
（3） 计算当量齿数 r ?m6$
z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 @n+=vC.xO
z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47 _NZ@4+aW
（4） 查取齿型系数 3n;K!L%zMT
由表10－5查得YFa1=2.724；Yfa2=2.172 =^;P#kX
（5） 查取应力校正系数 h2Bz F
由表10－5查得Ysa1=1.569；Ysa2=1.798 }}
ZY
19UN*g3(
c&nh>oN
（6） 计算[σF] |>
enp>
σF1=500Mpa g(4bBa9y
σF2=380MPa 7'lZg<z{~j
KFN1=0.95 `3_lI~=eH
KFN2=0.98 aSutM
[σF1]=339.29Mpa Ond'R'3 \E
[σF2]=266MPa 9jir* UI
（7） 计算大、小齿轮的 并加以比较 !|Q5Zi;aX7
= =0.0126 pY"O9x
= =0.01468 , X{>
大齿轮的数值大。 } ^kL|qmjR
Cb ;WZ3HR
2） 设计计算 w3T ]H _V
mn≥ =2.4 Zyf P; &
mn=2.5 S.*~C0"
/e@H^Cgo
4．几何尺寸计算 OQ&'Dt i
1） 计算中心距 \}0-^(9zd
z1 =32.9，取z1=33 \;X+ X,M
z2=165 dt\ jGD
a =255.07mm {R6HG{"IS6
a圆整后取255mm eOT+'[3"
V@-) \RZm
2） 按圆整后的中心距修正螺旋角 =n(3o$r(
β=arcos =13 55’50” C#0Qd%
xg@NQI@7
3） 计算大、小齿轮的分度圆直径 [{u(C!7L`
d1 =85.00mm [^Y A=K hu
d2 =425mm SkQswH
#dxgB:l)%l
4） 计算齿轮宽度 BqK(DH^9 N
b=φdd1 ^Q<mV*~
b=85mm ~nLN`H d
B1=90mm，B2=85mm !U%T&?E l
KJn! Ap
5） 结构设计 O `1!
以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故以选用腹板式为宜。其他有关尺寸参看大齿轮零件图。 ,MPB/j^o5!
(.Y/
轴的设计计算 26?W
nu60
拟定输入轴齿轮为右旋 I{' f|+ 1
II轴： xgu `Q`~
1．初步确定轴的最小直径 nuQ ]8 - ,
d≥ ＝ =34.2mm 68f iG
2．求作用在齿轮上的受力 Hy:V `>
Ft1= =899N &C<yfRDu
Fr1=Ft =337N 5Z/ 7kU= I
Fa1=Fttanβ=223N； q/9H..6
Ft2=4494N ,i9Byx#TN
Fr2=1685N Z4K+ /<I
Fa2=1115N Uh
eC
)::> q5c
3．轴的结构设计 G6P)C##ibn
1） 拟定轴上零件的装配方案 @oP_;G
D1
Z{W
i. I-II段轴用于安装轴承30307，故取直径为35mm。 Oc].@Jy
ii. II-III段轴肩用于固定轴承，查手册得到直径为44mm。 IA z Z1#/3
iii. III-IV段为小齿轮，外径90mm。 2| iV,uJ&
iv. IV-V段分隔两齿轮，直径为55mm。 {]*x*aa\
v. V-VI段安装大齿轮，直径为40mm。 g6t"mkMY
L
vi. VI-VIII段安装套筒和轴承，直径为35mm。 inb^$v
POI.]1i
2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 Ox!U 8g8c
1. I-II段轴承宽度为22.75mm，所以长度为22.75mm。 QS.>0i/7l
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。 g1E ~+@
3. III-IV段为小齿轮，长度就等于小齿轮宽度90mm。 +y o b)%
4. IV-V段用于隔开两个齿轮，长度为120mm。 \`<cH#
5. V-VI段用于安装大齿轮，长度略小于齿轮的宽度，为83mm。 WO5O?jo'
6. VI-VIII长度为44mm。 n"PJ,a o
`N//A}9
TcTM]ixr
Cb t{ H}I3
4． 求轴上的载荷 )4U> !KrY
66 207.5 63.5 WF&[HKOy/
gbeghL P[?
l- pe4x
b+-f.!j
h}_~y'^!
7\z ZpPDV
AE`We$!
i@5[FC
5Z/GK2 [HL
\@3Q i8u//
<:/&&@ 2
-4rDbDsr
9//+Bh
`!:q;i ]}
3nZ9m
_\PNr.D 8
\I- #1M
Fr1=1418.5N f %lD08Sl
Fr2=603.5N 1(zsOeX
查得轴承30307的Y值为1.6 /){KOCBl;
Fd1=443N UtB 6V)YI
Fd2=189N OdWou|Gz
因为两个齿轮旋向都是左旋。 t> GfM
故：Fa1=638N (BxJryXm
Fa2=189N aSuM2
o*x*jn :hm
5．精确校核轴的疲劳强度 \l"& A
1） 判断危险截面 n%R;-?*v
由于截面IV处受的载荷较大，直径较小，所以判断为危险截面 b `2|I {
fJ\sg uZ
2） 截面IV右侧的 !UOCJj.cA
RCTQ hTy=
截面上的转切应力为 O1 .w,U
hUQ,z7-
由于轴选用40cr，调质处理，所以 &
gJV{V5Ay
， ， 。 `b 8v1Os^2
（[2]P355表15-1） '\~$dtI$
a) 综合系数的计算 +x9cT G
由 ， 经直线插入，知道因轴肩而形成的理论应力集中为 ， ， id<:p*
（[2]P38附表3-2经直线插入） PkE5|d*,
轴的材料敏感系数为 ， ， gj\)CBOv
（[2]P37附图3-1） ^_5L"F]sP
故有效应力集中系数为 ;N B:e
72sD0)?A
p ME{jD
查得尺寸系数为 ，扭转尺寸系数为 ， e__@GBG
（[2]P37附图3-2）（[2]P39附图3-3） E_F5(x SA
轴采用磨削加工，表面质量系数为 ， < v]3g
（[2]P40附图3-4） )&era ` e[
轴表面未经强化处理，即 ，则综合系数值为 ccC zu6
JG C=(;
1:NrP'W^
b) 碳钢系数的确定 Zh5RwQNE~
碳钢的特性系数取为 ， @prG%vb"
c) 安全系数的计算 <9 =9b_z
轴的疲劳安全系数为 O\K_q7 iO6
_|72r} j
t NsPB6 Z
`28};B>
故轴的选用安全。 ve
~05mg
RH}A
I轴： DjU9
uZT
1．作用在齿轮上的力 =. y* _Ja
FH1=FH2=337/2=168.5 | K ?#$~
Fv1=Fv2=889/2=444.5 WwC 5!kZ
r ' CM
2．初步确定轴的最小直径 #`GY}-hL!
^8 ' sib
k5kdCC0FCk
3．轴的结构设计 @i^~0A#q*
1） 确定轴上零件的装配方案 g }laG 8
DC1'Kyk
5L:1A2Z?c
2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 8 #ndFpu
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。 6"c1;P!4
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。 t+,4Ya|Xj
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。 5TBp'7 /s~
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。 AtR?J"3E
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。 ^xf<nNF:p
i) 轴肩固定轴承，直径为42mm。 ;"O&X<BX-
j) 该段轴要安装轴承，直径定为35mm。 liR ?
2） 各段长度的确定 7?B.0>$3>V
各段长度的确定从左到右分述如下： [4fU+D2\d
a) 该段轴安装轴承和挡油盘，轴承宽18.25mm，该段长度定为18.25mm。 yq +!czlZ
b) 该段为轴环，宽度不小于7mm，定为11mm。 X1 ZgSs+i
c) 该段安装齿轮，要求长度要比轮毂短2mm，齿轮宽为90mm，定为88mm。 +A~\tK{
d) 该段综合考虑齿轮与箱体内壁的距离取13.5mm、轴承与箱体内壁距离取4mm（采用油润滑），轴承宽18.25mm，定为41.25mm。 3 nY1[,
e) 该段综合考虑箱体突缘厚度、调整垫片厚度、端盖厚度及联轴器安装尺寸，定为57mm。 jBaB@LO9G
f) 该段由联轴器孔长决定为42mm LqdY Qd51
. (J?a"
8/z3=O &
4．按弯扭合成应力校核轴的强度 }F+zs*S
W=62748N.mm ~&\ f|%
T=39400N.mm R<i38/ ~G
45钢的强度极限为 ，又由于轴受的载荷为脉动的，所以 。 DK0.R]&4(
3] 1-M
"EU{8b
III轴 v/ *Y#(X
1．作用在齿轮上的力
E7Cy (LO
FH1=FH2=4494/2=2247N H:p Z-v*
Fv1=Fv2=1685/2=842.5N @aQ1k hEd
47r_y\U h
2．初步确定轴的最小直径 jGr N\D?h
.To;" D;j,
g*w<*
3．轴的结构设计 FgL,k
1） 轴上零件的装配方案 Jc)^49Rf
65ly2gl
~[k%oA%W
2） 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 gX{loG
I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII 6Es?
MW=
直径 60 70 75 87 79 70 9 2MTX
Osp
长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25 vIvVq:6_3
2 xw6 5z
,ZblI O Wb
x.1-)\
Og; -B0,A
5．求轴上的载荷 +.y
.Mp
Mm=316767N.mm r%DFv e :%
T=925200N.mm Z ,^9 Z
6. 弯扭校合 %!ebO*8q
~j#~ \Ir
6 z,& i
CIj ZG ?A
H A}f,),G
滚动轴承的选择及计算 ~.%K/=wK @
I轴： =66Nw(E.
1．求两轴承受到的径向载荷 Vtppuu$
5、 轴承30206的校核 g n5)SP 8
1） 径向力 4/ X/>Y1
Nr2 C@FU:0
nN$Y(2ZN
2） 派生力 XW Jw J
， ( 6(x'ByT
3） 轴向力 @DW[Z`X
由于 ， ?=GXqbS"
所以轴向力为 ， 5 ,0d
4） 当量载荷 +.RKi !
由于 ， ， @`FCiH M
所以 ， ， ， 。 3R m#-T s
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为
9;F bnp'
b]E|*
5） 轴承寿命的校核 +7Kyyu)y@
Hn,:`mj4-6
)pw&c_x
II轴： n6F/Ac:
6、 轴承30307的校核 C1T_9}L-A
1） 径向力 Oo?,fw
5q@ LxDy,b
p8 wyEHB
2） 派生力 P#v*TD'
， W"L&fV+3
3） 轴向力 :hGPTf
由于 ， \b}~2oX
所以轴向力为 ， ozsxXBh-`'
4） 当量载荷 H1!iP$1#V
由于 ， ， HxK$ 4I`
所以 ， ， ， 。 R`F,aIJ]
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 ]E3U
J!!
TEUY3z[g
5） 轴承寿命的校核 1 Xy]D
f[gqT
yiP
dQezd-y*
III轴： TJ?g%
7、 轴承32214的校核 PR<||"03
1） 径向力 J H.K.C(
4LI0SwD#^/
n{*e 9Aw
2） 派生力 S\y%4}j
， ]IJRnVp%
3） 轴向力 x0a.!
由于 ， r%Rs0)$yj
所以轴向力为 ， CeT~p6=
4） 当量载荷 PIcrA2ll
由于 ， ， n$m"]inX
所以 ， ， ， 。 A`O <6
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 a )*6gf< 5
0ZA j=u@O
5） 轴承寿命的校核 `,wu}F85
/Tz85 [%6
Dj-s5pAW
键连接的选择及校核计算 m9M
FwfZ
c*\<,n_
代号 直径 8:ggECD
（mm） 工作长度 K|W^l\L t
（mm） 工作高度 UVf\2\ Y
（mm） 转矩 kfC0zd+
（N•m） 极限应力 {u7##Vrgt8
（MPa） JU0]Wq <^[
高速轴 8×7×60（单头） 25 35 3.5 39.8 26.0 !- C' }
12×8×80（单头） 40 68 4 39.8 7.32 $awi>#[
中间轴 12×8×70（单头） 40 58 4 191 41.2 ^ L:cjY/
低速轴 20×12×80（单头） 75 60 6 925.2 68.5 HU
B|bKy
18×11×110（单头） 60 107 5.5 925.2 52.4 lD ;'tqaC
由于键采用静联接，冲击轻微，所以许用挤压应力为 ，所以上述键皆安全。 B%<e FFV\
~#M d"3
连轴器的选择 @-.? B
由于弹性联轴器的诸多优点，所以考虑选用它。 mkvvNm3
~4.r^)\
二、高速轴用联轴器的设计计算 ~>ME'D~
由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为 ， -237Lx$/
计算转矩为 i~=s^8n`l
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） Iyk6=&?j
其主要参数如下： L^9HH)Jc
材料HT200 \hk/1/siyF
公称转矩 `ZHP1uQ<
轴孔直径 ， &j u-
}4jC_ZAupt
轴孔长 ， ^Uw[x\%#gD
装配尺寸 y93k_iq$S
半联轴器厚 cErI%v}v0
（[1]P163表17-3）（GB4323-84） SVP:D3)
[_DPxM=V
三、第二个联轴器的设计计算 s B}]yw
由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为 ， ' | K.k6
计算转矩为 K6\` __mLf
所以选用弹性柱销联轴器TL10（GB4323-84） `L P!D
其主要参数如下： :jNYP{Br
材料HT200 g%J./F=@3
公称转矩 eVy2|n9rH
轴孔直径 |:iEfi]j
轴孔长 ， = (U/CI
装配尺寸 pD`/_-=^h
半联轴器厚 H;vZm[\0N-
（[1]P163表17-3）（GB4323-84） }*;EF R 6'
=v2%Vs\7k
\&|CM8A
MB$a82bY
减速器附件的选择 f>iuHR*EXB
通气器 =DgC C|p
由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M18×1.5 !c8L[/L
油面指示器 .Oo/y0E^
选用游标尺M16 3l:XhLOj
起吊装置 4KIWb~0Y
采用箱盖吊耳、箱座吊耳 0%Q9}l#7
放油螺塞 1 t fYsg=O
选用外六角油塞及垫片M16×1.5 FUTn
@6.]!U4w
润滑与密封 AqYxWk3>
一、齿轮的润滑 cK}Pf+r>
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。 ~@M 7 &%]
$+VgDe5{S
二、滚动轴承的润滑 r#h {$iW
由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。 t{(Mf2GR1
D u_$C[
三、润滑油的选择 +^Jwo)R' b
齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于小型设备，选用L-AN15润滑油。 8]*Q79
Lt<oi8'N
四、密封方法的选取 c>MY$-PD
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。 )mD \d |7f
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。 #tz8{o?ebN
轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。 qzdaN5
Qilj/x 68
V9jF jc?
70`M,``
设计小结 9+VF<;Xw
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 dvmur
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参考资料目录 & l^n4
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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； {visv{ R<
[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； el Kx]%k*)
[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； x-~-nn\O
[5]《工程机械构造图册》，机械工业出版社，刘希平主编 HTNA])G
[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； *PcVSEP/0
[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。 5Fe-=BX(
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