目 录 Z2]ySy t]
/=zzym~<>
设计任务书……………………………………………………1 fXPD^}?Ux4
传动方案的拟定及说明………………………………………4 pt S1d$
电动机的选择…………………………………………………4 N|v3a>;*l
计算传动装置的运动和动力参数……………………………5 abq$OI
传动件的设计计算……………………………………………5 p=Nord
轴的设计计算…………………………………………………8 R i@`sc{n
滚动轴承的选择及计算………………………………………14 *;~*S4/P
键联接的选择及校核计算……………………………………16 H*DWDJxmV
连轴器的选择…………………………………………………16 s^X(G!V{c
减速器附件的选择……………………………………………17 W?a2P6mAh
润滑与密封……………………………………………………18 HeagT(rN'
设计小结………………………………………………………18 f#RI&I\
参考资料目录…………………………………………………18 Xj/U~
b5hJaXJN
机械设计课程设计任务书 Dl kHE8r\
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 ^rI< }cfR
一． 总体布置简图 :GU6v4u
_R!KHi
v(v Lk\K7
7a@% ^G @!
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 9{?L3V!+r
>g%^hjJ
二． 工作情况： zDbjWd
载荷平稳、单向旋转 $'I+] ;
x(/KHpSWK
三． 原始数据 Yq; |Me{h
鼓轮的扭矩T（N•m）：850 'E2\e!U/
鼓轮的直径D（mm）：350 ,O@ x v
运输带速度V（m/s）：0.7 / YbyMj*
带速允许偏差（％）：5 qW57h8M
使用年限（年）：5 ;- D1n
工作制度（班/日）：2 +?[ ,y
ffuV158a&
四． 设计内容 _c=[P@
1. 电动机的选择与运动参数计算； &+?JY|u
2. 斜齿轮传动设计计算 oyG O!j
3. 轴的设计 pu(a&0
4. 滚动轴承的选择 )P:r;a'
5. 键和连轴器的选择与校核； lP>}9^7I!
6. 装配图、零件图的绘制 +~O 0e-d
7. 设计计算说明书的编写 &T qY\ l
$E jM )
五． 设计任务 ~c~$2Xo
1． 减速器总装配图一张 _pSCv:3T
2． 齿轮、轴零件图各一张 \#P>k; D
3． 设计说明书一份 d, fX3
3PB#m. N<
六． 设计进度 bWN%dn$$M
1、 第一阶段：总体计算和传动件参数计算 WPBn?vb0<
2、 第二阶段：轴与轴系零件的设计 En:.U9?X
3、 第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 E,I*E{nd9
4、 第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 s? /#8 `
-@49Zh2'
4\)"Ih
adG= L9
"n
_jV(Gv'
f k%yi[
N;cEf7+f
,wJ# 0?
传动方案的拟定及说明 I\JJ7/S`t
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。 3[kY:5-
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。 ^qL2Q*
-LF0% G
c+PT"/3
电动机的选择 B3V:? #
1．电动机类型和结构的选择 DPuz'e*
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。 c[:OK9TH
Z^i=51
2．电动机容量的选择 6Q<^,`/T
1） 工作机所需功率Pw | ,bCYK
Pw＝3.4kW Y>KRI2](<
2） 电动机的输出功率 1eC1Cyw
Pd＝Pw/η ^h +,Kn0@
η＝ ＝0.904 8(R%?> 8
Pd＝3.76kW O R[6pr@
5Xn+ cw*
3．电动机转速的选择 BJI}gm2y
nd＝（i1’•i2’…in’）nw +u%^YBr
初选为同步转速为1000r/min的电动机 i>!7/o
%Z@+K_X9x
4．电动机型号的确定 O>)<w
Ms`
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。 y5_`<lFv
Txkmt$h
& 2MI(9v
计算传动装置的运动和动力参数 {HKd="%VG
传动装置的总传动比及其分配 `UFR v
1．计算总传动比 p[BF4h{E
由电动机的满载转速nm和工作机主动轴转速nw可确定传动装置应有的总传动比为： %liu [6_
i＝nm/nw xaO9?{O
nw＝38.4 70p1&Y7or
i＝25.14 %(a <(3r
=5NrkCk#V
2．合理分配各级传动比 ^6!C":f
由于减速箱是同轴式布置，所以i1＝i2。 4`F(Rw eGx
因为i＝25.14，取i＝25，i1=i2=5 `Tt}:9/3
速度偏差为0.5%<5%，所以可行。 %Gp%l
各轴转速、输入功率、输入转矩 1iq,Gd-G.
项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮 )X{ x\
/N
转速（r/min） 960 960 192 38.4 38.4 Qmxe*@{`
功率（kW） 4 3.96 3.84 3.72 3.57 Jy)E!{#x
转矩（N•m） 39.8 39.4 191 925.2 888.4
7;dTQ.%n
传动比 1 1 5 5 1 n}9v AvC
效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97 C3kxw1*
|;2Y|>=
传动件设计计算 >jEn>H?
1． 选精度等级、材料及齿数 O)n LV~ X
1） 材料及热处理； @xKLRw
选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。 Xg:w;#r,
2） 精度等级选用7级精度；
#:0dq D=
3） 试选小齿轮齿数z1＝20，大齿轮齿数z2＝100的； .'o<.\R8
4） 选取螺旋角。初选螺旋角β＝14° y=i_:d0M
2．按齿面接触强度设计 g z !q
因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算 T"1H%65`V
按式（10—21）试算，即 " :E^&yQ
dt≥ `n%uvo}UT
1） 确定公式内的各计算数值 M<Mr
L[*j
（1） 试选Kt＝1.6 jf0D
（2） 由图10－30选取区域系数ZH＝2.433 CZB!vh0
（3） 由表10－7选取尺宽系数φd＝1 (Fq|hgOA>M
（4） 由图10－26查得εα1＝0.75，εα2＝0.87，则εα＝εα1＋εα2＝1.62 ' uvTOgP,
（5） 由表10－6查得材料的弹性影响系数ZE＝189.8Mpa }ge~Nu>w
（6） 由图10－21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1＝600MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限σHlim2＝550MPa； yM$@*od
（7） 由式10－13计算应力循环次数 CJ B
N1＝60n1jLh＝60×192×1×（2×8×300×5）＝3.32×10e8 ;xFx%^M}br
N2＝N1/5＝6.64×107 IXb]\ )
Z;kRQ
（8） 由图10－19查得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.95；KHN2＝0.98 *yJCno F
（9） 计算接触疲劳许用应力 x)eYqH~i
取失效概率为1％，安全系数S＝1，由式（10－12）得 p2T%Zl_
[σH]1＝＝0.95×600MPa＝570MPa WP, Ll\K)7
[σH]2＝＝0.98×550MPa＝539MPa s%h|>l[lKT
[σH]＝[σH]1＋[σH]2/2＝554.5MPa 5/j7 C>
4|Z;EAFx
2） 计算 ;J| sH>i
（1） 试算小齿轮分度圆直径d1t tins.D
d1t≥ #m_3l s}W$
= =67.85 ~!( (?8"
|J: n' }
（2） 计算圆周速度 v"M5';ZS>
v= = =0.68m/s E (DNK
om %L>zfB
（3） 计算齿宽b及模数mnt ~(E .$y7P
b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm KL:x!GsV5e
mnt= = =3.39 y]|Hrx
h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm e~tgd8a2a
b/h=67.85/7.63=8.89 -dXlGO D+C
OO?d[7Wt0
（4） 计算纵向重合度εβ #clOpyT*
εβ= =0.318×1×tan14 =1.59 N@D]Q&;+(T
（5） 计算载荷系数K Rh!B4oB4
已知载荷平稳，所以取KA=1 FEqs4<}E
根据v=0.68m/s,7级精度，由图10—8查得动载系数KV=1.11；由表10—4查的KHβ的计算公式和直齿轮的相同， R=uzm=&nR
故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42 C!KxY/*Px
由表10—13查得KFβ=1.36 +X[+SF)!
由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数 b~;gj ^
K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05 I&9_F% rX
F?!P7 zW
（6） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10—10a）得 H&K(, 4u^
d1= = mm=73.6mm S/ YT
V
g)7~vm2/,
（7） 计算模数mn l,cnM r^.W
mn = mm=3.74 8U,VpuQ:
3．按齿根弯曲强度设计 Rf *we+
由式(10—17) y V=Ku
mn≥ gO>XNXN{
1） 确定计算参数 +/u)/ey
（1） 计算载荷系数 N ] KS \
K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96 \Fd6Q_
<9zzjgzG{c
（2） 根据纵向重合度εβ=0.318φdz1tanβ=1.59，从图10－28查得螺旋角影响系数 Yβ＝0。88 VyQ@. Lm
:
utY4
（3） 计算当量齿数 ;pk4Voo$
z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 uSnG= tB
z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47 Y+il>.Z
（4） 查取齿型系数 >< <(6
由表10－5查得YFa1=2.724；Yfa2=2.172 L eg)q7n
（5） 查取应力校正系数 Hh^EMQk
由表10－5查得Ysa1=1.569；Ysa2=1.798 = MQpYX
+NIq}fZn9
UQq ,Xq
（6） 计算[σF] "R8: s
σF1=500Mpa ITcgp K6k
σF2=380MPa X.~z:W+
KFN1=0.95 p
mv6m
KFN2=0.98 I r%L%MuR]
[σF1]=339.29Mpa "Zk# bQ2j
[σF2]=266MPa _v~c3y).
（7） 计算大、小齿轮的 并加以比较 Q-A:0F&{t
= =0.0126 yVF1*#"
= =0.01468 yV{&x
大齿轮的数值大。 %6A."sePO
Po(Y',xI[
2） 设计计算 ?D 8<}~Do
mn≥ =2.4 JmMB=}
<
mn=2.5 b&q!uFP
m+66x {M2c
4．几何尺寸计算 UZ csMM KH
1） 计算中心距 e6?iQ0
z1 =32.9，取z1=33 ^\<nOzU?
z2=165 :P,g,
a =255.07mm z{wW6sgP r
a圆整后取255mm Vq8 G( <77
}~W:3A{7;
2） 按圆整后的中心距修正螺旋角 :/rl \woA>
β=arcos =13 55’50” zN3[W`q+m
%"<|u)E
3） 计算大、小齿轮的分度圆直径 _*&I[%I5
d1 =85.00mm p\;\hHai
d2 =425mm hc"l^a!7ic
TJYup%q
4） 计算齿轮宽度 )FLDC er
b=φdd1 MP/@Mf\<E
b=85mm 3H^0v$S
B1=90mm，B2=85mm HgGwV;W
? <F=*eS
5） 结构设计 o7gY j\
以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故以选用腹板式为宜。其他有关尺寸参看大齿轮零件图。 Za[ ?CA
D.[h`Hkc
轴的设计计算 e>$d*~mwn
拟定输入轴齿轮为右旋 ni2GZ<1 j
II轴： Q!9
1．初步确定轴的最小直径 GG0H 3MSc
d≥ ＝ =34.2mm uez"{ _I
2．求作用在齿轮上的受力 X A b%V'
Ft1= =899N ]|J QH
Fr1=Ft =337N ;C ^!T
Fa1=Fttanβ=223N； 9f #~RY|#m
Ft2=4494N Q,ez AE
Fr2=1685N K20,aWBq;3
Fa2=1115N pwF +ZNo
uB p,_V ?
3．轴的结构设计 h D> ] \u
1） 拟定轴上零件的装配方案 %IA1Y>`
8=K%7:b
i. I-II段轴用于安装轴承30307，故取直径为35mm。 a/\SPXQ/9
ii. II-III段轴肩用于固定轴承，查手册得到直径为44mm。 n%faD
iii. III-IV段为小齿轮，外径90mm。 -R]Iu\
iv. IV-V段分隔两齿轮，直径为55mm。 |?c L>]t
v. V-VI段安装大齿轮，直径为40mm。 ^4 MJ
vi. VI-VIII段安装套筒和轴承，直径为35mm。 TS_5R>R3
k!Ym<RD%N
2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 Cy frnU8g
1. I-II段轴承宽度为22.75mm，所以长度为22.75mm。 cyMvjzzRN
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。 |D% O`[k+
3. III-IV段为小齿轮，长度就等于小齿轮宽度90mm。 .B+Bl/
4. IV-V段用于隔开两个齿轮，长度为120mm。 'fK3L<$z#m
5. V-VI段用于安装大齿轮，长度略小于齿轮的宽度，为83mm。 _2- fH
6. VI-VIII长度为44mm。 Z5j\ M
7"_m? c8
A`B>fI
Af" p:;^z
4． 求轴上的载荷 +P &S0/
66 207.5 63.5 {xD\ w^
=.`:jZG
`K7UWtp
D_N 0j{E
P5JE = &M
}ed{8"bj
+C}s"qrb@
:@RX}rKG
WaPuJ 5;e
FUP0X2P
D03QisH=
s v.?C pE
s||c#+j"8
mz2 v2ma
O:]e4r,'
S`Xx('!/|
b$eN]L
Fr1=1418.5N ~eyZH8&
Fr2=603.5N p)qM{`]G\
查得轴承30307的Y值为1.6 c(kYCVc
Fd1=443N {/|tVc63
Fd2=189N OcE,E6LD
因为两个齿轮旋向都是左旋。 wX 4gyr
故：Fa1=638N U]]ON6Y&F
Fa2=189N o(gV;>I
!DM GAt\
5．精确校核轴的疲劳强度 K r' Yz!
1） 判断危险截面 Hmx
Y{KB
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 K0{
,*>C
3s0 I<cL
2） 截面IV右侧的 ]Pl Ly:(
7<*,O&![ |
截面上的转切应力为 ^H!45ph?Jc
K8Jsh F Ie
由于轴选用40cr，调质处理，所以 g5 ;Ig
， ， 。 w.(?O;
（[2]P355表15-1） ;lQ>>[*
a) 综合系数的计算 M1q_gHA
由 ， 经直线插入，知道因轴肩而形成的理论应力集中为 ， ， ydTd .`
（[2]P38附表3-2经直线插入） 7.*Mmx ~]=
轴的材料敏感系数为 ， ， d3 ]<'B:nb
（[2]P37附图3-1） Ftdx+\O_i&
故有效应力集中系数为 2xBYJoF(
Ck:+F+7_v
aM4-quaG]
查得尺寸系数为 ，扭转尺寸系数为 ， cl'wQ1<:
（[2]P37附图3-2）（[2]P39附图3-3） pE {yVs
轴采用磨削加工，表面质量系数为 ， -cWGF
（[2]P40附图3-4） xC9?Wt'
轴表面未经强化处理，即 ，则综合系数值为 n#5S-z1KNw
P& h]uNu
Ae;mU[MK /
b) 碳钢系数的确定 )SHB1U25{
碳钢的特性系数取为 ， cR=o!2O
c) 安全系数的计算 C{>dE:*K^
轴的疲劳安全系数为 ZUakW3f
d[YG&.}+8j
r3+
P7epBWqDP
故轴的选用安全。 t pa<)\7KJ
b"nD5 r
I轴： TSH'OW !b
1．作用在齿轮上的力 6 lL^/$]
FH1=FH2=337/2=168.5 &Z(6i}f,Gp
Fv1=Fv2=889/2=444.5 lf\^!E:
*m kVk7 ]c
2．初步确定轴的最小直径 -6x h
c=D~hz N
I N,=v+A
3．轴的结构设计 r%9=75HA
1） 确定轴上零件的装配方案 Fd#Zu .Np
p V`/6
}
CY\D.Eow
2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度
D,()e^o
d) 由于联轴器一端连接电动机，另一端连接输入轴，所以该段直径尺寸受到电动机外伸轴直径尺寸的限制，选为25mm。 r)Ja\ ;
e) 考虑到联轴器的轴向定位可靠，定位轴肩高度应达2.5mm，所以该段直径选为30。 8v)iOPmDC
f) 该段轴要安装轴承，考虑到轴肩要有2mm的圆角，则轴承选用30207型，即该段直径定为35mm。 K,,'{j 2#f
g) 该段轴要安装齿轮，考虑到轴肩要有2mm的圆角，经标准化，定为40mm。 q7pe\~q
h) 为了齿轮轴向定位可靠，定位轴肩高度应达5mm，所以该段直径选为46mm。 ;?v &=Z't.
i) 轴肩固定轴承，直径为42mm。 `i!fg\qnK
j) 该段轴要安装轴承，直径定为35mm。 LKA/s ~G
2） 各段长度的确定 -56gg^Pnr
各段长度的确定从左到右分述如下： C%|m[,Gx
a) 该段轴安装轴承和挡油盘，轴承宽18.25mm，该段长度定为18.25mm。 m%b# B>J,n
b) 该段为轴环，宽度不小于7mm，定为11mm。 p*U!94Pb
c) 该段安装齿轮，要求长度要比轮毂短2mm，齿轮宽为90mm，定为88mm。 ^I{/j 'b&
d) 该段综合考虑齿轮与箱体内壁的距离取13.5mm、轴承与箱体内壁距离取4mm（采用油润滑），轴承宽18.25mm，定为41.25mm。 72vp6/;)
e) 该段综合考虑箱体突缘厚度、调整垫片厚度、端盖厚度及联轴器安装尺寸，定为57mm。 /I:&P Pff
f) 该段由联轴器孔长决定为42mm Y8h 96
-@XOe&q
Lf`<4 P
4．按弯扭合成应力校核轴的强度 +$F,!rV-s
W=62748N.mm K'y|_XsBB)
T=39400N.mm CaVVlL
45钢的强度极限为 ，又由于轴受的载荷为脉动的，所以 。 TiR00# b
j_h0 hm]
r^ {Bw1+
III轴 6ld /E
1．作用在齿轮上的力 {&a6<y #-
FH1=FH2=4494/2=2247N P-DW@drxF
Fv1=Fv2=1685/2=842.5N b wa*| {R
">5$;{;2r
2．初步确定轴的最小直径 r[wjE`Z/T
xz~Y
%Y|Z
u'^kpr`y
3．轴的结构设计 j<k-w
1） 轴上零件的装配方案 DG}s`'
y8Rq2jI;(e
Y ` Z,52
2） 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 nX\mCO4T
I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII R:rol s"QM
直径 60 70 75 87 79 70 X]o"vx%C
长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25 ] < K"`q2
>hzSd@J&
Y[W :Zhl;
k9;t3 -P
clk]JA (
5．求轴上的载荷 W0}FOfL9
Mm=316767N.mm V9D q<y-y
T=925200N.mm 2%*\XP t)
6. 弯扭校合 8m ?cvI
g+7j?vC{'
B*9?mcP\
?<S fhjU
.Hk.'>YR
滚动轴承的选择及计算 >nvnU`\
I轴： ]]e>Jym
1．求两轴承受到的径向载荷 }
7ND] y48
5、 轴承30206的校核 ]u:_r)T
1） 径向力 KT 17I&:
C Sz+cS
bkz/V/ Y
2） 派生力 @}Q!K*
， 7#SfuZ0@
3） 轴向力 0JKTwLhC
由于 ， suYbD!`(
所以轴向力为 ， g9=_^^Tg
4） 当量载荷 ddbQFAQQQ
由于 ， ， NNwGRoDco
所以 ， ， ， 。 2dK:VC4U
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 6 !N2B[9
Z$B%V t
5） 轴承寿命的校核 y7R=zkd
C9
H/Rzs$pnv
8'NT_NPNb
II轴： x 0#u2j?zj
6、 轴承30307的校核 VDx F%!h(
1） 径向力 27 }7
n
_g-0"a{-
LFZ*mRiuKE
2） 派生力 `~=NBN=tiL
， EXwU{Hl
3） 轴向力 f0R+Mz8 {
由于 ， U3{4GmrT
所以轴向力为 ， hm
k ~
4） 当量载荷 AX
Q.E$1g
由于 ， ， b|;h$otC
所以 ， ， ， 。 {+[ Ex2b$
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 M%RH4%NZ0
== oJhB
5） 轴承寿命的校核 G]{^.5
>YsM'.EF D
Pc7p2
III轴： cYXL3)p*Q
7、 轴承32214的校核 e,Y<$kPV
1） 径向力 nLC5FA7<
JIHIKH-#
B|8|f(tsSa
2） 派生力 [LUqF?K&
， G
\Nnw==v
3） 轴向力 )4.-6F7U?
由于 ， qJ<l$Ig
所以轴向力为 ， n)z:C{
4） 当量载荷 b'z\|jY
由于 ， ， YU!s;h
所以 ， ， ， 。 E@#<p-@~
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 wh2E$b(-
0 \s&;@xKk
5） 轴承寿命的校核 Q1x15pVku/
x9S9%JG :
9\T9pjdZE
键连接的选择及校核计算 _OS, zZ0
(ss,x CF
代号 直径 1L!jI2~x}
（mm） 工作长度 +_u~Np
（mm） 工作高度 }qWB=,8HQ
（mm） 转矩 F?0Q AA
（N•m） 极限应力 7,8TMd1`M
（MPa） @`8a 3sL)
高速轴 8×7×60（单头） 25 35 3.5 39.8 26.0 -_eG/o =M
12×8×80（单头） 40 68 4 39.8 7.32 q_mxZM
->
中间轴 12×8×70（单头） 40 58 4 191 41.2 0&b;!N!vJ
低速轴 20×12×80（单头） 75 60 6 925.2 68.5 Cud!JpL
18×11×110（单头） 60 107 5.5 925.2 52.4 &\Lu}t7Ru
由于键采用静联接，冲击轻微，所以许用挤压应力为 ，所以上述键皆安全。 6`bR'
0D
9sd}Z,l
连轴器的选择 #};Zgixo$
由于弹性联轴器的诸多优点，所以考虑选用它。 VZ y$ 0*
[Fv,` */sm
二、高速轴用联轴器的设计计算 DyA /!%g
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 ， UO!} 0'
计算转矩为 Df:/r%
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） zK{ }
其主要参数如下： Y(2Z<d
材料HT200 t5u#[*
公称转矩 53pT{2]zAi
轴孔直径 ， 0IA' 5)
)0"T?Ivp]
轴孔长 ， }UQ,B
装配尺寸 K[
S>EITr
半联轴器厚 -T-yt2h(
（[1]P163表17-3）（GB4323-84） X8?@Y@
v&3" (fp
三、第二个联轴器的设计计算 O=lRI)6w@e
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 ， moh,a B#
计算转矩为 & GvSgdttv
所以选用弹性柱销联轴器TL10（GB4323-84） |"9vq<`
其主要参数如下： fX6pW%Q'6
材料HT200 nZc6
*jiz
公称转矩 YI > xxWA
轴孔直径 }[MkJ21!
轴孔长 ， ]=I2:Rb
装配尺寸 QD%6K=8Q
半联轴器厚 mH5>50H;
（[1]P163表17-3）（GB4323-84） 3d7A/7S
3>73s}3
qt/6o|V
Wa.!eAe}
减速器附件的选择 *yo'Nqu
通气器 e7\gd\
由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M18×1.5 NYs<`6P:Y
油面指示器 ,j\uvi(Y
选用游标尺M16 * LWihal
起吊装置 `T ^0&#
采用箱盖吊耳、箱座吊耳 Gm =&[ ?}
放油螺塞 FeQo,a
选用外六角油塞及垫片M16×1.5 PYY<
m qUDve(
润滑与密封 Fm6]mz%~u#
一、齿轮的润滑 9F6dKPN:
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。 gTB| IcOs
Tyb'p9
二、滚动轴承的润滑 3u^wK
由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。 \F\7*=xk
Aw4)=-LKO
三、润滑油的选择 zxx9)I@?A
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。 {#`wW`U^
HU4h.Lm
四、密封方法的选取 4gdXO
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。 R\#5;W ^
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。 &TrL!9FtJ
轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。 .pm%qEh
W$J.B!O
KV9~L`=]i
R%)F9P$o
设计小结 8oR q3 "
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。 /d Ua
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参考资料目录 B> \q!dX3
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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； NiE`u m
[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； v4uQ 0~k~X
[5]《工程机械构造图册》，机械工业出版社，刘希平主编 P *PJ
[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； .'2I9P\!
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V$Oj@vI
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