目 录 S8vV!xO
>t <pFh
设计任务书……………………………………………………1 5`-UMz<]
传动方案的拟定及说明………………………………………4 O#eZ<hN V
电动机的选择…………………………………………………4 +(?>-3_z
计算传动装置的运动和动力参数……………………………5 v]"L]/"
传动件的设计计算……………………………………………5 k< j"~S1
轴的设计计算…………………………………………………8 u[oUCTY
滚动轴承的选择及计算………………………………………14 7J*N_8?2
键联接的选择及校核计算……………………………………16 D WiBG
连轴器的选择…………………………………………………16 F{m{d?:OA
减速器附件的选择……………………………………………17 'g)n1 {
润滑与密封……………………………………………………18 SJ?)%[(T
设计小结………………………………………………………18 "Fnq>iR-
参考资料目录…………………………………………………18 }-DE`c
a|_p,_
机械设计课程设计任务书 @f1 *eo5f
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 C~4PE>YtTv
一． 总体布置简图 gfa[4
z
-YGbfd<wq
# 8h ;Bj
v?:: | {
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 ?1I GYyu!
BR5BJX
二． 工作情况： $V>yXhTh
载荷平稳、单向旋转 BiwieF4x
K^[#] +nQ
三． 原始数据 $_;e>*+x
鼓轮的扭矩T（N•m）：850 ZC0-wr \
鼓轮的直径D（mm）：350 %O[N}_XHEh
运输带速度V（m/s）：0.7 Uh6 '$0
带速允许偏差（％）：5 FM w&(
使用年限（年）：5 hJ;$A*Y
工作制度（班/日）：2 u1^wDc*xg
D=r) )
四． 设计内容 ,)FdRRj
1. 电动机的选择与运动参数计算； ^jE8+ h
2. 斜齿轮传动设计计算 M 8&} j
3. 轴的设计 tY|8s]{2
4. 滚动轴承的选择 GW^,g@%C
5. 键和连轴器的选择与校核； RFaSw f,5n
6. 装配图、零件图的绘制 p#P~Q/;
7. 设计计算说明书的编写 eU@Cr7@,|
23\RJpKb
五． 设计任务 nIk$7rGLB
1． 减速器总装配图一张 AyKMhac
2． 齿轮、轴零件图各一张 .="bzgC3A
3． 设计说明书一份 O[^%{'
wK_]/ Q-L
六． 设计进度 u+m,b76
1、 第一阶段：总体计算和传动件参数计算 fx cc<h4
2、 第二阶段：轴与轴系零件的设计 fV>CZ^=G
3、 第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 ~&dyRt W4
4、 第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 [Nm4sI 11
=8Jfgq9E
V9yl4q-bL
-Apc$0ZsN
hwYQGtjF
]}="m2S3
BaI $S>/Q
ZUm?*.g\^
传动方案的拟定及说明 B!]2Se2G
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。 n.MRz WJpZ
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。 '@|_OmcY
}Db[ 4
Cwa ^"r3P1
电动机的选择 3f.b\4 U
1．电动机类型和结构的选择 u7%D6W~m0
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。 |077Sf |
4S "\~><
2．电动机容量的选择 z;f2*F
1） 工作机所需功率Pw |~`as(@Ih
Pw＝3.4kW .T<= z
2） 电动机的输出功率 "Mw[P [w*
Pd＝Pw/η BF*kb2"GZ6
η＝ ＝0.904 8H,4kY?Z
Pd＝3.76kW !l?.5Pm])
C&LB r|
3．电动机转速的选择 lf{e[!ML'
nd＝（i1’•i2’…in’）nw rEhX/(n#
初选为同步转速为1000r/min的电动机 lz#GbX n.
>zsid :
4．电动机型号的确定 =' ZRfb&
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。 *K!|@h{60
K%<j=c
GcIDG`RX
计算传动装置的运动和动力参数 EF7+ *Q9
传动装置的总传动比及其分配 oBQ#eW aY
1．计算总传动比 h!~3Dw>,N
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： FuG4F
i＝nm/nw 00I}o%akO
nw＝38.4 5Wyz=+?m|
i＝25.14 El_wdbbT
Xp\/YJOibd
2．合理分配各级传动比 4(e59ZgY
由于减速箱是同轴式布置，所以i1＝i2。 XZ&KR .C,
因为i＝25.14，取i＝25，i1=i2=5 (fNUj4 [
速度偏差为0.5%<5%，所以可行。 .7'kw]{/
各轴转速、输入功率、输入转矩 h5%<+D<
项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮 mpAR7AG 6
转速（r/min） 960 960 192 38.4 38.4 }I|u'#n_
功率（kW） 4 3.96 3.84 3.72 3.57 ;k"Bse!/
转矩（N•m） 39.8 39.4 191 925.2 888.4 qPB8O1fyU
传动比 1 1 5 5 1 E J$36
效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97 q{s(.Uq$&
C{sLz9
传动件设计计算 8 h3=b[
1． 选精度等级、材料及齿数 j ?y LDLj
1） 材料及热处理； ~!s-o|N_\
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。 ur
:i)~wXn
2） 精度等级选用7级精度； t* @2 OW`!
3） 试选小齿轮齿数z1＝20，大齿轮齿数z2＝100的； ~$' \L
4） 选取螺旋角。初选螺旋角β＝14° Q9I
j\HbA"
2．按齿面接触强度设计 3iw{SEY
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 >AoK/(yL.
按式（10—21）试算，即 b'VV'+|
dt≥ a#m NE*Dg
1） 确定公式内的各计算数值 l"\~yNgk
（1） 试选Kt＝1.6 I1[g&9,
（2） 由图10－30选取区域系数ZH＝2.433 SH*C"
（3） 由表10－7选取尺宽系数φd＝1 7.DtdyM
（4） 由图10－26查得εα1＝0.75，εα2＝0.87，则εα＝εα1＋εα2＝1.62 ?)bS['^1)
（5） 由表10－6查得材料的弹性影响系数ZE＝189.8Mpa W_m"ySQs
（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； vN 2u34
（7） 由式10－13计算应力循环次数 0ye!R
N1＝60n1jLh＝60×192×1×（2×8×300×5）＝3.32×10e8 C6O8RHg
N2＝N1/5＝6.64×107 qB)"qFa
d,8mY/S> w
（8） 由图10－19查得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.95；KHN2＝0.98 c/B 'jPt
（9） 计算接触疲劳许用应力 j p $Z]
取失效概率为1％，安全系数S＝1，由式（10－12）得 :2njp%
[σH]1＝＝0.95×600MPa＝570MPa zBO (`=|
[σH]2＝＝0.98×550MPa＝539MPa h~C.VJWl
[σH]＝[σH]1＋[σH]2/2＝554.5MPa XU+<?%u}z
LL|7rS|o
2） 计算 ?Ma~ ^0
（1） 试算小齿轮分度圆直径d1t !"e5~7
d1t≥ .{;Y'Zc14S
= =67.85 ^Rx9w!pAN
m*$| GW9
（2） 计算圆周速度 ?<G]&EK~~]
v= = =0.68m/s J8 Yd1.Qj
P"<U6zM\sP
（3） 计算齿宽b及模数mnt 9f\/\L
b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm &$`yo`
mnt= = =3.39 L`th7d"
h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm p7:{^
b/h=67.85/7.63=8.89 rDm'Z>nTf
#Rg|BfV-
（4） 计算纵向重合度εβ w.& 1%X(k
εβ= =0.318×1×tan14 =1.59 nF e%vu8a
（5） 计算载荷系数K )sho*;_o
已知载荷平稳，所以取KA=1 }(egMx;"3J
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， < >m }}^
故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42 K |DWu8
由表10—13查得KFβ=1.36 g;ZxvR)ZJk
由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数 1SrJ6W @j[
K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05 Cg z D $`~
~+Z{ Q25R
（6） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10—10a）得 'ejvH;V3i
d1= = mm=73.6mm YC_1Ks
jE#O>3+.
（7） 计算模数mn xoOJauSX1
mn = mm=3.74 V13 8d?Mm
3．按齿根弯曲强度设计 ~EK'&Y"1
由式(10—17) WD'#5]#Y
mn≥ 0oEOre3^%
1） 确定计算参数 3s"0SLS4
（1） 计算载荷系数 "zIFxDR#
K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96 -{`@=U
w`l{LHrR
（2） 根据纵向重合度εβ=0.318φdz1tanβ=1.59，从图10－28查得螺旋角影响系数 Yβ＝0。88 JWA@+u*k
BL 3gKx.'
（3） 计算当量齿数 W+*5"h
z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 M)sZSH.<O
z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47 D1nq2G wS
（4） 查取齿型系数 U35AX9/
由表10－5查得YFa1=2.724；Yfa2=2.172 0@2mXO9f"
（5） 查取应力校正系数 8p-=&cuo\@
由表10－5查得Ysa1=1.569；Ysa2=1.798 au,t%8AC
Jk0r&t7
kD[ r.Dma
（6） 计算[σF] /x{s5P 3
σF1=500Mpa P,sj o u^
σF2=380MPa Bo5ZZY
KFN1=0.95 .'a&3 3J
KFN2=0.98 XT ;u<aJs
[σF1]=339.29Mpa r[?1
[σF2]=266MPa b=3H
（7） 计算大、小齿轮的 并加以比较 C{2xHd/*
= =0.0126 M4xi1M#%
= =0.01468 = !m}xdTP
大齿轮的数值大。 4[r/}/iG o
y*MF&mQ[
2） 设计计算 ""Q1|
mn≥ =2.4 d 6i6hcQE
mn=2.5 Y'e eA 2O
LL$_zK{
4．几何尺寸计算 ~SSU`
1） 计算中心距 "[:iXR u
z1 =32.9，取z1=33 3OM2Y_
z2=165 l|5fE1K9U
a =255.07mm (@WA 1oNG
a圆整后取255mm 6 =N`wi
XR!us/U`a
2） 按圆整后的中心距修正螺旋角 V 34hFa
β=arcos =13 55’50” K R"M/#
,.gQ^^+=
3） 计算大、小齿轮的分度圆直径 ; O< 9|?
d1 =85.00mm qF iLh9=D
d2 =425mm <LRey%{q
e$Y[Z {T5
4） 计算齿轮宽度 sKyPosnP
b=φdd1 {-BRt)L[
b=85mm %7g:} O$
B1=90mm，B2=85mm fh^lO ^
rxme(9M
5） 结构设计 vy,&N^P
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。 {647| j;e
}h 3K@R
轴的设计计算 ={?v Ab:
拟定输入轴齿轮为右旋 bqQq=SO
II轴： -)vEWn$3<
1．初步确定轴的最小直径 G^"Vo x4
d≥ ＝ =34.2mm Ej7 /X ~
2．求作用在齿轮上的受力 $Ci0 I+5w
Ft1= =899N hXGwP4
Fr1=Ft =337N RI2f`p8k
Fa1=Fttanβ=223N； *._|- L
Ft2=4494N 8>/Q1(q0
Fr2=1685N _Jv
9F8v
Fa2=1115N s_.]4bl.8
8.bKb<y
3．轴的结构设计 h d~$WV0#
1） 拟定轴上零件的装配方案 m5 G \}8|
wM[~2C=vx
i. I-II段轴用于安装轴承30307，故取直径为35mm。 a} S d W
ii. II-III段轴肩用于固定轴承，查手册得到直径为44mm。 NA,C Z
iii. III-IV段为小齿轮，外径90mm。 _tr<}PnZ
iv. IV-V段分隔两齿轮，直径为55mm。 A8A ~!2V
v. V-VI段安装大齿轮，直径为40mm。 y0~Ia :y
vi. VI-VIII段安装套筒和轴承，直径为35mm。 #"fJa:IYG7
A[WV'!A,
2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 (Toq^+`c
1. I-II段轴承宽度为22.75mm，所以长度为22.75mm。 *)]"27^
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。 )6~1 ^tD
3. III-IV段为小齿轮，长度就等于小齿轮宽度90mm。 K\XyZ
4. IV-V段用于隔开两个齿轮，长度为120mm。 j]0^y}5f+s
5. V-VI段用于安装大齿轮，长度略小于齿轮的宽度，为83mm。 '&;yT[
6. VI-VIII长度为44mm。 >!6i3E^
4x%(9_8 {-
1+`l7'F
4lKVY<
4． 求轴上的载荷 8vk..!7n}
66 207.5 63.5 t?nX=i*~]
r3rxC &
_ .i3,-l)
G,= yc@uq
v6\F
Q9|t
]\RRqLDzkg
9{j66
|_ u8 mV
*]J dHO
PN+G:Qv
pS 4&w8s
#[MJ|^\i
(SVWdgb
>Q,zNs
Ut]+k+ 4
,D6v4<jh
nxQ?bk}*d
Fr1=1418.5N t]1ubt2W
Fr2=603.5N U-wLt(Y<
查得轴承30307的Y值为1.6 b{DiM098
Fd1=443N sM1RU
Fd2=189N h?\2 _s
因为两个齿轮旋向都是左旋。 `nR %Cav,U
故：Fa1=638N ?j7vZ}iRi
Fa2=189N 0%s|Zbo!>
pO<-.,
5．精确校核轴的疲劳强度 O$`UCq
1） 判断危险截面 AgF5-tz6x
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 u!N{y,7W)
Q Z8QQ`*S
2） 截面IV右侧的 bt+,0\Vg5
nD" ~?*Lt
截面上的转切应力为 h!&sNz X
V's:>;
由于轴选用40cr，调质处理，所以 yj @tV2
， ， 。 T)7TyE|"2g
（[2]P355表15-1） V%HS\< $h
a) 综合系数的计算 151tXSzLT
由 ， 经直线插入，知道因轴肩而形成的理论应力集中为 ， ， F)$K
（[2]P38附表3-2经直线插入） 'UM!*fk7C
轴的材料敏感系数为 ， ， ghk5rl$
（[2]P37附图3-1） H'RL62!
故有效应力集中系数为 -jg (G GJ
;)DzC c/
'!v c/Hw
查得尺寸系数为 ，扭转尺寸系数为 ， j_?cpm{~ml
（[2]P37附图3-2）（[2]P39附图3-3） ,$r2gr!_G
轴采用磨削加工，表面质量系数为 ， Q"a2.9Eo
（[2]P40附图3-4） jj\ [7 O*
轴表面未经强化处理，即 ，则综合系数值为 qUhRu>
9CUimZ
wCZO9sU:6=
b) 碳钢系数的确定 1H:ea7YVU
碳钢的特性系数取为 ， 8dT'xuch
c) 安全系数的计算 >Pe:I
轴的疲劳安全系数为 E(+T*
{g/wY%u=
o}8{Bh^
`0BdMKjA
故轴的选用安全。 eNySJf
G2mNm'0
I轴： (0*v*kYdL+
1．作用在齿轮上的力 2]jPv 0u
FH1=FH2=337/2=168.5 tw qFs
Fv1=Fv2=889/2=444.5 i% (yk#=V
~] =? b)B
2．初步确定轴的最小直径 [ h}K$q
. PVLWW
_=`x])mM
3．轴的结构设计 EHf) ^]Z
1） 确定轴上零件的装配方案 d5xxb _oE
+h[e0J|v{
4E"d /
2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 7#4%\f+'t
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 $b,h
e) 考虑到联轴器的轴向定位可靠，定位轴肩高度应达2.5mm，所以该段直径选为30。 #-x@" +z
f) 该段轴要安装轴承，考虑到轴肩要有2mm的圆角，则轴承选用30207型，即该段直径定为35mm。 V> a*3D
g) 该段轴要安装齿轮，考虑到轴肩要有2mm的圆角，经标准化，定为40mm。 q&M:17+:Q
h) 为了齿轮轴向定位可靠，定位轴肩高度应达5mm，所以该段直径选为46mm。 >7-y#SkXdo
i) 轴肩固定轴承，直径为42mm。 P!+v:'P5f
j) 该段轴要安装轴承，直径定为35mm。 |Mg }2!/L
2） 各段长度的确定 :k!j "@r
各段长度的确定从左到右分述如下： | 1V2tx
a) 该段轴安装轴承和挡油盘，轴承宽18.25mm，该段长度定为18.25mm。 SfI*bJo>V
b) 该段为轴环，宽度不小于7mm，定为11mm。 7u%a/ <
c) 该段安装齿轮，要求长度要比轮毂短2mm，齿轮宽为90mm，定为88mm。 _%IqjJO{=r
d) 该段综合考虑齿轮与箱体内壁的距离取13.5mm、轴承与箱体内壁距离取4mm（采用油润滑），轴承宽18.25mm，定为41.25mm。 Fn,k!q
e) 该段综合考虑箱体突缘厚度、调整垫片厚度、端盖厚度及联轴器安装尺寸，定为57mm。 :4;S "p
f) 该段由联轴器孔长决定为42mm BF|*"#s
' Js?N
&G{2s J5{
4．按弯扭合成应力校核轴的强度 IhW 7^(p\
W=62748N.mm 7Jx%JgF
T=39400N.mm *caLN,G
45钢的强度极限为 ，又由于轴受的载荷为脉动的，所以 。 R`He^
9 y+[o
ltEF:{mLe#
III轴 A^pW]r=Xtk
1．作用在齿轮上的力 N#Ag'i4HF
FH1=FH2=4494/2=2247N Pf8u/?/
Fv1=Fv2=1685/2=842.5N :o\5K2]:
<Zr FOb
2．初步确定轴的最小直径 %8Yyj{^!(
P0#`anUr1
G.ud1,S#
3．轴的结构设计 q z:]-A
1） 轴上零件的装配方案 I q,v
} J;~P
9Y
??I:H
2） 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 :`zV
[A:D
I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII ;f(n.i
直径 60 70 75 87 79 70 {bTeAfbf]
长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25 9r8D*PvS
V Cf|`V~ G
*:#Z+7x
]
n!?r } n8
Qtnv#9%Vi
5．求轴上的载荷 "UpOY
Mm=316767N.mm 6 6dTs,C
T=925200N.mm [0op)Kn
6. 弯扭校合 ;@!;1KDy
v$JLD t_
poY8
)2
W gZ@N
cyb(\ fsC
滚动轴承的选择及计算 qvN"1=nJ
I轴： z `@z
1．求两轴承受到的径向载荷 D 2?S,9+E_
5、 轴承30206的校核 0x4l5x$8
1） 径向力 Fo LDMx(
h&$P y
"s;ci ~$
2） 派生力 PHl4 vh#E!
， 0 lf" w@/
3） 轴向力 |YXG(;-BS
由于 ， h {H]xe[Q
所以轴向力为 ， i]@c.Q iFN
4） 当量载荷 C,3T!\
由于 ， ， 6>lW5U^yA\
所以 ， ， ， 。 :W%4*-FP
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 `=v@i9cTZ
[[$Mh_MD
5） 轴承寿命的校核
T "B8;|
}Oh5Nm)
}M="oN~w
II轴： -rRz@Cr
6、 轴承30307的校核 v'$yk Z!Z
1） 径向力 S}O5l}E
_&=9 Ke
) _ #T c
2） 派生力 .:SfM r;G
， MKe *f%
3） 轴向力 "| \94
由于 ， ^[*AK_o_DQ
所以轴向力为 ， Upu%.[7
4） 当量载荷 zM)M_L
由于 ， ， W >Kp\tD
所以 ， ， ， 。 5%#i79z&B
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 6eO xF8
7%X+O8
5） 轴承寿命的校核 ?SB5b ,
R,XD6 ' Q
oX2r?.j#M
III轴： mxZ4
HD{
7、 轴承32214的校核 y.%i
1） 径向力 Wl?<c
uw00
jw/ wcP
MR[N6E6Mg
2） 派生力 T<_+3kw
， $F<%Jl7_Z
3） 轴向力 mJ/^BT]
由于 ， E:%>0FE
所以轴向力为 ， Z#%}K
Z
4） 当量载荷 5N Fq7&rJ6
由于 ， ， Un~]Q?w
所以 ， ， ， 。 ,Z >JvTnH
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 5BZ+b_A>VV
qNhH%t YQ
5） 轴承寿命的校核 |:{g?4Mi
tP -5
{P,>Q4N
键连接的选择及校核计算 g52 1Wdtnn
]Pz|Oi+]
代号 直径 L)@`58Eil
（mm） 工作长度 $HP/c Ku
（mm） 工作高度 (q0No26;(
（mm） 转矩 |)~Ex 9%ev
（N•m） 极限应力 ~D$#>'C#
（MPa） OA\vT ${5
高速轴 8×7×60（单头） 25 35 3.5 39.8 26.0 j'#)~ >b
12×8×80（单头） 40 68 4 39.8 7.32 {H/8#y4qp&
中间轴 12×8×70（单头） 40 58 4 191 41.2 *1%e%G
低速轴 20×12×80（单头） 75 60 6 925.2 68.5 U;^CU!a
18×11×110（单头） 60 107 5.5 925.2 52.4 V ZAuUw+M
由于键采用静联接，冲击轻微，所以许用挤压应力为 ，所以上述键皆安全。 x;<oaT$X
f6@^ Mg
连轴器的选择 0- 6:AHix
由于弹性联轴器的诸多优点，所以考虑选用它。 2(@L Rl>:
&h98.A*&
二、高速轴用联轴器的设计计算 6tDg3`w>
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 ， }; 4pZceV
计算转矩为 GG@iKL V
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） u Zo]8mV
其主要参数如下： OaX HJ^k
材料HT200 q}wl_ku9+
公称转矩 f>.` xC{
轴孔直径 ， //ne ']L
oHv{Y
轴孔长 ， [i2A{(x
装配尺寸 u ?LW+o
半联轴器厚 m9\@kA
（[1]P163表17-3）（GB4323-84） l"2 ^S6vU
=*@ MQ
三、第二个联轴器的设计计算 F5 :2TEA
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 ， S,ouj;B
计算转矩为 ;$E~ZT4p
所以选用弹性柱销联轴器TL10（GB4323-84） OqAh4qa,$
其主要参数如下： My'9S2Y8nv
材料HT200 }Rf}NWU)|
公称转矩 5i}CzA96
轴孔直径 x MO[3 D&D
轴孔长 ， SaX,^_GY
装配尺寸 7UeE(=Hr5
半联轴器厚 ' Qp&,xK
（[1]P163表17-3）（GB4323-84） 9b"}CEw
kMfc"JXF
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y@2vY[)3s
减速器附件的选择 &etL&s v
通气器 =rf )yp-D
由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M18×1.5 yBXkN&1=%;
油面指示器 s0X/1Cq
选用游标尺M16 '7RR2f>V
起吊装置 I{*.htt{
采用箱盖吊耳、箱座吊耳 kx;xO>dC
放油螺塞 3[00-~&U
选用外六角油塞及垫片M16×1.5 vu
!j{%GO
Fyi?,,
润滑与密封 |ec (z
一、齿轮的润滑 T2/v }
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。 !>a&`j2:W
>uP{9kD m
二、滚动轴承的润滑 JN;TGtB^p
由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。 U#UVenp@
.&*
({UM
三、润滑油的选择 8S[ <[CH
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。 @4W\RwD
V )WIfRs
四、密封方法的选取 !DY 2{Wb
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。 x0AqhT5}
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。 \pBY Wf
轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。 wHo#%Y,Nmi
@vQ;>4 i.
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设计小结 kcma/d
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。 ~,M;+T}[r
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参考资料目录 H;b'"./
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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； K\Y6
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[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； .H[Lo>
[5]《工程机械构造图册》，机械工业出版社，刘希平主编 E``!-W
[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； |aOnV,}
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