目 录 "t"d z'
" -<u.$fE
设计任务书……………………………………………………1 '` [nt25N
传动方案的拟定及说明………………………………………4 2U|Nkm
电动机的选择…………………………………………………4 mL6/NSSz
计算传动装置的运动和动力参数……………………………5 G0]q(.sOy
传动件的设计计算……………………………………………5 zy$hDy0
轴的设计计算…………………………………………………8 %$]u6GKabi
滚动轴承的选择及计算………………………………………14 sSD(mO<(
键联接的选择及校核计算……………………………………16 VIi| :k
连轴器的选择…………………………………………………16 Z"!C
减速器附件的选择……………………………………………17 b> 2u>4
润滑与密封……………………………………………………18 _FdWV?
设计小结………………………………………………………18 M 9f*7{c
参考资料目录…………………………………………………18 8`u#tl(
e@8I%%V,
机械设计课程设计任务书 'a"<uk3DT
题目：设计一用于带式运输机传动装置中的同轴式二级圆柱齿轮减速器 3\D jV2t
一． 总体布置简图 T _Y 6AII
k9R1E/ ;
`/+7@~[RU
"n]B~D
1—电动机；2—联轴器；3—齿轮减速器；4—带式运输机；5—鼓轮；6—联轴器 `+zr PpX
})!n1k t
二． 工作情况： aL=VNZ!Pqc
载荷平稳、单向旋转 Y
=` 3L
AQ0L9?
三． 原始数据 4-3B"
鼓轮的扭矩T（N•m）：850 bQ
.y,+
鼓轮的直径D（mm）：350 SxH}/I|W
运输带速度V（m/s）：0.7 `b 7 o
带速允许偏差（％）：5 rSEJ2%iF*
使用年限（年）：5 zNXk dw
工作制度（班/日）：2 ;[9cj&7C<
z6{0\#'K
四． 设计内容 `H +Eo<U
1. 电动机的选择与运动参数计算； 4G`YZZ Q
2. 斜齿轮传动设计计算 xc*y s-Nv
3. 轴的设计 ^R<= }
4. 滚动轴承的选择 /VJ@`]jhDf
5. 键和连轴器的选择与校核； ORHC bw 9
6. 装配图、零件图的绘制 }W| C IgF*
7. 设计计算说明书的编写 &12aI |u^<
'QW 0K]il
五． 设计任务 ekAGzu
1． 减速器总装配图一张
{'r*Jb0
2． 齿轮、轴零件图各一张 41C=O@9m
3． 设计说明书一份 * i$+i
;G\rhk
六． 设计进度 qmL!"ZRLF
1、 第一阶段：总体计算和传动件参数计算 xMuy[)b
2、 第二阶段：轴与轴系零件的设计
"= UP&=
3、 第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 pxY5S}@
4、 第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 1MV^~I8Dd
h2BD?y
.OWIlT4K
RyM2CQg[
P)}:lTe
!.w S+
(ZI&'"H
iu1iO;q
传动方案的拟定及说明 4 l3N#U0Q
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。 W%$p,^@S5
本传动机构的特点是：减速器横向尺寸较小，两大吃论浸油深度可以大致相同。结构较复杂，轴向尺寸大，中间轴较长、刚度差，中间轴承润滑较困难。 <$=8'$T81
R0=/
Th -
om/gk4S2
电动机的选择 5VPuH Y2
1．电动机类型和结构的选择 9B%"7MVn
因为本传动的工作状况是：载荷平稳、单向旋转。所以选用常用的封闭式Y（IP44）系列的电动机。 4Fz^[L}[
ER|5_
2．电动机容量的选择 Q;^([39DI
1） 工作机所需功率Pw c9ZoO;
Pw＝3.4kW @'U4-x
2） 电动机的输出功率 O'mX7rY<<(
Pd＝Pw/η /y-P) 3_
η＝ ＝0.904 ~O|0.)71]
Pd＝3.76kW \ o3i9Q9C
I7Eg$J&
3．电动机转速的选择 }0!\%7-Q
nd＝（i1’•i2’…in’）nw woR)E0'qx
初选为同步转速为1000r/min的电动机 cCj3,s/p
c,-< 4e
4．电动机型号的确定 r%a$u%)oD
由表20－1查出电动机型号为Y132M1-6,其额定功率为4kW，满载转速960r/min。基本符合题目所需的要求。 4t+88e
#?,cYh+
p1D-Q7F
计算传动装置的运动和动力参数 "?il07+w%
传动装置的总传动比及其分配 9\n}!{@i
1．计算总传动比 UU !I@
由电动机的满载转速nm和工作机主动轴转速nw可确定传动装置应有的总传动比为： AKWw 36lm
i＝nm/nw uL= \t=
nw＝38.4 0FW=8hFp,
i＝25.14 m[7a~-3:J
'1{~y3
2．合理分配各级传动比 [n^___7
由于减速箱是同轴式布置，所以i1＝i2。 zZ wD)p?_g
因为i＝25.14，取i＝25，i1=i2=5 vTP_vsdeG
速度偏差为0.5%<5%，所以可行。 \:#b9t{B-
各轴转速、输入功率、输入转矩 h ?O-13v
项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮 < 37vWK 1+
转速（r/min） 960 960 192 38.4 38.4 nDo|^{!L`
功率（kW） 4 3.96 3.84 3.72 3.57 q<UqGj7#
转矩（N•m） 39.8 39.4 191 925.2 888.4 ~ cez+VQe
传动比 1 1 5 5 1 *%8us~w5/
效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97 ILpB:g
1`uIjXr(
传动件设计计算 !hc7i=V ?
1． 选精度等级、材料及齿数 aL`pvsnF
1） 材料及热处理； <)&yk cB
选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。 h '}5 "m
2） 精度等级选用7级精度； ywdNwNJ
3） 试选小齿轮齿数z1＝20，大齿轮齿数z2＝100的； %NBD^g F
4） 选取螺旋角。初选螺旋角β＝14° D"Xm9
(
2．按齿面接触强度设计 (= \P|iv
因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算 L%<1C \k
按式（10—21）试算，即 6` s[PKP.
dt≥ ^aC[Z P:
1） 确定公式内的各计算数值 Bk J cT
（1） 试选Kt＝1.6 Vz,WPm$I
（2） 由图10－30选取区域系数ZH＝2.433 $@NZ*m%?JQ
（3） 由表10－7选取尺宽系数φd＝1 eu4x{NmQ
（4） 由图10－26查得εα1＝0.75，εα2＝0.87，则εα＝εα1＋εα2＝1.62 |p+VitM7
（5） 由表10－6查得材料的弹性影响系数ZE＝189.8Mpa o+vf
（6） 由图10－21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1＝600MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限σHlim2＝550MPa； Gmwn :
（7） 由式10－13计算应力循环次数 byMO&Lb*
N1＝60n1jLh＝60×192×1×（2×8×300×5）＝3.32×10e8 Ug"B/UUFd
N2＝N1/5＝6.64×107 e (f)?H
;L`'xFo>>
（8） 由图10－19查得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.95；KHN2＝0.98 a[u8x mH
（9） 计算接触疲劳许用应力 N8vWwN[3
取失效概率为1％，安全系数S＝1，由式（10－12）得 Nhf!;>
[σH]1＝＝0.95×600MPa＝570MPa e 9:l
[σH]2＝＝0.98×550MPa＝539MPa EbW7Av
[σH]＝[σH]1＋[σH]2/2＝554.5MPa (&B &
V
x|Ei_hI-
2） 计算 J^W.TM&q$,
（1） 试算小齿轮分度圆直径d1t E*ic9Za8`h
d1t≥ IKU -
= =67.85 ?e@Ff"Y@e
RsY<j& f
（2） 计算圆周速度 -8o8l z
v= = =0.68m/s x88$#N>Q5
u cn aj|
（3） 计算齿宽b及模数mnt lH6t d
b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm (;n|>l?*
mnt= = =3.39 h8h4)>:
h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm ]EK"AuEz`
b/h=67.85/7.63=8.89 @#V{@@3$
o1Xk\R{
（4） 计算纵向重合度εβ +F/ '+
εβ= =0.318×1×tan14 =1.59 A6sBObw;
（5） 计算载荷系数K zso.?`85
已知载荷平稳，所以取KA=1 ?T^$,1 -
根据v=0.68m/s,7级精度，由图10—8查得动载系数KV=1.11；由表10—4查的KHβ的计算公式和直齿轮的相同， S:5Nh^K
故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42 dv,8iOL
由表10—13查得KFβ=1.36 Gzs x0%`)
由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数 HU'd/5fun
K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05 _#L
IG2d
dFUsQ_]<
（6） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10—10a）得 NLdUe32A
d1= = mm=73.6mm RFZrcM
CEUR-LK0
（7） 计算模数mn _Y0o\ 0B
mn = mm=3.74 3!d|K%J
3．按齿根弯曲强度设计 eg }|%GG
由式(10—17) :&a|8Wi[W
mn≥ (YR] X_
1） 确定计算参数 ]y(#]Tw\
（1） 计算载荷系数 T&!>lqU!J
K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96 U{;i 864:}
Og,,s{\
（2） 根据纵向重合度εβ=0.318φdz1tanβ=1.59，从图10－28查得螺旋角影响系数 Yβ＝0。88 ML R3 A
s
nc3 1X
（3） 计算当量齿数 ,mRN;|N
z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 P2oR C3~
z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47 G,XF S8{%
（4） 查取齿型系数 l"MEX/
由表10－5查得YFa1=2.724；Yfa2=2.172 }^QY<Cp|
（5） 查取应力校正系数 2x{3' ^+l
由表10－5查得Ysa1=1.569；Ysa2=1.798 -_2= NA?t
C!.6:Aj
P8TiB
（6） 计算[σF] Z |7Y1W[
σF1=500Mpa LAr6J
σF2=380MPa P_qxw-s
KFN1=0.95 l&C %oW
KFN2=0.98 ;bZ)q
[σF1]=339.29Mpa :H?p^ d
e
[σF2]=266MPa hsl Js^
（7） 计算大、小齿轮的 并加以比较 1.';:/~(
= =0.0126 E]g KJVf9[
= =0.01468
e%qMrR
大齿轮的数值大。 7f`jl/
7lh%\
2） 设计计算 Bz24U wcZ
mn≥ =2.4 3)T5}_
mn=2.5 )ei+ewVZ
H\ NO4=
4．几何尺寸计算
PL
VF
1） 计算中心距 SQliF[-
z1 =32.9，取z1=33 ` "9Y.KU
z2=165 !,1~:*:
a =255.07mm B[Tw 0rQ
a圆整后取255mm XL"e<P;t
Mk^o*L{ H
2） 按圆整后的中心距修正螺旋角 9,9( mbWJv
β=arcos =13 55’50” m=n
V$H
4BCZ~_
3） 计算大、小齿轮的分度圆直径 ^%_LA't 'R
d1 =85.00mm ?n_Y _)9
d2 =425mm =,(Ba'
+}:c+Z<
4） 计算齿轮宽度 $i3 /||T,9
b=φdd1 vF*H5\ m<a
b=85mm l \(t~Q
B1=90mm，B2=85mm *rqih_j0
[y:6vC
5） 结构设计 n'R
8nn6^
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。 5 :AAqMa
#oc T4
轴的设计计算 ,@2O_O`:
拟定输入轴齿轮为右旋 9aXm}
II轴： TX 12$p\
1．初步确定轴的最小直径 QXF>xZ~
d≥ ＝ =34.2mm zg^5cHP\
2．求作用在齿轮上的受力 ^ 91k@MC
Ft1= =899N @@! R
Iq!
Fr1=Ft =337N c OS|B1xG
Fa1=Fttanβ=223N； @ VJr0
Ft2=4494N ukZ L
Fr2=1685N W<58T Cd
Fa2=1115N )~WxNn3rx
?B[Z9Ef"8l
3．轴的结构设计 T9(~^}_+9
1） 拟定轴上零件的装配方案 TpnkJygIm
ME o+S
i. I-II段轴用于安装轴承30307，故取直径为35mm。 wCkkfTO
ii. II-III段轴肩用于固定轴承，查手册得到直径为44mm。 3L#KHTM
iii. III-IV段为小齿轮，外径90mm。 AJq'~fC;I
iv. IV-V段分隔两齿轮，直径为55mm。 4}l,|7_&I
v. V-VI段安装大齿轮，直径为40mm。 _:TD{ EO$
vi. VI-VIII段安装套筒和轴承，直径为35mm。 :k JSu{p
<Q%o}m4Kt
2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 EI+.Q
1. I-II段轴承宽度为22.75mm，所以长度为22.75mm。 Z|3l2ucl
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。 /TpM#hkq/2
3. III-IV段为小齿轮，长度就等于小齿轮宽度90mm。 }z[ O_S,X
4. IV-V段用于隔开两个齿轮，长度为120mm。 rY c?y
5. V-VI段用于安装大齿轮，长度略小于齿轮的宽度，为83mm。 lM l XK4-
6. VI-VIII长度为44mm。 VCh %v -/
Yr[1-Oy/k
d mf~w_(7
.*v8*8OJ&
4． 求轴上的载荷 [=XsI]B\
66 207.5 63.5 3"q%-M|+Q
0xH$!?{b
_a c_8m
%*LdacjZ
"I B)= Hc
RJ@ d_~%U
>j\zj] -"
sHAzg^n}r
.-nA#/2-
>6(nW:I0y
RN!oflb
BEu9gu
=TyN"0@
hcM 0?=
e}aD <E G
m3.d !~U\
vsLn@k3
Fr1=1418.5N oA73\BFfP
Fr2=603.5N ynDa4HB
查得轴承30307的Y值为1.6 c~dX8+
Fd1=443N (}bP`[@rX!
Fd2=189N ,TP^i 0
因为两个齿轮旋向都是左旋。 5>/,25
99
故：Fa1=638N {Uu7 @1@n
Fa2=189N b)
.@ xS
kv ryDM
5．精确校核轴的疲劳强度 q}(UC1 |
1） 判断危险截面 XnV|{X%]U
由于截面IV处受的载荷较大，直径较小，所以判断为危险截面 (\M&/X~q
>WG$!o +R
2） 截面IV右侧的 } fSbH
2Xgn[oI {
截面上的转切应力为 !%]]lxi
!MQo= k
由于轴选用40cr，调质处理，所以 ^D/*Hp _
， ， 。 oDA1#-
（[2]P355表15-1） 4l[f}Z
a) 综合系数的计算 0Ac]&N d`
由 ， 经直线插入，知道因轴肩而形成的理论应力集中为 ， ， 5Sk87o1E(d
（[2]P38附表3-2经直线插入） b Kv 9 F@
轴的材料敏感系数为 ， ， @;Yb6&I;
（[2]P37附图3-1） 2I6 c7H s
故有效应力集中系数为 AVHn7olG
#jK{)%}mA
Fb[< YX"
查得尺寸系数为 ，扭转尺寸系数为 ， u'LA%l-
（[2]P37附图3-2）（[2]P39附图3-3） /.Gx
n0
轴采用磨削加工，表面质量系数为 ， 7&OU!gp
（[2]P40附图3-4） 8tLkJOu
轴表面未经强化处理，即 ，则综合系数值为 yn4Xi@9Pri
D55dD >
.2Gn)dZU
b) 碳钢系数的确定 x@ (91f
碳钢的特性系数取为 ， hDzKB))<w
c) 安全系数的计算 Ca]vK'(
轴的疲劳安全系数为 }fL8<HM\'c
A10/ "Ec<u
Q]7r?nEEhW
6BNOF66kH
故轴的选用安全。 ,8E eSnI
W<v?D6dFq
I轴： - C8 h$P
1．作用在齿轮上的力 ; #e -pkV
FH1=FH2=337/2=168.5 (9@6M 8A
Fv1=Fv2=889/2=444.5 3fn6W)v?
^MDBJ0
I.
2．初步确定轴的最小直径 ogDyrY}]
GfPe0&h
!f] F'h8
3．轴的结构设计 44($a9oa2
1） 确定轴上零件的装配方案 Vg&` f
l% K9Ke
Qx'a+kLu9
2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 ;]+kC
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。 =-`X61];M
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。 n"d~UV^Uw
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。 +
ECV|mkk
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。 a'XC T@B
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]
i) 轴肩固定轴承，直径为42mm。 Fl^.J<Dz
j) 该段轴要安装轴承，直径定为35mm。 +2MsyA?6_
2） 各段长度的确定 {#0B~Z r
各段长度的确定从左到右分述如下： XOV Z 'V
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。 __'Z0?.4#
b) 该段为轴环，宽度不小于7mm，定为11mm。 k7f[aM 5]
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-j(=Md
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。 &I <R|a
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- N> #
f) 该段由联轴器孔长决定为42mm Q(E $;@
Su6ZO'[)
QWx CNt:^?
4．按弯扭合成应力校核轴的强度 U7bG(?k)
W=62748N.mm \d]&}`'4{f
T=39400N.mm <o^ mQq&
45钢的强度极限为 ，又由于轴受的载荷为脉动的，所以 。 :.DCRs$Q
**dGK_^T0
ib*$3Fn~
III轴 }0}J
1．作用在齿轮上的力 ,TeD J \k
FH1=FH2=4494/2=2247N J rYpZ.Nh
Fv1=Fv2=1685/2=842.5N ;(TBg-LEK
&h8 + -
2．初步确定轴的最小直径 =KMd! $J\
|`E\$| \p
> ")%4@
3．轴的结构设计 0 l
G\QT
1） 轴上零件的装配方案 m -7^$
K ;gm^
c|hKo[r)
2） 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 pJK puoiX
I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII 6EP5n
直径 60 70 75 87 79 70 KvkiwO (
长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25 6(<AuhFu
Y')in7g
gP^'4> Jr
Q^ bG1p//.
=r:D]?8oC
5．求轴上的载荷 6pxj9@X+
Mm=316767N.mm ~$YFfv>
T=925200N.mm &.K=,+0_R/
6. 弯扭校合 *.n9D
HaJ D2wvr
UOT~L4 G
/ QSK$ZDC
Z!^iPB0~D
滚动轴承的选择及计算 -QI1>7sl
I轴： oI Qor%z
1．求两轴承受到的径向载荷 WVf;uob{
5、 轴承30206的校核 ATPc ~f
1） 径向力 *`=V"nXw$|
\CX`PZ><
A!W(>
2） 派生力 c3g\*)Jz"F
， [ wr0TbtV
3） 轴向力 gy_n=jhi+
由于 ， +w%MwPC7`
所以轴向力为 ， s
<Ag8U8
4） 当量载荷 D .)R 8X
由于 ， ， V)_mo/D!D
所以 ， ， ， 。 : ,LX3,
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 [;h@ q}
y [.0L!C {
5） 轴承寿命的校核
*:_ xy{m\
%(,JBa: G
pU<->d;->
II轴： e nDjP
6、 轴承30307的校核 57%:0loW
1） 径向力 rF>:pS,`&
N r
uXXd
CdC&y}u
2） 派生力 &AoXv`l4
， zG +o Z
3） 轴向力 0 \ &4?
由于 ， p V <18CaJ
所以轴向力为 ， '!b 1~+PV
4） 当量载荷 !xA;(<K[^
由于 ， ， %h2U (=/:
所以 ， ， ， 。 pN1W|Wv2
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 FgKDk!ci
%dhnp9'
5） 轴承寿命的校核 AdKv!Ta5b
2PAo tD4+I
AW%^Xt
III轴： wRi!eN?
7、 轴承32214的校核 bCy.S.`jHQ
1） 径向力 vsRn \Y
<vhlT#p
G#
.z((Rj
2） 派生力 3 05()
， e M*@}3
3） 轴向力 '\[GquK ;P
由于 ， j^Bo0{{
所以轴向力为 ， # q 6jE
4） 当量载荷 <x53b/ft
由于 ， ， ROW8YTYb
所以 ， ， ， 。 !%_}Rv!JT
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 v 0apEjT
l)4KX{Rz{A
5） 轴承寿命的校核 z|<6y~5,
TMT65X!
j_j~BXhIS
键连接的选择及校核计算 -'*B%yy
%f*8JUE16
代号 直径 L|u \3.:
（mm） 工作长度 G ZDyw9
（mm） 工作高度 J
XPE9uH
（mm） 转矩 dE%rQE7'
（N•m） 极限应力 l _dWS9
（MPa） W{*U#:Jx1
高速轴 8×7×60（单头） 25 35 3.5 39.8 26.0 j[F\f >
12×8×80（单头） 40 68 4 39.8 7.32 `DUMTFcMX
中间轴 12×8×70（单头） 40 58 4 191 41.2 l*e*jA_>:7
低速轴 20×12×80（单头） 75 60 6 925.2 68.5 s%1 O}X$c
18×11×110（单头） 60 107 5.5 925.2 52.4 )4toBDg"
由于键采用静联接，冲击轻微，所以许用挤压应力为 ，所以上述键皆安全。 to|O]h2*U2
z )#I"$!d
连轴器的选择 N!
}p
由于弹性联轴器的诸多优点，所以考虑选用它。 g~r Z=
|~Z.l
二、高速轴用联轴器的设计计算 @aAB#,
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 ， AVF(YD<U
计算转矩为 ; {iX_%
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） @ 4#q
其主要参数如下： K7 -A VMY
材料HT200 |Rd?s0u
公称转矩 ; $i{>mDT
轴孔直径 ， *:{s|18Pj
wDVKp['
轴孔长 ， o:W>7~$jr=
装配尺寸 @@-n/9>vs
半联轴器厚 "jb`KBH%"
（[1]P163表17-3）（GB4323-84） nD@/,kw"
; :4&nJ*qG
三、第二个联轴器的设计计算 @n"7L2wY
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 ， MzM"r" u
计算转矩为 gFizw:l
所以选用弹性柱销联轴器TL10（GB4323-84） UyTsUkY
其主要参数如下： w9< <|ZaU
材料HT200 {p[{5k 0
公称转矩 Ti $G2dBO
轴孔直径 PV$)k>H-
轴孔长 ， z$4g9
装配尺寸 AJ}QS?p8s
半联轴器厚 m!Cvd9X=
（[1]P163表17-3）（GB4323-84） ~_8Dv<"a
n=J~Rssp
VHyH't_&s
u1a0w
减速器附件的选择 iO 9.SF0:
通气器 zisf8x7^W
由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M18×1.5 c%+/TO
油面指示器 = >CADTU
选用游标尺M16 N-Fs-uB
起吊装置 d9e_slx
采用箱盖吊耳、箱座吊耳 QxS] 6hA
放油螺塞 =z^ 2KH
选用外六角油塞及垫片M16×1.5 -<H\VT%98
VzD LG LH
润滑与密封 ])OrSsV}
一、齿轮的润滑 v=5H,4UMA
采用浸油润滑，由于低速级周向速度为，所以浸油高度约为六分之一大齿轮半径，取为35mm。 Z*/{^ z sE
XuS3#L/3p
二、滚动轴承的润滑 2 ^ uP[
由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。 @n2Dt d
|?v(?
三、润滑油的选择 yC \dM1X
齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于小型设备，选用L-AN15润滑油。 V6Z~#=EQ
Q \Wh]=}
四、密封方法的选取 `(tVwX4
选用凸缘式端盖易于调整，采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。 ?#s9@R1
密封圈型号按所装配轴的直径确定为（F）B25-42-7-ACM，（F）B70-90-10-ACM。 b 3.
轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。 q8A ;%.ZLG
*$e1Bv6
$
Db4(E*/pj!
k _;g-r,
设计小结 =z >d GIT1
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。 @ };
vl
W4Z8U0co
参考资料目录 TrCut 2
[1]《机械设计课程设计》，高等教育出版社，王昆，何小柏，汪信远主编，1995年12月第一版； Fi+8| /5
[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； zUuOX5-6x
[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； x{DTVa
6y2
[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； #q LsAw--Q
[5]《工程机械构造图册》，机械工业出版社，刘希平主编 6-E>-9 ]'E
[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； .A6D&-&z
[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。 RN^<bt{_U
M.F Y4~
[p:5]
