目 录 jLb3{}0
xl# j _d,
设计任务书……………………………………………………1 ? KS 9Dh
传动方案的拟定及说明………………………………………4 +X Y}-
电动机的选择…………………………………………………4 *qz]vUb/0
计算传动装置的运动和动力参数……………………………5 W_iP/xL
传动件的设计计算……………………………………………5 ?I7H ):
轴的设计计算…………………………………………………8 vP,WV9Q1u
滚动轴承的选择及计算………………………………………14 RKj A`cJ
键联接的选择及校核计算……………………………………16 (MxLw:AV
连轴器的选择…………………………………………………16 x; b'y4kH
减速器附件的选择……………………………………………17 (AwbZ n*
润滑与密封……………………………………………………18 8, B9y D
设计小结………………………………………………………18 m m`:ci
参考资料目录…………………………………………………18 F"0 tv$
c)E'',-J_2
机械设计课程设计任务书 ja 9y
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 w HIS}OONz
一． 总体布置简图 ]?<uf40Mm
[q(7Jv
7L]fCw
p[
y-Z*qR?
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 TcGxm7T
@Z |cUHo
二． 工作情况： -><?q t
载荷平稳、单向旋转 } O!LT D
nR
,j1IUF
三． 原始数据 szKs9 er&
鼓轮的扭矩T（N•m）：850 ^M,Q<HL
鼓轮的直径D（mm）：350 1;H(
运输带速度V（m/s）：0.7 Sc*p7o: A
带速允许偏差（％）：5 fQe- v_K
使用年限（年）：5 ) tsaDG-E
工作制度（班/日）：2 ~rKo5# D
-5E%f| U
四． 设计内容 GMiWS:`;v`
1. 电动机的选择与运动参数计算； VT-&"Jn
2. 斜齿轮传动设计计算 Ai /a y# E
3. 轴的设计 $TR[SMj
4. 滚动轴承的选择 B:SzCC.B
5. 键和连轴器的选择与校核； kw1PIuz4&
6. 装配图、零件图的绘制 `Y$LXF~,Om
7. 设计计算说明书的编写 ]@Z j-n8
<0Q`:'\.>
五． 设计任务 PUucYc
1． 减速器总装配图一张 +:oHI[1HG
2． 齿轮、轴零件图各一张 x{IOn;>R
3． 设计说明书一份 }`*]&I[P
.F> c Z,
六． 设计进度 R3.tkFZq]
1、 第一阶段：总体计算和传动件参数计算 ;m7$U
2、 第二阶段：轴与轴系零件的设计 2uU~$7~N
3、 第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 _DH,$evS%
4、 第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 g$$uf[A-SL
C>t1~^Q},9
:)%Vah u
,mjwQ6:Ny
uKhfZSx0 w
8 =J6{{E
y{5ZC~Z<!
RqH"+/wR
传动方案的拟定及说明 ! QP~#a%
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。 (?)". Q0
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。 WG(t t.
[o\ O^d
ym<G.3%1
电动机的选择 O`~T:N| D
1．电动机类型和结构的选择 =U3 !D;XP
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。 "-(yZigQ
v8_H aA$5Y
2．电动机容量的选择 nv@$'uQRp
1） 工作机所需功率Pw 9LzQp`In
Pw＝3.4kW Nn4< :2
2） 电动机的输出功率 o= N= W
Pd＝Pw/η 'Pr(7^
η＝ ＝0.904 SJj0*ry:
Pd＝3.76kW j<wWPv
Y0aO/6
3．电动机转速的选择 jA<v<oV
nd＝（i1’•i2’…in’）nw fqFE GyeNr
初选为同步转速为1000r/min的电动机 X=mzo\Aos
jQC6N#L
4．电动机型号的确定 % Mz(G-I.\
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。 kbBX\*{yh
,/ly|Dv
c_ v j't
计算传动装置的运动和动力参数 ! E#XmYhX=
传动装置的总传动比及其分配 Vv0dBFe
1．计算总传动比 3RZP 12x
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： (,[m}Qb?!
i＝nm/nw i~ PN(h
nw＝38.4 9)3ok#pQ/
i＝25.14 #/MUiV
Q!z g=_z-
2．合理分配各级传动比 !2>gC"$nv
由于减速箱是同轴式布置，所以i1＝i2。 #Kn=Q
因为i＝25.14，取i＝25，i1=i2=5 oslV@v
F
速度偏差为0.5%<5%，所以可行。 w%GEOIj}
各轴转速、输入功率、输入转矩 @;"HslU\Q
项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮 LK)0g 4{
转速（r/min） 960 960 192 38.4 38.4 (iIJ[{[H4)
功率（kW） 4 3.96 3.84 3.72 3.57 ijw'7d|,
转矩（N•m） 39.8 39.4 191 925.2 888.4 :%{MMhb x
传动比 1 1 5 5 1 V+W,# 5
效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97 I)U|~N
B! jT@b{
传动件设计计算 .fk!~8b[Q+
1． 选精度等级、材料及齿数 (B.J8`h }
1） 材料及热处理； 4xjk^N9
选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。 r%}wPN(?D
2） 精度等级选用7级精度； -e3m!h
3） 试选小齿轮齿数z1＝20，大齿轮齿数z2＝100的； M@[ {j
4） 选取螺旋角。初选螺旋角β＝14° uZ&,tH/
2．按齿面接触强度设计 P#Z$+&)b)s
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 O{y2tz3
按式（10—21）试算，即 '
^^]Or
dt≥ 4 (B{-cK
1） 确定公式内的各计算数值 .Vj;[p8
（1） 试选Kt＝1.6 79AOvh
（2） 由图10－30选取区域系数ZH＝2.433 `r
& IA
（3） 由表10－7选取尺宽系数φd＝1 l Y
yt8H
（4） 由图10－26查得εα1＝0.75，εα2＝0.87，则εα＝εα1＋εα2＝1.62 o}mD1q0yE
（5） 由表10－6查得材料的弹性影响系数ZE＝189.8Mpa Xhe2 5
（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； mWZoo/x tT
（7） 由式10－13计算应力循环次数 V
lN&Lz
N1＝60n1jLh＝60×192×1×（2×8×300×5）＝3.32×10e8 KGS=(z
N2＝N1/5＝6.64×107 *IJctYJaX
ZY-W~p1:G
（8） 由图10－19查得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.95；KHN2＝0.98 u~=>$oT't
（9） 计算接触疲劳许用应力 g!(j.xe
取失效概率为1％，安全系数S＝1，由式（10－12）得 &ok2Xw
[σH]1＝＝0.95×600MPa＝570MPa }@_ F( B
[σH]2＝＝0.98×550MPa＝539MPa 5K| 1Y#X
[σH]＝[σH]1＋[σH]2/2＝554.5MPa 0&E{ [~Pv
NdZv*
2） 计算 /KFCq|;7s,
（1） 试算小齿轮分度圆直径d1t _[zO?Div[
d1t≥ ' \Z54$
= =67.85 hJ 4]GA'
B v /]>Z
（2） 计算圆周速度 23 BzD^2a
v= = =0.68m/s V4ml& D
wyeiz7
（3） 计算齿宽b及模数mnt 02q]^3
b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm xG@zy4
mnt= = =3.39 \^or l9
h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm Rm`_0}5
b/h=67.85/7.63=8.89 WDNuR #J?
5r K7nLb
（4） 计算纵向重合度εβ ZgVYC4=Q-\
εβ= =0.318×1×tan14 =1.59 `j{ 5$X
（5） 计算载荷系数K hdJW#,xq
已知载荷平稳，所以取KA=1 V6)\;c
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， fx2r\ usX[
故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42 @U08v_,
由表10—13查得KFβ=1.36 f l*]ua
由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数 xhLVLXZ9
K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05 ,rx?Ig}k z
JK34pm[s
（6） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10—10a）得 $e1==@
R
d1= = mm=73.6mm (9$z+Zmm?
c,-3+b
（7） 计算模数mn gZ F-zhnC
mn = mm=3.74 *P]FX-D3
3．按齿根弯曲强度设计 AAUFX/}8P
由式(10—17) 0+p
<Jc!
mn≥ U0G(
1） 确定计算参数 M l VN'w
（1） 计算载荷系数 Li)rs<IX;m
K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96 _0p8FhNt
4/e|N#1`;[
（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 Q{ 1Q w'+@
Ey7S Qb
（3） 计算当量齿数 &6V[@gmD
z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 P0,@#M&
z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47 Y@N-q
（4） 查取齿型系数 (
`T;nz
由表10－5查得YFa1=2.724；Yfa2=2.172 T9N][5 \
（5） 查取应力校正系数 2 ZW
{
由表10－5查得Ysa1=1.569；Ysa2=1.798 6wK>SW)#&j
J3`a}LyDf
.BP@1 K
（6） 计算[σF] |Xz-rgkQ
σF1=500Mpa =E?kx f[X
σF2=380MPa 1 P i_V
KFN1=0.95 nKpXR uFn\
KFN2=0.98 6 z (7l
[σF1]=339.29Mpa m X2i^.zH
[σF2]=266MPa 6Q\0 v
（7） 计算大、小齿轮的 并加以比较 =UY)U-
= =0.0126 i [,9hp
= =0.01468 jNRR=0
大齿轮的数值大。 H&0dc.n ~.
|hHj7X <?k
2） 设计计算 CWF(OMA
mn≥ =2.4 %@ Mv-A6)
mn=2.5 I|&< !{Rq
aTXmF1_n
4．几何尺寸计算 ]34 fG3D|
1） 计算中心距 PX!$w*q
z1 =32.9，取z1=33 vl1`s
^}R
z2=165 {"f4oK{w
a =255.07mm S L I(;, s
a圆整后取255mm c:? tn
k2]fUP
2） 按圆整后的中心距修正螺旋角 Jc8 ^m0_
β=arcos =13 55’50” b 2rlj6d
_"nzo4e0
3） 计算大、小齿轮的分度圆直径 ~@Yiwp\ "
d1 =85.00mm C1/qiSHsh
d2 =425mm P D,s,A
'F-; uN
4） 计算齿轮宽度 XR2Gw 4]
b=φdd1 ldFK3+V
b=85mm OGA_3|[S
B1=90mm，B2=85mm NJ%>|`FEi7
/?(\6Z_A
5） 结构设计 R9 +0ZoS
以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故以选用腹板式为宜。其他有关尺寸参看大齿轮零件图。 _-MIL kx\
0Ncx':]5
轴的设计计算 9x4%M&<Z9a
拟定输入轴齿轮为右旋
DT2uUf
II轴： irZMgRQAT
1．初步确定轴的最小直径 0Wd 2Z-I
d≥ ＝ =34.2mm &oJ1v<`
2．求作用在齿轮上的受力 LpV2XL$p>#
Ft1= =899N ([g[\c,H
Fr1=Ft =337N ZwzN=03T
Fa1=Fttanβ=223N； r^g"%nq9/
Ft2=4494N U!y GZEU"[
Fr2=1685N V=
wWY*C
Fa2=1115N {e35O(Y
?**9hu\B G
3．轴的结构设计 ./7*<W:
1） 拟定轴上零件的装配方案 .<fn+]
:ebu8H9f%
i. I-II段轴用于安装轴承30307，故取直径为35mm。 !4Oj^yy%
ii. II-III段轴肩用于固定轴承，查手册得到直径为44mm。
]S2F9
iii. III-IV段为小齿轮，外径90mm。 b7uxCH]Z
iv. IV-V段分隔两齿轮，直径为55mm。 A r=P;6J
v. V-VI段安装大齿轮，直径为40mm。 .
.5s 2
vi. VI-VIII段安装套筒和轴承，直径为35mm。 J]AkWEiCJ
" z8iuF
2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 GZq~P l
1. I-II段轴承宽度为22.75mm，所以长度为22.75mm。 TWU[/ >K
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。 " J 4?Sb <
3. III-IV段为小齿轮，长度就等于小齿轮宽度90mm。 g6D7Y<} d
4. IV-V段用于隔开两个齿轮，长度为120mm。 &m PR[{
5. V-VI段用于安装大齿轮，长度略小于齿轮的宽度，为83mm。 gl$}t H
6. VI-VIII长度为44mm。 E[=# Rw!*
/z)H7s+
evQk,;pIm
S %B m4jY
4． 求轴上的载荷 J/k4CV*li(
66 207.5 63.5 W Te1E, M
O$*\ JL
Z@ dS,M*
n/ CP2 A
kJ_XG;8
>gT QD\k:D
l0&U7gr
AM Sn^ 75
j
e;^i,&
IM (=j
4qKMnY R
qmF+@R&^i
.
g8WMm
6j6P&[
D/`b ~ Yl
QUb#84
4_KRH1
Fr1=1418.5N X-']D_f|,
Fr2=603.5N 4|INy =<"t
查得轴承30307的Y值为1.6 8b|m6 6#|
Fd1=443N ":vF[6K6
Fd2=189N C'&t@@:
因为两个齿轮旋向都是左旋。 '{F
Od_uk%
故：Fa1=638N }n t,DG!r
Fa2=189N f1wwx|b%.
V }wh
5．精确校核轴的疲劳强度 @"vTz8oY@
1） 判断危险截面 A4 IPd
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 R-]i BL
52v@zDY
2） 截面IV右侧的 =| O ><O|
{^N 90,!
截面上的转切应力为 hNL_ e3
,0^9VWZV
由于轴选用40cr，调质处理，所以 w<m e(!-'
， ， 。 Lv<)Dur0K
（[2]P355表15-1） 3IYbgUG
a) 综合系数的计算 PESJ7/^E
由 ， 经直线插入，知道因轴肩而形成的理论应力集中为 ， ， e)Pm{:E
（[2]P38附表3-2经直线插入） +]S!pyZ"
轴的材料敏感系数为 ， ， G_5E#{u
（[2]P37附图3-1） ibxtrt=
故有效应力集中系数为 x-Fl|kwX.5
?t"bF :!
N,?D<NjXl
查得尺寸系数为 ，扭转尺寸系数为 ， _Z3_I_lW
（[2]P37附图3-2）（[2]P39附图3-3） 39Zs
轴采用磨削加工，表面质量系数为 ， uTIl} N
（[2]P40附图3-4） {3kI~s
轴表面未经强化处理，即 ，则综合系数值为 A,f%0
eQR
idGhWV'
H\RuYCn2G
b) 碳钢系数的确定 fu d Lm
碳钢的特性系数取为 ， gt:O t0\7
c) 安全系数的计算 Xb5 $ijH
轴的疲劳安全系数为 S X6P>:`
d
A' h7D
OJ4-p& 1
~glFB`?[
故轴的选用安全。 BGZvg MxLJ
- "X}
)N2
I轴： n 7 m!
1．作用在齿轮上的力 SPY4l*kX
FH1=FH2=337/2=168.5 T7!=KE_z
Fv1=Fv2=889/2=444.5 & wG3RR|
8-
]7>2?_
2．初步确定轴的最小直径 MESPfS+
^p !4`S
z Fk@Y
3．轴的结构设计 y1zep\-D
1） 确定轴上零件的装配方案 ?$\y0lHw/7
WX9p J9d
KqT~MP l
2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 #$(wfb9
d) 由于联轴器一端连接电动机，另一端连接输入轴，所以该段直径尺寸受到电动机外伸轴直径尺寸的限制，选为25mm。 #p^r)+\3=
e) 考虑到联轴器的轴向定位可靠，定位轴肩高度应达2.5mm，所以该段直径选为30。 ,wlSNb@'
f) 该段轴要安装轴承，考虑到轴肩要有2mm的圆角，则轴承选用30207型，即该段直径定为35mm。 tf@x}
g) 该段轴要安装齿轮，考虑到轴肩要有2mm的圆角，经标准化，定为40mm。 Nurbi oFL
h) 为了齿轮轴向定位可靠，定位轴肩高度应达5mm，所以该段直径选为46mm。 M[ZuXH}
i) 轴肩固定轴承，直径为42mm。 -hP-w>
j) 该段轴要安装轴承，直径定为35mm。 ALY%
h!L
2） 各段长度的确定 /,Sd
各段长度的确定从左到右分述如下： & 5u[ q
a) 该段轴安装轴承和挡油盘，轴承宽18.25mm，该段长度定为18.25mm。 59I}
b) 该段为轴环，宽度不小于7mm，定为11mm。 S.Fip _
c) 该段安装齿轮，要求长度要比轮毂短2mm，齿轮宽为90mm，定为88mm。 _*w}"\4_
d) 该段综合考虑齿轮与箱体内壁的距离取13.5mm、轴承与箱体内壁距离取4mm（采用油润滑），轴承宽18.25mm，定为41.25mm。 b1{XGK'
e) 该段综合考虑箱体突缘厚度、调整垫片厚度、端盖厚度及联轴器安装尺寸，定为57mm。 lt&30nf=
f) 该段由联轴器孔长决定为42mm e`Z3{H}
I#tEDeF2
vDA v/l9
4．按弯扭合成应力校核轴的强度 SY}iU@xo
W=62748N.mm WsCzC_'j.
T=39400N.mm y|+ltA K
45钢的强度极限为 ，又由于轴受的载荷为脉动的，所以 。 @9rmm)TZ
N#`aVW'{v2
'D4KaM.d
III轴 m'%Z53&
1．作用在齿轮上的力 7 #R&
OQ
FH1=FH2=4494/2=2247N r,4V SyZF\
Fv1=Fv2=1685/2=842.5N ?JD\pYg [/
;,h*s, i
2．初步确定轴的最小直径 (u
>:G6K
6)eU &5z1?
Pk; 9\0k7
3．轴的结构设计 " lf_`4
1） 轴上零件的装配方案 {&c%VVZb:Z
uGQCW\!"4
&xqe 8!FeA
2） 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 # :68}f"$
I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII Vy:ER
直径 60 70 75 87 79 70 32IN;X|
长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25 F*d{<
1*x4T%RF$
nWK"i\2#G
TJB0O]@3
(t9qwSS8z
5．求轴上的载荷 B!le=V, @,
Mm=316767N.mm ZtEHP`Iin
T=925200N.mm *3<m<<>U
6. 弯扭校合 _+8$=k2nM
6iFd[<.*j
'eo2a&S2D
Hf
%;FaJ=
" I@Z:[=2
滚动轴承的选择及计算 c uR|cUK
I轴： |"P5%k#6^>
1．求两轴承受到的径向载荷 C({L4O#?o
5、 轴承30206的校核 j <+iL]b
1） 径向力 !@/?pXt|
DI}h?Uf ,
!*|CIx k(
2） 派生力 jVRd[
， u 3,b,p
3） 轴向力 `s:| 4;.
由于 ， J ZL!(>tI
所以轴向力为 ， de1&
4） 当量载荷 XE$eHx3;
由于 ， ， ]V@! kg(p8
所以 ， ， ， 。 CsSB'+&{
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 O:7y-r0i
_n}!1(xYa`
5） 轴承寿命的校核 v:6b&wS L3
wKY6[ vvF
E7_^RWG
II轴： o
JA 58/
6、 轴承30307的校核 5[gkGKkf_
1） 径向力 x2ol
5I j_$a
Op%^dwVG(v
2） 派生力 :{66WSa@Dd
， j9u-C/Q\r
3） 轴向力 (tq)64XVz
由于 ， =_yOX=g|
所以轴向力为 ， \R-u+ci$ZY
4） 当量载荷 7OWiG,
由于 ， ， ,XA; S5FE
所以 ， ， ， 。 mG@Q}Y(
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 z|b4w7 I
7GP?;P
5） 轴承寿命的校核 Ew:JpMR
p[uwG31IL`
t'Q48Q Ab?
III轴： +u=xB hZ
7、 轴承32214的校核 r\3In-(AT
1） 径向力 WJ.PPq>]F
7>ODaj
zWY6D4
2） 派生力 Sej$x)Q\t
， W;-Qze\D
3） 轴向力 MW$9, [
由于 ， d ;;=s=j
所以轴向力为 ， k Dv)g
4） 当量载荷 ,DE%p
+q
由于 ， ， ifgaBXT55
所以 ， ， ， 。 ^2??]R&Q
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 []2G N{m
e+6~JbMV
5） 轴承寿命的校核 Z9sg6M@s
p~mB;pZ%;
AjlG_F
键连接的选择及校核计算 p5H Mg\hT
3Q ]MT
代号 直径 ~clWG-i
（mm） 工作长度 { &qBr&kg
（mm） 工作高度 _N]yI0k(
（mm） 转矩 hW} ,%
（N•m） 极限应力 y1' /@A1
（MPa） E+2y-B)E
高速轴 8×7×60（单头） 25 35 3.5 39.8 26.0 AHA*yC
12×8×80（单头） 40 68 4 39.8 7.32 <^~F~]wnH
中间轴 12×8×70（单头） 40 58 4 191 41.2 lR( &Wc\j
低速轴 20×12×80（单头） 75 60 6 925.2 68.5 <7&b|f$CL
18×11×110（单头） 60 107 5.5 925.2 52.4 ='JX_U`A^F
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。 ~8X' p6
CeJ|z {F\
连轴器的选择 TB[vpTC9)
由于弹性联轴器的诸多优点，所以考虑选用它。 5cAD C`q
kp$I LZ
二、高速轴用联轴器的设计计算 Kq?7#,_
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 ， }n=NHHtJ
计算转矩为 B';Ob
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） )6j:Mbz
其主要参数如下： 3edAI&a5
材料HT200 ` WB|h)Y
公称转矩 X "0Q)
轴孔直径 ， ZJpI]^9|
x -!FS h8q
轴孔长 ， yS43>UK_W+
装配尺寸 at*=#?M1?
半联轴器厚 (NQ[A ypMI
（[1]P163表17-3）（GB4323-84） 3pp
w_?k
4_Jdh48-d
三、第二个联轴器的设计计算 st2>e1vg
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 ， \\qg2yI
计算转矩为 XJ\q!{;h
所以选用弹性柱销联轴器TL10（GB4323-84） 7S`H?},sR
其主要参数如下： `R> O5Rv
材料HT200 T82_`u
公称转矩 (+_J0i t
轴孔直径 RFC;1+Jn
轴孔长 ， n`,Q:
装配尺寸 uS'ji
k}
半联轴器厚 NIfc/ %
（[1]P163表17-3）（GB4323-84） #r:`bQ0;
,2`d3u^CW
6S<$7=$ =
0- UeFy
减速器附件的选择 P1QJ'eC;T
通气器 6!nb)auVi
由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M18×1.5 MUrY >FYgx
油面指示器 }D^Gt)
选用游标尺M16 ="DgrH
起吊装置 ^ztf:'l@C
采用箱盖吊耳、箱座吊耳 O5Lv :qAa
放油螺塞 C\^K6,m5
选用外六角油塞及垫片M16×1.5 *ls6#j@
m}9V@@
润滑与密封 ?N
ga
一、齿轮的润滑 o
FLrSmY)E
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。 Bkc-iC}F
i[pf*W0g
二、滚动轴承的润滑 ej;ta Kzj
由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。 DBUwf1=qj
qt(:bEr^6b
三、润滑油的选择 xgz87d/<:
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。 Yg[IEy
,#T3OA!c**
四、密封方法的选取 .6 NS t
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。 ;ZJ,l)BNO
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。 %7#Zb '
轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。 0UJ`<Bfd
Lf#G?]@
GZEonCk[&
`tG _O
设计小结 s8[9YfuW
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。 nY9 qYFw
2.D!4+&
参考资料目录 \&5 @ yh
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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； C|\^uR0
[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； 2\{uq v
[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； 7omGg~!k(
[5]《工程机械构造图册》，机械工业出版社，刘希平主编 4i/q^;`
[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； 'w[d ^L
[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。 s ;s-6 %p
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