目 录 S:q3QgU=X
a KlUX
设计任务书……………………………………………………1 ~+bGN
传动方案的拟定及说明………………………………………4
"t$k
电动机的选择…………………………………………………4 c.f "Gv
计算传动装置的运动和动力参数……………………………5 Ev2HGU [
传动件的设计计算……………………………………………5 TO*BH^5R
轴的设计计算…………………………………………………8 ww{_c]My
滚动轴承的选择及计算………………………………………14 7`H
1f]d
键联接的选择及校核计算……………………………………16 o/
mF #
连轴器的选择…………………………………………………16 t"lyvI[
减速器附件的选择……………………………………………17 @a>2c$%
润滑与密封……………………………………………………18 ; HBC Ue<_
设计小结………………………………………………………18 j0GMTri3
参考资料目录…………………………………………………18 y}K\%;`[a
T<joR R
机械设计课程设计任务书 "ZHtR/;
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 Op? OruT [
一． 总体布置简图 tYqs~B3
3!o4)y JWx
%F9{EX Jy
vF/ =J
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 N Le}Jqp
q *AQq=
二． 工作情况： m&0"<V!H/B
载荷平稳、单向旋转 5Wj;
[2
)
desThnT w
三． 原始数据 25|8n feC5
鼓轮的扭矩T（N•m）：850 9H]Lpi^OH
鼓轮的直径D（mm）：350 ` C+HE$B
运输带速度V（m/s）：0.7 &>jAe_{",
带速允许偏差（％）：5 }2r+%V&4
使用年限（年）：5 JH]K/sC >
工作制度（班/日）：2 PaCzr5!~f
YIp-Y}6
四． 设计内容 aSYs_?&.
1. 电动机的选择与运动参数计算； RQvV R
2. 斜齿轮传动设计计算 8g7, 2f/ }
3. 轴的设计 i~{
_eQV
4. 滚动轴承的选择 .2\0~x""
5. 键和连轴器的选择与校核； ,rwuy[Q8
6. 装配图、零件图的绘制 8Chu"PM%-J
7. 设计计算说明书的编写 ftavbNR`W
VnJMmMM
五． 设计任务 \H5J k$*
1． 减速器总装配图一张 rp :wQ H7
2． 齿轮、轴零件图各一张 :H[\;Z1_
3． 设计说明书一份 ]&i+!$N_
4*UP. r@
六． 设计进度 lZt(&^T
1、 第一阶段：总体计算和传动件参数计算 4`2$_T$ F
2、 第二阶段：轴与轴系零件的设计
I7\
&Z q
3、 第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 bYh9 sO/l
4、 第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 |AH@ EI>
mg+k'Myo+
OalP1Gy
;
a/cty0Ch
8 ]0:1
{@
8!h'j
MdhT! ?
^, 2c-
传动方案的拟定及说明 ?9u4a_x
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。 0%)5.=6
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。 ! Zw f
397
CYB=Uq,
`:-J+<`
电动机的选择 H] qq ~bO[
1．电动机类型和结构的选择 nY) .|\|i
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。 Gbd?%{Xc-
<e6=% 9
2．电动机容量的选择 Q59/ex
1） 工作机所需功率Pw B$`lY DqaG
Pw＝3.4kW Q.(51]'
2） 电动机的输出功率 )hL^+Nn bR
Pd＝Pw/η 1]/N2&
η＝ ＝0.904 2%]hYr;
Pd＝3.76kW ix Ow=!@
wt7.oKbW
3．电动机转速的选择 +X! +'>
nd＝（i1’•i2’…in’）nw =
?N^>zie
初选为同步转速为1000r/min的电动机 Ww87
T=?
bdIl
4．电动机型号的确定 u"F;OT\>g
由表20－1查出电动机型号为Y132M1-6,其额定功率为4kW，满载转速960r/min。基本符合题目所需的要求。 x9`ZO< L$
,e ELRzjl
(4)3W^/kk?
计算传动装置的运动和动力参数 ^L~ [+|
传动装置的总传动比及其分配 AZ8UXq
1．计算总传动比 1e$[p[
由电动机的满载转速nm和工作机主动轴转速nw可确定传动装置应有的总传动比为： `QCD$=
i＝nm/nw |z7dRDU}]
nw＝38.4 VA]ZR+m
i＝25.14 rZ866\0
*Pb.f
2．合理分配各级传动比 oBUh]sR{.
由于减速箱是同轴式布置，所以i1＝i2。 t +}uIp42<
因为i＝25.14，取i＝25，i1=i2=5 *#o mpm
速度偏差为0.5%<5%，所以可行。 mahi7eU
P
各轴转速、输入功率、输入转矩 *Yp q q
项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮 !\w\ ]7 ls
转速（r/min） 960 960 192 38.4 38.4 #6FaIq92V
功率（kW） 4 3.96 3.84 3.72 3.57 3GWrn ,f
转矩（N•m） 39.8 39.4 191 925.2 888.4 ag/u8
传动比 1 1 5 5 1 7jZrU|:yu(
效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97 'o8\`\'H!
)K.R\]XR
传动件设计计算 uf0^E3H
1． 选精度等级、材料及齿数 #HcI4j:s!
1） 材料及热处理； w})NmaT;YF
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。 ]EX--d<_`
2） 精度等级选用7级精度； Alh?0 Fk3)
3） 试选小齿轮齿数z1＝20，大齿轮齿数z2＝100的； LsotgQ8
4） 选取螺旋角。初选螺旋角β＝14° & ^!v*=z
2．按齿面接触强度设计 XkoW L
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 n1`T#%e
按式（10—21）试算，即 NQ3|\<Wt
dt≥ InX{V|CW?
1） 确定公式内的各计算数值 ^k9rDn/AW
（1） 试选Kt＝1.6 'qlxAYw<f
（2） 由图10－30选取区域系数ZH＝2.433 h=wf>^l
（3） 由表10－7选取尺宽系数φd＝1 D; yd{]<
（4） 由图10－26查得εα1＝0.75，εα2＝0.87，则εα＝εα1＋εα2＝1.62 _9qEZV
（5） 由表10－6查得材料的弹性影响系数ZE＝189.8Mpa ][ N) 2_^M
（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； f8F1~q
（7） 由式10－13计算应力循环次数 XDvq7ZD
N1＝60n1jLh＝60×192×1×（2×8×300×5）＝3.32×10e8 .i\ wE@v
N2＝N1/5＝6.64×107 H!^C 2
;op'V6iG
（8） 由图10－19查得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.95；KHN2＝0.98 V?WMj
$l<
（9） 计算接触疲劳许用应力 K+t];(
取失效概率为1％，安全系数S＝1，由式（10－12）得 zrTY1Asw;4
[σH]1＝＝0.95×600MPa＝570MPa |<2JQ []
[σH]2＝＝0.98×550MPa＝539MPa nR #a)et
[σH]＝[σH]1＋[σH]2/2＝554.5MPa kOzt"t&
J4&XPr9
2） 计算 8s&2 gn 1
（1） 试算小齿轮分度圆直径d1t i!ds {`d
d1t≥ *@=fq|6l 2
= =67.85 /TG|
B Eb
xP{m9_Qj
（2） 计算圆周速度 P H{ c,
v= = =0.68m/s 5]Z] j[8Y
} pSt@3o,
（3） 计算齿宽b及模数mnt cEtZ}2,j
b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm 8:BQHYeJK
mnt= = =3.39 O\:;q*]
h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm u<J2p?`\&`
b/h=67.85/7.63=8.89 ]
+sSg=N7i
xBt4~q;#sE
（4） 计算纵向重合度εβ ^$ZI>L0+
εβ= =0.318×1×tan14 =1.59 ^S:cNRSW"
（5） 计算载荷系数K R\i ]O
已知载荷平稳，所以取KA=1 W=!F8g|Qz
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， R0z?)uU#
故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42 |^\ Hv5
由表10—13查得KFβ=1.36 /6 A:J]Q_
由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数 B1up ^ (?
K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05 'XG:1Bpm
wZ}n3R,
（6） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10—10a）得 X~` . }
d1= = mm=73.6mm cG<Q`(5~
20 S9/9ll
（7） 计算模数mn MJpP!a^Q
mn = mm=3.74 v_[)FN"]Y.
3．按齿根弯曲强度设计 @)S sKk|
由式(10—17) I>(;bNgN E
mn≥ Jq=X!mT d.
1） 确定计算参数 :K!GR
（1） 计算载荷系数 CAA tco5
K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96 c
g3Cl[s
5n-9#J $
（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 pXGK:ceFu
&! 5CwEIF
（3） 计算当量齿数 JsHxQ0Tw
z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 d8VWi*
z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47 V7Vbl?*n
（4） 查取齿型系数 A?^A *e
由表10－5查得YFa1=2.724；Yfa2=2.172
&
bp#1KR)
（5） 查取应力校正系数 \a9D[wk;@
由表10－5查得Ysa1=1.569；Ysa2=1.798 MxFt;GgE8
ym- lT|>Z
- I1cAt
（6） 计算[σF] Z{8exym
σF1=500Mpa $X{B*
WF
σF2=380MPa OtrXYiKB
KFN1=0.95 8ItCfbqa6
KFN2=0.98 wC4AVJJ^>
[σF1]=339.29Mpa GF$rPY[
[σF2]=266MPa %N?W]vbra
（7） 计算大、小齿轮的 并加以比较 @1`W<WP
= =0.0126 D ohl,d
= =0.01468 1( QWt
大齿轮的数值大。 -&f]X u
:G6 xJlE|
2） 设计计算 o`JlXuG?o
mn≥ =2.4 (mOqv9pn
mn=2.5 }R?v"6aBS
3> n2
4．几何尺寸计算 kHz+ ZY<?
1） 计算中心距 c1Fr u
z1 =32.9，取z1=33 *_<SWTE
z2=165 >Rz#g*@E
a =255.07mm Wfi:wCqZG
a圆整后取255mm E#&c]9QM75
S>vVjq?~l(
2） 按圆整后的中心距修正螺旋角 tq4"Q BIKh
β=arcos =13 55’50” ouu-wQ|(mM
xC=3| ,U
3） 计算大、小齿轮的分度圆直径 X=* Yzz}
d1 =85.00mm )\:lYI}Wpm
d2 =425mm a3(7 {,Ew
3=G5(0
4） 计算齿轮宽度 }tl8 (kjm
b=φdd1 0|w KR|z W
b=85mm v3VLvh 2)n
B1=90mm，B2=85mm nf+"vr}1
5Qm .ECXV
5） 结构设计 -?2 &5 YB
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。 GakmROZ@9
eaZ)1od
轴的设计计算 56j/w[&8
拟定输入轴齿轮为右旋 fs)q7 7g
II轴： Fc{6* wtO
1．初步确定轴的最小直径 WMdz+^ \(
d≥ ＝ =34.2mm ,sRrV $,"
2．求作用在齿轮上的受力 iJynR [7
Ft1= =899N ^|:{,d#Y
Fr1=Ft =337N 3 gfV0C\
Fa1=Fttanβ=223N； 2Xq !'NrS
Ft2=4494N s].'@_~s
Fr2=1685N c+G :@%
Fa2=1115N >R'VY "\
VE S4x%r=
3．轴的结构设计 #k|g9`
1） 拟定轴上零件的装配方案 l52n/w#qFB
| WwFE|<
i. I-II段轴用于安装轴承30307，故取直径为35mm。 C\hZ;Z1
ii. II-III段轴肩用于固定轴承，查手册得到直径为44mm。 uN? O*h/(
iii. III-IV段为小齿轮，外径90mm。 q[,R%6&'
iv. IV-V段分隔两齿轮，直径为55mm。 ?#{2?%_
v. V-VI段安装大齿轮，直径为40mm。 T\b";+!W
vi. VI-VIII段安装套筒和轴承，直径为35mm。 ]@j"0F/`
(
_ F
2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 w|UKMbRMU]
1. I-II段轴承宽度为22.75mm，所以长度为22.75mm。 S tp*JU
2. II-III段轴肩考虑到齿轮和箱体的间隙12mm，轴承和箱体的间隙4mm，所以长度为16mm。 GXv o't@N
3. III-IV段为小齿轮，长度就等于小齿轮宽度90mm。 Wp~4[f`,
4. IV-V段用于隔开两个齿轮，长度为120mm。 q0KXu MK
5. V-VI段用于安装大齿轮，长度略小于齿轮的宽度，为83mm。 rc{[\1 -N
6. VI-VIII长度为44mm。 _-yF9g"I
Xt a>
HDae_.
j/` qd(=B
4． 求轴上的载荷 A1 s=;qr
66 207.5 63.5 NcY0pAR*
x#}eC'Q
0f}Q~d=QL
'frL/[S
=g>7|?6>=
=D"63fP1
3x;y}:wQ a
@ 6V H%
u g$\&rM>
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r(xlokpnb6
V;+$/>J`vB
ug3lM N4UX
ah$7
Oudj
+Gwe%p Q
v>cE59('0
'; T5[l,
Fr1=1418.5N ~esEql=Q3'
Fr2=603.5N {O,M}0Eg
查得轴承30307的Y值为1.6 qYiK bzy
Fd1=443N ?%fZvpn -
Fd2=189N 3ij I2Zy
因为两个齿轮旋向都是左旋。 'L+BkE6+%
故：Fa1=638N :W<,iqSCm
Fa2=189N "Ohpb!J9
;7=J U^@D@
5．精确校核轴的疲劳强度 .AI'L|FQ%c
1） 判断危险截面 9 8BBsjkd
由于截面IV处受的载荷较大，直径较小，所以判断为危险截面 r^t Xr[}
JhXN8Bq33
2） 截面IV右侧的 y t#;3
=4\~M"[p
截面上的转切应力为 >nW}zkfn
c]v3dHE_h
由于轴选用40cr，调质处理，所以 A VG`r2T
， ， 。 ' oeg [
（[2]P355表15-1） +
d)~;I$
a) 综合系数的计算 r Q@o
由 ， 经直线插入，知道因轴肩而形成的理论应力集中为 ， ， X ^ ]$/rI)
（[2]P38附表3-2经直线插入） -oT+;2\2
轴的材料敏感系数为 ， ， 3S|;yOl#X
（[2]P37附图3-1） v2=!*
故有效应力集中系数为 J9t? ]9.,:
r!gCh`PiK
3EX&.OL!
查得尺寸系数为 ，扭转尺寸系数为 ， %1+~( 1P
（[2]P37附图3-2）（[2]P39附图3-3） fU7:3"|s8
轴采用磨削加工，表面质量系数为 ， _<}5[(qu
（[2]P40附图3-4） T@.m^|~
轴表面未经强化处理，即 ，则综合系数值为 V~"d`j
U$J_:~
v7u}nx
b) 碳钢系数的确定 Bo(l !G
碳钢的特性系数取为 ， I{ZPv"9j^
c) 安全系数的计算
]p.f*]
轴的疲劳安全系数为 ,$ret@.H
{+mkX p])R
M\ 4;d #
-2Cf)>`v
故轴的选用安全。 o5@P>\ u>
Jm,X~Si
I轴： 6Tmb@<I_
1．作用在齿轮上的力 6]49kHgMhe
FH1=FH2=337/2=168.5 CP#MNNvgrw
Fv1=Fv2=889/2=444.5 p<['FRf"
P Y<V
2．初步确定轴的最小直径 717m.t,x
<?}g[ ]i
<:t\P.
3．轴的结构设计 l q9h Dn[p
1） 确定轴上零件的装配方案 Io X 9yGq
o*BI^4
y9 ' 3vZ
2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 ADUI@#vk
d) 由于联轴器一端连接电动机，另一端连接输入轴，所以该段直径尺寸受到电动机外伸轴直径尺寸的限制，选为25mm。 e (N <Mf
e) 考虑到联轴器的轴向定位可靠，定位轴肩高度应达2.5mm，所以该段直径选为30。 w' >v@`y
f) 该段轴要安装轴承，考虑到轴肩要有2mm的圆角，则轴承选用30207型，即该段直径定为35mm。 )BrqE uX@"
g) 该段轴要安装齿轮，考虑到轴肩要有2mm的圆角，经标准化，定为40mm。 L%Hm# eFx
h) 为了齿轮轴向定位可靠，定位轴肩高度应达5mm，所以该段直径选为46mm。 lY?d*qED
i) 轴肩固定轴承，直径为42mm。 0t0:soZ x
j) 该段轴要安装轴承，直径定为35mm。 ;$;/#8`>
2） 各段长度的确定 dAt[i \S
各段长度的确定从左到右分述如下： H<?yG->
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。 0~+:~$VrT
b) 该段为轴环，宽度不小于7mm，定为11mm。 e-t`\5b;
c) 该段安装齿轮，要求长度要比轮毂短2mm，齿轮宽为90mm，定为88mm。 9xp
;$ 14
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。 P6'I:/V
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。 d7gSkna`5c
f) 该段由联轴器孔长决定为42mm bJ}+<##
tTa mFL6
]gk1 h=Y~h
4．按弯扭合成应力校核轴的强度 h 2 <$L
W=62748N.mm K PqI(
T=39400N.mm 9>P(eN
45钢的强度极限为 ，又由于轴受的载荷为脉动的，所以 。 ( mMz]b5
i*>yUav"
_xsY cw~)
III轴 [D\AVx&
1．作用在齿轮上的力 !d_A? q'hN
FH1=FH2=4494/2=2247N t$|6} BX
Fv1=Fv2=1685/2=842.5N aoX$,~oI5
@ U|u _S@
2．初步确定轴的最小直径 (#`o >G (
=c 4U%d2
mg]dK p
3．轴的结构设计 xn[di-L F
1） 轴上零件的装配方案 C(hg"_W ou
A/aQpEb%
#1k,t
2） 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 T]`"
Xl8
I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII v_ h{_b 8
直径 60 70 75 87 79 70 j=4>In?x
长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25 `6su_8Hno
2M p;/b!
mD3#$E!A1
LPF?\mf ^4
`SrVMb(
5．求轴上的载荷 _A*0K,F-
Mm=316767N.mm !vw0Y,F&
T=925200N.mm Nx'j+>bz>y
6. 弯扭校合 iL<O|' be
zZ-*/THB@R
$la,_ Sr
p10->BBg
^` THV
滚动轴承的选择及计算 *1Q?~
I轴： Vo() J 4L
1．求两轴承受到的径向载荷 g= 8e.Y*Fr
5、 轴承30206的校核 KivzgNz
1） 径向力 C/G[B?:h
'z/hj>B<
/FY_LM
2） 派生力 8wOPp dc
， ^gImb`<6-
3） 轴向力 IT|CfQ [D
由于 ， X,~ C&#
所以轴向力为 ， mDUS 9 >
4） 当量载荷 3 ( kZfH~
由于 ， ， A[MEtI=Q J
所以 ， ， ， 。 A\ >qoR!Y
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 f{0PLFj
}J1#UH_E
5） 轴承寿命的校核 t)h3G M
qI9 BAs1~}
:O2N'vl47A
II轴： L 'y+^L|X
6、 轴承30307的校核 3;A AC (X
1） 径向力 ?FyA2q!
=zdRoXBY[b
,
{^g}d8
2） 派生力 p{U ro!J,K
， xp =
]J UQ
3） 轴向力 ?uQ pt(
由于 ， -VL3em |0
所以轴向力为 ， hI $an%Y(
4） 当量载荷 }tN"C 3)@
由于 ， ， HXX"B,N
所以 ， ， ， 。 3 }XS| Y
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 x\WKsc
WD<M
U ]
5） 轴承寿命的校核 kq+L63fZ
xQ4Q '9
6Y=)12T
III轴： o/&Q^^Xj^~
7、 轴承32214的校核 Y&nY]V V
1） 径向力 WukD|BCC
c ;VW>&,B
q4{ 6@q
2） 派生力 9#+X?|p+0
， eG.?s ;J0
3） 轴向力 W>. qGK|l
由于 ， I?gbu@ o
所以轴向力为 ， z@ 2NAC
4） 当量载荷 o&zeOJW
由于 ， ， ) 9s[-W,e
所以 ， ， ， 。 c(:GsoO
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 ]'{<O3:7
Lq :Z='Kc
5） 轴承寿命的校核 FKPI {l
cOc m9m#
\O[Cae:^?
键连接的选择及校核计算
Re`= B
[dL#0~CL$
代号 直径 MOXDR
（mm） 工作长度 ,Ao8QN
（mm） 工作高度 D9h\=[%e
（mm） 转矩 6H@=O 1W
（N•m） 极限应力 &@y W< <
（MPa） uv, t(a.^
高速轴 8×7×60（单头） 25 35 3.5 39.8 26.0 vb# d%1b5
12×8×80（单头） 40 68 4 39.8 7.32 =KkHck33
中间轴 12×8×70（单头） 40 58 4 191 41.2 Jf 2
低速轴 20×12×80（单头） 75 60 6 925.2 68.5 {C
[7V{4(%
18×11×110（单头） 60 107 5.5 925.2 52.4 > #SQDVFf
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。 *+5AN30 6
uCx\Bt"VI
连轴器的选择 mhL ,:UE
由于弹性联轴器的诸多优点，所以考虑选用它。 vO 3fAB
7 yK
>
二、高速轴用联轴器的设计计算 E1=]m
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 ， M^a QH/=:"
计算转矩为 w _n)*he)z
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） QHOem=B
其主要参数如下： u>}k+8~
材料HT200 C ]82Mt
公称转矩 ^J?I-LG
轴孔直径 ， `z F=h#i
aB.`'d)V
轴孔长 ， Ie4}F|#=
装配尺寸 5TqX;=B
半联轴器厚 Ao2t=vg
（[1]P163表17-3）（GB4323-84） HKV]Rn
El ,p }Bi.
三、第二个联轴器的设计计算 al1Uf]xh
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 ， WI ' ;e4
计算转矩为 {2A/ @$?
所以选用弹性柱销联轴器TL10（GB4323-84） U\P ;,o
其主要参数如下： p3&w/K{L6w
材料HT200 i!9yN: m0
公称转矩 a8''t_Dp
轴孔直径 !>+YEZ"
轴孔长 ， ?J|~ G{yH
装配尺寸 >O?5mfMK
半联轴器厚 ,*Jm\u
（[1]P163表17-3）（GB4323-84） UT%^!@u
qhc3 oRe
5#~u U
H1]G<N3
减速器附件的选择 SnRk` 5t
通气器 VU 9w2/cM
由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M18×1.5 N^H~VG&D(
油面指示器 4fgA3%
选用游标尺M16 se2ay_<F+
起吊装置 a!vF;J-Zqa
采用箱盖吊耳、箱座吊耳 6x7pqH M
放油螺塞 {dTtYL$ '"
选用外六角油塞及垫片M16×1.5 l*rli[No
\hoYQK j
润滑与密封 1 : <f[l
一、齿轮的润滑 Ou>L|#=!
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。 eJlTCXeZ|
ED [` Y.;
二、滚动轴承的润滑 '#L.w6<B
由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。 * DcJ).
LR|L P)I
三、润滑油的选择 : A9G>qg
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。 B_$hi=?TTd
$# klgiL
四、密封方法的选取 p'tB4V qT
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。 !lpKZG
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。 )*Xd
轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。 +zn&DG0\X
}}y~\TB~}
KF(N=?KO
w ,f1F;!q1
设计小结 XR3=Y0YDf
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。 lky{<jZ%
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参考资料目录 h2<Y*j
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[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； tn>z%6;&Z
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