目 录 KR%p*Nh+C
@fRB0m"3
设计任务书……………………………………………………1 0^*4L M|z
传动方案的拟定及说明………………………………………4 3X89mIDr
电动机的选择…………………………………………………4 Uc!} D
计算传动装置的运动和动力参数……………………………5 fBS;~;l
传动件的设计计算……………………………………………5 ueD G1)
轴的设计计算…………………………………………………8 '{QbjG%<P
滚动轴承的选择及计算………………………………………14 ^;$a_eR
键联接的选择及校核计算……………………………………16 .T
L0cf To
连轴器的选择…………………………………………………16 uXxyw7\W
减速器附件的选择……………………………………………17 <<6i6b
润滑与密封……………………………………………………18 Dsw(ti`@
设计小结………………………………………………………18 ]Hc `<P
参考资料目录…………………………………………………18 aN}yS=(Ff
HZ5*PXg~
机械设计课程设计任务书 &sh
%]o8
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 us"SM\X#
一． 总体布置简图 tmDI2Z%7
M['8zN
29z+<?K{
=<y$5"|
1—电动机；2—联轴器；3—齿轮减速器；4—带式运输机；5—鼓轮；6—联轴器 7] @vPr;:
*e H[~ 4
二． 工作情况： 8TD:~ee
载荷平稳、单向旋转 F +D2
xN@
=PP]LDlJs
三． 原始数据 ]$Ky ZHj{
鼓轮的扭矩T（N•m）：850 Z+' 7c|a
鼓轮的直径D（mm）：350
R,x\VX!|
运输带速度V（m/s）：0.7 -1Yt3M&
带速允许偏差（％）：5 >#Y8#-$z c
使用年限（年）：5 I5wf|wB-
工作制度（班/日）：2 A 7 'dD$9
0V{-5-.
四． 设计内容 eA $9)K1GO
1. 电动机的选择与运动参数计算； O`g44LW2n
2. 斜齿轮传动设计计算 J1cD)nM<A
3. 轴的设计 1>c`c]s3
4. 滚动轴承的选择 rOm)s'
5. 键和连轴器的选择与校核； S)C =Q~&
6. 装配图、零件图的绘制 MIub^ $<C
7. 设计计算说明书的编写
k]u0US9/
dz5a! e
[
五． 设计任务 Os?G_ziIB
1． 减速器总装配图一张 @C0{m7q
2． 齿轮、轴零件图各一张 HB\< nK
3． 设计说明书一份 UtIwrR[
^SpD) O{
六． 设计进度 #
5v 2`|)
1、 第一阶段：总体计算和传动件参数计算 AA;\7;k{
2、 第二阶段：轴与轴系零件的设计 f$Q#xlQM
3、 第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 8c3`IIzAS
4、 第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 R;.zS^LL
Vz1ro
]7^OTrZ N
M}!7/8HUC
$2A%y 14
-Mb nY s)
-_[n2\|we)
tbJB 0T|G
传动方案的拟定及说明 2P`hdg
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。 & [`p qX
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。 "[L[*>[9!
,DqI> vx|
^:5 ;H=.
电动机的选择 3Ew-Ia%A
1．电动机类型和结构的选择 .t.H(Q9
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。 (=}U2GD*
'uGn1|Pvy
2．电动机容量的选择 s 4Lqam!
1） 工作机所需功率Pw DPw"UY:
Pw＝3.4kW }\|$8 ~
2） 电动机的输出功率 51;V#@CsQ
Pd＝Pw/η \`;FL\1+W
η＝ ＝0.904 B_i@D?bTD
Pd＝3.76kW <_=a 1x
U 3aY =8B
3．电动机转速的选择 sn
'#]yM
nd＝（i1’•i2’…in’）nw jY-{hW+r
初选为同步转速为1000r/min的电动机 HUuL3 lYka
rbS67--]
4．电动机型号的确定 P6&@fwJ<
由表20－1查出电动机型号为Y132M1-6,其额定功率为4kW，满载转速960r/min。基本符合题目所需的要求。 q]T {g*lT
KFCrJ )
dX-{75o5P
计算传动装置的运动和动力参数 ;Xk-hhR
传动装置的总传动比及其分配 c}kZ x1
1．计算总传动比 sDTCV8"w
由电动机的满载转速nm和工作机主动轴转速nw可确定传动装置应有的总传动比为： L,*2t JcC<
i＝nm/nw ,-m yR1}
nw＝38.4 V%g$LrLVe
i＝25.14 C=2
1q] V/V}
2．合理分配各级传动比 bccJVwXv
由于减速箱是同轴式布置，所以i1＝i2。 {Lwgj7|~
因为i＝25.14，取i＝25，i1=i2=5 kngkG|du
速度偏差为0.5%<5%，所以可行。 w&jyijk(
各轴转速、输入功率、输入转矩 }dX[u`zQ
项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮 V0q./NuO
转速（r/min） 960 960 192 38.4 38.4 dnTB$8&
功率（kW） 4 3.96 3.84 3.72 3.57 L}UJ`U
转矩（N•m） 39.8 39.4 191 925.2 888.4 57k@] 3
4
传动比 1 1 5 5 1
;)s$Et%
效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97 ,+-l1GpL
#n2'N^t
传动件设计计算 /k qW
1． 选精度等级、材料及齿数 Pc#8~t}2
1） 材料及热处理； _W'>?e0i
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。 }&BE*U8_
2） 精度等级选用7级精度； VC5LxA0{
3） 试选小齿轮齿数z1＝20，大齿轮齿数z2＝100的； P +ONQN|
4） 选取螺旋角。初选螺旋角β＝14° ~CIA6&
2．按齿面接触强度设计 r1b{G%;mJ
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^; ZE
按式（10—21）试算，即 bO]^TRaiJ
dt≥ Pz7{dQqjk#
1） 确定公式内的各计算数值 F$ QN>wPpM
（1） 试选Kt＝1.6 DP , owk
（2） 由图10－30选取区域系数ZH＝2.433 Wjc1 EW!2x
（3） 由表10－7选取尺宽系数φd＝1 ~Mbo`:>(4v
（4） 由图10－26查得εα1＝0.75，εα2＝0.87，则εα＝εα1＋εα2＝1.62 :@x 24wN/
（5） 由表10－6查得材料的弹性影响系数ZE＝189.8Mpa = Ryh @X&
（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； s\y+ xa:
（7） 由式10－13计算应力循环次数 3 >Y G
N1＝60n1jLh＝60×192×1×（2×8×300×5）＝3.32×10e8 "
2A `M~
N2＝N1/5＝6.64×107 A]L;LkEM
Fka&\9i
（8） 由图10－19查得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.95；KHN2＝0.98 RAYDl=}
（9） 计算接触疲劳许用应力 JX8Hn |
取失效概率为1％，安全系数S＝1，由式（10－12）得 ;U=I bK*
[σH]1＝＝0.95×600MPa＝570MPa J}U); A
[σH]2＝＝0.98×550MPa＝539MPa WP[h@ #7<
[σH]＝[σH]1＋[σH]2/2＝554.5MPa 2k;>nlVxX
mR U-M|
2） 计算 ,<R/jHZP9
（1） 试算小齿轮分度圆直径d1t 8*z)aB&f3
d1t≥ Y5?*=eM
= =67.85 H~IR:WOw
t`=TonLb8
（2） 计算圆周速度 Lf0Y|^!S_u
v= = =0.68m/s "#1KO1@G
qn)
VKx=
（3） 计算齿宽b及模数mnt %\Dvng6$
b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm tS#=I.ET
mnt= = =3.39 k+# 6
h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm #^%HJp^
b/h=67.85/7.63=8.89 "P.H
j_H"m R
（4） 计算纵向重合度εβ [&12`!;j
εβ= =0.318×1×tan14 =1.59 ]."~ )
（5） 计算载荷系数K Y3@\uM`2#
已知载荷平稳，所以取KA=1 gS{hfDpk,h
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， EGpN @
故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42 Mj&`Y
gW5a
由表10—13查得KFβ=1.36 "< [ 'W(
由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数 BkywYCWZ )
K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05 S:!gj2q9|
;Z>u]uK4+
（6） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10—10a）得 r\nKJdh;ka
d1= = mm=73.6mm (=#[om( A
u@QP<[f
（7） 计算模数mn #._%~ }U
mn = mm=3.74 Nl"Xl? y}
3．按齿根弯曲强度设计 u /PaXQ
由式(10—17) 8 KDF*%7'
mn≥ zgre&BV0q
1） 确定计算参数 ^na8d's:
（1） 计算载荷系数 mL\_C9k,n
K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96 Pnf|9?~$H
BG ] w2=
（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
W)F<<B,
`zf,$67>1
（3） 计算当量齿数 $ZnLY uGb
z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 Dsq_}6l{
z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47 aC$-riP,?'
（4） 查取齿型系数 Tfasry9'8
由表10－5查得YFa1=2.724；Yfa2=2.172 > 4I,9TO
（5） 查取应力校正系数 4#<r}j12z
由表10－5查得Ysa1=1.569；Ysa2=1.798 G@$Y6To[
/~s Nx
%{M_\ Ae#
（6） 计算[σF] %Xe#'qNq)
σF1=500Mpa War<a#0
σF2=380MPa 4I"%GN[tA
KFN1=0.95 :mP%qG9U
KFN2=0.98 K|n%8hRy
[σF1]=339.29Mpa 4Js2/s
[σF2]=266MPa 8&[Lr o9
（7） 计算大、小齿轮的 并加以比较 9Yu63s ia
= =0.0126 y $i^C: N
= =0.01468 j:|um&`)
大齿轮的数值大。 1P8XVI'
18`Y Y\u(
2） 设计计算 n8h1S lK08
mn≥ =2.4 +#* F"k(
mn=2.5 L@m NfLK
g+( Cs
4．几何尺寸计算 {@1;kG
1） 计算中心距 uGXN ciEp`
z1 =32.9，取z1=33 -4 *94<
z2=165 &# [w* t(A
a =255.07mm h?Y-> !'
a圆整后取255mm R N, 5>.w
4lM)ZDg
2） 按圆整后的中心距修正螺旋角 X667*L^
β=arcos =13 55’50” E&; [E
[A DSGnw
3） 计算大、小齿轮的分度圆直径 Uz4 !O
d1 =85.00mm JD\yl[ac%
d2 =425mm p :v'"A}
qG lbO
4） 计算齿轮宽度
L3N ?^^]
b=φdd1 f`;y
"ba
b=85mm 5{z muv:
B1=90mm，B2=85mm EWb'#+BP
a *hWODYn
5） 结构设计 xX !`0T7Y
以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故以选用腹板式为宜。其他有关尺寸参看大齿轮零件图。 %w$\v"^_Y
z`}<mY
E
轴的设计计算 E{wnhsl{
拟定输入轴齿轮为右旋 3p+V~n.+
II轴： %#_ "I e
1．初步确定轴的最小直径 D PWt=IFU
d≥ ＝ =34.2mm "V= IG{.
2．求作用在齿轮上的受力 5SB!)F]
Ft1= =899N ,H)v+lI
Fr1=Ft =337N R i
Fa1=Fttanβ=223N； JJQS7,vG
Ft2=4494N 4Eri]O Ri
Fr2=1685N Za110oF
Fa2=1115N C {*' p+f
$q$G
3．轴的结构设计 =8o $
1） 拟定轴上零件的装配方案 ^@V; `jsll
"^froQ{"T
i. I-II段轴用于安装轴承30307，故取直径为35mm。 MQ#nP_i
ii. II-III段轴肩用于固定轴承，查手册得到直径为44mm。 yv;KKQ
iii. III-IV段为小齿轮，外径90mm。 JI3x^[(Z
iv. IV-V段分隔两齿轮，直径为55mm。 ?lPn{oB9"
v. V-VI段安装大齿轮，直径为40mm。 7Mj:bm &9
vi. VI-VIII段安装套筒和轴承，直径为35mm。 P
Nf_{4
a 23XrX
2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 v 1.8]||^
1. I-II段轴承宽度为22.75mm，所以长度为22.75mm。 MwuRxeRO-
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。 A3 uF 0A
3. III-IV段为小齿轮，长度就等于小齿轮宽度90mm。 u\y$<
4. IV-V段用于隔开两个齿轮，长度为120mm。 _'*Vcu`Y
5. V-VI段用于安装大齿轮，长度略小于齿轮的宽度，为83mm。 K\trT!I
6. VI-VIII长度为44mm。 V+$^ 4Ht
^\f1zg9I
tH)fu%:p
5(\H:g\z
4． 求轴上的载荷 U [R[VY7
66 207.5 63.5 6 uTFgSqZ
/prR ;'ks
j[RY
&} rmDx
0'g e}2^
v;sW I"Fv!
_2a)b(<tF
(&KBYiwr
@kPe/j/[1
aN;c.1 TY
P!yOA_)as
m S4N%Q
OQJ #>*?
"(YfvO+
Z VyJ%"(E
Vo;0i$
Pr_DMu
Fr1=1418.5N rU
|%
Fr2=603.5N <'N~|B/yZ
查得轴承30307的Y值为1.6 A7I{ Le
Fd1=443N 0O!A8 FA0
Fd2=189N E*vh< C
因为两个齿轮旋向都是左旋。 ]^0m h["
故：Fa1=638N w+Y_TJ%
Fa2=189N 6n: oEXM>
)eVn1U2*z.
5．精确校核轴的疲劳强度 0<)Ep~!
1） 判断危险截面 !DkIM}.
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 bcYGkvGbO
Vz ]yJ:
2） 截面IV右侧的 ) E*-
yTR5*{?j
截面上的转切应力为 "
V4@nv
w&>*4=^a
由于轴选用40cr，调质处理，所以 8
+ mW
， ， 。 = G>Y9Sc
（[2]P355表15-1） +TC##}Zmb
a) 综合系数的计算 i3v g7V.
由 ， 经直线插入，知道因轴肩而形成的理论应力集中为 ， ， E^B 3MyS^^
（[2]P38附表3-2经直线插入） b=kY9!GN,v
轴的材料敏感系数为 ， ，
+O4//FC-"
（[2]P37附图3-1） G2dPm}s ZG
故有效应力集中系数为 T}jW,Ost
)S9}uOG#
k{
$,FQ4
查得尺寸系数为 ，扭转尺寸系数为 ， XzB3Xs?W2
（[2]P37附图3-2）（[2]P39附图3-3） G6bvV*TRi
轴采用磨削加工，表面质量系数为 ， }\QXPU{UVd
（[2]P40附图3-4） 6Z5$cR_vC7
轴表面未经强化处理，即 ，则综合系数值为 sitgz)Ki^
d~KTUgH'<
RREl($$p
b) 碳钢系数的确定 }Xb|Ur43
碳钢的特性系数取为 ， w1 9OOD
c) 安全系数的计算 R(s[JH(&
轴的疲劳安全系数为 {8556> \~
kbSl.V%)
]l}bk]
n T7]PhJ
故轴的选用安全。 kyf(V)APPu
XEUS)X)
I轴： 5O~;^0iC
1．作用在齿轮上的力 Ckhw d
FH1=FH2=337/2=168.5 Y=@iD\u
Fv1=Fv2=889/2=444.5 k- exqM2x=
W~5 gTiBZ]
2．初步确定轴的最小直径 E( *S]Z[
p.5 *`, )
S[CWrPaDQ
3．轴的结构设计 OKA6S*
1） 确定轴上零件的装配方案 L+G i
ZU`HaL$
4{h^O@*g
2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 c qp^**s
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。 f[q _ eY
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。 y!x-R !3
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。 jX,A.
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。 MfraTUxIo/
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。 Uv(}x 7e)
i) 轴肩固定轴承，直径为42mm。 PiLLUyQx
j) 该段轴要安装轴承，直径定为35mm。 G+ WCE*
2） 各段长度的确定 D >kkA|>
各段长度的确定从左到右分述如下： nyZ?m
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。 .UU )
b) 该段为轴环，宽度不小于7mm，定为11mm。 W+.?J
60
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。
GYonb) F
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。 <)+;Bg
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。 { "0n^!
f) 该段由联轴器孔长决定为42mm .:/X~{
ZJQkZ_9@2
sA
}X)aP
4．按弯扭合成应力校核轴的强度 qJ$S3B
W=62748N.mm y*8;T v|
T=39400N.mm 6wb M$|yFj
45钢的强度极限为 ，又由于轴受的载荷为脉动的，所以 。 }dSFv
{X W>3 "
0.#% KfQ
III轴 ,88%eX|
1．作用在齿轮上的力 7 >gW2 m
FH1=FH2=4494/2=2247N II.Wa&w}
Fv1=Fv2=1685/2=842.5N k,y#|bf,Y
.>'J ^^
2．初步确定轴的最小直径 hG3RZN#ejq
+PO& z!F
G+iJS!=
3．轴的结构设计 %Jn5M(myC
1） 轴上零件的装配方案 'IER9%V$
QEEX|WM
'v@1 _HHW\
2） 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 S1!_ IK$m
I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII *gI9CVfQl
直径 60 70 75 87 79 70 FFH {#|_1
长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25 ezd@>(hJ
'eoI~*}3WQ
h#8 {fr)6
tI2p-d9B
@T-}\AU
5．求轴上的载荷 !" : arK
Mm=316767N.mm 6:\z8fY D
T=925200N.mm W *D* \E
6. 弯扭校合 t*Wx voxk
,-BZsZ0~
a[gN+DX%L
OL[_2m*;9p
1 z[blNs&
滚动轴承的选择及计算 >2)!w
I轴： I3?:KVa
1．求两轴承受到的径向载荷 s QT,@'"
5、 轴承30206的校核 3*b!]^d:D
1） 径向力 < YuI}d~'
K9Pw10g'
UmQ'=@^kR
2） 派生力 w T\dzp>/
， . LNqU#a
3） 轴向力 q}5&B =2pM
由于 ， #60<$HO:Z
所以轴向力为 ， @aGS~^U h
4） 当量载荷 4U:+iumy2
由于 ， ， !!t@ H\
所以 ， ， ， 。 n1c Q#u
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 fKT(.VN q5
fI0L\^b%
5） 轴承寿命的校核 #kGxX@0
on1mu't_;
RrqZ5Gonj
II轴： 5(OF~mX#
6、 轴承30307的校核 ~L zTqMHM
1） 径向力 ';7|H|,F
({x<!5XL
B F 6H_g
2） 派生力 Web8"8eD
， /7 zy5
3） 轴向力 s/'gl
由于 ， Wkv **X}
所以轴向力为 ， I!Za2?
4） 当量载荷 IN]bA d8"
由于 ， ， PZl(S}VY
所以 ， ， ， 。 -nT+!3A8
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 G8?<(.pi@
Q-&]Vg
5） 轴承寿命的校核 g^E n6n)
J0|}u1? l
L=}UApK
III轴： c#;LH5K I
7、 轴承32214的校核 BmUzsfD
1） 径向力 M !OI :v
\>/: @4oK
Sb[rSczS~
2） 派生力 7\ U1K^q
， (A &@
<
3） 轴向力 x{*!"a>
由于 ， 0QIocha
所以轴向力为 ， |/ lIasI
4） 当量载荷 p N]H p"v
由于 ， ， MgMLfgt"V
所以 ， ， ， 。 j) I K
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 7RD` * s
<CmsnX
5） 轴承寿命的校核 5\Y/s o=
t1Khf
]:E]5&VwV}
键连接的选择及校核计算 =\%>O7c,8Y
_@prv7e
代号 直径 Jp-ae0 Ewa
（mm） 工作长度 ^Q :K$!
（mm） 工作高度 EShakV
（mm） 转矩 g&E_|}u4
（N•m） 极限应力 .DvAX(2v
（MPa） 56_KB.Ww~
高速轴 8×7×60（单头） 25 35 3.5 39.8 26.0 >;3c; nf
12×8×80（单头） 40 68 4 39.8 7.32 )#ujF~w>
中间轴 12×8×70（单头） 40 58 4 191 41.2 Z|?XQ-R5
低速轴 20×12×80（单头） 75 60 6 925.2 68.5 ia_8$>xW +
18×11×110（单头） 60 107 5.5 925.2 52.4 };!c ]/,
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。
610k#$
\!V6` @0KC
连轴器的选择 ;W*$<~_
由于弹性联轴器的诸多优点，所以考虑选用它。 =W|Q0|U
uATBt
二、高速轴用联轴器的设计计算 GKd>AP_
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 ， `( a^=e5
计算转矩为 F_Pd\A q8
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）
#129 i2
其主要参数如下： 86 I*
材料HT200 XbOL/6V ^[
公称转矩 _INUJc
轴孔直径 ， } I`|*6Up
kv4J @
轴孔长 ， B&$89] gs|
装配尺寸 -)I _+N
半联轴器厚 E37@BfpO3
（[1]P163表17-3）（GB4323-84） 2Ls<OO
|5/[0V-vy
三、第二个联轴器的设计计算 d#tUG~jc
由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为 ， >lW*%{|b$^
计算转矩为 F3' X
所以选用弹性柱销联轴器TL10（GB4323-84） ~EM];i
其主要参数如下： -ur]k]R
材料HT200 t}FMBG o[
公称转矩 9 $ S,P|
轴孔直径 tV cs r
轴孔长 ， eB V{B70k
装配尺寸 Ttj5% ~
半联轴器厚 ;~bn@T-
（[1]P163表17-3）（GB4323-84） `+o.w#cl
W< L6,
yi?&^nX@9,
PS22$_}
减速器附件的选择 !T~d5^l!
通气器 &F}+U#H
由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M18×1.5 A!kyga6F5
油面指示器 |Q; o 538
选用游标尺M16 I@ k8^
起吊装置 jb2:O,+ !
采用箱盖吊耳、箱座吊耳 [s2V-'2
放油螺塞 {ybuHC
选用外六角油塞及垫片M16×1.5 bSghf"aN
Y eLOd
润滑与密封 KIFx &A
一、齿轮的润滑 dmy -}.pqN
采用浸油润滑，由于低速级周向速度为，所以浸油高度约为六分之一大齿轮半径，取为35mm。 0)]1)z(P
2~DPq p[
二、滚动轴承的润滑 RX1{?*r]Z
由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。 @;}H<&"
wjJ1Psnx
三、润滑油的选择 ,9qB}H G
齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于小型设备，选用L-AN15润滑油。 z)>{O 3
["<(\v9P)
四、密封方法的选取 :gq@/COo(
选用凸缘式端盖易于调整，采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。 %6'D!H?d
密封圈型号按所装配轴的直径确定为（F）B25-42-7-ACM，（F）B70-90-10-ACM。 =7Vl{>*1N
轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。 Zg&\K~O C
zYdtQjv
WN#lfn8 7
Wt fOE@h
设计小结 L"I] mQvd
由于时间紧迫，所以这次的设计存在许多缺点，比如说箱体结构庞大，重量也很大。齿轮的计算不够精确等等缺陷，我相信，通过这次的实践，能使我在以后的设计中避免很多不必要的工作，有能力设计出结构更紧凑，传动更稳定精确的设备。 jSYg\ Z5!
fNPj8\#V,
参考资料目录 _%vqBr*
[1]《机械设计课程设计》，高等教育出版社，王昆，何小柏，汪信远主编，1995年12月第一版； 3{:<z 4>{
[2]《机械设计（第七版）》，高等教育出版社，濮良贵，纪名刚主编，2001年7月第七版； dt+
4$
[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； ue "?S6
[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； &2=KQ\HO
[5]《工程机械构造图册》，机械工业出版社，刘希平主编 #cG479X"
[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； -3t BN*0+
[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。 ;-GzGDc~0
TrU@mYnE
[p:5]
