目 录 PB;eHy
[sB 9gY(
设计任务书……………………………………………………1 VD_$$Gn*q
传动方案的拟定及说明………………………………………4 S<'[%ihx
电动机的选择…………………………………………………4 Tg!m`9s+
计算传动装置的运动和动力参数……………………………5 y=?)n\ f
传动件的设计计算……………………………………………5 o2<#s)GpY
轴的设计计算…………………………………………………8 (=7Cs
滚动轴承的选择及计算………………………………………14 F u!RhsW5j
键联接的选择及校核计算……………………………………16 UQ{L{H
连轴器的选择…………………………………………………16 : q#Xq;Wp
减速器附件的选择……………………………………………17 DI+fwXeg
润滑与密封……………………………………………………18 ^fZ& QK
设计小结………………………………………………………18 5[c^TJ3
参考资料目录…………………………………………………18 uEX!xx?Q#
tH-C 8Qxy
机械设计课程设计任务书 |yx6X{$k
题目：设计一用于带式运输机传动装置中的同轴式二级圆柱齿轮减速器 293M\5:
一． 总体布置简图 #O+),,WS
/`mks1:pK
sBcPq SMby
?Y@N` S
1—电动机；2—联轴器；3—齿轮减速器；4—带式运输机；5—鼓轮；6—联轴器 q
FAT]{{
e)(wss+d7P
二． 工作情况： %}%Q c6.H
载荷平稳、单向旋转 j KoG7HH
rk #sy$
三． 原始数据 @)fd}tV
鼓轮的扭矩T（N•m）：850 Zpn xecJUJ
鼓轮的直径D（mm）：350 Y'8?.a]'
运输带速度V（m/s）：0.7
5~>z h
带速允许偏差（％）：5 DAXX; 4
使用年限（年）：5 =>_\fNy
工作制度（班/日）：2 lhqg$lb
C#Na&m
四． 设计内容 \SB c;
1. 电动机的选择与运动参数计算； I NJEsz
2. 斜齿轮传动设计计算 H hvdqvIEG
3. 轴的设计 U
H*r5o3
4. 滚动轴承的选择 c-(UhN3WG
5. 键和连轴器的选择与校核； >Z'NXha
6. 装配图、零件图的绘制 ?.Ca|H<
7. 设计计算说明书的编写 {0WHn.,2Y
NA ~Vg8
五． 设计任务 ]?!mS[X
1． 减速器总装配图一张 T( U_
2． 齿轮、轴零件图各一张 vkri+:S3
3． 设计说明书一份 ++`0rY%
%-1O.Q|f
六． 设计进度 NU5.o$
1、 第一阶段：总体计算和传动件参数计算 67Th;h*sh
2、 第二阶段：轴与轴系零件的设计 kZmpu?P
3、 第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 4bYK}o S
4、 第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 uFinv2Z '
{#@W)4)cA
%5"9</a&G
DK: o]~n
62ws/8d6f
<h: x=
X:nN0p #
SC)g^ E#
传动方案的拟定及说明 hu h6 t !
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<z [J=I
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。 9
a!$z!.
|}Nn!Sj>#;
fof TP1
电动机的选择 n'E(y)9|
1．电动机类型和结构的选择 Bf ~vA4
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。 r{L>
F]Tw
U@uGNMKR
2．电动机容量的选择 0dE@c./R i
1） 工作机所需功率Pw ix)M`F%P3
Pw＝3.4kW $QLcH;+7t
2） 电动机的输出功率 __G?0*3 G
Pd＝Pw/η 5YeM%%-S
η＝ ＝0.904 gG(fQ
89U"
Pd＝3.76kW *zb Nd: i9
Whm ,F^
3．电动机转速的选择 . 6+Z^,3
nd＝（i1’•i2’…in’）nw dMv=gdY
初选为同步转速为1000r/min的电动机 $5aV:Z3P
OR~8sU
4．电动机型号的确定 aBNc(?ri
由表20－1查出电动机型号为Y132M1-6,其额定功率为4kW，满载转速960r/min。基本符合题目所需的要求。 |
*2w5iR
S2sQO M@
SB H(y )
计算传动装置的运动和动力参数 P}n_IV*@
传动装置的总传动比及其分配 {?}E^5Z*g
1．计算总传动比 R3gdLa.
由电动机的满载转速nm和工作机主动轴转速nw可确定传动装置应有的总传动比为： r*2+xDoEi
i＝nm/nw g?goZPZB
nw＝38.4 8l vV4yb
i＝25.14 u8&Z!p\
gY/" cq
2．合理分配各级传动比 nP$Ky1y G
由于减速箱是同轴式布置，所以i1＝i2。 ZxGJzakB5$
因为i＝25.14，取i＝25，i1=i2=5 \XCe22x]
速度偏差为0.5%<5%，所以可行。 N
+Yxz;Mg
各轴转速、输入功率、输入转矩 n' n/Tu
项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮 O_oPh] x)
转速（r/min） 960 960 192 38.4 38.4 t5\-v_mG=&
功率（kW） 4 3.96 3.84 3.72 3.57 .o(fe\KHf
转矩（N•m） 39.8 39.4 191 925.2 888.4 =Y{ (%sn
传动比 1 1 5 5 1 [B\h$IcRv
效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97 2=,lcWr
]!?;@$wx
传动件设计计算 J=9FRC
1． 选精度等级、材料及齿数 e$<0
7Oc
1） 材料及热处理； ^a0um/+M}
选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。 c}lb%^;)E
2） 精度等级选用7级精度； q9KHmhUD
3） 试选小齿轮齿数z1＝20，大齿轮齿数z2＝100的； X5zDpi|Dq
4） 选取螺旋角。初选螺旋角β＝14° 6Zm# bFQ
2．按齿面接触强度设计 AifWf2$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 yj 3cyLXw
按式（10—21）试算，即 HSjlD{R
dt≥ LO9=xGj.
1） 确定公式内的各计算数值 (-UYB9s
（1） 试选Kt＝1.6 #xsE3Wj-X
（2） 由图10－30选取区域系数ZH＝2.433 o[Q MT P
（3） 由表10－7选取尺宽系数φd＝1 <=zQ NBtx
（4） 由图10－26查得εα1＝0.75，εα2＝0.87，则εα＝εα1＋εα2＝1.62 EH+"~-v)ae
（5） 由表10－6查得材料的弹性影响系数ZE＝189.8Mpa k +# %DK
（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； kJ'[K!r
（7） 由式10－13计算应力循环次数 '\l"
N1＝60n1jLh＝60×192×1×（2×8×300×5）＝3.32×10e8 >*~L28Fyn
N2＝N1/5＝6.64×107 SD "FErJ
@Q)OGjaq
（8） 由图10－19查得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.95；KHN2＝0.98 u_w#gjiC
（9） 计算接触疲劳许用应力 DU0zez I9
取失效概率为1％，安全系数S＝1，由式（10－12）得 jFQ Q`O V
[σH]1＝＝0.95×600MPa＝570MPa @>r._ ~
[σH]2＝＝0.98×550MPa＝539MPa .F4 >p=r
[σH]＝[σH]1＋[σH]2/2＝554.5MPa E c3}_`
}"n Itcp.1
2） 计算 CpUk Cgg
（1） 试算小齿轮分度圆直径d1t ? &o2st
d1t≥ T,,WoPU8t
= =67.85 ^cOUQ33
t6bV?nc
（2） 计算圆周速度 dU&a{ $ku[
v= = =0.68m/s : %l TU
6K XtcXQ
（3） 计算齿宽b及模数mnt 5kc/Y/4o
b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm "@e3EX7h
mnt= = =3.39 Sj%u)#Ub
h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm kvL=>
A
b/h=67.85/7.63=8.89 @E&J_un
X&tF;<m^
（4） 计算纵向重合度εβ TH%Qhv\]
εβ= =0.318×1×tan14 =1.59 $ SlIr<'*"
（5） 计算载荷系数K wL +s8#{
已知载荷平稳，所以取KA=1 Q:2>}QgX}
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， D$w6V
故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42 wT6"U$cV
由表10—13查得KFβ=1.36 #3i3 G(mQ
由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数 h9 t$Uz^ N
K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05 = 6j&4p
`
Mo| ;'+
（6） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10—10a）得 [T8WT hs
d1= = mm=73.6mm u(z$fG: g
L7n D|
（7） 计算模数mn ;,hwZZ A
mn = mm=3.74 F |'>NL-=
3．按齿根弯曲强度设计 kjTduZ/3 "
由式(10—17) Y xr>"KH6a
mn≥ 8r*E-akuyr
1） 确定计算参数 %6|nb:Oa
（1） 计算载荷系数 Y>dF5&(kb
K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96 LK{*sHi$
AFq~QXmr)
（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 DwM)r7<Ex
2~Kgv|09
（3） 计算当量齿数 tIWmp30S
z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 0eT(J7[ <
z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47 JB%',J
（4） 查取齿型系数 $h+1u$po
由表10－5查得YFa1=2.724；Yfa2=2.172 G"r1+ #
（5） 查取应力校正系数 j_qbAP
由表10－5查得Ysa1=1.569；Ysa2=1.798 R|6C v3:
K?6jXJseb
1 auIR/=-
（6） 计算[σF] W\>fh& !)
σF1=500Mpa Q)~aiI0
σF2=380MPa qLO4#CKCL6
KFN1=0.95 ]3D0R;
KFN2=0.98 BGvre' 67
[σF1]=339.29Mpa B7VH<;Z
[σF2]=266MPa Sgeh %f
（7） 计算大、小齿轮的 并加以比较 [zH:1Zhl&
= =0.0126 g?c
xp +
= =0.01468 ^PDJ0k/u1
大齿轮的数值大。 3(="YbZ
.UQzPnK
2） 设计计算 <ykU6=
mn≥ =2.4 1 XrO~W\=
mn=2.5 Df}A^G >X
S-a]j;U
4．几何尺寸计算 DF &(8NoX~
1） 计算中心距 ny] ?I
z1 =32.9，取z1=33 e vya7^,F
z2=165 a[>/h3
a =255.07mm EGGWrl}1
a圆整后取255mm 9"N~yKa`"K
.r|t Sfm6
2） 按圆整后的中心距修正螺旋角 q}b
dxa
β=arcos =13 55’50” -Fi`Z$
|.(dq ^
3） 计算大、小齿轮的分度圆直径 )Oq|amvC
d1 =85.00mm $By< $
d2 =425mm rF3wx.
S50k>_a;
4） 计算齿轮宽度 ^a/gBC82x
b=φdd1 sG(~^h J_
b=85mm 2A ']y D
B1=90mm，B2=85mm o$wEEz*4
^+*N%yr
5） 结构设计 $| zX|
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。 6`&a&%,O
jSJqE _ 1
轴的设计计算 2% MC Yn
拟定输入轴齿轮为右旋 [xK3F+
II轴： E`kG-Q5Dw
1．初步确定轴的最小直径 |-b#9JQ[A
d≥ ＝ =34.2mm ]>W6
bTK
2．求作用在齿轮上的受力 / ?wt F4
Ft1= =899N Yc`o5Q\>
Fr1=Ft =337N ,[N%Q#
Fa1=Fttanβ=223N； k6;?) ~.
Ft2=4494N Vouvr<43o
Fr2=1685N HNb/-e ,"
Fa2=1115N ~Sdb _EZ
$CRm3#+
~
3．轴的结构设计 L,HhbTRca
1） 拟定轴上零件的装配方案 n|6Ic,:[
;
8_{e3s
i. I-II段轴用于安装轴承30307，故取直径为35mm。 3BzNi'
ii. II-III段轴肩用于固定轴承，查手册得到直径为44mm。 =R^%(Py
iii. III-IV段为小齿轮，外径90mm。 ##q2mm:a9P
iv. IV-V段分隔两齿轮，直径为55mm。 L s
G\OG
v. V-VI段安装大齿轮，直径为40mm。 @Y?#Sl*
vi. VI-VIII段安装套筒和轴承，直径为35mm。 -r!. 9q
b\ X@gq
2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1] d!~
1. I-II段轴承宽度为22.75mm，所以长度为22.75mm。 3(``#7
2. II-III段轴肩考虑到齿轮和箱体的间隙12mm，轴承和箱体的间隙4mm，所以长度为16mm。 8mCxn@yV
3. III-IV段为小齿轮，长度就等于小齿轮宽度90mm。 vXev$x=w-
4. IV-V段用于隔开两个齿轮，长度为120mm。 fPU`/6
5. V-VI段用于安装大齿轮，长度略小于齿轮的宽度，为83mm。 a f6M,{F
6. VI-VIII长度为44mm。 u6J8"<
-W
hMa]B*o/-
.L +6 $8m
Z/G
ev"p
4． 求轴上的载荷 ?) /#+[xa
66 207.5 63.5 ;Y)w@bNt@
C2.HMgL
:Oy%a'w
adlV!k7RG
<3L5"77G 6
2"C OP>
)Fc%+TpKi
Ih@61>X.o*
!zBhbmlKt
c& < Fr[AK
=WyDp97@+
u]:oZMnj
sm9k/(-
XYQ /^SI!:
G%Bj hpL
;$HftG>B
3Nl <p"=
Fr1=1418.5N 5b5x !do
Fr2=603.5N +20G>y=+
查得轴承30307的Y值为1.6 ~cWAl,(B<F
Fd1=443N #OZ>V3k
Fd2=189N \ S_Ou
因为两个齿轮旋向都是左旋。 rr/B= O7
故：Fa1=638N 4 "GR]
X
Fa2=189N ag;Q F
I) rCd/
5．精确校核轴的疲劳强度 =NpYFKmMhV
1） 判断危险截面 u^&A W$
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 GXcJ< v
iyN :%ofh
2） 截面IV右侧的 ~W*FCG#E
8<5]\X
截面上的转切应力为 i ky|Tp
&)2 i[X
由于轴选用40cr，调质处理，所以 ^9m\=5d
， ， 。 $yN{-T"
（[2]P355表15-1） %) /s; Q,
a) 综合系数的计算 &]V.S7LC #
由 ， 经直线插入，知道因轴肩而形成的理论应力集中为 ， ， :v0U|\j8/V
（[2]P38附表3-2经直线插入） ,Z aRy$?
轴的材料敏感系数为 ， ， s:?SF.
（[2]P37附图3-1） H-WJp <_
故有效应力集中系数为 Mo y <@+
B`Y Tl~4
dW_KU}
查得尺寸系数为 ，扭转尺寸系数为 ， ]Gzm^6v
（[2]P37附图3-2）（[2]P39附图3-3） b`(}.r?W
轴采用磨削加工，表面质量系数为 ， B3: ez
jj
（[2]P40附图3-4） ^pxX ]G]
轴表面未经强化处理，即 ，则综合系数值为 y?rPlA_
@_-hk|Nl@
6wPaJbRtaM
b) 碳钢系数的确定 2SD`OABf#
碳钢的特性系数取为 ， bNm#tmSt
c) 安全系数的计算 .rO]M:UY
轴的疲劳安全系数为 YA ''2Ii
C'G/AU
!6n_}I-W
VX]. 3=T8
故轴的选用安全。 :=}BN
&@G:G(
I轴： `V =N*hv`
1．作用在齿轮上的力 0[A[U_b
FH1=FH2=337/2=168.5 t;\kR4P
Fv1=Fv2=889/2=444.5 Bu#E9hJFvA
2 X.r%&!1M
2．初步确定轴的最小直径 @>u]4Jn
8N !b>??
|pm7 _[
3．轴的结构设计 gGvz(R: y
1） 确定轴上零件的装配方案 SlgN&{ Bk
DD7h^-x
T,7Y7c/3V
2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 pSoiH<33
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。 7 zA'ri3w
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。 dOa +(fMe
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。 'ZT^PV \
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。 46$._h
P
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。 -jW.TT h]
i) 轴肩固定轴承，直径为42mm。 ]@dZ{H|
j) 该段轴要安装轴承，直径定为35mm。 2K<
8
2） 各段长度的确定 : a^t3s
各段长度的确定从左到右分述如下： ]|!OP
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。 uvMy^_}L
b) 该段为轴环，宽度不小于7mm，定为11mm。 : imW\@u
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。 N|1M1EBOu>
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。 e_#._Pi
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。 9Kpa><
f) 该段由联轴器孔长决定为42mm ,eOB(?Ku
=V-A@_^!c
t'?.8}?)I&
4．按弯扭合成应力校核轴的强度 uPhK3nCGo
W=62748N.mm vBRQp&YwX
T=39400N.mm R,gR;Aarw
45钢的强度极限为 ，又由于轴受的载荷为脉动的，所以 。 K:!"+q
}
uO); k5H
4S5,w(6N
III轴 * $yR*}A
1．作用在齿轮上的力 1s%#$ 7
FH1=FH2=4494/2=2247N V}bjK8$$
Fv1=Fv2=1685/2=842.5N w0 ht
H#NCi~M> 3
2．初步确定轴的最小直径 (gy#js #
U@g4w !$r
Jzj1w}?H
3．轴的结构设计 YX=a#%vrl
1） 轴上零件的装配方案 t5[ #x4
p
_hN\10ydY
tro7Di2Q
2） 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 RLw;(*(g
I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII " |Xk2U
直径 60 70 75 87 79 70 2- 7I J\
长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25 8s"%u )
kB3H="3 [[
j2ve^F:Q
F=`AY^u0
aAJU`=uq
5．求轴上的载荷 oz AS[B6
Mm=316767N.mm cJN7bA {
T=925200N.mm T@G? t0
6. 弯扭校合 Y' yH;M z
)#P;
x "
:ZTc7 }
_]yn"p
8JM&(Q%#
滚动轴承的选择及计算 {aY%gk?y#>
I轴： p!>oo1&
1．求两轴承受到的径向载荷 -}=i 04^
5、 轴承30206的校核 3x5JF M
1） 径向力 ?kWC}k{
y<HO:kZ8`
K&nE_.kbl
2） 派生力 X*M#FT-
， &0='r;*i
3） 轴向力 sp #p8@Cj
由于 ， >xF/Pl
所以轴向力为 ， P\w\N2
4） 当量载荷 Ta tpXN\
由于 ， ， b vS(@
所以 ， ， ， 。 Z w *v
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 ]DOX?qI
i
M:-.o
5） 轴承寿命的校核 'ixwD^x
/a^1_q-bX
CsT F
II轴： }!;s.[y
6、 轴承30307的校核 %1H[Wh (U
1） 径向力 _z'u pb&
e<=cdze
S'A>2>
2） 派生力 ~Q?a|m V,
， zhpx"{_
3） 轴向力 T^ w36}a
由于 ， S/^"@?z,vE
所以轴向力为 ， > H '4{|
4） 当量载荷 <<(wa
j
由于 ， ， .z
6fv
所以 ， ， ， 。 ZT,B(#m
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 cc#gEm)3C
99}(~B
5） 轴承寿命的校核 Q k\A
c
dik:4;
2T fz=7h$
III轴： :X.b}^ Z(
7、 轴承32214的校核 E0u~i59Z
1） 径向力 A3|Dz&@:
0|$ v-`P$
BDq%'~/^
2） 派生力 &z>e5_.
， > ?6 &c
3） 轴向力 '<rZm=48
由于 ， >+]_5qc
所以轴向力为 ， %;e /7`>Ma
4） 当量载荷 )6+eNsxMlC
由于 ， ， L1i eaKw
所以 ， ， ， 。 NbC@z9Q
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 |55N? =8
AI,(z;{P
5） 轴承寿命的校核 Q .]}]QE
h&`e) a>+
Uc_'(IyO
键连接的选择及校核计算 "kMguK}c
DTa N"{
代号 直径 LXEfPLS
（mm） 工作长度 3
|hHR
（mm） 工作高度 `0P$#5?
（mm） 转矩 dZi(&s
（N•m） 极限应力 c3:,Ab|
（MPa） J]&y$?C
高速轴 8×7×60（单头） 25 35 3.5 39.8 26.0 G`\ f
12×8×80（单头） 40 68 4 39.8 7.32 0TGL M#{
中间轴 12×8×70（单头） 40 58 4 191 41.2 XVKfl3'%
低速轴 20×12×80（单头） 75 60 6 925.2 68.5 tZ^Ou89:rG
18×11×110（单头） 60 107 5.5 925.2 52.4 0JlZs]
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。 J.ck~;3
GlbySD@
连轴器的选择 Q\ cjPc0y
由于弹性联轴器的诸多优点，所以考虑选用它。 \|E^v6E%0
4$*%gL;f^
二、高速轴用联轴器的设计计算 \
C+(~9@|
由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为 ， Hm$=h>rY9[
计算转矩为 =dII- L=`
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） ,`gl&iB
其主要参数如下： =0G!f$7^i
材料HT200 HYD"#m'TkB
公称转矩 H&]gOs3So
轴孔直径 ， = !`j7#:
>2,Gy-&"0
轴孔长 ， 'bo~%WA]n
装配尺寸 T}"6wywM
半联轴器厚 ^}:#
（[1]P163表17-3）（GB4323-84） #B:hPZM1
UN zlN
三、第二个联轴器的设计计算 b|+wc6
由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为 ， )h k
计算转矩为 c 05 %iv
所以选用弹性柱销联轴器TL10（GB4323-84） ^my].Qpt
其主要参数如下： L+C y Qq
材料HT200 Ti'}MC+0
公称转矩 U7I qST
轴孔直径 `67[O4$<
轴孔长 ， #Sa27$&.>
装配尺寸 E;1Jh(58)b
半联轴器厚 D b6om7N
（[1]P163表17-3）（GB4323-84） f-5:wM&
mZx&Xez_G
u$-U*r
s 1e:v+B]
减速器附件的选择 %-<'QYYP
通气器 /w]!wM
由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M18×1.5 lKl U-4
油面指示器 N Mww >80
选用游标尺M16 sgO'wXcoP
起吊装置 D5:{fWVsV/
采用箱盖吊耳、箱座吊耳 jLpc
Zb,
放油螺塞 7 ^Ns&Q
选用外六角油塞及垫片M16×1.5 (4\d]*u5-c
|]aE<`D
润滑与密封 M?[h0{^K
一、齿轮的润滑 m+#iR}*1L
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 k O<-w
xCYE
B}o9r
二、滚动轴承的润滑 k%E2n:|*
由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。 H) >@/"j;
$*kxTiG!7
三、润滑油的选择 %zSuK8kxV
齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于小型设备，选用L-AN15润滑油。 8
O 67
;q:jl~
四、密封方法的选取 J]q%gcM
选用凸缘式端盖易于调整，采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。 Y}[ c^$S
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。 #vzEu
)Ul
轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。 L*Me. "*
0
s 70r
8X I?
&m[Qn!>i6
设计小结 3;8!rNN
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。 Dc+'<"
Zr-U&9.`
参考资料目录 4[BG#
[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； tOOchu?=
[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； aDehqP6vf
[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； y B3;
[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； P) uDLFp]
[5]《工程机械构造图册》，机械工业出版社，刘希平主编 ^1wA:?uN}
[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； !wWJ^Oz=
[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。 ]XTu+T.aT
8HZ s>l
[p:5]
