目 录 ;Prg'R[o;
q)Je.6$#X
设计任务书……………………………………………………1 |+/$ g.
传动方案的拟定及说明………………………………………4 cMtJy"kK
电动机的选择…………………………………………………4 \G=bj;&eF
计算传动装置的运动和动力参数……………………………5 l\U*sro<
传动件的设计计算……………………………………………5 n1)'cS 5}
轴的设计计算…………………………………………………8 Y:%" K
滚动轴承的选择及计算………………………………………14 T{~M iC6A
键联接的选择及校核计算……………………………………16
?zE<
连轴器的选择…………………………………………………16 .jum "va%
减速器附件的选择……………………………………………17 4JK@<GBK6
润滑与密封……………………………………………………18 ]n1D1
设计小结………………………………………………………18 X)NWX9^;'
参考资料目录…………………………………………………18 W H;xq^
./)j 5M
机械设计课程设计任务书 (lb`#TTGx
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 ;q&Z9 lm
一． 总体布置简图 G,/Gq+WX
Hc
/w ta
! pV<n
iDR6?f P
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 _6J<YQK
N
I3(
二． 工作情况： \y,; Cfl<
载荷平稳、单向旋转 &X7ttB"#h
aKD;1| )
三． 原始数据 k2wBy'M .'
鼓轮的扭矩T（N•m）：850 : X|AW?*
鼓轮的直径D（mm）：350 z ,os
MS
运输带速度V（m/s）：0.7 9OhR4 1B
带速允许偏差（％）：5 _jk|}IB;X
使用年限（年）：5 )PHl>0i!
工作制度（班/日）：2 !~tnt i6
Pg qECd) f
四． 设计内容 Q{`@
G"'
1. 电动机的选择与运动参数计算； kEx8+2s=M
2. 斜齿轮传动设计计算 <f[9j u
3. 轴的设计 78^Y;2 P]W
4. 滚动轴承的选择 3lyQn "
5. 键和连轴器的选择与校核； w4`!Te
6. 装配图、零件图的绘制 -D$3!ccX
7. 设计计算说明书的编写 dY 6B%V
frk7^5
五． 设计任务 dkf}),Z F
1． 减速器总装配图一张 cy9N:MR(c
2． 齿轮、轴零件图各一张 Ep,1}Dx
3． 设计说明书一份 .k
p $oAL
]zX\8eHp!
六． 设计进度 %d ZM9I0
1、 第一阶段：总体计算和传动件参数计算 Mn-<5 1.%
2、 第二阶段：轴与轴系零件的设计 }t}38%1 i
3、 第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 q^ u6f?B
4、 第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 a_xQ~:H
b,z R5R^D;
kA1f[ AL
J,6!7a
$/MY,:*e
B<rPvM7a
S|s3}]g 9
d 4[poi ~
传动方案的拟定及说明 (tgEa{rPAP
由题目所知传动机构类型为：同轴式二级圆柱齿轮减速器。故只要对本传动机构进行分析论证。 xAFek;GY?
本传动机构的特点是：减速器横向尺寸较小，两大吃论浸油深度可以大致相同。结构较复杂，轴向尺寸大，中间轴较长、刚度差，中间轴承润滑较困难。 4p*?7g_WVH
a "MTQFm'
Cb+P7[X-
电动机的选择 cF-Jc}h
1．电动机类型和结构的选择 Qu!OV]Cc
因为本传动的工作状况是：载荷平稳、单向旋转。所以选用常用的封闭式Y（IP44）系列的电动机。 /IrKpmbq
4+B rTGp
2．电动机容量的选择 zUvB0\{q
1） 工作机所需功率Pw Rv0-vH.n
Pw＝3.4kW Rc;1Sm9\
2） 电动机的输出功率 39'X$!
Pd＝Pw/η wOD/Z8
η＝ ＝0.904 -i| /JH
Pd＝3.76kW 4Sd+"3M
P?-d[zLA
3．电动机转速的选择 clij|?O
nd＝（i1’•i2’…in’）nw Ir'DA_..
初选为同步转速为1000r/min的电动机 2
rbX 8Y
w@<<zItSo
4．电动机型号的确定 sE(X:[Am
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。 \ x>NB
_N[^Hl`\
THegPD67J
计算传动装置的运动和动力参数 z:@d@\$?
传动装置的总传动比及其分配 .H* ? '*
1．计算总传动比 <m|FccvQ
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： +_vm\]4
i＝nm/nw >KH(nc$
nw＝38.4 2gK p\!
i＝25.14 Gl3 `e&7
0TuNA\Ug+
2．合理分配各级传动比 7` j|tb-
由于减速箱是同轴式布置，所以i1＝i2。 S^_JC
因为i＝25.14，取i＝25，i1=i2=5 * <#]&2I
速度偏差为0.5%<5%，所以可行。 <"j"h=tm}
各轴转速、输入功率、输入转矩 8trm`?>
项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮 NK*:w *SOI
转速（r/min） 960 960 192 38.4 38.4 gwkZk-f\p
功率（kW） 4 3.96 3.84 3.72 3.57 z{<q0.^EFh
转矩（N•m） 39.8 39.4 191 925.2 888.4 U O{xpY
传动比 1 1 5 5 1 see'!CjVo2
效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97 2=/-d$
{Hrr :h C
传动件设计计算 'Gm!Jblo@
1． 选精度等级、材料及齿数 Rqv+N]
1） 材料及热处理； r&LCoe'\{i
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。 <3J=;.\6
2） 精度等级选用7级精度； AmrJ_YP/t~
3） 试选小齿轮齿数z1＝20，大齿轮齿数z2＝100的； t 's5~
4） 选取螺旋角。初选螺旋角β＝14° J}93u(T5
2．按齿面接触强度设计 no D 7G2o
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 MXu+I,y*
按式（10—21）试算，即 PhI{3B/
dt≥ f(zuRM^5
1） 确定公式内的各计算数值 =r@ie>* U
（1） 试选Kt＝1.6 g*\v}6
h
（2） 由图10－30选取区域系数ZH＝2.433 ).@)t:uNa
（3） 由表10－7选取尺宽系数φd＝1 +LU ).
（4） 由图10－26查得εα1＝0.75，εα2＝0.87，则εα＝εα1＋εα2＝1.62 07E" .T%Ts
（5） 由表10－6查得材料的弹性影响系数ZE＝189.8Mpa iI /'! 85
（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； j2C^ 1:s@m
（7） 由式10－13计算应力循环次数 `cy"-CJS
N1＝60n1jLh＝60×192×1×（2×8×300×5）＝3.32×10e8 ,m_& eF
N2＝N1/5＝6.64×107 '~!l(&X
Qr xO
erp
（8） 由图10－19查得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.95；KHN2＝0.98 Lu u-c<*M
（9） 计算接触疲劳许用应力 'TEwU0<%
取失效概率为1％，安全系数S＝1，由式（10－12）得 r >D[5B
[σH]1＝＝0.95×600MPa＝570MPa v6,
o/3Ex
[σH]2＝＝0.98×550MPa＝539MPa vb4G_ X0S
[σH]＝[σH]1＋[σH]2/2＝554.5MPa 4$#ia
F
kK_>*iCMo
2） 计算 FCw
VVF0 y
（1） 试算小齿轮分度圆直径d1t |cBF-K NZ
d1t≥ q'U-{~ q%
= =67.85 62KW
HB9S
pRyS8'
（2） 计算圆周速度 IcNI uv
v= = =0.68m/s ,_7tRkn
KfI$'F
#"/
（3） 计算齿宽b及模数mnt p>hCh5
b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm rea}Uq+po
mnt= = =3.39 OW5|oG
h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm ob()+p.k K
b/h=67.85/7.63=8.89 F$pd]F!#
-O,O<tOm
（4） 计算纵向重合度εβ 5;uX"z G
εβ= =0.318×1×tan14 =1.59 2%, ' }Bus
（5） 计算载荷系数K d%|#m)
已知载荷平稳，所以取KA=1 T;vPR,]rz
根据v=0.68m/s,7级精度，由图10—8查得动载系数KV=1.11；由表10—4查的KHβ的计算公式和直齿轮的相同， KARQKFp!C>
故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42 1Yx[,GyC>&
由表10—13查得KFβ=1.36 H0Gp mKYW
由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数 u\\niCNA
K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05 [/`Hz]R
iPi'5g(a
（6） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10—10a）得 V s t e$V
d1= = mm=73.6mm / o3FK
k*+ZLrT
（7） 计算模数mn 4Og GZ
mn = mm=3.74 YSUH*i/%
3．按齿根弯曲强度设计 UyfIAC$S
由式(10—17) RwLdV+2\R`
mn≥ }qX&*DU_@
1） 确定计算参数 IpVwn Nj!}
（1） 计算载荷系数 %>}7 $Y%
K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96 !E S#::;z?
~.=!5Ry
（2） 根据纵向重合度εβ=0.318φdz1tanβ=1.59，从图10－28查得螺旋角影响系数 Yβ＝0。88 ,Onm!LI=
79fyn!Iz<
（3） 计算当量齿数 0a-:x 4
z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 z Clm'X/
z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47 m l
\yc'
（4） 查取齿型系数 FbT&w4Um =
由表10－5查得YFa1=2.724；Yfa2=2.172 :j p$X|
（5） 查取应力校正系数 Bc ,z ]
由表10－5查得Ysa1=1.569；Ysa2=1.798 17i@GnbNb
i3!$M/_]
K>~cY%3^i
（6） 计算[σF] u e2nfp
σF1=500Mpa }U1{&4Ph
σF2=380MPa H[ yLl v
KFN1=0.95 yxq!. 72
KFN2=0.98 KTREOOu .t
[σF1]=339.29Mpa 1;9E*=
[σF2]=266MPa 5r Sth.&
（7） 计算大、小齿轮的 并加以比较 #j5^ /*XW
= =0.0126 QU;C*}0Zl
= =0.01468 s,q!(\{Pv
大齿轮的数值大。 OnJSu
z>-
~}l,H:jk@
2） 设计计算 T$B4DQ
mn≥ =2.4 ;a77YL TQ
mn=2.5 f
}e7g d]M
cLF>Jvs*J
4．几何尺寸计算 _Dt TG<E
1） 计算中心距 30-w TcG
z1 =32.9，取z1=33 r>eXw5Pr7
z2=165 Bd[}A9O[
a =255.07mm 4v JIO{m
a圆整后取255mm c8W=Is`
spDRQ_qq
2） 按圆整后的中心距修正螺旋角 RH 0a\RC!G
β=arcos =13 55’50” a"N_zGf2$
Sg y~Z^
3） 计算大、小齿轮的分度圆直径 '0?E|B]Cp%
d1 =85.00mm Q)dns)_x
d2 =425mm CK#PxT?"
j> M%?Tw
4） 计算齿轮宽度 0w&1wee(
b=φdd1 sbIhg/:ok
b=85mm 6 lFs N2
B1=90mm，B2=85mm q+Q)IVaU81
4x >e7Kf
5） 结构设计 .U
{JI\
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。
/PS]AM
f>PU# D@B
轴的设计计算 ,5WDYk-
拟定输入轴齿轮为右旋 r4zS, J;,
II轴： Kj 5f:{Ur
1．初步确定轴的最小直径 ?uv%E*TU
d≥ ＝ =34.2mm }_TdXY
#w\
2．求作用在齿轮上的受力 )QT+;P.
Ft1= =899N 3E9j%sYk
Fr1=Ft =337N ShxX[k
Fa1=Fttanβ=223N； &*-2k-16
Ft2=4494N )2hoO_ l:
Fr2=1685N k$/ ].P*!
Fa2=1115N 4'*K\Ul).H
0^^i=iE-u
3．轴的结构设计 HDxw2nz*R
1） 拟定轴上零件的装配方案 RT9@&5>il
Czn7,KE8X
i. I-II段轴用于安装轴承30307，故取直径为35mm。 Rl8-a8j$f.
ii. II-III段轴肩用于固定轴承，查手册得到直径为44mm。 ,|/$|$'
iii. III-IV段为小齿轮，外径90mm。 Pl>t\`1:|A
iv. IV-V段分隔两齿轮，直径为55mm。 W=:+f)D
v. V-VI段安装大齿轮，直径为40mm。 C]cw@ :o%
vi. VI-VIII段安装套筒和轴承，直径为35mm。 =7> ~u
8&bj7w,K
2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 eU0-_3gN_
1. I-II段轴承宽度为22.75mm，所以长度为22.75mm。 4dAhJjhgD
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。 b*i+uV?
3. III-IV段为小齿轮，长度就等于小齿轮宽度90mm。 %cL:*D 4oz
4. IV-V段用于隔开两个齿轮，长度为120mm。 03T.Owd
5. V-VI段用于安装大齿轮，长度略小于齿轮的宽度，为83mm。 p,/^x ~m3a
6. VI-VIII长度为44mm。 *q BZi;1
/zK uVaC
f
;JSP
4YC`dpO'
4． 求轴上的载荷 m~A/.t%=
66 207.5 63.5 lB-7.
d8I/7
;F X
w8 Yff[o
1<UQJw45
5**xU+&
~r3g~MCHS
We2=|AB
I6_+3}Hm{
lVHJ}(<'p
FqfeH_-U
)g9qkQ 8q
D6pk !mS
"- sz7}Mb
;a"Ukh
Uan ;}X 7@
|rQ;|+.
9 )qx0
Fr1=1418.5N YuZnuI@m9
Fr2=603.5N t! tBN
查得轴承30307的Y值为1.6 * 0 @e_h
Fd1=443N v*pVcBY>
Fd2=189N Y9N:%[ :>W
因为两个齿轮旋向都是左旋。 "d'@IN
故：Fa1=638N pFh2@ O
Fa2=189N I5mS!m/X
tx.sU u6
5．精确校核轴的疲劳强度 Ue7~rPdlR
1） 判断危险截面 pH%K4bV)8
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 5ym
=2U
'JydaF~>
2） 截面IV右侧的 ?`xId;}J#7
o fJ@\x S
截面上的转切应力为 he,T\ };
XcXd7 e
由于轴选用40cr，调质处理，所以 (`& g
， ， 。 q XW 5_iX
（[2]P355表15-1） *7ox_ R@
a) 综合系数的计算 fg2}~ 02n
由 ， 经直线插入，知道因轴肩而形成的理论应力集中为 ， ， Q_Rr5/
（[2]P38附表3-2经直线插入） =B\ ?(
轴的材料敏感系数为 ， ， 97lwPjq
（[2]P37附图3-1） uAP|ASH9T
故有效应力集中系数为 ][Kj^7/
R[b?kT-%
L(L;z'3y
查得尺寸系数为 ，扭转尺寸系数为 ， L_(|5#IDw
（[2]P37附图3-2）（[2]P39附图3-3） \*7Tj-#
轴采用磨削加工，表面质量系数为 ， \K=Jd#9c
（[2]P40附图3-4） ^>>Naid
轴表面未经强化处理，即 ，则综合系数值为 QL3%L8
CzgLgh;:T
s<myZ T$
b) 碳钢系数的确定 nxG vh4'i8
碳钢的特性系数取为 ， Kxg09\5i
c) 安全系数的计算 5%9&
7
轴的疲劳安全系数为 KF.?b]
2axH8ONMu
3Cpix,Dc
!e?\>
'
故轴的选用安全。 SpkD
h
/on
I轴： n[<V j1n
1．作用在齿轮上的力 iS"rMgq
FH1=FH2=337/2=168.5 b[$>HB _Na
Fv1=Fv2=889/2=444.5 h'
16"j>
K jL j
2．初步确定轴的最小直径 %P?W^mI
%FwLFo^v
-" DI,o
3．轴的结构设计 VB Ce=<
1） 确定轴上零件的装配方案 J &c}z4
r8m E
E s?~Dd
2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 PS>k67sI
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。 UXd\Q''
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。 aFLm,
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。 ~q<U E\H
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。 IE3GM^7\
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。 il*bsnwpZv
i) 轴肩固定轴承，直径为42mm。 Od!j+.OY<
j) 该段轴要安装轴承，直径定为35mm。 $v+g3+7
2） 各段长度的确定 L./ UgeZ
各段长度的确定从左到右分述如下： rK];2[U
a) 该段轴安装轴承和挡油盘，轴承宽18.25mm，该段长度定为18.25mm。 zd r?1 =
b) 该段为轴环，宽度不小于7mm，定为11mm。 ifuVV Fov
c) 该段安装齿轮，要求长度要比轮毂短2mm，齿轮宽为90mm，定为88mm。 .*8.{n5
d) 该段综合考虑齿轮与箱体内壁的距离取13.5mm、轴承与箱体内壁距离取4mm（采用油润滑），轴承宽18.25mm，定为41.25mm。 tL D.e
e) 该段综合考虑箱体突缘厚度、调整垫片厚度、端盖厚度及联轴器安装尺寸，定为57mm。 +&|WC2#
f) 该段由联轴器孔长决定为42mm 1<lLE1fk
J|s4c`=
55Jk "V#8
4．按弯扭合成应力校核轴的强度 ^58'*13ZL
W=62748N.mm 2+0'vIw}
T=39400N.mm " 4s ,a
45钢的强度极限为 ，又由于轴受的载荷为脉动的，所以 。 m|'TPy
fuQ? @F
++ x EMP)
III轴 &}rh+z
1．作用在齿轮上的力 UeE&rA]
FH1=FH2=4494/2=2247N )PZ'{S
Fv1=Fv2=1685/2=842.5N 'H+pwp"M@
f ^z7K
2．初步确定轴的最小直径 O0 wD"V^W
(G:$/fK
yt$V<8a
3．轴的结构设计 k pEES{f
1） 轴上零件的装配方案 Aj-}G^>#
X=-pNwO
\3x,)~m
2） 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 ^oM* f{9
I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII C% l~qf1n
直径 60 70 75 87 79 70 'R= r9_%
长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25 6X)8vQH
B2VUH..am
jR zR`>5
&%rX RP
+\SbrB P
5．求轴上的载荷 Z{ &PKS
Mm=316767N.mm w C;N*0Th
T=925200N.mm R|Y)ow51
6. 弯扭校合 Es1Yx\/:
Po Q@9
A
VMsAT3^w
KD=T04v
s+9q :
滚动轴承的选择及计算 x-Yt@}6mvl
I轴： Jt@7y"<
1．求两轴承受到的径向载荷 zAS&L%^ tV
5、 轴承30206的校核 jO3Z2/#
1） 径向力 27}k63 \
%/jm Q6z^
-&y{8<bu4H
2） 派生力 {^5r5GB=*
， Lr_+) l
3） 轴向力 yD(0:g#
由于 ， qK#\k@ E
所以轴向力为 ， c(i-~_
4） 当量载荷 O]90 F
由于 ， ， UPA))Iv>
所以 ， ， ， 。 Y <I/y
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 E XEae ?
{C[<7r uF
5） 轴承寿命的校核 OANn!nZ.
&CG3_s<2
GjfY
II轴：
JstX# z
6、 轴承30307的校核 /!ux P~2U
1） 径向力 2>_6b>9]
LEK N%2
/)e&4.6
2） 派生力 ~W _m<#K(
， Q9]7.^l
3） 轴向力 2( Vm 0E
由于 ， ; P&K a
所以轴向力为 ， y/'2WO[
4） 当量载荷 0,{Dw9W:
由于 ， ， L Lm{:T7
所以 ， ， ， 。 |JtdCP{
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 8yF15 ['
b Bb$0HOF
5） 轴承寿命的校核 ,yNPD}@v>
YO|Kc
{j2e
Ot`jjZ&
III轴： VX2 KE@
7、 轴承32214的校核 T4F}MVK
1） 径向力 %e+hM $Q
-"UK NB!
!LVWggk1
2） 派生力 pJ ;J>7Gt
， '(7]jug
3） 轴向力 |[)t4A"}
由于 ， m>y k4@a
所以轴向力为 ， ;@Alr?y
4） 当量载荷
lc,{0$
1<
由于 ， ， W7c(]
tg.
所以 ， ， ， 。 ICN>8|O`&
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 7%c9 nY
U"v(9m@
5） 轴承寿命的校核 T2AyQ~5~
_>9|"seR
a]>gDDF
键连接的选择及校核计算 3?|Fn8dQR.
4L 85~l
代号 直径 q&B'peT
（mm） 工作长度 Zrr3='^s
（mm） 工作高度 YR@@:n'TP
（mm） 转矩 cZuZfMDM
（N•m） 极限应力 <x,u!}5J
（MPa） x$Ko|:-
高速轴 8×7×60（单头） 25 35 3.5 39.8 26.0 &cV$8*2b^
12×8×80（单头） 40 68 4 39.8 7.32 Oz# $x
中间轴 12×8×70（单头） 40 58 4 191 41.2 w} c1zpa
低速轴 20×12×80（单头） 75 60 6 925.2 68.5 I,(m\Nal K
18×11×110（单头） 60 107 5.5 925.2 52.4 Ek~Qp9B
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。 8 P.t
bae .?+0[
连轴器的选择 EDcR:Dw3
由于弹性联轴器的诸多优点，所以考虑选用它。 &^Zo}F2V
WO?EzQ ?
二、高速轴用联轴器的设计计算 BNw^ _j1
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 ， #I|Vyufw
计算转矩为 I\&..e0l
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） OB)V k
其主要参数如下： "
;_bB"q*
材料HT200 \K.i8f,
公称转矩 wj!p6D;;S
轴孔直径 ， [u;]J*
Fb O- K -
轴孔长 ， {+r
pMUs#
装配尺寸 BG_m }3j
半联轴器厚 z6#N f,
（[1]P163表17-3）（GB4323-84） u c<XdFcu
Q.7Rv
XNw8
三、第二个联轴器的设计计算 iT1"Le/N
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 ， !MS z%Qc O
计算转矩为 PX65Z|~ >_
所以选用弹性柱销联轴器TL10（GB4323-84） <6Q]FH!6
其主要参数如下： O`~G'l&@T
材料HT200 PwU}<Hrl]
公称转矩 MNzq,/Wf
轴孔直径 jz
QmYcd
轴孔长 ， 0 60<wjX6
装配尺寸 JP) /
O !
半联轴器厚 <?kr"[cQeP
（[1]P163表17-3）（GB4323-84） \j !JRD+j
I~\j%zD
.\= GfF'
g RIRc4p
减速器附件的选择 IzF7W?k
通气器 6e&Y%O'8
由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M18×1.5 E]WammX c
油面指示器 GzW mXm
选用游标尺M16 :BKY#uH~
起吊装置 XL c&7
采用箱盖吊耳、箱座吊耳 1f M= >Z
放油螺塞 $'btfo4H
选用外六角油塞及垫片M16×1.5 kU$P?RD
A ^
$9[_
润滑与密封 6[,*2a8
一、齿轮的润滑 ]IMBRZQq b
采用浸油润滑，由于低速级周向速度为，所以浸油高度约为六分之一大齿轮半径，取为35mm。 I1^0 RB{~
Yxz(g]
二、滚动轴承的润滑 h.>6>5$n
由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。 y;<^[
28JWQ%-
三、润滑油的选择 A 1e| Y
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。 H>AQlO+ J
i`Fg kABw
四、密封方法的选取 L3lf2 8W
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。 oNY;z-QK
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。 Yf&x]<rkCp
轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。 ]S9~2;2^,
x!fvSoHp
He}qgE>Us
L^3 ~gZ
设计小结 u:tLO3VfJ
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。 -1d2Qed
jjL(=n<J<"
参考资料目录 ?VS (W
[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； 9$8 B)x
[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； ]n1@!qa48
[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； ;V`e %9 .
[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； gd^1c}UZX
[5]《工程机械构造图册》，机械工业出版社，刘希平主编 |_/q0#"
[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； [R*UP a
[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。 _Z z" `
hE0
p> R8
[p:5]
