目 录 uS,p|}Q&
1C0Y0{6,
设计任务书……………………………………………………1 r*6"'W>c6
传动方案的拟定及说明………………………………………4 ` /I bWu
电动机的选择…………………………………………………4 X`fhln9N
计算传动装置的运动和动力参数……………………………5 'T )Or,d
传动件的设计计算……………………………………………5 1iNsX \M
轴的设计计算…………………………………………………8 f`hy Yp`d5
滚动轴承的选择及计算………………………………………14 ,C{^`Bk-W
键联接的选择及校核计算……………………………………16 -}Cc"qm
连轴器的选择…………………………………………………16 &r'{(O8$N
减速器附件的选择……………………………………………17 / lLov .
润滑与密封……………………………………………………18 b|sc'eP#?
设计小结………………………………………………………18 aJ :A%+1
参考资料目录…………………………………………………18 (VYR!(17
cW)Oi^q%o2
机械设计课程设计任务书 <$jKy 3@
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 1z~k1usRK
一． 总体布置简图 %bIsrQ~B
Y& vHOA
y)3~]h\a
x7 "z(rKl
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 [3j$ 4rP
L!;^ #g
二． 工作情况： R9tckRG#
载荷平稳、单向旋转 0LWdJ ($?
ycgfZ 3K
三． 原始数据 1@A7 h$1P
鼓轮的扭矩T（N•m）：850 gB]C&Q
鼓轮的直径D（mm）：350 l^k+E-w\
运输带速度V（m/s）：0.7 2 9"mE;j
带速允许偏差（％）：5 ?SC3Vzr
使用年限（年）：5 |} _gA
工作制度（班/日）：2 YF} 9k
`nT?6gy
四． 设计内容 paW'R +Rck
1. 电动机的选择与运动参数计算； ;#3ekl{-g
2. 斜齿轮传动设计计算 7w "sJ
3. 轴的设计 1^aykrnQ>
4. 滚动轴承的选择 >9-Dd)<
5. 键和连轴器的选择与校核； QF\kPk(CtD
6. 装配图、零件图的绘制 9[z'/ U.Bn
7. 设计计算说明书的编写 6#<Ir @z
qE>i,| rP`
五． 设计任务 P?^JPbfV
1． 减速器总装配图一张 B-!guf
rnY
2． 齿轮、轴零件图各一张
?E % +}P
3． 设计说明书一份 aS RjFL^
7egq4gN]2Y
六． 设计进度 D899gGe
1、 第一阶段：总体计算和传动件参数计算 z4 CJn[m9
2、 第二阶段：轴与轴系零件的设计 r+o_t2_b*
3、 第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 [ L
4、 第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 f, |QAj=a
[!W5}=^H
$( S*GF$S
<BSSa`N`
5)w4)K-%
>GgE,h
8 +9\ 7*
5i6VZv
传动方案的拟定及说明 pg+b[7
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。 \H^;'agA
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。 $Jc q7E~
NN^QU B
ThtMRB)9
电动机的选择 k=e`*LB\
1．电动机类型和结构的选择 47 KNT7C
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。 -!l^ ]MU
GjEqU;XBi
2．电动机容量的选择 SgiDh dE
1） 工作机所需功率Pw Y.7}
Pw＝3.4kW 6Z Xu,ks}
2） 电动机的输出功率 vTdUuj3N
Pd＝Pw/η sMP:sCRC
η＝ ＝0.904 &Y+e=1a+
Pd＝3.76kW )Bo]=ZTJ^
c M3jnim
3．电动机转速的选择 $(3uOsy
nd＝（i1’•i2’…in’）nw >Co)2d]
初选为同步转速为1000r/min的电动机 s'TY[
[_V:)
4．电动机型号的确定 K U $`!h
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。 :<H8'4>
`%Q&</X
LX\)8~dp
计算传动装置的运动和动力参数 F NC[59
传动装置的总传动比及其分配 33 : @*
1．计算总传动比 r_^)1w
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： W2hA-1
i＝nm/nw w//omF'`
nw＝38.4 `"c' z;
i＝25.14 o,1Dqg4P3
gX^ PSsp
2．合理分配各级传动比 J:AMnUOcDi
由于减速箱是同轴式布置，所以i1＝i2。 wN(&5rfS
因为i＝25.14，取i＝25，i1=i2=5 OM)3Y6rK
速度偏差为0.5%<5%，所以可行。 {rDq_^
各轴转速、输入功率、输入转矩 W qE
'(
项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮 e\D|
o?v
转速（r/min） 960 960 192 38.4 38.4 }RIU8=P
功率（kW） 4 3.96 3.84 3.72 3.57 RU|X*3";T
转矩（N•m） 39.8 39.4 191 925.2 888.4 et` 0Je
传动比 1 1 5 5 1 !p',Za
效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97 i $C-)d]
f!x[ln<
传动件设计计算 +P)ys#=
1． 选精度等级、材料及齿数 cI:-Z{M7z
1） 材料及热处理； 0q#"clw
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。 k3>Y Bf`fC
2） 精度等级选用7级精度； 2)9r'ai?a
3） 试选小齿轮齿数z1＝20，大齿轮齿数z2＝100的； k"0;D-lTZ>
4） 选取螺旋角。初选螺旋角β＝14° RYy,wVh}
2．按齿面接触强度设计 [E OVw%R
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 y Q%"U^.m
按式（10—21）试算，即 #K4*6LI
dt≥ ugLlI2 nJ
1） 确定公式内的各计算数值 ! ),t"Ae?>
（1） 试选Kt＝1.6 I ]9 C_
（2） 由图10－30选取区域系数ZH＝2.433
q=4Bny0
（3） 由表10－7选取尺宽系数φd＝1 +D`*\d1
（4） 由图10－26查得εα1＝0.75，εα2＝0.87，则εα＝εα1＋εα2＝1.62 e; h,V(
（5） 由表10－6查得材料的弹性影响系数ZE＝189.8Mpa VD [pZ2;4
（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； $(rc/h0/E
（7） 由式10－13计算应力循环次数 |>+uw|LtZ
N1＝60n1jLh＝60×192×1×（2×8×300×5）＝3.32×10e8 y'
[LNp V
N2＝N1/5＝6.64×107 3{ " O,h
vy9dAl
（8） 由图10－19查得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.95；KHN2＝0.98 :o8MUXH$
（9） 计算接触疲劳许用应力 I2[]A,f ,
取失效概率为1％，安全系数S＝1，由式（10－12）得 n_23EcSy
[σH]1＝＝0.95×600MPa＝570MPa [E|uY]DR
[σH]2＝＝0.98×550MPa＝539MPa vFhz!P~
[σH]＝[σH]1＋[σH]2/2＝554.5MPa i=#F)AD^5#
B(,:h aAr
2） 计算 3i=Iu0
（1） 试算小齿轮分度圆直径d1t v* ~3Z1
d1t≥ ^B]@Lr E^
= =67.85 6Hf,6>
^ RNOcM|
（2） 计算圆周速度 +>tUz D
v= = =0.68m/s G%: G eW
p pN} k)m
（3） 计算齿宽b及模数mnt qZ+H5AG2
b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm Md&WJ
};L
mnt= = =3.39 n >FY?
h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm +@:L|uFU
b/h=67.85/7.63=8.89 uM S*(L_
*C2R`gpBI
（4） 计算纵向重合度εβ ^sClz*%?
εβ= =0.318×1×tan14 =1.59 iqP BsIW
（5） 计算载荷系数K RN9;kB)c
已知载荷平稳，所以取KA=1 <Ef[c@3
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， %l !xkCKA
故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42 Gquuy7[&
由表10—13查得KFβ=1.36 d%ME@6K)
由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数 NX,-;v
K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05 /nQ`& q
h "W8N+e\
（6） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10—10a）得 w/m:{c Hk
d1= = mm=73.6mm [*4fwk^
rx!=q8=0R
（7） 计算模数mn Yj3I5RG
mn = mm=3.74 !#N\ b
3．按齿根弯曲强度设计 $B
.Qc !m
由式(10—17) &c%Y<1e`%
mn≥ #b)e4vwC q
1） 确定计算参数 T@ YGB]*Y
（1） 计算载荷系数 C+N k"l9
K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96 m_7
nz!h
3z 8C
（2） 根据纵向重合度εβ=0.318φdz1tanβ=1.59，从图10－28查得螺旋角影响系数 Yβ＝0。88 lpm JLH.F
\".^K5Pm
（3） 计算当量齿数 8e2?tmWM
z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 A : e;k{J
z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47
jNyoN1M
（4） 查取齿型系数 Ak BMwV
由表10－5查得YFa1=2.724；Yfa2=2.172 {eT.SO
（5） 查取应力校正系数 (z7+|JE.
由表10－5查得Ysa1=1.569；Ysa2=1.798 KZ:hKY@q
'7 )"
^ c%N/V
\
（6） 计算[σF] osP\D iQ
σF1=500Mpa sen=0SB/
σF2=380MPa 3$/ 4wH^
KFN1=0.95 m$2<`C=
KFN2=0.98 zsQoU&D 5
[σF1]=339.29Mpa n"D ?I
[σF2]=266MPa 5.0e~zlM -
（7） 计算大、小齿轮的 并加以比较 nt
:N!suP3
= =0.0126 Ud(`V:d
= =0.01468 CA s>AXbs
大齿轮的数值大。 h2q/mi5{
!CY&{LEYn0
2） 设计计算 Gc,_v3\
mn≥ =2.4 Y] g?2N=E
mn=2.5 5Fw - d
NL"G2[e
4．几何尺寸计算 47>>4_Hz
1） 计算中心距 _}6q{}jn:c
z1 =32.9，取z1=33 A[N{
z2=165 ml!5:r>
a =255.07mm LlYTv% I
a圆整后取255mm )%Iv[TB[
iz[ gHB
2） 按圆整后的中心距修正螺旋角 gFN 9jM
β=arcos =13 55’50” k;^
:
Y3U9:VB
3） 计算大、小齿轮的分度圆直径 V"KS[>>f
d1 =85.00mm 8Cx^0
d2 =425mm /n,a?Ft^N)
t0E 51Ic@
4） 计算齿轮宽度 x!< yT?A
b=φdd1 t T%/r,
b=85mm 8?FueAM'
B1=90mm，B2=85mm p*3; hGp6
^s :y/Kd
5） 结构设计 #1nJ(-D+
以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于160mm，而又小于500mm，故以选用腹板式为宜。其他有关尺寸参看大齿轮零件图。 iw?I
BOVPKX
轴的设计计算 fxQN+6;
拟定输入轴齿轮为右旋 #
TkR
II轴： A< MtKb
1．初步确定轴的最小直径 Hf gz02Z$
d≥ ＝ =34.2mm tln37vq
2．求作用在齿轮上的受力 2tQ`/!m>v$
Ft1= =899N Jf;?XP ]z
Fr1=Ft =337N R
W/ z1
Fa1=Fttanβ=223N； <yUstz,Xu^
Ft2=4494N :$3oFN*g
Fr2=1685N ~aK?cP
Fa2=1115N [\z/Lbn
,.
e / K#>,
3．轴的结构设计 6QQfQ,
1） 拟定轴上零件的装配方案 2'0K WYM
NZLAk~R;0
i. I-II段轴用于安装轴承30307，故取直径为35mm。 kSn cZ0K{
ii. II-III段轴肩用于固定轴承，查手册得到直径为44mm。 R!\EK H
iii. III-IV段为小齿轮，外径90mm。 \_6OC Vil
iv. IV-V段分隔两齿轮，直径为55mm。 ?)4?V\ $
v. V-VI段安装大齿轮，直径为40mm。 ~%k ?L4%
vi. VI-VIII段安装套筒和轴承，直径为35mm。 LJlZ^kh
eDKxn8+(H
2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 E>jh"|f:{
1. I-II段轴承宽度为22.75mm，所以长度为22.75mm。 ,L>
ar)B
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。 = "ts`>
3. III-IV段为小齿轮，长度就等于小齿轮宽度90mm。 !RvRGRSyF
4. IV-V段用于隔开两个齿轮，长度为120mm。 j{ ++6<tr
5. V-VI段用于安装大齿轮，长度略小于齿轮的宽度，为83mm。 +~zXDBS9
6. VI-VIII长度为44mm。 sN=6 gCau
F" +o@9]
j dA
]2]
=qVP] 9
4． 求轴上的载荷 Kb ;dKQ
66 207.5 63.5 Dh| w^Q
22hSove .
xb2?lL]
p/6zEZ*
\*vHB`.,ey
?i\;:<e4
m|tC24
I,@r 5tK o
;U =q-t b
6]cryf&b
<i?a0
\ gwXH
1Nn@L2b 2
a
dfR!&J
z`Wt%tL(
ed 59B)?l
zk_Eb?mhwV
Fr1=1418.5N K+\nC)oG
Fr2=603.5N x+5 k
<Xi}
查得轴承30307的Y值为1.6 gO?44^hMe
Fd1=443N NR%Y+8^M
Fd2=189N }Nj97 R
因为两个齿轮旋向都是左旋。 d;[u8t
故：Fa1=638N l(W[_ D
Fa2=189N K]oM8H 1
q}|U4MJm
5．精确校核轴的疲劳强度 zSTR^sgJ
1） 判断危险截面 %hS|68pN6
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 B0}~G(t(
D |bB u
2） 截面IV右侧的 & Nl2s ey
yGBQ0o7E
截面上的转切应力为 `NRH9l>B7
8 3~ i:+;
由于轴选用40cr，调质处理，所以 b }9[s
， ， 。 BbOu /i|
（[2]P355表15-1） = v~1qWX
a) 综合系数的计算 CBT>"sYE1
由 ， 经直线插入，知道因轴肩而形成的理论应力集中为 ， ， & -l8n^
（[2]P38附表3-2经直线插入） 9v )%dO.
轴的材料敏感系数为 ， ， I+
l% Sn#\
（[2]P37附图3-1） GOy%^:Xd
故有效应力集中系数为 \{\M xXW
!eR3@%4
m4w ') r~
查得尺寸系数为 ，扭转尺寸系数为 ， &a)eJF]:!
（[2]P37附图3-2）（[2]P39附图3-3） P,pnga3Wu
轴采用磨削加工，表面质量系数为 ， * A|-KKo\
（[2]P40附图3-4） 10[Jl5+t
轴表面未经强化处理，即 ，则综合系数值为 [s1 pM1x
Z,7R;,qX
Cr/`keR
b) 碳钢系数的确定 DC+wD
Bp;
碳钢的特性系数取为 ， F N[R(SLbL
c) 安全系数的计算 `s#Hq\C
轴的疲劳安全系数为 /?-7Fg+,
<G8w[hs
&NZfJs
x|64l`Vp(:
故轴的选用安全。 J'&# mDU
er.L 7
I轴： ybdd;t}&1
1．作用在齿轮上的力 >-< 8N-@"n
FH1=FH2=337/2=168.5 gIEl .
Fv1=Fv2=889/2=444.5 ~}ml*<z@
S&jesG-F
2．初步确定轴的最小直径 ,3DXFV'uxb
9Mm!%Hu
&F$:Q:* *
3．轴的结构设计 1t[j"CG(o
1） 确定轴上零件的装配方案 V_n<?9 ^4
OK|qv [
V:NI4dv/R
2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 #%3rTU
d) 由于联轴器一端连接电动机，另一端连接输入轴，所以该段直径尺寸受到电动机外伸轴直径尺寸的限制，选为25mm。 -ZOBAG*
e) 考虑到联轴器的轴向定位可靠，定位轴肩高度应达2.5mm，所以该段直径选为30。 >k7q
g$
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。 N)8HR9[!
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。 %WFu<^jm
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。 ,38Eq`5&W
i) 轴肩固定轴承，直径为42mm。 N6QVt f.
j) 该段轴要安装轴承，直径定为35mm。 r} _c
2） 各段长度的确定 Rs& @4_D
各段长度的确定从左到右分述如下： F9q 8SA#"
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。 h:\ol y\
b) 该段为轴环，宽度不小于7mm，定为11mm。 ~q +[<x R\
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。 VxO%rq3
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。 .4.pJbOg
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。 cF T 9Lnz
f) 该段由联轴器孔长决定为42mm $WQq? 1.9
!hxIlVd{
E9! N >0
4．按弯扭合成应力校核轴的强度 L?&'xzt B
W=62748N.mm XkKC!
T=39400N.mm g\oSG)
45钢的强度极限为 ，又由于轴受的载荷为脉动的，所以 。 +0z 7KO%^^
72 T I
]Al;l*yw
III轴 6 "j_iB
1．作用在齿轮上的力 %%%fL;-y
FH1=FH2=4494/2=2247N lVH<lp_ZtK
Fv1=Fv2=1685/2=842.5N }_.:+H!@
wYsZM/lw
2．初步确定轴的最小直径 tS # `.F~y
~89P[$6
:HViX:]H
3．轴的结构设计 jZfx Jm
1） 轴上零件的装配方案
Fnx`Ri
DmqX"x%P
4_M >OD/"
2） 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 I{0 k
I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII ("7M
b{
直径 60 70 75 87 79 70 8U2dcx:G3
长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25 )QKf7 [:
I XA>` D
`RQ#.
Nw J:!
0O!cN_l|
5．求轴上的载荷 ]
7;f?+
Mm=316767N.mm ;bu# 8,
T=925200N.mm #>;FUZu Jr
6. 弯扭校合 cRvvzX
Hq &"+1F
%6j)=IOts
@* 1U{`
&Fd WFt=X
滚动轴承的选择及计算 YL^=t^ !4
I轴： Rxpn~QQ
1．求两轴承受到的径向载荷 XP[uF ;w
5、 轴承30206的校核 s3s4OAY
1） 径向力 &6 - k#r
GDa N
yWPIIWHx!
2） 派生力 k ^'f[|}
， lB8 i l2&
3） 轴向力 k4J8O3E
由于 ， USJ- e
所以轴向力为 ， !%mAh81{&/
4） 当量载荷 y2HxP_s?P?
由于 ， ， P'@<:S|
所以 ， ， ， 。 EfLO5$?rm
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 }`VDD?M
_Yb _ D/
5） 轴承寿命的校核 Q }k.JS~#
~i B gw&Y
W ~T}@T:EN
II轴： 9D\4n
6、 轴承30307的校核 }Y(]6$uS
1） 径向力 4wzlJ19E(
A?5E2T1L%.
wJb#g0
2） 派生力 #(Or|\t
， %3;Fgk y
3） 轴向力 XhzGLYb~I`
由于 ，
gE/Tj$
所以轴向力为 ， ;.s l*q1A
4） 当量载荷 }S-DB#6
由于 ， ， u#7+U\
所以 ， ， ， 。 gxPx&Z6jF
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 xZ5M/YSyG
oz'\q0
5） 轴承寿命的校核 7)rWw<mY
ajl
2I/D
%WG9 dYdS
III轴： jdeV|H} u
7、 轴承32214的校核 ({0)@+V8
1） 径向力 _;A $C(
57{oh")
Dz=k7zRg"
2） 派生力 a\uie$"cr]
， < |O^ >s;
3） 轴向力 C.:=lo B
由于 ， _zxLwU1(x
所以轴向力为 ， 8 S`9dSc
4） 当量载荷 9I LIEm:
由于 ， ， 5pNY)>]t=
所以 ， ， ， 。 @(``:)Z<b
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 YO{GU7
( fD
;g9
5） 轴承寿命的校核 d &cU*
H J?+A-n/
\hO2p 6
键连接的选择及校核计算 Uv_N x10
7z6 b@$,
代号 直径 fa* Cpt:
（mm） 工作长度 >4m'tZ8
（mm） 工作高度 Y /TlE?
（mm） 转矩 Ok A K
（N•m） 极限应力 O u>u %
（MPa） m4k
Bj*6c{
高速轴 8×7×60（单头） 25 35 3.5 39.8 26.0 I|oT0y &
12×8×80（单头） 40 68 4 39.8 7.32 @4~=CV%j
中间轴 12×8×70（单头） 40 58 4 191 41.2 "Y`3DxXz
低速轴 20×12×80（单头） 75 60 6 925.2 68.5 rn@`y Tw^
18×11×110（单头） 60 107 5.5 925.2 52.4 n6WY&1ZE~
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。 |9xI_(+{kP
~ jU/<~s
连轴器的选择 $FH 18
由于弹性联轴器的诸多优点，所以考虑选用它。 }g +;y
o 6 {\Zzp
二、高速轴用联轴器的设计计算 +@9gkPQQ-@
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 ， >$67 7
计算转矩为 S-+ "@>{HJ
所以考虑选用弹性柱销联轴器TL4（GB4323-84），但由于联轴器一端与电动机相连，其孔径受电动机外伸轴径限制，所以选用TL5（GB4323-84） -kz4FS
其主要参数如下： uaw~ r2
材料HT200 kEeo5X N
公称转矩 pnyWcrBf
轴孔直径 ， dBsX*}C
JG`Q;K
轴孔长 ， [./6At&|
装配尺寸 3:/'t{ ^B
半联轴器厚 l@j. hTO<
（[1]P163表17-3）（GB4323-84） D(W,yq~7uY
4nfu6Dq
三、第二个联轴器的设计计算 +.B<Hd
由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为 ， @K223?c8l
计算转矩为 lLq< xf
所以选用弹性柱销联轴器TL10（GB4323-84） C-eA8pYY/
其主要参数如下： ))D:8l@
材料HT200 i=a-<A5x
公称转矩 =rA ~7+}
轴孔直径 \ b
V6@ #,
轴孔长 ， D F]9 @ {
装配尺寸 KAA-G2%M
半联轴器厚 (;x3} ]
（[1]P163表17-3）（GB4323-84） ^ {$FI`P
M6 9
w-
}uHrto3M
S>G?Q_&}?D
减速器附件的选择 0l*]L`]L#
通气器 nZ1zJpBmI
由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M18×1.5 "@@I!RwA
油面指示器 ~9^)wCM+
选用游标尺M16 ,&PE6h n
起吊装置 ?PA$Ur21lw
采用箱盖吊耳、箱座吊耳 VpfUm?Nq
放油螺塞 O-]mebTvw
选用外六角油塞及垫片M16×1.5 v`J*ixZ7t
'crlA~&#/
润滑与密封 5wB =>
一、齿轮的润滑 0C<[9Dl.G8
采用浸油润滑，由于低速级周向速度为，所以浸油高度约为六分之一大齿轮半径，取为35mm。 v$~QC tc
HD,xY 4q&N
二、滚动轴承的润滑 (2ur5uk+
由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。 3uU]kD^
wS+V]`b
三、润滑油的选择 T J^u"j-'
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。 uY_SU-v
H>Q%"|
四、密封方法的选取 B!{d-gb
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。 m42T9wSsx
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。 G CRz<)1
轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。 Vt^3iX{!
Sw^X2$h
!f>d_RG
a8u 9aEB
设计小结 }7fZ[J3
由于时间紧迫，所以这次的设计存在许多缺点，比如说箱体结构庞大，重量也很大。齿轮的计算不够精确等等缺陷，我相信，通过这次的实践，能使我在以后的设计中避免很多不必要的工作，有能力设计出结构更紧凑，传动更稳定精确的设备。 ELrsx{p:
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参考资料目录 ERwH LA
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[2]《机械设计（第七版）》，高等教育出版社，濮良贵，纪名刚主编，2001年7月第七版； u$%t)2+$4
[3]《简明机械设计手册》，同济大学出版社，洪钟德主编，2002年5月第一版； .)1_Ew
[4]《减速器选用手册》，化学工业出版社，周明衡主编，2002年6月第一版； tqAd$:L
[5]《工程机械构造图册》，机械工业出版社，刘希平主编 s?8<50s
[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； 4=uhh
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$ VAx:Y|
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