目 录 3I|3wQ &#(
CodSJ,
设计任务书……………………………………………………1 XMRNuEU
传动方案的拟定及说明………………………………………4 xAwf49N~
电动机的选择…………………………………………………4 8z<r.joxC
计算传动装置的运动和动力参数……………………………5 3_`szl-
传动件的设计计算……………………………………………5 Hwm?#6\ 5
轴的设计计算…………………………………………………8 L fl-!1
滚动轴承的选择及计算………………………………………14 .1 QgK
键联接的选择及校核计算……………………………………16 M]HgIL@9#
连轴器的选择…………………………………………………16 *]x*B@RF
减速器附件的选择……………………………………………17 >?YNW
润滑与密封……………………………………………………18 3 ,);0@I
设计小结………………………………………………………18 Ze !92 g
参考资料目录…………………………………………………18 BwJuYH7QJ$
y_}SK6{
机械设计课程设计任务书 M 8@_Uj
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 'FzN[% K"
一． 总体布置简图 !]S=z^" <
S*)o)34 U
i_F$&?)
l9/:FiJ_
1—电动机；2—联轴器；3—齿轮减速器；4—带式运输机；5—鼓轮；6—联轴器 1Q h`6Ya f
K` nJVc
二． 工作情况： VG*'"y *%w
载荷平稳、单向旋转 kDB iBNdB
l[/q%Ca '>
三． 原始数据 (Btv ClZ
鼓轮的扭矩T（N•m）：850 2 Y|D'^
鼓轮的直径D（mm）：350 c-5jYwV
运输带速度V（m/s）：0.7 @ ERu>nSP
带速允许偏差（％）：5 IbWPlbH
使用年限（年）：5 MFg'YA2/
工作制度（班/日）：2 WwW^[k (X
*+8%kn`c
四． 设计内容 PM4>T hQ
1. 电动机的选择与运动参数计算； hteOh#0{
2. 斜齿轮传动设计计算 LxT rG)4
3. 轴的设计 2W3W/> 2 h
4. 滚动轴承的选择 y,<$X.>QO|
5. 键和连轴器的选择与校核； A1* 4*
6. 装配图、零件图的绘制 0k?Sq#7q
7. 设计计算说明书的编写 [xpQH?
H/+{e,SW"
五． 设计任务 v_sm
1． 减速器总装配图一张 St>`p-
2． 齿轮、轴零件图各一张 Qg0vG]
3． 设计说明书一份 *`KrVu 6s
FD6v /Y
六． 设计进度 n9 fk,3
1、 第一阶段：总体计算和传动件参数计算 )&.!3y 660
2、 第二阶段：轴与轴系零件的设计 S l.o,W^
3、 第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 ^'B-sz{{
4、 第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 V:\]cGA{
M}!A]@
F14(;'Az
h#{T}[
)
p^
{Bvm'lq`
aqfL0Rg+`
xeB4r/6
传动方案的拟定及说明 }
gkP
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。 @\~tHJ?hQd
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。 S\|^ULrH
6wpU6NU
,#aS/+;[)
电动机的选择 Bn-J_-%M
1．电动机类型和结构的选择 j@ C0af
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。 u)7
]1e{
a RKv+{K
2．电动机容量的选择 v[D&L_
1） 工作机所需功率Pw aFG3tuaKrQ
Pw＝3.4kW _j 5N=I{U
2） 电动机的输出功率 NV#')+Ba
Pd＝Pw/η rB evVc![
η＝ ＝0.904 aQmfrx
Pd＝3.76kW NQ!<f\m4n
C*O
,rm}
3．电动机转速的选择 Y*\6o7
nd＝（i1’•i2’…in’）nw 6z1 \a
初选为同步转速为1000r/min的电动机 C|$L6n>DR6
\[T{M!s
4．电动机型号的确定 f N0bIE
Y
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。 \ 522,n`
-,/3"}<^78
qsvpW%?aE
计算传动装置的运动和动力参数 e;;):\p4
传动装置的总传动比及其分配 \c68n
1．计算总传动比 M*H<
n*
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% |cB93
i＝nm/nw qwP $~Bj
nw＝38.4 1$OVe4H1
i＝25.14 jnDQ{D
_-6e0sr Z
2．合理分配各级传动比 `A"Q3sf%
由于减速箱是同轴式布置，所以i1＝i2。 `x4E ;Wjv
因为i＝25.14，取i＝25，i1=i2=5 g 9|qbKQ:[
速度偏差为0.5%<5%，所以可行。 w^ U}| h"
各轴转速、输入功率、输入转矩 6s5b$x
项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮 zS?n>ElI
转速（r/min） 960 960 192 38.4 38.4 e2Ww0IK!E
功率（kW） 4 3.96 3.84 3.72 3.57 >3+F Z@.iT
转矩（N•m） 39.8 39.4 191 925.2 888.4 U,38q KE
传动比 1 1 5 5 1 bHJoEYY^
效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97 =
uk`pj[l
!Z-9tYO
传动件设计计算 blmmm(|~|
1． 选精度等级、材料及齿数 rV~ T >x
1） 材料及热处理； jjX%$Hr
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。 f^u^-l
2） 精度等级选用7级精度； iz$FcA]
3） 试选小齿轮齿数z1＝20，大齿轮齿数z2＝100的； i[8NO$tN1)
4） 选取螺旋角。初选螺旋角β＝14° T|!D>l'
2．按齿面接触强度设计 bz$Qk;m=H
因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算 %Dra 7B%
按式（10—21）试算，即 .P 8-~?&M
dt≥ =tNzGaWJ
1） 确定公式内的各计算数值 ?-d
Ain1w
（1） 试选Kt＝1.6 K Ka c6Zj
（2） 由图10－30选取区域系数ZH＝2.433 E;xMP K$
（3） 由表10－7选取尺宽系数φd＝1 n+X1AOE[L
（4） 由图10－26查得εα1＝0.75，εα2＝0.87，则εα＝εα1＋εα2＝1.62 R|$[U
（5） 由表10－6查得材料的弹性影响系数ZE＝189.8Mpa XL&hs+Y
（6） 由图10－21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1＝600MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限σHlim2＝550MPa； }}s8D>;G~
（7） 由式10－13计算应力循环次数 XN4oL[pO
N1＝60n1jLh＝60×192×1×（2×8×300×5）＝3.32×10e8 &7fY_~ )B
N2＝N1/5＝6.64×107 6mi$.'
qP
T ^N L:78
（8） 由图10－19查得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.95；KHN2＝0.98 )F
+nSV;
（9） 计算接触疲劳许用应力 ,7t3>9 -M"
取失效概率为1％，安全系数S＝1，由式（10－12）得 ,zG <7~m
[σH]1＝＝0.95×600MPa＝570MPa Q5hb0O%a
[σH]2＝＝0.98×550MPa＝539MPa K q/~T7Ru
[σH]＝[σH]1＋[σH]2/2＝554.5MPa _IC,9bbg
([[ )Ub$U
2） 计算
!8we8)7
（1） 试算小齿轮分度圆直径d1t 8g.AT@ ,Q
d1t≥ Is<x31R
= =67.85 ;x,+*%
0GS{F8f~,
（2） 计算圆周速度 692Rw}/
v= = =0.68m/s vJ ~4D*(]l
2ve
lH;
（3） 计算齿宽b及模数mnt \y[Bu^tk
b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm uXjoGcW
mnt= = =3.39 3Ca
\`m)l
h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm ^=Q8 ]W_*
b/h=67.85/7.63=8.89 :m]/u( /N
\>4v?\8o
（4） 计算纵向重合度εβ ^GE^Q\&D&
εβ= =0.318×1×tan14 =1.59 FwXKRZa
（5） 计算载荷系数K (QhG xuC
已知载荷平稳，所以取KA=1 ESn6D@"
根据v=0.68m/s,7级精度，由图10—8查得动载系数KV=1.11；由表10—4查的KHβ的计算公式和直齿轮的相同， C2CYIo k$&
故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42 %)BwE
由表10—13查得KFβ=1.36 ? 7/W>
由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数 t8t }7XD
K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05 A<mj8q z
U)u\1AV5
（6） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10—10a）得 dFd lB `L
d1= = mm=73.6mm >_&~!Y.Z=
N 9c8c
（7） 计算模数mn 1P+Mv^%I
mn = mm=3.74 y> >vGU;
3．按齿根弯曲强度设计 D8)O4bh
由式(10—17) :0WkxEY9
mn≥ \s.1R/TyD
1） 确定计算参数 ub[""M?
（1） 计算载荷系数 D/gd
K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96 caGML|DeI
u+I3IdU3
（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 kX@ bv"i
{9h`$e=
（3） 计算当量齿数 "}0)YRz%
z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 h9w@oRp`~
z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47 X!,#'&p&
（4） 查取齿型系数 t9?R/:B%
由表10－5查得YFa1=2.724；Yfa2=2.172 <P+G7!KZ&
（5） 查取应力校正系数 &=v/VRan[
由表10－5查得Ysa1=1.569；Ysa2=1.798 J
ZVr &KZN
di8W2cwz
]]\)=F`n77
（6） 计算[σF] f %bc64N(
σF1=500Mpa 8W19#?7>B
σF2=380MPa !T<z'zZU
KFN1=0.95 x?%rx}h
KFN2=0.98 pi^^L@@ d
[σF1]=339.29Mpa R2Twm!1
[σF2]=266MPa g,00'z_D
（7） 计算大、小齿轮的 并加以比较 >&$ $(Bp
= =0.0126 Ul '~opf
= =0.01468 .'l.7t
大齿轮的数值大。 9
eSN+q
4( ` 2#
2） 设计计算 w^ixMn~nLF
mn≥ =2.4 ]NaMZ
mn=2.5 iifc;6 2
:'5G_4y)h
4．几何尺寸计算 |HaU3E*R
1） 计算中心距 4 ?9soc
z1 =32.9，取z1=33 *4(/t$)pEl
z2=165 2"pE&QNd
a =255.07mm gGtep*k
a圆整后取255mm y+K7WUwhq
`U {o:
2） 按圆整后的中心距修正螺旋角 p<Zs*
@
β=arcos =13 55’50” - XE79 fQ
8C*6Fjb#
3） 计算大、小齿轮的分度圆直径 3v9gb,)y\
d1 =85.00mm 5en
[)3E
d2 =425mm Y0/jH2 n
'#cT4_D^lI
4） 计算齿轮宽度 qPFG+~\c
b=φdd1 `A4QU,0
8h
b=85mm #JJp:S~`
B1=90mm，B2=85mm /E`l:&89)
K^!e-Xi6
5） 结构设计 j33P~H~
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。 AJ;u&&c4C\
OmT Z-*N
轴的设计计算 pm'@2dT
拟定输入轴齿轮为右旋 XBfia j
II轴： cCo07R
1．初步确定轴的最小直径 m [g< K
d≥ ＝ =34.2mm ~pd1 )
2．求作用在齿轮上的受力 ]wkSAi5z*
Ft1= =899N 9B!im\]O
Fr1=Ft =337N >wg9YZ~8
Fa1=Fttanβ=223N； S b:zN'U
Ft2=4494N QrN L7{
Fr2=1685N b'Fx),
Fa2=1115N BNL8hK`D
!7 IT~pO`
3．轴的结构设计 U:mq7Rd8
1） 拟定轴上零件的装配方案 WuP([8
jm#d7@~4
i. I-II段轴用于安装轴承30307，故取直径为35mm。 Y^c, mK^
ii. II-III段轴肩用于固定轴承，查手册得到直径为44mm。 C 0t+Q
iii. III-IV段为小齿轮，外径90mm。 *O(/UVuD\
iv. IV-V段分隔两齿轮，直径为55mm。 v
GR
\GFm
v. V-VI段安装大齿轮，直径为40mm。 Y2=Brtc[@
vi. VI-VIII段安装套筒和轴承，直径为35mm。 =E{{/%u{{S
BDRYip[Sa
2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 -CU7u=*b
1. I-II段轴承宽度为22.75mm，所以长度为22.75mm。 VQNYQqu`[
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。 +2;#9aa
I
3. III-IV段为小齿轮，长度就等于小齿轮宽度90mm。 $+lz<~R
4. IV-V段用于隔开两个齿轮，长度为120mm。 L6[rvM|9_
5. V-VI段用于安装大齿轮，长度略小于齿轮的宽度，为83mm。 hVT=j ?~
6. VI-VIII长度为44mm。
:kp
8}"f|6Wm
Ry8WNVO}R
PNx VW
4． 求轴上的载荷 yNLa3mW
66 207.5 63.5 8aZey_Hw;+
MUCJ/GF*
wQdW
lon
/,rF$5G,
VJ6>3
:b M$;
+]S;U&vQ
K)h" G#NZM
^7~ SS2t!
WB=<W#?w7%
=|6^)lt$
Kc9mI>u H
NqQ(X'W7
ir@N>_
6XOpB^@
-9H!j4]T?
3'sWlh f;
Fr1=1418.5N /K1 $_
Fr2=603.5N ?) ,xZ1"
查得轴承30307的Y值为1.6 F" m}mf
Fd1=443N F;MT4*4
Fd2=189N 'a-5 U TT
因为两个齿轮旋向都是左旋。 t5jhpPVf
故：Fa1=638N :E >n)_^
Fa2=189N n7, 6a
~\)&{ '
5．精确校核轴的疲劳强度 u6qi
1） 判断危险截面 uu@'02G8
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 (;2J(GZ:$U
soqNzdTB2
2） 截面IV右侧的 P7>C4rmQ
L"[wa.<
截面上的转切应力为 WW\)B -}T
$p6Xa;j$ 9
由于轴选用40cr，调质处理，所以 Pu%>j'A
， ， 。 ~gi( 1<#
（[2]P355表15-1） Y3MR:{}
a) 综合系数的计算 9Pob|UA
由 ， 经直线插入，知道因轴肩而形成的理论应力集中为 ， ， { Sliy'
（[2]P38附表3-2经直线插入） <0Egkz3s
轴的材料敏感系数为 ， ， -{:Lx E
（[2]P37附图3-1） X_s G6Q@
故有效应力集中系数为 {u_k\m[Y
.{]c &Ef+f
rd 35)
查得尺寸系数为 ，扭转尺寸系数为 ， ;DgX"Uzm
（[2]P37附图3-2）（[2]P39附图3-3） ETWme MN
轴采用磨削加工，表面质量系数为 ， G4exk5
（[2]P40附图3-4） !
^*;c#
轴表面未经强化处理，即 ，则综合系数值为 kJ< Xq
SiuO99'nV
}Mb'tGW
b) 碳钢系数的确定 iB`WXU
碳钢的特性系数取为 ， w6In{uO-Z
c) 安全系数的计算 zUUxxS_?
轴的疲劳安全系数为 #<i> <EG
:V-}Sde
O->(9k <
=|5bhwU]
故轴的选用安全。 &CeF^
K9N0kBJ0<
I轴： %J (
}D7-,
1．作用在齿轮上的力 f({-j% m
FH1=FH2=337/2=168.5 gl7vM
Fv1=Fv2=889/2=444.5 +u iH0iGS
] Y:
W[p
2．初步确定轴的最小直径 qT>&
v_<
_:=O HURc
dR, NC-*
3．轴的结构设计 o` 1V
1） 确定轴上零件的装配方案 bZ22O"F
gJFpEA {
89- 8v^ Pq
2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 xE-`B b
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。 ND9>`I 5
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。 &Cpxo9-
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。 [[r3fEr$!p
g) 该段轴要安装齿轮，考虑到轴肩要有2mm的圆角，经标准化，定为40mm。 |9"^s x
h) 为了齿轮轴向定位可靠，定位轴肩高度应达5mm，所以该段直径选为46mm。 yb.|7U?/x
i) 轴肩固定轴承，直径为42mm。 D*r Zaqy
j) 该段轴要安装轴承，直径定为35mm。 [BR}4(7
2） 各段长度的确定 [#rdfN'?U
各段长度的确定从左到右分述如下： b=
ec?n #7
a) 该段轴安装轴承和挡油盘，轴承宽18.25mm，该段长度定为18.25mm。 rKs WS~U
b) 该段为轴环，宽度不小于7mm，定为11mm。 ?Nze P?g
c) 该段安装齿轮，要求长度要比轮毂短2mm，齿轮宽为90mm，定为88mm。 V45Udwp ^
d) 该段综合考虑齿轮与箱体内壁的距离取13.5mm、轴承与箱体内壁距离取4mm（采用油润滑），轴承宽18.25mm，定为41.25mm。 . N} }cJq
e) 该段综合考虑箱体突缘厚度、调整垫片厚度、端盖厚度及联轴器安装尺寸，定为57mm。 M^Ay,jK!
f) 该段由联轴器孔长决定为42mm ^]!1 'xg
K2o0L5Lke
@P5@ &G
4．按弯扭合成应力校核轴的强度 7(USp #"
W=62748N.mm {2*l :'
T=39400N.mm Eno2<<
45钢的强度极限为 ，又由于轴受的载荷为脉动的，所以 。 )qP{X,Uf
B';> Hk
\C2P{q/m
III轴 eh7r'DmAR
1．作用在齿轮上的力 V?z{UZkR
FH1=FH2=4494/2=2247N `k%#0E*H
Fv1=Fv2=1685/2=842.5N J8?6G&0H
M"l rwun^
2．初步确定轴的最小直径 'CAukk|
JEF7hJz~
)MW}!U9G
3．轴的结构设计 Mciq9{8&
1） 轴上零件的装配方案 ;Y&?ixx
[QN7+#K,
H^1 a3L]
2） 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 NITx;iC
I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII T9<nD"=:
直径 60 70 75 87 79 70 Y[]+C8"O
长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25 -2ij;pkIW$
x, G6`|Hl
7-g4S]r<
w:xKgng=L
0HuR Fl
5．求轴上的载荷 RGuHXf
Mm=316767N.mm [ .uaO
T=925200N.mm >MY.Fr#.m
6. 弯扭校合 W B [G!'
LtWU"42
2(J tD
Jl4XE%0
4
Wd5Goe:
滚动轴承的选择及计算 Q~!hr0
ZR
I轴： T`{MQ:s
1．求两轴承受到的径向载荷 UKQ&TV}0
5、 轴承30206的校核 `v2l1CQ: ^
1） 径向力 7kpW 1tjY
m_I$"ge
< LAD
2） 派生力 #$B,8LFz,$
， ?,DbV|3 _\
3） 轴向力 R AQ;O
由于 ， Ck%(G22-
所以轴向力为 ， 24/~gft
4） 当量载荷 |5B9tjJ"
由于 ， ， <+,0 G`
所以 ， ， ， 。 wggHUr(g,
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 q=i<vc w
!T Z/PqcE
5） 轴承寿命的校核 wO)KQ~ yX
(jFE{M$-
o"M^ sKz47
II轴： CHP6H}#|g
6、 轴承30307的校核 { (,vm}iFL
1） 径向力 |Z| xM
w=o m7%J@l
A@AGu#W
2） 派生力 o`! :Q!+
， L([ >yQZ
3） 轴向力 pAmI ](
由于 ， /O9EI'40)
所以轴向力为 ， !sQ8,l0h
4） 当量载荷 ua-|4@YO
由于 ， ， >g0@ Bk
所以 ， ， ， 。 ^WPV
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 tSa%ZkS
t3JPxg]0k'
5） 轴承寿命的校核 =:8=5tj
} AYSQ~:
6dp_R2zH~o
III轴： CoXL; \
7、 轴承32214的校核 f(o`=% k8
1） 径向力 4aKy]zPoE
o}Np}PE6
@??
6 )C
2） 派生力 bA,D]
， a Z, Wa-k
3） 轴向力 !iOu07<n&D
由于 ， ITUl -L4xE
所以轴向力为 ， l= S_ #
4） 当量载荷 f L?~1i =
由于 ， ， {z_pL^S'52
所以 ， ， ， 。 jzMGRN/67
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 _>64XUZ<n
7}.(EZ0
5） 轴承寿命的校核 Ve)
:I
'#6DI"vJ
[~S 0b
键连接的选择及校核计算 4q8%!\A+
Lr&BZM
代号 直径 hJ N A%
（mm） 工作长度 \ vQ (
（mm） 工作高度 x#j_}L!V;
（mm） 转矩 ')RK(I
（N•m） 极限应力 5UyK1e))
（MPa） pl&GFf
o
高速轴 8×7×60（单头） 25 35 3.5 39.8 26.0 1sA-BQL
12×8×80（单头） 40 68 4 39.8 7.32 1+iiiVbMH
中间轴 12×8×70（单头） 40 58 4 191 41.2 m#'9)%t!J
低速轴 20×12×80（单头） 75 60 6 925.2 68.5 iJ eT+}
18×11×110（单头） 60 107 5.5 925.2 52.4 Kn |dnq|G
由于键采用静联接，冲击轻微，所以许用挤压应力为 ，所以上述键皆安全。 ep|u_|sB/r
7?s> u937
连轴器的选择 Qz; " b!
由于弹性联轴器的诸多优点，所以考虑选用它。 W>Kn *Dy8~
H5)WxsZ R
二、高速轴用联轴器的设计计算 r; !us ~
由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为 ， 4R6 .GO
计算转矩为 5GP' cE
所以考虑选用弹性柱销联轴器TL4（GB4323-84），但由于联轴器一端与电动机相连，其孔径受电动机外伸轴径限制，所以选用TL5（GB4323-84） s]OXB {M
其主要参数如下： m%puD 9
材料HT200 C%"@|01cO
公称转矩 Gr ?gH AT
轴孔直径 ， _`58G#z
{S!~pn& ^Y
轴孔长 ， p9J( ,}
装配尺寸 Ycm1 _z
半联轴器厚 0"Hf6xz
（[1]P163表17-3）（GB4323-84） L^}kwu#
( ol 3vt
三、第二个联轴器的设计计算 d"a`?+(Q
由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为 ， cvt2P}ma#
计算转矩为 ;$]R#1i44
所以选用弹性柱销联轴器TL10（GB4323-84） &bb*~W-
其主要参数如下： V qf }(3K0
材料HT200 r@aFB@
公称转矩 @ *dA<N.9
轴孔直径 _35?z"0
轴孔长 ， x($1pAE
装配尺寸 xi0&"?7la
半联轴器厚 ezeGw?/
（[1]P163表17-3）（GB4323-84） f pUX
@b
~mU#u\r(*
#'T @mA
APy a& TG
减速器附件的选择 D pAuI w7|
通气器 -.y3:^){^
由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M18×1.5 @<+(40`*
油面指示器 ~2H)#`\ac8
选用游标尺M16 %3cBh v[q4
起吊装置 M II]sF
采用箱盖吊耳、箱座吊耳 @:
N rC76
放油螺塞
7)Y U ;
选用外六角油塞及垫片M16×1.5 LQ._?35r
k5 8lmuU
润滑与密封 'ga@=;Wj
一、齿轮的润滑 Vs(;al'
采用浸油润滑，由于低速级周向速度为，所以浸油高度约为六分之一大齿轮半径，取为35mm。 /<5/gV 1Q
@/~41\=e
二、滚动轴承的润滑 h&XyMm9C
由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。 lVt gg?
h^4 oy ^9
三、润滑油的选择 OT zh=Z^r
齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于小型设备，选用L-AN15润滑油。 p 7 sYgz
l\bBc, %jt
四、密封方法的选取 *+iWB_
选用凸缘式端盖易于调整，采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。 ; 2$^=:8
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。 W Z ZD
轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。 b]Jh0B ~Y
G$q=WM!%#s
xH0Bk<`V:
dW91nTQ:
设计小结 R8a xdV9(
由于时间紧迫，所以这次的设计存在许多缺点，比如说箱体结构庞大，重量也很大。齿轮的计算不够精确等等缺陷，我相信，通过这次的实践，能使我在以后的设计中避免很多不必要的工作，有能力设计出结构更紧凑，传动更稳定精确的设备。 JprZ6
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参考资料目录 mu*wX'.'
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[2]《机械设计（第七版）》，高等教育出版社，濮良贵，纪名刚主编，2001年7月第七版； b"J(u|Du`
[3]《简明机械设计手册》，同济大学出版社，洪钟德主编，2002年5月第一版； om(#P5cSM;
[4]《减速器选用手册》，化学工业出版社，周明衡主编，2002年6月第一版； 3Z`oI#-x
[5]《工程机械构造图册》，机械工业出版社，刘希平主编 *l|CrUa
[6]《机械制图（第四版）》，高等教育出版社，刘朝儒，彭福荫，高治一编，2001年8月第四版； ~-,<`VY
[7]《互换性与技术测量（第四版）》，中国计量出版社，廖念钊，古莹庵，莫雨松，李硕根，杨兴骏编，2001年1月第四版。 `X Tu$+
,5nrov v
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