目 录 U 3wsWSO
-6em*$k^
设计任务书……………………………………………………1 ,\m;DR1
传动方案的拟定及说明………………………………………4 Sug~FV?k$e
电动机的选择…………………………………………………4 8vX*SrM
计算传动装置的运动和动力参数……………………………5 ^cPo{xf
传动件的设计计算……………………………………………5 u$Pf.#
轴的设计计算…………………………………………………8 i SAidK,
滚动轴承的选择及计算………………………………………14 l?yZtZ8
键联接的选择及校核计算……………………………………16 VAF:Z
连轴器的选择…………………………………………………16 Un8#f+odR
减速器附件的选择……………………………………………17 H(5ui`' s
润滑与密封……………………………………………………18 @=M Z6q
设计小结………………………………………………………18 Us@ {w`T
参考资料目录…………………………………………………18 *'`3]!A
npG+# z
机械设计课程设计任务书 l b1sV
题目：设计一用于带式运输机传动装置中的同轴式二级圆柱齿轮减速器 x jP" 'yU
一． 总体布置简图 9 `gGsC
KOAz-h@6
)z*$`?)k
X"qbB4 (I
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 {%+3D,$)
]'
"^M
二． 工作情况： &]"_pc/>m
载荷平稳、单向旋转 qu#@F\gX
S#0|#Z5qD
三． 原始数据 ^RF mRn
鼓轮的扭矩T（N•m）：850 u {E^<fW]
鼓轮的直径D（mm）：350 #LNB@E
运输带速度V（m/s）：0.7 [ ;3EzZL
带速允许偏差（％）：5 ru6H nLhL
使用年限（年）：5 NkjQy MF
工作制度（班/日）：2 |V~(mS747:
d)17r\*>I
四． 设计内容 i>kNz(*
1. 电动机的选择与运动参数计算； \.{pZMM
2. 斜齿轮传动设计计算 5@%=LPV
3. 轴的设计 )8N)Z~h
4. 滚动轴承的选择 w4< u@L
5. 键和连轴器的选择与校核； 8 *(W |J
6. 装配图、零件图的绘制 -~Z@,
7. 设计计算说明书的编写 sJYKt
JY050FL
五． 设计任务 dn.c#,Y
1． 减速器总装配图一张 s$nfY.C
2． 齿轮、轴零件图各一张 t&Y^W <
3． 设计说明书一份 omUl2C
>* Qk~kv<%
六． 设计进度 <4A(Z$ZX)
1、 第一阶段：总体计算和传动件参数计算 ]zM9 0$6
2、 第二阶段：轴与轴系零件的设计 EBn:[2
3、 第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 .*wjkirF#~
4、 第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 k9VQ6A
@l6 d J
$Ln2O#
+[l{C+p
u!EulAl
2Nt]Nj`
?k7/`g U
a~N)qYL:
传动方案的拟定及说明 gu .))3D9
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。 |sZ9 /G7
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。 ])ZJ1QL1
^MWW,`
{Z~VO
电动机的选择 QX~72X=(
1．电动机类型和结构的选择 O6/=/-?N=c
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。 P@T $ 6%~
qP .VK?jF|
2．电动机容量的选择 B xN#Nk~
1） 工作机所需功率Pw zm^p7&ak$
Pw＝3.4kW kU9AfAe
2） 电动机的输出功率 Pc:'>,3!V3
Pd＝Pw/η -3XnK5
η＝ ＝0.904 (S93 %ii
Pd＝3.76kW N|# x9 mE
l=OC?d*m
3．电动机转速的选择 gdn,nL`dP
nd＝（i1’•i2’…in’）nw 0BwQ!B.
初选为同步转速为1000r/min的电动机 <h>fip3o
WAXrA$:3J
4．电动机型号的确定 g=' 2~c
由表20－1查出电动机型号为Y132M1-6,其额定功率为4kW，满载转速960r/min。基本符合题目所需的要求。 9 Qm{\
Ita!0 7
Uc;IPS
计算传动装置的运动和动力参数 a {YVz\?d}
传动装置的总传动比及其分配 pDS4 _u
1．计算总传动比 bX1! fa
由电动机的满载转速nm和工作机主动轴转速nw可确定传动装置应有的总传动比为： #+Gs{i Xr
i＝nm/nw i*rv_G|(Zj
nw＝38.4 -Y ,Ibq
i＝25.14 w9?wy#YI
-kS5mR
2．合理分配各级传动比 CM f~Yv
由于减速箱是同轴式布置，所以i1＝i2。 :r+
1>F$o
因为i＝25.14，取i＝25，i1=i2=5 )uJ`E8>-
速度偏差为0.5%<5%，所以可行。 C2%3+
各轴转速、输入功率、输入转矩 6B P%&RL
项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮 F,$$N>
转速（r/min） 960 960 192 38.4 38.4 8pKPbi;(2
功率（kW） 4 3.96 3.84 3.72 3.57 IaqN@IlWb
转矩（N•m） 39.8 39.4 191 925.2 888.4 :<G+)hIK
传动比 1 1 5 5 1 e/ ~<\
效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97 r, @|Snv)
g(/O)G.
传动件设计计算 =7Gi4X%
1． 选精度等级、材料及齿数 3 JO: n6
1） 材料及热处理； XSIO 0ep
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。 Wl"f h_
2） 精度等级选用7级精度； ^Q:`2C5
3） 试选小齿轮齿数z1＝20，大齿轮齿数z2＝100的； 3]82gZG G
4） 选取螺旋角。初选螺旋角β＝14° Z.f <6<gF
2．按齿面接触强度设计 ( {62GWnn_
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@t3/
按式（10—21）试算，即 u"3cSu qy
dt≥ eh=bClk
1） 确定公式内的各计算数值 : :t !W7W
（1） 试选Kt＝1.6 vx ,6::%]
（2） 由图10－30选取区域系数ZH＝2.433 blS4AQ?b^
（3） 由表10－7选取尺宽系数φd＝1 5 WX2rJ8z
（4） 由图10－26查得εα1＝0.75，εα2＝0.87，则εα＝εα1＋εα2＝1.62 G!Q)?N
（5） 由表10－6查得材料的弹性影响系数ZE＝189.8Mpa 6/C
（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； Z.19v>-c
（7） 由式10－13计算应力循环次数 35\0g&
N1＝60n1jLh＝60×192×1×（2×8×300×5）＝3.32×10e8 Qx#)c%v \\
N2＝N1/5＝6.64×107 V3nv5/6
_dY}86{
（8） 由图10－19查得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.95；KHN2＝0.98 KWkT
9[H
（9） 计算接触疲劳许用应力 L^Af3]]2
取失效概率为1％，安全系数S＝1，由式（10－12）得 2^j9m }`
[σH]1＝＝0.95×600MPa＝570MPa @ uWD>(D
[σH]2＝＝0.98×550MPa＝539MPa iTyApL V
[σH]＝[σH]1＋[σH]2/2＝554.5MPa 0
N^V&k
lK SI5d
2） 计算 pEP.^[
（1） 试算小齿轮分度圆直径d1t 3<SC`6'?
d1t≥ 7m$/. \5
= =67.85 &0blHDMj{#
;#Nci%<J\
（2） 计算圆周速度 =1uI >[aN
v= = =0.68m/s Y`Rf E
>l[N]CQ
（3） 计算齿宽b及模数mnt `hhG^ O_
b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm l#:Q V:
mnt= = =3.39 q3:'
69
h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm +d15a%^`
b/h=67.85/7.63=8.89 g==^ioS}*
L*38T\
（4） 计算纵向重合度εβ 3 s Nq3I
εβ= =0.318×1×tan14 =1.59 D~,R @7
（5） 计算载荷系数K ld6@&34
已知载荷平稳，所以取KA=1 1 ErYob.p
根据v=0.68m/s,7级精度，由图10—8查得动载系数KV=1.11；由表10—4查的KHβ的计算公式和直齿轮的相同， \FM- FQK
故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42 p*,mwKN:
由表10—13查得KFβ=1.36 R[" 7%|RV
由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数 &c !-C_L 2
K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05 n40 Z
<WmCH+>?r
（6） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10—10a）得 /+7L`KPD
d1= = mm=73.6mm AE Jm/8,T
oE&[W >,x
（7） 计算模数mn =Ch#pLmH
mn = mm=3.74 _JXE/
3．按齿根弯曲强度设计 R&p5 3n
由式(10—17) aV.<<OS
mn≥ bf+2c6_BN0
1） 确定计算参数 &3. 8i%
（1） 计算载荷系数 XQPJ(.G
K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96 w5Z3e ^g
+ u+fEg/A
（2） 根据纵向重合度εβ=0.318φdz1tanβ=1.59，从图10－28查得螺旋角影响系数 Yβ＝0。88 c9'b `# '
}#M|3h;q9+
（3） 计算当量齿数 wz=I+IN:
z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 b/`' ?|
C
z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47 6P8X)3CE<T
（4） 查取齿型系数 M`F L&Ac
由表10－5查得YFa1=2.724；Yfa2=2.172 04TV. /uA
（5） 查取应力校正系数 "M]]H^ r5
由表10－5查得Ysa1=1.569；Ysa2=1.798 |Ca n
YVi]f2F%
,\b5M`<c
（6） 计算[σF] O!jCQ{ T
σF1=500Mpa ,q1RJiR
σF2=380MPa n_j[hA
KFN1=0.95 jLg4_N1SD
KFN2=0.98 AmHIG_'
[σF1]=339.29Mpa N 2\,6 <
[σF2]=266MPa t!LvV.g+
（7） 计算大、小齿轮的 并加以比较 UF
tTt`N2
= =0.0126 Hl51R"8o
= =0.01468 h";sQ'us
大齿轮的数值大。 u/:@+rTV_
d!cx %[
2） 设计计算 TaH9Nu
mn≥ =2.4 r=;k[*;{
mn=2.5 BH^q.p_#>X
t<-Iiq+tL
4．几何尺寸计算 0FB ifK
1） 计算中心距 nBd;d}LD
z1 =32.9，取z1=33 {fWZ n
z2=165 a,.9 eHf
a =255.07mm ]v#Q\Q8>
a圆整后取255mm 8in8_/x
(Y%}N(Jg
2） 按圆整后的中心距修正螺旋角 Im2 g2 ]
β=arcos =13 55’50” _kfApO )O
!#QD;,SE+
3） 计算大、小齿轮的分度圆直径 BTB,a$P/
d1 =85.00mm :h r%iu
d2 =425mm TSeAC[%pL
g_`8K,6ln
4） 计算齿轮宽度 m T;z ` *
b=φdd1 f-PDgs
b=85mm c`Tg xMu
B1=90mm，B2=85mm Z=ho7i
& Ef'5
5） 结构设计 y3vOb , 4
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。 a,X3=+_ K
k~R_Pq
S
轴的设计计算 ~ b e&T:7.
拟定输入轴齿轮为右旋 Z"A:^jZ<s
II轴： 4&tY5m >
1．初步确定轴的最小直径 w] VvH"?
d≥ ＝ =34.2mm lw7wvZD
2．求作用在齿轮上的受力 gxF3gM
Ft1= =899N a83o (9
Fr1=Ft =337N @E1N9 S?>
Fa1=Fttanβ=223N； >%{h_5
Ft2=4494N %
nR:Rc!
Fr2=1685N f?)qZPM
Fa2=1115N w1.~N`g$
zk?lN s
3．轴的结构设计
!9-dS =:Y
1） 拟定轴上零件的装配方案 o9JJ_-O"
"p<f#s}
i. I-II段轴用于安装轴承30307，故取直径为35mm。 3N?uY2
ii. II-III段轴肩用于固定轴承，查手册得到直径为44mm。 C0e<
_6p=
iii. III-IV段为小齿轮，外径90mm。 ],#9L
iv. IV-V段分隔两齿轮，直径为55mm。 Da.v yp
v. V-VI段安装大齿轮，直径为40mm。 p!=/a)4X
vi. VI-VIII段安装套筒和轴承，直径为35mm。 wEk9(|
qr :[y
2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 @>d a%cX
1. I-II段轴承宽度为22.75mm，所以长度为22.75mm。 ]F,5Oh :OY
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。 ]^dX B 0
3. III-IV段为小齿轮，长度就等于小齿轮宽度90mm。 R5Ti|k.~Y"
4. IV-V段用于隔开两个齿轮，长度为120mm。 h.PY$W<
5. V-VI段用于安装大齿轮，长度略小于齿轮的宽度，为83mm。 bBGLf)fsTG
6. VI-VIII长度为44mm。 X)\ t=><<
|= ~9y"F
g=b 'T-
V F;%Z
4． 求轴上的载荷 ee6Zm+.B
66 207.5 63.5 5<9}{X+@o
ug OcK Gf
H`kfI"u8
="MG>4j3.F
PM ,I?lJ ,
[(]uin+9Q
w<>B4m\
` g3H; E
pX"f "
5E4np` J
NU81 V0:jG
L_O m<LO2
<.#i3!
C&r&&Pw
~r+;i ,,X
A+>+XA'
U",kAQY
Fr1=1418.5N Ak&eGd$d
Fr2=603.5N k]w; (<
查得轴承30307的Y值为1.6 XNsMXeO]&
Fd1=443N Ee^2stc-
Fd2=189N whr[rWt@>
因为两个齿轮旋向都是左旋。 0jG8Gmh!
故：Fa1=638N |G } qY5_
Fa2=189N eWE7 >kwh
p v%`aQ]o{
5．精确校核轴的疲劳强度 qo/`9%^E?
1） 判断危险截面 l.El3 +
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 ^_n( >$
EK
1)w^.8f
2） 截面IV右侧的 5V] !xi
PIl:z?q({
截面上的转切应力为 [s"xOP9R
&i $p5
由于轴选用40cr，调质处理，所以 :.J Ad$>P
， ， 。 6;Wn s'
（[2]P355表15-1） 7
wH9w
a) 综合系数的计算 ^|gD;OED7O
由 ， 经直线插入，知道因轴肩而形成的理论应力集中为 ， ， .7_<0&kW
（[2]P38附表3-2经直线插入）
L3pNna
轴的材料敏感系数为 ， ， _ 5n Lrn,~
（[2]P37附图3-1） M*<Ee]u
故有效应力集中系数为
]?M3X_Mq
i mC>T!-7
xim'TVwvC
查得尺寸系数为 ，扭转尺寸系数为 ， LR%]4$ /M
（[2]P37附图3-2）（[2]P39附图3-3） bdbTK8-
轴采用磨削加工，表面质量系数为 ， rv ouE:
（[2]P40附图3-4） lf-1;6nyk"
轴表面未经强化处理，即 ，则综合系数值为 usc"m huQ
P-U9FKrt
Cj'X L}
b) 碳钢系数的确定 &P' d&B1
碳钢的特性系数取为 ， 7wKT:~~oS3
c) 安全系数的计算 3qggdi
轴的疲劳安全系数为 ';'gKX!9V
Qa>t$`o`
UXgeL2`;
> sGIpER7
故轴的选用安全。 Klrd|;C
(J} tC qP
I轴： F}MjZZj(U=
1．作用在齿轮上的力 ^Q,-4\ec
FH1=FH2=337/2=168.5 % 1h%#/#[
Fv1=Fv2=889/2=444.5 7!F<Uf,V3
upi\pXv
2．初步确定轴的最小直径 \
]v>#VXr_
[+; >u|
djmd
@{Djt
3．轴的结构设计 &uP,w#
1） 确定轴上零件的装配方案 W<Ri(g-
r?7tI0
|pgrR7G'
2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 uSQRI9/ir2
d) 由于联轴器一端连接电动机，另一端连接输入轴，所以该段直径尺寸受到电动机外伸轴直径尺寸的限制，选为25mm。 B5v5D[ o5
e) 考虑到联轴器的轴向定位可靠，定位轴肩高度应达2.5mm，所以该段直径选为30。 tw
k
f) 该段轴要安装轴承，考虑到轴肩要有2mm的圆角，则轴承选用30207型，即该段直径定为35mm。 0(qtn9;=2
g) 该段轴要安装齿轮，考虑到轴肩要有2mm的圆角，经标准化，定为40mm。 Iw; i ".
h) 为了齿轮轴向定位可靠，定位轴肩高度应达5mm，所以该段直径选为46mm。 xlIVLv6dO
i) 轴肩固定轴承，直径为42mm。 SR>(GQ,m0;
j) 该段轴要安装轴承，直径定为35mm。 *{x8@|K8
2） 各段长度的确定 zt!)7HBo
各段长度的确定从左到右分述如下： sU7fVke1
a) 该段轴安装轴承和挡油盘，轴承宽18.25mm，该段长度定为18.25mm。 q8 SHFKE
b) 该段为轴环，宽度不小于7mm，定为11mm。 5D+rR<pD}"
c) 该段安装齿轮，要求长度要比轮毂短2mm，齿轮宽为90mm，定为88mm。 [[s^rC<d
d) 该段综合考虑齿轮与箱体内壁的距离取13.5mm、轴承与箱体内壁距离取4mm（采用油润滑），轴承宽18.25mm，定为41.25mm。 #n_t5 O[
e) 该段综合考虑箱体突缘厚度、调整垫片厚度、端盖厚度及联轴器安装尺寸，定为57mm。 adY ,Nz
f) 该段由联轴器孔长决定为42mm >lkjoE VQ
2=,O) g
br;~}GR_h
4．按弯扭合成应力校核轴的强度 s7?d_ + O
W=62748N.mm -J":'xCP!
T=39400N.mm O%s7 }bR3
45钢的强度极限为 ，又由于轴受的载荷为脉动的，所以 。 pN=>q <]L
f D< 0V
^UmhSxQ##
III轴 \ORE;pG
1．作用在齿轮上的力 q~. .Z Y`7
FH1=FH2=4494/2=2247N ] kdU]}z
Fv1=Fv2=1685/2=842.5N B,b^_4XX$
U+G8Hs/y
2．初步确定轴的最小直径 1EMrXnv,
EG!Nsb^,
X? 7s
3．轴的结构设计 ^6@6BYf)
1） 轴上零件的装配方案 G? +0#?'Y
h9Tst)iRi
woUt* G@
2） 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 T_ j0*A $
I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII {W' {A
直径 60 70 75 87 79 70 "G!,gtA~
长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25 RPw1i*
jO.c>C[?
V~7Oa2'#B
L"L a|
Um!LF"Z
5．求轴上的载荷 6m0- he~
Mm=316767N.mm eI cIl2
T=925200N.mm
=AP0{
6. 弯扭校合 F;E Lsg
x-T7
tr&(
5Z>+NKQ
_iH:>2p 5R
:gM_v?sy
滚动轴承的选择及计算 Ask~
I轴： T5eJIc3a"
1．求两轴承受到的径向载荷 ^Sc48iDc
5、 轴承30206的校核 x75 3o\u!
1） 径向力 U ]Fnf?(
R:y u
RY}:&vW Dk
2） 派生力 Tffdm
， Of;$
VK'
3） 轴向力 [Qn=y/._r
由于 ， &4m;9<8 \
所以轴向力为 ， 42Cc`a%U
4） 当量载荷 ,-V7~g M%}
由于 ， ， \|7Y"WEQ
所以 ， ， ， 。 qf*e2" ~v
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 \tfhF#'
ub-vtRpm
5） 轴承寿命的校核 &ER,;^H `6
,-)ww:
vPsf{[ Kr
II轴： ]m\:XhI*<
6、 轴承30307的校核 n ==+NL
1） 径向力 Es&'c1$^s
t +aE*Q
<-xu*Fc
2） 派生力 x HaoSs*C9
， p><DA fB
3） 轴向力 6AKT -r.
由于 ， ^ 2 0x\K
所以轴向力为 ， (RLJ_M|;/b
4） 当量载荷 5wI j:s
由于 ， ， E#`JH
所以 ， ， ， 。 hQ Lh}}B
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 t_ iZ\_8
J
S ms
\
5） 轴承寿命的校核 vb2aj!8_?
U/:x<Y$ tj
fj[t m
III轴： [zhcb+^5l
7、 轴承32214的校核 D,SL _*r{
1） 径向力 'p4 b8:X
UpqDGd7M
y0
qq7Dmu
2） 派生力 lPn&,\9@~
， (=w ff5U
3） 轴向力 M5l*D'GE]
由于 ， vA #?\j2
所以轴向力为 ， N0&#fXO
4） 当量载荷 ) q'~<QxI\
由于 ， ， ;aUI3n%
所以 ， ， ， 。 J!*Pg<
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 ybVdWOqv
m NAp FwZ
5） 轴承寿命的校核 R, ddH[3
( 1}"I
RX.
0:k ~ lz
键连接的选择及校核计算 *,oZ] !
fSzX /r
代号 直径 O :(%m
（mm） 工作长度 z, /y2H2
（mm） 工作高度 nwAx47>{
（mm） 转矩 +hd1|qa4
（N•m） 极限应力 V39)[FH}
（MPa） 6882:, q
高速轴 8×7×60（单头） 25 35 3.5 39.8 26.0 vh6#Bc)i%w
12×8×80（单头） 40 68 4 39.8 7.32 ( r )fx
中间轴 12×8×70（单头） 40 58 4 191 41.2 fY9/u =
低速轴 20×12×80（单头） 75 60 6 925.2 68.5 Mq$ N ra
18×11×110（单头） 60 107 5.5 925.2 52.4 c}g:vh
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。 sYY= MD
G/C5o=cY
连轴器的选择 %]@ K}!)2
由于弹性联轴器的诸多优点，所以考虑选用它。 S~4HFNe^&
m 1 lfC
二、高速轴用联轴器的设计计算 -Fs^^={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 ， ]qk/ V:H:
计算转矩为 h\^> s$
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） Zx}.mt#}8
其主要参数如下： vH^^QI:em
材料HT200 aXefi'!6
公称转矩 S+C^7# lT
轴孔直径 ， 6'N!)b^-
Q{Ls r,
轴孔长 ， ^#L?HIM
装配尺寸 CfnRcnms
半联轴器厚 SAGLLk07G
（[1]P163表17-3）（GB4323-84） [ {B1~D-
tr\Vr;zd
三、第二个联轴器的设计计算 3fJwj}wL
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 ， c/57_fOK
计算转矩为 zorT Z #5
所以选用弹性柱销联轴器TL10（GB4323-84） x9NLJI21/
其主要参数如下： ^ok;<fJ
材料HT200 6'6@VB
公称转矩 p
}bTI5
轴孔直径 i >[1^~;
轴孔长 ， l@om2|B
装配尺寸 :{tvAdMl7
半联轴器厚 B1A5b=6G<
（[1]P163表17-3）（GB4323-84） -zVa[ &
@kKmkVhu*
;pNHT*>u,
(UV+/[,
减速器附件的选择 ]4>[y?k34
通气器
0fP qO2
由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M18×1.5 1W5\
油面指示器 +B@NSEy/+
选用游标尺M16 #={L!"3?e
起吊装置 >cD+&h34
采用箱盖吊耳、箱座吊耳 <z|? C
放油螺塞 ^q,KR ut
选用外六角油塞及垫片M16×1.5 Ga%]$4u
2eu`X2IBcT
润滑与密封 z~xN ]=
一、齿轮的润滑 v; ;X2 a1k
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。 aM9St!i
E `)p,{T
二、滚动轴承的润滑 y=\jQ6Fc
由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。 Sh]x`3 ).
kI3-G~2
三、润滑油的选择 | pp @
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。 &hba{!`y
,\DB8v6l\A
四、密封方法的选取 As (C8C<
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。 v-) eT
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。 /)de`k"
轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。 Md
{,@ G
k&DH QvfB
\sC0om,
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设计小结 Wyt C c>oL
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。 x[}e1sXXs
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参考资料目录 [ylGNuy
[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； ?/)5U}*M0T
[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； GGF;T&DWad
[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； Xt= &
[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； _u;^w}0
[5]《工程机械构造图册》，机械工业出版社，刘希平主编 }C7tlA8,7
[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； dtM@iDljj
[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。 n/?5[O-D]
B;;D(NH
[p:5]
