目 录 -LMO
f[v?
(# VF>;;L
设计任务书……………………………………………………1 0?\d%J!"S
传动方案的拟定及说明………………………………………4 ]?j[P=\
电动机的选择…………………………………………………4 .> |]Lo(=l
计算传动装置的运动和动力参数……………………………5 vV /fTO
传动件的设计计算……………………………………………5 a3(q;^v
轴的设计计算…………………………………………………8 = ms
o1
滚动轴承的选择及计算………………………………………14 S0-/ 9h
键联接的选择及校核计算……………………………………16 UZ3oc[#D=]
连轴器的选择…………………………………………………16 te8lF{R
减速器附件的选择……………………………………………17 jthGNVZ
润滑与密封……………………………………………………18 Zmr*$,v<y
设计小结………………………………………………………18 7s'r3}B`
参考资料目录…………………………………………………18 P1}Fn:Xe%7
2 NrM se
机械设计课程设计任务书 3&vUR(10
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 D4W^{/S
一． 总体布置简图 2_#V w&v
+]N PxUa
OA\
*)c+F
]WP[hF
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 zM mV Yx
`Pe WV[?
二． 工作情况： /J w 65 e
载荷平稳、单向旋转 VS_xC $X!S
tx01*2]pX
三． 原始数据 L?p,Sy<RI
鼓轮的扭矩T（N•m）：850 lhLE) B2a2
鼓轮的直径D（mm）：350 UkV{4*E
运输带速度V（m/s）：0.7 D_4UM#Tw
带速允许偏差（％）：5 ~LuR)T=%es
使用年限（年）：5 Dt p\ T|)
工作制度（班/日）：2 *C n `pfO
kqie|_y
四． 设计内容 3~Vo]wv
1. 电动机的选择与运动参数计算； SUQk0 (M
2. 斜齿轮传动设计计算 *1fZcw'C.
3. 轴的设计 qX?k]m
4. 滚动轴承的选择 v3{[rK}
5. 键和连轴器的选择与校核； y vz2eAXa
6. 装配图、零件图的绘制 d)7V:
7. 设计计算说明书的编写 TWFi.w4pY
V=|X=:fuih
五． 设计任务 4)=\5wJDg1
1． 减速器总装配图一张 :6Oh ?y@
2． 齿轮、轴零件图各一张 7ZVW7%,zF
3． 设计说明书一份 =7WE
(`pd>
六． 设计进度 qf2;yRc&
1、 第一阶段：总体计算和传动件参数计算 (1my9k5 C
2、 第二阶段：轴与轴系零件的设计 {_i.IPp~
3、 第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 !\%0O`b^4
4、 第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 |2eF~tJqc
ssy+x;<x,
C3
m#v[+
.`ppp!:a4
5%E.UjC
`*n K@:
p&%M=SzN
w/(hEF '
传动方案的拟定及说明 Py)'%e
由题目所知传动机构类型为：同轴式二级圆柱齿轮减速器。故只要对本传动机构进行分析论证。 N<54_(|X
本传动机构的特点是：减速器横向尺寸较小，两大吃论浸油深度可以大致相同。结构较复杂，轴向尺寸大，中间轴较长、刚度差，中间轴承润滑较困难。 ;f 8$vW ];
'<YVDB&-d,
)F G<|G(
电动机的选择 "?~u*5
1．电动机类型和结构的选择 ~!w()v n
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。 E" P5rT
!hJ%
:^ xL
2．电动机容量的选择 3)J0f+M>dv
1） 工作机所需功率Pw ;|e6Qc9
Pw＝3.4kW 2-3| 0<`
2） 电动机的输出功率 L8FLHT+R-
Pd＝Pw/η Gv};mkX[N
η＝ ＝0.904 -
:0{
Pd＝3.76kW p<@ 0b
-O ro$=%
3．电动机转速的选择 |$vhu`]Z@^
nd＝（i1’•i2’…in’）nw lilKYrUmG
初选为同步转速为1000r/min的电动机 \y%:[g}Fvw
W_zAAIY_Y
4．电动机型号的确定 vh~:{akR
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。 > qSaF
{ bUd"Tu
wb>>bV+U
计算传动装置的运动和动力参数 :X`Bc"
传动装置的总传动比及其分配 A~!3svJW
1．计算总传动比 @ a1+
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： []{g9CO
i＝nm/nw QcQ:hHF
nw＝38.4 % ` c?cB
i＝25.14 X j\SJ*
S:UtmS+K
2．合理分配各级传动比 xpf\S10e
由于减速箱是同轴式布置，所以i1＝i2。 J! @$lyH
因为i＝25.14，取i＝25，i1=i2=5 nx(O]R,Sw
速度偏差为0.5%<5%，所以可行。 7]q $ sQ
各轴转速、输入功率、输入转矩 %EuXL% B
项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮 p1=sDsLL
转速（r/min） 960 960 192 38.4 38.4 ql%>)k /x
功率（kW） 4 3.96 3.84 3.72 3.57 eTc0u;{V
转矩（N•m） 39.8 39.4 191 925.2 888.4 r"a4 ;&mf
传动比 1 1 5 5 1 2
AZ[gr@c
效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97 Xf.w( -
5@+8*Fdk
传动件设计计算 5Dy800.B2
1． 选精度等级、材料及齿数 /:a~;i
1） 材料及热处理； sa~.qmqu
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。 :;u~M(R
2） 精度等级选用7级精度； R {r0 dK"_
3） 试选小齿轮齿数z1＝20，大齿轮齿数z2＝100的； 13]sZ([B%|
4） 选取螺旋角。初选螺旋角β＝14° #![i
{7
2．按齿面接触强度设计 ms=I lz
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 ?Rl?Pp=>
按式（10—21）试算，即 8VLr*83~8
dt≥ <R:KR(bT
1） 确定公式内的各计算数值 `@{qnCNQ
（1） 试选Kt＝1.6 m7 !Fb
（2） 由图10－30选取区域系数ZH＝2.433 dG|srgk+
（3） 由表10－7选取尺宽系数φd＝1 DV Y Y1!j<
（4） 由图10－26查得εα1＝0.75，εα2＝0.87，则εα＝εα1＋εα2＝1.62 .E_`*[ 5=
（5） 由表10－6查得材料的弹性影响系数ZE＝189.8Mpa V%pdXM5
（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； snTj!rV/_
（7） 由式10－13计算应力循环次数 t_YiF%}s&#
N1＝60n1jLh＝60×192×1×（2×8×300×5）＝3.32×10e8 r4O*0Q_
N2＝N1/5＝6.64×107 ,vQkv u z
J=/| iW
（8） 由图10－19查得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.95；KHN2＝0.98 (tEW#l'}
（9） 计算接触疲劳许用应力 /^ v4[]
取失效概率为1％，安全系数S＝1，由式（10－12）得 &X^~%\F:2
[σH]1＝＝0.95×600MPa＝570MPa wX7B&w8wV
[σH]2＝＝0.98×550MPa＝539MPa Q]7Q4U
[σH]＝[σH]1＋[σH]2/2＝554.5MPa n<7#?X7
0[0</"K%1m
2） 计算 /Mf45U<
（1） 试算小齿轮分度圆直径d1t =5_8f
d1t≥ {S\cpCI`
= =67.85 T7n;Bf
knypSgk_
（2） 计算圆周速度 8|7fd| 6~
v= = =0.68m/s Hu x#v>e
cGC&O%`i,\
（3） 计算齿宽b及模数mnt u=#!je
b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm )zt*am;
mnt= = =3.39 0; OpT0
h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm
w IT`OT6Q
b/h=67.85/7.63=8.89 v}-'L#6
@ky5X V
（4） 计算纵向重合度εβ k+-u 4W
εβ= =0.318×1×tan14 =1.59 XLFJ?$)Tro
（5） 计算载荷系数K [kz <2P
已知载荷平稳，所以取KA=1 x&)P)H0vn
根据v=0.68m/s,7级精度，由图10—8查得动载系数KV=1.11；由表10—4查的KHβ的计算公式和直齿轮的相同， |U$oS2U\m
故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42 T:wd3^.CG
由表10—13查得KFβ=1.36 ?
Z8 _(e0U
由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数 Kd;|Z
K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05 Q= ~e|
LPT5d 7K@
（6） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10—10a）得 E](Ood
d1= = mm=73.6mm (a`z:dz}
tA@#SIw
（7） 计算模数mn wamqeb{u
mn = mm=3.74 WJe
3．按齿根弯曲强度设计 50r q} -
由式(10—17) (q*T.
mn≥ qVJV 9n
1） 确定计算参数 mR fF)
（1） 计算载荷系数 a+zE`uY
K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96 u&bo32fc
LUKdu&M
（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 |)pT"`
w{K_+}fAC
（3） 计算当量齿数 } RG
z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 VILzx+v
M
z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47 fVo)# Bj
（4） 查取齿型系数 Z'WoChjM
由表10－5查得YFa1=2.724；Yfa2=2.172 #(bMZ!/ (
（5） 查取应力校正系数 dB_\0?jJ-
由表10－5查得Ysa1=1.569；Ysa2=1.798 1>57rx"l
7u\^ $25+h
wvJm)Mj+
（6） 计算[σF] %S.R@C[3
σF1=500Mpa ] 2FS =
σF2=380MPa A#2 Fd7&
KFN1=0.95 B4[o nYU
KFN2=0.98 A(Ugam~}
[σF1]=339.29Mpa 8K6yqc H
[σF2]=266MPa .\{GU9|nO
（7） 计算大、小齿轮的 并加以比较 -`iZBC50
= =0.0126 R(r89bTQ
= =0.01468 O)`R)MQ)
大齿轮的数值大。 6BLw 4m=h
/jeurCQ8#u
2） 设计计算 1/6 G &RB
mn≥ =2.4 (tx6U.Oy
mn=2.5 hUB _[#8#
no OG$P#
4．几何尺寸计算 7DKbuUK
1） 计算中心距 Skp&W*Ai
z1 =32.9，取z1=33 ui YZk3
z2=165 5RI" g f
a =255.07mm VoWlBH
a圆整后取255mm E]6 ;nY?
2 ^Q)~sSf9
2） 按圆整后的中心距修正螺旋角 sR + =<u1
β=arcos =13 55’50” rC[*x}
zg0)9 br
3） 计算大、小齿轮的分度圆直径 @FdtM<X
d1 =85.00mm ^yu0Veypy
d2 =425mm jzdK''CHi
x<~ pqq8]
4） 计算齿轮宽度 m:)v>v u
b=φdd1 %W+*)u72(
b=85mm @iS(P u
B1=90mm，B2=85mm yFH)PQ_
u!
x9O8y
5） 结构设计 vtv|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。 kDS4 t?Ig
"qIO,\3T
轴的设计计算 $cSrT)u :
拟定输入轴齿轮为右旋 \=XAl >}\
II轴： }tua0{N:z
1．初步确定轴的最小直径 SwV0q
d≥ ＝ =34.2mm (@p E
2．求作用在齿轮上的受力 >ys>Q)
Ft1= =899N pD eqBO
Fr1=Ft =337N `QnKal )
Fa1=Fttanβ=223N； SZzS$6 t
Ft2=4494N a:XVu0`(
Fr2=1685N >hJ$~4?
Fa2=1115N 3uZY.H+H
XWf8ZZj
3．轴的结构设计 :0Rd )*k,v
1） 拟定轴上零件的装配方案 xw&[ 9}Y
.Xc, Gq{
i. I-II段轴用于安装轴承30307，故取直径为35mm。 +5JCbT@y
ii. II-III段轴肩用于固定轴承，查手册得到直径为44mm。 cWA9 n}Z
iii. III-IV段为小齿轮，外径90mm。 T\{ on[O
iv. IV-V段分隔两齿轮，直径为55mm。 T u?+pz`h
v. V-VI段安装大齿轮，直径为40mm。 8 T):b2h
vi. VI-VIII段安装套筒和轴承，直径为35mm。 Uwv Gw5)q
`M6!V
2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 <IC=x(T
1. I-II段轴承宽度为22.75mm，所以长度为22.75mm。 \j+O |#`|)
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。 lQ<2Vw#Yl
3. III-IV段为小齿轮，长度就等于小齿轮宽度90mm。 cuO(*%Is1
4. IV-V段用于隔开两个齿轮，长度为120mm。 \3-XXq
5. V-VI段用于安装大齿轮，长度略小于齿轮的宽度，为83mm。 N /p9Ws
6. VI-VIII长度为44mm。 Vl %AN;o
m$ ) yd~
d(3F:dbk
r`qMif'
4． 求轴上的载荷 c*-8h{}
66 207.5 63.5 ,^pM]+NF|
@{iws@.
zH0%;
o}
ug'I:#@2
jr bEJ.
n#uH^@#0
5Q#;4
gbsRf&4h
# =V%S
2~
I?YTX
W=c7>s0>
4v_?i @,L
/;-KWu+5=
Y9Q-<~\z
% 6+J]U
3FT%.dV^
L$=@j_V2
Fr1=1418.5N (o~f6pNB,
Fr2=603.5N 1L]7*NJe
查得轴承30307的Y值为1.6 Z.a m^Q^Y!
Fd1=443N 1t_$pDF}
Fd2=189N 7-6Z\.-
因为两个齿轮旋向都是左旋。 }`8g0DPuD9
故：Fa1=638N 9I0/KuZd
O
Fa2=189N O#
.^}
@kvgq 0ab
5．精确校核轴的疲劳强度 dB +x,+%u+
1） 判断危险截面 kMWu%,s4
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 8
!Pk1P
q >/#
P5V
2） 截面IV右侧的 JZ Qkr
(Z"Q HfO'
截面上的转切应力为 R $HI JM
"D}PbT[V
由于轴选用40cr，调质处理，所以 f u?5gzT+b
， ， 。 b Gq 0k&
（[2]P355表15-1） )f-u x5
a) 综合系数的计算 %Fig`qX
由 ， 经直线插入，知道因轴肩而形成的理论应力集中为 ， ， X0 O0Y>"
（[2]P38附表3-2经直线插入） ;>QED
轴的材料敏感系数为 ， ， F, Y@
（[2]P37附图3-1） AFcsbw
故有效应力集中系数为 iDt^4=`
@qmONQ eb
%VOn;_Q*B
查得尺寸系数为 ，扭转尺寸系数为 ， _ I8L#4\(=
（[2]P37附图3-2）（[2]P39附图3-3） o90SXa&l/
轴采用磨削加工，表面质量系数为 ， #/ $}zl
（[2]P40附图3-4） 0L"CM?C
轴表面未经强化处理，即 ，则综合系数值为 [S gWUP*
m(>_C~rGN
f ZL%H0 &
b) 碳钢系数的确定 aDFu!PLB{)
碳钢的特性系数取为 ， mA} -hR%
c) 安全系数的计算 #mlTN3
轴的疲劳安全系数为 AN7WMX
Q];gC{I
!-b4@=f:
_+g5;S5
故轴的选用安全。 .Cda OWM7
Oe4 l`
=2
I轴： }dw`[{c m
1．作用在齿轮上的力 ^ j;HYs_
FH1=FH2=337/2=168.5 Gc>bli<-
Fv1=Fv2=889/2=444.5 :VP4|H#SP
,oX48Wg_+
2．初步确定轴的最小直径 9 P_`IsVK
c|3% 0=,`
cE> K:3n
3．轴的结构设计 ]2(vO0~
1） 确定轴上零件的装配方案 S> O fUrt
*')BP;|V`
h^^zR)EVb
2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 v39`ct= e
d) 由于联轴器一端连接电动机，另一端连接输入轴，所以该段直径尺寸受到电动机外伸轴直径尺寸的限制，选为25mm。 3":ef|w]
e) 考虑到联轴器的轴向定位可靠，定位轴肩高度应达2.5mm，所以该段直径选为30。 {Md xIp[
f) 该段轴要安装轴承，考虑到轴肩要有2mm的圆角，则轴承选用30207型，即该段直径定为35mm。 rs {e6
g) 该段轴要安装齿轮，考虑到轴肩要有2mm的圆角，经标准化，定为40mm。 ZOc1 v j
h) 为了齿轮轴向定位可靠，定位轴肩高度应达5mm，所以该段直径选为46mm。 ATCFdtNc
i) 轴肩固定轴承，直径为42mm。 @%&;V(
j) 该段轴要安装轴承，直径定为35mm。 KY
H*5
2） 各段长度的确定 2K<rK(
各段长度的确定从左到右分述如下： PxzeN6f
a) 该段轴安装轴承和挡油盘，轴承宽18.25mm，该段长度定为18.25mm。 yi<&'L;
b) 该段为轴环，宽度不小于7mm，定为11mm。 d Q ?4@
c) 该段安装齿轮，要求长度要比轮毂短2mm，齿轮宽为90mm，定为88mm。 7Ipt~K }
d) 该段综合考虑齿轮与箱体内壁的距离取13.5mm、轴承与箱体内壁距离取4mm（采用油润滑），轴承宽18.25mm，定为41.25mm。 au7%K 5
e) 该段综合考虑箱体突缘厚度、调整垫片厚度、端盖厚度及联轴器安装尺寸，定为57mm。 ( Z5=GJM?$
f) 该段由联轴器孔长决定为42mm F{)YdqQ
JL $6Fw;
&B^#? vmO
4．按弯扭合成应力校核轴的强度 yjs5=\@
W=62748N.mm WRU/^g3O@'
T=39400N.mm k%E9r'A c
45钢的强度极限为 ，又由于轴受的载荷为脉动的，所以 。 #\N? ka}!
gP8Fe =]
ta"/R@ k*
III轴 ;'l Hw]}O*
1．作用在齿轮上的力 %<$CH],%
FH1=FH2=4494/2=2247N 4 "1OtBU3
Fv1=Fv2=1685/2=842.5N 5w"f.d'
"6_#APoP
2．初步确定轴的最小直径 16/+ O$#y
j} XTa[
g0Qg]F5D~
3．轴的结构设计 1rh\X[@
1） 轴上零件的装配方案 0/hX3h
%y.9S=,v,
/ U 1VE|T
2） 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 ## d \|r
I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII $l-|abLELz
直径 60 70 75 87 79 70 )bRe"jxn7
长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25 u{0+w\xH\
9XWF&6w6yf
!+Z"7e
nj
=<fH RX`
hPr*<2mp
5．求轴上的载荷 Ag}V >i'
Mm=316767N.mm 3Gq Js
T=925200N.mm a
OR}
6. 弯扭校合 VaC#9Tp2X
Zi M#g1;
uA=6 HpDB
nV 38Mj2U
'&Ox,i]t
滚动轴承的选择及计算 {%D!~,4Ht
I轴： g`)3m,\
1．求两轴承受到的径向载荷 k$:Q pTg[
5、 轴承30206的校核 U T[nzbG
1） 径向力 @z"Zj 3ti
!+& NG&1
:}x\&]uC#k
2） 派生力 lMAmico
， BL0WI 9
3） 轴向力 X@Eq5s
由于 ， zr@Bf!VG:
所以轴向力为 ， @3wI(l[
4） 当量载荷 fOiLb.BW
由于 ， ， C&D]!Zv F
所以 ， ， ， 。 Y<3 s_
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 +JZ<9,4
ju0]~,
5） 轴承寿命的校核 /b6Y~YbgU
L` FsK64@
Hf+A5 2lrf
II轴： gXI_S 9 z
6、 轴承30307的校核 ;hF > iw
1） 径向力 +P|$ T :b
$m:}{:LDCf
j{V xB
2） 派生力 U@yrqT@;AU
， D}"\nCz}y&
3） 轴向力 O/_} O_rR
由于 ， <kn#`w1U'
所以轴向力为 ， Q nZR
4） 当量载荷 g _;5"
由于 ， ， ^i&Qr+v
所以 ， ， ， 。 Z] $yuM
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 1w+On JI?
Oz^+;P1
5） 轴承寿命的校核 qA9*t
G,{L=x Oh
3Zsqx =w
III轴： tn qW!F~
7、 轴承32214的校核 \ ^EjE
1） 径向力
&N0W!
t(l TXG
Bx
E1Ky8@A
2） 派生力 lO%Z4V_ Mj
， WP 32t@
3） 轴向力 uI%h$
由于 ， <| |Lj
所以轴向力为 ， /.'1i4Xa1P
4） 当量载荷 R- `{W:S
由于 ， ， 5g F}7D@
所以 ， ， ， 。 [HF)d#A
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 A 42At]
r-]R4#z>
5） 轴承寿命的校核 dge58A )Q
$f1L<euH
#Vul#JHW
键连接的选择及校核计算 |Y(]. G,
f: 7Y
代号 直径 F
xFK
（mm） 工作长度 "$0f.F O:i
（mm） 工作高度 8i-?\VZD
（mm） 转矩 XF\`stEnb
（N•m） 极限应力 'P@a_*I
（MPa） t8GJ;
高速轴 8×7×60（单头） 25 35 3.5 39.8 26.0 HH^ {,53%
12×8×80（单头） 40 68 4 39.8 7.32 m>:%[vm
中间轴 12×8×70（单头） 40 58 4 191 41.2 g?j"d{.9t
低速轴 20×12×80（单头） 75 60 6 925.2 68.5 2_r}4)z
18×11×110（单头） 60 107 5.5 925.2 52.4 )yJe h
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。 "T}J|28Z
l BQ|=
连轴器的选择 H _3gVrP_
由于弹性联轴器的诸多优点，所以考虑选用它。 fbw {)SZ
wO8^|Yf
二、高速轴用联轴器的设计计算 U45/%?kE)
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 ， 7MGc+M(p
计算转矩为 MM'<uy
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） _tjFb_}Q
其主要参数如下： bL0+v@(r
材料HT200 Q7=J[,V: 2
公称转矩 DT 9i<kl
轴孔直径 ， ! \awT
k[v n:
轴孔长 ， -v jjcyT t
装配尺寸 ~PlwPv Wo
半联轴器厚 MIR17%G
（[1]P163表17-3）（GB4323-84） }ZYK 3F
tD4IwX
三、第二个联轴器的设计计算 cK-!Evv
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 ， saRB~[6I
计算转矩为 `M7 ){
所以选用弹性柱销联轴器TL10（GB4323-84） HNh= igu
其主要参数如下： ;V@}
oD+
材料HT200 ._FgQ` `PL
公称转矩 uxh4nyE
轴孔直径 ww\/ $ |
轴孔长 ， #=O0-si ]P
装配尺寸 Ix *KL=MG
半联轴器厚 '6 /uc :zv
（[1]P163表17-3）（GB4323-84） S0 yPg9v
*=2jteG=3.
eM9~&{m.
U;jk+i
减速器附件的选择 %pw m34
通气器 j|[s?YJl
由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M18×1.5 uq 6T|Zm
油面指示器 e.HN%LrhS
选用游标尺M16 4h~Oj
y16&
起吊装置 M1ayAXO
采用箱盖吊耳、箱座吊耳 {M%"z,GL7J
放油螺塞 VX>_Sp s
选用外六角油塞及垫片M16×1.5
6&u,.
-8pHjry'q
润滑与密封 r?[mn^Bo 5
一、齿轮的润滑 Gg; #U`
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。 9J%>2AA
be764 do
二、滚动轴承的润滑 uY;/3 ?k&
由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。 C8t+-p
?%LD1 <ya
三、润滑油的选择 T\WNT#My
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。 3oKqj>
- B4v1{An
四、密封方法的选取 3>jz3>v@
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。 6Nl$&jL
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。 *U8#'Uan
轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。 PO}Q8Q3
.( Pe1pe
C>MoR 3]
W4#:_R,&,
设计小结 X,q= JS
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。 JPpYT~4
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参考资料目录 |Ji?p>\~
[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； sZbzY^ P
[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； N%_~cR;
[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； 34?yQX{
[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； '&9 a%
[5]《工程机械构造图册》，机械工业出版社，刘希平主编 C )I "yeS.
[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； JDhA{VN6
[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。 f,-|"_5;
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