目 录 ;!7M<T$&
: w>R|]
设计任务书……………………………………………………1 b`J su! ?{
传动方案的拟定及说明………………………………………4 NO/5pz}1
电动机的选择…………………………………………………4 glkH??S
计算传动装置的运动和动力参数……………………………5 !/! Fc'A
传动件的设计计算……………………………………………5 x^ cJ~e2
轴的设计计算…………………………………………………8 bweA mSs
滚动轴承的选择及计算………………………………………14 e?
|4O< @
键联接的选择及校核计算……………………………………16 Z^%HD B9^
连轴器的选择…………………………………………………16 TN08 ,:k
减速器附件的选择……………………………………………17 "5Z5x%3I
润滑与密封……………………………………………………18 QF22_D<.}J
设计小结………………………………………………………18 H;DjM;be
参考资料目录…………………………………………………18 `=B v+
v-"nyy-&Z
机械设计课程设计任务书 /YvwQ
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 5yj6Maq J
一． 总体布置简图 92N `Q}
hvA|d=R(
_?K,Jc8j.
1CJAFi>%D
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 u?>8` ]r
<^9 42y-=
二． 工作情况： znIS2{p/`
载荷平稳、单向旋转 n;:C{5
pwB>$7(_h
三． 原始数据 %F}d'TPx
鼓轮的扭矩T（N•m）：850 nyOmNvZf
鼓轮的直径D（mm）：350 q]s_ hWWv
运输带速度V（m/s）：0.7 NQcg}y
带速允许偏差（％）：5 FJ{&R Ld
使用年限（年）：5 jz>b>;
工作制度（班/日）：2 M=4 b
qd~9uo&[Ig
四． 设计内容 S/l6c P
1. 电动机的选择与运动参数计算； m6A\R KJ'
2. 斜齿轮传动设计计算 "x0KiIoPk
3. 轴的设计 QNx xW2+
4. 滚动轴承的选择 YTr+"\CkA
5. 键和连轴器的选择与校核； /*GCuc|
6. 装配图、零件图的绘制 @ Q&k6.{4Z
7. 设计计算说明书的编写 Wd ga(8t
O3#eQs
五． 设计任务 F%O+w;J4
1． 减速器总装配图一张 gr# |ZK.`
2． 齿轮、轴零件图各一张 "{2niBx
3． 设计说明书一份 Blj<|\ igc
l?Ibq} [~
六． 设计进度 9;L8%T
(
1、 第一阶段：总体计算和传动件参数计算 7m tg
2、 第二阶段：轴与轴系零件的设计 R D ?52\
3、 第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 O]j< $GG!
4、 第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 eF' l_ *
JBLh4c3
+c__U
Qx
hf7[<I,jov
x,fL65 6t
A8 :eA
~)6EH`-
k-)Ls~#+
传动方案的拟定及说明 LyL(~Jc|
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。 Q5sJ|]Bc
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。 y'non 0P.
D .ySnYzh
>&^jKfY
电动机的选择 zw iS%-F
1．电动机类型和结构的选择 "z_},TCy
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。 Nx
E=^
v
"98 j-L=F+
2．电动机容量的选择 Z'|k M!
1） 工作机所需功率Pw POX{ ;[SV
Pw＝3.4kW 6)>otB 8)J
2） 电动机的输出功率 iO2jT+i
Pd＝Pw/η }02(Y!Gh
η＝ ＝0.904 ${gO=Z
Pd＝3.76kW x@[6u
Qd>\{$N
3．电动机转速的选择 nyBT4e
nd＝（i1’•i2’…in’）nw 2^f7GP
初选为同步转速为1000r/min的电动机 =1<v1s|)q
5du xW>D
4．电动机型号的确定 tk>J
mcTw
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。 0sB[]E|7[s
'E\4/0 !
Dv&K3^~Rfb
计算传动装置的运动和动力参数 Sl@Ucc31
传动装置的总传动比及其分配 ! / =.~B
1．计算总传动比 3e1P!^'\
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： C;.,+(G
i＝nm/nw &
x_
#zN]
nw＝38.4 ;mPX8bT
i＝25.14 3Vak
C
q>5j (,6F
2．合理分配各级传动比 '|<S`,'#hg
由于减速箱是同轴式布置，所以i1＝i2。 pbw{EzM
因为i＝25.14，取i＝25，i1=i2=5 +d(|Jid
速度偏差为0.5%<5%，所以可行。 + oL@pp0
各轴转速、输入功率、输入转矩 Y s&)5j-
项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮 'S:$4j
转速（r/min） 960 960 192 38.4 38.4 y*p02\)
功率（kW） 4 3.96 3.84 3.72 3.57 1+YqdDqQ
转矩（N•m） 39.8 39.4 191 925.2 888.4 0sT R`Xk
传动比 1 1 5 5 1 2( m#WK7>F
效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97 aPQ xpK?
[1 O{yPV3s
传动件设计计算 <1
;pyw
y
1． 选精度等级、材料及齿数
|.L_c"Bc
1） 材料及热处理； vhcp[=e :
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。 .8T0 OQ4
2） 精度等级选用7级精度； U.JE \/
3） 试选小齿轮齿数z1＝20，大齿轮齿数z2＝100的； RgZ9ZrE\
4） 选取螺旋角。初选螺旋角β＝14° v G9>e&Be
2．按齿面接触强度设计 G8!|Lo
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 W+$G{XSr5C
按式（10—21）试算，即 ,]]*}4[r
dt≥ vu#Z Lq
1） 确定公式内的各计算数值
qI${ 7
（1） 试选Kt＝1.6 `*U$pg
（2） 由图10－30选取区域系数ZH＝2.433 o"_'cNAz
（3） 由表10－7选取尺宽系数φd＝1 %%zlqd"0
（4） 由图10－26查得εα1＝0.75，εα2＝0.87，则εα＝εα1＋εα2＝1.62 beSU[
（5） 由表10－6查得材料的弹性影响系数ZE＝189.8Mpa Rd|8=`)
（6） 由图10－21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1＝600MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限σHlim2＝550MPa； ZY @ntV?
（7） 由式10－13计算应力循环次数 K<kl2 #
N1＝60n1jLh＝60×192×1×（2×8×300×5）＝3.32×10e8 ou- uZ"$,c
N2＝N1/5＝6.64×107 a6 1!j>Kx
o{^` Y
（8） 由图10－19查得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.95；KHN2＝0.98 { 8oGWQgrj
（9） 计算接触疲劳许用应力
HrfS^B
取失效概率为1％，安全系数S＝1，由式（10－12）得 E+#<WK-
[σH]1＝＝0.95×600MPa＝570MPa $2RSYI`py
[σH]2＝＝0.98×550MPa＝539MPa _x |.\j
[σH]＝[σH]1＋[σH]2/2＝554.5MPa 9y<h.T
)^+hm+27v
2） 计算 e =r
b
（1） 试算小齿轮分度圆直径d1t " 0m4&K(3,
d1t≥ z?( b|v
= =67.85 VCJOWU EO1
_(I6o
（2） 计算圆周速度 !a-B=pn!]
v= = =0.68m/s @BF1X.4-+
Z# bO}!
（3） 计算齿宽b及模数mnt qmt9J?$k
b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm S(?A3 H
mnt= = =3.39 -a &<Un/
h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm -
l^3>!MAM
b/h=67.85/7.63=8.89 2# r4dr0
,i sjiy
J
（4） 计算纵向重合度εβ Da d$_%
εβ= =0.318×1×tan14 =1.59 mt`CQz"_
（5） 计算载荷系数K OZnKJ<
已知载荷平稳，所以取KA=1 ^_<|~
根据v=0.68m/s,7级精度，由图10—8查得动载系数KV=1.11；由表10—4查的KHβ的计算公式和直齿轮的相同， XmwAYf
故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42 k)|. <
由表10—13查得KFβ=1.36 TEMxjowr
由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数 G\TO ]c
K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05 Y[d q"
!!H"B('m
（6） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10—10a）得 ]bY]YNt{7]
d1= = mm=73.6mm F=
%A9b_a
e,MsF4'
（7） 计算模数mn -Ou.C7ol
mn = mm=3.74 XWyP' \
3．按齿根弯曲强度设计 ?%}!_F`h%
由式(10—17) oPM*VTMA
mn≥ fe,6YXUf
1） 确定计算参数 pDSNI2
（1） 计算载荷系数
2wHbhW [
K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96 ;}"Eqq :
{svo!pN:
（2） 根据纵向重合度εβ=0.318φdz1tanβ=1.59，从图10－28查得螺旋角影响系数 Yβ＝0。88 )<:TpMdUk
Y`Io}h G$
（3） 计算当量齿数 >( [,yMIY
z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 Z>Mv$F" p:
z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47 F!wz{i6\h
（4） 查取齿型系数 E3]WRF;l
由表10－5查得YFa1=2.724；Yfa2=2.172 Mjy:k|aY"
（5） 查取应力校正系数 mpMAhm:
由表10－5查得Ysa1=1.569；Ysa2=1.798 @q q"X'3t
d%"XsbO
ow.!4kx{ d
（6） 计算[σF] gJ'pwSA
σF1=500Mpa d6YXITL)\>
σF2=380MPa d#H9jg15e
KFN1=0.95 E<[
s+i X
KFN2=0.98 ]b!n ;{5
[σF1]=339.29Mpa n]ba1t8ZA
[σF2]=266MPa 'in%Gii
（7） 计算大、小齿轮的 并加以比较 |uqI}6h.
= =0.0126 &|~7`
= =0.01468 Mm R6V#@:
大齿轮的数值大。 oDz|%N2s|
P< <+;']
2） 设计计算 _!@:@e)yB{
mn≥ =2.4 YAOfuas]j
mn=2.5 a3tcLd|7J
d*0 RBgn
4．几何尺寸计算 E,}{ iqAb
1） 计算中心距 hx$61 E=
z1 =32.9，取z1=33 -}|L<~
z2=165 uK2HtRY1
a =255.07mm %+N]$Q
a圆整后取255mm ,=P&{38\q
'Oue 1[
2） 按圆整后的中心距修正螺旋角 7"!b5(4=
β=arcos =13 55’50” zVq!M-e
3SP";3+
3） 计算大、小齿轮的分度圆直径 O -1O@: }c
d1 =85.00mm H@=oVyn/
d2 =425mm K8;SE !
25$_tZP AI
4） 计算齿轮宽度 oLT#'42+H
b=φdd1 >8e)V
;
b=85mm P 0,]`w
B1=90mm，B2=85mm o@e/P;E
E1eGZ&&Gd
5） 结构设计 Q&eyqk
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。 g< W]NYm
,Vhve'=*2
轴的设计计算 $ 3^M-w
拟定输入轴齿轮为右旋 <+oh\y16
II轴： L 0fe
1．初步确定轴的最小直径 ^v'kE sE^*
d≥ ＝ =34.2mm b &:v6#i
2．求作用在齿轮上的受力 [a2]_]E%
Ft1= =899N pCs3-&rI3
Fr1=Ft =337N S4x9k{Xn
Fa1=Fttanβ=223N； yYA*5
7^A
Ft2=4494N .gx^L=O:
Fr2=1685N V]F D'XAl
Fa2=1115N 79v +ze
_ ;j1g%
3．轴的结构设计 Wigt TAh4
1） 拟定轴上零件的装配方案 S hI1f
tYu<(Z(l)
i. I-II段轴用于安装轴承30307，故取直径为35mm。 k$3p my*
ii. II-III段轴肩用于固定轴承，查手册得到直径为44mm。 (,U|H`
iii. III-IV段为小齿轮，外径90mm。 x77L"5g
iv. IV-V段分隔两齿轮，直径为55mm。 u}@N
Qeg
v. V-VI段安装大齿轮，直径为40mm。 z1J)./BO
vi. VI-VIII段安装套筒和轴承，直径为35mm。 Qn* l,Z]US
J=`
8
2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 L|CdTRgRCB
1. I-II段轴承宽度为22.75mm，所以长度为22.75mm。 3 7 BS J
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。 4&mY-N7A
3. III-IV段为小齿轮，长度就等于小齿轮宽度90mm。 [oh LG_9
4. IV-V段用于隔开两个齿轮，长度为120mm。 IVNH.g'
5. V-VI段用于安装大齿轮，长度略小于齿轮的宽度，为83mm。 gNB+e5[; 2
6. VI-VIII长度为44mm。 %R0 Wq4}
>3!~U.AA'x
}dkXRce*
~
WWhCRq
4． 求轴上的载荷 6!\V|
66 207.5 63.5 lVvcrU
@ +b$43 ^
Nny*C`uDF
tbS hSbj
?b]zsku8
J&A1]T4d
{`!6w>w0
D$}hoM1
vB7Gx>BQd
/vSGmW-*
QX=TuyO
?Lg<)B9
_
$F=A
5#.m'a)
\s)MN s
:r
q~5hK
}yT /Ul U
Fr1=1418.5N |T<aWZ b^=
Fr2=603.5N wH~A>
4*(
查得轴承30307的Y值为1.6 +#Pb@^6"m
Fd1=443N ~B;}jI]d[
Fd2=189N )> ZT{eF
因为两个齿轮旋向都是左旋。 Hu|Tj<S
故：Fa1=638N =yo d
Fa2=189N )L b` 4B
^#R`Uptib
5．精确校核轴的疲劳强度 VIAq$iu7
1） 判断危险截面 \!^=~` X-
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 aO1^>hy
>$m<R &
2） 截面IV右侧的 0D,@^vw bK
A%D 'Z85
-
截面上的转切应力为 wpZ"B+oK!
OJe!K:
由于轴选用40cr，调质处理，所以 -}6ew@GE
， ， 。 UT3Fi@
（[2]P355表15-1） vkG#G]Qs";
a) 综合系数的计算 0F)v9EK(W4
由 ， 经直线插入，知道因轴肩而形成的理论应力集中为 ， ， mF
1f(
（[2]P38附表3-2经直线插入） Ze0qRLuH!
轴的材料敏感系数为 ， ， m,HE4`g
（[2]P37附图3-1） -Lq+FTezE
故有效应力集中系数为 H'WYnhU&
(.#nl}fA
irlFB#..
查得尺寸系数为 ，扭转尺寸系数为 ， p-s\D_
（[2]P37附图3-2）（[2]P39附图3-3） 6{ )pF
轴采用磨削加工，表面质量系数为 ， do8[wej<:
（[2]P40附图3-4） _mm(W=K iL
轴表面未经强化处理，即 ，则综合系数值为 V|YQhd0kv
[5&k{*}}
E DnNS
b) 碳钢系数的确定 Au2?f~#Fv
碳钢的特性系数取为 ， 5UQ {qm*Q
c) 安全系数的计算 mu\1hKq;B
轴的疲劳安全系数为 9 dNB _
_<Ak M"
?s2-iuMPd
~v8X>XDL?T
故轴的选用安全。 ,>B11Z}PH
c0o]O[
I轴： ]Za[]E8MD
1．作用在齿轮上的力 rO#w(]
FH1=FH2=337/2=168.5 6w<rSU d'
Fv1=Fv2=889/2=444.5 :)lS9<Y}
[63\2{_^v
2．初步确定轴的最小直径 EV( F!&
uX-^ 9t
=][
)|n
3．轴的结构设计 KJ+6Y9b1
1） 确定轴上零件的装配方案 T7nI/y
[!)HWgx
L-(bw3Yr>
2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 X$ @`4
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。 !yv>e7g^
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。 v*V( hMy
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。 M0$MK>
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。 a]p9 [Nk
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。
uF<34
i) 轴肩固定轴承，直径为42mm。 ?kR1T0lKkE
j) 该段轴要安装轴承，直径定为35mm。 MFROAVPZ5
2） 各段长度的确定 L(|K{vH h]
各段长度的确定从左到右分述如下： S
TWH2_`
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。 pFH.beY
b) 该段为轴环，宽度不小于7mm，定为11mm。 U5C]zswL
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。 yBy7d!@2
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。 \Vme\Ke*v)
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。 g(pr.Dw6
f) 该段由联轴器孔长决定为42mm 4~Qnhv7
n#6{K6}k~
?EC\ .{
4．按弯扭合成应力校核轴的强度 }Nr6oUn
W=62748N.mm &.E/%pQ`
T=39400N.mm X| \`\[
45钢的强度极限为 ，又由于轴受的载荷为脉动的，所以 。 ND1hZ3(^
I/w;4!+)
AZ(zM.y!#_
III轴 :#g.%&
1．作用在齿轮上的力 +r v##Z
FH1=FH2=4494/2=2247N z]9 t 5I
Fv1=Fv2=1685/2=842.5N 85!]N F
=6U5^+|d
2．初步确定轴的最小直径 m}z6Bbis 0
~R[ k^i.Y
lW5Lwy t8
3．轴的结构设计 x _~_/&X5
1） 轴上零件的装配方案 IM1&g7Qs2
$ ,K@xq5
(eF[nfM
2） 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 -Kg.w*\H7/
I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII A5j? Yts
直径 60 70 75 87 79 70 <n ,QSy#
长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25 &?y@`',a0{
gIrbOMQ7
6/ 5c|
y7/4u-_c
Sj I,v+
5．求轴上的载荷 0 7Yak<+~
Mm=316767N.mm )W le
CS_
T=925200N.mm O#k; O*s'
6. 弯扭校合 hrnE5=iY
PESvx>:
b_`h2dUq
AM=> P 7
Qw5-/p=t
滚动轴承的选择及计算 j*>Df2z
I轴： G>"n6v'^d
1．求两轴承受到的径向载荷 mn03KF=n]
5、 轴承30206的校核 ,Z
@I" &H
1） 径向力 E{[Y8U1n
,y'6vW`%g9
s7n7u7$j
2） 派生力 gs!'*U )
， DTH }= r-
3） 轴向力 a& 0g0n6
由于 ， Sed 8Q-m
所以轴向力为 ， /RJ]MQ\*O
4） 当量载荷 U\ Y0v.11
由于 ， ， }J6:D]Q
所以 ， ， ， 。 ?{aC-3VAT
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为
QDW,e]A
8H-yT1
5） 轴承寿命的校核 Ms +ekY)
#/ePpSyD
@p~s cE.#\
II轴： EUs9BJFP
6、 轴承30307的校核 3#'8 S_
1） 径向力 N
{{MMIq
Zo xblk
@] IRB1X
2） 派生力 Xg]Cq"RJC
， ,mx\
-lWFy
3） 轴向力 [-[59 H[6)
由于 ， ,+ IFV
所以轴向力为 ， JwxKWVpWv
4） 当量载荷 im9 w|P 5
由于 ， ， f.$[?Fi
所以 ， ， ， 。 'm`}XGUBS
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 7w2$?k',-
R~iv%+
5） 轴承寿命的校核 cH*")oD
%\,9S`0
Z[w}PN,xV
III轴： ) V~=B]
7、 轴承32214的校核 OQfFS+6
1） 径向力 "`cN k26JZ
t O.5
)bih>>H
2） 派生力 Bk3\NPa
， _ f ";zd
3） 轴向力 awo' #Y2>
由于 ， n iCK(&z
所以轴向力为 ， q++\< \2
4） 当量载荷 smfI+Z S "
由于 ， ， *]HnF P
所以 ， ， ， 。 <$s sU{5
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 UH6 7<_mK
tqpO3
5） 轴承寿命的校核 [m{sl(Q
VO eVS&}
Z" ;q w
键连接的选择及校核计算 &kzysv-_
2#:p:R8I>
代号 直径 aOd#f:{y
（mm） 工作长度 :,JjN&
（mm） 工作高度 V'{\g |)
（mm） 转矩 X-nC2[tu'W
（N•m） 极限应力 ;6``t+]q
（MPa） ? -:2f#bC
高速轴 8×7×60（单头） 25 35 3.5 39.8 26.0 W9w*=W
)Z
12×8×80（单头） 40 68 4 39.8 7.32 FfM^2`xP
中间轴 12×8×70（单头） 40 58 4 191 41.2 6Jq[]l"v
低速轴 20×12×80（单头） 75 60 6 925.2 68.5 h_#=f(.'j
18×11×110（单头） 60 107 5.5 925.2 52.4 |?VJf3 A
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。 Dh8'og)7
9o5D3
d
K
连轴器的选择 MuOKauYa
由于弹性联轴器的诸多优点，所以考虑选用它。 =3(Auchl$Y
`K5*Fj x
二、高速轴用联轴器的设计计算 T 'c39
由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为 ， wjl )yo$z
计算转矩为 f0SrPc v
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） k o[w#j
其主要参数如下： :Q"|%#P
材料HT200 Gu~*ZKyJ
公称转矩 (&eF E ;c
轴孔直径 ， i:aW
.QZ.
" ."(<c/3
轴孔长 ， rW L;pM<
装配尺寸
k2v :F
半联轴器厚 ?v
M9
!
（[1]P163表17-3）（GB4323-84） NCkI[d]B@
X8ap
三、第二个联轴器的设计计算 %\< b{x# G
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)'bf/6?
计算转矩为 ?MRY*[$
所以选用弹性柱销联轴器TL10（GB4323-84） =${.*, o
其主要参数如下： m4@NW*G{
材料HT200 4{kH ;~
z$
公称转矩 ]S&ki}i&
轴孔直径 |~BnE
轴孔长 ， B%;MG b o
装配尺寸 wUCxa>h'
半联轴器厚 D;C';O
（[1]P163表17-3）（GB4323-84） i $E [@
Q"qI'*Kgt
~I5hV}Z T
'?9zL*
减速器附件的选择 6`CRT TJ7
通气器 .^{%hc*w4
由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M18×1.5 RA[j=RxK
油面指示器 S/5QK(XLC)
选用游标尺M16 l@B9}Icq
起吊装置 x>[]Qk^?q
采用箱盖吊耳、箱座吊耳 Y/.C+wW2
放油螺塞 y,nmPX?]n
选用外六角油塞及垫片M16×1.5 y+ze`pL?
\Vf:/9^
润滑与密封 JaY"Wfc
一、齿轮的润滑 {zAI-?#*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。 r+FEgSDa]
h`|04Q
二、滚动轴承的润滑 mF*x&^ie
由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。 S\TXx79PhC
w2nReB z
三、润滑油的选择 ,_3hbT8Q
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。 @zg}x0]
*XTd9E^tXq
四、密封方法的选取 0y9 b0G
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。 p +i 1sY
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。 xN-,gT'!
轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。 5^ Qa8yA>7
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qG6s.TcG
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设计小结 =hKAwk/^
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。 B'}? cG]
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参考资料目录 h+ [6i{
[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； -G,}f\Cg
[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； WBE>0L
[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!" q40)]
[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； T0w_d_aS
[5]《工程机械构造图册》，机械工业出版社，刘希平主编 D`LBv,n
[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； P"vrYo m
[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[ B~C
=5+*TL`
[p:5]
