目 录 X7'h@>R
sV9{4T~ #|
设计任务书……………………………………………………1 Z\ "Kd
传动方案的拟定及说明………………………………………4 u.ULS3`C/X
电动机的选择…………………………………………………4 + TP bIRA
计算传动装置的运动和动力参数……………………………5 ey I-s9#t
传动件的设计计算……………………………………………5
?K= gg<
轴的设计计算…………………………………………………8 Y!K^ -Y}
滚动轴承的选择及计算………………………………………14 e["Z! D_H
键联接的选择及校核计算……………………………………16 | U;w !0
连轴器的选择…………………………………………………16 #o(?g-3
减速器附件的选择……………………………………………17 ~$ cm 9>
润滑与密封……………………………………………………18 TMnT#ypf<5
设计小结………………………………………………………18 I v 80,hW
参考资料目录…………………………………………………18 n?TO!5RZK
m?
\#vw$
机械设计课程设计任务书 |q1b8A \
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 <MI$N l
一． 总体布置简图 20SF< V
"6|'& 6&
~FK+bF?%
mvW^P`nB
1—电动机；2—联轴器；3—齿轮减速器；4—带式运输机；5—鼓轮；6—联轴器 DYy@t^sC
V^/h;/! ^
二． 工作情况： I(iGs I
载荷平稳、单向旋转 ];Ygl HH
\kua9bK
三． 原始数据 rm7*l<v6
鼓轮的扭矩T（N•m）：850 LN,$P
鼓轮的直径D（mm）：350 bUip p\[aV
运输带速度V（m/s）：0.7 bKZAJLnd
带速允许偏差（％）：5 K4K3< Pg
使用年限（年）：5 ynOc~TN
工作制度（班/日）：2 W2X+N acD
a8 lo!e9q
四． 设计内容 bOnukbJ
1. 电动机的选择与运动参数计算； +ik N) D
2. 斜齿轮传动设计计算 9I^H)~S
3. 轴的设计 O(c4iWm
4. 滚动轴承的选择 .PA ?N{z
5. 键和连轴器的选择与校核； n]6w)wE (
6. 装配图、零件图的绘制 b{yH4)O
7. 设计计算说明书的编写 JY;#]'T\;
Ed ?Yk* 4
五． 设计任务 Vt$ $ceu
1． 减速器总装配图一张 q(${jz4w
2． 齿轮、轴零件图各一张 [8om9 Z3
3． 设计说明书一份 Q>+_ W2~]
E`sapk
六． 设计进度 Si%Eimiq
1、 第一阶段：总体计算和传动件参数计算 n i 02N3R
2、 第二阶段：轴与轴系零件的设计 zL[ U;
3、 第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 c+\Gd}IJq
4、 第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 :u|UVp5
^HU=E@
G1n>@Y'j''
|~ T+f&
#!F8n` C-
JqH.Qn Kcv
) Sh ;UW
@?($j)9}
传动方案的拟定及说明 YRT}fd>R&
由题目所知传动机构类型为：同轴式二级圆柱齿轮减速器。故只要对本传动机构进行分析论证。 (vYf?+Kb
本传动机构的特点是：减速器横向尺寸较小，两大吃论浸油深度可以大致相同。结构较复杂，轴向尺寸大，中间轴较长、刚度差，中间轴承润滑较困难。 "p_[A
5Dh&ez`oR'
qkyX *_}
电动机的选择 k+>p!1
1．电动机类型和结构的选择 n$\6}\k
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。 v*T@ <]f3j
Snvj9Nr
2．电动机容量的选择 {3 yws 4
1） 工作机所需功率Pw :Q%yW%St$
Pw＝3.4kW
h hNFp
2） 电动机的输出功率 ^LAS9K1.
Pd＝Pw/η %%-Tjw o
η＝ ＝0.904 Bg
8t'dw?K
Pd＝3.76kW @o-evH;G
vA $BBXX
3．电动机转速的选择 L:]; [ xa%
nd＝（i1’•i2’…in’）nw #IciNCIrG
初选为同步转速为1000r/min的电动机 ,1 9" [:WN
DW;.R<8
4．电动机型号的确定 D/!G]hx
由表20－1查出电动机型号为Y132M1-6,其额定功率为4kW，满载转速960r/min。基本符合题目所需的要求。 (l,YI"TzT
HoQ(1e$G-
D yV[+P
计算传动装置的运动和动力参数 [ E&"9%K
传动装置的总传动比及其分配 )}k`X<~k
1．计算总传动比 m]b.P,~v
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： m~\m"zJ4
i＝nm/nw .~/;v~bL
nw＝38.4 @e D2<e
i＝25.14 l'X?S(fiV
_[6+FdS],
2．合理分配各级传动比 ;Q%19f3,6
由于减速箱是同轴式布置，所以i1＝i2。 vzQmijr-
因为i＝25.14，取i＝25，i1=i2=5 ), x3tTR
速度偏差为0.5%<5%，所以可行。 :y)&kJpleP
各轴转速、输入功率、输入转矩 6(Rq R
项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮 q.Aw!]:!
转速（r/min） 960 960 192 38.4 38.4 ?%TM7Z4
功率（kW） 4 3.96 3.84 3.72 3.57 a>e
1jM[
转矩（N•m） 39.8 39.4 191 925.2 888.4 r:b.>5CS)
传动比 1 1 5 5 1 UmHb-uk ;
效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97 DL/*t.)"et
Xv;ZA a
传动件设计计算 [ZpG+VAJ8
1． 选精度等级、材料及齿数 t`/RcAwA
1） 材料及热处理； w[7 HY@[
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。 !N2 n@bo
2） 精度等级选用7级精度； I2!&=" 7@
3） 试选小齿轮齿数z1＝20，大齿轮齿数z2＝100的； J*kzJ{vwy*
4） 选取螺旋角。初选螺旋角β＝14° OTbjZ(
2．按齿面接触强度设计 "MKsSty
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 AZm)$@e)
按式（10—21）试算，即 `E%d $
dt≥ o ML
K!]a
1） 确定公式内的各计算数值 MhXm-<4
（1） 试选Kt＝1.6 A&|(%
（2） 由图10－30选取区域系数ZH＝2.433 E;*TRr><
（3） 由表10－7选取尺宽系数φd＝1 C3
c|@7FU
（4） 由图10－26查得εα1＝0.75，εα2＝0.87，则εα＝εα1＋εα2＝1.62 mCP +7q7
（5） 由表10－6查得材料的弹性影响系数ZE＝189.8Mpa J} ;,%q _
（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； %1l80Z
（7） 由式10－13计算应力循环次数 YRX2^v ^[
N1＝60n1jLh＝60×192×1×（2×8×300×5）＝3.32×10e8 k{ &E}:A
N2＝N1/5＝6.64×107 M;@03 x W
d3hTz@JY
（8） 由图10－19查得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.95；KHN2＝0.98 P<oD*C
（9） 计算接触疲劳许用应力 "h|0]y^2
取失效概率为1％，安全系数S＝1，由式（10－12）得 FKTP0e7=9
[σH]1＝＝0.95×600MPa＝570MPa m(Xr 5hw:6
[σH]2＝＝0.98×550MPa＝539MPa mr\L q~*c
[σH]＝[σH]1＋[σH]2/2＝554.5MPa rb4g<f|
iK23`@&% _
2） 计算 JN|#
（1） 试算小齿轮分度圆直径d1t Tp.iRFFkP
d1t≥ U0=zuRr n
= =67.85 \{^yB4F_Z
J;9QDrl`
（2） 计算圆周速度 ty8!"-V1
v= = =0.68m/s #8HXR3L5=!
2:0Y'\nn
（3） 计算齿宽b及模数mnt o*S $j Cf?
b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm Z4tq&^ :c=
mnt= = =3.39 b-gVRf#F
h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm 4E94W,1%,Y
b/h=67.85/7.63=8.89 n ]g ,)m
y^fU_L?p
（4） 计算纵向重合度εβ ?a_q!,8:
εβ= =0.318×1×tan14 =1.59 0p2O8>w^%
（5） 计算载荷系数K g# &##f
已知载荷平稳，所以取KA=1 nf^k3QS\
根据v=0.68m/s,7级精度，由图10—8查得动载系数KV=1.11；由表10—4查的KHβ的计算公式和直齿轮的相同， ooxzM `
故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42 QxL
FN(d
由表10—13查得KFβ=1.36 pNsLoNZ3w
由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数 zIm!8a
K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05 +F 6_ P
c.> (/
（6） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10—10a）得 3Q"+
#Ob
d1= = mm=73.6mm XsMphZnK
+u)$o
（7） 计算模数mn )}lV41u
mn = mm=3.74 M- A}(r +J
3．按齿根弯曲强度设计 I=-;*3g6
由式(10—17) ^aMdbB
mn≥ f@g
1） 确定计算参数 0u9h2/ma
（1） 计算载荷系数 y=`(`|YW}`
K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96 (pg9cM]NA
Q*(C)/ QW
（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 &g {_.n,
b
DvbM
（3） 计算当量齿数 ]jrxrUl
z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 S?tLIi/
z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47 QQcj"s
（4） 查取齿型系数 ?5gpk1
由表10－5查得YFa1=2.724；Yfa2=2.172 _L. yt5_
（5） 查取应力校正系数 N$b;8F
由表10－5查得Ysa1=1.569；Ysa2=1.798 m @ ?e
<$
|g !#
\
1MSu ])
W
（6） 计算[σF] SW, Po>Y
σF1=500Mpa 5Y r$dNe
σF2=380MPa PTqS L]
KFN1=0.95 Puh&F< B
KFN2=0.98 <r F
[σF1]=339.29Mpa .9 QQ]fLs
[σF2]=266MPa b>EUa> h
（7） 计算大、小齿轮的 并加以比较 EC/R|\d?Un
= =0.0126 Uc2#so$9
= =0.01468 R kM! BcB
大齿轮的数值大。 bc-)y3gHU
m8'1@1d|
2） 设计计算 b5R*]
mn≥ =2.4 ;{20Heuz
mn=2.5 p-k qX
W@=ilW3RD
4．几何尺寸计算 [l:.Q?? )|
1） 计算中心距 P!EX;+7+x
z1 =32.9，取z1=33 r0>T7yPAK
z2=165 !HYqM(|{.
a =255.07mm D$;/
l }s?
a圆整后取255mm ;;5i'h~?]J
kvn6
NiU
2） 按圆整后的中心距修正螺旋角 !NjE5USi
β=arcos =13 55’50” (0 S7
"N_?yA#(j
3） 计算大、小齿轮的分度圆直径 {'(8< n57
d1 =85.00mm 70eN]OY
d2 =425mm 8b!_b2Za
W{d/ m;<@N
4） 计算齿轮宽度 >wwEa4
b=φdd1 Q{6 0^v g
b=85mm 1,,-R *x
B1=90mm，B2=85mm Dl{Pd`D
><~hOK?v
5） 结构设计 &@+; ]t
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。 \mloR
'
+L6 d$+
轴的设计计算 AP%h!b5v
拟定输入轴齿轮为右旋 clNP9{
II轴： ?|\Lm3%J
1．初步确定轴的最小直径 o m6R/K
d≥ ＝ =34.2mm e<K=Q$U.
2．求作用在齿轮上的受力 R0[Gfq9M =
Ft1= =899N It[ ~0?+
Fr1=Ft =337N 5]E5 V@C
Fa1=Fttanβ=223N； & 7 LfNN`
Ft2=4494N LJD"N# c
Fr2=1685N it$~uP |
Fa2=1115N wlJ1,)n^2
{YFru6$
3．轴的结构设计 1Jt%I'C?
1） 拟定轴上零件的装配方案 Alz#zBG b
=[kv@ p
i. I-II段轴用于安装轴承30307，故取直径为35mm。 <3 Kr hhH
ii. II-III段轴肩用于固定轴承，查手册得到直径为44mm。 zPe .
iii. III-IV段为小齿轮，外径90mm。 ln5On_Wm
iv. IV-V段分隔两齿轮，直径为55mm。 N<x5:f#+
v. V-VI段安装大齿轮，直径为40mm。 J7ln6 Y
vi. VI-VIII段安装套筒和轴承，直径为35mm。 _PF><ODX2
$)3/N&GXR
2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 ) =[Tgh
1. I-II段轴承宽度为22.75mm，所以长度为22.75mm。 ~$B ,K]
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。 ryN-d%t?
3. III-IV段为小齿轮，长度就等于小齿轮宽度90mm。 UWHC]V?
4. IV-V段用于隔开两个齿轮，长度为120mm。 |@RO&F
5. V-VI段用于安装大齿轮，长度略小于齿轮的宽度，为83mm。 <OUApp H
6. VI-VIII长度为44mm。 4/b#$o <I?
H\T
h4teE
hjE9[{K
'5%D Kz
4． 求轴上的载荷 ^:BRbp37i
66 207.5 63.5 %}/)_RzQ
@cON"(
s= :n<`Z2
yAOC< d9 E
3; A1[E6K
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N,h
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J [1GP_
B? jF1F!9
<YC{q>EMc
f: R h9
cMj<k8.{
MIgIt"M jz
^JTfRZ :a
.+y#7-#6
Fr1=1418.5N I
?1E}bv
Fr2=603.5N $hL0/T-m
查得轴承30307的Y值为1.6 fqcyCu7Ep
Fd1=443N YXvKDw'95
Fd2=189N KksbhN{AB
因为两个齿轮旋向都是左旋。 +"<f22cS1
故：Fa1=638N _u >+H#
Fa2=189N |k8;[+
7Qo*u;fr
5．精确校核轴的疲劳强度 V #=N?p
1） 判断危险截面 &rn,[w_F[
由于截面IV处受的载荷较大，直径较小，所以判断为危险截面 q+K` +& @\
5+U~ZW0|+
2） 截面IV右侧的 I flpM ]
`]%{0 Rx
截面上的转切应力为 zmdOL9"a
? f%@8%px
由于轴选用40cr，调质处理，所以 <a'j8pw9i
， ， 。 62W3W1: W
（[2]P355表15-1） 6)W9/V-W
a) 综合系数的计算 A3Su&0uaB
由 ， 经直线插入，知道因轴肩而形成的理论应力集中为 ， ， PgVM>_nHk
（[2]P38附表3-2经直线插入） Iv{ }U\ u
轴的材料敏感系数为 ， ， *@O;IiSE
（[2]P37附图3-1） 4 F'@yi^Gt
故有效应力集中系数为 '8dqJ `Gj
}%VHBkuc
I} j!
!
查得尺寸系数为 ，扭转尺寸系数为 ， rP*?a~<
（[2]P37附图3-2）（[2]P39附图3-3） 3 ,p RmdC
轴采用磨削加工，表面质量系数为 ， &B))3WFy
（[2]P40附图3-4） >9|Q,/b0
轴表面未经强化处理，即 ，则综合系数值为 )&*&ZL0
Wjj'yqB O^
;$W|FpR2
b) 碳钢系数的确定 sUg7
碳钢的特性系数取为 ， a+ ]@$8 +
c) 安全系数的计算 uz%rWN`{
轴的疲劳安全系数为 -q -%) f
nF7Ozxm#
5^%FEZ&Sp
^D!U F (H
故轴的选用安全。 ^fRA $t
r1,RloyZS
I轴： kg_TXB
1．作用在齿轮上的力 {~Phc 2z
FH1=FH2=337/2=168.5 J H6\;G6
Fv1=Fv2=889/2=444.5 $[IuEdc/
3uN;*f
2．初步确定轴的最小直径 A H`6)v <f
0T q6\:
m,-:( 82
3．轴的结构设计 M7hff 4c
1） 确定轴上零件的装配方案 SV-pS>#
RF qbwPX
{AJ s pLcG
2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 *ozeoX'5D
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。 ujHqw Rh
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。 ~]}7|VN.}
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。 YrA#NTB_o
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。 y +@7k3"
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。 iQ :]1H s
i) 轴肩固定轴承，直径为42mm。 =EFF2M`F
j) 该段轴要安装轴承，直径定为35mm。 &g|-3 )A
2） 各段长度的确定 'r3I/qg*m
各段长度的确定从左到右分述如下： -(~CZ
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。 gR%fv
b) 该段为轴环，宽度不小于7mm，定为11mm。 XD9 lox
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。 Qb/qUUQO;0
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。 ![ Fb~Egc
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。 9FK%"s`
f) 该段由联轴器孔长决定为42mm 5_{C \S`T
|6$6Za]:
C}#JvNyQ
4．按弯扭合成应力校核轴的强度 )V} t(>V
W=62748N.mm zuXJf+]
T=39400N.mm _r&`[@m
45钢的强度极限为 ，又由于轴受的载荷为脉动的，所以 。 e5C560
N EJxd%-
| M4_@P
III轴 Y@F@k(lOo
1．作用在齿轮上的力 r:<UV^; 9l
FH1=FH2=4494/2=2247N )y _MI
r
Fv1=Fv2=1685/2=842.5N Z_Hc":4i
|I6\_K.=L
2．初步确定轴的最小直径 N
=)9O
P;{f+I|`
o{lR_
3．轴的结构设计 SVo:%mX
1） 轴上零件的装配方案 hgL wxJu
{+!m]-s
w>J|416
2） 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 N!{('po
I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII w HvX|GwMv
直径 60 70 75 87 79 70 *6?h,Dt L
长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25 Wyd,7]'z)Z
FY@ErA7~
Q!iM7C!8
5L'X3g
Z`Rrv$M!
5．求轴上的载荷 V*"-@
Mm=316767N.mm s sUWr=mD
T=925200N.mm 3{O^q/R
6. 弯扭校合 |gg 6|,Bt4
>/9f>d?w^
}vgeQh-G
|>Qj ]
Vf: /Kokq
滚动轴承的选择及计算 l03{
ezJk[
I轴： 9(V12gn+lk
1．求两轴承受到的径向载荷 +`>Tuz~
5、 轴承30206的校核 [W;iR_7T5
1） 径向力 2x<,R/}
3A!`U6C(
s laYr`u
2） 派生力 P>j^w# $n
， 2+ m%f "
3） 轴向力 9`4M o+
由于 ， ^{lcj
所以轴向力为 ， 3copJS
4） 当量载荷 o'O;69D]tX
由于 ， ， ?S9? ?y/
所以 ， ， ， 。 :[YHJaK
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 nLicog)!I
~-ZquJ-
5） 轴承寿命的校核 0A 9ll E
R~
n[g
W;!OxOWZJ
II轴： N@6+DHt
6、 轴承30307的校核 wyJ+~
1） 径向力 G'<:O(Imu
z-ns@y(f@X
W<|
M0S{
2） 派生力 i[_B~ /_
， c_wvuKa
3） 轴向力 2t
7 ':X
由于 ， ZEa31[@B[
所以轴向力为 ，
.Nt;J,U
4） 当量载荷 v,]-;V~<
由于 ， ， ?TTtGbvU
所以 ， ， ， 。 t$~CLq5a d
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 W'lejOiw
;G QCq@)-
5） 轴承寿命的校核 *WMI<w~_
cH>@ZFTF
@%iZT4`Ejf
III轴： lidVe]>
7、 轴承32214的校核 !r^fX=X>'
1） 径向力 T P3KT)
-J &y]'
%[S-"k
2） 派生力 &FrUj>i
， |Yb]@9 >vn
3） 轴向力 oD<aWZ"Z
由于 ， *{y({J
所以轴向力为 ， ;Qn)~b~
4） 当量载荷 m4\e `nl
由于 ， ， xB4}9zN s
所以 ， ， ， 。 nIZ;N!r=i
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 <cm( QNdcC
POXd ,ON9
5） 轴承寿命的校核 pTeN[Yu?
@=<B8VPJd
Yw(O}U 5e
键连接的选择及校核计算 ibP IT!5c
x qSoE[<v
代号 直径 t ]gZ^5
（mm） 工作长度 !( gMr1}w
（mm） 工作高度 '8w}m8{y
（mm） 转矩 MoZ8A6e?B
（N•m） 极限应力 v_|k:l
（MPa） DbWaF5\yD
高速轴 8×7×60（单头） 25 35 3.5 39.8 26.0 o[^nmHrM2
12×8×80（单头） 40 68 4 39.8 7.32 5 6JxHQu
中间轴 12×8×70（单头） 40 58 4 191 41.2 ~n=oPm$ pR
低速轴 20×12×80（单头） 75 60 6 925.2 68.5 _.%U}U
18×11×110（单头） 60 107 5.5 925.2 52.4 JI c(hRf9>
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 7-6A
P+L#p(K
连轴器的选择 B@j2^Dr~!
由于弹性联轴器的诸多优点，所以考虑选用它。 Y6 <.]H
gWD46+A){
二、高速轴用联轴器的设计计算 T{So 2@_&
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 ， *$]50 \W
计算转矩为 v? Zo5uVoq
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*Kr=9N
其主要参数如下： v\lKY*@f
材料HT200 Y(RB@+67
公称转矩 9ls*L!Jw
轴孔直径 ， ??#SQSU
RNo~ }#
轴孔长 ， H-,p.$3}
装配尺寸 dL]wu! wE
半联轴器厚 6e>P!bo
（[1]P163表17-3）（GB4323-84） !aB~G} '
yGY:EvH^?
三、第二个联轴器的设计计算 M3G ecjR
由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为 ， vw6 >eT
计算转矩为 ~KQiNkA\|l
所以选用弹性柱销联轴器TL10（GB4323-84） B 3 |G&Kg
其主要参数如下： Q7#t #XM
材料HT200 [*J?TNk
公称转矩 dY{qdQQ}
轴孔直径 `m thzc3W
轴孔长 ， 11vAx9
装配尺寸 s:K'I7_#@
半联轴器厚 k4PXH
（[1]P163表17-3）（GB4323-84） I5@8=rFk
"m%EFWUOl
d#HlO}
I~GHx5Dk
减速器附件的选择 ]D&U} n
通气器 &+0?Xip{Z
由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M18×1.5 e3m FO +
油面指示器 /|8rVYS s
选用游标尺M16 O"X:3srJ`
起吊装置 Y(u` K=*
采用箱盖吊耳、箱座吊耳 Wo(m:q(Om
放油螺塞 ce [
Maw
选用外六角油塞及垫片M16×1.5 ~h:(9q8NLC
&hUEOif
润滑与密封 y=0)vi{]
一、齿轮的润滑 "ql$Rz8
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。 F9"Xu-g
} eF
r,bJ
二、滚动轴承的润滑 N!fjN >cw
由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。 lM l'+ yy
\ Q^grX
三、润滑油的选择 $h}5cl
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。 nu)YN1
*
W^7yh&@lU
四、密封方法的选取 .D*~UI
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。 9 p,O>I
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。 D|amKW7
轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。 v>HOz\F
+/bD9x 1H
(d/!M
n6L
/M JI^\CA
设计小结 *\@RBJGF
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。 mE=Ur
N/ '8W9#6
参考资料目录 F9Af{*Jw?x
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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； w+r).PS}C
[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； r\cY R}v
[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； {\vVzy,t7
[5]《工程机械构造图册》，机械工业出版社，刘希平主编 x4/{ XRQ
[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； 6$0<&')Yb
[7]《互换性与技术测量（第四版）》，中国计量出版社，廖念钊，古莹庵，莫雨松，李硕根，杨兴骏编，2001年1月第四版。 3 yw$<lm
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