目 录 QoS]QY'bZ
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zBNj
设计任务书……………………………………………………1 ?:#$btmn?
传动方案的拟定及说明………………………………………4 .Kssc lSD1
电动机的选择…………………………………………………4 B1 xlWdm
计算传动装置的运动和动力参数……………………………5 j UB`=d|
传动件的设计计算……………………………………………5 &J ,&>CFc
轴的设计计算…………………………………………………8 uwu`ms7z 2
滚动轴承的选择及计算………………………………………14 p;) @R$*
键联接的选择及校核计算……………………………………16 uOb}R
连轴器的选择…………………………………………………16 y>&
s;
减速器附件的选择……………………………………………17 YT<(2u#Ng
润滑与密封……………………………………………………18 m,r>E%;Cj
设计小结………………………………………………………18 S~V?Qe@&Z
参考资料目录…………………………………………………18 8 )= "Ee
J:0`* 7
机械设计课程设计任务书 _nec6=S6(
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 [~k!wipK
一． 总体布置简图 -!X\xA/KN
vn ^*
qKNHhXi
gk4DoO j#P
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 +g% Ah
/ }=cv>S5V
二． 工作情况： S{zl <>+
载荷平稳、单向旋转 JjQ9AJ?-V
H' x_}y
三． 原始数据 ]9~6lx3/
鼓轮的扭矩T（N•m）：850 aV G4D f
鼓轮的直径D（mm）：350 x_#'6H\1ga
运输带速度V（m/s）：0.7 J pKCux
带速允许偏差（％）：5 zJG=9C ?
使用年限（年）：5 CwsC)]{/o
工作制度（班/日）：2 K<f B]44Y
iH)-8Q
四． 设计内容 ;D}E/' =
1. 电动机的选择与运动参数计算； X,`e1nsR
2. 斜齿轮传动设计计算 XVY j
X
3. 轴的设计 e# KP3Lp
4. 滚动轴承的选择 sF1j4 N C
5. 键和连轴器的选择与校核； VevDW }4q*
6. 装配图、零件图的绘制 Pi=B\=gs
7. 设计计算说明书的编写 Z)G@ahO Q
mh8)yy5\
五． 设计任务 &Tk@2<5=
1． 减速器总装配图一张 EN)0b, ax
2． 齿轮、轴零件图各一张 x d^9R<
3． 设计说明书一份 N@R?<a
d.p%jVO)"
六． 设计进度 lVS.XQ2<
1、 第一阶段：总体计算和传动件参数计算 .<.# g +
2、 第二阶段：轴与轴系零件的设计 6='x}Qb \H
3、 第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 m]/s R3yF
4、 第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 S3?U-R^`
qfyuq]
^q/_D%]C
2E0$R %\
YfVZ59l4y6
)%~<EJ*&Z
y\< \P8X
6G<gA>V
传动方案的拟定及说明 io*iA<@Gx
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。 =yLJGNK[
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。 $Zf]1?|xa
r $&WwH2^
B-[qS;PY%
电动机的选择 '))=y@M
1．电动机类型和结构的选择 2g%p9-MO]I
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。 w>6 cc#>q
;g_<i_ *x#
2．电动机容量的选择 *hkNJ
1） 工作机所需功率Pw GqD_6cdh
Pw＝3.4kW Io7o*::6iw
2） 电动机的输出功率 +XL|bdK
Pd＝Pw/η !Q5NV4gd+
η＝ ＝0.904 Pe?b#
G
Pd＝3.76kW BVv{: m{w
1g_Dkv|D
3．电动机转速的选择 #\gx.2W7
nd＝（i1’•i2’…in’）nw gt Rs||
初选为同步转速为1000r/min的电动机 ;7N~d TBQ
0R}F( tjw
4．电动机型号的确定 0 LIRi%N5*
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。 qruv^#_l
I.u[9CI7HU
0v'!(&m
计算传动装置的运动和动力参数 w*B4>F Yg
传动装置的总传动比及其分配 ?m dGMf)
1．计算总传动比 @Jr@
fF }
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： f"0?_cG{%
i＝nm/nw ,")/R/ d
nw＝38.4 n@y*~sG]
i＝25.14 7aJ:k umDZ
31~Rs?~f(
2．合理分配各级传动比 0i/!nke.
由于减速箱是同轴式布置，所以i1＝i2。 [K"&1h<>
因为i＝25.14，取i＝25，i1=i2=5 2t`d. s=
速度偏差为0.5%<5%，所以可行。 Fle pM*
各轴转速、输入功率、输入转矩 Jn)DZv8?
项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮 m-XS_5x\
转速（r/min） 960 960 192 38.4 38.4 ;@V1*7 y
功率（kW） 4 3.96 3.84 3.72 3.57 `E-cf 7%
转矩（N•m） 39.8 39.4 191 925.2 888.4 X"O^4MnvI
传动比 1 1 5 5 1 L~ e{Vv8UR
效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97 T/ TMi&:?.
FP9FE `x
传动件设计计算 XcM.<Dn3
1． 选精度等级、材料及齿数 |J ^$3RX
1） 材料及热处理； ^6FU]
选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。 Y@Ti2bI`v
2） 精度等级选用7级精度； C, nU.0
3） 试选小齿轮齿数z1＝20，大齿轮齿数z2＝100的； n+ :}p D
4） 选取螺旋角。初选螺旋角β＝14° *#Hw6N0#
2．按齿面接触强度设计 |ZJ<N\\h-
因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算 8 ;o*c6+
按式（10—21）试算，即 1eMz"@ Q9
dt≥ `rZS\A
1） 确定公式内的各计算数值 (K3 eb
（1） 试选Kt＝1.6 G~KYFNHr
（2） 由图10－30选取区域系数ZH＝2.433 fm&pxQjg
（3） 由表10－7选取尺宽系数φd＝1 QT7PCHP
（4） 由图10－26查得εα1＝0.75，εα2＝0.87，则εα＝εα1＋εα2＝1.62 x$=""?dd
（5） 由表10－6查得材料的弹性影响系数ZE＝189.8Mpa Z^r?
MX/
（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； ZA.i\
;2
（7） 由式10－13计算应力循环次数 KIYs[0*k
N1＝60n1jLh＝60×192×1×（2×8×300×5）＝3.32×10e8 sH / 08 Z
N2＝N1/5＝6.64×107 -9~WtTaV.H
|}naI_Qudv
（8） 由图10－19查得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.95；KHN2＝0.98 C CU<t
Q
（9） 计算接触疲劳许用应力 ^B u5 5q
取失效概率为1％，安全系数S＝1，由式（10－12）得 &Ahk P =Yw
[σH]1＝＝0.95×600MPa＝570MPa Tb<}GcwJ
[σH]2＝＝0.98×550MPa＝539MPa QB L| n+
[σH]＝[σH]1＋[σH]2/2＝554.5MPa $W0O
c @/K}
2） 计算 SRek:S,
（1） 试算小齿轮分度圆直径d1t `F4gal^ ^
d1t≥ !nt [J$.z^
= =67.85 g0>Q* x
#7|73&u(
（2） 计算圆周速度 feG#*m2g
v= = =0.68m/s )k 6kK}
^]ig*oS\`
（3） 计算齿宽b及模数mnt pT'jX^BU
b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm -mY,nMDb
mnt= = =3.39 @ tg4rl
h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm ] 8dzTEjk
b/h=67.85/7.63=8.89 T1W H
D'<'"kUd
（4） 计算纵向重合度εβ Uc d~-D
εβ= =0.318×1×tan14 =1.59 `e^sQ>rDI
（5） 计算载荷系数K DZqY=Sze
已知载荷平稳，所以取KA=1 i:\|G^h
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， p d(W(-`8!
故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42 qUKSo9
由表10—13查得KFβ=1.36 8=,-r`oNy
由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数 2+cpNk$
K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05 9s&Tv&%VN
OmLe+,7'
（6） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10—10a）得 8ib%CYR
d1= = mm=73.6mm }0~X)Vgm(
|ZtNCB5{^j
（7） 计算模数mn ' mO>hD `V
mn = mm=3.74 J/B `c(
3．按齿根弯曲强度设计 +a0` ,Jc
由式(10—17) #dDM
" s
mn≥ U6F1QLSLz
1） 确定计算参数 6o<(,\ad [
（1） 计算载荷系数 OU'm0Jlk
K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96 t$g@+1p4
+l<l3uBNS
（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 D-4{9[
y7|
3]>Z
（3） 计算当量齿数
y 85R"d
z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 ( $'5xPb
z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47 4Be\5Byr
（4） 查取齿型系数 FA!!S`{\
由表10－5查得YFa1=2.724；Yfa2=2.172 tR(nD UHV5
（5） 查取应力校正系数 ' wni.E&
由表10－5查得Ysa1=1.569；Ysa2=1.798 ~|( eh9
4/AE;y X
u7l O2 C7
（6） 计算[σF] #jM- XK
σF1=500Mpa >)+N$EN
σF2=380MPa y_r(06"z1
KFN1=0.95 \IZY\WU}2
KFN2=0.98 d
r$E:kr
[σF1]=339.29Mpa pT/z`o$#V
[σF2]=266MPa .?kq\.rQ
（7） 计算大、小齿轮的 并加以比较 p v]" 2'aQ
= =0.0126 2]=`^rC*
= =0.01468 (nAL;:$x 2
大齿轮的数值大。 EO %"[k
n Xw98;
2） 设计计算 '^M.;Giz
mn≥ =2.4 fwNj@fl_,e
mn=2.5 X}H? *'-
Q2[; H!"
4．几何尺寸计算 v UhgM'
1） 计算中心距 xJ9aFpT C
z1 =32.9，取z1=33 Up5 |tx7
z2=165 2P ^x'I
a =255.07mm }:57Ym)7w
a圆整后取255mm )3k?{1:
es<8"CcP
2） 按圆整后的中心距修正螺旋角 MUSsanCA
β=arcos =13 55’50” f+1@mGt
i h-J{1
3） 计算大、小齿轮的分度圆直径 sLUOs]cj
d1 =85.00mm O L 9( ~p
d2 =425mm _!,Ees=b
*/2n h%>$
4） 计算齿轮宽度 p>B-Ub u
b=φdd1 9{
#5~WP
b=85mm 54=*vokX_
B1=90mm，B2=85mm -e"A)Bpl(
<~P!yL r
5） 结构设计 pQ> |d 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。 b0Dco 0U(
[iZH[7&j
轴的设计计算 RL3*fRlb
拟定输入轴齿轮为右旋 4w)> }
II轴： ;cB3D3fR.
1．初步确定轴的最小直径 sNM ]bei
d≥ ＝ =34.2mm E^A S65%bL
2．求作用在齿轮上的受力 +lb&_eD
Ft1= =899N B<i(Y1n[
Fr1=Ft =337N LI].*n/v
Fa1=Fttanβ=223N； v3]5`&3~
Ft2=4494N W^)mz,%x
Fr2=1685N uehu\umt=
Fa2=1115N )ZI#F]
`jSe gG'
3．轴的结构设计 Vl;z d=
1） 拟定轴上零件的装配方案 d::9,~
ja9=b?]0,
i. I-II段轴用于安装轴承30307，故取直径为35mm。 ) J.xQ}g
ii. II-III段轴肩用于固定轴承，查手册得到直径为44mm。 ?5J>]: +ZZ
iii. III-IV段为小齿轮，外径90mm。 <Zhe Wl
iv. IV-V段分隔两齿轮，直径为55mm。 (;&}\OX6nm
v. V-VI段安装大齿轮，直径为40mm。 wl&T9O;?
vi. VI-VIII段安装套筒和轴承，直径为35mm。 +(PUiiP'"v
D Q30\b"gU
2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 =fJU+N+<
1. I-II段轴承宽度为22.75mm，所以长度为22.75mm。 >]8(3& zd
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。 +3J<vM}dy
3. III-IV段为小齿轮，长度就等于小齿轮宽度90mm。 t DRo)z
4. IV-V段用于隔开两个齿轮，长度为120mm。 9!FU,4 X
5. V-VI段用于安装大齿轮，长度略小于齿轮的宽度，为83mm。 *CPp U|
6. VI-VIII长度为44mm。 n_Qua|R
{Wi*B (
Np%Q-T\
]tf`[bINP
4． 求轴上的载荷 |' z24 :8
66 207.5 63.5 NU3TXO
4\5i}MIS0
zj h:jrv~
ZuybjV1/f6
H(gY =
^2);*X>
@6 |<c
Xdx8HB@L
~^jPE)
Qrt\bz h/}
9!(%Vf>
S 3l^h4
Km
$o@
g e(,>xB
57EX#:a
9TQVgkW
WG3!M/4r H
Fr1=1418.5N G;flj}z
Fr2=603.5N qB (Pqv
查得轴承30307的Y值为1.6 >~nr,V.q
Fd1=443N b>VV/j4!/
Fd2=189N Y!_{ :2H8p
因为两个齿轮旋向都是左旋。 5!fOc]]O w
故：Fa1=638N iiQ
q112`
Fa2=189N y: x<`E=
m$=}nI(H
5．精确校核轴的疲劳强度 qFwt^w
1） 判断危险截面 )v_v 7 ~H&
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 JRw,${W
{0w2K82
2） 截面IV右侧的 :;.^r,QAI
)~)l^0X
截面上的转切应力为 NIVR;gm
r 'j88)^
由于轴选用40cr，调质处理，所以 NS2vA>n8R
， ， 。 IycZ\^5 *-
（[2]P355表15-1） %jy$4qAf%
a) 综合系数的计算 @;` 's
由 ， 经直线插入，知道因轴肩而形成的理论应力集中为 ， ， &>C+5`bg
（[2]P38附表3-2经直线插入） [U/h'A.j
轴的材料敏感系数为 ， ， P%lD9<jED
（[2]P37附图3-1） 'fl< ac,.
故有效应力集中系数为 aqN{@|
\?
)S {
n|)((W
查得尺寸系数为 ，扭转尺寸系数为 ， e}1Q+h\
（[2]P37附图3-2）（[2]P39附图3-3） _wK.n.,S~
轴采用磨削加工，表面质量系数为 ， u+r!;- 0i
（[2]P40附图3-4） V%s7*`U
轴表面未经强化处理，即 ，则综合系数值为 /nQuM 05*Z
8
E\zjT!#\
Lo1ySLo$G
b) 碳钢系数的确定 I2WP/
碳钢的特性系数取为 ， ^J#* sn
c) 安全系数的计算 H" `'d
轴的疲劳安全系数为 U%s@np
)g dLb}
A6] X
aF
_\X ,a5Un
故轴的选用安全。 / HLI9
G|f9l? p
I轴： JkWhYP }
1．作用在齿轮上的力 %S;AM \o4
FH1=FH2=337/2=168.5 &Y?t
Fv1=Fv2=889/2=444.5 h;jO7+W
2P^|juc)sU
2．初步确定轴的最小直径 <`uu e
dT *Yv`h
m6mGcbpn
3．轴的结构设计 hg " i;I
1） 确定轴上零件的装配方案 r[i^tIv6As
cl4z%qv*
AJ7^'p9Y
2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 KhfADqji|
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。 7 -K8u
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。 NUYKMo1ze
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。 5<dg@,\
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。 `^SRg_rH=`
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。 o'$"MC+
i) 轴肩固定轴承，直径为42mm。 g= $U&H gs
j) 该段轴要安装轴承，直径定为35mm。 g77M5(ME
2） 各段长度的确定 6/S. sj ~
各段长度的确定从左到右分述如下： o@zxzZWg
a) 该段轴安装轴承和挡油盘，轴承宽18.25mm，该段长度定为18.25mm。 9 y*] {IY
b) 该段为轴环，宽度不小于7mm，定为11mm。 d j\Z}[
c) 该段安装齿轮，要求长度要比轮毂短2mm，齿轮宽为90mm，定为88mm。 VQHB}Y@^
d) 该段综合考虑齿轮与箱体内壁的距离取13.5mm、轴承与箱体内壁距离取4mm（采用油润滑），轴承宽18.25mm，定为41.25mm。 C*b[J
e) 该段综合考虑箱体突缘厚度、调整垫片厚度、端盖厚度及联轴器安装尺寸，定为57mm。 9Vm1q!lE
f) 该段由联轴器孔长决定为42mm sWo`dZ\6WB
5q0L<GOrj
+_7a/3kh
4．按弯扭合成应力校核轴的强度 UmWXv#q\l
W=62748N.mm 7yfh4-1M
T=39400N.mm jXE:aWQht
45钢的强度极限为 ，又由于轴受的载荷为脉动的，所以 。 TM(y%!\
'Nl hLu
BS##nS-[
III轴 ,XO@ZBO M
1．作用在齿轮上的力 XG.[C>
FH1=FH2=4494/2=2247N w li cuY?
Fv1=Fv2=1685/2=842.5N Jr !BDg
^ f! M"@
2．初步确定轴的最小直径 ;n Bf
:P h>\ aG
R|C`
3．轴的结构设计 L5FOlzn
1） 轴上零件的装配方案 6]?%1HSi
h+1|.d
~J X z
2） 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 H:c5
q0O^x
I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII @v lP)"
直径 60 70 75 87 79 70 4 [$:KGh3
长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25 ;98 &5X\u<
%v8 &
O% T?+1E
Dds-;9
^y/Es2A#t
5．求轴上的载荷 %1Q:{m
Mm=316767N.mm [LnPV2@e
T=925200N.mm src9EeiV
6. 弯扭校合 !l
$d^y345
:'DyZy2Fd
=
J; I5: J
s=n4'`y1
'Bue*
滚动轴承的选择及计算 d %8 n
I轴： -O *_+ 8f
1．求两轴承受到的径向载荷 uB
I/3aQ
5、 轴承30206的校核 7~XC_ Yc1
1） 径向力 rC-E+%y
$NVVurXa
j9h/`Bn
2） 派生力 $ ZI ]
， xvOz*vM?
3） 轴向力 {cs>Sy
4
由于 ， 5 b} w
所以轴向力为 ， d~u=,@FK
4） 当量载荷 Nnh\FaI
由于 ， ， [MpWvLP"x
所以 ， ， ， 。 B r #{
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 dun`/QKV
;mU ;+~YE
5） 轴承寿命的校核 ' 4FH9J
GI]\
QOXo (S
II轴： KH Ac!4lA
6、 轴承30307的校核 1cK'B<5">]
1） 径向力 n2mO-ZXud
aoey
5hts
D -tRy~}
2） 派生力 +c~&o83[
， BXYHJ
3） 轴向力 &4-;;h\H
由于 ， XjN4EDi+E
所以轴向力为 ， _2jL]mB
4） 当量载荷 `>
%QCc\
由于 ， ， r'*$'QY-N
所以 ， ， ， 。 ,'s }g,L
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 SI!A?34
gQPw+0w
5） 轴承寿命的校核 %hSQ\T<8[o
s E[`x^1'8
<Z%=lwtX
III轴： qzZ/%{A k
7、 轴承32214的校核 f} bq
1） 径向力 (mIjG)4t
DquL r+s~
~, } |~
2） 派生力 E2dM0r<]
， 9f!
M1
3） 轴向力 e-rlk5k %f
由于 ， @R5^J {T
所以轴向力为 ， v'i'I/
4） 当量载荷 F^.A~{&L
由于 ， ， 76tn`4NIP
所以 ， ， ， 。 WutPy_L<
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 ]Ucw&B* @
NBPP? \1
5） 轴承寿命的校核 +*8su5:[&@
,>-j Ztm
* a Z1 4
键连接的选择及校核计算 9ngxkOGx
>:- e
代号 直径 vaB ql(?'2
（mm） 工作长度 BEOPZ[Q|c
（mm） 工作高度 Wq4<9D
（mm） 转矩 wOf8\s1
（N•m） 极限应力 fmixWL7.Zg
（MPa） ~2Wus8X-
高速轴 8×7×60（单头） 25 35 3.5 39.8 26.0 IAQ<| 3Q
12×8×80（单头） 40 68 4 39.8 7.32 tczJ k1g}
中间轴 12×8×70（单头） 40 58 4 191 41.2 < [[yV
低速轴 20×12×80（单头） 75 60 6 925.2 68.5 3Z?ornS
18×11×110（单头） 60 107 5.5 925.2 52.4 rQ.zqr
由于键采用静联接，冲击轻微，所以许用挤压应力为 ，所以上述键皆安全。 nB`|VYmOP1
q}t]lD
%C
连轴器的选择 OInl?_,,T#
由于弹性联轴器的诸多优点，所以考虑选用它。 N- K/jY
xE 8?%N U
二、高速轴用联轴器的设计计算 *\XOQWrF
由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为 ， 1b~21n
计算转矩为 ?b+Y ])SJK
所以考虑选用弹性柱销联轴器TL4（GB4323-84），但由于联轴器一端与电动机相连，其孔径受电动机外伸轴径限制，所以选用TL5（GB4323-84） 8m{e,o2.
其主要参数如下： "OenYiz
材料HT200 )g'J'_Sl
公称转矩 U
3<
3 T
轴孔直径 ， 9qftMDLZJ\
i M !`4
轴孔长 ， "s0,9;
}
装配尺寸 y$%oR6 K7-
半联轴器厚 .Exvuo`F
（[1]P163表17-3）（GB4323-84） gO8d2?Oh
Fl_}Auj{&(
三、第二个联轴器的设计计算 ':(AiD -}
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 ， uA#K59E+
计算转矩为 |<u+Xi
~
所以选用弹性柱销联轴器TL10（GB4323-84） cTq@"v di
其主要参数如下： 0I.KHIB k
材料HT200 A1pr YD
公称转矩 &\ 9%;k
轴孔直径 ?+Gt?-! 5q
轴孔长 ， xS 1|t};
装配尺寸 r,JQR)l0@V
半联轴器厚 :xr^E]
（[1]P163表17-3）（GB4323-84） 7*PBJt\
jkL=JAcf~
Ca'B E# q
$rXCNew(
减速器附件的选择 Es+ I]o0K
通气器 +bE{g@%@ +
由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M18×1.5 y n\c;Z
油面指示器 Sh(ys*y>
选用游标尺M16 + Tp % *
起吊装置 c
K\
采用箱盖吊耳、箱座吊耳 Q2 !GWz$
放油螺塞 S=,czs3N
选用外六角油塞及垫片M16×1.5 FygN WI '
+#eol~j9N
润滑与密封 Z ;G*wM"
一、齿轮的润滑 2OJlE)
.
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。 |J!mM< *K
Zye04 &x9k
二、滚动轴承的润滑 $l*?Ce:
由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。 uLzE'Z mV
08xo_Oy sq
三、润滑油的选择 q~}oU5
齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于小型设备，选用L-AN15润滑油。 :k_&Zd j,B
)pl5nu#<
四、密封方法的选取 j;`pAN('
选用凸缘式端盖易于调整，采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。 q'8*bu _
密封圈型号按所装配轴的直径确定为（F）B25-42-7-ACM，（F）B70-90-10-ACM。 >
' =QBW
轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。 )zxb]Pg+
;D~#|CB
R Th= x.
R:f!ywj%
设计小结 )G)6D"5,+G
由于时间紧迫，所以这次的设计存在许多缺点，比如说箱体结构庞大，重量也很大。齿轮的计算不够精确等等缺陷，我相信，通过这次的实践，能使我在以后的设计中避免很多不必要的工作，有能力设计出结构更紧凑，传动更稳定精确的设备。 /''=V.-N
#A5X , -4G
参考资料目录
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[3]《简明机械设计手册》，同济大学出版社，洪钟德主编，2002年5月第一版； ]t)N3n6Bc
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[5]《工程机械构造图册》，机械工业出版社，刘希平主编 Ypzm c$Xfu
[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； d'W2I*Zc<
[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。 _5rK uL
Xr
K29a
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