目 录 ]N]!o#q}L
MjRHA^b
设计任务书……………………………………………………1 t}4, ]m s
传动方案的拟定及说明………………………………………4 wQf-sk#
电动机的选择…………………………………………………4 DCa^
u'f
计算传动装置的运动和动力参数……………………………5 Gz0]} ]A
传动件的设计计算……………………………………………5 wJqMa9|
轴的设计计算…………………………………………………8 >R_&Ouh:
滚动轴承的选择及计算………………………………………14 >'$Mp <
键联接的选择及校核计算……………………………………16 HJH{nz'Lw
连轴器的选择…………………………………………………16 ; 2#y7!
减速器附件的选择……………………………………………17 3}1u\(Mf
润滑与密封……………………………………………………18 ({_{\9O,3
设计小结………………………………………………………18 NxY#NaE:?4
参考资料目录…………………………………………………18 ^\% (,KNo
\@zHON(
机械设计课程设计任务书 c jY-y-vO
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 Z{d^-
一． 总体布置简图 !< ";cw(q
kD%( _K5
Y=KT eYW`
}<r)~{UV
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 Ml5w01O
u=s p`%?
二． 工作情况： 00y!K
m _D
载荷平稳、单向旋转 ,0 sm
BO&bmfp7,
三． 原始数据 ^
@5QP$.
鼓轮的扭矩T（N•m）：850 _H%c;z+
鼓轮的直径D（mm）：350 6 "sSo j
运输带速度V（m/s）：0.7 &z3o7rif$
带速允许偏差（％）：5 ioCsV
使用年限（年）：5 IT BE|b
工作制度（班/日）：2 6 gE7e|+
BWrxunHO
四． 设计内容 !pW0qX\1n
1. 电动机的选择与运动参数计算； reWot &;
2. 斜齿轮传动设计计算 X_h}J=33Q
3. 轴的设计 %> eiAB_b
4. 滚动轴承的选择 8<.Oq4ku
5. 键和连轴器的选择与校核； {\5
6. 装配图、零件图的绘制 y%T_pTcU
7. 设计计算说明书的编写 ~!L} yw
0~S^Y1hH
五． 设计任务 0S~r gq|O
1． 减速器总装配图一张 niyV8v
2． 齿轮、轴零件图各一张 CTa 57R
3． 设计说明书一份 u6agoK|^9
Otuf] B^s
六． 设计进度 D@.6>:;il
1、 第一阶段：总体计算和传动件参数计算 ?a5! H*,
2、 第二阶段：轴与轴系零件的设计 ##*3bDf$-5
3、 第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 Y3b *a".X
4、 第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 `;C V=,M
D,feF 9
0,")C5j
QWYJ *
~>|ziHx
}}~ |!8
}7Q% 6&IR
e7 o.xR
传动方案的拟定及说明 L,!?Nt\
由题目所知传动机构类型为：同轴式二级圆柱齿轮减速器。故只要对本传动机构进行分析论证。 L8B! u9%
本传动机构的特点是：减速器横向尺寸较小，两大吃论浸油深度可以大致相同。结构较复杂，轴向尺寸大，中间轴较长、刚度差，中间轴承润滑较困难。 0 (HU}I
(<9u-HF#
fHFE){
电动机的选择 ]a`$LW}
1．电动机类型和结构的选择 Zy/_
E@C}u
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。 ;Y, y 4{H3
* EH~_F
2．电动机容量的选择 fJg+ Ryo
1） 工作机所需功率Pw k_#)Tw*
Pw＝3.4kW })%{AfDRF
2） 电动机的输出功率 ]f_p 8?j"
Pd＝Pw/η yWSGi#)1
η＝ ＝0.904 QXK{bxwC
Pd＝3.76kW GbI/4<)l}
N!}f}oF
3．电动机转速的选择 2?Vd 5xkt
nd＝（i1’•i2’…in’）nw $& c*' 3
初选为同步转速为1000r/min的电动机 XCQs2CHt
9 68Ez
4．电动机型号的确定 PJ#,2=n~
由表20－1查出电动机型号为Y132M1-6,其额定功率为4kW，满载转速960r/min。基本符合题目所需的要求。 ,P0) 6>
wCBplaojJ
TWTb?HP
计算传动装置的运动和动力参数 [a(#1
传动装置的总传动比及其分配 ~}
~4
1．计算总传动比 * ;FdD{+
由电动机的满载转速nm和工作机主动轴转速nw可确定传动装置应有的总传动比为： @6.vKCSE
i＝nm/nw tH4B:Bgj!
nw＝38.4 -9?]IIVb
i＝25.14 QT}tvm@PMq
2=}FBA, 2
2．合理分配各级传动比
Hl=xW/%6y
由于减速箱是同轴式布置，所以i1＝i2。 xE}>,O|'q
因为i＝25.14，取i＝25，i1=i2=5 53 h0UL
速度偏差为0.5%<5%，所以可行。 dE3) | %
各轴转速、输入功率、输入转矩 ; tf=gdX;
项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮 HzJz+ x:
转速（r/min） 960 960 192 38.4 38.4 L ~3Pm%{@A
功率（kW） 4 3.96 3.84 3.72 3.57 !G|@6W`
转矩（N•m） 39.8 39.4 191 925.2 888.4 (8 OsGn
传动比 1 1 5 5 1 U<XG{<2
效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97 zt%Mx>V@
zbiL P83
传动件设计计算 zQ PQ
1． 选精度等级、材料及齿数 1Y,Z
%d
1） 材料及热处理； ,e smV-
选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。 !,PWb3 S
2） 精度等级选用7级精度； XWw804ir
3） 试选小齿轮齿数z1＝20，大齿轮齿数z2＝100的； !VpoZ
4） 选取螺旋角。初选螺旋角β＝14° W,u:gzmhw
2．按齿面接触强度设计 7+*WH|Z@
因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算 "@ n%Z
按式（10—21）试算，即 ,!9zrYi}
dt≥ `D9$v(Ztr
1） 确定公式内的各计算数值 j<$2hiI/?&
（1） 试选Kt＝1.6 jEwIn1
（2） 由图10－30选取区域系数ZH＝2.433 h+,@G,|D
（3） 由表10－7选取尺宽系数φd＝1 !R$`+wZ62
（4） 由图10－26查得εα1＝0.75，εα2＝0.87，则εα＝εα1＋εα2＝1.62 F0#
'WfM#
（5） 由表10－6查得材料的弹性影响系数ZE＝189.8Mpa w-jVC^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； ~LC-[ &$
（7） 由式10－13计算应力循环次数 Ys7]B9/1O
N1＝60n1jLh＝60×192×1×（2×8×300×5）＝3.32×10e8 p
ll)Y
N2＝N1/5＝6.64×107 $cg cX
"N#Y gSr
（8） 由图10－19查得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.95；KHN2＝0.98 9YGY,s x
（9） 计算接触疲劳许用应力 ;VK.2^jW!
取失效概率为1％，安全系数S＝1，由式（10－12）得 wC*X4 '
[σH]1＝＝0.95×600MPa＝570MPa UxBpdm%dvP
[σH]2＝＝0.98×550MPa＝539MPa '%;m?t% q
[σH]＝[σH]1＋[σH]2/2＝554.5MPa 05R@7[GWq
(<l hn
2） 计算 gM] :M a
（1） 试算小齿轮分度圆直径d1t !x) R=Z/C
d1t≥ $~kA
B8z
= =67.85 TqQ[_RKg2
+`15le`R
（2） 计算圆周速度 O rW
v= = =0.68m/s \7_y%HR
E{@[k%, _
（3） 计算齿宽b及模数mnt EX"yxZ~
b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm 4Tc~b3\!Y
mnt= = =3.39 /_.|E]
h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm &&%H %9
b/h=67.85/7.63=8.89 YkADk9fE
}0 ?3:A
（4） 计算纵向重合度εβ 3c%caK
εβ= =0.318×1×tan14 =1.59 >Gu M]qn
（5） 计算载荷系数K iRBfx
已知载荷平稳，所以取KA=1 ]@TCk8d$0
根据v=0.68m/s,7级精度，由图10—8查得动载系数KV=1.11；由表10—4查的KHβ的计算公式和直齿轮的相同， 3U}%2ARo_
故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42 ; @X<lCk
由表10—13查得KFβ=1.36 { h4E8.E
由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数 fsXy"#mOkD
K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05 g{LP7 D;6
T4F/w|Q
（6） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10—10a）得 {)Xy%QV
d1= = mm=73.6mm r|Z{-*`
NlXimq
（7） 计算模数mn cb bFw
mn = mm=3.74 h`KU\X ) A
3．按齿根弯曲强度设计 U!]dEW|G
由式(10—17) (% 9$! v{3
mn≥ 1*7@BP5
1） 确定计算参数 )}v l\7=
（1） 计算载荷系数 1x^GWtRp
K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96 V6Dbd"
i9
8k79&|
（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 <N @Gu!N8
]'S^]
（3） 计算当量齿数 !9x}
z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 xD$\ ,{
z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47 5-M-X#(
（4） 查取齿型系数 =c7;r]Ol
由表10－5查得YFa1=2.724；Yfa2=2.172 L(\cH b9`
（5） 查取应力校正系数 \NC3'G:Ii
由表10－5查得Ysa1=1.569；Ysa2=1.798 }WV:erg`
# "an9<
E"0>yl)
（6） 计算[σF] QW"! (`K
σF1=500Mpa WhDJ7{D
σF2=380MPa I:.s_8mH}
KFN1=0.95 Hv, LS ;W
KFN2=0.98 EV?z`jE 9
[σF1]=339.29Mpa ]f3>-)$*
[σF2]=266MPa /tLVX} &
（7） 计算大、小齿轮的 并加以比较 28nFRr
= =0.0126 _4f;<FL
= =0.01468 F}zDfY\-
大齿轮的数值大。 pJ {Y
lS{
Debv4Gr;^
2） 设计计算 f 1d?.)
mn≥ =2.4 gFh*eC o
mn=2.5 '< M{)?
EQ ttoOO
4．几何尺寸计算 W8<%[-r
1） 计算中心距 _G0 x3
z1 =32.9，取z1=33 54/=G(F
z2=165 =Sv/IXX\di
a =255.07mm 1Z;iV<d
a圆整后取255mm x"~JR\yzKJ
`x|?&Ytmf9
2） 按圆整后的中心距修正螺旋角 W%J\ qA
β=arcos =13 55’50” A=4OWV?
5X+A"X
; C
3） 计算大、小齿轮的分度圆直径 16 $B>
d1 =85.00mm J e{ykL?N
d2 =425mm H#&00 Q[
4m)n+ll
4） 计算齿轮宽度 W4N{S.#!
b=φdd1 _Y!IEAU/#
b=85mm * ] (iS
B1=90mm，B2=85mm M? qy(zb
M`>E|" <
5） 结构设计 &FD>&WRV
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。 "]dI1 g_
]{iQ21`a-
轴的设计计算 $^ P0F9~0
拟定输入轴齿轮为右旋 VE24ToI?W"
II轴： MJvp6n
1．初步确定轴的最小直径 & NWEqBz*2
d≥ ＝ =34.2mm nK,w]{<wG!
2．求作用在齿轮上的受力 PM+[, H
Ft1= =899N =fbWz
Fr1=Ft =337N o@Oqm> ]SS
Fa1=Fttanβ=223N； ise-O1'
Ft2=4494N 1qch]1
^G
Fr2=1685N
grYe&(`X
Fa2=1115N r,udO,Yi=c
w@b)g
3．轴的结构设计 yw!{MO
1） 拟定轴上零件的装配方案 Qd-A.{[h
"#] $r
i. I-II段轴用于安装轴承30307，故取直径为35mm。 g ?k=^C
ii. II-III段轴肩用于固定轴承，查手册得到直径为44mm。 [~^0gAlQC
iii. III-IV段为小齿轮，外径90mm。 xmG<]WF>E
iv. IV-V段分隔两齿轮，直径为55mm。 `g,..Ns-r
v. V-VI段安装大齿轮，直径为40mm。 ~`/V(r;o
vi. VI-VIII段安装套筒和轴承，直径为35mm。 *Uh!>Iv ;
p[-O( 3Y
2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 K;(mC<
1. I-II段轴承宽度为22.75mm，所以长度为22.75mm。 zTp"AuNHN
2. II-III段轴肩考虑到齿轮和箱体的间隙12mm，轴承和箱体的间隙4mm，所以长度为16mm。 /,dz@
3. III-IV段为小齿轮，长度就等于小齿轮宽度90mm。 j6YOKJX
4. IV-V段用于隔开两个齿轮，长度为120mm。 yr6V3],Tp
5. V-VI段用于安装大齿轮，长度略小于齿轮的宽度，为83mm。 Si7*& dw=
6. VI-VIII长度为44mm。 yuVs
YV@"
?(PKeq6
Nl/dX-I
6mE\OS-I
4． 求轴上的载荷 |zU- KGO&
66 207.5 63.5 pJ=#zsE0
GeqPRah
.N3mb6#[R
N;d] 14|
(mOtU8 e
~dSr5LUD
~@!bsLSMU
%)|s1B'd
yX5\gO6G
B[}6-2<>?C
[m -bV$-d
q| 7(
LscG Ts,
S @Y39
edD)TpmE,
7,MR*TO,
p dMc}=K
Fr1=1418.5N ye97!nIg@
Fr2=603.5N Lr+$_ t}r
查得轴承30307的Y值为1.6 k!^ {eOM
Fd1=443N =%7-ZH9
Fd2=189N H+#FSdy#
因为两个齿轮旋向都是左旋。 ^pS~Z~[d/
故：Fa1=638N TrNF=x>
Fa2=189N yVfC-Z
TzZq(? V
5．精确校核轴的疲劳强度 ni<(K
0~
1） 判断危险截面 [WJ+h~~
o
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 FwK] $4*
*Ly6`HZ9
2） 截面IV右侧的 rA1._
V+\Wb[zDJ
截面上的转切应力为 TvM~y \s
"tZe>> I
由于轴选用40cr，调质处理，所以 m'U0'}Ld};
， ， 。 +t.b` U`-
（[2]P355表15-1） IBGrt^$M
a) 综合系数的计算 h1 RSVp+?n
由 ， 经直线插入，知道因轴肩而形成的理论应力集中为 ， ， 54,er$$V
（[2]P38附表3-2经直线插入） /
1RpM]d
轴的材料敏感系数为 ， ， jdN` mosJ
（[2]P37附图3-1） =w JX 0A|
故有效应力集中系数为 } \f0 A-
mv><HqDL1
qK+5 NF|
查得尺寸系数为 ，扭转尺寸系数为 ， }ZI7J
（[2]P37附图3-2）（[2]P39附图3-3） R_KH"`q
轴采用磨削加工，表面质量系数为 ， Wqnc{oq |$
（[2]P40附图3-4） r% _djUd
轴表面未经强化处理，即 ，则综合系数值为 :s,Z<^5a)g
SM '|+ d
G*m 0\
b) 碳钢系数的确定 baasGa3}s
碳钢的特性系数取为 ， |)&%A%m
c) 安全系数的计算 4*L_)z&4;
轴的疲劳安全系数为 l}
/F *
.`lCWeHN
%>yL1BeA4
Gt1U!dP
故轴的选用安全。 R- :2HRaA
{ax:RUQxy
I轴： b}f~il
1．作用在齿轮上的力 Dv"9 qk
FH1=FH2=337/2=168.5 ]d] ]'Hk
Fv1=Fv2=889/2=444.5 > I?IPQB
sB</ D S
2．初步确定轴的最小直径 4Ig;3 ^%71
_#niyW+?~
r$1Qf}J3=
3．轴的结构设计 s1rCpzK0
1） 确定轴上零件的装配方案 $ `c:&
uZ5p#M_
hM{bavd
2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 PsYp xNr
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。 eavV?\uV%
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。 zda 3
,U2o
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。 \G[ $:nS
g) 该段轴要安装齿轮，考虑到轴肩要有2mm的圆角，经标准化，定为40mm。 F847pyOJnf
h) 为了齿轮轴向定位可靠，定位轴肩高度应达5mm，所以该段直径选为46mm。 @- xjfC\d
i) 轴肩固定轴承，直径为42mm。 %4H%?4
j) 该段轴要安装轴承，直径定为35mm。 !Ee:o"jG{
2） 各段长度的确定
DrR@n~
各段长度的确定从左到右分述如下： ,2q-D&)\Z
a) 该段轴安装轴承和挡油盘，轴承宽18.25mm，该段长度定为18.25mm。 L#J1b!D&<6
b) 该段为轴环，宽度不小于7mm，定为11mm。 Za9q jBH
c) 该段安装齿轮，要求长度要比轮毂短2mm，齿轮宽为90mm，定为88mm。 ![1rzQvGDb
d) 该段综合考虑齿轮与箱体内壁的距离取13.5mm、轴承与箱体内壁距离取4mm（采用油润滑），轴承宽18.25mm，定为41.25mm。 *T/']t
e) 该段综合考虑箱体突缘厚度、调整垫片厚度、端盖厚度及联轴器安装尺寸，定为57mm。 vgPCQO([
f) 该段由联轴器孔长决定为42mm | (93gJ
_U(
u[YGm:}
4．按弯扭合成应力校核轴的强度 %Zi} MPx
W=62748N.mm }OUt sh ]y
T=39400N.mm e=
AKD#
45钢的强度极限为 ，又由于轴受的载荷为脉动的，所以 。 fex@,I&
YWLj?+
@5FQX
III轴 #a6iuO0I
1．作用在齿轮上的力 M >u_4AY
FH1=FH2=4494/2=2247N az$FnVNn=
Fv1=Fv2=1685/2=842.5N fVlB=8DNk&
vzM ^$V
2．初步确定轴的最小直径 i@yC-))bY
wT@og|M
pP_LR
ks}
3．轴的结构设计 Cy e.g sCT
1） 轴上零件的装配方案 6Oq 7#3]
\D4:Nt#
Hka2
2） 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 D~m*!w*
I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII @]j1:PN-
直径 60 70 75 87 79 70 { FkF
长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25 v N:Ng
:X=hQ:>P
'DR!9De
m`XHKRp
jp,4h4C^)
5．求轴上的载荷 7! N s m
Mm=316767N.mm TbU#96"~.
T=925200N.mm A^g(k5M*
6. 弯扭校合 &~CI<\o P
]k S G R
.Mbz3;i0
vP &(-a
b}` T Ln
滚动轴承的选择及计算 7#XzrT]
I轴： dd;~K&_Q/i
1．求两轴承受到的径向载荷 <E~'.p,
5、 轴承30206的校核 :;}P*T*PU
1） 径向力 m0wDX*Qn
23PG q%R
dPlV>IM$z
2） 派生力 jA1 +x:Wq
， fhiM U8(&
3） 轴向力 Ui ~>SN>s
由于 ， 54 T`OE
=
所以轴向力为 ， !L(^(;$Kgr
4） 当量载荷 (QEG4&9
由于 ， ， [y(MCf19
所以 ， ， ， 。 pBHR a?Y5
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 01]f2.5
Et$2Y-L.
5） 轴承寿命的校核 B\~}3!j
-@'FW*b
( .:e,l{U%
II轴： H_a[)DT
6、 轴承30307的校核 }bxs]?OW>
1） 径向力 r!v\"6:OM
(PL UFT
aE8VZ8tvq
2） 派生力 wk^B"+Uhy
， #a#F,ZT
3） 轴向力 w )f#V s
由于 ， Jy)/%p~
所以轴向力为 ， sJZ iI}Xc
4） 当量载荷 6nn *]|7
由于 ， ， 3";q[&F9y
所以 ， ， ， 。 4#D,?eA 7
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 x}4q {P5$
w;M#c
Y
5） 轴承寿命的校核 \bXa&Lq
10&8-p1/mc
Rq -ZL{LR7
III轴： VbYdZCC
7、 轴承32214的校核 /vt3>d%B;
1） 径向力 z{q`G wW
awRX1:T#;O
Qs!5<)6
2） 派生力 W?& %x(6M
， 0- gAyiKx?
3） 轴向力 5P bW[
由于 ， kh<2BOV
所以轴向力为 ， C!gZN9-
4） 当量载荷 Cp N>p.kM
由于 ， ， " bG2:
所以 ， ， ， 。 8ag!K*\ V<
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 WH\d| 1)
+@ UV?"d
5） 轴承寿命的校核 @ Qe0! (_=
pH ;%ELZ
DU^loB+
键连接的选择及校核计算 ceA9) {
SbZ6t$"
代号 直径 y_,bu^+*
（mm） 工作长度 vO=fP_
（mm） 工作高度 +ZYn? #IQ
（mm） 转矩 ) oZ dj`
（N•m） 极限应力 NK+ o1
（MPa） %<5'=t'|-U
高速轴 8×7×60（单头） 25 35 3.5 39.8 26.0 K3C <{ #r
12×8×80（单头） 40 68 4 39.8 7.32 x-c"%Z|
中间轴 12×8×70（单头） 40 58 4 191 41.2 M|-)GvR$J
低速轴 20×12×80（单头） 75 60 6 925.2 68.5 Kw}'W
8` c
18×11×110（单头） 60 107 5.5 925.2 52.4 -Za /p@gM
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。 pAEx# ck
?2a $*(
连轴器的选择 V&i;\ 9
由于弹性联轴器的诸多优点，所以考虑选用它。 G byJ:
Efe 7gE'
二、高速轴用联轴器的设计计算 5 ;?yCWc
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 ， 2 c}E(8e]
计算转矩为 ^Cmyx3O^
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） E7hhew
其主要参数如下： $'TM0Yu,
材料HT200 POW>~Tof1
公称转矩 6z kaOA46V
轴孔直径 ， }G=M2V<L
kza 5ab
轴孔长 ， !k%# R4*>
装配尺寸
lr?;*f^3
半联轴器厚 l:%GH
（[1]P163表17-3）（GB4323-84） PH"%kCI:
zi:BF60]=
三、第二个联轴器的设计计算 Bx!-" e
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 ， =43auFY-P
计算转矩为 mmsPLv 6
所以选用弹性柱销联轴器TL10（GB4323-84） ]4{H+rw
其主要参数如下： MDN-- p08
材料HT200 Q\)F;: |
公称转矩 _ |p8M!
轴孔直径 *I'yH8Fcn
轴孔长 ， E4!Fupkpf
装配尺寸 Al'3 ?
半联轴器厚 M2|is ~
（[1]P163表17-3）（GB4323-84） /(T?j!nPE
u>$t'
JRFtsio*
=xrv~
减速器附件的选择 d3Rw!slIq
通气器 z~Q)/d,Ac
由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M18×1.5 OB7hlW
油面指示器 fnY.ao1-s[
选用游标尺M16 BHw, 4#F1;
起吊装置 eQ"E
采用箱盖吊耳、箱座吊耳 SaCh
7 ^
放油螺塞 a T<q=DO
选用外六角油塞及垫片M16×1.5 M;NX:mX9
k8Xm n6X
润滑与密封 HThcn1u~^b
一、齿轮的润滑 q=G+Tocv
采用浸油润滑，由于低速级周向速度为，所以浸油高度约为六分之一大齿轮半径，取为35mm。 &{RDM~
zJXplvaL;
二、滚动轴承的润滑 j9,P/K$:w
由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。 {t!!Uz 7
*kVV+H<X|b
三、润滑油的选择 AEuG v}#
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。 q =Il|Nb>
]~%6JJN7
四、密封方法的选取 ^ &)|sP
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。 I |J/F}@p
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。 >MK98(F
轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。 B:QHwzd
w:l"\Tm
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设计小结 yBRC *0+Vy
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。 rbQR,Nf2x
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参考资料目录 bx Wa oWE0
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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； _FEF x
[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； Sz RmF1<
[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； a: S -
[5]《工程机械构造图册》，机械工业出版社，刘希平主编 6 r_)sHf
[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； p8Q1-T3v
[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。 vI]N^ j2%
}-fl$j?9E
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