目 录 +E[)@ ;T
meD (ja
设计任务书……………………………………………………1 ! HC<aWb
传动方案的拟定及说明………………………………………4 JU.%;e7
电动机的选择…………………………………………………4 zQ+t@;g 1
计算传动装置的运动和动力参数……………………………5 JB_`lefW,'
传动件的设计计算……………………………………………5 E\N=p&g$
轴的设计计算…………………………………………………8 EZfa0jJD
滚动轴承的选择及计算………………………………………14 'vIkA=
键联接的选择及校核计算……………………………………16 0l@+xS;
连轴器的选择…………………………………………………16 t P{$}cEY
减速器附件的选择……………………………………………17 *03/ :q ^(
润滑与密封……………………………………………………18
)fL*Ws6
设计小结………………………………………………………18 PCfs6.*5Mf
参考资料目录…………………………………………………18 5z>\'a1U
I@M^Wu]wW
机械设计课程设计任务书 ~B\:
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 9iNns;^`q
一． 总体布置简图 OFbg]{ub?
9v2 ;
r2'rf pQ
2:F
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
>MrU^t
x@}Fn:c!5
二． 工作情况： @v=q,A8_
载荷平稳、单向旋转 2H "iN[2A
~=ys~em e
三． 原始数据 ~m U_ `o
鼓轮的扭矩T（N•m）：850 elB 8
鼓轮的直径D（mm）：350 W fNMyI
运输带速度V（m/s）：0.7 74 (J7
带速允许偏差（％）：5 VAt9JE;#
使用年限（年）：5 y*(j{0yd
工作制度（班/日）：2 /vMyf),2
fC|u
四． 设计内容 GA}^Rh`T-
1. 电动机的选择与运动参数计算； _AbEQ\P{
2. 斜齿轮传动设计计算 $ '*BS
3. 轴的设计 +cH(nZ* f
4. 滚动轴承的选择 2GzpWV(
5. 键和连轴器的选择与校核； j@ !}r|-T
6. 装配图、零件图的绘制 < z)G& h@
7. 设计计算说明书的编写 D .`\ ^a
j 56 An6g
五． 设计任务 ulM&kw.4i
1． 减速器总装配图一张 ,2 bAKa
2． 齿轮、轴零件图各一张 %Eg e^4PE
3． 设计说明书一份 v2sU$M
`1]9(xwhQ0
六． 设计进度 V}-o): dI|
1、 第一阶段：总体计算和传动件参数计算 Y cpO;md
2、 第二阶段：轴与轴系零件的设计 T%/w^27E
3、 第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 Q$j48,e
4、 第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 tvRy8u;
1bkUT_
hh&y2#Io
pa-4|)q Y
1+($"$ZC&B
edx'p`%d5
DA ~ELje^j
I_7EfAqg(
传动方案的拟定及说明 wP"|$ HN
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。 >oDP(]YGg
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。 k^jCB>b
'bPo 5V|
A l}PJz\
电动机的选择 l.l~K%P'h
1．电动机类型和结构的选择
H>6; 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。 < Q) }
Xs@ ^D,
2．电动机容量的选择 K~T\q_ZPZ
1） 工作机所需功率Pw *pp1Wa7O
Pw＝3.4kW 89mre;v`
2） 电动机的输出功率 eCD,[At/
Pd＝Pw/η U{(07GNm#
η＝ ＝0.904 !@k @7~i
Pd＝3.76kW YU(*kC8
^/vWK\-
3．电动机转速的选择 tb3fz")UC
nd＝（i1’•i2’…in’）nw m28w4
初选为同步转速为1000r/min的电动机 [)n}!5fE
|3ETF|)?
4．电动机型号的确定 ><c5Humr
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。 7!w nx.
Un{ ln*AR\
0u2uYiE-l
计算传动装置的运动和动力参数 QPE. b-S
传动装置的总传动比及其分配 tC-KW~&
1．计算总传动比 ZN eqsN{
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： Fg_s'G,`
i＝nm/nw ,6 \f4/
nw＝38.4 cLC7U?-
i＝25.14 e}AJxBE
UROi.976D
2．合理分配各级传动比 :/%xK"
由于减速箱是同轴式布置，所以i1＝i2。 ?ovGYzUZ
因为i＝25.14，取i＝25，i1=i2=5 ]
Nipo'N;
速度偏差为0.5%<5%，所以可行。 KB A%
各轴转速、输入功率、输入转矩 ' PYqp&gJ
项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮 N\p]+[6
转速（r/min） 960 960 192 38.4 38.4 v=-3 ,C
功率（kW） 4 3.96 3.84 3.72 3.57 ,s&~U<Z
转矩（N•m） 39.8 39.4 191 925.2 888.4 Uy|=A7Ad
c
传动比 1 1 5 5 1 -wMW@:M_
效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97 [ {LnE:
j)6B^!
传动件设计计算 ^|(4j_.(e
1． 选精度等级、材料及齿数 ~ O=| v/]
1） 材料及热处理； T<k1?h^7
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。 Q9tE ^d+%
2） 精度等级选用7级精度； u@u.N2H.%
3） 试选小齿轮齿数z1＝20，大齿轮齿数z2＝100的； W+C_=7_
4） 选取螺旋角。初选螺旋角β＝14° i9U_r._qj;
2．按齿面接触强度设计 wN hR(M7
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 5THS5'
按式（10—21）试算，即 U C/2&7 ?
dt≥ ) '`AX\
1） 确定公式内的各计算数值 C?|3\@7
（1） 试选Kt＝1.6 lILtxVBO2o
（2） 由图10－30选取区域系数ZH＝2.433 ,!u@:UBT
（3） 由表10－7选取尺宽系数φd＝1 $:
m87cR~
（4） 由图10－26查得εα1＝0.75，εα2＝0.87，则εα＝εα1＋εα2＝1.62 ! H=k7 s
（5） 由表10－6查得材料的弹性影响系数ZE＝189.8Mpa i/~QJ1C
（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； Sb4PCt
（7） 由式10－13计算应力循环次数 Z1&GtM
N1＝60n1jLh＝60×192×1×（2×8×300×5）＝3.32×10e8 UZXcK l>u
N2＝N1/5＝6.64×107 kS#DKo
RTBBb:eX
（8） 由图10－19查得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.95；KHN2＝0.98 B00wcYM<1r
（9） 计算接触疲劳许用应力 _D,f 4.R
取失效概率为1％，安全系数S＝1，由式（10－12）得 Cf =q_\0|W
[σH]1＝＝0.95×600MPa＝570MPa "`*a)'.'^c
[σH]2＝＝0.98×550MPa＝539MPa m&0BbyE.z
[σH]＝[σH]1＋[σH]2/2＝554.5MPa A-C)w/7
Q1\k`J
2） 计算 G,|]a#w&v.
（1） 试算小齿轮分度圆直径d1t lc?m KW9
d1t≥ \(U " _NPp
= =67.85 wW! r}I#
bNpIC/#0K
（2） 计算圆周速度 &z X 3
v= = =0.68m/s SA+%c)j29
nf.:5I.
（3） 计算齿宽b及模数mnt Y\Qxdq
b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm 8 w8I:*
mnt= = =3.39 .>64h H
h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm v&b.Q:h*'
b/h=67.85/7.63=8.89 jvc?hUcLKT
C6V&R1" s
（4） 计算纵向重合度εβ }A )36
εβ= =0.318×1×tan14 =1.59 KD"&_PX
（5） 计算载荷系数K ={E! 8 "
已知载荷平稳，所以取KA=1 ~{,vg4L
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， ?}3PJVy ?
故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42 Sa?5iFg
由表10—13查得KFβ=1.36 >yA,@ %X
由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数 t-7[Mk9 @
K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05 feI[M;7u
>6l ;/ J
（6） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10—10a）得 3ES[ N.V#
d1= = mm=73.6mm KjwY'aYwr:
&QOWW}
（7） 计算模数mn <.=#EV^i
mn = mm=3.74 j
#I:6yA3
3．按齿根弯曲强度设计 ?%xhe
由式(10—17) ,D@ ;i
mn≥ V)1:LLRW
1） 确定计算参数 Q
f+p0 E;
（1） 计算载荷系数 3q|cZQK!1
K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96 :m++ iR
<{NYD .
（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 @ "{' j
UrhM)h?%
（3） 计算当量齿数 a ?,[w'7FU
z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 $D/bU lFx
z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47 MB8SB
（4） 查取齿型系数 ,bVS. A'o
由表10－5查得YFa1=2.724；Yfa2=2.172 ~6-"i0k
（5） 查取应力校正系数 :e&n.i^
由表10－5查得Ysa1=1.569；Ysa2=1.798 iIGI=EwZ
\>Ga-gv6/
)zW%\s*'
（6） 计算[σF] qF{DArc
σF1=500Mpa ||=[k jG~
σF2=380MPa Zc %foK {
KFN1=0.95 X Yb^C s;
KFN2=0.98 ' ybth
[σF1]=339.29Mpa Ev+HW x~Y
[σF2]=266MPa 'wz\tT ^
（7） 计算大、小齿轮的 并加以比较 =CjNtD2]
= =0.0126 A{aw<
P|+
= =0.01468 < g 3du~
大齿轮的数值大。 =sE 2}/g
~[| V3h4v
2） 设计计算 z/N s5
mn≥ =2.4 jD '
mn=2.5 g V"qV
WxVn&c\
4．几何尺寸计算 .:{h{@a
1） 计算中心距 |*tWF!
D6`
z1 =32.9，取z1=33 @K$VV^wp
z2=165 s&dO/}3uR]
a =255.07mm ^)f{q)to
a圆整后取255mm aNE9LAms
3XeXzPj
2） 按圆整后的中心距修正螺旋角 4<G?
β=arcos =13 55’50” *xE"8pN/
m]Fa EQVoE
3） 计算大、小齿轮的分度圆直径 9Z,*h-o
d1 =85.00mm E0"10Qbi
d2 =425mm lAdDu
bA@
/B'
4） 计算齿轮宽度 9VoDhsKk
b=φdd1 m~)Fr8Wh6
b=85mm tZaD ${
B1=90mm，B2=85mm V$/u
mje <d"bW
5） 结构设计 q2x|%H RF
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。 lx \qp`w
@+'c+
轴的设计计算 op hH 9D
拟定输入轴齿轮为右旋 Y {B9`Z
II轴： (^sh
1．初步确定轴的最小直径 \Fj5v$J-
d≥ ＝ =34.2mm x9 &-(kBU
2．求作用在齿轮上的受力 B4]AFR I
Ft1= =899N #yW.o'S +
Fr1=Ft =337N -O|& c9W.O
Fa1=Fttanβ=223N； EY+/.=$x
Ft2=4494N 3@^MvoC
Fr2=1685N t)-*.qZh
Fa2=1115N WnD^F>
%1Bn_
3．轴的结构设计 Ua):y) A
1） 拟定轴上零件的装配方案 j?EskT 6
.z=U= _e
i. I-II段轴用于安装轴承30307，故取直径为35mm。 3gb| x?
ii. II-III段轴肩用于固定轴承，查手册得到直径为44mm。 U't E^W
iii. III-IV段为小齿轮，外径90mm。
w3^NL(>
iv. IV-V段分隔两齿轮，直径为55mm。 drW~)6Lr@
v. V-VI段安装大齿轮，直径为40mm。 kf<c, 3A
vi. VI-VIII段安装套筒和轴承，直径为35mm。 S8
:"<B)
8 6 *;z-G
2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 _i5mC,OffN
1. I-II段轴承宽度为22.75mm，所以长度为22.75mm。 a% Uw;6|{
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。 ]JOephX2R
3. III-IV段为小齿轮，长度就等于小齿轮宽度90mm。 kmryu=
4. IV-V段用于隔开两个齿轮，长度为120mm。 HbcOTd)=5
5. V-VI段用于安装大齿轮，长度略小于齿轮的宽度，为83mm。 `/z_rqJ0CL
6. VI-VIII长度为44mm。 o4$Ott%Wm
9]"S:{KSCn
6SE6AL<b
<3d;1o
4． 求轴上的载荷 vt//)*(.$
66 207.5 63.5 =WC-Sj{I
bF*NWm$Lf
dXmV@ Noo
_w 5RK(
_@Y"$V]=Vt
A]7<'el =
{jjSJIV1
0axxQ!Ivx
F8H'^3`b`U
oBr.S_Qe
;x-(kIiE
dm6~
)l_ @t(_
O` WIkBV!
blGf !4H
zF8'i=b&
qz 9tr
Fr1=1418.5N ?>af'o:
Fr2=603.5N ;6ky5}z
查得轴承30307的Y值为1.6 J {`eLmTu
Fd1=443N vv6?V# {
Fd2=189N EeB ]X24
因为两个齿轮旋向都是左旋。 3 t)v %S|k
故：Fa1=638N VU|;:
Fa2=189N 4[TR0bM%
Cs w E
5．精确校核轴的疲劳强度 %a];
1） 判断危险截面 {XgnZ`*
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 *5e+@rD`
~]BMrg n
2） 截面IV右侧的 d t_e
-?<4Og[^
截面上的转切应力为 ?vgH"W~3>
q@n^ZzTx
由于轴选用40cr，调质处理，所以 mf fIf1f
， ， 。 RW_q~bA9
（[2]P355表15-1） pQMtj0(y
a) 综合系数的计算 a8$kNtA
由 ， 经直线插入，知道因轴肩而形成的理论应力集中为 ， ， ,`32!i
（[2]P38附表3-2经直线插入） DdSSd@,x*
轴的材料敏感系数为 ， ， MAqLIf<G
（[2]P37附图3-1） ;Wc4qJ.@
故有效应力集中系数为 /4$4h;_8
&.Q8Mi
aT
[3N[i(Wlk
查得尺寸系数为 ，扭转尺寸系数为 ， w5KPB5/zu
（[2]P37附图3-2）（[2]P39附图3-3） u=r`t(Z1H
轴采用磨削加工，表面质量系数为 ， #`;/KNp 9
（[2]P40附图3-4） Ue*C>F
轴表面未经强化处理，即 ，则综合系数值为 |Ps% M|8~
$Z?\>K0i
@*MC/fe
b) 碳钢系数的确定 p@YB?#Im
碳钢的特性系数取为 ， 1 5{Y9!
c) 安全系数的计算 :!fG; )=
轴的疲劳安全系数为 ZDx@^P y
Qv LZg
9!U@"~yB
w!SkWS b,~
故轴的选用安全。 'Z&;uv,l
4v'A\~ZU
I轴： w,1Ii }d9
1．作用在齿轮上的力 06*rWu9P3
FH1=FH2=337/2=168.5 K93p"nHN
Fv1=Fv2=889/2=444.5 O7t(,uox3y
)US:.7A[.
2．初步确定轴的最小直径 N^w'Hw0
Q;u SWt<{
'
GG=Ebt
3．轴的结构设计 >T jJ A #
1） 确定轴上零件的装配方案 B[5r|d'
;AJTytE>%
7=XL!:P
2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 %XTcP2pRJ
d) 由于联轴器一端连接电动机，另一端连接输入轴，所以该段直径尺寸受到电动机外伸轴直径尺寸的限制，选为25mm。 E7zm{BX]
e) 考虑到联轴器的轴向定位可靠，定位轴肩高度应达2.5mm，所以该段直径选为30。 WO</Mw
f) 该段轴要安装轴承，考虑到轴肩要有2mm的圆角，则轴承选用30207型，即该段直径定为35mm。 AVw%w&|%
g) 该段轴要安装齿轮，考虑到轴肩要有2mm的圆角，经标准化，定为40mm。 ,8MLoZ _
h) 为了齿轮轴向定位可靠，定位轴肩高度应达5mm，所以该段直径选为46mm。 \5)h tL1F
i) 轴肩固定轴承，直径为42mm。 BxK^?b[E8
j) 该段轴要安装轴承，直径定为35mm。 sZ&G%o
2） 各段长度的确定 ]bi)$j.9s
各段长度的确定从左到右分述如下： S8, Z;y
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。 o*g|m.SjL
b) 该段为轴环，宽度不小于7mm，定为11mm。 B;K`q
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。 ;z~n.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。 [&?8,Q(
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。 sj?3M@l95W
f) 该段由联轴器孔长决定为42mm V D S23Bo
*Vw\'%p*
\C^;k%{LV
4．按弯扭合成应力校核轴的强度 ^! 8P<y
W=62748N.mm 1xE]6he4{T
T=39400N.mm 4*.K'(S5fx
45钢的强度极限为 ，又由于轴受的载荷为脉动的，所以 。 3]&o*Ib1`_
>wHxmq8F5<
Va
VN
III轴 R%D'`*+
1．作用在齿轮上的力 L6Wt3U`l
FH1=FH2=4494/2=2247N
!R-z%
Fv1=Fv2=1685/2=842.5N <"D=6jqZ
jjM\. KL]
2．初步确定轴的最小直径 bI.t <;
!2UOC P
Nc Pgq?3p
3．轴的结构设计 [+ m?G4[
1） 轴上零件的装配方案 2`GE
#@@Mxr'F
.`<@m]m-
2） 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 &UCsBqIY
I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII @+F4YJmB?l
直径 60 70 75 87 79 70 klgy;jSEr
长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25 &N~ZI*^
fb~=Y$|
'J&f%kx"
XdLCbY
}]n$ %g (
5．求轴上的载荷 @~c 6qh
Mm=316767N.mm -<v~snq'
T=925200N.mm e!Y0-=?nf#
6. 弯扭校合 jcNT<}k
C
iy.2A!f^.
:c9U>1`g&
3p2P=
T
VvFC -r,=G
滚动轴承的选择及计算 0;4t&v 7
I轴： #_ Z$2L"U
1．求两轴承受到的径向载荷 i
wxVl)QL
5、 轴承30206的校核 6hZ@ ;Q=b
1） 径向力 P&m\1W(
R 8rfM?" W
kr$ b^"Ku
2） 派生力 ydw)mT44K
， ?pgG,=?
3） 轴向力 ;S 0Kh"A
由于 ， [.RO'>2z
所以轴向力为 ， 7\*FEjRM]
4） 当量载荷 P =3RLL<l
由于 ， ， MX4]Vpv
所以 ， ， ， 。 / XnhmqWm%
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 jM-)BP6f4
!RyO\>:q
5） 轴承寿命的校核 c wg
!j!l
WD Fjp
[=B$5%A
II轴： [,2|F lf
e
6、 轴承30307的校核 Ig3;E+*>
1） 径向力 b'6- dU%
8-y{a.,u.
7j nIv];i
2） 派生力 yG Wnod'
， vSi_t
K4
3） 轴向力 8NaqZ+5x
由于 ， Dfq(Iv
所以轴向力为 ， >``MR%E:<
4） 当量载荷 T \w?$ s
由于 ， ， 1x,[6H
所以 ， ， ， 。 c@v {`d
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 oB74y
CR6R?R3b
5） 轴承寿命的校核 Or
!+._3i
5@^ dgq
Q{B}ef
III轴： LM&y@"wfm
7、 轴承32214的校核 CHV*vU<N
1） 径向力 7 ^w >Rj
JK.ZdY%
Vp >|hj po
2） 派生力 x\Z'2?u}
， ]E ] 2o
3） 轴向力 E ;<l(.Ar
由于 ， $Y5)(
所以轴向力为 ， +3KEzo1=)
4） 当量载荷 0P\$ 2lk
由于 ， ， detwa}h[0
所以 ， ， ， 。 UQB "v3Z
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 6oF 7:lt
K_K5'2dE
5） 轴承寿命的校核 u|4$+ QiD
%/9
EORdeH
`'V4PUe
键连接的选择及校核计算 XS$OyW_Q
7O, U?p
代号 直径 4wrk2x[
（mm） 工作长度 6;|n]m\Vd
（mm） 工作高度 MNSbtT*^
（mm） 转矩 2(/g}
（N•m） 极限应力 8T(e.I
（MPa） bf9a 1<\
高速轴 8×7×60（单头） 25 35 3.5 39.8 26.0 $V1;l a!
12×8×80（单头） 40 68 4 39.8 7.32 A^p[52`
中间轴 12×8×70（单头） 40 58 4 191 41.2 ar:+;.n
低速轴 20×12×80（单头） 75 60 6 925.2 68.5 n> ^[T[.S
18×11×110（单头） 60 107 5.5 925.2 52.4 1UKg=A -q
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。 (
H6c{'&
:>+s0~
连轴器的选择 Y[L-7^o@y
由于弹性联轴器的诸多优点，所以考虑选用它。 N 5 $c] E
rL}Y LR
二、高速轴用联轴器的设计计算 ?2>FdtH
由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为 ， g55`A`5%C
计算转矩为 _cu:aktf2
所以考虑选用弹性柱销联轴器TL4（GB4323-84），但由于联轴器一端与电动机相连，其孔径受电动机外伸轴径限制，所以选用TL5（GB4323-84） jAud {m*T
其主要参数如下： D}v mwg@3
材料HT200 A] XZnQ
公称转矩 QcgfBsv96
轴孔直径 ， .w] GWL
< P`u}
轴孔长 ， )KP5Wud X
装配尺寸 _)\c&.p]f
半联轴器厚 ;& A SkI
（[1]P163表17-3）（GB4323-84） :H c0b=
;X?mmv'
三、第二个联轴器的设计计算 h(5P(` M
由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为 ， /c,(8{(O
计算转矩为 *k19LI.5
所以选用弹性柱销联轴器TL10（GB4323-84） {RF-sqce
其主要参数如下： z@w Mc
EH
材料HT200 VZ\B<i
公称转矩 *cEob b
轴孔直径 f"St&q>[s
轴孔长 ， n/h,Lr)Z
装配尺寸 L: z?Zt)|
半联轴器厚 ca>Z7qT!
（[1]P163表17-3）（GB4323-84） &\Amn?Iq
z(H^..<!5
~ {Mn{
N&M~0iw
减速器附件的选择 {6}eN|4~#
通气器 ?yj6CL(,
由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M18×1.5 lIProF0
油面指示器 TY Qwy*
选用游标尺M16 1Uqu> '
起吊装置 >$ e9igwe
采用箱盖吊耳、箱座吊耳 q=#}
yEG
放油螺塞 G8;w{-{m
选用外六角油塞及垫片M16×1.5 bP^Je&nS*
;v$4$D ]L
润滑与密封 =dFv/F/RW
一、齿轮的润滑 [3@):8
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。 l~ M_S<4n
vPD] hs
二、滚动轴承的润滑 [h,Q Bz
由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。 8)4P Ll
Z"A Qp _
三、润滑油的选择 >h r{JJe
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。 %%4t~XC#
Uy$)%dYfq5
四、密封方法的选取 }6@pJ G
选用凸缘式端盖易于调整，采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。 K=,F#kn
密封圈型号按所装配轴的直径确定为（F）B25-42-7-ACM，（F）B70-90-10-ACM。 xQ@^$_
轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。 w.0qp)}
V# `fs|e;y
_-#'j2
#cCL.p"]
设计小结 Q_Gi]M9
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。 ph-ATJ"
Et/&^&=\-
参考资料目录 D &/L:
[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； dS< C@(
[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； V 7Mh- ]
[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； / <]{KI
[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； m`F N IY
[5]《工程机械构造图册》，机械工业出版社，刘希平主编
0gfA#|'
[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； zNIsf "
[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。 u,w :SM@*(
LH@j8YB5u
[p:5]
