目 录 #, #_"
yQrgOdo,w
设计任务书……………………………………………………1 e` 4mrBtz|
传动方案的拟定及说明………………………………………4 uQ W)pD{_
电动机的选择…………………………………………………4 Cb+sE" x]
计算传动装置的运动和动力参数……………………………5 kC.dJ2^j+
传动件的设计计算……………………………………………5 3%)cUkD
轴的设计计算…………………………………………………8 QlGK+I>y;
滚动轴承的选择及计算………………………………………14 K:U =Y$ x
键联接的选择及校核计算……………………………………16 v)du]
连轴器的选择…………………………………………………16 u;t<rEC2
减速器附件的选择……………………………………………17 t08U9`w
润滑与密封……………………………………………………18 ompr})c
设计小结………………………………………………………18 oYw?kxR Z
参考资料目录…………………………………………………18 <9pI ~\@w
%6cr4}Zm}
机械设计课程设计任务书 jo"nK,r
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 bW
W!,-|R
一． 总体布置简图 w]g Ld
B1}i0pV,,
> V(C>^%->
I'P|:XKI
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 En&7 e
DIGw4g4Kt
二． 工作情况： /9ORVV
载荷平稳、单向旋转 HHx:s2G
M#^q
<K %
三． 原始数据 9mD dX
鼓轮的扭矩T（N•m）：850 @M\JzV4 A[
鼓轮的直径D（mm）：350 ]#M"|iTR
运输带速度V（m/s）：0.7 Jzf+"%lv
带速允许偏差（％）：5 DL,R~
使用年限（年）：5 z!6_u@^-
工作制度（班/日）：2 I '0[
X{#^O/
四． 设计内容 -`q!mdA2
1. 电动机的选择与运动参数计算； qY-aR ;
2. 斜齿轮传动设计计算 "T5jz#H#/
3. 轴的设计 zKP[]S -
4. 滚动轴承的选择 TE&E f$h
5. 键和连轴器的选择与校核； 3|$?T|#B
6. 装配图、零件图的绘制 &G%AQpDW5
7. 设计计算说明书的编写 :j+E]|d(~6
\)2 8,`
五． 设计任务 *=@8t^fa86
1． 减速器总装配图一张 c= 2E/x?
2． 齿轮、轴零件图各一张 9'p| [?]v
3． 设计说明书一份 +jrx;xwot
`P\H{
六． 设计进度 R~oY
R,L;
1、 第一阶段：总体计算和传动件参数计算 pu MVvo
2、 第二阶段：轴与轴系零件的设计 3\ajnd|
3、 第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 ?T73BL=
4、 第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 [5xm>Y &}
;L87
%P(.
`GqF/ ?i
/TbJ CZ
!"phz&E5ah
6 p;Pf9
f
7Z]?a
tz65Tn_M
传动方案的拟定及说明 AIl`>ac
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。 W\<OCD%X
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。 e #5WX
< *iFVjSI(
<8%+-[(
电动机的选择 L'
_%zO
1．电动机类型和结构的选择 A["6dbvv
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。 ';.TQ_I7Y
XKp( 31])
2．电动机容量的选择 @I Y<i5(
1） 工作机所需功率Pw 9J%O$sF
Pw＝3.4kW UV% o&tv|<
2） 电动机的输出功率 5D3&E_S
Pd＝Pw/η q:>`|~MX
η＝ ＝0.904 )`k+Oyvi<
Pd＝3.76kW T:Q+ Z }v+
q:vN3#=^qf
3．电动机转速的选择 e+Mm!\ ;`
nd＝（i1’•i2’…in’）nw
L9h L@
初选为同步转速为1000r/min的电动机 QN;NuDHN
jMWTNZ
4．电动机型号的确定 OvdBU cp[
由表20－1查出电动机型号为Y132M1-6,其额定功率为4kW，满载转速960r/min。基本符合题目所需的要求。 : 1'1 n
h Q Att
Mf"(P. GIS
计算传动装置的运动和动力参数 ;,/G*`81B
传动装置的总传动比及其分配 6UN{Vjr%`
1．计算总传动比 jz'%(6#'gW
由电动机的满载转速nm和工作机主动轴转速nw可确定传动装置应有的总传动比为： k"dE?v\cG
i＝nm/nw Yo5 ged]i
nw＝38.4 /;TD n>lq
i＝25.14 HU
+271A8
3Qv9= q|[b
2．合理分配各级传动比 r +]a
由于减速箱是同轴式布置，所以i1＝i2。 T?n [1%K
因为i＝25.14，取i＝25，i1=i2=5 RionKiN
速度偏差为0.5%<5%，所以可行。 -K^(L #G
各轴转速、输入功率、输入转矩 /$ 8& r
项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮 2#`d:@r
转速（r/min） 960 960 192 38.4 38.4 -uAGG?ZER
功率（kW） 4 3.96 3.84 3.72 3.57 ;rh =63g
转矩（N•m） 39.8 39.4 191 925.2 888.4 ('_S1 ?y
传动比 1 1 5 5 1 _ Axw$oYS
效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97 VF -[ O
BH^cR<<j
传动件设计计算 N:^4On VR
1． 选精度等级、材料及齿数 ^SUo-N''
1） 材料及热处理； odeO(zuU
选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。 ='/#G0W
2） 精度等级选用7级精度； {=^< yK2q
3） 试选小齿轮齿数z1＝20，大齿轮齿数z2＝100的； w@N)Pu
4） 选取螺旋角。初选螺旋角β＝14° 2zjY|g/
2．按齿面接触强度设计 + L 5
因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算 ]w8h#p
按式（10—21）试算，即 X p|$z ~
dt≥ 7z&^i-l .
1） 确定公式内的各计算数值 |Pse=_i
（1） 试选Kt＝1.6 Mm^6*L]
（2） 由图10－30选取区域系数ZH＝2.433 ,(yaW d6
（3） 由表10－7选取尺宽系数φd＝1 e $5s],,n
（4） 由图10－26查得εα1＝0.75，εα2＝0.87，则εα＝εα1＋εα2＝1.62 xUs1-O1i
（5） 由表10－6查得材料的弹性影响系数ZE＝189.8Mpa KC\W6|NtGj
（6） 由图10－21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1＝600MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限σHlim2＝550MPa； ,+_gx.H2j
（7） 由式10－13计算应力循环次数 U%2{PbL
N1＝60n1jLh＝60×192×1×（2×8×300×5）＝3.32×10e8 kdm@1x
N2＝N1/5＝6.64×107 _ZuI x=!
i\L7z)u
（8） 由图10－19查得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.95；KHN2＝0.98 0?g& < q
（9） 计算接触疲劳许用应力 6nk.q|n:g
取失效概率为1％，安全系数S＝1，由式（10－12）得 R<>uCF0
[σH]1＝＝0.95×600MPa＝570MPa 41XXL$
[σH]2＝＝0.98×550MPa＝539MPa o,
qB Mo^.
[σH]＝[σH]1＋[σH]2/2＝554.5MPa apm,$Vvjy
.V^h< d{
2） 计算 ukX KUYNm8
（1） 试算小齿轮分度圆直径d1t zL:k(7E
d1t≥ k*T&>$k}^
= =67.85 QTI^?@+N>
iHOvCrp+X
（2） 计算圆周速度 ,6\oT;G
v= = =0.68m/s 8x6{[Tx
x8h=3e$
（3） 计算齿宽b及模数mnt $5yH8JU
b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm cp 7;~i3
mnt= = =3.39 MW.,} f
h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm U| 1&=8 l
b/h=67.85/7.63=8.89 ~M J3-<I
yi1V \8DC
（4） 计算纵向重合度εβ R 9Y k9v
εβ= =0.318×1×tan14 =1.59 .*w3 ryQ
（5） 计算载荷系数K {cYbM[}U"
已知载荷平稳，所以取KA=1 Ds%~J
根据v=0.68m/s,7级精度，由图10—8查得动载系数KV=1.11；由表10—4查的KHβ的计算公式和直齿轮的相同， Js8d{\0\
故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42 ;h U~nj+{
由表10—13查得KFβ=1.36 =Cr
F(wVO"
由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数 4}=Z+tDu>
K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05 ,G(bwE9~
k'Z$#
（6） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10—10a）得 h]okY49hY
d1= = mm=73.6mm [kg*BaG:
p[gq^5WuC
（7） 计算模数mn 5},kXXN{ +
mn = mm=3.74 9ioV R
3．按齿根弯曲强度设计 ,1-#Z"~c
由式(10—17) 'x\{sv
mn≥ J"RmV@|
1） 确定计算参数 <)9 E .h
（1） 计算载荷系数 R a?0jcSQ$
K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96 Q" an6ht|
~ f>km|Q{u
（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 H;eOrX {GT
@8 GW?R
（3） 计算当量齿数 MDKiwT@#
z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 k7Z 1Y!n7
z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47 j*)K>
\
（4） 查取齿型系数 IGtqY8
由表10－5查得YFa1=2.724；Yfa2=2.172 0E#3XhU
（5） 查取应力校正系数 vErlh :~e
由表10－5查得Ysa1=1.569；Ysa2=1.798 B& )o:P7h
rn8t<=ptH3
4
U`5=BI
（6） 计算[σF] >T~d uwS
σF1=500Mpa O:,Fif?;
σF2=380MPa ; X3bgA']
KFN1=0.95 BPz lt
KFN2=0.98 ?rgk
[σF1]=339.29Mpa )D q/f W
[σF2]=266MPa YV0K &d
（7） 计算大、小齿轮的 并加以比较 {$mj9?n=v
= =0.0126 ?rn#S8nNx<
= =0.01468 2 r=A'
大齿轮的数值大。 l6EDl0~r
Hh1OD?N )
2） 设计计算 <+c6CM$#}V
mn≥ =2.4 K+_ $
WT_
mn=2.5 f}>S"fFI
kdry a
4．几何尺寸计算 [8QE}TFic
1） 计算中心距 jF BnP,WQ
z1 =32.9，取z1=33 ,HQaS9vBQ
z2=165 xc+h
Fx
a =255.07mm 7Q9zEd" d
a圆整后取255mm C}{$'#DV2
yr
/p3ys
2） 按圆整后的中心距修正螺旋角 isP4*g&%x
β=arcos =13 55’50” fX HN m$"n
Vi~F
Q
3） 计算大、小齿轮的分度圆直径 e/<Og\}P/
d1 =85.00mm A"@C }f
d2 =425mm :8~*NSEFd
Rg6e7JVu
4） 计算齿轮宽度 GUyc1{6
b=φdd1 /# M|V6n
b=85mm z;_d?S <*m
B1=90mm，B2=85mm v5 yOh5
Qx mVImn"
5） 结构设计 {AY `\G
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。 @edi6b1W
t3 q0|S
轴的设计计算 g [P 8
拟定输入轴齿轮为右旋 Tl!}9/Q5E:
II轴： hf GA7P"
1．初步确定轴的最小直径 VlVd"jW
d≥ ＝ =34.2mm dB`YvKr#
2．求作用在齿轮上的受力 &z F1&J58z
Ft1= =899N 2EOt .4cP
Fr1=Ft =337N @])qw_
Fa1=Fttanβ=223N； oh5 fNx
Ft2=4494N {qm(Z+wcmb
Fr2=1685N ^L; `F
Fa2=1115N :LL>C)(f
^ 6~CA
3．轴的结构设计 ^AUmIyf_
1） 拟定轴上零件的装配方案 a"{tq Nc
[;D4,@A
i. I-II段轴用于安装轴承30307，故取直径为35mm。 m.MOn3 n]
ii. II-III段轴肩用于固定轴承，查手册得到直径为44mm。 V$wf;v0d (
iii. III-IV段为小齿轮，外径90mm。 mb*L'y2r
iv. IV-V段分隔两齿轮，直径为55mm。 rBP!RS l1
v. V-VI段安装大齿轮，直径为40mm。 ]OoqU-q
vi. VI-VIII段安装套筒和轴承，直径为35mm。 ! m$OI:rr
~h;c3#wuc
2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 '(kySf[
1. I-II段轴承宽度为22.75mm，所以长度为22.75mm。 MS6^= ["
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。 '$M=H.
3. III-IV段为小齿轮，长度就等于小齿轮宽度90mm。 "~4ULl< i'
4. IV-V段用于隔开两个齿轮，长度为120mm。 \)ac,i@fy
5. V-VI段用于安装大齿轮，长度略小于齿轮的宽度，为83mm。 \HDRr*KO
6. VI-VIII长度为44mm。 E#_TX3B
UKx9 1a}g
tWi@_Rlx;
v!ULErs
4． 求轴上的载荷 .3,s4\.kT
66 207.5 63.5 c8gdY`
3_IuK 6K2
] w FFGy
;h3uMUCml
7 [5 5
lhx6+w
)L`0VTw'M
!h2ZrT9
_
A1p;Ye>o~
O F COMM
Bya !pzbpr
'?_; s9)
U ]fE(mpI9
rZZueYuXO
a[)i n ,3
v\t$. _at
Tc@r# !.m
Fr1=1418.5N 0vUX^<
Fr2=603.5N G LL,
查得轴承30307的Y值为1.6 QdG_zK>|e
Fd1=443N AMvM H
Fd2=189N r 9@W8](\
因为两个齿轮旋向都是左旋。 }7vX4{Yn
故：Fa1=638N 9xC,i
)
Fa2=189N #P- S.b
&&|*GAjJ
5．精确校核轴的疲劳强度 jGd{*4{3+
1） 判断危险截面 Rw*l#cr=.
由于截面IV处受的载荷较大，直径较小，所以判断为危险截面 xF5q=%n
c0u!V+V%
2） 截面IV右侧的 \A _g
8OZc:/
截面上的转切应力为 Ym-uElWo
a>Uk<#>2?a
由于轴选用40cr，调质处理，所以 ~j mHzF kQ
， ， 。 Uw5 z]Jck
（[2]P355表15-1） I*
\o
a) 综合系数的计算 _;{n+i[
由 ， 经直线插入，知道因轴肩而形成的理论应力集中为 ， ， s*:J=+D]G
（[2]P38附表3-2经直线插入） x9~d_>'A
轴的材料敏感系数为 ， ， v-X1if1 %
（[2]P37附图3-1） |~W!Y\l-
故有效应力集中系数为 2Q )"~3
91r#lDR
t*82^KDU
查得尺寸系数为 ，扭转尺寸系数为 ， LqPn$rZ|$
（[2]P37附图3-2）（[2]P39附图3-3） !Z,h5u\.w
轴采用磨削加工，表面质量系数为 ， '
V;cA$ $
（[2]P40附图3-4） fC2e}WR
轴表面未经强化处理，即 ，则综合系数值为 ^ :\|6`{n
l[l('-f
"Nn/vid;
b) 碳钢系数的确定 [(w _!|S
碳钢的特性系数取为 ， [(5;jUmF@
c) 安全系数的计算
s6rdQI]
轴的疲劳安全系数为
7<oLe3fbM
^~0\d;l_
.-'
oJUVW"X6
故轴的选用安全。 \D<rT)Tl
pcv (P
I轴： "C B*
1．作用在齿轮上的力 WsTbqR)W%
FH1=FH2=337/2=168.5 T#Qn\ 8
Fv1=Fv2=889/2=444.5 eR D?O
Z [yQKy
2．初步确定轴的最小直径 "6lf~%R"
q[nX<tO
kz(%8qi8&
3．轴的结构设计 d3+pS\&IX?
1） 确定轴上零件的装配方案 ~C{d2i
`)& -;CMY
!,+peMy
2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 ,o]"G[Jk
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。 vAbMU
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。 AiykIE R/
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?{BVWtl}
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。 H*!j\|v0
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。 [2gK^o&t
i) 轴肩固定轴承，直径为42mm。 >lU[
lf+/
j) 该段轴要安装轴承，直径定为35mm。 fKf5i@CvB@
2） 各段长度的确定 :;t*:iG
各段长度的确定从左到右分述如下： 29
L~SMf
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。 G %
b) 该段为轴环，宽度不小于7mm，定为11mm。 t(-noy)
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。 Xa.Qt.C
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。 ~&[Wqn@MZ
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。 .vj`[?T
f) 该段由联轴器孔长决定为42mm nKp='>Th
^<'5 V)
9; H R
4．按弯扭合成应力校核轴的强度 DF-`nD
W=62748N.mm OWx YV$
T=39400N.mm _|bIl%W;\'
45钢的强度极限为 ，又由于轴受的载荷为脉动的，所以 。 "G EJ9_a[
U,yU-8z/
3XYCtp8
III轴 +u#;k!B/>
1．作用在齿轮上的力 |G~LJsXW!v
FH1=FH2=4494/2=2247N Wjn1W;m&g
Fv1=Fv2=1685/2=842.5N 5m!FtHvm1
DnS#
cs~
2．初步确定轴的最小直径 nPj%EKdY4
'due'|#^
3 k py3z[%
3．轴的结构设计 !jL|HwlA
1） 轴上零件的装配方案 ,di'279|
$ -[V )]h
qv y~b
2） 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 + VkhM;'"C
I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII `9n%Dy<
直径 60 70 75 87 79 70 <RS@,
长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25 m!3b.2/h
z 0]K:YV_
AC@WhL
yT%"<m6Y*\
8Eyi`~cAiH
5．求轴上的载荷 U:ggZ`.
Mm=316767N.mm 2F[smUL
T=925200N.mm @,F 8gv*
6. 弯扭校合 Kv^ez %I
q{5wx8_U
GoP,_sd\O
+dw$IMwb
5@ecZ2`)+h
滚动轴承的选择及计算 zZ &L#
I轴： OvqCuX
1．求两轴承受到的径向载荷 -B-?z?+(O
5、 轴承30206的校核 REUWK#>
1） 径向力 WeNx9+2=Z
i_Dv+^&zV
r|wB&
PGW
2） 派生力 Ca?5bCI,
， wegu1Ny
3） 轴向力 7p%W)=v
由于 ， ^-?5 =\`5
所以轴向力为 ， C` ?6`$Y
4） 当量载荷 xdb9oH
由于 ， ， ,#3u. =IR[
所以 ， ， ， 。 mX3~rK>@~
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 qR^KvAEQSo
z/6/
5） 轴承寿命的校核 xP%`QTl\
Kk#g(YgNz
Pz#D9.D0
II轴： NSH20$A<
6、 轴承30307的校核 gD E',)3Q,
1） 径向力 Rp$t;=SMD
_9!*laR!2
N BHS
2） 派生力 wQbN5*82
， ^HYmi\`
3） 轴向力 wv0d"PKTS
由于 ， [~03Z[_"/
所以轴向力为 ， /+2;".
4） 当量载荷 sf )ojq6s
由于 ， ， Z0*Lm+d9z
所以 ， ， ， 。 :U)>um34e
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 8Q&.S)hrN
?O (KmDH
5） 轴承寿命的校核 kXimJL_<g
mi9B C9W(
L".Qf|b*
III轴： ;d$PQi
7、 轴承32214的校核 #v!(uuq,
1） 径向力 <YX )am'\y
;AyE(|U+
4a3Xz,[(a
2） 派生力 B;Pws$J
， 59K%bz5t
3） 轴向力 1,@-y#V_
由于 ， x xxM
所以轴向力为 ， HDqPqrWm
4） 当量载荷 Q79& Q04XN
由于 ， ， Zwy8 SD'L
所以 ， ， ， 。 [DrG;k ?
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 "q@OM f
o=i)s2
5） 轴承寿命的校核 3C'`c=
vlYDhjZk#
f1GV6/| m
键连接的选择及校核计算 xb J@ z {
{!5"Y(>X
代号 直径 i*3 4/
（mm） 工作长度 )zw}+z3st
（mm） 工作高度 rN6 @=uB
（mm） 转矩 m NkS! (L6
（N•m） 极限应力 Md a~@)7$
（MPa） U-.?+ `
高速轴 8×7×60（单头） 25 35 3.5 39.8 26.0 p \lS ) 9
12×8×80（单头） 40 68 4 39.8 7.32 `:WVp ~fn
中间轴 12×8×70（单头） 40 58 4 191 41.2 :NB|r
低速轴 20×12×80（单头） 75 60 6 925.2 68.5 T&Dt;CSF
18×11×110（单头） 60 107 5.5 925.2 52.4 q~*3 Bk~
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。 +zodkB~)
vd 7%#sHH&
连轴器的选择 d>"t* >i]>
由于弹性联轴器的诸多优点，所以考虑选用它。 8joJ e>9VJ
""`> v`\
二、高速轴用联轴器的设计计算 Gy{C*m7Q
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 ， M7Ej#Y
计算转矩为 \+OP!`
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） d"zbY\`
其主要参数如下： 2`4'Y.Qf
材料HT200 & sbA:xZBA
公称转矩 cU}j
Whu
轴孔直径 ， # Sfz^
i<<NKv8;
轴孔长 ， cJ9:XWW
装配尺寸 MGn:Gj"d
半联轴器厚
KQsS)ju
（[1]P163表17-3）（GB4323-84） S.o 9AUv9
9G(.=aOj,
三、第二个联轴器的设计计算 ]'Y
vI! r
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 ， RB1c!h$u
计算转矩为 S<^*jheO5
所以选用弹性柱销联轴器TL10（GB4323-84） 'A91i
其主要参数如下： (Bs0 /C
材料HT200 e 6s-;
公称转矩 ]p3hq1u3&
轴孔直径 x7 $U
轴孔长 ， $-""=O|"
装配尺寸 zRyZrt,%&
半联轴器厚 2YvhzL[um
（[1]P163表17-3）（GB4323-84） 6hKavzSi
;p ~@*c'E
T
xRa&1
hg7`jE&2
减速器附件的选择 f:L%th
通气器 k,0R pE
由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M18×1.5 FY"!%)TV
油面指示器 b ;\qF &T
选用游标尺M16 Nt 42v
起吊装置 kE QT[Lo
采用箱盖吊耳、箱座吊耳 ,lm.~% }P*
放油螺塞 -05zcIVo
选用外六角油塞及垫片M16×1.5 |YjuaXd7N
pK O\tkMJ
润滑与密封 u->UV:u
一、齿轮的润滑 !?B 9 0(
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。 yBO88rfh>
`WF?87l1
二、滚动轴承的润滑 %)_R>. >
由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。 Y<Y5H I"
c0ET]
三、润滑油的选择 -)@DH;[tb
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。 * %5#\ I
Gad! }dz
四、密封方法的选取 @;x|+@r
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:>+_ ^|
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。 (PU0\bGA
轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。 Ty\&ARjb 8
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设计小结 M9*7r\hqYV
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。 En 3Q %
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参考资料目录 SiHZco
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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； dix\hqZ
[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； UzFd@W u#
[5]《工程机械构造图册》，机械工业出版社，刘希平主编 ~Bn#A kL
[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； C)`ZI8
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_7 .Wz7 ]b
[p:5]
