目 录 2p8}6y:}7
-n`2>L1
设计任务书……………………………………………………1 "AHuq%j
传动方案的拟定及说明………………………………………4 S)G*+)
电动机的选择…………………………………………………4 +&8'@v $
计算传动装置的运动和动力参数……………………………5 7N[Cs$_]
传动件的设计计算……………………………………………5
@d6N[?3;
轴的设计计算…………………………………………………8 ;F\sMf{
滚动轴承的选择及计算………………………………………14 K{]\}7+
键联接的选择及校核计算……………………………………16 !9. `zW"40
连轴器的选择…………………………………………………16 [35>T3Ku
减速器附件的选择……………………………………………17 >Ms_bfSK
润滑与密封……………………………………………………18 A>QAR)YP
设计小结………………………………………………………18 ny[\yj4F
参考资料目录…………………………………………………18 D 13bQ&\B-
-owap -Va
机械设计课程设计任务书 dZ'H'm;,!
题目：设计一用于带式运输机传动装置中的同轴式二级圆柱齿轮减速器 }n$I #G}\/
一． 总体布置简图 MnD^jcx
s, ;L6nX"
t{Gc, S!]5
3"iJ/Hc}9
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 d/xGo[?$
Gque@u
二． 工作情况： DO9_o 9'
载荷平稳、单向旋转 h&:6S
Cc!LJ
三． 原始数据 5Z(#)sa0Og
鼓轮的扭矩T（N•m）：850 AWz|HF#-
鼓轮的直径D（mm）：350 ,ko0XQBl
运输带速度V（m/s）：0.7 )dZ1$MC[
带速允许偏差（％）：5 }} w Z
使用年限（年）：5 $o> 6Io|D
工作制度（班/日）：2 u1_NC;
]5j1p6 ;(`
四． 设计内容 ^F`\B'8MF
1. 电动机的选择与运动参数计算； tY6Qhhu S:
2. 斜齿轮传动设计计算 :, Ad1(
3. 轴的设计 -{s9PZ3~_
4. 滚动轴承的选择 ^<QF * !
5. 键和连轴器的选择与校核； .V?>Jhok
6. 装配图、零件图的绘制 %n:ymc
$}
7. 设计计算说明书的编写 uE:`Fo=y
yc3i> w`
五． 设计任务 UWg+7RL
1． 减速器总装配图一张 ({kOgOeC
2． 齿轮、轴零件图各一张 )SsO,E+t=U
3． 设计说明书一份 u^]Z {K_B
p )w{}@%r
六． 设计进度 T96M=?wh!
1、 第一阶段：总体计算和传动件参数计算 _"'0^F$I
2、 第二阶段：轴与轴系零件的设计 >J_%'%%f
3、 第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 BF+i82$zo
4、 第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 3IDX3cM9
iE=:}"pI"
L t\=E8&rh
SH#!Y
sD ,FJ:dy
+IPMI#n
- {|
2RC@Fu~zaU
传动方案的拟定及说明 jv'q :uA ^
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。 ` beU2N
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。 2kVQ#JyuRI
bd@1j`i
vN3uLz'<
电动机的选择 #JW~ &;
1．电动机类型和结构的选择 i $;y
因为本传动的工作状况是：载荷平稳、单向旋转。所以选用常用的封闭式Y（IP44）系列的电动机。 P_N i
5s)
|FH|l#bu>
2．电动机容量的选择 NncII5z
1） 工作机所需功率Pw o `}(1$a >
Pw＝3.4kW ` } :~,E
2） 电动机的输出功率 Tl`HFZQ1
Pd＝Pw/η TOXZl3 s5#
η＝ ＝0.904 Xhm)K3RA*T
Pd＝3.76kW 4'BZ +A,p
n>i}O!agg
3．电动机转速的选择 njg\y
nd＝（i1’•i2’…in’）nw 1QJB4|5R#
初选为同步转速为1000r/min的电动机 7bC)Co#:
Q 2nqA1sRk
4．电动机型号的确定 ;;lOu~-*$p
由表20－1查出电动机型号为Y132M1-6,其额定功率为4kW，满载转速960r/min。基本符合题目所需的要求。 ;J&9 l
>
RLr^6+v)U
l fJ
lXD
计算传动装置的运动和动力参数 ;iT ZzmB
传动装置的总传动比及其分配 {;E]#=|
1．计算总传动比 `}|$eF&
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： LQ3J$N
i＝nm/nw ;P!x /Ct
nw＝38.4 wzz> N@|
i＝25.14
D/ ]
4 +'d">+|
2．合理分配各级传动比 w-?|6I}T
由于减速箱是同轴式布置，所以i1＝i2。 |]'0z0>
因为i＝25.14，取i＝25，i1=i2=5 '
速度偏差为0.5%<5%，所以可行。 z`KP
}-
各轴转速、输入功率、输入转矩 A~%h*nZc%I
项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮 APM! xX=N
转速（r/min） 960 960 192 38.4 38.4 ]iE) 8X
功率（kW） 4 3.96 3.84 3.72 3.57 CwQRHi
转矩（N•m） 39.8 39.4 191 925.2 888.4 c&;Xjy
传动比 1 1 5 5 1 ^b@&O-&s
效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97 ERZWK
;/= 6~%
传动件设计计算 i *2l4
1． 选精度等级、材料及齿数 ]0@
06G(y
1） 材料及热处理； Bl!R
bh\
选择小齿轮材料为40Cr（调质），硬度为280HBS，大齿轮材料为45钢（调质），硬度为240HBS，二者材料硬度差为40HBS。 * J|]E(
2） 精度等级选用7级精度； %% A==_b
3） 试选小齿轮齿数z1＝20，大齿轮齿数z2＝100的； Zt H{2j0
4） 选取螺旋角。初选螺旋角β＝14° Gn} ^BJN
2．按齿面接触强度设计 6qH^&O][
因为低速级的载荷大于高速级的载荷，所以通过低速级的数据进行计算 odNHy JS0
按式（10—21）试算，即 I4\
c+f9
dt≥ X w_6SR9C
1） 确定公式内的各计算数值 )h,-zAnZ
（1） 试选Kt＝1.6 F
uJ=]T
（2） 由图10－30选取区域系数ZH＝2.433 unN=yeut
（3） 由表10－7选取尺宽系数φd＝1 +#MQ8d
（4） 由图10－26查得εα1＝0.75，εα2＝0.87，则εα＝εα1＋εα2＝1.62 wS}Rl}#Oh?
（5） 由表10－6查得材料的弹性影响系数ZE＝189.8Mpa 6
~d\+aV
（6） 由图10－21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1＝600MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限σHlim2＝550MPa； Zq\Vq:MX
（7） 由式10－13计算应力循环次数 ]#t5e>o|
N1＝60n1jLh＝60×192×1×（2×8×300×5）＝3.32×10e8 ST7Xgma-
N2＝N1/5＝6.64×107 I^itlQ
[y(AdZ0*
（8） 由图10－19查得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.95；KHN2＝0.98 UV j1nom
（9） 计算接触疲劳许用应力 j O6yZ t
取失效概率为1％，安全系数S＝1，由式（10－12）得 ZK co
[σH]1＝＝0.95×600MPa＝570MPa V H2/
[σH]2＝＝0.98×550MPa＝539MPa f$p7L.d<
[σH]＝[σH]1＋[σH]2/2＝554.5MPa kRH;c,E@
FErK r)
2） 计算 zt HEXM.
（1） 试算小齿轮分度圆直径d1t > J>|+W
d1t≥ w;(B4 ^?
= =67.85 JTI 'W
'Bb@K[=s
（2） 计算圆周速度 pSh$#]mZ`
v= = =0.68m/s W9%B9~\G;+
9d1 G u"
（3） 计算齿宽b及模数mnt o dTg.m
b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm &j_:VP
mnt= = =3.39 |cd=7[B
h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm /! HFi>
b/h=67.85/7.63=8.89 T^XU5qgN
kF o&!
（4） 计算纵向重合度εβ ? =a,
εβ= =0.318×1×tan14 =1.59 PP_fTacX
（5） 计算载荷系数K -|x Y T+?%
已知载荷平稳，所以取KA=1 F\( 7B#
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， KuohUH+
故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42 **L3T3$)
由表10—13查得KFβ=1.36 ?7CHHk
由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数 yNk E>
K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05 e lzKt Vw
Mh;rhQ
（6） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10—10a）得 1?5UVv_F
d1= = mm=73.6mm `p{,C `g,R
$dgez#TPL
（7） 计算模数mn K`% I!Br
mn = mm=3.74 I7/X6^/}
3．按齿根弯曲强度设计 6K
6uB
~
由式(10—17) kx _PMp c
mn≥ {%Ujp9 i
1） 确定计算参数 Q1(6U6L
（1） 计算载荷系数 %*`yd.L0W
K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96 GtNGrJU
Q($aN-
（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 $bv l.c
y/}ENUG R
（3） 计算当量齿数 u{"@
4
z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 #w:6<$
z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47 l5bd);L tq
（4） 查取齿型系数 YM EI
J}
由表10－5查得YFa1=2.724；Yfa2=2.172 #m<<]L(o8W
（5） 查取应力校正系数 +HxL>\
由表10－5查得Ysa1=1.569；Ysa2=1.798 ZF sJeF'"
"-;l{tL
% B{NH~
（6） 计算[σF] !Nf N16
σF1=500Mpa Ap [}[:U
σF2=380MPa Jxy94y*
KFN1=0.95 )-4xI4
KFN2=0.98 A"8"e*
[σF1]=339.29Mpa OK"B`*
[σF2]=266MPa rJ UXA<:2
（7） 计算大、小齿轮的 并加以比较 Q]]5\C.
= =0.0126 K@PQLL#yJp
= =0.01468 rtM!|apr
大齿轮的数值大。 d|8iD`sZz
/2\%X`]<
2） 设计计算 >IzUn: 0F
mn≥ =2.4 vHz]-Q-|9
mn=2.5 / kY|P Y
}7H8Y}m
4．几何尺寸计算 #=hI}%n
1） 计算中心距
G$"$k=[
z1 =32.9，取z1=33 \%! ~pfM I
z2=165 g,
%xGQ4+
a =255.07mm VY9|8g/
a圆整后取255mm }`,}e 259
+s'qcC
2） 按圆整后的中心距修正螺旋角 tsA+B&R_]
β=arcos =13 55’50” 4mY(* 2:HC
-O S&(7
3） 计算大、小齿轮的分度圆直径 9(/ ;Wutj"
d1 =85.00mm 1E*No1
d2 =425mm a|x1aN 0
:2KLziO2
4） 计算齿轮宽度 $`emP
Hel
b=φdd1 rK\ )
b=85mm
Z E*m;
B1=90mm，B2=85mm 6DFF:wrm&
WD^ !G;}
5） 结构设计 !)(c_ uz
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。 vNhi5EU
RG)!v6
轴的设计计算 -U?Udmov
拟定输入轴齿轮为右旋 9N [PZD
II轴： v){&g 5djl
1．初步确定轴的最小直径 'xUyGj:
d≥ ＝ =34.2mm V2I"m
2．求作用在齿轮上的受力 rR4_=S<Mi:
Ft1= =899N WUM&Lq
k"
Fr1=Ft =337N AAr[xo iYp
Fa1=Fttanβ=223N； DJ)z~W2I*
Ft2=4494N W(oJ{ R&m{
Fr2=1685N R`wL%I!?f
Fa2=1115N VV*Z5U@b
K{}U[@_tS
3．轴的结构设计 ER O'{nT&
1） 拟定轴上零件的装配方案 L* Mt/
G $TLWfm
i. I-II段轴用于安装轴承30307，故取直径为35mm。 Vs-])Q?7J
ii. II-III段轴肩用于固定轴承，查手册得到直径为44mm。 }hralef #N
iii. III-IV段为小齿轮，外径90mm。 E*ug.nxy
iv. IV-V段分隔两齿轮，直径为55mm。 iINd* eXb^
v. V-VI段安装大齿轮，直径为40mm。 :@:i *2=
vi. VI-VIII段安装套筒和轴承，直径为35mm。 Zz<k^
,m-z D
2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 :Rh?#yO 5
1. I-II段轴承宽度为22.75mm，所以长度为22.75mm。 F_9e ju^|
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。 Q2c| sK8
3. III-IV段为小齿轮，长度就等于小齿轮宽度90mm。 .a%D:4GYR
4. IV-V段用于隔开两个齿轮，长度为120mm。 k !S0-/ h
5. V-VI段用于安装大齿轮，长度略小于齿轮的宽度，为83mm。 0UEEvD5
6. VI-VIII长度为44mm。 +rw?k/
S <C'#vj
.{ ` :
/STFXR1@.u
4． 求轴上的载荷 ZqhCGHy
66 207.5 63.5 U[EM<5 @I
c/Fy1Lv\
@)A) cBv#
}F d4;
]
y9 cDPwi:b
!o+Y" * /
Bb 5|+b P
b ^wL{q
[Bn C_^[W
=IQ+9Fl2
poZ04Uxo>
Lo^0VD!O
B{UL(6\B
*=Ko"v
}
+FD"8 ^YC
5OUGln5
:+%"kgJNL
Fr1=1418.5N < j}n/G]
Fr2=603.5N S]E1+,-*
查得轴承30307的Y值为1.6 KMO(f!?
Fd1=443N 3*< O-Jr
Fd2=189N J* Dt\[ X
因为两个齿轮旋向都是左旋。 D00I!D16
故：Fa1=638N RRW/. y
Fa2=189N ~=$0=)c
>WfkWUb
5．精确校核轴的疲劳强度 {MP8B'r-6
1） 判断危险截面 : +Na 8\d
由于截面IV处受的载荷较大，直径较小，所以判断为危险截面 L *a:j
xq`mo
2） 截面IV右侧的 T r|B:)X
]ow$VF{y
截面上的转切应力为 42* y27Dtm
BHoy:Tp
由于轴选用40cr，调质处理，所以 Gk<M@d^hQ
， ， 。 :@BAiKa[wa
（[2]P355表15-1） bXVH7F y
a) 综合系数的计算 =L,s6J8_'
由 ， 经直线插入，知道因轴肩而形成的理论应力集中为 ， ， >?-etl
（[2]P38附表3-2经直线插入） !i >&z ?
轴的材料敏感系数为 ， ， }I3 ZNd
（[2]P37附图3-1） n}KF) W=
故有效应力集中系数为 6n[O8^
d']CBoK
!*[Fw1-J
查得尺寸系数为 ，扭转尺寸系数为 ， }BTK+Tk8
（[2]P37附图3-2）（[2]P39附图3-3） O*;$))<wX
轴采用磨削加工，表面质量系数为 ， xF:}a:c@H
（[2]P40附图3-4） e70#"~gt[
轴表面未经强化处理，即 ，则综合系数值为 Mnj\t3:
6Z09)}tZb
!V<c:6"
b) 碳钢系数的确定 s|p,UK
碳钢的特性系数取为 ， ~.Fe LWP
c) 安全系数的计算 >XTDN
轴的疲劳安全系数为 ]H ze
Ue:LKK1Gsr
1!(Og~#(
@1+gY4g
故轴的选用安全。 mEL<d,XhI
1L~y!il
I轴： ~>& Jks_Q
1．作用在齿轮上的力 41-u*$
FH1=FH2=337/2=168.5 7D5 [
L
Fv1=Fv2=889/2=444.5 NOC8h\s}(
*d~).z)
2．初步确定轴的最小直径 C?xah?Sk
HPGIz!o
kn$2_I9
3．轴的结构设计 l(irNKutgo
1） 确定轴上零件的装配方案 8iv0&91 Z
}u3Q*oAGl
I_?+;<n
2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 /Bt+Ov3k
d) 由于联轴器一端连接电动机，另一端连接输入轴，所以该段直径尺寸受到电动机外伸轴直径尺寸的限制，选为25mm。 Ff eX;pi
e) 考虑到联轴器的轴向定位可靠，定位轴肩高度应达2.5mm，所以该段直径选为30。 Ch] `@(l
f) 该段轴要安装轴承，考虑到轴肩要有2mm的圆角，则轴承选用30207型，即该段直径定为35mm。 (]_smsok
g) 该段轴要安装齿轮，考虑到轴肩要有2mm的圆角，经标准化，定为40mm。 %S`ygc}|
h) 为了齿轮轴向定位可靠，定位轴肩高度应达5mm，所以该段直径选为46mm。 L=7Y~aL=
i) 轴肩固定轴承，直径为42mm。 hSl6 X3W
j) 该段轴要安装轴承，直径定为35mm。 `_MRf[Z}
2） 各段长度的确定 ";kwh8wB
各段长度的确定从左到右分述如下： teQ <v[W.
a) 该段轴安装轴承和挡油盘，轴承宽18.25mm，该段长度定为18.25mm。 5L?_AUL
b) 该段为轴环，宽度不小于7mm，定为11mm。 0A,u!"4[
c) 该段安装齿轮，要求长度要比轮毂短2mm，齿轮宽为90mm，定为88mm。 6dH> 0l
d) 该段综合考虑齿轮与箱体内壁的距离取13.5mm、轴承与箱体内壁距离取4mm（采用油润滑），轴承宽18.25mm，定为41.25mm。 g!QX#_~Il
e) 该段综合考虑箱体突缘厚度、调整垫片厚度、端盖厚度及联轴器安装尺寸，定为57mm。 `6No6 .\J
f) 该段由联轴器孔长决定为42mm Kia34 ~W
"dkDT7
/v <FH}
4．按弯扭合成应力校核轴的强度 /8cfdP Ba
W=62748N.mm (BT{\|,V_m
T=39400N.mm %@,%A_So k
45钢的强度极限为 ，又由于轴受的载荷为脉动的，所以 。 &c AFKYt
bZ5cKQ\6
T{CCZ"Fv
III轴 KUV(vAY,
1．作用在齿轮上的力 M~?2g.o'D
FH1=FH2=4494/2=2247N b41f7t=
Fv1=Fv2=1685/2=842.5N )yl;i
=q\Ghqj1
2．初步确定轴的最小直径 9} *Pb6
3D}rxI8N
+A;AX .mr
3．轴的结构设计 7hzd.
1） 轴上零件的装配方案 y/.I<5+Bu
ov
'g'1}
<r KfL`8p
2） 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 (r9W[
I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII 2Wx~+@1y
直径 60 70 75 87 79 70 MnPk+eNJm
长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25 af>^<q
n b30<h
E,}(jAq7
G m~2s;/
ev4f9Fh u
5．求轴上的载荷 8[B0[2O
Mm=316767N.mm mS9ITe
M
T=925200N.mm d#U~>wr
6. 弯扭校合 %.rVIc"
gebDNl\Y2
+a'["Gjq;
m\.(-
,]L sX"u
滚动轴承的选择及计算 E4cPCQyeH
I轴： 2v\< MrL
1．求两轴承受到的径向载荷 NY3 /mS3w
5、 轴承30206的校核 VprrklZ
1） 径向力 khb/ "VYd
=K;M\_k%y
@c -| Sl
2） 派生力 eJy}W /
， 3EA+tG4KnO
3） 轴向力 {3qlx1w
由于 ， <- (n48
所以轴向力为 ， &C m$%3
4） 当量载荷 `gX $N1(
由于 ， ， hRI?>an
所以 ， ， ， 。 2uzy]faM
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 ?'^dYQ4
~vscATQ
5） 轴承寿命的校核 -%ftPf m
c \.7Z=D
(7A- cC
II轴： 7?p>v3 4A
6、 轴承30307的校核 w!rw%
1） 径向力 .L8g( F(=:
7m. >2U
L(q~%
2） 派生力 '&!:5R5 9
， mIW /x/I
3） 轴向力 9CFh'>}$
由于 ， miB+'n"zS
所以轴向力为 ， / _! Ed]
4） 当量载荷 ^ 0g !,L
由于 ， ， 2rWPqG4e
所以 ， ， ， 。 #By~gcN
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 sEHA?UP$<F
sI5S)^'IQ
5） 轴承寿命的校核 <T`&NA@%~$
-J;;6aA
$6~t|[7:%Y
III轴： B&"c:)1
C2
7、 轴承32214的校核 5I&Dk4v
1） 径向力 7 qL B 9r
)ml#2XP! f
j_0xE;g"]
2） 派生力 >^GAf vW
， a49t/
3） 轴向力 dYZB>
O S
由于 ， W.^R/s8O%5
所以轴向力为 ， E]0Qz?
W
4） 当量载荷 B) B R
y%
由于 ， ， = \ IUBH+C
所以 ， ， ， 。 2.
f8uq
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 fS]Z`U"
]Q -.Y-J/O
5） 轴承寿命的校核 J]5ZWo%
,!QtViA7
*YP:-
键连接的选择及校核计算 P-\65]`C
q"u,r6ED
代号 直径 OWZ;X }x
（mm） 工作长度 ot,= .%O
（mm） 工作高度 Rnw v/)
（mm） 转矩 E&;;2
（N•m） 极限应力 g(l:>= g]?
（MPa） S\sy] 1*?$
高速轴 8×7×60（单头） 25 35 3.5 39.8 26.0 a,eEP43dn
12×8×80（单头） 40 68 4 39.8 7.32 >"[Nmx0;w
中间轴 12×8×70（单头） 40 58 4 191 41.2 BFQ`Ab+
低速轴 20×12×80（单头） 75 60 6 925.2 68.5 v+W4wD
18×11×110（单头） 60 107 5.5 925.2 52.4 'H (khS
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。 tja7y"(]
T/?C_i
连轴器的选择 0RHjA& r3v
由于弹性联轴器的诸多优点，所以考虑选用它。 CcZM0
X nB-1{a1
二、高速轴用联轴器的设计计算 Pv\-D<&@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 ， NdB:2 P
计算转矩为 #]J"j]L
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） ?ajVf./Ja
其主要参数如下： ^qNZ!V4T
材料HT200 p /gf
公称转矩 22Oe~W ;
轴孔直径 ， n 9Ktn}
#kp +e)F
轴孔长 ， >2mV {i&
装配尺寸 }tbZ[:T{K
半联轴器厚 [ 0H]L{yV
（[1]P163表17-3）（GB4323-84） >g,i"Kg
.q'{ 3
三、第二个联轴器的设计计算 Hm]\.ZEy
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 ， Bkdt[qDn5P
计算转矩为 ?I7%ueFY
所以选用弹性柱销联轴器TL10（GB4323-84） .50ql[En
其主要参数如下： pDt 45
材料HT200 2U) 0k *
公称转矩 AS a)xf9
轴孔直径 :z2G
a
轴孔长 ，
*z__$!LR
装配尺寸 `%$+rbo~
半联轴器厚 Z L'krV
（[1]P163表17-3）（GB4323-84） G"U^ ]$(+K
Xj$'i/=-+c
h"dn:5G:=
j#
n
减速器附件的选择 Hx NoV.q
通气器 0A F}wz>
由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M18×1.5 c"pu"t@/Z
油面指示器 ddw^oU
选用游标尺M16 <X ([VZ
起吊装置 }r|$\ms
采用箱盖吊耳、箱座吊耳 !f G}<6&i
放油螺塞 ;]_h")4"c
选用外六角油塞及垫片M16×1.5 ?L6pB]l8b
\I 7,1I
润滑与密封 ;+rcT;_^/
一、齿轮的润滑 u_6x{",5I
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。 ^< Zye>KO
VJgYXPE
`
二、滚动轴承的润滑 _z53r+A
由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。 `{xKU8j^
U&gI_z[
三、润滑油的选择 H4uHCkj
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。 y0,>_MS
!_>o2
四、密封方法的选取 [BFPIVD)h]
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。 xo#K_"E
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。 P9 q ZjBS
轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。 5 -POY ug
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Y/y`c- VO
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设计小结 'EG/)0t`
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。 Z=s.`? Z
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参考资料目录 b ; U
[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； ov,[F< GT
[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； ap Wv+A
[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； L+ _
JKc
[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； #^xj"}o@
[5]《工程机械构造图册》，机械工业出版社，刘希平主编 )jm !^m
[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； 5QZ}KNJ|t~
[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。 EC7)M}H
&+ UnPE(
[p:5]
