目 录 99ZQlX
w EkW=
设计任务书……………………………………………………1 Ql\ GL"
传动方案的拟定及说明………………………………………4 Z>X -u eV
电动机的选择…………………………………………………4 54'z"S:W
计算传动装置的运动和动力参数……………………………5 W5yqnjK
$4
传动件的设计计算……………………………………………5 `[:f ;2(@
轴的设计计算…………………………………………………8 TnKe"TA|9
滚动轴承的选择及计算………………………………………14 6~2!ZU
键联接的选择及校核计算……………………………………16 G4=v2_]
连轴器的选择…………………………………………………16 UnO -?
减速器附件的选择……………………………………………17 RWoa'lnu
润滑与密封……………………………………………………18 W}Z|v
M$
设计小结………………………………………………………18 "C0oFRk
参考资料目录…………………………………………………18 \y0abxIHS
BGA.8qWR4
机械设计课程设计任务书 =UYc~VUYnT
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 Rq\.RR](
一． 总体布置简图 y t<K!=7&
{WC{T2:8
QGYmQ9m{kL
#=zh&`
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 dwmj*+
&]ImO
RN
二． 工作情况： fYH%vr)
载荷平稳、单向旋转 av5l gv)3
1YS{;
y[o
三． 原始数据 e <IT2tv>u
鼓轮的扭矩T（N•m）：850 ci*Z9&eS+
鼓轮的直径D（mm）：350 5X[=Q>
运输带速度V（m/s）：0.7 ?p}m[9@
带速允许偏差（％）：5 ~A6QX8a
使用年限（年）：5 yTmoEy. q
工作制度（班/日）：2 m"xw5aa>
T"dEa-O
四． 设计内容 g E:qMs;
1. 电动机的选择与运动参数计算； g8B@M*JA
2. 斜齿轮传动设计计算 3 UBG?%!$f
3. 轴的设计 ;up89a-,9
4. 滚动轴承的选择 }b~ZpUL!
5. 键和连轴器的选择与校核； e&wW lB![
6. 装配图、零件图的绘制 _STN ^
7. 设计计算说明书的编写 n32BHOVE
n*' |7 #;
五． 设计任务 :GO}G`jY
1． 减速器总装配图一张 >0u4>=#
2． 齿轮、轴零件图各一张 K 72U0}$B
3． 设计说明书一份 Y.=v!*p?}
Rb\\6 BU0
六． 设计进度 jtN2%w;
1、 第一阶段：总体计算和传动件参数计算 p5Y"W(5_
2、 第二阶段：轴与轴系零件的设计 - x7b6o>$
3、 第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 Dm n6{jy P
4、 第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 jYu H
zf
9r8*'.K`Z
V~ZAs+(2Z
up`!r;5-
}}K4 4<]u
M"5,8Q`PkI
Eiwo= = M
3C2L _ K3
传动方案的拟定及说明 llI`"a
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。 q]< cn2
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+QGd;}
p]IF=~b
vB KBMnSd
电动机的选择 mmEr2\L
1．电动机类型和结构的选择 vMDV%E S1t
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。 Oe*emUX7
kW5 g]Q
2．电动机容量的选择 > S TWt>s
1） 工作机所需功率Pw G' Jsk4:c
Pw＝3.4kW {_l@ws
2） 电动机的输出功率 X> =`{JS1
Pd＝Pw/η # (T
η＝ ＝0.904 1Y\g {A "
Pd＝3.76kW /J8y[aa
z4{ H=
3．电动机转速的选择 WFULQQ*
nd＝（i1’•i2’…in’）nw Mb uD8 B
初选为同步转速为1000r/min的电动机 Z6A*9m
8"Hy'JA$O
4．电动机型号的确定 %fo +Y+t
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。 U"af3c^2
+A3@{ 2
K1]H~'
计算传动装置的运动和动力参数 tJ i#bg%
传动装置的总传动比及其分配 V8 }yK$4b
1．计算总传动比 |fO Qm
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： iE!\) 7y
i＝nm/nw v :nm#P%P
nw＝38.4 uL\ B[<:
i＝25.14 w?Cqe
N
7q^o sOj"
2．合理分配各级传动比 :q<8:,rP
由于减速箱是同轴式布置，所以i1＝i2。 V^As@P8,'(
因为i＝25.14，取i＝25，i1=i2=5 Cpz'6F^oP
速度偏差为0.5%<5%，所以可行。 HSE9-c =
各轴转速、输入功率、输入转矩 :]v%6i.
项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮 C%9;~S
转速（r/min） 960 960 192 38.4 38.4 D
]: sR
功率（kW） 4 3.96 3.84 3.72 3.57 -O:+?gG
转矩（N•m） 39.8 39.4 191 925.2 888.4 # 4L[8(+V
传动比 1 1 5 5 1 )xy1 DA
效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97 kG^DHEne
nm_]2z O
传动件设计计算 ]<V[H
1． 选精度等级、材料及齿数 K?8{ y
1） 材料及热处理； ryg1o=1v/
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。 $h"tg9L^)
2） 精度等级选用7级精度； QX1QYwcm G
3） 试选小齿轮齿数z1＝20，大齿轮齿数z2＝100的； Zui2O-L?V
4） 选取螺旋角。初选螺旋角β＝14° N0,wT6.
2．按齿面接触强度设计 [#.E=s+&
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 *Fi`o_d9[`
按式（10—21）试算，即 %Q Ch#v=ks
dt≥ E LZCrh6*
1） 确定公式内的各计算数值 FctqE/>}I
（1） 试选Kt＝1.6 B"ZW.jM aI
（2） 由图10－30选取区域系数ZH＝2.433 )7l+\t
（3） 由表10－7选取尺宽系数φd＝1 lTBPq?4{
（4） 由图10－26查得εα1＝0.75，εα2＝0.87，则εα＝εα1＋εα2＝1.62 f 0A0uU8y
（5） 由表10－6查得材料的弹性影响系数ZE＝189.8Mpa D6=Z%h\*
（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； rXPq'k'h#-
（7） 由式10－13计算应力循环次数 d! mtSOh
N1＝60n1jLh＝60×192×1×（2×8×300×5）＝3.32×10e8 '/trM %<
N2＝N1/5＝6.64×107 `xMmo8u4
"7mY s)=
（8） 由图10－19查得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.95；KHN2＝0.98 mt u/kd'(
（9） 计算接触疲劳许用应力 ?5_~Kn%2
取失效概率为1％，安全系数S＝1，由式（10－12）得 * $~H=4t
[σH]1＝＝0.95×600MPa＝570MPa ^1^k<
[σH]2＝＝0.98×550MPa＝539MPa
jT}3Zn
[σH]＝[σH]1＋[σH]2/2＝554.5MPa KCu @5`p
>>o R@
2） 计算 J6r"_>)z
（1） 试算小齿轮分度圆直径d1t [ %7y !XD
d1t≥ veIR)i@dx
= =67.85 5 0uYU[W
+[C dd{2
（2） 计算圆周速度 ~47Bbom
v= = =0.68m/s (C>FM 8$J
Y /$`vgqs
（3） 计算齿宽b及模数mnt <Z GE mQ
b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm 3omFd#EP
mnt= = =3.39 J/X{
Y2f
h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm W/q-^Zkt,9
b/h=67.85/7.63=8.89 pESlBQ7{ I
ywWF+kR_
（4） 计算纵向重合度εβ INtt0Cm9"
εβ= =0.318×1×tan14 =1.59 Yt*2/jw^
（5） 计算载荷系数K K(@QKRZ7[
已知载荷平稳，所以取KA=1 D 1]%2:
根据v=0.68m/s,7级精度，由图10—8查得动载系数KV=1.11；由表10—4查的KHβ的计算公式和直齿轮的相同， ^L#\z7
故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42 ~'> R K
由表10—13查得KFβ=1.36 ` ]%\Y>(a}
由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数 ^wN x5t
K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05 [- C -+jC
e rTb9`N4
（6） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10—10a）得 GO0Spf_Gh
d1= = mm=73.6mm |TM&:4D]^
\9k$pC+l
（7） 计算模数mn DID&fj9m
mn = mm=3.74 8fA9y Q 8
3．按齿根弯曲强度设计 &U q++f6
由式(10—17) t9T3 e
mn≥ 64xq@_+
1） 确定计算参数 5y-8_)y8o
（1） 计算载荷系数 banie{ e
K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96 \)Jv4U\;
=Lx*TbsFYt
（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 E) z[@Np
mw0#Dhyy1=
（3） 计算当量齿数 / !J1} S
z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 N5 ITb0Tv
z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47 bL*;6TzRK
（4） 查取齿型系数 yem*g 1
由表10－5查得YFa1=2.724；Yfa2=2.172 vQf'lEFk
（5） 查取应力校正系数 P5M+usx
由表10－5查得Ysa1=1.569；Ysa2=1.798 Vfew )]I
$jMU| {
BkfWZ O{7
（6） 计算[σF] 5c6CH k`:
σF1=500Mpa $T* ##kyE9
σF2=380MPa 9Br 2}!Ny
KFN1=0.95 " a;z
KFN2=0.98 S~^0
_?
[σF1]=339.29Mpa K8E:8`_cx
[σF2]=266MPa _|%pe]St
（7） 计算大、小齿轮的 并加以比较 V#
Mw
= =0.0126 VesW7m*z
= =0.01468 +SCUS ]
大齿轮的数值大。
/;LteBoY
XP'Mv_!Z
2） 设计计算 N,v4SIC@
mn≥ =2.4 z{T2! w~[
mn=2.5 N{Og; roGD
"h.} o DS
4．几何尺寸计算 |F5^mpU
1） 计算中心距 =w &%29BYq
z1 =32.9，取z1=33 )Y':u_Lo
z2=165 : sIZ+3
a =255.07mm I Nw c@XB
a圆整后取255mm .&2p Z
*8k`m)h26
2） 按圆整后的中心距修正螺旋角 6S?a 57;&W
β=arcos =13 55’50” 6_/oVvd
$$YL AgO4
3） 计算大、小齿轮的分度圆直径 %8i A0t+
d1 =85.00mm -,j J{Y~
d2 =425mm y@g{:/cmO
$IUP;
4） 计算齿轮宽度 A(AyLxB47*
b=φdd1 0^44${bA
b=85mm =QEg~sD^)s
B1=90mm，B2=85mm 2 =tPxO')B
Wo5G23:xz
5） 结构设计 YN 4P
>d
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。 @'[w7HsJ
gOw|s1`2,
轴的设计计算 }8Wp X2U
拟定输入轴齿轮为右旋 E&0A W{
II轴： N^|r.J
1．初步确定轴的最小直径 c qeId&Cg
d≥ ＝ =34.2mm 2^Gl;3
2．求作用在齿轮上的受力 n`f},.NM|
Ft1= =899N [;dWFG"f
Fr1=Ft =337N X?$Eb
Fa1=Fttanβ=223N； }|f\'S
Ft2=4494N xD#PM |I
Fr2=1685N ]!H*oP8a*
Fa2=1115N %kD WUJZ
KmV#%
d
3．轴的结构设计 9,5v %HZ
1） 拟定轴上零件的装配方案 +AyQ4Q(-o
{ np KdX
i. I-II段轴用于安装轴承30307，故取直径为35mm。 P,AS`=z
ii. II-III段轴肩用于固定轴承，查手册得到直径为44mm。 F sZM_0>/s
iii. III-IV段为小齿轮，外径90mm。 f
; |[
iv. IV-V段分隔两齿轮，直径为55mm。 !$h%$se
v. V-VI段安装大齿轮，直径为40mm。 _%l+v
vi. VI-VIII段安装套筒和轴承，直径为35mm。 ;nj 'C1
t&SJ!>7_c
2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 M
"p6xp/
1. I-II段轴承宽度为22.75mm，所以长度为22.75mm。 x@.iDP@(
2. II-III段轴肩考虑到齿轮和箱体的间隙12mm，轴承和箱体的间隙4mm，所以长度为16mm。 ,: w~-
3. III-IV段为小齿轮，长度就等于小齿轮宽度90mm。 BieII$\P%P
4. IV-V段用于隔开两个齿轮，长度为120mm。 O60j C;{F
5. V-VI段用于安装大齿轮，长度略小于齿轮的宽度，为83mm。 Y'/` ?CK
6. VI-VIII长度为44mm。 *Q=-7 a m
;~z>GJox
`6j?2plZ
FVG|5'V^
4． 求轴上的载荷 ]Vjn7P`~ N
66 207.5 63.5 _ % &"4bm.
n i@D7:h
=Cs$0aA
DS>s_3V
&g,K5at
I>/`W
KGi@H%NN
\,
n'D
$';'Mo S
HAo8]?J
2 )RW*Qu;+
l=9 &
/dOQ4VA\
oBqP^uT>a|
9Lz)SYd
IvIBf2D;Q
/7S]%UY
Fr1=1418.5N c}Z,xop<P{
Fr2=603.5N +6<M K;
查得轴承30307的Y值为1.6 3Un/-4uL
Fd1=443N JPQ02&e
Fd2=189N +Q-~~v7,
因为两个齿轮旋向都是左旋。 n4."}DO
故：Fa1=638N UMhM8m!=o
Fa2=189N ^0{S!fs
3= bzIU
5．精确校核轴的疲劳强度 od^h a
1） 判断危险截面 =5Q;quKu^5
由于截面IV处受的载荷较大，直径较小，所以判断为危险截面 Rz= ]KeZu
vA`[#(C
2） 截面IV右侧的 mSQ!<1PM
=Bo0O ei
截面上的转切应力为 )CR8-z1`
) STt 3.
由于轴选用40cr，调质处理，所以 E= s`$ A
， ， 。 HqYaQ~Dth
（[2]P355表15-1） vy|}\%*r~
a) 综合系数的计算 fE7WLV2I>
由 ， 经直线插入，知道因轴肩而形成的理论应力集中为 ， ， P\zi:]h[Gh
（[2]P38附表3-2经直线插入） dje3&a
轴的材料敏感系数为 ， ， 4zf#zJw
（[2]P37附图3-1） /-|x xy
故有效应力集中系数为 <Is r
kI[EG<N1k
Mepl M$9
查得尺寸系数为 ，扭转尺寸系数为 ， (/*- M]>
（[2]P37附图3-2）（[2]P39附图3-3） ;4qalxzu
轴采用磨削加工，表面质量系数为 ， N,[M8n,
（[2]P40附图3-4） IwH
,g^0\
轴表面未经强化处理，即 ，则综合系数值为 H~V=TEj
\17)=W
{Z?!*Ow
b) 碳钢系数的确定 wkm
SIN:
碳钢的特性系数取为 ， WLh_b)V|
c) 安全系数的计算 =u;q98r
轴的疲劳安全系数为 ;QE Gr|(
X 4/r#<Da
czZ-C +}%
Q o=
故轴的选用安全。 ;N1FP*
I"
j7
I轴： 6kDU}]c:H]
1．作用在齿轮上的力 ,*lK4 ?v
FH1=FH2=337/2=168.5 > XZq=q]E!
Fv1=Fv2=889/2=444.5 Xif`gb6`
w^p2XlQ<
2．初步确定轴的最小直径 =G72`]#-
5j}@Of1pd
ljf9L:L
3．轴的结构设计 S7SPc
1） 确定轴上零件的装配方案 x )Th2es\
U)l>#gf 8
r U~"A
2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 CNN?8/u!@
d) 由于联轴器一端连接电动机，另一端连接输入轴，所以该段直径尺寸受到电动机外伸轴直径尺寸的限制，选为25mm。 oNh . Zgg
e) 考虑到联轴器的轴向定位可靠，定位轴肩高度应达2.5mm，所以该段直径选为30。 ePY K^D
f) 该段轴要安装轴承，考虑到轴肩要有2mm的圆角，则轴承选用30207型，即该段直径定为35mm。 tllg$CQ5
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。 #UI`G3w<
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。 j68Gz5;j
i) 轴肩固定轴承，直径为42mm。 8'quQCx*=
j) 该段轴要安装轴承，直径定为35mm。 :m~lgb<
2） 各段长度的确定 LaIif_fie^
各段长度的确定从左到右分述如下： Ebk@x=E
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。 .ev]tu2N
b) 该段为轴环，宽度不小于7mm，定为11mm。 AP~!YwL W
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。 Pb` sn 5;
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。 #nxx\,i>
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。 gI%n(eY
f) 该段由联轴器孔长决定为42mm D"WkD j"M
Bl1I "B
DxD0iJ=W
4．按弯扭合成应力校核轴的强度 Zu hT \l
W=62748N.mm |% kK?!e+-
T=39400N.mm df)1} /* L
45钢的强度极限为 ，又由于轴受的载荷为脉动的，所以 。 YS~x-5OE\
| UaI i^
axl?t|~I
III轴 FP Mk&
1．作用在齿轮上的力 0VZj;Jg}q
FH1=FH2=4494/2=2247N >*(> %E~H
Fv1=Fv2=1685/2=842.5N oe<Y,%u"6
9c 6V&b
2．初步确定轴的最小直径 Y sDl2P
>fdN`W }M
&ar}6eO
3．轴的结构设计 ;wF|.^_2
1） 轴上零件的装配方案 tv{.iM|V c
`s Xx,sV?B
C G 7 LF
2） 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 f: SF&t*
I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII u rOG Oa$
直径 60 70 75 87 79 70 @W,Y_8:
长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25 r/v&tU
^/uGcz|.
.s?OKy
h.^DRR^S
WWL V y(
5．求轴上的载荷 4tU~ ^z
Mm=316767N.mm n\YxRs7
hF
T=925200N.mm vB{b/xmah
6. 弯扭校合 a Fym&n\
{Vm36/a
>KPJ74R
i=D,T[|>a
(
A) wcB
滚动轴承的选择及计算 O /&% `&2
I轴： lN'/Z&62
1．求两轴承受到的径向载荷 jJvNN -^
5、 轴承30206的校核 f0s
& 9H
1） 径向力 6T s`5$e
(?!0__NN;
57>ne)51
2） 派生力 ( `u!/
， ni>
;8O]=
3） 轴向力 |DD?3#G01
由于 ， o0L#39`' g
所以轴向力为 ，
(ZK >WoV
4） 当量载荷 .7F I%
由于 ， ， dWy1=UQfP
所以 ， ， ， 。 { 1%Zy Y
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 MDP M OA
3Y-v1.^j
5） 轴承寿命的校核 Yn>zR I
5m42B qy"
-#6*T,f0P(
II轴： 7
L\?
6、 轴承30307的校核 6hK"k
1） 径向力 gpWS_Dw9
@E2nF|N
%b;+/s2W
2） 派生力 ;vdgF
， <h=M
Rw,l
3） 轴向力 63S1ed [
由于 ， :$aW@?zAY
所以轴向力为 ， L@r.R_*H?s
4） 当量载荷 6 W;k IoB
由于 ， ， ]F;]<_
所以 ， ， ， 。 sjgR \`AU
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 }!V<"d,!
:, [ !8QP
5） 轴承寿命的校核 +3>/,w(x
; ZV^e
H DyZzjgG
III轴： *hs <Ez.cC
7、 轴承32214的校核 2 T EeP7
1） 径向力 :QV6 z*#zD
-/c1qL dQ
2 bnIT>(
2） 派生力 ~@ b}=+n
， YBIe '(p
3） 轴向力 NB5B$q_'#
由于 ， Wmxw!
所以轴向力为 ， 0DIM]PS
4） 当量载荷 \BaN5+ B6
由于 ， ， $Wzv$4;
所以 ， ， ， 。 x[W]?`W3r~
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 !a(qqZ|s
*9Js:z7I
5） 轴承寿命的校核 9 ~'Ip7X,!
5qQ( V)ah
n UCk0:{
键连接的选择及校核计算 9c}]:3#XO
%GCd?cFF
代号 直径 jQeE07g
（mm） 工作长度 s*/ G-
lY
（mm） 工作高度 @-@rG>y^:
（mm） 转矩 w^E] N
（N•m） 极限应力 PB<Sc>{U
（MPa） iH}rI'U.
高速轴 8×7×60（单头） 25 35 3.5 39.8 26.0 [I<'E
LX
12×8×80（单头） 40 68 4 39.8 7.32 T.P Z}4
中间轴 12×8×70（单头） 40 58 4 191 41.2 8tRh V2
低速轴 20×12×80（单头） 75 60 6 925.2 68.5 :'rZZeb'
18×11×110（单头） 60 107 5.5 925.2 52.4 F"f}vl
由于键采用静联接，冲击轻微，所以许用挤压应力为 ，所以上述键皆安全。 TgE.=` "7
YZ:'8<
连轴器的选择 2a(yR >#
由于弹性联轴器的诸多优点，所以考虑选用它。 1\J1yOL
`) !2E6 =
二、高速轴用联轴器的设计计算 r]//Q6|S
由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为 ， C+ ]q
计算转矩为 f.84=epv
所以考虑选用弹性柱销联轴器TL4（GB4323-84），但由于联轴器一端与电动机相连，其孔径受电动机外伸轴径限制，所以选用TL5（GB4323-84） p9}c6{Wp
其主要参数如下： _E<O+leWf
材料HT200 dms:i)L2
公称转矩 y#Za |nt
轴孔直径 ， CE7pg&dJ)i
^@LhUs>3
轴孔长 ， }Oh'YX#[
装配尺寸 9 c5G 6n0
半联轴器厚 ,-I F++q
（[1]P163表17-3）（GB4323-84） > <
_Z
q,,>:]f#
三、第二个联轴器的设计计算 -anFt+f-
由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为 ， 0e:QuV2X
计算转矩为 { p*hN i)0
所以选用弹性柱销联轴器TL10（GB4323-84） tqwk?[y}+l
其主要参数如下： 5nM9!A\D
材料HT200 ':2*+
公称转矩 . I&)MZ>n
轴孔直径 o`T< }z26
轴孔长 ， UFIAgNKl
装配尺寸 qqt.nrQ^
半联轴器厚 :*&9TNU E@
（[1]P163表17-3）（GB4323-84） V=zM5 MH2
CWe>jlUQ
v!{'23`87
A]O5+" mc
减速器附件的选择 <.7I8B7
通气器 gQpD]p%k
由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M18×1.5 uM #U!
油面指示器 ?ZuD
_L-i
选用游标尺M16 ND55`KT4
起吊装置 o!l3.5m2d
采用箱盖吊耳、箱座吊耳 WVT5VJ7 *
放油螺塞 eYD9#y
选用外六角油塞及垫片M16×1.5 oA3W
{
j
zmSFK g*
润滑与密封 9>[ .=
一、齿轮的润滑 9p\wTzA
采用浸油润滑，由于低速级周向速度为，所以浸油高度约为六分之一大齿轮半径，取为35mm。 ek l? K~
1l|A[ G
二、滚动轴承的润滑 AR+\uD=\I-
由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。 <GT> s
dj y:
三、润滑油的选择 WP% {{zR$
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。 ahi57r[
5Du>-.r
四、密封方法的选取
u5{5ts+:
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。 10l1 a4
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。 %M;_(jda
轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。 i^s`6:rNu
l`M5'r]l
vA "`0
srChY&h?<
设计小结 :9x084ESR)
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。 A"bSNHCKF
s7UhC.>' @
参考资料目录 r_V2 J{B
[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； 8%2rgA
[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； cpF1Xp vT
[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； p'%: M
[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； SN[L4} {
[5]《工程机械构造图册》，机械工业出版社，刘希平主编 z7@(uIl =X
[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； kuTq8p2E
[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。 ]4 K1%ZV
N&x WHFn]C
[p:5]
