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2007-01-02 09:23 |
二级齿轮减速器说明书
目 录 tf`^v6 m%]
cTT L1S W
设计任务书……………………………………………………1 !'*-$e
传动方案的拟定及说明………………………………………4 "oO%`:pb
电动机的选择…………………………………………………4 /aZ`[m2
计算传动装置的运动和动力参数……………………………5 WCixKYq
传动件的设计计算……………………………………………5 - m~#Bq
轴的设计计算…………………………………………………8 onxLyx|A
滚动轴承的选择及计算………………………………………14 XVZ
键联接的选择及校核计算……………………………………16 d raN0v f
连轴器的选择…………………………………………………16
H6/$ d
减速器附件的选择……………………………………………17 gp.^~p]x
润滑与密封……………………………………………………18 \(2sW^fY
设计小结………………………………………………………18 &&>ekG 9@
参考资料目录…………………………………………………18 _KAQ}G 3
^Xh^xL2cn
机械设计课程设计任务书 Y`a3tO=Pd
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 w~qT1vCCN
一． 总体布置简图 E+;7>ja
9~[Y-cpoi
XU(eEnmo m
#?:l b1
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 k@ W1-D?
Oxd]y1
二． 工作情况： X45% e!
载荷平稳、单向旋转 aAUvlb
DEZve Qr=
三． 原始数据 QhJiB%M
鼓轮的扭矩T（N•m）：850 Z/+#pWBI!
鼓轮的直径D（mm）：350 tK\~A,=
运输带速度V（m/s）：0.7 0flRh)[J
带速允许偏差（％）：5 yD}B%\45
使用年限（年）：5 g]0_5?i
工作制度（班/日）：2 * gWwALGo5
r* Ca}Z
四． 设计内容 F7#J LE=
1. 电动机的选择与运动参数计算； :"/d|i`T
2. 斜齿轮传动设计计算 11;MN
3. 轴的设计 1 ]b.fD
4. 滚动轴承的选择 (<C3Vts))
5. 键和连轴器的选择与校核； I
b5rqU\
6. 装配图、零件图的绘制 j&qub_j"xX
7. 设计计算说明书的编写 O :Tj"@h
Rnq7LGy
五． 设计任务 {R `[kt
1． 减速器总装配图一张 i=2N ;sAl
2． 齿轮、轴零件图各一张
[/8%3
3． 设计说明书一份 CzrC%x y
qUb&
六． 设计进度 'TB2:W3
1、 第一阶段：总体计算和传动件参数计算 }@d @3
2、 第二阶段：轴与轴系零件的设计 M9%$lCl
3、 第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 --BW9]FW
4、 第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 h <<v^+m
^^ixa1H<
8YSAf+{FtK
pTLCWbF?
uoh7Sz5!^
|P?*5xPB
@ f3 E`8
63IM]J
传动方案的拟定及说明 R.<g3"Lm>
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。 @`9]F7h5W
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。 SO A,kwHRe
pOoEI+t
$/Uq0U
电动机的选择 F*ylnB3z
1．电动机类型和结构的选择 6 7FWa
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。 $6R- 5oQ
8zW2zkv2|#
2．电动机容量的选择 o-B$ J?
1） 工作机所需功率Pw dioGAai '
Pw＝3.4kW N4TV
2） 电动机的输出功率 G$('-3@i`w
Pd＝Pw/η kb!%-k
η＝ ＝0.904 0?|<I{z2
Pd＝3.76kW `C'H.g\>2Q
U- k`s[dv
3．电动机转速的选择 +X
88;-
nd＝（i1’•i2’…in’）nw &s>Jb?_5Mx
初选为同步转速为1000r/min的电动机 M x" \5i
1<aP92 /N&
4．电动机型号的确定 YKK*ER0
由表20－1查出电动机型号为Y132M1-6,其额定功率为4kW，满载转速960r/min。基本符合题目所需的要求。 Q\sK"~@3
cQ}{[YO
deh*Ib :(S
计算传动装置的运动和动力参数 !&@615Vtw
传动装置的总传动比及其分配 qwAT> 4
1．计算总传动比 !U Ln7\@
由电动机的满载转速nm和工作机主动轴转速nw可确定传动装置应有的总传动比为： }4X0epPp;:
i＝nm/nw V0 a3<6@4
nw＝38.4 9_h[bBx-'Q
i＝25.14 <b*DQ:N
)NT*bLRPQ
2．合理分配各级传动比 sU^1wB
Rj
由于减速箱是同轴式布置，所以i1＝i2。 <(#ej4ar,
因为i＝25.14，取i＝25，i1=i2=5 6j|{`Zd)G
速度偏差为0.5%<5%，所以可行。 9H1r O8k
各轴转速、输入功率、输入转矩 lq7E 4r
项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮 #fM`}Ij .A
转速（r/min） 960 960 192 38.4 38.4 lPAQ3t!,
功率（kW） 4 3.96 3.84 3.72 3.57 w_V P
J
转矩（N•m） 39.8 39.4 191 925.2 888.4 _7y[B&g[r
传动比 1 1 5 5 1 %iqD5x$OA
效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97 vW@=<aS Z
<9b &<K:
传动件设计计算 ;}p
1． 选精度等级、材料及齿数 sNFlKQ8)Q
1） 材料及热处理； )0k53-h&
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。 )D%~` ,#pQ
2） 精度等级选用7级精度； 5 SQ 8}Or3
3） 试选小齿轮齿数z1＝20，大齿轮齿数z2＝100的； l9"s>P U
4） 选取螺旋角。初选螺旋角β＝14° ZS o)
2．按齿面接触强度设计 7 _[L o4_
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 f*
wx<
按式（10—21）试算，即 %\:Wi#w>
dt≥ /G`]=@~
1） 确定公式内的各计算数值 L-&\\{ X
（1） 试选Kt＝1.6 ]h V*r@d
（2） 由图10－30选取区域系数ZH＝2.433 &uVnZ@o42
（3） 由表10－7选取尺宽系数φd＝1 M869MDo
（4） 由图10－26查得εα1＝0.75，εα2＝0.87，则εα＝εα1＋εα2＝1.62 AbOf6%Env
（5） 由表10－6查得材料的弹性影响系数ZE＝189.8Mpa +aAc9'k
（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；
05 ^h"
（7） 由式10－13计算应力循环次数 Vi |#@tC'
N1＝60n1jLh＝60×192×1×（2×8×300×5）＝3.32×10e8 )Q JUUn#
N2＝N1/5＝6.64×107 dDGQ`+H9
b7ZSPXV
（8） 由图10－19查得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.95；KHN2＝0.98 ?g Xp*>Kg[
（9） 计算接触疲劳许用应力 b#o|6HkW
取失效概率为1％，安全系数S＝1，由式（10－12）得 gnHbb-<i,
[σH]1＝＝0.95×600MPa＝570MPa ksm~<;td
[σH]2＝＝0.98×550MPa＝539MPa iU:cW=W|M\
[σH]＝[σH]1＋[σH]2/2＝554.5MPa y|jq?M<A
z{r}~{{E
2） 计算 yIE!j %u
（1） 试算小齿轮分度圆直径d1t IAyp 2
d1t≥ ez[Vm:2K
= =67.85 .jK4?}]
?&u u[y
（2） 计算圆周速度 !PE]C!*gv&
v= = =0.68m/s @'|~v <<WZ
2 ? 4!K.
（3） 计算齿宽b及模数mnt #p{ 4^
b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm HE\ K@3-
mnt= = =3.39 WfRXP^a
h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm {\\T gs
b/h=67.85/7.63=8.89 O33 `+UV"W
<{cQ2
（4） 计算纵向重合度εβ !TcJ)0
εβ= =0.318×1×tan14 =1.59 M UwMb!Z.s
（5） 计算载荷系数K |V7*l1
已知载荷平稳，所以取KA=1 7PF%76TO
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， VS|2|n1<6
故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42 ,]/X\t5]D
由表10—13查得KFβ=1.36 /Gfw8g\}
由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数 :MDKC /mC
K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05 $`'/+ x"%
'we>q@
（6） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10—10a）得 nT)vNWT=
d1= = mm=73.6mm ll?X @S
& >}5jC.I
（7） 计算模数mn {7 pli{`
mn = mm=3.74 U`s{Jm
3．按齿根弯曲强度设计 >5SSQ\ 2~a
由式(10—17) k|f4Cf,
mn≥ {f p[BF
1） 确定计算参数 )=-szJjXZ
（1） 计算载荷系数 7>*vI7O0l
K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96 ,"0 :3+(8;
Yz93'HDB
（2） 根据纵向重合度εβ=0.318φdz1tanβ=1.59，从图10－28查得螺旋角影响系数 Yβ＝0。88 @|T'0_'
yaV|AB$v
（3） 计算当量齿数 v(%*b,^
z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 Jfl!#UAD|n
z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47 ( C)p9-,
（4） 查取齿型系数 S0W||#Pr
由表10－5查得YFa1=2.724；Yfa2=2.172 UR5`ue ;
（5） 查取应力校正系数 {+ b7 sA3
由表10－5查得Ysa1=1.569；Ysa2=1.798 9-m=*|p
Oa>Ppldeg
m~ee/& T
（6） 计算[σF] mRK>U$v
σF1=500Mpa dUdT7 ixo
σF2=380MPa J9S>yLQK
KFN1=0.95 f6"Z'{j
KFN2=0.98 \z}
Ic%Tp
[σF1]=339.29Mpa {BU; $
[σF2]=266MPa ~flV`wy$$1
（7） 计算大、小齿轮的 并加以比较 6;5Ss?ep
= =0.0126 r9G>jiw8
= =0.01468 Ny)X+2Ae
大齿轮的数值大。 Z ;)%%V %o
&PtJ$0%q
2） 设计计算 ~4cC/"q$X
mn≥ =2.4 R0-j5&^jju
mn=2.5 y1L,0 ]
ENY+^7
4．几何尺寸计算 |]*/R^1>2
1） 计算中心距 ,~W|]/b<q
z1 =32.9，取z1=33 %D "I
z2=165 o2\8OxcA
a =255.07mm \xoP)Ub>
a圆整后取255mm &b& ,
QkC( uS
2） 按圆整后的中心距修正螺旋角 U :_^#\p
β=arcos =13 55’50” 0_t!T'jr7
uY'HT|@:{
3） 计算大、小齿轮的分度圆直径 Q&bM\;Ml
d1 =85.00mm D. XvG _
d2 =425mm @Do= k
\dQNLLg/
4） 计算齿轮宽度 +=8VTC n?
b=φdd1 ,s; Uf F
b=85mm jrh43
\$ *
B1=90mm，B2=85mm iOO)Q\
VY\&8n}e(
5） 结构设计 jW@Uo=I[
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。 =w0R$&b&
$ iz|\m
轴的设计计算 H$ 4:lH&(
拟定输入轴齿轮为右旋 Yg1 X
II轴： '2^Q1{ :\
1．初步确定轴的最小直径 #Mw8^FST
d≥ ＝ =34.2mm 8 }UI bF
2．求作用在齿轮上的受力 wj0\$NQ =x
Ft1= =899N q5:N2Jmo?z
Fr1=Ft =337N ?FcAXA/J{
Fa1=Fttanβ=223N； S{m% H{A!
Ft2=4494N u;c?d!E
Fr2=1685N HHsmLo c4
Fa2=1115N d6 5L!4
+K4}Dmg
3．轴的结构设计 T Rq6NB
1） 拟定轴上零件的装配方案 u.Dz~$T
Q'0d~6n&{
i. I-II段轴用于安装轴承30307，故取直径为35mm。 H_Q+&9^/
ii. II-III段轴肩用于固定轴承，查手册得到直径为44mm。 BThrO d
iii. III-IV段为小齿轮，外径90mm。 @MCg%Afw
iv. IV-V段分隔两齿轮，直径为55mm。 `W*U 4?M
v. V-VI段安装大齿轮，直径为40mm。 '."ed%=MC
vi. VI-VIII段安装套筒和轴承，直径为35mm。 S^ \Vgi(
kPLxEwl
2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 <e</m)j
1. I-II段轴承宽度为22.75mm，所以长度为22.75mm。 3/n5#&c\4
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。 ?.;c $'
3. III-IV段为小齿轮，长度就等于小齿轮宽度90mm。 )P |),S,;Z
4. IV-V段用于隔开两个齿轮，长度为120mm。 oM`0y@QCf
5. V-VI段用于安装大齿轮，长度略小于齿轮的宽度，为83mm。 Q$Q([Au
6. VI-VIII长度为44mm。 }U"&8%PZr
]GQ G~ H^
,nDaqQ-C!!
:Fvrs(
x
4． 求轴上的载荷 rh}J3S5vp
66 207.5 63.5 6j LCU%^
g 7 W"
7O-x<P;
:G%61x&=Zc
N[
Og43Y
;hN!s`v q
iAIuxO
DlMW(4(
kL"2=7m;
fS78>*K
HCC#j9U N6
5C5sgR C
]-/VHh
ckE-",G
u5f9Jw}
b B3powy9
b2&0Hx
Fr1=1418.5N dVT$ VQg
Fr2=603.5N bAtSV u
查得轴承30307的Y值为1.6 `&c kZiq
Fd1=443N n8ZZ#}Nhg
Fd2=189N - z%^)VE
因为两个齿轮旋向都是左旋。 ^ sLdAC
故：Fa1=638N x-&@wMqkc
Fa2=189N mSh[}%swj
nk' s_a*Z
5．精确校核轴的疲劳强度 CN8Y\<Ar
1） 判断危险截面 Vb]=B~ ^`
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 $C $V%5aA
mb^~qeRQ
2） 截面IV右侧的 +*/Zu`kzX
#fn)k1
截面上的转切应力为 <k'h:KB?`
p]2128kqx
由于轴选用40cr，调质处理，所以 R|87%&6']
， ， 。 *d4 eK+U$5
（[2]P355表15-1） LIF7/$,0
a) 综合系数的计算 :e miQ
由 ， 经直线插入，知道因轴肩而形成的理论应力集中为 ， ， h^(* Tv-!
（[2]P38附表3-2经直线插入） 5(Q%XQV*P
轴的材料敏感系数为 ， ， ,uhb~N<
（[2]P37附图3-1） '$]97b7G
故有效应力集中系数为 0rs"o-s<
]Wlco
M\Ye<Tk
查得尺寸系数为 ，扭转尺寸系数为 ， eiaFaYe\
（[2]P37附图3-2）（[2]P39附图3-3） o~y;j75{.*
轴采用磨削加工，表面质量系数为 ， =wV<hg)C
（[2]P40附图3-4） Pw`8Wj
轴表面未经强化处理，即 ，则综合系数值为 w ;:*P
,A e6/D$h/
i#Bf"W{F
b) 碳钢系数的确定 YWO)HsjP
碳钢的特性系数取为 ， ">, |V-H
c) 安全系数的计算 XnMvKPerv'
轴的疲劳安全系数为 kxIF#/8
9x9 T<cx
ZdWm:(nkU
T<Z &kYU:R
故轴的选用安全。 pa E[rS\
E e% %d
I轴： U@)eTHv}6
1．作用在齿轮上的力 ,~@X{7U
FH1=FH2=337/2=168.5 W UXx;9 >
Fv1=Fv2=889/2=444.5 '"/=f\)u
[
=9T*Sp
2．初步确定轴的最小直径
goOCu
u5b|#&-mX
Zbt.t] N
3．轴的结构设计 E`usknf>l
1） 确定轴上零件的装配方案 tOd&!HYL
_P 3G
lc1(t:"[
2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 hP kWCoQpq
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。 }"P|`"WW
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。 & 4x}ppX
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。
#3@rS
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。 e FTpnG
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。 5o'FS{6U
i) 轴肩固定轴承，直径为42mm。 :tB1D@Cb6
j) 该段轴要安装轴承，直径定为35mm。 w 3ob IJm
2） 各段长度的确定 6"O+w=5B
各段长度的确定从左到右分述如下： kY| utoAP
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。 bL+_j}{:N
b) 该段为轴环，宽度不小于7mm，定为11mm。 _~J
{wM
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。 `O!X((
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。 }mYx_=+VX
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。 ):6 8%,
f) 该段由联轴器孔长决定为42mm tGh~!|P
p; 59?
H z1%x
4．按弯扭合成应力校核轴的强度 +\c5] `
W=62748N.mm F|o:W 75
T=39400N.mm ;4^Rx
45钢的强度极限为 ，又由于轴受的载荷为脉动的，所以 。 \378rQU
jrlVvzZ
rb2S7k0{
III轴 QQ*hCyw!
1．作用在齿轮上的力 hz;G$cuEE
FH1=FH2=4494/2=2247N J6s`'gFns
Fv1=Fv2=1685/2=842.5N \FbvHr,
1R{!]uh
2．初步确定轴的最小直径 uD$u2
jk; clwyz/
0neoE
E
3．轴的结构设计 @fZ, .2ar
1） 轴上零件的装配方案
nzuX&bSw
3LJ+v5T~
j^j1
2） 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 o/$}
I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII nA-.mWD_C
直径 60 70 75 87 79 70 0_95|3kc
长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25 [fya)}
6y%q Vx#!
(lBCO?`fx
LEbB( x;@
dh`K`b4I
5．求轴上的载荷 ENl)Ts`y
Mm=316767N.mm rxgbV. tx
T=925200N.mm $k@O`xD,q
6. 弯扭校合 ;v)JnbsH}
?>D+ ge
(^8Y|:Tz
F 5bj=mI
b@gc{R}7
滚动轴承的选择及计算 ?K$(817
I轴： =t#llgi~
1．求两轴承受到的径向载荷 iW]j9} t
5、 轴承30206的校核 }W C[$Y_@
1） 径向力 } >pknc?
'%s.^k n
sQ UM~HD\a
2） 派生力 P%V'4p c
， zsEc(
3） 轴向力 E<{ R.r
由于 ， X:f UI4
所以轴向力为 ， q~b &
4） 当量载荷 Go`vfm"S
由于 ， ， )al]*[lY
所以 ， ， ， 。 y2Q&s 9$Do
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 ,uSMQS-O'4
&n}]w+w
5） 轴承寿命的校核 e&|'I"
lK?uXr7^
dc+>m,3$
II轴： }/0X'o
6、 轴承30307的校核 7X`g,b!
1） 径向力 <prk8jSWV
^H p; .f.
'C b6Y#6
2） 派生力 j nkR}wAA
， aq>kTaz
3） 轴向力 bQzZy5,
由于 ， f&N gS+<K$
所以轴向力为 ， B+|Kjlt
4） 当量载荷 7cuE7"
由于 ， ， m<<+
所以 ， ， ， 。 QGMV}y
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 euK5pA>L
oM
X
5） 轴承寿命的校核 uP`Z12&
E+j/ Cu
^rB8? kt
III轴： _>o:R$ %}
7、 轴承32214的校核 F#3Q_G^/
1） 径向力 =P yj%4Rs
{UX!go^J
$!-yr7
2） 派生力 lne|5{h
， [7:,?$tC
3） 轴向力 *l(7D(#
由于 ， \ ,'m</o~,
所以轴向力为 ， =ke2;}X
4） 当量载荷 2,y|EpG#
由于 ， ， [CTnXb
所以 ， ， ， 。 eFB5=)ld
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 F0m-23[H
^7`BP%6
5） 轴承寿命的校核 (=FRmdeYl1
d UD[e, ?
h,(26 y/s
键连接的选择及校核计算 3 #n_?-
7RQR) DG
代号 直径 _kC-dEGf!y
（mm） 工作长度 K,tQ!kk
（mm） 工作高度 4XL^D~V
（mm） 转矩 p
. %]Q*8
（N•m） 极限应力 x[| }.Ew
（MPa） f'F?MINJP
高速轴 8×7×60（单头） 25 35 3.5 39.8 26.0 +Z,;,5'5G
12×8×80（单头） 40 68 4 39.8 7.32 `](e:be}
中间轴 12×8×70（单头） 40 58 4 191 41.2 3h]g}&k
低速轴 20×12×80（单头） 75 60 6 925.2 68.5 k<z )WNBf
18×11×110（单头） 60 107 5.5 925.2 52.4 M.JA.I@X C
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。 Q1lyj7c#x
J T~4mT
连轴器的选择 ),_@ WW;k
由于弹性联轴器的诸多优点，所以考虑选用它。 S0 $8@"~=
GWGSd\z
二、高速轴用联轴器的设计计算 |o7[|3:M
由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为 ， [ =C6U_vU
计算转矩为 g/4[N{Xf
所以考虑选用弹性柱销联轴器TL4（GB4323-84），但由于联轴器一端与电动机相连，其孔径受电动机外伸轴径限制，所以选用TL5（GB4323-84） l#& 8x
其主要参数如下： I2XU(pYU
材料HT200 z,RhYm
公称转矩 &*o=I|pQ
轴孔直径 ， y4yhF8E>;U
)',R[|<
轴孔长 ， fT|.@%"vc
装配尺寸 z>xmRs
半联轴器厚 pR<`H'
（[1]P163表17-3）（GB4323-84） cF*TotU_m
`Uq#W+r,
三、第二个联轴器的设计计算 #{0HYg?(f
由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为 ， n>z9K')
计算转矩为 eNh39er
所以选用弹性柱销联轴器TL10（GB4323-84） bt SRtf
其主要参数如下： t}_r]E,{u
材料HT200 _ r#Z}HK
公称转矩 .Cv6kgB@c
轴孔直径 _=>He=v/
轴孔长 ， `K"L / I9
装配尺寸 _IMW {
半联轴器厚 &md`$ a/
（[1]P163表17-3）（GB4323-84） 'B$yo]
kb%;= t2
q$L%36u~/
7jrt7[{
减速器附件的选择 T}Tp$.gB
通气器 rE7G{WII
由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M18×1.5 alJ)^OSIe
油面指示器
y`iBFC;_
选用游标尺M16 $V;i
'(&7
起吊装置 k:i4=5^*GX
采用箱盖吊耳、箱座吊耳 ,O5NLg-
放油螺塞 W_293["lS
选用外六角油塞及垫片M16×1.5 810|Tj*U%
pp?D7S
润滑与密封 2YL? ,uLS
一、齿轮的润滑 Z9E\,Ly
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。 !vi> U|rh
`?H]h"{7Q
二、滚动轴承的润滑 2y\E[j A
由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。 umBICC]CU
J`Q>3] wL
三、润滑油的选择 (y'hyJo
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。 Cl .x 'v
MR7}s4o
四、密封方法的选取 n)/z0n!\
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。 Oamg]ST
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。 &A/]pi-\
轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。 uh_RGM&
Oxnp0 s
"V7K SO
.8g)av+
设计小结 _%Bi: HG0
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。 ?PxP% $hS
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参考资料目录 *-WpZGh
[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； *U- 4Sy
[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； h8j .(
[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； 3Aip}<1
[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； 0 J S?; fk
[5]《工程机械构造图册》，机械工业出版社，刘希平主编 @ y.?:7I
[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； hNiE\x
[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。 2 34p9A@
tIi &;tw]
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