目 录 BR v+.(S
\ A%eG&
设计任务书……………………………………………………1 ?
b[n|^wS
传动方案的拟定及说明………………………………………4 \dl ph
电动机的选择…………………………………………………4 !Y<oN~<%)
计算传动装置的运动和动力参数……………………………5 2/36dGFH
传动件的设计计算……………………………………………5 w-b' LP
轴的设计计算…………………………………………………8 g7CXlT0Q6
滚动轴承的选择及计算………………………………………14 n;8 '`s
键联接的选择及校核计算……………………………………16 x1gx $P
连轴器的选择…………………………………………………16 _TUt9 }
减速器附件的选择……………………………………………17 "BKeot[""p
润滑与密封……………………………………………………18 >r)X:K+I
设计小结………………………………………………………18 <&pKc6+{
参考资料目录…………………………………………………18 `W `0Fwu9
]DvO:tM
机械设计课程设计任务书 =s} Xy_+:
题目：设计一用于带式运输机传动装置中的同轴式二级圆柱齿轮减速器 T;\^#1
一． 总体布置简图 S'U@X
V8-h%|$p3W
[4+q+
F?u^" }%Fc
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 z *9FlV
S2C]?6cTq
二． 工作情况： Jqr)V2Y
载荷平稳、单向旋转 1%J.WH6eQ
q
(+ZwaV@
三． 原始数据 %8)W0WMe
鼓轮的扭矩T（N•m）：850 I,ci >/+b
鼓轮的直径D（mm）：350 [9mL $;M
W
运输带速度V（m/s）：0.7 `C_'|d<HA
带速允许偏差（％）：5 K{cbn1\,H
使用年限（年）：5 DlyMJ#a
工作制度（班/日）：2 ?Qqd "=k4
Gzt=u"FV
四． 设计内容 H] 31l~@]
1. 电动机的选择与运动参数计算； ~2u h'e3
2. 斜齿轮传动设计计算 ] c} 91
3. 轴的设计 Uh|>Skic4
4. 滚动轴承的选择 "DSPPE&[c
5. 键和连轴器的选择与校核； !q4x~G0d
6. 装配图、零件图的绘制 XidxNPz0^
7. 设计计算说明书的编写 o%y;(|4t >
LD (C\
五． 设计任务 Vf-5&S&9
1． 减速器总装配图一张 0O2 n/`'
2． 齿轮、轴零件图各一张 znZ7*S >6\
3． 设计说明书一份 y/_wx(2
S{p}ux[}=
六． 设计进度 no Nm^hFL
1、 第一阶段：总体计算和传动件参数计算 `_ (~ Ud
2、 第二阶段：轴与轴系零件的设计 ivrXwZ7jT
3、 第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 :WXf.+IA
4、 第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 x:5dC I
FN
)d 1q(~
I__ 4I{nI
_$/
+D:K
noA-)
_MYx%Z
_zC (J
@qK<T
传动方案的拟定及说明 LxJ6M/" .
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。 &K:' #[3V
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。 tfiqr|z
rhY_|bi4P
<9@7,2
电动机的选择 M?o{STt
1．电动机类型和结构的选择 B} *V%}:)
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。 h8^i\j
K 6pw8
2．电动机容量的选择 :%_ q[ }e
1） 工作机所需功率Pw s3lJu/Xe{
Pw＝3.4kW a IvBY78o
2） 电动机的输出功率 _|n=cC4Qu
Pd＝Pw/η v@T'7?s.
η＝ ＝0.904 ,5-Zb3\
Pd＝3.76kW RR>G]#k
BpT"~4oV5
3．电动机转速的选择 rFXSO=P?Z
nd＝（i1’•i2’…in’）nw n@B{vyy
初选为同步转速为1000r/min的电动机 rveVCT bC
Ao`_",E
4．电动机型号的确定 sQk|I x
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。 e)pT C97^L
Uu2N 9.5
INLf# N
计算传动装置的运动和动力参数 kMe@+ysL
传动装置的总传动比及其分配 |Is'- g!
1．计算总传动比 H2\1gNL
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： t* z'c
i＝nm/nw :{CFTc5:A
nw＝38.4 J%r7<y\
i＝25.14 xw%)rm<t
J'7 y
2．合理分配各级传动比 ec?1c&E
由于减速箱是同轴式布置，所以i1＝i2。 )y\BY8
因为i＝25.14，取i＝25，i1=i2=5 5 LMj!)3
速度偏差为0.5%<5%，所以可行。 A c:\c7M;
各轴转速、输入功率、输入转矩 sQ(1/"gb
项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮 ` !kL1oUYE
转速（r/min） 960 960 192 38.4 38.4 3W j,}
功率（kW） 4 3.96 3.84 3.72 3.57 M'| )dM|
转矩（N•m） 39.8 39.4 191 925.2 888.4 S _T
传动比 1 1 5 5 1 `V~LV<v5
效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97 n8FT<pUq
JTkCk~bX[z
传动件设计计算 ;E2kT
GT
1． 选精度等级、材料及齿数 }B*,mn2N
1） 材料及热处理； nL\Z Id
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。 r 03I*b
2） 精度等级选用7级精度； M 5rwoyn
3） 试选小齿轮齿数z1＝20，大齿轮齿数z2＝100的； v|y<_Ya
4） 选取螺旋角。初选螺旋角β＝14° {fElto
2．按齿面接触强度设计 0Q*-g}wXfS
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 u
S( @?m$
按式（10—21）试算，即 P7Z<0Dt\}
dt≥ y"Ihr5S\
1） 确定公式内的各计算数值 hOSf'mi
（1） 试选Kt＝1.6 bQ=s8'
（2） 由图10－30选取区域系数ZH＝2.433 ~"5C${~{
（3） 由表10－7选取尺宽系数φd＝1 =u[rOU{X"W
（4） 由图10－26查得εα1＝0.75，εα2＝0.87，则εα＝εα1＋εα2＝1.62 ^OjvL6 A/p
（5） 由表10－6查得材料的弹性影响系数ZE＝189.8Mpa .='3bQ(UZ4
（6） 由图10－21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1＝600MPa；大齿轮的解除疲劳强度极限σHlim2＝550MPa； g(aNyn
（7） 由式10－13计算应力循环次数 6o9sR)c
?
N1＝60n1jLh＝60×192×1×（2×8×300×5）＝3.32×10e8 8 +L7E-
N2＝N1/5＝6.64×107 J{^n=X9M0J
N7+#9S 5fv
（8） 由图10－19查得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.95；KHN2＝0.98 G#g{3}dcK
（9） 计算接触疲劳许用应力 S^)WYF5
取失效概率为1％，安全系数S＝1，由式（10－12）得 %,Q;<axzi
[σH]1＝＝0.95×600MPa＝570MPa D;J|eC>^
[σH]2＝＝0.98×550MPa＝539MPa j`+0.Zlq
[σH]＝[σH]1＋[σH]2/2＝554.5MPa :MdEr//w
#
s,Y%
Bce
2） 计算 +Gp!cGaAm
（1） 试算小齿轮分度圆直径d1t )MMhlcNC
d1t≥ S--/<a2
= =67.85 JYl\<Z' {
u&
AQl.u
（2） 计算圆周速度 j&
<tdORT
v= = =0.68m/s rt,0j/o.1
wi dI
s[
)
（3） 计算齿宽b及模数mnt T:dX4=z
b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm 0K`ZX&K?W
mnt= = =3.39 hq]xmM?&
h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm T&mbXMN
b/h=67.85/7.63=8.89 \kfcv
4*YOFU}l
（4） 计算纵向重合度εβ h<Jc;ht
εβ= =0.318×1×tan14 =1.59 #%:`p9p.S
（5） 计算载荷系数K li 1v 4
已知载荷平稳，所以取KA=1 QR|XV%$
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， (v|ixa
故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42 BQ 5_s,VM
由表10—13查得KFβ=1.36 LAizx^F
由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数 ;K>{_ k f
K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05 \}U[}5Pk&
3"f)*w7d
（6） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10—10a）得 9 $:QLE+t
d1= = mm=73.6mm [..,(
/0Rt +`
（7） 计算模数mn C,9)V5!tP2
mn = mm=3.74 :~WPY9i`
3．按齿根弯曲强度设计 D$Kz9GVZq
由式(10—17) e~tr^$/ (
mn≥ R I#lI~&)
1） 确定计算参数 `4$4bX rP'
（1） 计算载荷系数 U)SM),bE[
K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96 o qm
T_(qN ;_
（2） 根据纵向重合度εβ=0.318φdz1tanβ=1.59，从图10－28查得螺旋角影响系数 Yβ＝0。88 }C_G0'"F
Q x9>,e6+
（3） 计算当量齿数 ._8xY$l$
z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 BUcaj.S
z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47 R >/QA R X
（4） 查取齿型系数 M"k3zK,
由表10－5查得YFa1=2.724；Yfa2=2.172 fF8a 1XV
（5） 查取应力校正系数 \f8P`oET~
由表10－5查得Ysa1=1.569；Ysa2=1.798 Dq0-Kf,^
J- @ o@!o
ckH$E%j
（6） 计算[σF] +Q@/F~1@6@
σF1=500Mpa D[?k ,*
σF2=380MPa |V 5 $'/Y
KFN1=0.95 ]+ ^;vc 1r
KFN2=0.98 OqEg{o5 a&
[σF1]=339.29Mpa m_{%tU;N
[σF2]=266MPa NB|RZf9 M
（7） 计算大、小齿轮的 并加以比较 ~rVKQ-+4&
= =0.0126 */0vJz%<.M
= =0.01468 v>x {jZkFL
大齿轮的数值大。 GInZ53cQ
G\'u~B/w
2） 设计计算 5Z4(J?n
mn≥ =2.4 f:x 9Y{Y
mn=2.5 x>1iIpBv ^
.}L-c>o"o
4．几何尺寸计算 2b 6? 9FX*
1） 计算中心距 hQd@bN8
z1 =32.9，取z1=33 QN{}R;s
z2=165 aTL8l.c 2
a =255.07mm h"RP>fZt
a圆整后取255mm .IW_DM-
BR&Qw'O %
2） 按圆整后的中心距修正螺旋角 IGh !d ?D
β=arcos =13 55’50” mkj;PYa
* zw
R=
3） 计算大、小齿轮的分度圆直径 (<d&BV- "
d1 =85.00mm 4~m.#6MT
d2 =425mm 7/p J6>
Z1)jRE2dl
4） 计算齿轮宽度 QK``tWLIg7
b=φdd1 SIaUrC
b=85mm XEvG hy#
B1=90mm，B2=85mm ei +9G,
Xh7~MU~X
5） 结构设计 o+"0. B
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。 tdw\ Di#m
8xD<A|
轴的设计计算 8osS OOzM
拟定输入轴齿轮为右旋 U- *8%>Qp
II轴： xzMeKC `
1．初步确定轴的最小直径 ]2aYi9)
d≥ ＝ =34.2mm oPBg+ Bh*
2．求作用在齿轮上的受力 dIB KE0`
Ft1= =899N azR;*j8Q'
Fr1=Ft =337N DJD ]aI
Fa1=Fttanβ=223N； 4BduU H
Ft2=4494N _v~D {H&}
Fr2=1685N `\RX~ $^
Fa2=1115N iSZctsqE
St~ SiTJU
3．轴的结构设计 qmue!Fv#g
1） 拟定轴上零件的装配方案 'Tru?y \
r:WgjjA%
i. I-II段轴用于安装轴承30307，故取直径为35mm。 #^4>U&?
ii. II-III段轴肩用于固定轴承，查手册得到直径为44mm。 gvTOC F
iii. III-IV段为小齿轮，外径90mm。 tz0Ttu=xH
iv. IV-V段分隔两齿轮，直径为55mm。 dm/\uE'l
v. V-VI段安装大齿轮，直径为40mm。 |$SvD2^
vi. VI-VIII段安装套筒和轴承，直径为35mm。 } `<>$2b
+GYI 2
2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 LrM.wr zI/
1. I-II段轴承宽度为22.75mm，所以长度为22.75mm。 (IWix){
2. II-III段轴肩考虑到齿轮和箱体的间隙12mm，轴承和箱体的间隙4mm，所以长度为16mm。 }! Diai*C
3. III-IV段为小齿轮，长度就等于小齿轮宽度90mm。 8[`^(O#\E
4. IV-V段用于隔开两个齿轮，长度为120mm。 Ip7FD9
^
5. V-VI段用于安装大齿轮，长度略小于齿轮的宽度，为83mm。 q563,s
6. VI-VIII长度为44mm。 aaf_3UH.B
,SJK
g+KzlS[6
yf #%)-7(
4． 求轴上的载荷 0r$hPmvv8
66 207.5 63.5 @7HOL-i
C tC`:!Q
G2yUuyAZ
picP _1L
*a4b`HRT
( /x@W`
+U_-Lq )
Hdq/ E>u
@R OY}CZ{/
'j"N 2NJ
b~haP.Cl :
uVuToMCp
|jaY[_ .@
H-cBXp5z
_E&vE5<-$
?_Dnfa_
]6VUqFO)
Fr1=1418.5N J!
6z
Fr2=603.5N z$BnEd.y=:
查得轴承30307的Y值为1.6 3@cJ=
Fd1=443N R&=GB\`:a
Fd2=189N 4Jk}/_
因为两个齿轮旋向都是左旋。 :{xN33@6\X
故：Fa1=638N Y"/UYxCm|&
Fa2=189N im?XXsH'
HsgTHe
5．精确校核轴的疲劳强度 F ;X q:e8
1） 判断危险截面 ;&^"q{m
由于截面IV处受的载荷较大，直径较小，所以判断为危险截面 _6-/S!7Y\
: D+ SY
2） 截面IV右侧的 qnfRN'
^Lfn3.M
截面上的转切应力为 2E ; %=e
7SY->-H8
由于轴选用40cr，调质处理，所以 k+R?JWC:
， ， 。 t`1]U4s& I
（[2]P355表15-1） +#JhhW
Zj(
a) 综合系数的计算 vK.4JOlRF
由 ， 经直线插入，知道因轴肩而形成的理论应力集中为 ， ， ~Ro:mH: w
（[2]P38附表3-2经直线插入） 6 % y)
轴的材料敏感系数为 ， ， "0 PN
（[2]P37附图3-1） 13&>w{S}
故有效应力集中系数为 ; ?lM|kK
sV'.Bomq
/GSI.tO
查得尺寸系数为 ，扭转尺寸系数为 ， i+ x6aQ24
（[2]P37附图3-2）（[2]P39附图3-3） cKYvRe
轴采用磨削加工，表面质量系数为 ， 0l1]QD+Gc5
（[2]P40附图3-4） }.$ B1%2
轴表面未经强化处理，即 ，则综合系数值为 8m[L]6F(-z
oplA'Jgnv
rU^g hF
b) 碳钢系数的确定 W>| b98NPu
碳钢的特性系数取为 ， iM/0Yp-v'>
c) 安全系数的计算 Isgk
轴的疲劳安全系数为 x[>_I1TJ
8(f0|@x^
K
y4y
p;t!"I:`?
故轴的选用安全。 dD n4nwH
U?^|>cMr
I轴： 8'xnhV
1．作用在齿轮上的力 4qz{ D"M
FH1=FH2=337/2=168.5 OK J%M]<
Fv1=Fv2=889/2=444.5 %y7wF'_Y
f$W}d0(F;
2．初步确定轴的最小直径 %+! 9
I2lZ>3X{
P"~T*Qq-R
3．轴的结构设计 8oH54bFp
1） 确定轴上零件的装配方案 3L]^x9Cu)
nJ#@W b@
c_q y)N
2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 ,$qs9b~
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。 (l_de)N7
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。 8=o(nFJw
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。 U`p<lxRgQ
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。 >~>[}d;glw
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。 2b,TkG8K
i) 轴肩固定轴承，直径为42mm。 d lLk4a+
j) 该段轴要安装轴承，直径定为35mm。 > ,Bu^] C
2） 各段长度的确定 KJC9^BAr
各段长度的确定从左到右分述如下： &2]D+aL|h
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。 e CUcE(
b) 该段为轴环，宽度不小于7mm，定为11mm。 [=1?CD
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。 q<uLBaL_]r
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。 7CMgvH)O
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。 1sLfjH hv
f) 该段由联轴器孔长决定为42mm t8N9/DZ}Q
p2vUt
(a!,)
4．按弯扭合成应力校核轴的强度 mT~>4xi0
W=62748N.mm #=#$b _6*
T=39400N.mm E
d/O\v@
45钢的强度极限为 ，又由于轴受的载荷为脉动的，所以 。 ;1k0o.3
_rJ SkZO
:{uUc
III轴 ?8}jJw2 H
1．作用在齿轮上的力 SW'KYzn
FH1=FH2=4494/2=2247N 3i}B\
{
Fv1=Fv2=1685/2=842.5N :Qp/3(g e
oP75|p
2．初步确定轴的最小直径 T2; 9
<sB45sNbU`
&.4_4"l(
3．轴的结构设计 Zs|sPatV<
1） 轴上零件的装配方案 eSBf;lr=
, tj7'c$0
XJ?z{gXJ
2） 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 GZX!iT
I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII @BhAFv,7
直径 60 70 75 87 79 70 +r P<m
长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25 .Awq(
Z[bC@y[Wb
oXkhj,{y5
EC#1 0.
.Q)"F /
5．求轴上的载荷 @il}0
Mm=316767N.mm < !>}t a
T=925200N.mm 'B 6H/d>
6. 弯扭校合 2wsZ &y%
x,_Ucc.
1&"1pH
l'\b(3JF
NmF2E+'
滚动轴承的选择及计算 Sxu
v}y\
I轴： ;rL$z;}8
1．求两轴承受到的径向载荷 )ix E
5、 轴承30206的校核 q~_jF$9SX
1） 径向力 FQ)Ekss~C
oU? X"B9
}TvAjLIS6
2） 派生力 E/;YhFb[
， !:{_< C"D
3） 轴向力 ] #.# ]}=
由于 ， ;gV8f{X{Z
所以轴向力为 ， %TgM-F,8
4） 当量载荷 1*jm 9])#
由于 ， ， &W!@3O{~.
所以 ， ， ， 。 #
t
Ki6u
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 nHjwT5Q+Q
\0*L fVr;P
5） 轴承寿命的校核 ?0Zw ^a
mIodD)?{
{'kL]qLg
II轴： i`L66uV
6、 轴承30307的校核 /WVMT]T6^,
1） 径向力 {A w3Itef
RBwV+X[B
B= `!
2） 派生力 /p" R}&z
， Z4 ' v
3） 轴向力 7yl' !uz)9
由于 ， p E,BE%
所以轴向力为 ， IA `
4） 当量载荷 B.#0kj A}
由于 ， ， W:J00rsv=`
所以 ， ， ， 。 JH#+E04#
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 9k&$bC +Q
Y;>'~V#R
5） 轴承寿命的校核 8<!9mgh
F G\?_G
C:{'0m*jKs
III轴： ,#l oVLy
7、 轴承32214的校核 iI0 'z= J
1） 径向力 |\t_I~de
pE N`&'4
7F\g3^ z9`
2） 派生力 % BKTN@;7
，
H'.eq ZM
3） 轴向力 [~w cHE
由于 ， & YNhKm@"
所以轴向力为 ， 6}$cDk`dz
4） 当量载荷 [b XZPIz;j
由于 ， ， LlJvuQ 28
所以 ， ， ， 。 W AbhB A
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 9nE%r\H
u 36;;z
5） 轴承寿命的校核 D=Y HJ>-wB
HZ3<}`P_W
,<7f5qg "'
键连接的选择及校核计算 w5Xdq_e3
t {}1 f
代号 直径 4r*6fJ*bJ
（mm） 工作长度 [>86i
（mm） 工作高度 m/A N*` V
（mm） 转矩 9'M_t Mm5
（N•m） 极限应力 f
WXzK<
（MPa） -=w.t JD
高速轴 8×7×60（单头） 25 35 3.5 39.8 26.0 _?"J.i
12×8×80（单头） 40 68 4 39.8 7.32 {ex ]_V>
中间轴 12×8×70（单头） 40 58 4 191 41.2 nDvWOt
低速轴 20×12×80（单头） 75 60 6 925.2 68.5 T5h[{J^
18×11×110（单头） 60 107 5.5 925.2 52.4 b+>godTi_
由于键采用静联接，冲击轻微，所以许用挤压应力为 ，所以上述键皆安全。 K0]Wb=v
cg5DyQ(
连轴器的选择 "oQ@.]-#
由于弹性联轴器的诸多优点，所以考虑选用它。 mq L+W
T$ e_ ao|
二、高速轴用联轴器的设计计算 g nGw 7V
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 ， :>k\ uW
计算转矩为 *bx cq
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） .uP$ M(?j
其主要参数如下： q,G L#L
材料HT200 YAo g;QL
公称转矩 ~ocr^V{"<~
轴孔直径 ， y~fy 0P:T
M<nn+vy`
轴孔长 ， e( ^O8
装配尺寸 nL ? B
半联轴器厚 >Vvc5 5z
（[1]P163表17-3）（GB4323-84） :vj buqN]
;#due
三、第二个联轴器的设计计算 0/Csc\Xl
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 ， *K;~V
计算转矩为 fCKcv |
所以选用弹性柱销联轴器TL10（GB4323-84） >&R|t_ypw
其主要参数如下： #?9o A4Q
材料HT200 ":Q^/;D}U
公称转矩 o,- @vp
轴孔直径 9SPu 4i
轴孔长 ， {f)p|)
装配尺寸 X:A\{^ ~
半联轴器厚 Dz?F,g_
（[1]P163表17-3）（GB4323-84） b+3pu\w `
7j
Q`i;L}Y
Z8 x(_ft5
. XmD[=
减速器附件的选择 "elh~K
通气器 o|+tRl
由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M18×1.5 7;XdTx
油面指示器 D|xSO~M5
选用游标尺M16 yVL~SH|
起吊装置 AXyuXB
采用箱盖吊耳、箱座吊耳 bke 1 F
'
放油螺塞 0ode&dB
选用外六角油塞及垫片M16×1.5 C}!|K0t?
7G/"!ePW6`
润滑与密封 -+L1Hid.7
一、齿轮的润滑 &"BKue~q@p
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。 G *QQpSp
T<OLfuV
二、滚动轴承的润滑 m*'#`v Ibb
由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。 9u9#&xx
GXAcy OV
三、润滑油的选择 ,Yo I n
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。 i@2?5U>h
a}wB7B;,g
四、密封方法的选取 rg`"m
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。 b;yhgdFx
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。 P=h2 Z,2
轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。 6ul34\;
| $D^LY
htjJ0>&
8Vq,J :+
设计小结 p\(%bO
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%9"7]:
;{>z\6N
参考资料目录 QoqdPk#1
[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； xTe?*
[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； p5*i
d5
[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； P6X 4m(t
[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； '\9A78NV{;
[5]《工程机械构造图册》，机械工业出版社，刘希平主编 a9"Gg}h\
[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； t0wLj}"U
[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。 xT@\FwPr
4Q$\ hO3b
[p:5]
