目 录 LRuB&4r8
Pf 4b/w/
设计任务书……………………………………………………1 AMm)E
传动方案的拟定及说明………………………………………4 Pr!H>dH8o
电动机的选择…………………………………………………4 9(CY"Tc3
计算传动装置的运动和动力参数……………………………5 Ha}TdQ%
传动件的设计计算……………………………………………5 bH7 lUS~
轴的设计计算…………………………………………………8 Rl%?c5U/$
滚动轴承的选择及计算………………………………………14 pSzO )j
键联接的选择及校核计算……………………………………16 'H]&$AZ;@
连轴器的选择…………………………………………………16 VY@6!9G
减速器附件的选择……………………………………………17 m"r=p
润滑与密封……………………………………………………18 [s"e?Qee
设计小结………………………………………………………18 Z<Pf [C
参考资料目录…………………………………………………18 f\{ynC2m
X }W4dpU,
机械设计课程设计任务书 n@`:"j%s_
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 8}^R jMgI
一． 总体布置简图 zo^3 4wW^
4|]0%H~n6
?|`Ba-
}C<<l5/ z
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 SdJGhU
~kJ}Z<e
二． 工作情况： 8(b
C.
载荷平稳、单向旋转 jnu!a.H
He}uE0 ^
三． 原始数据 aY Bc)LCd
鼓轮的扭矩T（N•m）：850 K4{1}bU{>
鼓轮的直径D（mm）：350 +'@j~\>^yJ
运输带速度V（m/s）：0.7 k-zkb2
带速允许偏差（％）：5 FS1>
J%P
使用年限（年）：5 5r-OE-U{
工作制度（班/日）：2 W{v{sQg
Vp.&X 8
四． 设计内容 /|HVp
1. 电动机的选择与运动参数计算； z87_/ (nu
2. 斜齿轮传动设计计算 NY,ZTl_
3. 轴的设计 ?##3E,
/"9
4. 滚动轴承的选择 / p PSo
5. 键和连轴器的选择与校核； q5UD!& W
6. 装配图、零件图的绘制 W|yF jE&dr
7. 设计计算说明书的编写 ALOS>Bi&
'Wv`^{y <^
五． 设计任务 6
#vc"5@M
1． 减速器总装配图一张 m,"N 4a@
2． 齿轮、轴零件图各一张 W~QH"Sq
3． 设计说明书一份 P#ro;3S3y
z
K +C&X
六． 设计进度 l5*sCp*Z
1、 第一阶段：总体计算和传动件参数计算 A@o:mZ+XN(
2、 第二阶段：轴与轴系零件的设计 c2,;t)%@ E
3、 第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 K*]^0
4、 第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 \H -,^[G3
8do7`mN
RaBq@r*(
MB:VACCr
,e{|[k
t'.oty=
[JzOsi~R
0) ^$9 Z
传动方案的拟定及说明 "8%z,lHw
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。 Shm $>\~=
本传动机构的特点是：减速器横向尺寸较小，两大吃论浸油深度可以大致相同。结构较复杂，轴向尺寸大，中间轴较长、刚度差，中间轴承润滑较困难。 @}r2xY1
K@0/iWm*
W bP
wO
电动机的选择 .vm.g= -q
1．电动机类型和结构的选择 N;6@ f*3_i
因为本传动的工作状况是：载荷平稳、单向旋转。所以选用常用的封闭式Y（IP44）系列的电动机。 j0eGg::
p`CVq `k
2．电动机容量的选择 1/l;4~p7'
1） 工作机所需功率Pw d ~`_;.z
Pw＝3.4kW %{sL/H_
2） 电动机的输出功率 ;#>,eD2u
Pd＝Pw/η )= :gO`"D
η＝ ＝0.904 pVGH)6P>|
Pd＝3.76kW K~MTbdg
#dKHU@+U"
3．电动机转速的选择 ,;)1|-^nu
nd＝（i1’•i2’…in’）nw Y2B ",v "
初选为同步转速为1000r/min的电动机 u]Eyb),Gy
i]L4kh5
4．电动机型号的确定 =D"H0w <zw
由表20－1查出电动机型号为Y132M1-6,其额定功率为4kW，满载转速960r/min。基本符合题目所需的要求。 @|1/yQgi
GY[+HgT
[:MpOl-KIz
计算传动装置的运动和动力参数 `"#0 \Wh
传动装置的总传动比及其分配 {;kH&Pp
1．计算总传动比 Y unY'xY
由电动机的满载转速nm和工作机主动轴转速nw可确定传动装置应有的总传动比为： !6 k{]v
i＝nm/nw NyTGvBf
nw＝38.4 Y >N `(
i＝25.14 ,M)NC%0X
`Qc_]CWYH
2．合理分配各级传动比 SjZ?keKZ
由于减速箱是同轴式布置，所以i1＝i2。 F9Bj$`#)
因为i＝25.14，取i＝25，i1=i2=5 EA/+~ux
速度偏差为0.5%<5%，所以可行。 potb6jc?
各轴转速、输入功率、输入转矩 C K{.Ic^
项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮 @NY$.K#]
转速（r/min） 960 960 192 38.4 38.4 +"!=E
erKi
功率（kW） 4 3.96 3.84 3.72 3.57 'B$ bGQ
转矩（N•m） 39.8 39.4 191 925.2 888.4 FQ72VY
传动比 1 1 5 5 1 |RdiM&C7
效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97 , XZ[L?
>
ZYBK'&J4m
传动件设计计算 2qY+-yOEt
1． 选精度等级、材料及齿数 pK M5<1J
1） 材料及热处理； ic+tn9f\
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。 Ju~8C\Dd
2） 精度等级选用7级精度； R\oas"
3） 试选小齿轮齿数z1＝20，大齿轮齿数z2＝100的；
Fs bX{
4） 选取螺旋角。初选螺旋角β＝14° 6J\Yi)v<
2．按齿面接触强度设计 #CM^f^*
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 6-'Y*
按式（10—21）试算，即 ,uFdhA(i@'
dt≥ A^a9,T
1） 确定公式内的各计算数值 vT7ei"~&u
（1） 试选Kt＝1.6 u}[ Z= V
（2） 由图10－30选取区域系数ZH＝2.433 &>!WhC16
（3） 由表10－7选取尺宽系数φd＝1 <^Hh5kfS'
（4） 由图10－26查得εα1＝0.75，εα2＝0.87，则εα＝εα1＋εα2＝1.62 h2Pvj37
（5） 由表10－6查得材料的弹性影响系数ZE＝189.8Mpa dB^')-wA
（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； ]('isq,P
（7） 由式10－13计算应力循环次数 r}gp{Pf7e
N1＝60n1jLh＝60×192×1×（2×8×300×5）＝3.32×10e8 ON$^_l/c
N2＝N1/5＝6.64×107 n-cz xq%n
# Moju
（8） 由图10－19查得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.95；KHN2＝0.98 Z~.3)6,z
（9） 计算接触疲劳许用应力 CpAdE m{
取失效概率为1％，安全系数S＝1，由式（10－12）得 O*<,lq 0K
[σH]1＝＝0.95×600MPa＝570MPa o,fBOPIN
[σH]2＝＝0.98×550MPa＝539MPa IX /r
[σH]＝[σH]1＋[σH]2/2＝554.5MPa z]NN ^pIa
CPI7&jqu
2） 计算 =a_B' ^`L
（1） 试算小齿轮分度圆直径d1t tcg sXB/t
d1t≥ D [ #1~M
= =67.85 _~M*XJ] `
|!\(eLR9>
（2） 计算圆周速度
]0HlPP:2
v= = =0.68m/s d.7 pc
P
GlDl0P,*r
（3） 计算齿宽b及模数mnt 7[l
"=
b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm kCRP?sj
mnt= = =3.39 :EK.&% 2
h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm XK)q Dg
b/h=67.85/7.63=8.89 [hf#$Dl |
v :YW[THre
（4） 计算纵向重合度εβ ACg5"
εβ= =0.318×1×tan14 =1.59 Xm7Nr#
（5） 计算载荷系数K (aX5VB **
已知载荷平稳，所以取KA=1 .[-d( #l{l
根据v=0.68m/s,7级精度，由图10—8查得动载系数KV=1.11；由表10—4查的KHβ的计算公式和直齿轮的相同， 'w+T vOB
故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42 Q<y&*o3YF|
由表10—13查得KFβ=1.36 =$B:i>z<
由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数 %2<G3]6^U
K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05 +3
2"vq)_
,qgph^C
（6） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10—10a）得 t Ztyx;EP
d1= = mm=73.6mm O)'Bx=S4Ke
3w EVjT-
（7） 计算模数mn <Gy)|qpK[
mn = mm=3.74 /\-qz$
3．按齿根弯曲强度设计 fjUyx:
由式(10—17) K h}Oiw
mn≥ i; 1aobG
1） 确定计算参数 %Ot22a
（1） 计算载荷系数 :QnN7&j|(w
K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96 h Znq\p~
/?%zNkcxu
（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 JDi|]JY
P9/5M4]tt
（3） 计算当量齿数 7_WD)Y2yS
z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 8_MR7'C1hi
z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47 Z J9J*5!C
（4） 查取齿型系数 ]q0mo1-EZ!
由表10－5查得YFa1=2.724；Yfa2=2.172 r00 fvZyK
（5） 查取应力校正系数 ) 5r *2I
由表10－5查得Ysa1=1.569；Ysa2=1.798 5MH\Gq e7
Y!LcS48X
- X ~VXeg
（6） 计算[σF] p/B &R@%
σF1=500Mpa \gRX:i#n
σF2=380MPa y K ~;LV
KFN1=0.95 DFK U? #R
KFN2=0.98 m}] bP
[σF1]=339.29Mpa K@P5 ]}'#
[σF2]=266MPa $UMxO`F
（7） 计算大、小齿轮的 并加以比较 }g:y !p k
= =0.0126 H/>86GG
= =0.01468 4tTK5`7N
大齿轮的数值大。 9x/HQ(1
` 1F[.DdF
2） 设计计算 >-YPCW
mn≥ =2.4 ?b0 VB
mn=2.5 Kd8V,teH
=j]us?5
4．几何尺寸计算 l BS!=/7
1） 计算中心距 Ycypd\q/
z1 =32.9，取z1=33 ngoo4}
z2=165 {O,D9 <
a =255.07mm C`c;I7
a圆整后取255mm L+7j4:$B8
A0sydUc
2） 按圆整后的中心距修正螺旋角 |;o #-YosP
β=arcos =13 55’50” 6LRI~*F= 3
~d :Z |8
3） 计算大、小齿轮的分度圆直径 F gM<2$h
d1 =85.00mm 6CBk,2DswI
d2 =425mm <JE-#i
/238pg~Cw5
4） 计算齿轮宽度 ]w.:K*_=
b=φdd1 t>QAM6[
b=85mm )&}\2NK6L
B1=90mm，B2=85mm beFVjVVHq
">]v'h(s
5） 结构设计 O^v^GG=e;C
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。 T_b k%
K^bzZa+a
轴的设计计算 _4iTP$7[
拟定输入轴齿轮为右旋 bE
_=L=NG
II轴： jA R@?X
1．初步确定轴的最小直径 8 munw
d≥ ＝ =34.2mm mAh0xgm
2．求作用在齿轮上的受力 _IJPZ'Hr
Ft1= =899N (SV(L~ T_
Fr1=Ft =337N |[n-H;0
Fa1=Fttanβ=223N； l\7 N R
Ft2=4494N 'NF_!D
Fr2=1685N >| %m#JG
Fa2=1115N kRs(A~ngc
`f`\j
-Lu
3．轴的结构设计 _sIhQ8$:
1） 拟定轴上零件的装配方案 ri&B% AAc
z5-vx `
i. I-II段轴用于安装轴承30307，故取直径为35mm。 y6ntGrZ}$
ii. II-III段轴肩用于固定轴承，查手册得到直径为44mm。 [uP_F,Y/
iii. III-IV段为小齿轮，外径90mm。 |LA./%U
iv. IV-V段分隔两齿轮，直径为55mm。 kD:O$8[J8
v. V-VI段安装大齿轮，直径为40mm。 XYIZ^_My
vi. VI-VIII段安装套筒和轴承，直径为35mm。 }Z*@EWc>
Uj&2'>MJ$
2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 4` 5 jq)
1. I-II段轴承宽度为22.75mm，所以长度为22.75mm。 hD!W&Er
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。 mMm_=cfv
3. III-IV段为小齿轮，长度就等于小齿轮宽度90mm。 =8S*t 5
4. IV-V段用于隔开两个齿轮，长度为120mm。 p ASNiH698
5. V-VI段用于安装大齿轮，长度略小于齿轮的宽度，为83mm。 J<Di2b+
6. VI-VIII长度为44mm。 `9rwu:3i
.C(Ir
Ub=g<MYHV
b[,J-/;JNL
4． 求轴上的载荷 :RR<-N5+
66 207.5 63.5 _#xS1sD
s@sRdoTdF
4]O{Nko)
62K 7afH
_2+}_ >d
V.5gxr3QqW
AFO g*{1
57IAH$n8o
BYt#aqf
so}(*E&(a
ocBfs^ aW
3a #2 }
@ S aU2
]2\|<.
3/V&PDC*'
O\;Z4qn2=
U8L%=/N>B
Fr1=1418.5N hI*gw3V
Fr2=603.5N braHWC'VYg
查得轴承30307的Y值为1.6 HbQ `b
Fd1=443N VqqI%[!Aw
Fd2=189N i-[ic!RnKj
因为两个齿轮旋向都是左旋。 s>(OK.o
故：Fa1=638N s^+h>
Fa2=189N c jf YE]
3wK{?
5．精确校核轴的疲劳强度 <6g{vNA
1） 判断危险截面 ,> lOmyh
由于截面IV处受的载荷较大，直径较小，所以判断为危险截面 "!()yjy
xo2PxUO
2） 截面IV右侧的 !'uL
]vRte!QJ;
截面上的转切应力为 [:<CgU 9C
= TKu2
由于轴选用40cr，调质处理，所以 `>&V_^y+
， ， 。 S0 ( ).2#
（[2]P355表15-1） U_ n1QU
a) 综合系数的计算 9r.O s
由 ， 经直线插入，知道因轴肩而形成的理论应力集中为 ， ， }& A!h
（[2]P38附表3-2经直线插入） i"mN0%
轴的材料敏感系数为 ， ， KDr?< "2L
（[2]P37附图3-1） |PR8P!'
故有效应力集中系数为 F#_JcEE
UFBggT\
^=:e9i3u
查得尺寸系数为 ，扭转尺寸系数为 ， -d]-R ?mQ
（[2]P37附图3-2）（[2]P39附图3-3） HwTb753
轴采用磨削加工，表面质量系数为 ， /f_w@TR\{
（[2]P40附图3-4） AsJN~<0h
轴表面未经强化处理，即 ，则综合系数值为 "8}p>gS
R:c$f(aKv%
U;QTA8 |!&
b) 碳钢系数的确定 ggQ/_F8u
碳钢的特性系数取为 ， Q\.~cIw_AQ
c) 安全系数的计算 pw|f4c7AH
轴的疲劳安全系数为 | #9Nu9ak
kt?G\H!}
{a aI<u
FG/". dU
故轴的选用安全。 ^o&3 +s} M
&?N1-?BjM
I轴： 278: 5y C
1．作用在齿轮上的力 i AD'MB
FH1=FH2=337/2=168.5 nvY3$ Ty
Fv1=Fv2=889/2=444.5 (;DnL|"'8
| 4/'~cYV
2．初步确定轴的最小直径 o
4G%m>$
#1fT\aP
q"){P RTm/
3．轴的结构设计 >g7}JI&
1） 确定轴上零件的装配方案 r }351S5(
/+^7lQo\]
eC`} oEz
2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 BG ,ln(Vz
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。 kaM=Fk=t
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。 %N5gQXg
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。 4<%(Y-_sF
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。 }AfX0[!O
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。 4 mj\wBp
i) 轴肩固定轴承，直径为42mm。 Bgb~ Tz'
j) 该段轴要安装轴承，直径定为35mm。 a#3+PB #
2） 各段长度的确定 &b :u~puM
各段长度的确定从左到右分述如下： @yc/1u $r
a) 该段轴安装轴承和挡油盘，轴承宽18.25mm，该段长度定为18.25mm。 ,U`:IP/L
b) 该段为轴环，宽度不小于7mm，定为11mm。 h r@c 7/L
c) 该段安装齿轮，要求长度要比轮毂短2mm，齿轮宽为90mm，定为88mm。 ~,#zdm1r@
d) 该段综合考虑齿轮与箱体内壁的距离取13.5mm、轴承与箱体内壁距离取4mm（采用油润滑），轴承宽18.25mm，定为41.25mm。 0
D^d-R,
e) 该段综合考虑箱体突缘厚度、调整垫片厚度、端盖厚度及联轴器安装尺寸，定为57mm。 9* s'' =
f) 该段由联轴器孔长决定为42mm *}fs@"S
B=dF\.&Z
TA;r
4．按弯扭合成应力校核轴的强度 ',Y`XP"Q
W=62748N.mm ^a+W!
T=39400N.mm NTq#'O) f
45钢的强度极限为 ，又由于轴受的载荷为脉动的，所以 。 x=-dv8N?
R1't W=
Qm9r>m6p@N
III轴 X}j WNN
1．作用在齿轮上的力 HC1jN8WDY
FH1=FH2=4494/2=2247N \
a}6N Io
Fv1=Fv2=1685/2=842.5N _8zZ.~)
HJ5 Kt t
2．初步确定轴的最小直径 (!'=?B "
>~%!#,C(|U
\iN3/J4
3．轴的结构设计 ad
<z+a
1） 轴上零件的装配方案 8 ckcTNPu
kdmmfw
!+ bLh W`
2） 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 `Uz2(zqS
I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII -@*[
直径 60 70 75 87 79 70 sd(Yr6~..
长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25 a4a/]q4T
|[6jf!F
/NE<?t N
k [_)5@2
sGBm[lplz
5．求轴上的载荷 K!AW8FnHkZ
Mm=316767N.mm +-%&,> R
T=925200N.mm UQ X.
6. 弯扭校合 whH_<@!
"6^~-` O
i sK_t*
/R/\>'{E&c
" pZvV0'
滚动轴承的选择及计算 4O I''i
I轴： | gV$ks\<
1．求两轴承受到的径向载荷 F,hiKq*
5、 轴承30206的校核 Re[x$rw
1） 径向力 eT!*_.' e
cA,`!dG2,
yW =I*f
2） 派生力 to2#PXf]y
， aLo^f= S
3） 轴向力 CIt%7
\c
由于 ， ?cyBF*o
所以轴向力为 ， r%:Q (| v?
4） 当量载荷 6H ]rO3[8
由于 ， ， 2`Dqu"TWh
所以 ， ， ， 。 U{`Q_Uw@$:
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 HpXQ D;
" Y1]6
Zu
5） 轴承寿命的校核 k v u SE
^i" ~6QYE
bmid;X |
II轴： !^Ly# $-X
6、 轴承30307的校核 <2. 87:
1） 径向力 {M_*hR;lL
Q
*]d[
`F(ghC
2） 派生力 L2 ybL#dz
， x$SxGc~4gb
3） 轴向力 uc~/l4~N
由于 ， z+5ZUS2~&
所以轴向力为 ， ~ dtS
4） 当量载荷 Xn%t y@8
由于 ， ， ELvP<Ny}
所以 ， ， ， 。 @H83Ad
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 7Rq|N$y.3
39yp 1
5） 轴承寿命的校核 [X &VxTxr
I$y6N"|
> N bb0T
III轴： sw\O\%^
7、 轴承32214的校核 cWU9mzsE
1） 径向力 h>a /3a$g
xw J. cy
Lw1aG;5
2） 派生力 m~f J_
， >WZ_) `R
3） 轴向力 (DnrJ.QU}t
由于 ， yQ03&{#
所以轴向力为 ， x
&
ZW
f?
4） 当量载荷 AZ7m=Q97
由于 ， ， b%TLvV 9F
所以 ， ， ， 。 r7zS4;b
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 >qL-a*w:a
q}+Fm?B
5） 轴承寿命的校核 V4CL% i
MXP3Z N'
v1`*}.#
键连接的选择及校核计算 DkA@KS1Dq
1w$X;q"
代号 直径 GF/!@N
（mm） 工作长度 - % 'ys
（mm） 工作高度 Hs#q 7
（mm） 转矩 S2\|bs7;J,
（N•m） 极限应力 T!YfCw.HZ
（MPa） 8h '~*
高速轴 8×7×60（单头） 25 35 3.5 39.8 26.0 KB5<)[bs
12×8×80（单头） 40 68 4 39.8 7.32 (X?et
&
中间轴 12×8×70（单头） 40 58 4 191 41.2 l\DcXgD
x
低速轴 20×12×80（单头） 75 60 6 925.2 68.5 Q13>z%Rge
18×11×110（单头） 60 107 5.5 925.2 52.4 [rO TWN
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。 U?e.)G
DlF6tcoI
连轴器的选择 HxnW M\ p
由于弹性联轴器的诸多优点，所以考虑选用它。 .Gcs/PN
',l}$]y5
二、高速轴用联轴器的设计计算 &57s //PrX
由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为 ， #HyE-|_C
计算转矩为 v2KK%Qy
所以考虑选用弹性柱销联轴器TL4（GB4323-84），但由于联轴器一端与电动机相连，其孔径受电动机外伸轴径限制，所以选用TL5（GB4323-84） ZD#{h J-
其主要参数如下： Ch0t'
材料HT200 +6;1.5Tc
公称转矩 yk 0#byW`
轴孔直径 ， C#oH7 o+_.
\2OjIEQQ
轴孔长 ， 7\<}378/^
装配尺寸 >mCS`D8
半联轴器厚 ,1ceNF#oL
（[1]P163表17-3）（GB4323-84） +2 x|j>
V6a+VfH
三、第二个联轴器的设计计算 ;0JK>c
]#
由于装置用于运输机，原动机为电动机，所以工作情况系数为 ， %^ LwLyoVM
计算转矩为 +AkMU|6
所以选用弹性柱销联轴器TL10（GB4323-84） uD8,E!\
其主要参数如下： >!BZ>G2
材料HT200 bKac?y~S_
公称转矩
SUaXm#9
轴孔直径 yr[HuwU
轴孔长 ， }~+_|
装配尺寸 `Qxdb1>mjY
半联轴器厚 Nu4PY@m]C
（[1]P163表17-3）（GB4323-84） )9~-^V0A^>
t +h}hL
YJqbA?i
<F&53N&Zc
减速器附件的选择 7 P/1'f3
通气器 3x3 =ke!
由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M18×1.5 rZkl0Y;n\
油面指示器 )2g-{cYv
选用游标尺M16
R7NE= X4
起吊装置 ~Blsj9a2
采用箱盖吊耳、箱座吊耳 Y8@TY?
放油螺塞 o`%;*tx
选用外六角油塞及垫片M16×1.5 B nu5\P
`\M}~
润滑与密封 dA[S@ysvG
一、齿轮的润滑 a8v9j 3 .
采用浸油润滑，由于低速级周向速度为，所以浸油高度约为六分之一大齿轮半径，取为35mm。 PsOu:`=r
i$ "M'BG
二、滚动轴承的润滑 Y:KIaYkk
由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。 %=< Kb\
Ek,$XH
三、润滑油的选择 } U_z XuUz
齿轮与轴承用同种润滑油较为便利，考虑到该装置用于小型设备，选用L-AN15润滑油。 ?a{es!
x2.YEuSMC
四、密封方法的选取 *^s^{0Ad
选用凸缘式端盖易于调整，采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。 x>eV$UJ
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。 ]h 4r@L3
轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。 BU=;rz!;
' "I-! +
@*"H{xo.U
Cy2 )M(RW
设计小结 =P7!6V\f
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。 1azj%WY
!6pE0(V^+4
参考资料目录 i=aK ?^+
[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； | \ 6Ff/O
[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； iVAAGZ>am
[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； 344E4F"ph
[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； zOsk'ZE&
[5]《工程机械构造图册》，机械工业出版社，刘希平主编 j=y{ey7Fd
[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； ;^9y#muk
[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。 U%H6jVE
&N|`Q (QXS
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