目 录 PB;eHy
[sB 9gY(
设计任务书……………………………………………………1 VD_$$Gn*q
传动方案的拟定及说明………………………………………4 S<'[%ihx
电动机的选择…………………………………………………4 Tg!m`9s+
计算传动装置的运动和动力参数……………………………5 y=?)n\f
传动件的设计计算……………………………………………5 o2<#s)GpY
轴的设计计算…………………………………………………8 (=7Cs
滚动轴承的选择及计算………………………………………14 Fu!RhsW5j
键联接的选择及校核计算……………………………………16 UQ{L{H
连轴器的选择…………………………………………………16 :q#Xq;Wp
减速器附件的选择……………………………………………17 DI+fwXeg
润滑与密封……………………………………………………18 ^fZ&QK
设计小结………………………………………………………18 5[c^TJ3
参考资料目录…………………………………………………18 uEX!xx?Q#
tH-C8Qxy
机械设计课程设计任务书 |yx6X{$k
题目:设计一用于带式运输机传动装置中的同轴式二级圆柱齿轮减速器 293M\5:
一. 总体布置简图 #O+),,WS
/`mks1:pK
sBcPq SMby
?Y@N`S
1—电动机;2—联轴器;3—齿轮减速器;4—带式运输机;5—鼓轮;6—联轴器 q
FAT]{{
e)(wss+d7P
二. 工作情况: %}%Qc6.H
载荷平稳、单向旋转 j KoG7HH
rk #sy$
三. 原始数据 @)fd}tV
鼓轮的扭矩T(N•m):850 ZpnxecJUJ
鼓轮的直径D(mm):350 Y'8?.a]'
运输带速度V(m/s):0.7
5~>z h
带速允许偏差(%):5 DAXX;4
使用年限(年):5 =>_\fNy
工作制度(班/日):2 lhqg$lb
C#Na&m
四. 设计内容 \SBc;
1. 电动机的选择与运动参数计算; INJEsz
2. 斜齿轮传动设计计算 HhvdqvIEG
3. 轴的设计 U
H*r5o3
4. 滚动轴承的选择 c-(UhN3WG
5. 键和连轴器的选择与校核; >Z'NXha
6. 装配图、零件图的绘制 ?.Ca|H<
7. 设计计算说明书的编写 {0WHn.,2Y
NA ~Vg8
五. 设计任务 ]?!mS[X
1. 减速器总装配图一张 T( U_
2. 齿轮、轴零件图各一张 vkri+:S3
3. 设计说明书一份 ++`0rY%
%-1O.Q|f
六. 设计进度 NU5.o$
1、 第一阶段:总体计算和传动件参数计算 67Th;h*sh
2、 第二阶段:轴与轴系零件的设计 kZmpu?P
3、 第三阶段:轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 4bYK}oS
4、 第四阶段:装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 uFinv2Z'
{#@W)4)cA
%5"9</a&G
DK:o]~n
62ws/8d6f
<h:x=
X:nN0p #
SC)g^E#
传动方案的拟定及说明 huh6 t !
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。 n<z[J=I
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。 9
a!$z!.
|}Nn!Sj>#;
fof TP1
电动机的选择 n'E(y)9|
1.电动机类型和结构的选择 Bf ~vA4
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。 r{L>
F]Tw
U@uGNMKR
2.电动机容量的选择 0dE@c./R i
1) 工作机所需功率Pw ix)M`F%P3
Pw=3.4kW $QLcH;+7t
2) 电动机的输出功率 __G?0*3 G
Pd=Pw/η 5YeM%%-S
η= =0.904 gG(fQ
89U"
Pd=3.76kW *zbNd:i9
Whm,F^
3.电动机转速的选择 .6+Z^,3
nd=(i1’•i2’…in’)nw dMv=gdY
初选为同步转速为1000r/min的电动机 $5aV:Z3P
OR~8sU
4.电动机型号的确定 aBNc(?ri
由表20-1查出电动机型号为Y132M1-6,其额定功率为4kW,满载转速960r/min。基本符合题目所需的要求。 |
*2w5iR
S2sQOM@
SB H(y)
计算传动装置的运动和动力参数 P}n_IV*@
传动装置的总传动比及其分配 {?}E^5Z*g
1.计算总传动比 R3gdLa.
由电动机的满载转速nm和工作机主动轴转速nw可确定传动装置应有的总传动比为: r*2+xDoEi
i=nm/nw g?goZPZB
nw=38.4 8lvV4yb
i=25.14 u8&Z!p\
gY/"cq
2.合理分配各级传动比 nP$Ky1y G
由于减速箱是同轴式布置,所以i1=i2。 ZxGJzakB5$
因为i=25.14,取i=25,i1=i2=5 \XCe22x]
速度偏差为0.5%<5%,所以可行。 N
+Yxz;Mg
各轴转速、输入功率、输入转矩 n'n/Tu
项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮 O_oPh] x)
转速(r/min) 960 960 192 38.4 38.4 t5\-v_mG=&
功率(kW) 4 3.96 3.84 3.72 3.57 .o(fe\KHf
转矩(N•m) 39.8 39.4 191 925.2 888.4 =Y{(%sn
传动比 1 1 5 5 1 [B\h$IcRv
效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97 2=,lcWr
]!?;@$wx
传动件设计计算 J=9FRC
1. 选精度等级、材料及齿数 e$<0
7Oc
1) 材料及热处理; ^a0um/+M}
选择小齿轮材料为40Cr(调质),硬度为280HBS,大齿轮材料为45钢(调质),硬度为240HBS,二者材料硬度差为40HBS。 c}lb%^;)E
2) 精度等级选用7级精度; q9KHmhUD
3) 试选小齿轮齿数z1=20,大齿轮齿数z2=100的; X5zDpi|Dq
4) 选取螺旋角。初选螺旋角β=14° 6Zm# bFQ
2.按齿面接触强度设计 AifWf2$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 yj 3cyLXw
按式(10—21)试算,即 HSjlD{R
dt≥ LO9=xGj.
1) 确定公式内的各计算数值 (-UYB9s
(1) 试选Kt=1.6 #xsE3Wj-X
(2) 由图10-30选取区域系数ZH=2.433 o[Q MT P
(3) 由表10-7选取尺宽系数φd=1 <=zQ NBtx
(4) 由图10-26查得εα1=0.75,εα2=0.87,则εα=εα1+εα2=1.62 EH+"~-v)ae
(5) 由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8Mpa k+# %DK
(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; kJ'[K!r
(7) 由式10-13计算应力循环次数 '\l"
N1=60n1jLh=60×192×1×(2×8×300×5)=3.32×10e8 >*~L28Fyn
N2=N1/5=6.64×107 SD"FErJ
@Q)OGjaq
(8) 由图10-19查得接触疲劳寿命系数KHN1=0.95;KHN2=0.98 u_w#gjiC
(9) 计算接触疲劳许用应力 DU0zez I9
取失效概率为1%,安全系数S=1,由式(10-12)得 jFQQ`O V
[σH]1==0.95×600MPa=570MPa @>r._~
[σH]2==0.98×550MPa=539MPa .F4>p=r
[σH]=[σH]1+[σH]2/2=554.5MPa Ec3}_`
}"nItcp.1
2) 计算 CpUkCgg
(1) 试算小齿轮分度圆直径d1t ? &o2st
d1t≥ T,,WoPU8t
= =67.85 ^cOUQ33
t6bV?nc
(2) 计算圆周速度 dU&a{$ku[
v= = =0.68m/s : %lTU
6KXtcXQ
(3) 计算齿宽b及模数mnt 5kc/Y/4o
b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm "@e3EX7h
mnt= = =3.39 Sj%u)#Ub
h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm kvL=>
A
b/h=67.85/7.63=8.89 @E&J_un
X&tF;<m^
(4) 计算纵向重合度εβ TH%Qhv\]
εβ= =0.318×1×tan14 =1.59 $SlIr<'*"
(5) 计算载荷系数K wL+s8#{
已知载荷平稳,所以取KA=1 Q:2>}QgX}
根据v=0.68m/s,7级精度,由图10—8查得动载系数KV=1.11;由表10—4查的KHβ的计算公式和直齿轮的相同, D$w6V
故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42 wT6"U$cV
由表10—13查得KFβ=1.36 #3i3G(mQ
由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数 h9t$Uz^N
K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05 = 6j&4p
`
Mo|;'+
(6) 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径,由式(10—10a)得 [T8WThs
d1= = mm=73.6mm u(z$fG:g
L7n D|
(7) 计算模数mn ;,hwZZA
mn = mm=3.74 F|'>NL-=
3.按齿根弯曲强度设计 kjTduZ/3"
由式(10—17) Yxr>"KH6a
mn≥ 8r*E-akuyr
1) 确定计算参数 %6|nb:Oa
(1) 计算载荷系数 Y>dF5&(kb
K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96 LK{*sHi$
AFq~QXmr)
(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 DwM)r7<Ex
2~Kgv|09
(3) 计算当量齿数 tIWmp30S
z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 0eT(J7[ <
z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47 JB%',J
(4) 查取齿型系数 $h+1u$po
由表10-5查得YFa1=2.724;Yfa2=2.172 G"r1+#
(5) 查取应力校正系数 j_qbAP
由表10-5查得Ysa1=1.569;Ysa2=1.798 R|6Cv3:
K?6jXJseb
1auIR/=-
(6) 计算[σF] W\>fh&!)
σF1=500Mpa Q)~aiI0
σF2=380MPa qLO4#CKCL6
KFN1=0.95 ]3D0R;
KFN2=0.98 BGvre'67
[σF1]=339.29Mpa B7VH<;Z
[σF2]=266MPa Sgeh %f
(7) 计算大、小齿轮的 并加以比较 [zH:1Zhl&
= =0.0126 g?c
xp+
= =0.01468 ^PDJ0k/u1
大齿轮的数值大。 3(="YbZ
.UQzPnK
2) 设计计算 <ykU6=
mn≥ =2.4 1XrO~W\=
mn=2.5 Df}A^G >X
S-a]j;U
4.几何尺寸计算 DF&(8NoX~
1) 计算中心距 ny]?I
z1 =32.9,取z1=33 evya7^,F
z2=165 a[>/h3
a =255.07mm EGGWrl}1
a圆整后取255mm 9"N~yKa`"K
.r|tSfm6
2) 按圆整后的中心距修正螺旋角 q}b
dxa
β=arcos =13 55’50” -Fi`Z$
|.(dq^
3) 计算大、小齿轮的分度圆直径 )Oq|amvC
d1 =85.00mm $By<$
d2 =425mm rF3wx.
S50k>_a;
4) 计算齿轮宽度 ^a/gBC82x
b=φdd1 sG(~^hJ_
b=85mm 2A']yD
B1=90mm,B2=85mm o$wEEz*4
^+*N%yr
5) 结构设计 $|zX|
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。 6`&a&%,O
jSJqE_ 1
轴的设计计算 2% MC Yn
拟定输入轴齿轮为右旋 [xK3F+
II轴: E`kG-Q5Dw
1.初步确定轴的最小直径 |-b#9JQ[A
d≥ = =34.2mm ]>W6
bTK
2.求作用在齿轮上的受力 /?wtF4
Ft1= =899N Yc`o5Q\>
Fr1=Ft =337N ,[N%Q#
Fa1=Fttanβ=223N; k6;?)~.
Ft2=4494N Vouvr<43o
Fr2=1685N HNb/-e ,"
Fa2=1115N ~Sdb_EZ
$CRm3#+
~
3.轴的结构设计 L,HhbTRca
1) 拟定轴上零件的装配方案 n|6Ic,:[
;
8_{e3s
i. I-II段轴用于安装轴承30307,故取直径为35mm。 3BzNi'
ii. II-III段轴肩用于固定轴承,查手册得到直径为44mm。 =R^%(Py
iii. III-IV段为小齿轮,外径90mm。 ##q2mm:a9P
iv. IV-V段分隔两齿轮,直径为55mm。 L s
G\OG
v. V-VI段安装大齿轮,直径为40mm。 @Y?#Sl*
vi. VI-VIII段安装套筒和轴承,直径为35mm。 -r!. 9q
b\ X@gq
2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1]d!~
1. I-II段轴承宽度为22.75mm,所以长度为22.75mm。 3(``#7
2. II-III段轴肩考虑到齿轮和箱体的间隙12mm,轴承和箱体的间隙4mm,所以长度为16mm。 8mCxn@yV
3. III-IV段为小齿轮,长度就等于小齿轮宽度90mm。 vXev$x=w-
4. IV-V段用于隔开两个齿轮,长度为120mm。 fPU`/6
5. V-VI段用于安装大齿轮,长度略小于齿轮的宽度,为83mm。 a f6M,{F
6. VI-VIII长度为44mm。 u6J8"<
-W
hMa]B*o/-
.L+6 $8m
Z/G
ev"p
4. 求轴上的载荷 ?)/#+[xa
66 207.5 63.5 ;Y)w@bNt@
C2.HMgL
:Oy%a'w
adlV!k7RG
<3L5"77G6
2"COP>
)Fc%+TpKi
Ih@61>X.o*
!zBhbmlKt
c& <Fr[AK
=WyDp97@+
u]:oZMnj
sm9k/(-
XYQ/^SI!:
G%BjhpL
;$HftG>B
3Nl <p"=
Fr1=1418.5N 5b5x!do
Fr2=603.5N +20G>y=+
查得轴承30307的Y值为1.6 ~cWAl,(B<F
Fd1=443N #OZ>V3k
Fd2=189N \S_Ou
因为两个齿轮旋向都是左旋。 rr/B=O7
故:Fa1=638N 4"GR]
X
Fa2=189N ag;Q F
I) rCd/
5.精确校核轴的疲劳强度 =NpYFKmMhV
1) 判断危险截面 u^&A W$
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 GXcJ< v
iyN:%ofh
2) 截面IV右侧的 ~W*FCG#E
8<5]\X
截面上的转切应力为 iky|Tp
&)2i[X
由于轴选用40cr,调质处理,所以 ^9m\=5d
, , 。 $yN{-T"
([2]P355表15-1) %) /s; Q,
a) 综合系数的计算 &]V.S7LC#
由 , 经直线插入,知道因轴肩而形成的理论应力集中为 , , :v0U|\j8/V
([2]P38附表3-2经直线插入) ,ZaRy$?
轴的材料敏感系数为 , , s:?SF.
([2]P37附图3-1) H-WJp<_
故有效应力集中系数为 Moy <@+
B`YTl~4
dW_KU}
查得尺寸系数为 ,扭转尺寸系数为 , ]Gzm^6v
([2]P37附图3-2)([2]P39附图3-3) b`(}.r?W
轴采用磨削加工,表面质量系数为 , B3: ez
jj
([2]P40附图3-4) ^pxX]G]
轴表面未经强化处理,即 ,则综合系数值为 y?rPlA_
@_-hk|Nl@
6wPaJbRtaM
b) 碳钢系数的确定 2SD`OABf#
碳钢的特性系数取为 , bNm#tmSt
c) 安全系数的计算 .rO]M:UY
轴的疲劳安全系数为 YA''2Ii
C'G/AU
!6n_}I-W
VX].3=T8
故轴的选用安全。 :=}BN
&@G:G(
I轴: `V=N*hv`
1.作用在齿轮上的力 0[A[U_b
FH1=FH2=337/2=168.5 t;\kR4P
Fv1=Fv2=889/2=444.5 Bu#E9hJFvA
2 X.r%&!1M
2.初步确定轴的最小直径 @>u]4Jn
8N!b>??
|pm7 _[
3.轴的结构设计 gGvz(R:y
1) 确定轴上零件的装配方案 SlgN&{Bk
DD7h^-x
T,7Y7c/3V
2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 pSoiH<33
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。 7zA'ri3w
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。 dOa+(fMe
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。 'ZT^PV\
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。 46$._h
P
h) 为了齿轮轴向定位可靠,定位轴肩高度应达5mm,所以该段直径选为46mm。 -jW.TT h]
i) 轴肩固定轴承,直径为42mm。 ]@dZ{H|
j) 该段轴要安装轴承,直径定为35mm。 2K<
8
2) 各段长度的确定 :a^t3s
各段长度的确定从左到右分述如下: ]|!OP
a) 该段轴安装轴承和挡油盘,轴承宽18.25mm,该段长度定为18.25mm。 uvMy^_}L
b) 该段为轴环,宽度不小于7mm,定为11mm。 :imW\@u
c) 该段安装齿轮,要求长度要比轮毂短2mm,齿轮宽为90mm,定为88mm。 N|1M1EBOu>
d) 该段综合考虑齿轮与箱体内壁的距离取13.5mm、轴承与箱体内壁距离取4mm(采用油润滑),轴承宽18.25mm,定为41.25mm。 e_#._Pi
e) 该段综合考虑箱体突缘厚度、调整垫片厚度、端盖厚度及联轴器安装尺寸,定为57mm。 9Kpa><
f) 该段由联轴器孔长决定为42mm ,eOB(?Ku
=V-A@_^!c
t'?.8}?)I&
4.按弯扭合成应力校核轴的强度 uPhK3nCGo
W=62748N.mm vBRQp&YwX
T=39400N.mm R,gR;Aarw
45钢的强度极限为 ,又由于轴受的载荷为脉动的,所以 。 K:!"+q
}
uO);k5H
4S5,w(6N
III轴 *$yR*}A
1.作用在齿轮上的力 1s%#$ 7
FH1=FH2=4494/2=2247N V}bjK8$$
Fv1=Fv2=1685/2=842.5N w0ht
H#NCi~M>3
2.初步确定轴的最小直径 (gy#js#
U@g4w!$r
Jzj1w}?H
3.轴的结构设计 YX=a#%vrl
1) 轴上零件的装配方案 t5[#x4
p
_hN\10ydY
tro7Di2Q
2) 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 RLw;(*(g
I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII " |Xk2U
直径 60 70 75 87 79 70 2-7IJ\
长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25 8s"%u )
kB3H="3[[
j2ve^F:Q
F=`AY^u0
aAJU`=uq
5.求轴上的载荷 oz AS[B6
Mm=316767N.mm cJN7bA{
T=925200N.mm T@G?t0
6. 弯扭校合 Y'yH;Mz
)#P;
x"
:ZTc7}
_]yn"p
8JM&(Q%#
滚动轴承的选择及计算 {aY%gk?y#>
I轴: p!>oo1&
1.求两轴承受到的径向载荷 -}=i 04^
5、 轴承30206的校核 3x5JFM
1) 径向力 ?kWC}k{
y<HO:kZ8`
K&nE_.kbl
2) 派生力 X*M#FT-
, &0='r;*i
3) 轴向力 sp#p8@Cj
由于 , >xF/Pl
所以轴向力为 , P\w\N2
4) 当量载荷 TatpXN\
由于 , , bvS(@
所以 , , , 。 Zw*v
由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 ]DOX?qI
i
M:-.o
5) 轴承寿命的校核 'ixwD^x
/a^1_q-bX
CsTF
II轴: }!;s.[y
6、 轴承30307的校核 %1H[Wh(U
1) 径向力 _z'u pb&
e<=cdze
S'A>2>
2) 派生力 ~Q?a|mV,
, zhpx"{_
3) 轴向力 T^ w36}a
由于 , S/^"@?z,vE
所以轴向力为 , >H'4{|
4) 当量载荷 <<(wa
j
由于 , , .z
6fv
所以 , , , 。 ZT,B(#m
由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 cc#gEm)3C
99}(~B
5) 轴承寿命的校核 Qk\A
c
dik:4;
2Tfz=7h$
III轴: :X.b}^ Z(
7、 轴承32214的校核 E0u~i59Z
1) 径向力 A3|Dz&@:
0|$v-`P$
BDq%'~/^
2) 派生力 &z>e5_.
, > ?6&c
3) 轴向力 '<rZm=48
由于 , >+]_5qc
所以轴向力为 , %;e/7`>Ma
4) 当量载荷 )6+eNsxMlC
由于 , , L1ieaKw
所以 , , , 。 NbC@z9Q
由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 |55N?=8
AI,(z;{P
5) 轴承寿命的校核 Q.]}]QE
h&`e) a>+
Uc_'(IyO
键连接的选择及校核计算 "kMguK}c
DTaN"{
代号 直径 LXEfPLS
(mm) 工作长度 3
|hHR
(mm) 工作高度 `0P$#5?
(mm) 转矩 dZi(&s
(N•m) 极限应力 c3:,Ab|
(MPa) J]&y$?C
高速轴 8×7×60(单头) 25 35 3.5 39.8 26.0 G`\f
12×8×80(单头) 40 68 4 39.8 7.32 0TGLM#{
中间轴 12×8×70(单头) 40 58 4 191 41.2 XVKfl3'%
低速轴 20×12×80(单头) 75 60 6 925.2 68.5 tZ^Ou89:rG
18×11×110(单头) 60 107 5.5 925.2 52.4 0JlZs]
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。 J.ck~;3
GlbySD@
连轴器的选择 Q\cjPc0y
由于弹性联轴器的诸多优点,所以考虑选用它。 \|E^v6E%0
4$*%gL;f^
二、高速轴用联轴器的设计计算 \
C+(~9@|
由于装置用于运输机,原动机为电动机,所以工作情况系数为 , Hm$=h>rY9[
计算转矩为 =dII- 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) ,`gl&iB
其主要参数如下: =0G!f$7^i
材料HT200 HYD"#m'TkB
公称转矩 H&]gOs3So
轴孔直径 , =!`j7#:
>2,Gy-&"0
轴孔长 , 'bo~%WA]n
装配尺寸 T}"6wywM
半联轴器厚 ^}:#
([1]P163表17-3)(GB4323-84) #B:hPZM1
UN zlN
三、第二个联轴器的设计计算 b|+wc6
由于装置用于运输机,原动机为电动机,所以工作情况系数为 , )hk
计算转矩为 c05 %iv
所以选用弹性柱销联轴器TL10(GB4323-84) ^my].Qpt
其主要参数如下: L+CyQq
材料HT200 Ti'}MC+0
公称转矩 U7I qST
轴孔直径 `67[O4$<
轴孔长 , #Sa27$&.>
装配尺寸 E;1Jh(58)b
半联轴器厚 Db6om7N
([1]P163表17-3)(GB4323-84) f-5:wM&
mZx&Xez_G
u$-U*r
s1e:v+B]
减速器附件的选择 %-<'QYYP
通气器 /w]!wM
由于在室内使用,选通气器(一次过滤),采用M18×1.5 lKlU-4
油面指示器 NMww>80
选用游标尺M16 sgO'wXcoP
起吊装置 D5:{fWVsV/
采用箱盖吊耳、箱座吊耳 jLpc
Zb,
放油螺塞 7^Ns&Q
选用外六角油塞及垫片M16×1.5 (4\d]*u5-c
|]aE<`D
润滑与密封 M?[h0{^K
一、齿轮的润滑 m+#iR}*1L
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。 zkO<-w
xCYE
B}o9r
二、滚动轴承的润滑 k%E2n:|*
由于轴承周向速度为,所以宜开设油沟、飞溅润滑。 H)>@/"j;
$*kxTiG!7
三、润滑油的选择 %zSuK8kxV
齿轮与轴承用同种润滑油较为便利,考虑到该装置用于小型设备,选用L-AN15润滑油。 8
O 67
;q:jl~
四、密封方法的选取 J]q%gcM
选用凸缘式端盖易于调整,采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。 Y}[ c^$S
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。 #vzEu
)Ul
轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。 L*Me."*
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8X I?
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设计小结 3;8!rNN
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。 Dc+'<"
Zr-U&9.`
参考资料目录 4[BG#
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[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; yB3;
[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; P)uDLFp]
[5]《工程机械构造图册》,机械工业出版社,刘希平主编 ^1wA:?uN}
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8HZs>l
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