目 录 %T7nO %p
}8;[O
9
设计任务书……………………………………………………1 0(_l|PScF
传动方案的拟定及说明………………………………………4 v=('{/^~>
电动机的选择…………………………………………………4 m^x6>9,
计算传动装置的运动和动力参数……………………………5 :_Eqf8T
传动件的设计计算……………………………………………5 Agrp(i"\@
轴的设计计算…………………………………………………8 D5~n/.B"
滚动轴承的选择及计算………………………………………14 "QvmqI>
键联接的选择及校核计算……………………………………16 7OjR._@
连轴器的选择…………………………………………………16 =}PdH`S
减速器附件的选择……………………………………………17 LHJ":^
润滑与密封……………………………………………………18 7z~_/mAI
设计小结………………………………………………………18 wu"&|dt
参考资料目录…………………………………………………18 tl'n->G>v
Dde]I_f}
机械设计课程设计任务书 X*,Kb(3
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 Jjl`_X$CB
一. 总体布置简图 97)/"i e
wCk~CkC?
ki>~H!zB
U\rh[0
1—电动机;2—联轴器;3—齿轮减速器;4—带式运输机;5—鼓轮;6—联轴器 f-nz{U
}-~T<egF
二. 工作情况: 4Z|vnj)Z
载荷平稳、单向旋转 <w\:<5e '
k? Xc
三. 原始数据 fL]Pztsk+
鼓轮的扭矩T(N•m):850 ^fz+41lE\
鼓轮的直径D(mm):350 H~ u[3LQz
运输带速度V(m/s):0.7 @]bPVG?d
带速允许偏差(%):5 67y Tvr@a
使用年限(年):5 a6kV!,.U
工作制度(班/日):2 !;_H$r0
cwV]!=RtO
四. 设计内容 BPr^D0P
1. 电动机的选择与运动参数计算; c)0amM
2. 斜齿轮传动设计计算 WMMO5_Mz
3. 轴的设计 GA`PY-Vs)
4. 滚动轴承的选择 fg#x7v4O
5. 键和连轴器的选择与校核; f3|@|'
;
6. 装配图、零件图的绘制 -l}IZY
7. 设计计算说明书的编写 0kDK~iT
*%vwM7
五. 设计任务 Bvt@X
1. 减速器总装配图一张 `<[6YH_
2. 齿轮、轴零件图各一张 N$[$;Fm:
3. 设计说明书一份 p\{-t84n
n[YEOkiG
六. 设计进度 Tlj:%yK2
1、 第一阶段:总体计算和传动件参数计算 E\m5%bK\B
2、 第二阶段:轴与轴系零件的设计 KgN)JD>
3、 第三阶段:轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 nADX0KI
4、 第四阶段:装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 N8`?t5
w-@6|o,S
g/CxXSv@0
8>/Q1(q0
_Jv
9F8v
s_.]4bl.8
8.bKb<y
+h_ !0dG
传动方案的拟定及说明 6!^[];%xN
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?w?DE|
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。 G|8%qd
)bx_;9Y{
1c+]gIe
电动机的选择 1009ES7*
1.电动机类型和结构的选择 oUQ07z\C
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。 5X.e*;
ob_I]~^I?|
2.电动机容量的选择 ceGa([#!\_
1) 工作机所需功率Pw d*pF> j
Pw=3.4kW B^D(5
2) 电动机的输出功率 ;IK[Y{W/
Pd=Pw/η ;V<iL?
η= =0.904 \Ep0J $ #o
Pd=3.76kW 7j7e61
Ax
rwIeqV{:
3.电动机转速的选择 fri0XxF
nd=(i1’•i2’…in’)nw Hx$c
N
初选为同步转速为1000r/min的电动机 u9=SpgB#
l<(Y_PE:
4.电动机型号的确定 `bKA+c,f
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。 j'i0*"x
3\;27&~gV
VGL#!4wK
计算传动装置的运动和动力参数 k#bu#YZk
传动装置的总传动比及其分配 (J"T]-[
1.计算总传动比 P\CDd=yWc
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: U=sh[W
i=nm/nw :`)~-`_
nw=38.4 gfU-"VpHE
i=25.14 gqib:q;r
\RQ='/H*
2.合理分配各级传动比 eK /?%t
由于减速箱是同轴式布置,所以i1=i2。 aj,)P3DJu
因为i=25.14,取i=25,i1=i2=5 ]<DNo&fw
速度偏差为0.5%<5%,所以可行。 %=j3jj[
各轴转速、输入功率、输入转矩 <*H^(0
项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮 iAMtejw
转速(r/min) 960 960 192 38.4 38.4 8
6QE/M
功率(kW) 4 3.96 3.84 3.72 3.57 f^e6<5gdf
转矩(N•m) 39.8 39.4 191 925.2 888.4 t"j|nz{m
传动比 1 1 5 5 1 N^VD=<#T
效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97 bshGS8O
Y<\^7\[x
传动件设计计算 +5v}q.:+
1. 选精度等级、材料及齿数 &@"]+33
1) 材料及热处理; O$`UCq
选择小齿轮材料为40Cr(调质),硬度为280HBS,大齿轮材料为45钢(调质),硬度为240HBS,二者材料硬度差为40HBS。 %[<Y9g,:Q
2) 精度等级选用7级精度; 5sde
3) 试选小齿轮齿数z1=20,大齿轮齿数z2=100的;
IGX:H)&*
4) 选取螺旋角。初选螺旋角β=14° "%8A:^1
2.按齿面接触强度设计 v}J;ZIb
因为低速级的载荷大于高速级的载荷,所以通过低速级的数据进行计算 2}}?'PwwT
按式(10—21)试算,即 vAP{;Q0i
dt≥ XC15 K@K
1) 确定公式内的各计算数值 M4Z@O3OIE
(1) 试选Kt=1.6 z1 i &Ge
(2) 由图10-30选取区域系数ZH=2.433 'k&?DZ!
(3) 由表10-7选取尺宽系数φd=1 V[pvJ(
(4) 由图10-26查得εα1=0.75,εα2=0.87,则εα=εα1+εα2=1.62 o?Sla_D
(5) 由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8Mpa bAxTLIf
(6) 由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1=600MPa;大齿轮的解除疲劳强度极限σHlim2=550MPa; e`{0d{Nd
(7) 由式10-13计算应力循环次数 6*GjP ;S=
N1=60n1jLh=60×192×1×(2×8×300×5)=3.32×10e8 MQ][mMM;w
N2=N1/5=6.64×107 !Q-wdzsp?
Ccfwax+
(8) 由图10-19查得接触疲劳寿命系数KHN1=0.95;KHN2=0.98 2^exL h
(9) 计算接触疲劳许用应力 t0PQ~|H<KV
取失效概率为1%,安全系数S=1,由式(10-12)得 Ni[4OR$-O
[σH]1==0.95×600MPa=570MPa "C%!8`K{a*
[σH]2==0.98×550MPa=539MPa *.y' (tj[
[σH]=[σH]1+[σH]2/2=554.5MPa IKvBf'%-
%IpSK 0<Sp
2) 计算 D_|B2gdZY
(1) 试算小齿轮分度圆直径d1t (U.**9b;
d1t≥ Wf02$c0#K
= =67.85 {7Cx#Ewd
e/e0d<(1
(2) 计算圆周速度 Pn TZ/|
v= = =0.68m/s o6j"OZcv
FyD.>ot7M
(3) 计算齿宽b及模数mnt & %}/AoU
b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm <z#BsnjW{
mnt= = =3.39 5{>0eFzG
h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm x;$|#]+
b/h=67.85/7.63=8.89 j~ym<-[{a
!"4w&bQ
(4) 计算纵向重合度εβ &jts:^N>
εβ= =0.318×1×tan14 =1.59 Oo%!>!Lt,
(5) 计算载荷系数K 24@^{
}
已知载荷平稳,所以取KA=1 Wb=Jj 9;
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, :q2YBa
故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42 _[E \=
由表10—13查得KFβ=1.36 f[/.I,9U^
由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数 H$!-f>Rxa
K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05 !Cj(A"uqY
GXb47_b^
(6) 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径,由式(10—10a)得 5ouQQ)vA
d1= = mm=73.6mm |i)lh_iN
%= u/3b:o
(7) 计算模数mn P!\hnm)%4
mn = mm=3.74 9$tl00
3.按齿根弯曲强度设计 ^E@@YV
由式(10—17) (:?&G9k
"
mn≥ < tQc_
1) 确定计算参数 *8!w&ME+.
(1) 计算载荷系数 GfsBQY/
K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96 n! .2aq
nTZ> |R)
(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 k8&FDz
Vq}r_#!Q
(3) 计算当量齿数 Z*bC#s?
z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 A o3HX
z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47 fcAIg(vW
(4) 查取齿型系数 $v&C@l \
由表10-5查得YFa1=2.724;Yfa2=2.172 jKt-~:
(5) 查取应力校正系数 &telCg:
由表10-5查得Ysa1=1.569;Ysa2=1.798 7z<Cu<
A^pW]r=Xtk
N#Ag'i4HF
(6) 计算[σF] xURw,
σF1=500Mpa x YT}>#[
σF2=380MPa Kfjryo9
KFN1=0.95 `C<F+/q
KFN2=0.98 [_%,6e+
[σF1]=339.29Mpa ^g]xU1] *
[σF2]=266MPa IIP.yyh>
(7) 计算大、小齿轮的 并加以比较 A[9NP-~
= =0.0126 uYTCd ZQh
= =0.01468 iBHw[X,b
大齿轮的数值大。 + zDc
v |ifI
2) 设计计算 =jUnM>23
mn≥ =2.4 n#>5?W
mn=2.5 G7Ny"{Z
K`gc 4:A
4.几何尺寸计算 p"KV*D9b
1) 计算中心距 8*)4"rS
z1 =32.9,取z1=33 !w=,p.?V=
z2=165 ]^!}*
a =255.07mm i puo}
a圆整后取255mm k#jm7 +
?360SQ<
2) 按圆整后的中心距修正螺旋角 JX&~y.F
β=arcos =13 55’50” ~>w:;M=sV8
++k J\N{
3) 计算大、小齿轮的分度圆直径 AY@k-4
d1 =85.00mm 1)Eq&ASB
d2 =425mm ^?sSx!:bZ
gUb
"3g0
4) 计算齿轮宽度 qzlER
b=φdd1 dgY5ccP
b=85mm Fva]*5
B1=90mm,B2=85mm HqRCjD
D8 wG!X
5) 结构设计 GDmv0V$6
以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于160mm,而又小于500mm,故以选用腹板式为宜。其他有关尺寸参看大齿轮零件图。 h.D^1
xZg7Jg
轴的设计计算 K
/ZHJkJ7
拟定输入轴齿轮为右旋 wKLN:aRF2
II轴: /=-h:0{M
1.初步确定轴的最小直径 :P"9;$FY
d≥ = =34.2mm &&*wmnWCS{
2.求作用在齿轮上的受力 ,L~snR'w
Ft1= =899N _;VYFs
Fr1=Ft =337N ;Lqm#]C
Fa1=Fttanβ=223N; }M="oN~w
Ft2=4494N G
"c/a8
Fr2=1685N ME,duY/>Q
Fa2=1115N klo^K9!
Pd,!&
3.轴的结构设计 6<+8}`@B>G
1) 拟定轴上零件的装配方案 gvK"*aIj
m9k2h1
i. I-II段轴用于安装轴承30307,故取直径为35mm。 =3pD:L
ii. II-III段轴肩用于固定轴承,查手册得到直径为44mm。 Qv74?B@
iii. III-IV段为小齿轮,外径90mm。 ^[*AK_o_DQ
iv. IV-V段分隔两齿轮,直径为55mm。 Upu%.[7
v. V-VI段安装大齿轮,直径为40mm。 )Jmw|B
vi. VI-VIII段安装套筒和轴承,直径为35mm。 DSTx#*
6XZN>#
2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 0x6@{0
1. I-II段轴承宽度为22.75mm,所以长度为22.75mm。 @}Pw0vC
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。 }0krSzcn#,
3. III-IV段为小齿轮,长度就等于小齿轮宽度90mm。 |})rt5|f1!
4. IV-V段用于隔开两个齿轮,长度为120mm。 br10ptEx
5. V-VI段用于安装大齿轮,长度略小于齿轮的宽度,为83mm。 $/os{tzjd
6. VI-VIII长度为44mm。 sAf9rZt*'
2pw>B%1WP)
n/Or~@pHD
NCp%sGBmG
4. 求轴上的载荷 2Sv>C `FMU
66 207.5 63.5 ;\1b{-' l
@RQ+JYQi
@i\7k(9:A
x={kjym L
5NFq7&rJ6
Un~]Q?w
zCyR<as7
}D(DU5r
,CN#co
ya;@<b
9j9YQ2
% 1OC#&
aS2a_!f
rE9Ta8j6
uT#Acg
oM-b96
e?|d9;BO
Fr1=1418.5N Z^6A_:]j
Fr2=603.5N {-~05,zE
查得轴承30307的Y值为1.6 7cy+Nz
Fd1=443N dVij <! Lu
Fd2=189N 6hR^qdHg
因为两个齿轮旋向都是左旋。 8Ix-i
故:Fa1=638N PV5-^Y"v
Fa2=189N 5+o
2 T]
uv?8V@x2
5.精确校核轴的疲劳强度 CD*f4I#d
1) 判断危险截面 `8.1&fBr
由于截面IV处受的载荷较大,直径较小,所以判断为危险截面 v/QEu^C
vQ?MM&6
2) 截面IV右侧的 Cij$GYkv
Zb12:?
截面上的转切应力为 };4pZceV
GG@iKL V
由于轴选用40cr,调质处理,所以 uZo]8mV
, , 。 OaX HJ^k
([2]P355表15-1) #JHy[!4
a) 综合系数的计算 IptB.bYc
由 , 经直线插入,知道因轴肩而形成的理论应力集中为 , , V.O<|tl.
([2]P38附表3-2经直线插入) u<BHf@AI
轴的材料敏感系数为 , , nL "g2 3
([2]P37附图3-1) ]?v?Qfh2
故有效应力集中系数为 HQ ELK
z36brv<_'p
R
(+h)#![
查得尺寸系数为 ,扭转尺寸系数为 , Nv}U/$$S
([2]P37附图3-2)([2]P39附图3-3) Uqb]e?@
轴采用磨削加工,表面质量系数为 , P]~N-xdV
([2]P40附图3-4) Z1XUYe62
轴表面未经强化处理,即 ,则综合系数值为 (CKhY~,/u
*
ePDc'
G~b`O20N
b) 碳钢系数的确定 :mCw.Jz<h
碳钢的特性系数取为 , ::^qy^n
c) 安全系数的计算 4i ~eTb
轴的疲劳安全系数为 }z9I`6[
vWPM:1A
__oY:d(~
[XA&&EcU
故轴的选用安全。 =%:n0S0C"
y@2vY[)3s
I轴: U]`'GM/x
1.作用在齿轮上的力 yBXkN&1=%;
FH1=FH2=337/2=168.5 s0X/1Cq
Fv1=Fv2=889/2=444.5 '7RR2f>V
nm{'HH-4
2.初步确定轴的最小直径 0{^l2?mgSb
sK""
E.zYi7YUKK
3.轴的结构设计 K#m\qitb
1) 确定轴上零件的装配方案 Xy3g(x]
qY*%p
46Y7HTwE
2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 8o%<.]
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。 |g: '')>[
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。 z<3}TD
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。
]*kP>
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。 =DmPPl{
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。 )sY$\^'WY
i) 轴肩固定轴承,直径为42mm。 di)noQXkB-
j) 该段轴要安装轴承,直径定为35mm。
Xv?
S
2) 各段长度的确定 gnKU\>2k
各段长度的确定从左到右分述如下: O|^6UH
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。 @@&@}IQcR1
b) 该段为轴环,宽度不小于7mm,定为11mm。 vMW-gk
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。 z$8e6*
d) 该段综合考虑齿轮与箱体内壁的距离取13.5mm、轴承与箱体内壁距离取4mm(采用油润滑),轴承宽18.25mm,定为41.25mm。 "R\\\I7u
e) 该段综合考虑箱体突缘厚度、调整垫片厚度、端盖厚度及联轴器安装尺寸,定为57mm。 ^=-*L
3f
f) 该段由联轴器孔长决定为42mm >ji}j~cH
Q9 x` Uy
dH2j*G Ij
4.按弯扭合成应力校核轴的强度 Z7KB?1{G
W=62748N.mm V;[__w
T=39400N.mm 2S7H_qo$
45钢的强度极限为 ,又由于轴受的载荷为脉动的,所以 。 7Dx .;
.LGkr@P
>gS5[`xRE
III轴 ]VHdE_7)
1.作用在齿轮上的力 +i q+
FH1=FH2=4494/2=2247N 4/mj"PBKL
Fv1=Fv2=1685/2=842.5N q)z1</B-
HPd+Bd
2.初步确定轴的最小直径 Tg{dIh.Q~O
wZ\e3H z
u6bB5(s`&
3.轴的结构设计 o}AqNw60v
1) 轴上零件的装配方案 dTU.XgX)1^
4o)\DB?!
zM9) .D
H
2) 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 I;|5C=!
I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII u=ds]XP@
直径 60 70 75 87 79 70 +2k|g2
长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25 7:R{~|R
NNREt:+kr
/S=;DxZ,r
Y"]e H{
!tFU9Zt
5.求轴上的载荷 1+PNy d
Mm=316767N.mm u_/OTy
T=925200N.mm
U%B]N@
6. 弯扭校合 :BZx)HxQ
7$d c?K
>a anLLO
* v7& T
:xUl+(+
滚动轴承的选择及计算 t2-zJJf8
I轴: t73Z3M
1.求两轴承受到的径向载荷 o._#=7|(
5、 轴承30206的校核 ,ex(pmZ;
1) 径向力 E*!zJ,@8
$xn%i\
}RP 9%n^
2) 派生力 5\*wX.wp
, 1-Wnc'(OK
3) 轴向力 K&a]pL6D
由于 , RxDxLU2kt
所以轴向力为 , (Ss77~W7
4) 当量载荷 .]P;fCQmM
由于 , , %RD7=Z-z
所以 , , , 。 H|Fqc=qp
由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 a518N*]j
]zR;%p
5) 轴承寿命的校核 {HJ`%xN|
[{!j9E?(
OaCj3d>
II轴: I9j+x])
6、 轴承30307的校核 6Bq2?;5
1) 径向力 #/sE{jm
/dvnQW4}8
G|Yp<W%o
2) 派生力 Vi-!E
, uc (yos
3) 轴向力 Q{|'g5(O
由于 , p 2f
WL
所以轴向力为 , eq 1 4
4) 当量载荷 L"vG:Mq@D
由于 , , &/#Tk>:
所以 , , , 。 rpP+20 v
由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 mM^8YL
s1b\I6&:J
5) 轴承寿命的校核 f!kdcr=/"
Q\>SF
)*<d1$aM
III轴: }PD(kk6fX
7、 轴承32214的校核 X|lmH{kf
1) 径向力 WF.$gBH"
,xM*hN3A
\]:NOmI^'
2) 派生力 +z?f,`.*
, ]` Gz_e
3) 轴向力 !";$Zu
由于 , ?;7>`F6ld
所以轴向力为 , cw-JGqLx
4) 当量载荷 \c^jaK5
由于 , , $A0]v!P~i-
所以 , , , 。 |q b92|?
由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 ^>}[[:( 6/
FHPZQC8
5) 轴承寿命的校核 {.8)gVBmA
uC ;PP=z
8i$`oMv[y
键连接的选择及校核计算 b0CaoSWo
0lq4
代号 直径 aZ0iwMK
(mm) 工作长度 Q2WrB+/
(mm) 工作高度 D7'0o`|
(mm) 转矩 48*pKbbM4
(N•m) 极限应力 'Bn_'w~j{
(MPa) ED_5V@
高速轴 8×7×60(单头) 25 35 3.5 39.8 26.0 JWjp<{Q;1
12×8×80(单头) 40 68 4 39.8 7.32 fe`G^hV
中间轴 12×8×70(单头) 40 58 4 191 41.2 bH]!~[
低速轴 20×12×80(单头) 75 60 6 925.2 68.5 ^7<m lr
18×11×110(单头) 60 107 5.5 925.2 52.4 ?PtRb:RHt
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。 exU=!3Ji
7027@M?A?
连轴器的选择 ,'DrFlI
由于弹性联轴器的诸多优点,所以考虑选用它。 MM$"6Jor
&=O1Qg=K
二、高速轴用联轴器的设计计算 m&c(N
由于装置用于运输机,原动机为电动机,所以工作情况系数为 , tdK^X1
计算转矩为 nM}`H'0
所以考虑选用弹性柱销联轴器TL4(GB4323-84),但由于联轴器一端与电动机相连,其孔径受电动机外伸轴径限制,所以选用TL5(GB4323-84) A{T@O5ucj
其主要参数如下: &!fcL Jd
材料HT200 Gl:T
公称转矩 UC$+&&rO
轴孔直径 , N>\?Aeh
"<R
2oo)^
轴孔长 , \`5u@Nzx
装配尺寸 md
LJ,w?{
半联轴器厚 f=Y9a$.:M
([1]P163表17-3)(GB4323-84) }r<^]Q*&p
!sWBj'[>
三、第二个联轴器的设计计算 PX/0 jv
由于装置用于运输机,原动机为电动机,所以工作情况系数为 , k}qiIMdI
计算转矩为 Oj\mkg
所以选用弹性柱销联轴器TL10(GB4323-84) @x
]^blq
其主要参数如下: @y&,e,3!
材料HT200 5W-M8dc6
公称转矩 &h[}5
轴孔直径 8Y'"=!3
轴孔长 , a$&6a
装配尺寸 <cjTn:w
半联轴器厚 [p<[83' ]
([1]P163表17-3)(GB4323-84) '~a$f;: Dv
M&-/&>n!
j"8N)la
b;ZAz
减速器附件的选择 =_3qUcOP
通气器 ~[6|VpGc:
由于在室内使用,选通气器(一次过滤),采用M18×1.5 %W@IB8]Vr
油面指示器 _@76eZd
选用游标尺M16 c17==S
起吊装置 YJsi5
采用箱盖吊耳、箱座吊耳 6GvnyJ{[
放油螺塞 i|'t!3I^m
选用外六角油塞及垫片M16×1.5 $4,6&dwg
I/|n
ma/ $
润滑与密封 [)u{ -
一、齿轮的润滑 NQ=YTRU
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。 ?Qk#;~\yB
KHiJOeLc
二、滚动轴承的润滑 rNp#5[e
由于轴承周向速度为,所以宜开设油沟、飞溅润滑。 \(L^ /]}G)
7^5BnF@
三、润滑油的选择 eQj/)@B:V
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。 pQ8+T|0x
i(rY'o2 BN
四、密封方法的选取 #1R
%7*$i
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。 >^N:A
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。 0k [6
轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。 :"]ei@
KYN{iaj
M+:wa@Kl
z& jDO ex
设计小结 (7,Awf5D~
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。 eRbO Hj1
V;(LeuDH|
参考资料目录 BZ9iy~
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[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; YvX I
[5]《工程机械构造图册》,机械工业出版社,刘希平主编 3R {y68-S
[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; *Cw2 h
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