目 录 G1a56TIN~
2~l +2..
设计任务书……………………………………………………1 +bGO"*
传动方案的拟定及说明………………………………………4 Y?6}r;<
电动机的选择…………………………………………………4 )Ut K9;@"
计算传动装置的运动和动力参数……………………………5 e>m+@4*sn
传动件的设计计算……………………………………………5 wBJ|%mc3TA
轴的设计计算…………………………………………………8 \fsNI T/
滚动轴承的选择及计算………………………………………14 P(UY}oU
键联接的选择及校核计算……………………………………16 CofTTYl
连轴器的选择…………………………………………………16 ?_B'#,tI
减速器附件的选择……………………………………………17 4F"%X&$
润滑与密封……………………………………………………18 IF cre
设计小结………………………………………………………18 M.\XG}RR
参考资料目录…………………………………………………18 qu\U^F
nvCp-Z$
机械设计课程设计任务书 yIC
C8M
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 <KJ|U0/jGd
一. 总体布置简图 H.;2o(vD
HV'M31m~q
/BN=Kl]
Y4+]5;B8
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 j/jFS]iC
$DaQM'-
二. 工作情况: _F(Np\%_
载荷平稳、单向旋转 WL|<xNL
]T{v~]7:{
三. 原始数据 xSqr=^
鼓轮的扭矩T(N•m):850 53$;ZO3
鼓轮的直径D(mm):350 +s6v!({Z
运输带速度V(m/s):0.7 uzI-1@`
带速允许偏差(%):5 \<hHZS
使用年限(年):5 b%KcS&-6
工作制度(班/日):2 oJ tmd}
:*/g~y(fE
四. 设计内容 /'zXb_R,$
1. 电动机的选择与运动参数计算; -Mf-8zw8G
2. 斜齿轮传动设计计算 =4sx(<
3. 轴的设计 xLb=^Xjec
4. 滚动轴承的选择 3ZN\F
5. 键和连轴器的选择与校核; d+vAm3.Dg
6. 装配图、零件图的绘制 K%W;-W*'
7. 设计计算说明书的编写 )H`V\H[0P
\=P(?!v
五. 设计任务 i8KoJY"
1. 减速器总装配图一张 &^w"
2. 齿轮、轴零件图各一张 "[rz*[o8I
3. 设计说明书一份 ,@fx[5{
`EfFyhG$
六. 设计进度 3}8L!2_p
1、 第一阶段:总体计算和传动件参数计算 L]H'
]wpn=
2、 第二阶段:轴与轴系零件的设计 jo1z#!|Yw}
3、 第三阶段:轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制
cml~Oepf
4、 第四阶段:装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 >Q'*~S@v3
D>^g2!b:
DAg*
Pe-rwM
cq 5^7.
W]Nc6B*gI
|3~]XN-
+]( #!}oH
传动方案的拟定及说明 [c -|`d^
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。 <$pv;]n
本传动机构的特点是:减速器横向尺寸较小,两大吃论浸油深度可以大致相同。结构较复杂,轴向尺寸大,中间轴较长、刚度差,中间轴承润滑较困难。 Tm9sQ7Oj(
7KGb2V< t
0~+*$W
电动机的选择 ?S9vYaA$
1.电动机类型和结构的选择 H |7XfM
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。 *YX5bpR?
=y(*?TZH
2.电动机容量的选择 l^KCsea#
1) 工作机所需功率Pw {;th~[
Pw=3.4kW $iMLT8U
2) 电动机的输出功率 2s>BNWTU
Pd=Pw/η DSWmQQ
η= =0.904 yyk@f%
Pd=3.76kW I}f7|hYX
OHW|?hI=[
3.电动机转速的选择 /2hRLyeAZ
nd=(i1’•i2’…in’)nw j:>0XP
初选为同步转速为1000r/min的电动机 QoZZXCU
:>o0zG[;f
4.电动机型号的确定 FA;-D5=
由表20-1查出电动机型号为Y132M1-6,其额定功率为4kW,满载转速960r/min。基本符合题目所需的要求。 ,%BDBZ
k.jBu
s? Xgo&rS_
计算传动装置的运动和动力参数 : 2$*'{mM
传动装置的总传动比及其分配 ?=^\kXc[
1.计算总传动比 VXlAK(
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: GKOl{och
i=nm/nw BX6kn/i
nw=38.4 +]zRn
i=25.14 m2YsE
j7
Vp0_R9oQ
2.合理分配各级传动比 %3|/t-US
由于减速箱是同轴式布置,所以i1=i2。 ~)`\j
因为i=25.14,取i=25,i1=i2=5 `m8WLj
速度偏差为0.5%<5%,所以可行。 Lz p}<B
各轴转速、输入功率、输入转矩 )''V}Zn.X
项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮 q_ryW$/_
转速(r/min) 960 960 192 38.4 38.4 _%Ua8bR$
功率(kW) 4 3.96 3.84 3.72 3.57 =kzp$ i
转矩(N•m) 39.8 39.4 191 925.2 888.4 3:8p="$F
传动比 1 1 5 5 1 En#Q
p3
效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97 bBXLW}W
&['x+vL9
传动件设计计算 #`f{\
1. 选精度等级、材料及齿数 ggitUQ+t;G
1) 材料及热处理; b62B|0i
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。 -meY[!"X
2) 精度等级选用7级精度; ^W9O_5\g4a
3) 试选小齿轮齿数z1=20,大齿轮齿数z2=100的; diVg|Z3T
4) 选取螺旋角。初选螺旋角β=14° L;y BZLM
2.按齿面接触强度设计 _Y/*e<bU
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 $$W2{vr7+
按式(10—21)试算,即 ~tV7yY|zr
dt≥ 'RF`XX
1) 确定公式内的各计算数值 -:"KFc8A
(1) 试选Kt=1.6 ,6pGKCUU:y
(2) 由图10-30选取区域系数ZH=2.433 X9SOcg3a
(3) 由表10-7选取尺宽系数φd=1 Q-F$Ryj^
(4) 由图10-26查得εα1=0.75,εα2=0.87,则εα=εα1+εα2=1.62 `4X.UPJ
(5) 由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8Mpa -*~
@?
(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; Rg\4#9S JF
(7) 由式10-13计算应力循环次数 ~e]B[>PT
N1=60n1jLh=60×192×1×(2×8×300×5)=3.32×10e8 pwS"BTZ
N2=N1/5=6.64×107 5GgH6
GoAh{=s
(8) 由图10-19查得接触疲劳寿命系数KHN1=0.95;KHN2=0.98 *]h"J]
(9) 计算接触疲劳许用应力 `?WN*__["
取失效概率为1%,安全系数S=1,由式(10-12)得 5M~nNm[xJU
[σH]1==0.95×600MPa=570MPa bJ1Nf|3~E
[σH]2==0.98×550MPa=539MPa sQ^t8Y9
[σH]=[σH]1+[σH]2/2=554.5MPa ?6nB=B)/
]];pWlo!
2) 计算 IbL'Z
(1) 试算小齿轮分度圆直径d1t Yb_HvP
d1t≥ h(~/JW[
= =67.85 QRrAyRf[
^Go,HiB
(2) 计算圆周速度 @9n|5.i
v= = =0.68m/s $F9w0kz:,*
BBGub?(dR
(3) 计算齿宽b及模数mnt iWC}\&i
b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm j[FB*L1!D
mnt= = =3.39 L(u@%.S
h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm }7b{ZbDI
b/h=67.85/7.63=8.89 3!/J!X3L
S9
$t9o
(4) 计算纵向重合度εβ m ie~.
"
εβ= =0.318×1×tan14 =1.59 m[Ihte->
(5) 计算载荷系数K +!px+*)bW
已知载荷平稳,所以取KA=1 TOKt{`2}
根据v=0.68m/s,7级精度,由图10—8查得动载系数KV=1.11;由表10—4查的KHβ的计算公式和直齿轮的相同, mAGD qz>f
故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42 sJ^Ff
由表10—13查得KFβ=1.36 (|o@
由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数 8-7Ml3G*
K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05 3)LS#=
vE8'B^h1
(6) 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径,由式(10—10a)得 , %8)I("
d1= = mm=73.6mm +/eJ#Xw3u8
;S$
(7) 计算模数mn 7][fciZN
mn = mm=3.74 tjB)-=j[
3.按齿根弯曲强度设计 e!L5v?
由式(10—17) 3+d^Bpp4
mn≥ dmv0hof
1) 确定计算参数 "=C~IW
(1) 计算载荷系数 :<{15:1
K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96 s-'~t#h
"DGap*=J
(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 ,Nhv#U<$
NB'G{),)Z
(3) 计算当量齿数 D]aQt%TL
z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 Gf9sexn]l
z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47 d}Guj/cx,
(4) 查取齿型系数 @&&}J
由表10-5查得YFa1=2.724;Yfa2=2.172 *y7Yf7
(5) 查取应力校正系数 bV2a2#kj
由表10-5查得Ysa1=1.569;Ysa2=1.798 K0C"s'q
3fpaTue|x
xg^%8Ls^
(6) 计算[σF] MZf?48"f
σF1=500Mpa .E+O,@?<
σF2=380MPa pM+9K:^B
KFN1=0.95 }a,ycFt
KFN2=0.98 cr]b #z
[σF1]=339.29Mpa A-3^~aEgx
[σF2]=266MPa :=+YZ|&j
(7) 计算大、小齿轮的 并加以比较 .57Fh)Y
= =0.0126 ):Z#!O<
= =0.01468 v?6*n>R
大齿轮的数值大。 GYb&'#F~t
/U!B2%vq_
2) 设计计算 2ib,33 Z
mn≥ =2.4 R2{]R&wtn0
mn=2.5 Pw]r&)I`y[
M=95E$6
4.几何尺寸计算 TB&IB:4)R
1) 计算中心距 2vG
X\W%3
z1 =32.9,取z1=33 !s/qqq:g
z2=165 ?f3R+4
a =255.07mm !O`j
a圆整后取255mm W)D?8*
[.xc`CF
2) 按圆整后的中心距修正螺旋角 /4+Q;
P
β=arcos =13 55’50” YqWNp
4ME$Z>eN
3) 计算大、小齿轮的分度圆直径 2_3os
P\Z
d1 =85.00mm tq~f9EvC
d2 =425mm F@Wi[K
=L1%gQJJ&
4) 计算齿轮宽度 %(6+{'j~#
b=φdd1 ;vPFRiFK
b=85mm [PiMu,O[v
B1=90mm,B2=85mm 0[<'ygu
\h s7>5O^K
5) 结构设计 ujBm"p_|
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。 >FHx],
jr.{M
轴的设计计算 ZBx,'ph}4
拟定输入轴齿轮为右旋 1R*;U8?
II轴: }1V+8'D
1.初步确定轴的最小直径 sGNHA(;
d≥ = =34.2mm CKe72OC
2.求作用在齿轮上的受力 A['(@Bz#7~
Ft1= =899N 9eP*N(m<
Fr1=Ft =337N e];IQ|
Fa1=Fttanβ=223N; o%z^@Cq
Ft2=4494N 9
;uw3vI%
Fr2=1685N yil5aUA
Fa2=1115N Kx,X{$Pe
~Eik&5 z
3.轴的结构设计 tBZ?UAe;
1) 拟定轴上零件的装配方案 XUR#|
NM),2% <
i. I-II段轴用于安装轴承30307,故取直径为35mm。 ;ZcwgsxTM
ii. II-III段轴肩用于固定轴承,查手册得到直径为44mm。 |9$C%@8
iii. III-IV段为小齿轮,外径90mm。 c w)J+Lyh
iv. IV-V段分隔两齿轮,直径为55mm。 roG<2i F
v. V-VI段安装大齿轮,直径为40mm。 ^2%)Nq; O
vi. VI-VIII段安装套筒和轴承,直径为35mm。 U
Rq9:{
R8!~>$#C6)
2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 +jq@!P"}d
1. I-II段轴承宽度为22.75mm,所以长度为22.75mm。 7.2 !g}E
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。 b">"NvlB
3. III-IV段为小齿轮,长度就等于小齿轮宽度90mm。 1B&XM^>/
4. IV-V段用于隔开两个齿轮,长度为120mm。 VJW8%s[
5. V-VI段用于安装大齿轮,长度略小于齿轮的宽度,为83mm。 &6Lh>n(
6. VI-VIII长度为44mm。 ]{{%d4
32anmVnf
>,k2|m
Lr\(7r
4. 求轴上的载荷 pBBKfv
66 207.5 63.5 n4XkhY|
'
Gx\
|t3}>+"?z
67}8EV!/k
S7cD}yx*[
+9t{ovF?L
rij%l+%@#
&+oJPpHi\
8(q8}s$>
V8o,
e
:U'n0\
nDckT+eJ
:*|So5fs
QL2LIs
&A/b9GW^-
Xf{p>-+DL
{LqYb:/C5U
Fr1=1418.5N vKdS1Dn1
Fr2=603.5N i^ILo,Q
查得轴承30307的Y值为1.6 oHSDi
Fd1=443N P&Xy6@%[Z
Fd2=189N !rqs!-cCQ
因为两个齿轮旋向都是左旋。 =Bh,>Kg
故:Fa1=638N v!<FeLW
Fa2=189N \fUVWXv
[6.<#_~{
5.精确校核轴的疲劳强度 ) 54cG
1) 判断危险截面 X
)
=-a
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 7+[L6q/K
q
%tq9%
2) 截面IV右侧的 Sw[*1C8
YxU->Wi]G
截面上的转切应力为 [,~;n@jz
t I9p2!
由于轴选用40cr,调质处理,所以 yC|odX#
, , 。 =ty{ugM<
([2]P355表15-1) <FZ*'F*M
a) 综合系数的计算 i#4E*B_-
由 , 经直线插入,知道因轴肩而形成的理论应力集中为 , , a~-k} G5
([2]P38附表3-2经直线插入) )B~{G\jS
轴的材料敏感系数为 , , q="ymx~
([2]P37附图3-1) >%t5j?p
故有效应力集中系数为 6BXZGE
wb]Z4/j#
qCm%};yt
查得尺寸系数为 ,扭转尺寸系数为 , '=K~M
([2]P37附图3-2)([2]P39附图3-3) ;\/RgN
轴采用磨削加工,表面质量系数为 , w/(2fU (
([2]P40附图3-4) _71I9V&
轴表面未经强化处理,即 ,则综合系数值为 ;1TQr3w
EzCi%>q
oMq:4W,
b) 碳钢系数的确定 p8&rl|z|
碳钢的特性系数取为 , >DzW OB
c) 安全系数的计算 6-{wo)p
轴的疲劳安全系数为 *tDxwD7
-b
)~
OG7U+d6
v:9Vp{)
故轴的选用安全。 ^Ri
;
vM
j(_6.zf
I轴: 3|/zlKZz
1.作用在齿轮上的力 c+1<3)Q<
FH1=FH2=337/2=168.5 :pP l|"
Fv1=Fv2=889/2=444.5 = o1&.v2j
}.<]A
2.初步确定轴的最小直径 dFnu&u"
?V)M!
>+ Im:fD
3.轴的结构设计 6ZGw 3p)
1) 确定轴上零件的装配方案 H|;BT
$1D>}5Ex
(xBWxeL~
2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 {=y~O
d) 由于联轴器一端连接电动机,另一端连接输入轴,所以该段直径尺寸受到电动机外伸轴直径尺寸的限制,选为25mm。 [;7$ 'lr%D
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。 *{e,< DV
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。 `hU2Ss~
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。 +C=^,B!,
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。 QWwEfL
i) 轴肩固定轴承,直径为42mm。 `u;4Z2Lr0
j) 该段轴要安装轴承,直径定为35mm。 'd< 1;Ayw
2) 各段长度的确定 uup>WW
各段长度的确定从左到右分述如下: FWpb5jc)3
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。 59a7%w
b) 该段为轴环,宽度不小于7mm,定为11mm。 T`Qg+Q$
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。 4Mjcx.21
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。 _^] :tL6
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。 7{u1ynt
f) 该段由联轴器孔长决定为42mm 9m2Yrj93
|-vn,zpe
EwOi` g
4.按弯扭合成应力校核轴的强度 9%bqY9NFd
W=62748N.mm uhr&P4EW
T=39400N.mm _/a8X:[(
45钢的强度极限为 ,又由于轴受的载荷为脉动的,所以 。 6^Ax3#q
E&2mFg
koOp:7r
III轴 (>gHfC>(lq
1.作用在齿轮上的力 :=,lG ou
FH1=FH2=4494/2=2247N |(UkI?V
Fv1=Fv2=1685/2=842.5N ':?MFkYC
$3:O}X>
2.初步确定轴的最小直径 /AUXO]
mMtX:
lEiOE]
3.轴的结构设计 '0E^th#u-0
1) 轴上零件的装配方案 %0^taA
>{w"aJ" F
vip&
b}u
2) 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 sT% ^W
I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII $@4(Lq1.
直径 60 70 75 87 79 70 Qf(mn8
长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25 =jW=Z$3q
p |xMXoa`
OLgW.j:Ag
4l"oq"uc
%DF-;M"8
5.求轴上的载荷 a2`|6M;
Mm=316767N.mm |a[Id
T=925200N.mm uMM?s?q
6. 弯扭校合 !TdbD56
xO` O$ie
dQH9NsV7g
Nh/B8:035
wT+b|K
滚动轴承的选择及计算 I^yInrRh5
I轴: IA?v[xu
1.求两轴承受到的径向载荷 _^"0"<,
5、 轴承30206的校核 S2EeC&-AR
1) 径向力 x5)YZ~5
9Fv VM9
B&k"B?9mL
2) 派生力 j@+QwZL|
, BD (
3) 轴向力 C@Fk
由于 , Y)]x1I
所以轴向力为 , ley:=(
4) 当量载荷 [qGj*`@C
由于 , , ;wvhe;!
所以 , , , 。 jV!9IK;HA.
由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 u!WjG@
5 U{}A\q
5) 轴承寿命的校核 #:n:3]t
EvEI5/z
wnoL<p
II轴: &>&UqWL
6、 轴承30307的校核 c O[Hr
1) 径向力 .q^+llM
(lBwkQNQGd
8LM 91
2) 派生力 nd)bRB
, r.T!R6v}
3) 轴向力 [ym
ynr3M
由于 , l;C00ZBOc
所以轴向力为 , P,/=c(5\}
4) 当量载荷 .Q^8_'ZG
由于 , , cK(S{|F
所以 , , , 。 CVyE5w
由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 ;j]-;wg-;
7P$>T
5) 轴承寿命的校核 Ckc4U. t|
=6N%;2`84
Y={_o!9
III轴: <+wbnnK
7、 轴承32214的校核 +7]]=e<[E
1) 径向力 93aRWEu3
j~@Hj$APa`
o2C{V1nB
2) 派生力 Rt^~db
, !C$bOhc
3) 轴向力 AQH\ ;L
由于 , Y"RjMyQh
所以轴向力为 , 9+o`/lk1
4) 当量载荷 ogrh"
由于 , , Fuuy_+p@G
所以 , , , 。 gLyE,1Z}u
由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 O*8.kqlgt
B]o5HA<k
5) 轴承寿命的校核 GYq.!d@O
cU^Z=B
I#m0n%-[
键连接的选择及校核计算 ~RRp5x _
?'dsiA[
代号 直径 9J0JSy
(mm) 工作长度 E~y@ue:
(mm) 工作高度 ?pF7g$>q
(mm) 转矩 cR0OJ'w
(N•m) 极限应力 l,pI~A`w_
(MPa) ]N\J~Gm
高速轴 8×7×60(单头) 25 35 3.5 39.8 26.0 ~$O.KF:
12×8×80(单头) 40 68 4 39.8 7.32 &r)i6{w81
中间轴 12×8×70(单头) 40 58 4 191 41.2 v7ShXX:
低速轴 20×12×80(单头) 75 60 6 925.2 68.5 ,a&&y0,
18×11×110(单头) 60 107 5.5 925.2 52.4 Gidh7x
由于键采用静联接,冲击轻微,所以许用挤压应力为 ,所以上述键皆安全。 C{r Sq
j6NK7Li
连轴器的选择 E
mUA38
由于弹性联轴器的诸多优点,所以考虑选用它。 f""+jc1
U;l!.mze
二、高速轴用联轴器的设计计算 "5+x6/9b
由于装置用于运输机,原动机为电动机,所以工作情况系数为 , /i${ [1
计算转矩为 NZ}DbA+g;|
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) e95x,|.-_
其主要参数如下: xMdbS4 &!
材料HT200 8N8N)#A[
公称转矩 w*E0f?s
轴孔直径 , 0\N n.x%
eiNF?](3O
轴孔长 , O$2= Z
装配尺寸 5V|D%t2N
半联轴器厚 -jv%BJJlX
([1]P163表17-3)(GB4323-84) <d$L}uQwg
Xlw8>.\
三、第二个联轴器的设计计算 zO)>(E?
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 , ]
X9e|
计算转矩为 =sR]/XSK
所以选用弹性柱销联轴器TL10(GB4323-84) w;RG*rv
其主要参数如下: kFJ sB,2-
材料HT200 Zi0B$3iOb
公称转矩 3kl<~O|Fs
轴孔直径 w}OJ2^
轴孔长 , *5\k1-$
装配尺寸 0nh;0Z
半联轴器厚 L7_qs+
([1]P163表17-3)(GB4323-84) eX;Tufe*(Q
ugZ-*e7
DQ<{FN
qMk"i@"
减速器附件的选择 "I)*W8wTn
通气器 jK[~dY
由于在室内使用,选通气器(一次过滤),采用M18×1.5 ;oKN 8vI#7
油面指示器 E!~Ok
选用游标尺M16 *@XJ7G[
起吊装置 DP(JsZ}
采用箱盖吊耳、箱座吊耳 %[x oA)0!
放油螺塞 lHV&8fny
选用外六角油塞及垫片M16×1.5 [r,ZM
$yZ(c#L
润滑与密封 w4:
一、齿轮的润滑 [>B`"nyNQ
采用浸油润滑,由于低速级周向速度为,所以浸油高度约为六分之一大齿轮半径,取为35mm。 5pOb;ry")`
#s'UA!)
二、滚动轴承的润滑 BD)5br].
由于轴承周向速度为,所以宜开设油沟、飞溅润滑。 ]6`]+&
G lz0`z
三、润滑油的选择 {Z529Ns
齿轮与轴承用同种润滑油较为便利,考虑到该装置用于小型设备,选用L-AN15润滑油。 @_gCGI>Q
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b/BZX{
四、密封方法的选取 SMMV$;O{9
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。 m.F \Mn
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。 Rmq8lU
轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。 v4?qI >/
q'07
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设计小结 F__(iXxC
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。 (8[et m
1;; is
参考资料目录 xKilTh_.6
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