目 录 VC0Tqk
[W*M#00_&4
设计任务书……………………………………………………1 c&P/v#U_
传动方案的拟定及说明………………………………………4 [y}h
电动机的选择…………………………………………………4 Cn{v\Q~.4
计算传动装置的运动和动力参数……………………………5 ~]#-S20
传动件的设计计算……………………………………………5 (7N!Jvg9
轴的设计计算…………………………………………………8 m+(g.mvK>
滚动轴承的选择及计算………………………………………14 xAl8e
键联接的选择及校核计算……………………………………16 b`$qKO
连轴器的选择…………………………………………………16 |x.^rx`
减速器附件的选择……………………………………………17 ll1N`ke
润滑与密封……………………………………………………18 8V}|(b#
设计小结………………………………………………………18
x`FTy&g
参考资料目录…………………………………………………18 ,*dLE
I]i(
B+D
机械设计课程设计任务书 =.CiKV$E
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 a]7g\rg)
一. 总体布置简图 ,}]v7DD
d/jP2uuA
n?$c"}
~c<8;,cjYR
1—电动机;2—联轴器;3—齿轮减速器;4—带式运输机;5—鼓轮;6—联轴器 NA/`LaJ
EPH
n"YK
二. 工作情况: 7M4J{}9
载荷平稳、单向旋转 UimofFmI%
AX$r,KmE
三. 原始数据 L%(NXSfu7
鼓轮的扭矩T(N•m):850 Z'j[N4%BK
鼓轮的直径D(mm):350 S<NK!89
运输带速度V(m/s):0.7 #) :.1Z?
带速允许偏差(%):5 g)^s+Y
使用年限(年):5 EnlAgL']|
工作制度(班/日):2 vG'#5%,|
~
z3J4s
四. 设计内容 q`/J2r+O
1. 电动机的选择与运动参数计算; KUYwc@si\
2. 斜齿轮传动设计计算 CEI"p2
3. 轴的设计 lya},_WCq
4. 滚动轴承的选择 h2T\%V_j
5. 键和连轴器的选择与校核; aVHIU3
6. 装配图、零件图的绘制 tB"9%4](
7. 设计计算说明书的编写 s5{=lP
7@>/O)>(AS
五. 设计任务 fn,hP_
1. 减速器总装配图一张 B7[d^Y60B
2. 齿轮、轴零件图各一张 {R-o8N
3. 设计说明书一份 oRSA&hSs
AK,'KO%{=
六. 设计进度 eGq7+
1、 第一阶段:总体计算和传动件参数计算 #f) TAA
2、 第二阶段:轴与轴系零件的设计 "lw|EpQk`
3、 第三阶段:轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 }}$@Tij19[
4、 第四阶段:装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 jhf3(hx&F
xmcZN3 ){+
f\dfKNm6
v;e8W9M
=/46;844T
W6i{yneW
NT*r7_e
:gU5C Um
传动方案的拟定及说明 8]&:'
由题目所知传动机构类型为:同轴式二级圆柱齿轮减速器。故只要对本传动机构进行分析论证。 A_oZSUrR
本传动机构的特点是:减速器横向尺寸较小,两大吃论浸油深度可以大致相同。结构较复杂,轴向尺寸大,中间轴较长、刚度差,中间轴承润滑较困难。 *"8Ls0!
U[f00m5{HV
I*
C~w
电动机的选择 ulIEx~qP
1.电动机类型和结构的选择 0dC5
-/+
因为本传动的工作状况是:载荷平稳、单向旋转。所以选用常用的封闭式Y(IP44)系列的电动机。 YP_L~zZ
PmE)FthdP(
2.电动机容量的选择 :LNE?@
1) 工作机所需功率Pw 1]2]l*&3
Pw=3.4kW - /\qGI
2) 电动机的输出功率 (~^fx\-S
Pd=Pw/η ]q%r2 (y,k
η= =0.904 W[O]Aal{
Pd=3.76kW BM,hcTr?
OY`B{jV-
3.电动机转速的选择 %DKFF4k
nd=(i1’•i2’…in’)nw 1}DA| !~
初选为同步转速为1000r/min的电动机 11yXI[
~#*C,4m
4.电动机型号的确定 hHE~/U
由表20-1查出电动机型号为Y132M1-6,其额定功率为4kW,满载转速960r/min。基本符合题目所需的要求。 B]"`}jn
R}Lk$#S#
( *+'k1Ea
计算传动装置的运动和动力参数 ^b+>r
传动装置的总传动比及其分配 nL:&G'd
1.计算总传动比 H/O.h@E4X
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: {g%N(2
i=nm/nw mgjJNzclL
nw=38.4 `sYFQ+D#O
i=25.14 sh$-}1 ;
`3rwqcxA
2.合理分配各级传动比 w'H'o!*/
由于减速箱是同轴式布置,所以i1=i2。 SO0\d0?u
因为i=25.14,取i=25,i1=i2=5 luf5-XT
速度偏差为0.5%<5%,所以可行。 46 A sD
各轴转速、输入功率、输入转矩 R#d~a;j
项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮 C:J;'[,S
转速(r/min) 960 960 192 38.4 38.4 `uMEK>b
功率(kW) 4 3.96 3.84 3.72 3.57 X=$Jp.
转矩(N•m) 39.8 39.4 191 925.2 888.4 .c"nDCFVR
传动比 1 1 5 5 1 V^2_]VFj
效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97 >S +}
FbE/x$;~O
传动件设计计算 m;OvOc,
1. 选精度等级、材料及齿数 d+JK")$9C
1) 材料及热处理; 2!/Kt
O)i^
选择小齿轮材料为40Cr(调质),硬度为280HBS,大齿轮材料为45钢(调质),硬度为240HBS,二者材料硬度差为40HBS。 YJ _eE
2) 精度等级选用7级精度; F<* / J]
3) 试选小齿轮齿数z1=20,大齿轮齿数z2=100的; 3^o(\=-JX
4) 选取螺旋角。初选螺旋角β=14° RehmVkT
2.按齿面接触强度设计 X(N~tE
因为低速级的载荷大于高速级的载荷,所以通过低速级的数据进行计算 M5`v^>
按式(10—21)试算,即 IK2da@V
dt≥ gpV4qDXV
1) 确定公式内的各计算数值 [A-_?#cZ
(1) 试选Kt=1.6 nj[TTndJt
(2) 由图10-30选取区域系数ZH=2.433 uks75W!}U
(3) 由表10-7选取尺宽系数φd=1 D|LO!,=b
(4) 由图10-26查得εα1=0.75,εα2=0.87,则εα=εα1+εα2=1.62 b' o]Y
(5) 由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8Mpa %v0M~J}+
(6) 由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1=600MPa;大齿轮的解除疲劳强度极限σHlim2=550MPa; buGBqx[
(7) 由式10-13计算应力循环次数 OpUfK4U)
N1=60n1jLh=60×192×1×(2×8×300×5)=3.32×10e8 &K9;GZS?
N2=N1/5=6.64×107 v"bWVc~H
7*5B
(8) 由图10-19查得接触疲劳寿命系数KHN1=0.95;KHN2=0.98 jdxHWkQ
(9) 计算接触疲劳许用应力 Ma^jy.
取失效概率为1%,安全系数S=1,由式(10-12)得 ]at$ohS
[σH]1==0.95×600MPa=570MPa hw
DxGiU
[σH]2==0.98×550MPa=539MPa |`T(:ZKXZ2
[σH]=[σH]1+[σH]2/2=554.5MPa hhTtxC<:
,MY7h8V/
2) 计算 H%wB8Y
]
(1) 试算小齿轮分度圆直径d1t Cy~ IB [
d1t≥ o7) y~ ke
= =67.85 \QvGkcDc{
?XBdBR_"^
(2) 计算圆周速度 ;KL7SM%g4
v= = =0.68m/s HXLnjXoe
iGW|j>N
(3) 计算齿宽b及模数mnt 0]DOiA
b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm Ebnb-Lze,
mnt= = =3.39 k%.v`H!
h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm E2e"A
I.h
b/h=67.85/7.63=8.89 dfDjOZSL
VeA@HC`?"
(4) 计算纵向重合度εβ @ st>#]i4
εβ= =0.318×1×tan14 =1.59 S,&LH-ps
(5) 计算载荷系数K h,{m{Xh
已知载荷平稳,所以取KA=1 @kYY1m v;
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, @.t +
故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42 :@L7RZ`_
由表10—13查得KFβ=1.36 +IdM|4$\1
由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数 {?qfH>oFA
K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05 3q]0gU&??
I,?NYIG"(
(6) 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径,由式(10—10a)得 _H+]G"k/r
d1= = mm=73.6mm o0H^J,6gV
-KiPqE%&G
(7) 计算模数mn Vk6c^/v
mn = mm=3.74 km%r{
3.按齿根弯曲强度设计 *6s_7{;
由式(10—17) e={O&9Z
mn≥ X`8<;l
1) 确定计算参数 '}OdF*L
(1) 计算载荷系数 XcJ5KTn
K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96 N63?4'_W
#VQZ"7nI@
(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 W|PAI[N
$fb%?n{
(3) 计算当量齿数 P;5)Net1X
z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 R`j"iC2
z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47 t^#1=nK
(4) 查取齿型系数 iq;\},
由表10-5查得YFa1=2.724;Yfa2=2.172 9{pT)(Wnb
(5) 查取应力校正系数 N8sT?
由表10-5查得Ysa1=1.569;Ysa2=1.798 T8 FW(Gw#
"*lx9bvV_
*DJsY/9d}'
(6) 计算[σF] )]>t(
σF1=500Mpa v^9eTeFO
σF2=380MPa Es=G' au
KFN1=0.95 ][
$UN
KFN2=0.98 [v1$Lp
[σF1]=339.29Mpa @nH3nn
[σF2]=266MPa q;K]NP-_p
(7) 计算大、小齿轮的 并加以比较 1jC85^1Taq
= =0.0126 )<x9t@$
= =0.01468 |~9jO/&r
大齿轮的数值大。 IOHWb&N6
E~y8X9HZ)
2) 设计计算 igu1s}F
mn≥ =2.4 ekx(i
QA
mn=2.5 <@J$hs9s
U6JD^G=qR,
4.几何尺寸计算 HNkOPz+d&8
1) 计算中心距 r\m{;Z#LJm
z1 =32.9,取z1=33 AbNr]w&pXC
z2=165 ;D'm=uOl
a =255.07mm P2'c{],3V
a圆整后取255mm e N`+ r
DgEdV4@p
2) 按圆整后的中心距修正螺旋角 AQ-PHv
β=arcos =13 55’50” [n9l[dN
*zRig|k !H
3) 计算大、小齿轮的分度圆直径 RFw0u 0Nrz
d1 =85.00mm @3n!5XM{EE
d2 =425mm l>*X+TpA,
zlLZ8b+
4) 计算齿轮宽度 U&"L9o`2
b=φdd1 +v/y{8Fu
b=85mm
Gs#9'3_U5
B1=90mm,B2=85mm |QS|\8g{0V
$NCvF'
5) 结构设计 f@sC~A. 9\
以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于160mm,而又小于500mm,故以选用腹板式为宜。其他有关尺寸参看大齿轮零件图。 q}i#XQU
?g1eW q&
轴的设计计算 \BBs;z[/
拟定输入轴齿轮为右旋 Y6wr}U
II轴: %LnLB
1.初步确定轴的最小直径 Pll%O@K
d≥ = =34.2mm X
-1r$.
2.求作用在齿轮上的受力 WD4"ft
Ft1= =899N zd_N' :6
Fr1=Ft =337N 1n8y4k)
Fa1=Fttanβ=223N; PE{<'K\g
Ft2=4494N "OwM'
n8
Fr2=1685N x)80:A}
Fa2=1115N A8ViJ
D*UxPm"pw
3.轴的结构设计 Ee5YW/9]
1) 拟定轴上零件的装配方案 Z +/3rd
2-m@-
i. I-II段轴用于安装轴承30307,故取直径为35mm。 d/GSG%zB
ii. II-III段轴肩用于固定轴承,查手册得到直径为44mm。 (6c/)MH
iii. III-IV段为小齿轮,外径90mm。 q?frt3o
iv. IV-V段分隔两齿轮,直径为55mm。 R1JD{
v. V-VI段安装大齿轮,直径为40mm。 #Q2s3"X[
vi. VI-VIII段安装套筒和轴承,直径为35mm。 aVr(*s;/
U/FysN_N!
2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 ,'C*?mms
1. I-II段轴承宽度为22.75mm,所以长度为22.75mm。 *~U*:>hS
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。 *v#V%_ o
3. III-IV段为小齿轮,长度就等于小齿轮宽度90mm。 *X3wf`C?
4. IV-V段用于隔开两个齿轮,长度为120mm。 OGEe8Z9Jt
5. V-VI段用于安装大齿轮,长度略小于齿轮的宽度,为83mm。 b\^DQZmth
6. VI-VIII长度为44mm。 N/>:})dav
]9_tto!/
v$\<L|
"}
:CM_
4. 求轴上的载荷 KrP?*yk
66 207.5 63.5 !,$K;L
7cV
G?Wr
%,$xmoj9O]
V+D <626o
L'Iw9RAJ
T5`ML'Dej
}r18Y6
aid1eF
U=%(kOx
@?s>oSyV
x+~!M:fAc9
h[Sd3Z*
_KloX{a
?(zCv9Pg
=84EX<B
>/RFff]Fh0
PcbhylKd
Fr1=1418.5N Z@Q/P(t
Fr2=603.5N |[r7B*fw
查得轴承30307的Y值为1.6 5{W Aw !
Fd1=443N ,ye[TQ\,M
Fd2=189N Slo^tqbG
因为两个齿轮旋向都是左旋。 Bi9Q8#lh
故:Fa1=638N YeT{<9p
Fa2=189N gdSqG2/&
L!Tvz(_7f6
5.精确校核轴的疲劳强度 N,B!D~@
1) 判断危险截面 34CcZEQQ
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 vx7=I\1
#B <%
2) 截面IV右侧的 P3!@}!r8
CN` ~DD{
截面上的转切应力为 9:g]DIL
3S#p4{3
由于轴选用40cr,调质处理,所以 dYOY8r/
, , 。 gP|-A`y
([2]P355表15-1) s%rmfIp"
a) 综合系数的计算 AMB{Fssz
由 , 经直线插入,知道因轴肩而形成的理论应力集中为 , , myVa5m!7Q
([2]P38附表3-2经直线插入) GL>YJ%
轴的材料敏感系数为 , , ,%A|:T]
([2]P37附图3-1) T)<^S(57
故有效应力集中系数为 nT01B1/<]
E;`^`T40
6d5J*y2
查得尺寸系数为 ,扭转尺寸系数为 , 1D)0\#><
([2]P37附图3-2)([2]P39附图3-3) :Hb`vH3x
轴采用磨削加工,表面质量系数为 , trjpq{,[U
([2]P40附图3-4) K2Ro0
轴表面未经强化处理,即 ,则综合系数值为 qGhg?u"n:
5~UW=
]8"U)fzmc.
b) 碳钢系数的确定 aso8,mpZuA
碳钢的特性系数取为 , |RD)pvVM
c) 安全系数的计算 X}]A_G
轴的疲劳安全系数为 <L*`WO]\l
B1FJAKI);
p<\!{5:
7*M-?
故轴的选用安全。 IYtiX
hP'4PLK
I轴: ?zC{T*a
1.作用在齿轮上的力 1_!?wMo:f
FH1=FH2=337/2=168.5 qe(gKKA%q
Fv1=Fv2=889/2=444.5 /9gn)q2f(
}pf|GdL
2.初步确定轴的最小直径 qAd=i0{N
9MO=f^f-
S"?fa)~
3.轴的结构设计 8 3/WWL }
1) 确定轴上零件的装配方案 2?6]Xbs{
lw~
V
w
oIZFus
2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 'wYIJK~1
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。 YL!{oHs4
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。 smQl^
6a
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。 .vy@uT,
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。 o
o'7
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。 djnES,^%9
i) 轴肩固定轴承,直径为42mm。 $mAC8a_Zu
j) 该段轴要安装轴承,直径定为35mm。 f@Jrbg
2) 各段长度的确定 l(87s^_
各段长度的确定从左到右分述如下: XC;Icr)
a) 该段轴安装轴承和挡油盘,轴承宽18.25mm,该段长度定为18.25mm。 }.'rhR+
b) 该段为轴环,宽度不小于7mm,定为11mm。 )=iv3nF?6N
c) 该段安装齿轮,要求长度要比轮毂短2mm,齿轮宽为90mm,定为88mm。 ?ZGsh7<k
d) 该段综合考虑齿轮与箱体内壁的距离取13.5mm、轴承与箱体内壁距离取4mm(采用油润滑),轴承宽18.25mm,定为41.25mm。 S2\;\?]^~
e) 该段综合考虑箱体突缘厚度、调整垫片厚度、端盖厚度及联轴器安装尺寸,定为57mm。 'Nt)7U>oC9
f) 该段由联轴器孔长决定为42mm @.i#uMWF`
YU8]W%
ilK*Xo
4.按弯扭合成应力校核轴的强度 +a N8l1
W=62748N.mm Cy/VH"G=
T=39400N.mm ff R%@
45钢的强度极限为 ,又由于轴受的载荷为脉动的,所以 。 <},JWV3
&wY$G! P
pZ\7!rON
III轴 vC@^B)5gb
1.作用在齿轮上的力 6hd<ys?
FH1=FH2=4494/2=2247N 9)W &yi
Fv1=Fv2=1685/2=842.5N F xm:m
=$)M-;6
2.初步确定轴的最小直径 y2jw3R
=+wd"Bu
d,l?{Ln
3.轴的结构设计 WG6
0
1) 轴上零件的装配方案 gELG/6l
KgkRs?'z
{]}94T~/k
2) 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 ZfqN4
I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII [yk-<}#B
直径 60 70 75 87 79 70 6*>Lud
长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25 7XyCl&Dc:
4LB8p7$|a3
%EVgS F!r
^s7!F.OC
h
':ZF
5.求轴上的载荷 Mhti
Mm=316767N.mm 3Y2~HuM
T=925200N.mm }kr?+)wB
6. 弯扭校合 /<8y>
HLwMo&*rA
UWKgf? _
`a MU 2
"#o..?K
滚动轴承的选择及计算 z
dgS@g
I轴: ;TWLo_
1.求两轴承受到的径向载荷 p+V#86(3
5、 轴承30206的校核 @
G)yz!H
1) 径向力 gHstdp_3
f!#!
xH*X5?
2) 派生力 ?BfE*I$\h
, c'eZ-\d{
3) 轴向力 sNo8o1Hby
由于 , jO&*E'pk
所以轴向力为 , oXnaL)Rk
4) 当量载荷 iI IXv
由于 , , gd*Gn"
所以 , , , 。 :+PE1=v
由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 + tMf&BZ
Q&I`uS=F
5) 轴承寿命的校核 .M^[/!
[|KvlOvP
WrGnLE
kiV
II轴: _{cCo:
6、 轴承30307的校核
qt~=47<d
1) 径向力 HTOr
=,(TP
(*9.GyK
2) 派生力 \CMZ_%~wU
, RTm/-6[N
3) 轴向力 |R0f--;
由于 , Q# B0JT1
所以轴向力为 , [Vo5$w
4) 当量载荷 f
5v&4
由于 , , 9aJIq{ `E
所以 , , , 。 LWF,w7v[L
由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 f_jhQ..g<g
cl%+m
5) 轴承寿命的校核 HYfGu1j?X
2]5{Xmmo9
h= sNj
III轴: DpT9"?g7
7、 轴承32214的校核 Oo|PZ_P
1) 径向力 \EySKQ=
PW5]+ |#
{rUg,y{v
2) 派生力 W[\6h Zv
, VLez<Id9(
3) 轴向力 pd|KIs%jl
由于 , At iUTA
所以轴向力为 , >[fu&r1
4) 当量载荷 [k6I#v<&
由于 , , R c+olJ^5
所以 , , , 。 SMX]JZmH
由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 -fq
&J>e;X
5) 轴承寿命的校核 ?RsrY4P
ec&/a2M
LjI`$r.B
键连接的选择及校核计算 <.6rl
UTD_rQ
代号 直径 l-+=Yk!X
(mm) 工作长度 C`[<6>&y
(mm) 工作高度 8=`L#FkRp
(mm) 转矩 }KI/fh
(N•m) 极限应力 r/j:A#6M]o
(MPa) ZZY# .
高速轴 8×7×60(单头) 25 35 3.5 39.8 26.0 +OE!Uqnt
12×8×80(单头) 40 68 4 39.8 7.32 }/cReX,so
中间轴 12×8×70(单头) 40 58 4 191 41.2 =,6H2ew
低速轴 20×12×80(单头) 75 60 6 925.2 68.5 VeYT[Us"
18×11×110(单头) 60 107 5.5 925.2 52.4 9TW[;P2> )
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。 zjpZ] $
7~Y\qJ4b
连轴器的选择 %QezC+n
由于弹性联轴器的诸多优点,所以考虑选用它。 H7zN|NdNw
UM oj9/-
二、高速轴用联轴器的设计计算 Q(bOar5
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 , ytZ o0pad
计算转矩为 ^_WR) F'K
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) 7Sx|n}a-3
其主要参数如下: Jo5B mh0
材料HT200 0:$}~T9T
公称转矩 1q6)R/P
轴孔直径 , S,m(
I/O3OD
轴孔长 , *w+'I*QSt~
装配尺寸 R}nvSerVb
半联轴器厚 _~<sb,W
([1]P163表17-3)(GB4323-84) )1s5vNVa
,md_eGF
三、第二个联轴器的设计计算 VOEV[?>ss
由于装置用于运输机,原动机为电动机,所以工作情况系数为 , PkvW6,lS
计算转矩为 *~#I5s\s!
所以选用弹性柱销联轴器TL10(GB4323-84) a-{|/
n%
其主要参数如下: ?qgQ)#6
材料HT200 >q eDb0
公称转矩 n'~==2
轴孔直径 |Y7SP]/`gB
轴孔长 , 6"&cQ>$xh
装配尺寸 lLD#|T3
半联轴器厚 J p'^!
([1]P163表17-3)(GB4323-84) yf&g\ke
4V@%Y,:ee
^O07GYF
l6 G6H$
减速器附件的选择 @{Rb]d?&F?
通气器 U=Ps#
由于在室内使用,选通气器(一次过滤),采用M18×1.5 s<I)THC
油面指示器 %7#<K\])
选用游标尺M16 gRLt0&Q~
起吊装置 tFmB`*!%
采用箱盖吊耳、箱座吊耳 $ L*gtZ
放油螺塞 ,PeR}E;c
选用外六角油塞及垫片M16×1.5 ;_<~9;
)|~K&qn`
润滑与密封 \5ls
<=S.
一、齿轮的润滑 z|#*c5Y9w
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。 m<CrkKfpG
)lG}B U.
二、滚动轴承的润滑 P5Xp #pa
由于轴承周向速度为,所以宜开设油沟、飞溅润滑。 Rl?1|$%
V]H(;+^P
三、润滑油的选择 VGS%U8;
齿轮与轴承用同种润滑油较为便利,考虑到该装置用于小型设备,选用L-AN15润滑油。 H$`U]
=s|
ha
:l-<a
四、密封方法的选取 cY?|RXNmZ
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。 =o#Z?Bn5
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。 odhcD;^X1
轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。 wm5&5F4:
WVP?Ie8
G5}_NS/
kckRHbeU
设计小结 S?688
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。 8zK#./0\
&~:EmLgv
参考资料目录 X=QX9Ux?^
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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; YC;@ ^
[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; tD`^qMua
[5]《工程机械构造图册》,机械工业出版社,刘希平主编 dF `7]
[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; }h`z2%5o
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?5't1219
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