目 录 !qN||mCH
^WNrGF
设计任务书……………………………………………………1 <c,u3cp
传动方案的拟定及说明………………………………………4 cQ"~\
电动机的选择…………………………………………………4 FcYFovS
计算传动装置的运动和动力参数……………………………5 7El[ >
传动件的设计计算……………………………………………5 qycI(5S,
轴的设计计算…………………………………………………8 2h=!k|6
滚动轴承的选择及计算………………………………………14
OPx`u
键联接的选择及校核计算……………………………………16 }=8B*
连轴器的选择…………………………………………………16 66I"=:
减速器附件的选择……………………………………………17 Ts ^"xlK
润滑与密封……………………………………………………18 n_(/JE>
设计小结………………………………………………………18 :C65-[PSdO
参考资料目录…………………………………………………18 cvfr)K[0
d~`x )B(
机械设计课程设计任务书 mA*AeP_$
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 'Ub
g0"F(
一. 总体布置简图 ]5$eAYq
!H irhDN
*EZHJt9
J~1r{5V4{
1—电动机;2—联轴器;3—齿轮减速器;4—带式运输机;5—鼓轮;6—联轴器 Ie`13 L2
)Ib<F7v
二. 工作情况: yLdVd
P
载荷平稳、单向旋转 JA'h4AXk
0;:.B
j
三. 原始数据 V8HnUuz
鼓轮的扭矩T(N•m):850 [-;_ZFS{
鼓轮的直径D(mm):350 "gne_Ye.
运输带速度V(m/s):0.7 IS#FiH
带速允许偏差(%):5 :xh?eN&
使用年限(年):5 bV$)!]V
工作制度(班/日):2 'F_8j;
i]|Yg$
四. 设计内容 tdSfi<y5I
1. 电动机的选择与运动参数计算; UF<uU-C"
2. 斜齿轮传动设计计算 K,boVFs
3. 轴的设计 JoN\]JL\,
4. 滚动轴承的选择 L.2/*H#
5. 键和连轴器的选择与校核; *WIj4G.d
6. 装配图、零件图的绘制
}f8Uc+
7. 设计计算说明书的编写 J]G?Rc
A%D7bQ
五. 设计任务 w -
Pk7I
1. 减速器总装配图一张 -Gw$#!
2. 齿轮、轴零件图各一张 PG_0\'X)/w
3. 设计说明书一份 -R%<.]fJ
L\&<sy"H
六. 设计进度 %9M~f*
1、 第一阶段:总体计算和传动件参数计算 j^;I3_P
2、 第二阶段:轴与轴系零件的设计 N#Zhxu,g!
3、 第三阶段:轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 z-LB^kc8oQ
4、 第四阶段:装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 yfx7{naKC`
YE= q:Bv
rSHpS`\ou
DVK)2La
/u0'
6V
tvu!< dxZ
8}FzZ?DRy
q@@T]V6
传动方案的拟定及说明 OnF3l Cmu
由题目所知传动机构类型为:同轴式二级圆柱齿轮减速器。故只要对本传动机构进行分析论证。 |ZCn`9hvn
本传动机构的特点是:减速器横向尺寸较小,两大吃论浸油深度可以大致相同。结构较复杂,轴向尺寸大,中间轴较长、刚度差,中间轴承润滑较困难。 ltgc:&=|@
GW$.lo1|)
EvWzq%z
l
电动机的选择 a_ `[Lj
1.电动机类型和结构的选择 e#Z$o($t
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。 @*qz(h]\
't_[dSO
2.电动机容量的选择 wmTq` XH)
1) 工作机所需功率Pw (d<4"!
Pw=3.4kW ;[W"mlM
2) 电动机的输出功率 )E,\H@A
Pd=Pw/η Rhe Re
η= =0.904 -Y
H<
Pd=3.76kW Pp|*J^U 4
*3&fqBg
3.电动机转速的选择 >2Jdq
nd=(i1’•i2’…in’)nw u6_@.a}
初选为同步转速为1000r/min的电动机 |6(ZD^w
Fb4`|
4.电动机型号的确定 m<w"T7
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。 `8I&7c
g =2Rqi5
L}FOjrN
计算传动装置的运动和动力参数 K\$J4~EtG
传动装置的总传动比及其分配 Vg>( Y,
1.计算总传动比 .%^]9/4
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: ]_8qn'7
i=nm/nw L9@&2?k
nw=38.4 hBFP1u/E'
i=25.14 \igmv]G%
gt ";2,;X
2.合理分配各级传动比 VB?Ohk]<
由于减速箱是同轴式布置,所以i1=i2。 Y=
]dvc
因为i=25.14,取i=25,i1=i2=5 r.T<j.\
速度偏差为0.5%<5%,所以可行。 2Y>~k{AN%
各轴转速、输入功率、输入转矩 b
L]erYm
项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮 1|?05<8
转速(r/min) 960 960 192 38.4 38.4 PNA\ TXT
功率(kW) 4 3.96 3.84 3.72 3.57 Da v PYg
转矩(N•m) 39.8 39.4 191 925.2 888.4 &E40*
(C
传动比 1 1 5 5 1 P{5-Mx!{&
效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97 f_imyzP
#!$GH_
传动件设计计算 !TP@-
X;
1. 选精度等级、材料及齿数 E%'~'[Q
1) 材料及热处理; [b/k3&O'
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。 .(X
lg-H,
2) 精度等级选用7级精度; F! X}(N?t
3) 试选小齿轮齿数z1=20,大齿轮齿数z2=100的; 1$2D O
4) 选取螺旋角。初选螺旋角β=14° m "M("%
2.按齿面接触强度设计 HoLv`JA
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 JGFt0He]
按式(10—21)试算,即 )
gzR=9l
dt≥ sT/c_^y
1) 确定公式内的各计算数值 X!j{o
(1) 试选Kt=1.6 [ G
e=kFB
(2) 由图10-30选取区域系数ZH=2.433 Wfz\`y
(3) 由表10-7选取尺宽系数φd=1 .iQT5c
(4) 由图10-26查得εα1=0.75,εα2=0.87,则εα=εα1+εα2=1.62 >^OC{~Az
(5) 由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8Mpa N~ ?{UOZd
(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; ;=9
>MS}
(7) 由式10-13计算应力循环次数 nZ_v/?O
N1=60n1jLh=60×192×1×(2×8×300×5)=3.32×10e8 Maqf[
Vky
N2=N1/5=6.64×107 /Ux*u#
oM2UzB{(
(8) 由图10-19查得接触疲劳寿命系数KHN1=0.95;KHN2=0.98 ZKz,|+X0G
(9) 计算接触疲劳许用应力 8`]=C~G
取失效概率为1%,安全系数S=1,由式(10-12)得 K9kUS
[σH]1==0.95×600MPa=570MPa ~fa(=.h
[σH]2==0.98×550MPa=539MPa ^@"H1
[σH]=[σH]1+[σH]2/2=554.5MPa Pe_!?:vF
ooj~&fu
2) 计算 mCz,2K|^~
(1) 试算小齿轮分度圆直径d1t 9~0^PzTA
d1t≥ JI/_ce
= =67.85 a6h>=uT [
kip`Myw+
(2) 计算圆周速度 20TCG0%x
v= = =0.68m/s Qe'g3z>
ur\qOX|{
(3) 计算齿宽b及模数mnt 7JDN{!jT
b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm Dl&GJ`&:p
mnt= = =3.39 ]{
d[
h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm G\;}w
b/h=67.85/7.63=8.89 $3d}"D
s 1ge0~p3
(4) 计算纵向重合度εβ vNW jH!'
εβ= =0.318×1×tan14 =1.59 H2r8,|XL
(5) 计算载荷系数K ==H$zmK
已知载荷平稳,所以取KA=1 SMf+qiM-E
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, vZ#!uU^a:
故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42 ,SScf98,j
由表10—13查得KFβ=1.36 +y#T?!jQYj
由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数
I<=Df5M
K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05 9]>iSG^H
.la&P,j_L
(6) 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径,由式(10—10a)得 o+?rI
p
d1= = mm=73.6mm +zkm(
qUo-Dq>
(7) 计算模数mn w#
*1 /N
mn = mm=3.74 FZH\Q~IUV
3.按齿根弯曲强度设计 .5Q:Xp
由式(10—17) ]feyJLF
mn≥ t=R6mjb
1) 确定计算参数 ~/IexQB&
(1) 计算载荷系数 p{=QGrxB*
K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96 quo^fqS&a
. -"E^f
(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 O}#yijU3e
-@IL"U6
(3) 计算当量齿数 3P <'F2o
z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 q6wr=OWD
z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47 `!G7k
(4) 查取齿型系数 ]$M<]w,IJ2
由表10-5查得YFa1=2.724;Yfa2=2.172 *o' 4,+=am
(5) 查取应力校正系数 0+b0<
由表10-5查得Ysa1=1.569;Ysa2=1.798 PK&2h,Cu+
HhkN^S,
3^.8.q(6
(6) 计算[σF] }~o
ikN:
σF1=500Mpa #
4|9Fj??
σF2=380MPa 2D([Z -<i
KFN1=0.95 mEQ!-p
KFN2=0.98 sg'NBAo"
[σF1]=339.29Mpa {6x PdUhw
[σF2]=266MPa ~H[%vdR
(7) 计算大、小齿轮的 并加以比较 RP(/x+V
= =0.0126 hN(L@0)
= =0.01468 aEx(rLd+
大齿轮的数值大。 3SARr>HRyI
?Ay3u^X
2) 设计计算 ~4)Y#IxL
mn≥ =2.4 i~& c|
mn=2.5 ^p_u.P
K@@9:T$
4.几何尺寸计算 G5{Ot>;*%
1) 计算中心距 2W3W/> 2h
z1 =32.9,取z1=33 y,<$X.>QO|
z2=165 A1*4*
a =255.07mm 0k?Sq#7q
a圆整后取255mm P Tnac
Lm.`+W5
2) 按圆整后的中心距修正螺旋角 CtT~0Y|
β=arcos =13 55’50” \]Z&P,}w
u fw cF*
3) 计算大、小齿轮的分度圆直径 kb|eQtH
d1 =85.00mm NygI67
d2 =425mm (L|}`
d.pp3D9/
4) 计算齿轮宽度 *\LyNL(
b=φdd1 JfTfAq]
b=85mm =w<VT%
B1=90mm,B2=85mm ;aK.%-s-Z
VjTe4$ *
5) 结构设计 abZdGnc
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。 O3!d(dY=_
r] t )x*
轴的设计计算 U1Yo7nVf
拟定输入轴齿轮为右旋 +8UdvMN
II轴: w &vhWq
1.初步确定轴的最小直径 O|UxFnB}
d≥ = =34.2mm <F=Dj*]
2.求作用在齿轮上的受力 TmiWjQv`
Ft1= =899N l(Cf7o!
Fr1=Ft =337N Lht[g9
Fa1=Fttanβ=223N; 9bEM#Hj
Ft2=4494N ,QS'$n
Fr2=1685N lcig7%
Fa2=1115N M5Wl3tZL
<bdyAUeFw
3.轴的结构设计 +Pw,Nl\KD
1) 拟定轴上零件的装配方案 99KVtgPm
a`38db(z
i. I-II段轴用于安装轴承30307,故取直径为35mm。 $WNG07]tU
ii. II-III段轴肩用于固定轴承,查手册得到直径为44mm。 2 `5=0E1k
iii. III-IV段为小齿轮,外径90mm。
1#D<ZN
iv. IV-V段分隔两齿轮,直径为55mm。 B+Q+0tw*i
v. V-VI段安装大齿轮,直径为40mm。 NQ!<f\m4n
vi. VI-VIII段安装套筒和轴承,直径为35mm。 ,xj3w#`zaf
OMd# ^z
2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 hrT%XJl
1. I-II段轴承宽度为22.75mm,所以长度为22.75mm。 M;qb7Mu
2. II-III段轴肩考虑到齿轮和箱体的间隙12mm,轴承和箱体的间隙4mm,所以长度为16mm。 wA r~<
3. III-IV段为小齿轮,长度就等于小齿轮宽度90mm。 fN0bIE
Y
4. IV-V段用于隔开两个齿轮,长度为120mm。 WFj*nS^~l
5. V-VI段用于安装大齿轮,长度略小于齿轮的宽度,为83mm。 M@~o6 ^
6. VI-VIII长度为44mm。 Bj&_IDs4
"!a`ygqpT
?{j@6,
*')Q {8`
4. 求轴上的载荷 iIB9j8
66 207.5 63.5 ;[caiMA-
jIZ+d;1
3q CHh
hpjUkGm5
A:c]1
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xDLMPo&
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w~{| S7/
s@z{dmL
YJc%h@ _=]
v\'rXy
NGSS:
WCoF{*
W[GQ[h
Fr1=1418.5N u&tFb]1@)
Fr2=603.5N ~BtKd* ~*
查得轴承30307的Y值为1.6 Hy;901( %
Fd1=443N g#Mv&tU
Fd2=189N 5=m3J!?
因为两个齿轮旋向都是左旋。 DH/L`$
故:Fa1=638N }z?xGW/k
Fa2=189N `>\4"`I
%awVVt{aG
5.精确校核轴的疲劳强度
363cuRP
1) 判断危险截面 6I5o2i
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 /_HwifRQ
/4^G34
2) 截面IV右侧的 >j)
w\i
}R`Irxv4
截面上的转切应力为 w'|&5cS
Kc-Y
由于轴选用40cr,调质处理,所以 ZXh~79
, , 。 XL&hs+Y
([2]P355表15-1) Y=3X9%v9g
a) 综合系数的计算 0Ux<16#
由 , 经直线插入,知道因轴肩而形成的理论应力集中为 , , U|9U(il
([2]P38附表3-2经直线插入) "NJ,0A
轴的材料敏感系数为 , , 'qdg:_L"
([2]P37附图3-1) mZ~mf->%
故有效应力集中系数为 )&XnM69~b
r7RU"H:j8
db<q-u
查得尺寸系数为 ,扭转尺寸系数为 , g%X &f_@
([2]P37附图3-2)([2]P39附图3-3) 9e-*JYF]C
轴采用磨削加工,表面质量系数为 , .|U4N/XN%q
([2]P40附图3-4) C?{D"f`[]
轴表面未经强化处理,即 ,则综合系数值为 cJSVT8
Gee~>:_Q{J
"$]ls9-%n
b) 碳钢系数的确定 T.J`S(oI
碳钢的特性系数取为 , 2rF?Q?$,B
c) 安全系数的计算 Sy4
mZ}:
轴的疲劳安全系数为 ^@ M [t<
lfXH7jL2~
Go-wAJ>
vlAO z
故轴的选用安全。 hx*HY%\P
O>nK,.
I轴: /tG 5!l
1.作用在齿轮上的力 ^WmGo]<B_
FH1=FH2=337/2=168.5 *1\z^4=a]
Fv1=Fv2=889/2=444.5 ;gEp!R8
U?JiVxE^
2.初步确定轴的最小直径 ]cn/(U`
||yXp2
-)4uYK*
3.轴的结构设计 U)u\1AV5
1) 确定轴上零件的装配方案 dFdlB`L
>_&~!Y.Z=
N 9c8c
2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1P+Mv^%I
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。 y>>vGU;
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。 P4hZB_.=
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。 :0WkxEY9
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。 \s.1R/TyD
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。 0[V&8\S~'T
i) 轴肩固定轴承,直径为42mm。 z\e>DdS
j) 该段轴要安装轴承,直径定为35mm。 +8Of-ZUx
2) 各段长度的确定 IRlN++I!
各段长度的确定从左到右分述如下: 1P(%9
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。 wCV>F-
b) 该段为轴环,宽度不小于7mm,定为11mm。 #DQX<: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。 Fl B, (Cm
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}]I%fi
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。 ls [Ls
f) 该段由联轴器孔长决定为42mm uo]Hi^r.l
1y},9ym
nw~/~eM5=
4.按弯扭合成应力校核轴的强度 QpdujtH`
W=62748N.mm hO^&0?
T=39400N.mm &=v/VRan[
45钢的强度极限为 ,又由于轴受的载荷为脉动的,所以 。 *eHA:
A_I
H(X+.R,Thp
u^}7Vs
.
III轴 fn1 ?Qp|
1.作用在齿轮上的力 L{cK^ ,
FH1=FH2=4494/2=2247N 8W19#?7>B
Fv1=Fv2=1685/2=842.5N !T<z'zZU
+L^A:}L(
2.初步确定轴的最小直径 B@ZqJw9J[
C>.]Bvg
jf$JaY
3.轴的结构设计 P3+)pOE-SI
1) 轴上零件的装配方案 <{$ev&bQ
)p^m}N 6M]
Aivu %}_|
2) 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 cxtLy&C
I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII fl} rz
直径 60 70 75 87 79 70 u3Zzu \{
长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25 Z-N-9E
kV*y_5g
(Wm/$P;
03X<x|
M[:O(
5.求轴上的载荷 SRA|7g}7W
Mm=316767N.mm k)H[XpM
T=925200N.mm X% Spv/8{
6. 弯扭校合 :)KTZ
fOqS|1rC
%k/
k]:s
i1b4 J
uB5h9&57
滚动轴承的选择及计算 .\z|Fr
I轴: =$"zqa.B6
1.求两轴承受到的径向载荷 K$MJ#Zx^
5、 轴承30206的校核 lH#@^i|G
1) 径向力 /3)YWFZZc
N&0uXrw
jOoIF/So
2) 派生力 ,omp F$%
, g5kYyE
3) 轴向力 MZUF! B
由于 , d8Q_6(Ar|
所以轴向力为 , &+E'1h10
4) 当量载荷 GW>7R6i
由于 , , |QAeQWP+1
所以 , , , 。 4
|:Q1
由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 "!%w9
veYsctK~
5) 轴承寿命的校核 aBqe+FXp4
l5\B2 +}7
]MqH13`)A
II轴: |d/x~t=
6、 轴承30307的校核 BNL8hK`D
1) 径向力 j61BP8E
+E q~X=x
"Cyo<|
2) 派生力 @yU!sE:
,
wzHjEW
3) 轴向力 `_ J^g&y~
由于 , V7B=+(xK
所以轴向力为 , [#hl}q(P#
4) 当量载荷 %#Wg^l
'
由于 , , _e:5XQ
所以 , , , 。 1WUFk ?p
由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 66^1&D"
1^x2WlUm4
5) 轴承寿命的校核 h9Tf@]W
5oT2)yz
=E{{/%u{{S
III轴: BDRYip[Sa
7、 轴承32214的校核 |g?/~%7
1) 径向力 n3l"L|W^(<
<\}Y@g8
0TuOY%+
2) 派生力 [5RFQ!
, %|D\j-~
3) 轴向力 A1k&`
|k
由于 , 8zCGMhd
所以轴向力为 , }> !"SU:d
4) 当量载荷 zgq_0w~X
由于 , , @ V7ooo!
所以 , , , 。 ZyS;+"
由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 |oBdryi
h-2E9Z
5) 轴承寿命的校核 I7q?V1fu4
p(x1D]#Z[
&-8-xw#.
键连接的选择及校核计算 os(Jr!p_=
r.a9W?(E
代号 直径 Cb@S </b
(mm) 工作长度 _} X`t8L h
(mm) 工作高度 [KimY
(mm) 转矩 I(?|Ox9"?
(N•m) 极限应力 U7*VIRibv+
(MPa) '.h/Y/oz
高速轴 8×7×60(单头) 25 35 3.5 39.8 26.0 vYMbson}
12×8×80(单头) 40 68 4 39.8 7.32 qh)!| B
中间轴 12×8×70(单头) 40 58 4 191 41.2 A=qW]Im
低速轴 20×12×80(单头) 75 60 6 925.2 68.5 2W"cTm
18×11×110(单头) 60 107 5.5 925.2 52.4 uZ0 $s$
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。 \6`%NhkM_
{o5K?Pb
连轴器的选择 j6R{
由于弹性联轴器的诸多优点,所以考虑选用它。 St7D.|
k9_VhR|!
二、高速轴用联轴器的设计计算 ZB^4 (F')H
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 , zW"3K
计算转矩为 ?CUp&L0-"
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) hyvV%z Z
其主要参数如下: }*}`)rj,
材料HT200 YW$x:
公称转矩 { ck
轴孔直径 , Y8`))MeD
.z-^Ga*
轴孔长 , 3ciVjH>i
装配尺寸 dnX`F5zd
半联轴器厚 2p3u6\y
([1]P163表17-3)(GB4323-84) sen{f^U
wh7a|
三、第二个联轴器的设计计算 tls6rto
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 , ,5<`+w#a
计算转矩为 C(t6;&H
所以选用弹性柱销联轴器TL10(GB4323-84) }_kI>
其主要参数如下: 602eLV)
材料HT200 {ZsWZJ!
公称转矩 $jeDVH
轴孔直径 WlQ&Yau
轴孔长 , _[OEE<(
装配尺寸 6dS1\Y
半联轴器厚 E]eqvT NH
([1]P163表17-3)(GB4323-84) /"%IhX-
RkH oT^
v/TlXxfil
E=1/
减速器附件的选择 zWmo
OnK
通气器 D917[<$
由于在室内使用,选通气器(一次过滤),采用M18×1.5 q/2K=BOh
油面指示器 !K^kKP*l
选用游标尺M16 ;AL@<,8
起吊装置 7si*%><X
采用箱盖吊耳、箱座吊耳 x+:,b~Skk
放油螺塞 u FYQ^
选用外六角油塞及垫片M16×1.5 ]BQWA
^1Zq0
润滑与密封 p:Ld)U *
一、齿轮的润滑 E5[]eg~w%{
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。 RAuAIiQ
iJKm27 ">
二、滚动轴承的润滑 #2vG_B<M)
由于轴承周向速度为,所以宜开设油沟、飞溅润滑。 \PMKmJX0O
Y %D*O
三、润滑油的选择 PN^1
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。 v/00LR
!e\R;bYM
四、密封方法的选取 vb ^!(
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。 bb:|1D
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。 X$h~d8@r
轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。 wZ3vF)2s
J!fc)h
; 7v7V
rIWN!@.J
设计小结 -MW(={#
由于时间紧迫,所以这次的设计存在许多缺点,比如说箱体结构庞大,重量也很大。齿轮的计算不够精确等等缺陷,我相信,通过这次的实践,能使我在以后的设计中避免很多不必要的工作,有能力设计出结构更紧凑,传动更稳定精确的设备。 p$o&dQ=n[
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参考资料目录 <QW1fE
[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; t?H;iBrpxd
[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; bvu<IXX=2
[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; <