目 录 FofeQ
~|kSQ7O^
设计任务书……………………………………………………1 HpGI\s
传动方案的拟定及说明………………………………………4 nA4PY]
电动机的选择…………………………………………………4 1wTPT,k
计算传动装置的运动和动力参数……………………………5 RIV
+ _}R
传动件的设计计算……………………………………………5 Ef2i#BoZ
轴的设计计算…………………………………………………8 T6^H%;G
滚动轴承的选择及计算………………………………………14 /O{iL:`
键联接的选择及校核计算……………………………………16 OGWZq(c"6
连轴器的选择…………………………………………………16 e?yrx6
减速器附件的选择……………………………………………17 mi'3ibCG
润滑与密封……………………………………………………18 rZ:-%#Q4
设计小结………………………………………………………18 3Q:Hzq G
参考资料目录…………………………………………………18 D@?Tq,=
[
,
aJC7'(
机械设计课程设计任务书 zbgH}6b
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 efXiZ
一. 总体布置简图 sp8P[W1a
`x:8m?q05
Rn9e#_ Az
:c}"a(|
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 Tg _#z
E
E^lw61
二. 工作情况: peD7X:K\s
载荷平稳、单向旋转 7 <<`9,
A(}D76o_
三. 原始数据 G;he:Bf
鼓轮的扭矩T(N•m):850 5=hMTztf!!
鼓轮的直径D(mm):350 Boj#r ,x
运输带速度V(m/s):0.7 5[0W+W
带速允许偏差(%):5 kA4bv}
使用年限(年):5 @O9wit.
工作制度(班/日):2 q5#6PYIq
=x3T+)qCNX
四. 设计内容 Nf!WqD* je
1. 电动机的选择与运动参数计算; FT[of(g^
2. 斜齿轮传动设计计算 \IX|{]*D
3. 轴的设计 7?"-:q
4. 滚动轴承的选择 !$pnE:K
5. 键和连轴器的选择与校核; _ZHDr[
6. 装配图、零件图的绘制 (;cKv
7. 设计计算说明书的编写 WbJ
Wf{&D>
五. 设计任务 ]47!Zo,
1. 减速器总装配图一张 5a%i%+;N
2. 齿轮、轴零件图各一张 mTBSntZx
3. 设计说明书一份 iT=h}>
g+%Pg@[
六. 设计进度 =<[M$"S7d6
1、 第一阶段:总体计算和传动件参数计算 -58Sb"f
2、 第二阶段:轴与轴系零件的设计 r,Tq";N'
3、 第三阶段:轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 TH>7XK<90M
4、 第四阶段:装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 #ja6nt8GC
;U[W $w[
/WMJ#IE
Pj^O8
2Kz407|'
-7u_ \XFk
%0q)PT\
s8+{##"1
q
传动方案的拟定及说明 yi:1cLq2
由题目所知传动机构类型为:同轴式二级圆柱齿轮减速器。故只要对本传动机构进行分析论证。 t*wV<b
本传动机构的特点是:减速器横向尺寸较小,两大吃论浸油深度可以大致相同。结构较复杂,轴向尺寸大,中间轴较长、刚度差,中间轴承润滑较困难。 OLE@35"v]
ge|Cvv
CF]#0*MI
电动机的选择 vl>_;}W7
1.电动机类型和结构的选择 Fd/Ra]@\Y
因为本传动的工作状况是:载荷平稳、单向旋转。所以选用常用的封闭式Y(IP44)系列的电动机。 b&P2VqYgl
C:ntr=3J
2.电动机容量的选择 ]zh6[0V7V
1) 工作机所需功率Pw of/'
9Tj
Pw=3.4kW m+3]RIr&A
2) 电动机的输出功率 :RDQP
Pd=Pw/η iJb-F*_y
η= =0.904 9)J)r\
Pd=3.76kW 8I<LZ{a10
R_gON*9
3.电动机转速的选择 [[uZCKi
nd=(i1’•i2’…in’)nw Xu& v3Y~k
初选为同步转速为1000r/min的电动机 q8H9au&/
EfqC_,J*3
4.电动机型号的确定 ^~W s4[Guo
由表20-1查出电动机型号为Y132M1-6,其额定功率为4kW,满载转速960r/min。基本符合题目所需的要求。 Y@MFH>*
UQO?hZ!y/.
S4D~`"4$/
计算传动装置的运动和动力参数 Xp~O?2:3l
传动装置的总传动比及其分配 V`xE&BI
1.计算总传动比 !yu-MpeG
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: C
A $R
i=nm/nw %h}3}p#4
nw=38.4 nmoC(| r
i=25.14 Hh'o:j(^
@!mjjeG+1
2.合理分配各级传动比 -~_;9[uV
由于减速箱是同轴式布置,所以i1=i2。 T;#:Y
因为i=25.14,取i=25,i1=i2=5 @T)>akEOt
速度偏差为0.5%<5%,所以可行。 ;fB!/u
各轴转速、输入功率、输入转矩 Hr/Q?7g
项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮 B+lnxr0t
转速(r/min) 960 960 192 38.4 38.4 ni-4~k
功率(kW) 4 3.96 3.84 3.72 3.57 #Kt5+"+7
转矩(N•m) 39.8 39.4 191 925.2 888.4 m_b_)/
传动比 1 1 5 5 1 #R#|hw
效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97 gPF5|% 3)
UB7C,:"
传动件设计计算 ;_E][m
1. 选精度等级、材料及齿数 (5>IF,}!L
1) 材料及热处理; Vc&xXtm[v
选择小齿轮材料为40Cr(调质),硬度为280HBS,大齿轮材料为45钢(调质),硬度为240HBS,二者材料硬度差为40HBS。 FmhN*ZXr#
2) 精度等级选用7级精度; G`NGt_C
3) 试选小齿轮齿数z1=20,大齿轮齿数z2=100的; p1fy)K2{,j
4) 选取螺旋角。初选螺旋角β=14° >:P-3#e*
2.按齿面接触强度设计 3`{[T17
因为低速级的载荷大于高速级的载荷,所以通过低速级的数据进行计算 m-R`(
按式(10—21)试算,即 `.YMbj#T
dt≥ .2/W.z2
1) 确定公式内的各计算数值 9On(b|mT
(1) 试选Kt=1.6 >qci$
(2) 由图10-30选取区域系数ZH=2.433 GL3olKnL
(3) 由表10-7选取尺宽系数φd=1 P|;=dX#-
(4) 由图10-26查得εα1=0.75,εα2=0.87,则εα=εα1+εα2=1.62 g42f*~l
(5) 由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8Mpa 7jYW3
(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; B^BbA-I
(7) 由式10-13计算应力循环次数 m ?jF:]^
N1=60n1jLh=60×192×1×(2×8×300×5)=3.32×10e8 :{x
N2=N1/5=6.64×107 Df0m
;\gHFG}
(8) 由图10-19查得接触疲劳寿命系数KHN1=0.95;KHN2=0.98 ci`N,&:R
(9) 计算接触疲劳许用应力 S/Gy:GIf
取失效概率为1%,安全系数S=1,由式(10-12)得 Q3aZB*$K
[σH]1==0.95×600MPa=570MPa NXdT"O=P
[σH]2==0.98×550MPa=539MPa UE
K$
[σH]=[σH]1+[σH]2/2=554.5MPa >?ckBU9
?#VkzT
2) 计算 5j#XNc)"
(1) 试算小齿轮分度圆直径d1t 7_ao?}g
d1t≥ |oTA$bln
= =67.85 8&++S> <
AHdh]pfH
(2) 计算圆周速度 z?Qt%1q
v= = =0.68m/s l5l#LsaQb
kqp*o+Oz',
(3) 计算齿宽b及模数mnt |H4f&&Wd
b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm g:fzf>oQ>p
mnt= = =3.39 j(];b+>
h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm 3L-}B#tI
b/h=67.85/7.63=8.89 THz=_L6
#B8V2_M
(4) 计算纵向重合度εβ .u&GbM%Ga
εβ= =0.318×1×tan14 =1.59 h}f l:J1C
(5) 计算载荷系数K j4!oBSp
已知载荷平稳,所以取KA=1 yn KgNi
根据v=0.68m/s,7级精度,由图10—8查得动载系数KV=1.11;由表10—4查的KHβ的计算公式和直齿轮的相同, .?;"iv+
故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42 Z)RV6@(
由表10—13查得KFβ=1.36 5Jm%*Wb
由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数 S '%!KGVe
K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05 ~"i4"Op&
c_)lTI4
(6) 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径,由式(10—10a)得 mNnt9F3Eq
d1= = mm=73.6mm GB`
G(a
nZ~J&QK-
(7) 计算模数mn -aF\
u[b
mn = mm=3.74 E:S (v
3.按齿根弯曲强度设计 ky|Py
由式(10—17) Nm, 9xq
mn≥ [5$Y>Tr!
1) 确定计算参数 V]0~BV
(1) 计算载荷系数 }pL#C
K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96 tU, >EbwO
GN@(!V#/4
(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 ~t.M!vk
ahqsbNu1
(3) 计算当量齿数 @/0-`Y@?
z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 &/tGT3)
z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47 6qkMB|@Ix
(4) 查取齿型系数 LSW1,}/B
由表10-5查得YFa1=2.724;Yfa2=2.172 [{cMEV&
(5) 查取应力校正系数 7S)u7
由表10-5查得Ysa1=1.569;Ysa2=1.798 <ZgbmRY8
?(P3ZTk?.
G$!JJ.
)d
(6) 计算[σF] ^Yu%JCN8g
σF1=500Mpa KI~M.2pk
σF2=380MPa c(G;O)ikS
KFN1=0.95 w8>
KFN2=0.98 Gs)2HR@>
[σF1]=339.29Mpa 5p`.RWls
[σF2]=266MPa D+xHTQNTL
(7) 计算大、小齿轮的 并加以比较 ={gf x;
= =0.0126 %W:]OPURK
= =0.01468 1*ui|fuK
大齿轮的数值大。 =}7[ypQM`]
ew{(@p+$
2) 设计计算 @O Rk
mn≥ =2.4 0N(o)WRv
mn=2.5 !e0~|8
Jx_BjkF
4.几何尺寸计算 J'no{3Ktz
1) 计算中心距 l=?G"1
z1 =32.9,取z1=33 }[m,HA<j
z2=165 1T@#gE["Ic
a =255.07mm
*aT\V64
a圆整后取255mm BT8L 'qEj
wYIlp
2) 按圆整后的中心距修正螺旋角 qL?`l;+
β=arcos =13 55’50” X23#y7:
cas5
3) 计算大、小齿轮的分度圆直径 ^CWxYDG*
d1 =85.00mm .PJCBTe
d2 =425mm oz[:
T3oE>
cczV}m2)
4) 计算齿轮宽度 xgV(0H}Mf
b=φdd1 rS^+y{7
b=85mm n~|sMpd,M1
B1=90mm,B2=85mm ^B`*4
!<2%N3l
5) 结构设计 #)hJ.0~3
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。 -AcVVK&
N(@B3%H2/J
轴的设计计算 ^a+H`RD
拟定输入轴齿轮为右旋 Iurb?
II轴: ;+-Dg3
1.初步确定轴的最小直径 q"O4}4`
d≥ = =34.2mm (h3f$
2.求作用在齿轮上的受力 eW>Y*l%B
Ft1= =899N r[}5<S Q
Fr1=Ft =337N ym~
Fa1=Fttanβ=223N; 0v/}W(
Ft2=4494N 9yt)9f
Fr2=1685N B(TE?[ #
Fa2=1115N s}5,<|DL
g=5vnY
3.轴的结构设计 :497]c3#5C
1) 拟定轴上零件的装配方案 U3UDA
3+>;$
i. I-II段轴用于安装轴承30307,故取直径为35mm。 &W@#pG
ii. II-III段轴肩用于固定轴承,查手册得到直径为44mm。 OPtFz6
iii. III-IV段为小齿轮,外径90mm。 dNg5#?mzT5
iv. IV-V段分隔两齿轮,直径为55mm。 N& 683z
v. V-VI段安装大齿轮,直径为40mm。 GjD^\d/
vi. VI-VIII段安装套筒和轴承,直径为35mm。 zF-R$_]av
1x8zub B
2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 7)U08"
1. I-II段轴承宽度为22.75mm,所以长度为22.75mm。 -mur`tC
2. II-III段轴肩考虑到齿轮和箱体的间隙12mm,轴承和箱体的间隙4mm,所以长度为16mm。 lUJ~_`D
3. III-IV段为小齿轮,长度就等于小齿轮宽度90mm。 ;Or]x?-
4. IV-V段用于隔开两个齿轮,长度为120mm。 H;.${u^lhd
5. V-VI段用于安装大齿轮,长度略小于齿轮的宽度,为83mm。 w#Di
6. VI-VIII长度为44mm。 Je1'0h9d
#o/
MaS"V`NI
R$Or&:E ^
4. 求轴上的载荷 )=]u]7p}
66 207.5 63.5 Q6lC :cB<
<<5x"W(,
T4lE-g2%M
h.%)RW?
Y;dQLZCC
(n+FEE<
fDU_eyt/Z'
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}Fy;
:*6#(MX
zlhHSy K
.WV5Gf)
X]T&kdQ6q
N" =$S|Gs
r]<?,xx[
(G<fvl!~
)@,zG(t5;
abgAUg)
Fr1=1418.5N t 8,VR FV
Fr2=603.5N L55VS:'
查得轴承30307的Y值为1.6 |q+dTy_n
Fd1=443N 7(W"NF{r
Fd2=189N |JVp(Kx
因为两个齿轮旋向都是左旋。 IB%Hv]
故:Fa1=638N E-?@9!2
&
Fa2=189N }VDJ
^|j
@' @L
5.精确校核轴的疲劳强度 ]qPrXuS/
1) 判断危险截面 6
#m:=
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 __OH
gp 1
W0qn$H
2) 截面IV右侧的 Hph$Z1{
'irHpN6n
截面上的转切应力为 >)6d~
|J:kL3g
由于轴选用40cr,调质处理,所以 *ud/'HR8]
, , 。 $z[r(a^a
([2]P355表15-1) H2oD0f|
a) 综合系数的计算 .;,` bH0
由 , 经直线插入,知道因轴肩而形成的理论应力集中为 , , :|TQi9L$rj
([2]P38附表3-2经直线插入) %SKJ#b
轴的材料敏感系数为 , , 1h,m
([2]P37附图3-1) iQ#dWxw4
故有效应力集中系数为 55K(]%t
5kdh!qy[$,
u|EHe"V"
查得尺寸系数为 ,扭转尺寸系数为 , 7S.E,\Tws
([2]P37附图3-2)([2]P39附图3-3) 7:$zSj#y
轴采用磨削加工,表面质量系数为 , W%_Cda5,
([2]P40附图3-4) Q35jJQ$<`
轴表面未经强化处理,即 ,则综合系数值为 Wa!}$q+
]7:*A7/!.
cOrFe;8-.
b) 碳钢系数的确定 jx[g;7~X
碳钢的特性系数取为 ,
KnxK9
c) 安全系数的计算 }]!?t~5*
轴的疲劳安全系数为 RQQ\y`h`
rOA{8)jIa*
ee\xj$,
{T'M4y=)i
故轴的选用安全。 P&.-c _
q)QM+4
I轴: dk[MT'DV
1.作用在齿轮上的力 .\}nDT
FH1=FH2=337/2=168.5 fj:q_P67o
Fv1=Fv2=889/2=444.5 dSPye z
W0;MGBfb
2.初步确定轴的最小直径 I6lWB(H!u
7I;A5f
1|/-Ff"1@
3.轴的结构设计 j&w4yY
1) 确定轴上零件的装配方案 Ro:)N:C
k@Mt8Ln
+V;@)-
2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 Su*f`~G];
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。 rGUu K0L&
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。 07#e{
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。 cZl/8?dj}
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。 :V
ZXI#([
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。 y\@INA^
i) 轴肩固定轴承,直径为42mm。 #2*6esP
j) 该段轴要安装轴承,直径定为35mm。 l,@rB+u
2) 各段长度的确定 %pBc]n@_
各段长度的确定从左到右分述如下: pWOK~=t
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。
j7sRmQCl
b) 该段为轴环,宽度不小于7mm,定为11mm。 NGL,j\(~7
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。 L yNLz
m5
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。 ?*dt JL
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。
"U o~fJ
f) 该段由联轴器孔长决定为42mm .)[0yW&
0.z\YTZ9
D V=xqC6}
4.按弯扭合成应力校核轴的强度 :e!3-#H
W=62748N.mm ,ocAB;K
T=39400N.mm 6`V~cVu
45钢的强度极限为 ,又由于轴受的载荷为脉动的,所以 。 DTo P|P
kJk6lPSqi7
Mi:i1i
cdn
III轴 4o,G[Cf_
1.作用在齿轮上的力 x't@Mc
FH1=FH2=4494/2=2247N f`bRg8v
Fv1=Fv2=1685/2=842.5N &\L\n}i-
:7[4wQDt4
2.初步确定轴的最小直径 'j'G4P_G
Jm[_X
':#DROe!
3.轴的结构设计 ='Fh^]*5
1) 轴上零件的装配方案 Wo+^R%K'4
qt`HP3J&
]*TW%mY
2) 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 q"$C)o
I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII nl+8C}=u
直径 60 70 75 87 79 70 `L7Cf&W\l8
长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25 V|j{#;
EWK?vs
fx*Q,}t
TxvvCV^
@r3,|tkrz
5.求轴上的载荷 qc"PTv0q
Mm=316767N.mm tf4clzSTa
T=925200N.mm $8WeWmY
6. 弯扭校合 i<-a-Z+^
Wo7`gf_ (
\W+Hzf]
W#
G0b##-.'^
k~IRds@G
滚动轴承的选择及计算 P 9?I]a)G
I轴: K8 Hj)$E61
1.求两轴承受到的径向载荷 EFzPt?l
5、 轴承30206的校核 tKYg
1) 径向力 a3c43!J?M
-7(,*1Tk
mu$rG3M
2) 派生力 ~*hCTqHvN
, i#:M2&twE
3) 轴向力 Ls/*&u
由于 , v{pW/Fu~
所以轴向力为 , d-'BT(@:
4) 当量载荷 >9,:i)m_
由于 , , BDT"wy8
所以 , , , 。 DA^!aJ6iF
由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 Mk8k,"RG&Z
Ib2n Bg>j
5) 轴承寿命的校核 oq[r+E-]$@
n*r Xj{Kt
u-@;Q<v$
II轴: @BMuov
6、 轴承30307的校核 c]A @'{7
1) 径向力 GsU.Lkf
to(lE2`.da
x\aCZ
2) 派生力 Q=t_m(:0
, Qt.|YB8
3) 轴向力 V?"1&m&E
由于 , <['ucp
所以轴向力为 , 2[i(XG{/
4) 当量载荷 N*SUA4bnuM
由于 , , 6f)7*j~
所以 , , , 。 ~T!D:2G
由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 k_`YVsEYP
bK k7w#y
5) 轴承寿命的校核 :
`,#z?Rk
X3HJ3F;==
Uj^Y\w-@Z
III轴: 7ea%mg\
7、 轴承32214的校核 #6mr'e1
1) 径向力 &"DD&87N%
A u"BDP
11RqP:zg
2) 派生力 W4"1H0s`l
, x\ 8gb#8
3) 轴向力 6W9lKD_i
由于 , ?f:ND1jU
所以轴向力为 , 5MK.>3fE
4) 当量载荷 ?MOjtAG0_~
由于 , , O)c3Lm-w
所以 , , , 。 'j;i4ie>*x
由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 `2`h4[^ [X
7>f)pfLM
5) 轴承寿命的校核 \jr-^n]
ro8C^d]
!eP0b~$/^J
键连接的选择及校核计算 LBIEG_/m
%'eaW
代号 直径 .&.L@CRH
(mm) 工作长度 Iv/h1j> H
(mm) 工作高度 ekd;sEO
(mm) 转矩 f{U,kCv
(N•m) 极限应力 p+V::O&&r
(MPa) k#G+<7c<
高速轴 8×7×60(单头) 25 35 3.5 39.8 26.0 m}t`43}QE
12×8×80(单头) 40 68 4 39.8 7.32 ;ZTh(_7
中间轴 12×8×70(单头) 40 58 4 191 41.2 g{JH5IZ~
低速轴 20×12×80(单头) 75 60 6 925.2 68.5 o(D6
18×11×110(单头) 60 107 5.5 925.2 52.4 YGhHIziI
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。 O^IS:\JX&
([]\7}+8
连轴器的选择 40$9./fe)
由于弹性联轴器的诸多优点,所以考虑选用它。 n1)]. `
6>b'g
~I
二、高速轴用联轴器的设计计算 :Yn{:%p
由于装置用于运输机,原动机为电动机,所以工作情况系数为 , caZEZk#r;
计算转矩为 m}+_z^@j9
所以考虑选用弹性柱销联轴器TL4(GB4323-84),但由于联轴器一端与电动机相连,其孔径受电动机外伸轴径限制,所以选用TL5(GB4323-84) 0G3T.4I
其主要参数如下: {'cdi`
材料HT200 sI@kS^
公称转矩 ' wKTWmf?\
轴孔直径 , R^rA.7T
n6{nx[%7N7
轴孔长 , /Q'O]h0a
装配尺寸 )6
K)UA
半联轴器厚 rLcXo%w
([1]P163表17-3)(GB4323-84) @}{Fw;,(7n
2>.>q9J(
三、第二个联轴器的设计计算 Ca0t}`<S
由于装置用于运输机,原动机为电动机,所以工作情况系数为 , gXB&Sgjo
计算转矩为 Mm%b8#Fe!
所以选用弹性柱销联轴器TL10(GB4323-84) cBU@853
其主要参数如下: sNJ?Z"5k1h
材料HT200 X:W}S/
公称转矩 B|S X?X
轴孔直径 =h}PL22
轴孔长 , s"l ^v5
装配尺寸 EI@ep~
半联轴器厚 RMa#z [{0
([1]P163表17-3)(GB4323-84) hcQv!!Q"k$
SpZmwa #\
o+?Ko=vYw
BF
U#FE)s
减速器附件的选择 h|ja67VG
通气器 !&o>zU.
由于在室内使用,选通气器(一次过滤),采用M18×1.5 N}q*(r!q<
油面指示器 hYh~[Kr^@^
选用游标尺M16 ]v.Yt/&C{
起吊装置 sJ|IW0Mr
采用箱盖吊耳、箱座吊耳 2hTH
放油螺塞 L'a>D
选用外六角油塞及垫片M16×1.5 F=yE>[! LB
1 w9Aoc
润滑与密封 ;+Mr|vweTC
一、齿轮的润滑 s=n_(}{ q
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。 &XSe&1
Zh_P
二、滚动轴承的润滑 +ID%( :
由于轴承周向速度为,所以宜开设油沟、飞溅润滑。 %`:+A?zL
UFUm-~x`
三、润滑油的选择 p fg>H
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。 :#UN^ "(m}
66cPoG
四、密封方法的选取 r-o6I:y
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。 \fL:Ie
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。
5<?/M<i
轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。 G)\6W#de4
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Q3x.qz
设计小结 fhe%5#3
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。 U
KdCG.E9^
H/O v8|
参考资料目录 ^os|yRzV*M
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