目 录 SiJX5ydz
t,;b*ZR
设计任务书……………………………………………………1 Mq,_DQ
传动方案的拟定及说明………………………………………4 P^*gk P
电动机的选择…………………………………………………4 o=(>#iVM
计算传动装置的运动和动力参数……………………………5 Bb/aeLv
传动件的设计计算……………………………………………5 @i:_JOl
轴的设计计算…………………………………………………8 i@d@~M7/
滚动轴承的选择及计算………………………………………14 %K]nX#.B&
键联接的选择及校核计算……………………………………16 FdJC@Y-#uA
连轴器的选择…………………………………………………16 ?)5M3lV3k
减速器附件的选择……………………………………………17 |m7`:~ow
润滑与密封……………………………………………………18 RwwX;I"o%
设计小结………………………………………………………18 Qod2m$>wp}
参考资料目录…………………………………………………18 x]U (EX`t$
& ~[%N
O
机械设计课程设计任务书 AuYi$?8|5
题目:设计一用于带式运输机传动装置中的同轴式二级圆柱齿轮减速器 HM1y$ej
一. 总体布置简图 O^gq\X4}
}fs;yPl,
Dy^4^ J5+
3/@'tLtN
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 z95V 7E
_mL 9G5~r
二. 工作情况: Z_Ma|V?6
载荷平稳、单向旋转 {1YT a:evl
D 2Go,1
三. 原始数据 z:R2Wksg
鼓轮的扭矩T(N•m):850 &f qmO>M
鼓轮的直径D(mm):350 vR~*r6hX8
运输带速度V(m/s):0.7 V2]S{!p}k
带速允许偏差(%):5 @;,O V&XYn
使用年限(年):5 6YU2
!x
工作制度(班/日):2 a^5`fA/L,
9e :E% 2
四. 设计内容 A?|cJ"N
1. 电动机的选择与运动参数计算; cuk2\> Xl
2. 斜齿轮传动设计计算 )3B5"b,
3. 轴的设计 y!!+IeReS
4. 滚动轴承的选择 Q84KU8?d
5. 键和连轴器的选择与校核; TzL40="F
6. 装配图、零件图的绘制 ::T<de7
7. 设计计算说明书的编写 d8RpL{9\7
c)6Y.[).
五. 设计任务 L
kq>>?T=
1. 减速器总装配图一张 c8"I]Qc7
2. 齿轮、轴零件图各一张 j*:pW;)^
3. 设计说明书一份 |f?C*t',
*E)Y?9u"
六. 设计进度 ^]R0d3?>\
1、 第一阶段:总体计算和传动件参数计算 :M[E-j;
2、 第二阶段:轴与轴系零件的设计 rw\4KI@ L
3、 第三阶段:轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 r&3fSx9
4、 第四阶段:装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 <7]
z'
l*m|b""].u
NJtB ;
}t-r:R$,
rzBWk
:A{-^qd(
? s ewU9*
"DN `@
传动方案的拟定及说明 _5LlL#)
由题目所知传动机构类型为:同轴式二级圆柱齿轮减速器。故只要对本传动机构进行分析论证。 )eV40l$
M
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。 Nb9pdkf0
7z,M`14
?GC0dN
电动机的选择 BmJ?VJ}Y
1.电动机类型和结构的选择 9,c>H6R7
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。 YaT07X.(b
M1M]]fT0ME
2.电动机容量的选择 /(0d{
1) 工作机所需功率Pw y d$37G|n
Pw=3.4kW -oo=IUk
2) 电动机的输出功率 QE}@|H9xs
Pd=Pw/η O9y Q9sl
η= =0.904 o <'gM]$
Pd=3.76kW ^9RBG#ud
C/Z"W@7#;
3.电动机转速的选择 .e AC!R
nd=(i1’•i2’…in’)nw *3K"Kc2
初选为同步转速为1000r/min的电动机 Mww]l[1'EL
D/Wuan?yPN
4.电动机型号的确定 +J4t0x
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。 u~kwNN9t3
o|W? a#_\
~z}au"k
计算传动装置的运动和动力参数 F1=+<]!
传动装置的总传动比及其分配 "J1ar.li
1.计算总传动比 >`uS NY"tO
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: 8#Z5-",iw
i=nm/nw Dn3~8
nw=38.4 N
[u
Xo
i=25.14 M5V1j(URE
$OD5t5eTsM
2.合理分配各级传动比 &B4U)
由于减速箱是同轴式布置,所以i1=i2。 z Y|g#V-
因为i=25.14,取i=25,i1=i2=5 <X |h*
速度偏差为0.5%<5%,所以可行。 >cNXB7]E>
各轴转速、输入功率、输入转矩 \PONaRK|[z
项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮 u3:Q t2^S
转速(r/min) 960 960 192 38.4 38.4 k#(cZ
功率(kW) 4 3.96 3.84 3.72 3.57 KIFx&A
转矩(N•m) 39.8 39.4 191 925.2 888.4 jQ)>XOok
传动比 1 1 5 5 1 hI8C XG
效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97 z{d5Lrk
"/?qT;<$)
传动件设计计算 .[fz x`
1. 选精度等级、材料及齿数 QO.gt*"
1) 材料及热处理; ODEXQl}R
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。 <yPHdbF
2) 精度等级选用7级精度; }6>J
3) 试选小齿轮齿数z1=20,大齿轮齿数z2=100的; m4wTg
8LJ
4) 选取螺旋角。初选螺旋角β=14° Ol9fwd
2.按齿面接触强度设计 `yZZP
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[j3s=Gr
按式(10—21)试算,即 v`BG1&/|
dt≥ H|U/tU-
1) 确定公式内的各计算数值 )X;cS}
yp
(1) 试选Kt=1.6 <\g&%c,
(2) 由图10-30选取区域系数ZH=2.433 l%(`<a]VIB
(3) 由表10-7选取尺宽系数φd=1 \cP'#jZz
(4) 由图10-26查得εα1=0.75,εα2=0.87,则εα=εα1+εα2=1.62 YnWl'{[ C
(5) 由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8Mpa p8d n-4
(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; 8M9\<k6
(7) 由式10-13计算应力循环次数 IJY5wP1"
N1=60n1jLh=60×192×1×(2×8×300×5)=3.32×10e8 Ch9!AUiR
N2=N1/5=6.64×107 \]A;EwC4C
@a\SR'8
(8) 由图10-19查得接触疲劳寿命系数KHN1=0.95;KHN2=0.98 b6vYM_ Q
(9) 计算接触疲劳许用应力 pHB35=p28
取失效概率为1%,安全系数S=1,由式(10-12)得 JvL'gJ$70
[σH]1==0.95×600MPa=570MPa \_AEuz3
F
[σH]2==0.98×550MPa=539MPa 78CJ
[σH]=[σH]1+[σH]2/2=554.5MPa t=rAcyNM
BQ&q<6Tk
2) 计算 ~<-
ci
(1) 试算小齿轮分度圆直径d1t /^3oq]
d1t≥ y!N)@y4
= =67.85 B"9hQb
;nKHm
(2) 计算圆周速度 G5#}Ed4
v= = =0.68m/s .00=U;H%`
Df~p'N-$
(3) 计算齿宽b及模数mnt 1`]IU_) 1B
b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm pptM&Y
mnt= = =3.39 LDEW00zL
h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm ` ]P5,
b/h=67.85/7.63=8.89 ` u\z!x'
!u{"] T:
(4) 计算纵向重合度εβ \41)0,sEy
εβ= =0.318×1×tan14 =1.59 J.mewD!%z
(5) 计算载荷系数K ]p&< nK,
已知载荷平稳,所以取KA=1 (}1v^~FXj
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, p;=kH{uu
故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42 V9j1j}
r
由表10—13查得KFβ=1.36 } .3]
由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数 CQzjCRS
d
K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05 u] U)d$|
Lv5X 'yM
(6) 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径,由式(10—10a)得 ;xO=Yhc+
d1= = mm=73.6mm W0MnGzZ
M"5!s,
(7) 计算模数mn ).}k6v[4)
mn = mm=3.74 |1+(Ny.%k
3.按齿根弯曲强度设计 Z1$];Q\cX
由式(10—17) /witDu7
mn≥ 3$N %iE6
1) 确定计算参数 "bR'Bt
(1) 计算载荷系数 x`+
l#
K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96 c@9Z&2)
HIX=MprL<
(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 r*N~. tFo
=Esbeb7P
(3) 计算当量齿数 PM-PP8h
z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 ?D(FNd
z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47 EARfbb"SG7
(4) 查取齿型系数 m c\ C
由表10-5查得YFa1=2.724;Yfa2=2.172 #K#Mv/
(5) 查取应力校正系数 ,.oa,sku
由表10-5查得Ysa1=1.569;Ysa2=1.798 PPCTc|G
$35,\ZO>
4" ,
)zDk
(6) 计算[σF] j!S1Y0CV
σF1=500Mpa u*26>.
σF2=380MPa 4Hml.|$
KFN1=0.95 Bzu(XQ
KFN2=0.98 hg&w=l
[σF1]=339.29Mpa ]^; b
[σF2]=266MPa ]PlY}VOY
(7) 计算大、小齿轮的 并加以比较 mNx,L+3
= =0.0126 xHv|ca.E
= =0.01468 i $[,-4v
大齿轮的数值大。 2{mY:\
#juGD9e
2) 设计计算 ,Um 5S6 Z
mn≥ =2.4 >HcYVp~G
mn=2.5
8>Du
Bw3F7W~l
4.几何尺寸计算 NokXE
1) 计算中心距 (Bt;DM#>
z1 =32.9,取z1=33 QT1:>k
z2=165 { r6]MS#l1
a =255.07mm gH{:`E k7
a圆整后取255mm [|a(
y6Q
*MYt:ms
2) 按圆整后的中心距修正螺旋角 y _'e yR@)
β=arcos =13 55’50” ezcS[r
#"Eks79s
3) 计算大、小齿轮的分度圆直径 DC|xilP1O
d1 =85.00mm $ yDW.pt
d2 =425mm ,VKQRmd
m x3}m?WQ
4) 计算齿轮宽度 Z!wD~C"D73
b=φdd1 .Lojzx
b=85mm u?q&K|
B1=90mm,B2=85mm b
A)b`1lI
bbd0ocva
5) 结构设计 m!#_CQ:
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。 <\, &:<
rD0k%-{{
轴的设计计算 @Pxw hlxa
拟定输入轴齿轮为右旋 :v#k&Uh3y
II轴: #04{(G|~+E
1.初步确定轴的最小直径 "?i>p z
d≥ = =34.2mm 0=OD?48<
2.求作用在齿轮上的受力 M0O>Ljo4RN
Ft1= =899N lir&e
9I+
Fr1=Ft =337N 'rS'B.D
Fa1=Fttanβ=223N; )UR1E?'
Ft2=4494N R'G'&H{N
Fr2=1685N C0\%QXu
Fa2=1115N _/|8%])
':,>eL#+uV
3.轴的结构设计 \HCOR, `T
1) 拟定轴上零件的装配方案 'Z\{D*=V8
*Jb_=j*)
i. I-II段轴用于安装轴承30307,故取直径为35mm。 so} l#
ii. II-III段轴肩用于固定轴承,查手册得到直径为44mm。 7 ,$ axvLw
iii. III-IV段为小齿轮,外径90mm。 M} O[`Fx{W
iv. IV-V段分隔两齿轮,直径为55mm。 jo_o`j
v. V-VI段安装大齿轮,直径为40mm。 |xq}'.C
vi. VI-VIII段安装套筒和轴承,直径为35mm。 Jf_]Z
q z=yMIy=
2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 mH'\:oN
1. I-II段轴承宽度为22.75mm,所以长度为22.75mm。 j,}4TDWa
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。 )nhfkW=e
3. III-IV段为小齿轮,长度就等于小齿轮宽度90mm。 r k@UsHy
4. IV-V段用于隔开两个齿轮,长度为120mm。 }W1^t
5. V-VI段用于安装大齿轮,长度略小于齿轮的宽度,为83mm。 ?^U c=
6. VI-VIII长度为44mm。 AvZXRN1:'
j\!
e9M
jUYF.K&
gC0;2
4. 求轴上的载荷 pw!@Q?R
66 207.5 63.5 l x7Kw%
3KtAK9PT
CP +4k.)*O
9KXym }
YQ52~M0L
R3$@N
Pow|:Lau!
n-d:O\]
XHy?
{-Yee[d<?
Cgo9rC~]
L4~
W/6A
7iP5T
^ZR8s^X
6Hda]y
:aH%bk
WI6(#8^p
Fr1=1418.5N 7g5@vYS+
Fr2=603.5N |Hfl&3
查得轴承30307的Y值为1.6 0:. 6rp
Fd1=443N <iRWd
Fd2=189N n_J5zQJ
因为两个齿轮旋向都是左旋。 ~zMDY F"&
故:Fa1=638N B7|c`7x(
Fa2=189N @/LiR>,
B_cgWJ*4
5.精确校核轴的疲劳强度 [NL -!
1) 判断危险截面 bTiBmS
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 5\&]J7(
O)`Gzx*ShU
2) 截面IV右侧的 l**3%cTb
'<W<B!HP5Z
截面上的转切应力为 lr0M<5d=p
2qlIy
由于轴选用40cr,调质处理,所以 7x(v?
, , 。 W1hX?!xp!
([2]P355表15-1) z<i,D08|d
a) 综合系数的计算 # v+;:
由 , 经直线插入,知道因轴肩而形成的理论应力集中为 , , C;ptir1G;
([2]P38附表3-2经直线插入) S_$nCyaH2
轴的材料敏感系数为 , , u(AA`S"
([2]P37附图3-1) xdqK.Z%
故有效应力集中系数为 *y?[<2"$
t| _{;!^
_CL{IY
查得尺寸系数为 ,扭转尺寸系数为 , :Pf>Z? /d
([2]P37附图3-2)([2]P39附图3-3) vbaC+AiX
轴采用磨削加工,表面质量系数为 , djfU:$!j&
([2]P40附图3-4) L0xsazX:x
轴表面未经强化处理,即 ,则综合系数值为 {pC\\}
(7~%B"
a MsJO*;>
b) 碳钢系数的确定 >MPa38
碳钢的特性系数取为 , m@[3~
6A
c) 安全系数的计算 'gCZ'edM
轴的疲劳安全系数为
w{r8kH
;t!9]1
ki#bPgT
($'V&x8T
故轴的选用安全。 ~?d>fR:X
M9DgO4xl
I轴: _ ~[M+IO
1.作用在齿轮上的力 ^N{k6>;
FH1=FH2=337/2=168.5 nd.hHQ
Fv1=Fv2=889/2=444.5 &r:=KT3
%{"dP%|w4}
2.初步确定轴的最小直径 {[tZ.1.w
lC4PKmno
bS%C?8
3.轴的结构设计 qlvwK&W<QM
1) 确定轴上零件的装配方案 e5 3,Rqi)@
e[8UH =`|
O"iak
2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 -K^41W71
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。 t#~XLCE
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。 SiR\a!, C
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。 R>HY:-2
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。 h$/JGm5uDb
h) 为了齿轮轴向定位可靠,定位轴肩高度应达5mm,所以该段直径选为46mm。 s[T{c.F
i) 轴肩固定轴承,直径为42mm。 @ZG>mP1Vo
j) 该段轴要安装轴承,直径定为35mm。 ]'UgZsJ
2) 各段长度的确定 U6c@Et ,
各段长度的确定从左到右分述如下: [<S^c[47U
a) 该段轴安装轴承和挡油盘,轴承宽18.25mm,该段长度定为18.25mm。 SBL+e]P
b) 该段为轴环,宽度不小于7mm,定为11mm。 g}Mi9Kp
c) 该段安装齿轮,要求长度要比轮毂短2mm,齿轮宽为90mm,定为88mm。 Ld~ q1*7J
d) 该段综合考虑齿轮与箱体内壁的距离取13.5mm、轴承与箱体内壁距离取4mm(采用油润滑),轴承宽18.25mm,定为41.25mm。 Wn~ZA#
e) 该段综合考虑箱体突缘厚度、调整垫片厚度、端盖厚度及联轴器安装尺寸,定为57mm。 4 4`WYK l
f) 该段由联轴器孔长决定为42mm Eu4 &-i
Q.E_:=*H
LihdZ )
4.按弯扭合成应力校核轴的强度 E-F5y
W=62748N.mm MQ9vPgh
T=39400N.mm R"{l[9j4>
45钢的强度极限为 ,又由于轴受的载荷为脉动的,所以 。 I^:F)a:
v2=/[E@
,5.
<oDH
III轴 I&\4C.\>
1.作用在齿轮上的力 ZPvf-PqJl
FH1=FH2=4494/2=2247N yzg9I
Fv1=Fv2=1685/2=842.5N p&O8qAaO
-=sf}4A
2.初步确定轴的最小直径 hIo0S8MOj$
GMe0;StT
$P;UoqG<&
3.轴的结构设计 }<&d]N
1) 轴上零件的装配方案 H:{?3gk.P3
C5;wf3
!t%Q{`p
2) 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 .R\p[rv&
I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII `-u7 I
直径 60 70 75 87 79 70 QoWR@u6a
长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25 2`E!| X
Ck@M<(x
Z/c_kf[
`V@z&n0P6
` yYvYc
5.求轴上的载荷 |(&oI(l5K
Mm=316767N.mm sJv`fjf%8
T=925200N.mm o$t
&MST?i
6. 弯扭校合 ydup)[n
N3Z@cp
^}hZ'<PK
{(!)P
-$9~xX
滚动轴承的选择及计算 rmQ\RP W
I轴: #fN/LO
1.求两轴承受到的径向载荷 (V)9s\Le_
5、 轴承30206的校核 phmVkV2a;#
1) 径向力 g&kH'fR8
zuMO1s
ee^4KKsh\
2) 派生力 _jo$)x+'x
, %z2oDAjX
3) 轴向力 PU"S;4m
由于 ,
WAv@F[
所以轴向力为 , 0$l&i=L
4) 当量载荷 JSRg?p\
由于 , , s&0*'^'O[S
所以 , , , 。 R}hlDJ/m-
由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 jceHKl
,O2q+'&
5) 轴承寿命的校核 G>JxIrN0
W#VfX!~
hwp/jO:7\
II轴: WSS(Bm|B
6、 轴承30307的校核 H(?e&Qkg
1) 径向力 3<3t;&e
$82zy q
%xHu,*
2) 派生力 m
EFWo
, FbuKZp+
3) 轴向力 g4Bg6<;
由于 , X tR`?
所以轴向力为 , .jCk#@+
4) 当量载荷 h~ZNHSP:
由于 , , sI$:V7/!
所以 , , , 。 ^>eFm8`N
由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 f)WPOTEY
4 #G3ew
5) 轴承寿命的校核 sE}sE=\
Xz"
JY
?nY/, q&
III轴: F\:{}782u
7、 轴承32214的校核 XGL"gD
1) 径向力 noFh p
(KZUvsS k
nMeS CX
2) 派生力 ,I=O"z>9
, }WoX9M; 1
3) 轴向力 =g1 D;
由于 , r!>es;R8
所以轴向力为 , =\*S'Ded
4) 当量载荷 b\H/-7<
由于 , , =GLYDV
所以 , , , 。 hY)YX,f=S
由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 gZ=)qT]Pj
2zwuvgiZ
5) 轴承寿命的校核 EccFx7h
Ed4_<:
G6f%/m`
键连接的选择及校核计算 l8eT{!4
{3jm%ex
代号 直径 !:&2+%
(mm) 工作长度 bXk:~LE
(mm) 工作高度 Id; mn}+~
(mm) 转矩 ^o,y5,
(N•m) 极限应力 ,80jMs
(MPa) j@s=ER
高速轴 8×7×60(单头) 25 35 3.5 39.8 26.0 Uzy;#q
12×8×80(单头) 40 68 4 39.8 7.32 'Wd3`4V$
中间轴 12×8×70(单头) 40 58 4 191 41.2 $eTv6B?m
低速轴 20×12×80(单头) 75 60 6 925.2 68.5 r@\,VD6J
18×11×110(单头) 60 107 5.5 925.2 52.4 @DRfNJ}
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。 Z{Lmd`<w`j
&:IfhS
连轴器的选择 9N`+ O
由于弹性联轴器的诸多优点,所以考虑选用它。 RRK^~JQI.2
Tq_1wX'\
二、高速轴用联轴器的设计计算 t"jIfU>'a/
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 , 2X
qPZ]2g
计算转矩为 ;2+FgOj
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) {b\Y?t^>f
其主要参数如下: bgkbwE
材料HT200 30wYc &H
公称转矩 Z_ iQU1
轴孔直径 , Nn~tb2\vk
T<w*dX7F0K
轴孔长 , $fq-wl-=
装配尺寸 <T4 7kL I
半联轴器厚 /S-/SF:>g
([1]P163表17-3)(GB4323-84) T +|J19
!8H!Fj`|j
三、第二个联轴器的设计计算 .2 N_?
由于装置用于运输机,原动机为电动机,所以工作情况系数为 , E1mI Xd;.
计算转矩为 xF\}.OfWG
所以选用弹性柱销联轴器TL10(GB4323-84) BVwRPt
其主要参数如下: z/Mhu{ttL
材料HT200 ;@h'Mb
公称转矩 IeqWR4Y
轴孔直径 _"FbjQ"
轴孔长 , n]kQtjJ
装配尺寸 q329z>
半联轴器厚 qkZ5+2m
([1]P163表17-3)(GB4323-84) |TNiKy
U>3%!83kF
59"Nn\}3gE
.j+2x[`l
减速器附件的选择 o{YW
通气器 {!:|.!-u
由于在室内使用,选通气器(一次过滤),采用M18×1.5 ?[*@T2Ck
油面指示器 .$}Z:,aB
选用游标尺M16 ZIGbwL
起吊装置 .lNnY8<
采用箱盖吊耳、箱座吊耳 w2M
IY_N?
放油螺塞 CU7iva
选用外六角油塞及垫片M16×1.5 *cb
D&R\
V}Y~z)i0
润滑与密封 MFCbx>#
一、齿轮的润滑 ZQJw2LA gO
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。 <W^XSk
Sf.8Ibw
二、滚动轴承的润滑 \|b1s @c8
由于轴承周向速度为,所以宜开设油沟、飞溅润滑。 2=Vkjh-
o+6^|RP
三、润滑油的选择 [4+a 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。 JXI+k.fi
h\: tUEg#J
四、密封方法的选取 (0+ GLI8
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。 {) '"
k6w
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。 %l]rQjV-
轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。 '8kL1
8t^;O!
DlQ[}5STF
ko7-%+0|]
设计小结 F6neG~Y
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。 O}\"$n>
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参考资料目录 %]= 'Uv^x
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[5]《工程机械构造图册》,机械工业出版社,刘希平主编 KI?1(L
[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; q}76aa0e
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kosJ]q'U
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