目 录 k+q6U[ce
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Cj4`
设计任务书……………………………………………………1 /|u]Y/ *
传动方案的拟定及说明………………………………………4 "k6IV&0
3x
电动机的选择…………………………………………………4 !OZhfMVd
计算传动装置的运动和动力参数……………………………5 nnd-pf-
传动件的设计计算……………………………………………5 x@ s`;qz
轴的设计计算…………………………………………………8 ~0^,L3M
滚动轴承的选择及计算………………………………………14 <zDw&s2
键联接的选择及校核计算……………………………………16 5%Fn^u:
连轴器的选择…………………………………………………16 Fzld0p9=
减速器附件的选择……………………………………………17 evmEX <N
润滑与密封……………………………………………………18 N>}K+M>
设计小结………………………………………………………18 0w[0%:R^
参考资料目录…………………………………………………18 4QKE{0NE
wx"6",M
机械设计课程设计任务书 Er/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 @Z=|$*9
一. 总体布置简图 tzW<&^
j]?0}Z*
P15* VPy
iq^L~RW5e
1—电动机;2—联轴器;3—齿轮减速器;4—带式运输机;5—鼓轮;6—联轴器 !NAX6m
@6!y(e8"J]
二. 工作情况: DCt:EhC
载荷平稳、单向旋转 ,@>rubUz
u<y\iZ[
三. 原始数据 6pn@`UK
鼓轮的扭矩T(N•m):850 55\X\>
0C7
鼓轮的直径D(mm):350 }AsF\W+5
运输带速度V(m/s):0.7 klC^xSx
带速允许偏差(%):5 ?n9$,-^v
使用年限(年):5 +@],$=aE?
工作制度(班/日):2 zs&`:
!VJa$>,
四. 设计内容 RBD7mpd
1. 电动机的选择与运动参数计算; LjQ1ar\
2. 斜齿轮传动设计计算 x&fCe{5
3. 轴的设计 SQKY;p
4. 滚动轴承的选择 -L 'K
5. 键和连轴器的选择与校核; qQ
DFg`
6. 装配图、零件图的绘制 wCTR-pL^
7. 设计计算说明书的编写 7}1Kafs
1707
五. 设计任务 POg0=32
1. 减速器总装配图一张 *T2&$W|_a
2. 齿轮、轴零件图各一张 F+$@3[Q`N
3. 设计说明书一份 WmVw>.]@~
+$=Wms-z
六. 设计进度 T17LYHIT
1、 第一阶段:总体计算和传动件参数计算 8`~3MsE"
2、 第二阶段:轴与轴系零件的设计 <[5$ {)
3、 第三阶段:轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 *-!ndbf
4、 第四阶段:装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 KW6" +,Th
,sJfMY
Q|<?$.FN"8
K
y4y
p;t!"I:`?
dDn4nwH
U?^|>cMr
8'xnhV
传动方案的拟定及说明 4qz{D"M
由题目所知传动机构类型为:同轴式二级圆柱齿轮减速器。故只要对本传动机构进行分析论证。 OK J%M]<
本传动机构的特点是:减速器横向尺寸较小,两大吃论浸油深度可以大致相同。结构较复杂,轴向尺寸大,中间轴较长、刚度差,中间轴承润滑较困难。 %y7wF'_Y
f$W}d0(F;
%+!9
电动机的选择 I2lZ>3X{
1.电动机类型和结构的选择 u
R%R]X
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。 r~2@#gTbl
RMt vEa
2.电动机容量的选择 }qdJ8K
1) 工作机所需功率Pw &q}@[
)V4
Pw=3.4kW 99>yaW
2) 电动机的输出功率 ,h`D(,?X
Pd=Pw/η nW%=k!''
η= =0.904 %1 ^jd\
Pd=3.76kW
o4f9EJY
EF=D}"E6pO
3.电动机转速的选择 ,k! f`
nd=(i1’•i2’…in’)nw ![!b^:f
初选为同步转速为1000r/min的电动机 ~+nSI-L
Iw|[*Nu-
4.电动机型号的确定 S^VV^O5 ^
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。 QIV~)`;
ZL@DD(S-/
=pOY+S|
计算传动装置的运动和动力参数 `oWjq6
传动装置的总传动比及其分配 nJ})6/gK
1.计算总传动比 1p<?S}zg@
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: sx^? Iw,N'
i=nm/nw D"f(nVEr
nw=38.4 5nq-b@?L
i=25.14 gpvj'Ri7V
_NnOmwK7
2.合理分配各级传动比 }t-|^mY>
由于减速箱是同轴式布置,所以i1=i2。 Z_~DTO2Qg
因为i=25.14,取i=25,i1=i2=5 +5mkMZ
速度偏差为0.5%<5%,所以可行。 R.`J"J0/~
各轴转速、输入功率、输入转矩 ~2}ICU5
项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮 ~MQf($]
转速(r/min) 960 960 192 38.4 38.4 G ]By_
功率(kW) 4 3.96 3.84 3.72 3.57 L5uI31
转矩(N•m) 39.8 39.4 191 925.2 888.4 ;l?(VqX_E
传动比 1 1 5 5 1 <!(n5y_
效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97 ^ 6|"=+cO\
H=RV M
传动件设计计算 X*"O'XCA
1. 选精度等级、材料及齿数 L^s;kkB
1) 材料及热处理; +`3ZH9
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。 ~(]DNXB8I`
2) 精度等级选用7级精度; V= MZOj6
3) 试选小齿轮齿数z1=20,大齿轮齿数z2=100的; G.e\#_RR?
4) 选取螺旋角。初选螺旋角β=14° deY<+!
2.按齿面接触强度设计 $*-L8An?
因为低速级的载荷大于高速级的载荷,所以通过低速级的数据进行计算 oXkhj,{y5
按式(10—21)试算,即 EC#10.
dt≥ .Q)"F /
1) 确定公式内的各计算数值 @il}0
(1) 试选Kt=1.6
@+#p:sE
(2) 由图10-30选取区域系数ZH=2.433 N<(`+?
(3) 由表10-7选取尺宽系数φd=1 hzo,.hS's
(4) 由图10-26查得εα1=0.75,εα2=0.87,则εα=εα1+εα2=1.62 6Ymk8.PF
(5) 由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8Mpa g(H3arb&
(6) 由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1=600MPa;大齿轮的解除疲劳强度极限σHlim2=550MPa; OR8o%AxL7
(7) 由式10-13计算应力循环次数 tb\pjLB][
N1=60n1jLh=60×192×1×(2×8×300×5)=3.32×10e8 JCfToFB
N2=N1/5=6.64×107 3U$fMLx]k
e,UgTxZ
(8) 由图10-19查得接触疲劳寿命系数KHN1=0.95;KHN2=0.98 =ApT#*D)o
(9) 计算接触疲劳许用应力 /U]5#'i
取失效概率为1%,安全系数S=1,由式(10-12)得 ttVSgKAsm
[σH]1==0.95×600MPa=570MPa I
GtH<0Du
[σH]2==0.98×550MPa=539MPa !{lb#
[σH]=[σH]1+[σH]2/2=554.5MPa }>U03aa!
[1CxMk~"[
2) 计算 ;f~'7RKy!G
(1) 试算小齿轮分度圆直径d1t b;l%1x9r
d1t≥ O8o18m8UH
= =67.85 cA2]VL.r>C
ix`x dVj`
(2) 计算圆周速度 `BD`pa7.%
v= = =0.68m/s kyB]fmS
?0Zw ^a
(3) 计算齿宽b及模数mnt mIodD)?{
b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm {'kL]qLg
mnt= = =3.39 i`L66uV
h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm /WVMT]T6^,
b/h=67.85/7.63=8.89 {Aw3Itef
'WCTjTob/
(4) 计算纵向重合度εβ c= uORt>
εβ= =0.318×1×tan14 =1.59 vq:j?7
(5) 计算载荷系数K j(JI$
已知载荷平稳,所以取KA=1 C\D4C]/8
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, I5?LD=tt
故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42 MsQS{ok+
由表10—13查得KFβ=1.36 LL+rdxJO^
由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数 kGP?Jx\PkH
K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05 8t!"K_Mkx
q'tT)IgD
(6) 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径,由式(10—10a)得 Q pq0j^\
d1= = mm=73.6mm l !v#6#iq
_Tz!~z
(7) 计算模数mn #cb6~AH
mn = mm=3.74 -X
\vB
3.按齿根弯曲强度设计 ;@hP*7Lm
由式(10—17) $h9!"f[|j
mn≥ owhht98y(
1) 确定计算参数 $49tV?q5
(1) 计算载荷系数 LBB[aF,Lr
K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96 n3\vq3^?
Fu$sfq
(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 z16++LKmM
[-ecKPx
(3) 计算当量齿数 i^l;PvIF
z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 FC#Qtu~J
z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47 H<"j3qt
(4) 查取齿型系数 ~fe0Ba4
由表10-5查得YFa1=2.724;Yfa2=2.172 RJSgts "F
(5) 查取应力校正系数 ):@B1 yR
由表10-5查得Ysa1=1.569;Ysa2=1.798 ]\U'_G2]
, +^db)
e|P60cd /
(6) 计算[σF] PdZSXP4;k
σF1=500Mpa =g:\R$lQ
σF2=380MPa .9ne'Ta
KFN1=0.95 I1,?qr"Zr
KFN2=0.98 9^tyjX2
[σF1]=339.29Mpa j>iM(8`t1
[σF2]=266MPa q8J/tw?%v
(7) 计算大、小齿轮的 并加以比较 \+\h<D-5
= =0.0126 mVLGQlvVK
= =0.01468 3^Y-P8.zdB
大齿轮的数值大。 QZfnoKz
~cjvo?)&e;
2) 设计计算 vY6|V$
mn≥ =2.4 ~nQb;Bdh%
mn=2.5 ;Mz]uk
NO1PGen
4.几何尺寸计算 .uP$M(?j
1) 计算中心距 q,GL#L
z1 =32.9,取z1=33 YAog;QL
z2=165 ~ocr^V{"<~
a =255.07mm ]+8,@%="
a圆整后取255mm `t
-3(>P
Z6p>R;9n
2) 按圆整后的中心距修正螺旋角
^&}Y>O,
β=arcos =13 55’50” Xqy{=:0
Evc
9k
3) 计算大、小齿轮的分度圆直径 2-4%h!
d1 =85.00mm bQ%^l#H_n'
d2 =425mm -vyC,A
?=l(29tH
4) 计算齿轮宽度 Sv ,_G'
b=φdd1 rZEu@63
b=85mm .o>QBYpTw/
B1=90mm,B2=85mm '&Ku Ba
Z&%61jGK
5) 结构设计 ])`F$S
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。 5>HI/QG
:MVD83?4
轴的设计计算 O
tr@jgw
拟定输入轴齿轮为右旋 8HzEH-J
II轴: eXYR/j<8
1.初步确定轴的最小直径 &}]Wbk4:
d≥ = =34.2mm R?W8l5CIk
2.求作用在齿轮上的受力 ;8@A7`^
Ft1= =899N L4!$bB~L-
Fr1=Ft =337N &Wba2fD
Fa1=Fttanβ=223N; y!#1A?|k
Ft2=4494N a4wh-35/
Fr2=1685N }IV7dKzl
Fa2=1115N QMIXz[9w
?}y7S]B FI
3.轴的结构设计 P|\,kw>l
1) 拟定轴上零件的装配方案 V;m3=k0U
(<ejJPWT
i. I-II段轴用于安装轴承30307,故取直径为35mm。 W `Soa&9
ii. II-III段轴肩用于固定轴承,查手册得到直径为44mm。 TzOf&cs/r
iii. III-IV段为小齿轮,外径90mm。 ((y+FJH
iv. IV-V段分隔两齿轮,直径为55mm。 U+K_eEI0_I
v. V-VI段安装大齿轮,直径为40mm。 . &e,8
vi. VI-VIII段安装套筒和轴承,直径为35mm。 NM4 n
eRGip2^cq+
2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 Zy'bX* s|
1. I-II段轴承宽度为22.75mm,所以长度为22.75mm。 u$0>K,f
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。 cIgF]My*D@
3. III-IV段为小齿轮,长度就等于小齿轮宽度90mm。 ' o5,P/6
4. IV-V段用于隔开两个齿轮,长度为120mm。 |peZ`O^~
5. V-VI段用于安装大齿轮,长度略小于齿轮的宽度,为83mm。 /XXW4_>
6. VI-VIII长度为44mm。 MG~^>
+h
=lAHn&
(]ORB0kl
f.,-KIiF
4. 求轴上的载荷 K1Tzy=Z9j
66 207.5 63.5 u+Li'Ug
V3jx{BXs2
P"- ,^?6
0q/g:"|j
?Z;knX\?J
X 6>Pq
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TPkm~>zD.
_uRgKoiy
O9opX\9
bNqjjg
bSmRo
5!?><{k=%
*bZV4}
%1#5
7-
{&/q\UQ
Fr1=1418.5N r`"
? K]rI
Fr2=603.5N yXDf;`J
查得轴承30307的Y值为1.6 $
@^n3ZQ4
Fd1=443N 3i7n"8\$
Fd2=189N zRB1V99k
因为两个齿轮旋向都是左旋。 Gs-'
故:Fa1=638N gP<l
Fa2=189N vXyaOZ
t.]oLG22r
5.精确校核轴的疲劳强度 NxNz(R
$~
1) 判断危险截面 #j@Su )+
由于截面IV处受的载荷较大,直径较小,所以判断为危险截面 dL v\H&
; LTc4t
2) 截面IV右侧的 T9u/|OP
BM:je(*p
截面上的转切应力为 B&tl6?7h
lT*Hj.
由于轴选用40cr,调质处理,所以 +lE 9*Gs_$
, , 。 b-ZvEDCR
([2]P355表15-1) }4+S_b
a) 综合系数的计算 #.) qQ8*(
由 , 经直线插入,知道因轴肩而形成的理论应力集中为 , , 7XdLZ4ub
([2]P38附表3-2经直线插入) #A?U_32z/2
轴的材料敏感系数为 , , +`\C_i-
([2]P37附图3-1) @
j'I
故有效应力集中系数为 YT#"HYO
$NqT={!
G:f]z;Xdp
查得尺寸系数为 ,扭转尺寸系数为 , M@
mCBcbN
([2]P37附图3-2)([2]P39附图3-3) W|~Ehg
轴采用磨削加工,表面质量系数为 , .4U::j}
([2]P40附图3-4) :eDwkzlHH
轴表面未经强化处理,即 ,则综合系数值为 M7En%sBp
]_j{b)t
=`g+3
O;<
b) 碳钢系数的确定 "M2HiV
碳钢的特性系数取为 , {ImZ><xe/
c) 安全系数的计算 DN!:Rm uc
轴的疲劳安全系数为 I lvjS^j
g3j@o/Y
kyz_r6
m ?LOd9
故轴的选用安全。 6f0 WN
O']-<E`1k
I轴: )mJl-u[0+
1.作用在齿轮上的力 l3-;z)SgH
FH1=FH2=337/2=168.5 {B uh5U,
Fv1=Fv2=889/2=444.5 Fn$EP:>
TDA+ rl
2.初步确定轴的最小直径 ,+%$vV
.g\
@ScH"I];uA
zR">'bM:
3.轴的结构设计 rs'~' Y
1) 确定轴上零件的装配方案 {dhG SM7
]uj6-0q){W
BY72 fy#e
2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 z`5d,M
d) 由于联轴器一端连接电动机,另一端连接输入轴,所以该段直径尺寸受到电动机外伸轴直径尺寸的限制,选为25mm。 pzH N:9r
e) 考虑到联轴器的轴向定位可靠,定位轴肩高度应达2.5mm,所以该段直径选为30。 H/YZwDx,i
f) 该段轴要安装轴承,考虑到轴肩要有2mm的圆角,则轴承选用30207型,即该段直径定为35mm。 AF>!:
g) 该段轴要安装齿轮,考虑到轴肩要有2mm的圆角,经标准化,定为40mm。 h@t&n@8O?
h) 为了齿轮轴向定位可靠,定位轴肩高度应达5mm,所以该段直径选为46mm。 PO]z'LD
i) 轴肩固定轴承,直径为42mm。 6O!&!
j) 该段轴要安装轴承,直径定为35mm。 5&\Q0SX(~
2) 各段长度的确定 "\U$aaF
各段长度的确定从左到右分述如下: ~~]L!P
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。 MW6d-
b) 该段为轴环,宽度不小于7mm,定为11mm。 SX$v&L<
c) 该段安装齿轮,要求长度要比轮毂短2mm,齿轮宽为90mm,定为88mm。 T[;O K
d) 该段综合考虑齿轮与箱体内壁的距离取13.5mm、轴承与箱体内壁距离取4mm(采用油润滑),轴承宽18.25mm,定为41.25mm。 },ef(
e) 该段综合考虑箱体突缘厚度、调整垫片厚度、端盖厚度及联轴器安装尺寸,定为57mm。 j[v<xo
f) 该段由联轴器孔长决定为42mm 9#xcp/O
sJ{NbN~`I
-!k"*P
4.按弯扭合成应力校核轴的强度 8$BZbj%?hx
W=62748N.mm 98x]x:mgI_
T=39400N.mm b<~\IPY
45钢的强度极限为 ,又由于轴受的载荷为脉动的,所以 。 Ir }r98lz
;*[nZV>
]]J2#mN:n
III轴 6$lj$8\
1.作用在齿轮上的力 bT2 b)nf
FH1=FH2=4494/2=2247N XL1v&'HLV
Fv1=Fv2=1685/2=842.5N @or&GcQ*
: ) SLi
2.初步确定轴的最小直径 mvyqCOp 0
D4?5% s
pZ}4'GnZI
3.轴的结构设计 rfpeX
1) 轴上零件的装配方案 BC =U6>`/
ri<E[8\
4N|^Joi
2) 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 ]'3e#Cqeh
I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII s+8
v7ZJ
直径 60 70 75 87 79 70 prV:Kq ;O
长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25 DBI[OG9
lU`]yL
Py3Xvudv
Fc%@
Z_.Eale^
5.求轴上的载荷 s_}T-%\
Mm=316767N.mm KWq7M8mq
T=925200N.mm `L/kw Vl
6. 弯扭校合 WLma)L`L
q$ (@
%6}S1fuA
-K9bC3H
nw){}g
滚动轴承的选择及计算 !/^i\)j>](
I轴: 2>Bx/QF@<
1.求两轴承受到的径向载荷 Sp3?I2 o
5、 轴承30206的校核 %]S~PKx
1) 径向力 q-P$ \":
![YLY&}s
sDL@e33Yb
2) 派生力 Yq-Nk:H|
, lS&$86Jo(
3) 轴向力 {%.FIw k
由于 , =(Y 1y$
所以轴向力为 , gswp:82e2
4) 当量载荷 !*_5 B'
由于 , , >bWx!M]
所以 , , , 。 qPY
OO
由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 +`O8cHx
pCS2sq8RC
5) 轴承寿命的校核 He^u+N@B
P#H|at
I?nj_ as
II轴: m_{OCHS+
6、 轴承30307的校核 }<6xZy
1) 径向力 m22M[L(q
, v,mBYaU
l ps
6lnh
2) 派生力 (,<&H;,8
, !4cO]wh5
3) 轴向力 *F|j%]k~
由于 , lX$6U|!
所以轴向力为 , ICwhqH&
4) 当量载荷 `oQ)qa_
由于 , , q|,cMPS3
所以 , , , 。 22lC^)`TE
由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 Ej\EuX
1~/?W^ir
5) 轴承寿命的校核 `\LhEnIwu
"X4L+]"$g
ZS[(r-)$F
III轴: Blv!%es
7、 轴承32214的校核 v3SH+Ej4
1) 径向力 !pY=\vK;
ma@3BiM
2]W"sT[
2) 派生力 }`M53>C,gQ
, ns`|G;1vv
3) 轴向力 8 Yfg@"Tn
由于 , z'N_9=
所以轴向力为 , ?0k(wiF
4) 当量载荷 [C 1o9c!
由于 , , uJ;7]
所以 , , , 。 ue8C pn^M
由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 S0?4}7`A
C%P)_)--V
5) 轴承寿命的校核 &E|2-)
pUtd_8
vowU+Y
键连接的选择及校核计算 _cra_(b
|^&n\vXv
代号 直径 GCSR)i|
(mm) 工作长度 Sj?u^L8es}
(mm) 工作高度 tj:3R$a
(mm) 转矩 5c50F{
(N•m) 极限应力 34S|[PXd
(MPa) z~tCag8I(k
高速轴 8×7×60(单头) 25 35 3.5 39.8 26.0 ]C.x8(2!f
12×8×80(单头) 40 68 4 39.8 7.32 gD&/k
中间轴 12×8×70(单头) 40 58 4 191 41.2 9$[I~I#z
低速轴 20×12×80(单头) 75 60 6 925.2 68.5 f+>l-6M+p
18×11×110(单头) 60 107 5.5 925.2 52.4 Fe8JsB-
由于键采用静联接,冲击轻微,所以许用挤压应力为 ,所以上述键皆安全。 F\&Sn1>k
_-/aMfyQ
连轴器的选择 +-_71rJc.
由于弹性联轴器的诸多优点,所以考虑选用它。 |<nS<x
N[e QT
二、高速轴用联轴器的设计计算 &' ,A2iG
由于装置用于运输机,原动机为电动机,所以工作情况系数为 , V=yRE
计算转矩为 JNhHQvi\
所以考虑选用弹性柱销联轴器TL4(GB4323-84),但由于联轴器一端与电动机相连,其孔径受电动机外伸轴径限制,所以选用TL5(GB4323-84) 6{h+(|.(
其主要参数如下: +Kc1a;
材料HT200 Wn;B ~
公称转矩 c2M-/ x-:
轴孔直径 , {v&c5B~,\
@\-i3EhR
轴孔长 , zh5'oE&[yC
装配尺寸 l5sBDiir%
半联轴器厚 =gI;%M\'
([1]P163表17-3)(GB4323-84) QmQsNcF~z
OO%<~H
三、第二个联轴器的设计计算 IT,d(UV_
由于装置用于运输机,原动机为电动机,所以工作情况系数为 , I5RV:e5b
计算转矩为 :1%z;
所以选用弹性柱销联轴器TL10(GB4323-84) .Q'/e>0
其主要参数如下: Y|ONCc
材料HT200 3{e7j6u\
公称转矩 ]RYk Y7>`
轴孔直径 5#jna9Xc
轴孔长 , om 3$=
装配尺寸 % : ?_N
半联轴器厚 Z4S0{:XY
([1]P163表17-3)(GB4323-84) s|3@\9\
YG2rJY+*
7%rSo^t,L
_4E .
P
减速器附件的选择 KP)BD;
通气器 eF8!}|*N
由于在室内使用,选通气器(一次过滤),采用M18×1.5 5`:+NwXS2
油面指示器 JQVu&S
选用游标尺M16 KX*Hev'K
起吊装置 bkmW[w:M
采用箱盖吊耳、箱座吊耳 S<n3wR"^
放油螺塞 ?VM# Nf\
选用外六角油塞及垫片M16×1.5 RG(m:N
RusC5\BUX
润滑与密封 V\axOz!
一、齿轮的润滑 ibDMhW$n
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。 5j(3pV`_
<:#O*Y{
二、滚动轴承的润滑 (W~jr-O^
由于轴承周向速度为,所以宜开设油沟、飞溅润滑。 $YDZtS&h
/EY^u i
三、润滑油的选择 bXcDsP$.
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。 F?j;3@z[A
Mwdh]I,#
四、密封方法的选取 =~r?(u6d
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。 c"aiZ(aP
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。 ]+\@_1<ZI
轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。 MFHPh8P
YxMOr\B
Peha{]U
?p{xt$<p
设计小结 L2ePWctq}
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。 j=v 1:E
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参考资料目录 zUn>
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Kb0OauW
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