目 录 2=`o_<P'"
scou%K
设计任务书……………………………………………………1 8tFoN*M
传动方案的拟定及说明………………………………………4 emPM4iG?!
电动机的选择…………………………………………………4 0dhaAq`k
计算传动装置的运动和动力参数……………………………5 iJ3e1w$
传动件的设计计算……………………………………………5 H>B&|BO_[
轴的设计计算…………………………………………………8 c~uKsU
滚动轴承的选择及计算………………………………………14 a (b#
键联接的选择及校核计算……………………………………16 ;J2z p*|
连轴器的选择…………………………………………………16 F!Q@u
减速器附件的选择……………………………………………17 /}
WDU
润滑与密封……………………………………………………18 =4PV;>X
设计小结………………………………………………………18 r^paD2&}
参考资料目录…………………………………………………18 DBD%6o>]K
&*G#H~\
机械设计课程设计任务书 <Fc;_GG
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 +M$Q
=6/
一. 总体布置简图 iQ
fJ
( _)jkI
\
$5<#n@
]d0tE?9
1—电动机;2—联轴器;3—齿轮减速器;4—带式运输机;5—鼓轮;6—联轴器 P5nO78
72y0/FJ
二. 工作情况: [@b&? b~K
载荷平稳、单向旋转 &6YIn|}
TQ*1L:X7M&
三. 原始数据 uPG4V2
鼓轮的扭矩T(N•m):850 D
(mj7oB
鼓轮的直径D(mm):350 jWl)cC
运输带速度V(m/s):0.7 DB:+E|vSD
带速允许偏差(%):5 S` ;?z
使用年限(年):5 sOJQ,"sB
工作制度(班/日):2 ~ZEmULKkR
M#VE ]J
四. 设计内容 vUU9$x
1. 电动机的选择与运动参数计算; .my0|4CQ#@
2. 斜齿轮传动设计计算 U`d5vEhT
3. 轴的设计 4VCOKx
4. 滚动轴承的选择 (Cd\G=PK
5. 键和连轴器的选择与校核;
4/1d&Sg
6. 装配图、零件图的绘制 xScLVt<\e
7. 设计计算说明书的编写 7~aM=8r
#Xb+`'
五. 设计任务 #9xd[A: N
1. 减速器总装配图一张 T'&I{L33Y
2. 齿轮、轴零件图各一张 4V==7p
x(
3. 设计说明书一份 sq[iY
$lIz{ySJv
六. 设计进度 'BPp ]R#{
1、 第一阶段:总体计算和传动件参数计算 H_ox_
u}
2、 第二阶段:轴与轴系零件的设计 @$c\dvO
3、 第三阶段:轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 I'iGt~4$
4、 第四阶段:装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 M:3h e
Boz@bl mCB
<U >>ZSi
D-(w_$#
"zFNg';
z3M6V}s4
u1PaHgi$
K7W6ZH9;
传动方案的拟定及说明 okv 1K
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。 :8+Ni d)
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。 xs:n\N
&2zq%((r
J@X'PG<
6B
电动机的选择 lh D,\3/O
1.电动机类型和结构的选择 oDYRQozo>
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。 BWuqo
ct,l^|0Hu8
2.电动机容量的选择 j;3[KLmuK%
1) 工作机所需功率Pw H&
Ca`B
Pw=3.4kW ugx%_x6
2) 电动机的输出功率 F[[TWf/
Pd=Pw/η yz*6W
z D
η= =0.904 !0C^TCuG
Pd=3.76kW D{d>5P?W
XWs"jt
3.电动机转速的选择 J6G(_(d
nd=(i1’•i2’…in’)nw F^LZeF[#t
初选为同步转速为1000r/min的电动机 16i"Yg!*
mAW,?h
4.电动机型号的确定 H0SQ"?
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。 MxcFvo*LCp
Y +\%
/2Bi@syxK
计算传动装置的运动和动力参数 wqW0v\
传动装置的总传动比及其分配 _}VloiY
1.计算总传动比 ^=SD9V
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: *@)O7vB
i=nm/nw B7<Kc
nw=38.4 ['*8IWg
i=25.14 2hQ>:
nn9wdt@.]
2.合理分配各级传动比 ADk8{L{UU
由于减速箱是同轴式布置,所以i1=i2。 r~n sN*t
因为i=25.14,取i=25,i1=i2=5 FH%GIi
速度偏差为0.5%<5%,所以可行。 X2i}vjkY
各轴转速、输入功率、输入转矩 NDAw{[.%
项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮 {TRsd
转速(r/min) 960 960 192 38.4 38.4 ]&{ ci
功率(kW) 4 3.96 3.84 3.72 3.57 tP%{P"g3^
转矩(N•m) 39.8 39.4 191 925.2 888.4 GSQ/NYK
传动比 1 1 5 5 1 d)R352
效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97 0Ir<y
[mr9(m[F
传动件设计计算 n[,w f9
1. 选精度等级、材料及齿数 R
&4Z*?S
1) 材料及热处理; xvSuPP4 m
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。 ?8mlZ
X9C
2) 精度等级选用7级精度; 8Bq!4uq\5|
3) 试选小齿轮齿数z1=20,大齿轮齿数z2=100的; {;
>Q.OX@
4) 选取螺旋角。初选螺旋角β=14° I1>N4R-j
2.按齿面接触强度设计 D.6,VY H
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 FSbHn{@
按式(10—21)试算,即 t/PlcV_M"
dt≥ -}6xoF?
1) 确定公式内的各计算数值 g@Qgxsyk>
(1) 试选Kt=1.6 Q;J`Q wkH
(2) 由图10-30选取区域系数ZH=2.433 I]y.8~xs
(3) 由表10-7选取尺宽系数φd=1 mTEx,
(4) 由图10-26查得εα1=0.75,εα2=0.87,则εα=εα1+εα2=1.62 }Lw>I94e
(5) 由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8Mpa !'*csg
(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; O8W7<Wc|z
(7) 由式10-13计算应力循环次数 H7kPM[
N1=60n1jLh=60×192×1×(2×8×300×5)=3.32×10e8 2{.QjYw^
N2=N1/5=6.64×107 z|(+|pV(
N9<Ujom
(8) 由图10-19查得接触疲劳寿命系数KHN1=0.95;KHN2=0.98 [
dE.[
(9) 计算接触疲劳许用应力 VCcr3Dx()F
取失效概率为1%,安全系数S=1,由式(10-12)得 `H3.,]
[σH]1==0.95×600MPa=570MPa k%op>
&
[σH]2==0.98×550MPa=539MPa zPKr/
[σH]=[σH]1+[σH]2/2=554.5MPa 5 VA(tzmCt
`g1iCF
2) 计算 oo$MWN8a>r
(1) 试算小齿轮分度圆直径d1t [J0v&{)?
d1t≥ LR,7,DH$9'
= =67.85 EIf~dOgH
hwDbs[:
(2) 计算圆周速度 N9rBW
v= = =0.68m/s Lh-`OmO0>F
;|cTHGxbE
(3) 计算齿宽b及模数mnt ^U8r0]9
b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm N=)z
mnt= = =3.39 xyE1Gw`V
h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm h`}3h<
8
b/h=67.85/7.63=8.89 LN_OD5gZ
2w$twW-
(4) 计算纵向重合度εβ 0J8K9rP;z
εβ= =0.318×1×tan14 =1.59 nB ". '=
(5) 计算载荷系数K 7.+#zyF
已知载荷平稳,所以取KA=1 =4 X]gW
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, 8Z2.`(3c[
故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42 -n? g~(/P
由表10—13查得KFβ=1.36 :` $@}GI
由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数 :b,^J&~/)1
K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05 ozr9>b>M
PZD>U)M
(6) 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径,由式(10—10a)得 Pu>N_^ C
d1= = mm=73.6mm Ut)r&?
t=#Pya
(7) 计算模数mn 5ZAb]F90
mn = mm=3.74 ARfRsPxr
3.按齿根弯曲强度设计 AP\ofLmq
由式(10—17) H_IGFZ Ch
mn≥ s
Fgadz6O
1) 确定计算参数 L {ymI)Y^
(1) 计算载荷系数 efuK
K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96 8S;CFyT\n
'7im
(2) 根据纵向重合度εβ=0.318φdz1tanβ=1.59,从图10-28查得螺旋角影响系数 Yβ=0。88 W:QwHZ2O
K$REZe
(3) 计算当量齿数 s-VSH
z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 mi2o1"Jd$`
z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47 ".~{:=
(4) 查取齿型系数 7nHTlI1b
由表10-5查得YFa1=2.724;Yfa2=2.172 '?GQ~Bf<>
(5) 查取应力校正系数 y$tX-9U
由表10-5查得Ysa1=1.569;Ysa2=1.798 p11G#.0
!@
YXZ
\`xkp[C
(6) 计算[σF] XvSIWs
σF1=500Mpa Z]:BYX'
σF2=380MPa a1MFjmq
KFN1=0.95 *N/hc
KFN2=0.98 qA/bg
[σF1]=339.29Mpa ?4)v`*
[σF2]=266MPa 1ZKzumF
(7) 计算大、小齿轮的 并加以比较 chAan~r[*
= =0.0126 %>XN%t'6aT
= =0.01468 O(OmGu4%
大齿轮的数值大。 }G1&]Wt_
+EAS Aq
2) 设计计算 04y!\
mn≥ =2.4 RFG$X-.e
mn=2.5 -'C!"\%
|j_`z@7(
4.几何尺寸计算 $<ddy/4
1) 计算中心距 Z-|li}lDr
z1 =32.9,取z1=33 dA#{Cn;
z2=165 [l[{6ZXt
a =255.07mm :J(sXKr[C
a圆整后取255mm GH3#E*t+[
B[xR-6phW
2) 按圆整后的中心距修正螺旋角 3DoRE2}
β=arcos =13 55’50” )45_]tk>
e!o(g&wBj
3) 计算大、小齿轮的分度圆直径 $+:(f{Va*
d1 =85.00mm D&[Z;,CHMA
d2 =425mm 4S *,\ q]q
{~GR8
U
4) 计算齿轮宽度 Ob(leL>ow
b=φdd1 *e<_; Kr?
b=85mm \mXqak,y
B1=90mm,B2=85mm _@ i>s,
!.+"4TF
5) 结构设计 7>x;B
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。 $au2%NL
XN;/nU
轴的设计计算 NdQ%:OKC
拟定输入轴齿轮为右旋
kQ }s/*
II轴: [(cL/_
1.初步确定轴的最小直径 iUNnPJh
d≥ = =34.2mm 5L&:_iQZy
2.求作用在齿轮上的受力 9oq)X[
Ft1= =899N La}o(7=s
Fr1=Ft =337N &`PbO
Fa1=Fttanβ=223N; C.E[6$oVc
Ft2=4494N B/Ba5z"r$
Fr2=1685N
~R!gJTO9
Fa2=1115N &"j@79Ym1~
)Z:m)k>r;
3.轴的结构设计 deM~[1e[
1) 拟定轴上零件的装配方案 kGD|c=K}
!3KPwI,
i. I-II段轴用于安装轴承30307,故取直径为35mm。 *o|p)lH
ii. II-III段轴肩用于固定轴承,查手册得到直径为44mm。 Cj$H[K}>
iii. III-IV段为小齿轮,外径90mm。 =8S}Iat
iv. IV-V段分隔两齿轮,直径为55mm。 WTu{,Q
v. V-VI段安装大齿轮,直径为40mm。 y#r\b6
vi. VI-VIII段安装套筒和轴承,直径为35mm。 {U
P_i2`.
>q &L/N5
2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 Ai jUs*n 2
1. I-II段轴承宽度为22.75mm,所以长度为22.75mm。 /\~W$.c
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。 GI4oQcJ
3. III-IV段为小齿轮,长度就等于小齿轮宽度90mm。 6bJ"$ o
4. IV-V段用于隔开两个齿轮,长度为120mm。 d
H_2o
5. V-VI段用于安装大齿轮,长度略小于齿轮的宽度,为83mm。 *eoq=,O
6. VI-VIII长度为44mm。 L{K*~B -p
Y\>\[*.v
5 V rcR=?O
di<B ~:l58
4. 求轴上的载荷 /'NUZ9
66 207.5 63.5 GG>Y/;^
0nT%Slbih
5@.zz"o.`
.9I_NG
7 FIFSt
sKCGuw(mh
n%U9iwJ.
g$gVm:=
U;>B7X;`E4
5{fwlA
2q|_Dma
7rPLnB]
i/M+t~
,{TQ
~LP
9 G((wiE
g`
kZT} h
ec`>KuY
Fr1=1418.5N z}mvX.j7
Fr2=603.5N mC"7)&,F
查得轴承30307的Y值为1.6 <M`-`v6H
Fd1=443N n\
Gg6Y
Fd2=189N XNK
43fkB.
因为两个齿轮旋向都是左旋。 U!_sh<
故:Fa1=638N =QTmK/(|B
Fa2=189N n=r=u'oi
`-5cQ2>"
5.精确校核轴的疲劳强度 &8juS,b
1) 判断危险截面 taBO4LV
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 hxP6C6S
|M]sk?"^
2) 截面IV右侧的 {Wr\DVp
KdS
eCeddW
截面上的转切应力为 h
F Dze
9c:5t'Qt5.
由于轴选用40cr,调质处理,所以 2;O c^
, , 。 [gTQ-
([2]P355表15-1) \v.HG]
/u
a) 综合系数的计算 my=*zziN
由 , 经直线插入,知道因轴肩而形成的理论应力集中为 , , IZ|c<#r6
([2]P38附表3-2经直线插入) s%FP6u7[i
轴的材料敏感系数为 , , Lq3(Z%
([2]P37附图3-1) \8
g.
故有效应力集中系数为 x ru(Le}E
|F3vRt@
R<_mK33hd
查得尺寸系数为 ,扭转尺寸系数为 , J,6!7a
([2]P37附图3-2)([2]P39附图3-3) $/MY,:*e
轴采用磨削加工,表面质量系数为 , B<rPvM7a
([2]P40附图3-4) S|s3}]g9
轴表面未经强化处理,即 ,则综合系数值为 d4[poi ~
(tgEa{rPAP
xAFek;GY?
b) 碳钢系数的确定 4p*?7g_WVH
碳钢的特性系数取为 , a"MTQFm'
c) 安全系数的计算 Cb+P7[X-
轴的疲劳安全系数为 1 VPg`+o
aS3P(s L
(Be$$W
aA7S'[NjB
故轴的选用安全。 BYTXAZLb
9Kq<\"7Bmz
I轴: C+}CU}
1.作用在齿轮上的力 Vj#%B.#Zbf
FH1=FH2=337/2=168.5 L;
@aE[#z
Fv1=Fv2=889/2=444.5 W^-hMT]uD
Jv-zB]3&
2.初步确定轴的最小直径 GZ;Z
~oEXM?M
^[k6]1h
3.轴的结构设计 X%RQB$
1) 确定轴上零件的装配方案 rGQ86L<
{LjK_J'
/5Gnb.zN)
2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 l#mqV@?A~
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。
J(H??9(s
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。 _:oMyK'
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。 c%o5E%
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。 kfH9Y%bOy
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。 1c1e+H
i) 轴肩固定轴承,直径为42mm。 9aW8wYL~b
j) 该段轴要安装轴承,直径定为35mm。 ;igEIGR
2) 各段长度的确定 (!^N~ =e;
各段长度的确定从左到右分述如下: }W^V^i )
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。 s|Imz<IE
b) 该段为轴环,宽度不小于7mm,定为11mm。 .&aVx]
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[L2'J.5
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。 z:@d@\$?
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。 .H*? '*
f) 该段由联轴器孔长决定为42mm <m|FccvQ
+_vm\]4
>KH(nc$
4.按弯扭合成应力校核轴的强度 2gK p\!
W=62748N.mm Gl3 `e&7
T=39400N.mm 0TuNA\Ug+
45钢的强度极限为 ,又由于轴受的载荷为脉动的,所以 。 7`j|tb-
S^_JC
}WBm%f
III轴 fSgGQ
D4
1.作用在齿轮上的力 55u^u F
FH1=FH2=4494/2=2247N >?:i6&4o
Fv1=Fv2=1685/2=842.5N /i7>&ND.r
X"]mR7k
2.初步确定轴的最小直径 _.s\qQ
,cl"1>lp
_&8KB1~
3.轴的结构设计 -NI@xJO4(;
1) 轴上零件的装配方案 P17]}F``
K~9 jin
(RI>aDGRH
2) 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 ]VO,}
`
I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII 3l41r[\
直径 60 70 75 87 79 70 }VJ hw*s
长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25 =qVAvo'
8k*k
J}93u(T5
noD7G2o
MXu+I,y*
5.求轴上的载荷 PhI{3B/
Mm=316767N.mm f(zuRM^5
T=925200N.mm =r@ie>*U
6. 弯扭校合 g*\v}6
h
ir1RAmt%
f{oxF?|89
8?]%Qi
ek_i{'hFd
滚动轴承的选择及计算 QRn:=J%W W
I轴: OHXeqjhy
1.求两轴承受到的径向载荷 Sd/d [
5、 轴承30206的校核 jAK`96+D~b
1) 径向力 A`mf 8'nTG
p%i
.(A
jDkc~Wwa
2) 派生力 r>D[5B
, v6,
o/3Ex
3) 轴向力 vb4G_X0S
由于 , DrYoC7
所以轴向力为 , ABS
BtH ?
4) 当量载荷 yO69p
由于 , , sC'A_ -'
所以 , , , 。 c_j)8
由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 q'U-{~q%
m'vOFP)'
5) 轴承寿命的校核 \H'CFAuF
IcNI uv
,_7tRkn
II轴: KfI$'F
#"/
6、 轴承30307的校核 p>hCh5
1) 径向力 ?R~Ye
Y$DgL
h
'$&(+>)z`
2) 派生力 " kJWWR
, >0G}, S
3) 轴向力 (Su2\x
由于 , ^[,1+WS%
所以轴向力为 , W,eKQV<j
4) 当量载荷 41_sSqq;^
由于 , , Zm'::+tl
所以 , , , 。 MLDg).5
由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 4pHPf<6
&-.eu
5) 轴承寿命的校核 bJ5z??
5v03<m0`y
L.~]qs|G/K
III轴: N4JL.(m){I
7、 轴承32214的校核 jMN@x]6w
1) 径向力 [/`Hz]R
?p\II7
Q\th8/ /
2) 派生力 g 0_r
, OKH~Y-%<
3) 轴向力 29E@e]Y,`
由于 , Ih0>]h-7
所以轴向力为 , sA7K ;J})
4) 当量载荷 `x^,k%
:4
由于 , , loVvr"&g
所以 , , , 。 V?pO ~qo
由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 ##\ZuJ^-
@9Pn(fd]
5) 轴承寿命的校核 wUPywV1UO
|a~&E@0c
1OGv+b)
键连接的选择及校核计算 %^BOYvPx
{xx;zjt%}}
代号 直径 wOl-iN=
(mm) 工作长度
SCC/
<o
(mm) 工作高度 z Clm'X/
(mm) 转矩 m l
\yc'
(N•m) 极限应力 g?Ty5~:lq
(MPa) :jp$X|
高速轴 8×7×60(单头) 25 35 3.5 39.8 26.0 Bc,z]
12×8×80(单头) 40 68 4 39.8 7.32 17i@GnbNb
中间轴 12×8×70(单头) 40 58 4 191 41.2 zEL[%(fnc
低速轴 20×12×80(单头) 75 60 6 925.2 68.5 3cQmxp2*
18×11×110(单头) 60 107 5.5 925.2 52.4 ue2nfp
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。 }U1{&4Ph
H[yLlv
连轴器的选择 yxq!.72
由于弹性联轴器的诸多优点,所以考虑选用它。 /9^0YC;Y*
DY27' `n6
二、高速轴用联轴器的设计计算 :fQ*'m,
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 , B_G7F[/K
计算转矩为 QU;C*}0Zl
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) fmyS#
6"
其主要参数如下: ]$*_2V3VA$
材料HT200 .-*nD8b
公称转矩 +*~3"ww<
轴孔直径 , 1j-i nj`
^IZ0M1&W;
轴孔长 , mT$tAwzTC{
装配尺寸 im\Ws./
半联轴器厚 ^^(ZK 6 d
([1]P163表17-3)(GB4323-84) t`D@bzLC%
gVWLY;c 3}
三、第二个联轴器的设计计算 ' vClZGQ1
由于装置用于运输机,原动机为电动机,所以工作情况系数为 , c8W=Is`
计算转矩为 spDRQ_qq
所以选用弹性柱销联轴器TL10(GB4323-84) PQ|x?98
其主要参数如下: 2UJ0%k
材料HT200 Za?&\
公称转矩 aB_z4dqwU
轴孔直径 f%l#g ]]
轴孔长 , jC7XdYp
装配尺寸 FkkB#Jk4
半联轴器厚 >U.uRq
([1]P163表17-3)(GB4323-84) ZU6a
\OB3gnR
q+Q)IVaU81
4x>e7Kf
减速器附件的选择 .U
{JI\
通气器 40ZB;j$l
由于在室内使用,选通气器(一次过滤),采用M18×1.5 pr?(5{BL
油面指示器 Q)8t;Kx
选用游标尺M16 (\
%y)
起吊装置 nwVtfsb
采用箱盖吊耳、箱座吊耳 PUArKBYM-
放油螺塞 $cCB%}
选用外六角油塞及垫片M16×1.5 yh!vl&8M
Fb-TCq1y#
润滑与密封 } 4^UVdz
一、齿轮的润滑 iDN,}:<V
采用浸油润滑,由于低速级周向速度为,所以浸油高度约为六分之一大齿轮半径,取为35mm。 ,iy
zD|W3hL2&
二、滚动轴承的润滑 |-<L :%
由于轴承周向速度为,所以宜开设油沟、飞溅润滑。 jz0\F,s
3~'F^=T.Y
三、润滑油的选择 ?a(3~dh|
齿轮与轴承用同种润滑油较为便利,考虑到该装置用于小型设备,选用L-AN15润滑油。 .?
/J
p^!p7B`qe.
四、密封方法的选取 #a:C=GV;4
选用凸缘式端盖易于调整,采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。 sP7 (1)\
密封圈型号按所装配轴的直径确定为(F)B25-42-7-ACM,(F)B70-90-10-ACM。 "f+2_8%s+
轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。 {5`?0+
'z:p8"h}
&n
wg$z{Y
c i>=45@J
设计小结 <hdCO<
0(
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。 gw^+[}U#
@YELqUb*
参考资料目录 MN4}y5
[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; Y#,MFEd
[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; e^TF.D?RS
[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; [OSUARm
v
[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; 1g+<`1=KT
[5]《工程机械构造图册》,机械工业出版社,刘希平主编 i:72FVo
[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;
lNw?}H
[7]《互换性与技术测量(第四版)》,中国计量出版社,廖念钊,古莹庵,莫雨松,李硕根,杨兴骏编,2001年1月第四版。 I 3PnyNZ
=G :H)i
[p:5]