目 录 /hdf{4
.#^0pv!
设计任务书……………………………………………………1 1a9w(X
传动方案的拟定及说明………………………………………4 n_$yV:MuT!
电动机的选择…………………………………………………4 !Y;<:zx5
计算传动装置的运动和动力参数……………………………5 jeDlH6X'
传动件的设计计算……………………………………………5 Z|^MGyn
轴的设计计算…………………………………………………8 Goj4`Hc
滚动轴承的选择及计算………………………………………14 i=QqB0
键联接的选择及校核计算……………………………………16
qtSs)n
连轴器的选择…………………………………………………16 Xyv8LB
减速器附件的选择……………………………………………17 eX<K5K.B
润滑与密封……………………………………………………18 w)S; J,Hv
设计小结………………………………………………………18 wL<j:>Ke[3
参考资料目录…………………………………………………18 R'EW7}&
sT<{SmBF
机械设计课程设计任务书 :'w?ye[e
题目:设计一用于带式运输机传动装置中的同轴式二级圆柱齿轮减速器 J5T=!wF (
一. 总体布置简图 o`%I{?UCDJ
XUsy.l/
9YSVK\2$
umDtp\
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 Js}tZ\+P75
-,>:DUN2
二. 工作情况: |t\KsW
载荷平稳、单向旋转 ?;8M^a/
`?SG XXC
三. 原始数据 WzG07 2w
鼓轮的扭矩T(N•m):850 md6*c./Z
鼓轮的直径D(mm):350 y<r44a_!
运输带速度V(m/s):0.7 v_-ls"l
带速允许偏差(%):5 -fM1$/]
使用年限(年):5 e<'U8|}hc{
工作制度(班/日):2 `2x 34
TczXHT}G
四. 设计内容 '?R =P
1. 电动机的选择与运动参数计算; uAb 03Q
2. 斜齿轮传动设计计算 A*Q[k 9B
3. 轴的设计 eH=c|m]!P
4. 滚动轴承的选择 /s-d?
5. 键和连轴器的选择与校核; CTU9~~Xk
6. 装配图、零件图的绘制 'aPCb`^;w
7. 设计计算说明书的编写 5TET<f6R
{@\/a
五. 设计任务 n49s3|#)G
1. 减速器总装配图一张 c+;S<g0
2. 齿轮、轴零件图各一张 0HPO"x3-O
3. 设计说明书一份 E<a.LW@
!>|`ly$6
六. 设计进度 Et0&E
1、 第一阶段:总体计算和传动件参数计算 i -V0Lm/
2、 第二阶段:轴与轴系零件的设计 ^=#!D[xj>
3、 第三阶段:轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 O<iI
4、 第四阶段:装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 /T#o<D
o?=fhc
#x|VfN5f
qqD0R*(C
-~0'a
J<-Fua^
iXnx1w
}JJ::*W2n
传动方案的拟定及说明 DsG !S*
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。 &0h=4i=6r
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。 T@>63
kpY%&
=KW|#]RB^
电动机的选择 |>[X<>m
1.电动机类型和结构的选择 2?pM5n
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。 :`j"Sj!t3
;lk f+,;
2.电动机容量的选择 Y/!0Q6<[2Y
1) 工作机所需功率Pw fX$6;Ae
Pw=3.4kW aH9L|BN*
2) 电动机的输出功率 3V!W@[ }:
Pd=Pw/η =/f74s
t
η= =0.904 OT"lP(,
Pd=3.76kW n_ OUWvs
2O^32TdS
3.电动机转速的选择 3dY6;/s
nd=(i1’•i2’…in’)nw H|'$dO)W
初选为同步转速为1000r/min的电动机 `oan,wq+
>0ssza
4.电动机型号的确定 Zm5nLxM
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。 UFJEs[?+Te
bv_AJ4gS
=I{S;md
计算传动装置的运动和动力参数 cRPr9LfD@
传动装置的总传动比及其分配 (2 mS v
1.计算总传动比 UfO'.8*v
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: %{c2lyw
i=nm/nw H?ieNXP7{
nw=38.4 8g&uE*7N
i=25.14 l'P[5'.
Iy-u`S
2.合理分配各级传动比 %9cqJ]S
由于减速箱是同轴式布置,所以i1=i2。 Q&tFv;1w6
因为i=25.14,取i=25,i1=i2=5 {=UKTk/t8
速度偏差为0.5%<5%,所以可行。 s-y'<(ll
各轴转速、输入功率、输入转矩 7Ljs4>%l9j
项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮 FP0<-9DO
转速(r/min) 960 960 192 38.4 38.4 s 0 =@ &/
功率(kW) 4 3.96 3.84 3.72 3.57 aj%
`x4eA
转矩(N•m) 39.8 39.4 191 925.2 888.4 -_:JQ
传动比 1 1 5 5 1 \q|e8k4p
效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97 ok8JnQC
zX006{vig
传动件设计计算 3Ro7M=]
1. 选精度等级、材料及齿数 REeD?u j
1) 材料及热处理; t"4Rn<-
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。 8j({=xbg&
2) 精度等级选用7级精度; G>9'5Lt
3) 试选小齿轮齿数z1=20,大齿轮齿数z2=100的; zkw0jX~
4) 选取螺旋角。初选螺旋角β=14° |J@|
2.按齿面接触强度设计 <PH3gyC
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 9p!d Q x
按式(10—21)试算,即 WllCcD1
dt≥ ">v_uq a
1) 确定公式内的各计算数值 t(Cq(.u`:
(1) 试选Kt=1.6 bt.K<Y0
(2) 由图10-30选取区域系数ZH=2.433 ~W5>;6f\
(3) 由表10-7选取尺宽系数φd=1 gqKC 4'G0
(4) 由图10-26查得εα1=0.75,εα2=0.87,则εα=εα1+εα2=1.62 Z.Lx^h+U
(5) 由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8Mpa ant-\w>}
(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; V~tu<"%
(7) 由式10-13计算应力循环次数 .oB'ttF1
N1=60n1jLh=60×192×1×(2×8×300×5)=3.32×10e8 :X]lXock0
N2=N1/5=6.64×107 p2M?pV
.XZ 71E
(8) 由图10-19查得接触疲劳寿命系数KHN1=0.95;KHN2=0.98 !)=#p9
(9) 计算接触疲劳许用应力 KG7X8AaK#
取失效概率为1%,安全系数S=1,由式(10-12)得 4
g/<).1<b
[σH]1==0.95×600MPa=570MPa w96j,rEC
[σH]2==0.98×550MPa=539MPa ]ys4
[σH]=[σH]1+[σH]2/2=554.5MPa U{.+*e18
#m[w=Pu}
2) 计算 GHJQ d&G8G
(1) 试算小齿轮分度圆直径d1t -+Awm{X_@
d1t≥ 'bQs_
= =67.85 bE%mgaOh
;Ln7_
(2) 计算圆周速度 $rV:&A
v= = =0.68m/s J_)z:`[yE
vf/$`IJ
(3) 计算齿宽b及模数mnt h1D~AgZOVj
b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm ,T1XX2?:
mnt= = =3.39 Z"PDOwj5
h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm *=KexOa9
b/h=67.85/7.63=8.89 #RZJ1uL
lMI
ix0sSj
(4) 计算纵向重合度εβ e`gGzyM
εβ= =0.318×1×tan14 =1.59 LU 5
`!0m
(5) 计算载荷系数K EZa{C}NQ$2
已知载荷平稳,所以取KA=1 Cvu8X&y
根据v=0.68m/s,7级精度,由图10—8查得动载系数KV=1.11;由表10—4查的KHβ的计算公式和直齿轮的相同, y("0Xve
故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42 c Gaz$=/
由表10—13查得KFβ=1.36 jd*%.FDi{
由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数 D aqy+:
K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05 3K;b~xg`nw
Aj)<8
(6) 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径,由式(10—10a)得 C.TCDl
d1= = mm=73.6mm %<#$:Qb.
th>yi)m
(7) 计算模数mn >t6'8g"T
mn = mm=3.74 \Lh<E5@]
3.按齿根弯曲强度设计 1rzq$, O
由式(10—17) ."#jN><t
mn≥ I!
eSJTN
1) 确定计算参数 U*Q5ff7M6"
(1) 计算载荷系数 r~BQy'
K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96 9@&Z`b_
} C2i#;b
(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 [HZCnO|N
{II7%\ya
(3) 计算当量齿数 aPP<W|Cmo2
z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 2b&;Y /z
z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47 Zp(P)Obs#
(4) 查取齿型系数 06W=(fY
由表10-5查得YFa1=2.724;Yfa2=2.172 B7jlJqV
(5) 查取应力校正系数 \?ws0Ax
由表10-5查得Ysa1=1.569;Ysa2=1.798 ,Vn]Ft?n
_"t.1+-K
"aO,
(6) 计算[σF] F vk:c-
σF1=500Mpa l8d%hQVqT
σF2=380MPa }Knq9cf
KFN1=0.95 bOGDz|H``
KFN2=0.98 KI QBY!N+
[σF1]=339.29Mpa nR'EuI~(}
[σF2]=266MPa {%k;V ~
(7) 计算大、小齿轮的 并加以比较 &,kB7r"
= =0.0126 '\mZ7.Jj
= =0.01468 7T;RXrT
大齿轮的数值大。 \gQ+@O&+
iOXP\:mPo
2) 设计计算 uU!i`8
mn≥ =2.4 2o5<nGn
mn=2.5 9i[2z:4HJ
#i=^WN<V
4.几何尺寸计算 >!p K94
1) 计算中心距 9i)mv/i
z1 =32.9,取z1=33 .W.U:C1
z2=165 a^/20UFq
a =255.07mm @"7dk.|
a圆整后取255mm %~VIxY|d
~\IDg/9Cj
2) 按圆整后的中心距修正螺旋角 c,%>7U(w_
β=arcos =13 55’50” M<m64{m1
d7zE8)D U7
3) 计算大、小齿轮的分度圆直径 tf79Gb>
d1 =85.00mm C$;s+ALy[
d2 =425mm ?vNS!rY2&
3n)iTSU3
4) 计算齿轮宽度 `B0*/ml
b=φdd1 !D5`8
b=85mm E4ee_`p
B1=90mm,B2=85mm ul&7hHp_u%
?6]ZQ\,
5) 结构设计 IHmNi>E&/
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。 54j
$A
\>dG'
轴的设计计算 5DUPsV
拟定输入轴齿轮为右旋 HUI!IOh
II轴: HliY
1.初步确定轴的最小直径 mpAh'f4$*
d≥ = =34.2mm :6iq{XV^
2.求作用在齿轮上的受力 m:7bynT{
Ft1= =899N x G"p.
Fr1=Ft =337N % 7:
Fa1=Fttanβ=223N; XArLL5_L
Ft2=4494N bFXCaD!{G
Fr2=1685N Di=6.gm[<
Fa2=1115N TrAUu`?#
Om{ML,d
3.轴的结构设计 n_2LkW<?
1) 拟定轴上零件的装配方案 <v^.FxId
>Cc$ P
i. I-II段轴用于安装轴承30307,故取直径为35mm。 .8~ x;P6
ii. II-III段轴肩用于固定轴承,查手册得到直径为44mm。 99-\cQv
iii. III-IV段为小齿轮,外径90mm。 {IwYoR aXa
iv. IV-V段分隔两齿轮,直径为55mm。 qT%E[qDS
v. V-VI段安装大齿轮,直径为40mm。 k_`S[
vi. VI-VIII段安装套筒和轴承,直径为35mm。 '|r!yAO6
*~X\c Z
2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 46`{mPd{aO
1. I-II段轴承宽度为22.75mm,所以长度为22.75mm。 (<-0UR]%q;
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。 Bqj*{m
3. III-IV段为小齿轮,长度就等于小齿轮宽度90mm。 r?7^@
4. IV-V段用于隔开两个齿轮,长度为120mm。 pDfF'jt9
5. V-VI段用于安装大齿轮,长度略小于齿轮的宽度,为83mm。 $6Psq=|
6. VI-VIII长度为44mm。 uBJF}"4ej
.YbD.{]D
|zlwPi.
Yuck]?#0
4. 求轴上的载荷 *i90[3l
66 207.5 63.5 ?~8V;Qn
W;W\L? r
T;7|d5][
8a1{x(\z.
[c~zO+x
Rk^&ras_
=*N(8j>y
iLei-\w6y
I.x>mN-0
p};<l@
5O*$#C;c
qr1^i1%\
(>'d`^kjk
#4?3OU#
EY(4<;)
B{<6&bQ
$TiAJ}:
Fr1=1418.5N &40dJ~SQ
Fr2=603.5N gUlZcb
查得轴承30307的Y值为1.6 >FO=ioNY
Fd1=443N uv4jbg}Z+3
Fd2=189N _Yv9u'q"
因为两个齿轮旋向都是左旋。 S]+}Zyg
故:Fa1=638N z841g `:C
Fa2=189N R8_qZ;t:z
qm_\#r
5.精确校核轴的疲劳强度 .7q#{`K^=
1) 判断危险截面 W%x#ps5%
由于截面IV处受的载荷较大,直径较小,所以判断为危险截面 2*N# %ZUX
]b)(=-;>
2) 截面IV右侧的 ? IWS
dx#N)?
截面上的转切应力为 6$Y1[
-\vq-n
由于轴选用40cr,调质处理,所以 Uz6B\-(0p
, , 。 ]T1"3
[si
([2]P355表15-1) _eS*e-@O5
a) 综合系数的计算 x.aUuC,$x
由 , 经直线插入,知道因轴肩而形成的理论应力集中为 , , Mmn[ol
([2]P38附表3-2经直线插入) 1RLSeT
轴的材料敏感系数为 , , HukHZ;5
([2]P37附图3-1) .,4&/cd
故有效应力集中系数为 &yuerNK
BC^WPr
1Pbp=R/7ar
查得尺寸系数为 ,扭转尺寸系数为 , ?hO*~w;UU|
([2]P37附图3-2)([2]P39附图3-3) 6_7d1.wv9
轴采用磨削加工,表面质量系数为 , q~Ud>{
([2]P40附图3-4) ^gy(~u
轴表面未经强化处理,即 ,则综合系数值为 q\\J9`Q$J
94+#6jd e
5|Uub,
b) 碳钢系数的确定 W c nYD)
碳钢的特性系数取为 , QJ
QQ-
c) 安全系数的计算 iV%%VR8b
轴的疲劳安全系数为 iJcl0)|
Q{RHW@_/
m@ ~HHwj
}w$/x<Q[
故轴的选用安全。 m{X;|-DK[
}k%>%xQ.
I轴: 0kDT:3
1.作用在齿轮上的力 dg-pwWqN
FH1=FH2=337/2=168.5 Ofn:<d
Fv1=Fv2=889/2=444.5 RGcT
$iV3>>;eh
2.初步确定轴的最小直径 Mc.KLz&,FC
k,H4<")H
|KA8qQI]%
3.轴的结构设计 dJkTHmw
1) 确定轴上零件的装配方案 )]>9\(
iS{)Tll}&
3.>jagu
2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 lB,MVsn18
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。 s;A]GJ
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。 @9^kl$
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。 `ul"D%
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。 ym:JtI69
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。 n_5g:`Y
i) 轴肩固定轴承,直径为42mm。 ?[kO= hs
j) 该段轴要安装轴承,直径定为35mm。 ;qvZ *
2) 各段长度的确定 f+d{^-
各段长度的确定从左到右分述如下: 371E S4
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。 a-7nA
b) 该段为轴环,宽度不小于7mm,定为11mm。 ;$Wa=wHb
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。 s4w<X}O_
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。 pt=[XhxC(>
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。 NKd):>d%
f) 该段由联轴器孔长决定为42mm RgEUTpX
uH`ds+Hp
n32?GRp
4.按弯扭合成应力校核轴的强度 ]TGJ|X
W=62748N.mm }L@YLnc%
T=39400N.mm bju0l[;=
45钢的强度极限为 ,又由于轴受的载荷为脉动的,所以 。 ]RxNSr0e
,u$$w
&%^[2^H8"
III轴 L/V3sSt
1.作用在齿轮上的力 e&E*$G@.7
FH1=FH2=4494/2=2247N qlSMg;"Ghw
Fv1=Fv2=1685/2=842.5N
i2y?CI
e7<~[>g)
2.初步确定轴的最小直径 ')_jK',1
\2W( >_z
2-2'c?%
3.轴的结构设计 CvlAn7r,@
1) 轴上零件的装配方案 SJw0y[IL6(
MECR0S9
fz<Y9h=
2) 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 m"u 9AOH k
I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII h4sEH
直径 60 70 75 87 79 70 P||u{]vU
长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25 x`a@h\n
S7-?&[oeJ
!m78 /[LW
NJn~XCq
V$@@!q
5.求轴上的载荷 1298&C@
Mm=316767N.mm H3MT.Cpd
T=925200N.mm |U12fuQ
6. 弯扭校合 <;M 6s~
UGl}=hwKkG
Y ||!V
aRfkJPPa[
gm4-w 9M[p
滚动轴承的选择及计算 BC&Et62*
I轴: )\p@E3Uxf
1.求两轴承受到的径向载荷 %N>@( .
5、 轴承30206的校核 >C@fSmnOM
1) 径向力 owQLAV
?zxKk(J
IiSO{
2) 派生力 g`\Vy4w
,
RtK/bUa
3) 轴向力 ZO:{9vt=/
由于 , SrU,-mA W
所以轴向力为 , ?DM-C5$
4) 当量载荷 :N(L7&<
由于 , , &:w{[H$-
所以 , , , 。 (,HAOs
由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 _k
_F
9v0f4Pbxm
5) 轴承寿命的校核 H~&9xtuHN
F^KoEWj[H
2L ~U^
II轴: ;z!~-ByzL
6、 轴承30307的校核 n6
)
1) 径向力 HA"LU;5>2J
=v1s@5;~
$O7>E!uVD
2) 派生力 >L)Xyq
, H<dm;cU
3) 轴向力
mii9eZ
由于 , tHD
mX
所以轴向力为 , G`gYwgU;
4) 当量载荷 XW`&1qx
由于 , , ;\(wJ{u?Y
所以 , , , 。 t~gnai
由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 no^I![_M
(~,Q-w"
5) 轴承寿命的校核 '^}l|(
Aln\:1MU
(8k3z`
III轴: Bglh}_X
7、 轴承32214的校核 :8MpSvCV
1) 径向力 A .*}<
dorZ O2Uc
*}cF]8c5W
2) 派生力 wQ@@|Cj4L
, bZ:w_z[3=
3) 轴向力 592q`m\
由于 , X|@|ZRN
所以轴向力为 , i$ "B
4) 当量载荷 !Vv$
由于 , , y~Sh|2x8v
所以 , , , 。 $nBzYRc"3
由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 <wc=SMmO
zEpcJHI%
5) 轴承寿命的校核 qtD3<iWV
{ ~FYiX
r4D6g>)h1q
键连接的选择及校核计算 @va)j
bsR&%C
代号 直径 @tRq(*(/:
(mm) 工作长度 r68'DJ&m3
(mm) 工作高度 "PLZZL$+
(mm) 转矩
WwPfz<I
(N•m) 极限应力 7YkxIzE
(MPa) I(
G8cK
高速轴 8×7×60(单头) 25 35 3.5 39.8 26.0 zf4@:GM`
12×8×80(单头) 40 68 4 39.8 7.32 ^+Ec}+ Q
中间轴 12×8×70(单头) 40 58 4 191 41.2 gNo.&G [
低速轴 20×12×80(单头) 75 60 6 925.2 68.5 C$-IDBXK
18×11×110(单头) 60 107 5.5 925.2 52.4 wYOSaGyZ0I
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。 aKhI|%5kA
IH'DCY:
连轴器的选择 jx+%X\zokA
由于弹性联轴器的诸多优点,所以考虑选用它。 uJ {N?
M~zdcVTbH
二、高速轴用联轴器的设计计算 Z~9\7QJn
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 , *3s4JK
计算转矩为 pEw &i
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) 1wi{lJaz
其主要参数如下: ;sS N
材料HT200 \:'=ccf
公称转矩 P}KyT?X:
轴孔直径 , }pTy mAN
ZBB^?FF
轴孔长 , =pF 6
装配尺寸 5NZob<<
半联轴器厚 k]] (I<2
([1]P163表17-3)(GB4323-84) ~ubGx
)?:V5UO\
三、第二个联轴器的设计计算 GBGGV#_q'}
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 , bN8GRK )
计算转矩为 Q+U}
所以选用弹性柱销联轴器TL10(GB4323-84) H"N
o{|^<
其主要参数如下: ,9`sC8w|
材料HT200
pBG(%3PpW
公称转矩 A_muuOIcI
轴孔直径 {r#2X1
轴孔长 , $,bLK|<hi
装配尺寸 6NVf&;laQ
半联轴器厚 f|cd_?|
([1]P163表17-3)(GB4323-84) Wt"fn&R}
H$9--p
Rq%g5lK
$o?Wum
减速器附件的选择 |-bSoq7t
通气器 XnHcU=~q
由于在室内使用,选通气器(一次过滤),采用M18×1.5 c6:"5};_
油面指示器 7q<I7Wt
选用游标尺M16 (A}##h
起吊装置 OQ;DqV
采用箱盖吊耳、箱座吊耳 %`t;5kmR
放油螺塞 wyzj[PDS
选用外六角油塞及垫片M16×1.5 ]s?BwLU6
hw:zak#j,
润滑与密封 ;\DXRKR
一、齿轮的润滑 BSY2\AL p
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。 RX P 0
4
0C#1/o)o
二、滚动轴承的润滑 ]rO`eN[~U
由于轴承周向速度为,所以宜开设油沟、飞溅润滑。 Vv~rgNh
)q&=x2`
三、润滑油的选择 )cNG)F
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。 lX/6u
E_%
7SE\(K=<%
四、密封方法的选取 _%Sorr
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。 8zP{Cmm
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。 L1D{LzlBti
轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。 u>Z;/kr
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|kyxa2F{
(9]`3^_,J
设计小结 DBYD>UA
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。 axW3#3#`
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参考资料目录 OM*N) *
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[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; QijEb
[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; 2T3v^%%j
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Z;M]^?
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