目 录 30$Q5]T
j?P8&Fm<
设计任务书……………………………………………………1 $,B@yiie
传动方案的拟定及说明………………………………………4 9-N*Jhg
电动机的选择…………………………………………………4 .+hM1OF`x
计算传动装置的运动和动力参数……………………………5 7I<] ;j
传动件的设计计算……………………………………………5 4)~GHb
轴的设计计算…………………………………………………8 N;d@)h(N!
滚动轴承的选择及计算………………………………………14 ^DS+O>
键联接的选择及校核计算……………………………………16 $NhKqA`0
连轴器的选择…………………………………………………16 pZe:U;bb
减速器附件的选择……………………………………………17 =o+))R4
润滑与密封……………………………………………………18 $@:z4S(
设计小结………………………………………………………18 Ga}&%
参考资料目录…………………………………………………18 c`h/x>fa
tL~?)2uEN
机械设计课程设计任务书 vd'd@T
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 : $>TeCm
一. 总体布置简图 D$
+"n
O8%Y .SK
y #Xq@
FGG7;0(
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 Qs.g%
zg83->[
二. 工作情况: &r
Lg/UEV-
载荷平稳、单向旋转 |KxFiH
h_Cac@F0
三. 原始数据 Y l1sAf/
鼓轮的扭矩T(N•m):850 )R`w{V
鼓轮的直径D(mm):350 )pAN_e"
运输带速度V(m/s):0.7 P ME
?{%&
带速允许偏差(%):5 +]%d'h
使用年限(年):5 Ge]2g0
工作制度(班/日):2 '9MtIcNb
1k}U+
四. 设计内容 *n=NBkq%/!
1. 电动机的选择与运动参数计算; 51k^?5cO
2. 斜齿轮传动设计计算 RjS&^uaP
3. 轴的设计 $G5;y>
4. 滚动轴承的选择 &S"ojbb
5. 键和连轴器的选择与校核; s]=s|
6. 装配图、零件图的绘制 1>SCY_Cv
7. 设计计算说明书的编写 zi*2>5g
e)~7pXYV)
五. 设计任务 t<6`?\Gk
1. 减速器总装配图一张 HV??B :
2. 齿轮、轴零件图各一张 {^xp?zpV
3. 设计说明书一份 IP` ;hC
%:eepG|
六. 设计进度 9
1r"-%(r
1、 第一阶段:总体计算和传动件参数计算 Q-!a;/
2、 第二阶段:轴与轴系零件的设计 U>z8gdzu
3、 第三阶段:轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 uYPdmrPB?l
4、 第四阶段:装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 1Yy5bg6+E
.`OdnLGy
U.
1Vpfy
VR/>V7*7@
4 }l,F
M<,E[2op
~ (xIG
1X4v:rI
传动方案的拟定及说明 wyk4v}
由题目所知传动机构类型为:同轴式二级圆柱齿轮减速器。故只要对本传动机构进行分析论证。 #KonVM(`
本传动机构的特点是:减速器横向尺寸较小,两大吃论浸油深度可以大致相同。结构较复杂,轴向尺寸大,中间轴较长、刚度差,中间轴承润滑较困难。 L!7*U.+
pNo<:p
s fxQ
电动机的选择 ;K:)R_H
1.电动机类型和结构的选择 )jK"\'cK
因为本传动的工作状况是:载荷平稳、单向旋转。所以选用常用的封闭式Y(IP44)系列的电动机。 {ZH9W
)POuH*j
2.电动机容量的选择 k=<,A'y-/
1) 工作机所需功率Pw cPxA
R]'U
Pw=3.4kW 6=kA
2) 电动机的输出功率 >ln% 3=
Pd=Pw/η wwS{V
η= =0.904 vMXS%Q
Pd=3.76kW Y?2I
/
t)LD-%F
3.电动机转速的选择 +k'5W1e
nd=(i1’•i2’…in’)nw q@ >s#
初选为同步转速为1000r/min的电动机 cbl2D5s+i]
F7`3,SzHp
4.电动机型号的确定 d*=P8QwL|
由表20-1查出电动机型号为Y132M1-6,其额定功率为4kW,满载转速960r/min。基本符合题目所需的要求。 Da!A1|"
u0^:
XwZ!
euS"C*
计算传动装置的运动和动力参数 &,xN$
传动装置的总传动比及其分配 5Cd>p<
1.计算总传动比 &inu mc
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: kScq#<Y&
i=nm/nw I_J;/!l=
nw=38.4 ?5nF` [rx
i=25.14 ;CD.8f]N
KvC`6
2.合理分配各级传动比 udDhJ?
由于减速箱是同轴式布置,所以i1=i2。 15_OtK
因为i=25.14,取i=25,i1=i2=5 mvI[=e*
速度偏差为0.5%<5%,所以可行。 Au$|@
各轴转速、输入功率、输入转矩 mxhO:.l
项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮 2/qP:3)
转速(r/min) 960 960 192 38.4 38.4 I|JMkP
功率(kW) 4 3.96 3.84 3.72 3.57 M-u:8dPu
转矩(N•m) 39.8 39.4 191 925.2 888.4 ,V!s w5_5m
传动比 1 1 5 5 1 Cs7YD~,
效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97 ci>+Zi6
/E/J<
传动件设计计算 t5#IiPp
1. 选精度等级、材料及齿数 U7.3`qd"
1) 材料及热处理; @@7<L
选择小齿轮材料为40Cr(调质),硬度为280HBS,大齿轮材料为45钢(调质),硬度为240HBS,二者材料硬度差为40HBS。 @gQ{*dN
2) 精度等级选用7级精度; {%xwoMVc+
3) 试选小齿轮齿数z1=20,大齿轮齿数z2=100的; p q7G[
4) 选取螺旋角。初选螺旋角β=14° ~k?7XF I
2.按齿面接触强度设计 :3$WY<
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 _h!OGLec
按式(10—21)试算,即 NH$a :>
dt≥ NyI0[]z
1) 确定公式内的各计算数值 yHl1:cf(y
(1) 试选Kt=1.6 }<o.VY&;.
(2) 由图10-30选取区域系数ZH=2.433 @ 9D, f
(3) 由表10-7选取尺宽系数φd=1 bR6.Xdt.n
(4) 由图10-26查得εα1=0.75,εα2=0.87,则εα=εα1+εα2=1.62 Yjv}@i"
(5) 由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8Mpa R+FBCVU&TJ
(6) 由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1=600MPa;大齿轮的解除疲劳强度极限σHlim2=550MPa; 8[U1{s:J
(7) 由式10-13计算应力循环次数 5BCXI8Ox9x
N1=60n1jLh=60×192×1×(2×8×300×5)=3.32×10e8 fn
)m$\2
N2=N1/5=6.64×107 n5A0E 2!
n1`D:XrE
(8) 由图10-19查得接触疲劳寿命系数KHN1=0.95;KHN2=0.98 k DS
(9) 计算接触疲劳许用应力 hm >JBc:n-
取失效概率为1%,安全系数S=1,由式(10-12)得 Z 9mY*}:U~
[σH]1==0.95×600MPa=570MPa C3Q[L}X\
[σH]2==0.98×550MPa=539MPa pi:%Bd&F
[σH]=[σH]1+[σH]2/2=554.5MPa :l8n)O3
H#x=eDU|k
2) 计算 `;4P?!WG
(1) 试算小齿轮分度圆直径d1t EV|
6._Z(D
d1t≥ $Zp\^cIE+
= =67.85 1GKd*z
:zZK%}G<
(2) 计算圆周速度 TaeN?jc5
v= = =0.68m/s LO<R<zz
&U ]L@]x
(3) 计算齿宽b及模数mnt "l
vPge
b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm nIJ2*QJ
mnt= = =3.39 *,X;4?:,
h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm 3JM0 m (
b/h=67.85/7.63=8.89 !`L%wS
0gw0
(4) 计算纵向重合度εβ :@{(^}N8u
εβ= =0.318×1×tan14 =1.59
fy" q
(5) 计算载荷系数K -jdS8n4
已知载荷平稳,所以取KA=1 X&fM36o7
根据v=0.68m/s,7级精度,由图10—8查得动载系数KV=1.11;由表10—4查的KHβ的计算公式和直齿轮的相同, St9W{
故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42 K>X#,lE-
由表10—13查得KFβ=1.36 Fg<$;p
由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数 o<bZ. t
K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05 __M(dN(^
F|3Te?_
(6) 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径,由式(10—10a)得 p/L|;c
d1= = mm=73.6mm m`gH5vQa
NpqMdd
(7) 计算模数mn 0>Iy`>]
mn = mm=3.74 "n3r,
3.按齿根弯曲强度设计 WzZ<ZCHm
由式(10—17) o^FlQy\
mn≥ OjTb2[Q
1) 确定计算参数 P*Va<'{:{
(1) 计算载荷系数 $q,2VH :Ip
K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96 ~``oKiPg@
UIgs/
(2) 根据纵向重合度εβ=0.318φdz1tanβ=1.59,从图10-28查得螺旋角影响系数 Yβ=0。88 Ws ya:9|
VA+
?xk
(3) 计算当量齿数 >Lj0B%^EvM
z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 ")m0{
z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47 / r6^]grg
(4) 查取齿型系数 jsB%RvX
由表10-5查得YFa1=2.724;Yfa2=2.172 NQ~keN
(5) 查取应力校正系数 z5`AJrj%
由表10-5查得Ysa1=1.569;Ysa2=1.798 ){^o"A?-:
4{4VC"fa
&{E1w<uv
(6) 计算[σF] ln.'}P
σF1=500Mpa F!.Z@y P
σF2=380MPa "=<T8M
KFN1=0.95 `L# pN5
KFN2=0.98 pFb}5Q
[σF1]=339.29Mpa `&y Qtj#
'
[σF2]=266MPa n4 A_vz
(7) 计算大、小齿轮的 并加以比较 art
L
= =0.0126 k|V%*BvY>
= =0.01468 e>z
大齿轮的数值大。 (%.[MilxPM
nk=+6r6
2) 设计计算 MYNNeO
mn≥ =2.4 -Uj)6PzGu
mn=2.5 c"HB7
8Ld{Xg
4.几何尺寸计算 S&(MR%".
1) 计算中心距 fNR2(8;}
z1 =32.9,取z1=33 Wk<he F
z2=165 \%&BK.t
a =255.07mm ;;>hWAS
a圆整后取255mm 6L5j
EHI%QT
2) 按圆整后的中心距修正螺旋角 \tR](, /
β=arcos =13 55’50” 0Va+l)F
24{Tl
q3
3) 计算大、小齿轮的分度圆直径 o>4mkh[3
d1 =85.00mm 3XykIj1
d2 =425mm 5PF?Eq
rdj_3Utv
4) 计算齿轮宽度 WXq=FZ-
b=φdd1 }-` N^
b=85mm `Xs3^FJt
B1=90mm,B2=85mm .M(')$\U
gR5
EK$
5) 结构设计 ZVu_E.4.
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。 4)Jtc2z7Z\
au=A+
轴的设计计算 wPr9N}rf
拟定输入轴齿轮为右旋 #BPJRNXd
II轴: T'i^yd}*v
1.初步确定轴的最小直径 8Dy5g
d≥ = =34.2mm uX/K/4
2.求作用在齿轮上的受力 stxei
6
Ft1= =899N FZFYwU\~.L
Fr1=Ft =337N Fw{:fFZC[
Fa1=Fttanβ=223N; &,DZ0xA
Ft2=4494N %_P[
C}4
Fr2=1685N $G\WW@*GE
Fa2=1115N O$eNG$7
1s-dqHz"s
3.轴的结构设计 IvZ,|R?
1) 拟定轴上零件的装配方案 7C;oMh5
IL0e:-@!0
i. I-II段轴用于安装轴承30307,故取直径为35mm。 nj1TX
ii. II-III段轴肩用于固定轴承,查手册得到直径为44mm。 R!)3{cjU@
iii. III-IV段为小齿轮,外径90mm。 lIhP\:;S&
iv. IV-V段分隔两齿轮,直径为55mm。 WHF[l1
v. V-VI段安装大齿轮,直径为40mm。 ()}(3>O-
vi. VI-VIII段安装套筒和轴承,直径为35mm。 $Wy(Wtrx|
8_W=)w6
2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 xF8U )j!
1. I-II段轴承宽度为22.75mm,所以长度为22.75mm。 k3PFCl~e
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。 !k3 eUBF
3. III-IV段为小齿轮,长度就等于小齿轮宽度90mm。 s7d4)A%
4. IV-V段用于隔开两个齿轮,长度为120mm。 jT'09r3P
5. V-VI段用于安装大齿轮,长度略小于齿轮的宽度,为83mm。 kuq&8f~!
6. VI-VIII长度为44mm。 @1w[~QlV
A4~-{.w=
?<;9=l\Q
&xWej2a!
4. 求轴上的载荷 vZiuElxKi
66 207.5 63.5 2RbK##`vC
C^IPddw>
}/bxe0px
]Y3NmL
m{gw:69h
#lfW0?Y'
88 &M8T'AP
9 _oAs"w
$xU)t&Df
_j\GA6
]5O]=^
u0
c4f3Dr'xw
%f?Z/Wn
Yi?v|H<a
]?7q%7-e.a
Yycfb
<*Gd0 v%
Fr1=1418.5N v]GQb
Fr2=603.5N \1He9~6
查得轴承30307的Y值为1.6 V8hmfV~=]P
Fd1=443N OZR{+YrB^
Fd2=189N $5wf{iZY.Q
因为两个齿轮旋向都是左旋。 ["_+~*
故:Fa1=638N ],~H3u=s3
Fa2=189N ;Rf@S$
|SfCuV#g/<
5.精确校核轴的疲劳强度 } *jmW P
1) 判断危险截面 JKz]fgOd$
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 4aiI&,
*!.anbo@?z
2) 截面IV右侧的 RsW4 '5
TCR|wi]
kW
截面上的转切应力为 ffQm"s:P
?j;,:n
由于轴选用40cr,调质处理,所以 n_{az{~
, , 。 ._q}lWT
([2]P355表15-1) =[:pm)
a) 综合系数的计算 R $@$
由 , 经直线插入,知道因轴肩而形成的理论应力集中为 , , `]=0oDG:1!
([2]P38附表3-2经直线插入) G3o `\4p
轴的材料敏感系数为 , , K|Xr~\=
([2]P37附图3-1) OWc~=Cr
故有效应力集中系数为 [Y4Wm?
?="?)t[
LP'wL6#
查得尺寸系数为 ,扭转尺寸系数为 , 050V-S>s
([2]P37附图3-2)([2]P39附图3-3) ? _7iL?
轴采用磨削加工,表面质量系数为 , mndKUI}d
([2]P40附图3-4) 5]*!N
轴表面未经强化处理,即 ,则综合系数值为 5.LfN{gE)
{kghZur
|=:<[FU
b) 碳钢系数的确定 u}.mJDL
碳钢的特性系数取为 , ?IG[W+M8
c) 安全系数的计算 ,u=+%6b)A
轴的疲劳安全系数为 q?qH7={,eu
"QvTn=
:O7n*lwx
OtbPrF5
故轴的选用安全。 [:zP]l.|
W9QVfe#s
I轴: .^6yCs5~`
1.作用在齿轮上的力 @qSZ=
FH1=FH2=337/2=168.5 &O5O@3:7]
Fv1=Fv2=889/2=444.5 U4[GA4DZ
@)C.IQ~
2.初步确定轴的最小直径 [$c"}=g[+
[1mEdtqf*
[tR b{JsUd
3.轴的结构设计 ME66BWg{
1) 确定轴上零件的装配方案 $*:g~#bh
XE]"RD<z
!X9^ L^v}
2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 n]6-`fpD
d) 由于联轴器一端连接电动机,另一端连接输入轴,所以该段直径尺寸受到电动机外伸轴直径尺寸的限制,选为25mm。 4peRbm
e) 考虑到联轴器的轴向定位可靠,定位轴肩高度应达2.5mm,所以该段直径选为30。 qLPuKIF
f) 该段轴要安装轴承,考虑到轴肩要有2mm的圆角,则轴承选用30207型,即该段直径定为35mm。 pqTaN=R8
g) 该段轴要安装齿轮,考虑到轴肩要有2mm的圆角,经标准化,定为40mm。 dZo x;_b
h) 为了齿轮轴向定位可靠,定位轴肩高度应达5mm,所以该段直径选为46mm。 CEVisKcE:
i) 轴肩固定轴承,直径为42mm。 lD{*Z spz
j) 该段轴要安装轴承,直径定为35mm。 _'4S1
2) 各段长度的确定 +`iJ+
各段长度的确定从左到右分述如下: (I#mo2
a) 该段轴安装轴承和挡油盘,轴承宽18.25mm,该段长度定为18.25mm。 *I[tIO\
b) 该段为轴环,宽度不小于7mm,定为11mm。 <'QI_mP*
c) 该段安装齿轮,要求长度要比轮毂短2mm,齿轮宽为90mm,定为88mm。 :cf#Tpq"
d) 该段综合考虑齿轮与箱体内壁的距离取13.5mm、轴承与箱体内壁距离取4mm(采用油润滑),轴承宽18.25mm,定为41.25mm。 p1\mjM
e) 该段综合考虑箱体突缘厚度、调整垫片厚度、端盖厚度及联轴器安装尺寸,定为57mm。 Sx8C<S5r<
f) 该段由联轴器孔长决定为42mm Ylyk/
*
F_KOf9p
dai+"
4.按弯扭合成应力校核轴的强度
?\kuP ?\
W=62748N.mm %@:6&
T=39400N.mm e,r7UtjoxR
45钢的强度极限为 ,又由于轴受的载荷为脉动的,所以 。 i5=~tS
{VXucGI|
&F:.OVzX
III轴 [k0/ZfFwV
1.作用在齿轮上的力 LJom+PxF$x
FH1=FH2=4494/2=2247N -:kIIK
Fv1=Fv2=1685/2=842.5N &E1m{gB(
K9 ]zUew
2.初步确定轴的最小直径 hzU(XW
^KnK
\
5^R?+<rd
3.轴的结构设计 ef)zf+o
1) 轴上零件的装配方案 1*|/N}g)
1Vx5tOq
[[pt~=0
2) 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 IA{W-RRb
I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII >t<\zC|~w
直径 60 70 75 87 79 70 "$aoI Xv
长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25 T:Ovh.$
hsT&c|
7xQ:[P!G+
CUHT5J*sY
"vT$?IoEV
5.求轴上的载荷 ,<'>jaC
Mm=316767N.mm m=+x9gL2
T=925200N.mm !A1~{G2VL_
6. 弯扭校合 9e c},~(
IibYG F
Zxhbnl6
#0hqfs
]31=8+D
滚动轴承的选择及计算 x$bUd 9
I轴: c/ih%xR
1.求两轴承受到的径向载荷 x}nBUq:
5、 轴承30206的校核 TVx
`&C+
1) 径向力 I{r*Y9
{~uTi>U
vf$IF|
2) 派生力 #9Jr?K43
, !_QT{H
3) 轴向力 \gB~0@[\7
由于 , oP9 y@U
所以轴向力为 , dq`{fqGl
4) 当量载荷 |q8N$m
由于 , , ]@ke_'
"
所以 , , , 。 *coUHbP9>
由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 Kvo&_:
fU?#^Lg
5) 轴承寿命的校核 1+WVh7gF
jU7[z$GX
l_yF;5|?z
II轴: g2m*Q%
6、 轴承30307的校核 J{-`&I'b
1) 径向力 hc+B+-,
Eu:/U*j
80_w_i +
2) 派生力 DyCzRkH
, gwQMy$
3) 轴向力 <n 06(9BF
由于 , fZ5 UFq_~s
所以轴向力为 , Su"Z3gm5Kw
4) 当量载荷 c9fz x
由于 , , RJzIzv99m
所以 , , , 。 R:YVmqd
由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 8cG`We8l&
i9XpP(mf
5) 轴承寿命的校核 `G/g/>y
)\EIXTZY=
/\# f@Sg
III轴: pR93T+X
7、 轴承32214的校核 p\&/m
1) 径向力 h!K"
;qw
8K-P]]
<{Y3}Q
2) 派生力 qar{*>LCG
, V%PQlc.X
3) 轴向力 mV`R'*1UC
由于 , c/A?-9
所以轴向力为 , 3&7? eO7*
4) 当量载荷 oJr+RO
由于 , , $ %MgIy
所以 , , , 。 1h?ve,$
由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 A1-,b.Ni
xZ P
SUEG
5) 轴承寿命的校核 J(d[05x0
9!Q ZuZY
h7q{i|5
键连接的选择及校核计算 g^(gT
T`fT[BaY
代号 直径 '~K]=JP
(mm) 工作长度 GHd1?$
(mm) 工作高度 IRx%L?
(mm) 转矩 'QG`^@Z
(N•m) 极限应力 5~?6]=hl
(MPa) ,o%by5j"^N
高速轴 8×7×60(单头) 25 35 3.5 39.8 26.0 qX5>[qf-
12×8×80(单头) 40 68 4 39.8 7.32 .Iqqjk
中间轴 12×8×70(单头) 40 58 4 191 41.2 UWC4PWL,>C
低速轴 20×12×80(单头) 75 60 6 925.2 68.5 UTKyPCfj
18×11×110(单头) 60 107 5.5 925.2 52.4 $M,<=.oT
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。 lWj*tnnn[
G6zFQ\&f
连轴器的选择 (9I(e^@]
由于弹性联轴器的诸多优点,所以考虑选用它。 u1 M8nb
$.4A?,d
二、高速轴用联轴器的设计计算 n4S`k%CI
由于装置用于运输机,原动机为电动机,所以工作情况系数为 , y!P!Fif'
计算转矩为 C0N}B1-MU
所以考虑选用弹性柱销联轴器TL4(GB4323-84),但由于联轴器一端与电动机相连,其孔径受电动机外伸轴径限制,所以选用TL5(GB4323-84) tt?`,G.(]
其主要参数如下: o/o6|[=3
材料HT200 n({%|O<|
公称转矩 sED"}F)
轴孔直径 , zY:3*DiM
AF"7 _
轴孔长 ,
9)W3\I>U-
装配尺寸 g]: [^p
半联轴器厚 l 1k&@1"
([1]P163表17-3)(GB4323-84) wB0vpt5f
81:%Z&?vRl
三、第二个联轴器的设计计算 eZ(ThA*2=t
由于装置用于运输机,原动机为电动机,所以工作情况系数为 , Dh2Cj-|
~
计算转矩为 .(q'7Q Z/
所以选用弹性柱销联轴器TL10(GB4323-84) sk3 9[9
其主要参数如下: FNH)wk
材料HT200 iZy>V$Aq
公称转矩 L5I!YP#v
轴孔直径 Pb?v i<ug+
轴孔长 , F*@2 )
装配尺寸 .cJoNl'q
半联轴器厚 ;UTM9.o[
([1]P163表17-3)(GB4323-84) ?g4Rk9<!i
3W[?D8yi)
A_S7z*T
PY7H0\S)
减速器附件的选择 bl
a`B=r
通气器 W%>T{}4
由于在室内使用,选通气器(一次过滤),采用M18×1.5 V9$T=[
油面指示器 MZQDFuvDxZ
选用游标尺M16 _LwF:19Il
起吊装置 4RVqfD
采用箱盖吊耳、箱座吊耳 R;Dj70g
放油螺塞 EOu[X'gLr
选用外六角油塞及垫片M16×1.5 !38KHq^|&
o0`']-)*2
润滑与密封 B_ict)}ld
一、齿轮的润滑 /g+-{+sx
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。
%p
5Z_C(5)/Y
二、滚动轴承的润滑 ugTsI~aE
由于轴承周向速度为,所以宜开设油沟、飞溅润滑。 2YZ>nqy
QyVAs ;
三、润滑油的选择 a_P|KRl
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。 T}^3 Re`i
yYJ_;Va
四、密封方法的选取 *
rlVE
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。 *1["x;A
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。 <!>\
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轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。 X$6NJ(2G
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设计小结 T>%
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由于时间紧迫,所以这次的设计存在许多缺点,比如说箱体结构庞大,重量也很大。齿轮的计算不够精确等等缺陷,我相信,通过这次的实践,能使我在以后的设计中避免很多不必要的工作,有能力设计出结构更紧凑,传动更稳定精确的设备。 W=^.s>7G
K\9CW%W
参考资料目录 m_0y ]RfG
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oB5\^V$
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