目 录 ~yY5pnJ
XU`vs`/
设计任务书……………………………………………………1 J
c:j7}OOV
传动方案的拟定及说明………………………………………4 uLt31G()
电动机的选择…………………………………………………4 'pT8S
计算传动装置的运动和动力参数……………………………5 k!g%vx
传动件的设计计算……………………………………………5 E/C3t2@-
轴的设计计算…………………………………………………8 6 _#C vQ
滚动轴承的选择及计算………………………………………14 e8)8QmB{o
键联接的选择及校核计算……………………………………16 75c\.=G9q<
连轴器的选择…………………………………………………16 }x"8v&3CM_
减速器附件的选择……………………………………………17 ii ^Nxnc=
润滑与密封……………………………………………………18 y# IUDnRJ
设计小结………………………………………………………18 g:&PjKA
参考资料目录…………………………………………………18 58PL@H~@0
M"ZeK4qh
机械设计课程设计任务书 N1dM,H
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 Aj"fkY|Q
一. 总体布置简图 KN.WTaO
m3`J9f,c/
dF+:9iiAm
t<SCrLbz
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 z+j3j2
2&2t8.<
二. 工作情况: +
$Lc'G+:
载荷平稳、单向旋转 n7bML?f'
/,+&O#SX
三. 原始数据 odTIz{9qG
鼓轮的扭矩T(N•m):850 0He^r
&c3
鼓轮的直径D(mm):350 Qt=OiKZ
运输带速度V(m/s):0.7 "X-"uIc
带速允许偏差(%):5 jB\Knxm v
使用年限(年):5 ;@< e ]Ft
工作制度(班/日):2 e @|uG %
['aiNhlbt
四. 设计内容 Az6tu <
1. 电动机的选择与运动参数计算; `M ~-(,++
2. 斜齿轮传动设计计算 E~`<n]{G-C
3. 轴的设计 ]KQBek#DD
4. 滚动轴承的选择 >2#F5c67
5. 键和连轴器的选择与校核; f|{&Y2h(R
6. 装配图、零件图的绘制 #!w7E,UBi
7. 设计计算说明书的编写 [9~6, ;6
;2547b[]
五. 设计任务 8/W2;>?wKc
1. 减速器总装配图一张 9*? i89T
2. 齿轮、轴零件图各一张 3d(:Y6D)
3. 设计说明书一份 {\n?IGP?wd
\!4_m8?
六. 设计进度 +3r4GEa
Z
1、 第一阶段:总体计算和传动件参数计算 }%S#d&wh$_
2、 第二阶段:轴与轴系零件的设计 ~lr,}K,
3、 第三阶段:轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 OTWp,$YA=
4、 第四阶段:装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 2h`Tn{&1/
eJ60@N\A
jJe?pT]o
bfKF6
Vv*](iM
q'`LwAU}
1oL3y;>iL
fD2)/5j1
传动方案的拟定及说明 q4Y7 HE|ym
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。 G`,M?lmL
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。 0!q@b
rWip[>^
NoT%z$1n
电动机的选择 v}Kj+9h
1.电动机类型和结构的选择 {,e-;2q
因为本传动的工作状况是:载荷平稳、单向旋转。所以选用常用的封闭式Y(IP44)系列的电动机。 9QEK|x`8
\W"p<oo|H
2.电动机容量的选择 uS5ADh
1) 工作机所需功率Pw N$<R6DU]K
Pw=3.4kW 1( rN
2) 电动机的输出功率 U,Z7nH3_
Pd=Pw/η 4Xe8j55
η= =0.904 75H;6(7
Pd=3.76kW |}wT/3>\
Nt7z
]F `
3.电动机转速的选择 Er<!8;{?
nd=(i1’•i2’…in’)nw ?~tx@k$;Es
初选为同步转速为1000r/min的电动机 X1^Q1?0
TECp!`)j"
4.电动机型号的确定 3?<LWrhV3
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。 mtVoA8(6
oe[f2?-
4z,/0
计算传动装置的运动和动力参数 b-YmS=*
传动装置的总传动比及其分配 -BEd7@?A
1.计算总传动比 ? w@)3Z=u
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: z(1`Iy
M
i=nm/nw {ukQBu#}<
nw=38.4 !3 zN [@w,
i=25.14 Dao=2JB{
tiF-lq
2.合理分配各级传动比 \/R $p
由于减速箱是同轴式布置,所以i1=i2。 )&93YrHgC
因为i=25.14,取i=25,i1=i2=5 ;1q|SmF
速度偏差为0.5%<5%,所以可行。 S#S&_#$`,X
各轴转速、输入功率、输入转矩 a( SJ5t?-2
项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮 -{NP3zy
转速(r/min) 960 960 192 38.4 38.4 Nu@dMG<5
功率(kW) 4 3.96 3.84 3.72 3.57 O[ F
转矩(N•m) 39.8 39.4 191 925.2 888.4 W:O p\
传动比 1 1 5 5 1 M# cJ&+rP
效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97 \W7pSV-U
%#E$wz
传动件设计计算 >FqU=Q
1. 选精度等级、材料及齿数 5jHr?C
1) 材料及热处理; 'Ej+Jczzpp
选择小齿轮材料为40Cr(调质),硬度为280HBS,大齿轮材料为45钢(调质),硬度为240HBS,二者材料硬度差为40HBS。 eZ{Ce.lNR
2) 精度等级选用7级精度; k \\e`=
3) 试选小齿轮齿数z1=20,大齿轮齿数z2=100的; -!IeP]n#P
4) 选取螺旋角。初选螺旋角β=14° oObQN;A@6
2.按齿面接触强度设计 mEyIbMci
因为低速级的载荷大于高速级的载荷,所以通过低速级的数据进行计算 _=HNcpDA;0
按式(10—21)试算,即 piXL6V @c
dt≥ +QeA*L$~
1) 确定公式内的各计算数值 f(T`(pX0V
(1) 试选Kt=1.6 4mnVXKt%.
(2) 由图10-30选取区域系数ZH=2.433 J>1%*Tz
(3) 由表10-7选取尺宽系数φd=1 o^b5E=?>C
(4) 由图10-26查得εα1=0.75,εα2=0.87,则εα=εα1+εα2=1.62 g9j&\+h^
(5) 由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8Mpa '~zi~Q7M
(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; %uvA3N>
(7) 由式10-13计算应力循环次数 0 KA@]!
N1=60n1jLh=60×192×1×(2×8×300×5)=3.32×10e8 hP$5>G(3
N2=N1/5=6.64×107 }H|'W[Q.
]rji]4s
(8) 由图10-19查得接触疲劳寿命系数KHN1=0.95;KHN2=0.98 .z^O y_S{
(9) 计算接触疲劳许用应力 DC0ON`
取失效概率为1%,安全系数S=1,由式(10-12)得 SNSHX2
[σH]1==0.95×600MPa=570MPa 0/uy'JvWru
[σH]2==0.98×550MPa=539MPa >v)V2,P
-
[σH]=[σH]1+[σH]2/2=554.5MPa vb3hDy
Ezr q2/~Q
2) 计算 gObafIA
(1) 试算小齿轮分度圆直径d1t yYdh+ x
d1t≥ +3Z+#nGtk
= =67.85 nK#%Od{GF
<MoyL1=
(2) 计算圆周速度 _%(.OR
v= = =0.68m/s o $'K}U
X XxH<E$p
(3) 计算齿宽b及模数mnt `W.g1"o8W4
b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm wV\G$|Y
mnt= = =3.39 X6xs@tgQ
h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm [}dPn61
b/h=67.85/7.63=8.89 FcyFE~>2
. Ctd$
(4) 计算纵向重合度εβ 3AAciMq}
εβ= =0.318×1×tan14 =1.59 Q=Liy@/+!
(5) 计算载荷系数K S3&n?\CO:
已知载荷平稳,所以取KA=1 yQf(/Uxk*x
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, .@$A~/ YU
故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42 J[c`Qq:&e
由表10—13查得KFβ=1.36 ]~!CJ8d
由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数 i`=%X{9
K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05 LIT`~D
Z/d {v:)
(6) 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径,由式(10—10a)得 (L:Mdo
d1= = mm=73.6mm RDEK=^J
w:x[kA
(7) 计算模数mn $:&b5=i
mn = mm=3.74 \i\>$'f*z
3.按齿根弯曲强度设计 )a9C3-8Y'
由式(10—17) s\p 1EL(
mn≥ HVK0NI
1) 确定计算参数 KNR7Igw?}
(1) 计算载荷系数 "Y@q?ey[1
K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96 00@F?|-j
Lcf?VV}
(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 <'\!
X"7x_yOZ
(3) 计算当量齿数 ]dgi]R|`
z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 #qv!1$}2
z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47 Uyxn+j5
(4) 查取齿型系数 BCtKxtbS
由表10-5查得YFa1=2.724;Yfa2=2.172 4p%^?L?
(5) 查取应力校正系数 m#4h5_N
由表10-5查得Ysa1=1.569;Ysa2=1.798 }<&?t;
oDayfyy4y)
(G(M"S SC
(6) 计算[σF] ^m
AxV7k
σF1=500Mpa HMDuP2Y
σF2=380MPa uc}F|O
KFN1=0.95 N-q6_
KFN2=0.98 ~+V$0Q;L
[σF1]=339.29Mpa F>GPi!O
[σF2]=266MPa hBVm;`
(7) 计算大、小齿轮的 并加以比较 +\?+cXSc
= =0.0126 YL78cWOs
= =0.01468 GVfRy@7n
大齿轮的数值大。 w9n0p0xr<
Y#6LNI
2) 设计计算 a
<Iikx
mn≥ =2.4 -*OL+
mn=2.5 i0*Cs#(=h
>V4r'9I
4.几何尺寸计算 ~z")';I|
1) 计算中心距 T3LVn<Lm\
z1 =32.9,取z1=33 ]9c{qm}y
z2=165 A.h0 H]*Ma
a =255.07mm S!b?pl
a圆整后取255mm ,_s.amL3O{
%~kE,^
2) 按圆整后的中心距修正螺旋角 !6a;/ys
β=arcos =13 55’50” Q2:rWE{K!
#{#k;va
3) 计算大、小齿轮的分度圆直径 Zj_2B_|WN#
d1 =85.00mm )u4=k(
d2 =425mm v#`>
Jd',v
4) 计算齿轮宽度 g^7zDU&'
b=φdd1 qq3/K9 #y
b=85mm rBi6AM/
B1=90mm,B2=85mm p"- %~%J=
2%J] })
5) 结构设计 jbUg?4k!
以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于160mm,而又小于500mm,故以选用腹板式为宜。其他有关尺寸参看大齿轮零件图。 Zg0nsNA
`^
a:1^
轴的设计计算 #p]V?
拟定输入轴齿轮为右旋 XBB>"
II轴: *YGj^+
1.初步确定轴的最小直径 :$gs7<z{rm
d≥ = =34.2mm 7G*rxn"d
2.求作用在齿轮上的受力 W~a|AU8]C
Ft1= =899N wy{sS}
Fr1=Ft =337N XsDZ<j%x89
Fa1=Fttanβ=223N; q&_\A0
Ft2=4494N :SWrx MT
Fr2=1685N 27,c}OS5o
Fa2=1115N 2I& dTxIa
y>#kT
3.轴的结构设计 og~a*my3
1) 拟定轴上零件的装配方案 0c1=M|2
SuNc&e#(
i. I-II段轴用于安装轴承30307,故取直径为35mm。 :eT\XtxM~{
ii. II-III段轴肩用于固定轴承,查手册得到直径为44mm。 ^)a:DKL
iii. III-IV段为小齿轮,外径90mm。 R y(<6u0
iv. IV-V段分隔两齿轮,直径为55mm。 Fy!s$!\C0
v. V-VI段安装大齿轮,直径为40mm。 +nim47
vi. VI-VIII段安装套筒和轴承,直径为35mm。 ,?IXfJ`c
ld):Am}/o
2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 {K}Dpy
1. I-II段轴承宽度为22.75mm,所以长度为22.75mm。 qh&q<M
2. II-III段轴肩考虑到齿轮和箱体的间隙12mm,轴承和箱体的间隙4mm,所以长度为16mm。 F9d6#~
3. III-IV段为小齿轮,长度就等于小齿轮宽度90mm。 #W
l^!)#j?
4. IV-V段用于隔开两个齿轮,长度为120mm。 [dUAb
5. V-VI段用于安装大齿轮,长度略小于齿轮的宽度,为83mm。 J><hrZ
6. VI-VIII长度为44mm。 e'c3.sQ|?
0NU3%
4?
X+<9-]=
{7MY*&P$,
4. 求轴上的载荷 Y,EF'Ot
66 207.5 63.5 p!)tA
RlU ?F
L<XX?I\p
^,?>6O
l@u
"iGw
gB+CM?
LKq
i_+e&Bjd4j
Z=;=9<vA
Ux{QYjFE
4>fj@X(3
(~! @Uz5
m^0 I3;
X56q,jCJ{
KL9JA;"
nD)SR
e6qIC*C !
B|+%ExT7
Fr1=1418.5N
j0O1??
Fr2=603.5N 9&<c)sS&B
查得轴承30307的Y值为1.6 K`ygW|?gt
Fd1=443N 4ji'6JHPg
Fd2=189N 2`ERrh^i"
因为两个齿轮旋向都是左旋。 !=yO72dgLY
故:Fa1=638N 2chT^3e
Fa2=189N s?nj@:4
p]Qe5@NT
5.精确校核轴的疲劳强度 q$IU!I4
1) 判断危险截面 NNTrH\SU#
由于截面IV处受的载荷较大,直径较小,所以判断为危险截面 SrOv*
D 3
JHVndK4L
2) 截面IV右侧的 hp}rCy|01
#BS!J&a
截面上的转切应力为 )cZ KB0*+
f`\J%9U _O
由于轴选用40cr,调质处理,所以 mz;ExV16
, , 。 Z/v )^VR
([2]P355表15-1) k<f0moxs'
a) 综合系数的计算 sk0/3X*Q%
由 , 经直线插入,知道因轴肩而形成的理论应力集中为 , , LW("/
([2]P38附表3-2经直线插入) J4iu8_eH!D
轴的材料敏感系数为 , , |8x_Av0
([2]P37附图3-1) IF//bgk-
故有效应力集中系数为 Gz8JOl
/BF7N3
9c1q:>|
查得尺寸系数为 ,扭转尺寸系数为 , (5[#?_~
([2]P37附图3-2)([2]P39附图3-3) x}d5Y
轴采用磨削加工,表面质量系数为 ,
YYkgm:[
([2]P40附图3-4) 3=UufI
轴表面未经强化处理,即 ,则综合系数值为 ;;U&mhz`
60f%J1u
w>Ft5"z
b) 碳钢系数的确定 Aqg$q* Y
碳钢的特性系数取为 , !4t%\N6Ib
c) 安全系数的计算 @:!% Z`
轴的疲劳安全系数为 Ml+f3#HP
G`;mSq6i
fg1uqS1rg
40-/t*2Ly
故轴的选用安全。 @OHNz!Lj:d
B8upv~U6
I轴: y6s/S.
1.作用在齿轮上的力 uHDUuK:Ur
FH1=FH2=337/2=168.5 )coA30YR
Fv1=Fv2=889/2=444.5 S%7bM~J@
v yP_qG
2.初步确定轴的最小直径 4L,&a+)
f\~w!-
:b#5cMUe
3.轴的结构设计 v57Kr ,
1) 确定轴上零件的装配方案 l?;ReK.r
:n
x;~f
*S Z]xrs
2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 U?(,Z$:N
d) 由于联轴器一端连接电动机,另一端连接输入轴,所以该段直径尺寸受到电动机外伸轴直径尺寸的限制,选为25mm。 kQ)2DCbdn
e) 考虑到联轴器的轴向定位可靠,定位轴肩高度应达2.5mm,所以该段直径选为30。 3|Ar~_]
f) 该段轴要安装轴承,考虑到轴肩要有2mm的圆角,则轴承选用30207型,即该段直径定为35mm。 `X`|]mWj
g) 该段轴要安装齿轮,考虑到轴肩要有2mm的圆角,经标准化,定为40mm。 Ac[;S!R
h) 为了齿轮轴向定位可靠,定位轴肩高度应达5mm,所以该段直径选为46mm。 T(~^X-k
i) 轴肩固定轴承,直径为42mm。 lw4#C`bx
j) 该段轴要安装轴承,直径定为35mm。 G0ENk|wbbj
2) 各段长度的确定 52.hJNq#L
各段长度的确定从左到右分述如下: Yt4v}{+
a) 该段轴安装轴承和挡油盘,轴承宽18.25mm,该段长度定为18.25mm。 Uf$IH!5;Z
b) 该段为轴环,宽度不小于7mm,定为11mm。 E
6!V0D
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。 b1ZHfe:
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。 _ `7[}M~
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。 uQWd`7
f) 该段由联轴器孔长决定为42mm O}7aX '
]d&;QZ#w
"M]`>eixL
4.按弯扭合成应力校核轴的强度 "xD5>(|^+Q
W=62748N.mm +6Vu]96=KC
T=39400N.mm #-d-zV*
45钢的强度极限为 ,又由于轴受的载荷为脉动的,所以 。 +,9Muf h
A?c?(~9O
Z,b^f
Vw
III轴 HL!" U(_
1.作用在齿轮上的力
q0\$wI
FH1=FH2=4494/2=2247N Gv\fF;,R
Fv1=Fv2=1685/2=842.5N ]6HnK%
2Xfy?U
2.初步确定轴的最小直径 aII:Pzh]B
Y[fbmn^
@{8805Dp
3.轴的结构设计 0+S'i82=M
1) 轴上零件的装配方案 j;*=
^s
=iPQ\_ON@
h6(L22Hn
2) 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 6IM:Xj
I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII 2wgdrO|B
直径 60 70 75 87 79 70 83"C~xe?p4
长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25
N/AP8
/M_kJe,%
hzX&BI
Xc]Q_70O
HM\gOz
5.求轴上的载荷 )i>T\B
Mm=316767N.mm =TXc- J
T=925200N.mm T}A{Xu*:+H
6. 弯扭校合 ;4]l P
cGjkx3l*
{pB9T3ry]
i{ /nHrN
.'N#qs_
滚动轴承的选择及计算 ia/_61%
I轴: \[x4
1.求两轴承受到的径向载荷 :~9F/Jx
5、 轴承30206的校核 & |o V\L
1) 径向力 $d7{ q3K&1
<3Hu(Jx<O
%bUpVyi!(
2) 派生力 n
6|\
, )F35WP~
3) 轴向力 =p';y&
由于 , Cqk6I gw
所以轴向力为 , %5H>tG`]
4) 当量载荷 #/`V.jXt>
由于 , , nyB~C7zR
所以 , , , 。 `{I-E5x
由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 l,3[hx
uw@|Y{(K r
5) 轴承寿命的校核 \<A@Nf"
b%,`;hy{
V]9?9-r
II轴: Q}jl1dIq
6、 轴承30307的校核 :!Tb/1
1) 径向力 I*K~GXWs#
!xK`:[B
=
8%+$vX
2) 派生力 x_5H_! \#
, vd<"
G}
3) 轴向力 "$BWP
由于 , ]={{$}8.
所以轴向力为 , D*j\gI
4) 当量载荷 re/l5v,|3
由于 , , "L" 6jT
所以 , , , 。 qcfLA~y
由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 Io&F0~Z;;(
r 6STc,%5
5) 轴承寿命的校核 <&rvv4*H
9_GR\\
p`JD8c
III轴: OsR4oT
7、 轴承32214的校核 Dl%NVi+n
1) 径向力 ""ICdZ_A
`=Hh5;ep
O=St}B\!m
2) 派生力 #\$R^u]!
, xGeRoW(X
3) 轴向力 pemb2HQ'4j
由于 , P-QZ=dm
所以轴向力为 , "tbKKh66
4) 当量载荷 PQ|kE`'
由于 , , FXOA1VEg
所以 , , , 。 wvA@\-.+
由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 Dw^d!%Ala
m>'sM1s
5) 轴承寿命的校核
/E@|
MI@id
>_]j{}~\k
键连接的选择及校核计算 gX34'<Z
xS`>[8?3<T
代号 直径 ]`&ws
(mm) 工作长度 \0m[Ch}~ey
(mm) 工作高度 -[4Xg!apO
(mm) 转矩 P-VK=Y1q
(N•m) 极限应力 Llk4 =p
(MPa) [(Pm\o
高速轴 8×7×60(单头) 25 35 3.5 39.8 26.0 Qe=!'u.nL
12×8×80(单头) 40 68 4 39.8 7.32 'kK}9VKl
中间轴 12×8×70(单头) 40 58 4 191 41.2 ;z>)&F
低速轴 20×12×80(单头) 75 60 6 925.2 68.5 _d&FB~=
18×11×110(单头) 60 107 5.5 925.2 52.4 %uyRpG3,
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。 40oRO0p
n=n!Hn
连轴器的选择 tm(.a?p
由于弹性联轴器的诸多优点,所以考虑选用它。 2*5Z|
3aX
[|\~-6"7N|
二、高速轴用联轴器的设计计算 41WnKz9c
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 , -1~bWRYq
计算转矩为 &<-Sxjj
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) wz5xJ:T j
其主要参数如下: m#mM2Guxe
材料HT200 2`Xy}9N/Y
公称转矩 tQB+_q
z
轴孔直径 , t7("geN]
DJ;G0*
轴孔长 , ,K8O<Mw8
装配尺寸 UfSWdR)
半联轴器厚 ^PfFW
([1]P163表17-3)(GB4323-84) VC\43A,9
Kgi%Nd
三、第二个联轴器的设计计算 yK<%AV@v
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 , 52BlFBNV
计算转矩为 {mMrD 5
所以选用弹性柱销联轴器TL10(GB4323-84) :Q=Jn?Gjb
其主要参数如下: IDb|J%e^P
材料HT200 q3B#rje>h
公称转矩 Jeyy Z=
轴孔直径 c-!rJHL`
轴孔长 , ](4V3w.
装配尺寸 j8!fzJG
半联轴器厚 Y!v `0z
([1]P163表17-3)(GB4323-84) X~GnK>R
cpp0Y^
BCk$FM@
SEF/D0
减速器附件的选择 MVK='
通气器 2P~zYdjS
由于在室内使用,选通气器(一次过滤),采用M18×1.5 ]QM6d(zDA
油面指示器 ZJ@M}-4O1
选用游标尺M16 &C<B=T"I
起吊装置 9`+c<j4/B
采用箱盖吊耳、箱座吊耳 n|Vs2 7
放油螺塞 0n|op:]BHM
选用外六角油塞及垫片M16×1.5 8'_>A5L/C
PmO utYV
润滑与密封 5zX;/n~
一、齿轮的润滑 7\'vSHIL
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。 ` ZXX[&C
gX5I`mm
二、滚动轴承的润滑 i2/:'
i
由于轴承周向速度为,所以宜开设油沟、飞溅润滑。 R4u=.
wj9CL1Gx
三、润滑油的选择 ={-\)j
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。 2f16 /0J@
\zw0*;&U
四、密封方法的选取 ?N<* ATCL
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。 oJbD|m
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。 *<#jr
轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。 !
R?r)G5E
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设计小结 YA O,
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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。 kXA
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参考资料目录 B1oi]hDy
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FA<|V!a
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