目 录 QRlrcauM
p[:E$#W~;
设计任务书……………………………………………………1 uM@ve(8\
传动方案的拟定及说明………………………………………4 ^u$?& #
电动机的选择…………………………………………………4 |\J! x|xy
计算传动装置的运动和动力参数……………………………5 fe+2U|y
传动件的设计计算……………………………………………5 1Gh3o}z
轴的设计计算…………………………………………………8 t+2,;G
滚动轴承的选择及计算………………………………………14 dobqYd4`
键联接的选择及校核计算……………………………………16 M:cW/&ZJ
连轴器的选择…………………………………………………16 <a)L5<#
减速器附件的选择……………………………………………17 ghDOz
3
润滑与密封……………………………………………………18 w/Y6m.i1
设计小结………………………………………………………18 F.@U
X{J
参考资料目录…………………………………………………18 <S(`e/#[
%C~LKs5oH
机械设计课程设计任务书 /=~o|-n8@
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 #6F/:j;
一. 总体布置简图 a:}&v^v
0/,Dy2h
[hXnw'Im/
g<jgR*TE`
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 EbMG9
lWWy|r'il
二. 工作情况: SZL('x,"^
载荷平稳、单向旋转 be+tAp`
YZQF*fj
三. 原始数据 w6@8cNXK
鼓轮的扭矩T(N•m):850 A
v[|G4n
鼓轮的直径D(mm):350 +WB';D
运输带速度V(m/s):0.7 P=
nu&$;
带速允许偏差(%):5 XWYLa8Ef
使用年限(年):5 CyV(+KBe_
工作制度(班/日):2 7$|L%Sk
uJu#Vr:m
四. 设计内容 hWfC"0
1. 电动机的选择与运动参数计算; 2qe]1B;
2. 斜齿轮传动设计计算 V
jZx{1kCR
3. 轴的设计 {5J: ]{p
4. 滚动轴承的选择 rLJjK$_x
5. 键和连轴器的选择与校核; P=PVOt@
b
6. 装配图、零件图的绘制 bYB:Fe=2
7. 设计计算说明书的编写 xI,7ld~
Nc[[o>/Cb
五. 设计任务 MWn+e
1. 减速器总装配图一张 K %Qj<{)
2. 齿轮、轴零件图各一张 I>(-&YbC
3. 设计说明书一份 8D1+["&
k!=
jO#)Rd
六. 设计进度 vu=`s|R
1、 第一阶段:总体计算和传动件参数计算 3iv;4e ;
2、 第二阶段:轴与轴系零件的设计 bbAJ5EqL
3、 第三阶段:轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 jp viX#\S_
4、 第四阶段:装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 >cRE$d?
^:64(7
+-OnO7f
I%gDqfdL
M?m)<vMr*
2%gLq
d|RDx;rl8
i)mQ?Y#o
传动方案的拟定及说明 e!.r- v9
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。 5dem~YY5
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。 /IyCvo
\o=YsJ8U
GK\`8xWE
电动机的选择 3 V{&o,6
1.电动机类型和结构的选择 &I=F4 z
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。 @-H D9h
#oQDt'
2.电动机容量的选择 n1
kh8,
1) 工作机所需功率Pw siK:?A@4D
Pw=3.4kW -eSZpz p
2) 电动机的输出功率 -]e@FNL
Pd=Pw/η RY9h^q*
η= =0.904 'D<84|w:1
Pd=3.76kW 'X{J~fEI!
Gp5[H}8K
3.电动机转速的选择 SXx;-Ws
nd=(i1’•i2’…in’)nw 6}S1um4 F
初选为同步转速为1000r/min的电动机 ITf,
)?|]Y
|*[#Iii'
4.电动机型号的确定 cBz_L"5vr[
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。 _7qGo7bpN
<QZ X""
'awZ-$#
计算传动装置的运动和动力参数 vhot-rBN
传动装置的总传动比及其分配 )AoF-&,w
1.计算总传动比 +Oa+G.;)o4
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: Y*q_>kps"
i=nm/nw /C"?Y'
nw=38.4 9m:G8j'
i=25.14 6i.!C5YX]
=abBD
2.合理分配各级传动比 ]v6s](CE
由于减速箱是同轴式布置,所以i1=i2。 "? t@Y
因为i=25.14,取i=25,i1=i2=5 #mvOhu
速度偏差为0.5%<5%,所以可行。 bi 8Qbo4
各轴转速、输入功率、输入转矩 p:@JC sH=
项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮 \]gUX-
转速(r/min) 960 960 192 38.4 38.4 P]wCC`qi
功率(kW) 4 3.96 3.84 3.72 3.57 gHe%N?'
转矩(N•m) 39.8 39.4 191 925.2 888.4 0b~{l;
传动比 1 1 5 5 1 2\, h "W(
效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97 EXD Qr'"
q]r?s%x
传动件设计计算 %tC3@S
1. 选精度等级、材料及齿数 i!k5P".o^
1) 材料及热处理; 01;
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。 \~bx%VWW4
2) 精度等级选用7级精度; Pe<}kS
m 4
3) 试选小齿轮齿数z1=20,大齿轮齿数z2=100的; G"&yE.E5
4) 选取螺旋角。初选螺旋角β=14° j\9v1O!T
2.按齿面接触强度设计 uxsfQ%3`#
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 =n73bm
按式(10—21)试算,即 Vv J]*D+e
dt≥ Mu?hB{o1
1) 确定公式内的各计算数值 Fy'/8Yv#L
(1) 试选Kt=1.6 ="=Aac#n`
(2) 由图10-30选取区域系数ZH=2.433 zJ7=r#b
(3) 由表10-7选取尺宽系数φd=1 vbT,!
cEm
(4) 由图10-26查得εα1=0.75,εα2=0.87,则εα=εα1+εα2=1.62 h%yw'?s
(5) 由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8Mpa @%}4R`S0
(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; cm!|A)~
(7) 由式10-13计算应力循环次数 ,j|9Bs
N1=60n1jLh=60×192×1×(2×8×300×5)=3.32×10e8 Pk6l*+"r<
N2=N1/5=6.64×107 1P1"xT
3+`
<2TP
(8) 由图10-19查得接触疲劳寿命系数KHN1=0.95;KHN2=0.98 5^W},:3R
(9) 计算接触疲劳许用应力 JDA :)[;
取失效概率为1%,安全系数S=1,由式(10-12)得 JE$aYs<(TF
[σH]1==0.95×600MPa=570MPa L
dyTB@
[σH]2==0.98×550MPa=539MPa %/r}_V(UN
[σH]=[σH]1+[σH]2/2=554.5MPa '.8E_Jd0E
1tMs\e-
2) 计算 }&I^1BHZs
(1) 试算小齿轮分度圆直径d1t bw\a\/Dw
d1t≥ UNB'Xjp}@
= =67.85 M]JD(
f6d:5
X_
(2) 计算圆周速度 sMhUVc4
v= = =0.68m/s TDtS^(2A7K
N-g=_86C"
(3) 计算齿宽b及模数mnt +dIO+(&g
b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm >PD*)Uq&
mnt= = =3.39 O=Cz*j
h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm M],}.l
b/h=67.85/7.63=8.89 Gj%cU@2
![OKmy
(4) 计算纵向重合度εβ |z`kFil%
εβ= =0.318×1×tan14 =1.59 7@@,4_q E
(5) 计算载荷系数K j$TTLFK1
已知载荷平稳,所以取KA=1 jZX2)# a!
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, OE=]/([
故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42 jhN]1t/\X
由表10—13查得KFβ=1.36 (6*CORE
由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数 ygA~d9"
K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05 9ne13qVm+
O
DLRzk(
(6) 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径,由式(10—10a)得 3~mi
d1= = mm=73.6mm {d%% nK~
`qnNEJL,
(7) 计算模数mn DnZkZ;E/
mn = mm=3.74 y]veqa
3.按齿根弯曲强度设计 <+tSTc4>r
由式(10—17) 5/ee&sJR
mn≥ ,+gU^dc|hq
1) 确定计算参数 #nv =x&g
(1) 计算载荷系数 mT7B#^H
K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96 Hlr[x
z!<X{&
e
(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 S?M'JoYy
aB N^J_
(3) 计算当量齿数 v|&Nh?r
z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 ?Bdhn{_
z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47 Br,^4w[Hq
(4) 查取齿型系数 /ehmy(zL
由表10-5查得YFa1=2.724;Yfa2=2.172 p:GB"e9>H
(5) 查取应力校正系数 %ZajM
由表10-5查得Ysa1=1.569;Ysa2=1.798 VJeoO)<j
oVK3=m@{
xDU{I0M
(6) 计算[σF] !\DlX|
σF1=500Mpa d3nMeAI AO
σF2=380MPa X &z|im'd
KFN1=0.95 *" ("^_x\
KFN2=0.98 gyt[ZN_2
[σF1]=339.29Mpa %l#i9$s
[σF2]=266MPa /:YM{,]
(7) 计算大、小齿轮的 并加以比较 <yw6Om:n<
= =0.0126 4DYa~ =w
= =0.01468 R0l5"l*@+
大齿轮的数值大。 'nrXRDb
TspuZR@2
2) 设计计算 iE~][_%U
mn≥ =2.4 ~^{jfHTlv
mn=2.5 2+2Gl7" s
JjXuy7XQ
4.几何尺寸计算 cL]vJ`?Ih
1) 计算中心距 ?nLlZpZ2v
z1 =32.9,取z1=33 TQ{rg2_T
z2=165 *WHQ1geI8
a =255.07mm Mj
guH5Uy
a圆整后取255mm !>,\KxnM
7O=N78M
2) 按圆整后的中心距修正螺旋角 lhx"<kR4
β=arcos =13 55’50” kXfTNMb
m>H+noc^
3) 计算大、小齿轮的分度圆直径 Z8 X=Md8=
d1 =85.00mm Aa.eu=@I
d2 =425mm \I@hDMqv
GQ@`qYLZ+
4) 计算齿轮宽度 d3m!34ml
b=φdd1 PQkFzyk
b=85mm |2$wJ$I
B1=90mm,B2=85mm o4%H/|Oq.
a'[Ah2}3r<
5) 结构设计 WS!:w'rzr
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。 %`M IGi#
@d+NeS
轴的设计计算 R">-h;#
拟定输入轴齿轮为右旋 _uYidtxo=
II轴: qM$4c7'4P6
1.初步确定轴的最小直径 B"@3Q av3
d≥ = =34.2mm )g()b"Z
#>
2.求作用在齿轮上的受力 Yq$KYB j
Ft1= =899N 2ncD,@ij
Fr1=Ft =337N ^Uj\s /
Fa1=Fttanβ=223N; _5t~g_(1OK
Ft2=4494N uPmK:9]3R
Fr2=1685N yobcAV`
Fa2=1115N bPlqS+ai_
RjcU0$Hi
3.轴的结构设计 u/I|<NAC,
1) 拟定轴上零件的装配方案 ccdP}|9e
Z7="on4
i. I-II段轴用于安装轴承30307,故取直径为35mm。 ^n @dC?
ii. II-III段轴肩用于固定轴承,查手册得到直径为44mm。 ]FQO@y
iii. III-IV段为小齿轮,外径90mm。 Xxz_h*
iv. IV-V段分隔两齿轮,直径为55mm。 +E7Os|m
v. V-VI段安装大齿轮,直径为40mm。 f"{|c@%
vi. VI-VIII段安装套筒和轴承,直径为35mm。 K1gZ>FEY|N
(}#8$ )
2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 A"V($:>U
1. I-II段轴承宽度为22.75mm,所以长度为22.75mm。 "CX@a"
2. II-III段轴肩考虑到齿轮和箱体的间隙12mm,轴承和箱体的间隙4mm,所以长度为16mm。 InAx;2'A:
3. III-IV段为小齿轮,长度就等于小齿轮宽度90mm。 _s1pif
4. IV-V段用于隔开两个齿轮,长度为120mm。 Un~8N
5. V-VI段用于安装大齿轮,长度略小于齿轮的宽度,为83mm。 t1Zcr#b>
6. VI-VIII长度为44mm。 1GaM!OC 9
Mur)'
N4xCZb
6dNW2_
4. 求轴上的载荷 h:4Uv}Z
66 207.5 63.5 F=B[%4q`%
MzRliH8e
R [[
#r5q
mRNA ,*
x}tg/`.=z
Z]QpH<Z
>,9ah"K_x
j6JK4{
pef)c,U$
pkKcTY1Fx
jO5,PTV
"KiTjl`M,
1Mtm?3Pt
ROWI.|
s2X<b
`
DD?zbN0X
2}BQ=%E!'
Fr1=1418.5N ^E#i5d+'N
Fr2=603.5N C9FzTg/c
查得轴承30307的Y值为1.6
# h/#h\
Fd1=443N 9'5`0$,|^
Fd2=189N blk4@pg
因为两个齿轮旋向都是左旋。 QyEGK
故:Fa1=638N jR_o!n~5
Fa2=189N "C/X#y
TOx >Z
5.精确校核轴的疲劳强度 Jqp;8DV}
1) 判断危险截面 0XWhSrHM
由于截面IV处受的载荷较大,直径较小,所以判断为危险截面 n$u@v(I
]Uu :t
2) 截面IV右侧的 v\3
\n3[u
<Rb[0E$
截面上的转切应力为 $SbgdbX
Gpb<,v_3
由于轴选用40cr,调质处理,所以 9 \lSN5W
, , 。 |nMg.t`8
([2]P355表15-1) sA|!b.q
a) 综合系数的计算 *De}3-e1b
由 , 经直线插入,知道因轴肩而形成的理论应力集中为 , , 99YgQ Y]HO
([2]P38附表3-2经直线插入) t9\}!{<s
轴的材料敏感系数为 , , )s~szmJoVD
([2]P37附图3-1) $[xS>iuD
故有效应力集中系数为 LZI[5tA "
a`*Dq"9pV
>3qfo2K0
查得尺寸系数为 ,扭转尺寸系数为 , 9{cpxJ
([2]P37附图3-2)([2]P39附图3-3) )7jJ3G*
轴采用磨削加工,表面质量系数为 , 6>Z)w}x^
([2]P40附图3-4) 4/?@ %
轴表面未经强化处理,即 ,则综合系数值为 ;xQNa}"V
WZQ
EBXs
:AYhBhitC
b) 碳钢系数的确定 h0oe'Xov
碳钢的特性系数取为 , !zZ3F|+HB
c) 安全系数的计算 _g2"D[I%
轴的疲劳安全系数为 [q!/YL3%
t}wwRWo2?f
6BdK)s
f6])M)
故轴的选用安全。 U0ZPY )7k
=3dR-3
I轴: mFgrT
1.作用在齿轮上的力 @QO^3%b8
FH1=FH2=337/2=168.5 tu:W1?
Fv1=Fv2=889/2=444.5 hCPyCq]
A:4?Jd>
2.初步确定轴的最小直径 0CpE,gg
`Iqh\oY8-
BS|$-i5L
3.轴的结构设计 '',g}WvRwe
1) 确定轴上零件的装配方案 $e, N5/O
I&wJK'GM`
=1+/`w
2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 qx1+'
d) 由于联轴器一端连接电动机,另一端连接输入轴,所以该段直径尺寸受到电动机外伸轴直径尺寸的限制,选为25mm。 Ly q[gQjr
e) 考虑到联轴器的轴向定位可靠,定位轴肩高度应达2.5mm,所以该段直径选为30。 {l9g YA
f) 该段轴要安装轴承,考虑到轴肩要有2mm的圆角,则轴承选用30207型,即该段直径定为35mm。 E"zC6iYZ;
g) 该段轴要安装齿轮,考虑到轴肩要有2mm的圆角,经标准化,定为40mm。 :Xs3Vh,V
h) 为了齿轮轴向定位可靠,定位轴肩高度应达5mm,所以该段直径选为46mm。 yXT.]%)
i) 轴肩固定轴承,直径为42mm。 {HtW`r1)Tt
j) 该段轴要安装轴承,直径定为35mm。 TXS{=
2) 各段长度的确定 -A^o5s
各段长度的确定从左到右分述如下: odTa2$O
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。 W+I""I*mV
b) 该段为轴环,宽度不小于7mm,定为11mm。 @+7CfvM
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。 e81+as
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。 L _Xbca=
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。 v|R#[vtFd
f) 该段由联轴器孔长决定为42mm |)y-EBZe\"
&Lbh?C
s=>^ 8[0O
4.按弯扭合成应力校核轴的强度 sQmJ3 (:HO
W=62748N.mm RqKkB8g
T=39400N.mm L0;XzZS
45钢的强度极限为 ,又由于轴受的载荷为脉动的,所以 。 j;J`PH
-
VdCj%r>
~wQ M
?h
III轴 M=54xTh0Y
1.作用在齿轮上的力 NpH9},1i
FH1=FH2=4494/2=2247N :;jRAjq"
Fv1=Fv2=1685/2=842.5N kjF4c6v
TF?~vS%@P
2.初步确定轴的最小直径 K SJ Ko
-_M':
fRjp(m
3.轴的结构设计 >mj WC) U
1) 轴上零件的装配方案 #sE:xIR
y9U~4
`$MO;Fv,G
2) 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 K+|0~/0
I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII |j4p
直径 60 70 75 87 79 70 XZ<8M}Lg
长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25 b%].D(qBy
\c1>15
v0( _4U]/
8p#V4liE
(6i4N2
5.求轴上的载荷 =@D H hg
Mm=316767N.mm b!qlucAeE
T=925200N.mm _BoA&Ism
6. 弯扭校合 9&zQ5L>
LK<ZF=z]Z
Ya}}a
]*D~>q"#\
0J6* U[
滚动轴承的选择及计算 }:S}jo7
I轴: +LlAGg]Z
1.求两轴承受到的径向载荷 h0C>z2iH
5、 轴承30206的校核 )<$<9!L4x
1) 径向力 !AGoI7W}
8Vy/n^3)
U#%+FLX@w
2) 派生力 H`,t "I
, f?TS#jG4}
3) 轴向力 XePGOw))O
由于 , L)
UCVm
所以轴向力为 , n(.L=VuXn
4) 当量载荷 +1r><do;
由于 , , g>g*1oS
所以 , , , 。 89{`GKWX
由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 $&Z<4:Flc
nUK;M[
5) 轴承寿命的校核 %~M#3Ywa
{{AZW
[
~kS)
II轴: Y?-Ef
sK
6、 轴承30307的校核 PAH#yM2Ic
1) 径向力 4>/i,_&K K
LP/SblE
Sbeq%Iwm.
2) 派生力 4y!GFhMh
, ?J-D6;
3) 轴向力 "N)InPR-
由于 , -C8LM ls
所以轴向力为 , )@<HG$#
4) 当量载荷 $~\Tl:!#?
由于 , , ZG?e%
所以 , , , 。 d$8K,-M
由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 WXG0Z
9Q1w$t~Y
5) 轴承寿命的校核 ?O"zp65d(
WO6+r?0M2
etQS&YzC
III轴: +11 oVW
7、 轴承32214的校核 S]A[eUF~
1) 径向力 Qwp2h"t`
{1+meE
)\7Cp -E-W
2) 派生力 $M~`)UeV_
, 5bd4]1gj
3) 轴向力 -:~z,F
由于 , B1]FB|0's
所以轴向力为 , 1^ iLs
4) 当量载荷 /O`R9+;
由于 , , ]:m4~0^#-(
所以 , , , 。 DiZ;FHnaG?
由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 rV2>;FG
g4{0
5) 轴承寿命的校核 a54S,}|
@1U6sQ
G&`5o*).bb
键连接的选择及校核计算 R^]a<g,
eR/X9<
代号 直径 kWs:7jiiu
(mm) 工作长度 RRzLQ7J
(mm) 工作高度 *}_i[6_\E
(mm) 转矩 6q7jI
)l
(N•m) 极限应力 ;bL?uL
(MPa) 'Mhnu2d
高速轴 8×7×60(单头) 25 35 3.5 39.8 26.0 ;iJ}[HUo
12×8×80(单头) 40 68 4 39.8 7.32 qD/h/
中间轴 12×8×70(单头) 40 58 4 191 41.2 ;Wsl 'e/
低速轴 20×12×80(单头) 75 60 6 925.2 68.5 O;T)u4Q&3
18×11×110(单头) 60 107 5.5 925.2 52.4 _@VKWU$$
由于键采用静联接,冲击轻微,所以许用挤压应力为 ,所以上述键皆安全。
A7eYKo
q
uaxkGEXr
连轴器的选择 L X #.
由于弹性联轴器的诸多优点,所以考虑选用它。 \&U"7gSL
dj}P|v/;z
二、高速轴用联轴器的设计计算 $$*0bRfd4=
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 , K6@ %@v
计算转矩为 jS5K:yx<
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) lE*.9T
其主要参数如下: /Ao.b|mm
材料HT200 *OHjw;xm+
公称转矩 =#wE*6T9
轴孔直径 , AJ6O>Euq
@V+KL>Qw
轴孔长 , buWF6LFC
装配尺寸 +eop4 |Z
半联轴器厚 \lyHQ-gWhc
([1]P163表17-3)(GB4323-84) <l>L8{-3
L Z3=K`gj
三、第二个联轴器的设计计算 ?+$EPaC2
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 , c:s[vghH^#
计算转矩为 C\|HN=2eh
所以选用弹性柱销联轴器TL10(GB4323-84) };*&;GFe
其主要参数如下: =,08D^ xY
材料HT200 1KJ[&jS ]
公称转矩 Hl8\*#;C&>
轴孔直径 5"+;}E|q
轴孔长 , akwS;|SZ
装配尺寸 6^FUuj.
半联轴器厚 "L9pFz</
([1]P163表17-3)(GB4323-84) 9Z3Vf[n5\
SL<EZn0F9
rKl
Hq,NOP
减速器附件的选择 'o7V6KG
通气器 NI C.c3
由于在室内使用,选通气器(一次过滤),采用M18×1.5 wB<