目 录 h qxe
.|rpj&>g
设计任务书……………………………………………………1 BeVQ[
传动方案的拟定及说明………………………………………4 ^
sz4rk
电动机的选择…………………………………………………4 p_}OtS;
计算传动装置的运动和动力参数……………………………5 8'f:7KF
传动件的设计计算……………………………………………5 f6z[k_lLN
轴的设计计算…………………………………………………8 rSa3u*xB
滚动轴承的选择及计算………………………………………14 EJRwyF5LK
键联接的选择及校核计算……………………………………16 toP7b
连轴器的选择…………………………………………………16 Z*oGVr
g
减速器附件的选择……………………………………………17 3n,F5?!m
润滑与密封……………………………………………………18 VbZZ=q=Kd
设计小结………………………………………………………18 ,H|V\\
参考资料目录…………………………………………………18 H_jMl$f)j
1c\$ziB
机械设计课程设计任务书 khyVuWN
题目:设计一用于带式运输机传动装置中的同轴式二级圆柱齿轮减速器 `?La
一. 总体布置简图 >`t
|a
UGAP$_j
]P
:V >Z|?[*H
uRp-yu[nt%
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 9]|cs
uu'~[SZlL
二. 工作情况: UD.$C
载荷平稳、单向旋转 zEa3a
k/*r2 C
三. 原始数据 o8Tt|Lxb$8
鼓轮的扭矩T(N•m):850 vQ
5
p
鼓轮的直径D(mm):350 8?ZK^+]y
运输带速度V(m/s):0.7 3 p")
带速允许偏差(%):5 yQ h":"$k
使用年限(年):5 l.FkX
工作制度(班/日):2 9CxU:;3
[X;yJ $
四. 设计内容 'w&,3@Z
1. 电动机的选择与运动参数计算; `rQA9;Tn2
2. 斜齿轮传动设计计算 n)[{nkS6[
3. 轴的设计 Sl{]Z,
4. 滚动轴承的选择 `2}Mz9mk
5. 键和连轴器的选择与校核; !hEtUF
6. 装配图、零件图的绘制 EdLbVrN,
7. 设计计算说明书的编写 kWF, *@.B
MsfY|(/m
五. 设计任务 <kp?*xV]]
1. 减速器总装配图一张 Lxs
2. 齿轮、轴零件图各一张 L%Me
wU0TZ
3. 设计说明书一份 ;QS-a
/u5MAl.<[
六. 设计进度 fgq#Oi}
1、 第一阶段:总体计算和传动件参数计算 L_Ff*
2、 第二阶段:轴与轴系零件的设计 O*X]oX
3、 第三阶段:轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 '
FF@I^O
4、 第四阶段:装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 3N[t2Y1r
R>yoMk/u
,A4v|]kq]
>6KuZ_
GMr jZ
DFcgUEq
}f/ 1
t*iKkV^aE
传动方案的拟定及说明 xhWWl(r`5
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。 "sdzm%
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。 V+(1U|@~
wa5wkuS)ld
pxDkf|*
电动机的选择 59 R;n.Q
1.电动机类型和结构的选择 `8/K+ e`
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。 0NL~2Qf_4
N8#wQ*MM>
2.电动机容量的选择 ~+
Mp+gE
1) 工作机所需功率Pw 'pa[z5{k+
Pw=3.4kW eVGO6 2|!
2) 电动机的输出功率 )[oegfnn-
Pd=Pw/η &@<Z7))
η= =0.904 jJml[iC
Pd=3.76kW NO+.n)etGb
aA7}>
3.电动机转速的选择 db -h=L|
nd=(i1’•i2’…in’)nw hSr2<?yk
初选为同步转速为1000r/min的电动机 m<}>'DT
G)t_;iNL|
4.电动机型号的确定 r$T\@oTL
由表20-1查出电动机型号为Y132M1-6,其额定功率为4kW,满载转速960r/min。基本符合题目所需的要求。 V"K-aO&
n@[_lNa4GD
>pdWR1ox
计算传动装置的运动和动力参数 ]{^'{ z$i
传动装置的总传动比及其分配 ?71?Vd
1.计算总传动比 l1HMH?0|
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: xq$(=WPI
i=nm/nw tpPP5C{
nw=38.4 $lVR6|n
i=25.14 w`KqB(36
4&N#d;ErC
2.合理分配各级传动比 PDQEI55
由于减速箱是同轴式布置,所以i1=i2。 kD;1+lNz
因为i=25.14,取i=25,i1=i2=5 Bie#GKc
速度偏差为0.5%<5%,所以可行。 H{M7_1T
各轴转速、输入功率、输入转矩 `xv2,Z9<
项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮 >-oB%T
转速(r/min) 960 960 192 38.4 38.4 x$hhH=
功率(kW) 4 3.96 3.84 3.72 3.57 #!?jxfsFa
转矩(N•m) 39.8 39.4 191 925.2 888.4 2S,N9(7
传动比 1 1 5 5 1 +{#65z
效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97 !$n@-
] MP*5U>;
传动件设计计算 7XzhKA6
1. 选精度等级、材料及齿数 O"^3,-
1) 材料及热处理; G`D rY;
选择小齿轮材料为40Cr(调质),硬度为280HBS,大齿轮材料为45钢(调质),硬度为240HBS,二者材料硬度差为40HBS。 @I"&k!e<2
2) 精度等级选用7级精度; _nwsIjsW
3) 试选小齿轮齿数z1=20,大齿轮齿数z2=100的; ]w,:T/Z}
4) 选取螺旋角。初选螺旋角β=14° }Wlm#t
2.按齿面接触强度设计 QQI,$HId
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 Fc&3tw"g
按式(10—21)试算,即 qTZ\;[CrP"
dt≥ Ms=5*_J2Jk
1) 确定公式内的各计算数值 =M6Ph%
(1) 试选Kt=1.6 ]y0bgKTK
(2) 由图10-30选取区域系数ZH=2.433 ,ArHS
(3) 由表10-7选取尺宽系数φd=1 u*}ltR~/
(4) 由图10-26查得εα1=0.75,εα2=0.87,则εα=εα1+εα2=1.62 TW?_fse*[
(5) 由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8Mpa baQORU=X
(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; \+M6R<Qw
(7) 由式10-13计算应力循环次数 Xfc+0$U@
N1=60n1jLh=60×192×1×(2×8×300×5)=3.32×10e8 6.Jvqn
N2=N1/5=6.64×107 /PZx['g
HOaNhJ{7D
(8) 由图10-19查得接触疲劳寿命系数KHN1=0.95;KHN2=0.98 +$}3=n34)
(9) 计算接触疲劳许用应力 5bB\i79$
取失效概率为1%,安全系数S=1,由式(10-12)得 <uYrYqN
[σH]1==0.95×600MPa=570MPa r1axC%
[σH]2==0.98×550MPa=539MPa ^r=Wj@`
[σH]=[σH]1+[σH]2/2=554.5MPa pKtN$Fd
Y1Q240
2) 计算 hv0bs8h
(1) 试算小齿轮分度圆直径d1t nnOgmI7
d1t≥ ,B~5;/|
= =67.85 :
E`78
n!-]f.=P
(2) 计算圆周速度 *z'v
v= = =0.68m/s J Bgq2
T09 5]*Hm
(3) 计算齿宽b及模数mnt %lk^(@+ T
b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm ,&~-Sq)~
mnt= = =3.39 mv,5Q6!
h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm {^D; ($lm
b/h=67.85/7.63=8.89 Qz"+M+~%&
R-Ys<;
(4) 计算纵向重合度εβ GaCRo7
εβ= =0.318×1×tan14 =1.59 s\zY^(v4
(5) 计算载荷系数K Cnr=1E=
已知载荷平稳,所以取KA=1 <z#.J]
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, gvFJ~lL
故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42 BOOb{kcg
由表10—13查得KFβ=1.36 }a!ny
由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数 %4wEAi$I
K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05 0q28Ulv9
q`'m:{8
(6) 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径,由式(10—10a)得 Gf
+>AjU'
d1= = mm=73.6mm KE.O>M,I.
fig~z=m
(7) 计算模数mn 3$?nzKTW\
mn = mm=3.74 -%Rw2@vU
3.按齿根弯曲强度设计 6B|OKwL
由式(10—17) o~<jayqU
mn≥ &OlX CxH
1) 确定计算参数 R;w$_1
(1) 计算载荷系数 ^F'~|zc"C
K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96
7 }I';>QH
:>}7^1I
(2) 根据纵向重合度εβ=0.318φdz1tanβ=1.59,从图10-28查得螺旋角影响系数 Yβ=0。88 6oa>\PDy
1Ys)b[:
(3) 计算当量齿数 (*M0'5
z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 sib/~j
z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47 7'OR;b$
(4) 查取齿型系数 7+88o:G9
由表10-5查得YFa1=2.724;Yfa2=2.172 h<V,0sZ&:
(5) 查取应力校正系数 ]x).C[^
由表10-5查得Ysa1=1.569;Ysa2=1.798 Zor!hc0<
@~Ys*]4UE
a"i(.(9$J
(6) 计算[σF] RH{+8?0
σF1=500Mpa QLU <%w:B
σF2=380MPa !?R#e`}
KFN1=0.95 .820~b0
KFN2=0.98 TMD\=8Na
[σF1]=339.29Mpa # >I_
[σF2]=266MPa a x)J!I18
(7) 计算大、小齿轮的 并加以比较 M@l |n
= =0.0126 ,na}' A@a`
= =0.01468 MQDLC7Y.p5
大齿轮的数值大。 ,{\Ae"{6
fs yVu|G
2) 设计计算 7IFZK\V
mn≥ =2.4 "Bv V89
mn=2.5 fN@ZJ~F%j
\[qxOZ{
4.几何尺寸计算 ~+d{:WY
1) 计算中心距 #eN2{G=4+
z1 =32.9,取z1=33 "uP*pR^
z2=165 ]8R@2L3s
a =255.07mm tAo$;|
a圆整后取255mm 1ni72iz\
p s?su`
2) 按圆整后的中心距修正螺旋角 m]*a;a'}#
β=arcos =13 55’50” &^K(9"
#'},/Lm@
3) 计算大、小齿轮的分度圆直径 =>lX brJ
d1 =85.00mm P3YM4&6XA
d2 =425mm 4s~X
3Z`"k2k
4) 计算齿轮宽度 S(U9Dlyarg
b=φdd1 j'Jb+@W?
b=85mm N34-z|"q
B1=90mm,B2=85mm WVsj
~NPhVlT
5) 结构设计 e v0>j4Q
以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于160mm,而又小于500mm,故以选用腹板式为宜。其他有关尺寸参看大齿轮零件图。 IA&V?{OE@I
qdy(C^(fa
轴的设计计算 YM#MfL#
拟定输入轴齿轮为右旋 *59|
II轴: `1n^~
1.初步确定轴的最小直径 Z m%,L$F*L
d≥ = =34.2mm gvc/Z <Y
2.求作用在齿轮上的受力 d>mT+{3
Ft1= =899N oH&@F@r:+
Fr1=Ft =337N l53Q"ajG
Fa1=Fttanβ=223N; 94et ]u%7
Ft2=4494N \2=I//YF
Fr2=1685N DA iS|x
Fa2=1115N sV-PR]
? %8%1d
3.轴的结构设计 TBrwir
1) 拟定轴上零件的装配方案 _yJz:pa
Z*f%R\u
i. I-II段轴用于安装轴承30307,故取直径为35mm。 k0N>J8y
ii. II-III段轴肩用于固定轴承,查手册得到直径为44mm。 QcX\z\'vg
iii. III-IV段为小齿轮,外径90mm。 qy.$5-e:[9
iv. IV-V段分隔两齿轮,直径为55mm。 ra6\+M~}e
v. V-VI段安装大齿轮,直径为40mm。 jUKMDlH
vi. VI-VIII段安装套筒和轴承,直径为35mm。 yGNpx3H
2HSFMgy
2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 x7<NaMK\
1. I-II段轴承宽度为22.75mm,所以长度为22.75mm。 ]T|$nwQ
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。 ]Jm\k'u[
3. III-IV段为小齿轮,长度就等于小齿轮宽度90mm。 gE$Uv*Gj
4. IV-V段用于隔开两个齿轮,长度为120mm。 4eB oR%2o
5. V-VI段用于安装大齿轮,长度略小于齿轮的宽度,为83mm。 pnE]B0e
6. VI-VIII长度为44mm。 KM)f~^
0G-obHe0
#]5KWXC'~
jIr\.i
4. 求轴上的载荷 ~]RfOpq^w
66 207.5 63.5 `p9N| V
n{<}<SVY
WEX7=^k9
"adic?5
*P9" 1K+
mD.6cV
3Mm_xYDud
OI6Mx$
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b/qK/O8J
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I}o}
#OJ
Z2yO /$<
)-1e}VF(U
qD\9h`a
4U}J?EB?K
6,jCO@!
Fr1=1418.5N %{4U\4d@'
Fr2=603.5N 4Eu'_>"a
查得轴承30307的Y值为1.6 Q|{b8K
Fd1=443N "=
%"@"<)
Fd2=189N gg rYf*
因为两个齿轮旋向都是左旋。 {wA8!5Gu
故:Fa1=638N =O"]e/CfO
Fa2=189N lEwQj[ k
[^ r8P:Ad
5.精确校核轴的疲劳强度 [t3 Kgjt
1) 判断危险截面 "ldd&><
由于截面IV处受的载荷较大,直径较小,所以判断为危险截面 (pv}>1
b?KdR5
2) 截面IV右侧的 /3rNX}tOMH
HBvyX`-
截面上的转切应力为 BF2U$-k4
k ZF<~U
由于轴选用40cr,调质处理,所以 Rh)XYCM
, , 。 @$^4Av-
([2]P355表15-1) L5zCL0j`
a) 综合系数的计算 N0^SWA|S
由 , 经直线插入,知道因轴肩而形成的理论应力集中为 , , 4FZR }e\
([2]P38附表3-2经直线插入) J;>~PXB
轴的材料敏感系数为 , , 9M7P|Q
([2]P37附图3-1) Cj4Y, N
故有效应力集中系数为 ko[d axUB
<yEApWd;
WHv6E!^\_
查得尺寸系数为 ,扭转尺寸系数为 , _+aR|AEC
([2]P37附图3-2)([2]P39附图3-3) hGrX,.zj
轴采用磨削加工,表面质量系数为 , v'?o#_La+
([2]P40附图3-4) #"!ga)a%L
轴表面未经强化处理,即 ,则综合系数值为 ?t6wozib2
Y7g%nz[[
;qUB[Kw
b) 碳钢系数的确定 3b0|7@_E
碳钢的特性系数取为 , `i(b%$|^&Z
c) 安全系数的计算 vxk0@k_
轴的疲劳安全系数为 2bw), W
p6BDhT(RS
0U*f"5F
8N"WKBj|_d
故轴的选用安全。 =8tK]lb
1,OkuyXy!>
I轴: %>9L}OAm
1.作用在齿轮上的力 {.e+?V2>_
FH1=FH2=337/2=168.5 |XG&[TI- "
Fv1=Fv2=889/2=444.5 x`C"Z7t
s#a`e]#?
2.初步确定轴的最小直径 3 V ^5 4_
4[kyzz x
u8>aO>(bVg
3.轴的结构设计 y>E:]#F
1) 确定轴上零件的装配方案 n CX{tqy
YRBJ(v"9
'-N5F
2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 A_E2v{*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。 1twpOZ>
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。 -eh .Tk
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。 S},Cz
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。 ^J hs/HV
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。 k\SqDmv
i) 轴肩固定轴承,直径为42mm。 rA?<\*
j) 该段轴要安装轴承,直径定为35mm。 x;bA\b
2) 各段长度的确定 pT~3<
,
各段长度的确定从左到右分述如下: =$y J66e
a) 该段轴安装轴承和挡油盘,轴承宽18.25mm,该段长度定为18.25mm。 Vrlqje_Q
b) 该段为轴环,宽度不小于7mm,定为11mm。 F|m &n&
c) 该段安装齿轮,要求长度要比轮毂短2mm,齿轮宽为90mm,定为88mm。 rf@47H
d) 该段综合考虑齿轮与箱体内壁的距离取13.5mm、轴承与箱体内壁距离取4mm(采用油润滑),轴承宽18.25mm,定为41.25mm。 w{L9-o3A
e) 该段综合考虑箱体突缘厚度、调整垫片厚度、端盖厚度及联轴器安装尺寸,定为57mm。 McS]aJfrk
f) 该段由联轴器孔长决定为42mm /E\04Bs
C%E~9_w
wnQy
4.按弯扭合成应力校核轴的强度 JtMl/h
W=62748N.mm NhNd+SCZ@
T=39400N.mm *!
:j$n;
45钢的强度极限为 ,又由于轴受的载荷为脉动的,所以 。 J[Mj8ee#
Y-1K'VhT
,aS+RJNM
III轴 "mE/t (
1.作用在齿轮上的力 CFW Hih
FH1=FH2=4494/2=2247N 4 Cd5-I
Fv1=Fv2=1685/2=842.5N `~VL&o1>
3[_WTwX0
2.初步确定轴的最小直径 @oH\r-jsgu
QbSLSMoL
(X5y%~;V5a
3.轴的结构设计 Wvu1?
1) 轴上零件的装配方案 @f|~$$k=
(
[a$Z2m
q&?hwX
Z7
2) 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 G;wh).jG5
I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII
)
] Ro
直径 60 70 75 87 79 70 G~u$BV'
长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25 _!,2"dS
;3& wO~lW
>)*d/ ^
|unvDXx-
*5s*-^'#!
5.求轴上的载荷 ]:2Ro:4Yv
Mm=316767N.mm baTd;`Pn
T=925200N.mm "x;FE<I
6. 弯扭校合 bk=;=K
SQU@JKi;g
1uKIO{d@
Ho(}_Q&
m;xa}b{(i
滚动轴承的选择及计算 A-L)2.M
I轴: (gvnIoDl0
1.求两轴承受到的径向载荷 Glx{Zu=
5、 轴承30206的校核 iI'ib-d
1) 径向力 jjEu
bcuUej:
Z]2z*XD
2) 派生力 $K\e
Pfk
, G[>CBh5
3) 轴向力 L$!2<eK
由于 , @J6r;4|&
所以轴向力为 , kt_O=
4) 当量载荷 I(&N2L$-
由于 , , %1GKN|7
所以 , , , 。 >Q"3dw
由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 ,+v(?5[6
KkzG#'I1
5) 轴承寿命的校核 \0;w7tdo
z,dFDl$
In:V.'D/>t
II轴: fn7?g
6、 轴承30307的校核 4/3w
*
1) 径向力 YaQ5Z-c
8~.8"gQ
>bhF{*t#;y
2) 派生力 vF@|cTRR)
, g.;2N 9
3) 轴向力 &ns??:\+T
由于 , N;}X$b5Y @
所以轴向力为 , >OjK0jiPf
4) 当量载荷 ?l
@=}WN
由于 , , zt|1tU:
所以 , , , 。 #1}%=nAsi
由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 ^aJ]|*m
vGJw/ij'X
5) 轴承寿命的校核 +m~3InWq
e_rEu'[av
{Ngut
III轴: 4 s9^%K\8{
7、 轴承32214的校核 e&[~}f?
1) 径向力 |L}tAS`8
|VyN>&r~6
CSWA/#&8>
2) 派生力 wJgGw5
, ehe#"exCB
3) 轴向力 E2.!|u2
由于 , (otD4VR_
所以轴向力为 , md\Vw?PkU
4) 当量载荷 4@ny%_/
由于 , , C4dCaiX
所以 , , , 。 nS.qK/.s
由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 $Grk{]nT
qI74a F
5) 轴承寿命的校核 1[a#blL6W
81I9xqvSd~
\l5G
键连接的选择及校核计算 8yZs>Og?
3_i29ghv
代号 直径 {=3'H?$
(mm) 工作长度 Ne1W!0YLK
(mm) 工作高度 r=RiuxxTq
(mm) 转矩 brqmi<*9"[
(N•m) 极限应力 =6fJUy^M\
(MPa) *J4\KU
高速轴 8×7×60(单头) 25 35 3.5 39.8 26.0 bi-z%!Z
12×8×80(单头) 40 68 4 39.8 7.32 t|UM2h
中间轴 12×8×70(单头) 40 58 4 191 41.2 cvtn,Ml6
低速轴 20×12×80(单头) 75 60 6 925.2 68.5 zE}ry!{
18×11×110(单头) 60 107 5.5 925.2 52.4 {e[~1]j3
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。 9r8bSV3`
6s!=de
连轴器的选择 9:E.Iy
由于弹性联轴器的诸多优点,所以考虑选用它。 6mIRa(6V
J/Ch
/Sa
二、高速轴用联轴器的设计计算 Jep/%cT$w
由于装置用于运输机,原动机为电动机,所以工作情况系数为 , W<~u0AyO
3
计算转矩为 .=Uu{F
所以考虑选用弹性柱销联轴器TL4(GB4323-84),但由于联轴器一端与电动机相连,其孔径受电动机外伸轴径限制,所以选用TL5(GB4323-84) bK!uR&i^l
其主要参数如下: 4C;"4''L
材料HT200 @'J[T: e
公称转矩 ob[G3rfd@Z
轴孔直径 , %~lTQCPE
^'b\OUty-
轴孔长 , IG:CWPU
装配尺寸 yOk]RB<'r
半联轴器厚 |B\76Nk
([1]P163表17-3)(GB4323-84)
SmAF+d
ExOSHKU,e
三、第二个联轴器的设计计算 @.QuIm8,
由于装置用于运输机,原动机为电动机,所以工作情况系数为 , k/Ao?R=@gI
计算转矩为 Jb7^'P
所以选用弹性柱销联轴器TL10(GB4323-84) W#x~x| (c
其主要参数如下: "Z-YZ>2
材料HT200 @<
0c
公称转矩 ' |yBz1uL
轴孔直径 P@Pe5H"o
轴孔长 , Te>m9Pav
装配尺寸 0A75)T=lQ
半联轴器厚 `2G%&R,k"D
([1]P163表17-3)(GB4323-84) ?y~"\iP
'@5"p.
&w^:nVgl
0y;1Dk!
减速器附件的选择 x^ Y sXzu
通气器 (~#-J7
由于在室内使用,选通气器(一次过滤),采用M18×1.5 aSfAu!j)
油面指示器 @@6c{r^P
选用游标尺M16 u&o<>d;)
起吊装置 <7MxI@\
采用箱盖吊耳、箱座吊耳 ~=$d>ZNQ
放油螺塞 ,e*WJh8k[
选用外六角油塞及垫片M16×1.5 *i,A(f'e4X
Z4T{CwD`D
润滑与密封 A] f^9F@
一、齿轮的润滑 p$XvVzW#<
采用浸油润滑,由于低速级周向速度为,所以浸油高度约为六分之一大齿轮半径,取为35mm。 .DhB4v&
,Q+.kAh !G
二、滚动轴承的润滑 9u_D@A"aC`
由于轴承周向速度为,所以宜开设油沟、飞溅润滑。 }FkF1?C
*UdP1?Y
三、润滑油的选择 cB 1NN<
齿轮与轴承用同种润滑油较为便利,考虑到该装置用于小型设备,选用L-AN15润滑油。 QM=Y}
}I~)o!N%7
四、密封方法的选取 ?T>)7Y)
选用凸缘式端盖易于调整,采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。 *HQ>tvUh
密封圈型号按所装配轴的直径确定为(F)B25-42-7-ACM,(F)B70-90-10-ACM。 D+4$l+\u
轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。 3?wL)6Uj8J
lnrs4s Km
Y\9zjewc
)!=X?fz,O
设计小结 *7yrm&@nG
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。 `_pVwa<@w
kSjvY&n%
参考资料目录 O|&SL03Z8
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207h$a,
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