一级减速器设计说明书
机械设计课程设计 说明书
题 系
目: 别:
一级圆锥齿轮减速器
专业班级: 学 号:
学生姓名: 指导教师: 时 间:
计算过程及说明
结果
机械设计任务书 一、设计任务书
单级圆锥齿轮减速器
(1) 原始数据: 牵引力 F=1.908N 传送速度 V=1.056m/s 链轮直径 D=130mm (2) 设计任务要求: 1) 减速器装配图纸一张(1号图纸) 2) 轴、齿轮零件图纸各一张(3号图纸) 3)设计说明书一份
二、传动系统总体设计
(一)传动系统拟定方案
-2-
计算过程及说明
(二)电动机的选择
1、 选择电动机类型 按工作要求和工作条件选用 Y 型系列三相鼠笼型异步电动机,其结构为全封闭自扇冷 式结构,电压为 380V。 2、 选择电动机的容量 工作机的有效功率为:
P W = FV=2.00 KW
从电动机到工作机输送带间的总效率为:
2 1 23 4
式中1 、2 、3 、4 、别为带传动、齿轮、轴承、链传动效率。查文献【1】中表 9.1 可知,1 0.96 、2 0.97 、 3 0.98 、4 0.96 则:
0.96 0.97 0.982 0.96 0.859
所以电动机所需工作功率为:
pd
3、 确定电动机转速 输出轴转速:
pw
2.00 /0.859 =2.33 KW
nw 60000 V / D =70.00 m/s
锥齿单级传动比 i
2 ~ 3 ,V 带传动比 i 带 2 ~ 4 ,链传动比 i 链 2 ~ 4 ,所以电
'
动机转速的可选范围为: nd i
nw 8 ~ 48 701 560 ~ 3360 r
min 1000 r 、 min 1500 r 、
min
、3000 r
符合这一范围转速的电动机只有:750 r 三种,选用同步转速为 1000 r
min
min
min
的电动机。
根据电动机的类型、容量和转速,查文献【1】表 15.1 可知:选用 Y132S-6,额定功率 3kw 型电动机。
-3-
表 1—1 Y112M-6 型电动机主要参数 电动机 型号 Y132S -6 额定功 率/KW 满载转速/ (r 启动 转矩 额定 转矩 2.0 最大 转矩 额定 转矩 2.0
min
960
)
3
(三)计算传动装置的总传动比 i 并分配传动比
1、总传动比 i
i
2、分配传动比
nm 960 /70.00 =13.71 nw
i i i
i
考虑润滑条件,为使圆锥齿轮和带轮平稳传动,取锥齿轮传动比 iII 2.5 ,链传动比
i III
i 13.71 2.19 i 2.5 ,故带传动比为 i i III 2.5 2.5
-4-
(四)计算传动装置各轴的运动和动力参数
1、各轴的转速 电机轴
n m 960 r
min
Ⅰ轴
n
nm 960 /2.19 =437.50 r min i nI 437.50 /2.50 =175.00 r min i n II 175.00 /2.50 =70.00 r min i III
Ⅱ轴
n
III 轴
n III
2、各轴的输入功率 Ⅰ轴 Ⅱ轴 III 轴 3、各轴的输入转矩 Ⅰ轴
p pd 1 2.33 0.96 =2.24 kw
p p 2
3 2.24 0.97 0.98 =2.13 kw
pIII pII 3 4 2.13 0.96 0.98 =2.00 kw
T1 9550
p1 48.82 n1
Ⅱ轴 T 2 9550
p II 116.01 n II p III 272.86 n III
III 轴 T 3 9550
将上述计算结果汇总于表 1—3,以备查用。
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表 1—3 传动装置的运动和动力参数
功 率 P ( 转矩 T
转速 n
(r min )
轴名
( N m)
kw
) Ⅰ轴 Ⅱ轴 III 轴 2.24 2.13 2.00 48.82 116.01 272.86 437.50 175.00 70.00
三、传动件系统总体设计
(一)V 带传动设计
1、确定计算功率 P ca 查文献【2】表 8-7 得工作情况系数 K A 1.2 ,
Pc 1.2Pd 1.2 2.33 =2.35 KW
2、选择 V 带的带型
r 根据 P ca , n m 960
min
由文献【2】图 8-11 选用 A 型。
3、确定带轮的基准直径 dd 并验算带速 v 1) 初选小带轮基准直径 d d 1 。查文献【 2 】表 8-6 和 8-8 ,取小带轮的直径为
d d 1 100mm 。
2) 因5m 3) 验算带速 v 。v
d d 1n1
60 1000
100 960 m
60 1000
s
5.02 m
s
s
v 30 m ,故带速合适。 s
计算大带轮的基准直径
d d 2 id d 1 2.19 100mm 219mm
根据文献【2】表 8-8,圆整为 220mm。
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4、确定 V 带中心距 a 和基准长度 Ld 1)根据文献【2】 (8-20)式,
0.7 dd1 dd 2 a 2 dd1 dd 2
0.7 100 220 a 2 100 220
224 a 640
初定中心距: a0 500mm 。 2)由文献【2】 (8-22)式计算所需的基准长度
Ld 0 2a0
2
dd1 dd 2
d dd1 d2
4a0
2
2 220 100 = 2 500 100 220 mm 1549mm 2 4 220
根据文献【2】表 8-2 选带基准长度 Ld 1600mm 。 3)按文献【2】式(8-23)计算实际中心距 a
Ld Ld 0 1600 1549 (500 )mm 525.5mm 2 2 中心距的变化范围为 501.5mm 573.5mm a a0
5、验算小带轮的包角 1
1 1800 d d 2 d d 1
6、计算带的根数 z
57.30 57.30 1800 220 100 163.60 900 满足要求 a 525.5
1)单根 V 带的额定功率 pr 。 由 d d 1 100mm 和 n m 960 r 根据 n m 960 r
min
查文献【2】表 8- 4 a 得 p0 0.9576KW
min
, i 2.47 和 A 型带,查文献【2】表 8- 4b 得 p0 0.1116KW
查文献【2】表 8-5 得 K 0.957 ,查文献【2】表 8-2 得 K L 1.99 ,于是
pr p0 p0 K K L 0.9576 0.1116 0.957 1.99KW 2.01KW
2)计算 V 带根数 z
-7-
z
pca 2.82 1.4 p r 2.01
故取 2 根。
7、计算单根 V 带的初拉力的最小值 F0 min 由表 8-3 得 A 型带的单位长度质量为 q 0.1
kg
m
,所以
F0 min 400
2.5 K Pca qv 2 400 2.5 0.957 1.293 0.1 5.22 N
K
zv 0.957 2 5.2
149.7N
应试带的实际初拉力 F0 (F0 )min 8、计算压轴力 Fp 最小压轴力为
Fp
min
2 z F0 min sin
1
2
2 2 149.7 sin
163.60 N 1185 N 2
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(二)锥齿轮设计
1、选定齿轮精度等级、材料及齿数 (1)由系统所示的传动方案,选用直齿圆锥齿轮传动。 (2)材料的选择。按文献【2】表 10-1 选择小齿轮材料 40Gr(调质) ,硬度为 280HBS, 大齿轮材料 45 钢(调质) ,硬度为 240HBS。 (3)选择小齿轮的齿数 z1 20 ,大齿轮的齿数 z2 2.5 20 50 。 2、按齿面接触疲劳强度计算 按文献【2】(10-26)式
zE d1 2.92 3 2 R 1 0.5R u H KT1
(1)确定公式内的各计算值。 1)初选载荷系数 2)小齿轮的传递的转矩
2
Kt 1.3
T1 48.82 NM
3)选取齿宽系数
R 通常在 0.25~0.35 之间
取
R 0.3
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4)查文献【2】表 10-6,弹性影响系数 Z E 189.8MPa
1 2
5)查文献【2】图 10-21d 可知小齿轮接触疲劳强度极限 Hlm1 600MPa ,大齿轮接触 疲劳强度极限 Hlm2 550MPa 6)按文献【2】式 10-13 计算应力循环次数
N 1 60n1 jLh 60 437.51 16 300 10 1.26 109
N2 1.26 109 5.74 108 2.5
7)查文献【2】图 10-19 取接触疲劳寿命系数 K HN 1 0.95 , K HN 2 1.06 8)计算接触疲劳许用应力 取实效率为 1%,安全系数 s 1 。由文献【2】
H 1 H 2
(2)计算
Hlm1 K HN 1
S K Hlm 2 HN 2 S
0.95 600 MPa 570MPa 1 1.06 550 MPa 583MPa 1
1)试算小齿轮的分度圆直径 d1t ,代入 H 较小值。
2 zE 1.3 4.882 104 189.8 3 3 d1t 2.92 mm 63mm 2 2.92 0.3 1 0.5 0.32 2.5 570 R 1 0.5R u H
KT1
2
2)计算圆周速度 v
v
d 1t n1
60 1000
63 437.5
60 1000
1.24 m
s
3)计算齿宽 b
R d1 b R d 1
b u2 1 , R R 2
u 2 1 2.52 1 0.3 63 mm 26.974mm 2 2
4)计算模数 m 和齿高 h
mt
d 1t 63 3.15mm z 1 20
h 2.25mt 2.25 3.15mm 7.09mm
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5)计算载荷系数 根据v 1.24 m
s
及 7 级精度, 查文献【2】图 10-8 得
KV 1.02 ,
查文献【2】表 10-2 得 使用系数 K A =1.25,齿间载荷分配系数 K H 1.0 , 按表 10-9,查 K H be 1.25 ,则齿向载荷分配系数
KH 1.5KH be 1.5 1.25 1.875
由 K K A KV K K 可得: K 1.25 1.02 1.0 1.875 2.39 6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径,由文献【2】可得
d 1 d 1t
7)模数 m
3
K 2.39 63 3 76mm Kt 1.
3
m d1 76 3.8mm z1 20
YFaYSa
3、按齿根弯曲强度计算
m
3
R 1 0.5R z
2
4 KT1
2 1
u 1 F
2
(1)确定公式内的各计算值 1)查文献【2】图 10-20c 小齿轮的弯曲疲劳强度极限 FE1 500MPa , 大齿轮的弯曲疲劳强度极限 FE 2 380MPa 。 2)查文献【2】图 10-18 弯曲疲劳寿命系数 K FN1 0.88 , K FN 2 0.9 , 3)计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 S 1.4 ,由文献【2】式 10-12 得
F 1 F 2
FE1 K FN 1
S K FE 2 FN 2 S
500 0.88 314.29MPa 1.4 380 0.9 244.29MPa 1.4
4)计算载荷系数 K F 1.0 , KV 1.02 , K A =1.0, KH KF 1.875
K K A KV K F K F 1.25 1.02 1.0 1.875 2.39
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5)锥齿的当量齿数 zv 由文献【2】公式 u cot 1 tan 2 , zv
z cos
zv1
50 20 134.6 ,取 135。 21.54 ,取 22 ; zv 2 cos 68.2o cos 1
6)查文献【2】表 10-5 形齿系数 YFa1 2.72 , YFa 2 2.16 7)查文献【2】表 10-5 应力校正系数 FSa1 1.57 , FSa 2 1.81 , 8)计算大小齿轮的
YFa FSa
F
并加以比较
YFa1FSa1
F 1
2.72 1.57 0.01371 314.29 2.16 1.81 0.01661 244.29
YFa 2 FSa 2
F 2
大齿轮值大。 (2)设计计算
m
4 2.39 4.882 104
3
0.3 1 0.5 0.3 202 2.52 1
2
0.01661mm 2.9mm
对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的模数 m 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的模 数,由于齿轮模数 m 的大小主要取决于弯曲强度所决定的承载能力,仅与齿轮直径有关, 可取由弯曲疲劳强度计算的模数 m 2.9mm 就近圆整为 m 3mm , 按接触强度算得的分度 圆直径 d1 76mm ,计算齿轮的齿数
z1
d 1 76 25.33 ,取为 25 个 m 3
z2 2.5 25 62.5 ,取为 63 个。
这样设计出的齿轮传动,既满足了齿面疲劳强度,又满足了齿根弯曲疲劳强度,并做到 结构紧凑,避免浪费。
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4、 锥齿轮几何参数 (1)计算分度圆直径
d1 mz1 25 3 75mm d2 mz2 63 3 189mm
da1 d1 2ha1 cos 1
75 2 3 1 cos 21.80 80.57mm
da 2 d2 2ha 2 cos 2
189 2 3 1 cos 68.20 191.2mm
(2)计算齿轮宽度
b R d1
u2 1 2.52 1 0.3 75 mm 30.29mm ,圆整为 30mm 。 2 2
(3)计算平均分度圆直径和锥距
R d1
u2 1 2.52 1 75 mm 101mm 2 2
d m1 d m 2 b 1 0.5 dd1 dd 2 R
dm1 63.86mm
dm2 161mm
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四、轴的设计
(一)轴的材料选择及热处理方式和最小直径估算
因为小齿轮材料为 40Cr(调质) ,大齿轮材料为 45 钢(调质) ,故选用 45 钢
(调质) , 查表得 600Mpa 。按扭转强度最小直径估算, d min A0 3
P ,要考虑键槽对轴强度的 n
影响,d 增大 5%至 7%, 查文献【2】表 15-3 知 A0 100mm 2 。
轴: d min 100 3 轴: d min 100 3
2.24 1.05 18.09mm 437.5
2.13 1.05 24.14mm 175
(二)轴的结构设计 1、 轴的结构设计
(1)根据轴上零件定位、装配及轴的工艺性要求,初定Ⅰ轴轴系的结构如图所示
(2)确定各轴段直径与长度 1 ) 根 据 d min 18.09mm , 可 初 定 d1 20mm , d2 23mm , d3 25mm ,
d4 33mm d5 25mm , d6 23mm 。
2)初选单列圆锥滚子轴承。 参照工作要求并根据 d5 25mm ,查根据文献【1】表 12.4 可选 0 基本游隙组,代号 为 30305 的轴承,故 d5 d3 25mm 。
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由于轴承右边的挡油环要轴向固定轴承,故轴段 d4 的长度要比轴承宽度小 2~3 mm 。
T 22.75mm ,所以 l5 13mm l3 。
3 )轴承端盖的总宽 度为 20mm ,轴承 端盖螺钉 M 6 可查得螺钉长 度为 30mm 。
l2 30mm
带轮宽度为 40mm , d1 轴段的长度比带轮轮毂宽度小 2~5 mm ,即 l1 35mm 。 (3)校核轴的强度 轴的受力分析 圆周力 Ft =
2T1 2 × 4.882 = = 1631N d m1 63.86
径向力 Fr Ft tan cos 1 1631 tan 20o cos 21.8o 640N
o o 轴向力 Fa Ft tan sin =1631 tan 20 sin 21.8 198 N
带轮对轴的压轴力 Fp 1185N
Ma
Fa d m1 198 63.86 6108 N mm 2 2
水平面支反力
FNH 1
129Fp 146Ft 81
210Fp 65Ft 81
1291185 1461840 5203 .8 N 81
2101185 1840 65 4548 .8 N 81
FNH 2
垂直面支反力
FNV 1 FNV 2
Fr 146 M a 640 146 6108 1078 N 81 81 M Fr 65 6108 640 65 a 438 N 81 81
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(4) 画出轴的受力图和弯矩图
M 2 152865N mm
M 1 (1.196028 105 )2 (3.548 104 )2 N mm 1.247544 105 N mm M 2
由图知最危险截面在左端轴承处, M M 2 152865N mm 取折合系数 0.6 ,计算当量弯矩:
M e M 2 (T )2 1528652 (0.6 4.882 104 )2 N mm 1.6661105 N mm
(5)校核强度
ca
Me [ 1 ] W
轴为 d 25 mm 的实心轴。轴材料为 45 钢调质,查得 [ 1 ] =60 MPa 。
ca
M e 1.6661 105 N m 38.86MPa [ 1 ] W 0.1 253 m m3
即设计的轴有足够强度,安全。 (6)轴上零件的周向定位 带轮、锥齿与轴的周向定位采用平键连接,根据 d6 23mm 由文献【2】表 6-1 查得锥 齿的平键截面 b h 6mm 6mm ,取键长为 28mm,轴槽深为 3.5mm。同时为了保证锥 齿与轴
- 16 -
配合有良好的对中性, 选择锥齿轮毂与轴的配合
为
H7 。 根据 d1 20mm 由文献 【2】 表 6-1 n6
H7 。 滚动轴承与轴的周向 n6
查得带轮的平键截面 b h 6mm 6mm ,取键长为 32mm,轴槽深为 3.5mm。同时为了 保证锥齿与轴配合有良好的对中性, 选择带轮轮毂与轴的配合为
定位是通过过渡配合来保证的,此处选轴的直径尺寸公差为
H7 。 m6
2、 轴的结构设计 (1)根据轴上零件定位、装配及轴的工艺性要求,初定 轴轴系的结构如图所示
(2)确定各轴段直径与长度 1) 轴的转矩T 116000N mm ,转速为 175 r
min
。
2)根据 d min 24.58mm ,取链轮的孔径 d 25mm ,J 型轴孔, L 40mm
d1 25mm
初定 d2 28mm
- 17 -
d3 d6 30mm
3) 锥齿左端采用轴肩定位,轴肩定位高度 h 0.07 d ,故取 d4 40mm 。 4 ) 轴 承 的 宽 为 18mm , 与 轴 段 相 联 长 度 比 轴 承 宽 小 2~3 , 即
L3 (18 3)mm 15mm L6 。
5)考虑 L1 段右边轴肩与端盖距离和端盖厚度,取为 40mm。 6)与锥齿相联的轴段长为 L5 =48mm ,中间段轴长定为 L4 85mm 。 (3)校核轴的强度 轴的受力分析 圆周力 Ft 2 Ft 1 2142N 径向力 Fr 2 Fa1 198N 轴向力 Fa 2 Fr1 640N
Ma
Fa 2 d m 2 640 161 N mm 51520 N mm 2 2
水平面支反力
FNH 1
FNH 2
147 Ft 147 1840 N 1258 N 215 215 68Ft 1840 68 N 582 N 215 215 Fr 147 M a 198 147 51520 N 162.3N 215 215
垂直面支反力
FNV 1
FNV 2 Fr FNV 1 360.3N
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(4)画出轴的受力图和弯矩图
由图知最危险截面在锥齿轮处,
M 1 238582 855542 N mm 88818 N mm M 2 110362 855542 N mm 86263N mm M 1
M M1 88818N mm
取折合系数 0.6 ,计算当量弯矩:
M e M 2 (T )2 888182 (0.6 1.16 105 ) 2 N mm 1.3538 105 N mm
(5)校核强度
ca
Me [ 1 ] W
轴为 d 33mm 的实心轴。轴材料为 45 钢调质,查得 [ 1 ] =60 MPa 。 轴 d=47mm,b=14mm,t=5.5mm.
W
d3
33
bt (d t )2 (10187.63 1410.78)mm3 8776.85mm3 2d
- 19 -
ca
M e 1.3538 105 N m 15.62MPa [ 1 ] W 8776 .85m m3
即设计的轴有足够强度,安全。 (6)轴上零件的周向定位 锥齿、链轮与轴的周向定位均采用平键连接,根据 d5 33mm 由文献【2】表 6-1 查 得锥齿的平键截面 b h 8mm 7 mm ,取键长为 42mm,轴槽深为 4mm。同时为了保证 锥齿与轴配合有良好的对中性,选择锥齿轮毂与轴的配合为
H7 。根据 d1 25mm 由文献 n6 H7 。 滚动轴承与 k6
【2】表 6-1 查得链轮的平键截面 b h 8mm 7mm ,取键长为 35mm,轴槽深为 4.0mm。 同时
为了保证链轮与轴配合有良好的对中性, 选择链轮轮毂与轴的配合为
轴的周向定位是通过过渡配合来保证的,此处选轴的直径尺寸公差为
H7 。 m6
五、轴承强度的校核和寿命计算
Y 1.9 , 由文献 【1】 表 12.4 查得 e 0.31 , 轴上所选的轴承为圆锥滚子轴承 30305 型,
基本额定动载荷 Cr 75.3KN 。由文献【2】表 13–6 查得 f p 1.0 ~ 1.2 ,取 f p 1.2 。
1)求轴承的径向载荷
FA 198N
Fr1 FNV 12 FNH 12 10782 5203.82 N 5314.3N Fr 2 FNV 2 2 FNH 2 2 4382 4548.82 N 4569.8 N
2)求轴承的轴向力
Fd 1
Fr1 5314.3 N 1398.5 N 2Y 2 1.9
Fd 2
Fr 2 4569.8 N 1202.6 N 2Y 2 1.9
3)根据“压紧放松法”
Fa Fd 2 198N 1202.6N 1400.6N Fd1 ,则 Fa1 Fa Fd 2 198N 1202.6N 1400.6N (被压紧)
- 20 -
Fa 2 Fd 2 1202.6 N
4)求当量动载荷
(被放松)
即“左窜”
Fa1 1400.6 0.264 e ∴ X 1 , Y 0 Fr1 5314.3
P 1 f p ( XFr1 YF a1 ) 1.2 (1 5314.3 0 1400.6) N 6377.16 N
Fa 2 1202.6 0.263 e Fr 2 4569.8
∴ X 1 ,Y 0
P2 f p ( XFr 2 YFa2 ) 1.2 (1 4569.8 0 1202.6) N 5483.76N
P1 P2 ,取 P P 1 6377.16 N
5)计算轴承寿命 预期寿命
Lh ' 16 300 10 48000h
106 C 106 75300 10 Lh ( ) ( ) 3 h 145682h 60n P1 60 388.05 6377.16
实际寿命
' Lh Lh ,所选轴承满足寿命要求。
Y 1.6 , 由文献 【1】 表 12.4 查得 e 0.37 , 轴上所选的轴承为圆锥滚子轴承 30206 型,
基本额定动载荷 Cr 63KN 。由文献【2】表 13–6 查得 f p 1.0 ~ 1.2 ,取 f p 1.2 。
1)求轴承的径向载荷
Fa 640 N
Fr1 FNV 12 FNH 12 (162.3)2 12582 N 1268.4 N Fr 2 FNV 2 2 FNH 2 2 360.32 5822 N 684.5 N
2)求轴承的轴向力
Fd 1
Fr1 1268.4 N 396.375 N 2Y 2 1.6
Fd 2
Fr 2 684.5 N 213.9 N 2Y 2 1.6
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3)根据“压紧放松法”
Fa Fd 2 640N 213.9N 853.9N Fd1 ,则 Fa1 Fa Fd 2 640N 213.9N 853.9N (被压紧)
Fa 2 Fd 2 213.9N
4)求当量动载荷
(被放松)
即“左窜”
Fa1 853.9 0.673 e ∴ X 0.4 , Y 1.6 Fr1 1268.4
P 1 f p ( XF r1 YF a1 ) 1.2 (0.4 1268.4 1.6 853.9) N 2248.32N
Fa 2 213.9 0.312 e Fr 2 684.5
∴ X 1 ,Y 0
P2 f p ( XFr 2 YFa 2 ) 1.2 (1 684.5 0 213.9) N 821.4N
P1 P2 ,取 P P 1 2248.32 N
5)计算轴承寿命 预期寿命
Lh ' 16 300 10 48000h
实际寿命
Lh
106 C 106 63000 10 ( ) ( ) 3 h 8.17 106 h 60n P1 60 155.22 2248.32
' Lh Lh ,所选轴承满足寿命要求。
六、键的
选择和键连接的强度校核
轴上有两个键 左端键对带轮进行周向定位,选用 A 型圆头平键连接,根据轴径 d 20mm 和轴毂宽 选择尺寸为 b h L 6mm 6mm 32mm 。
查文献【2】表 6–2 得 [ p ] 100MPa 工作长度 l L b 32mm 6mm 26mm , k
1 h 3mm 2
p
2T 103 2 4.882 104 103 103 MPa 27.05MPa [ p ] kld 3 26 22
能正常工作,键为 6×32(GB/T 1096–2003).
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右端键对锥齿进行周向定位,选用 A 型圆头平键连接,根据轴径 d 23mm 和轴毂宽 选择尺寸为 b h L 6mm 6mm 28mm 工作长度 l L b 28mm 6mm 22mm , k
1 h 3mm 2
p
2T 103 2 4.882 104 103 103 MPa 45.1MPa [ p ] kld 3 22 23
能正常工作,键为 6×28(GB/T 1096–2003). 轴上有两个键 左端键对链轮进行周向定位,选用 A 型圆头平键连接,根据轴径 d 25mm 和轴毂宽 选择尺寸为 b h L 8mm 7mm 35mm 。 查文献【2】表 6–2 得 [ p ] 100MP a 工作长度 l L b 35mm 8mm 27mm , k
1 h 3.5mm 2
p
2T 103 2 1.16 105 103 103 MPa 68MPa [ p ] kld 3 27 25
能正常工作,键为 8×35(GB/T 1096–2003). 右端键对锥齿进行周向定位,选用 A 型圆头平键连接,根据轴径 d 33mm 和轴毂宽 选择尺寸为 b h L 8mm 7mm 42mm 工作长度 l L b 42mm 8mm 34mm , k
1 h 3.5mm 2
p
2T 103 2 1.16 105 103 103 MPa 63.3MPa [ p ] kld 4.5 34 33
能正常工作,键为 8×42(GB/T 1096–2003).
七、减速器结构尺寸的确定
(一)箱体结构设计 (1)窥视孔和窥视孔盖在减速器上部可以看到传动零件啮合处要开窥视孔,以便检查 齿面接触斑点和赤侧间隙,了解啮合情况。润滑油也由此注入机体内。窥视孔上有盖板,以 防止污物进入机体内和润滑油飞溅出来。 (2)放油螺塞减速器底部设有放油孔,用于排出污油,注油前用螺塞赌注。 (3)油标油标用来检查油面高度,以保证有正常的油量。油标有各种结构类型,有的 已定为国家标准件。
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(4)通气器减速器运转时,由于摩擦发热,使机体内温度升高,气压增大,导致润滑油 从缝隙向外渗漏。所以多在机盖顶部或窥视孔盖上安装通气器,使机体内热涨气自由逸出, 达到集体内外气压相等,提高机体有缝隙处的密封性能。 (5)启盖螺钉机盖与机座结合面上常涂有水玻璃或密封胶,联结后结合较紧,不易分开。 为便于取盖, 在机盖凸缘上常装有一至二个启盖螺钉, 在启盖时, 可先拧动此螺钉顶起机盖。 在轴承端盖上也可以安装启盖
螺钉,便于拆卸端盖。对于需作轴向调整的套环,如装上二个 启盖螺钉,将便于调整。 (6)定位销 为了保证轴承座孔的安装精度,在机盖和机座用螺栓联结后,镗孔之前 装上两个定位销,孔位置尽量远些。如机体结构是对的,销孔位置不应该对称布置。 (7)调整垫片调整垫片由多片很薄的软金属制成,用一调整轴承间隙。有的垫片还要起 调整传动零件轴向位置的作用。 (8)环首螺钉、吊环和吊钩在机盖上装有环首螺钉或铸出吊环或吊钩,用以搬运或拆卸 机盖。 (9)密封装置 在伸出轴与端盖之间有间隙,必须安装密封件,以防止漏油和污物进 入机体内。密封件多为标准件,其密封效果相差很大,应根据具体情况选用。 (二)箱体结构尺寸选择如下表:
名称 机座壁厚 机盖壁厚 机座凸缘厚度 机盖凸缘厚度 机座底凸缘厚度 地脚螺钉直径 地脚螺钉数目 轴承旁联接螺栓直径
机盖与机座联接螺栓直 径 连接螺栓 d 2 的间距
符号 δ δ 1 b b1 p
尺寸( mm )
8 8 12 12 20 12 4 10 8 180 6 4 6 14 10 37 45 10 10 6、8 40 7
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df
n d1
d2
轴承端盖螺钉直径 窥视孔盖螺钉直径 定位销直径 轴承旁凸台半径 凸台高度
外机壁至轴承座端面距 离 内机壁至轴承座端面距 离 大齿轮顶圆与内机壁距 离
l d3 d4 d R1 h
l1 l2
1
齿轮端面与内机壁距 离 机盖、机座肋厚 轴承端盖外径 轴承端盖凸缘厚度
2 m1 、 m2 D2
e
计算过程及说明
八、密封和润滑的设计
1.密封 由于选用的电动机为低速,常温,常压的电动机则可以选用毛毡密封。毛毡密封是在 壳体圈内填以毛毡圈以堵塞泄漏间隙, 达到密封的目的。 毛毡具有天然弹性, 呈松孔海绵状, 可储存润滑油和遮挡灰尘。轴旋转时,毛毡又可以将润滑油自行刮下反复自行润滑。 2.润滑及装油量 (1) 对于齿轮来说,由于传动件的的圆周速度 v
参考文献
【1】 王连明,宋宝玉.机械设计课程设计. 3 版.哈尔滨:哈尔滨工业大学出版社,2008。 【2】 濮良贵,纪名刚.机械设计. 8 版.北京:高等教育出版社,2006。
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