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文檔簡介
1、<p> 一.帶式運輸機傳動裝置的設計- 4 -</p><p> 二.原動機的選擇- 4 -</p><p> 三.傳動方案設計- 6 -</p><p> 四.傳動裝置總體設計- 6 -</p><p> 1.計算總傳動比及分配各級傳動比- 6 -</p><p> 2.計算各軸的功
2、率和轉矩- 7 -</p><p> 五.軸徑的初算- 8 -</p><p> 1.大軸的計算- 8 -</p><p> 2.小軸的計算- 8 -</p><p> 六.設計帶傳動- 8 -</p><p> 七.大小齒輪的選擇與設計- 11 -</p><p> 1
3、.材料及確定許用應力- 11 -</p><p> 2.按齒面接觸強度設計- 12 -</p><p> 3.驗算輪齒的彎曲強度- 13 -</p><p> 4.齒輪的圓周速度- 13 -</p><p> 5.小齒輪的結構設計- 13 -</p><p> 6.大齒輪的結構設計- 14 -&l
4、t;/p><p> 八.減速器各軸結構設計- 15 -</p><p> 一.從動軸的設計- 15 -</p><p> 1.初步確定軸的尺寸進行軸的結構設計:- 16 -</p><p> 2.計算作用在軸上的力:- 16 -</p><p> 3.選擇聯軸器型號:- 16 -</p>
5、<p> 4.初選軸承選擇- 17 -</p><p> 5.確定軸的軸向尺寸- 17 -</p><p> 6.軸承端蓋的選擇- 17 -</p><p> 二.主動軸的設計- 18 -</p><p> 1.受力分析- 18 -</p><p> 2.確定軸上零件的位置與固定方式-
6、 18 -</p><p> 3.初步確定軸的尺寸進行軸的結構設計- 19 -</p><p> 4.確定軸的徑向尺寸- 19 -</p><p> 5.確定軸的軸向尺寸- 19 -</p><p> 6.軸承端蓋的選擇- 20 -</p><p> 九.輸入軸和軸承的校核- 21 -</p&
7、gt;<p> 1.求垂直面的支座反力- 21 -</p><p> 2.繪制垂直面彎矩圖- 21 -</p><p> 3.繪制水平面彎矩圖- 21 -</p><p> 4.軸傳遞的轉矩的彎矩圖- 21 -</p><p> 5.求危險截面的當量彎矩- 22 -</p><p>
8、 6.計算危險截面處軸的直徑- 22 -</p><p> 7.滾動軸承的選擇及校核計算- 23 -</p><p> 十.輸出軸和軸承的校核- 23 -</p><p> 1.求垂直面的支座反力- 24 -</p><p> 2.求水平面的支座反力- 24 -</p><p> 3.F力在支點產生
9、的支撐反力- 24 -</p><p> 5.繪制水平面彎矩圖- 24 -</p><p> 6.F力產生的彎矩圖- 24 -</p><p> 8.求危險截面的當量彎矩- 25 -</p><p> 9.計算危險截面處軸的直徑- 25 -</p><p> 10.滾動軸承的選擇及校核計算- 26
10、 -</p><p> 十一.鍵聯接的選擇及校核計算- 27 -</p><p> 一.根據軸徑的尺寸選定鍵- 27 -</p><p> 二.鍵的強度校核- 27 -</p><p> 1.大帶輪處的鍵- 27 -</p><p> 2.大齒輪與軸上的鍵- 27 -</p><
11、p> 3.聯軸器處的鍵- 28 -</p><p> 十二.減速器箱體、箱蓋及附件的設計計算- 28 -</p><p> 十三.潤滑與密封- 32 -</p><p><b> 小結- 33 -</b></p><p> 十四.參考文獻- 34 -</p><p>
12、一.帶式運輸機傳動裝置的設計</p><p><b> 已知條件:</b></p><p> 1.工作條件:單班制,十年一大修,傳動平穩(wěn)</p><p> 2.運輸機工作拉力F=1.8KN</p><p> 3.運輸帶工作速度V=1.2m/s</p><p> 4.卷筒直徑D=400mm
13、</p><p><b> 二.原動機的選擇</b></p><p> 1.工作現場有三相交流電源,因無特殊要求,一般選用三相交流異步電動機。最常用的電動機為Y系列鼠籠式三相異步交流電動機,其效率高,工作可靠,結構簡單,維護方便,價格低,適用于不易燃、不易爆,無腐蝕性氣體和無特殊要求的場合。本裝置的工作場合屬一般情況,無特殊要求。故采用此系列電動機。</p&
14、gt;<p> 2.選擇電動機的功率</p><p> 工作機所需功率Pw=</p><p> 故Pw== 2.16 kw</p><p> 工作機實際需要的電動機輸出功率Pd=</p><p><b> 其中</b></p><p> 查表得:為聯軸器的效率為0.98&
15、lt;/p><p> 為8級精度的一般齒輪的傳動效率為0.97</p><p> 為V帶輪的傳動效率為0.96</p><p> 為球軸承的效率為0.99</p><p> 平帶無壓緊輪的開式傳動效率0.98</p><p> 故Pd==2.464 KW</p><p> 3.選擇電動機
16、的轉速 r/min</p><p> 查表得:V帶傳動其傳動比常用值i1為 2-4</p><p> 圓柱齒輪其傳動比常用值i2為3-5</p><p> 故電動機的轉速大致范圍為:</p><p> r/min r/min</p><p> 故對Y系列電動機來說可選擇同步轉速為1500
17、r/min.1000r/min和750r/min</p><p> 但由于750r/min的電動機價格比較高.若選擇1500r/min則減速器的體積會過大,故選擇轉速為1000r/min的。</p><p> 電動機的主要技術數據</p><p><b> 傳動方案設計</b></p><p> 對該帶式輸送機的
18、傳動方案我選擇一級圓柱齒輪減速器,由電動機通過帶傳動帶動減速器轉動,減速器通過聯軸器帶動卷筒來實現傳動,其傳動裝置結構簡圖如下</p><p> 四.傳動裝置總體設計</p><p> 1.計算總傳動比及分配各級傳動比</p><p> 其總傳動比為 i==960/57.3=16.754設帶輪的傳動比i1=3.8齒輪的傳動比i2=16.754/3.8=4.4
19、09故各軸的轉速為:</p><p> =nd/i1=960/3.8=252.6 r/min r/min</p><p> 2.計算各軸的功率和轉矩</p><p> P0=Pd=2.464KW KW</p><p><b> KW</b></p><p><b> 各
20、軸的轉矩:</b></p><p><b> N.m</b></p><p><b> N.m</b></p><p><b> N.m </b></p><p><b> 總結數據如下表:</b></p><p&g
21、t;<b> 五.軸徑的初算</b></p><p><b> 1.大軸的計算</b></p><p> 選擇軸的材料為45鋼P=2.272KW n=57.3r/min查表得 </p><p> 有鍵槽時直徑增大 3%~5%即d39.4mm</p><p><
22、b> 2.小軸的計算</b></p><p> 選擇軸的材料為45crP=2.365KW n=252.6r/min查表得c=100</p><p> 有鍵槽時直徑增大 3%~5%即d22.13mm</p><p><b> 六.設計帶傳動</b></p><p> 由電動機的型號Y132S-
23、6可知其外伸轂輪直徑D=38mm</p><p> 其輸入功率P為2.464KW 轉速n=960 r/min</p><p><b> 計算功率PC</b></p><p> 查表得 KA=1.1故PC=KAP=1.12.464=2.71 KW</p><p><b> 選擇V帶型號</b&
24、gt;</p><p> 選擇窄V帶 根據PC=2.71 KW n=960 r/min查表得選擇A型帶</p><p> 求大小帶輪的基準直徑d2 d1</p><p> 查表得d1不小于75mm 現取d1=100mmd2= mm查表得取 d2=375 mm</p><p><b> 驗算帶速V</b&g
25、t;</p><p> m/s在5 ~25 m/s之間 故合適</p><p> 求V帶基準長度Ld和中心距a</p><p> 初步選取中心距 a= d2+ d1=375+100=475 mm取500 mm</p><p> 符合0.7(d2+ d1)<<2(d2+ d1)</p><p>
26、 求帶長 L0=2a0+(d2+ d1)+=1784 mm查表得 取Ld=1800 mm</p><p><b> 計算實際中心距</b></p><p><b> 驗算小帶輪包角</b></p><p><b> 故合適</b></p><p><b>
27、; 求V帶根數Z</b></p><p> Z=由n=960 r/min d1=100mm查表得P0=0.95KW</p><p> 由公式傳動比查表得 KW</p><p><b> 由查表得 </b></p><p> 故帶入數據得Z=故Z取3</p><p> 求
28、作用在帶輪軸上的壓力FQ</p><p> 查表得q=0.1Kg/m有公式可得單根V帶的初拉力</p><p><b> 作用在軸上的壓力</b></p><p><b> FQ=</b></p><p><b> 帶輪結構設計</b></p><p
29、><b> 小帶輪結構設計</b></p><p> 材料HT150其中d=100mm da=105mm e=150.3mm =11mm</p><p> mm B=48mm ha=2.5mm ds=38mm</p><p> 由電動機的E=80mm可得L=82mm</p><p>&l
30、t;b> 大帶輪的結構設計</b></p><p> 材料HT150由初算的小軸的直徑d22.13mm</p><p> 為保證軸有足夠的強度和安全性能故大帶輪的相關尺寸數據如下:</p><p> ds=30mm bd=11mm ha=2.5mm e=15mm f=10mm</p><p> hf=1
31、0mm d=375mm · </p><p> B=2e+2f=50mm</p><p> =9mm 其形狀如下:</p><p> 七.大小齒輪的選擇與設計</p><p> 1.材料及確定許用應力</p><p> 選擇已知:一級減速器的傳動比i=4.409,輸入軸轉速n1=252.
32、6r/min,傳動功率P=2.365KW T1=89.4N.m T2=378.5N.m 設齒輪采用軟齒面</p><p><b> 選用圓柱直齒輪</b></p><p> 小齒輪用40cr調質處理,齒面硬度為217~286HBS </p><p> =700Mpa =590MPa</p><p>
33、大齒輪為45號鋼,調質處理,HBS=240,與小齒輪硬度相差40 =590 MPa =450MPa精度等級選8級精度</p><p> 計算接觸疲勞許用應力 安全系數=1.1 所以</p><p><b> =</b></p><p><b> =</b></p><p>
34、; 計算彎曲疲勞許用應力:</p><p> 取彎曲疲勞安全系數S=1.25</p><p> 2.按齒面接觸強度設計</p><p> 齒輪按8級制造精度設計制造,初選載荷系數K=1.2齒寬系數=1</p><p> 小齒輪傳遞的轉矩T1=89.4N.m=8.94 N.mm查表得取ZE=189.8 =2.5</p>
35、<p><b> 代入設計公式</b></p><p><b> =mm</b></p><p> 取齒數Z1=24 Z2=4.40924106</p><p> 故實際傳動比i=126/24=4.417</p><p><b> 模數m=mm</b><
36、;/p><p> 齒寬b=b1=52.718mm 故取b1=60mm b2=55mm</p><p> 查表取m=2.5mm</p><p><b> 實際d1=</b></p><p><b> mm</b></p><p> 3.驗算輪齒的彎曲強度<
37、/p><p><b> 齒形系數查表得:</b></p><p> =2.76 ,=2.21</p><p> 應力校正系數查表得:</p><p> =1.58 ,=1.82</p><p><b> 由公式得:</b></p><p><
38、;b> 故安全</b></p><p><b> 4.齒輪的圓周速度</b></p><p><b> 故選擇八級是合適的</b></p><p> 5.小齒輪的結構設計</p><p> 由于大帶輪的孔徑選擇的是30mm考慮到軸肩等的過渡軸的直徑和齒輪的齒根圓直徑差別不
39、大,故小齒輪選擇齒輪軸,材料為45cr.</p><p><b> 相關數據如下:</b></p><p> m=2.5mm d1=60mm z=24 b=60mm ha=m=2.5mm</p><p> hf=1.25m=3.125mm da=65mm df=53.75mm</p><p&g
40、t;<b> mm</b></p><p> 6.大齒輪的結構設計</p><p> 由于齒輪的分度圓直徑比較大故其結構選擇腹板式,材料選擇45鋼,通過初算軸徑d39.4mm 考慮到軸做成階梯軸以及安全可靠性,軸的相關數據如下:</p><p> ds=55mm m=2.5mm b=55mm dh=1.6ds=88mm<
41、;/p><p> Lh=70mm c=0.3b=16.5mm 取整取c=17mm 取 d1=265mm da=270mmdf=258.75mm</p><p> 大小齒輪各參數總結如下表</p><p><b> 各齒輪參數</b></p><p> 八.減速器各軸結構設計</p>
42、<p><b> 一.從動軸的設計</b></p><p> 軸結構設計時,需要考慮軸系中相配零件的尺寸以及軸上零件的固定方式,按比例繪制軸系結構草圖。單級減速器中,可以將齒輪安排在箱體中央,軸承對稱布置 在齒輪兩邊。軸外伸端安裝聯軸器,齒輪靠擋油環(huán)和套筒實現軸向定位和固定,靠平鍵實現周向固定,兩端軸承靠套筒和擋油環(huán)實現軸向定位,靠過盈配合實現周向固定 ,軸通過兩端軸承蓋實現軸
43、向定位,聯軸器靠軸肩和平鍵</p><p> 分別實現軸向定位和周向定位</p><p> 1.初步確定軸的尺寸進行軸的結構設計:</p><p><b> 軸的大概形狀如下:</b></p><p> 2.計算作用在軸上的力:</p><p> 3.選擇聯軸器型號:</p>
44、<p> 聯軸器計算轉矩查表得: ,T=367.2N.m則:</p><p> 查表得選擇聯軸器的型號為:GYS6凸緣聯軸器其中半聯軸器的長度為112mm公稱轉矩為900N.m,半聯軸器的孔徑選擇42mm故:d1=42mm</p><p><b> 4.初選軸承選擇 </b></p><p> 初步選取可同時承受徑向力與軸
45、向力的深溝球軸承,由從動齒輪的孔徑尺寸ds=55mm,選擇6210深溝球軸承軸承,其尺寸為</p><p> 故d2=45mm. </p><p> 5.確定軸的軸向尺寸</p><p> 由聯軸器的長度可得L1=110mm安裝齒輪段長度應比輪轂寬度小2mm,由齒輪的輪轂長度Lh=70mm</p><p> 可得L5=68mm,由擋油
46、環(huán)的寬度l=20mm以及軸承的寬度B=20mm套筒的長度為m=10mm</p><p> 可得L3=l+B=20+20=40mm L6=m+l+B+2=52mm</p><p> 軸肩的寬度選為10mm故L4=10mm</p><p><b> 6.軸承端蓋的選擇</b></p><p> 選擇凸緣式軸承端蓋查表
47、得:端蓋上螺釘的個數為4</p><p> 螺釘直徑d3=8mm e=1.2d3=9.6mm.端蓋處密封件的選擇,選擇半粗羊毛氈由于查表得能滿足要求的選擇:氈圈45</p><p> 其中裝氈圈的溝槽尺寸B=20mm,氈圈厚度B1=8mm b=7mm d1=44mm其中軸承端蓋的材料選擇鑄鐵且e+m=45mm</p><p> 同時由于聯軸器的形狀和位置尺
48、寸不影響軸承端蓋上螺釘的拆裝故軸承端蓋和聯軸器之間的間隙為n=0.15~0.25d2=0.15×45~0.25×45取10mm</p><p> n=20mm故L2=(e+m)+n=45+10=55mm</p><p> 故L=L1+L2+L3+L4+L5+l6=335mm</p><p> 設計的形狀和尺寸如下:</p>&
49、lt;p><b> 二.主動軸的設計</b></p><p><b> 1.受力分析</b></p><p> 已知:分度圓直徑, </p><p> 初步估算軸的直徑:材料為45cr鋼,調質處理</p><p> 計算作用在軸上的力:</p><p> 右
50、端軸受到的壓力F=FQ=907.2N</p><p> 2.確定軸上零件的位置與固定方式</p><p> 考慮到減速器主動軸和從動軸上齒輪的正確嚙合,故將齒輪安排在箱體中央,軸承對稱布置且跨距相等。由于齒輪的分度圓直徑比較小故將軸做成齒輪軸, 軸向定位和固定,兩端軸承靠擋油環(huán)實現軸向定位,靠過盈配合實現周向固定 ,軸通過兩端軸承蓋實現軸向定位</p><p>
51、 3.初步確定軸的尺寸進行軸的結構設計</p><p><b> 軸的大概形狀如下:</b></p><p> 4.確定軸的徑向尺寸</p><p> 初步選取可同時承受徑向力與軸向力的深溝球軸承,,選擇6208深溝球軸承軸承,其尺寸為</p><p> 故 ,由大帶輪的孔徑ds=30mm可得d1=30mm,d
52、2=35mm</p><p> 5.確定軸的軸向尺寸</p><p> 考慮到減速器主動軸和從動軸上齒輪的正確嚙合軸承支撐距離相等因素。其中擋油環(huán)厚度取m=20mm故</p><p> L7=L3=B+m=18+20=38mm,由齒輪的寬度b=60mm得L5=60mm,考慮到齒輪的正確嚙合,由從動輪兩軸承之間的跨距可得</p><p>
53、<b> 6.軸承端蓋的選擇</b></p><p> 其軸承端蓋同樣選擇凸緣式軸承端蓋查表得:端蓋上螺釘的個數為4</p><p> 螺釘直徑d3=8mm e=1.2d3=9.6mm.端蓋處密封件的選擇,選擇半粗羊毛氈由于查表得能滿足要求的選擇:氈圈40.其中裝氈圈的溝槽尺寸B=20mm,氈圈厚度B1=8mm b=7mm d1=39mm 螺釘直徑d3=8m
54、m, D0=D+2.5d3=100mm,D2=D0+2.5d3=120mm,d0=d3+1=9mm其中軸承端蓋的材料選擇鑄鐵且e+m=46mm同時考慮到軸承端蓋上螺釘的拆裝問題故軸承端蓋和大帶輪之間的間隙n≥3.5~4d3=3.5×8~4×8=28~32mm取n=34mm故L2=e+m+n=46+34=80mm,由帶輪的寬度B=50mm,為了保證帶輪的軸向固定故取L1=48mm故L=L1+L2+L3+L4+L5+l6
55、+L7=48+80+38+16+60+16+38=296mm</p><p> 設計的形狀和尺寸如下:</p><p> 九.輸入軸和軸承的校核</p><p> 已知:作用在齒輪上的圓周力Ft=2980N </p><p> 徑向力Fr=1084.6N右端中軸受到的壓力F=FQ=907.2N且其方向與Fr同向,其中兩軸承之間的距離L
56、=150mm,K=114mm</p><p> 1.求垂直面的支座反力</p><p> F1v+F2v=Fr+F 帶入數據計算得</p><p> F1v=-147.2N F2v=2139N</p><p><b> 求水平面的支座反力</b></p><p> 2.繪制垂直面
57、彎矩圖</p><p> 3.繪制水平面彎矩圖</p><p> 4.軸傳遞的轉矩的彎矩圖</p><p><b> T=89.4N.m</b></p><p> 5.求危險截面的當量彎矩</p><p> a-a處水平面和垂直面的和彎矩</p><p><
58、b> 其當量彎矩為</b></p><p> 如果認為軸的扭切應力是脈動循環(huán)的變應力,取折合系數中=0.6</p><p> 6.計算危險截面處軸的直徑</p><p> 軸的材料選用45cr鋼,調質處理查表得</p><p> 故該軸的設計合理,滿足強度要求</p><p> 7.滾動軸
59、承的選擇及校核計算</p><p> 根據條件單班制,十年一大修可得軸承的預計壽命</p><p> 由初選軸承的型號為:6208</p><p> 查表可知d=40mm外徑D=80mm寬度B=18mm基本額定動載荷cr=29.5KN極限轉速n=8000r/min </p><p> 已知轉速n=252.6r/min 取軸承徑向
60、載荷大的一個</p><p> 故軸受徑向載荷P==2607N</p><p> 故其可以達到的壽命為</p><p><b> >21000</b></p><p><b> 故能滿足使用要求</b></p><p> 十.輸出軸和軸承的校核</p&g
61、t;<p> 已知:作用在齒輪上的圓周力Ft=2980N </p><p> 徑向力Fr=1084.6N右端中軸受到的壓力F=FQ=907.2N其中兩軸承之間的距離</p><p> L=150mm,K=114mm</p><p> 1.求垂直面的支座反力</p><p> F1v=F2v==520帶入數據計算得<
62、;/p><p> 2.求水平面的支座反力</p><p> 3.F力在支點產生的支撐反力</p><p> 4.繪制垂直面彎矩圖</p><p> 5.繪制水平面彎矩圖</p><p> 6.F力產生的彎矩圖</p><p><b> a-a面</b></p&
63、gt;<p> 7.軸傳遞的轉矩的彎矩圖</p><p> T=378.5N.m</p><p> 8.求危險截面的當量彎矩</p><p> a-a面最危險其當量彎矩為</p><p> 如果認為軸的扭切應力是脈動循環(huán)的變應力,取折合系數中=0.6</p><p> 9.計算危險截面處軸的直
64、徑</p><p> 軸的材料選用45cr鋼,調質處理查表得</p><p> 考慮到鍵槽對軸的削弱將d值增大5%故</p><p> D=37.8x1.05=39.7mm</p><p> 故該軸的設計合理,滿足強度要求</p><p> 10.滾動軸承的選擇及校核計算</p><p&g
65、t; 根據條件單班制,十年一大修可得軸承的預計壽命</p><p> 由初選軸承的型號為:6210</p><p> 查表可知d=50mm外徑D=90mm基本額定動載荷cr=35KN極限轉速n=8000r/min </p><p> 由于軸承受水平和垂直方向的力相等只有外力F對它們的作用力不同且與直接相加算得軸承的徑向力</p><p&g
66、t;<b> =5002N</b></p><p> 故軸受徑向載荷P==5002N</p><p> 故其可以達到的壽命為</p><p><b> >21000</b></p><p><b> 故能滿足使用要求 </b></p><p&
67、gt; 十一.鍵聯接的選擇及校核計算</p><p> 一.根據軸徑的尺寸選定鍵</p><p> 1.高速軸與V帶輪聯接的鍵為:</p><p> 鍵8×7×36 GB/T 1096-2003</p><p> 2.大齒輪與軸連接的鍵為:</p><p> 鍵 16×10&
68、#215;56 GB/T 1096-2003</p><p> 3.軸與聯軸器的鍵為:</p><p> 鍵12×8×80 GB/T 1096-2003</p><p><b> 二.鍵的強度校核</b></p><p><b> 1.大帶輪處的鍵</b></p
69、><p> 根據軸的直徑選擇:鍵8×7×36 GB/T 1096-2003</p><p> b×h=8×7,L=36,則l=L-b=28mm 轉矩T=89.3N.m</p><p><b> 故擠壓強度為:</b></p><p> 小于125~150MPa=[σp]<
70、;/p><p><b> 因此擠壓強度足夠</b></p><p> 2.大齒輪與軸上的鍵</p><p> 根據軸的直徑選擇:鍵16×56 GB1096-79</p><p> b×h=16×10,L=56,則l=L-b=40mm,轉矩T=378.5 N.m </p>&
71、lt;p><b> 故擠壓強度為:</b></p><p> 小于<125~150MPa=[σp]</p><p><b> 因此擠壓強度足夠</b></p><p><b> 3.聯軸器處的鍵</b></p><p> 根據軸的直徑選擇:鍵12×
72、;80 GB1096-79</p><p> b×h=12×8,L=80,則l=L-b=68mm,轉矩T=367.2 N.m </p><p><b> 故擠壓強度為:</b></p><p> 小于<125~150MPa=[σp]</p><p><b> 因此擠壓強度足夠&
73、lt;/b></p><p> 十二.減速器箱體、箱蓋及附件的設計計算</p><p><b> 減速器附件的選擇</b></p><p> 1.窺視孔和視孔蓋 </p><p> 為便于觀察齒輪嚙合情況及注入潤滑油,在箱體頂部設有窺視孔,大小以手可以伸進為宜。為了防止?jié)櫥惋w出及密封作用,在窺視孔上加
74、設視孔蓋。</p><p><b> 2.通氣器 </b></p><p> 減速器工作時,箱體內溫度升高,氣體膨脹,壓力增大。為避免由此 引起的密封部位的密封性下降,造成潤滑油泄漏,在視孔蓋上設有通 氣器,使箱體內熱膨脹氣體自由逸出,保持箱體內壓力正常,從而保證箱體的密封性。</p><p><b> 3.油面指示器 <
75、/b></p><p> 為方便的檢查油面高度,保證傳動件的潤滑,將油面指示器設在低速級齒輪處油面較穩(wěn)定的部位,可以及時加泄?jié)櫥?。選用游標尺M12</p><p><b> 4.定位銷 </b></p><p> 保證拆裝箱蓋時,箱蓋箱座安裝配合準確,且保持軸承孔的制造精度,在箱蓋與箱座的聯接凸緣上配兩個定位銷。</p>
76、;<p><b> 5.起吊裝置 </b></p><p> 減速器箱體沉重,采用起重裝置起吊,在箱蓋上鑄有吊耳。為搬運整個減速器,在箱座兩端凸緣處鑄有吊鉤。</p><p><b> 6.啟蓋螺釘 </b></p><p> 在箱體剖分面上涂有水玻璃,用于密封,為便于拆卸箱蓋,在箱蓋凸緣上設有啟
77、蓋螺釘一個,擰動起蓋螺釘,就能頂開箱蓋。起蓋螺釘型號:GB/T5782-2000 M10×30材料5.8</p><p> 7.放油孔及螺塞 </p><p> 為排出油污,箱座底部常有傾斜,在底面較低處設有放油孔并用放油螺塞和密封墊圈進行密封。此外,在最低處作有一定斜度,以便于放油。選用外六角油塞及墊片M14×1.5</p><p>
78、<b> 箱體的主要尺寸:</b></p><p> (1)箱座壁厚=0.025a+1=0.025×162.5+1= 5.025因為壁厚要8故取 =8mm </p><p><b> (2)箱蓋壁厚</b></p><
79、;p> =0.02a+1=0.02×162.5+1= 4.25mm</p><p> 因為壁厚要8故取 =8mm </p><p> (3)箱蓋凸緣厚度b1=1.5=1.5×8=12</p><p> (4)箱座凸緣厚度b=1.5=1.5×8=12</p><p> (5)箱座底凸緣厚度b2=
80、2.5=2.5×8=20</p><p> (6)地腳螺釘直徑 =0.036a+12= 0.036×162.5+12=17.85(取18) </p><p> 地腳螺釘數目n=4 (因為a<250) </p><p> (8)軸承旁連接螺栓直徑= 0.75 =0.75
81、5;18= 13.5 (取14) </p><p> (9)蓋與座連接螺栓直徑 =(0.5-0.6) =0.55× 18=9.9
82、 (取10) (10)連接螺栓的間距L=150-200取150mm</p><p> (11)軸承端蓋螺釘直=(0.4-0.5)=0.4×18=7.2(取8) </p><p> (12)檢查孔蓋螺釘=(0.3-0.4)=0.3×18=5.4 (取6)</p
83、><p> (13)定位銷直徑d=(0.7-0.8)=0.8×10=8</p><p> (14).. 至外箱壁距離C1查表得分別為:24.27.16 </p><p> (15) .. 至凸緣邊緣的距離c2查表得分別為 22.21.14</p><p> (16)
84、凸臺高度:根據低速級軸承座外徑確定,以便于扳手操作為準。取45mm</p><p> (17)外箱壁至軸承座端面的距離C1+C2+(5~10)=60mm</p><p> (18)齒輪頂圓與內箱壁間的距離:>9.6 mm取15mm </p><p> (19)齒輪端面與內箱壁間的距離取24mm </p><p> (20)箱座肋厚
85、 取8mm </p><p> (21)軸承端蓋外徑</p><p> 從動軸的:D2=D+5d3=90+40=130mm</p><p> 主動軸的:D2=D+5d3=80+40=120mm</p><p><b> 總結列表如下:</b></p><p> 減速器箱體用HT200制
86、造。鑄鐵具有良好的鑄造性能和切削加工性能,成本低。鑄造箱體多用于批量生產。</p><p><b> 箱體主要結構尺寸</b></p><p><b> 十三.潤滑與密封</b></p><p><b> 1.齒輪的潤滑</b></p><p> 采用浸油潤滑,由于為單
87、級圓柱齒輪減速器,速度ν<12m/s,浸油深度h約為1個齒高,但不小于10mm,所以浸油高度約為36mm。</p><p><b> 2.滾動軸承的潤滑</b></p><p> 由于軸承周向速度分別為v1=252.6×=0.661<2m/s,v1=57.3×=0.12<2m/s所以采用脂潤滑。選擇GB/T491-1987
88、L-XAAMHA1</p><p><b> 3.潤滑油的選擇</b></p><p> 齒輪的潤滑選擇油潤滑,潤滑油選用GB443-1989全損耗系統(tǒng)用油L-AN32潤滑油。</p><p><b> 4.密封方法的選取</b></p><p> 選用凸緣式端蓋易于調整密封圈型號按所裝配軸
89、的直徑選取且選擇毛氈圈密封,分別為 氈圈45和氈圈35</p><p><b> 小結</b></p><p> 本次的課程設計真正的讓我感到了時間的緊迫,當老師把設計題目分發(fā)下來的時候我就開始對此準備,依然設計的很費力,在設計的過程中往往因為某些小細節(jié)而導致要重新設計,僅僅齒輪的設計由于忽略了齒面對齒數的限制就讓我從頭開始設計。本來想在設計的一周內把圖畫好的,
90、但由于CAD用的不熟練僅僅畫圖以及制表格就花費了太多的時間,每天不停的加班加點終于把設計完成了。我感覺本次的課程設計涉及到了我們開學以來所學過的與設計有關的課程,是一個大的綜合,對我們所學的內容是一次全面的考察,我學到了很多,對以前所學的知識是一次很好的復習。</p><p> 經過這次的課程設計讓我感受到時間的可貴,應該好好的利用所有的時間,好好去學習專業(yè)知識,來充實自己。</p><p&
91、gt;<b> 十四.參考文獻</b></p><p> ?。?)楊可楨 李仲生</p><p> 《機械設計基礎》第五版 高等教育出版社 ;</p><p> (2)吳宗澤 羅圣國 主編</p><p> 《機械設計 課程設計手冊》高等教育出版社;</p><p> ?。?)
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