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文本内容:
设计题目一级圆柱齿轮减速器的设计目录
一、 电动机的选择-------------------------
二、 计算传动设计-------------------------
三、 各轴运动的总传动比并分配各级传动比---
四、 带传动设计---------------------------
五、 齿轮传动设计-------------------------
六、 轴的设计-----------------------------
七、 轴的考核键的校核---------------------
八、 联轴器的选择--------------------------
九、 减速器的结构设计---------------------
十、 润滑与密封---------------------------
11、 参考资料---------------------------机械零件课程设计任务书设计题目带式输送机传动装置中的一级直齿减速器运动简图工作条件传动平稳,输送带单向工作,24小时工作制,使用5年,输送带速度误差±5%原始数据已知条件题号14输送带拉力
2.1输送带速度
1.6滚筒直径400设计工作量设计说明书一份减速器装配图1张减速器零件大齿轮1张,输出轴1张
二、电动机的选择计算步骤设计计算与内容设计结果
1、选择电动机的类型
2、电动机输出功率 按照工作要求和条件选用Y系列一般用途的全封闭自扇式笼型三相异步电动机 滚筒的功率:Pw=Fw.Vw/1000ηwη=2100×
1.6/(1000×
0.96)=
3.5kw电动机输出功率根据简图,查手册2-3得V带传动效率PQ=Pw/η又因为η=η1η2η3η3η4=
0.96×
0.98×
0.97×
0.97×
0.96=
0.82P0=PW/η=
3.5/
0.82=
4.27KW电动机的额定功率P=
1.0-
1.3P0=
4.27-
5.55KW电动机的额定功率为
5.5KW.滚筒转速NW=60Vw×1000/∏D=60×
1.6×1000/
3.14×400=
76.43r/min确定总传动比的范围电动机的转速n;按表推荐的各种传动比范围取V带传动比i1‘=(2-4),单级圆柱齿轮传动比i2’=(3-5)总的传动比范围为i=i1×i2=2~4×3~5=6~20n=6~20×
76.43=
458.58~
1528.6r/min在该范围内电动机的转速有750r/min、1000r/min、1500r/min,取电动机同步转速为1000r/min,因此选择电动机行型号为Y132M1-6同步转速1000r/min满载转速960r/min,额定功率4KW PW=
3.5KW P0=
4.27kw Nw=
76.43r/min 同步转速为1000r/min 额定功率为4kw计算步骤设计计算与内容设计结果
1、 计算总传动比
2、 各级传动比分配 i=nm/nw=960/
76.43=
12.56 为使V带传动的外部尺寸不至于过大,初选传动比i=
3.2则齿轮传动比为i2=i/i1=
12.56/
3.2=
3.93 i1=
3.2 i2=
3.93
三、各轴运动参数和动力参数的计算计算步骤设计计算与内容设计结果
1、0轴(电动机轴)
2、1轴(高速轴)
3、2轴(低速轴)
4、3轴(滚筒轴) P0=
4.27KWn0=960r/minT0=9550P0/n0=9550×
4.27/960=
42.48N.mP1=P0×η1=
4.27×
0.96=
4.10KWn1=n0/i1=960/
3.2=300/minT1=9550P1/n1=9550×
4.10/300=
130.52N.mP2=P1×η2η3=
4.27×
0.98×
0.97=
4.06KWn2=n1/i2=300/
3.93=
76.34r/minT2=9550P2/n2=9550×
4.06/
76.34=
507.90N.mPW=P2×η3×η4=
4.06×
0.97×
0.96=
3.78KWnw=n2=
76.34r/minTW=9550PW/nw=9550×
3.66/
76.34=
457.86N.m参数轴号0轴1轴2轴W轴功PKW
4.
274.
104.
063.78转速nr/min
96030076.
3473.89转矩T(N.m)
42.
48129.
24507.
90457.86传动比i
3.
23.931效率
0.
960.
950.96P0=
4.27KWn0=960r/min P1=
4.06KW n1=300r/min T1=
129.24N.mn2=
76.34r/min T2=
491.25N.m PW=
3.66KWnw=
76.34r/minTW=
457.86N.m
四、V带传动设计计算步骤设计计算与内容设计结果
1、 确定设计功率PC
2、 选择普通V带型号
3、 确定带轮基准直径dd
1、dd2
4、 验证带速V
5、 确定带的基准长度Ld和实际中心距a
6、 校核小带轮包角α1
7、 确定V带根数Z
8、 求初拉力F0及带轮轴上的压力F0
9、 带轮的结构设计
10、设计结果 由机械设计基础表8-21得KA=
1.3PC=KAP0=
1.3×
4.27=
5.55KW根据PC=
5.55KWn0=960r/min由图
8.13应选A型V带由《机械设计基础》图
8.13取dd1=125mm,dd1=125>ddmin=75mmdd2=n0dd1/n1=960×125/300=400mm按表
8.3取标准直径dd2=400mm,则实际传动比i、从动轮的实际转速分别为i=dd2/dd1=400/125=
3.2n2=n1/i=960/
3.2=300从动轮的转速误差为(300-300)/300=0%在±5%以内,为允许值V=πdd1n1/60×1000=(125×π×960)/(60×1000)m/s=
6.28m/s带速在5~25m/s范围内由式
8.14得
0.7(dd1+dd2)≤a0≤2(dd1+dd2)
0.7(125+400)≤a0≤2125+
400367.5≤a0≤1050取a0=700由式(
8.15)得L0=2a0+dd1+dd2π/2+dd2-dd12/4a0=2×700+(125+400)π/2+(400-125)2/(4×700)=
2251.26mm由表
8.4选取基准长度La=2240mm由式(
8.160得实际中心距a为a≈a0+(La-L0)/2=700+=
694.37mm≈694mm中心距a的变动范围为amin=a-
0.015Ld=
694.37-
0.015×2240=
660.77mmamax=a+
0.03Ld=
694.37+
0.03×2240=
761.57mm由式(
8.17)得α1=180o-(dd1-dd2)/α×
57.3o=180o-
57.3o×(400-125)/
694.37=
157.31o>120o由式(
8.18)得Z≥Pc/P0+△P0KaKL根据dd1=125mm,n1=960r/min,查表
8.9得,用内插法得P0=
1.19+960-800×=
1.37666KW取P0=
1.38kwP0=
1.38kw由式(
8.11)得功率增量△P0为△P0=K[σf]n1(1-1/Ki)由表
8.18查的K[σf]=
1.0275×10-3根据传动比i=
3.6,查表
8.19得Ki=
1.1373,则△P0=〔
1.0275×10-3×960(1-1/
1.1373)〕kw=
0.12kw由表
8.4查得带长度修正系数KL=
1.06,由图
8.11查得包角系数Kα=
0.96得普通V带根数Z==
3.995根圆整得根由表
8.6查得A型普通V带的每米长质量q=
0.10kg/m,根据式(
8.19)得单根V带的初拉力为F0=×(-1)+qv2=〔×(-1)+
0.1×
6.282〕=
177.84N由式(
8.20)可得作用在轴上的压力FQ为FQ=2×F0Zsin(
157.31o/2)=2×
177.84×4×sin(
157.31o/2)=
1394.92N按本章
8.
2.2进行设计(设计过程略) 选用4根A-1600GB11544-89V带,中心距a=694mm,带轮直径dd1=125,dd2=400mm,轴上压力FQ=
1381.36N KA=
1.3Pc=
5.55kw dd1=125mmdd2=400mm i=
3.2n2=300 V=
6.28m/s a0=700 La=2240mm a≈694mm amin=
616.2mm amax=717mm α1=
157.30o P0=
1.38kw K[σf]=
1.0275×10-3 △P0=
0.12kw Kα=
0.96 Z=4 F0=
177.84N FQ=
1394.92N 结果选择4根A-1600GB11544-89V带
五、齿轮传动设计设计一单级直齿圆柱齿轮减速器中齿轮传动,已知传递功率P1=
4.06KW电动机驱动,小齿轮转速n1=300r/min,大齿轮转速n2=
76.34r/min,传递比i=
3.93,单向运转,载荷变化不大,使用期限五年,两班工作设计步骤计算方法和内容设计结果
1、 选择齿轮材料及精度等级
2、按齿轮面接触疲劳强度设计
3、 主要尺寸计算
4、 按齿根弯曲疲劳强度校核
5、 验算齿轮的圆周速度v
6、验算带的带速误差小齿轮选用45调质钢,硬度为230HBS;大齿轮选用45钢正火,硬度为200HBS因为是普通减速器,由表《机械设计基础》第二版中表选8级精度,要求齿面粗糙度Ra≤
3.2~
6.3um 因两齿轮均为钢质齿轮,可应用式(
10.22)求出d1值确定有关参数与系数
(1) 转矩T1T1=
9.55×106P/n=
9.55×106×=
130516.67N.mm
(2) 载荷系数K查表
10.11取K=
1.1
(3) 齿轮Z1和齿宽系数ψd小齿轮的齿数z1取为25,则大齿轮齿数Z2=
3.93×25=99故Z2=99因单级齿轮传动为对称布置,而齿轮齿面又为软齿面,由表
10.20选取d=1
(4) 许用接触应力【[σf]H】由图《机械设计基础》中
10.24查的[σf]Hlim1=580MPa[σf]Hlim2=550Mpa由表
10.10查得SH=1N1=60njLh=60×960×(5×52×5×24)=
1.80×109N2=N1/i=
1.80×109/
3.93=
4.58×108查图
10.27得ZNT1=1,ZNT2=
1.07由式(
10.13)可得【[σf]H】1=ZNT1[σf]Hlim1/SH=1×580/1=580MPa【[σf]H】2=ZNT2[σf]Hlim2/SH
1.07×550/1=
588.5MPa故d1≥
76..43×=
76.43×=
62.06mmm===
2.48由表
10.3取标准模数m=
2.5mmd1=mz1=
2.5×25mm=
62.5mmd2=mz2=
2.5×100=250mm[σf]2=d×d1=1×
62.5mm=
62.5mm经圆整后取[σf]2=65mm[σf]1=[σf]2+5mm=70mma=m(z1+z2)=
0.5×
2.5×(25+99)=155mm由式(
10.24)得出[σf]F如[σf]F≤【[σf]F】则校核合格确定有关系与参数
(1)、齿形系数YF查表
10.13得YF1=
2.65,YF2=
2.184
(2)、应力修正系数YS查表
10.14得YS1=
1.59,YS2=
1.7985
(3)、许用弯曲应力【[σf]F】由图
10.25查得[σf]Flim1=210MPa,[σf]Flim2=190MPa由表
10.10查得SF=
1.3由图
10.26查得YNT1=YNT2=1由式(
10.14)可得【[σf]F】1===162MPa【[σf]F】2===146MPa故[σf]F1=YFYS=×
2.65×
1.59=
113.15MPa<【[σf]F】1=162MPa[σf]F2=[σf]F1=
113.15×MPa=
105.48MPa<【[σf]F】2=146MPa齿根弯曲强度校核合格V===
0.98m/s由表
10.22可知,选8级精度是合适的nw===960/(
3.2×
3.93)=
76.34r/minγ2===
3.3%输送带允许带速误差为±5%合格 T1=
130516.67N.mm Z1=25Z2=100 [σf]Hlim1=580MPa[σf]Hlim2=550Mpa N1=
1.80×109 N2=
4.58×108ZNT1=1,ZNT2=
1.07 【[σf]H】1=580MPa【[σf]H】2=
588.5MPa m=
2.5mm [σf]=
62.5mm [σf]1=70mm a=155mm SF=
1.3YNT1=YNT2=1 V=
0.98m/s 齿轮的基本参数标准齿轮有ha*=1c*=
0.25齿顶高ha=ha*×m=
2.5mm齿根高hf=
1.25×m=
1.25×
2.5=
3.125mm齿全高h=
2.25m=
2.25×
2.5=
5.625mm齿顶高直径da=m(z+2ha)=
2.5×(99+2×1)=
252.5mm齿根圆直径df=m(z-2ha*-2c*)=
2.5×(99-2×1-2×
0.25)=
241.25mm
六、轴的设计由前面计算可知传动功率P2=
4.06KW转速n2=
73.89r/minh,工作单向转动轴采用深沟球轴承支撑设计步骤计算方法和内容设计结果
1、 选择轴的材料,确定许用应力
2、 按钮转强度估算轴径
3、 设计轴的结构并绘制结构草图
(1)、确定轴上零件的位置和固定方式
(2)、确定各轴段的直径
(3)、确定各轴段的长度
4、 按弯曲扭合成强度校核轴径!、画出轴的受力图
(2)、作水平面内的弯矩图,支点反力为
(3)、作垂直面内的弯矩图,
(4)、作合成弯矩图
(5)、作转矩图
(6)、求当量弯矩
(7)、确定危险截面及校核强度 由已知条件知减速器传递的功率属于中小功率,对材料五特殊要求,故选用45钢并经调质处理查书1见备注273页表
14.2得强度极限[σf]B=650MPa,在查书1,272页表1402得许用弯曲应力【[σf]-1[σf]】=60MPa根据书1,271页表
14.1得C=107~
118.又由式(
14.2)得d≥C×.=(107~118)×=
40.23~
44.37mm考虑到轴的最小直径出要安装联轴器,会有键槽存在,故将估算直径加大3%~5%,取为
41.71~
46.59mm查书2(见备注),127页附表
9.4弹性柱销联轴器(GB5014-85摘录)得d1=45mm轴的计算转矩为TC=9550×103×=9550×103×=
507898.87N.m)查书2,127页附表
9.4弹性柱销联轴器,(GB5014-85摘录)得HL4型联轴器,半联轴器轮毂长L=112mm,键槽长L1=84mm
(1)、确定轴上零件的布置方案和定位方式,如
14.8图所示将齿轮布置在中间,对称于两端轴承齿轮用轴肩与轴套作轴向定位,用平键和配合H7/K6作周向定位轴的轴向定位是用轴端盖凸缘单向固定外圈来实现的轴外伸段半联轴器用轴肩和轴端挡圈作轴向定位的,用平键和配合H7/K6作周定位
(2)、确定轴的各段直径
①、由上述可知轴段1直径最小d1=45mm轴的直径d10~18>18~30>30~50>50~80>80~100轴上圆角/倒角C1/R
11.
62.
03.
04.
05.0最小轴肩高度hmin
22.
53.
54.
55.5轴环宽度[σf][σf]≈
1.4h轴上圆角半径R
0.
81.
01.
622.5
②、轴段2考虑到要对安装在轴段1上的联轴器进行定位,轴段2上应有轴肩,同时为能很顺利地在轴段2上安装轴承,轴段2必须满足轴承内径的标准,至少应满足d1+2×
3.5mm=45+7=52mm取轴径d2=55,并根据《机械设计基础课程设计指导书(第二版)》129页附表
10.1选用6011型轴承
③、轴段3不考虑对安装在轴2上的零进行定位,只要求有一定圆角即可,至少应满足d3=d2+2×2mm=55+4=59mm圆整后取d3=60mm
④、轴段4一般要比轴段3的直径大10mm,所以有d4=d3+10mm=70mm
⑤、为了便于拆卸左轴承,根据书2,129页附表
10.1可知,6011型轴承的最小安装直径da=62mm,所以取d5=62mm
⑥、轴段6与轴段2安装相同型号的轴承,所以该轴径为d6=d2=55mm
(3)、确定轴的各段长度
①、已知毂宽为65mm,为了保证齿轮固定可靠,轴段3的长度应略短于齿轮轮毂宽度2mm,取轴段3的长度为63mm
②、轴环的宽度约为该最小轴肩高度的
1.4倍,即附表如上可得所以轴环的宽度为7mm
③、为保证齿轮端面与箱体内壁不相碰,齿轮端面与箱体内壁间应留有一定的间距,可取该间距为18mm
④、为了保证轴承安装在箱体轴承座孔中,并考虑轴承的润滑,取轴承端面距箱体内壁的距离为2mm又查书2的附表
10.1知,6011型滚动轴承的宽度为B=18mm所以轴承支点的距离为L=(18/2+2+18+65/2)×2=123mm
⑤、确定轴段2的长度时,要根据轴段安装的零件尺寸来决定,所以有a、上有一套筒,与齿轮端面与箱体内壁间应留有一定的间距相同,故取套筒的长度为20mm套筒左端紧靠与齿轮的内圈横截面,套筒右端有2mm的倒角,且右端使其轴承定位,由上述可知6011型滚动轴承的宽度为18mm[σf]、减速器中两个齿轮的中心距a=
156.25mm,并且设轴承座端面距外箱体的距离为y,则查书2,17页表
4.1得,地脚螺钉直径为df=
0.036a+12=
0.036×
156.25+12=
17.625mm圆整后得df=20mm箱盖的壁厚为δ1=
0.02a+1mm=
0.02×155+1=
4.125mm≥8mm取δ1=8mm轴承端盖螺钉直径d3=(
0.4-
0.5)df=(
0.4~
0.5)×20mm=(8~10)mm取d3=8mm查书2,17页表
4.1的,轴旁连接螺栓直径为d′1=
0.75df=
0.75×20=15mm由于较大的偶数则d1′=16mm,所以轴承的连接螺栓直径为16mm写为M16查手册表
4.2cmin=22,c2min=20所以轴承座端面距离内箱壁的距离为y为y=δ1+C1min+C2min+(5~10)=8+22+20+5=55mmC、外壁圆角半径一般为3~5mm,取圆角半径为4mmd、由[σf]、步可知d3=8mm查书2,23页表
4.5得,螺钉连接外装式轴承的厚度为e=
1.2d3=
1.2×8mm=
9.6mme、轴段2伸出箱体外的长度一般为15~20mm,为了方便计算取该轴段的伸出长度为
17.4mm综合上述,轴段2的长度为2+18+55+4+
9.6+
17.4=106mm
⑥、轴段1的长度确定,根据联轴器的长度来确定其长度,查书2,68页附表
1.7得,L′=82mm
⑦、在轴段
1、3上分别加工出键槽,使两键槽处于轴的同一圆柱母线上,键槽的长度比相应的轮廓宽度约小5~10mm,键槽的规格查书2,108页附表
5.11得,轴段1的键槽深度为
5.5mm,宽度为14mm;轴段3的键槽深度为7mm,宽度为18mm
(1) 、画出轴的受力图如图[σf]所示
(2) 、作水平面内的弯矩图列出平衡弯矩图如下FHA·L+FHB·L=0支点为Ft===
4135.68NFr=Ft×tan20o=
4135.68×tan20o=
1505.26NFHA=FHB=Ft/2=
4135.68/2=
2067.84NⅠ-Ⅱ截面处的弯矩为MHC1===
127172.16N.mmⅡ-Ⅱ截面处的弯矩为MHC2=FHA×29=
2067.84×29=
59967.36N.mm其弯矩图如c图所示
(3)、作垂直平面内的弯矩图去掉A支点保留B支点,则有FVA=FVB==
1505.26/2=
752.63NⅠ-Ⅰ截面处的弯矩为MV=FVA·=
752.63×=
46286.75N·mmⅡ-Ⅱ截面的合成弯矩为MVⅡ==
752.63×29mm=
21826.27N·mm其弯矩图d图所示
(4)、由M=得Ⅰ-Ⅰ截面的合成弯矩为M1===
135333.74N·mⅡ-Ⅱ截面的合成弯矩为M2===
63815.91N·m其合成弯矩图如e图所示
(5)、作转矩图T=
9.55×106×=
9.55×106×=
507898.87mm其转矩图如f图所示
(6) 求当量转矩(弯矩合成图)因减速器单向运转,故可以认为转矩为脉动循环变化,修正系数α=
0.
6.由Me=得Ⅰ-Ⅰ截面的弯矩合成为Me1==
333438.56N·mmⅡ-Ⅱ截面的弯矩合成为Me2===
311349.52其弯矩合成如g图所示
(7)、确定危险截面及校核强度由以上图可以看出,截面Ⅰ-Ⅰ、Ⅱ-Ⅱ所受转矩相同,但弯矩Me1>Me2,且轴上还有键槽,故截面Ⅰ-Ⅰ可能为危险截面但由于轴径d3>d2,故也对Ⅱ-Ⅱ进行校核截面Ⅰ-Ⅰ由W=
0.1d3,【[σf]-1[σf]】=得[σf]e1===
15.44MPa截面Ⅱ-Ⅱ[σf]e2===
18.71MPa查教材272页表
14.2得【[σf]-1[σf]】=60MPa,满足[σf]e≤【[σf]-1[σf]】的条件,故设计的轴有足够的强度,并有一定的余量因所设计轴的强度裕度不大,此轴不必再作修改 【[σf]-1[σf]】=60MPa d1=45mm TC=
507898.87N.m L1=84mm L=112mm d2=52mm d3=60mm d4=70mm d5=62mm d6=d2=55mm 毂宽为65mm B=18mm L=123mm a=
156.25mm df=20mm δ1=8mm d′1=15mm cmin=22,c2min=20 y=55mm e=
9.6mm L′=82mm Ft=
4135.68N Fr==
1505.26N FHA=FHB=
2067.84N MHC1=
127172.16N.mm MHC1=
127172.16N.mm MHC2=
59967.36N.mm FVA=FVB=
752.63N MV=
46286.75N·mm MVⅡ=
21826.27N·mm M1=
135333.74N·m M2=
63815.91N·m T=
507898.87mm Me1=
333438.56N·mm Me2=
311349.52 [σf]e1=
15.44MPa [σf]e2=
18.71MPa
七、轴承的选择与校核设计步骤设计计算与内容设计结果
一、 轴承的当量动载荷
二、 试选轴承型号
三、 由预期寿命求所需c并校核由前面计算知d2=55mm,选用6011型号的轴承查书1,295页查表
15.12知载荷系数fp=
1.2查书1,296页查表
15.14知温度系数fT=1因为此Fa=0N由式
15.2得P=fp×Fr=
1.2×
1505.26=
1806.312N因为是球轴承ε=3根据轴颈d=55mm,选择6011型,并查书2129页附表
10.1得该型号轴承的基本额定动载荷Cr=
30.2KN基本额定静载荷Cor=
21.8KN由表
15.15知轴承预期寿命「Lh」的参数值为50000~60000h在因为该轴承要工作5年且24小时连续工作,所以有Lh=5×52×5×24=31200hCmax=×=×=
9443.77N选择6011轴承Cr=
30.2KN满足要求Cmax<Cr,选择合适 fp=
1.2fT=1 P=
1806.312N ε=3 Cr=
30.2KNCor=
21.8KN 满足要求Cmax<Cr,选择合适
八、键的设计设计步骤设计计算与内容设计结果
一、 联轴器的键
1、 选择健的型号
2、 写出健的型号
二、 齿轮键的选择
1、 选健的型号
2、写出键的型号选择C型健由轴径d1=45mm,在同表查得健宽[σf]=14mm,健高h=9mm,L=36~160mmL=70mm≤(
1.6~
1.8)dl1=L-
0.5[σf]=70-
0.5×14=63mm由式
14.7得[σf]jy1==(4×
457.86×1000)/(45×9×63)=
71.77MPa<【[σf]jy】选健为C14×70GB/T1096-1979选择A型健轴径d3=60mm,为了使加工方便,应尽量选取相同得健高和健宽但强度不够故健宽[σf]=18mm,高h=11mm,L=50mml2=L-18=50-18=32mm[σf]jy2===
96.2MPa选取键A18×50GB/T1096-1979 选择C型键[σf]=14mmh=9mmL=36~160mm 选择A型键
九、联轴器的选择设计步骤设计计算与内容设计结果
一、 计算联轴器的转矩
二、 确定联轴器的型号由表
16.1查得工作情况系数K=
1.3由式
16.1得主动端TC1=KT2=
1.3×
507.94=
660.322N·mm 从动端TC2=KTW=
1.3×
457.86=
595.23N·m<Tm=1250N·m由前面可知d≥C=
40.23~
44.37mm又因为d(1+
0.05)=(
40.23~
44.37)(1+
0.05)=
42.2415~
46.59mmn2=
76.34r/min<〔n〕=4000r/min由附表
9.4可确定联轴器的型号为弹性柱销联轴器HL4GB5014-85 TC1=
660.322N·mm TC2=
595.23N·m 标记为HL4GB5014-85
十、减速器箱体设计设计步骤设计计算与内容设计结果轴中心距箱体壁厚箱盖壁厚机座凸缘厚度机盖凸缘厚度机盖底凸缘厚度地脚螺栓直径地脚螺钉数目轴承旁联结螺栓直径盖与座连接螺栓直径联结螺栓d2的间距轴承端盖的螺钉直径d3窥视孔盖螺钉直径d4定位销直径df、d
1、d2至外壁距离df、d2至凸缘距离凸台高度外箱壁至轴承座端面与内箱壁距离机盖机座力厚 轴承端盖外径轴承旁连接螺栓距离a=155mmδ1=
0.02a+1mm=
4.125mm≥8mmδ1=
0.02a+1≥8mm[σf]=
1.5×δ=12mm[σf]1=
1.5δ1=12mm[σf]2=
2.5δ=
2.5×8=20mmdf=
0.036a+12=
17.58mm取整偶数20mma≤250,n=4 d1=
0.75df=15mm查表3-3取16mmd2=(
0.5~
0.6)df=10~12mm取d2=12mml=150~200mm由表3-17得d3=(
0.4~
0.5)df=8~10mmd4=(
0.3~
0.4)df=6~8mm d=(
0.3~
0.4)d2=
8.4~
9.6mm C1=20mmC2=18mmh=
0.36D2=
0.36×130=
46.8mm l1=C1+C2+5~10=43~48mm取l1=47mm△1>
1.2δ△1=
9.6mm△2>δ△2=
9.6mmm1≈
0.85δ1m≈
0.85δ=
6.8mm≈7mm=
6.8mm≈7mmD2=D+5~
5.5d3=90+(5~
5.5)×8=130~134mmS=D2a=155mmδ1=8mmδ1=≥8mm[σf]=12mm[σf]2=20mmdf=
17.58mm n=4 d1=
0.75df=15mm d2=12mml=150~200mmd3=8~10mm d4=6~8mm C1=20mmC2=18mm h=
46.8mm l1=47mm△1=
9.6mm△2=
9.6mmm1=7mmm=7mm D2=132mmS=D2
十一、减速器的润滑、密封设计步骤设计计算与内容设计结果
一、 齿轮的润滑
(1) 选择润滑方式
(2) 确定油深
二、 轴承润滑
三、 密封 V===
1.00m/sV≈12m/s采用侵油润滑由查参考书2图
10.52可知齿轮侵油深度为10mm;油总深度为30mm dm=×n1=×300=21750m/s采用脂润滑轴承两端加设挡油环;轴承端盖采用毡圈密封 V=
0.98m/s 油总深度为30mm Dm=21750m/s 采用毡圈密封
十二、参考资料书名主编
1、《机械设计基础(第二版)》
2、《机械设计基础课程设计指导书》陈立德 陈立德牛玉丽 HYPERLINKhttp://img.bimg.
126.net/photo/eRMGH7a7mQNAM_rOz6oK7Q==/
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