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机械设计课程设计机械设计基础设计题目带式运输机传动装置的二级圆柱齿轮减速器机电工程学院院系过程装备与控制工程专业班级装控07-1学号06设计人陈明濠指导教师周瑞强老师完成日期2009年12月21日设计工作量:设计说明书1份减速器装配图1张减速器零件图2张茂名学院机械设计课程设计任务书目 录
一、设计任务书………………………………………………………………3
二、传动方案的拟定…………………………………………………………4
三、电动机的选择…………………………………………………………4
四、计算总传动比及配合的传动比………………………………………5
五、传动装置的运动和动力参数计算………………………………………6
六、传动零件的设计计算…………………………………………………
71、高速级齿轮传动的设计计算……………………………………………
72、低速级齿轮传动的设计计算……………………………………………9
七、轴的设计计算…………………………………………………………
131、轴的材料选择和最小直径估算………………………………………
132、轴的结构设计…………………………………………………………
143、轴的校核………………………………………………………………17
八、滚动轴承的选择及校核………………………………………………
231、中间轴的滚动轴承……………………………………………………
232、高速轴的滚动轴承…………………………………………………
243、低速轴的滚动轴承…………………………………………………25
九、键连接的选择及核计算………………………………………………26
十、减速器机体结构尺寸……………………………………………………27
十一、联轴器的选择…………………………………………………………29
十二、润滑方式的确定………………………………………………………29
十三、其它有关数据…………………………………………………………30
十四、参考资料目录…………………………………………………………30
十五、课程设计总结…………………………………………………………30
(一)、机械设计课程设计任务书题目带式输送机传动装置中的二级圆柱齿轮减速器
1、总体布置简图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
2、工作情况载荷平稳、单向旋转,有轻微振动,经常满载,空载起动
3、原始数据输送带拉力F(N)1800;滚筒直径D(mm)340;运输带速度V(m/s)
2.35;带速允许偏差(%)5;使用年限(年)8;工作制度(班/日)单班制
4、设计内容
1. 电动机的选择与运动参数计算;
2. 斜齿轮传动设计计算
3. 轴的设计
4.滚动轴承的选择
5. 键和连轴器的选择与校核;
6. 装配图、零件图的绘制;
7. 设计计算说明书的编写 5. 设计任务1. 减速器总装配图一张;2. 齿轮、轴零件图各一张;3. 设计说明书一份6. 设计进度第一阶段总体计算和传动件参数计算;第二阶段轴与轴系零件的设计;第三阶段轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制;第四阶段装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写三电动机选择1.电动机类型和结构的选择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2.电动机容量的选择1)工作机所需功率Pw Pw=Fv/1000=1800×
2.35/1000×
0.96=
4.41KW2) 电动机的输出功率Pd=Pw/ηkWη=其中—带传动效率
0.96—每对滚子轴承的传动效率
0.98—8级精度圆柱齿轮的传动效率
0.97—弹性联轴器的传动效率
0.99—卷筒的传动效率
0.96则总的效率η==
0.98Pd=Pw/η=
4.41/
0.80=
5.5125kW从表22-1中可选出额定功率为
5.5kw的电动机3.电动机转速的选择卷筒轴转速为n=60×1000v/D=60×1000×
2.35/
3.14×340=
132.07r/min按表2-2推荐的传动比合理范围,二级圆柱齿轮减速器传动比i=8~40则从电动机到卷筒子轴的总传动比合理范围为i=8~40故电动机转速的可选范围为n=i×n=8-40×
132.07=
1056.56~
5282.8r/min可见,电动机同步转速可选1500r/min和3000r/min三种根据相同容量的三种转速,从表19-1中查出三个电动机型号,再将总传动比合理分配给V带传动和减速器,就得到三种传动比方案,如下表其中总传动比为式中--电动机满载转速r/min;--工作机转速,r/min.一般推荐展开式二级圆柱齿轮减速器高速传动比i1与低速级传动比i2之间满足i1=
1.3~
1.5i
2.表中取i1=
1.4×i2;i=i2×i2×
1.
4.两种不同的传动比方案方案电动机型号额定功率Pkw电动机转速r/min传动装置的传动比同步转速满载转速总传动比高速i低速i1Y132S-
45.
51500144010.
903.
912.792Y132S1-
25.
53000292022.
113.
975.564.电动机型号的确定由表22-1查出电动机型号为Y132S-4其额定功率为
5.5kW,满载转速1440r/min基本符合题目所需的要求四计算总传动比及配各级的传动比1.计算总传动比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i总=nm/nw=1440/
132.07=
10.902.传动比分配分配原则各级传动尺寸协调承载能力接近两个大齿轮直径接近以便润滑.浸油深度i总=i减=i高*i低=nm/nwi减——减速器传动比i高——减速器内高速级传动比i低——减速器内低速级传动比nm——电动机满载转速nw——工作机转速i高=
1.4*i低,i低×i高=i总由上表可得i高=i1=
3.91;i低=i2=
2.79速度偏差为
0.2%5%,所以可行五运动参数及动力参数的计算
1、计算各轴转速:I轴n1=nm/1=1440r/minII轴n2=n1/i高=1440/
3.91=
368.29/minIII轴n3=n2/i低=
368.29/
2.97=
132.00r/min滚筒n4=n3=
132.00r/min2各轴输入功率:电动机轴Pd=
5.5kwI轴:PI=Pd×η4=
5.5×
0.99=
5.445kwII轴:PII=PI×η2×η3=
5.445×
0.98×
0.97=
5.176kwIII轴:pIII=PII×η2×η3=
5.176×
0.98×
0.97=
4.92kw滚筒:pⅣ=pIII×η2×η4=
4.92×
0.98×
0.99=
4.774kw各轴的输出功率为输入功率乘轴承效率
0.98,分别为I轴
0.98=
5.337KwII轴kWIII轴kw滚筒轴kw3各轴扭矩电动机轴Td=9550×Pd/nm=9550×
5.5/1440=
36.48NmI轴TI=9550×PI/n1=9550×
5.445/1440=
36.11NmII轴TII=9550×PII/n2=9550×
5.176/
368.29=
134.22NmIII轴TIII=9550×pIII/n3=9550×
4.92/
132.00=
355.95Nm滚筒T滚=9550×p滚/n4=9550×
4.774/
132.00=
345.39Nm
(六)传动零件的设计计算一)、高速级齿轮的设计计算设计参数P1=
5.337KwT1=
36.11Nm;N1=1440r/minN2=
368.29r/min;i1=
3.91;
1、选材因要求结构紧凑,故采用硬齿面的组合小齿轮用45号表面淬火钢,;大齿轮参数也一样(书本表11-1)根据书本表11-5得取=
1.25=
1.0;根据书本表11-4得:
2、确定许用应力;3小齿轮的工作转矩4根据接触强度,求小齿轮分度圆直径设齿轮按8级精度制造取载荷系数K=
1.3,齿宽系数选取,;初选螺旋角β=15°螺旋度系数选小齿轮齿数Z1=24,大齿轮齿数Z2=iZ1=
3.91×19=
93.84取Z2=94实际传动比为i=74/19=
3.9167,所以,取齿数;Z2=94齿数系数查书本图11-8得YFa1=
2.68,YFa2=
2.22,查书本图11-9得YSa1=
1.60,YSa2=
1.
79.因故要对小齿轮进行弯曲强度计算法向模数取中心距取a=92mm.确定螺旋角:β=齿轮分度圆直径:小齿轮齿顶圆:=
37.42+2×
1.5=
40.42mm大齿轮齿顶圆:=
146.57+2×
1.5=
149.57mm小齿轮齿根圆:=
37.42-3×
1.25=
34.92mm大齿轮齿根圆:=
146.57-3×
1.25=
114.17mm齿轮宽度:b==
0.8×
30.64=24mm取b1=30mmb2=25mm
3、验算齿面接触强度将各参数代入下面得齿面硬度:=Z
189.8*
2.5*=
68.163Mpa1130Mpa故安全
4、齿轮的圆周速度对照书本表11-2,所以选8级制造精度合理的;结构设计大齿轮采用腹板式,小齿轮制成实心式二)、低速级齿轮的设计计算
1、选择材料及许用应力因要求结构紧凑,故采用硬齿面的组合小齿轮用45号表面淬火钢,齿面硬度为45,;大齿轮选用参数一样根据书本表11-5得取=
1.25=
1.0;根据书本表11-4得:许用应力
2、按齿轮弯曲强度计算由上计算得P=
4.82kWn=
132.00r/mini=
2.79齿轮按八级精度制造取载荷系数K=
1.3(书本表11-3)齿宽系数(书本表11-6)小齿轮的转距初选螺旋角β=15°选小齿轮齿数Z1=24,大齿轮齿数Z2=iZ1=
2.79×24=
66.96取Z2=67实际传动比为i=67/24=
2.79,齿数系数查书本图11-8得齿形系数:YFa1=
2.66,YFa2=
2.26,查书本图11-9得齿形系数:YSa1=
1.61,YSa2=
1.75因因故要对小齿轮进行弯曲强度计算法向模数m==
2.42mm取m=
2.5mm中心距a=Z+Zm/2cos=24+67*25/2*cos15°=
117.763取a=120mm确定螺旋角:=arccos
18.75°齿轮分度圆直径:d=mz/cos=25*24/cos
18.57°=
63.30mmd=mz/cos=25*67/cos
18.57°=
176.6mm小齿轮齿顶圆:=
63.30+2×
2.5=
68.30mm大齿轮齿顶圆:=
176.70+2×3=
181.70mm小齿轮齿根圆:=
63.30-5×
1.25=
57.05mm大齿轮齿根圆:=
176.70-5×
1.25=
170.45mm齿轮宽度:b==
0.8×
63.3=
50.64mm取b1=60mmb2=55mm
3、验算齿面接触强度将各参数代入下面得齿面硬度:=Z
189.8*
2.5*=
68.163Mpa1130Mpa故安全
4、齿轮的圆周速度V=
0.44m/s对照书本表11-2,所以选8级制造精度合理的;结构设计大齿轮采用腹板式,小齿轮制成实心式三)得出画图尺寸数据表格高速级齿轮传动的尺寸低速级齿轮传动的尺寸名称计算公式结果/mm名称计算公式结果/mm模数
1.5模数
2.5压力角20°压力角20°螺旋角
15.85°螺旋角
18.57°齿数2494齿数2467传动比
3.91传动比
2.79分度圆直径
37.
42146.57分度圆直径
63.
30176.60齿顶圆直径
40.
42149.57齿顶圆直径
68.
30181.70齿根圆直径
34.
92147.07齿根圆直径
57.
50170.45中心距92中心距120齿宽B=b+53025齿宽B=b+56055
(七)轴的设计计算一)轴的材料选择和最小直径估算根据工作条件,初选轴的材料为45钢,调质处理按扭转强度法进行最小直径估算,即mm初算轴径时,若最小直径周段开有键槽,还要考虑键槽对轴强度的影响当该轴段截面上有一个键槽时,d增大5%至7%,两个键槽时,d增大10%至15%值由书本表14-2确定高速轴;中间轴;低速轴高速轴d=A=110*=
17.2因高速轴最小直径处要安装大带轮,设有一个键槽,则d=d1+7﹪=
17.2*1+
0.07=
18.40mm取整数d=19mm中间轴d=A=115*=
27.72因中间轴最小直径处要安装滚动轴承,则取为标准值低速轴d=A=110*=
37.56mm因高速轴最小直径处要安装连轴器,设有一个键槽,则d=d1+7﹪=
37.56*1+
0.07=
40.19mm取为联轴器d=42mm二)轴的结构设计
1、中间轴结构设计中间轴轴系的结构如下图图2中间轴
(1)各轴段直径确定最小直径,滚动轴承处轴段,根据表17-6得角接触轴承选取7206AC尺寸为d×D×B=30×62×16mm:高速级大齿轮轴段,=40mm轴环,根据齿轮的轴向定位要求,=50mm低速级小齿轮轴段=40mm滚动轴承处轴段,==30mm
(2)各轴段长度的确定由滚动轴承、挡油环及装配关系等确定,=55mm由高速级大齿轮毂孔宽度B2=25mm确定,=23mm轴环宽度,=10mm由低速级小齿轮的毂孔宽度B1=60mm,=57mm由滚动轴承、挡油盘及装配关系等确定,=40mm
(3)细部结构设计由课程设计表16-28可查的高速大齿轮处取A键b×H-L=12mm×8mm-20mm(轴深t=
5.0mm毂深t1=
3.3;半径r=
0.25~
0.40mm);低速小齿轮处取A键b×H-L=12mm×8mm-40mm(轴深t=
5.0mm毂深t1=
3.3;半径r=
0.25~
0.40mm);齿轮轮毂与轴的配合选为40Js9/N9;滚动轴承与轴的配合采用过渡配合,此轴段的直径公差选为30m6参考课程设计表14-
27、14-29得各轴肩处的过渡圆角半径若a=
0.07~1d,aR取R2,倒角为C
22、高速轴的结构设计高速轴轴系的结构如下图图3高速轴
(1)各轴段的直径的确定最小直径,安装联轴器的外伸轴段,20mm密封处轴段,根据联轴器的轴向定位要求,定位高度,以及密封圈的标准(拟采用毡圈密封),=22mm角接触轴承处轴段,=25mm,角接触轴承选取7205AC,其尺寸为d×D×B=25mm×52mm××16mm过渡轴段,由于高速齿轮传动的线速度大于2m/s,角接触轴承可采用飞溅式润滑考虑到用轴肩定位轴承,所以=33mm齿轮处轴段由于小齿轮的直径较小,采用齿轮轴结构所以轴和齿轮的材料和热处理方式需一样,均为45钢,调质处理;滚动轴承处轴段,25mm
(2)各轴段长度的确定由连轴器的轴孔宽度L1=30(根据表19-5)确定由箱体结构、轴承挡圈、装配关系等确定,=55mm由滚动轴承、挡油盘及装配关系决定,=46mm由装配关系、箱体结构等确定,=58mm由高速级小齿轮宽度=30mm确定,=30mm由角接触轴承、挡油盘及装配关系等确定50mm
(3)细部结构联轴器处键取C型b×h-L=6mm×6mm-30mmt=
3.5,r=
0.16~
0.25在处采用过盈配合,起到密封作用角接触轴承与轴的配合采用过渡配合,此轴段的直径公差选为参考课程设计查表14-
27、14-29得各轴肩处的过渡圆角半径,若a=
0.07~1d,ac,取R2,倒角为C
23、低速轴的结构设计低速轴轴系的结构如下图图4低速轴
(1)各轴段直径的确定动轴承处轴段,=55mm角接触轴承选取7211AC,其尺寸为d×D×T×B=55mm×100mm×
22.75mm×21mm低速级大齿轮轴段,=60mm轴环,根据齿轮的轴向地位要求,=70mm过渡轴段,考虑挡油盘的轴向定位,=63mm角接触轴承处轴段,==55mm密封处轴段,根据联轴器的轴向定位要求,以及密封圈的标准(拟采用毡圈密封),=50mm最小直径,安装联轴器的外伸轴段,d37=40mm
(2)各轴段长度的确定由滚动轴承、挡油环以及外伸轴段等确定,=42mm由低速大齿轮的毂孔宽度55,确定=53mm轴环宽度,=10mm由装配关系、箱体结构等确定,=40mm由滚动轴承、挡油盘及装配关系等确定,=40mm由箱体结构、轴承端盖、装配关系等确定,=55mm由连轴器的轴孔宽度确定
(3)细部结构设计低速大齿轮处取A键b×h-L=18mm×11mm-45mm(t=
7.0mmr=
0.25~
0.40mm);联轴器处键取C型b×h-L=12mm×8mm-70mmt=
5.0,r=
0.256~
0.40齿轮轮毂与轴的配合选为;滚动轴承与轴的配合采用过渡配合.参考教材查表8-2得各轴肩处的过渡圆角半径,若70d50取C2三)轴的校核1)高速轴的校核L1=40mm,=55mm,=46mm,=58mm,=30mm,=50mmL1=57mmL2=111mmL3=78mm作用在齿轮上的圆周力为=2×
36.11×1000/
37.42=1930N径向力为=1930×
0.364=
702.46N作用在轴1带轮上的外力F=1800N求垂直面的支反力=111×
702.46/57+111=
464.13N=
702.46-
464.13=
238.3N求垂直弯矩,并绘制垂直弯矩图=
238.3×111/1000=
26.45N.m=
464.13×57/1000=
26.45N.m求水平面的支承力由得=111×1930/57+111=
1275.2N=1930-
1275.2=
654.82N求并绘制水平面弯矩图=
1275.2×57/1000=
72.69N.m=
654.82×111/1000=
72.69N.m求F在支点产生的反力=78×1800/111+57=
853.7N=
853.7+1800=
2635.7N求并绘制F力产生的弯矩图=1800×78/1000=
140.4N.m=
853.7×57/1000=
48.6N.mF在a处产生的弯矩=
853.7×57/1000=
48.6N.m求合成弯矩图考虑最不利的情况,把与直接相加=
48.6+=
126.0N.m=
48.6+=126N.m求危险截面当量弯矩最危险截面其当量弯矩为(取折合系数)==
127.85N.m计算危险截面处轴的直径因为材料选择调质,查课本第166页表11-1得,许用弯曲应力,则mm因为=55mmd,所以该轴是安全的轴承寿命校核轴承寿命可由式进行校承受径向载荷核,由于轴承主要的作用,所以,查课本279页表16-89,10取取按最不利考虑,则有=+
853.7=
2210.4N=+
2635.7=3291N则==
5.5年5年因此所该轴承符合要求4)、弯矩及轴的受力分析图如下2)中间轴的校核L1=
52.5mmL2=50mmL3=
50.5mm作用在
2、3齿轮上的圆周力=2×
134.22×1000/
146.57=
1831.48N=2×
355.95×1000/
63.3=
1246.45N径向力=
1831.48×
0.364=
666.66N=
1246.45×
0.364=
453.71N求垂直面的支反力:=[-
453.71×
50.5+
666.66×50+
50.5]/185=
285.3N=
453.71+
285.3-
666.66=
72.34N计算垂直弯矩=
285.3×
52.5/1000=
14.98N.m=
285.3×
52.5+50/1000-
666.66×50/1000=-
4.09N.m求水平面的支承力=1619N=
1831.48+
1246.45-1619=
1458.9N
2、计算、绘制水平面弯矩图=1619×
52.5/1000=85N.m=-
1458.9×
52.5+50/1000-
1246.45×50/1000=-
211.86N.m求合成弯矩图,按最不利情况考虑==
86.3N.m=
211.90N.m求危险截面当量弯矩最危险截面当量弯矩为(取折合系数)==
121.79N.m==3976N.m计算危险截面处轴的直径因为材料选择调质,查课本第166页表11-1得,许用弯曲应力,则mm因为=30mmd,所以该轴是安全的3)、弯矩及轴的受力分析图如下3)低速轴的校核L1=58mmL2=106mmL3=
147.5mm求作用力、力矩和和力矩、危险截面的当量弯矩作用在齿轮上的圆周力2×
355.95×1000/
63.3=
11246.4N径向力=
11246.4×
0.36=
4093.4N求垂直面的支反力106×
418.75/58+106=
272.3mm=
4093.4-
272.3=
3821.1mm计算垂直弯矩==
3821.1×106/1000=
405.3N.m=
15.80N.m求水平面的支承力=106×
11246.4/58+106=7269N=
11246.4-
7269.=
3977.4N计算、绘制水平面弯矩图=7269×58/1000=
421.6N.mN.m求F在支点产生的反力N=+1800=
3419.9N求并绘制F力产生的弯矩图=1800×
147.5/1000=
265.5N.m=
1618.9×58/1000=
93.9N.mF在a处产生的弯矩N.m求合成弯矩图=
93.9+=
1378.7N.m求危险截面当量弯矩最危险截面其当量弯矩为(取折合系数)==
1395.1N.m计算危险截面处轴的直径因为材料选择调质,查课本第166页表11-1得,许用弯曲应力,则mm因为=42mmd,所以该轴是安全的3)弯矩及轴的受力分析图如下
(八)滚动轴承的选择及校核计算一)中间轴的滚动轴承
(1)、角接触球轴承的选择根据载荷及速度情况,拟定选用角接触球轴承由中间轴的结构设计,根据=30mm,角接触球轴承选取7206AC,根据表17-5得尺寸为d×D×B=30×62×16mm
(2)、角接触球轴承的校核轴承受力图暂略
1、先计算轴承
1、2的轴向力齿轮2产生的轴向力齿轮2的产生轴向力外部轴向力方向见图示方向见图示因为所以轴承1为松端=556N所以轴承2为压紧端=
4972.3N
2、计算轴承
1、2的当量载荷查表得e=
0.68查表得,故当量动载荷为
3、验算轴承寿命因,故只需验算2轴承轴承预期寿命与整机寿命相同,为8(年)×300(天)×8(小时)=19200h〉19200h其中,温度系数(轴承工作温度小于),(轻微冲击)轴承具有足够寿命二)高速轴的滚动轴承
(1)、角接触球轴承的选择根据载荷及速度情况,拟定选用角接触球轴承由高速轴的结构设计,角接触球轴承选取7205AC,根据表17-5得尺寸为d×D×B=25×52×16mm
(2)、角接触球轴承的校核轴承受力图暂略
4、先计算轴承
1、2的轴向力外部轴向力方向见图示方向见图示因为所以轴承1为松端=
403.58N所以轴承2为压紧端=
1624.08N
5、计算轴承
1、2的当量载荷查表得e=
0.68查表得,故当量动载荷为
6、验算轴承寿命因,故只需验算2轴承轴承预期寿命与整机寿命相同,为8(年)×300(天)×8(小时)=19200h〉19200h其中,温度系数(轴承工作温度小于),(轻微冲击)轴承具有足够寿命三)低速轴的滚动轴承
(1)、角接触球轴承的选择根据载荷及速度情况,拟定选用角接触球轴承由高速轴的结构设计,角接触球轴承选取7211AC,根据表17-5得尺寸为d×D×B=55×100×21mm
(2)、角接触球轴承的校核轴承受力图暂略先计算轴承
1、2的轴向力外部轴向力方向见图示方向见图示因为所以轴承1为松端所以轴承2为压紧端
7、计算轴承
1、2的当量载荷查表得e=
0.68;查表得,故当量动载荷为
8、验算轴承寿命因,故只需验算1轴承轴承预期寿命与整机寿命相同,为8(年)×300(天)×8(小时)=19200h〉19200h其中,温度系数(轴承工作温度小于),(轻微冲击)轴承具有足够寿命
(九)键联接的选择及校核计算一)中间轴上键的选择与校核由中间轴的细部结构设计,选定高速级大齿轮处的键为1键b×H-L=12mm×8mm-20mm(轴深t=
5.0mm毂深t1=
3.3;半径r=
0.25~
0.40mm);标记键12×36GB/T1096-1979[圆头普通平键(A型)];低速级小齿轮处取2键b×H-L=12mm×8mm-40mm(轴深t=
5.0mm毂深t1=
3.3;半径r=
0.25~
0.40mm);标记键12×40GB/T1096-1979[圆头普通平键(A型)];由于是同一轴的键,传递的扭矩相同,所以只需要校核短的键即可齿轮轴段d=40mm键的工作长度为l=L-b=36-12=28mm键的接触高度k=
0.5h=
0.5×8=
4.0mm;传递的转矩为T2=
134.42N/m;由书本表10-10查得键静连接时的挤压许用应力(45钢调质),键联接强度足够二)高速轴由于取了齿轮轴所以无需校核三)低速轴上键的选择与校核由低速轴的细部结构设计,选定与联轴器联接处的键为5键b×h-L=12mm×8mm-70mmt=
5.0,r=
0.256~
0.40标记键12×70GB/T1096-1979[圆头普通平键(C型)];低速齿轮处的键为6键b×h-L=18mm×11mm-50m(t=
7.0mmr=
0.25~
0.40mm);标记键18×63GB/T1096-1979[圆头普通平键(A型)];传递的转矩为T3=
355.95N.m;由书本表10-10查得键静连接时的挤压许用应力(45钢调质)由于是同一轴的键,传递的扭矩相同,所以只需要校核短的键即可因为d=60mml=L-b=63-18=45mm;键的接触高度k=
0.5h=
0.5×11=
5.5mm;,键联接强度足够十减速器机体结构尺寸
1、减速器铸造箱体的结构尺寸减速器铸造箱体的结构尺寸名称符号结构尺寸箱座(体)壁厚8箱盖壁厚8箱座、箱盖、箱底凸缘的厚度、、
12、
12、20箱座、箱盖上的肋厚、
7、7轴承旁凸台的高度和半径、
43、16轴承盖(即轴承座)的外径
106、160地脚螺栓直径与数目、
16、4联接螺栓轴承旁联接螺栓直径12机盖与机座联接螺栓直径10螺栓的间距160箱座、箱盖联接螺栓直径10通孔直径12沉头孔直径22沉头座直径1614定位销直径8轴承盖螺钉直径8视孔盖螺钉直径6吊环螺钉直径12箱体外壁至轴承座端面的距离42大齿轮顶圆与箱体内壁的距离12齿轮端面与箱体内壁的距离12轴承端盖外径160轴承旁联接螺栓距离160十一联轴器的选择根据工作要求,为了缓和冲击,保证减速器的正常工作,输出轴选用弹性柱销联轴器考虑到转矩变化很小,取,则按照计算转矩小于联轴器公称转矩的条件,查标准GB/T5014—1985,选用HL2型弹性柱销联轴器,其工程转矩为315N·m,孔径d=25mmL=62mmL1=44mm许用转速为5600r/min,故使用标记HL2联轴器5014-1985同理,为了缓和冲击,保证减速器的正常工作,输出轴也选用弹性柱销联轴器考虑到转矩变化很小,取,则按照计算转矩小于联轴器公称转矩的条件,查标准GB/T5014—1985,选用HL2型弹性柱销联轴器,其工程转矩为1250N·m,孔径d=25mmL=112mmL1=84mm许用转速为2800r/min,故使用标记HL4联轴器5014-1985十二润滑方式的确定
1、齿轮的润滑
2、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15mm
3、滚动轴承的润滑轴承的润滑采用润滑脂润滑为防止箱内润滑油进入轴承,使轴承内润滑脂稀释流出,在箱体轴承座内侧一端安装挡油环
4、润滑油的选择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
5、密封方法的选取选用凸缘式端盖易于调整,采用毡圈密封轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定十三其它有关数据减速器附件的选择
1、通气器选通气器(二次过滤),采用M
27.5×
1.
52、油面指示器
3、选用游标尺M
164、起吊装置选用箱盖吊耳
5、箱座吊耳R
7.
56、选用外六角油塞及垫片M16×
1.5十四参考资料
[1]《机械设计基础》杨可桢、程光蕴、李仲生高等教育出版社2006
[2]《机械设计课程设计》朱家诚合肥工业大学出版社,2007
[3]《机械课程设计说明书》殷玉枫北京机械工业出版社,2006
[4]《程材料与成形技术基础》鞠鲁粤北京高等教育出版社2004
[5]《机械设计》谭庆昌、赵洪志北京高等教育出版社,2004
[6]《几何量公差与检测》甘永立上海科学技术出版社,2005
[7]《机械工程图学习题集》林玉祥北京科学出版社,2001
[8]《机械工程图学》侯洪生北京科学出版社,2001。