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1、拟定传动方案
12、选择电动机
33、计算传动装置总传动比和分配各级传动比
54、计算传动装置的运动和动力参数
65、传动零件的设计
86、齿轮传动的设计计算
117、轴的设计与计算
168、联轴器的选择和计算
239、键的选择与校核
2510、滚动轴承的选择与寿命校核
2611、减速器箱体的设计
2712、减速器附件的选择
2813、减速器的润滑与密封33课程设计总结34参考文献
351、拟定传动方案结果
1.1技术数据运输带工作拉力F/N运输带工作速度v/m.s-1转筒直径D/mm
27001.5450表
1.1技术数据
1.2工作条件运转方向载荷性质起动方式使用年限生产批量工作时间单向平稳空载10小批量每天16小时表
1.2工作条件
1.3传动方案分析方案图
1.1(a)选用带传动和闭式齿轮传动,有传动平稳、缓冲吸震、过载保护的优点,虽然结构尺寸大,但与上述其他方案相比最为合理方案图
1.1(b)结构紧凑,但蜗杆传动效率低,长期连续工作不经济方案图
1.1(c)结构紧凑且尺寸小,传动效率高,适应繁重工作要求,但是成本较高方案图
1.1(d)选用闭式齿轮传动,适应繁重工作要求,但宽度尺寸较大一般常选用转速为1000r/min或1500r/min的电动机作为原动机,传动装置总传动比为i=,经计算得传动比约为
15.7或
23.5,根据总传动比数值,可初步拟定出以一级传动为主的多种传动方案如图
1.2所示图
1.1带式运输机传动方案比较图1-2带式运输机传动系统选用方案(a)
2、选择电动机结果
2.1电动机类型的选择按动力源和工作条件,选用一般用途的Y系列三相异步电动机,卧式封闭结构,电源的电压为380V
2.2电动机容量的选择
(1)根据已知条件,工作机所需要的有效功率为Pw==
4.05kw
(2)传动装置的总效率(包括工作机效率)ηηw=η1η22η3η4η5η6式中,式中η
1、η
2、η
3、η
4、η
5、η6分别为带传动、齿轮传动的轴承、齿轮传动、联轴器、卷筒轴的轴承及卷筒的效率由参考资料
[1]表3-3查得V带传动效率,=
0.95;齿轮球轴承效率,=
0.99;闭式圆柱齿轮传动效率(设齿轮精度为9级),=
0.96;联轴器效率,=
0.99;卷筒轴的滚子轴承效率=
0.98;输送机滚筒效率η6=
0.96则传动系统的总效率η为ηa=ηηw=
0.95×
0.992×
0.96×
0.99×
0.98×
0.96=
0.8325工作时,电动机所需的功率为Pd电动机===
4.86(kw由参考资料
[1]表12-1可知,满足Pe≥Pd条件的Y系列三相交流异步电动机额定功率Pe应取为
5.5kw
(3)电动机转速的选择根据已知条件,可得输送机滚筒的工作转速nw为nw==r/min≈
63.7r/min按照推荐的合理传动比范围,取V带传动的传动比i1=2~4单级圆柱齿轮传动比i2=3~5,则总传动比的合理范围为i=6~20,故电动机转速的可选范围为nd=i1×nw=[6~20×
63.7]r/min=
382.2~1274r/min符合这一范围的同步转速有
750、1000r/min,由参考资料
[1]表12-1和12-2查出有二种适合的电动机型号,其技术参数及传动比的比较见下表2-1表2-1方案的比较方案电动机型号额定功率Pe/kw电动机转速n(r/min)总传动比i电动机质量w/㎏外伸轴径D/mm轴外伸长度E/mm同步转速满载转速1Y160M2-
85.
575071511.23119421102Y132M2-
65.
5100096015.078448110综合考虑电动机的重量以及减速器的传动比,比较二个方案可知方案1电动机转速低,外廓尺寸及重量较大,方案2电动机总的传动比适中,重量合适因此选用电动机的型号Y132M2-6,所选电动机的额定功率Pe=
5.5kw,满载转速nm=960r/min,总传动比适中,传动装置结构紧凑Y132M2-6电动机的数据和外形,安装尺寸如表2-2表2-2型号额定功率(KW)转速(r/min) 质量(kg)同步满载Y132M2-
65.5100096084ηa选用电动机的型号Y132M2-
63、计算传动装置的总传动比和分配各级传动比结果
3.1各级传动比的分配由选定的电动机的满载转速和输送机滚筒的工作转速,可得带式输送机传动系统的总传动比为由传动系统方案(见图1-2)知取V带的传动比i带=4,则圆柱齿轮的传动比i齿轮=
3.77在传动比i推荐值范围之内,所以是合理的i=
15.07i带=4i齿轮=
3.
774、计算传动装置的运动和动力参数结果
4.1传动系统的运动和动力参数计算一般按由电动机至工作机之间的传递的路线推算出各轴的运动和动力参数,并将各轴从高速级向低速级依次编号为电动机轴、Ⅰ轴、Ⅱ轴、卷筒轴则传动系统各轴的转速、功率和转矩计算如下所示(i0=i带i齿轮=i1
(1)各轴转速高速轴Ⅰ轴==r/min=240r/min低速轴Ⅱ轴nⅡ==r/min
63.66r/min卷筒轴nw=nⅡ
63.66r/min
(2)各轴的输入功率Ⅰ轴PⅠ=Pdη01=
4.86×
0.95kw=
4.617kwⅡ轴PⅡ=PⅠη12=PⅠη2η3=
4.6175×
0.99×
0.96kw=
4.388kw卷筒轴PⅢ=PⅡη23=PⅡη2η4=
4.388×
0.99×
0.99kw=
4.301kw
(3)各轴输入转矩=9550×
4.86/960=
48.35NmⅠ轴TI=Td×i0×η01=Td×i0×η1=
48.35×4×
0.95Nm=
183.72NmⅡ轴TII=TI×i1×η12=TI×i1×η2×η3=
183.72×
3.73×
0.99×
0.96=
658.26Nm卷筒轴TIII=TII×η2×η4=
658.26×
0.99×
0.99Nm=
645.16Nm运动和动力参数的计算结果如表3-3所示表3-3轴名参数电动机轴Ⅰ轴Ⅱ轴卷筒轴转速
96024063.
6663.66输入功率P/kw
4.
864.
6174.
3884.301输入转矩T/N·m
48.
35183.
72658.
26645.16传动比i
43.771效率η
0.
950.
960.98nII=
63.66r/minnw=
63.49r/minPI=
4.617kwPII=
4.388kwPIII=
4.301kwTd=
48.35NmTI=
183.72NmTII=
658.26NmTIII=
645.16Nm
5、传动零件的设计结果
5.
1、确定计算功率查参考资料
[2]由表10-7查得工作情况系数,故PdV带=KAP=
1.2×
5.5kW=
6.6kW
5.
2、选择V带的带型根据PdV带=
6.6kW、n1=nm=960r/min由参考资料
[2]图10-8查出此坐标点位于A型与B型交界处,现暂按选用B型计算
5.3确定带轮的基准直径dd并验算带速
(1)初选小带轮的基准直径由资料表10-8,取小带轮的基准直径dd1=140mm
(2)验算带速v==≈
7.03m/s因5m/s﹤v﹤25m/s带速合适
(3)计算大带轮的基准直径dd2=idd1=4×140mm=560mm由参考资料
[2]查表10-8,取为dd2=560mm
5.4确定V带的中心距a和基准长度1,初定中心距a0=930mm
(2)计算带所需的基准长度=3006mm由参考资料
[2]表10-2选带的基准长度Ld=3150mm
(3)计算实际中心距中心距的变化范围为
988.75~
1130.5mm
5.5验算小带轮上的包角包角α1合适
5.6计算带的根数z
(1)计算单根V带的额定功率由dd1=140mm和n1=960r/min,参考资料
[2]查表10-4得P0=
2.10kw根据n1=960r/min,i=4和B型带,由参考资料
[2]查表9-5得ΔP0=
0.29kw由参考资料
[2]查表10-6得=
0.94;查表10-2得=
0.97于是[P0]=P0+ΔP0=[
2.10+
0.29×
0.94×
0.97]kw≈
2.18kw
(2)计算V带的根数==≈
3.03V带取4根
5.7计算单根V带的初拉力F0由参考资料
[2]查表10-1查得B型带的单位长度质量q=
0.2kg/mF0=500×+qv2=[500×+
0.2×
7.032]N≈205N
5.8计算压轴力FQFQ≈2zF0sin=2×4×205×sinN≈
1541.6N
6、齿轮传动的设计计算PdV带=
6.6kWdd2=560mmLd0≈3006mma≈1002mmα1≈156°z≈
3.03F0≈205NFQ≈
1541.6N结果
6.1材料选择带式输送机的工作载荷比较平稳,对减速器的外廓尺寸没有限制,为了便于加工,采用软齿面齿轮传动小齿轮选用45钢,调质处理,查参考资料
[2]表11-1取小齿轮齿面平均硬度为240HBS;大齿轮选用45钢,正火处理,查参考资料
[1]表11-1取大齿轮齿面平均硬度为190HBS
6.2参数选择
(1)通常,对于开式传动,=17~20;对于闭式传动=20~40由于采用软齿面闭式传动,故齿数取=30,
113.1所以取整数,z2=114
(2)根据工况查参考资料
[2]表11-2,取载荷系数
(3)齿宽系数的选择由于是单级齿轮传动,且两支承相对齿轮为对称布置,两轮均为软齿面,查参考资料
[2]表11-5知,对于对称布置且大轮或两轮齿面硬度HBS的圆柱齿轮的齿宽系数,取载荷系数=
1.2
(4)采用单级减速传动,齿数比
6.3确定许用应力小齿轮的齿面平均硬度为240HBS则小齿轮许用接触应力和许用弯曲应力可根据参考资料
[2]表11-1通过线性插值计算,即许用接触应力许用弯曲应力大齿轮的齿面平均硬度为195HBS,由参考资料
[2]表11-1通过线性插值求得大齿轮的许用接触应力和许用弯曲应力分别为许用接触应力许用弯曲应力
6.4计算小齿轮的转矩由转矩公式,式中—主动轮传递的功率(kw);—主动轮的转速(r/min)计算出小齿轮的转矩为
6.5按齿面接触疲劳强度计算因为对于闭式软齿面(硬度)的齿轮传动,其主要失效形式为齿面点蚀,故先按齿面接触疲劳强度进行计算,确定齿轮传动的主要参数和尺寸,然后校核齿根弯曲疲劳强度对于标准直齿圆柱齿轮,接触疲劳强度的设计公式为式中为小齿轮的分度圆直径();为小齿轮的转矩();为齿数比,;为齿宽系数,,其中b为齿宽();为弹性影响系数;为许用接触应力MPa则取较小的许用接触应力,由参考资料
[2]表11-3取弹性影响系数=
189.8代入上接触疲劳强度设计式中,得小齿轮的分度圆直径为=()≈757mm所以,小齿轮的模数为取标准模数
6.6计算齿轮的主要几何尺寸小齿轮分度圆直径大齿轮分度圆直径小齿轮齿顶圆直径大齿轮齿顶圆直径中心距齿轮的设计宽度齿全高齿厚齿根高齿顶高小齿轮齿根圆直径大齿轮齿根圆直径为了保证齿轮传动有足够的啮合宽度,一般取大齿轮的齿宽,小齿轮的齿宽+(5~10),即故取,
6.7按齿根弯曲疲劳强度校核确定有关系数如下齿形系数查参考资料
[2]表11-4得=
2.62,应力修正系数查参考资料
[2]表11-4得,由弯曲校核公式得综上所述,齿根弯曲强度校核合格
6.8齿轮精度的选择由齿轮传动的圆周速度为故查参考资料
[1]表12-2,可选择精度等级为9的齿轮
6.9齿轮的受力分析图6-1所示为一标准直齿圆柱齿轮传动,轮齿在节点P处接触忽略摩擦力,轮齿间相互作用的法向力沿着啮合线方向并垂直于齿面为方便计算,将法向载荷在节点P处分解为两个相互垂直的分力,即圆周力和径向力(单位均为N)图6-1直齿圆柱齿轮轮齿的受力分析由此得圆周力径向力法向力Nmm=
189.
87、轴的设计与计算结果
7.1轴的选材由参考资料
[2]表11-1查得选用45钢,正火处理,硬度HBS170~217,许用弯曲应力许用扭转切应力
7.2初步估算轴的最小直径由轴径的设计计算公式,其中为轴传递的功率kw;为轴的转速r/min,又查参考资料
[2]表15-3,取故主动轴=
29.6,考虑到轴上还开有一个键槽,故轴径还应增大5%~7%,所以,主动轴,选取标准直径从动轴=
45.7,考虑到该段轴上还开有一个键槽,故轴径还应增大5%~7%,所以,从动轴,选取标准直径
7.3齿轮轴的结构设计,初定轴径及轴的轴向尺寸1轴上零件的定位、固定和装配主动轴采用齿轮轴结构,如图7-1所示1,5—滚动轴承2—轴3—齿轮6—轴承端盖7—轴端挡圈8—箱体9—带轮10—键图7-1主动轴的零件工作图2确定轴各段直径和长度尺寸
①段由于带轮与轴外伸轴通过键联接,则轴径还应增大5%~7%,则取直径,又带轮的轮缘宽为B=,由于轴头长度是由所装零件的轮毂宽度所决定的,其长度要比轮毂宽度小2~3mm,故取第一段长度
②段对于阶梯轴的台阶,当相邻轴段直径变化起定位作用时,轴径变化应大些,取6~8,故取根据轴承端盖的装拆以及对轴承添加润滑脂的要求和箱体的厚度,取端盖的外端面与带轮的左端面间的距离为,则取该段的长度
③段该段装有滚动轴承,由于该段轴承需要承受径向载荷,轴向载荷为零,故选用深沟球轴承,选用型轴承,查参考资料
[1]表15-4得其基本尺寸、、,则该段的直径为,长度取
④段该段为滚动轴承的定位轴肩,其直径应小于滚动轴承的内圈外径,取,长度
⑤段该段装有齿轮,并且齿轮与键联接,故轴径要增加5%~7%则该段的直径,由于齿轮的宽度为108,则取此段长度为
⑥段该段为滚动轴承的定位轴肩,其直径应小于滚动轴承的内圈外径,取,长度
⑦段该段为滚动轴承安装出处,取轴径为,长度3主动轴的强度校核Ⅰ、扭矩Ⅱ、圆周力Ⅲ、径向力由上述确定的各轴长度尺寸得,两支座间距离水平面的支反力水平面的弯矩垂直面的支反力垂直面的弯矩1)、作主动轴受力简图(如图7-2所示)图7-2主动轴受力简图2)、合成弯矩计算把水平面和垂直面上的弯矩按矢量和合成起来,其大小为3)、校核轴的强度轴在AB间齿轮处的弯矩和扭矩最大,故为轴的危险截面轴单向转动,扭矩可认为按脉动循环变化,故取折合系数轴的材料为45钢,正火处理,查参考资料
[1]表15-1得许用弯曲应力[]=55由轴的弯扭合成强度条件=,式中为轴所受的弯矩;为所受的扭矩;为轴的抗弯截面系数,圆轴的求得,
14.99则强度足够
4、从动轴的强度校核
(1)、确定轴上零件的定位和固定方式单级减速器中可将齿轮安排在箱体中央,相对于轴承对称分布,齿轮右面轴肩定位,左面用套筒轴向固定,联接以平键作过渡配合固定,两轴承分别以轴肩和套筒轴向定位,与轴之间采用过渡配合固定为了便于轴承上零件的安装与拆卸,常将轴做成阶梯形对于一般剖分式箱体中的轴,它的直径从轴端逐渐向中间增大如图8-1所示,可依次将联轴器、轴承盖、左端滚动轴承、和齿轮从轴的右端装拆,另一滚动轴承从左端装拆为使轴上零件易于安装,轴端及各轴端的端部应有倒角从动轴的零件布置图如图7-3所示图7-3从动轴的工作零件图
(2)、确定轴各段直径和长度根据计算扭矩公式,式中,为联轴器工作情况系数,查参考资料
[2]表14-1取,为名义扭矩,,求得扭矩为按照的条件,查参考资料
[1]表16-4,选择弹性柱销联轴器,型号为其公称转矩为1250,取半联轴器的轴孔直径,半联轴器与轴配合的毂孔长度为
①段由于联轴器与轴通过键联接,则轴径应增加5%~7%取从动轴,又半联轴器的轴孔直径,故取此段轴直径,为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的断面上,故取此段轴长度
②段为了满足半联轴器的轴向定位要求,该段右端需制出一轴肩,故取该段的直径,根据轴承端盖的装拆及便于对轴承添加润滑脂的要求,取端盖的外端面与半联轴器左端面的距离为32,故取该段长为
③段该段装有滚动轴承,由于该段轴承需要承受径向载荷的同时,还有不大的轴向载荷,故采用深沟球轴承,选用6212型轴承,查参考资料
[1]表15-4得其基本尺寸、、,则该段的直径为,长度取
④段该段装有齿轮,并且齿轮与键联接,故轴径要增加5%~7%则该段轴的直径取,又大齿轮的齿宽为100,为了保证定位的可靠性,取此轴段长度为
⑤段考虑齿轮的轴向定位,取定位轴肩的直径为,长度取
⑥段此处为台阶,直径,长度
⑦段该段为滚动轴承的安装处,可取该段轴径,长度为
(3)、求齿轮上作用力的大小,Ⅰ、扭矩由于它们是作用力与反作用力的关系,则Ⅱ、圆周力Ⅲ、径向力由上述的各轴长度尺寸得,两支座间距离水平面的支反力水平面的弯矩垂直面的支反力垂直面的弯矩
(4)、作从动轴受力简图(如图7-4所示)水平面弯矩垂直面弯矩合成弯矩扭矩危险截面当量弯矩图7-4从动轴受力简图
(5)、合成弯矩的计算把水平面和垂直面上的弯矩按矢量和合成起来,其大小为
(6)、校核轴的强度轴单向回转,扭矩可认为按脉动循环变化,故取折合系数轴的材料为45钢,正火处理,查参考资料
[2]表15-1得许用弯曲应力[]=55由轴的弯扭合成强度条件为=,式中为轴所受的弯矩;为所受的扭矩;为轴的抗弯截面系数,圆轴的求得
15.95则强度足够mmMD=
137363.63N.m
8、联轴器的选择和计算结果由于被联接两轴对中性,扭矩不是很大,轴的工作转速不大,且减速器载荷平稳,没有特殊的要求,考虑到装拆方便与经济问题,选用弹性柱销联轴器
8.1计算名义扭矩
8.2确定计算扭矩根据计算扭矩公式,式中,为联轴器工作情况系数,查参考资料
[2]表14-1取,为名义扭矩,则求得扭矩为按照,的条件,查参考资料
[1]表16-4,选择弹性柱销联轴器,型号为,其公称转矩为1250,其许用转速采用Y型孔,取半联轴器的轴孔直径,轴孔长度,半联轴器与轴配合的毂孔长度为T=
660.3N.m
9、键的选择与校核结果
9.1主动轴上键联接的选择和计算I、
(1)选键的类型主动轴外伸端直径,根据工作条件以及考虑到键在轴中部安装,根据参考资料
[1]表14-10,选圆头普通A型平键
(2)确定键的尺寸由参考资料
[1]表14-10查得,时,键剖面尺寸为键长参考V带轮轮缘宽度及键长L的尺寸系列,取L=63mm键的标记为GB/T1096—1979
(3)强度校核其挤压强度公式为,并取,,则其工作表面的挤压应力为由参考资料
[2]表12-7可知,轮毂材料为铸铁,且载荷平稳时,许用挤压应力,,故连接能满足挤压强度要求II、
(1)选键的类型与齿轮联接处轴径,,根据工作条件以及考虑到键在轴中部安装,根据参考资料
[1]表14-10,选圆头普通A型平键(
(2)确定键的尺寸由参考资料
[1]表14-10查得,时,键剖面尺寸为键长参考齿轮轮毂宽度及键长L的尺寸系列,取L=80mm键的标记为GB/T1096—1979
(3)强度校核则其挤压强度公式为,并取,,则其工作表面的挤压应力为由参考资料
[2]表12-7可知,轮毂材料为钢,且载荷平稳时,许用挤压应力,,故连接能满足挤压强度要求
9.2从动轴上键联接的选择和计算I、1选键的类型从动轴外伸端直径,根据工作条件以及考虑到键在轴中部安装,根据参考资料
[1]表14-10,选圆头普通A型平键
(2)确定键的尺寸由参考资料
[1]表14-10查得,时,键剖面尺寸为键长参考联轴器轴孔长度L1及键长L的尺寸系列,取L=70mm键的标记为GB/T1096—1979
(3)强度校核其挤压强度公式为,并取,,则其工作表面的挤压应力为:由参考资料
[2]表12-7可知,轮毂材料为钢,且载荷平稳时,许用挤压应力,,故连接能满足挤压强度要求II、1选键的类型与齿轮联接处轴径,根据工作条件以及考虑到键在轴中部安装,根据参考资料
[2]表14-10,选圆头普通A型平键
(2)确定键的尺寸由参考资料
[1]表14-10查得,时,键剖面尺寸为键长参考齿轮轮毂宽度及键长L的尺寸系列,取L=80mm键的标记为GB/T1096—1979
(3)强度校核则其挤压强度公式为,并取,,则其工作表面的挤压应力为由参考资料
[2]表12-7可知,轮毂材料为钢,且载荷平稳时,许用挤压应力,,故连接能满足挤压强度要求选圆头普通A型平键GB/T1096—1979选圆头普通A型平键GB/T1096—1979选圆头普通A型平键GB/T1096—1979选圆头普通A型平键GB/T1096—1979滚动轴承的选择与寿命校核结果
10.1主动轴的轴承设计计算
(1)、初选轴承型号由于轴承主要是承受径向载荷,轴向载荷为零,且考虑到经济成本根据上述轴径及长度的计算,选择深沟球轴承,型号初选为6209(2个),由参考资料
[1]表15-4查得
(2)、根据减速器的工作条件,轴承预期寿命
(3)、计算当量动载荷因该轴承在此工作条件下受径向载荷作用且查参考资料
[2]表13-5取径向动载荷系数,轴向动载荷系数,则
(4)校核轴承寿命查参考资料
[2]表13-4取轴承的温度系数,又球轴承的寿命指数,则所选轴承的寿命为由于轴承寿命大于轴承预期寿命,即,故轴承寿命满足要求,选用6209型轴承
10.2从动轴的轴承设计计算
(1)、由于轴承主要是承受径向载荷,还有不大的轴向载荷,可以忽略不计且考虑到经济成本根据上述轴径及长度的计算,选择深沟球轴承,型号初选为6212(2个),由参考资料
[1]表15-4查得
(2)、根据减速器的工作条件,轴承预期寿命
(3)、计算当量动载荷因该轴承在此工作条件下主要受径向力作用,则查参考资料
[2]表13-5取径向动载荷系数,轴向动载荷系数则
(4)、校核轴承寿命查参考资料
[2]表13-4取轴承的温度系数,又球轴承的寿命指数,则所选轴承寿命为,选用6212型轴承选用6209型轴承选用6212型轴承
11、减速器箱体的设计结果按参考资料
[2]表6-1经验公式计算,得减速器铸造箱体的结构尺寸列表11-1名称符号尺寸计算结果箱座壁厚8箱盖壁厚8箱座、箱盖上部凸缘厚度
12、12箱座底凸缘厚度20箱座、箱盖上的肋板厚
8、8轴承旁凸台的高度和半径由机构确定,25轴承盖的外径,为轴承外径130地脚螺栓直径与数目单级~100~200~250121620204444通孔直径15202525沉头座直径32454848底座凸缘尺寸2225303020232525联接螺栓轴承旁联接螺栓直径15箱座箱盖联接螺栓直径螺栓的间距11联接螺栓直径6810121414通孔直径
791113.
515.
515.5沉头座直径131822263030凸缘尺寸121518202222101214161818定位销直径8轴承盖螺钉直径9视孔盖螺钉直径7吊环螺钉直径由参考资料
[1]表19-13确定箱外壁至轴承底端面距离++(5~8)50大齿轮顶圆与箱体内壁距离12齿轮端面与箱体内壁距离~14箱座高度
24412、减速器附件的选择
12.1窥视孔及视孔盖窥视孔一般放置在盖板盖上,用M6~M10的螺钉紧固,采用加强垫片加强密封,盖板常用钢板或铸铁制成,窥视孔及视孔盖的结构如图12-1所示图13-1窥视孔及视孔盖结构其结构尺寸查参考资料
[1]表19-4,由于单级,则表12-1窥视孔及视孔盖的尺寸符号直径孔数尺寸
12010590907560744512.2螺塞及封油垫为了便于放油和排出箱底杂质,应在油池最低处设置放油螺塞,放油孔应设置在不与其他部件靠近的一侧,箱体内底面一般做成向底端倾斜的结构,以便污油流出平时,放油孔用螺塞和油封垫堵住,加强密封螺塞和油封垫的结构如图12-2所示图12-2螺塞和油封垫结构螺塞和密封垫的结构尺寸见表12-2表12-2螺塞和密封圈结构尺寸基本尺寸极限偏差
17.
83024.2210—
0.
2830154312.3通气孔减速器在工作时,箱体内的温度会升高,使箱体内气体膨胀,气压升高为了便于箱体内的热气溢出,保证箱体内外压力平衡,提高箱体分界面和外伸轴密封处的密封性,常在箱盖顶部或窥视孔盖上安装通气器,其结构如图12-3所示图12-3通气塞及提手式通气器结构查参考资料
[1]表19-9得,通气塞及提手式通气器结构尺寸见表13-3表12-3通气塞及提手式通气器结构尺寸
1816.514191024说明S—螺母扳手开口宽度
12.4油标油标用于检查油面高度,常设置于方便观察油面及油面较稳定处,如低速级齿轮附近油标的结构类型有多种,在这里选用带有螺纹部分的油尺,其结构如图12-4所示图12-4油标结构油尺的结构尺寸查参考资料
[1]表19-8,记录于表12-4表12-4油标的结构尺寸
4126281064201612.5吊耳在减速器中,常常采用在箱盖上直接铸出吊耳或吊耳环来代替环首螺钉,以减少机械加工工序图12-5吊耳结构图根据经验公式求得结构图中各处尺寸如下为箱盖壁厚,取,取,取
6、轴承盖轴承盖是对轴上滚动轴承起定位和固定作用的,且类型有多种,根据要求和实际情况选凸缘式轴承盖图13-6凸缘式轴承盖结构从动轴的轴承盖,根据上述得出的轴承外径,螺钉直径,参照经验公式求得图13-6各处尺寸如下;,取;;;,取;,取,取;由结构确定主动轴的轴承盖根据上述得出的轴承外径,螺钉直径,参照经验公式求得图13-6各处尺寸如下;,取;;;,取;,取,取;由结构确定
13、课程设计总结这个学期我们进行了一个为期一周的《机械设计基础》的课程设计,设计了减速器,在这次设计中我明白实践能力的培养是当代大学生所必需的,而课程设计可以说是其中一种很好的锻炼机会,不仅如此,课程设计也是机械设计当中的非常重要的一环,通过本次的课程设计,从中得到的收获还是非常多的从整体上来说通过详细的计算和仔细的校核并且结合了实际情况,设计的过程基本正确,结果基本合理,可以满足设计的要求其实,经过这次的课程设计可以使我们对所学的知识得到了一次系统上的整理,很好地使理论与实践结合了起来,其次,通过这样的课程设计,我们还可以进行了一次完整的复习,让我们初步了解到机械的选择、设计与加工基本知识课程设计的过程中,进一步增强了我们处理一些数据和细节的能力 在此在整个设计的过程中培养了我的综合运用机械设计课程及其他课程理论知识来解决实际问题的能力,真正做到了学以致用在这些过程当中我充分的认识到自己在知识理解和接受应用方面的不足,特别是自己的系统的自我学习能力的欠缺,经过这样的一次课程设计自己深有体会,将来必将进一步加强,今后的学习还要更加的努力
14、参考文献
[1]王洪.机械设计基础.北京清华大学出版社,2010年8月
[2]王洪,刘扬.机械设计课程设计.北京北京交通大学出版社,2010年
3166.
3181.
8156.3危险截面当量弯矩扭矩合成弯矩垂直弯矩水平面弯矩56.
9166.31,5—滚动轴承2—轴3—齿轮4—套筒6—轴承端盖7—键8—箱体9—轴端挡圈10—半联轴器
46.98N.m
129.08N.m
176.06N.m
658.3N.m
137.4N.m。