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级减速器设计说明书(26页)

发布时间:2020-11-13 影响了:

机械设计课程设计

说 明 书

设计题目: 一级直齿圆柱齿轮减速器 班级学号: 学生姓名: 指导老师: 完成日期:

设计题目: 一级直齿圆柱齿轮减速器

、传动方案简图

、已知条件:

1、有关原始数据: 运输带的有效拉力: F= KN

运输带速度: V=S 鼓轮直径: D=310mm

2、工作情况:使用期限 8年, 2班制(每年按 300 天计算),单向运转,转速误差不得超过± 5%, 载荷平稳;

3、工作环境:灰尘;

4、制造条件及生产批量:小批量生产;

380/ 220V。

380/ 220V。

3) 带传动的设计计算;

4) 轴的设计与强度计算;

6) 键的选择与强度校核;

三、设计任务:

1、传动方案的分析和拟定

2、设计计算内容

1) 运动参数的计算,电动机的选择;

2) 齿轮传动的设计计算;

5) 滚动轴承的选择与校核;

7) 联轴器的选择。

3、设计绘图:

1)减速器装配图一张;

2)减速器零件图二张;

目录

一、传动方案的拟定及说明 错误 !未定义书签。

二、电机的选择 错误 ! 未定义书签。

1、电动机类型和结构型式 . 错误 !未定义书签。

2、电动机容量 错误 !未定义书签。

3、电动机额定功率 Pm . 错误 ! 未定义书签。

4、电动机的转速 错误 !未定义书签。

5、计算传动装置的总传动 . 错误 !未定义书签。

三、计算传动装置的运动和动力参数 错误 !未定义书签。

1.各轴转速 错误 !未定义书签。

2.各轴输入功率为 ( kW ) 错误!未定义书签。

3.各轴输入转矩( N m) 错误!未定义书签。

四、传动件的设计计算 错误 !未定义书签。

1、设计带传动的主要参数 . 错误 !未定义书签。

2、齿轮传动设计 错误 !未定义书签。

五、轴的设计计算 错误 !未定义书签。

1、高速轴的设计 错误 !未定义书签。

2、低速轴的设计 错误 ! 未定义书签。

六、轴的疲劳强度校核 错误 ! 未定义书签。

1、高速轴的校核 错误 雷颖菲!未定义书签。

2、低速轴的校核 错误 雷颖菲!未定义书签。

七、轴承的选择及计算 错误 !未定义书签。

1、高速轴轴承的选择及计算 . 错误 !未定义书签。

2、低速轴的轴承选取及计算 . 错误 !未定义书签。

八、键连接的选择及校核 错误 ! 未定义书签。

1、高速轴的键连接 错误 !未定义书签。

2、低速轴键的选取 错误 !未定义书签。

九、联轴器的选择 错误 !未定义书签。

十、铸件减速器机体结构尺寸计算表及附件的选择 . 错误!未定义书签。

1、铸件减速器机体结构尺寸计算表 . 错误 !未定义书签。

2、减速器附件的选择 . 22

十一、润滑与密封 错误 !未定义书签。

1、润滑 错误 !未定义书签。

2、密封 错误 !未定义书签。

十二、参考文献 24

设计计算及说明

结果

一.传动方案的拟定及说明

传动方案初步确疋为两级减速(包含带传动减速和一级圆柱齿轮传动

减速),说明如下:

为了估计传动装置的总传动比范围,以便选择合适的传动机构拟定传

动方案,可先由已知条件计算其驱动卷筒的转速 nW,即

60000V 60000 1.55 ,.

n = r/min

w nd 3.14 310

二.电机的选择

1、电动机类型和结构型式

按工作要求和工作条件,选用一般用途的 Y系列(IP44 )二向异步电

动机。它为卧式全封闭结构,具有防止灰尘等其他杂物侵入电机内部的特

点。

2、电动机容量

1)、工作机所需功率P w PW FV 1.47 1.55 = KW

2)、电动机输出功率Pd Pd 匹

传动装置的总效率 1 2 3 4 5

式中,1 2…为从电动机至滚筒轴之间的各传动机构和轴承的效率。 由参

考书【1】表3-1查得:

齿轮传动效率为 n 0.97,,滚动轴承传动效率为 2 0.99,联轴器传动效

率为3 0.99,带传动效率 4雷颖菲 0.96,工作机效率 5 0.96包含轴承。

贝 U 总 0.97 0.992 0.99 0.96 0.96 =

总、

故 Pd -Pw = KW

3、电动机额定功率 Pm

由【1】表17-7选取电动机额定功率 Pm 3kW

设计计算及说明 结果

设计计算及说明 结果

设计计算及说明 结果

设计计算及说明 结果

4、电动机的转速

为了便于选择电动机转速,先推算电动机转速的可选范围。由任务书

中推荐减速装置(包括V带和一级减速器)传动比范围i 6 ~ 20,则 电动机转速可选范围为

nd nw i 95.54 (6 ~ 20) — r/min

可见同步转速为 1000r/min的电动机均符合。由【1】表17-7选定电动机 的型号为Y132S--6。主要性能如下表:

电机型号

额定功率

满载转速

堵转转矩

最大转矩

Y132S--6

3KW

960r/min

5、计算传动装置的总传动比i总并分配传动比

1)、总传动比i总 山 960 =(符合6<i总<24) nw 95.54

2)、分配传动比 取带传动的传动比h ,则齿轮的传动比

i 总 10.05

丨2

i1 2.5

三、计算传动装置的运动和动力参数

1 ?各轴转速

减速器传动装置各轴从高速轴至低速轴依次编号为:i轴、n轴,滚

筒轴为川轴。

各轴的转速为(r/mi n )

n1

960

高速轴I的转速

2.5

低速轴n的转速

n1 /

i2

滚筒轴川的转速

nw

n2

2.各轴输入功率为

(kW)

高速轴I的输入功率

R Pm 4

2.63

0.96

低速轴n的输入功率

P2

R

2 1

2.52

0.99

0.97

滚筒轴川的输入功率

P3

2 3

2.42

0.99

0.99

3.各轴输入转矩(

N m)

1)、轴I的转矩为

T1

9550

P

2)、轴n的转矩为

T2

9550

P2

3)、轴川的转矩为

T3

9550

P3

门3

将各数据汇总如下

表1

传动参数的数据表

轴I

轴n

轴川

转速n(r /

mi n)

功率P/ kW

转矩T /

(N ? m)

四、传动件的设计计算

1、设计带传动的主要参数

已知带传动的工作条件:两班制工作,连续单向运转,载荷平稳,所需传

递的额定功率p= kw小带轮转速n1 r/min 大带轮转速n2 r/min,传

动比i1 。

设计内容包括选择带的型号、确定基准长度、根数、中心距、带的材料

基准直径以及结构尺寸、初拉力和压轴力等等(因为之前已经选择了 V带

传动,所以带的设计按 V带传动设计方法进行)

1)、计算功率 Pa Pa= K A P X = kw

设计计算及说明

结果

2)、选择V带型根据Pa、n

1由图8-10《机械设计》p157选择A型带(d1=112

—140mm

3)、确定带轮的基准直径 d

d并验算带速v

(1)、初选小带轮的基准直径

dd ,由(《机械设计》p155表8-6和p157表

8-8,取小带轮基准直径 dd

125mm

(2)、验算带速v

dd1 5 125

960 , ,

v

m/ s m/s

60 1000 60 1000

因为5m/s< m/s<30m/s,带轮符合推存范围

(3)、计算大带轮的基准直径

根据式8-15

dd2 i dd1 2.5

125mm 312.5mm ,

初定 dd2 =315mm

(4)、确定V带的中心距a

和基准长度Ld

a、 根据式8-20 《机械设计》p152

(dd1 dd?) a。

2(dd1 dd2)

(125 315) a。 2

(125 315)

308 a

880

初定中心距a0 =600 mm

b 、由式8-22计算带所需的基准长度

l0=2a° + — dd1 dd2

dd1 dd2

2

4a°

=2X 600 + nXX( 125+315 ) + (315-125 ) (315-125 ) /4 X 600

=1906mm

由表8-2先带的基准长度

ld =1950mm

c.计算实际中心距

a = a°+( Id -丨0)/2 = 600+ (1950-1906 ) /2 = 622mm

设计计算及说明

结果

中心距满足变化范围:308 — 880 mm

(5).验算小带轮包角

i = 180 - ( d d2 - ddi) /a x

=180° - (315-125 ) /600 x°

=162° >90° 包角满足条件

(6).计算带的根数

单根V带所能传达的功率

根据 n1 =960r/min 和 dd1 =125mm表 8-4a

用插值法求得p0 =

单根v带的传递功率的增量 △ p0

已知A型v带,小带轮转速n1 =960r/min

n1

转动比 i= =dd1/ dd2=2

n2

查表8-4b得△ p0 =

计算v带的根数

查表8-5得包角修正系数k =,表8-2得带长修正系数kL =

Pr =( p0 +△ p0) x k x kL =+ xx =

Z= -PC = /= 故取 3 根.

Pr

(7)、计算单根V带的初拉力和最小值

F°min = 500* ( )P +qVV=

ZVk

r」ver", iH? tAA \ / 44+t 今e 4-A* —l-t . j— 亠亠亠■?

对于新女装的 V带,初拉力为:F0min =268N

对于运转后的V带,初拉力为:F0min =

(8、.计算带传动的压轴力 Fp

FP=2ZF0s in( 1/2)=

(9).带轮的设计结构

设计计算及说明

结果

A.带轮的材料为:HT200

带轮的结构形式为:腹板式?

C ?结构图(略)

2、齿轮传动设计

1)、选定齿轮的类型、精度等级、材料及齿数

(1)、按图所示的传动方案,选用直齿圆柱齿轮传动。

⑵、带式机为一般工作机器, 速度不高,故选用8级精度(GB10095-88)。

⑶、材料选择。由表10-1选择小齿轮材料 40Cr(调质),硬度280—320HBS,

大齿轮材料为45(调质),硬度为250— 290HBS 二者硬度差为40HBS左右。

(4)、选小齿轮齿数弓24,齿轮传动比为i 2=,则大齿轮齿数

Z2 24 X =,取 Z2 96。

2)、按齿面接触疲劳强度设计

d J2KJ1 u 1 ZeZhZ 2

由设计计算公式进行计算,即 牡¥ d U [ h] 进行计算。

3)、确定公式内的各计算数值

⑴、试选载荷系数K t 1-3

(2)、计算小齿轮传递的转矩。

T1 nm

(3)、由表【2】10-7选取齿宽系数 d 1。

1

⑷、由表10-6差得材料的弹性影响系数 Ze =189.8MPa2 , Zh 2.5

(5)、由图10-21d按齿面硬度差得小齿轮的接触疲劳强度极限

0Hlim1 -650MPa;大齿轮的接触疲劳强度极限 Hlim2 580MPa。

4)、计算应力循环次数。

N1 60njLh 60 384 1 (2 8 300 8) 8.85 108

N1 8.85 108 8

N2 1 2.2 108

4.02 4.02

(1)、由【2】图10-19取接触疲劳寿命系数 KHN1 0.93,KhN2 1.010

设计计算及说明 结果

设计计算及说明 结果

设计计算及说明 结果

设计计算及说明 结果

(2)、计算接触疲劳许用应力。取失效概率为1%安全系数S=1,则[H]1[H ]2KHN1 limlSK HN2 °iim2S0.93 650 605MPa1.01 580 585.5MPa5)、计算

(2)、计算接触疲劳许用应力。

取失效概率为1%安全系数S=1,则

[H]1

[H ]2

KHN1 liml

S

K HN2 °iim2

S

0.93 650 605MPa

1.01 580 585.5MPa

5)、计算

(1)、试算小齿轮分度圆直径代人

[]中较小的值。

dit

2KtT1 u 1 ZeZhZ

u [ H] = mm

(2)、计算圆周速度

60

d1t

1000

5「12—384 m/s

60 1000

6)、计算齿宽。

d1t 1 x = mm

7)、计算齿宽与齿高之比。

模数

mt

d1t

/24= mm

Z1

齿高

2.25mt x = mm

齿高比

8)、计算载荷系数。

根据v m/s , 9级精度,由【2】图10-8查得动载系数Kv 1.04; 直齿轮,K h a =K Fa =1。

由【2】表10-2查得使用系数 Ka 1.25。

由【2】表10-4用插值法查得

7级精度、小齿轮相对支承对称布置时,

Kh b 1.314。

K

由-10.67 , Khb 1.422查【2】图10-13得KF 1.32,故载荷系数

h

K KaKvKh Kh 1.25 1.04 1 1.314 1.71

设计计算及说明

结果

9)、按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径

J k J171

di — 51.12? ? mm

\Kt V 1.3

10)、计算模数m

m d /24=

Zi

11)、按齿根弯曲疲劳校核公式对小齿轮进行设计。

m討2灯严仏) \①dZi [叶]

12)、确定公式内的各计算值:

(1)、由【2】图10-20C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限

oFE1

550MPa,

大齿轮的弯曲疲劳极限 bFE2 390MPa。

⑵、由【2】图10-18取弯曲疲劳寿命系数 KFN1 0.91 ,

K FN2

0.95。

13)、计算弯曲疲劳许用应力。

取弯曲疲劳许用安全系数 S=,则

『 KFN3 歼E3 0.91 550 357 5MPa

[of] 1 357.51 Vila

S 1.4

r 一 ] K FN4 oFE4 0.95 390

[of]2 264?6IVIia

S 1.4

14)、计算载荷系数 Ko

K KAKvKf Kf 1.25 1.04 1 1.32 1.72

15)、查取齿形系数。

由【2】表 10-5 查得 YFa1 2.65;YFa2 2.177。

16)、查取应力校正系数。

由【2 】表 10-5 查得 YSa1雷颖菲 1.58; YSa2 1.793。

Y Y

17)、计算大、小齿轮的 YFaYsa并加以比较。

[0

YFa1Ysa1 2.69 1.58 0.011712

[of ]1 357.5

Fa2 Sa2 2.177 雷颖菲1.793 0.014752

[of ]2 264.6

设计计算及说明

结果

大齿轮的数值大。

18)、设计计算

J2

1.37 62.72 103

mm

m 3 -

2 0.014752

V

1 24

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的大小王要取决于弯曲弯曲强度所决

定的承载能力,而齿面接触疲劳强度所决定的承载能力,

仅与齿轮直径(即

模数与齿数的乘积)有关,

可取弯曲疲劳强度算得的模数

mm,并就近圆整

为标准值为m= mm按接触强度算得的分度圆直径 d1

mm,算出小齿轮齿

z.也/2=,取 Zi 28

m

Z X 28 =,取 z 2

112

19)、几何尺寸的计算

(1)、计算分度圆直径

d1=28 X = mm

d2=112 X = mm

(2)、计算中心距

4 d2

a + /2= mm

2

20)、计算齿轮宽度

b d d1 1 x = mm

取 b2=56 mm,b仁61 mm。

五、轴的设计计算

选取轴的材料为45钢调质,查【2】表15-1得许用应力为[_訂60MPa。

为了对轴进行校核,先求作用在轴上的齿轮的啮合力。

第一对和第二对啮合齿轮上的作用力分别为

设计计算及说明

结果

3 3

l 2Ti 2 62.72 10 l 2T2 2 242.06 10

F 1 2240N F 2 2161N

? d1

56 ……2 d2 224

Fr1 Ft1ta n2d

815N , F Ft2ta n2d 787N

1、高速轴的设计

(1)、初步确定轴的最小直径。

按公式 d min A

ip'

03二初步计算轴的最小直径。轴的材料为 45钢,调质处

\ n

理。根据【2】表

15-3,取 A 01 110。则

dmin1 A 01 ^n~

20.6mm

又因为高速轴I有

1个键槽,应增大轴径以考虑键槽对轴的强度的削弱。

故轴应相应地增大

5%-10%现将轴增大6%则增大后的最小轴径

dmin1 20.6 (1

0.06) 21.84mm,取为 25mm

(2)、轴上各段直径的初步确定。

A段:d1=25由最小直径算出。

B 段:d2=32,

根据毡圈油封标准。

C 段:d3=35,

与轴承(深沟球轴承 6207)配合,取轴承内径 35mm

D 段:d4=40,

设计非定位轴肩高度 h=,高速轴内径40。

E 段:d5=56,

高速轴齿轮分度圆直径 56。

F 段:d6=40,

设计定位轴肩咼度 h=。

G段:d7=35,

与轴承(深沟球轴承 6207)配合。

(3)、轴上各段所对应的长度。

A段长度为L1

50mm;根据带轮轮毂宽度

B段长度为L2

38mm ;根据毡圈油封标准。

C段长度为l3

26mm;由轴承(深沟球轴承 6207)宽度及档油环宽

度决定,

D段长度为L4

8mm;定位轴肩

E段长度为L5

61mm;齿轮齿宽

设计计算及说明

结果

F段长度为L6 8mm;定位轴肩雷颖菲

G段长度为L7 29mm。由轴承(深沟球轴承 6207)宽度及档油环宽

度决定

⑷、各轴段的倒角设计按【2】表15-2 (零件倒角C与圆角半径R的

推荐值)进行设计。

2、低速轴的设计

1)、初步确定轴的最小直径。

按公式dmin Aoj:号初步计算轴的最小直径。选取轴的材料为 45钢,

调质处理。根据表15-3,取A 02 110。则

dmin2 Ao2 3— mm

又因为低速轴I有两个键槽,应增大轴径以考虑键槽对轴的强度的削

弱。故轴应相应地增大 6%-10%现将轴增大6%则增大后的最小轴径

为 dmin2 x = mm,圆整为 38mm

低速轴的轮廓图如上所示。

2)、轴上各段直径的初步确定。

A段:d仁38mm与弹性柱销联轴器配合

B段:d2=43mm设定轴肩咼 h=。

C段:d3=45,与轴承配合。

D段:d4=50mm设定非轴肩高度为。

E段:d5=55mm设定轴肩高为。

F段:d6=45mm与轴承配合。

3)、轴上各段所对应的长度。

A段长度为L1 68mm;根据弹性柱销联轴器宽度

B段长度为L2 39mm;根据轴肩与箱体之间的距离

设计计算及说明

结果

C段长度为L3 42mm;根据轴承的宽度与档油环宽度

D段长度为L4 54mm ;齿轮齿宽减速 2mm

E段长度为l5 10mm;定位轴肩

F段长度为L6 29mm;根据轴承的宽度与档油环宽度

4)、各轴段的倒角设计按 【2】表15-2 (零件倒角C与圆角半径R的推

荐值)进行设计。

六、轴的疲劳强度校核

1、高速轴的校核

Ft,Fr的方向如下图所示

(1 )轴支反力

根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置,建立

力学模型。

水平面的支反力: RA=RB=Ft/2 = N

垂直面的支反力:由于选用深沟球轴承则 Fa=O

那么 RA =RB =Fr X 62/124=458N

(2 )画弯矩图

右起第四段剖面 C处的弯矩:

水平面的弯矩:MC=RA 62= Nm

垂直面的弯矩: MC1 = MC2' =RA X 62= Nm

合成弯矩:

Mc1 Mc2 JlMc2 Mc12 J116.6圧 41.092 123.68Nm

(3)画转矩图: T= Ft X d2/2= Nm

(4)画当量弯矩图

因为是单向回转,转矩为脉动循环,a =

可得右起第四段剖面 C处的当量弯矩:

设计计算及说明 结果

设计计算及说明 结果

设计计算及说明 结果

设计计算及说明 结果

: 2 2

M ec2 Mc2 (a T) 307.56Nm

(5)判断危险截面并验算强度

0右起第四段剖面 c处当量弯矩最大,而其直径与相邻段相差不大, 所以剖面C为危险截面。

已知MeC2=,由课本表13-1有:

-1 : =60Mpa 贝

3

d e= MeC2/W= MeC2/ ? D4)

3

=x 1000/ x 60 )= Nm< : d -1 :

0右起第一段D处虽仅受转矩但其直径较小,故该面也为危险截面:

M D (a T )) 0.6 91.52 54.912Nm

3

d e= MD/W= MD/- D1 )

3

=x 1000/ x 45 )= Nm< : d -1 :

所以确定的尺寸是安全的 。

以上计算所需的图如下:

2、低速轴的校核

(1)轴长支反力

根据轴承支反力的作用点以及轴承和齿轮在轴上的安装位置,建立力

学模型。

水平面的支反力: RA=RB=Ft/2 = N

垂直面的支反力:由于选用深沟球轴承则 Fa=0

那么 RA =RB =Fr x 62/124= 430N

(2 )画弯矩图

右起第四段剖面 C处的弯矩:

水平面的弯矩:MC=RX62= Nm

垂直面的弯矩: MC1 = MC2' =RA x 62= Nm

合成弯矩:

设计计算及说明 结果

设计计算及说明 结果

M ci M C2 、Mc M ci J19.722 59.862 133.85Nm

画转矩图: T= Ft x d2/2= Nm

画当量弯矩图

因为是单向回转,转矩为脉动循环,a =

可得右起第四段剖面 C处的当量弯矩:

M eC2 M C22 (a T )2 330.7Nm

判断危险截面并验算强度

①右起第四段剖面 C处当量弯矩最大,而其直径与相邻段相差不大,

所以剖面C为危险截面。

已知 MeC2=,由课本表13-1有:

-1 : =60Mpa 贝

d e= MeC2/W= MeC2/ ? D『)

3

=x 1000/ x 65 )= Nm< [d -1 ]

①右起第一段D处虽仅受转矩但其直径较小,故该面也为危险截面:

M D (a T)2 0.6 504.0 302.4Nm

3

d e= MD/W= MD/? D1)

3

=x 1000/ x 50 )=< [d -1 ]

所以确定的尺寸是安全的 。

以上计算所需的图如下:

七、轴承的选择及计算

1、 高速轴轴承的选择及计算

1)、高速轴的轴承选取深沟球轴承 6207型C =

2、 、计算轴承的径向载荷

A处轴承径向力 F;1 ;Fnh12 Fnv12 V10922 7952 1351N

C 处轴承径向力 Fr2 ■: Fnh22 Fnv22 -10532 7672 1303N

所以在C处轴承易受破坏。

3)、轴承的校验

设计计算及说明

结果

、轴承的当量载荷,因深沟球轴承只受径向载荷,故

P f

p F

r2 ,

查【2】表13-6得载荷系数fp 1.2。

P

1.2 1351 1621N

(2)

、轴承的使用寿命为8年,2班制

,即预计使用计算寿命

Lh

16 300 8 38400h

轴承应有的基本额定动载荷值C p『0nLh

,其中

3,则

C

」60 384 38400

1621 3 6 18864N

V 106

18.864kN

Cr

、验算6207轴承的寿命

Lh

6 6

106 Cr 3 106 31500 3

38400h

(丿 (丿 /U325h

60n P 60 384 1621

综上所得6207轴承符合设计要求。

2、

低速轴的轴承选取及计算

1 )、

低速轴的轴承选取深沟球轴承 6209型,

C=。

2 )、

计算轴承的径向载何

Fr

Jf2nh2 F2NV2 J10532 7672 1303N

3 )、

轴承的当量载荷,因深沟球轴承只受径向载荷,故

P fp

Fr,

表【2】13-6得载荷系数fp 1.2。

P

1.2 1303 1564N

承的使用寿命为 8年,即预计使用计算

寿

Lh

16 300 8 38400h轴承应有的

基本额

定动载

C

p [翠汁,其中 3,则

\ 106

C

仔门 J60 95.54 38400 “““

1564 3 6 13628N

Y 106

13.628KN Cr

4 )、

验算6209轴承的寿命

6 660n(y)3 6^(醬)3 75嘶 38仙综上所得6209轴承符合设计要求。

6 6

60n(y)3 6^(醬)3 75嘶 38仙

综上所得6209轴承符合设计要求。

八、键连接的选择及校核

1、高速轴的键连接

1 )、高速轴键的选取

查【1】表14-26普通平键的型式和尺寸(GB/T1096-2003)选取A型 键,bx h X L=8X 7X 42。

键联接的组成零件均为钢,键为静连接并有轻微冲击,查【 2】表

6-2 p =100 ?120MPa

2 )、强度校核

3 3

2T 10 2 62.72 10

kid 3.5x32x25

40MPa

[p]

故满足设计要求。

2、低速轴键的选取

1 )、连接大齿轮的键:查【 1】表14-26普通平键的型式和尺寸

(GB/T1096-2003 )选取 A型键,bx h X L=14X 9X 41,轴的直径为 50mm

连接联轴器的键:查【1】表14-26普通平键的型式和尺寸

(GB/T1096-2003 )选取 A型键,bx h X L=12X 8X 63,轴的直径为 36mm

键联接的组成零件均为钢,键为静连接并有轻微冲击,查【 2】表

6-2 p =100 ?120MPa

2 )、强度校核

3

2T 10

kld

3

2 242.06 10

0.5 9 (41 14) 50

79.69MPa

[p]

故也符合设计要求

九、联轴器的选择

设计计算及说明

结果

在减速器输出轴与卷筒之间联接用的联轴器。查表得选用 Lx2型号的

轴孔直径为38的弹性柱销联轴器,公称转矩 Tn=560N?m K=

Tl nm

Tc== N ?m

选用Lx2型弹性柱销联轴器,公称尺寸转矩 Tn =560, TC<Tn。采

用J型轴孔,A型键轴孔直径d=30~40,选d=38,轴孔长度L=82

十、铸件减速器机体结构尺寸计算表及附件的选择

1、铸件减速器机体结构尺寸计算表

名称

减速器及其形式关系

机座壁厚

+1mm 8mm取 8mm

机盖壁厚

S i

0.8 : 0.85 8,取 8mm

机座凸缘厚度

b

S =12mm

机盖凸缘厚度

bi

S 1=12mm

机座底凸缘厚度

P

S =20mm取 20mm

地脚螺钉直径

df

+12=取 20mm

地脚螺钉数目

n

a<250mm, n=6

轴承旁连接螺栓直

d1

12mm

机盖与机座连接螺

栓直径

d2

10mm

轴承端盖螺钉直径

d3

8mm

窥视孔盖螺钉直径

d4

6mm

定位销直径

d

6mm

设计计算及说明

结果

df、di、d2至外机

壁距离

Ci

26mm,18mm,16mm

df、di、d2至凸缘

边缘距离

C2

24mm,16mm 14mm

凸台高度

h

45mm

大齿轮顶圆与内机

壁距离

△ i

8mm

小齿轮端面与内机

壁距离

△ 2

10mm

机座肋厚

m

m=S =

启盖螺钉

d5

10mm

轴承端盖凸缘厚度

e

10mm

2、减速器附件的选择

包括:轴承盖,窥视孔,视孔盖,油标,通气孔,吊耳,吊钩,放油

孔,螺塞,封油垫,毡圈,甩油环等。

十^一、润滑与密封

1、 润滑

)、减速器内传动零件采用浸油润滑 (L-AN46GB443-1989),减速器的

滚动轴承采用油润滑。

)、其他零件采用油脂润滑。

2、 密封

1) 、箱体的剖封面可用密封胶或水玻璃密封。

2) 、视孔盖、放油孔处的螺塞用石棉橡胶纸进行密封。

3) 、伸出轴端处采用毡圈密封。

4 )、轴承端盖采用调整

设计计算及说明

结果

十二、参考文献

李育锡?机械设计课程设计[M].北京:高等教育出版社, 2008.

濮良贵?机械设计(第九版)[M].北京:高等教育出版社,2012.

[3] 成大仙.机械设计手册(第5版)[M].北京:化学工业出版社,2007.

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