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带式输送机的传动装置机械设计课程设计说明书


机械设计课程设计 计算说明书

设计题目:专用带式输机传动系统设计

科学技术师范学院 10 级机制教育班

设计人:胡兵

指导老师:高英武

2012 年 12 月 11 日


1. 设计任务



2. 设计方案

3. 电机选择

4. 装置运动动力参数计算

5.带传动设计

6.齿轮设计

7.轴类零件设计

8.轴承的寿命计算

9.键连接的校核

10.润滑及密封类型选择

11.减速器附件设计
1

1.设计任务 设计任务:设计带式输送机的传动机构,采用圆柱齿轮减速器。 原始数据:滚筒的有效圆周力 F=2.8 KN 运输带速度 V=1.2 m/s 滚筒直径 D=240 mm 工作条件:使用期限 10 年,二班制(每年按 300 天计算) ; 空载启动,载荷平稳; 运输物品:谷物; 单向传动,转速误差不得超过 ? 5%,小批量生产。 2. 设计方案 方案图如下:

设计内容 电动机选择

计算及说明 3.1 电动机类型的选择 按工作要求和工作条件选用 Y 系列鼠笼三相异步电动机。 其结构 为全封闭自扇冷式结构,电压为 380V。 3.2 选择电动机的容量 工作机有效功率 P w = V=1.2 m s 。则有:





FV ,根据任务书所给数据 F=2.8 KN, 1000

Pw =

FV 2800 ? 1.2 = =3.36KW 1000 1000

2

从电动机到工作机输送带之间的总效率为
3 1 ? ? =? 1 ??2 ??3 ??4 ??5

式中 ? 1 , ? 2 , ? 3 , ? 4 ,? 5 分别为联轴器,轴承,齿轮传动,

? 卷筒和 V 带传动效率。 据[1]表 9.1 知? 1 =0.99, 2 =0.98, 3 =0.97, ?
? 4 =0.96,? 5 =0.96,则有:

? ? =0.99 ? 0.983 ? 0.971 ? 0.96? 0.96
=0.833 所以电动机所需的工作功率为: Pd =

?? ? 0.833

Pw

??

=

2.46 =2.953KW 0.833

P d =2.95KW

3.3 确定电动机的转速 按推荐的两级同轴式圆柱斜齿轮减速器传动比 i 齿 <4 和带的传动 比 i 带 <2.5。则系统的传动比范围 应为:i ? =i 齿 ? i 带 =(0~4) ? (0~2.5)=0~10 工作机卷筒的转速为

60 ?1000 ? v 60 ? 1000 ? 1.2 nw = = ?d 3.14 ? 240

n
r

w

=95.5

? 95.5

min

r

min

所以电动机转速的可选范围为 n d =i ? ? nw =(0~10) ? 95.5 r min =(0~955) r min 符合这一范围的同步转速有 750 r min 和 1000 r min 两种,但 是综合考虑电动机和传动装置的尺寸,质量和价格因素,决定选 用同步转速为 1000 r min 的电动机。 据表 6-1 可选择 Y132S—6 电动机,其主要参数如表 3.1 所示

3

表 3.1 Y132S—6 型电动机主要参数 额定功率 /KW

电动机型号

满 载 转 速 (
r min )

堵转转矩 额定转矩
2.2

最大转矩 额定转矩
2.2

Y132S-6 电动机型号 Y132S-6 装置运动和 动力参数计 算

3 中 心 高 /mm 132

960 总长/mm 600

4.1 传动装置总传动比和分配各级传动比 1)传动装置总传动比 i? =

nd 960 ? ? 10.05 nw 95.5

i 齿 =10.05

2)分配到各级传动比 因为 i ? = i 带 ? i 齿 已知带传动比的范围为 <2.5。故取 i 带 ? 2.4 则 i 齿 ? 4.1875在<4(容许 3~5%)的范围内 故合适。 4.2 传动装置的运动和动力参数计算 电动机: 转速:n 0 =960 r min 输入功率:P 0 =P d =2.953KW 输出转矩:T 0 =9.55 ? 10 ?
6

Pd 2.953 6 =9.55 ? 10 ? n0 960

=2.94 ? 10 N ? mm
4

1 轴: 转速:n 1 =

n0 960 ? ? 400 r min i带 2.4

输入功率:P 1 =P 0 ??5 ? 2.953? 0.96 ? 2.835KW 输入转矩:T 1 =T 0 ? ? 5 ? i 带 =2.94 ? 0.96 ? 2.4 =6.773 ? 10 N ? mm
4

2 轴: 转速:n 2 =

n1 400 ? ? 95.5 r min i1 4.1875
4

输入功率:P 2 =P 1??2 ??3 ? 2.835? 0.98? 0.97 =2.695KW 输入转矩:T 2 ? T1 ?? 2 ??3 ? i1

? 6.77?104 ? 0.98? 0.97? 4.1875
=2.695 ? 10 N ? mm
5

卷筒轴: 转速:n 卷 ? n2 ? 95.5 r min 输入功率:P 卷 =P 2 ?? 2 ??1 =2.695 ? 0.98 ? 0.99 =2.615KW 输入转矩:T 卷 ? T2 ??2 ??1 =2.695 ? 10 ? 0.98 ? 0.99
5

=2.615 ? 10 N ? mm
5

表 4.1 各轴运动和动力参数 轴 号 电机轴 1轴 2轴 卷同轴 功率 (KW) 2.953 2.835 2.695 2.695 转矩 ? mm) (N 2.94 ? 10 转速( r min ) 960 400 95.5 95.5

4

6.773 ? 10 2.695 ? 10 2.695 ? 10

4

5

5

5.1 确定计算功率 P ca 表 8-7 查得工作情况系数 K A =1.1。故有: P ca =K A ? P ? 1.1? 3 ? 3.3KW 5.2 选择 V 带带型 据 P ca 和 n 有[2]图 8-11 选用 A 带。 5.3 确定带轮的基准直径 d d 1 并验算带速

5

(1)初选小带轮的基准直径 d d 1 有[2]表 8-6 和 8-8,取小带轮直径 d d 1 =100mm。 (2)验算带速 v,有: v= 带传动设计

? ? d d 1 ? n0
60 ?1000

?

3.14 ?100 ? 960 60 ?1000

=5.024 m s 因为 5.024 m s 在 5 m s ~30 m s 之间,故带速合适。 (3)计算大带轮基准直径 d d 2 d d 2 ? i带 ? dd1 ? 2.4 ?100 ? 240mm 5.4 确定 V 带的中心距 a 和基准长度 L d (1)据[2]式 8-20 初定中心距 a 0 =500mm (2)计算带所需的基准长度 L d 0 ? 2a 0 + d d 1 =100mm

?
2

(d d 1 ? d d 2 ) ?

(d d 1 ? d d 2 ) 2 4a0

=2 ? 500 ?

3.14 ( 240 ? 100) 2 (240+100)+ 2 500

d d 2 =240mm

=1543.6mm 由[2]表 8-2 选带的基准长度 L d =1600mm (3)计算实际中心距 a ? a0 ?

Ld ? Ld 0 1600 ? 1543 .6 ? 500 ? 2 2

? 528 mm
5.5 验算小带轮上的包角

? ? 180? ? (d d 2 ? d d 1 ) ?
5.6 计算带的根数 z (1)计算单根 V 带的额定功率 P r

57.3? ? 164.8? ? 90? a
L d =1600mm

由 d d 1 ? 100mm和 n 0 ? 960 r min 查[2]表 8-4a 得

6

P 0 =0.95KW 据 n 0 =960 r min ,i=2.4 和 A 型带,查[2]8-4b 得

a=528mm

? P 0 =0.11KW
查[2]表 8-5 得 K ? =0.96,K L =0.99,于是: P r =(P 0 + ? P 0 ) ? K L ? K ? =(0.95+0.11) ? 0.96 ? 0.99 =1.007KW (2)计算 V 带根数 z z=

p ca 3.3 = =3.277 Pr 1.007

故取 4 根。 5.7 计算单根 V 带的初拉力最小值(F 0 ) min 由[2]表 8-3 得 A 型带的单位长质量 q=0.1 kg m 。所以 (F 0 ) min =500 ? =500 ?

(2.5 ? K ? ) Pca ? qv2 K? ? z ? v
(2.5 ? 0.96 ) ? 3.3 ? 0.1? 5.024 2 0.96 ? 4 ? 5.024
z=4

=134.24N 应使实际拉力 F 0 大于(F 0 ) min 5.8 计算压轴力 F p 压轴力的最小值为: (F p ) min =2 ? z ? (F 0 ) min ? sin =1063N 5.9 带轮设计 (1)小带轮设计 由 Y132S 电动机可知其轴伸直径为 d=38mm,故因小带轮与其 装配,故小带轮的轴孔直径 d 0 =38mm。可知小带轮结构为腹板 式。L=B=76mm C=19mm (2)大带轮设计 大 带 轮 轴 孔 取 32mm , 可 知 其 结 构 为 腹 板 式 。 L=B=64mm C=13mm

?
2

=2 ? 4 ? 134.24 ? 0.99

7

6.1 减速级齿轮设计 1.选定齿轮类型,精度等级,材料及模数 1)按要求的传动方案,选用圆柱斜齿轮传动; 2) 运输机为一般工作机器, 速度不高, 故用 7 级精度; (GB10095 —88) 3)材料的选择。由[2]表 10-1 选择小齿轮材料为 40Cr(调质) 硬度为 280HBS,大齿轮的材料为 45 钢(调质)硬度为 240HBS,两者硬度差为 40HBS; 4)选小齿轮齿数为 Z 1 =24,大齿轮齿数 Z 2 可由 Z 2 =i 1

? Z 1 得 Z 2 =100.5,取 101;
5)初选螺旋角 ? =14 。
?

2.按齿面接触疲劳强度设计 按公式: 齿轮设计 d 1t ?
3

2 K t T1

?d ? d

?

u ?1 ZH ZE 2 ?( ) u [? H ]

(1)确定公式中各数值 1)试选 K t =1.3。 2)由[2]图 10-30 选取区域系数 Z H =2.433 3)由[3]图 16.2-10 可得: ? ? 1 =0.78, ? ? 2 =0.87 则 ? ? ? ? ? 1 ? ? ? 2 =0.78+0.87=1.65。 4)由[2]表 10-7 选取齿宽系数 ? d =1。 5)计算小齿轮传递的转矩,由前面计算可知: T 1 =6.773 ? 10 N ? mm。
4

1

6)由[2]表 10-6 查的材料的弹性影响系数 Z E =189.8MP 2 7)由[2]图 10-21d 按齿面硬度查的小齿轮的接触疲劳强度极 限 ? H lim1 =600MP ; 大 齿 轮 的 接 触 疲 劳 强 度 极 限

? H lim2 =550MP。
8)由[2]图 10-19 取接触疲劳寿命系数 K HN 1 =0.90; K HN 2 =0.95。

8

9)计算接触疲劳许用应力。 取失效概率为 1 0 0 ,安全系数 S=1,有 [? H ] 1 =

K HN 1? H lim1 =0.9 ? 600=540MP S K HN 2? H lim 2 =0.95 ? 550=522.5MP S [? H ]1 ? [? H ] 2 540 ? 522 .5 = 2 2

[? H ] 2 =

所以[ ? H ]=

=531.25MP (2) 计算 1)计算小齿轮的分度圆直径 d 1t ,由计算公式可得: d 1t ?

3

2 ?1.3 ? 6.773?104 4.64 2.433?189.8 2 ? ?( ) 1?1.65 3.64 531.25

=46.84mm 2)计算圆周速度。 v=

3.14 ? 46 .84 ? 400 60 ? 1000 60 ? 1000
=

?d1t n1

=0.981 m s 3)计算齿宽 b 及模数。 b= ? d ? d1t =1 ? 46.84=46.84mm

m nt =

d 1t cos ? =1.89mm Z1

h=2.25m nt =2.25 ? 1.89=4.2525mm b/h=

46.84 =11.01 4.2525

4)计算纵向重合度 ? ? 。

? ? =0.318 ? ?d ? Z1 ? tan ?
=0.318 ? 1 ? 24 ? tan14 =1.903 5)计算载荷系数 K。 已知使用系数 K A =1,据 v=0.981 m s ,7 级精度。由[2]
?

9

图 10-8 得 K v =1.08,K H? =1.417。由[2]图 10-13 查得 K F ? =1.35,由[2]图 10-3 查得 K H? =K H? =1.4 故载荷系数: K=K v ? K A ? K H? ? K H? =1 ? 1.08 ? 1.4 ? 1.417 =2.14 6)按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径: d 1 =d 1t
3

2.14 K =46.84 ? 3 =55.31mm 1 .3 Kt

7)计算模数 m n

mn =

d1 cos ? 55.31? cos14? = =2.24mm 24 Z1

3.按齿根弯曲疲劳强度设计 按公式: mn ?
3

2 KT1Y? cos2 ?

? d Z1 ? ?
2

?

YFaYSa [? F ]

(1)确定计算参数 1)计算载荷系数。 K=K A K V K F? K F ? =1 ? 1.08 ? 1.4 ? 1.35 =2.04 2)根据纵向重合度 ? ? =1.903,由[2]图 10-28 查得螺角影响系 数 Y ? =0.88。 3)计算当量齿数。 Z v1 =

Z1 24 = =26.29 3 cos ? cos 3 14 ?

Z v2 =

Z2 101 ? =110.56 3 cos ? cos3 14?

4)查取齿形系数 由[2]表 10-5 查得 Y Fa1 =2.592,Y Fa 2 =2.216 5)查取应力校正系数 由[2]表 10-5 查得 Y Sa1 =1.596,Y Sa 2 =1.777

10

6) 由[2]图 10-20c 查得小齿轮的弯曲疲劳强度极 ? FE1 =500MP, 大齿轮的弯曲疲劳强度极限 ? FE 2 =380MP 7)由[2]图 10-18 取弯曲疲劳寿命系数 K FN1 =0.85,K FN 2 =0.88 8)计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4,则有: [? F ] 1 =

K FN1? FE1 0.85 ? 500 = =303.57Mp 1 .4 S K FN 2? FE 2 0.88 ? 380 = =238.86MP 1 .4 S

[? F ] 2 =

9)计算大、小齿轮的

YFaYSa [? F ]

,并加以比较

YFa1YSa1 2.592 ? 1.596 = =0.01363 303 .57 [? F ]1

YFa 2YSa 2 2.216 ? 1.777 = =0.01649 238 .86 [? F ] 2
(2)设计计算 mn ? 3

2 ? 2.04? 6.773?104 ? 0.88? cos14? ? 0.01649 1? 242 ?1.65

对比计算结果,由齿面接触疲劳强度计算的法面模数 m n 大于由齿根弯曲疲劳强度计算的法面模数,取 m n =1.8mm,已可满足弯曲疲劳强度,用接触疲劳强度算得分 度圆直径 d 1 =55.31mm 来计算应有的齿数。于是由:

Z1 =

d1 cos ? mn

=

55.31? cos14? =29.8 1 .8

取 Z 1 =30,则 Z 2 ? i1 ? Z1 =4.1875 ? 30 =126 4.几何尺寸计算 (1)计算中心距 a=

( Z1 ? Z 2 )mn (30 ? 126 ) ?1.8 ? 2 ? cos 14 ? 2 cos ?

m n =1.8

=144.7mm

11

圆整为 145mm (2)按圆整后的中心距修正螺旋角

? =arccos

( Z 1 ? Z 2 )mn 2a

Z 1 ? 30 Z 2 ? 126

(30 ? 126 ) ? 1.8 =arccos 2 ? 145
=14.47
?

因 ? 值在允许范围内,故 ? ? 等参数比用修正 (3)计算大,小齿轮的分度圆直径 d1? a=145mm

Z1mn 30?1.8 ? ? 55.65mm cos ? cos14? Z 2 mn 126?1.8 ? =233.74mm cos ? cos14?

d2?

(4)计算齿轮宽度 b= ?d d1 ? 1? 55.65=55.65mm 圆整后取 B 1 =56mm B 2 =61mm 5. 大小齿轮各参数见下表 高速级齿轮相关参数
名称 法面模数 符号 计算公式及说明

? ? 14.47?

mn mt

mn ? 1.8mm
mt ? mn 1.8 ? ? 1.86m m cos ? cos14.47o

端面模数

法面压力角

?n

? n ? 20o
? t ? arctan
tan? n tan20o ? arctan ? 20.6o cos ? cos14.47o

B 1 ? 56m m B 2 =61mm

端面压力角

?t
?
ha

螺旋角

? ? 14.47o
? ha ? han mn ? 1?1.8 ? 1.8mm

齿顶高

齿根高

hf

? ? hf ? (han ? cn )mn ? (1 ? 0.25) ?1.8 ? 2.25mm

全齿高 分度圆直径

h
d1

h ? ha ? h f ? 1.8 ? 2.25 ? 4.05mm

d1 ?

m1 z1 1.8 ? 30 ? ? 55.77m m cos ? cos14.47o

12

d2
齿顶圆直径

d2 ?

m2 z2 1.8 ?126 ? ? 234.23m m cos ? cos14.47o

d a1
da2

da1 ? d1 ? 2ha ? 55.77 ? 2 ?1.8 ? 59.37mm

da 2 ? d2 ? 2ha ? 234.23? 2 ?1.8 ? 237.83mm

齿根圆直径

d f1

d f 1 ? d1 ? 2hf ? 55.77 ? 2 ? 2.25 ? 51.27mm

df2
基圆直径

d f 2 ? d2 ? 2hf ? 234.23? 2 ? 2.25 ? 229.73mm

db1
db 2

db1 ? d1 cos?t ? 55.77? cos20.8o ? 52.14mm

db2 ? d2 cos?t ? 234.23? cos20.8o ? 218.96mm

中心距

a

a?

mn 1.8 ( z1 ? z2 ) ? ? (30 ? 126) ? 145.00m m 2 cos ? 2 cos14.47o

7.1 II 轴(低速轴)的设计计算 1.求轴上的功率,转速和转矩 由前面算得 P 2 =2.695KW,n 2 =95.5 r min , T 2 =2.695 ? 10 N ? mm
5

2.求作用在齿轮上的力 已知低速轴齿轮的分度圆直径为 d 2 =234.23mm 而 Ft =

2T3 2 ? 2.695?105 = =2301.2N d3 234.23
tan? n t an 20? =2301.2 ? =865N cos14.47? cos ?
?

F r =F t

F a =F t tan ? =2301.2 ? tan14.47 =593.85N 3.初步确定轴的最小直径 现初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为 45 钢,调质处理 据[2]表 15-3,取 A 0 =112,于是得: d min =A 0

3

P3 2.695 =34.1mm ? 112? 3 n3 95.5
13

显然最小直径处安装联轴器,为使所选轴直径 d I ? II 与联轴器 的孔径相适应。故同时选取联轴器型号。联轴器的计算转矩 T ca =K A T3 查[2]表 14-1 取 K A =1.3.则: T ca ? K AT3 ? 1.3? 2.695?105 ? 350350 ? mm N 按计算转矩应小于联轴器的公称转矩的条件查[5]P 99 表 8-7 可选用 LX3 型弹性柱销联轴器。其公称转矩为 1250000N ? mm。半联轴器孔径 d=40mm,故取 d I ? II =40mm 半 联轴器长度 L=112,半联轴器与轴配合的毂孔长度 L 1 =84mm 4.轴的结构设计 (1)拟定轴上零件的装配方案 通过分析比较,选用[2]图 15-8 的装配方案

d min ? 34.1mm

d I ? II =40mm 轴类零件的 设计 l I ? II =82mm

I

II

III

IV

V VI VII

VIII

l II ? III =50mm d II ? III =45mm

(2)据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1)为满足半联轴器的轴向定位,I-II 右端需制出一轴肩故 II-III 段的直径 d II ? III =45mm;左端用轴端挡圈定位取 轴端挡圈直径 D=46mm。半联轴器与轴配合的毂孔长为 84mm,为保证轴端挡圈只压在联轴器上而不压在轴上, 故 I-II 段长度应比 L 1 略短一些,现取 l I ? II =82mm. 2)II-III 段是固定轴承的轴承端盖取其宽度为 20mm。据 d II ? III =45mm 可取 l II ? III =50mm。 3) 初选轴承, 因为有轴向力和径向力故选用圆锥滚子轴承, 参照工作要求并据 d II ? III =45mm,由轴承目录里初选 30210 号其尺寸为 d ? D ? B =50mm ? 90mm ? 21.75mm 故 d III ? IV =50mm。又右边套筒长取 20mm 所以 l III ? IV =20+21.75=41.75mm.
14

d III ? IV =50mm l III ? IV =41.7 5mm

4)取安装齿轮段轴径为 d IV ?V =54mm,已知齿轮宽为 61mm 取 l IV ?V =59mm。齿轮右边 V-VI 段为轴肩定位,轴肩高 h ? 0.07d, 故取 h=6mm 则此处 d V ?VI =66mm。 宽度 b ? 1.4h 取 l V ?VI =10mm 5)VI-VII 段右边为轴承用轴肩定位,因为轴承仍选用圆锥 滚 子 30210 所 以 d VII ?VIII =50mm , 所 以 此 处 轴 肩 高 h ? 0.07d 取 h=5mm 故 d VI ?VII =60mm 轴肩宽度 b ? 1.4h, 取 l VI ?VII =8mm,l VII ?VIII =21.75mm (3)轴上零件的周向定位 齿轮,半联轴器与轴之间的定位均采用平键连接。按 d I ? II 由[5]P 53 表 4-1 查得平键截面 b ? h ? 12 ? 8 ,A 型 键,键槽用键槽铣刀加工长为 63mm。选择半联轴器与轴 之间的配合为

d l

IV ?V

=54mm =59mm

IV ?V

d V ?VI =66mm l V ?VI =10mm

d VI ?VII =60mm l VI ?VII =8mm

d VII ?VIII =50m m l VII ?VIII =21. 75mm

16 ? 10 ,A 型键,用键槽铣刀加工长为 56mm,齿轮与轴 之间的配合为

H7 ,同样齿轮与轴的连接用平键 k6

H7 轴承与轴之间的周向定位是用过渡 n6

配合实现的,此处选轴的直径尺寸公差为 m6。 (4)确定轴上圆角和倒角尺寸 参考[2]表 15-2 取轴端倒角为 2 ? 45 .个轴肩处圆觉角 见图。 5.求轴上的载荷 先作出轴上的受力图以及轴的弯矩图和扭矩图如图 7.2.1 从轴的结构图以及弯矩图和扭矩图中可以看出截面 C 是轴的危险截面。现将计算出的截面 C 处的 M H ,M V 和 M 的值如下:
?

15

? ca =11.16M
P

6.按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时,通常只校核危险截面的强度,则根据[2] 式 15-5 及上面的数据,取 ? =0.6,轴的计算应力

? ca ?

M 12 ? (?T3 ) 2 W

=

864567 2 ? (0.6 ? 2695002 . ) =11.16MP 3 0.1? 54

前面选用轴的材料为 45 钢,调制处理,由[2]表 15-1 查得[ ? ?1 ]=60Mp, ? ca ? [? ?1 ] ,故安全。

8.

II 轴(低速轴)上键的校核 查表 6-2 得许用挤压应力为 [? p ] ? 110MP a I-II 段键与键槽接触疲劳强度 l ? L ? b ? 63 ? 12 ? 51mm

?p ?

4T 4 ? 269500 ? ? 66.1MPa ? [? p ] ? 110 MPa dhl 40 ? 8 ? 51

故此键能安全工作。

16

IV-V 段与键槽接触疲劳强度 l ? L ? b ? 56 ? 16 ? 40 mm

?p ?
键连接的校 核

4T 4 ? 269500 ? ? 50 MPa ? [? p ] ? 110 MPa dhl 54 ?10 ? 40

9.低速轴上的轴承校核: Lh = 10×2×8×300 = 48000 h (1) 初步计算当量动载荷 P: 因该轴承即受轴向力也受径向力, 有课本表 12-5 查得径 向动载荷系数 X 和轴向动载荷系数 Y 分别为:X = 1,Y = 0

低速轴上的 轴承校核

所以: P = XFr+YFa = 1×865+0×593.85= 865N (2) 求轴承应有的基本额定载荷值 C 为: ε C=P (3)

60n1 106

Lh =

= 4664.8N

选择轴承型号: 查课本表 11-5,选择:30210 轴承,Cr = 73.2 KN,由课

本式 11-3 有: 106 ?C?10/3 )= ?P? ? ? 60n1

Lh =

= 4.64×108≥Lh

所以轴承预期寿命足够。
10.1 润滑方式 齿轮采用飞溅润滑,在箱体上的四个轴承采用脂润滑。 10.2 密封类型的选择 1. 轴伸出端的密封 轴伸出端的密封选择毛毡圈式密封。 2. 箱体结合面的密封 箱盖与箱座结合面上涂密封胶的方法实现密封。

17

11.1

润滑及密封 类型的选择 11.2 11.3

11.4

减速器的附 件设计

11.5

11.6

11.7

3. 轴承箱体内,外侧的密封 (1)轴承箱体内侧采用挡油环密封。 (2)轴承箱体外侧采用毛毡圈密封。 观察孔及观察孔盖的选择与设计 观察孔用来检查传动零件的啮合,润滑情况,并可由该孔向箱 内注入润滑油。 平时观察孔盖用螺钉封住, 为防止污物进入箱 。 内及润滑油渗漏,在盖板与箱盖之间加有纸质封油垫片,油孔 处还有虑油网。 查表[6]表 15-3 选观察孔和观察孔盖的尺寸分别为 140 ? 120 和 110 ? 90 。 油面指示装置设计 油面指示装置采用油标指示。 通气器的选择 通气器用来排出热膨胀,持气压平衡。查表[6]表 15-6 选 M 36 ? 2 型通气帽。 放油孔及螺塞的设计 放油孔设置在箱座底部油池的最低处,箱座内底面做成 1.5? 外 倾斜面,在排油孔附近做成凹坑,以便能将污油放尽,排油孔 平时用螺塞堵住。 查表[6]表 15-7 选 M 20 ? 1.5 型外六角螺塞。 起吊环、吊耳的设计 为装卸和搬运减速器,在箱盖上铸出吊环用于吊起箱盖。为吊 起整台减速器,在箱座两端凸缘下部铸出吊钩。 起盖螺钉的选择 为便于台起上箱盖,在上箱盖外侧凸缘上装有 1 个启盖螺钉, 直径与箱体凸缘连接螺栓直径相同。 定位销选择 为保证箱体轴承座孔的镗孔精度和装配精度,在精加工轴承座 孔前,在箱体联接凸缘长度方向的两端,个装配一个定位销。 采用圆锥销,直径是凸缘连接螺栓直径的 0.8 倍。

? = 10 mm

?? = 10 mm ?' = 10 mm ? ??' = 10 mm b = 15 mm b1 = 15 mm b2 = 24 mm df = 20 mm d1 = 14 mm d2 = 10 mm

11.8 箱体的设计计算,箱体尺寸如下: 代号 名称 计算与说明 ? = 0.025a+3 ≥ 8 ?? = 0.02a+3 ≥ 8 结果 取? = 10 mm 取?? = 10 mm

d3 = 10 mm

?????????????????????箱体壁厚 ??????????? ??????????' ???' b b1 箱盖壁厚

箱体加强筋厚 箱盖加强筋厚

?' = 0.85?? = 0.85×10 = 8.5 ??' = 0.85?? = 0.85×10 = 8.5 b≈1.5? = 1.5×10 = 15mm b1≈1.5??1.5×10 = 15mm

箱体分箱面凸缘厚 箱盖分箱面凸缘厚
18

b2 df d1 d2 d3 d4 n

平凸缘底厚 地脚螺栓 轴承螺栓 联接分箱螺栓 轴承盖螺钉 检查孔螺钉 地脚螺栓数

b2≈2.35? = 2.35×10 = 23.5mm df = 0.036a+12 = 18.37 d1 = 0.7df = 12.86 取 d1 = 14 mm

d2 = (0.5-0.7)df = 10-14 d3 = 10 mm 取 d3 = 10 mm M8×22 取:n = 6

19

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