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链板式输送机传动装置(锥齿轮单级减速器的设计说明书)-机械设计课程设计


机械设计课程设计说明书

设计题目《链板式输送机传动装置》 设计题目《链板式输送机传动装置》
西北工业大学

设 计 者: 指导老师 : 学 班

胡喆

号 :2008301032 号 : 04020804


课程设计题目 第一部分 第二部分 第三部分

第四部分 第五部分 第六部分 第七部分 第八部分 第九部分 第十部分 传动方案拟定 电动机的选择 传动比的分配 传动参数计算 传动零件的设计计算 轴的设计计算



圆锥滚子轴承的选择及校核计算 键联接的选择及校核计算 联轴器的选择 润滑及密封

第十一部分 箱体及附件的结构设计和选择 参考资料

课程设计题目: 课程设计题目: 设计带式运输机传动装置(简图如下)

原始数据: 输送链的牵引力 F/kN 运输机链速 V/(m/s) 传送链链轮的节圆直径 d/mm 1.5 0.7 100

工作条件: 连续单向转动,工作时有轻微振动,使用期 10 年(每年 300 个工作日) ,小批量生产,两班制工作,输送机工作轴转速允许 误差为±5%。链板式输送机的传动效率为 0.95。

计算与说明 第一部分 传动方案拟定
传动方案(已给定) :外传动为 V 带传动;减速器 为一级展开式圆锥齿轮减速器。方案简图如下:

主要结果

传动类别 锥齿轮传动 η3

精度结构及润滑 开式传动 (脂润滑)

效率 0.92~0.95(取 中间值 0.93) 0.98 0.96 0.96

滚动轴承 η2η4η6 V 带传动 η1 滚子链传动 η7 联轴器 η5

滚子轴承

弹性、齿式

0.99

第二部分 电动机的选择 1、电动机类型的选择: Y 系列三相异步电动机 2、电动机功率选择: : a、工作机所需功率: pω = FV = 1500×0.7 =1.1052kW
1000η1 1000×0.95

p w =1.1052kw

b、传动总效率:
η = η1 ???η7 = 0.96 × 0.98 × 0.93 × 0.98 × 0.99 × 0.98 × 0.96 = 0.7986

η=0.7986

所需电动机的功率 Pd=1.3839kw Pd= Pw/η=1.1052/0.7986=1.3839kw c、确定电动机转速: 计算鼓轮工作转速:
nω = Vω × 60 ×1000 0.7 × 60 × 1000 = = 133.7579r / min πd 3.14 × 100

按推荐的传动比合理范围,取圆锥齿轮传动一级 减速器传动比范围 i1 =2~3。取 V 带传动比 i 2 =2~4, 则总传动比理想范围为 i=4~12。 符合这一范围的同步 转速有 1000 和 1500r/min。综合考虑电动机和传动装 置尺寸、重量、价格和带传动、减速器的传动比,可 见转速 1500r/min 比较适合,则选 n=1500r/min 。 d、确定电动机型号 根据以上选用的电动机类型,由理论需求电机功 电动机型号 率 Pd=1.3839kw 及同步转速, 选定电动机型号 Y90L-4。 为 Y90L-4 其主要性能:额定功率:1.5KW,满载转速 1400r/min。

第三部分 计算总传动比及分配各级的传动比 1、总传动比: i=1400/133.7579=10.4667 2、分配各构件传动比: i i=10.4667

= i1 ? i 2

i1 =3.4889

3、初定减速器内的传动 i 2 =3,则带传动的传比就为 i 2 =3
i1 = i 10.4667 = = 3.4889 i2 3

第四部分 运动参数及动力参数计算 1、各轴转速: 电动机转速
n 0 =1400r/min
n1 = 401.2726r / min
n2 = 133.7575r / min

小锥齿轮轴转速 n1 = 大锥齿轮转速 链轮轴转速 2、各轴功率:

n0 =1400/3.4889=401.2726r/min i1 n1 n 2 = = 133.7575r/min i2

n3 = n 2 = 133.7575r/min

P = 1.44kw 1
P2 = 1.3124kw

P = PM ?η 1 = 1.5 × 0.96 = 1.44kW 1 P2 = P ?η 2 ?η3 = 1.44 × 0.93 × 0.98 = 1.3124kW 1 P3 = P2 ?η4 ?η5 = 1.3124 × 0.98 × 0.99 = 1.2733kW

P3 = 1.2733kw

3、各轴转矩: 电动机轴:
Td = 9550 × Pd 1.5 = 9550 × = 10.2321N ? m nd 1400 T1 = 34.2712 N m T2 = 93.701N m T3 = 90.9092 N m

轴 1: T1 = 9550 ? P1 / n1 = 34.2712 N ? m 轴 2: T2 = 9550 ? P2 / n2 = 93.701N ? m 轴 3: T3 = 9550 ? P3 / n3 = 90.9092 N ? m 4、参数汇总

转速 参数 (r/min) 轴Ⅱ 轴Ⅲ 轴Ⅳ 401.2726 133.7575 133.7575 1.44 1.3124 1.2733 34.2712 93.701 90.9092 功率(kW) 转矩( N ? m )

第五部分 传动零件的设计计算 1. 皮带轮传动的设计计算 (1)选择普通 V 带截型,由机械设计教程表 6-6 得:
K A = 1 .3

pca = K A p = 1.3 ×1.5 = 1.95kw
n0 = 1400r / min
所以选择 Z 型 V 带 (2)确定带轮基准直径,并验算带速 为提高 V 带的寿命,应选取较大的直径,故选取:
dd1 = 80mm
d d 2 = i1d d1 (1 ? ε ) = 3.48889 × 80 × (1 ? 0.01) = 276.32mm

Z型V带

d d 1 = 80mm dd 2 = 280mm

查表 6-8 应选取 dd 2 = 280mm 轴Ⅰ的实际转速:
n2 = (1 ?ε n1d d 1 (1 ? 0.01) × 1400 × 80 ) = = 396r / min dd 2 280

验证带的速度:
v=

π d d 1n1
60 ×1000

=

π × 80 ×1400
60 ×1000

= 5.8643m / s

v =5.8643m/s

一般 v 不得低于 5m/s,故带的速度合适。 (3)确定带长和中心矩 按设计要求 0.7(d d 1 + dd 2 ) ≤ a0 < 2(d d 1 + d d 2 ) 取 a0 = 400mm :
L'd = 2 × a0 +

π
2

× ( dd1 + dd 2 ) +

(d d 2 ? d d 1 ) 2 = 1390.2mm 4a0

查表 6-2 取 Ld = 1400mm 实际轴间距:
a ≈ a0 + Ld ? Ld 0 1400 ? 1390.2 = 400 + = 395.1mm 2 2

Ld = 1400mm

a=395.1mm

安装时所需最小轴间距离:
amin = a ? 0.015Ld = 395.1 ? 0.015 ×1400 = 374.1mm

张紧或补偿伸长所需最大轴间距离:
amax = a + 0.03Ld = 395.1 + 0.03 ×1400 = 437.1mm

(4) 验算小带轮包角:

α1 = 180o ?

dd 2 ? d d1 × 57.3° = 150.99o > 120o a

包角合适。
(5)确定带的根数

由 n = 1400r / min , d d 1 = 80mm 得 p1 = 0.35kw , ?p1 = 0.03 , ka = 0.943 , k L = 1.11
z= pd 1.95 = = 4.9025 ( p1 + ?p1 ) Kα K L ( 0.35 + 0.03) × 0.943 ×1.11

z=5

可以选取 z = 5

(6)计算轴压力 单根 v 带的初拉力:由表 6-3 得 m=0.06kg/m
F0 = 500 Pd 2.5 500 ×1.95 ? 2.5 ? ( ? 1) + mv 2 = ? 1? + 0.06 × 5.86432 = 56.9663N ? zv kα 5 × 5.8643 ? 0.943 ?

F0 = 56.9663N

压轴力:
Fr = 2 zF0 sin

α
2

= 2 × 5 × 56.9663sin

150.99° = 551.5 N 2

Fr = 551.5 N

根据查 6-10 取 ha=2.0mm,f=8mm,e=12mm,则 小轮基准直径:dd1=80mm 小轮外径: d a1 = d d 1 + 2ha = 84mm
' 带轮宽: B = ( z -1)e + 2 f = (5 ? 1) ×12 + 2 × 8 = 64mm

大轮基准直径 : d d 2 = 280mm 大轮外径: d a 2 = d d 2 + 2ha = 280 + 2 × 2 = 284mm 2.齿轮传动的设计计算 . 1、选定精度等级,材料热处理方式,齿数初定: 1)本运输机工作速度、功率都不高,选用 7 级精度; 2) 选 择 小 齿 轮 材 料 为 40Cr , 调 质 处 理 , 硬 度 HBS1=241~286 3) 大 齿 轮 材 料 为 45 钢 , 调 质 处 理 , 硬 度 为 HBS2=217~255 4)选取小齿轮齿数 Z1=20, 初步确定传动比为 i2=3 则大 齿轮齿数 Z2= i2 Z1=3×20=60
u1 = z2 60 = =3 z1 20

Z1=20 Z2=60

5)此时传动比

u1 =3

2、按齿面接触疲劳强度计算: 锥齿轮以大端面参数为标准值,取齿宽中点处的当量

齿轮作为强度计算依据进行计算。 (1)初拟载荷系数 K=1.2,取齿宽系数 φL=0.3 (2) 计算节锥角

δ1 = arc cot u = arc cot 3 = 18.4349o
δ 2 = 90o ? δ1 = 90o ? 18.4349o = 71.5651o
(3)按齿面硬度查得齿轮的接触疲劳强度极限应以大 齿轮材料所决定的许用接触应力为准,对 45 号钢,取
HBS2 = 230 ,大齿轮: σ H lim 2 = 539MPa

(4)接触疲劳强度寿命系数。取安全系数 计算接触疲劳的寿命系数
K HN =
6

sH = 1.0

N0 N

N = 60ntn = 60 × 491.1074 ÷ 3 ×16 × 300 × 10 = 4.715 ×108 N 0 = 30( HBS ) 2.4 = 30 × (230) 2.4 = 1.397 × 107

,

,

因 N > N 0 ,故

K HN = 1

(5)计算接触疲劳许用应力 许用接触应力: [σ H ] = K HN σ lim / S H = 539 MPa (6)按齿面接触强度设计传动 区域系数
d1 ≥
3

zH = 2.5 ,弹性影响系数 z E = 189.8 MPa
φL (1 ? 0.5φL ) 2 u [σ
4 KT1 ( z H z E )2

]H

2

=

3

4 × 1.2 × 34.27 ×103 = 58.093mm 539 2 2 0.3(1 ? 0.5 × 0.3) × 3 × ( ) 2.5 × 189.8
d1 58.093 = = 2.905mm Z1 20

齿轮模数 m =

3、按齿根弯曲疲劳强度计算: 对小齿轮取 HBS1 = 260 ,对大齿轮仍用接触强度时的 数据,取 HBS2 = 230 ,按线性插值得弯曲疲劳极限分别为
σ F lim1 = 218 + σ F lim 2
278 ? 218 (260 ? 200) = 241.5MPa 353 ? 200 185 ? 155 (230 ? 120) = 192 MPa = 155 + 210 ? 120

许用应力:

[σ ]F1 =

K FN σ F lim1 K σ = 186 MPa [σ ]F 2 = FN F lim 2 = 148MPa SF SF ;

YFa1 YFa 2 2.77 2.13 = = 0.01489 = = 0.015 [σ ]F 1 186 [σ ]F 2 148 ; YFa1 两者相比较可知 [σ ]F 1 大,故选其进行校验:

m≥

1 1 ? 0.5φL

3

4kT1 (1 ? 0.5φL )YFa1

φL Z1

2

u 2 + 1[σ ]F 2

=

1 4 × 1.2 × 34.27 × 103 (1 ? 0.5 × 0.3) × 2.80 3 1 ? 0.5 × 0.3 0.3 × 202 × 32 + 1 × 186

= 2.08mm

4、确定模数:综上所述 ,应取模数较大值 m = 3 5、齿轮参数计算: 两齿轮的当量齿数
ZV 1 = Z1 20 = = 21.08 cos δ1 cos18.4349 Z2 60 = = 189.74 cos δ 2 cos 71.5651

ZV 2 =

查表 8-8 表 得 YFa1 = 2.77 , YFa 2 = 2.13 由齿数求分度圆直径

d1 = Z1m = 20 × 3 = 60mm d 2 = Z 2 m = 60 × 3 = 180mm

锥距 R,由
R = d1 u2 +1 32 + 1 = 60 = 94.8683mm 2 2

齿宽 b = ? R R = 0.3 × 94.8683 = 28.4605mm 圆整取 b1 = 28mm 6、齿轮参数汇总: 名 称 齿数 模数 节锥角 分度圆直径 齿顶高 齿根高 代 号 小锥齿轮 大锥齿轮
b2 = 28mm

Z m δ d(mm) h a(mm) hf(mm)

20 3mm 18.4349 60 3 3.6

60

71.5651 180

181.897 齿顶圆直径 da(mm) 65.6921 4 齿根圆直径 df(mm) 53.1695 177.7232

锥距 顶隙 分度圆齿厚 当量齿数 齿宽 齿宽系数

R(mm) c(mm) S(mm) ZV B(mm) φR

94.8683 0.6 4.7124 21.08 28 0.3 189.74

第六部分
输入轴的设计计算

轴的设计计算

1、按照扭转强度初定直径 选 用 45 号 钢 作 为 轴 的 材 料 , 调 质 处 理 , 取
[τ ] = 35MPa

d min ≥

3

9550000 P 3 9550000 × 1.44 = =16.71mm 0.2n[τ ]T 0.2 × 491.1074 × 30

考虑有键槽, 将直径增大 5%, d = 16.71×1.05 = 17.55mm 则 因键槽对轴强度的削弱以及带轮对小轴有较大的拉 力,我们选择小轴最小径 d = 20mm 。 2、输入轴的结构设计 ( 1 )轴上零件的定位,固定和装配

1

2

3

4

5

6

( 2 )确定轴各段直径和长度 Ⅰ段:d1=20mm 长度取 L1=60mm

A 型平键:键长 50mm b=h=6mm Ⅱ段:d2=25mm 长度取 L2=30mm

Ⅲ段:d3=30mm 长度取 L3=15mm 用来和轴承进行 过度配合,初选用 30206 型圆锥滚子轴承。 Ⅳ段:d4=28mm 长度为 L4=42mm Ⅴ段: d5=30mm 长度为 L5=26mm 用来和轴承进行 过度配合,初选用 30206 型圆锥滚子轴承。 Ⅵ段:齿轮部分 ( 3 )轴强度校核 齿轮之间的力: 对小锥齿轮受力分析: Ft1=2T1/dm1=2*34.27/51=1.34392KN(外) Fa1=Ft1*tan20*sin18.4349=0.15468KN(左) Fr1=Ft1*tan20*cos18.4349=0.4640456KN(下)

带轮处:
Fr = 2 zF0 sin

α
2

= 2 × 5 × 56.9663sin

150.99° = 0.5515kN (下) 2

对输入轴进行受力分析得 轴 1 段 :Fr1=1.144KN(上)Ft1=1.029KN(外) 轴 2 段: Fr=0.206KN(下)Ft2=2.127KN(里) 轴 3 段位置为危险截面 这里只校核危险截面 3 的强度。轴单向旋转,扭转 切应力为脉动循环变应力,取折合系数 α = 0.59 首先计算截面 3 的抗弯截面系数 W
M H = 13.286 N m ; M V = 49.41N m
2 2 M = M V + M H = 51.165 N ? m

Wc =

π d c3
32

=

π × 303
32

= 2650.719mm3

轴的计算应力
M 2 + (α T1 )2 51.1652 + (0.59 × 34.27) 2 σ ca = = = 20.755MPa Wc 2650.719 × 10?9

该轴材料为 45 号钢,调质处理,查得其许用应力

[σ ] = 60MPa 因此, σ ca < [σ ] ,故满足要求。
输出轴的设计计算 1、按照扭转强度初定直径 选用 45 号钢最为轴的材料
d min =
3

9550000 P 2 3 9550000 × 1.3124 = = 24.9956mm 0.2n 2[τ ] 0.2 × 133.76 × 30

考虑有键槽,将直径增大 5%,则
d = 24.9956 × 1.05 = 26.2454mm

考虑到联轴器的尺寸,选大轴最小径 d = 28mm 2、输出轴的结构设计 ( 1 )轴上零件的定位,固定和装配

1

2 3

4

5

6

( 2 )确定轴各段直径和长度 Ⅰ段: d1=28mm、 长度取 L1=60mm, 与联轴器相连。 A 型平键:键长 50mm b*h=8*7 Ⅱ段: d2=32mm 长度取 L2=33mm。 Ⅲ段: d3=35mm 长度取 L3=38mm 用来和轴承进行 过度配合,初选用 30207 型圆锥滚子轴承。 Ⅳ段:d4=40mm 长度为 L4=82mm,定位。 Ⅴ段:d5=37mm 长度为 L5=42mm,与大齿轮配合。 A 型平键:键长 36 b*h=10*8 VI 段:d6=35mm 长度为 L6=31mm,和轴承进行过 度配合,初选用 30207 型圆锥滚子轴承。 ( 3 )轴强度校核 齿 轮 之 间 的 力 : Fa2=0.379KN ; Fr2=0.126KN ; Ft2=Ft1=1.098KN 大齿轮上的动力参数:P2=1.382832kw 转速 n2=163.7025r/min ;T2=80.6710Nm

危险面 2 处的弯矩:

MH = 17.112 N m ; MV = 43.958 N m
2 2 M = M V + M H = 47.171N ? m ; T 2 = 93.901N m

W=

π d 03
32

=

π × 373
32

= 4972.65mm3

由于轴单向转动,扭矩可以认为按脉动循环变化, 故取折合系数 α = 0.59
σ ca =
M 2 + (α T 2) 2 47.1712 + (0.59 × 93.901) 2 = = 14.63262 MPa W 4972.65 ×10 ?9

前 已 选 定 轴 的 材 料 为 45 号 钢 , 正 火 处 理 , 查 得

[σ ] = 60MPa ,因此 σ ca < [σ ] ,故满足要求。
第七部分 圆锥滚子轴承的选择及校核计算 由于轴承会受到较大的轴向力,故选择圆锥滚子轴承。
1、对于从动轴,选择 30207 轴承,由受力分析知:
2 2 R1 = RV 1 + RH 1 = 0.7092 + 0.2762 = 0.761



2 2 R2 = RV 2 + RH 2 = 0.3892 + 0.1502 = 0.417

S1 = 0.68*0.761 = 0.517 ; S 2 = 0.68*0.417 = 0.284 A1 = 0.663 ; A2 = 0.284 ; e = 0.37
A1 / R1 = 0.87 > e A2 / R2 = 0.68 > e

而查表 15-1 知 基本额定动载荷 C = 54.2kN 故查表得 X 1 = 0.4 , Y1 = 1.6 , X 2 = 0.4 , Y2 = 1.6 则当量动载 荷, 载荷系数 f p = 1.2
P = f p ( X 1 R1 + Y1 A1 ) = 1.2 × (0.4 × 0.761 + 1.6 × 0.663) = 1.638kN 1



P2 = f p ( X 2 R2 + Y2 A2 ) = 1.2 × (0.4 × 0.417 + 1.6 × 0.284) = 0.745kN

,因 P1 > P2 ,所以按轴承 1 的受力大小验算
Lh = 106 C ε 106 54200 3 ( ) = ( ) = 3.688 × 106 h 60n1 P 60 ×163.7025 1638 1

因轴承预计寿命 L=10×300×16=48000h,故 Lh > L ,满 足要求。 2、对于主动轴,选择 30206 轴承,由受力分析知:
R 1 = 1.539kN , R 2 = 2.137kN , S1 = 0.68*1.539 = 1.047 A1 = 1.579 ; A2 = 1.453 A1 / R1 = 1.026 > e ; A2 / R2 = 0.680 > e

; S2 = 0.68* 2.137 = 1.453

而查表 15-1 知基本额定动载荷 C = 43.2kN , e = 0.37 故查表得 X 1 = 0.4 , Y1 = 1.6 , X 2 = 0.4 , Y2 = 1.6 则当量动载 荷,载荷系数 f p = 1.2
P = f p ( X 1 R1 + Y1 A1 ) = 1.2 × (0.4 × 1.539 + 1.6 × 1.579) = 3.77 KN 1 P2 = f p ( X 2 R2 + Y2 A2 ) = 1.2 × (0.4 × 2.137 + 1.6 × 1.453) = 3.816 KN

且 n2 = 491.1074r / min ,则
106 C ε 106 43.2 3 Lh = ( ) = ( ) = 4.92 × 104 h 60n1 P2 60 × 491 3.816

而使用期限 L = 10 × 300 ×16 = 48000h , Lh > L , 故 满足要求。 第八部分 键联接的选择及校核计算 (1)带轮与输入轴所用键的校核

轴径 d = 28mm ,轴长 l = 60mm 选用 A 型平键,通过查表得到
L = 50mm b = 6mm h = 6mm

轮毂的材料是铸铁,键和轴的材料是 45 号钢,选 用较小的材料做为计算,即 A 型键 6×6×50

[σ ]bs = 50 ? 60Mpa
σ bs =
4T1 4 × 34271.2 = = 17.36 MPa < [σ bs ] ,满足要求。 dhl 28 × 6 × (50 ? 3)

(2)输出轴和齿轮连接采用的键的校核 轴径 d = 37mm ,轴长 l = 42mm 采用 A 型平键连接。通过查表得到
L = 36mm b = 10mm h = 8mm

轴和齿轮的材料都是 45 号钢,所以抗压需用应 力是:

[σ ]bs = 100 ~ 120Mpa

A 型键 10×8×36

4T 4 × 34271.2 σ bs = 1 = = 18.712 MPa < [σ bs ] ,满足要求。 dhl 37 × 6 × (36 ? 3)

(3)输出轴和联轴器连接采用的键的校核 轴径 d = 28mm ,轴长 l = 60mm 采用 A 型平键连接。通过查表得到
L = 50mm b = 8mm h = 7 mm

轮毂的材料是铸铁,键和轴的材料是 45 号钢,选 用较小的材料做为计算,即 [σ ]bs = 50 ~ 60Mpa
σ bs =

A 型键

4T3 4 × 90909.2 = = 40.33MPa < [σ bs ] , 满足强度要求 8×7×50 dhl 28 × 7 × (50 ? 4)

第九部分 联轴器的选择 减速器的输出轴与工作机之间用联轴器连接,由 于轴的转速较低,传递转矩较大,综合考虑选用弹性 套柱销联轴器,联轴器上的扭矩为 93.901Nm,选用型 号为 LT5。 第十部分 润滑及密封 齿轮的润滑 采用浸油润滑,由于低速级周向速度为 1.54m/s, 应没过 1/2 齿宽, 齿顶距箱底至少 30mm,这里为设计为 45mm。选用 CKC150 润滑油。 轴承的润滑 轴承的润滑 由于浸油齿轮的圆周速度υ < 2m / s ,齿轮不能有效 的把油飞溅到箱壁上,因此选用脂润滑方式。脂润滑 CKC150 润滑 具有形成润滑膜强度高,不容易流失,容易密封,一 油 次加脂可以维持相当长一段时间,也有利于传动装置 的 维 护 。 选 用 ZL-2 号 通 用 锂 基 润 滑 脂 ( GB 7324-1994) 。 ) 端盖与轴间的密封 轴承用轴承盖紧固,已知轴承用脂润滑,且轴的 最高圆周速度不超过 2m/s,属于低速范畴,因此这里 可以使用毡圈油封。毡圈油封结构简单,摩擦较大, 易损耗,应注意及时更换。 箱体及附件的结构设计和选择 第十一部分 箱体及附件的结构设计和选择 减速器附件的选择 起吊装置:采用箱盖吊环螺钉、箱座吊耳 通气器: 由于在室内使用, 选通气器(一次过滤) , 采用 M12×1.25 油面指示器:选用油尺 M12 毡圈油封 锂基润滑脂 弹性套柱销 为锥齿轮传动,浸油高度应没过大锥齿轮齿宽,至少 联轴器

放油螺塞:选用外六角油塞及垫片 M16×1.5 名 称 尺 寸(mm) 8 8 12 12 20 12 4 10 连接螺栓直径 大锥齿轮轴轴承旁 10 连接螺栓直径 盖与座连接螺栓直径 轴承端盖螺钉直径 视孔盖螺钉直径 定位销直径 凸台高度 大齿轮顶圆 10 与内箱壁距离 箱盖,箱座肋厚 6.8 8 M8 M6 6` 39

箱 座 壁 厚 箱 盖 壁 厚 箱盖凸缘厚度 箱座凸缘厚度 箱座底凸缘厚度 地脚螺钉直径 地脚螺钉数目 小锥齿轮轴轴承旁

主动端轴承外径 被动端轴承外径 箱体及其附件参数

62 72

箱体的附件包括窥视孔及窥视孔盖、通气器、轴 承盖、定位销、启箱螺钉、油标、放油孔及放油螺塞、 起吊装置等等。 箱体 加工工艺路线:铸造毛坯→时效→油漆→划 线→粗精加工基准面→粗、精加工各平面→粗、半精 加工各主要加工孔→精加工主要孔→粗、精加工各次 要孔→加工各紧固孔、油孔等→去毛刺→清洗→检验。 减速器的装拆顺序及注意事项 :箱体和箱盖通过 螺栓连接,拆下螺栓即可将箱盖取下,对于两轴系零 件,整个取下该轴,即可一一拆下各零件。其它各部 分拆卸比较简单。 拆卸零件不要用硬东西乱敲,以防 敲毛敲坏零件,影响装配复原。对于不可拆的零件, 如过渡配合或过盈配合的零件则不要轻易拆下。对拆 下的零件应妥善保管,以免丢失。 技术要求: 技术要求: 1.装配前滚动轴承用汽油清洗,其它零件用煤油清洗, 箱体内不允许有任何杂物存在,箱体内壁涂耐磨油油 漆; 2.齿轮副的侧隙用铅丝检验,侧隙值应不小于0.14mm;

3.滚动轴承的轴向调整间隙均为0.05-0.1mm; 4.齿轮装配后,用涂色法检验齿面接触斑点,沿齿高不 小于65%,沿齿长不小于60%; 5.减速器剖面分面涂密封胶或水玻璃, 不允许使用任何 填料; 6.减速器内装L-AN15 (GB443-89) 油量应达到规定高 , 度; 7.减速器外表面涂绿色油漆。

参考书目: 参考书目:
《机械设计课程设计》 ……………………西北工业大学 李育锡 主编 《机械原理》…………………..西北工业大学机械原理及机械零件教 研室 孙桓 陈作模 葛文杰 主编 《机械设计教程》 …………………西北工业大学 濮良贵 陈庚梅主编


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