機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì)二級(jí)圓柱齒輪減速器計(jì)算說(shuō)明書(shū).doc
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機(jī)械設(shè)計(jì)課程設(shè)計(jì) 計(jì)算說(shuō)明書(shū) 設(shè)計(jì)題目:二級(jí)圓柱齒輪減速器 專業(yè)、班級(jí): 學(xué)號(hào): 學(xué)生姓名: 指導(dǎo)教師: 成績(jī): 2015年 7 月18 日 浙江科技學(xué)院 機(jī)械與汽車工程學(xué)院 目 錄 1. 設(shè)計(jì)任務(wù)書(shū)…………………………………………………………2 2. 前言…………………………………………………………………3 3.電動(dòng)機(jī)的選擇及傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算 箱體設(shè)計(jì)及說(shuō)明 …………………………………………………………………… 4 4.帶傳動(dòng)設(shè)計(jì) …………………………………………………………8 5.齒輪設(shè)計(jì)…………………………………………………………… 11 6.軸類零件設(shè)計(jì)……………………………………………………… 26 7.軸承的壽命計(jì)算…………………………………………………… 38 8.鍵連接的校核……………………………………………………… 40 9.潤(rùn)滑及密封類型選擇 …………………………………………… 41 10.箱體設(shè)計(jì)及說(shuō)明 ………………………………………………… 42 11.設(shè)計(jì)小結(jié) ………………………………………………………… 44 12.參考文獻(xiàn) ………………………………………………………… 44 1.設(shè)計(jì)任務(wù)書(shū) 1.1課程設(shè)計(jì)的目的 課程設(shè)計(jì)是機(jī)械設(shè)計(jì)課程的最后一個(gè)教學(xué)環(huán)節(jié)。課程設(shè)計(jì)時(shí)要綜合運(yùn)用本課程所學(xué)知識(shí),以及如制圖、工程力學(xué)、機(jī)械制造、材料及熱處理、極限與配合等課程的知識(shí),獨(dú)立地進(jìn)行設(shè)計(jì)。本課程設(shè)計(jì)是學(xué)生學(xué)習(xí)過(guò)程中的第一個(gè)比較全面的獨(dú)立進(jìn)行的設(shè)計(jì)訓(xùn)練,是一個(gè)很重要的教學(xué)環(huán)節(jié)。 ① 學(xué)習(xí)機(jī)械設(shè)計(jì)的一般方法,了解簡(jiǎn)單機(jī)械裝置、通用零件的設(shè)計(jì)過(guò)程和一般步驟。 ② 進(jìn)行基本的工程訓(xùn)練。例如,設(shè)計(jì)計(jì)算、驗(yàn)算、估算及數(shù)據(jù)處理,繪圖表達(dá),使用參考資料、設(shè)計(jì)手冊(cè)、標(biāo)準(zhǔn)和規(guī)范,編制設(shè)計(jì)計(jì)算書(shū)等技術(shù)文件。 ③ 樹(shù)立正確的科學(xué)的設(shè)計(jì)思想,培養(yǎng)獨(dú)立進(jìn)行工程設(shè)計(jì)的能力,為今后進(jìn)行專業(yè)課程設(shè)計(jì)和畢業(yè)設(shè)計(jì),以及從事其他設(shè)計(jì)打下良好的基礎(chǔ)。 ④ 鞏固和加深各先修課的基本理論和知識(shí),融會(huì)貫通各門課程的知識(shí)于設(shè)計(jì)中。 1.2課程設(shè)計(jì)的內(nèi)容 1、減速器內(nèi)部傳動(dòng)零件(齒輪和軸)的設(shè)計(jì)計(jì)算。 2、聯(lián)軸器、軸承和鍵的選擇和校核驗(yàn)算。 3、減速器附件的選擇及說(shuō)明。 4、箱體結(jié)構(gòu)的設(shè)計(jì)。 5、潤(rùn)滑和密封的選擇和驗(yàn)算。 6、裝配圖和零件圖的設(shè)計(jì)和繪制。 7、設(shè)計(jì)計(jì)算說(shuō)明書(shū)的整理和編寫(xiě)。 1.3課程設(shè)計(jì)的任務(wù)和要求 1)裝配圖1張(1號(hào)或0號(hào)圖紙); 2)零件圖3張(齒輪或蝸輪、軸或蝸桿、箱體或箱蓋); 3)設(shè)計(jì)計(jì)算說(shuō)明書(shū)1份(不少于6000字)。 2.前言 2.1傳動(dòng)方案的擬定 采用普通V帶傳動(dòng)加二級(jí)斜齒輪傳動(dòng),如圖2.1 圖2.1 2.2原始數(shù)據(jù) 輸送帶工作拉力 F=2.8KN,輸送帶速度 V=0.8m/s,卷筒直徑D=550mm。 3. 電機(jī)選擇 3.1 電動(dòng)機(jī)類型的選擇 按工作要求和工作條件選用Y系列鼠籠三相異步電動(dòng)機(jī)。其結(jié)構(gòu)為全封閉自扇冷式結(jié)構(gòu),電壓為380V。 3.2 選擇電動(dòng)機(jī)的容量 工作機(jī)有效功率P=,根據(jù)題目所給數(shù)據(jù)F=2.8KN,V=0.8m/s。則有:P===2.24KW 從電動(dòng)機(jī)到工作機(jī)輸送帶之間的總效率為 = 式中,,,,分別為V帶傳動(dòng)效率, 滾動(dòng)軸承效率,齒輪傳動(dòng)效率,聯(lián)軸器效率,卷筒效率。據(jù)《機(jī)械設(shè)計(jì)課程指導(dǎo)書(shū)》表1可知=0.96,=0.98,=0.97,=0.99,=0.96,則有: =0.960.970.990.96 =0.79 所以電動(dòng)機(jī)所需的工作功率為: P===2.84KW 3.3 確定電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速 按《機(jī)械設(shè)計(jì)課程指導(dǎo)書(shū)》表1推薦的兩級(jí)同軸式圓柱斜齒輪減速器傳動(dòng)比I=8~40和帶的傳動(dòng)比I=2~4,則系統(tǒng)的傳動(dòng)比范圍應(yīng)為: I=I齒I帶=(8~40)(2~4)=16~160 工作機(jī)卷筒的轉(zhuǎn)速為 n== 所以電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為 n=In=(16~160)27.78 =(444.5~4444.8) 符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速有750r/min,1000r/min,1500r/min和3000r/min四種。根據(jù)容量和轉(zhuǎn)速,由有關(guān)手冊(cè)查出有四種適用的電動(dòng)機(jī)型號(hào),因此有四種傳動(dòng)比方案,如下表。 型 號(hào) 額定 功率 額定 電流 轉(zhuǎn)速 效率 功率 因數(shù) 堵轉(zhuǎn) 轉(zhuǎn)矩 堵轉(zhuǎn) 電流 最大 轉(zhuǎn)矩 噪聲 振動(dòng) 速度 重量 額定 轉(zhuǎn)矩 額定 電流 額定 轉(zhuǎn)矩 1 級(jí) 2 級(jí) kW A r/min % COSФ 倍 倍 倍 dB(A) mm/s kg Y100L-2 3 6.4 2880 82.0 0.87 2.2 7.0 2.3 74 79 1.8 34 Y100L2-4 3 6.8 1430 82.5 0.81 2.2 7.0 2.3 65 70 1.8 35 Y132S-6 3 7.2 960 83.0 0.8 2.0 6.5 2.2 66 71 1.8 66 Y132M-8 3 7.7 710 82.0 0.7 2.0 5.5 2.0 61 66 1.8 76 綜合考慮電動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)裝置的尺寸、重量、價(jià)格和帶傳動(dòng)、減速器的傳動(dòng)比,可見(jiàn)第2種方案比較合適。因此選定電動(dòng)機(jī)型號(hào)為Y132S-6 3.4 傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比和分配各級(jí)傳動(dòng)比 1)傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比 I= 2)分配到各級(jí)傳動(dòng)比 I= 已知i0的合理范圍為2~4。初步取V帶的傳動(dòng)比=2.5則 i 3)分配減速器傳動(dòng)比 參考《機(jī)械設(shè)計(jì)課程指導(dǎo)書(shū)》圖12分配齒輪傳動(dòng)比得高速級(jí)傳動(dòng)比,低速級(jí)傳動(dòng)比為 3.5 傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)計(jì)算 各軸轉(zhuǎn)速 各軸輸入功率 (式中: ) 各軸轉(zhuǎn)矩 TI=Tdi0η01=28.252.50.96=67.8Nm TII=TIi1η12=67.84.40.980.97=283.58Nm TIII=TIIi2η23=283.583.150.980.97=849.15Nm T工作機(jī)軸=TIIIη4η2=849.150.980.99=823.85Nm T輸出=T輸入0.98 (式中: ) 運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)表 軸名 效率P Kw 轉(zhuǎn)矩T Nm 轉(zhuǎn)速n r/min 傳動(dòng)比 i 效率 η 輸入 輸出 輸入 輸出 電動(dòng)機(jī)軸 2.84 28.25 960 2.5 0.96 I 軸 2.73 2.68 67.8 66.44 384 4.4 0.95 II 軸 2.60 2.55 283.58 277.91 87.3 3.15 0.95 III 軸 2.47 2.42 849.15 832.17 27.7 1.00 0.97 卷筒軸 2.40 2.35 823.85 807.37 27.7 4.帶傳動(dòng)設(shè)計(jì) 4.1 確定計(jì)算功率P 據(jù)《機(jī)械設(shè)計(jì)》表8-8查得工作情況系數(shù)K=1.1。故有: P=KP 4.2 選擇V帶帶型 據(jù)P和nm查《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖8-11選用A帶。 4.3 確定帶輪的基準(zhǔn)直徑d并驗(yàn)算帶速 (1)初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑d由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表8-7和8-9,取小帶輪直徑d=100mm。 (2)驗(yàn)算帶速v,有: =5.03 因?yàn)?.03m/s在5m/s~30m/s之間,故帶速合適。 (3)計(jì)算大帶輪基準(zhǔn)直徑d 取=250mm 4.4 確定V帶的中心距a和基準(zhǔn)長(zhǎng)度L (1)根據(jù)《機(jī)械設(shè)計(jì)》式8-20初定中心距a=500mm (2)計(jì)算帶所需的基準(zhǔn)長(zhǎng)度 =1561mm 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表8-2選帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度L=1550mm (3)計(jì)算實(shí)際中心距 中心局變動(dòng)范圍: 4.5 驗(yàn)算小帶輪上的包角 4.6 計(jì)算帶的根數(shù)z (1)計(jì)算單根V帶的額定功率P 由和r/min查《機(jī)械設(shè)計(jì)》表8-4得 P=0.95KW 據(jù)nm=960,i=2.5和A型帶,查《機(jī)械設(shè)計(jì)》8-5得 P=0.11KW 查《機(jī)械設(shè)計(jì)》表8-6得K=0.96,K=0.98,于是: P=(P+P)KK =(0.95+0.11)0.960.98 =0.9972KW (2)計(jì)算V帶根數(shù)z 故取4根。 4.7 計(jì)算單根V帶的初拉力最小值(F) 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表8-3得A型帶的單位長(zhǎng)質(zhì)量q=0.105。所以 =158.1N 4.8 計(jì)算壓軸力F F=2Fsin(α/2)=24158.1sin(162.6/2) =1250N 設(shè)計(jì)結(jié)論 選用A型普通V帶4根,基準(zhǔn)帶長(zhǎng)L0=1640,基準(zhǔn)直徑dd1=100mm,dd2=250mm,中心距a=471.75~541.5mm,F(xiàn)0=158.1N 5.齒輪設(shè)計(jì) 5.1高速級(jí)齒輪設(shè)計(jì) 1.選定齒輪類型,精度等級(jí),材料及模數(shù) (1)按要求的傳動(dòng)方案,選用圓柱斜齒輪傳動(dòng),壓力角取20; (2)運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器,速度不高,參考《機(jī)械設(shè)計(jì)》表10-6, 故用8級(jí)精度; (3)材料的選擇。由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表10-1選擇小齒輪材料為45鋼(調(diào)質(zhì))硬度為240HBS,大齒輪的材料為45鋼(正火)硬度為200HBS,兩者硬度差為40HBS; (4)選小齒輪齒數(shù)為Z1=24,大齒輪齒數(shù)Z2可由Z2=Z1得 Z2=105.6,取107; (5)初選螺旋角β=14 2.按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì) (1)按公式: d1t≥32 KHtT1?du+1uZHZEZεZβσH 2 1)確定公式中各數(shù)值 ①試選KHt=1.3。 ②由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表10-7選取齒寬系數(shù)?d=1。 ③計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩,由前面計(jì)算可知: T1=6.78104N。 ④由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表10-5查的材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MP ⑤由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表10-20查取區(qū)域系數(shù)ZH=2.433 ⑥由《機(jī)械設(shè)計(jì)》式(10-21)計(jì)算接觸疲勞強(qiáng)度的重合度系數(shù)Zε αt =arctan(tanαncosβ) =arctan(tan20cos14) =20.562 αat1 = arcos(z1cosαtz1+2 han*cosβ)=arcos(24cos20.56224+21cos14)=29.974 αat2 = arcos (z2cosαtz2+2 han*cosβ)=arcos107cos20.562107+21cos14=23.13 εα =z1 ( tanαat1 - tanα ) + z2 (tanαat2-tanα )2 π =24 ( tan29.974 - tan20.562 ) + 107 (tan23.13-tan20.562 )2 π = 1.66 εβ =?dz1tanβπ = 124tan14π =1.905 Zε =4 - εα3 1- εβ+εαεβ = 4 - 1.663 1- 1.905+ 1.9051.66 =0.66 ⑦由《機(jī)械設(shè)計(jì)》式(10-23)可得螺旋角系數(shù)Zβ Zβ=cosβ=cos14=0.985 ⑧計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力σH 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖10-25d按齒面硬度查的小齒輪的接觸疲勞強(qiáng) 度極限σHlim1=580MP;大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限 σHlim2=560MP。 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》式(10-15)計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) N1 = 60 n1jLh = 6038413651610= 1.34 109 N2 =N1u =1.34 1094.4 = 3.06 108 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖10-23取接觸疲勞壽命系數(shù) KNH1 = 0.91 ,KNH2 = 0.97 取失效概率為1,安全系數(shù)S=1,有 [ σH]1 =KNH1σHlim1S =0.91 5801 MPa = 528 MPa [ σH]2 =KNH2σHlim2S =0.97 5601 MPa= 543.2 MPa 取[ σH]1和[ σH]2中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞需用應(yīng)力 [ σH]=[ σH]1=528 MPa 2) 試算小齒輪分度圓直徑 d1t≥32 KHtT1?du+1uZHZEZεZβσH 2 =321.36.7810415.44.4(2.433189.80.660.985528) mm =41.18mm (2)調(diào)整小齒輪分度圓直徑 1)計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備 ①計(jì)算圓周速度。 v= m/s =0.82m/s ②計(jì)算齒寬b b==141.18 mm =41.18mm 2)計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)KH。 ①由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表10-2查得使用系數(shù)KA= 1 ②根據(jù)v = 0.82 m/s ,8級(jí)精度,查《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖10-8得動(dòng)載系 數(shù)Kv = 1.05 ③齒輪的圓周力Ft1=2T1/dlt=26.78104/41.18N=3293N KA Ft1/b=13293/41.18N/mm=79.97N/mm<100N/mm 查《機(jī)械設(shè)計(jì)》表10-3得齒間載荷分配系數(shù)KHα=1.4 ④由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表10-4用插值法查得8級(jí)精度、小齒輪相對(duì)支承 非對(duì)稱布置時(shí),KHβ=1.45 則載荷系數(shù)為 K =KAKvKHαKHβ = 1 1.05 1.4 1.45 = 2.13 3)實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑: d1 =d1t3KKHt = 41.18 32.131.3 mm= 48.55 mm 及相應(yīng)的齒輪模數(shù) mn=d1cosβZ1=48.55cos1424mm=1.96 3.按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì) (1)由式(10-20)試算齒輪模數(shù),即 mnt ≥32 KFtT1YεYβcosβ?dz12YFαYSασF 1)確定計(jì)算參數(shù) ①試選載荷系數(shù)KFt=1.3 ②由《機(jī)械設(shè)計(jì)》式(10-18),可得計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度的重合度系數(shù) Yε。 βb=arctantanβcosαt=arctantan14cos20.562=13.14 εαv=εαcos2βb=1.66cos213.140=1.75 Yε =0.25 + 0.75εαv = 0.25 + 0.751.75 = 0.68 ③由《機(jī)械設(shè)計(jì)》式(10-19),可得計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度的螺旋角系數(shù)Yβ Yβ=1-εββ120=1-1.90514120=0.778 ④計(jì)算YFαYSασF 由當(dāng)量齒數(shù) Zv1=Z1cos3β=24cos314=26.27,Zv2=Z2cos3β=107cos314=117 查《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖10-17,得齒形系數(shù)YFa1=2.62,YFa2=2.18。 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖10-18查得應(yīng)力修正系數(shù)Ysa1=1.6、Ysa2=1.80 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖10-22查得彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1 = 0.9 ,KFN2 = 0.95 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖10-24c查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為σFlim 1 = 330 MPa σFlim 2 = 310 MPa 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4,由《機(jī)械設(shè)計(jì)》式(10-14)得 [σF ]1 = KFN1σFlim 1S =0.9 3301.4 = 212.14 MPa [σF ]2 =KFN2σFlim2S =0.95 3101.4 = 210.36 MPa YFa1YSa1 σF1=2.621.6212.14=0.0198 YFa2YSa2 σF2=2.181.8210.36=0.0187 因?yàn)樾↓X輪的YFaYsa[ σF ]大于大齒輪,所以取 YFaYsa[ σF ]=YFa1YSa1 σF1=0.0198 2)計(jì)算齒輪模數(shù) mnt ≥32 KFtT1YεYβcos2β?dz12YFαYSασF =321.36.781040.680.778cos141240.0198=1.64 (2)調(diào)整齒輪模數(shù) 1)計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備 ①圓周速度v d1=mntz1/cosβ=1.6424/cos14mm=40.56mm v= m/s =0.82m/s ②齒寬b b==140.56 mm =40.56mm ③齒高h(yuǎn)及寬高比b/h h=2han*+cn*mnt=21+0.251.64mm=3.69mm b/h=40.56/3.69=10.99 2)計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)KF。 ①根據(jù)v = 0.82 m/s ,8級(jí)精度,查《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖10-8得動(dòng)載系 數(shù)Kv = 1.04 ②齒輪的圓周力Ft1=2T1/dlt=26.78104/40.56N=3343N KA Ft1/b=13343/40.56N/mm=82.40N/mm<100N/mm 查《機(jī)械設(shè)計(jì)》表10-3得齒間載荷分配系數(shù)KHα=1.4 ③由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表10-4用插值法查得8級(jí)精度、小齒輪相對(duì)支承 非對(duì)稱布置時(shí),KHβ=1.45,結(jié)合b/h=10.99,查圖10-13,得KFβ=1.35 則載荷系數(shù)為 K =KAKvKHαKHβ = 1 1.04 1.4 1.35 = 1.97 3)由《機(jī)械設(shè)計(jì)》式(10-13),可得實(shí)際的載荷系數(shù)算得的齒輪模 數(shù): mn =mnt3KFKFt = 1.64 31.971.3 mm= 1.88 mm 4.幾何尺寸計(jì)算 (1)計(jì)算中心距 a =135mm 考慮模數(shù)從1.64增大到2,取中心距為134.5 (2)按調(diào)整后中心距修正螺旋角 β=arccos(Z1+Z2)mn2a=arccos24+10722134.5=13.1 (3)計(jì)算分度圓直徑 d1=Z1mncosβ=242cos13.1mm=49.28mm d2=Z2mncosβ=1072cos13.1mm=219.7mm (4)計(jì)算齒輪寬度 b= 取b1=55mm,b2=50mm 5. 大小齒輪各參數(shù)見(jiàn)下表 高速級(jí)齒輪相關(guān)參數(shù)(單位mm)表5-1 名稱 符號(hào) 數(shù)值 模數(shù) mn 2 壓力角 20 螺旋角 β 13.1 齒頂高 2 齒根高 2.5 全齒高 4.5 分度圓直徑 49.28 219.7 齒頂圓直徑 53.28 223.7 齒根圓直徑 44.28 214.7 基圓直徑 46.3 206.5 中心距 134.5 5.2低速級(jí)齒輪設(shè)計(jì) 1.選定齒輪類型,精度等級(jí),材料及模數(shù) (1)按要求的傳動(dòng)方案,選用圓柱斜齒輪傳動(dòng),壓力角取20; (2)運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)器,速度不高,參考《機(jī)械設(shè)計(jì)》表10-6, 故用8級(jí)精度; (3)材料的選擇。由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表10-1選擇小齒輪材料為45鋼(調(diào)質(zhì))硬度為240HBS,大齒輪的材料為45鋼(正火)硬度為200HBS,兩者硬度差為40HBS; (4)選小齒輪齒數(shù)為Z1=24,大齒輪齒數(shù)Z2可由Z2=Z1得 Z2=75.6,取77; (5)初選螺旋角β=14 2.按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì) (1)按公式: d1t≥32 KHtT1?du+1uZHZEZεZβσH 2 1)確定公式中各數(shù)值 ①試選KHt=1.3。 ②由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表10-7選取齒寬系數(shù)?d=1。 ③計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩,由前面計(jì)算可知: T1=2.83105N。 ④由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表10-5查的材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MP ⑤由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表10-20查取區(qū)域系數(shù)ZH=2.433 ⑥由《機(jī)械設(shè)計(jì)》式(10-21)計(jì)算接觸疲勞強(qiáng)度的重合度系數(shù)Zε αt =arctan(tanαncosβ) =arctan(tan20cos14) =20.562 αat1 = arcos(z1cosαtz1+2 han*cosβ)=arcos(24cos20.56224+21cos14)=29.974 αat2 = arcos (z2cosαtz2+2 han*cosβ)=arcos77cos20.56277+21cos14=24.038 εα =z1 ( tanαat1 - tanα ) + z2 (tanαat2-tanα )2 π =24 ( tan29.974 - tan20.562 ) + 77 (tan24.038-tan20.562 )2 π = 1.639 εβ =?dz1tanβπ = 124tan14π =1.905 Zε =4 - εα3 1- εβ+εαεβ = 4 - 1.6393 1- 1.905+ 1.9051.66 =0.671 ⑦由《機(jī)械設(shè)計(jì)》式(10-23)可得螺旋角系數(shù)Zβ Zβ=cosβ=cos14=0.985 ⑧計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力σH 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖10-25d按齒面硬度查的小齒輪的接觸疲勞強(qiáng) 度極限σHlim1=580MP;大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限 σHlim2=560MP。 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》式(10-15)計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) N1 = 60 n1jLh = 6087.313651610= 3.06 108 N2 =N1u =3.06 1083.15 = 9.7 107 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖10-23取接觸疲勞壽命系數(shù) KNH1 = 0.95 ,KNH2 = 0.98 取失效概率為1,安全系數(shù)S=1,有 [ σH]1 =KNH1σHlim1S =0.95 5801 MPa = 551 MPa [ σH]2 =KNH2σHlim2S =0.98 5601 MPa= 548.8 MPa 取[ σH]1和[ σH]2中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞需用應(yīng)力 [ σH]=[ σH]1=548.8 MPa 2) 試算小齒輪分度圓直徑 d1t≥32 KHtT1?du+1uZHZEZεZβσH 2 =321.32.8310514.153.15(2.433189.80.6710.985548.8) mm =66.77mm (2)調(diào)整小齒輪分度圓直徑 1)計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備 ①計(jì)算圓周速度。 v= m/s =0.31m/s ②計(jì)算齒寬b b==166.77 mm =66.77mm 2)計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)KH。 ①由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表10-2查得使用系數(shù)KA= 1 ②根據(jù)v = 0.31 m/s ,8級(jí)精度,查《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖10-8得動(dòng)載系 數(shù)Kv = 1.02 ③齒輪的圓周力Ft1=2T1/dlt=22.83105/66.77N=8494N KA Ft1/b=18494/66.77N/mm=127N/mm>100N/mm 查《機(jī)械設(shè)計(jì)》表10-3得齒間載荷分配系數(shù)KHα=1.4 ④由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表10-4用插值法查得8級(jí)精度、小齒輪相對(duì)支承 非對(duì)稱布置時(shí),KHβ=1.455 則載荷系數(shù)為 K =KAKvKHαKHβ = 1 1.02 1.4 1.455 = 2.08 3)實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑: d1 =d1t3KKHt = 66.77 32.081.3 mm= 78.1mm 及相應(yīng)的齒輪模數(shù) mn=d1cosβZ1=66.77cos1424mm=3.16 3.按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì) (1)由式(10-20)試算齒輪模數(shù),即 mnt ≥32 KFtT1YεYβcosβ?dz12YFαYSασF 1)確定計(jì)算參數(shù) ①試選載荷系數(shù)KFt=1.3 ②由《機(jī)械設(shè)計(jì)》式(10-18),可得計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度的重合度系數(shù) Yε。 βb=arctantanβcosαt=arctantan14cos20.562=13.14 εαv=εαcos2βb=1.639cos213.140=1.728 Yε =0.25 + 0.75εαv = 0.25 + 0.751.728 = 0.684 ③由《機(jī)械設(shè)計(jì)》式(10-19),可得計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度的螺旋角系數(shù)Yβ Yβ=1-εββ120=1-1.90514120=0.778 ④計(jì)算YFαYSασF 由當(dāng)量齒數(shù) Zv1=Z1cos3β=24cos314=26.27,Zv2=Z2cos3β=77cos314=84.29 查《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖10-17,得齒形系數(shù)YFa1=2.62,YFa2=2.22。 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖10-18查得應(yīng)力修正系數(shù)Ysa1=1.6、Ysa2=1.78 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖10-22查得彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1 = 0.95 ,KFN2 = 0.97 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖10-24c查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為σFlim 1 = 330 MPa σFlim 2 = 310 MPa 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4,由《機(jī)械設(shè)計(jì)》式(10-14)得 [σF ]1 = KFN1σFlim 1S =0.95 3301.4 = 224 MPa [σF ]2 =KFN2σFlim2S =0.97 3101.4 = 214.79 MPa YFa1YSa1 σF1=2.621.6224=0.0187 YFa2YSa2 σF2=2.221.78214.79=0.0183 因?yàn)樾↓X輪的YFaYsa[ σF ]大于大齒輪,所以取 YFaYsa[ σF ]=YFa1YSa1 σF1=0.0187 2)計(jì)算齒輪模數(shù) mnt ≥32 KFtT1YεYβcos2β?dz12YFαYSασF =321.32.831050.6840.778cos141240.0187=2.384 (2)調(diào)整齒輪模數(shù) 1)計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備 ①圓周速度v d1=mntz1/cosβ=2.3824/cos14mm=56.4mm v= m/s =0.26m/s ②齒寬b b==156.4 mm =56.4mm ③齒高h(yuǎn)及寬高比b/h h=2han*+cn*mnt=21+0.252.384mm=5.13mm b/h=56.4/5.13=10.99 2)計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)KF。 ①根據(jù)v = 0.26 m/s ,8級(jí)精度,查《機(jī)械設(shè)計(jì)》圖10-8得動(dòng)載系 數(shù)Kv = 1.02 ②齒輪的圓周力Ft1=2T1/dlt=22.83105/56.4N=10035N KA Ft1/b=110035/56.4N/mm=178N/mm>100N/mm 查《機(jī)械設(shè)計(jì)》表10-3得齒間載荷分配系數(shù)KFα=1.4 ③由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表10-4用插值法查得8級(jí)精度、小齒輪相對(duì)支承 非對(duì)稱布置時(shí),KHβ=1.45,結(jié)合b/h=10.99,查圖10-13,得KFβ=1.455 則載荷系數(shù)為 K =KAKvKFαKFβ = 1 1.02 1.4 1.35 = 1.92 3)由《機(jī)械設(shè)計(jì)》式(10-13),可得實(shí)際的載荷系數(shù)算得的齒輪模 數(shù): mn =mnt3KFKFt = 2.38431.921.3 mm= 2.65 mm 4.幾何尺寸計(jì)算 (1)計(jì)算中心距 a =168.5mm 考慮模數(shù)從2.65增大到3,取中心距為168 (2)按調(diào)整后中心距修正螺旋角 β=arccos(Z1+Z2)mn2a=arccos26+8332168=13.29 (3)計(jì)算分度圓直徑 d1=Z1mncosβ=263cos13.29mm=80.15mm d2=Z2mncosβ=833cos13.29mm=255.85mm (4)計(jì)算齒輪寬度 b= 取b1=86mm,b2=81mm 5. 大小齒輪各參數(shù)見(jiàn)下表 低速級(jí)齒輪相關(guān)參數(shù)(單位mm)表5-2 名稱 符號(hào) 數(shù)值 模數(shù) mn 3 壓力角 20 螺旋角 β 13.29 齒頂高 3 齒根高 3.75 全齒高 6.75 分度圓直徑 80.15 255.85 齒頂圓直徑 86.15 261.85 齒根圓直徑 72.65 248.35 基圓直徑 75.3 240.4 中心距 168 6.軸類零件設(shè)計(jì) 6.1高速軸的設(shè)計(jì)計(jì)算 1.求軸上的功率,轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 由前面算得p1=5.68KW,n=384r/min,T1=6.64N 2.求作用在齒輪上的力 已知高速級(jí)小齒輪的分度圓直徑為d=49.28mm 而 Ft1=2695N Fr1=Ftanαncosβ=2695tan20cos13.1=1007 壓軸力F=1250N 3.初步確定軸的最小直徑 現(xiàn)初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為40CrNi鋼,調(diào)質(zhì)處理?yè)?jù)《機(jī)械設(shè)計(jì)》表15-3,取A=110,于是得: d=Amm 因?yàn)檩S上應(yīng)開(kāi)2個(gè)鍵槽,所以軸徑應(yīng)增大10%故d>23.12mm,又此段軸與大帶輪裝配,綜合考慮兩者要求取d=25mm,查《機(jī)械設(shè)計(jì)》表8-11知帶輪寬B=3e+2f=315+29=63mm故此段軸長(zhǎng)取60mm。 4. 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) (1)擬定軸上零件的裝配方案 通過(guò)分析比較,裝配示意圖6-1 圖6-1 (2)據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度 1)I-II段是與帶輪連接的其d=25mm,l=60mm。 2)II-III段用于安裝軸承端蓋,軸承端蓋的寬度為40mm(由減速器及軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)而定)。根據(jù)軸承端蓋的拆卸及便于對(duì)軸承添加潤(rùn)滑油的要求,取端蓋與I-II段左端的距離為30mm。故取l=70mm,因其右端面需制出一軸肩故取d=27mm。 3)初選軸承,選用圓錐滾子軸承,參照工作要求并據(jù)d=27mm,由軸承目錄里初選3306號(hào)其尺寸為d=30mm,b=20mm故d=30mm。又左邊采用軸肩定位取=35mm所以l=105.5mm,=38mm,=10mm 4)取安裝齒輪段軸徑為d=34mm,齒輪左端與左軸承之間用套筒定位,已知齒輪寬度為55mm為是套筒端面可靠地壓緊齒輪,此軸段應(yīng)略短于齒輪寬度故取l=52mm。齒輪左邊Ⅶ-Ⅷ段為軸套定位,且繼續(xù)選用3306軸承,則此處d=30mm。取l=42.5mm (3)軸上零件的周向定位 齒輪,帶輪與軸之間的定位均采用平鍵連接。按d由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表6-1查得平鍵截面bh=87,鍵槽用鍵槽銑刀加工長(zhǎng)為50mm。同時(shí)為了保證帶輪與軸之間配合有良好的對(duì)中性,故選擇帶輪與軸之間的配合為,同樣按d由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表6-1查得齒輪與軸的連接用平鍵10845,齒輪與軸之間的配合為,軸承與軸之間的周向定位是用過(guò)渡配合實(shí)現(xiàn)的,此處選軸的直徑尺寸公差為m6。 (4)確定軸上圓角和倒角尺寸 參考《機(jī)械設(shè)計(jì)》表15-2取軸端倒角為2.其他軸肩處圓覺(jué)角見(jiàn)圖6-2。 5.求軸上的載荷 先作出軸上的受力圖以及軸的彎矩圖和扭矩圖6-3 圖6-3 現(xiàn)將計(jì)算出的各個(gè)截面的M,M 和M的值如下: F=1622N F=1379N F=757N F=1938N M=81352N M=137500 M=114332N M=81352+114332=140321N M=M=137500N T1=6.64104N 6.按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 進(jìn)行校核時(shí),通常只校核危險(xiǎn)截面的強(qiáng)度,從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩圖和扭矩圖中可以看出截面A是軸的危險(xiǎn)截面。則根據(jù)《機(jī)械設(shè)計(jì)》式15-5及上面的數(shù)據(jù),取=0.6軸的計(jì)算應(yīng)力: =37.1MP 前面選用軸的材料為45鋼,調(diào)制處理,由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表15-1 查得[]=60Mp,,故安全。 6.2 中速軸的設(shè)計(jì)計(jì)算 1.求軸上的功率,轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 由前面的計(jì)算得p2=2.55kw, n2=87.3r/min, T2=2.78105 N 2.求作用在齒輪上的力 已知中間軸大小齒輪的分度圓直徑為 d=219.7mm d=80.15mm 而 Ft2=Ft1=2695, Fr2=Fr1=1007 Ft3=6937N, Fr3=Ft3tanαncosβ=6937tan20cos13.29=2592N 3.初步確定軸的最小直徑 現(xiàn)初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理?yè)?jù)《機(jī)械設(shè)計(jì)》表15-3,取A=110,于是得: d=A03p2n2=A032.5587.3=33.87mm 因?yàn)檩S上應(yīng)開(kāi)2個(gè)鍵槽,所以軸徑應(yīng)增大10%故d=37.26mm,又此段軸與軸承裝配,故同時(shí)選取軸承,因?yàn)檩S承上承受徑向力,故選用圓錐滾子軸承,參照工作條件可選32008,其尺寸為:db=4019故d=40mm,右端用套筒與齒輪定位,套筒長(zhǎng)度取22mm,所以l=44mm 4.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) (1)擬定軸上零件的裝配方案通過(guò)分析比較,裝配示意圖6-4 圖6-4 (2)據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度 1)II -III段為高速級(jí)大齒輪,由前面可知其寬度為50mm,為了使套筒端面與大齒輪可靠地壓緊此軸段應(yīng)略短于齒輪輪轂寬度。故取l=47mm,d=43mm。 2)III-IV段為高速級(jí)大齒輪的軸向定位,此段軸長(zhǎng)度應(yīng)由同軸條件計(jì)算得l =12mm,d=48mm。 3)IV-V段為低速級(jí)小齒輪的軸向定位,由其寬度為86mm可取l=83mm,d=43mm 4)V-VI段為軸承同樣選用圓錐滾子軸承32008,左端用套筒與齒輪定位,取套筒長(zhǎng)度為20mm,則 l =42mm ,d=40mm (3)軸上零件的周向定位 兩齒輪與軸之間的定位均采用平鍵連接。按d由表6-1查得平bhl=12840,按d得平鍵截面bhl=12876,其與軸的配合均為。軸承與軸之間的周向定位是用過(guò)渡配合實(shí)現(xiàn)的,此處選軸的直徑尺寸公差為m6。 (4)確定軸上圓角和倒角尺寸 參考《機(jī)械設(shè)計(jì)》表15-2取軸端倒角為2.軸肩處圓角見(jiàn)圖6-5。 圖6-5 5.求軸上的載荷 先作出軸上的受力圖以及軸的彎矩圖和扭矩圖如圖6-6。 圖7-4 現(xiàn)將計(jì)算出的各個(gè)截面的M,M 和M的值如下: F=165N ,F(xiàn)=1420N F=4285N ,F(xiàn)=5345N M=9643N,M=98702Nmm M=-250662N,M=-371489N M==250848N M==384378N T=2.78N 6.按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 進(jìn)行校核時(shí),通常只校核危險(xiǎn)截面的強(qiáng)度,從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩圖和扭矩圖中可以看出截面B是軸的危險(xiǎn)截面。則根據(jù)《機(jī)械設(shè)計(jì)》式15-5及上面的數(shù)據(jù),取=0.6軸的計(jì)算應(yīng)力: =52.7MP 前面選用軸的材料為45鋼,調(diào)制處理,由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表15-1查得[]=60Mp,。 7.3低速軸的設(shè)計(jì)計(jì)算 1.求軸上的功率,轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 由前面算得P3=2.42KW,n3=27.7r/min,T3=8.07105N 2.求作用在齒輪上的力 已知低速級(jí)大齒輪的分度圓直徑為 d=255.85mm 而 F=6308N F=F63112359N 3.初步確定軸的最小直徑 現(xiàn)初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理?yè)?jù)《機(jī)械設(shè)計(jì)》表15-3,取A=110,于是得: d=A48.8mm 同時(shí)選取聯(lián)軸器型號(hào)。聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩T=K查[2]表14-1取K=1.3.則:T 按計(jì)算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器的公稱轉(zhuǎn)矩的條件上網(wǎng)查得可選用HL5型彈性柱銷聯(lián)軸器。其公稱轉(zhuǎn)矩為2000000N。半聯(lián)軸器孔徑d=55mm,故取d=55mm半聯(lián)軸器長(zhǎng)度L=142mm,半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度l=107mm。 4. 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) (1)擬定軸上零件的裝配方案通過(guò)分析比較,裝配示意圖6-7 圖6-7 (2)據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度 1)為滿足半聯(lián)軸器的軸向定位,I-II右端需制出一軸肩故II-III段的直徑d=60mm;左端用軸端擋圈定位取軸端擋圈直徑D=65mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)為107mm,為保證軸端擋圈只壓在聯(lián)軸器上而不壓在軸上,故I-II段長(zhǎng)度應(yīng)比L略短一些,現(xiàn)取l=105mm. 2)II-III段是固定軸承的軸承端蓋,寬度=37mm。據(jù)d =60mm和方便拆裝可取l=65mm。 3)初選軸承,選用圓錐滾子軸承,參照工作要求d=65mm,由軸承目錄里初選32013號(hào)其尺寸為d=65mm100mm23mm,l=23mm由于右邊是軸肩定位,d=70mm,l=76.5mm,d=75mmmm,l=10mm。 4)取安裝齒輪段軸徑為d=70mm,已知齒輪寬為81mm取l=78mm。齒輪右邊Ⅶ-Ⅷ段為軸套定位,軸肩高h(yuǎn)=5mm則此處d=65mm。取l=48.5mm (3)軸上零件的周向定位 齒輪,半聯(lián)軸器與軸之間的定位均采用平鍵連接。按d由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表,6-1查得平鍵截面b,鍵槽用鍵槽銑刀加工長(zhǎng)為90mm。選擇半聯(lián)軸器與軸之間的配合為,同樣齒輪與軸的連接用平鍵2012,齒輪與軸之間的配合為,軸承與軸之間的周向定位是用過(guò)渡配合實(shí)現(xiàn)的,此處選軸的直徑尺寸公差為m6。 (4)確定軸上圓角和倒角尺寸 參考《機(jī)械設(shè)計(jì)》表15-2取軸端倒角為2.個(gè)軸肩處圓覺(jué)角見(jiàn)圖6-8。 5.求軸上的載荷 先作出軸上的受力圖以及軸的彎矩圖和扭矩圖如圖6-9。 圖6-9 現(xiàn)將計(jì)算出各個(gè)截面處的M,M和M的值如下: F=1517N F=842N F=4057N F=2251N M=-115314N M=308352N M=(-115314)2+3083522=329209N T3=8.07N 6.按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度 進(jìn)行校核時(shí),通常只校核危險(xiǎn)截面的強(qiáng)度,從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎 矩圖和扭矩圖中可以看出截面A是軸的危險(xiǎn)截面,則根據(jù)《機(jī)械設(shè)計(jì)》式15-5及上面的數(shù)據(jù),取=0.6,軸的計(jì)算應(yīng)力 =17MP 前面選用軸的材料為45鋼,調(diào)制處理,由《機(jī)械設(shè)計(jì)》表15-1 查得[]=60Mp,,故安全。 7.軸承的壽命計(jì)算 7.1 高速軸上的軸承33006壽命計(jì)算 預(yù)期壽命: 已知N, F=1622N F=1379N F=757N F=1938N P1=Fr1=1790N P2=Fr2=2379N 649053h>58400h 故 I軸上的軸承33006在有效期限內(nèi)安全。 7.2 中速軸上軸承32008的壽命計(jì)算 預(yù)期壽命: 已知N, F=165N ,F(xiàn)=1420N F=4285N ,F(xiàn)=5345N P1=Fr1=4288N P2=Fr2=5530N 306994h>58400h 故II軸上軸承32008在有效期限內(nèi)安全。 7.3 低速軸上軸承32013的壽命計(jì)算 預(yù)期壽命: 已知N, F=1517N F=842N F=4057N F=2251N P1=Fr1=4331N P2=Fr2=2403N 10188918h>58400h 故III軸上的軸承6214滿足要求。 8.鍵連接的校核 8.1 高速軸上鍵的強(qiáng)度校核 查《機(jī)械設(shè)計(jì)》表6-2得許用擠壓應(yīng)力為 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》式(6-1)VI-VII段 故此鍵能安全工作。 I-II段 故此鍵能安全工作。 8.2 中速軸上鍵的校核 查《機(jī)械設(shè)計(jì)》表6-2得許用擠壓應(yīng)力為 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》式(6-1)II-III段 故此鍵能安全工作。 IV-V段 故此鍵能安全工作。 8.3 低速軸上鍵的校核 查《機(jī)械設(shè)計(jì)》表6-2得許用擠壓應(yīng)力為 由《機(jī)械設(shè)計(jì)》式(6-1)I-II段 故此鍵能安全工作。 Ⅵ-Ⅶ段 故此鍵能安全工作。 9.潤(rùn)滑及密封類型選擇 9.1 潤(rùn)滑方式 齒輪采用飛濺潤(rùn)滑,在箱體上的四個(gè)軸承采用脂潤(rùn)滑,在中間支撐上的兩個(gè)軸承采用油潤(rùn)滑。 9.2 密封類型的選擇 1. 軸伸出端的密封 軸伸出端的密封選擇毛氈圈式密封。 2. 箱體結(jié)合面的密封 箱蓋與箱座結(jié)合面上涂密封膠的方法實(shí)現(xiàn)密封。 3. 軸承箱體內(nèi),外側(cè)的密封 (1)軸承箱體內(nèi)側(cè)采用擋油環(huán)密封。 (2)軸承箱體外側(cè)采用毛氈圈密封。 10. 箱體設(shè)計(jì)及說(shuō)明 10.1 觀察孔及觀察孔蓋的選擇與設(shè)計(jì) 觀察孔用來(lái)檢查傳動(dòng)零件的嚙合,潤(rùn)滑情況,并可由該孔向箱內(nèi)注入潤(rùn)滑油。平時(shí)觀察孔蓋用螺釘封住,。為防止污物進(jìn)入箱內(nèi)及潤(rùn)滑油滲漏,在蓋板與箱蓋之間加有紙質(zhì)封油墊片,油孔處還有慮油網(wǎng)。 10.2 油面指示裝置設(shè)計(jì) 油面指示裝置采用油尺指示。 10.3 通氣器的選擇 通氣器用來(lái)排出熱膨脹,持氣壓平衡。選 型通氣帽。 10.4 放油孔及螺塞的設(shè)計(jì) 放油孔設(shè)置在箱座底部油池的最低處,箱座內(nèi)底面做成外傾斜面,在排油孔附近做成凹坑,以便能將污油放盡,排油孔平時(shí)用螺塞堵住。選型外六角螺塞。 10.5 起吊環(huán)的設(shè)計(jì) 為裝卸和搬運(yùn)減速器,在箱蓋上鑄出吊環(huán)用于吊起箱蓋。 10.6 起蓋螺釘?shù)倪x擇 為便于臺(tái)起上箱蓋,在上箱蓋外側(cè)凸緣上裝有1個(gè)啟蓋螺釘,直徑與箱體凸緣連接螺栓直徑相同。 10.7 定位銷選擇 為保證箱體軸承座孔的鏜孔精度和裝配精度,在精加工軸承座孔前,在箱體聯(lián)接凸緣長(zhǎng)度方向的兩端,各裝配一個(gè)定位銷。采用圓錐銷,直徑是凸緣連接螺栓直徑的0.8倍。 10.8 鑄鐵直齒錐齒輪減速器箱體結(jié)構(gòu)尺寸的確定 鑄鐵減速器箱體結(jié)構(gòu)尺寸如下表10-1: 表10-1鑄鐵減速器箱體結(jié)構(gòu)尺寸 部位名稱 符號(hào) 公式 尺寸值 箱座厚度 8 箱蓋厚度 8 箱座凸緣厚度- 1.請(qǐng)仔細(xì)閱讀文檔,確保文檔完整性,對(duì)于不預(yù)覽、不比對(duì)內(nèi)容而直接下載帶來(lái)的問(wèn)題本站不予受理。
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