行星齒輪減速器減速器的虛擬設(shè)計(jì)
行星齒輪減速器減速器的虛擬設(shè)計(jì),行星,齒輪,減速器,虛擬,設(shè)計(jì)
湖南大學(xué)建材分校
畢業(yè)設(shè)計(jì)(論文)
課題名稱 行星減速器設(shè)計(jì)三維造型虛擬設(shè)計(jì)分析
專業(yè)名稱 機(jī)械設(shè)計(jì)與制造及其自動(dòng)化
所在班級(jí) 04機(jī)制??埔话?
學(xué)生姓名 王少華
學(xué)生學(xué)號(hào) 21040131
指導(dǎo)老師 楊 湘 洪
完 成 日 期: 2007年5月
畢 業(yè) 設(shè) 計(jì) 任 務(wù) 書
(行星減速器設(shè)計(jì)三維造型虛擬設(shè)計(jì)分析)
課題任務(wù)要求:
1、設(shè)計(jì)計(jì)劃(進(jìn)度)表
嚴(yán)格按照計(jì)劃執(zhí)行,適當(dāng)安排進(jìn)度檢查。
2、市場(chǎng)調(diào)查
在廣泛調(diào)查和資料收集的基礎(chǔ)上為XXX(個(gè)人設(shè)計(jì)課題)功能設(shè)計(jì)、工藝要求、適應(yīng)性要求提供可靠的依據(jù)。
3、理論設(shè)計(jì)
在廣泛調(diào)查和全面分析考慮的基礎(chǔ)上進(jìn)行設(shè)計(jì),并形成工程圖紙。
4、草圖、效果圖制作
充分表現(xiàn)所設(shè)計(jì)的圓錐圓柱齒輪加鏈減速器總體結(jié)構(gòu)表達(dá)技巧,設(shè)計(jì)表達(dá)全面、明晰。
5、設(shè)計(jì)說明書
字?jǐn)?shù)符合畢業(yè)設(shè)計(jì)規(guī)定,內(nèi)容完整,文獻(xiàn)查閱不少于15篇,外文資料翻譯,譯文不少于4000字。(??瓢嗤瑢W(xué)可2000字左右)
6、預(yù)期目標(biāo):
(1)、實(shí)習(xí)報(bào)告一份;
(2)、草稿一份;
(3)、設(shè)計(jì)說明書:字?jǐn)?shù)不少于一萬字;
(4)、設(shè)計(jì)圖:紙量不少于折合成圖幅為A0號(hào)的圖紙2.5張
(圓錐圓柱齒輪加鏈減速器裝配圖A0號(hào)1張,非標(biāo)件零件圖若干張(CAD、PRO/E圖各一套));
(5)、查閱文獻(xiàn)15篇以上,翻譯外文資料,譯文字?jǐn)?shù)不少于4000字。
湖南建高等專科學(xué)校
機(jī)械設(shè)計(jì)制造及其自動(dòng)化專業(yè)
課程設(shè)計(jì)任務(wù)書
一、 題目:
設(shè)計(jì)帶式運(yùn)輸機(jī)傳動(dòng)裝置的圓錐圓柱齒輪加鏈減速器
二、設(shè)計(jì)基本內(nèi)容
1, 傳動(dòng)系統(tǒng)/方案設(shè)計(jì)和主要零部件的設(shè)計(jì)計(jì)算
2, 減速器裝配圖和零件工作圖設(shè)計(jì)
3, 編寫設(shè)計(jì)說明書
三、設(shè)計(jì)完成后應(yīng)繳的資料
裝配圖1張、零件圖1~2張、設(shè)計(jì)計(jì)算說明書一份
四,設(shè)計(jì)完成期限: 本設(shè)計(jì)任務(wù)是于2004年12月27日發(fā)出
于2005年1月14日完成
指導(dǎo)老師: 簽名日期
教研室主任 : 批準(zhǔn)日期
目錄
第一,設(shè)計(jì)任務(wù)
第二,總體方案設(shè)計(jì)
第三,電動(dòng)機(jī)的設(shè)計(jì)和選擇
第四,傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)
一、減速器外部傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)――鏈傳動(dòng)
二、減速器內(nèi)部傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)
(一)高速級(jí)傳動(dòng)設(shè)計(jì)――錐齒輪傳動(dòng)
(二)低速級(jí)傳動(dòng)設(shè)計(jì)――柱齒輪傳動(dòng)
第五,軸系零部件的初步選擇
一、擬定軸上零件的裝配方案
二、軸有關(guān)數(shù)據(jù)的確定
三、軸承的校核
四、軸的強(qiáng)度校核計(jì)算
五、鍵的校核
第六,其余機(jī)構(gòu)參數(shù)設(shè)計(jì)
一、軸承的選擇和計(jì)算
二、聯(lián)軸器的選擇
三、潤滑和密封方式的設(shè)計(jì)和選擇
四、箱體設(shè)計(jì)(mm)
五、附件設(shè)計(jì)
六、設(shè)計(jì)明細(xì)表
七、技術(shù)說明
小結(jié)和參考書
第二,總體方案設(shè)計(jì)
一、設(shè)計(jì)數(shù)據(jù)及工作條件:
F=7000N T=9550×P÷n=1225.06Nm
P==2.24 kW V=0.32m/s
N==17.462 r/min D=350mm
生產(chǎn)規(guī)模:成批
工作環(huán)境:多塵
載荷特性:沖擊
工作期限:3年2班制
二、方案選擇
兩級(jí)圓錐-圓柱齒輪減速器
i=i1i2
直齒圓錐齒輪
i=8~22
斜齒或曲線齒錐齒輪
i=8~40
特點(diǎn)同單級(jí)圓錐齒輪減速器,圓錐齒輪應(yīng)在高速級(jí),以使圓錐齒輪尺寸不致太大,否則加工困難
動(dòng)力傳動(dòng)方向
電動(dòng)機(jī)――連軸器――軸I――錐齒輪――軸II-柱齒輪――軸III-連軸器――軸IV-鏈傳動(dòng)――軸V――滾筒
第三,電動(dòng)機(jī)的設(shè)計(jì)和選擇
一,所需電動(dòng)機(jī)的功率
=0.992×0.995×0.96×0.97×0.92×0.96=0.7666
Pd=Pw÷=2.24 ÷0.7666 =2.922kW
二,所需電動(dòng)機(jī)的轉(zhuǎn)速
初選傳動(dòng)比:
錐齒輪: 2.5 (可選范圍:2~3)
圓柱齒輪: 4 (可選范圍:3~5)
鏈傳動(dòng): 5 (可選范圍:2~6)
總傳動(dòng)比:i=2.5×4×5=50
所需電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速:
Nd=N×50=17.462×50=873.1 r/min
三,所選電動(dòng)機(jī)的型號(hào)及參數(shù)
型號(hào):三相異步電動(dòng)機(jī)Y132S-6電動(dòng)機(jī)
參數(shù):額定轉(zhuǎn)速:960 r/min 額定功率:3 kW 輸出軸直徑:38mm
備選電動(dòng)機(jī):Y160M-18
電動(dòng)機(jī)數(shù)據(jù)對(duì)比
方案
電動(dòng)機(jī)型號(hào)
額定功率kW
同步轉(zhuǎn)速r/min
滿載轉(zhuǎn)速r/min
總傳動(dòng)比
外伸軸徑mm
軸外伸長(zhǎng)度mm
1
Y132S-6
3
1000
960
54.09762
38
80
2
Y160M-18
3
750
710
41.2323
38
80
四,計(jì)算總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比
1總傳動(dòng)比:i=960÷17.462=54.9762
2分配傳動(dòng)比的基本原則
在設(shè)計(jì)兩級(jí)或多級(jí)減速器時(shí),合理地將傳動(dòng)比分配到各級(jí)非常重要。因它直接影響減速器的尺寸、重量、潤滑方式和維護(hù)等。
分配傳動(dòng)比的基本原則是:
1)使各級(jí)傳動(dòng)的承載能力接近相等(一般指齒面接觸強(qiáng)度。)
2)使各級(jí)傳動(dòng)的大齒輪浸入油中的深度大致相等,以使?jié)櫥?jiǎn)便。
3)使減速器獲得最小的外形尺寸和重量。
對(duì)圓錐圓柱齒輪減速器的傳動(dòng)比進(jìn)行分配時(shí),要盡量避免圓錐齒輪尺寸過大、制造困難,因而高速級(jí)圓錐齒輪的傳動(dòng)比i1不宜太大,通常取i1 =0.25i,最好使 i1≤3。當(dāng)要求兩級(jí)傳動(dòng)大齒輪的浸油深度大致相等時(shí),也可取 i1=3.5~4。
3、初定鏈傳動(dòng)的傳動(dòng)比:i鏈=5.1
那么,減速器的傳動(dòng)比:i減=i÷i鏈=54.9762÷5.1=10.7796
錐齒輪傳動(dòng)的傳動(dòng)比:i錐=0.25×i減=10.7796×0.25=2.695
柱齒輪傳動(dòng)的傳動(dòng)比:i柱=i減÷i錐=10.7796÷2.695=4.000
4、傳動(dòng)裝置的玉女動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)的計(jì)算
各軸的轉(zhuǎn)速計(jì)算: n2=n1÷i
各軸的輸入功率計(jì)算: P2=P1×
各軸的輸入轉(zhuǎn)矩計(jì)算: T=9550×P÷n
軸號(hào)
轉(zhuǎn)速n(r/min)
功率P(kW)
扭矩T(N×m)
傳動(dòng)比i
I
960
2.970
29.55
2.695
II
356.215
2.823
75.684
4.000
III
89.054
2.711
290.723
5.1
IV
89.054
2.657
288.362
1
V
17.462
2.44
1336.28
注:除特別注明外,本說明書所引用的公式和圖標(biāo)(均特別括號(hào)引用注明)均引用自參考書一。下同。
第四、傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)
一,減速器外部傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)――鏈傳動(dòng)
(一)、鏈傳動(dòng)的特點(diǎn)
兩輪間以鏈條為中間撓性元件的嚙合來傳遞動(dòng)力和運(yùn)動(dòng)。
運(yùn)動(dòng)特性:不平穩(wěn),噪聲大,且有扇動(dòng),i不恒定,不均勻性。
優(yōu)點(diǎn):①平均速比im準(zhǔn)確,無滑動(dòng);②結(jié)構(gòu)緊湊,軸上壓力Q?。虎蹅鲃?dòng)效率高η=98%;④承載能力高P=100KW;⑤可傳遞遠(yuǎn)距離傳動(dòng)amax=8mm;⑥成本低。缺點(diǎn):①瞬時(shí)傳動(dòng)比不恒定i;②傳動(dòng)不平衡;③傳動(dòng)時(shí)有噪音、沖擊;④對(duì)安裝粗度要求較高。
應(yīng)用:適于兩軸相距較遠(yuǎn),工作條件惡劣等,如農(nóng)業(yè)機(jī)械、建筑機(jī)械、石油機(jī)械、采礦、起重、金屬切削機(jī)床、摩托車、自行車等。中低速傳動(dòng):i≤8(I=2~4),P≤100KW,V≤12-15m/s,無聲鏈Vmax=40m/s。(不適于在沖擊與急促反向等情況下采用)。
(二), 鏈傳動(dòng)的設(shè)計(jì)計(jì)算
已知:P=2.657kW, n1=89.054,n2=17.462 i=5.1
載荷性質(zhì):沖擊,工作條件多塵,
求Z1、Z2P,列數(shù),a,潤滑方式等。
1、選擇鏈輪齒數(shù)Z1、Z2
Z1=17,Z2=i×Z1=5.1×17=86.7,取Z2=87
選擇原則:
Z1不能過少,Z1應(yīng)為奇數(shù)!
當(dāng)Z少——外殼尺寸小,重量輕但Z過少——1)傳動(dòng)不均性和動(dòng)負(fù)荷增大;2)P增大后,角增大,功率損失增加,鏈繞進(jìn),出輪磨損加??;3)當(dāng)P一定時(shí),Z少,D小,但Ft(=2T/D)↑加速輪與鏈的破壞
Z2不能過大!Z2過多——外殼尺寸大、重量加大。且Z多,承載力降低,且Z過多容易脫鏈(Z2更大)
2,鏈的節(jié)和排數(shù)
計(jì)算功率 Pca=KA.P(KW) (9-18)
工況系數(shù):KA=1. (表9-9,中等沖擊3)
Pca=KA×P=1.3×2.657=3.454 (KW)
3、鏈節(jié)數(shù)與中心距——LP,a
通常以節(jié)距倍數(shù)來表示鏈長(zhǎng)LP
1)初選a0
∵a過小時(shí)則過?。ò牵﹨⒓訃Ш淆X數(shù)少,總的LP也少,在一定的V下,鏈節(jié)應(yīng)力循環(huán)次數(shù)增加,壽命下降,但a過大,除不緊湊外,且使鏈松邊顫動(dòng)。
一般推薦:初選a0=(30~50P),amax=80P
當(dāng)有張緊鏈裝置時(shí),可選a0>80P
amin接i定: 當(dāng)i>3
i≤3時(shí)
初取a0=40P
2)算LP(鏈節(jié)數(shù))
(9-19)
Lp==135.10
圓整為整數(shù)(最好為偶數(shù))取Lp=136
3)確定鏈條節(jié)距
原則:
要求單排鏈傳遞功率 (9-18)
KZ——小鏈輪齒數(shù)系數(shù) 表9-10
當(dāng)工作點(diǎn)在圖9-13曲線頂點(diǎn)左側(cè)時(shí),查表9-10,KZ,先假設(shè)!
左側(cè)時(shí)——表示為鏈板疲勞(主要外板)
當(dāng)工作點(diǎn)在圖9-13曲線頂點(diǎn)右側(cè)時(shí),查表9-10,K'Z
右側(cè)時(shí)——表示套筒與滾子沖擊疲勞
KP——多排鏈系數(shù),表9-11(當(dāng)排數(shù)為2時(shí)KP=1.7,當(dāng)排數(shù)為3時(shí)KP=2.5)
KL——鏈長(zhǎng)系數(shù):曲線1——鏈箱疲勞,主要是考慮載荷集中
曲線2——滾子套筒沖擊疲勞
4)選型:
KZ=(Z1÷19)1.08=(17÷19)1.08=0.8868
KL=(Lp÷100)0.26=(136÷100)0.26=1.08
KP=2.5 (選擇三排)
=1.442 kW
由P0、n1P 圖9-13定鏈型號(hào)12A
其他選型方案比較
方案
排數(shù)
KP
功率Pca
型號(hào)
節(jié)距P(mm)
滾子外徑d(mm)
1
1
0.9557
3.607
16A
25.40
15.88
2
2
1.628
2.121
16A
25.40
15.88
3
3
2.3943
1.442
12A
19.05
11.91
討論:當(dāng)P↑,結(jié)構(gòu)尺寸↑,如n一定,承載力↑,但運(yùn)動(dòng)不平穩(wěn)性,動(dòng)載、噪音也嚴(yán)重。結(jié)論;因此,在滿足一定功率條件下,P越小越好,高速鏈尤其如此。如再考慮經(jīng)濟(jì)性時(shí):
當(dāng)功率大(CP),V高時(shí),選節(jié)距(P)小,用多排鏈
當(dāng)a小,i大時(shí)選節(jié)距(P)小,用多排鏈
當(dāng)a大,i小時(shí)選節(jié)距(P)大,用單列鏈
因此,本設(shè)計(jì)選擇了方案三
5)求中心距a'(實(shí)際)
(9-20)
=770.88mm
為使安裝后,松邊得到適當(dāng)?shù)拇苟龋?
則 a'實(shí)=a-Δa(Δa≥2p),松邊垂度控制在(0.01~0.02)a
Δa——松邊長(zhǎng)度 Δa=(0.01~0.02)a
a'實(shí)=a-Δa=770.88-770.88×(0.01~0.02)=1023.7~1025.79
取整 a=1025
當(dāng)輪用可調(diào)中心距或張緊輪外,亦可用壓板、托板、張緊當(dāng)兩輪軸線傾斜>60°時(shí),必須張緊,當(dāng)無張緊裝置,而中心距又不可調(diào)時(shí),必須精算中心距a、
6)計(jì)算鏈速
=0.4807 m/s
4、小鏈輪孔徑dkmax
dkmax=53 (表9-1)
當(dāng)鏈與輪P與Z一定以后,則鏈輪各部分結(jié)構(gòu)尺寸基本已定,據(jù)此由齒側(cè)凸緣最大直徑DH(表9-2)再考慮到鍵槽削弱和輪轂強(qiáng)度的影響,則軸孔最大直徑dkmax即可求出表9-1,P,Zdkmax必大于安裝輪外軸徑(由強(qiáng)度定),若不夠則采用特殊鏈輪結(jié)構(gòu)或重新設(shè)計(jì)。增大Z、P值。
5、軸上壓力——Q
工有效圓周力 (N)
= =5389.3(N)
軸上壓力
按水平布置取壓力軸力系數(shù):Kp=1.5
Fp=Kp×Fe=Kp×5389.3×1.5=13473.2 (N)
6,鏈輪設(shè)計(jì)
設(shè)計(jì)公式:分度圓直徑(公稱直徑)
齒頂圓直徑
齒根圓直徑 d—滾子直徑
分度圓直徑
齒頂圓直徑
齒根圓直徑
齒高
小鏈輪
103.6
112.20
100.29
50.62
大鏈輪
527.67
537.61
525.70
50.62
二,減速器內(nèi)部傳動(dòng)零件的設(shè)計(jì)
(一)高速級(jí)傳動(dòng)設(shè)計(jì)――錐齒輪傳動(dòng)
由于圓錐齒輪的強(qiáng)度計(jì)算是按(機(jī)械原理中當(dāng)量齒輪是按大端背錐展開的,但強(qiáng)度計(jì)算時(shí)考慮載荷作用于中點(diǎn))齒寬中點(diǎn)背錐展開的當(dāng)量直齒圓柱齒輪進(jìn)行的,所以要了解的參數(shù)包括當(dāng)量齒輪的參數(shù)
齒數(shù)比μ,錐頂距R,大端分度圓直徑d1,d2(平均分度圓直徑dm1,dm2),齒數(shù)Z1、Z2,大端模數(shù)m,b—齒寬
1,已知
傳動(dòng)比:i=2.695 功率P=2.970 kW
小齒輪:n1=960 r/min 扭矩T1=29.55 N×m
大齒輪:n2=356.215 r/min 扭矩T2=75.68 N×m
2,選材
大小齒輪均選45號(hào)鋼 8級(jí)精度要求
小齒輪:調(diào)質(zhì)處理 硬度236HBS(可選范圍217~255HBS)
大齒輪:正火處理 硬度190HBS(可選范圍162~217HBS)
大小齒輪硬度差為46HBS,符合要求。
3,接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)
(10-26)
1)、參數(shù)確定
①T1=29.55 N×m
②初選 Kt=2
③彈性影響系數(shù)ZE=189.8 MPA 1/2 (表10-6、直齒輪計(jì)算)
④u=i=2.695
⑤ΦR=0.3,(錐齒輪,ΦR=0.25~0.35)
⑥許用接觸應(yīng)力[σ]H [σ]H =KNσlim /S
σHlim1=680 MPa (圖10-21 d,MQ材料及熱處理質(zhì)量達(dá)中等要求)
σHlim2=400 MPa
預(yù)計(jì)使用壽命N1=60×n1×j×Lh=60×960×1×2×8×300×3=8.29×108 h
N2=N1÷i =8.29×108 h ÷2.695=3.078×108 h
壽命系數(shù)KN=KN1=KN2=0.95 (圖10-18)
疲勞強(qiáng)度安全系數(shù) S=1.25~1.5 取S=1.3
[σ]H1=(KN1×σHlim1)÷S=496.92 Mpa
[σ]H2=(KN2×σHlim2)÷S=292.31 Mpa
[σ]H=([σ]H1+[σ]H2)÷2=394.615 Mpa
2)、計(jì)算
===83.526mm
傳動(dòng)尺寸
dm1=dt1(1-0.5 )=83.526×(1-0.5×0.3)=70.997mm
=4.198 m/s
3),修正分度圓直徑 載荷系數(shù):K= KA×KV×Kβ
工作情況系數(shù)KA
初載荷系數(shù)KV=1.19 (查圖10-8 八級(jí)精度)
齒向載荷分布系數(shù)Kβ=1.5×KHβbe=1.5×1.25=1.875
(按表10-9 ,工業(yè)用及一個(gè)兩端支承一個(gè)懸臂,軸承系數(shù)可得KHβbe=1.25)
K=1×1.19×1.875=2.23125
==86.612 mm
4,選齒數(shù)及計(jì)算其他幾何參數(shù)
Z1=29 Z2=i×Z1=29×2.695=78.155 取整 Z2=78
實(shí)際傳動(dòng)比:i=Z2÷Z1=78÷29=2.690
模數(shù) m=÷Z1=86.612÷29=2.9866 取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)m=3
分度圓直徑:=Z1×m=87mm =Z2×m=261mm
錐頂距==137.0062mm
齒寬 =137.00×0.3=41.10mm,取整b=42mm
由
可得=20.395。 =69.6145。
齒頂高h(yuǎn)a=m=3mm 齒根高h(yuǎn)f=1.25m=3.75mm
圓周力 =779.189 N ()
=579.95
徑向分力=272.647 N
軸向分力 =101.367 N
法向力
名稱
代號(hào)
參數(shù)
小齒輪
大齒輪
齒數(shù)
Z
17
87
模數(shù)
M
3
分錐角
20.395
69.6145
齒頂高
ha
3mm
齒根高
hf
3.75 mm
Mm
分度圓直徑
D
87 mm
261 mm
齒頂圓直徑
da
93 mm
267 mm
齒根圓直徑
df
79.5 mm
253.5 mm
錐距
R
137.006mm
頂隙
C
3mm
齒寬
B
42mm
圓周力
Ft
779.189 N
779.189 N
徑向分力
Fr
272.647 N
101.367 N
軸向分力
Fa
101.367 N
272.647 N
5,彎曲疲勞強(qiáng)度校核
[σ]F =KNσlim /S
1) 參數(shù)確定
K=2.23
F1=T1÷(2×dm)=29.55×1000÷(2×87×0.85)=199.70 N
齒形系數(shù)=2.45 應(yīng)力校正系數(shù)=1.65 (表10-5)
壽命系數(shù)KN=KN1=KN2=0.9 (圖10-18)
疲勞強(qiáng)度安全系數(shù) S=1.25~1.5 取S=1.3
=450MPa =310 MPa (圖10-20)
取較小值:310 MPa
2) 計(jì)算
=168.817 MPa
[σ]F =KNσFEim /S 199.29 MPa
σF <[σ]F
設(shè)計(jì)合理
(二)低速級(jí)傳動(dòng)設(shè)計(jì)――柱齒輪傳動(dòng)
已知數(shù)據(jù):
傳動(dòng)比 i=4,功率P=2.827 kW
小齒輪:n1=356.215 r/min 扭矩T1= =75.68 N×m
大齒輪:n2=89.05 r/min 扭矩T2=290.23 N×m
1,選精度等級(jí)、材料及齒數(shù)
小齒輪:45號(hào)鋼、調(diào)質(zhì)處理、硬度230HBS(可選范圍217~255HBS)
大齒輪:40Cr號(hào)鋼、調(diào)質(zhì)處理、硬度270HBS(可選范圍241~286HBS)
8級(jí)精度、硬質(zhì)齒輪,斜齒輪,大小齒輪硬度差40HBS
選Z1=24,Z2=97,β=14。
2,按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì):按以下公式設(shè)計(jì)法面直徑
(10-21)
1) 參數(shù)的確定
I. 試選Kt=1.6
II. 由圖10-30選取區(qū)域系數(shù)Zh=2.433
III. 扭矩T1= =75.68 N×m
IV. φd=0.8(硬齒面)
V. 彈性影響系數(shù)ZE=189.8 MPA 1/2 (表10-6)
VI. 端面重合度ε (圖10-26,Z1=24,Z2=97,β=14)
εa1=0765,εa2=085
ε=εa2+εa1=1.615
VII. 確定[σ]H
σHlim1=600 MPa
σHlim2=550 MPa (圖10-21 d ,MQ材料及熱處理質(zhì)量達(dá)中等要求)
使用壽命:N1=60×n1×j×Lh=60×356.215×1×2×8×300×3=3.078×108 h
N2=N1÷i =3.078×108 h ÷4=7.69×107 h/
壽命系數(shù)KN1=0.90、KN2=0.95 (圖10-18)
疲勞強(qiáng)度安全系數(shù) S=1.25~1.5 取S=1.3
[σ]H1=(KN1×σHlim1)÷S=540 Mpa
[σ]H2=(KN2×σHlim2)÷S=522.5 Mpa
[σ]H=([σ]H1+[σ]H2)÷2=531.25 Mpa
2) 計(jì)算
=
=56.19 mm
速度 =1.048 m/s
齒寬 B=φd×dt1=44.952 mm
3) 修正法面分度圓直徑
載荷系數(shù):K=KA×KV×KHβ×KHα
工作情況系數(shù)KA=1.25
初載荷系數(shù)KV=1.059 (查圖10-8 八級(jí)精度)
齒向載荷分布系數(shù)KHβ, (由表10-4可得:8級(jí)精度,小齒輪相對(duì)軸承非對(duì)稱布置)
KHβ=1.15+0.18(1+0.6φd2)φd2+0.31×10-3B=1.323
齒間載荷分配系數(shù) KHα=1.4(表10-3)
K=KA×KV×KHβ×KHα=1.25×1.059×1.323×1.4=2.431
修正后分度法面圓直徑:==64.597 mm
3,幾何參數(shù)
模數(shù)m=d1×cosβ÷Z1=2.611
取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù) 法面模數(shù)mn=3
d1=mZ1=3×24=72mm d2=mZ=3×97=291mm
中心距a==187.056 mm
取整a=188mm
修正β==15.110350
分度圓直徑 d1=mZ1/cosβ=74.579mm d2=mZ2/ cosβ=301.42mm
-名稱
代號(hào)
參數(shù)
小齒輪
大齒輪
齒數(shù)
Z
24
97
螺旋角
β
150 6/ 37//
基圓柱螺旋角
βb
140 10/ 44//
法面模數(shù)
mn
3
端面模數(shù)
mT
3.1074
法面壓力角
αn
20
端面壓力角
αt
200 39/ 24/
法面齒距
pn
9.425
端面齒距
pt
9.763
法面基圓齒距
pbn
8.857
分度圓直徑
d
74.579
301.420
基圓直徑
db
69.784
282.042
齒頂高
ha
3
齒根高
hf
3.75
齒頂圓直徑
da
80.579
307.420
齒根圓直徑
df
67.079
293.542
圓周力
Ft
717.778
1925.75
徑向分力
Fr
270.082
724.613
軸向分力
Fa
188.219
504.978
法向力
Fn
789.668
2118.627
4,按齒根彎曲強(qiáng)度校核
校核公式:=
1) 參數(shù)確定
載荷系數(shù):K=2.431 (前計(jì)算)
圓周力Ft=2T÷d=2×75.84×103÷74.579=2006.90 N
齒形系數(shù)YFa=2.65 應(yīng)力校正系數(shù)YSa=1.58 (表10-5)
縱向重合度 εβ=0.318φdtanβ=1.649 (參考書一P213)
螺旋角影響系數(shù) Yβ=0.815 (表10-28)
壽命系數(shù)KF1=0.85、KF2=0.8 (圖10-18)
疲勞強(qiáng)度安全系數(shù) S=1.25~1.5 取S=1.4
σFElim1=500 MPa σFElim2=380 MPa (圖10-21 d MQ材料及熱處理質(zhì)量達(dá)中等要求)
[σ]FE1=(KF1×σFE lim1)÷S=303.57 Mpa
[σ]FE2=(KF2×σFE lim2)÷S=238.86 Mpa
[σ] FE=min([σ] FE 1+[σ] FE 2)=238.86 Mpa
2),計(jì)算
=142.19 Mpa<[σ] FE=238.86 Mpa
符合要求
第五,軸系零部件的初步選擇
一、擬定軸上零件的裝配方案
根據(jù)軸上零件的結(jié)構(gòu)特點(diǎn),首先要預(yù)定出主要零件的裝配方向、順序和相互關(guān)系,它是軸進(jìn)行結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)的基礎(chǔ),擬定裝配方案,應(yīng)先考慮幾個(gè)方案,進(jìn)行分析比較后再選優(yōu)。
原則:1)軸的結(jié)構(gòu)越簡(jiǎn)單越合理;2)裝配越簡(jiǎn)單、方便越合理。
二、軸有關(guān)數(shù)據(jù)的確定
1,選材:
碳素鋼——價(jià)廉時(shí)應(yīng)力集中不敏感——常用45#,可通過熱處理改善機(jī)械性能,一般為正火調(diào)質(zhì)
2,軸最小直徑的確定原則
①設(shè)計(jì)公式: (mm)軸上有鍵槽
放大:3~5%一個(gè)鍵槽;7~10%二個(gè)鍵槽。取標(biāo)準(zhǔn)植
——許用扭轉(zhuǎn)剪應(yīng)力(N/mm2), 表11-3 ——考慮了彎矩的影響
A0——軸的材料系數(shù),與軸的材料和載荷情況有關(guān)。根據(jù)表15-3可知:材料45號(hào)鋼的A0值為107~126,取平均值A(chǔ)0=114.5
②如軸上有鍵槽,則d放大:3~5%1個(gè);7~10%2個(gè)取整
③如是輸出軸或者輸入軸,則要考慮聯(lián)軸器的型號(hào);而選擇聯(lián)軸器的型號(hào)時(shí)需要考慮電動(dòng)機(jī)或者輸出工作機(jī)構(gòu)的軸徑。
在本設(shè)計(jì)中,由于選擇的電動(dòng)機(jī)的輸出軸直徑為38mm,與之相配的彈性連軸器為TL6型號(hào),其從動(dòng)軸直徑為35mm,所以確定軸I的最小直徑為35mm;同時(shí)雖然軸II初算最小直徑為25.513mm,但通常低速軸不小于高速軸,故確定軸II最小直徑為35mm。
3、零件的定位
軸向定位: 軸肩和軸環(huán)、套筒、軸用圓螺母、軸端檔圈、軸承端蓋、彈性檔圈、
鎖緊檔圈、緊定螺釘或銷8)圓錐面(+檔圈、螺母)
周向定位: 鍵、花鍵、緊定螺釘、銷、過盈配合
4、各軸段直徑確定
a) 按扭矩估算所需的軸段直徑d min; b) 按軸上零件安裝、定位要求確定各段軸徑。
注意:①與標(biāo)準(zhǔn)零件相配合軸徑應(yīng)取標(biāo)準(zhǔn)植;②同一軸徑軸段上不能安裝三個(gè)以上零件。
綜上所述,可得各軸的有關(guān)參數(shù)如下:
名稱
代號(hào)
軸I
軸II
軸III
功能
輸入軸
中間軸
輸出軸
轉(zhuǎn)速
N(r/min)
960
356.215
89.054
功率
P(kW)
2.970
2.823
2.711
扭矩
T(Nm)
29.55
75.684
290.723
材料
45號(hào)鋼
初算最小直徑
D
17.685mm
25.513mm
37.897mm(已考慮鍵槽)
鍵的數(shù)目
2
2
2
聯(lián)軸器
TL6GB4323-84
無
TL6GB4323-84
修正最小直徑
35mm
35 mm
40 mm
主要零件
小錐齒輪
大錐齒輪
小斜柱齒輪
大斜柱齒輪
定位
左
圓螺母+止動(dòng)墊圈
軸肩
軸肩
右
套筒
套筒
套筒
周向
鍵
鍵
鍵
軸承
圓錐滾子軸承
30208
30207
30209
定位
軸承蓋+套筒
軸承蓋+軸肩/套筒
軸承蓋+軸肩/套筒
周向
過盈配合
過盈配合
過盈配合
軸承蓋
內(nèi)徑
35mm
40?
72mm
三、軸承的校核’
(一),本設(shè)計(jì)的軸承均采用圓錐滾子軸承原因在于
圓錐滾子軸承——3(7)能同時(shí)承受徑向載荷和單向Fa,越大,承受Fa能力越大,承載能力高于角接觸球軸承,但極限轉(zhuǎn)速稍低,外圈可分離,一般應(yīng)成對(duì)使用,對(duì)稱安裝,但安裝調(diào)整比較麻煩。同時(shí)考慮到從設(shè)計(jì)要求考慮到本設(shè)計(jì)的減速器功率較大,轉(zhuǎn)速較低,工作有效作用力比較大。所以本設(shè)計(jì)采用圓錐滾子軸承。
(二),軸承的安裝
軸I的軸承反裝(背靠背),軸II和軸III的軸承均采用正裝(面對(duì)面) ,其原因在于正裝軸承(面對(duì)面)適合于傳動(dòng)零件位于兩支承之間,軸承反裝(背靠背)適合于傳動(dòng)零件處于外伸端,
正裝(面對(duì)面) 支點(diǎn)距離 L1>L2 反裝(背靠背)
(三),校核
在本設(shè)計(jì)中,軸I作為輸入軸,轉(zhuǎn)速較高,所以設(shè)計(jì)中只是校核軸I的軸承即可
已知軸I及軸承參數(shù)
Fr3
Ft3
Ft2
Fr2
Fa1
Fr1
Ft1
L1
L2
已知參數(shù):
軸承型號(hào):圓錐滾子軸承30208, e=0.37, C0=59.8KN ε=10/3
Ft1=799.189N Fr1=272.64N Fa1=101.367N
轉(zhuǎn)速n=960r/min L1=44.85mm L2=103.8mm
1)求徑向力
FV3=Fr1×L1÷L2=117.806N FH3=Ft1×L1÷L2=345.314N
Fr3=(FV32+ FV32)1/2=364.856N
FV2=FV3+ Fr1=390.453N FH2=FH3+ Ft1=1144.494N
Fr2=(FV22+ FV22)1/2=1209.738N
2)求派生軸向力
由派生軸向力Fd=e×Fr以及表13-7可得
Fd2=e×Fr2=0.37×1209.738=447.603N
Fd3=e×Fr3=0.37×364.856=112.798N
Fd3
Fd2
Fa1
由于Fa1+Fd3=214.165N< Fd2=447.603N
所以軸承3壓緊,軸承2放松
Fa2=Fd2=447.603N
Fa3= Fd2-Fa1=346.24N
3)計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷
Fa2÷Fr2=0.37=e=0.37 Fa3÷Fr=0.949 > e=0.37
由表13-7可得X2=1,Y27=0 X3=0.4,Y3=1.6
fp=1.2~1.8,取fp=1.5
則P2=fp×(X2×Fr2+ Y2×Fa2)=1814.607 N
P3=fp×(X3×Fr3+ Y3×Fa3)=553.984 N
4)驗(yàn)算壽命
根據(jù)公式得
==1.992×106h=415年>3年
結(jié)論:軸承符合要求
四、軸的強(qiáng)度校核計(jì)算
因?yàn)楦鬏S的材料一樣,而且直徑相近,輸出軸的轉(zhuǎn)速低,扭矩大,所以軸的校核只需要對(duì)輸出軸(軸III)的校核即可。
Ft2
Ft1
Ft3
Fa1
Fr1
Ft1
A
L2
B
C
Fr2
(一)先校核軸承
已知參數(shù):
軸承型號(hào):圓錐滾子軸承30208, e=0.4, C0=64.2KN ε=10/3 Y=1.5
Ft1=1925.75N Fr1=724.613N Fa1=504.978N
轉(zhuǎn)速n=89.05 r/min AB=144.15mm BC=49.15mm AC=193.3mm
1)求徑向力
Fv2=Fr1×BC÷AC=184.246N
FH2=Ft1×BC÷AC=489.657N
Fr2=(Fv22+ FH22)1/2=523.174N
Fv3=Fr1×AB÷AC=540.367N
FH3=Ft1×AB÷AC=1436.094N
Fr3=(Fv32+ FH32)1/2=1534.393N
2)求派生軸向力
由派生軸向力Fd=e×Fr以及表13-7可得
Fd2=e×Fr2=0.4×523.17=209.270N
Fd3=e×Fr3=0.4×1534.393=613.757N
Fd3
Fd2
Fa1
由于Fa1+Fd3=1118.735N< Fd2=209.270N
所以軸承2壓緊,軸承3放松
Fa3=Fd3=613.757N
Fa2= Fd2+Fa1=1118.735N
3)計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷
Fa2÷Fr2=2.138 > e=0.4 Fa3÷Fr3=0.4=e=0.4
由表13-7可得X2=1,Y2=0 X3=0.4,Y3=1.5
fp=1.2~1.8,取fp=1.5
則 P2=fp×(X2×Fr2+ Y2×Fa2)=784.761 N
P3=fp×(X3×Fr3+ Y3×Fa3)=2301.589 N
4)驗(yàn)算壽命
根據(jù)公式得(用較大的P計(jì)算)
==1.239×107h=2569年>3年
軸承符合要求
(二)校核軸
條件:已知支點(diǎn)、距距,M可求 時(shí)
步驟:
1、作軸的空間受力簡(jiǎn)圖(將分布看成集中力,)軸的支承看成簡(jiǎn)支梁,支點(diǎn)作用于軸承中點(diǎn)將力分解為水平分力和垂直分力
T
D
Ft3
Ft1
C
B
Fx22
Ft1
Fa1
Fr1
A
C
Fy2
Fa2
Fa3-
已知:
軸向 水平方向 垂直方向
Fa1=504.978N Ft1=1925.75N Fr1=724.613N
Fa2=1118.735N Fx2=489.657N Fy2=184.264N
Fa3=613.757N Fx3=1436.094N Fy3=540.367N
T=290.23Nm
AB=145.15mm BC=99.15mm CD=148.6mm
本軸采用45號(hào)鋼材料,[σ-1]=60Mpa
2、作水平內(nèi)彎矩圖、垂直平面內(nèi)的彎矩圖、合成彎矩圖、作扭矩圖
其中合成彎矩
——為將扭矩折算為等效彎矩的折算系數(shù)
∵彎矩引起的彎曲應(yīng)力為對(duì)稱循環(huán)的變應(yīng)力,而扭矩所產(chǎn)生的扭轉(zhuǎn)剪應(yīng)力往往為非對(duì)稱循環(huán)變應(yīng)力
∴α與扭矩變化情況有關(guān),本設(shè)計(jì)為扭矩脈動(dòng)循環(huán)變化,取α=0.6
水平內(nèi)彎矩極點(diǎn)在B點(diǎn) MH=Fx2×AB=67.557Nmm
水平內(nèi)彎矩極點(diǎn)在B點(diǎn) MV1=Fy2×AB=26.56Nmm
MV2=Fy×BC+FA1×D÷2=-49.535Nmm(D為斜大齒輪分度圓直徑)
MVMax=MV2=-49.535 Nmm
合成彎矩=83.664Nmm
3,校核
校核公式Mpa < [σ-1] (15-5)
W——抗彎截面模量 mm3,見表15-4不同截面的W。
因?yàn)楸据S有一個(gè)鍵槽(b=12,t=5)而且軸徑D=40,
故W==5364.435mm3
所以=36.014Mpa< [σ-1]=60Mpa
所以本軸設(shè)計(jì)符合要求。
五、鍵的校核
1, 本設(shè)計(jì)均采用:普通圓頭平鍵
普通平鍵——用于靜聯(lián)接—即軸與輪轂間無相對(duì)軸向移動(dòng),
構(gòu)造:兩側(cè)面為工作面,靠鍵與槽的擠壓和鍵的剪切傳遞扭矩
軸上的槽用盤銑刀或指狀銑刀加工
輪轂槽用拉刀或插刀加工。
型式:圓頭—A型(常用)—為防轉(zhuǎn)、鍵(指端銑刀加工)與槽同形、鍵頂上面與轂不接觸有間隙
2, 鍵聯(lián)接的強(qiáng)度校核
本說明書對(duì)扭矩較大的輸出軸(軸III)的校核即可
失效形式: 壓潰(鍵、軸、轂中較弱者——靜聯(lián)接)
磨損(動(dòng)聯(lián)接)
鍵的剪斷(較少)
1) 已知參數(shù):
軸徑d=40mm,齒輪輪轂寬度為50mm
扭矩T=290.23Nm 載荷有輕微沖擊
軸、鍵和齒輪的材料均為采用鋼
2) 校核擠壓強(qiáng)度條件為:
Mpa (6-2)
(kW)
——許用擠壓應(yīng)力 Mpa ,表5-1 P113
T——扭矩(Nmm)
k——工作高度 k=h/2
l——工作長(zhǎng)度 l=L-b (A型鍵L——公稱長(zhǎng)度)
d——軸徑(mm)
3)計(jì)算
根據(jù)直徑d=40mm,從表6-1中查得鍵分截面尺寸為b×h=12mm×8mm,
取鍵長(zhǎng)L=45mm
工作長(zhǎng)度為l=L-b=33mm
工作高度k=h/2=4mm
軸、鍵和齒輪的材料均為采用鋼
許用擠壓應(yīng)力[σ]=100~120 Mpa,取其平均值[σp]=110 Mpa
結(jié)論:符合要求
第六,其余機(jī)構(gòu)參數(shù)設(shè)計(jì)
一,軸承的選擇和計(jì)算(具體見五軸系零部件的初步選擇和表)
軸
軸承
安裝方式
軸I
圓錐滾子軸承30208GB/T297.94
反裝
軸II
圓錐滾子軸承30207GB/T297.94
正裝
軸III
圓錐滾子軸承30209GB/T297.94
正裝
二,聯(lián)軸器的選擇
軸
連軸器
設(shè)計(jì)原則
軸I
TL6GB4323-84
根據(jù)電動(dòng)機(jī)的輸出軸直徑為38mm而定
軸II
無
軸III
TL6GB4323-84
根據(jù)軸III的最小直徑37mm
三,潤滑和密封方式的設(shè)計(jì)和選擇
1,本設(shè)計(jì)采用油潤滑
原因:潤滑冷卻效果較好,f較小,但供油系統(tǒng)和密封裝置均較復(fù)雜,適于高速場(chǎng)合。
潤滑方式:飛濺潤滑,通過適當(dāng)?shù)挠筒蹃戆延鸵敫鱾€(gè)軸承中。
潤滑油選擇:CKC150 GB5903-86
粘度的選擇:12~20cst。1)載荷大,n低,工作溫度高時(shí)用粘度大的潤滑油;2)載荷小,dn大,用粘度低的潤滑油,攪油損失小,冷卻效果好
2, 密封方式:U型橡膠油封
橡膠油封(標(biāo)準(zhǔn)件、較常用)——耐油橡膠制唇形密封圈靠彈簧壓緊在軸上,唇向外—防灰法,唇向里—防油流失,組合放置—同時(shí)起防灰和防油流失的作用。
四、箱體設(shè)計(jì)(mm)
名稱
符號(hào)
參數(shù)
設(shè)計(jì)原則
箱體壁厚
Δ
10
(0.025~0.03)a+Δ>8
箱蓋壁厚
δ1
10
(0.8~0.85)δ>8
凸緣厚度
箱座
B
15
1.5δ
箱蓋
b1
12
1.5δ1
底座
b2
25
2.5δ
箱座肋厚
M
10
>0.85δ
箱蓋肋厚
m1
10
>0.85δ1
凸臺(tái)高度
H
結(jié)構(gòu)而定
凸臺(tái)半徑
R
14
= C2
軸承蓋的外徑
D2
D+(5~5.5)d3 (D為軸承外徑)
地腳螺釘
直徑
Df
16
雙級(jí)減速器,
R+a=325
數(shù)目
N
4
通孔直徑
df、
20
沉頭座直徑
D0
45
底座凸緣
C1
25
C2
20
聯(lián)接螺釘
軸承旁聯(lián)接螺栓直徑
d1
10
0.75 df
箱座、箱蓋聯(lián)接螺栓直徑
d2
10
聯(lián)接螺栓直徑
D
10
通孔直徑
d、
11
沉頭座直徑
D
22
凸緣尺寸
C1
18
凸緣尺寸
C2
14
定位銷直徑
D
8
(0.7~0.8)d2
軸承蓋螺釘直徑
d3
10
(0.4~0.5)df
視孔蓋螺釘直徑
D4
6
(0.3~0.4)df
箱體外壁至軸承蓋座端面的距離
L1
40
C1+ C2+(5~8)
大齒輪頂圓與箱體內(nèi)壁的距離
Δ1
12
>1.2δ
齒輪端面與箱體內(nèi)壁的距離
Δ2
10
>δ(>10~15)
注釋:a:中心距之和,a=188 Δ:與減速器有關(guān),兩級(jí)減速器,Δ=3
五,附件設(shè)計(jì)
為了保證減速器的正常工作,除了對(duì)齒輪、軸、軸承組合和箱體的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)給予足夠的重視外,還應(yīng)考慮到為減速器潤滑油池注油、排油、檢查油面高度、加工及拆裝檢修時(shí)箱蓋與箱座的精確定位、吊裝等輔助零件和部件的合理選擇和設(shè)計(jì)。
名稱
規(guī)格或參數(shù)
作用
窺視孔
視孔蓋
140×120
為檢查傳動(dòng)零件的嚙合情況,并向箱內(nèi)注入潤滑油,應(yīng)在箱體的適當(dāng)位置設(shè)置檢查孔。圖中檢查孔設(shè)在上箱蓋頂部能直接觀察到齒輪嚙合部位處。平時(shí),檢查孔的蓋板用螺釘固定在箱蓋上。
通氣器
通氣罩
M18×1.5
減速器工作時(shí),箱體內(nèi)溫度升高,氣體膨脹,壓力增大,為使箱內(nèi)熱脹空氣能自由排出,以保持箱內(nèi)外壓力平衡,不致使?jié)櫥脱胤窒涿婊蜉S伸密封件等其他縫隙滲漏,通常在箱體頂部裝設(shè)通氣器。
軸承蓋
凸緣式軸承蓋
六角螺栓固定(M6)
固定軸系部件的軸向位置并承受軸向載荷,軸承座孔兩端用軸承蓋封閉。軸承蓋有凸緣式和嵌入式兩種。圖中采用的是凸緣式軸承蓋,利用六角螺栓固定在箱體上,外伸軸處的軸承蓋是通孔,其中裝有密封裝置。凸緣式軸承蓋的優(yōu)點(diǎn)是拆裝、調(diào)整軸承方便,但和嵌入式軸承蓋相比,零件數(shù)目較多,尺寸較大,外觀不平整。
定位銷
M8×30
為保證每次拆裝箱蓋時(shí),仍保持軸承座孔制造加工時(shí)的精度,應(yīng)在精加工軸承孔前,在箱蓋與箱座的聯(lián)接凸緣上配裝定位銷。中采用的兩個(gè)定位圓錐銷,安置在箱體縱向兩側(cè)聯(lián)接凸緣上,對(duì)稱箱體應(yīng)呈對(duì)稱布置,以免錯(cuò)裝。
油面指示器
油標(biāo)尺M(jìn)16
檢查減速器內(nèi)油池油面的高度,經(jīng)常保持油池內(nèi)有適量的油,一般在箱體便于觀察、油面較穩(wěn)定的部位,裝設(shè)油面指示器,
放油螺塞
M12×1.5
換油時(shí),排放污油和清洗劑,應(yīng)在箱座底部,油池的最低位置處開設(shè)放油孔,平時(shí)用螺塞將放油孔堵住,放油螺塞和箱體接合面間應(yīng)加防漏用的墊圈。
啟蓋螺釘
M10×30
為加強(qiáng)密封效果,通常在裝配時(shí)于箱體剖分面上涂以水玻璃或密封膠,因而在拆卸時(shí)往往因膠結(jié)緊密難于開蓋。為此常在箱蓋聯(lián)接凸緣的適當(dāng)位置,加工出1~2個(gè)螺孔,旋入啟箱用的圓柱端或平端的啟箱螺釘。旋動(dòng)啟箱螺釘便可將上箱蓋頂起。小型減速器也可不設(shè)啟箱螺釘,啟蓋時(shí)用起子撬開箱蓋,啟箱螺釘?shù)拇笮】赏谕咕壜?lián)接螺栓。
起吊裝置
吊耳+吊鉤
當(dāng)減速器重量超過25kg時(shí),為了便于搬運(yùn),在箱體設(shè)置起吊裝置,如在箱體上鑄出吊耳或吊鉤等。
六、設(shè)計(jì)明細(xì)表
序號(hào)
名稱
數(shù)目
材料
型號(hào)和規(guī)格
1
軸I
1
45
35mm
2
鍵
1
45
鍵10×70GB1096-79
3
軸承蓋
1
HT200
D=40mm
4
軸承蓋聯(lián)接螺栓
6
Q235A
螺栓GB5782-86-M8×35
5
套杯
1
HT150
D=40mm
6
套杯聯(lián)接螺栓
6
Q235A
螺栓GB5782-86-M10×35
7
套杯聯(lián)接螺栓彈簧墊圈
6
65Mn
墊圈GB93-87-10
8
油杯
1
A10 GB1154-89
9
箱蓋聯(lián)接螺栓
4
Q235A
螺栓GB5782-86-M10×40
10
箱蓋聯(lián)接螺母
4
Q235A
螺母GB6170-86-M10
11
箱蓋彈簧墊圈
4
65Mn
墊圈GB93-87-10
12
起蓋螺釘
1
Q235A
螺母GB6170-86-M10×30
13
凸緣聯(lián)接螺栓
6
Q235A
螺栓GB5782-86-M12×120
14
凸緣聯(lián)接螺母
6
Q235A
螺母GB6170-86-M12
15
凸緣彈簧墊圈
6
65Mn
墊圈GB93-87-10
16
軸II軸承蓋
1
HT150
40mm
17
軸II軸承蓋聯(lián)接螺栓
6
Q235A
螺栓GB5782-86-M10×40
18
視孔蓋聯(lián)接螺栓
12
Q235A
螺栓GB5782-86-M6×20
19
通氣罩
1
20
視孔蓋
1
Q235A
140×120
21
軸III軸承蓋
1
HT150
72mm
22
軸III軸承蓋聯(lián)接螺栓
162
Q235A
螺栓GB5782-86-M10×35
23
油尺
1
Q235A
M16
24
螺塞
1
Q235A
M20
25
封油墊
1
石棉橡膠紙
26
軸承
2
滾動(dòng)軸承30209GB/T297.94
27
U形油封
1
工業(yè)用革
U形油封40×65×12.5GB13871-9
28
鍵
1
45
鍵10×45GB1096-79
29
軸III
1
45鋼
40mm
30
調(diào)整墊片
2
08F
31
軸III軸承蓋
1
HT150
72mm
32
軸III軸承蓋聯(lián)接螺栓
162
Q235A
螺栓GB5782-86-M10×35
33
密封墊片
2
08F
34
密封墊片
2
08F
35
軸承
2
滾動(dòng)軸承30207GB/T297.94
36
鍵
1
40
鍵10×40GB1096-79
37
軸II
1
45
Φ35
38
調(diào)整墊片
2
08F
39
軸II軸承蓋
1
HT150
72mm
40
軸II軸承蓋聯(lián)接螺栓
162
Q235A
螺栓GB5782-86-M10×35
41
軸套
1
45
Φ45×16
42
大錐齒輪
1
45
M=3,z=78,
43
軸端擋圈
1
Q235A
GB892-86-A35
44
鍵
1
45
鍵10×32GB1096-79
45
小錐齒輪
1
45
M=3,z=29,
46
軸套
1
45
Φ80×16
47
墊片
2
08F
48
軸套
1
45
Φ50×16
49
軸承
2
滾動(dòng)軸承30208GB/T297.94
50
墊片
2
08F
51
止動(dòng)墊圈
1
Q235A
GB858-88-35
52
圓螺母
1
45
螺母GB810-88-M35×1.5
53
U形油封
1
工業(yè)用革
U形油封35×60×12.5GB13871-92
54
箱蓋
1
HT200
55
箱體
1
HT200
56
鍵
1
45
鍵10×36GB1096-79
57
小斜齒輪
1
45
M=3,z=24,β=150 6/ 37//
58
大斜齒輪
1
40Cr
M=3,z=96,β=150 6/ 37//
59
軸套
1
45
Φ50×16
60
定位銷
2
45
GB117-86 M8×30
七、技術(shù)說明
1, 技術(shù)特性
輸入功率(kW)
輸入轉(zhuǎn)速r/min
傳動(dòng)比i
效率
2.977
960
10.87
0.89
圓錐齒輪傳動(dòng)特性
圓柱齒輪傳動(dòng)特性
m
齒數(shù)
精度等級(jí)
m
齒數(shù)
β
精度等級(jí)
3
Z1
29
8c GB11365-89
3
Z1
24
150 6/ 37//
8c GB11365-89
Z2
78
8c GB11365-89
Z2
97
8c GB11365-89
2, 技術(shù)要求
1, 支配前,所有零件需要進(jìn)行清洗,箱體內(nèi)壁涂耐油油漆,外表面涂灰色油漆;
2, 嚙合側(cè)隙用鉛絲檢驗(yàn)不小于0.16mm,鉛絲直徑不得大于最小側(cè)隙4倍;
3, 齒面接觸斑點(diǎn)沿齒面高度不得小于50%,啞巴齒長(zhǎng)不得小于50%;
4, 圓錐滾子軸承的軸向調(diào)整游隙為0.05~0.10mm;
5, 檢查減速器剖分面,各接觸面和密封處均不許漏油;剖分面允許以密封膠或者水玻璃;
6, 減速器安裝后應(yīng)該按逐步加載法進(jìn)行運(yùn)轉(zhuǎn),切不可直接滿載運(yùn)轉(zhuǎn),或者按減速器試驗(yàn)規(guī)程進(jìn)行試驗(yàn)。
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虛擬
設(shè)計(jì)
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