課程設(shè)計鏈板輸送機

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1、 機械設(shè)計基礎(chǔ)課程設(shè)計 設(shè)計說明書 課題名稱: 鏈板輸送機 系 別 機電工程系 專 業(yè) 機械設(shè)計制造及其自動化    班 級 姓 名 學(xué) 號 指導(dǎo)老師

2、 目 錄 一 設(shè)計任務(wù)書……………………………………………………… 3 二 傳動方案的擬定………………………………………………… 4 三 電機的選擇……………………………………………………… 4 四 運動和動力參數(shù)的計算………………………………………… 5 五 傳動件的設(shè)計計算……………………………………………… 6 六 軸的設(shè)計………………………………………………………… 12 七 滾動軸承的選擇與壽命計算…………………………………… 20 八 聯(lián)軸器的選擇…………………………………………………… 24 九 鍵聯(lián)接的選擇和驗算……………

3、……………………………… 25 十 箱體的設(shè)計……………………………………………………… 26 十一 減速器附件的設(shè)計…………………………………………… 26 十二 潤滑和密封…………………………………………………… 27 參考文獻………………………………………………………………28 一、設(shè)計任務(wù)書 礦用鏈板輸送機傳動裝置設(shè)計 1、設(shè)計條件: (1)機器用途:煤礦井下運煤; (2)工作情況:單向運輸,中等沖擊; (3)運動要求:輸送機運動誤差不超過7%; (4)工作能力:儲備余量15%; (5)使用壽命:十年,每年300天,每天8小時; (

4、6)檢修周期:半年小修,一年大修; (7)生產(chǎn)批量:小批量生產(chǎn); (8)制造廠型:中小型機械廠; 2、輸送機簡圖:如圖1 3、原始數(shù)據(jù): 運輸機鏈條速度:0.5m/s; 運輸機鏈條拉力:16KN; 主動星輪齒數(shù):9; 主動星輪節(jié)距:50mm; 4、設(shè)計任務(wù): (1)設(shè)計內(nèi)容:①電動機選型②傳動件設(shè)計③減速器設(shè)計④聯(lián)軸器選型設(shè)計; (2)設(shè)計工作量:①裝配圖1張②零件圖2張; 二、傳動方案的擬定 根據(jù)傳動裝置各部分的相對位置(如圖1),綜合考慮工作機的性能要求、工作條件和可靠性,以使結(jié)構(gòu)簡單、尺寸緊湊、加工方便、成本

5、低、傳動效率滿足要求等,選擇二級圓錐-圓柱齒輪減速器,機構(gòu)運動簡圖如圖2: 三、電機的選擇 1、計算運輸機主軸的轉(zhuǎn)速和功率 (1)轉(zhuǎn)速 由原始數(shù)據(jù)可得主動星輪的直徑d===143.3㎜, 則===66.672r/min (2)功率 pw=Fv=120.5=6kw 2、電動機的功率 (1)傳動裝置的總效率η 由參考文獻[1]表1-2查得: 滾筒效率η1=0.96; 彈性聯(lián)軸器效率η2=0.99; 滾動軸承效率η3=0.98; 圓柱齒輪傳動效率η4=0.97;

6、 圓錐齒輪傳動效率η5=0.95; 總效率η=η12η22η33η4η5=0.9620.9920.9830.970.95=0.7834 (2)所需電動機的功率 Pr=Pw/η=6/0.7834=7.659kw 3、選擇電動機的型號 根據(jù)工作條件:煤礦下運輸,應(yīng)選擇防爆電機。查參考文獻[2]表7-2-2選擇電動機的型號為Y160L-6,額定功率11kw,滿載轉(zhuǎn)速970r/min,電動機軸伸直徑48mm。 四、運動和動力參數(shù)的計算 1、分配傳動比 (1)總傳動比:i=970/66.672=14.549 (2)各級傳動比: 直齒圓錐齒輪

7、(高速級)傳動比i12=0.25i=3.637 斜齒圓柱齒輪(低速級)傳動比i23=4 【】(3)實際總傳動比 i實=i12i23=3.6374=14.548 因為Δi=i實-i=0.001<0.05,故傳動比滿足要求。 2、運動和動力參數(shù)計算(各軸標(biāo)號見圖2) (1)軸0(電動機軸) P0=Pr=7.659kw n0=970r/min T0=95507.659/970=955010.21/940=75.406Nm (2)軸1(高速軸) P1=P0η1η2=7.6590.960.99=7.279kw

8、n1=n0=970r/min T1=9550P1/n1=95507.279/970=71.664Nm (3)軸2(中間軸) P2=P1η3η5=7.2790.980.95=6.777kw n2=n1/i12=9703.637=266.703r/min T2=9550P2/n2=95506.777/266.667=323.5297Nm (4)軸3(低速軸) P3=P2η3η4=9.0340.980.97=8.588kw n3=n2/i23=266.6674=66.67r/min T3=9550P3/n3=95

9、508.588/66.67=1230.169Nm (5)軸4(運輸機主軸) P4=P3η1η2η3=8kw n4=n3=66.67r/min T4=9550P4/n4=95508/66.67=1145.943Nm 五、傳動件的設(shè)計計算 1、閉式直齒圓錐齒輪傳動的設(shè)計計算 (1)選擇齒輪材料,確定許用應(yīng)力 由參考文獻[3]表16.2-60,表16.2-64及圖16.2-17,圖16.2-26, 小齒輪材料選用45號鋼,調(diào)質(zhì)處理,HB=217~255 σHlim1=580MPa, σFlim1=220MPa

10、 大齒輪材料選用45號鋼,正火處理,HB=162~217 σHlim2=560MPa, σFlim2=210MPa 查參考文獻[3]表16.2-16,取SH=1.25,SF=1.6,則 [σH]1=σHlim1/SH=464MPa [σF]1=σFlim1/SF=137.5MPa [σH]2=σHlim2/SH=448MPa [σF]2=σFlim2/SF=131.25MPa (2)按齒面接觸強度設(shè)計小齒輪的大端模數(shù) 取齒數(shù)Z1=16,則Z2=Z1i12=163.525=56.4,取Z2=57 實際

11、齒數(shù)比μ=Z2/Z1=3.5625 分錐角δ1= arctan=arctan=15.6795 δ2= arctan=arctan=74.3205 取載荷系數(shù)K=1.5 由參考文獻[3]表16.4-26 de1'=1951=1951=112.711㎜ 大端模數(shù)m=de1'/Z1=7.04 查參考文獻[3]表16.4-3,取m=8 (3)齒輪參數(shù)計算 大端分度圓直徑d=zm=128㎜ d=zm=578=456㎜ 齒頂圓直徑=128+28cos15.

12、6795=143.405㎜ 456+28cos74.3205=460.324㎜ 齒根圓直徑=128-2.416cos15.6795=91.029㎜ =456-2.416cos74.3205=445.622㎜ 取齒寬系數(shù) 外錐距128/2sin15.6795=236.866㎜ 齒寬71.06㎜,取b=71㎜ 中點模數(shù)6.8㎜ 中點分度圓直徑108.8㎜ 387.6㎜ 當(dāng)量齒數(shù)16.618,210.911

13、 當(dāng)量齒輪分度圓直徑113㎜ 1434.129㎜ 當(dāng)量齒輪頂圓直徑126.6㎜ 1447.729㎜ 當(dāng)量齒輪根圓直徑106.185㎜ 1347.64㎜ 當(dāng)量齒輪傳動中心距773.5645㎜ 當(dāng)量齒輪基圓齒距20.064㎜ 嚙合線長度=34.368㎜ 端面重合度1.713 齒中部接觸線長度=59.104㎜ (4)驗算齒面接觸疲勞強度 由參考文獻[4]式5-49得

14、: 取,,代入各值可得: 小齒輪 =273.213MPa<=464MPa 大齒輪 =138.927MPa<=448MPa 故齒輪的齒面接觸疲勞強度滿足要求。 (5)校核齒輪彎曲疲勞強度 由參考文獻[4]式5-47得: 式中查參考文獻[3]圖16.4-25得:, 再由參考文獻[3]式16.4-12 =0.25+0.75/1.173=0.688 所以 =20.025MPa<=137.5MPa 即齒輪的彎曲強度也滿足要求。

15、 2、閉式斜齒圓柱齒輪傳動的設(shè)計計算 (1)選擇材料,確定齒輪的疲勞極限應(yīng)力 由參考文獻[3]表16.2-60、表16.2-64及圖16.2-17、圖16.2-26選擇齒輪材料為: 小齒輪:45號鋼,調(diào)質(zhì)處理,HB=217~255 =580MPa =220MPa 大齒輪:45號鋼,正火處理,HB=162~217 =560MPa =210MPa (2)按接觸強度,初步確定中心距,并初選主要參數(shù) 由參考文獻[3]表16.2-33 式中:小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)

16、矩=323.5297Nm 載荷系數(shù)取K=1.5 齒寬系數(shù)取=0.3 齒數(shù)比暫取=4 許用接觸應(yīng)力: 按參考文獻[3]表16.2-46,取最小安全系數(shù)=1.25,按大齒輪計算: =448MPa 將以上數(shù)據(jù)代入計算中心距的公式得: =300.607㎜ 圓整為標(biāo)準(zhǔn)中心距㎜ 按經(jīng)驗公式,=(0.007~0.002)300=2.1~6㎜ 取標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)=4㎜ 初取β=12,cos12=0.978

17、 取=29,==429=116 精求螺旋角β:, 所以β=1448′ =4.1378㎜ =4.137829=119.996㎜ 齒寬=0.3300=90㎜ (3)校核齒面接觸疲勞強度 按參考文獻[4]式5-39 式中: 分度圓上的圓周力=5392.341N 查參考文獻[3]表16.2-43, 節(jié)點區(qū)域系數(shù)按β1448′,x=0查參考文獻[3]圖16.2-15, =2.41 重合度系數(shù)取=0.88 螺

18、旋角系數(shù) 代入數(shù)據(jù): =312.663MPa<=448MPa 故接觸疲勞強度滿足要求。 (4)校核齒根彎曲疲勞強度 按參考文獻[4]式5-37 式中:=323.5297Nm 復(fù)合齒形系數(shù):首先計算當(dāng)量齒數(shù) =128.4 由此查參考文獻[3]圖16.2-23得=4.12, =3.94 重合度與螺旋角系數(shù):首先按參考文獻[4]式5-12計算端面重合度

19、 =[1.88-3.2(1/29+1/116)]0.9667=1.684 據(jù)此查參考文獻[3]圖16.2-25得 =0.62 代入數(shù)據(jù):=59.369MPa 計算許用彎曲應(yīng)力: 查參考文獻[3]表16.2-46取=1.6 按大齒輪計算則=131.25MPa 可見,故彎曲疲勞強度滿足要求。 (5)主要幾何尺寸 =4㎜ =4.1378㎜ =29 =116 β=1448′ 294.1378=119.996㎜ =1164.

20、1378=479.985㎜ =119.986+24=127.996㎜ =479.985+24=487.985㎜ =0.5(119.996+479.985)=300㎜ =90㎜ 取=95㎜,=90㎜ 六、軸的設(shè)計 1、減速器高速軸1的設(shè)計 (1)選擇材料 由于傳遞中小功率,轉(zhuǎn)速不太高,故選用45優(yōu)質(zhì)碳素結(jié)構(gòu)鋼,經(jīng)調(diào)質(zhì)處理,查參考文獻[4]表12-1得材料的力學(xué)性能數(shù)據(jù)為: MPa MPa MPa (2)初步估算軸徑 由于材料為45鋼,查參考文獻[3]表19.3-2選取A=11

21、5,則得: =25.04㎜ 考慮裝聯(lián)軸器加鍵需將其軸徑增加4%~5%,故取軸的最小直徑為30㎜ (3)軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 如圖3所示,主要尺寸已標(biāo)出. (4)軸上受力分析(如圖4a所示) ①齒輪上的作用力 圓周力: =1812.298N 徑向力:=635.078 軸向力:=178.098 ②求軸承的支反力 水平面上支反力: 垂直面上支反力: =487.649N =1065.057N (5)畫

22、彎矩圖(如圖4b、c) 剖面B處彎矩: 水平面上彎矩=233.8Nm 垂直面上彎矩 =72.2Nm 合成彎矩=244.694 剖面C處彎矩:=9.7Nm (6)畫轉(zhuǎn)矩圖(如圖4d) 98.6Nm (7)計算當(dāng)量彎矩 因單向回轉(zhuǎn),視轉(zhuǎn)矩為脈動循環(huán),,則=0.602 剖面B處當(dāng)量彎矩 =251.3Nm 剖面C處當(dāng)量彎矩 =60.1

23、Nm (8)判斷危險剖面并驗算強度 ①剖面B處當(dāng)量彎矩最大,而其直徑與相鄰段相差不大,故剖面B為危險剖面 =MPa=39.3MPa<59MPa ②剖面C處直徑最小,為危險剖面 MPa=22.3MPa

24、 ①齒輪2上的作用力 齒輪2的受力與齒輪1大小相等,方向如圖6a所示: 圓周力:=1812.298N 徑向力:635.078N 軸向力:178.098N ②齒輪3上的作用力 圓周力:=5392.341N 徑向力:=2030.259N 軸向力:=1424.718N ③求軸承的支反力 水平面上支反力: =-(5392.341105-1812.298345)/450=131.216N =(5392.341345-1812.298105)/450=3711.259N 垂

25、直面上支反力: =(178.0984560.85/2+635.078345+2030.259105- 1424.718119.996/2)/450=847.365N =(1424.718119.996/2+2030.259345+ 635.078105-178.0984560.85/2)/450=1817.972 (5)畫彎矩圖(如圖6b、c) 剖面D處彎矩: 水平面上:=1053711.2590.001=389.7Nm 垂直面上:=1051817.9720.001=190.9Nm

26、 =(1051817.972-1424.718119.996/2)0.001 =105.4Nm 合成彎矩:=433.9Nm =403.7Nm (6)畫轉(zhuǎn)矩圖 =323.5297Nm (7)計算當(dāng)量彎矩 用剖面D處的最大合成彎矩計算當(dāng)量彎矩: =475Nm (8)判斷危險剖面并驗算強度 剖面D處當(dāng)量彎矩最大,為危險剖面: =38MPa<=59

27、MPa 即該軸強度滿足要求。 3、減速器低速軸3的設(shè)計 (1)選擇材料: 查參考文獻[4]表12-1選40Cr合金鋼,調(diào)質(zhì)處理,=750MPa, =118MPa,=69MPa。 (2)軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 如圖7所示,主要尺寸已標(biāo)出。 (3)軸上受力分析(如圖8a) ①齒輪4的作用力 齒輪4的受力與齒輪3的受力大小相等,方向如圖8a所示 圓周力:=5392.341N 徑向力:=2030.259N 軸向力:=1424.718N ②求軸承的支反力 水平面上:=5392.341103/440=1262.298N

28、 =5392.341337/440=4130.043N 垂直面上: =(2030.259103+1424.718479.985/2)440=1252.36N =(2030.259337-1424.718479.985/2)/440=777.9N (4)畫彎矩(如圖8b、c) 剖面C處彎矩: 水平面上:=425.4Nm 垂直面上:=422Nm =(1252.36337-1424.718478.985/2)0.

29、001=80.1Nm 最大合成彎矩: =599.2Nm (5)畫轉(zhuǎn)矩圖(如圖8d) =1230.169Nm (6)計算當(dāng)量彎矩 =69/118=0.585 ① 剖面C處當(dāng)量彎矩 =936.4Nm ② 剖面D處當(dāng)量彎矩 =719.6Nm (7)判斷危險剖面并驗算強度 ①C處當(dāng)量彎矩最大,為危險剖面。 MPa=27.3MPa<69MPa ② D直徑最小,并受較大轉(zhuǎn)矩,為危險剖面 MPa=57.5MPa<=69MPa 七、滾動軸承的選擇與壽命計算 1、減速

30、器高速軸滾動軸承的選擇與壽命計算 (1)軸承的選擇 高速軸的軸承既受一定徑向載荷,同時還承受軸向載荷,選用圓錐滾子軸承,初取d=40㎜,由參考文獻[3]表20.6-79選用型號為30208,其主要參數(shù)有:d=40㎜,D=80㎜,Cr=63KN,e=0.37,Y=1.6。 查參考文獻[4]表14-11:當(dāng)時,X=1,Y=0;當(dāng)時,X=0.4,Y=1.6。 (2)計算軸承受力(如圖9) ① 求軸承徑向載荷 根據(jù)“軸的設(shè)計”中已算出的高速軸1的軸承支反力,有: =1474.555N =3376.293N ② 求軸承的軸向載荷 軸承內(nèi)

31、部軸向力Fs,按參考文獻[4]表14-13: =1474.555/21.6=460.798N =3376.293/21.6=1055.092N 軸承的軸向載荷:因軸承Ⅰ被“壓緊”,故: =1233.19N =1055.092N (3)求軸承的當(dāng)量動載荷P 軸承Ⅰ:=1233.19/1474.555>e=0.37 查[4]表14-12,=1.5 =1.5(0.41474.555+1.61233.19)=3844.389N 軸承Ⅱ:=1055.095/3376.293=0.313

32、 =1.53376.293=5064.439N 因軸承相同,且,故應(yīng)以作為軸承壽命計算的依據(jù)。 (4)求軸承的實際壽命 已知滾子軸承=10/3 =79083h 根據(jù)設(shè)計條件,使用壽命十年,第年300天,每天8小時,則L=103008=24000h 因,故所選軸承合適。 2、減速器中間軸滾動軸承的選擇與壽命計算 (1)軸承的選擇 中間軸的軸承也是既受一定徑向載荷,同時還承受軸向載荷,選用圓錐滾子軸承,初取d=40㎜,由參考文獻[3]表20.6-79選用型號為30208,其主要參數(shù)有:d=40㎜,D=8

33、0㎜,Cr=63KN,e=0.37,Y=1.6。 查參考文獻[4]表14-11:當(dāng)時,X=1,Y=0;當(dāng)時,X=0.4,Y=1.6。 (2)計算軸承的受力(如圖10) ①求軸承的徑向載荷 根據(jù)“軸的設(shè)計”中已算出的中間軸軸承的支反力, =857.464N =4132.61N ③ 求軸承的軸向載荷 軸承內(nèi)部軸向力Fs,按參考文獻[4]表14-13: =857.464/21.6=267.958N =4132.61/21.6=1291.44N 軸承的軸向載荷: 其中 1424.7

34、18-178.098=1246.62N 因,使軸承Ⅱ被“壓緊”,故: =267.958N 267.958+1246.62=1514.578N (3)求軸承的當(dāng)量動載荷P 軸承Ⅰ:=267.958/857.464=0.313

35、10/3 =142111h>L=24000h 故所選軸承滿足要求。 3、減速器低速軸滾動軸承的選擇與壽命計算 (1)軸承的選擇 根據(jù)受力要求,軸承將承受較大的徑向力和軸向力,選取圓錐滾子軸承,由參考文獻[3]表20.6-19選用型號為32010,其主要參數(shù)為:d=50㎜,D=80㎜,Cr=61KN,e=0.42,Y=1.4。 查參考文獻[4]表14-11:當(dāng)時,X=1,Y=0;當(dāng)時,X=0.4,Y=1.4 (2)計算軸承受力(如圖11) ① 求軸向載荷 根據(jù)“軸的設(shè)計”中已算出的低速軸3的軸的支反力:

36、1778.146N 4202.664N ② 求軸向載荷 軸承內(nèi)部軸向力Fs,按參考文獻[4]表14-13: 1778.416/21.4=635.052N =4202.664/21.4=1500.951N 軸承的軸向載荷: 其中 =1424.718N,因使得軸承Ⅰ被“壓緊”,故: =1500.951+1424.718=2925.669N =1500.951N (3)求軸承的當(dāng)量動載荷 軸承Ⅰ:=2925.669/1778.146>e=0.42 查參考文獻[4]表14-12,=1.5

37、 1.5(0.41778.146+1.42925.669)=7210.792N 軸承Ⅱ:=1500.951/4202.664=0.36L=24000h 即所選軸承滿足使用要求。 八、聯(lián)軸器的選擇 1、輸入端聯(lián)軸器的選擇 根據(jù)工作情況要求,決定高速軸1與電動機軸之間選用彈性柱銷聯(lián)軸器。按參考文獻[4]15-1,計算

38、轉(zhuǎn)矩為,由轉(zhuǎn)矩變化較小,查參考文獻[4]表15-1有=1.5,又因=103.729Nm,所以=1.5103.729=155.59Nm 根據(jù)=155.59Nm小于公稱轉(zhuǎn)矩,n=940r/min小于許用轉(zhuǎn)速及電動機軸伸直徑=48㎜,高速軸軸伸直徑d=30㎜,查參考文獻[3]表22.5-37,選用型其公稱轉(zhuǎn)矩630Nm,許用轉(zhuǎn)速5000r/min,軸孔直徑范圍d=30~48㎜,孔長=82㎜,=82㎜,滿足聯(lián)接要求。 標(biāo)記為:HL3聯(lián)軸器 2、輸出端聯(lián)軸器的選擇 根據(jù)工作情況要求,決定低速軸3與運輸機主軸之間也選用彈性柱銷聯(lián)軸器。按參考文獻[4]15-

39、1,計算轉(zhuǎn)矩為,依然查參考文獻[4]表15-1有=1.5,此時T=1230.169Nm,所以=1.51230.169=1845.25Nm 根據(jù)=1845.25Nm小于公稱轉(zhuǎn)矩,=66.67r/min小于許用最高轉(zhuǎn)速及輸出軸軸伸直徑d=50㎜,查參考文獻[3]表22.5-37,選用LH5型其公稱轉(zhuǎn)矩2000Nm,許用轉(zhuǎn)速3500r/min,軸孔直徑范圍d=50~70㎜,孔長=142㎜,=142㎜,滿足聯(lián)接要求。 標(biāo)記為:HL5聯(lián)軸器 九、鍵聯(lián)接的選擇和驗算 1、聯(lián)軸器與高速軸軸伸的鍵聯(lián)接 采用圓頭普通平鍵(GB1095-79),由d=30㎜,查參

40、考文獻[5]表3.2-18得bh=87,因半聯(lián)軸器長82㎜,故取鍵長L=70㎜,即d=30㎜,h=7㎜,l=L-b=62㎜,T=98.589Nm 由輕微沖擊,查參考文獻[4]表10-1得=100MPa, 所以4100098.589/30762=30.288MPa<=100MPa 故此鍵聯(lián)接強度足夠。 2、小圓錐齒輪與高速軸1的鍵聯(lián)接 采用圓頭普通平鍵(GB1095-79),由d=30㎜,查參考文獻[5]表3.2-18得bh=108,取鍵長L=100㎜,即d=30㎜,h=8㎜,l=L-b=90㎜,T=98.589Nm

41、 由輕微沖擊,查參考文獻[4]表10-1得=100MPa, 所以4100098.589/30890=18MPa<=100MPa 故此鍵聯(lián)接強度足夠。 3、大圓錐齒輪與中間軸2的鍵聯(lián)接 采用圓頭普通平鍵(GB1095-79),由d=50㎜,查參考文獻[5]表3.2-18得bh=149,因大圓錐齒輪齒寬71㎜,故取鍵長L=64㎜,即d=50㎜,h=9㎜,l=L-b=50㎜,T=323.5297Nm 由輕微沖擊,查參考文獻[4]表10-1得=100MPa, 所以41000323.5297/50950=57.5MPa<=

42、100MPa 故此鍵聯(lián)接強度足夠。 4、小斜齒圓柱齒輪與中間軸2的鍵聯(lián)接 由于軸直徑和傳遞轉(zhuǎn)矩相同,可采用與大圓錐齒輪和中間軸之間的鍵聯(lián)接相同的鍵亦可滿足強度要求。 5、大圓錐齒輪與低速軸3的鍵聯(lián)接 采用圓頭普通平鍵(GB1095-79),由d=70㎜,查參考文獻[5]表3.2-18得bh=2012,因大圓錐齒輪齒寬為90㎜,故取鍵長L=80㎜,即d=70㎜,h=12㎜,l=L-b=60㎜,T=1230.169Nm 由輕微沖擊,查參考文獻[4]表10-1得=100MPa, 所以410001230.169/7012

43、60=97.6MPa<=100MPa 故此鍵聯(lián)接強度足夠。 6、輸出端與聯(lián)軸器的鍵聯(lián)接 采用圓頭普通平鍵(GB1095-79),由d=50㎜,查參考文獻[5]表3.2-18得bh=149,因半聯(lián)軸器長142㎜,故取鍵長L=130㎜,即d=50㎜,h=9㎜,l=L-b=116㎜,T=1230.169Nm 由輕微沖擊,查參考文獻[4]表10-1得=100MPa, 所以410001230.169/509116=94.3MPa<=100MPa 故此鍵聯(lián)接強度足夠。 十、箱體的設(shè)計 箱體是減速器中所有零件基基座

44、,必須保證足夠的強度和剛度,及良好的加工性能,便于裝拆和維修,箱體由箱座和箱蓋兩部分組成,均采用HT200鑄造而成,具體形狀及尺寸見裝配圖。 十一、減速器附件的設(shè)計 (1)檢查孔: 為檢查傳動零件的嚙合情況,并向箱體內(nèi)注入潤滑油,在箱體頂部能直接觀察到齒輪嚙合的部位處設(shè)置檢查孔,平時,檢查孔的蓋板用螺釘固定在箱蓋上。 (2)通氣器: 減速器工作時,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)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,在箱體頂部裝設(shè)通氣器。 (3)軸承蓋: 為固定軸系部件的軸向位置并承受軸向載荷,軸承

45、座孔兩端用軸承蓋封閉。采用凸緣式軸承蓋,利用六角螺栓固定在箱體上,外伸軸處的軸承蓋是通孔,其中有密封裝置。 (4)定位銷: 為保證每次拆裝箱蓋時,仍保持軸承座孔制造和加工時的精度,在箱蓋與箱座的縱向聯(lián)接凸緣上配裝定位銷,彩用兩個圓錐銷。 (5)油尺: 為方便檢查減速器內(nèi)油池油面的高度,以經(jīng)常保待油池內(nèi)有適量的油,在箱蓋上裝設(shè)油尺組合件。 (6)放油螺塞; 為方便換油時排放污油和清洗劑,在箱座底部、油池的最低位置開設(shè)放油孔,平時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。 (7)啟箱螺釘: 為方便拆卸時開蓋,在箱蓋聯(lián)接凸緣上

46、加工2個螺孔,旋入啟箱用的圓柱端的啟箱螺釘。 十二、潤滑和密封 齒輪傳動用浸油方式潤滑,圓錐滾子軸承用潤滑脂潤滑;軸承端蓋處采用墊片密封,輸入輸出軸處采用橡膠圈密封,箱蓋和箱處接處部分用密封膠或水玻璃密封。 參考文獻: [1]吳相憲等主編:實用機械設(shè)計手冊,中國礦業(yè)大學(xué)出版社,1993 [2]洪鐘德主編:簡明機械設(shè)計手冊,同濟大學(xué)出版社,2002 [3]機械設(shè)計手冊編委會編著:機械設(shè)計手冊第3卷,機械工業(yè)出版社,2004 [4]黃華梁、彭文生主編:機械設(shè)計基礎(chǔ)(第三版),高等教育出版社,2001 [5]徐灝主編:新編機械設(shè)計師手冊,機械工業(yè)出版社,1995 28

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