课程设计说明书-郑华龙

1 一 课程设计任务书 2 课程设计题目 1 带式运输机 2 1 运动简图 2 2 原始数据 2 二 传动装置总体设计方案 3 1 组成 3 2 特点 3 3 确定传动方案 3 三 电动机的选择 4 1 选择电动机的类型 4 2 电动机的选择 4 3 确定电动机转速 4 1 确定传动装置的总传动比和分配传动比 5 2 计算传动装置的运动和动力参数 6 3 运动和动力参数计算结果整理表 6 五 带轮设计 7 1 确定计算功率 kW 选择 V 带型号 7 2 选取 V 带型号 7 3 确定带轮基准直径和 7 4 验算带速 v 7 5 确定带长和中心距 7 6 验算小带轮包角 8 7 确定 V 带根数 Z 8 8 求作用在带轮轴上的压力 8 9 带轮主要参数 9 六 传动零件齿轮的设计计算 9 1 材料选择齿轮 9 2 2 计算高速级齿轮 9 3 计算低速级齿轮 12 4 齿轮的基本参数如下表所示 14 1 选择轴的材料 15 2 求输出轴 III 轴 上的功率 P 转速 转矩 15 3 初步确定轴的最小直径 15 4 轴的结构设计 15 5 求轴上的载荷 17 6 按弯曲扭转合成应力校核轴的强度 19 7 精确校核轴的疲劳强度 19 八 键的设计和计算 22 1 选择键联接的类型和尺寸 22 2 校核键联接的强度 22 3 其他键的选取与校核 22 九 箱体结构的设计 23 1 机体有足够的刚度 23 2 考虑到机体内零件的润滑 密封散热 23 3 机体结构有良好的工艺性 23 4 对附件设计 23 5 减速器机体结构尺寸如下 24 十 润滑密封设计 26 十一 联轴器设计 26 1 类型选择 26 2 载荷计算 26 3 选取联轴器 27 十二 设计小节 27 十三 参考资料 27 3 一 课程设计任务书一 课程设计任务书 注 注 因本人学号为 20097478 故任务书为 课程设计题目 1 带式运输机 第 7 组原始数据 1 运动简图 运动简图 2 原始数据 原始数据 题 号 参 数 1234567 78910 运输带工作拉力 F KN 3 03 23 53 844 24 54 555 56 运输带工作速度 v m s 2 01 81 61 91 91 91 81 81 71 61 5 滚筒直径 D mm 400450400400400450450450450450450 每日工作时数 T h 1616161616161616161616 使用折旧期 y 8888888 8888 3 已知条件 已知条件 1 工作情况 传动不逆转 载荷平稳 允许运输带速度误差为 5 2 滚筒效率 j 0 96 包括滚筒与轴承的效率损失 4 3 工作环境 室内 灰尘较大 最高环境温度 35 C 4 动力来源 电力 三相交流 电压 380 220V 5 检修间隔期 四年一次大修 两年一次中修 半年一次小修 6 制造条件及生产批量 一般机械厂生产制造 小批量 4 设计工作量 设计工作量 1 减速器装配图 1 张 A0 或 A1 2 零件工作图 1 3 张 3 设计说明书 1 份 二 传动装置总体设计方案二 传动装置总体设计方案 1 组成 组成 传动装置由电机 减速器 工作机组成 2 特点 特点 齿轮相对于轴承不对称分布 故沿轴向载荷分布不均匀 要求轴有较大的刚度 3 确定传动方案 确定传动方案 考虑到电机转速高 传动功率大 将 V 带设置在高速级 其传动方案如下 5 2 3 5 4 1 I II III IV Pd Pw 三 电动机的选择 三 电动机的选择 1 选择电动机的类型 选择电动机的类型 按工作要求和条件 选用三机笼型电动机 封闭式结构 电压 380V Y 型 选择 V 带传动和二级圆柱斜齿轮减速器 展开式 传动装置的总效率 a 792 096 099 0941 0922 096 0 54321 a 其中 为 V 带的效率 1 为滚动轴承效率 2 0 983 0 941192 2 为闭式齿轮传动效率 3 0 9410 972 4 为联轴器的效率 0 99 卷筒效率 0 96 包括其支承轴承效率的损失 5 2 电动机的选择 电动机的选择 负载功率 kw1 81000 8 1105 41000 3 FVPw 折算到电动机的功率为 10 23kw 0 792 8 1 a w d p p 6 3 确定电动机转速 确定电动机转速 卷筒轴工作转速为 min 43 76 45014 3 8 1100060100060 r D v n 经查表按推荐的传动比合理范围 V 带传动的传动比 二级圆柱斜齿轮减速器传动比4 2 i 则总传动比合理范围为 电动机转速的可选范围为 n 16 160 40 8 i160 16 a i a n a i 76 43 1222 88 12228 80r min 可供选择电机有 序号电动机型号额定功率 Kw满载转速 r min堵转转矩最大转矩 额定转矩额定转矩 1Y160M1 21129302 02 2 2Y160M 41114602 22 0 3Y160L 6119702 02 0 4Y180L 8117301 72 0 综合考虑电动机和传动装置的尺寸 重量和减速器的传动比 可以选择的电机型号为 Y160M 4 其 主要性能如上表的第 2 种电动机 四 确定传动装置的总传动比和分配传动比四 确定传动装置的总传动比和分配传动比 1 确定传动装置的总传动比和分配传动比 确定传动装置的总传动比和分配传动比 1 减速器总传动比 7 由选定的电动机满载转速和工作机主动轴转速 n 可得传动装置总传动比为 m n 1 19 43 76 1460 n n i m a 2 分配传动装置传动比 a i 0 ii 式中分别为带传动和减速器的传动比 10 i i 为使 V 带传动外廓尺寸不致过大 初步取 2 3 则减速器传动比为 19 1 2 3 8 3 0 ii 0 iia 按展开式布置 考虑润滑条件 为使两级大齿轮直径相近 可由展开式曲线查得 46 3 1 i 则 4 246 3 3 8 12 iii 2 计算传动装置的运动和动力参数 计算传动装置的运动和动力参数 1 各轴转速 轴 1460 2 3 634 78r min n 0 inm 轴 634 78 3 46 183 46r min n 1 in 轴 183 46 2 4 76 44 r min n n 2 i 卷筒轴 76 44r min n n 2 各轴输入功率 轴 10 23 0 96 9 82kW P d p 1 轴 2 9 82 0 98 0 97 9 34kW P p 3 轴 2 9 34 0 98 0 97 8 87kW P P 3 卷筒轴 2 4 8 87 0 98 0 99 8 61kW P P 3 各轴输入转矩 N m 1 T d T 0 i 1 电动机轴的输出转矩 9550 9550 10 23 1460 66 92N m d T m d n P 所以 轴 66 92 2 3 0 96 147 75 N m T d T 0 i 1 轴 147 75 3 46 0 98 0 97 485 96 N m T T 1 i 3 2 轴 485 96 2 4 0 98 0 97 1108 69 N m T T 2 i 2 3 8 卷筒轴 1108 69 0 98 0 99 1075 65 N m T T 3 4 3 运动和动力参数计算结果整理表 运动和动力参数计算结果整理表 五 五 带带 轮轮设设 计计 1 确定计算功率确定计算功率 kW 选择选择 V 带型号 带型号 c P 由表 5 5 查得 1 2 故 A K KWPKP Ac 2 13112 1 2 选取 选取 V 带型号 带型号 根据13 2kw 1460r min 由图 5 14 得选取 A 型 c P 1 n 3 确定带轮基准直径 确定带轮基准直径和和 1 D 2 D 由表 5 6 取 125mm 1 D 1 mmiDD625 284 991253 2 1 12 由表 5 6 取 280mm 2 D 大带轮转速 min 26 645280 99 0 1251460 1 2112 rDDnn 其误差 5 故允许 4 验算带速 验算带速 v smnDv 55 9 100060 146012514 3 100060 11 在 5 25m s 的范围内 带速合适 轴名功率 P KW转距 T N M 转速 n r min 转动比 i 效率 输入输出输入输出 电机轴 10 2366 9214602 30 96 轴 9 829 34147 75485 96634 783 460 95 轴 9 348 87485 961108 69183 462 40 95 轴 8 878 611108 691075 6576 4410 97 卷筒轴 8 618 11075 651011 9776 4410 94 9 5 确定带长和中心距 确定带长和中心距 初步选取中心距 a 650mm 由式 5 2 得带长 mm a DD DDaL 1 1945 6504 125280 280125 2 14 3 6502 4 2 2 2 2 12 21 由表 5 2 选用基准长度mmLd2000 计算实际中心距 mm700 4 677 8 125280 828012514 3 20002 280125 14 3 20002 8 82 2 2 2 2 12 2 2121 mm DDDDLDDL a 6 验算小带轮包角 验算小带轮包角 1 合格 120 9 166 3 57 4 677 125280 180 3 57180 12 1 a DD 7 确定 确定 V 带根数带根数 Z i 2 3 由表 5 3 5 4 查得kw17 0 Pkw93 1 P 00 由表 5 7 得03 1K2 5969 0K L 的 由表 根数 根 28 6 03 1969 0 17 0 93 1 2 13 kkPP z l00 c P 取根数为 7 根 8 求作用在带轮轴上的压力 求作用在带轮轴上的压力 由表 5 1 查得 q 0 1kg m 单根 V 带张紧力 N qv kZV P F C 1 165 55 9 1 0 1 969 0 5 2 55 97 2 13500 1 5 2 500 2 2 10 小带轮轴上压力为 NZFFQ3 2296 2 9 166 sin 1 16572 2 sin2 1 0 9 带轮主要参数 带轮主要参数 小轮直径 mm 大轮直径 mm 中心距 a mm 基准长度 mm 带的根数 z 125280677 420007 六 传动零件齿轮的设计计算六 传动零件齿轮的设计计算 1 材料选择齿轮 材料选择齿轮 假设工作寿命为 8 年 每年工作 250 天 每天工作 16 小时 带式输送机工作经常满载 空 载启动 工作有轻震 不反转 初选大小齿轮的材料均 45 钢 小齿轮经调质处理 其硬度在 229 286HBS 大齿轮经正火处理 其硬度在 169 217HBS 齿轮等级精度为 8 级 由于减速器要求 传动平稳 所以用圆柱斜齿轮 初选 10 2 计算高速级齿轮 计算高速级齿轮 1 查取教材 P133 可得 25 1 A K11 1 V K2 1 K1 1 K 832 1 1 12 111 1 25 1 K KKKK VA 传动比 由查图 6 12 得 查表 6 3 得 因齿较多 取 取46 3 i47 2 H Z8 189 E Z85 0 Z 则 10 99 0 Z 2 确定许用应力 查图 6 14 可知 查表 6 5 得 MPa HH 590 2lim1lim 1 1 1lim H S 则应力循环次数 11 9 11 10218 1250168178 6346060 h jLnN 89 12 1052 346 3 10218 1 iNN 又查图 6 16 可知 则 1 1 1 21 NN ZZ MPa S Z MPa S Z H NH HP H NH HP 590 1 1 1 1590 4 536 1 1 1590 lim 2lim 2 lim 1lim 1 查图 6 15 可知 查表 6 5 得 MPaMPa FF 220 240 2lim1lim 5 1 min F S 查图 6 17 得1 21 NN YY MPaY S Y MPaY S Y N F STF Fp N F STF Fp 33 2931 5 1 2220 3201 5 1 2240 min 2lim 2 min 1lim 1 3 计算小齿轮最小直径 查表 6 8 取齿宽系数8 0 d mm u uKT ZZZZ d dHP EH 49 77 46 3 146 3 8 0 1075 147832 1 2 4 536 99 085 0 8 18947 2 1 2 3 3 2 3 1 2 1 1 4 确定中心距a mmi d a81 172 46 3 1 2 49 77 1 2 1 就尽量圆整成尾数为 0 或 5 以得于制造和测量 所以初定 mma175 5 选定模数 齿数 和螺旋角 n m 1 z 2 z cos2 21 zz m a n 一般 初选 则30 17 1 z 20 8 25 1 z 10 5 862546 3 12 izz 09 3 5 8625 10cos1752cos2 21 zz a mn 由标准模数取 则mmmn3 89 114 3 10cos1752cos2 21 n m a zz 取115 21 zz 12 则 78 25 46 3 1 115 1 21 1 i zz z 取26 1 z 8926115 2 z 齿数比 43 3 26 89 12 zz 与的要求比较 误差为 0 87 可用 于是46 3 i 70 9 1752 1153 cos 2 cos 1 21 1 a zzmn 满足要求 6 计算齿轮分度圆直径 小齿轮 mm zm d n 13 79 7 9cos 263 cos 1 1 大齿轮 mm zm d n 87 270 7 9cos 893 cos 2 2 7 齿轮宽度 mmdb d 304 6313 798 0 1 圆整大齿轮宽度 mmb65 2 取小齿轮宽度 mmb70 1 8 校核齿轮弯曲疲劳强度 当量齿数 93 96 0 89 cos 27 96 0 26 cos 3 2 2 3 1 1 z z z z vv 根据当量齿数查表 6 4 则有 取 57 2 1 Fa Y6 1 1 sa Y19 2 2 Fa Y78 1 2 sa Y 80 0 68 0 21 YY9 0 1 Y 则 1 3 111 1 1 1 29 889 068 0 6 157 2 313 7965 1075 147832 122 FpsaFa n F MPaYYYY mbd KT 2 3 222 1 1 2 17 979 08 078 1 19 2 313 7965 1075 147832 1 22 FpsaFa n F MPaYYYY mbd KT 所以两齿轮齿根弯曲疲劳强度满足要求 此种设计合理 9 校核齿轮齿轮接触疲劳强度 13 传动比由查图 6 12 得 查表 6 3 得 因齿较多 取 46 3 i47 2 H Z8 189 E Z85 0 Z 取则 7 9 99 0 Z 21 2 2 1 1 56 516 46 3 13 7965 146 3 147750832 12 99 0 85 0 8 18947 2 1 2 HPHP EHH ubd uKT ZZZZ 所以两齿轮齿根弯曲疲劳强度满足要求 此种设计合理 3 计算低速级齿轮 计算低速级齿轮 1 查取教材 P133 可得 25 1 A K11 1 V K2 1 K1 1 K 832 1 1 12 111 1 25 1 K KKKK VA 2 确定许用应力 查图 6 14 可知 查表 6 5 得 MPa HH 590 4lim3lim 1 1 1lim H S 则应力循环次数 8 23 1052 32501681183 466060 h jLnN 88 34 1046 1 4 2 1052 3 iNN 又查图 6 16 可知 则 1 1 2 1 43 NN ZZ MPa S Z MPa S Z H NH HP H NH HP 590 1 1 1 1590 63 643 1 1 2 1590 lim 44lim 4 lim 33lim 3 查图 6 15 可知 查表 6 5 得 MPaMPa FF 220 240 4lim3lim 5 1 min F S 查图 6 17 得1 43 NN YY MPaY S Y MPaY S Y N F STF Fp N F STF Fp 3 2931 5 1 2220 3201 5 1 2240 4 min 4lim 4 3 min 3lim 3 3 计算小齿轮最小直径 查表 6 8 取齿宽系数8 0 d mm u uKT ZZZZ d dHP EH 81 105 4 2 14 2 8 0 10485 96832 1 2 63 643 99 0 85 0 8 18947 2 1 2 3 3 2 3 2 2 3 3 14 4 确定中心距a mmi d a87 179 4 21 2 81 105 1 2 3 就尽量圆整成尾数为 0 或 5 以得于制造和测量 所以初定 mma180 5 选定模数 齿数 和螺旋角 n m 1 z 2 z cos2 21 zz m a n 一般 初选 则30 17 1 z 20 8 25 1 z 10 60254 2 12 izz 17 4 6025 10cos1802cos2 21 zz a mn 由标准模数取 则mmmn4 63 88 4 10cos1802cos2 21 n m a zz 取89 21 zz 则 18 26 4 21 89 1 21 1 i zz z 取26 1 z 632689 2 z 齿数比 42 2 26 63 12 zz 与的要求比较 误差为 0 83 可用 于是4 2 i 56 8 1802 894 cos 2 cos 1 21 1 a zzmn 满足要求 6 计算齿轮分度圆直径 小齿轮 mm zm d n 17 105 56 8 cos 264 cos 3 3 大齿轮 mm zm d n 84 254 56 8 cos 634 cos 4 4 7 齿轮宽度 mmdb d 136 8417 1058 0 1 圆整大齿轮宽度 mmb85 4 15 取小齿轮宽度 mmb90 3 8 校核齿轮弯曲疲劳强度 根据 查表 6 4 则有 取 3 z 4 z60 2 3 Fa Y595 1 3 sa Y20 2 4 Fa Y78 1 4 sa Y 8 0 68 0 43 YY 9 0 Y 则 3 3 333 3 2 3 37 1269 068 0595 16 2 17 105485 10485 96832 122 FpsaFa n F MPaYYYY mbd KT 4 3 444 3 2 4 39 1409 08 078 12 2 17 105485 10485 96832 122 FpsaFa n F MPaYYYY mbd KT 所以两齿轮齿根弯曲疲劳强度满足要求 此种设计合理 10 校核齿轮齿轮接触疲劳强度 传动比由查图 6 12 得 查表 6 3 得 因齿较多 取 4 2 i22 2 H Z8 189 E Z85 0 Z 取则 56 8 99 0 Z HP EHH ubd uKT ZZZZ 78 580 4 217 10585 14 2485960832 12 99 0 85 0 8 18922 2 1 2 2 2 3 1 所以两齿轮齿根弯曲疲劳强度满足要求 此种设计合理 4 齿轮的基本参数如下表所示齿轮的基本参数如下表所示 名称符号公式齿 1齿 2齿 3齿 4 齿数 zz26892663 螺旋角 9 7 9 7 8 56 8 56 分度圆直径d cos mzd 79 13270 87105 16254 84 齿顶高 a h tttaa myxhh 2233 齿根高 f h ttaf mxchh 2 52 53 753 75 16 齿顶圆直径 a d aa hdd2 83 13274 87111 16260 84 齿根圆直径 f d ff hdd2 74 13265 8797 66247 34 中心距a 2 21 zzma t 175180 孔径 b70 齿宽b 1 db d 70659085 七 传动轴的设计七 传动轴的设计 1 选择轴的材料 选择轴的材料 选择轴的材料为 45 钢 经调质处理 其机械性能由表 11 1 和表 11 4 查得 60MPa 1 b MPa b 640 MPa275 1 MPa155 1 2 求输出轴 求输出轴 III 轴 上的功率轴 上的功率 P 转速 转速 转矩 转矩 33 n 3 T 已知 P 8 87KW 76 44r min 33 n 于是 1108 69N m 3 T 3 初步确定轴的最小直径 初步确定轴的最小直径 先按课本式 11 2 初步估算轴的最小直径 根据表 11 3 选 C 112 mm n P Cd63 54 44 76 87 8 112 3 3 3 3 min 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处的直径 为了使所选的轴与联轴器的孔径相适应 d 故需同时选取联轴器的型号 联轴器的计算转矩 查表 10 1 考虑到转矩变化很小 故取 则 3 TKT Aca 5 1 a K mNTKT Aca 03 16631108 695 1 3 17 按照计算转矩应小于联轴器公称转矩的条件 查 机械设计手册 选取 HL5 型弹性11222 套柱销联轴器 其公称转矩为 2000Nm 半联轴器的孔径mm 故取mm 半联轴器长55 1 d55 III d 度 L 142mm 半联轴器与轴配合的孔长度mm 107 1 L 4 轴的结构设计 轴的结构设计 1 拟定轴上零件的装配方案 选用课本 P236 图 11 18 a 中的装配方案 2 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 A 为了满足半联轴器的轴向定位要求 轴段右端需要制出一轴肩 故取 的直径 左端用轴端挡圈定位 按轴端直径取挡圈直径半联轴器与mmd62 mmD65 为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴端上 故 mmL107 1 轴配合的轮毂孔长度 段的长度应比略短一些 现取 1 Lmml105 B 初步选择滚动轴承 因轴承同时受有径向力和轴向力的作用 故选用单列圆锥滚子轴承 参照工作要求并根据 由轴承产品目录中初步选取 0 基本游隙组 标准精度级的单列mmd62 圆锥滚子轴承 30313 型 其尺寸为 d D T 65 140 36 故 mmLmmdd VIIIVIIVIIIVIIIVIII 36 65 而 右端滚动轴承采用轴肩进行轴向定位 由手册上查得 30313 型轴承定位轴肩高度 h 6mm 因此 mmd VIIVI 77 C 取安装齿轮出的轴段 IV V 的直径 齿轮的左端与左轴承之间采用套筒定位 mmd VIV 70 已知齿轮轮毂的宽度为 85mm 为了使套筒端面可靠地压紧齿轮 此轴段应略短于轮毂宽度 故取 mm 齿轮的右端采用轴肩定位 轴肩高度 h 0 07d 取 h 6mm 则轴环处得直径81 VIV L 轴环宽度取 mmd VIV 82 mmL VIV 12 18 D 轴承端盖的总宽度为 20mm 由减速器及轴承端盖的结构设计而定 根据轴承端盖的装拆及 便于对轴承添加润滑脂的要求 取端盖的外端面与半联轴器右端面间的距离 故取mml30 mml50 E 取齿轮距箱体内壁之距离 a 16 两圆柱齿轮间的距离 c 20 考虑到箱体的铸造误差 在mmmm 确定滚动轴承位置时 应距箱体内壁一段距离 s 取 s 8 已知滚动轴承宽度 T 36 高速级大mmmm 齿轮轮毂长 L 65 则mm mmmmasTl IVIII 64 416836 7680 mmmmlacsLl VIIVI 97 121620865 至此 已初步确定了轴的各端直径和长度 3 轴上零件的周向定位 齿轮 半联轴器与轴的周向定位均采用平键联接 按由手册查得平键截面 VIV d b h 20 12 GB1095 79 键槽用键槽铣刀加工 长为 68mm 同时为了保证齿轮与轴配合良好 的对中性 故选择齿轮轮毂与轴的配合为 H7 n6 同样 办联轴器与轴的联接 选用平键为 16 10 90 半联轴器与轴的配合为 H7 k6 滚动轴承与轴的周向定位是借过度配合来保证的 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 参考表 11 2 取轴端倒角为 2 45 5 其他轴的设计简图 输入轴 最小直径为mm n p cd91 27 78 634 82 9 112 33 中间轴 最小直径为mm n p cd51 41 46 183 34 9 112 33 5 求轴上的载荷求轴上的载荷 1 画受力简图 首先根据结构图作出轴的计算简图 确定顶轴承的支点位置时 查 机械设计手册 取 a 值 对于 30313 型圆锥滚子轴承 a 29mm 因此 做为简支梁的轴的支承跨距 mmmmmmLL5 189116 5 73 32 19 2 求作用在齿轮上的力 因已知低速级大齿轮的分度圆直径为mmd84 254 4 而8701 06N254 84 101108 692 2 3 43 dTFt 3202 58Ncos8 56 tan208701 06cos tan ntr aFF N69 309156 8 tan06 8701tan a t FF 其受力方向如图所示 NF LL L F tNH 24 5326 116 5 73 116 06 8701 32 3 1 NF LL L F tNH 82 3374 1165 73 5 73 06 8701 32 2 2 N LL DF LF F a r NV 05 2841 2 32 3 1 20 NFFF NVrNV 5 36105 284158 3202 12 mmNLLLLFM tH 82 391478 3232 mmNLFM NVV 17 208817 5 7305 2841 211 mmNLFM NVV 41934116 5 361 322 mmNMMM VH 39 44368917 20881782 391478 222 1 2 1 mmNMMM VH 33 3937184193482 391478 222 2 2 2 6 按弯曲扭转合成应力校核轴的强度 按弯曲扭转合成应力校核轴的强度 0 6 由表 15 1 2 查得 60MPa 由表 4 1 3 查得 t 6 1 128693 14230 552 655 616 32 55 2 32 2323 d tdbtd W 1 2 2 22 2 4 W TM W T W M ca S1 并由图分析知 左轴承被压紧 右轴承被放松 由此可得 A1 S2 Fa 2301N A2 S2 992N 5 联轴器 键 16 10 GB1096 79 A 型 l L b 96 16 80mm 25 3 计算当量动负荷计算当量动负荷 左轴承 016 0 142000 2301 0 1 C A 由表 8 5 用线性插值法可求得 e1 0 35 1 1 1 43 0 5326 2301 e R A 由 e1 查表 8 5 并用线性插值法求得 x1 0 4 y1 1 01 由此可得 4454 230101 153264 0 0 1 11111 AyRxfP p 右轴承007 0 142000 992 0 2 C A 由表 8 5 用线性插值法可求得 e2 0 4 2 2 2 63 0 1566 992 e R A 由 e2 查表 8 5 并用线性插值法求得 x2 0 44 y2 1 43 由此得 2903 99243 1 337444 0 0 1 22222 AyRxfP p 4 轴承寿命 轴承寿命 Lh计算 计算 因 P1 P2 故按左轴承计算轴承的寿命 32000 81801 4454 185000 44 7660 10 60 10 33 3 66 hLh P C n L hh 十 箱体结构的设计 十 箱体结构的设计 减速器的箱体采用铸造 HT200 制成 采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量 大端盖分机体采用配合 6 7 is H 1 机体有足够的刚度 机体有足够的刚度 在机体为加肋 外轮廓为长方形 增强了轴承座刚度 26 2 考虑到机体内零件的润滑 密封散热 考虑到机体内零件的润滑 密封散热 因其传动件速度小于 12m s 故采用侵油润油 同时为了避免油搅得沉渣溅起 齿顶到油池底 面的距离 H 为 40mm 为保证机盖与机座连接处密封 联接凸缘应有足够的宽度 联接表面应精创 其表面粗糙度为 3 6 3 机体结构有良好的工艺性 机体结构有良好的工艺性 铸件壁厚为 10 圆角半径为 R 3 机体外型简单 拔模方便 4 对附件设计 对附件设计 A 视孔盖和窥视孔 在机盖顶部开有窥视孔 能看到 传动零件齿合区的位置 并有足够的空间 以便于能伸入进 行操作 窥视孔有盖板 机体上开窥视孔与凸缘一块 有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫 片加强密封 盖板用铸铁制成 用 M6 紧固 B 油螺塞 放油孔位于油池最底处 并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧 以便放油 放油孔用螺 塞堵住 因此油孔处的机体外壁应凸起一块 由机械加工成螺塞头部的支承面 并加封油圈加以 密封 C 油标 油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处 油尺安置的部位不能太低 以防油进入油尺座孔而溢出 D 通气孔 由于减速器运转时 机体内温度升高 气压增大 为便于排气 在机盖顶部的窥视孔改上安 装通气器 以便达到体内为压力平衡 E 盖螺钉 27 启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度 钉杆端部要做成圆柱形 以免破坏螺纹 F 位销 为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度 在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥 定位销 以提高定位精度 G 吊钩 在机盖上直接铸出吊钩和吊环 用以起吊或搬运较重的物体 5 减速器机体结构尺寸如下 减速器机体结构尺寸如下 名称符号计算公式结果 箱座壁厚 83025 0 a 10 箱盖壁厚 1 8302 0 1 a 9 箱盖凸缘厚度 1 b 11 5 1 b 12 箱座凸缘厚度b 5 1 b 15 箱座底凸缘厚度 2 b 5 2 2 b 25 地脚螺钉直径 f d12036 0 ad fM18 地脚螺钉数目n查手册 6