绞车传动装置设计

绞车传动装置 设计 领导形象设计圆作业设计ao工艺污水处理厂设计附属工程施工组织设计清扫机器人结构设计 JIU JIANG UNIVERSITY 题 目 设计绞车传动装置 院 系 机械 材料 关于××同志的政审材料调查表环保先进个人材料国家普通话测试材料农民专业合作社注销四查四问剖析材料 与 工程 路基工程安全技术交底工程项目施工成本控制工程量增项单年度零星工程技术标正投影法基本原理 学院 专 业 机电一体化 姓 名 刘佳敏 年 级 B0921 指导教师 胡云堂 二零一一年五月 减速箱原始数据及传动 方案 气瓶 现场处置方案 .pdf气瓶 现场处置方案 .doc见习基地管理方案.doc关于群访事件的化解方案建筑工地扬尘治理专项方案下载 的选择 2.1原始数据 卷筒圆周力F=10000N，卷筒转速n =45r/min，卷筒直径D=500mm 间歇工作，载荷平稳，传动可逆转，传动比误差为?5%，每隔2min工作一次， 停机5min，工作年限为10年。 2.2传动方案选择 传动装置总体设计的目的是确定传动方案、选定电机型号、合理分配传动比以及 计算传动装置的运动和动力参数，为计算各级传动件准备条件。 注意点是使用这个传动方案 应保证工作可靠，并且结构简 单、尺寸紧凑、加工方便、成本低廉、 传动效率高和使用维护便利。 电动机的选择计算 1(电动机类型和结构的选择 :按照已知条件的工作要求和条件，选用Y型全封 闭笼型三相异步电 动机。 2(电动机容量的选择: 工作机所需功率:Pw,5kW 电动机的输出功率:Pd,Pw/η，η?0.84，Pd,5.9kW 电动机转速的选择:nw=63.7r/min，V带传动比i1=2—4，单级齿轮传动比i2=3 —5 nd,(i1?i2?i2)nw。电动机转速范围为495—292r/min 3(电动机型号确定:由附录八查出符合条件的电动机型号,并根据轮廓尺寸、重 量、成本、传动比等因素的考虑，最后确定选定Y180L—6型号的电动机，额度 功率为11KW，满载转速1470r/min 2.2总传动比的确定及分配 由选定电动机的满载转速Nm和工作机主动轴的转速Nw，可得传动比 i=n/n mw 所以i= n/n=1470/45 =32.67 mw 斜式齿轮传动比 i=5.1 1 2.3 各种运动和动力参数计算 1，各轴转速 n?=n=1470r/min 0 n?= n?/i=219.95r/min 0 n?= n?/i=54.99r/min 1 丝杆轴n?=n?=5499r/min 2,各轴的输入功率 ?轴 P?=P?η?η= 20.581kw 12d ?轴 P?= P??η?η=19.68kw 23 ?轴 P?= P??η?η?η=18.65kw 456 3,各轴输入转矩 ?轴T?=9550 P?/ n?= T?=139.24N?m ?轴T?=9550 P?/ n?=777.3 N?m ?轴T?=9550 P?/ n?=3329.23 N?m 传动比i ?轴与?轴为4.41 ?轴与?轴为4 效率η ?轴与?轴为0.97 ?轴与?轴为0.95 斜齿圆柱齿轮传动设计 心距等于 标准 excel标准偏差excel标准偏差函数exl标准差函数国标检验抽样标准表免费下载红头文件格式标准下载 齿轮传动中心距，只是齿顶高和齿根高有所变化。 若x1=-x2;x1+x2?0，这种齿轮传动称为角度变位齿轮传动。此时，啮合角将不等于分度圆 压力角，分度圆和节圆不再重合。 4.2.4开式齿轮传动设计计算 一，开式齿轮材料及精度等级 1，材料 材料选择:小齿轮45钢(调质)硬度220-250HBs 大齿轮45钢正火硬度170-210HBs; 精度选择:查表《常见机器中齿轮精度等级》的开式齿轮应该选8级 精度(GB10095-88) 2，按齿轮接触疲劳强度设计 (1) 设计准则:先由齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度校 核。 (2) 按齿面接触疲劳强度设计，即 确定公式内的各计算数值 ?.试选载荷系 =1.1。 K ?.计算齿轮传递的转矩 T=420.3N.m 1 ?.齿宽系数 小齿轮齿数z取25，则大齿轮齿数z=100因开式传动为对称布置， 12 而齿轮齿面又为软齿面，同时还要注意开式齿轮的支承刚度小其宽度 系数取小一些由《机械设计》表6.5选取齿宽系数d=1 ?.计算应力循环次数 由公式 8 得出N=5.49?10 1 由公式 8得出N=1.37?10 v2 =?.由《机械设计》图10-19取接触疲劳寿命系数;。分别 1为1.05和1.1 .?.计算接触疲劳许用应力 1安全系数S=1 H 5 代入数据得出结论为588MPa m / 代入数据得出结论为583MPa s 2>.计算 ?. 试算齿轮模数 由计算可得m，但按标准取模数m=4 ?.计算主要尺寸。 1，分度圆 d=mz=4?25=100mm 1t1 d=mz=4?100=400mm 2t2 2，齿宽 b=b=1?100=100 mm 2 b=b+5=105 mm ?12 3，标准中心距a 0a=1/2?m(z+z)=250mm =12 4, 齿顶圆直径d 0a .根据国标有关数据 齿顶高h= h?m=4mm 8aa dd=+2 h=100+2?4=108mm 3 1ta1a dd=+2 h=400+2?4=408mm 2ta2a P?齿根弯曲疲劳强度校核 = 1 0满足上述公式则合格 .1>.确定公式内的各计算数值 查《标准外齿轮的齿形系数Y》得出Y=2.65 Y=2.18 3fafafa21 查表《标准外齿轮的应力修正系数Y》得出Y=1.59 Y=1.80 9sasa1sa2 许用弯曲应力 k查表得 w 为210Mpa; 为190Mpa 查表取安全系数S=1.3 由图《弯曲疲劳寿命系数》与 都为1 由公式 代入数据得出结论1为162 Mpa;2为146 Mpa 比较得出齿根弯曲疲劳强度校核合格 (5).结构设计及绘制齿轮零件图 其次考虑大齿轮，因齿轮齿顶圆直径大于400mm，而又小于1000mm， 故以选用轮辐式结构为宜。其他有关尺寸按《机械设计》图6.29荐用 的结构尺寸设计。 首先其次考虑小齿轮，由于小齿轮齿顶圆直径小于等于160mm，所以选 用实心齿轮。 (注直齿轮为1) i =4.2.5斜圆柱齿轮传动设计计算 1 材料选择:小齿轮20CrMnTi渗碳淬火，硬度56,62HRCs 7 大齿轮40Cr表面淬火，硬度50,55HRC; .精度选择:查表《常见机器中齿轮精度等级》的开式齿轮应该选8级6精度(GB10095-88) 4 2，按齿根弯曲疲劳强度设计 1 按斜齿轮传动的设计公式 i 1 = 4 确定公式内的各计算数值 n?.试选载荷系 =1.4。 K ??.计算齿轮传递的转矩 =T=99.24N.m 1 9小齿轮齿数z=20，则大齿轮齿数z=i z=4.41?20=88.2，取z为89。 1212 7初选螺旋角=14? 0 ?.当量齿数由下公式 n ? 经计算Z?22; Z?97 V1=V2 查《标准外齿轮的齿形系数Y》得出Y=2.75 Y=2.1905 2fafafa21 查表《标准外齿轮的应力修正系数Y》得出Y=1.58 Y=1.7985 1sasa1sa2由表《齿宽系数》取齿宽d=0.8 9?许用接触应力 .查阅资料可得，小齿轮,大齿轮的弯曲疲劳强度 9 为880PMa 5 为740Mpa n查表《安全系数S和S》 ?HF 安全系数S=1.4 =F 由公式 5 4 9 代入数据得出结论N=2.42?10 .1 由公式 9 9 i 8代入数据得出结论N=5.49?10 P2 ??.由《机械设计》图10-19取接触疲劳寿命系数==1 = 1 代入数据得出结论为629MPa 0 .代入数据得出结论为529Mpa 0 8 由代入数据得出结论为0.0069 Mpa P ? = 为0.0074 Mpa 9由公式 . 6 8 代入数据得出结论m=1.69 n P对比计算结果，由齿面接触疲劳强度计算的法面模数m大于齿根弯曲n ?疲劳强度计算的法面模数，m,2.5 n =?计算中心矩a 8 . 由公式代入数据得出结论a=140mm 6确定螺旋角β 5 T由公式代入数据得出结论; β=13.8? ?根据GB取β=14? =3，齿面接触疲劳强度校核 9计算相关参数与系数 9 . 2 4 分度圆直径d T ? 代入数据得出结论d等于51mm 1= 4代入数据得出结论d等于229mm 2 齿宽b 2 0代入数据得出结论b等于40.8 取b=40mm，b=45mm .21 3， 齿数比ū ū=i=4.41 3 T4， 许用应力 由图《试验齿轮的接触疲劳极限》查得 ?Hlim1=1500Mpa Hlim2=1220Mpa =查表《安全系数S和S》查得S=1.2, 1HFH 5查表《接触疲劳寿命系数》查得=1 =1.03 0 2由公式 . 2 代入数据得出结论=1250Mpa; 3 =1047Mpa 由公式代入数据得出结论为 946Mpa 满足，齿面接触疲劳强度校核合格。 四，几何尺寸计算 分度圆直径 由公式 经计算得出d为51mm d为229mm 12 齿顶圆直径 齿顶高ha=m=2.5mm 由公式da=d+2ha分别得出da=56mm da=234mm 12 3,齿根圆直径 齿根高hf=1.25m=1.25?2.5=3.125mm d=d-2hf得出d=44.75mm d=222.75mm ff1f2 齿全高h=ha+hf=2.5+3.125=5.625mm 4，标准中心距a a=140mm 5,齿宽b b=45mm b=40mm 12 五，齿轮的结构设计 1，斜齿圆柱齿轮结构设计 当圆柱齿轮的齿轮直径d=200,500mm时，采用腹板式结构，故斜齿a 轮的大齿轮应该采用腹板式齿轮。 d=1.6d=1.6?50mm=80mm 1s D= d-(10,12)m=207.82,212.82mm,取D=210mm 1a1 D=1/2 (D+ d)=145mm 110 d=0.25 (D—d)=32.5mm 110 c=0.3b=0.3?40mm=12mm n=0.5m=1.25mm 斜齿轮汇总表格 法向模数m 齿顶高ha 齿根高hf 分度圆直径中心距a d 2.5 2.5 3.125 229 140 齿顶圆直径齿根圆直径齿距 齿厚 齿槽宽 da df 234 222.75 7.85 3.925 3.925 2，开式齿轮的结构设计 当圆柱齿轮的齿轮直径d=200,500mm时，采用腹板式结构，故斜齿a 轮的大齿轮应该采用腹板式齿轮，小齿轮用实心式齿轮。 开式小齿轮的各部分尺寸见下表 分度圆直径d 齿顶高ha 齿根高hf 齿高h 100 4 5 9 齿顶圆直径da 齿根圆直径df 中心距a 模数m 108 90 250 4 大齿轮为腹板式 假设卷筒轴直径d=50mm，则 s d=1.6d=1.6?50mm=80mm 1s D= d-(10,12)m=342,350mm,取D=344mm 1a1 D=1/2 (D+ d)=212mm 110 d=0.25 (D—d)=66mm 110 c=0.3b=0.3?100mm=30mm n=0.5m=2mm 开式大齿轮汇总表格 分度圆直径d 齿顶高ha 齿根高hf 齿高h 400 4 5 9 齿顶圆直径da 齿根圆直径df 中心距a 模数m 408 390 250 4 第五章 轴的设计 5.2轴的材料 主要承受弯矩和扭矩。轴的失效形式是疲劳断裂，应具有足 够的强度、韧性和耐磨性。轴的材料从以下中选取: 1. 碳素钢 优质碳素钢具有较好的机械性能，对应力集中敏感性较低， 价格便宜，应用广泛。例如:35、45、50等优质碳素钢。一般轴 采用45钢，经过调质或正火处理;有耐磨性要求的轴段，应进 行表面淬火及低温回火处理 。轻载或不重要的轴，使用普通碳 z素钢Q235、Q275等。 1 2. 合金钢 = 合金钢具有较高的机械性能，对应力集中比较敏感，淬火性 2较好，热处理变形小，价格较贵。多使用于要求重量轻和轴颈耐 5 磨性的轴。例如:汽轮发电机轴要求，在高速、高温重载下工作， z采用27Cr2Mo1V、38CrMoAlA等。滑动轴承的高速轴，采用20Cr、 220CrMnTi等。 = 3. 球墨铸铁 1 球墨铸铁吸振性和耐磨性好，对应力集中敏感低，价格低廉， 0使用铸造制成外形复杂的轴。例如:内燃机中的曲轴。 0 5.3 轴的结构设计 如图所示为一齿轮减 速器中的的高速轴。轴上与 轴承配合的部份称为轴颈， 与传动零件配合的部份称 为轴头，连接轴颈与轴头的 非配合部份称为轴身，起定 位作用的阶梯轴上截面变化的部分称为轴肩。 轴结构设计的基本要求有: (1)、便于轴上零件的装配 轴的结构外形主要取决于轴在箱体上的安装位置及形式，轴上零件的 布置和固定方式，受力情况和加工工艺等。为了便于轴上零件的装拆， 将轴制成阶梯轴，中间直径最大，向两端逐渐直径减小。近似为等强 度轴。 (2)、保证轴上零件的准确定位和可靠固定 轴上零件的轴向定位方法主要有:轴肩定位、套筒定位、圆螺母定位、 轴端挡圈定位和轴承端盖定位。 5.4 轴的设计计算 4.4.1按扭转强度计算 这种方法是只按轴所受的扭矩来计算轴的强度。如果还受不大的 弯矩时，则采用降低许用扭转切应力的办法予以考虑。并且应根据轴 的具体受载及应力情况，采取相应的计算方法，并恰当地选取其许用m 应力。 = 在进行轴的结构设计时，通常用这种方法初步估算轴径。对于不 4 大重要的轴，也可作为最后计算结果。轴的扭转强度条件为: 强度条件: d1t = 1 设计公式: 0 0 m m 轴上有键槽: 放大:3~5%一个键槽;7~10%二个键槽。并且取标准植 d2t2式中:[τ]——许用扭转剪应力(N/mm)， =C为由轴的材料和承载情况确定的常数。 45.4.2 按弯扭合成强度计算 0 通过轴的结构设计，轴的主要结构尺寸、轴上零件的位置以及外 0载荷和支反力的作用位置均已确定，轴上的载荷(弯矩和扭矩)已可 m以求得，因而可按弯扭合成强度条件对轴进行强度校核计算。 m 对于钢制的轴，按第三强度理论，强度条件为: b 2 = 1 0设计公式: 0式中、:бe为当量应力，Mpa。 d为轴的直径，mm; m为当量弯矩;M为危险截面的合成弯矩; m ; M为水平面上的弯矩;M为垂直面上的弯矩;HV bW为轴危险截面抗弯截面系数;——为将扭矩折算为等效弯矩的折算系数 1 =?弯矩引起的弯曲应力为对称循环的变应力，而扭矩所产生的扭转剪 1应力往往为非对称循环变应力 0 5 m m 分别为对称循环、脉动循环及静应力状态下 的许用弯曲应力。 a对于重要的轴，还要考虑影响疲劳强度的一些因素而作精确验算。内 =容参看有关书籍。 25.4.3 轴的刚度计算概念 5 轴在载荷作用下，将产生弯曲或扭转变形。若变形量超过允许的 0限度，就会影响轴上零件的正常工作，甚至会丧失机器应有的工作性 m 能。轴的弯曲刚度是以挠度y或偏转角θ以及扭转角ф来度量，其校m 核公式为: y?[y]; θ?[θ]; ф?[ф]。 式中:[y]、 [θ]、 [ф]分别为轴的许用挠度、许用转角和许用扭转角。 h5.4.4 轴的设计步骤 a设计轴的一般步骤为: =(1)选择轴的材料 根据轴的工作要求，加工工艺性、经济性，选 4择合适的材料和热处理工艺。 m(2)初步确定轴的直径 按扭转强度计算公式，计算出轴的最细部 m 分的直径。 d(3)轴的结构设计 要求:?轴和轴上零件要有准确、牢固的工作 a1位置;?轴上零件装拆、调整方便;?轴应具有良好的制造工艺性等。 =?尽量避免应力集中;根据轴上零件的结构特点，首先要预定出主要 1零件的装配方向、顺序和相互关系，它是轴进行结构设计的基础，拟 0定装配方案，应先考虑几个方案，进行分析比较后再选优。 8原则:1)轴的结构越简单越合理;2)装配越简单越合理。 m5.5各轴的计算 m 一，从动轴的设计 d 1、选择的材料，确定许用应力 a2 由已知条件知减速器的功率属于中小功率，对材料无特殊要求，故 =选用45钢并经调质处理。由表《轴的常及部分机械性能》查得极限强 4度σb=650MPa,再由P265表14.1《轴的许用弯曲应力》查得许用弯曲 应力[σ-1b]=60Mpa。 0表14.1 常用材料的[t]值和C值 8 m轴的材料 Q235A,20 35 45 40Cr,35Si mMn [t]/MPa 12,20 20,30 30,40 40,52 C 135,160 118,135 107,118 98,107 查得C=107,118根据公式查表的d=(37.80~41.69)mm min 考虑要开槽，故将直径加大百分之三到百分比五，由设计手册取直径 d=40mm 2、设计输出轴的结构 由于设计的是单级减速器，课将齿轮布置在箱体内部中央，将轴承对 称安装在齿轮两侧，轴的外伸端安装开式齿轮。 将齿轮布置在单级减速器箱体中央，轴承对称安装在齿轮两侧，轴的 外伸端安装半联轴器。左轴承从轴的左端装入，其余零件从轴的右端 装入。齿轮左端用轴肩定位，右端用套筒固定，周向用普通平键固定。 轴承采用过渡配合固定，左轴承右侧用轴肩轴向固定，右轴承左侧借 用套筒周向固定，两轴承外侧均用左轴承端盖固定。半联轴器左侧由 轴肩定位，周向用普通平键联接固定，右端用轴端挡圈固定。 确定个轴段的直径 如下图所示，轴段1(外伸段)直径最小，d1=40mm，考虑到要对安 装在轴段1上的开式齿轮进行定位，轴段2上应有轴肩，同时为顺利 地在轴段2上安装轴承，轴段2必须满足轴承内径的标准，故轴段2 的直径为45mm,用相同的方法确定轴段3，4，6的直径为d3=50mm; d4=60mm;d6=45mm为了便于拆卸左轴承，可查出6209型滚动轴承的安 装高度为3.5mm，取d5=52mm. 确定个轴段的长度 齿轮的轮毂宽度为40mm，,为保证齿轮固定可靠，轴3的长度小于齿轮 的轮毂宽度，取l=38mm;为保证端面与箱体内壁不相碰，齿轮端面3 与箱体内壁之间应留有一定的间距，根据从动轴的齿轮与箱体间的距 离，取该间距为15mm;为保证轴承安装在箱体轴承座孔中(轴承宽度 为19mm)，并考虑轴承的润滑，取轴承端面距箱体内壁的距离为5mm， 所以轴段l=10mm l=10mm l=20mm,轴承支点距离98mm，根据箱体456 结构及联轴器距轴承盖要有一定距离的要求，去l=97mm,查阅有关联2 轴器手册取l=100mm。 1 3、确定键槽的主要尺寸 在轴段1,3上加工出键槽，键槽的长度比相应的轮毂宽度小约5, 10mm，键槽宽度按轴段直径查手册得到。经查表《键的主要尺寸》得 到: 键槽1的键宽b为14mm,键高h为9mm，键长L为28mm; 键槽2的键宽b为12mm,键高h为8mm，键长L为90mm。 4,选定轴的结构细节，如倒角，圆角，退刀槽的尺寸。按设计结果画 出轴的结构草图 5 、按弯曲-扭转组合强度校核 (1)、画出受力图 (2)，齿轮的圆周力 z Ft=2T2/d2=2?420300/184.5=4556N 1 =齿轮的径向力 2Fr=Fr?tanα=4556 tan20?=1658N 0 z(3)、计算作用于轴上的支反力 垂直平面内 2 =Fva=(Fr- Ft )d/2=1658/2=-354N 8水平方向内 9 Fvb= Fr- Fva=2012N ?-?截面处的弯矩为: M=2278?98/2=111622N.m H1 ZV1= 2 2 ZV2=97 ?截面左弯矩 代入数据得出结论为-17346N.m ?截面右弯矩 代入数据得出结论为98588N.m ?截面弯矩 Mv=Fvb*1/2=2012?29=58348N.mm 2 4，合作弯矩图 ?截面: M1左=112960N.mm M1右=148920 N.mm ?截面: M2=88139 N.mm 5,作转矩图 T=420295N.mm 6,求当量转矩 因为减速器双向运转，故可以认为转矩为脉动循环变化，修正系数为 0.6 ?截面: 代入数据得出结论292865 N.mm ?截面: m 代入数据得出结论267125 N.mm n 7，轴的校核 , 2 经过公式代入计算的出轴的强度足够 .二，主动轴的设计 51、选择的材料，确定许用应力 由已知条件知减速器的功率属于中小功率，对材料无特殊要求，故 选用45钢并经调质处理。由表《轴的常及部分机械性能》查得极限强 a度σb=650MPa,再由P265表14.1《轴的许用弯曲应力》查得许用弯曲 =应力[σ-1b]=60Mpa。 1表14.1 常用材料的[t]值和C值 4轴的材料 Q235A,20 35 45 40Cr,35Si 0 Mn m[t]/MPa 12,20 20,30 30,40 40,52 m C 135,160 118,135 107,118 98,107 查的C=107,118，根据公式查表的d=(23.97~26.43)mm min 考虑要开槽，故将直径加大百分之三到百分比五，由设计手册取直径 d=25mm β2、设计输出轴的结构 =由于设计的是单级减速器，课将齿轮布置在箱体内部中央，将轴承对 1称安装在齿轮两侧，轴的外伸端安装联轴器。 4确定轴的固定方式 ? 确定轴的结构形状，必须先确定轴上零件的装配顺序和固定方式。参 考图如下，轴的左右端用轴肩定位。这样小齿轮轴向位置完全确定。 确定个轴段的直径 如下图所示，轴段1(外伸段)直径最小，d1=25mm，考虑到要对安 装在轴段1上的联轴器进行定位，轴段2上应有轴肩，同时为顺利地 在轴段2上安装轴承，轴段2必须满足轴承内径的标准，故轴段2的 直径为30mm,由于小齿轮的4的齿顶圆的直径为59.82mm，故dd4=59.82mm;用相同的方法确定轴段6的直径为d6=30mm为了便于拆卸1左轴承，可查出6206型滚动轴承的安装高度为3mm，取d3=d5=36mm. = 5确定个轴段的长度 1齿轮的轮毂宽度为45mm，则轴4的长度取45mm，为保证端面与箱体内 m壁不相碰，齿轮端面与箱体内壁之间应留有一定的间距，根据从动轴 m 的齿轮与箱体间的距离，取该间距为13.5mm;为保证轴承安装在箱体 d轴承座孔中(轴承宽度为16mm)，并考虑轴承的润滑，取轴承端面距箱体内壁的距离为5mm，所以轴段l=l=18.5mm l=16mm,轴承支点距2356 离98mm，根据箱体结构及联轴器距轴承盖要有一定距离的要求，去=l=75mm,查阅有关联轴器手册取l=60mm。 221 2 9 m m 图由右向左看各段 3、确定键槽的主要尺寸 b在轴段1,3上加工出键槽，键槽的长度比相应的轮毂宽度小约5, 10mm，键槽宽度按轴段直径查手册得到。经查表《键的主要尺寸》得1 =到: 4键槽3的键宽b为8mm,键高h为7mm，键长L为50mm。 54,选定轴的结构细节，如倒角，圆角，退刀槽的尺寸。按设计结果画 m出轴的结构 m 第六章 轴承的选择 b 6.1轴承种类的选择 2 =查《机械设计课程设计手册》第二版 吴宗泽 罗圣国 主编 高等教育 4出版社出版P62 滚动轴承由于采用两端固定，采用深沟球轴承。型号 0为6206和6209。 m6.2深沟球轴承结构 m 深沟球轴承一般由一对套圈，一组保持架，一组钢球组成。其结构简 单，使用方便，是生产最普遍，应用最广泛的一类轴承。 该类轴承主要用来承受径向负荷，但也可承受一定量的任一方向的轴 向负荷。当在一定范围内，加大轴承的径向游隙，此种轴承具有角接 触轴承的性质，还可以承受较大的轴向负荷。 深沟球轴承装在轴上以后，可使轴或外壳的轴向位移限制在轴承的径 向游隙范围内。同时，当外壳孔和轴(或外圈对内圈)相对有倾斜时， (不超过8~—16~根据游隙确定)仍然可以正常地工作，然而，既有 倾斜存在，就必然要降低轴承的使用寿命。 深沟球轴承与其它类型相同尺寸的轴承相比，摩擦损失最小，极限转 速较高。在转速较高不宜采用推力球轴承的情况下，可用此类轴承承 受纯轴向负荷。如若提高其制造精度，并采用胶木、青铜、硬铝等材 质的实体保持架，其转速还可提高。深沟球轴承结构简单，使用方便， 是生产批量最大、应用范围最广的一类轴承，主要用以承受径向负荷。 当轴承的径向游隙加大时，具有角接触球轴承的性能，不承受加大的 轴向负荷。此类轴承摩擦系数小，震动、噪声低,极限转速高。不耐冲 击，不适宜承受较重负荷。 深沟球轴承一般采用钢板冲压浪形保持架，也可采用工程塑料、铜制 实体保持架。密封轴承内部根据不同的使用环境可添加相应的轴承专 用润滑脂。 可大批量的生产外径小于260mm的普通级深沟球轴承。应用于各类汽 车的变速箱、发动机、水泵等部位，并适合其它各种机械上采用。 d6.3本设计轴承选择 1根据安装轴承的直径和安装尺寸B的大小来选择轴承代号，而B的大= 5小由轴承与减速器的结构来确定。并查表的: 1主动轴承两端选择6206的轴承 m从动轴承两端选择6209的轴承 m 第七章 联轴器的选择 d 7.1 联轴器的功用 2联轴器是将两轴轴向联接起来并传递扭矩及运动的部件并具有一定的= 2补偿两轴偏移的能力，为了减少机械传动系统的振动、降低冲击尖峰 2载荷，联轴器还应具有一定的缓冲减震性能。联轴器有时也兼有过载 9安全保护作用。 m7.2 联轴器的类型特点 m 刚性联轴器:刚性联轴器不具有补偿被联两轴轴线相对偏移的能力， 也不具有缓冲减震性能;但结构简单，价格便宜。只有在载荷平稳， h转速稳定，能保证被联两轴轴线相对偏移极小的情况下，才可选用刚 a性联轴器。 = 2 . 5 m m d挠性联轴器:具有一定的补偿被联两轴轴线相对偏移的能力，最大量a随型号不同而异。 1 =无弹性元件的挠性联轴器:承载能力大，但也不具有缓冲减震性能， 5在高速或转速不稳定或经常正、反转时，有冲击噪声。适用于低速、 6重载、转速平稳的场合。 m非金属弹性元件的挠性联轴器:在转速不平稳时有很好的缓冲减震性 m 能;但由于非金属(橡胶、尼龙等)弹性元件强度低、寿命短、承载 能力小、不耐高温和低温，故适用于高速、轻载和常温的场合 d金属弹性元件的挠性联轴器: 除了具有较好的缓冲减震性能外，承载a能力较大，适用于速度和载荷变化较大及高温或低温场合。 2安全联轴器:在结构上的特点是，存在一个保险环节(如销钉可动联= 2接等)，其只能承受限定载荷。当实际载荷超过事前限定的载荷时，保 3险环节就发生变化，截断运动和动力的传递，从而保护机器的其余部 4分不致损坏，即起安全保护作用。 m起动安全联轴器:除了具有过载保护作用外，还有将机器电动机的带 m 载起动转变为近似空载起动的作用。 7.3 联轴器的选用 h联轴器选择原则: f转矩T: T?，选刚性联轴器、无弹性元件或有金属弹性元件的挠性联= 3轴器; T有冲击振动，选有弹性元件的挠性联轴器; 转速n:n?，非金属弹性元件的挠性联轴器; .对中性:对中性好选刚性联轴器，需补偿时选挠性联轴器; 1装拆:考虑装拆方便，选可直接径向移动的联轴器; 2环境:若在高温下工作，不可选有非金属元件的联轴器; 5成本:同等条件下，尽量选择价格低，维护简单的联轴器; m7.4 联轴器材料 m d半联轴器的材料常用45、20Cr钢，也可用ZG270—500铸钢。链齿硬 f1度最好为40HRC一45HRC。联轴器应有罩壳，用铝合金铸成。用单= 4排链时，滚子和套筒受力，销轴只起联接作用，结构可靠性好;用双4 .排链时，销轴受剪力，承受冲击能力较差，销轴与外链板之间的过盈7 5配合容易松动。在高速轻载场合，宜选用较小链节距的链条，重量轻，m m 离心力小;在低速重载场合，宜选用较大链节距的链条，以便加大承d载面积。链轮齿数一般为12~22。为避免过渡链节，宜取偶数。 f2 =因为轴直径为25mm查表《弹性柱销联轴器》可知选用HL2型号。 2 2如图， 2 . 7 5 m m a = 1 4 0 m m 第八章 键的选择 b键应该选择平键A型，查表得: 1从动轴段1键槽宽b为12mm，键高h为8mm，键长L为90mm; =从动轴段3键槽宽b为14mm，键高h为9mm，键长L为28mm; 4主动轴段1键槽宽b为8mm，键高h为7mm，键长L为50mm; 5 m m 第九章 箱体的设计 b箱体是减速器中所有零件基基座，必须保证足够的强度和刚度，及良 好的加工性能，便于装拆和维修，箱体由箱座和箱盖两部分组成，均2 =采用HT200铸造而成， 4具体形状及尺寸见装配图。 0 m第十章 减速器附件的设计 m (1)检查孔: 为检查传动零件的啮合情况，并向箱体内注入润滑油，在箱体顶部能 直接观察到齿轮啮合的部位处设置检查孔，平时，检查孔的盖板用螺 钉固定在箱盖上。 (2)通气器: 减速器工作时，箱体内温度升高，气体膨胀，压力增 大，为使箱内热胀空气能自由排出，以保持箱内压力平衡，不致使润d滑油沿分箱面或轴伸密封件等其他缝隙 1 =渗漏，在箱体顶部装设通气器。 (3)轴承盖: 为固定轴系部件的轴向位置并承受轴向载荷，轴承座8孔两端用轴承盖封闭。采用凸缘式轴承盖，利用六角螺栓固定在箱体0上，外伸轴处的轴承盖是通孔，其中有密封装置。 m(4)定位销:为保证每次拆装箱盖时，仍保持轴承座孔制造和加工时m 的精度，在箱盖与箱座的纵向联接凸缘上配装定位销，彩用两个圆锥D销。 1 =(5)油尺:为方便检查减速器内油池油面的高度，以经常保待油池内 2有适量的油，在箱盖上装设油尺组合件。 1(6)放油螺塞;为方便换油时排放污油和清洗剂，在箱座底部、油池 0的最低位置开设放油孔，平时用螺塞将放油孔堵住，放油螺塞和箱体 m接合面间应加防漏用的垫圈。 m (7)启箱螺钉:为方便拆卸时开盖，在箱盖联接凸缘上加工1个螺孔， D旋入启箱用的圆柱端的启箱螺钉。 (十一)、润滑和密封 0 =(1)、齿轮的润滑:采用浸油润滑，浸油高度约为六分之一大齿轮半 1径。 4(2)、滚动轴承的润滑:滚动轴承采用脂润滑。 5(3)、一般闭式齿轮传动采用油润滑，开式齿轮传动采用脂润滑。 m(4)、密封方法的选取:选用凸缘式端盖易于调整，轴承盖结构尺寸 m 按用其定位的轴承的外径决定。 d二、绘制图纸 1、完成减速器装配图一张; 0 =2、零件图三张:减速器从动齿轮和输出轴，箱体 3 2 . 5 mm c= 12mm n=1.25mm d1 =80mm D1 =344mm D0 =212mm d0 =66mm c=30mm n = 2 m m d =40mm d1= 40mm d2=45mm d3=50mm d4=6 0mm d5=52mm d6=45mm l1 =100mm l2 =97mm l3 =38mm l4 =10mm l5 =10mm l6 =20mm 键14?9?30 键12?8?90 Ft=4556N Fr=1658N d = 25mm d1=25mm d2= 20mm d3=36mm d4=59.82mm d5=36m m d6=30mm l1 =60mm l2 =7 5m l3 =18.5mm l=45mm l5 =1 8.5mm l6 =16mm 键 8 ? 7 ? 5 0