二级同轴减速器课程设计241250%1.45%425同轴
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减速器课程设计
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二级同轴减速器课程设计241250%1.45%425同轴,减速器课程设计
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机械设计课程设计 题目 名称 同轴式二级齿轮减速器设计 学 院 专业班级 学 号 学生姓名 指导教师 日 期 nts 目 录 一、 机械设计基础课程设计任务书 1 二 、传动方案的拟定及说明 .1 三 、电动机的选择 .1 四 、 确定传动装置的总传动比和分配传动比 .2 五 、 计算传动装置的运动和动力参数 .3 六 、 传动零件 的 设计计算 4 七 、 传动 轴的设计 及校核 .11 八 、 轴承寿命的 校核计算 .19 九 、 键的选择及 校核 .21 十 、铸件减速器机体结构尺寸选择 . .22 十一、润滑油的选择 .23 十二、设计小结 . 24 参考资料目录 nts- 1 - 一、 设计任务书: 题目:设计一用于带式运输机传动装置中的展开式 同轴 二级圆柱齿轮减速器 1. 总体布置简图: 1 V带 ; 2 电动机 ; 3 齿轮减速器; 4 运输 带 ; 5 联轴器 ;6 卷筒 2. 工作情况: 连续单向运转,工作时有轻微振动。 3. 原始数据: 运输机工作轴转矩 T: 1250N.m 输送带滚筒的直径 D( mm): 420 输送带速度 V( m/s): 1.45 带速允许偏差(): 5 使用年限(年): 10 工作制度(班 /日): 单 4. 设计内容: 1) 电动机的选择与运动参数计算; 2) 直齿轮传动设计计算; 3) 轴的设计; 4) 滚动轴承的选择; 5) 键和联轴器的选择与校核; 6) 装配图、零件图的绘制; 7) 设计计算说明书的编写。 5. 设计任务: 1)减速器总装配图一张,要求有主、俯、侧三视图,比例 1: 1,nts- 2 - 图上有技术要求、技术参数、图号明细等; 2)低速大齿轮、低速轴零件图各一张; 3)设计说明书一份,包括传动计算、心得小结、弯矩图、扭矩图、参考资料; 4)课程设计答辩:根据设计计算、绘图等方面的内容认真准备,叙述设计中的要点,回答提问。 2) 设计进度: 1) 第一阶段:总体计算和传动件参数计算 2) 第二阶段:轴与轴系零件的设计 3) 第三阶段:轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 4) 第四阶段:装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 二、传动方案的拟定及说明: 由题目所知传动机构类型为:展开式二级 同轴 圆柱齿轮减速器。故只要对本传动机构进行分析论证。 本传动机构的特点是:减速器横向尺寸较小,两大齿轮浸油深度可以大致相同。结构较复杂,轴向尺寸大,中间轴承受载荷大、刚度差,中间轴承润滑较困难。 三、电动机的选择: 1 电动机类型和结构的选择: 因为本传动的工作状况是:连续单向运转,工作时有轻微振动。所以选用常用的封闭式 Y系列的电动机。 2 电动机容量的选择: 总传动效率为: 5423421 a 0.96 498.0 297.0 0.99 0.95 0.78; 1 为 V 带的效率 , 2 为轴承的效率, 3 为齿轮的效率, 4 为 联轴器 的效率, 5 为 滚筒 传动的效率 。 a=0.78 nts- 3 - 1) 工作机所需功率 Pw由已知条件可知: m in/2.654203 .1 4 45.1100060100060n rD v 卷筒 P 卷筒 Tn 卷筒 /9550=1250 65.2/9550=8.53KW 2) 电动机的输出功率dPPw P 卷筒 / a=8.53/0.78=10.94KW 3 电动机转速的选择: 为了便于选择电动机的转速,先推算电动机转速的可选择范围。根据机械设计基础课程设计表 2-1查得 V 带传动的传动比 iv 23,二级圆柱斜齿轮传动比 i 8 40,则电动机可选范围为 : nd nw iv i 1023 7823r/min 再根据功率选择 Y 系列三相异步电机,电机型号为: Y160M-4,满载转速为 nm=1460r/min,额定功率为 P=11KW。 4 电动机型号的确定: 根据电动机的额定功率 Pd Pw,及转速范围, 由表 17-7查出电动机型号为 Y160M-4,满载转速为 nm=1460r/min,额定功率为 P=11KW。 四、 计算传动装置的运动和动力参数: 1. 计算总传动比 i : 由电动机的满载转速mn和工作机主动轴转速wn可确定传动装置应有的总传动比: i 总 nm/nw 1460/65.2 22.4 2. 合理分配各级传动比: 由于减速箱是展开式布置,为了使两个大齿轮具有相近的浸油深度,应试两级的大齿轮具有相近的直径,于是可按下式 3. 分配传动比: 根据传动比范围,取带传动的传动比为 2 减速器的传动比为: 卷筒n65.2r/min Pw 10.94KW dP 11kW 4.22总i nts- 4 - 2.112 4.22 带总iii令: i1 为高速级 , i2为低速级 1 1.3ii因为, i=11.2,所以 i1 =3.82,i2 =2.93 将传动装置各轴由高速到低速依次定为 电动机轴 、 高速轴 I、 中间轴II、 低速轴 III.其传动效率依次分别为01、 12 、23、34。 1.各轴的转速 高速轴的转速 min/7302/14601 rinnVm 中间轴的转速 m in/1.19182.3/730112 rinn 低速轴的转速 m in/22.6593.2/1.191223 rinn 滚筒轴的转速 m in/22.653 rnn w 此时速度偏差为 0.03%小于 5% ,所以可行。 2.各轴的功率 电动机的输 出 功率 kwpw 94.10高速轴的输入功率 kwppm 29.1098.096.094.10011 中间轴的输入功率 kwpp 78.997.098.029.101212 低速轴的输入功率 kwpp 3.997.098.078.92323 滚筒轴的输入功率 kwpp 02.998.099.03.93434 3.各轴的转矩 i=11.2 i1 =3.82 i2 =2.93 min/7301 rn min/1.1912 rn min/22.653 rn min/22.654 rn kwp w 94.10kwpkwpkwpkwp02.93.978.929.104321nts- 5 - 电动机的输入转矩 mNnpT m 6.71955000高速轴的输入转矩 mNnpT 6.1349550111中间轴的输入转矩 mNnpT 9.4889550222低速轴的输入转矩 mNnpT 8.13619550333滚筒轴的输入转矩 mNnpT 3.13219550444六、 传动件设计计算: 1.带传动的设计 确定计算功率 工作情况系数 查机械设计基础表 13-6 =1.1 =1.1 10.94=12.03KW 选择带型号 根据 Pc =12.03kw, nm 1460r/min, 查图初步选用普通 A型带 选取带轮基准直径 查机械设计基础表 13-7选取小带轮基准直径 =100mm,则大带 轮基准直径 2 100( 1-0.02) =196mm 式中 为带的滑动率,通常取( 1% 2%),查表后取 =200mm 项 目 电动机轴 高速轴 I 中间轴 II 低速轴 III 滚筒轴IV 转速( r/min) 1460 730 191.1 65.22 65.22 功率( kW) 10.94 10.29 9.78 9.3 9.02 转矩( N m) 71.6 134.6 488.9 1361.8 1321.3 传动比 1 2 3.82 2.93 1 效率 1 0.95 0.95 0.95 0.94 mNTmNTmNTmNTmNT3.132 18.136 19.4886.1346.714210Pc=10.2KW =100mm =200mm PKP Ac nts- 6 - 验算带速 v 100060 1460100 =7.64m/s 在 5 5m/s 范围内,带充分发挥。 ( 5) V 带基准长度 Ld 和中心距 a a0 =1.5( 100+200) =450mm 取 a0 =450,符合 0.7( + ) 120 ,合适 ( 7)求 确定 v 带根数 z 因 =100mm, nm 1460r/min, 带速 v=7.64m/s,得实际传动比 )1(1 221 d dd dnni=2.04 传动比误差验算 %1 002 204.2 i=2%在误差允许范围内。 查表得单根 v 带功率增量0P=0.17KW,包角修正系数K=0.975,带长修正系数 LK =0.96, P0=1.33KW 则由公式得 Lc KKPP PZ)( 008.57 故选 9 根带。 ( 8)确定带的初拉力 F0(单根带) 查表 13-1得 q=0.10kg/m,故可由式( 13-17)得单根 V带的初拉力 =143N 作用在轴上的压力 =2 9 143 sin 6.167 /2=2553N Ld=1250m a=462mm Z=9 F0=143N FQ=2553N 2 00 LLaa d 2sin2 10 zFF Q nts- 7 - ( 9)带轮的结构设计 查表得 e=15 f=10 带轮宽度 B=(Z-1)e+2f=140 mm 六:齿轮的设计: .高速级齿轮 按齿面疲劳强度计算 : 1.选定齿轮类型,精度等级,材料 , 齿数 及螺旋角 : ( 1) 选用斜齿圆柱齿轮传动; ( 2) 运输机为一般工作机,速度不高,因此选用 八 级精度等 级; ( 3) 材料由机械设计 P191 表 10-1 选择小齿轮材料为 45 钢,调质处理,硬度为 280HBS,大齿轮材料为 ZG35CrMo 钢,调质处理,硬度为240HBS,二者硬度相差 40HBS; 初选小齿轮齿数为 z1 = 20,则大齿轮齿数为 z2 = i1 z1 = 3.8220 = 76.4,取 z2 = 77。 U=77/20=3.85。 ( 4) 初选螺旋角 = 12。 2.参数确定: ( 1) 载荷系数 Kt取 1.6,由机械设计 P217 图 10-30 取区域系数ZH = 2.43,由 P215 图 10-26 取 1 = 0.75, 2 = 0.83, = 0.75+0.83 = 1.58 ( 2) 应力循环次数: N1 = 60n1jLh = 60730 1(183658) = 1.3109 N2 = N1i = 3.3108 根据机械设计 P207 图 10-19 取 接 触 疲 劳 寿 命 系 数KNH1 = 0.98, KNH2 = 1.06,由 P205 表 10-7 取 d = 0.5(1+u)a, a为规定值,齿宽系数 d取 1.1 ( 3) 根据机械设计 P201 表 10-6 材料弹性影响系数 ZE = 189.8MP1 2 。 ( 4) 根据机械设计 P209 图 10-21d 按齿面硬度查小齿轮接触 疲劳强 度极限 Hlim1 = 600MPa ,大 齿轮接 触疲劳 强度 极限Hlim2 =550 MPa。 ( 5) 许用应力: 取失效概率为 1 ,安全系数 S=1 H1 = KHN1Slim1S = 0.98600 = 589.4MPa H2 = KHN2Slim2S = 1.06550 = 585.7MPa H2 = 585.7MPa计算。 B=140mm H 1= 589.4 MPa H 2= 585.7 MPa nts- 8 - 3.计算: ( 1)小齿轮分度圆直径 d1t: d1t 2KtT1du+1u ( ZHZEH)23d1t 21.6134.61031.11.58 4.853.85(2.43189.8585.7 )23=57.8mm ( 2)圆周速度 v: v = d1tn1601000 = 57.873060000 = 2.2m s ( 3) 载荷系数 K: 根据机械设计 P193 表 10-2 原动机为电动机,载荷有轻微冲击,则取使用系数 KA = 1.25, P210取 八 级精度,根据 P194表 10-8取 KV = 1.15,由 P196-197 表 10-4 取 KF = 1.37,由 P198 图 10-3 的 KH = KF = 1.4 载荷系数: K = KAKVKHKH = 1.251.091.371.4 = 2.76 ( 1) 按实际载荷系数校正所得分度圆直径: d1 = d1t KKt3 = 57.8 2.761.63= 69.3mm ( 2) 同轴式中心距要满足: a d12 (1+i) = 69.32 (1+3.82) = 167mm . 低速级齿轮按齿面疲劳强度计算: 1.选定齿轮类型,精度等级,材料,齿数及螺旋角: ( 6) 选用斜齿圆柱齿轮传动; ( 7) 运输机为一般工作机,速度不高,因此选用 八 级精度等 级; ( 3) 材料由机械设计 P191 表 10-1 选择小齿轮材料为 45 钢,调质处理,硬度为 280HBS,大齿轮材料为 ZG35CrMo钢,调质处理,硬度为 240HBS,二者硬度相差 40HBS; ( 4) 初选小齿轮齿数为 z1 = 23,则大齿轮齿数为 z2 = i2 z1 =2.9323 = 67.4,取 z2 = 68。 U=68/23=2.96 ( 5) 初选螺旋角 = 13。 2.参数确定: ( 1) 载荷系数 Kt取 1.6,由机械设计 P217 图 10-30 取区域系数ZH = 2.435 ,由 P215 图 10-26 取 1 = 0.78 , 2 = 0.88 , = 0.78+0.88 = 1.66 ( 2) 应力循环次数: v= 2 2m s K = 2.76 d1= 69.3mm a 167mm nts- 9 - N1 = 60n2jLh = 60191.11(1103658)= 3.35108 N2 = N1i2= 1.14108 根据机械设计 P207 图 10-19 取 接 触 疲 劳 寿 命 系 数KNH1 = 1.06, KNH2 = 1.13,由 P205 表 10-7 取 d = 0.5(1+u)a, a为规定值,齿宽系数 d取 1 ( 8) 根据机械设计 P201 表 10-6 材料弹性影响系数 ZE = 189.8MP1 2 。 ( 9) 根据机械设计 P209 图 10-21d 按齿面硬度查小齿轮接触 疲劳强 度极限 Hlim1 = 600MPa ,大 齿轮接 触疲劳 强度 极限Hlim2 =550 MPa。 ( 10) 许用应力: 取失效概率为 1 ,安全系数 S=1 H1 = KHN1Slim1S = 1.06600 = 638.6MPa H2 = KHN2Slim2S = 1.13550 = 622.4MPa H = 622.4 MPa 3.计算: ( 1)小齿轮分度圆直径 d1t: d1t 2KtT1du+1u ( ZHZEH)23d1t 21.64.910511.66 3.962.96(2.435189.8622.4 )23=88.60mm ( 2)圆周速度 v: v = d1tn2601000 = 88.60191.160000 = 0.88m s ( 3) 载荷系数 K: 根据机械设计 P193 表 10-2 原动机为电动机,载荷有轻微冲击,则取使用系数 KA = 1.25, P210取 8级精度,根据 P194表 10-8取 KV = 1.06,由 P196-197 表 10-4 取 KF = 1.34,由 P198 图 10-3 的 KH = KF = 1.2 载荷系数: K = KAKVKHKH = 1.251.061.21.34 = 2.13 ( 5) 按实际载荷系数校正所得分度圆直径: nts- 10 - d1 = d1t KKt3 = 88.60 2.131.63= 97.5mm ( 6) 同轴式中心距要满足: a d12 (1+i2) = 97.52 (1+2.93) = 191.5mm 要同时满足接触疲劳强度要求应满足 a 191.5mm,因此取a=192mm。 .对于高速级齿轮: 1.计算参数: mn = 2acosz1 +z2= 2192cos1297 = 3.84mm 取 mn = 4mm z1 +z2 = 2acosmn= 2192 cos124 = 93.15 取 z1 +z2 = 93 z1 = z1:z21:i = 944.82 = 19.3取 Z1=19 z2 = 9319 = 74 = cos;1( z1 +z2) mn2192 = 14.38 与假设值相近 ,满足要求。 2按齿根弯曲强度校核: ( 1) 载荷系数: K = KAKVKHKH = 1.251.091.371.4 = 2.76 ( 2)纵向重合度 : = 0.318dz1 tan = 0.3181.1tan14.38 19 = 1.703 根据机械设计 P217 图 10-28 取螺旋角影响系数 Y = 0.91 ( 3)当量齿数: ZV1 = z1cos3 = 19cos3 14.38 = 20.8 ZV2 = z2cos3 = 74cos3 14.38 = 81 ( 3) 应力校正系数: 根据机械设计 P200 表 10-5 应力校正系数 YSa1 = 1.55, YFa1 = 2.8 YSa2 = 1.78, YFa2 = 2.2 a=192mm = z1 = 19 z2 = 74 = . = . = 1.703 ZV1 = 20.8 ZV2 = 81 nts- 11 - ( 4) 寿命系数: 取弯曲疲劳寿命系数 KFN1 = 0.885, KFN2 = 0.91 ( 5) 根据机械设计 P208 图 10-20c 取小齿轮弯曲疲劳强度极限 FE1 = 500MPa,大齿轮弯曲疲劳强度极限 FE2 = 380MPa ( 6) 计算弯曲疲劳许用应力: 取弯曲疲劳安全系数 S=1.4 F1 = KFN1FE1S = 0.8855001.4 = 316.4MPa F2 = KFN2FE2S = 0.913801.4 = 247MPa YFa1YSa1F1 =2.801.55316.4 = 0.01410 YFa2YSa2F2 =2.201.78247 = 0.01585 比较发现大齿轮的值较大。 mn 2KT1Y cos2 dz12 YFYSF3 mn = 0.0158522.760.911.346105 cos2 14.381.1192 1.583= 2.415 MV1,MH2 MV2,因此: M = M1 = MH2 +MV12 = 495226.212 +243215.49= 551727.08Nmm 6.按弯曲扭转合成应力校核轴强度: 取 =0.6 FNH1= 5888.54N FNH2= 230.53N MH1= 495226.21Nmm FNV1= 2046.12N FNV2= 226.79N nts- 17 - ca = M12 +(T)2W =551727.082 +(0.6428730)20.1503 = 48.70MPa 轴的材料是 45 钢,调质处理 ;1 = 60MPa ca S = 1.5 因此截面 左 侧符合安全要求。 ( 2)截面 右 侧: 1)抗弯截面系数: W=0.1d13 = 12500mm3 2)抗扭截面系数: WT=0.2d13 = 25000mm3 3)截面左侧弯矩: M=233549.16Nmm 4)扭矩: T1 = 428730N mm 5)弯曲应力: b = MW = 233549.1612500 = 18.68MPa 6)扭转应力: T = TWT= 42873025000 = 17.15MPa 轴材料为 45Cr,调质处理, B = 640MPa, ;1 = 275MPa, ;1 = 155MPa 根据机械设计 P43 附表 3-8 取 k= 3.36则 k= 0.8k= 2.69 轴为磨削加工由 P43 附图 3-4 得表面质量系数 = = 0.92 轴未经表面强化处理 q = 1则: K = k+ 11 = 3.45 K = k+ 11 = 2.78 根据机械设计 P40-413-1 及 3-2 得碳钢特性系数: = 0.10.2,取 0.1 = 0.050.2,取 0.05 轴向力引起的压缩应力很小,可以忽略因此 m = 0 S = ;1Ka +m= 2753.4518.68 = 4.27 S = ;1Ta +m= 1552.7817.152 +0.0517.152= 6.39 Sca = SSS2 +S2= 3.53 = 1.5 因此 中间 轴符合安全要求。 八:轴承寿命的校核: 1. 主动轴 7307C 角接触球 轴承: 轴承的基本额定动载荷 Cr=34.2KN, e=0.37, Y=1.6 K = 2.73 K = 2.01 S = 2.76 S = 4.49 Sca = 2.35 W = WT= 25000mm3 b= 18.68MPa T= 17.15M K = 3.45 K = 2.78 S = 4.27 S = 6.39 = . nts- 19 - 轴承径向载荷: Fr1 = FNH12 +FNV12 = 2597.02N Fr2 = FNH22 +FNV22 = 1790.76N 派生轴向力: Fd1 = Fr12Y = 2597.0221.6 = 811.57N Fd2 = Fr22Y = 1790.7621.6 = 559.61N Fa +Fd2 = 556+559.61 = 1115.61N 因此轴承左端压紧,右端放松, Fa1 = Fa +Fd2 = 1115.61N, Fa2 = 811.59N 取载荷系数 fP = 1 Fa1Fr1 0.37 = ,取 X1=0.4, Y1=1.6 P1=fP(X1Fa1 +Y1Fr1) = 1(0.42597.02+1.61115.61) =2824N Fa2Fr2 = 0.45 0.37 = ,取 X2=0.4, Y2=1.6 P2=fP(X2Fa2 +Y2Fr2) = 1(0.41790.76+1.6811.59) =2013N 取 P=P1=2824N 校核寿命: Lh = 10660n(CP)3= 10660730 (34.21032824 )3= 40551.8h 365108 = 29200h,因此所选轴承适用。 2. 中间轴 7309C 角接触 轴承: 7309C 轴承的基本额定动载荷 Cr=49.2KN, e=0.37, Y=1.6 轴承径向载荷: Fr1 = FNH12 +FNV12 = 6233.90N Fr2 = FNH22 +FNV22 = 323.38N 派生轴向力: Fd1 = Fr12Y = 6233.9021.6 = 1948.09N Fd2 = Fr22Y = 323.3821.6 = 101.06N Fa +Fd1 = 1928.06+528.5 = 2476.59N Fd2 +Fa = 101.06+1778.42 = 1879.48N 0.37 = ,取 X2=0.4, Y2=1.6 P2=fP(X2Fa2 +Y2Fr2) = 1(0.4328.39+1.62476.59) =4093N 取 P=P1=9350.85N 校核寿命: Lh = 10660n(CP)3= 10660191 (49.21036233.59 )3= 42903h 365108 = 29200h 0.44 = e,取 X2=0.4, Y2=1.4 P2= fP(X2Fa2 +Y2Fr2) = 1(0.44179.62+1.43293.15) =6281N 取 P=P2=6281N 校核寿命: Lh = 10660n(CP)3= 1066065.2(80.51036281 )3= 538148h 365108 = 29200h 538148,因此所选轴承适用。 九键的选择及校核: P = 2TKhL = 4TdhL P 建的材料为 45Cr, =125-150 MPa 1. 高速轴上的键: ( 1) 与带轮相连处选键 820,单键, bhL=8750 Fa2= 2476.59N P1 =6233.59N P2 =4093N Lh= 42903h Fr1= 4473.80N Fr2= 4179.62N = . Fd2= 1492.72N = . = . P1 =4473.8N P2 =6281N Lh= 5381483h nts- 21 - L=50-7=43mm P = 4TdhL = 413460030743 = 62 125 MPa 满足要求。 ( 2) 与齿轮相连处 选键 1270,单键, bhL=12870 P = 4TdhL = 413460045862 = 24.12 125 MPa 满足要求。 2. 中间轴上的键: (!) 与低速级小齿轮相连处选键 1465,单键, bhL=14965 ( 2) 与 低 速级大齿轮相连处选键 1473,单键, bhL=14973 因为两键处的轴直径即 d 相等,因此只需要校核低速级大齿轮处即可。 P = 4TdhL = 448890050951 = 77.6 125 MPa 满足要求。 3. 低速轴上的键: ( 1)与低速级大齿轮相连处选键 1690,单键, bhL=201290 P = 4TdhL = 41361826651270 = 99.76 125 MPa 满足要求。 ( 2)与联轴器相连处选键 1880,单键, bhL=1811100 P = 4TdhL = 41361826581182 = 104 125 MPa 满足要求。 十:箱体结构设计: 减速器箱体采用铸造( HT200)制成,采用剖分式结构 1. 传动件速度小于 12,故采用浸油润滑,为避免搅起沉渣 ,齿顶到油池的距离取 H=40mm,为保证机盖与机座连接处密封,连接处凸缘有足够宽度,表面精创,表面粗糙度取 6.3。 2. 机体为铸造加工,为方便拔模,圆角取 R=5mm 3. 机座壁厚: =0.025a+3=8.75,取 =10mm 4. 机盖壁厚: 1=0.02a+3=7.6,取 =8mm 5. 机座凸缘厚度: b=1.5 =15mm 6. 机盖凸缘厚度: b1=1.5 1=12mm 7. 机座底凸缘厚度: b2=2.5 =25mm 8. 地脚螺钉直径: df=0.036a+12=20.28,取 df=24mm,数量取 n=6 9. 窥视孔和窥视盖尺寸:孔: 150160mm,盖: 200200mm 10. 放油螺栓: M16 11. 油标尺尺寸: M16 12. 轴承旁连接螺栓直径: d1=0.75df=18mm,取 d1=20mm 13. 机盖与机座连接螺栓直径: d2=(0.50.6)df=12mm 14. 轴承端盖螺钉直径: 高速轴: d3=6mm, n=4 中间轴: d3=8mm, n=4 低速轴: d3=10mm, n=6 P = 61MPa P= 24.12MPa P= 77.6MPa P= 99.76MPa P= 104MPa nts- 22 - 15. 窥视孔盖螺钉直径: d4=8mm 16. 定位销直径: d=8mm 17. df、 d1、 d2 到外壁距离,查表分别为 34、 26、 18mm 18. df、 d2 到凸缘边缘距离为 28、 16mm 19. 外机壁到轴承端面的距离: L1=54mm 20. 大齿轮顶圆与内壁距离: 1 1.2 = 12mm 取 20mm 21. 机座 与机 盖 肋厚度: m1=0.85 1=8.5 取 9mm m=0.85 =6.8 取 9mm 22. 吊环: d=(2.53) =25mm s=(23) =20mm 23.吊钩: R=(1.52) =15mm s=(23) =20mm 十一: 润滑油选择: 根据速度选择 L-CKC220 号润滑油。 1. 齿轮的润滑: 根据表 5-4浸油深度推荐值,选取二级圆柱式齿轮减速器类型: 由于低速级周向速度小于 12m/s,采用浸油润滑, II级大齿轮浸油高度fh约为 0.7 个齿高但不少于 10mm,该大齿轮齿高fh=2.510mm,所以 II 级大齿轮浸油高
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