一级圆柱直齿减速器课程设计78螺旋输送机传动装置内圆柱外圆锥.doc
一级圆柱直齿减速器课程设计78螺旋输送机传动装置内圆柱外圆锥
收藏
资源目录
压缩包内文档预览：(预览前20页/共26页)
编号：525302
类型：共享资源
大小：263.01KB
格式：ZIP
上传时间：2015-11-18
上传人：QQ28****1120
认证信息
个人认证
孙**（实名认证）
辽宁
IP属地：辽宁
3.6
积分
- 关 键 词：
-
减速器课程设计
- 资源描述：
-
一级圆柱直齿减速器课程设计78螺旋输送机传动装置内圆柱外圆锥,减速器课程设计
- 内容简介：
-
机械设计课程设计 1 机械设计基础课程设计说明书 设计题目： 螺旋输送机传动装置 学生姓名： 学 号： 专业年级： 09机械 2 指导老师： 成 绩： 2011 年 12 月 nts 机械设计课程设计 2 机械设计课程设计说明书 学生姓名 专业班级 机械设计制造及其自动化 学 号 指导教师 职 称 讲师 教研室 机电系教研室 题目 螺旋输送机传动装置 传动系统图： 原始数据：输送机工作轴转矩 m265NT 输送机工作轴转速 1min130 rn 工作条件 ：连续单向运行，工作时有轻微振动，使用期 8年，小批量生产，两班制工作输送机工作轴转速允许误差 %5 。 nts 机械设计课程设计 3 目录 1.电动机的选择与运动参数的计算 1.1、电动机的选择 （ 4） 1.2、 传动比的分配 （ 6） 1.3、传动装置运动参数 （ 6） 2. 各齿轮的设计计算 2.1、直齿圆柱齿轮减速设计 （ 9） 2.2、直齿圆锥齿轮减速设计 （ 13） 3.轴结构设计 3.1 、 高速轴的设计 （ 18） 4.校核 4.1、高速轴轴承和键的校 核 （ 23） 4.2、联轴器的选择 （ 23） 4.3、减速器的润滑 （ 23） 5.箱体尺寸及技术说明 5.1、 减速器箱体尺寸 （ 25） 6.福建设计 附件设计 （ 26） 7.其他技术说明 其他技术说明 （ 27） 8.设计心得 （ 29） 参考文献 （ 30） nts 机械设计课程设计 4 设计计算与说明 计算结果 1. 电动机的选择与运动参数的计算 1.1、电动机的选择 1.1.1、确定传送机所需的功率wP设定传送机本身的功率 98.0w wP wwnT 9550 kWkW 7972.398.09550 130265 1.1.2、确定传动总效率总443221 总 其中 1 、 2 、 3 、 4 分别为联轴器、一对锥齿轮、一对圆柱齿轮、球轴承的效率。 查表可得： 99.01 、 90.02 、 97.03 、 98.04 7 8 9 2 0.098.097.090.099.0 432 总1.1.3、电动机的输出功率 kWPPwd 6641.478920.0 7972.3 1.1.4、选择电动机 单级圆柱斜齿轮的传动比 6 锥齿轮 2 -3 则总动比的范围是 2-18 所以，的电动机的转速范围为 260-2340 r、 选择电动机型号为： Y132M2-6 KWP 7972.3w 78920.0总 kWPd 6641.4 电动机型号：Y132M2-6 nts 机械设计课程设计 5 Y132M2-6 电动机主要技术数据 额定功率wKkW5.5 满载转速满nmin960 r 同步转速 同nmin1000 r 额定转矩 额TmN0.2 最大转矩maxTmN2.2 1.1.5、电动机的外型尺寸 Y132M2-6电动机外形尺寸为（ mm） A B C D E F G H 216 178 89 38 80 10 33 132 K AB AC AD HD BB L 12 280 270 210 315 238 515 电动机安装尺寸（ mm） 中心高 H 外形尺寸 LX（ AC/2+AD）XHD 地脚安装尺寸AXB 地脚螺钉孔直径 K 轴伸尺寸DXE 装键部位 尺寸 FXGD 132 515X345X315 216X178 12 38X80 10X41 1.2、总传动比计算及传动比分配 1.2.1、总传动比计算 由题目给定参数可知输送机工作轴转速 1min130n r 38.7130960n ni a 满1.2.2、传动比的分配 38.7ia nts 机械设计课程设计 6 一级圆柱齿轮减速器传动比一般 6i 。 一级圆锥齿轮减速器，用于输入轴与输出轴垂直相交的传动时，若采用直齿轮一般 3i ，因此取一级闭式圆柱斜齿齿轮传动比 1i =3 则一级开式圆锥此轮传动的传动比 4615.2338.7i 12 ii a1.1.3、传动装置运动参数的计算 （ 1） 、对于圆柱斜齿齿轮传动 ： 高速轴的输入功率： kWK 6 1 7 5.499.06 6 4 1.4P1wI 低速轴的输入功率： kW38 9 4.497.0978.061 7 5.4PP34III 对于圆锥齿轮传动 ： 高速轴的输入功率 kW25 86.498.099.038 94.4PP 41III I I 低速轴的输入功率 kW7596.398.090.02586.4PP42I I IIv （ 2） 、各轴转速的计算 对于圆柱齿轮传动 ： 高速轴转速 min960n rnI 满低速轴转速 m in3203960n 1II rin I 对于圆锥齿轮传动 ： 高速轴转速 min3202 rnn III 低速轴转速 m in1304 6 15.2 320n 2Iv rin III （ 3） 、各轴输入转矩的计算 对于圆柱齿轮传动 ： 高速轴输入转矩 mNnPT III 9345.459606175.4955095503i1 4615.2i2 kW2586.4P III kW7596.3PIv min960I rn min320II rn min320III rn min130Iv rn mNT I 9345.45nts 机械设计课程设计 7 低速轴输入转矩 mNnPT IIIIII 996.1303203 8 9 4.49 5 5 09 5 5 0对于圆锥齿轮传动 ： 高速轴输入转矩 mNnPT 0 9 2 5.1273202 5 8 6.49 5 5 09 5 5 0 I I II I II I I低速轴输入转矩 mNnPT IvIv 215.2751307560.395509550Iv（ 4） 、各轴功率、转速、转矩列于下表 : 轴 名 功率 kW 转速minr 转矩 mN 圆柱齿轮传动 高速轴 I 4.6175 960 45.9345 低速轴 II 4.3894 320 130.996 圆锥齿轮传动 高速轴 II 4.2586 320 127.0925 低速轴 IV 3.7560 130 275.9215 2. 各齿轮的设计计算 2.1、直齿圆柱齿轮减速设计 2.1.1 工况分析 直齿圆柱斜齿齿轮传动采用 软齿面闭式传动，初选传动精度为 7 级，齿轮表面粗糙度为 6.1aR，其主要失效形式为点蚀，考虑传动平稳性，齿数宜取多一些，取 251 Z ， 75325112 iZZ ，压力角为 20 。 2.1.2 设计原则 1、设计准则，按齿面接触疲劳强度计算，再按齿根弯曲疲劳强度计算。 2、按齿根弯曲疲劳强度设计。 mNT II 996.130mNT III 09 25.12 7mNT Iv 9215.275kW6175.4P I kW3894.4P II 311 Z 932 Z 20 nts 机械设计课程设计 8 2.1.3 设计计算 （ 1） 、选择齿轮材料并确定螺旋角 小齿轮用 45调质，齿面硬度 250HBS 大齿轮用 45 常化 210HBS 选螺旋角为 14 （ 2） 、 按齿面接触接触强度设计 即 3 1211dHEHtTktd）（）（ 】【 (1) 确定公式的各值 1.试选 6.1tk2.区域系数 45.2HZ 3.查得 78.01 87.02 则 65.121 4.许用接触应力 ： 2 21 HHH 5.安全系数 S=1 失效概率为 1% 选齿宽系数 1d弹性影响系数 218.189 MPaZ E 查表 MPa6502limH ， MPa5802limF M Pa5.617M Pa1 65095.0SKHH l i m 2HN2H2 M Pa5 2 2M Pa1 5 8 09.0SKFF l i m 2F N 22F MPaH 5.569 6.应力循环次数 91 1091.2836582196060 N 832 102.97.81 NN MPa6501H MPa5802H nts 机械设计课程设计 9 则 9382.45375.5 6 93 8.4 8 945.245.4 5 9 3 46.1231211 dHEHtTktd）（）（ 】【 7.计算圆周速度 smv nd t /30 91.2100060 11 8. 计算齿宽 b及模数 9382.451 td db mmzdmtn 7829.1/co s.1 0115.425.2 ntmh4 5 1 6.11011.4/9 3 8 2.45 hb 9. 重合度 9822.1ta n318.01 zd10.计算载荷 系数 k 已知使用系数 1Ak 根据 v=2.3091m/s 动载荷系数 08.1vk418.1Hk14.1Hk2.1 FH kk载荷系数 855.1 HHVA kkkkk11.按实际载荷系数校正所算的分度圆直径 2594.48311 tkktdd12.计算模数 8731.1/cos11 zdm n （ 3） 、按齿根弯曲强度设计 3co s2 2121FFaFa dzYYYkTnm （ 1） 1. 计算载荷系数 83 12.1 FFVA kkkkk2.纵向重合度 9822.1查得螺旋角影响系数 85.0Y3计算当量齿数 367.27cos 311 zz v101 1.82cos 322 zz v6.1K nts 机械设计课程设计 10 （ 4）查取齿形系数 565.21 FaY2178.22 FaY（ 5）查取应力校正系数 604.11 SaY772.11 SaY（ 6） .计算大小齿轮的 FSaFaYY FSaFaYY= 1/60 4.156 5.2 F （ 7）确定公式内各参数 1.查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限 MPaFE 4401 MPaFE 4202 取 s=1.4 2.弯曲疲劳系数 92.01 FNk 96.02 FNk3. 143.289 1 F 288 2 F 4.1 FSaFaYY =0.014229 2 FSaFaYY =0.013646 （ 4） .设计计算 计算的nm1.23 （ 1）取nm=1.5 217.31cos1 nmdz 取 311z 932 Z （ 2） .几何尺寸的计算 847.95c os2)( 21 nmzza取 a=96 （ 3）正螺旋角 3 6 1 5.142c o s 21 amzzar n （ 4） 计算大小齿轮的分度圆直径 99.471 d 99.1432 d 565.21 FaY 2178.22 FaY 5.1m mma 96 mm48b1 mmb 1442 nts 机械设计课程设计 11 （ 5）计算齿宽 99.47 db d 圆整后取 551 B 502 B （ 5） 、计算齿轮其他参数 齿顶高 mmmhha 5.15.11*a 顶隙 mmmcc 375.05.125.0* 齿根高 mmh 875.1f 全齿高 mmhhhfa 375.2875.15.1 分度圆直径 mmmZ 48d 11 mmd 1442 基圆直径 mmdb 94.441 mmd b 83.1342 齿顶圆直径 51211 aa hdd147222 aa hdd 齿根圆直径 25.44211 ff hdd25.140222 ff hdd 齿距 71.4nn mp 齿厚 s=p/2=2.355 齿槽宽 e=p/2=2.355 2.2、直齿圆锥齿轮减速设计 nts 机械设计课程设计 12 2.2.1 选定高速级齿轮精度等级、材料及齿数 （ 1）输送机为一般工作机械，速度不高，故选用 7级精度。 （ 3）材料选择 选则小齿轮材料为 45钢 ，调质处理，硬度为 250HBS。大齿轮材料为 45钢， 常化 ，硬度为 210HBS，二者硬度差为 40HBS。 （ 4）选小齿轮齿数 ,201 z 则： 50z23.492046 15.2 2112 ，取ziz 。 2.2.2 按齿面 接触疲劳强度设计 按 参考文献 1式 10-9a计算 即 3 2121 5.0192.2 uKTZdRRHEt （ 1)确定公式内的各项数值 试选载荷系数 tK=1.3. 计算小齿轮的转矩： mNT 5.1270921 由机械设计 201 页表 10-6查出材料的弹性影响系数： 218.189 MPZ E 由 参考文献 1209 页表 10-21按齿面硬度查出： 小齿轮的接触疲劳强度极限 1limH =600MPa； 大齿轮的接触疲劳强度极限 2limH =550MPa 由 参考文献 1式 10-13计算应力循环次数： hjLnN 11 60=60 3201 （ 2 183 658 ） =2.246 810 212 / iNN =2.246 910 /3.5=9.111 710 。 由 参考文献 1207 页图 10-19查出得接触 疲劳寿命系数： 1HNK=0.94,2HNK=0.96。 计算接触疲劳许用应力 取失效概率为 1%，安全系数为 S=1。 SK HHNH 1lim11 =0.94600MPa= 564MPa 203 Z nts 机械设计课程设计 13 SK HHNH 2lim22 =0.96550MPa=52 8MPa 由 参考文献 1193 页 10-2取 1AK ；由机械设计 194页 10-8 试选动载系数 08.1VK；由机械设计 226页表 10-9取HK及HK为 1；H beFH KKK 5.1 , 25.1HbeK，则K=1.51.25=1.875 ，所以： 025.2875.1108.11 KKKKK VA 锥齿轮传动的齿宽系数常取 R= 31 (2)计算 计算小齿轮分度圆直径td1 3 2121 5.0192.2 uRKTZdRHEt 3224615.2315.01315.12092025.2)5288.189( 113.27mm 计算圆周速度 v =100060 1 ndm=1.897m/s 计算载荷系数 V=1.897m/s,7级精度，查得 08.1vk与试选值相同，故选取 08.1vk故选取 27.1131 d mm 计算小齿轮模数 65.52027.11311 zdmmm 2.2.3 按齿根弯曲疲劳强度设计 3 2212 1 15.014FSaFaRRtYYuzKTm （ 1）确定计算参数 计算载荷系数 FFaVA KKKKK11. 0811.875=2. 025。 504 Z o20 nts 机械设计课程设计 14 由 参考文献 1208 页表 10-21查出： 小齿轮的弯曲疲劳强度极限 1FE =460MPa； 大齿轮的弯曲疲劳强度极限 2FE =440MPa 由 参考文献 1206 页 10-18查表弯曲疲劳寿命系数1FEK =0.88, 2FEK =0.92。 计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数 S=1 SK FEFEF 111 = 1 46088.0 =404.8MPa SK FEFEF 222 = 1 44092.0 =418MPa 计算节圆锥角 385721arctan 211 ZZ21268385721902 计算当量齿数385721c os20c os 111 zzv=21.5647， 222 cos zz v133.670 由 参考文献 1200 页 10-5查取齿形系数及应力校正系数 查表得：1FaY=2.74，2FaY=2.164.，1SaY=1.555，2SaY=1.869。 计算大小齿轮的 FSaFaYY并加以比较 1 11F SaFaYY=0.0105； 2 22F SaFa YY=0.0094。 小 齿轮值较大 （ 2）计算 3 2212 1 15.014FSaFaRRtYYuzKTm = 534.30105.014615.220315.0131100925.12025.243 2224 3857211 21268 o2 nts 机械设计课程设计 15 综合分析取 m =5mm 201 Z , 502 Z , 10011 mzd mm 2.2.4 几何尺寸计算 （ 1）锥齿轮大端分度圆直径 1d 100mm, 2d =250mm （ 2）计算锥距 R 214615.210021 221 udR =255mm （ 3）节圆锥角： 3857211 , 212682 （ 5）计算齿宽 33.3310031 RB R , RB 31 , 取mmBB343821 2.2.5 计算齿轮其他参数 分度圆直径 1001 d 2502 d 齿顶高 51ah齿根高 mmhf 6全齿高 mmhhh fa 1165 顶隙 mmmcc 152.0* 齿顶圆直径 3.1091 d 7.2582 d 齿根圆直径 87.88c o s4.2111 ef mdd5e m mm55R nts 机械设计课程设计 16 5.2502 fd齿宽 3/Rb ， , mmb 38 齿根角 8332)/arctan( Rhff根锥角 3024191 ff 542865 f 顶锥角 46302411 a36702 3.轴结构设计 3.1、高速轴的设计 3.1.1 选择轴的材料及热处理 由于减速器传递的功率不大，对其重量和尺寸也无特殊要求故选择常用材料 45钢 ,调质处理 . 3.1.2 初估轴径 按扭矩初估轴的直径 ,则 : 3Imin CD np确定参数， A为材料系数，查得 A 118-107，在这里取 118，再考虑键对轴的削弱，若计算的轴截面上有键槽则应将轴颈增大，一个键槽增大 3%-5%,两个增大 7%-10%。 mm91.201 D mmD 22.302 mmD 92.293 714.384 D 3.2.3、初选轴承 mm5.20D Imin mm25.32D IImin mm5.31D IIImin nts 机械设计课程设计 17 1） I 轴选轴承为 6208 2） II 轴选轴承为 6208 3） II 轴选轴承为 6209 根据轴承确定各轴安装轴承的直径为 : D1=40mm D2=40mm D3=45mm 3.2.4、联轴器的选择 联轴器选择为 YL8和 YL9刚性联轴器 3.2.5 结构设计 现只对高速轴作设计 ,其它两轴设计略 ,结构详见图 )为了拆装方便 ,减速器壳体用剖分式 ,轴的结构形状如图所示 . （ 1） 各轴直径的确定 初估轴径后 ,可按轴上零件的安装顺序 ,从左端开始确定直径。 1）第一段轴要安装联轴器 YL8，故该段轴 径为 1D =38mm 2） 该轴轴段安装轴承 6208,故该段直径为 mmD 402 。 3） 轴承右段有轴肩，故该段直径为 mmD 463 。 4）轴肩过后为一段 D=40mm轴，齿轮处，直径为 mmD 514 。 5） 齿轮右端用轴肩固定。 6） 轴肩过后为安装轴承处。 （ 2） 各轴段长度的确定 1） 轴段 1的长度为联轴器的长度 381 L 2） 轴段 2为轴承安装处和轴承端盖的安装处和挡油盘安装处，取D1=40mm D2=40mm D3=45mm 联轴器 YL8 YL9 mm91.201 D mmD 22.302 mmD 92.293 714.384 D 381 L nts 机械设计课程设计 18 mm84L2 3） 轴段 3为轴肩，取 mm5L3 4） 轴段 4为齿轮左断面和轴肩之间的距离，取 mm15L4 。 5） 轴段 5为齿轮，取长度 mm55L 。 6） 轴段 6安装轴承和挡油盘，长度为 mm33L6 （ 3） 轴上零件的周向固定 为了保证良好的对中性坚固性，采用齿轮轴。与轴承内圈配合轴应选用k6，轴与联轴器均采用 C型普通平键联接，轴与齿轮均采用 A型普通平键联接。 （ 4） 轴上倒角与圆角 为保证 6208轴承内圈端面紧靠定位轴肩的端面，根据轴承手册的推荐，取轴肩圆角半径为 1mm。其他轴肩圆角半径均为 2mm。根据标准GB6403.4-1986，轴的左右端倒角均为 o451 。 3.2.5 轴的受力分析 1）画轴的受力简图 2）计算支座反力 作用于齿轮上的圆周力 NdTF t 98.1 9 1 399.47 9 3 4 5.4522 1 1 径向力 NFF otr 96.717c o s/20ta n 在水平面上 NLLF ArAV 98.3581375.6896.717F NLLF BrBV 98.358F 在垂直面上 NLLF AtAH 99.956F mm84L2 mm5L3 mm15L4 mm55L mm33L6 NFt 98.1913 NFr 96.717 NF AV 98.358NF BV 98.358 NF AH 99.956 nts 机械设计课程设计 19 NLLF BtH 99.956F B 3）作轴的水平面和垂直面的弯矩图 作垂直面弯矩图 mN59.245.6898.3 5 82LFM AVV 作水平面弯矩图 mN56.655.6899.9 5 62LFM AHH 计算合成弯矩，作合成弯矩图 mN02.7059.2456.65MMM 222V2HA 计算转矩 mNnPT 9345.4555.9 计算危险截面当量弯矩： mN25.75934 5.456.002.70TMM 2222A 其中，应力校正系数为 6.0 。 3.2.6 判断危险截面 如上所诉可知，轴的危险截面位于安装齿轮的位置。 其危险截面为 222 57.12441 4 1 5 9.3d4A cm 3.2.7 轴的弯扭合成强度校核 查表可得 折合系数 6.0 计算抗扭截面系数 333 6.441.01.0W md M PaWTMe 4.1722 轴受力图 99.956BHF MNM V 59.24mNM H 56.65mNM 02.70nts 机械设计课程设计 20 FtFAz FBzMAvFrF A y F B yM A hTMA图 .1 3.2.8.轴的安全系数校核 由表 10-1查得 1.0,02,155,275,640 11 M P aM P aM P aB 由表查得 62.180.2 KK ，弯曲应力 M P aWM 36.164.6 25.75b 应力幅 MPaa 36.16b 平均应力 0mnts 机械设计课程设计 21 切应力 M P aWTT 9 8 9.94.69 3 4 5.45 M P aTma 52989.92 安全系数 94.51 maKS 1.161 matKS 5.157.5SS SS 22 SS在需用安全系数范围内，故 a-a剖面安全。 4. 校 核 4.1、高速轴轴承 NFa t 21.477tanF N96.717Fr NC or 0414.0/Fa 选择轴承的型号为 6208， KNr 5.25C e=0.024 x=0.56 y=1.85 1） ： P= )2.1(88.1541)21.47785.17 1 7 1 9 656.0(2.1)( parp fYxFf2） 验算 60208 的寿命 hhPn 4 5 5 6 869.2 0 0 0 8 288.1 5 4 12 5 5 0 096060102 5 5 0 06010L 363/106h nts 机械设计课程设计 22 4.2、键的校核 键 1 10 8 L=56 则强度条件为 M P aTlk dTP 71.1135564 21023 查表许用挤压应力 MPaP 120 所以键的强度足够 4.3、联轴器的选择 联轴器选择为 YL8和 YL9型弹性联轴器 4.4、减速器的润滑 （ 1） 齿轮的润滑 因齿轮的圆周速度 12 m/s，所以才用浸油润滑的润滑方式。 低速齿轮浸入油里约 1/3，高速级齿轮靠低速级齿轮带油润滑。 （ 2） 滚动轴承 的润滑 因润滑油中的传动零件（齿轮）的圆周速度 V 2m/s所以采用脂润滑。 5.减速器箱体尺寸 箱体壁厚 mm10 箱盖壁厚 mm81 箱盖凸缘厚度 mm15b1 箱座凸缘厚度 mm15b 地脚螺栓直径 16Mdf 地脚螺栓数目 4n 定位销直径 mm8d 箱盖，箱座肋厚 mm12mm 21 大齿轮顶圆与内箱壁距离 mm5.61 nts 机械设计课程设计 23 齿轮端面与内箱壁距离 mm152 轴承端面至箱体内壁距离 mm153 大齿轮齿顶圆至箱体底面内壁间距 mm164 减速器中心高 H=102mm 箱体内壁轴向间距 mm101L1 6. 附件设计 6.1.视孔盖和窥视孔 在机盖顶部开有窥视孔，能看到传动零件啮合区位置，并有 足够的空间，以便于能深入进行操作，窥视孔有盖板机体上开窥 视孔与凸缘一块，以便于机械加工出支撑盖板的表面并用垫片加 强密封，盖板用铸铁制成，用 M10紧固。 6.2 放油孔与螺塞 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，与便放油，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撑面，并加封油圈加以 密封。 6.3 油标 油标位于便于观察减速器油面稳定之处。油尺安置的部位不 能太低，以防油进入油尺座孔而溢出 。 6.4 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， 在机盖顶部窥视孔盖上安装通气器，以便于达到体内为压力平衡。 6.5 起盖螺钉 起盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖连接凸缘的厚度，钉杆端 部要做成圆柱形，以免破坏螺纹。 6.6 定位销 nts 机械设计课程设计 24 为保证刨分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联 凸缘的 长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度。 6.7 吊钩 在机盖上直接铸处吊钩和吊环，用以吊起或搬运较重的物体 7.其他技术说明 7.1、对零件的要求 装配前所有的零件均要用煤油或者汽油清洗，在配合表面涂上润滑油。在箱体内表面涂防侵蚀涂料，箱体内不允许有任何杂物。 （ 1） 对滚动轴承游隙的调整要求 为保证滚动轴承的正常工作，应保证滚动轴承的轴向有一定的游隙。对游隙不可调的轴承，可取游隙为 0.25至 0.4mm。对可调游隙的轴承，其游隙值可查机械设计手册。本设计采用深沟球轴承，因此可取游隙 0.3mm。 7.2 啮合传动侧隙和接触斑点 传动侧隙和接触斑点使齿轮传动中两项影响性能的重要指标，安装时必须保证齿轮副或蜗杆副所需的侧隙及齿面接触斑点。 传动侧隙的大小和传动中心距有关，与齿轮的精度无关。侧隙检查可用塞尺或 者把铅丝放入相互啮合的两齿面间，然后测量塞尺或者铅丝变形后的厚度。本设计中啮合侧隙用铅丝检验不小于 0.16 mm,铅丝不得大于最小侧隙的四倍。 接触斑点的要求是根据传动件的精度确定的。它的检查时在主动轮的齿面上涂色，将其转动 2至 3周后，观察从动轮齿上的着色情况，从而分析接触区的位置和接触面积的大小。本 设计用涂色法检验斑点，按齿高接触斑点不小于40%；按齿长接触斑点不小于 50%.必要时可用研磨或刮后研磨以便改善接触情nts 机械设计课程设计 25 况。 若齿轮传动侧隙或者接触斑点不符合设计要求，可调整传动件的啮合位置或者对齿面进行刮研、
- 温馨提示:
1: 本站所有资源如无特殊说明，都需要本地电脑安装OFFICE2007和PDF阅读器。图纸软件为CAD,CAXA,PROE,UG,SolidWorks等.压缩文件请下载最新的WinRAR软件解压。
2: 本站的文档不包含任何第三方提供的附件图纸等，如果需要附件，请联系上传者。文件的所有权益归上传用户所有。
3.本站RAR压缩包中若带图纸，网页内容里面会有图纸预览，若没有图纸预览就没有图纸。
4. 未经权益所有人同意不得将文件中的内容挪作商业或盈利用途。
5. 人人文库网仅提供信息存储空间，仅对用户上传内容的表现方式做保护处理，对用户上传分享的文档内容本身不做任何修改或编辑，并不能对任何下载内容负责。
6. 下载文件中如有侵权或不适当内容，请与我们联系，我们立即纠正。
7. 本站不保证下载资源的准确性、安全性和完整性, 同时也不承担用户因使用这些下载资源对自己和他人造成任何形式的伤害或损失。
人人文库网所有资源均是用户自行上传分享，仅供网友学习交流，未经上传用户书面授权，请勿作他用。
|
2:不支持迅雷下载,请使用浏览器下载
3:不支持QQ浏览器下载,请用其他浏览器
4:下载后的文档和图纸-无水印
5:文档经过压缩，下载后原文更清晰
|
川公网安备: 51019002004831号