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2007-01-02 09:23 |
二级齿轮减速器说明书
目 录 .mwW`D |j/Y#.k;{0 设计任务书……………………………………………………1 0zr%8Q(Q 传动方案的拟定及说明………………………………………4 F~fN7<9R 电动机的选择…………………………………………………4 &B:L9^ 计算传动装置的运动和动力参数……………………………5 3P75:v 传动件的设计计算……………………………………………5 \N0wf-qa= 轴的设计计算…………………………………………………8 |$\1E+ 滚动轴承的选择及计算………………………………………14 Z;u3G4XlF 键联接的选择及校核计算……………………………………16 .|DrXJ\c 连轴器的选择…………………………………………………16 2N(Z^ 减速器附件的选择……………………………………………17 GGLSmfb) 润滑与密封……………………………………………………18 3y$6}Kp4? 设计小结………………………………………………………18 TUGD!b{ 参考资料目录…………………………………………………18 C:AV? {{bwmNv" 机械设计课程设计任务书 4uE)*1 题目:设计一用于带式运输机传动装置中的同轴式二级圆柱齿轮减速器 VNz?e&> 一. 总体布置简图 7uUq+dp O.Te"=^"F uDcs2^2l EAr; 1—电动机;2—联轴器;3—齿轮减速器;4—带式运输机;5—鼓轮;6—联轴器 {[bpvK F&CvqPI 二. 工作情况: kwww5p [" 载荷平稳、单向旋转 npytb*[|c c9@3=6S/ 三. 原始数据 WAuT`^"u 鼓轮的扭矩T(N•m):850 2ER_?y 鼓轮的直径D(mm):350 st.{AEv@ 运输带速度V(m/s):0.7 9 M?UPE 带速允许偏差(%):5 ~[aV\r? 使用年限(年):5 ',|OoxhbK 工作制度(班/日):2 :%28*fl Vnb@5W2\ 四. 设计内容 ze
LIOw 1. 电动机的选择与运动参数计算; VqD_FS;E 2. 斜齿轮传动设计计算 3ohHBo 3. 轴的设计 7c%dSs6 4. 滚动轴承的选择 Dbx zqd 5. 键和连轴器的选择与校核; B4zuWCE@ 6. 装配图、零件图的绘制 \Lb wfd= 7. 设计计算说明书的编写 rHybP6C< &eO.h%@ 五. 设计任务 j)nE!GKD( 1. 减速器总装配图一张 4QPHT#e qX 2. 齿轮、轴零件图各一张 } nIYNeP?D 3. 设计说明书一份 aWvC-vZk @^#
9N!Fj] 六. 设计进度 Xmb##: 1、 第一阶段:总体计算和传动件参数计算 >pol'= 2、 第二阶段:轴与轴系零件的设计 ]f`UflMO8 3、 第三阶段:轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 Z,-TMtM7 4、 第四阶段:装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 ~U ]%>Zf 4__HH~j ?Q Q?>*h xzoP o8A8fHl cYOcl-*af 1Qjc*+JzO. WU/5i 8 64y9.PY 传动方案的拟定及说明 @QYCoEU8J 由题目所知传动机构类型为:同轴式二级圆柱齿轮减速器。故只要对本传动机构进行分析论证。 q+;lxR5D 本传动机构的特点是:减速器横向尺寸较小,两大吃论浸油深度可以大致相同。结构较复杂,轴向尺寸大,中间轴较长、刚度差,中间轴承润滑较困难。 b;vVlIG n~jW jCx*{TO 电动机的选择 6Y.k<oem 1.电动机类型和结构的选择 /7a3*a 因为本传动的工作状况是:载荷平稳、单向旋转。所以选用常用的封闭式Y(IP44)系列的电动机。 vZ6R>f
>h9~
/ 2.电动机容量的选择 2]x,joB 1) 工作机所需功率Pw n(n7"+B Pw=3.4kW .G<Or`K^i 2) 电动机的输出功率 {)kL7>u]^V Pd=Pw/η az}zoFl η= =0.904 >*|Eyv_ Pd=3.76kW %X\Rfn0J" gA5DEit 3.电动机转速的选择 e-xT.RnQ nd=(i1’•i2’…in’)nw b+dmJ]c 初选为同步转速为1000r/min的电动机 xkkG#n) 96gaun J 4.电动机型号的确定 gxVJH'[V5 由表20-1查出电动机型号为Y132M1-6,其额定功率为4kW,满载转速960r/min。基本符合题目所需的要求。 ZY6%%7?1 B>"-8#B[4 'I[xZu/8yg 计算传动装置的运动和动力参数 mkgL/h* 传动装置的总传动比及其分配 pUgas?e& 1.计算总传动比 d%!yFix;< 由电动机的满载转速nm和工作机主动轴转速nw可确定传动装置应有的总传动比为: bDegIW/'w i=nm/nw I'<sJs*p nw=38.4 YR)^F|G i=25.14 k?Zcv*[)D+ =wl0 2.合理分配各级传动比 $M|vIw{# 由于减速箱是同轴式布置,所以i1=i2。 COH.`Tv{* 因为i=25.14,取i=25,i1=i2=5 )1)&fN41i# 速度偏差为0.5%<5%,所以可行。 dVJ9cJ9^ 各轴转速、输入功率、输入转矩
!_&;#j]( 项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮 CF+:v(NL 转速(r/min) 960 960 192 38.4 38.4 #yCnM]cEn 功率(kW) 4 3.96 3.84 3.72 3.57 ]go.IfH 转矩(N•m) 39.8 39.4 191 925.2 888.4 K=P LOC5 传动比 1 1 5 5 1 +:J:S"G 效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97 b#S-u }1PE g(F2IpUm/ 传动件设计计算 a
uve&y"R 1. 选精度等级、材料及齿数 %VrMlG4hx 1) 材料及热处理; z-nV!# 选择小齿轮材料为40Cr(调质),硬度为280HBS,大齿轮材料为45钢(调质),硬度为240HBS,二者材料硬度差为40HBS。 Y~OyoNu2 2) 精度等级选用7级精度; hg `N`O 3) 试选小齿轮齿数z1=20,大齿轮齿数z2=100的; A<[w'" 4) 选取螺旋角。初选螺旋角β=14° ;tZ 8Sh) 2.按齿面接触强度设计 w#sP5qKv8 因为低速级的载荷大于高速级的载荷,所以通过低速级的数据进行计算 hLyV'*} 按式(10—21)试算,即 t.7_7`bin~ dt≥ 2bpFQ8q 1) 确定公式内的各计算数值 \JF 2'm\M (1) 试选Kt=1.6 &{x`K4N (2) 由图10-30选取区域系数ZH=2.433 0B5d $0 (3) 由表10-7选取尺宽系数φd=1 Tz/[P:O3 (4) 由图10-26查得εα1=0.75,εα2=0.87,则εα=εα1+εα2=1.62 ZB,UQ~!Yr (5) 由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8Mpa gf,[GbZ (6) 由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1=600MPa;大齿轮的解除疲劳强度极限σHlim2=550MPa; EmV ZqW (7) 由式10-13计算应力循环次数 w6l56CB` N1=60n1jLh=60×192×1×(2×8×300×5)=3.32×10e8 \=@4F^U7` N2=N1/5=6.64×107 u z:@ pzDz@lAwR (8) 由图10-19查得接触疲劳寿命系数KHN1=0.95;KHN2=0.98 S|BS;VY (9) 计算接触疲劳许用应力 NV3oJ0f&2 取失效概率为1%,安全系数S=1,由式(10-12)得 :-b-)*TC; [σH]1==0.95×600MPa=570MPa >DR/lBtL [σH]2==0.98×550MPa=539MPa 2-wgbC5 [σH]=[σH]1+[σH]2/2=554.5MPa 35SL*zS@- CDFkH 2) 计算 R)GDsgXy (1) 试算小齿轮分度圆直径d1t /<IXCM. d1t≥ liH1r1M = =67.85 yL3F '/F~vSQsR (2) 计算圆周速度 bj+foNvu\ v= = =0.68m/s m^a0JR}u9 E._ [P/PB (3) 计算齿宽b及模数mnt HK.Si]: b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm |Lz7}g=6 mnt= = =3.39 V} t8H h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm C2K<CDVw b/h=67.85/7.63=8.89 $K!6T +|spC (4) 计算纵向重合度εβ l,E4h-$ εβ= =0.318×1×tan14 =1.59 <Ow+LJWQK (5) 计算载荷系数K NJ!}(=1|K 已知载荷平稳,所以取KA=1 +PHuQ 根据v=0.68m/s,7级精度,由图10—8查得动载系数KV=1.11;由表10—4查的KHβ的计算公式和直齿轮的相同, toC|vn&P 故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42 G)7J$4R 由表10—13查得KFβ=1.36 /C[XC7^4' 由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数 Qkg([q4 K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05 a~`,zQ -@ t?_{ (6) 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径,由式(10—10a)得 5ZHO+@HiFH d1= = mm=73.6mm
@XX7ydG5 a(+u"Kr
z (7) 计算模数mn ?}U l( mn = mm=3.74 KKJ a?e`C 3.按齿根弯曲强度设计 \1#!%I=. 由式(10—17) VI^~I;M^ mn≥ c}#(,<8X 1) 确定计算参数 =D?{d{JT (1) 计算载荷系数 is=|rY9$ K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96 _1HEGX\ Wi!$bL`l (2) 根据纵向重合度εβ=0.318φdz1tanβ=1.59,从图10-28查得螺旋角影响系数 Yβ=0。88 P,SI0$Z VV=6v;u` (3) 计算当量齿数 Y@V6/D} 1 z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 Bd*\|M z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47 I$Fr8R$ (4) 查取齿型系数 +P"u1q*+p 由表10-5查得YFa1=2.724;Yfa2=2.172 2dBjc{ (5) 查取应力校正系数 3a6 由表10-5查得Ysa1=1.569;Ysa2=1.798 bn"z&g *uZ'MS %Wb$qpa (6) 计算[σF] $*dY f σF1=500Mpa t)*A# σF2=380MPa ("j*!Dsd KFN1=0.95 O6r.q&U KFN2=0.98 :Nw7!fd [σF1]=339.29Mpa Ix|^c268o< [σF2]=266MPa @NJJ (7) 计算大、小齿轮的 并加以比较 <<9Y=%C+ = =0.0126 b'yW+ = =0.01468 sh8(+hg 大齿轮的数值大。 qt#4i.Iu+ bR?
$a+a) 2) 设计计算 f%TP>)jag! mn≥ =2.4 [$(/H; mn=2.5 FuZLE%gP Z~Z+Yt;,9a 4.几何尺寸计算 p4{3H+y 1) 计算中心距 jp QmKX z1 =32.9,取z1=33 ~6:y@4&F z2=165 DYvg ^b a =255.07mm de?lO;8 a圆整后取255mm ]$96#}7N lIF*$#`oh* 2) 按圆整后的中心距修正螺旋角 'l3K*lck β=arcos =13 55’50” (L6*#!Dt 5mYI5~
p 3) 计算大、小齿轮的分度圆直径 )VCRbz"[g d1 =85.00mm H>2f M^ d2 =425mm VNLggeX'U 2wG4" 4) 计算齿轮宽度 4 jeUYkJUM b=φdd1 `` mi9E b=85mm #NLLlEE B1=90mm,B2=85mm N8:&v ,\RxKSU 5) 结构设计 dd%-bI^ 以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于160mm,而又小于500mm,故以选用腹板式为宜。其他有关尺寸参看大齿轮零件图。 C]+T5W\"<B M.R]hI 轴的设计计算 Nd4!:. 拟定输入轴齿轮为右旋 PNMf5'@m II轴: -"e$ VB 1.初步确定轴的最小直径 R]{AJ"p d≥ = =34.2mm uua1_#a 2.求作用在齿轮上的受力 c;e2=
A Ft1= =899N sZhl.[&zo Fr1=Ft =337N r'ydjy Fa1=Fttanβ=223N; \LS+.bp% Ft2=4494N [#R<Z+c Fr2=1685N 'qg q8 Fa2=1115N %Sdzr!I7* U'acVcD 3.轴的结构设计 #dgWXO 1) 拟定轴上零件的装配方案 9v<Sng ){oVVLs i. I-II段轴用于安装轴承30307,故取直径为35mm。 :J}@*>c ii. II-III段轴肩用于固定轴承,查手册得到直径为44mm。 $yx34= iii. III-IV段为小齿轮,外径90mm。 6uijxia iv. IV-V段分隔两齿轮,直径为55mm。 61J01(+| v. V-VI段安装大齿轮,直径为40mm。 AQ 5CrYb vi. VI-VIII段安装套筒和轴承,直径为35mm。 o=
%Fh '.wyfS H@ 2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 Y(]&j`% 1. I-II段轴承宽度为22.75mm,所以长度为22.75mm。 jF\J+:5M 2. II-III段轴肩考虑到齿轮和箱体的间隙12mm,轴承和箱体的间隙4mm,所以长度为16mm。 1Bz'$u;
3. III-IV段为小齿轮,长度就等于小齿轮宽度90mm。 Tx7YHE6{ 4. IV-V段用于隔开两个齿轮,长度为120mm。 .baS
mfc 5. V-VI段用于安装大齿轮,长度略小于齿轮的宽度,为83mm。 !Ax 7k;T 6. VI-VIII长度为44mm。 WM}bM]oe tU%-tlU9? &:` 7 2Ax HhD. 4. 求轴上的载荷 7n~BDqT 66 207.5 63.5 ntSPHK|' @:. 6'ji,` uv2!][ [D H@>:"dd swVq%]')" Dc[Qu?]LM WQ]~TGW y\Z-x i%W,Y8\uf* `
m`Sl[6 iw(\]tMt OX?9 3AlG -NVk>ENL4 5|-(Ic Qko}rd_M dxkXt k i)0*J?l= Fr1=1418.5N %xR;8IO Fr2=603.5N >:s.`jV< 查得轴承30307的Y值为1.6 mLO{~ruu Fd1=443N w>X33Ff]8@ Fd2=189N #TUsi,jG 因为两个齿轮旋向都是左旋。 I/GZ 故:Fa1=638N mhM=$AIq Fa2=189N sf?D4UdIH dox QS ohS 5.精确校核轴的疲劳强度 .J~iRhVOF 1) 判断危险截面
CD^_>sya 由于截面IV处受的载荷较大,直径较小,所以判断为危险截面 .l*]W!L] 8*)zoT*A 2) 截面IV右侧的 )E^4\3^: 11
.RG
* 截面上的转切应力为 /
GJ"##< Vd|5JA}<" 由于轴选用40cr,调质处理,所以 9r7QE&. , , 。 ?}B9=R$Pi ([2]P355表15-1) A"C%.InZ a) 综合系数的计算 "31GC7 由 , 经直线插入,知道因轴肩而形成的理论应力集中为 , , -^;G^Uq6= ([2]P38附表3-2经直线插入) W?'!}g(~ 轴的材料敏感系数为 , , gzP(LfI5 ([2]P37附图3-1) d <qbUk3; 故有效应力集中系数为 slHlfWHq Eln"RKCt}9 (>>pla^ 查得尺寸系数为 ,扭转尺寸系数为 , qEf)TW( ([2]P37附图3-2)([2]P39附图3-3) 'mug,jM 轴采用磨削加工,表面质量系数为 , C|W_j&S65 ([2]P40附图3-4) .$4DK* 轴表面未经强化处理,即 ,则综合系数值为 (XRj##G{ TRAs5I% d+ih]? b) 碳钢系数的确定 S53 [Ja 碳钢的特性系数取为 , uHQJ& c) 安全系数的计算 "~7| !9< 轴的疲劳安全系数为 "`,PLC :
Ot\l X&M4c5Li T[<llh'+ 故轴的选用安全。 c1CP12 3VA8K@QiRm I轴: !V@Y \M
d 1.作用在齿轮上的力 bg_Zf7{ FH1=FH2=337/2=168.5 C3bZ3vcW$ Fv1=Fv2=889/2=444.5 KL.{)bi 5]p>&|Ud 2.初步确定轴的最小直径 .rG Rdb
M5exo
F^T7u?^) 3.轴的结构设计 m2{z 1) 确定轴上零件的装配方案 Ps<)?q6( Y: KB"H .(CzsupY_q 2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 zmf5!77 d) 由于联轴器一端连接电动机,另一端连接输入轴,所以该段直径尺寸受到电动机外伸轴直径尺寸的限制,选为25mm。 )Ah e) 考虑到联轴器的轴向定位可靠,定位轴肩高度应达2.5mm,所以该段直径选为30。 ?_W "=WpC f) 该段轴要安装轴承,考虑到轴肩要有2mm的圆角,则轴承选用30207型,即该段直径定为35mm。 52l| g) 该段轴要安装齿轮,考虑到轴肩要有2mm的圆角,经标准化,定为40mm。 _ZzPy;[i? h) 为了齿轮轴向定位可靠,定位轴肩高度应达5mm,所以该段直径选为46mm。 +VDl"Hx i) 轴肩固定轴承,直径为42mm。 fPK|Nw]b j) 该段轴要安装轴承,直径定为35mm。 f5wOk&G 2) 各段长度的确定 Xj+1]KRN 各段长度的确定从左到右分述如下: s4MP!n?gB a) 该段轴安装轴承和挡油盘,轴承宽18.25mm,该段长度定为18.25mm。 %~^R Iwm b) 该段为轴环,宽度不小于7mm,定为11mm。 p5)A"p8"9, c) 该段安装齿轮,要求长度要比轮毂短2mm,齿轮宽为90mm,定为88mm。 3'u%[bx
E d) 该段综合考虑齿轮与箱体内壁的距离取13.5mm、轴承与箱体内壁距离取4mm(采用油润滑),轴承宽18.25mm,定为41.25mm。 *qY`MW e) 该段综合考虑箱体突缘厚度、调整垫片厚度、端盖厚度及联轴器安装尺寸,定为57mm。 _4zlEo-.gU f) 该段由联轴器孔长决定为42mm ^o:0 Y}v= <B$Lu4b@c z ;y22 4.按弯扭合成应力校核轴的强度 Sqc*u&W W=62748N.mm ;N ]ElwP T=39400N.mm ?)4|WN|c_ 45钢的强度极限为 ,又由于轴受的载荷为脉动的,所以 。 1x M&"p: $L:g7?)k wc~a}0uz III轴 RS<c&{? 1.作用在齿轮上的力 EW#.)@- FH1=FH2=4494/2=2247N 79:x>i= Fv1=Fv2=1685/2=842.5N :7:Nx`D8 $3Wl~
G} 2.初步确定轴的最小直径 w|?Nq?KA 1/gY]ghL rx_'( 3.轴的结构设计 ;13lu1 1) 轴上零件的装配方案 z>~`9Qiw' 1#]tCi` ?PyI#G
2) 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 zMtK_ccQ I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII rS(693kb 直径 60 70 75 87 79 70 W.zA1S 长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25 QE<63| V%e'H>EC *tz"T-6O MfeW| Lk#u^|Eq7= 5.求轴上的载荷 ,E)bS7W Mm=316767N.mm {l *ps-fi T=925200N.mm #0G9{./C 6. 弯扭校合 SGNi~o ! ~&X1,l1* ]jY->NsA] :8Q6=K87 wg! 滚动轴承的选择及计算 NYR^y\u I轴: [u)^QgP 1.求两轴承受到的径向载荷 /MQd [03] 5、 轴承30206的校核
Q9%N>h9 1) 径向力 ru'Xet CzNSJVE5 _6=6 b!hD 2) 派生力 ]7dm`XV
, /:yKa=$ 3) 轴向力 bG.aV#$FIg 由于 , $`l- cSH; 所以轴向力为 , !WVF{L,/I 4) 当量载荷 3@ay9!Xq 由于 , , Z33wA?9 所以 , , , 。 4^AE;= Q 由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 )vuxy $G*$j! 5) 轴承寿命的校核 >K50 h [(#ncR8B J,{sRb% II轴: Gt6$@ji4u 6、 轴承30307的校核 $ZQP f 1) 径向力 Q^fli"_: \8_&@uLm dxMz! 2) 派生力 '^7Sa , 9-bDgzk
3) 轴向力 Fm [,u 由于 , sFCoRH|"c 所以轴向力为 , s'} oVx] 4) 当量载荷 _5.7HEw>/ 由于 , , Q4c>gds` 所以 , , , 。 "'6KQnpZ 由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 mI"|^!L oWx!
'K6]V 5) 轴承寿命的校核 v
C><N )W*S6}A _4.`$n/Z III轴: ]<z>YyBA 7、 轴承32214的校核 "hs`Y4U
1) 径向力 J,+|
Fb Nz5gu.a6{L kCN9`9XI{ 2) 派生力 nW{7L , 70|Cn(p_ 3) 轴向力 "MK:y[+* 由于 , oEKLuy 所以轴向力为 , eCk}B$ 2 4) 当量载荷 `+]4C+w 由于 , , ZIpL4y
=_ 所以 , , , 。 e-{k;V7b 由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 L
F Z s:;!QIC5jo 5) 轴承寿命的校核 Z$HYXm 7CM<"pV Bv!j.$0d{ 键连接的选择及校核计算 aSKI%<?xN `sJkOEc` 代号 直径 |910xd`Z (mm) 工作长度 ^U:pv0Qz (mm) 工作高度 I.q nA (mm) 转矩 _j<46^ (N•m) 极限应力 kQ{pFFO (MPa) Os?~U/ 高速轴 8×7×60(单头) 25 35 3.5 39.8 26.0 ho fZpM 12×8×80(单头) 40 68 4 39.8 7.32 I&R4.;LW 中间轴 12×8×70(单头) 40 58 4 191 41.2 \gj@O5rG P 低速轴 20×12×80(单头) 75 60 6 925.2 68.5 1 ljgq]($ 18×11×110(单头) 60 107 5.5 925.2 52.4 Ojie.+'SB 由于键采用静联接,冲击轻微,所以许用挤压应力为 ,所以上述键皆安全。 A*MlK" !*+~R2&b 连轴器的选择 DghX(rs_ 由于弹性联轴器的诸多优点,所以考虑选用它。 Ou8@7S 3xV 二、高速轴用联轴器的设计计算 >9Ub=tZm 由于装置用于运输机,原动机为电动机,所以工作情况系数为 , ~~:i+-[ 计算转矩为 ,C(")?4aJ 所以考虑选用弹性柱销联轴器TL4(GB4323-84),但由于联轴器一端与电动机相连,其孔径受电动机外伸轴径限制,所以选用TL5(GB4323-84) BE}lzn=sF 其主要参数如下: ,j9}VnW) 材料HT200 nmS3 公称转矩 0=L:8&m 轴孔直径 , :4&qASn F~{yqY5]n 轴孔长 , Q[`_Y3@j 装配尺寸 $&k zix 半联轴器厚 +anNpy ([1]P163表17-3)(GB4323-84) "fr B5[ q.uIZ 三、第二个联轴器的设计计算 4vp,izNW 由于装置用于运输机,原动机为电动机,所以工作情况系数为 , jD$T 计算转矩为 8$xg\l0?KK 所以选用弹性柱销联轴器TL10(GB4323-84) kJHUaXM 其主要参数如下: 5NBc8h7 V 材料HT200 jJ|u!a 公称转矩 X: @nROL^7 轴孔直径 '1^\^)&q 轴孔长 , C03ehjT< 装配尺寸 sqj8c)6 半联轴器厚 'zi5ihiT ([1]P163表17-3)(GB4323-84) "A,]y E @&mv4zz&W H@,jNIh~h B5zu?AG 减速器附件的选择 6hAeLlU1 通气器 {$oZR"MP 由于在室内使用,选通气器(一次过滤),采用M18×1.5 byyz\>yAVq 油面指示器 BLuILE:$ 选用游标尺M16 m"X0Owx 起吊装置 ?f CLiK 采用箱盖吊耳、箱座吊耳 u <D&RT 放油螺塞 "4&HxD8_ih 选用外六角油塞及垫片M16×1.5 F+*:
>@3 -Ufd+( 润滑与密封 kO~xE-(= 一、齿轮的润滑 IAhyGD{b 采用浸油润滑,由于低速级周向速度为,所以浸油高度约为六分之一大齿轮半径,取为35mm。 !`)-seTm l4|bpR Cp 二、滚动轴承的润滑 ATk>:^n 由于轴承周向速度为,所以宜开设油沟、飞溅润滑。 =36vsps= n"(n*Hf7b 三、润滑油的选择 `f8{^Rau 齿轮与轴承用同种润滑油较为便利,考虑到该装置用于小型设备,选用L-AN15润滑油。 6./h0kD` u}qfwVX Z 四、密封方法的选取 Z\6azhbI} 选用凸缘式端盖易于调整,采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。 Y}(v[QGV 密封圈型号按所装配轴的直径确定为(F)B25-42-7-ACM,(F)B70-90-10-ACM。 p_!Y:\a5 轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。 \*v}IO>2}) 3)EslBA7i K3!|k(jt no)Spo' 设计小结 it D%sKo 由于时间紧迫,所以这次的设计存在许多缺点,比如说箱体结构庞大,重量也很大。齿轮的计算不够精确等等缺陷,我相信,通过这次的实践,能使我在以后的设计中避免很多不必要的工作,有能力设计出结构更紧凑,传动更稳定精确的设备。 #xm<|s :hjeltt 参考资料目录 3Ey#? [1]《机械设计课程设计》,高等教育出版社,王昆,何小柏,汪信远主编,1995年12月第一版; bhnm<RZ [2]《机械设计(第七版)》,高等教育出版社,濮良贵,纪名刚主编,2001年7月第七版; y%v<Cp@R [3]《简明机械设计手册》,同济大学出版社,洪钟德主编,2002年5月第一版; xXp\U'Ad~~ [4]《减速器选用手册》,化学工业出版社,周明衡主编,2002年6月第一版; {KdC51"Nv [5]《工程机械构造图册》,机械工业出版社,刘希平主编 Bl3G_Ep [6]《机械制图(第四版)》,高等教育出版社,刘朝儒,彭福荫,高治一编,2001年8月第四版; T5Sa9\`> [7]《互换性与技术测量(第四版)》,中国计量出版社,廖念钊,古莹庵,莫雨松,李硕根,杨兴骏编,2001年1月第四版。 -Z4J?b lWd)(9Kj [p:5]
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