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2007-01-02 09:23 |
二级齿轮减速器说明书
目 录 gn W~KLqH C6'*/wq 设计任务书……………………………………………………1 vvsNWA 传动方案的拟定及说明………………………………………4 Ac!&j=ZE 电动机的选择…………………………………………………4 mU+FQX 计算传动装置的运动和动力参数……………………………5 |/\U^AHm"h 传动件的设计计算……………………………………………5 ju^"vw 轴的设计计算…………………………………………………8 22/?JWL> 滚动轴承的选择及计算………………………………………14 @CaD8%j{ 键联接的选择及校核计算……………………………………16 ]v@ tZ} 连轴器的选择…………………………………………………16 +:"6`um| 减速器附件的选择……………………………………………17 A-7wkZ.H 润滑与密封……………………………………………………18 ,-7/]h,l 设计小结………………………………………………………18 P\X=* 参考资料目录…………………………………………………18 L_~I~ Vr-3M+l=O 机械设计课程设计任务书 6PJJ?}P^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 CS;W)F 一. 总体布置简图 QFNz9c moVa'1ul }&(E#*>x Q}Ze-JIL$ 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 w{r(F` W\>^[c/ 二. 工作情况: GIC"-l1\ 载荷平稳、单向旋转 ?BDlB0jxzi )"_Ff,9Z! 三. 原始数据 y/@;c)1b9 鼓轮的扭矩T(N•m):850 6>=-/)p} 鼓轮的直径D(mm):350 uq|vNLW26 运输带速度V(m/s):0.7 r%TLv 带速允许偏差(%):5 AY&9JSu6 使用年限(年):5 $&= 4.7Yt 工作制度(班/日):2 y#Mc4? J\xz^%p 四. 设计内容 npO@Haw 1. 电动机的选择与运动参数计算; d(X\B{ 2. 斜齿轮传动设计计算 @jE d%W 3. 轴的设计 C`2*2Y%xkG 4. 滚动轴承的选择 0H OoKh 5. 键和连轴器的选择与校核; )e|$K=
D 6. 装配图、零件图的绘制 8Fd1;G6 7. 设计计算说明书的编写 yhSk"e'G V4`:Vci Aw 五. 设计任务 &?/N}g@K 1. 减速器总装配图一张 ]^*_F 2. 齿轮、轴零件图各一张 _'!N q 3. 设计说明书一份 V6@*\+:3) J|gdO+ 六. 设计进度 d`?U!?Si 1、 第一阶段:总体计算和传动件参数计算 -uv
9(r\P 2、 第二阶段:轴与轴系零件的设计 DnNt@e2| 3、 第三阶段:轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 d,Cz-.'sOf 4、 第四阶段:装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 KFTf~!|
`7QvwXsH] }[>RxHd $f<eq7rRe ]5} -y3 Em~7D]Y P9
{}&z%: z'?7]C2b 传动方案的拟定及说明 nd $H
3sf 由题目所知传动机构类型为:同轴式二级圆柱齿轮减速器。故只要对本传动机构进行分析论证。 ~rgf{oGz 本传动机构的特点是:减速器横向尺寸较小,两大吃论浸油深度可以大致相同。结构较复杂,轴向尺寸大,中间轴较长、刚度差,中间轴承润滑较困难。 hsTFAfa' Iz6ss(UJ qZ8|B 电动机的选择 D'7A2 f 1.电动机类型和结构的选择 vF9*tK' 因为本传动的工作状况是:载荷平稳、单向旋转。所以选用常用的封闭式Y(IP44)系列的电动机。 =@xN(]( 9GMH*=3[= 2.电动机容量的选择 %^a]J"Ydi8 1) 工作机所需功率Pw y2z{rd Pw=3.4kW cm@jt\D 2) 电动机的输出功率 Np.no$_ Pd=Pw/η /hm84La η= =0.904 'ox0o: Pd=3.76kW |. J,8~x - *:p.(c 3.电动机转速的选择 SX1X<9 nd=(i1’•i2’…in’)nw +dqk6RE 初选为同步转速为1000r/min的电动机 Dh
hG$ ;Ay>+M2O 4.电动机型号的确定 hMNJ'i} 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。 bH'S.RWp= ,9=gVW{ ;M}itM 计算传动装置的运动和动力参数 7V~
"x&Eu 传动装置的总传动比及其分配 AI&qU/} 1.计算总传动比 #,@bxsB 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: C1h#x'k i=nm/nw f=t:[<
) nw=38.4 tRLE,(S,- i=25.14 rlR
!& {/-y>sm 2.合理分配各级传动比 6D/uo$1Y 由于减速箱是同轴式布置,所以i1=i2。
WHp97S'd 因为i=25.14,取i=25,i1=i2=5 Wt>J` 速度偏差为0.5%<5%,所以可行。 j'3j}G%\T 各轴转速、输入功率、输入转矩 JT4wb]kdV 项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮 8$\Za,)g 转速(r/min) 960 960 192 38.4 38.4 t(}/g 功率(kW) 4 3.96 3.84 3.72 3.57 rVUUH! 转矩(N•m) 39.8 39.4 191 925.2 888.4 inYM+o!Ub 传动比 1 1 5 5 1 2Oyy`k
效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97 #X#8ynt qv
*3A?uzr 传动件设计计算 :%N*{uy 1. 选精度等级、材料及齿数 tC^ 1} 1) 材料及热处理; Iha[Gu 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。 Ks#A<! ;= 2) 精度等级选用7级精度; 5gSylts8 3) 试选小齿轮齿数z1=20,大齿轮齿数z2=100的; 1hR
(N 4) 选取螺旋角。初选螺旋角β=14° &B}Lo
2.按齿面接触强度设计 IrJ+Jov 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 cC'
~ 按式(10—21)试算,即 #;`Oj dt≥ L~IE,4 1) 确定公式内的各计算数值 K]X`sH: (1) 试选Kt=1.6 fb23J|" (2) 由图10-30选取区域系数ZH=2.433 @|BD|{k (3) 由表10-7选取尺宽系数φd=1 ,I ZqLA (4) 由图10-26查得εα1=0.75,εα2=0.87,则εα=εα1+εα2=1.62 0x\2#i (5) 由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8Mpa b \:~ ; (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; $`pd|K` (7) 由式10-13计算应力循环次数
}g>kpa0c N1=60n1jLh=60×192×1×(2×8×300×5)=3.32×10e8 {-HDkG' 8 N2=N1/5=6.64×107 O16r!6=-n hd5$ yU5JQ (8) 由图10-19查得接触疲劳寿命系数KHN1=0.95;KHN2=0.98 'f*O#&? (9) 计算接触疲劳许用应力 s
D_G)c 取失效概率为1%,安全系数S=1,由式(10-12)得 #EJP(wXa [σH]1==0.95×600MPa=570MPa 6a*83G,k [σH]2==0.98×550MPa=539MPa H8&p<= [σH]=[σH]1+[σH]2/2=554.5MPa \QGa4_# wZjlHe 2) 计算 qbb6,DL7J
(1) 试算小齿轮分度圆直径d1t |H
W(
vA d1t≥ 1fY>>*oP = =67.85 ]KWK}Zyi l x e`u}[ (2) 计算圆周速度 LKx` v90p v= = =0.68m/s MWs~#ReZ MGQ,\55" (3) 计算齿宽b及模数mnt r2nBWA3 b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm Q4?EZ_O mnt= = =3.39 d`Oe_< h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm !MoOKW b/h=67.85/7.63=8.89 hU"F;4p (9]6bd (4) 计算纵向重合度εβ *g_w I%l εβ= =0.318×1×tan14 =1.59 hsz^rZ (5) 计算载荷系数K :H?f*aw 已知载荷平稳,所以取KA=1 'w.}2( 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, 2bLI%gg3 故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42 & fu z2xv 由表10—13查得KFβ=1.36 u]M\3V. 由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数 d)tiO2W K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05 s?c JV` <7'&1=%r (6) 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径,由式(10—10a)得 N*_"8LIfi_ d1= = mm=73.6mm Xwq]f:@V .'j29 6[u (7) 计算模数mn #!})3_Qc(y mn = mm=3.74 E(4w5=8TI 3.按齿根弯曲强度设计 6+3 $:? 由式(10—17) ubbnFE&PD mn≥ OCNPi4 1) 确定计算参数 9x?'} (1) 计算载荷系数 &94W-zh K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96 &RO7{,`
gn)R^ (2) 根据纵向重合度εβ=0.318φdz1tanβ=1.59,从图10-28查得螺旋角影响系数 Yβ=0。88 pOA!#Aj) ()\jCNLT (3) 计算当量齿数 ! E0!-UpY z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 ,lm=M5b z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47 "IFgRaP= (4) 查取齿型系数 `/4:I 由表10-5查得YFa1=2.724;Yfa2=2.172 H0>yi[2f (5) 查取应力校正系数 bL`eiol6 由表10-5查得Ysa1=1.569;Ysa2=1.798 vHcqEV|P/n dv!r. BzN@gQo (6) 计算[σF] >o/95xk2 σF1=500Mpa .Djta|puu σF2=380MPa 4 1t)(+r KFN1=0.95 zzIr2so KFN2=0.98 kOjf #@c [σF1]=339.29Mpa UyiJU~r1 [σF2]=266MPa -RMi8{ (7) 计算大、小齿轮的 并加以比较 <)U4Xz ? = =0.0126 {(tHk_q = =0.01468 & mt)d 大齿轮的数值大。 )`+YCCa6F |"]PCb)! 2) 设计计算 >jTp6tu, mn≥ =2.4 dRaO Gm) mn=2.5 +Xy*?5E;C Zu/<NC
( 4.几何尺寸计算 :iPym}CE 1) 计算中心距 Riry_
z1 =32.9,取z1=33 rs-,0'z,7 z2=165 I#G0, &Gv a =255.07mm fU+Pn@' a圆整后取255mm [L(hG a M 2q"dz 2) 按圆整后的中心距修正螺旋角 v }\,o%t^ β=arcos =13 55’50” FN^FvQ eQDX:b 3) 计算大、小齿轮的分度圆直径 EWjgI_- d1 =85.00mm 6b=q-0yj d2 =425mm ~Z)/RT/ RU#F8O 4) 计算齿轮宽度 |E)aT#$f' b=φdd1 {38bv.3' b=85mm tTanW2C B1=90mm,B2=85mm 1AD]v<M j/!H$0PN 5) 结构设计 p $`92Be/ 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。 I)SG wt- *rh,"Zo 轴的设计计算 }q[Bd 拟定输入轴齿轮为右旋 O7G"sT1Dv II轴: 6iA( o*'Yn 1.初步确定轴的最小直径 L{fFC%|l2L d≥ = =34.2mm u bW]-U=T 2.求作用在齿轮上的受力 d+fSoSjX8 Ft1= =899N ~d
>W?A Fr1=Ft =337N n/4i|-^ Fa1=Fttanβ=223N; +&=?BC}L9^ Ft2=4494N WyhhCR=; Fr2=1685N 0JjUAxNq Fa2=1115N {*m ?Kc7k $ &UZy|9 3.轴的结构设计 PkuTg"; 1) 拟定轴上零件的装配方案 , X{> }^kL|qmjR i. I-II段轴用于安装轴承30307,故取直径为35mm。 "sUyHt -& ii. II-III段轴肩用于固定轴承,查手册得到直径为44mm。 T^.Cc--c iii. III-IV段为小齿轮,外径90mm。 9&]M**X iv. IV-V段分隔两齿轮,直径为55mm。 {w6/[-^ v. V-VI段安装大齿轮,直径为40mm。 X6e/g{S) vi. VI-VIII段安装套筒和轴承,直径为35mm。 5@~|*g[ p
*w$:L 2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 LW)H"6v 1. I-II段轴承宽度为22.75mm,所以长度为22.75mm。 1fU,5+PH 2. II-III段轴肩考虑到齿轮和箱体的间隙12mm,轴承和箱体的间隙4mm,所以长度为16mm。 *#
{z 3{+ 3. III-IV段为小齿轮,长度就等于小齿轮宽度90mm。 |I;$M;'r& 4. IV-V段用于隔开两个齿轮,长度为120mm。 :mcYZPX# 5. V-VI段用于安装大齿轮,长度略小于齿轮的宽度,为83mm。 =n(3o$r( 6. VI-VIII长度为44mm。 C#0Qd% ~a9W3b4j ,E )|y4 ?/hZb"6W 4. 求轴上的载荷 LPd\-S_rsP 66 207.5 63.5 {-/^QX]6 Dh4
6o|P 2/
rt@{V( yY).mxRN _l`e#XbG OX]V)QHVZ >o,^b\ &EGqgNl FDzqL;I R\3VB NX.g *jq7X _f0C Y" ENVk{QE! _*M42<wcO CTa#Q, B5%n(,Lx !%(h2]MQ Fr1=1418.5N >4` dy Fr2=603.5N T=f|,sK +7 查得轴承30307的Y值为1.6 Ga>uFb}W~ Fd1=443N B;6]NCxD Fd2=189N :(|'S4z 因为两个齿轮旋向都是左旋。 ?tdd3ai> 故:Fa1=638N ~+X9g Fa2=189N Oc].@Jy ~T7B$$ 5.精确校核轴的疲劳强度 "^j>tii 1) 判断危险截面 :e1o<JgPt 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 f>o,N{| #hfuH=&oh 2) 截面IV右侧的 $q?$]k|M` e1myH6$W 截面上的转切应力为 g:l.MJT DhLqhME53 由于轴选用40cr,调质处理,所以 6d[_G$'nk , , 。 620%Z* ([2]P355表15-1) ~[o4a ' a) 综合系数的计算 _ZB\L^j) 由 , 经直线插入,知道因轴肩而形成的理论应力集中为 , , %=we`& ([2]P38附表3-2经直线插入) pL=d% m.W 轴的材料敏感系数为 , , lASL8O&\ ([2]P37附图3-1) N]EcEM # 故有效应力集中系数为 W1Lr_z6
YpAg dCe4u<so\ 查得尺寸系数为 ,扭转尺寸系数为 , XKA&XpF ([2]P37附图3-2)([2]P39附图3-3) <:FP4e
"( 轴采用磨削加工,表面质量系数为 , )5j;KI%t ([2]P40附图3-4) i@5[FC 轴表面未经强化处理,即 ,则综合系数值为 5Z/GK2[HL \@3Qi8u// =\#%j|9N9 b) 碳钢系数的确定 .MW@; 碳钢的特性系数取为 , -4rDbDsr c) 安全系数的计算 LH 3}d<{ 轴的疲劳安全系数为 HjqB^|z u?Tpi[
# AsS$C&^ 9Etz:?)b 故轴的选用安全。 X:a`B(@S FsB^CxVg I轴: ,oxcq?7#4 1.作用在齿轮上的力 =(a1+.O FH1=FH2=337/2=168.5 xqXDxJlns Fv1=Fv2=889/2=444.5 !MDNE*_ U-k+9f 0 2.初步确定轴的最小直径 f'I z
G.R > oA?6x Om'+]BBN 3.轴的结构设计 [ xOzzp4 1) 确定轴上零件的装配方案 4nH*Ui!T M/?KV9Xk2 tt?58dm| 2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 IKtB; d) 由于联轴器一端连接电动机,另一端连接输入轴,所以该段直径尺寸受到电动机外伸轴直径尺寸的限制,选为25mm。 YCe7<3> J4 e) 考虑到联轴器的轴向定位可靠,定位轴肩高度应达2.5mm,所以该段直径选为30。 G2LK] f) 该段轴要安装轴承,考虑到轴肩要有2mm的圆角,则轴承选用30207型,即该段直径定为35mm。 I1X/Lj= g) 该段轴要安装齿轮,考虑到轴肩要有2mm的圆角,经标准化,定为40mm。 GLn{s h) 为了齿轮轴向定位可靠,定位轴肩高度应达5mm,所以该段直径选为46mm。 ,P'P^0qJ i) 轴肩固定轴承,直径为42mm。 #j#_cImE j) 该段轴要安装轴承,直径定为35mm。 IW8+_#d 2) 各段长度的确定 I)q,kP@yY 各段长度的确定从左到右分述如下: +_v$!@L8 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。 x:vu'A b) 该段为轴环,宽度不小于7mm,定为11mm。 w{~+EolK 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。 E3@QI?n^^ 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。 e__@GBG 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。 1Gt/Tq$_b f) 该段由联轴器孔长决定为42mm EM7+VO( J$4wL
F3 JGC=(; 4.按弯扭合成应力校核轴的强度 Am8x74? W=62748N.mm a9n^WOJ6 T=39400N.mm VL[R(a6c
< 45钢的强度极限为 ,又由于轴受的载荷为脉动的,所以 。 _,;j7%j ;!o]wHmA ,BF E=:ZIK III轴 `28};B> 1.作用在齿轮上的力 O8|5KpXd@ FH1=FH2=4494/2=2247N nf1#tlIJd Fv1=Fv2=1685/2=842.5N K.G$]H f:g,_|JD$ 2.初步确定轴的最小直径 pE{yv1Yg `X,yM-( w;Q;[:y 3.轴的结构设计 wU#F_De)R: 1) 轴上零件的装配方案 w ;daC(: )uv=S;+ p^(&qk?ut 2) 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 st"{M\.p I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII ?[*0+h`en 直径 60 70 75 87 79 70 8 #ndFpu 长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25 #j@71]GI Te2zK7:
h25G/` aNyvNEV3C kc/{[ME 5.求轴上的载荷 *. 3N=EO Mm=316767N.mm 0-LpqX T=925200N.mm {]z4k[;.h 6. 弯扭校合 "x@='>:$ {bO|409>W X1ZgSs+i +A~\tK{ 3nY1[, 滚动轴承的选择及计算 >3awn*N I轴: LqdY Qd51 1.求两轴承受到的径向载荷 &z"krM]G 5、 轴承30206的校核 {pb>$G:gfx 1) 径向力 6#j$GH * 0&ByEN99 GE>[*zN 2) 派生力 9N%JP+<89 , {JV@"t-X3" 3) 轴向力 gyS+9)gY 由于 , IVlf=k 所以轴向力为 , JbB}y'c4}= 4) 当量载荷 I\qYkWg7 由于 , , zqDR7+] 所以 , , , 。 RE.r4uOJg 由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 #YDr%>j *m%]zj0bo 5) 轴承寿命的校核 lnE+Au' 1<ro7A4hK PSawMPw II轴: X7L8h'(@ 6、 轴承30307的校核 (HoqR 1) 径向力 TpA\9N#$ T32BnmB{ .qk]$LJF7 2) 派生力 2xw6 5z , ,ZblIOWb 3) 轴向力 CE15pNss 由于 , h;5LgAY|v 所以轴向力为 , r%DFve:% 4) 当量载荷 RtG}h[k/X 由于 , , q9"=mO0J+ 所以 , , , 。 K
~ 44i 由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 x\2?ym@ ND<!4!R^ 5) 轴承寿命的校核 ,3I^?5 R(j1n,c]
kP xa7 III轴: /v095H@ 7、 轴承32214的校核 c:83LZ 1) 径向力 Nr2 C@FU:0 :V)lbn\ )XQ`M?**M 2) 派生力 \,!QJp4 , mVtXcP4b 3) 轴向力 4h6k`ie!$ 由于 , Y-ux7F{=z 所以轴向力为 , E&yD8=vw 4) 当量载荷 */ G<!W 由于 , , BQ^H? jo 所以 , , , 。 569}Xbc/ 由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 nS()u}c;r 1B*WfP~ 5) 轴承寿命的校核 kF7(f|* @?C#r.vgp s08u @ 键连接的选择及校核计算 ~}Z\:#U ,n!vsIN 代号 直径 4E44Hzs (mm) 工作长度 !h&g7do]Z (mm) 工作高度 s=?aox7 (mm) 转矩 $ _8g8r} (N•m) 极限应力 {;2i.m1 (MPa) ~_9"3,~o5 高速轴 8×7×60(单头) 25 35 3.5 39.8 26.0 93[DAs 12×8×80(单头) 40 68 4 39.8 7.32 x*oWa, 中间轴 12×8×70(单头) 40 58 4 191 41.2 ThW,Y"
l 低速轴 20×12×80(单头) 75 60 6 925.2 68.5 j?b\+rr 18×11×110(单头) 60 107 5.5 925.2 52.4 \qi|Js*{ 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。 L]a`"CH:a$ KCe13! 连轴器的选择 bg|!'1bD`5 由于弹性联轴器的诸多优点,所以考虑选用它。 eMK+X \ :5GZ \Z8F 二、高速轴用联轴器的设计计算 Y}6n]n;uR 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 , N__H*yP 计算转矩为 T5wjU*=IL 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) r!}al5~& 其主要参数如下: n{*e 9Aw 材料HT200 +@X5!S6 公称转矩 [fu!AIQs 轴孔直径 , ctQbp~- wLuv6\E 轴孔长 , XwM611 装配尺寸 elJ)4Em 半联轴器厚 `h;k2Se5 ([1]P163表17-3)(GB4323-84) o6"*4P| wHz?#MW 3L 三、第二个联轴器的设计计算 nW\(IkX\ 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 , F=G{)*Ih 计算转矩为 5p?!ni9 所以选用弹性柱销联轴器TL10(GB4323-84) h%d^Gq~ 其主要参数如下: jc_\'Gr+[ 材料HT200 U7&x rif 公称转矩 x}fn'iUnm 轴孔直径 :ZdUx 轴孔长 , ~E4"}n[3A# 装配尺寸 `=tyN@VC 半联轴器厚 1;u4X`8 ([1]P163表17-3)(GB4323-84) zH)_vW TOl}U F-n"^.7 %Xh fXd' 减速器附件的选择 xu%'GZ,o9 通气器 5,+\`!g 由于在室内使用,选通气器(一次过滤),采用M18×1.5 h?@G$%2 油面指示器 mXjgs8s
选用游标尺M16 @^nu#R 起吊装置 @%tXFizh 采用箱盖吊耳、箱座吊耳 .R44$F 放油螺塞 A3P9.mur 选用外六角油塞及垫片M16×1.5 'TN)Lb* zLjgCS<7 润滑与密封 &ju- 一、齿轮的润滑 }4jC_ZAupt 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。 ^Uw[x\%#gD ?`sy%G 二、滚动轴承的润滑 lHBI 由于轴承周向速度为,所以宜开设油沟、飞溅润滑。 SVP:D3) 90 {tI X 三、润滑油的选择 T)u4S[
& 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。 2iXoj&3e &R$Q\, 四、密封方法的选取 u7]<=*V] 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。 ^,s?e.u$8` 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。 .e[Tu|qo 轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。 D\L!F6taS f|0lj K\=8eg93Z vX1uR]A[ 设计小结 QrjDF> 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。 OS7RQw1 eO5ktEoJ 参考资料目录 vd~U@-C=R [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; Jgx8-\8 [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; 2PC5^Ni/9@ [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; !c8L[/L [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; 4^Qi2[ w [5]《工程机械构造图册》,机械工业出版社,刘希平主编 k0K A ~ [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; XDmbm*~i [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。 u]vPy
ria IlZu~B9c [p:5]
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