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2007-01-02 09:23 |
二级齿轮减速器说明书
目 录 ^BiPLQ 5z Kqb 设计任务书……………………………………………………1 |z*>ixK 传动方案的拟定及说明………………………………………4 x[x(y{&~ 电动机的选择…………………………………………………4 g YUTt 计算传动装置的运动和动力参数……………………………5 E30Z`$cz: 传动件的设计计算……………………………………………5 ke]Yfwk 轴的设计计算…………………………………………………8 Cfv]VQQE 滚动轴承的选择及计算………………………………………14 M)O[j}N 键联接的选择及校核计算……………………………………16 QD4:W"i 连轴器的选择…………………………………………………16 jkt6/H 减速器附件的选择……………………………………………17 S/7l/DFb 润滑与密封……………………………………………………18 I .P6l*$ 设计小结………………………………………………………18 H%z/v|e6 参考资料目录…………………………………………………18 *)D1!R<\,R >f@ G>H)+ 机械设计课程设计任务书 CN\=9Rvs 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 fEwifSp. 一. 总体布置简图 m#n]Wgp' p9iu:MucD< )4m_Ap\ ,hvc``j
S8 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 Z0\Iyc G (f>M &.. 二. 工作情况: kceyuD$3G 载荷平稳、单向旋转 niz 'b]] + $r15gfne> 三. 原始数据 30d#Lq 鼓轮的扭矩T(N•m):850 Z&Pu8zG
/m 鼓轮的直径D(mm):350 4Jykos2 运输带速度V(m/s):0.7 Y.-S=Y 带速允许偏差(%):5 %*K;np-q{ 使用年限(年):5 5v|EAjB6o 工作制度(班/日):2 tvpN/p :0I
l|aB 四. 设计内容 Hi8Y6|y$D 1. 电动机的选择与运动参数计算; (a#pvEY 2. 斜齿轮传动设计计算 IaasHo\ 3. 轴的设计 ti2 4. 滚动轴承的选择 vRr9%zx 5. 键和连轴器的选择与校核; t$I|E 6. 装配图、零件图的绘制 }-nU3{1 7. 设计计算说明书的编写 B9#;- QO Mudrg[@` 五. 设计任务 qqvF-mDN 1. 减速器总装配图一张 S>t>6&A 2. 齿轮、轴零件图各一张 "+h/-2rA 3. 设计说明书一份 I$j|Rq xS+rHC 六. 设计进度 5[R?iSGL1 1、 第一阶段:总体计算和传动件参数计算 (STx$cya 2、 第二阶段:轴与轴系零件的设计 fp;a5||5 3、 第三阶段:轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 m~>@BCn; 4、 第四阶段:装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 sE9Ckc5 BS2?!;,8 -J?~U2 %5Rq1 $D 8Q(8b@ZO, 6+PGwCS ,8##OB( X| <yq 传动方案的拟定及说明 '[fZt# 由题目所知传动机构类型为:同轴式二级圆柱齿轮减速器。故只要对本传动机构进行分析论证。 RL&lKHA 本传动机构的特点是:减速器横向尺寸较小,两大吃论浸油深度可以大致相同。结构较复杂,轴向尺寸大,中间轴较长、刚度差,中间轴承润滑较困难。 OKPJuV`y6 d)KF3oA I7G,`h+H 电动机的选择 v8'5pLt" 1.电动机类型和结构的选择 Zi4d] 因为本传动的工作状况是:载荷平稳、单向旋转。所以选用常用的封闭式Y(IP44)系列的电动机。 "&-C$J5
Id Pfan7fq+ 2.电动机容量的选择 o;QZe& 1) 工作机所需功率Pw tlGWl0V?7Q Pw=3.4kW KY+]RxX 2) 电动机的输出功率 [hHG. Pd=Pw/η &yLc1#H η= =0.904 Kv?;cu! Pd=3.76kW Funj!x'uE 3_zSp.E\l 3.电动机转速的选择 2 ~-( A nd=(i1’•i2’…in’)nw ' ^a!`"Bc 初选为同步转速为1000r/min的电动机 8*Zvr&B,G )4uq
iA6 4.电动机型号的确定 9L"?wv 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。 .Dx2 ;lj h8.FX-0& = :e2X/tl# 计算传动装置的运动和动力参数 5-w: c> 传动装置的总传动比及其分配 &t6Tcy 1.计算总传动比 sykFSPy`' 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: {^m5#f 0" i=nm/nw gZ` DT nw=38.4 CQ> ]jQ,2 i=25.14 O<X
)p`,` Jck"Ks 2.合理分配各级传动比 n7DLJ`ho{ 由于减速箱是同轴式布置,所以i1=i2。 \h#9oPy 因为i=25.14,取i=25,i1=i2=5 SqqDV)Uih1 速度偏差为0.5%<5%,所以可行。 xb`CdtG2. 各轴转速、输入功率、输入转矩 |yv]Y/= 项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮 ^Y 7U1I 转速(r/min) 960 960 192 38.4 38.4 kM`7EPk 功率(kW) 4 3.96 3.84 3.72 3.57 xJc.pvVPw 转矩(N•m) 39.8 39.4 191 925.2 888.4 8ds}+TtbY 传动比 1 1 5 5 1 {US>)I 效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97 r|-J8s# jY+Do:#/wO 传动件设计计算 FmI;lVF0j 1. 选精度等级、材料及齿数 !.eAOuq 1) 材料及热处理; $W, zO|- 选择小齿轮材料为40Cr(调质),硬度为280HBS,大齿轮材料为45钢(调质),硬度为240HBS,二者材料硬度差为40HBS。 ~U%j{8uH 2) 精度等级选用7级精度; /7vE>mSY 3) 试选小齿轮齿数z1=20,大齿轮齿数z2=100的; O6]u!NqG 4) 选取螺旋角。初选螺旋角β=14° ^ZVOql& 2.按齿面接触强度设计 6t$N78U 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 (&c,twa~ 按式(10—21)试算,即 7@a\* |K6 dt≥ y5%5O xB 1) 确定公式内的各计算数值 yHOqzq56 (1) 试选Kt=1.6 !Bj^i
cR (2) 由图10-30选取区域系数ZH=2.433 Gh+f1)\FA" (3) 由表10-7选取尺宽系数φd=1 UR,?! rJ^B (4) 由图10-26查得εα1=0.75,εα2=0.87,则εα=εα1+εα2=1.62 `oXg<tivU (5) 由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8Mpa ^O \q3HA_4 (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; A^L?_\e6 (7) 由式10-13计算应力循环次数 %rXexy!V N1=60n1jLh=60×192×1×(2×8×300×5)=3.32×10e8 O!
(85rp/ N2=N1/5=6.64×107 cNeiD@t3V& vv*
|F (8) 由图10-19查得接触疲劳寿命系数KHN1=0.95;KHN2=0.98 rkIMM, (9) 计算接触疲劳许用应力 r\RFDj 取失效概率为1%,安全系数S=1,由式(10-12)得 453
}S [σH]1==0.95×600MPa=570MPa eI?HwP{m [σH]2==0.98×550MPa=539MPa _.-#E$6s#q [σH]=[σH]1+[σH]2/2=554.5MPa ?RJdn]`4j ZQ|gt* 2) 计算 Z9f/-|r5 (1) 试算小齿轮分度圆直径d1t kwc*is d1t≥ mF~ys{"t = =67.85 pJ6Jx( C (U (2) 计算圆周速度 Iht'e8)gq v= = =0.68m/s :mn(0
R~ 1VGpq-4*j (3) 计算齿宽b及模数mnt Bs@:rhDi b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm !G[f[u4Zg mnt= = =3.39 TH>,v h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm $':JI#
b/h=67.85/7.63=8.89 ^vG=|X|)c []=_<]{ (4) 计算纵向重合度εβ bl`D+/V εβ= =0.318×1×tan14 =1.59 IqXBz.p (5) 计算载荷系数K '(T mV#3 已知载荷平稳,所以取KA=1 X*)?LxTj 根据v=0.68m/s,7级精度,由图10—8查得动载系数KV=1.11;由表10—4查的KHβ的计算公式和直齿轮的相同, uct=i1+ fE 故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42 ?0uOR*y' 由表10—13查得KFβ=1.36 wePI*."] 由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数 R~$hWu}} K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05 #1B}-PGCm 4?v$<=#21* (6) 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径,由式(10—10a)得 _tA7=*@8 d1= = mm=73.6mm W oWBs)E dK`(BA{`3 (7) 计算模数mn i`R(7Z mn = mm=3.74 {hM"TO7\ 3.按齿根弯曲强度设计 Y}S.37|+^ 由式(10—17) 9QC< E| mn≥ lS#7xh 1) 确定计算参数 1y 1_6TZ+ (1) 计算载荷系数 jmSt?M0.xV K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96 ma1(EJ/ <o~t$TH (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 5`{=` K[*h+YO (3) 计算当量齿数 b'&LBT7 z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 @`5QG2 z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47 VZHr-z$6n (4) 查取齿型系数 )dqR<) 由表10-5查得YFa1=2.724;Yfa2=2.172 R08&cd#$ (5) 查取应力校正系数 R9Ldl97' 由表10-5查得Ysa1=1.569;Ysa2=1.798 *B%y`cj| QjI#Cs}w u2Y N[|V (6) 计算[σF] 4{Q$!O> σF1=500Mpa akMJ4EF/ σF2=380MPa 4C6=77Jr KFN1=0.95 'J2ewW5 KFN2=0.98 Y$>+U [σF1]=339.29Mpa c!.=%QY [σF2]=266MPa l+|1G (7) 计算大、小齿轮的 并加以比较 (Z5qf = =0.0126 mlD%d!. = =0.01468 GI}4,!^N 大齿轮的数值大。 +I*k0"gj6 ,|6Y\L 2) 设计计算 "pOqd8>] mn≥ =2.4 3T"2S[gT mn=2.5 J0&zb'1 3(MoXA* 4.几何尺寸计算 @8QFP3\1 1) 计算中心距 j[_t6Z z1 =32.9,取z1=33 3(aRs?/O z2=165 W&HF?w}s a =255.07mm ,<7"K& a圆整后取255mm f+{c1fb>s qi(&8in 2) 按圆整后的中心距修正螺旋角 {F<)z%^ β=arcos =13 55’50” \)FeuLGL9 >s;oOo+5 3) 计算大、小齿轮的分度圆直径 ]^Sd9ba d1 =85.00mm rH[5~U d2 =425mm u9esdOv $Vo/CZW7 4) 计算齿轮宽度 Lc58lV= b=φdd1 AqKHjCI b=85mm NKRaQr B1=90mm,B2=85mm c$@`P iU.!oeR? 5) 结构设计 SCgyp( 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。 KX0<j >_rzT9gX& 轴的设计计算 sGXp}{E9 拟定输入轴齿轮为右旋
fn4= II轴: jn.R.}TT 1.初步确定轴的最小直径 7h(HG?2Y d≥ = =34.2mm ?lu_}t] 2.求作用在齿轮上的受力 &r&;<Q Ft1= =899N >L#];| Fr1=Ft =337N K%98;e9 Fa1=Fttanβ=223N; ,O$Z,J4VL Ft2=4494N Is4%}J!8 Fr2=1685N t.3Ct@wK Fa2=1115N xR\D(FLVS :({-0&&_ 3.轴的结构设计 f 1sy9nQs 1) 拟定轴上零件的装配方案 !Sh^LYqn |z.Gh1GCy i. I-II段轴用于安装轴承30307,故取直径为35mm。 p>2|| ii. II-III段轴肩用于固定轴承,查手册得到直径为44mm。 ;n%]*v iii. III-IV段为小齿轮,外径90mm。 Ah6wU|_-g iv. IV-V段分隔两齿轮,直径为55mm。 ?| D$#{^ v. V-VI段安装大齿轮,直径为40mm。 CnxK+1n l vi. VI-VIII段安装套筒和轴承,直径为35mm。 5F'%i;)oq 5}vRo;- 2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1"8Z
y6t 1. I-II段轴承宽度为22.75mm,所以长度为22.75mm。 v[0DE*p 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。 p:DL:^zx 3. III-IV段为小齿轮,长度就等于小齿轮宽度90mm。 Mfnlue]( 4. IV-V段用于隔开两个齿轮,长度为120mm。 ..vSL 5. V-VI段用于安装大齿轮,长度略小于齿轮的宽度,为83mm。 W,QnU d'N 6. VI-VIII长度为44mm。 eXj\DjttG} FQ;4'B^k] ZA*b9W #G'S
ve? 4. 求轴上的载荷 $sA,$x:^xI 66 207.5 63.5 Ha46U6_'h ti$oZ4PpF !^c:'I>~ o0,UXBx Wl^prs7}c A)b)ff , LydbP17K} &"U9X"8b \zk?$'d 6{JR 0 e%P+KX /'8*aUa p)?qJ2c| *r)zBr 9;E%U2T7 (PCimT=5 /3CHE8nSh Fr1=1418.5N nx!qCgo Fr2=603.5N JcvHJ0X~a 查得轴承30307的Y值为1.6 2*~JMbm Fd1=443N [
4?cM\_u@ Fd2=189N KuIt[oM 因为两个齿轮旋向都是左旋。 P#dG]NMf 故:Fa1=638N .u&&H_ UmE Fa2=189N x&hvFG3 kjLsk- 5.精确校核轴的疲劳强度 RZ#alFL, 1) 判断危险截面 2ru*#Z#( 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 B-y0;0 ;,F-6RNj 2) 截面IV右侧的 B$} wF<`k7 Q%,o8E2~ 截面上的转切应力为 1S*8v 7 dCf'\@<< 由于轴选用40cr,调质处理,所以
D\45l , , 。 <;$Sa's,LE ([2]P355表15-1) <r_P?
lZW a) 综合系数的计算 I2t-D1X 由 , 经直线插入,知道因轴肩而形成的理论应力集中为 , , !#,- ([2]P38附表3-2经直线插入) B|]t\(~$[ 轴的材料敏感系数为 , , X7XCZSh#A ([2]P37附图3-1) _Ep{|]:gw 故有效应力集中系数为 F"B<R~ S7?f5ux x*loACee. 查得尺寸系数为 ,扭转尺寸系数为 , xWenKY, ([2]P37附图3-2)([2]P39附图3-3) !L0E03')k 轴采用磨削加工,表面质量系数为 , ZXssvjWQV} ([2]P40附图3-4) +BtLyQ 轴表面未经强化处理,即 ,则综合系数值为 %KabyvOl) )[y!m9Vn {a+Fx}W b) 碳钢系数的确定 2R_opbw 碳钢的特性系数取为 , K]H"qG.K c) 安全系数的计算 O" X!S_R 轴的疲劳安全系数为 <eud#v gqO%^b)6 K^]?@oHO
}2iKi(io* 故轴的选用安全。 >0g`U :w
{M6mM> I轴: {L-{Y<fke 1.作用在齿轮上的力 uNPD~TYN FH1=FH2=337/2=168.5 O)$N}V0 Fv1=Fv2=889/2=444.5 =\Tud-1Z Q^1#xBd 2.初步确定轴的最小直径 ?vht~5' +h gaBJy OVQxZ~uQ 3.轴的结构设计 T;:',T[G 1) 确定轴上零件的装配方案 yO$r'9?,* 5H'b4Cyi` $ sA~p_] 2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 eSvc/ CU 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。 , IMT '* 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。 G(7\<x: 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。 $dVgFot g) 该段轴要安装齿轮,考虑到轴肩要有2mm的圆角,经标准化,定为40mm。 QRg"/62WCD h) 为了齿轮轴向定位可靠,定位轴肩高度应达5mm,所以该段直径选为46mm。 d 40'3]/{ i) 轴肩固定轴承,直径为42mm。 T|BY00Sz` j) 该段轴要安装轴承,直径定为35mm。 8CnvvMf 2) 各段长度的确定 JX2
| 各段长度的确定从左到右分述如下: ;8%@Lan a) 该段轴安装轴承和挡油盘,轴承宽18.25mm,该段长度定为18.25mm。 |j5AU b) 该段为轴环,宽度不小于7mm,定为11mm。 U"%8"G0) c) 该段安装齿轮,要求长度要比轮毂短2mm,齿轮宽为90mm,定为88mm。 #/XK&(X d) 该段综合考虑齿轮与箱体内壁的距离取13.5mm、轴承与箱体内壁距离取4mm(采用油润滑),轴承宽18.25mm,定为41.25mm。 {*ko=77$* 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。 O'&X aaZV f) 该段由联轴器孔长决定为42mm 8ZNd|\ 8&2gM L3G)?rPFC# 4.按弯扭合成应力校核轴的强度 !cFE^VM_; W=62748N.mm 6M<mOhp@}n T=39400N.mm G5XnGl}Q 45钢的强度极限为 ,又由于轴受的载荷为脉动的,所以 。 !Lg}q!*%>V @|\s$L ~qLhZR\g^ III轴 9/X v&<Tn 1.作用在齿轮上的力 !g8.8(/t) FH1=FH2=4494/2=2247N PE;0
jgsiI Fv1=Fv2=1685/2=842.5N *2m&?,nJ I8-&.RE 2.初步确定轴的最小直径 v;F+fOo `>K k;` L/ICFa.G 3.轴的结构设计 n4r( Vg1GS 1) 轴上零件的装配方案 BorfEv} SN +DV6oh B'BbTI, 2) 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 }~\].I6 I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII n'ca*E( 直径 60 70 75 87 79 70 T=f;n;/> 长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25 h> 5~
(n8 KJvJUq G/RheH
G <2@<r
t{ KxTYc 5.求轴上的载荷 Ci#5@Q9#w Mm=316767N.mm Kn9=a -b?, T=925200N.mm YT 03>!B 6. 弯扭校合 t+)GB=C WCfe!P?g ,w58n%)H Mb/6> kq.R(z+ 滚动轴承的选择及计算 HS&uQc a I轴: r0$9c 1.求两轴承受到的径向载荷 !\k#{
1[! 5、 轴承30206的校核 sxQ ,x/O 1) 径向力 4[EO[x4C ,E8>:-boL eS# 0- 2) 派生力 \3Ald.EqtM , #]\G*>{ 3) 轴向力 Ex s _LN 由于 , \ g[f4xAV 所以轴向力为 , {j=hQL3 4) 当量载荷 #pn AK 由于 , , 0@/E%T1c" 所以 , , , 。 o >4>7
由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 N, +g/o\f hG3$ ]i9 5) 轴承寿命的校核 8Carg~T@ SFPIr0 u Qs[EA_ II轴: 68br 6、 轴承30307的校核 FEi,^V 1) 径向力 Y&Vbf>Hi+ x 3co? mS;Q8Crh 2) 派生力 2uR4~XjF , nz?BLO= 3) 轴向力 4Jy,IKPp 由于 , xcRrI|?eC 所以轴向力为 , }~,cCtg:o 4) 当量载荷 $mg h.3z0 由于 , , z)y(31K<1 所以 , , , 。 9d(v^T 由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 `TR9GWU+B ZZJ"Ny.2 5) 轴承寿命的校核 ..{^"`FQ Tu#k+f*s f2e$BA III轴: LzSusjEW@ 7、 轴承32214的校核 Y~?YA/.x 1) 径向力 hfa_M[#Q- WG=r? xE I:)#U[tn0 2) 派生力 eOO*gM= , `ZV'7| 3) 轴向力 L#MxB|fcr 由于 , mNB ]e5;N 所以轴向力为 , zw:b7B] 4) 当量载荷 ]1$AAmQH 由于 , , UHszOl 所以 , , , 。 Uy'ZL(2 由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 EGO@`<"h BqA wo 5) 轴承寿命的校核 u"$HWB~@z d"uM7PMs7x 7ib<Cb>K 键连接的选择及校核计算 ]-OkW.8d1 AQGE(%X 代号 直径 g[)hm`{? (mm) 工作长度 ?^GsR[-x (mm) 工作高度 j0NPd^ (mm) 转矩 -mdPqVIJn: (N•m) 极限应力 R.$Y1=U6 (MPa) D\~$6#B>> 高速轴 8×7×60(单头) 25 35 3.5 39.8 26.0 WoR**J?}w 12×8×80(单头) 40 68 4 39.8 7.32 hpKc_|un 中间轴 12×8×70(单头) 40 58 4 191 41.2 S(s~4(o>8 低速轴 20×12×80(单头) 75 60 6 925.2 68.5 !H.lVA 18×11×110(单头) 60 107 5.5 925.2 52.4 KAEpFobYo 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。 {]N?DmF KywT Oq 连轴器的选择 vv_?ip:t 由于弹性联轴器的诸多优点,所以考虑选用它。 \zDV|n~{w ~&|i'f[ 二、高速轴用联轴器的设计计算 +@v} ( 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 , A Mfu|%ZL 计算转矩为 3{E}^ve 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) -<.NEV 其主要参数如下: ur5n{0# 材料HT200 \dbtdhT;Z 公称转矩 9 peB+URV 轴孔直径 , i<![i5uAI ~<R~Q:T 轴孔长 , c(JO;=,@9 装配尺寸 6-}9m7# Y 半联轴器厚 uf3 gVS_h= ([1]P163表17-3)(GB4323-84) 0+h?Bk j
KK48S 三、第二个联轴器的设计计算 @35]IxD 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 , K|!)<6ZsG7 计算转矩为 RH'R6 所以选用弹性柱销联轴器TL10(GB4323-84) Dn!V)T 其主要参数如下: y['icGU6 材料HT200 >H! 2Wflm 公称转矩 94/}@<d-= 轴孔直径 8b
$7# 轴孔长 , =]Bm>67" 装配尺寸 5Ep 半联轴器厚 t?Znil|o ([1]P163表17-3)(GB4323-84) vsR&1hs (ZJ_&8C# >X,6 ,+{ 43;a 减速器附件的选择 nQC[[G*x 通气器 bZJiubBRI 由于在室内使用,选通气器(一次过滤),采用M18×1.5 ]e9kf$' 油面指示器 3e:y?hpeL 选用游标尺M16 KcE=m\ h 起吊装置 RUO6Co- 采用箱盖吊耳、箱座吊耳 )nV x 2m4 放油螺塞 W[DB!ue 选用外六角油塞及垫片M16×1.5 % *hBrjbj ?,[w6O* 润滑与密封 >n62csO 一、齿轮的润滑 re2%e-F" 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。 M,P_xkLp H(| v 二、滚动轴承的润滑 #/6X44
*u 由于轴承周向速度为,所以宜开设油沟、飞溅润滑。 &aU+6'+QXB v%w]Q B 三、润滑油的选择 e V#H"fM 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。 #B[>\D"* MvA_tRO 四、密封方法的选取 #t*c*o 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。 rL/+`H 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。 qK
pU.rP 轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。 7;V5hul uq_SF.a'v `Hqu2
'` }I0^nv1 设计小结 LGkKR{ep( 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。 }#1{GhsS BN67o]*]< 参考资料目录 bE{`g]C5 [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; VrG |/2 [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; ){Y2TWW&0 [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; PsVA>Q,4!. [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; /WMLr5 [5]《工程机械构造图册》,机械工业出版社,刘希平主编 P#C`/%$S [6]《机械制图(第四版)》,高等教育出版社,刘朝儒,彭福荫,高治一编,2001年8月第四版; \v<}{\.|$ [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。 >=(e}~5y iJK9-k~ [p:5]
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