gyf1118 |
2007-01-02 09:23 |
二级齿轮减速器说明书
目 录 tf`^v6m%] cTT L1SW 设计任务书……………………………………………………1 !'*-$e 传动方案的拟定及说明………………………………………4 "oO%`:pb 电动机的选择…………………………………………………4 /aZ`[m2 计算传动装置的运动和动力参数……………………………5 WCixKYq 传动件的设计计算……………………………………………5 -m~#Bq 轴的设计计算…………………………………………………8 onxLyx|A 滚动轴承的选择及计算………………………………………14 XVZ 键联接的选择及校核计算……………………………………16 draN0vf 连轴器的选择…………………………………………………16
H6/$d 减速器附件的选择……………………………………………17 gp.^~p]x 润滑与密封……………………………………………………18 \(2sW^fY 设计小结………………………………………………………18 &&>ekG9@ 参考资料目录…………………………………………………18 _KAQ}G3 ^Xh^xL2cn 机械设计课程设计任务书 Y`a3tO=Pd 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 w~qT1vCCN 一. 总体布置简图 E+;7>ja 9~[Y-cpoi XU(eEnmom #?:l b1 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 k@W1-D? Oxd]y1 二. 工作情况: X45%e! 载荷平稳、单向旋转 aAUvlb DEZveQr= 三. 原始数据 QhJiB%M 鼓轮的扭矩T(N•m):850 Z/+#pWBI! 鼓轮的直径D(mm):350 tK\~A,= 运输带速度V(m/s):0.7 0flRh)[J 带速允许偏差(%):5 yD}B%\45 使用年限(年):5 g]0_5?i 工作制度(班/日):2 *gWwALGo5 r*Ca}Z 四. 设计内容 F7#JLE= 1. 电动机的选择与运动参数计算; :"/d|i`T 2. 斜齿轮传动设计计算 11;MN 3. 轴的设计 1]b.fD 4. 滚动轴承的选择 (<C3Vts)) 5. 键和连轴器的选择与校核; I
b5rqU\ 6. 装配图、零件图的绘制 j&qub_j"xX 7. 设计计算说明书的编写 O:Tj"@h Rnq7LGy 五. 设计任务 {R`[kt 1. 减速器总装配图一张 i=2N;sAl 2. 齿轮、轴零件图各一张
[/8%3 3. 设计说明书一份 CzrC%x y qUb& 六. 设计进度 'TB2:W3 1、 第一阶段:总体计算和传动件参数计算 }@d @3 2、 第二阶段:轴与轴系零件的设计 M9%$lCl
3、 第三阶段:轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 --BW9]FW 4、 第四阶段:装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 h<<v^+m ^^ixa1H< 8YSAf+{FtK pTLCWbF? uoh7Sz5!^ |P?*5xPB @f3E`8 63IM]J 传动方案的拟定及说明 R.<g3"Lm> 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。 @`9]F7h5W 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。 SOA,kwHRe pOoEI+t $/Uq0U 电动机的选择 F*ylnB3z 1.电动机类型和结构的选择 67FWa 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。 $6R-5oQ 8zW2zkv2|# 2.电动机容量的选择 o-B$J? 1) 工作机所需功率Pw dioGAai' Pw=3.4kW N4TV 2) 电动机的输出功率 G$('-3@i`w Pd=Pw/η kb!%-k η= =0.904 0?|<I{z2 Pd=3.76kW `C'H.g\>2Q U-k`s[dv 3.电动机转速的选择 +X
88;- nd=(i1’•i2’…in’)nw &s>Jb?_5Mx 初选为同步转速为1000r/min的电动机 M x"\5i 1<aP92/N& 4.电动机型号的确定 YKK*ER0 由表20-1查出电动机型号为Y132M1-6,其额定功率为4kW,满载转速960r/min。基本符合题目所需的要求。 Q\sK"~@3 cQ}{[YO deh*Ib:(S 计算传动装置的运动和动力参数 !&@615Vtw 传动装置的总传动比及其分配 qwAT>4 1.计算总传动比 !ULn7\@ 由电动机的满载转速nm和工作机主动轴转速nw可确定传动装置应有的总传动比为: }4X0epPp;: i=nm/nw V0 a3<6@4 nw=38.4 9_h[bBx-'Q i=25.14 <b*DQ:N )NT*bLRPQ 2.合理分配各级传动比 sU^1wB
Rj 由于减速箱是同轴式布置,所以i1=i2。 <(#ej4ar, 因为i=25.14,取i=25,i1=i2=5 6j|{`Zd)G 速度偏差为0.5%<5%,所以可行。 9H1rO8k 各轴转速、输入功率、输入转矩 lq7E4r 项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮 #fM`}Ij.A 转速(r/min) 960 960 192 38.4 38.4 lPAQ3t!, 功率(kW) 4 3.96 3.84 3.72 3.57 w_V P
J 转矩(N•m) 39.8 39.4 191 925.2 888.4 _7y[B&g[r 传动比 1 1 5 5 1 %iqD5x$OA 效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97 vW@=<aS Z <9b&<K: 传动件设计计算 ;}p 1. 选精度等级、材料及齿数 sNFlKQ8)Q 1) 材料及热处理; )0k53-h& 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。 )D%~`,#pQ 2) 精度等级选用7级精度; 5SQ8}Or3 3) 试选小齿轮齿数z1=20,大齿轮齿数z2=100的; l9"s>P U 4) 选取螺旋角。初选螺旋角β=14° ZS o) 2.按齿面接触强度设计 7_[L o4_ 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 f*
wx< 按式(10—21)试算,即 %\:Wi#w> dt≥ /G`]=@~ 1) 确定公式内的各计算数值 L-&\\{X (1) 试选Kt=1.6 ]hV*r@d (2) 由图10-30选取区域系数ZH=2.433 &uVnZ@o42 (3) 由表10-7选取尺宽系数φd=1 M869MDo (4) 由图10-26查得εα1=0.75,εα2=0.87,则εα=εα1+εα2=1.62 AbOf6%Env (5) 由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8Mpa +aAc9'k (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;
05 ^h" (7) 由式10-13计算应力循环次数 Vi|#@tC' N1=60n1jLh=60×192×1×(2×8×300×5)=3.32×10e8 )Q JUUn# N2=N1/5=6.64×107 dDGQ`+H9 b7ZSPXV (8) 由图10-19查得接触疲劳寿命系数KHN1=0.95;KHN2=0.98 ?gXp*>Kg[ (9) 计算接触疲劳许用应力 b#o|6HkW 取失效概率为1%,安全系数S=1,由式(10-12)得 gnHbb-<i, [σH]1==0.95×600MPa=570MPa ksm~<;td [σH]2==0.98×550MPa=539MPa iU:cW=W|M\ [σH]=[σH]1+[σH]2/2=554.5MPa y|jq?M<A z{r}~{{E 2) 计算 yIE!j%u (1) 试算小齿轮分度圆直径d1t IAyp 2 d1t≥ ez[Vm:2K = =67.85 .jK4?}] ?&uu[y (2) 计算圆周速度 !PE]C!*gv& v= = =0.68m/s @'|~v<<WZ 2 ? 4!K. (3) 计算齿宽b及模数mnt #p{4^ b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm HE\K@3- mnt= = =3.39 WfRXP^a h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm {\\Tgs b/h=67.85/7.63=8.89 O33`+UV"W <{cQ2 (4) 计算纵向重合度εβ !TcJ)0
εβ= =0.318×1×tan14 =1.59 MUwMb!Z.s (5) 计算载荷系数K |V7*l1 已知载荷平稳,所以取KA=1 7PF%76TO 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, VS|2|n1<6 故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42 ,]/X\t5]D 由表10—13查得KFβ=1.36 /Gfw8g\} 由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数 :MDKC /mC K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05 $`'/+x"% 'we>q@ (6) 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径,由式(10—10a)得 nT)vNWT= d1= = mm=73.6mm ll?X@S &>}5jC.I (7) 计算模数mn {7pli{` mn = mm=3.74 U`s{Jm 3.按齿根弯曲强度设计 >5SSQ\ 2~a 由式(10—17) k|f4Cf, mn≥ {f p[BF 1) 确定计算参数 )=-szJjXZ (1) 计算载荷系数 7>*vI7O0l K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96 ,"0:3+(8; Yz93'HDB (2) 根据纵向重合度εβ=0.318φdz1tanβ=1.59,从图10-28查得螺旋角影响系数 Yβ=0。88 @|T'0_' yaV|AB$v (3) 计算当量齿数 v(%*b,^
z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 Jfl!#UAD|n z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47 (C)p9-, (4) 查取齿型系数 S0W||#Pr 由表10-5查得YFa1=2.724;Yfa2=2.172 UR5`ue ; (5) 查取应力校正系数 {+ b7sA3 由表10-5查得Ysa1=1.569;Ysa2=1.798 9-m=*|p Oa>Ppldeg m~ee/&T (6) 计算[σF] mRK>U$v σF1=500Mpa dUdT7ixo σF2=380MPa J9S>yLQK KFN1=0.95 f6"Z'{j KFN2=0.98 \z}
Ic%Tp [σF1]=339.29Mpa {BU;$ [σF2]=266MPa ~flV`wy$$1 (7) 计算大、小齿轮的 并加以比较 6;5Ss?ep = =0.0126 r9G>jiw8 = =0.01468 Ny)X+2Ae 大齿轮的数值大。 Z;)%%V%o &PtJ$0%q 2) 设计计算 ~4cC/"q$X mn≥ =2.4 R0-j5&^jju mn=2.5 y1L,0 ] ENY+^7 4.几何尺寸计算 |]*/R^1>2 1) 计算中心距 ,~W|]/b<q z1 =32.9,取z1=33 %D "I z2=165 o2\8OxcA a =255.07mm \xoP)Ub> a圆整后取255mm &b& , QkC(uS 2) 按圆整后的中心距修正螺旋角 U:_^#\p β=arcos =13 55’50” 0_t!T'jr7 uY'HT|@:{ 3) 计算大、小齿轮的分度圆直径 Q&bM\;Ml d1 =85.00mm D.XvG _ d2 =425mm @Do= k \dQNLLg/ 4) 计算齿轮宽度 +=8VTCn? b=φdd1 ,s;UfF b=85mm jrh43
\$* B1=90mm,B2=85mm iOO)Q\ VY\&8n}e( 5) 结构设计 jW@Uo=I[ 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。 =w0R$&b& $iz|\m 轴的设计计算 H$4:lH&( 拟定输入轴齿轮为右旋 Yg1X II轴: '2^Q1{ :\ 1.初步确定轴的最小直径 #Mw8^FST d≥ = =34.2mm 8}UIbF 2.求作用在齿轮上的受力 wj0\$NQ=x Ft1= =899N q5:N2Jmo?z Fr1=Ft =337N ?FcAXA/J{ Fa1=Fttanβ=223N; S{m%H{A! Ft2=4494N u;c?d!E Fr2=1685N HHsmLo c4 Fa2=1115N d6 5L!4 +K4}Dmg 3.轴的结构设计 TRq6NB 1) 拟定轴上零件的装配方案 u.Dz~$T Q'0d~6n&{ i. I-II段轴用于安装轴承30307,故取直径为35mm。 H_Q+&9^/ ii. II-III段轴肩用于固定轴承,查手册得到直径为44mm。 BThrO d iii. III-IV段为小齿轮,外径90mm。 @MCg%Afw iv. IV-V段分隔两齿轮,直径为55mm。 `W*U4?M v. V-VI段安装大齿轮,直径为40mm。 '."ed%=MC vi. VI-VIII段安装套筒和轴承,直径为35mm。 S^ \Vgi( kPLxEwl 2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 <e</m)j 1. I-II段轴承宽度为22.75mm,所以长度为22.75mm。 3/n5#&c\4 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。 ?.;c$' 3. III-IV段为小齿轮,长度就等于小齿轮宽度90mm。 )P|),S,;Z 4. IV-V段用于隔开两个齿轮,长度为120mm。 oM`0y@QCf 5. V-VI段用于安装大齿轮,长度略小于齿轮的宽度,为83mm。 Q$Q([Au 6. VI-VIII长度为44mm。 }U"&8%PZr ]GQG~H^ ,nDaqQ-C!! :Fvrs(
x 4. 求轴上的载荷 rh}J3S5vp 66 207.5 63.5 6j LCU%^ g7W" 7O-x<P; :G%61x&=Zc N[
Og43Y ;hN!s`vq iAIuxO DlMW(4( kL"2=7m; fS78>*K HCC#j9UN6 5C5sgR C
]-/VHh ckE-",G u5f9Jw} bB3powy9 b2&0Hx Fr1=1418.5N dVT$ VQg Fr2=603.5N bAtSV u 查得轴承30307的Y值为1.6 `&c kZiq Fd1=443N n8ZZ#}Nhg Fd2=189N -z%^)VE 因为两个齿轮旋向都是左旋。 ^ sLdAC 故:Fa1=638N x-&@wMqkc Fa2=189N mSh[}%swj nk's_a*Z 5.精确校核轴的疲劳强度 CN8Y\<Ar 1) 判断危险截面 Vb]=B~ ^` 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 $C$V%5aA mb^~qeRQ 2) 截面IV右侧的 +*/Zu`kzX #fn)k1 截面上的转切应力为 <k'h:KB?` p]2128kqx 由于轴选用40cr,调质处理,所以 R|87%&6'] , , 。 *d4eK+U$5 ([2]P355表15-1) LIF7/$,0 a) 综合系数的计算 :emiQ 由 , 经直线插入,知道因轴肩而形成的理论应力集中为 , , h^(*Tv-! ([2]P38附表3-2经直线插入) 5(Q%XQV*P 轴的材料敏感系数为 , , ,uhb~N< ([2]P37附图3-1) '$]97b7G 故有效应力集中系数为 0rs"o-s< ]Wlco M\Ye<Tk 查得尺寸系数为 ,扭转尺寸系数为 , eiaFaYe\ ([2]P37附图3-2)([2]P39附图3-3) o~y;j75{.* 轴采用磨削加工,表面质量系数为 , =wV<hg)C ([2]P40附图3-4) Pw`8Wj 轴表面未经强化处理,即 ,则综合系数值为 w;:*P ,Ae6/D$h/ i#Bf"W{F b) 碳钢系数的确定 YWO)HsjP 碳钢的特性系数取为 , ">,|V-H c) 安全系数的计算 XnMvKPerv' 轴的疲劳安全系数为 kxIF#/8 9x9 T<cx ZdWm:(nkU T<Z &kYU:R 故轴的选用安全。 paE[rS\ Ee%%d I轴: U@)eTHv}6 1.作用在齿轮上的力 ,~@X{7U FH1=FH2=337/2=168.5 WUXx;9 > Fv1=Fv2=889/2=444.5 '"/=f\)u [
=9T*Sp 2.初步确定轴的最小直径
goOCu u5b|#&-mX Zbt.t]N 3.轴的结构设计 E`usknf>l 1) 确定轴上零件的装配方案 tOd&!HYL _P 3G lc1(t:"[ 2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 hPkWCoQpq 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。 }"P|`"WW 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。 &4x}ppX 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。
#3@rS 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。 eFTpnG 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。 5o'FS{6U i) 轴肩固定轴承,直径为42mm。 :tB1D@Cb6 j) 该段轴要安装轴承,直径定为35mm。 w3obIJm 2) 各段长度的确定 6"O+w=5B 各段长度的确定从左到右分述如下: kY|utoAP 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。 bL+_j}{:N b) 该段为轴环,宽度不小于7mm,定为11mm。 _~J
{wM 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。 `O!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。 }mYx_=+VX 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。 ):6 8%, f) 该段由联轴器孔长决定为42mm tGh~!|P p;59? Hz1%x 4.按弯扭合成应力校核轴的强度 +\c5]` W=62748N.mm F|o:W75 T=39400N.mm ;4^Rx 45钢的强度极限为 ,又由于轴受的载荷为脉动的,所以 。 \378rQU jrlVvzZ rb2S7k0{ III轴 QQ*hCyw! 1.作用在齿轮上的力 hz;G$cuEE FH1=FH2=4494/2=2247N J6s`'gFns Fv1=Fv2=1685/2=842.5N \FbvHr, 1R{!]uh 2.初步确定轴的最小直径 uD$u2 jk; clwyz/ 0neoE
E 3.轴的结构设计 @fZ,.2ar 1) 轴上零件的装配方案
nzuX&bSw 3LJ+v5T~ j^j1 2) 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 o/$} I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII nA-.mWD_C 直径 60 70 75 87 79 70 0_95|3kc 长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25 [fya)} 6y%qVx#! (lBCO?`fx LEbB(x;@ dh`K`b4I 5.求轴上的载荷 ENl)Ts`y Mm=316767N.mm rxgbV.tx T=925200N.mm $k@O`xD,q 6. 弯扭校合 ;v)JnbsH} ?>D+ge (^8Y|:Tz F 5bj=mI b@gc{R}7 滚动轴承的选择及计算 ?K$(817 I轴: =t#llgi~ 1.求两轴承受到的径向载荷 iW]j9} t 5、 轴承30206的校核 }WC[$Y_@ 1) 径向力 }>pknc? '%s.^kn sQUM~HD\a 2) 派生力 P%V'4p c , zsEc( 3) 轴向力 E<{R.r 由于 , X:f UI4 所以轴向力为 , q~b& 4) 当量载荷 Go`vfm"S 由于 , , )al]*[lY 所以 , , , 。 y2Q&s9$Do 由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 ,uSMQS-O'4 &n}]w+w 5) 轴承寿命的校核 e&|'I" lK?uXr7^ dc+>m,3$ II轴: }/0X'o 6、 轴承30307的校核 7X`g,b! 1) 径向力 <prk8jSWV ^H p; .f. 'Cb6Y#6 2) 派生力 jnkR}wAA , aq>kTaz 3) 轴向力 bQzZy5, 由于 , f&NgS+<K$ 所以轴向力为 , B+|Kjlt 4) 当量载荷 7cuE7" 由于 , , m<<+ 所以 , , , 。 QGMV}y 由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 euK5pA>L oM
X 5) 轴承寿命的校核 uP`Z12& E+j/Cu ^rB8? kt III轴: _>o:R$ %} 7、 轴承32214的校核 F#3Q_G^/ 1) 径向力 =Pyj%4Rs {UX!go^J $!-yr7 2) 派生力 lne|5{h , [7:,?$tC 3) 轴向力 *l(7D(# 由于 , \,'m</o~, 所以轴向力为 , =ke2;}X 4) 当量载荷 2,y|EpG# 由于 , , [CTnXb 所以 , , , 。 eFB5=)ld 由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 F0m-23[H ^7`BP%6 5) 轴承寿命的校核 (=FRmdeYl1 dUD[e,? h,(26 y/s 键连接的选择及校核计算 3#n_?- 7RQR)DG 代号 直径 _kC-dEGf!y (mm) 工作长度 K,tQ!kk (mm) 工作高度 4XL^D~V (mm) 转矩 p
.%]Q*8 (N•m) 极限应力 x[|}.Ew (MPa) f'F?MINJP 高速轴 8×7×60(单头) 25 35 3.5 39.8 26.0 +Z,;,5'5G 12×8×80(单头) 40 68 4 39.8 7.32 `](e:be} 中间轴 12×8×70(单头) 40 58 4 191 41.2 3h]g}&k 低速轴 20×12×80(单头) 75 60 6 925.2 68.5 k<z)WNBf 18×11×110(单头) 60 107 5.5 925.2 52.4 M.JA.I@XC 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。 Q1lyj7c#x JT~4mT 连轴器的选择 ),_@WW;k 由于弹性联轴器的诸多优点,所以考虑选用它。 S0$8@"~= GWGSd\z 二、高速轴用联轴器的设计计算 |o7[|3:M 由于装置用于运输机,原动机为电动机,所以工作情况系数为 , [=C6U_vU 计算转矩为 g/4[N{Xf 所以考虑选用弹性柱销联轴器TL4(GB4323-84),但由于联轴器一端与电动机相连,其孔径受电动机外伸轴径限制,所以选用TL5(GB4323-84) l#&8x 其主要参数如下: I2XU(pYU 材料HT200 z,RhYm 公称转矩 &*o=I|pQ 轴孔直径 , y4yhF8E>;U )',R[|< 轴孔长 , fT|.@%"vc 装配尺寸 z>xmRs
半联轴器厚 pR<`H' ([1]P163表17-3)(GB4323-84) cF*TotU_m `Uq#W+r, 三、第二个联轴器的设计计算 #{0HYg?(f 由于装置用于运输机,原动机为电动机,所以工作情况系数为 , n>z9K') 计算转矩为 eNh39er 所以选用弹性柱销联轴器TL10(GB4323-84) bt SRtf 其主要参数如下: t}_r]E,{u 材料HT200 _r#Z}HK 公称转矩 .Cv6kgB@c 轴孔直径 _=>He=v/ 轴孔长 , `K"L /I9 装配尺寸 _IMW{ 半联轴器厚 &md`$a/ ([1]P163表17-3)(GB4323-84) 'B$yo] kb%;=t2 q$L%36u~/ 7jrt7[{ 减速器附件的选择 T}Tp$.gB 通气器 rE7G{WII 由于在室内使用,选通气器(一次过滤),采用M18×1.5 alJ)^OSIe 油面指示器
y`iBFC;_ 选用游标尺M16 $V;i
'(&7 起吊装置 k:i4=5^*GX 采用箱盖吊耳、箱座吊耳 ,O5NLg- 放油螺塞 W_293["lS 选用外六角油塞及垫片M16×1.5 810|Tj*U% pp?D7S 润滑与密封 2YL?,uLS 一、齿轮的润滑 Z9E\,Ly 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。 !vi>U|rh `?H]h"{7Q 二、滚动轴承的润滑 2y\E[j A 由于轴承周向速度为,所以宜开设油沟、飞溅润滑。 umBICC]CU J`Q>3]wL 三、润滑油的选择 (y'hyJo 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。 Cl.x'v MR7}s4o 四、密封方法的选取 n)/z0n!\ 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。 Oamg]ST 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。 &A/]pi-\ 轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。 uh_RGM& Oxnp0 s "V7K SO .8g)av+ 设计小结 _%Bi: HG0 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。 ?PxP% $hS KM0ru 参考资料目录 *-WpZGh [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; *U- 4Sy [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; h8j.( [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; 3Aip}<1 [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; 0JS?; fk [5]《工程机械构造图册》,机械工业出版社,刘希平主编 @ y.?:7I [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; hNiE\x [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。 234p9A@ tIi&;tw] [p:5]
|
|