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2007-01-02 09:23 |
二级齿轮减速器说明书
目 录 "\>
<UJ Iy e 设计任务书……………………………………………………1 bt~-=\ 传动方案的拟定及说明………………………………………4 E9
q8tE} 电动机的选择…………………………………………………4 d~28!E+ 计算传动装置的运动和动力参数……………………………5 NB16O!r 传动件的设计计算……………………………………………5 abI[J]T9G 轴的设计计算…………………………………………………8 ! 4i 滚动轴承的选择及计算………………………………………14 sRY: 7>eg 键联接的选择及校核计算……………………………………16 EmY8AN(* 连轴器的选择…………………………………………………16 (4b&}46 减速器附件的选择……………………………………………17 %L~X\M:Qk 润滑与密封……………………………………………………18 Lw-j#}&6E 设计小结………………………………………………………18 =.tsz.:c 参考资料目录…………………………………………………18 ZXr]V'Q? Npq=jlj 机械设计课程设计任务书 'v\!}6 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 3,iL#_+t 一. 总体布置简图 ~r@'k UXKK }S%a] ]=h
Ts%]w if_e$,dh~> 1—电动机;2—联轴器;3—齿轮减速器;4—带式运输机;5—鼓轮;6—联轴器 /\Q{i#v S, Oy}Nv 二. 工作情况: -?@$`{-K 载荷平稳、单向旋转 >%d]"] to,=Q8)0 三. 原始数据 y(N-1 鼓轮的扭矩T(N•m):850 y)/d- 鼓轮的直径D(mm):350 Zwq
uS9 运输带速度V(m/s):0.7 G#lzB`i 带速允许偏差(%):5 d8Upr1_ 使用年限(年):5 1eT| 工作制度(班/日):2 :G}tvFcOAF S%Ja:0=}? 四. 设计内容 5X~ko> 1. 电动机的选择与运动参数计算; a^sR?.+3 2. 斜齿轮传动设计计算 u1nv'\* 3. 轴的设计 BRH:5h 4. 滚动轴承的选择 )rj.WK. 5. 键和连轴器的选择与校核; `D#l(gZ 6. 装配图、零件图的绘制 uomFE( 7. 设计计算说明书的编写 R[#5E|` `9 9|'bPOKe 五. 设计任务 Y&gfe8%5N 1. 减速器总装配图一张 P,wFib^1 2. 齿轮、轴零件图各一张 Q~*A`h# 3. 设计说明书一份 "~FXmKcX oWJ}]ip 六. 设计进度 w7%N=hL1 1、 第一阶段:总体计算和传动件参数计算 Y!Z@1V` 2、 第二阶段:轴与轴系零件的设计 8vUP{f6 { 3、 第三阶段:轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 ',O@0L]L 4、 第四阶段:装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 EBebyQcon d2(eX\56Z ]Q,RVEtKp ?xeq*<qfI blp )a 6+LXoR' kfmIhHlYQ Ufo-AeQo 传动方案的拟定及说明 7s[ ATu 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。 Sb{S^w\m0 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。 t+?\4+!< WUqAPN G\P*zzSq 电动机的选择 xds"n5 1.电动机类型和结构的选择 =%RDT9T. 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。 ViVYyA 4CN8>J'- 2.电动机容量的选择 wvq<5gy} 1) 工作机所需功率Pw se)I2T{J Pw=3.4kW |\}f)Xp- 2) 电动机的输出功率 cBm3|@7 Pd=Pw/η +ckj]yA; η= =0.904 Kfj*#)SZ Pd=3.76kW ,2?C^gxt 'ugG^2Y 3.电动机转速的选择 0 TS:o/{(a nd=(i1’•i2’…in’)nw ^Jkj/n' 初选为同步转速为1000r/min的电动机
9xu&n%L= :A
1,3g 4.电动机型号的确定 Ni0lj: 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。 huR<+ =! >#8`Zy:/Y 1r.q]^Pq~ 计算传动装置的运动和动力参数 S"_vD<q 传动装置的总传动比及其分配 L9AfLw5&X 1.计算总传动比 NtT)Wl 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: ^Cak/5^K i=nm/nw :x;D- kZ nw=38.4 gr-%9=Uq i=25.14 &GbCJ |%M%j'9 2.合理分配各级传动比 U O[p 由于减速箱是同轴式布置,所以i1=i2。 'dht5iI;Yw 因为i=25.14,取i=25,i1=i2=5 )<Yy.Z_:DC 速度偏差为0.5%<5%,所以可行。 UbuxD }) 各轴转速、输入功率、输入转矩 1yKf=LZ^ 项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮 as\V,
{< 转速(r/min) 960 960 192 38.4 38.4 ](0A/,#q6 功率(kW) 4 3.96 3.84 3.72 3.57 P089Mh9 转矩(N•m) 39.8 39.4 191 925.2 888.4 XBeHyQp 传动比 1 1 5 5 1 Gge"`AT 效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97 L~;_R*Th z?i82B[Tm 传动件设计计算 2
na8G 1. 选精度等级、材料及齿数 nDPfr\\ 1) 材料及热处理; fmSA.z 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。 rFmE6{4:p 2) 精度等级选用7级精度; a<HM|dcst 3) 试选小齿轮齿数z1=20,大齿轮齿数z2=100的; y24 0 +;a 4) 选取螺旋角。初选螺旋角β=14° */S,CV 2.按齿面接触强度设计 dA_s7), 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 OrRve$U*| 按式(10—21)试算,即 0u0Hl% nl dt≥ pFG~XW 1) 确定公式内的各计算数值 :r~? Z6gK (1) 试选Kt=1.6 "w7:{E5e (2) 由图10-30选取区域系数ZH=2.433 ).vdKNzw (3) 由表10-7选取尺宽系数φd=1 Su-+~`
" (4) 由图10-26查得εα1=0.75,εα2=0.87,则εα=εα1+εα2=1.62 $MR{3- (5) 由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8Mpa
*qR
tk (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; u{_T,k<! (7) 由式10-13计算应力循环次数 &2c?g1% N1=60n1jLh=60×192×1×(2×8×300×5)=3.32×10e8 ]#J]f N2=N1/5=6.64×107 *.K}`89T c(eu[vj: (8) 由图10-19查得接触疲劳寿命系数KHN1=0.95;KHN2=0.98 5\a5^FK~ (9) 计算接触疲劳许用应力 2[:`w),. 取失效概率为1%,安全系数S=1,由式(10-12)得 $B(B [σH]1==0.95×600MPa=570MPa /Ia#udkNMp [σH]2==0.98×550MPa=539MPa 7%F9.h [σH]=[σH]1+[σH]2/2=554.5MPa 4e5Ka{# < 6DExsB~@ 2) 计算 [qb#>P2G3 (1) 试算小齿轮分度圆直径d1t EGa}ml/G d1t≥ \C>I6{ = =67.85 7sFjO/a* ukPV nk (2) 计算圆周速度 9EH%[wfv v= = =0.68m/s S]9xqiJW $QY(7Z" (3) 计算齿宽b及模数mnt apYf,"|9 b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm 1ITa6vjS mnt= = =3.39 DG&
kY+ h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm Cx@, J\rsQ b/h=67.85/7.63=8.89 Ml)WY#7
SIg=_oa (4) 计算纵向重合度εβ <Siz5qQI4 εβ= =0.318×1×tan14 =1.59 0phGn+"R (5) 计算载荷系数K 19lx;^b 已知载荷平稳,所以取KA=1 a{{([uZ 根据v=0.68m/s,7级精度,由图10—8查得动载系数KV=1.11;由表10—4查的KHβ的计算公式和直齿轮的相同, *W0`+#Dcv 故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42 D!y
Cnq=8 由表10—13查得KFβ=1.36 kdv>QZ 由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数 }$OQw'L[ K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05 w1.KRe{M K!'9wt (6) 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径,由式(10—10a)得 'g$|:bw/ d1= = mm=73.6mm KBOxr5w ")8wu1V- (7) 计算模数mn udw5A*Ls mn = mm=3.74 _jr%s 3.按齿根弯曲强度设计 v/(< fI^ 由式(10—17) Qg4qjX](? mn≥ iHR?]]RF 1) 确定计算参数 q 3
9RD (1) 计算载荷系数
9((v. K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96 @(ev``L5g z*kn.sW (2) 根据纵向重合度εβ=0.318φdz1tanβ=1.59,从图10-28查得螺旋角影响系数 Yβ=0。88 *O+N4tq 7gvkd+-* (3) 计算当量齿数 #LcF;1o%o2 z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 _o<8R@1 z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47 fv}h;?C (4) 查取齿型系数 (B[0BjU 由表10-5查得YFa1=2.724;Yfa2=2.172 p6>3
p (5) 查取应力校正系数 )<!y_;$A 由表10-5查得Ysa1=1.569;Ysa2=1.798 |>d56 $Y>LUZ)b&8 6o
{41@v( (6) 计算[σF] $n>.;CV σF1=500Mpa 9.>v
;:vL σF2=380MPa XN??^1{J}] KFN1=0.95 3d
\bB ! KFN2=0.98 5{j1<4zxR [σF1]=339.29Mpa r"k\G\,% [σF2]=266MPa eB5;wH (7) 计算大、小齿轮的 并加以比较 z$S)|6Q
= =0.0126 8 \%*4L' = =0.01468 ,7<5dIdZ 大齿轮的数值大。 \V}?K0#bt 29}(l#S}m 2) 设计计算 \_0nH` mn≥ =2.4 TLw.rEN!; mn=2.5 CH!Lf,G Nx,.4CI
4.几何尺寸计算 n:' Mpux 1) 计算中心距 ..;}EFw5 z1 =32.9,取z1=33 \M<C6m5 z2=165 F0])g a =255.07mm ?%#3p[ a圆整后取255mm ^vfp; QGn3xM66 2) 按圆整后的中心距修正螺旋角 m.Yj{u8zX β=arcos =13 55’50” W(Xb]t=19 FUiEayM 3) 计算大、小齿轮的分度圆直径 NRgNh5/ d1 =85.00mm 0%#ZupN d2 =425mm 6XKiVP;h% ]?-8[v~{C 4) 计算齿轮宽度 =c[9:&5Q b=φdd1 Fzt{^%\` b=85mm SI^!e1@M[ B1=90mm,B2=85mm Wz;7 |UC J7c(qGJI2 5) 结构设计 sWa`-gc 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。 &,JrhMr\ |eU{cK~e^ 轴的设计计算 j.=VZ 拟定输入轴齿轮为右旋 K!=Y4"5% II轴: 4|ML#aRz 1.初步确定轴的最小直径 :6:;Z
qn d≥ = =34.2mm 4l_!OUvt 2.求作用在齿轮上的受力 W+k SL{0 Ft1= =899N qkPvE;" Fr1=Ft =337N `O/1aW1 Fa1=Fttanβ=223N; (kCzz-_\ Ft2=4494N z.P<)[LUc Fr2=1685N R6v~Sy&n! Fa2=1115N Bi:%}8STH #Ie/| 3.轴的结构设计 t<h[Lb%{T4 1) 拟定轴上零件的装配方案 waT'|9{ n
W:P"L i. I-II段轴用于安装轴承30307,故取直径为35mm。 oG{0{%*@ ii. II-III段轴肩用于固定轴承,查手册得到直径为44mm。 }M7{~ov#s iii. III-IV段为小齿轮,外径90mm。 3)cH\gsg9 iv. IV-V段分隔两齿轮,直径为55mm。 4AW-'W v. V-VI段安装大齿轮,直径为40mm。 gc,%A'OR^< vi. VI-VIII段安装套筒和轴承,直径为35mm。 Kg?(Ax4 5e1;m6 2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 8vRQ_ 1. I-II段轴承宽度为22.75mm,所以长度为22.75mm。 S8>1l?UH 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。 w5Lev}Rb 3. III-IV段为小齿轮,长度就等于小齿轮宽度90mm。 GO4IAUA 4. IV-V段用于隔开两个齿轮,长度为120mm。 pUF$Nq>og 5. V-VI段用于安装大齿轮,长度略小于齿轮的宽度,为83mm。 Lp31Y .4 6. VI-VIII长度为44mm。 = j)5kY` ZP-^10
u]0{#wu;g bbNN$-S| 4. 求轴上的载荷 =^ZDP1h/} 66 207.5 63.5 c6-~PKJL aNUU' [ c`,'[Q5(O }ZqnsLu[) f^Io:V\ r_>]yp 88uoA6Y8h Z; 6N7U u0;k_6N zy'e|92aO a=_:`S]} xTnFJ$RK2
2^w8J w9 `_"loPu xyzYY}PS '><I|c} 3QhQpPk), Fr1=1418.5N GAP,$xAaW Fr2=603.5N W*;r}!ro 查得轴承30307的Y值为1.6 A'6-E{ Fd1=443N 4$oDq Fd2=189N X*w7q7\8-: 因为两个齿轮旋向都是左旋。 L_`D 故:Fa1=638N L/ g8@G
; Fa2=189N `eEiSf =|LB,REN 5.精确校核轴的疲劳强度 FFtB# 1) 判断危险截面 <sTY<i VR 由于截面IV处受的载荷较大,直径较小,所以判断为危险截面 ]xxE_B7 U6?3 z 2) 截面IV右侧的 Og-v][ O$ARk+ 截面上的转切应力为 oM^VtH=> .^xQtnq 由于轴选用40cr,调质处理,所以 f
= 'AI , , 。 "M3S ([2]P355表15-1) a9_KoOa.H a) 综合系数的计算 (M#m BS 由 , 经直线插入,知道因轴肩而形成的理论应力集中为 , , 50e
vWD ([2]P38附表3-2经直线插入) De
([fC 轴的材料敏感系数为 , , gq~K(Q<O< ([2]P37附图3-1) qTz5P 故有效应力集中系数为 'YB{W8bR 8;d./!|'&g /$d#9Uv 查得尺寸系数为 ,扭转尺寸系数为 , ':|E$@$W ([2]P37附图3-2)([2]P39附图3-3) G:!3X) b 轴采用磨削加工,表面质量系数为 , # AH gY. ([2]P40附图3-4) f5z*AeI 轴表面未经强化处理,即 ,则综合系数值为 U!jRF Mw`S.M. B X`C ozyYuD b) 碳钢系数的确定 ,&iEn}xG7i 碳钢的特性系数取为 , emHaZhh c) 安全系数的计算 0DaKd<Scv 轴的疲劳安全系数为 0.wNa~_G| pS "A{k)i W'PW;., =, 64Qbau 故轴的选用安全。 4D[(X=FSU 8iPA^b|sz{ I轴: %_(^BZd 1.作用在齿轮上的力 qFp]jbU FH1=FH2=337/2=168.5 734H{,~ Fv1=Fv2=889/2=444.5 s(:N>K5* =)f.Yf|A* 2.初步确定轴的最小直径 8CUl |I ~ fskc'%x UW Px|]RC 3.轴的结构设计 zUA
- 1) 确定轴上零件的装配方案 F!RP * xf;Tk
uyoV) 2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 u)~::2BXAn 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。 g6h=Q3@ 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。 m' eM&1Ba 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。 82YZN5S3]3 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。 {
3Qlx/6< 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。 i'`>YX i) 轴肩固定轴承,直径为42mm。 +vYVx<uTQ j) 该段轴要安装轴承,直径定为35mm。 6n^vG/.M 2) 各段长度的确定 g{Hb3id9 各段长度的确定从左到右分述如下: zC rM~ 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。 -+Z&O?pSH b) 该段为轴环,宽度不小于7mm,定为11mm。 ]YUst]gu3 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。 d z\yP
v~ 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。 ^x_+& 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。 >Ft:&N9L{ f) 该段由联轴器孔长决定为42mm $*7AG ]eI|_O^u %.s"l6 W 4.按弯扭合成应力校核轴的强度 8ZNwo W=62748N.mm 9-.`~v T=39400N.mm oYX#VX 45钢的强度极限为 ,又由于轴受的载荷为脉动的,所以 。 4EJ6Zy![0* N#^o,/ 4Z/]7Ie III轴 =BBqK=W.d 1.作用在齿轮上的力 m$bNQ7 FH1=FH2=4494/2=2247N Gu%}B@ 4^ Fv1=Fv2=1685/2=842.5N AE4>pzBe b(_PV#@$ 2.初步确定轴的最小直径 $kh6-y@ `%.x0~ih 0*:4@go0}i 3.轴的结构设计 ZRYHsl{F+ 1) 轴上零件的装配方案 o
vX9 $B@K Cce{aY 2) 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 :2MHx}]il I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII A"T*uv| 直径 60 70 75 87 79 70 yV5AVMo 长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25 !}Ty"p` `BY&&Bv#? ^qPS&G mTZgvPJ! z.*=3 5.求轴上的载荷 yQ+C}8r5 Mm=316767N.mm ~'/_q4 T=925200N.mm !Baq4V?KN 6. 弯扭校合 ?)XPY< @Ke3kLQ_\X /-1 F9 G
4C 7 g}'(V>( 滚动轴承的选择及计算 1ogh8% I轴: #zw 'H9l 1.求两轴承受到的径向载荷 ZTP&*+d 5、 轴承30206的校核 \:91BQP
c 1) 径向力 Qrt> vOUE7 JS! [&p^h 2) 派生力 vq*)2. , 0x8aKq\' 3) 轴向力 UZqk2D 由于 , "e~"-B7(\Y 所以轴向力为 , ue#Yh 4) 当量载荷 a
|+q:g0M 由于 , , U/bQ(,3} 所以 , , , 。 C6(WnO{6 由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 N}j^55M_] =H2.1 :' 5) 轴承寿命的校核 pZe:U;bb oyY0!w,Y \%N |
X II轴: 3re|=_
Hy 6、 轴承30307的校核 5\$8"/H 1) 径向力 o%\pI% hh>mX6A kKRZ79"7s 2) 派生力 -g]g , M/mUY 3) 轴向力 CJu3h&Rp 由于 , 9K5[a^q|My 所以轴向力为 , G'
'l,\3 4) 当量载荷 -wjvD8fL 由于 , , {^VvL'n 所以 , , , 。 P2;I0 ! 由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 tJ,x>s?Y G(XI TL u* 5) 轴承寿命的校核 RxVf:h'l < l%3P6| aD:vNX III轴: 2v6QUf 7、 轴承32214的校核 ,
1{)B 1) 径向力 uZ(j"y ) b
vZ~t+^ -6KGQc}U 2) 派生力 Q}MS $[y , DdL0MGwX 3) 轴向力 l[q%1-N 由于 ,
Qpc+1{BQ 所以轴向力为 , G.}
3hd0 4) 当量载荷 U{2UKD@PM 由于 , , -S7rOq2Li 所以 , , , 。 zi*2>5g 由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 e)~7pXYV) t<6`?\Gk 5) 轴承寿命的校核 HV??B : jK^'s6i# Ex
?)FL$4 键连接的选择及校核计算 / 1jb8w' u8Au ` 代号 直径 Jy x6{Oj (mm) 工作长度 Q4_+3-g<7L (mm) 工作高度 "s]c79t (mm) 转矩 y+XB (N•m) 极限应力 I4Ys,n (MPa) .1.Bf26}d 高速轴 8×7×60(单头) 25 35 3.5 39.8 26.0 _tg&_P+kV 12×8×80(单头) 40 68 4 39.8 7.32 T/"6iv\1 中间轴 12×8×70(单头) 40 58 4 191 41.2 /
W}Za&] 低速轴 20×12×80(单头) 75 60 6 925.2 68.5 k@eU #c5c 18×11×110(单头) 60 107 5.5 925.2 52.4 `V@{#+X 由于键采用静联接,冲击轻微,所以许用挤压应力为 ,所以上述键皆安全。 #KonVM(` Syn>;FX 连轴器的选择 l("Dw8H 由于弹性联轴器的诸多优点,所以考虑选用它。 V=}b>Jo2j ^3Ni 二、高速轴用联轴器的设计计算 aZYa<28?L% 由于装置用于运输机,原动机为电动机,所以工作情况系数为 , 38dXfl 计算转矩为 .Z}ySd:X 所以考虑选用弹性柱销联轴器TL4(GB4323-84),但由于联轴器一端与电动机相连,其孔径受电动机外伸轴径限制,所以选用TL5(GB4323-84)
L[d7@ 其主要参数如下: W^W^5-'"D, 材料HT200 6=kA 公称转矩 T1pA
<6 轴孔直径 , bmEo5f~C! e`#c[lbAAM 轴孔长 , n\}!'>d' 装配尺寸 |\j'Z0 半联轴器厚 )DsC:cP ([1]P163表17-3)(GB4323-84) L{|V13? >_1*/o
JO 三、第二个联轴器的设计计算 <h2WM (n 由于装置用于运输机,原动机为电动机,所以工作情况系数为 , 0+0+%#? 计算转矩为 bIP{DxKS 所以选用弹性柱销联轴器TL10(GB4323-84) #]i*u1 其主要参数如下: *r)/.rK_ 材料HT200 aD,sx#g0 公称转矩 Us'm9 J 轴孔直径 \cdNyVY 轴孔长 , 0A@'w*= 装配尺寸 3~\mP\/4v 半联轴器厚 2*-s3 >VK ([1]P163表17-3)(GB4323-84) /i$
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Y&aFAjj nZa.3/7dJ 减速器附件的选择 oBr/CW 通气器 &}S#6|[i 由于在室内使用,选通气器(一次过滤),采用M18×1.5 `'[u%U E 油面指示器 S*6P=O* 选用游标尺M16 _|xO4{X 起吊装置 [rv"tz= 采用箱盖吊耳、箱座吊耳 kC"<4U 放油螺塞 eOjoxnD-$ 选用外六角油塞及垫片M16×1.5 a&~d,vC Z VuHO7' 润滑与密封 ~]DGf( 一、齿轮的润滑 TmG$Cjf84 采用浸油润滑,由于低速级周向速度为,所以浸油高度约为六分之一大齿轮半径,取为35mm。 S1{UVkr !@!,7te 二、滚动轴承的润滑 V2cLwQ'0 由于轴承周向速度为,所以宜开设油沟、飞溅润滑。
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6y(#s _h!OGLec 三、润滑油的选择 NH$a :> 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。 NyI0[]z S1&mY'c 四、密封方法的选取 k'X
v*U 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。 4mJ4) 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% |L=FY 轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。 $*^Ms>Pa_ D(D:/L8T, 3>%rm%ffE TU{^/-l 设计小结 Od70w*, 由于时间紧迫,所以这次的设计存在许多缺点,比如说箱体结构庞大,重量也很大。齿轮的计算不够精确等等缺陷,我相信,通过这次的实践,能使我在以后的设计中避免很多不必要的工作,有能力设计出结构更紧凑,传动更稳定精确的设备。 n1`D:XrE XP<wHh 参考资料目录 6+(g4MW [1]《机械设计课程设计》,高等教育出版社,王昆,何小柏,汪信远主编,1995年12月第一版; *|ez |*- [2]《机械设计(第七版)》,高等教育出版社,濮良贵,纪名刚主编,2001年7月第七版; -`gqA%#+ [3]《简明机械设计手册》,同济大学出版社,洪钟德主编,2002年5月第一版;
yTwv2l;U [4]《减速器选用手册》,化学工业出版社,周明衡主编,2002年6月第一版; b[Sd$ACd [5]《工程机械构造图册》,机械工业出版社,刘希平主编 $-m@cObw!. [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; >4`("# [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。 cdfJa z9pv| [p:5]
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