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2007-01-02 09:23 |
二级齿轮减速器说明书
目 录 ton`ji\^ tL{~O= 设计任务书……………………………………………………1 q}Z
T?Xk? 传动方案的拟定及说明………………………………………4 Ws)X5C=A 电动机的选择…………………………………………………4 30+l0\1 计算传动装置的运动和动力参数……………………………5 4uAafQ`@H 传动件的设计计算……………………………………………5 yX3H&F6 轴的设计计算…………………………………………………8 3z92Gy5cr 滚动轴承的选择及计算………………………………………14 H^;S}<pxW 键联接的选择及校核计算……………………………………16 2 _n*u^X:_ 连轴器的选择…………………………………………………16 ok%!o+nk. 减速器附件的选择……………………………………………17 A5<Z&Y[ 润滑与密封……………………………………………………18 ?0<INS~ 设计小结………………………………………………………18 UQ])QTrZFi 参考资料目录…………………………………………………18 h^kNM8 Gj8[*3d 机械设计课程设计任务书 sJK:xk.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 y6jmn1K 一. 总体布置简图 jI`To%^Y np\2sa` Dh(T)yc }9udo,RWu 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$0T;MPF [=ak>>8 二. 工作情况: |z.GSI_!) 载荷平稳、单向旋转 |\n)<r_ V/9"Xmv75 三. 原始数据 :8Ts'OGwI 鼓轮的扭矩T(N•m):850 3p
1EScH 鼓轮的直径D(mm):350 >l< ~Z; 运输带速度V(m/s):0.7 k-cIb@+" 带速允许偏差(%):5 FWpN:|X BS 使用年限(年):5 *tfDXQ^mN 工作制度(班/日):2 + }XL>=-5 tZu*Asx7 四. 设计内容 Z++Z@J " 1. 电动机的选择与运动参数计算; ?WQd 2. 斜齿轮传动设计计算 r;on0wm&B 3. 轴的设计 x"llX 4. 滚动轴承的选择 *JY`.t 5. 键和连轴器的选择与校核; J={OOj 6. 装配图、零件图的绘制 /=YqjZTCq 7. 设计计算说明书的编写 g\\1C2jG mB^I@oZ* 五. 设计任务 /x:(SR2, 1. 减速器总装配图一张 o~o6S=4,} 2. 齿轮、轴零件图各一张 ,+\4
'` 3. 设计说明书一份 2 ]DCF p17|ld` 六. 设计进度 v(Bp1~PPZM 1、 第一阶段:总体计算和传动件参数计算 wCU&Xb$F 2、 第二阶段:轴与轴系零件的设计 TvWU[=4Yk 3、 第三阶段:轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 .kbr?N,' 4、 第四阶段:装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 *qO]v9 j BbXU|QtY YV1a3 4C,kA+P Sqdc1zC zJfK4o >w2Q1! ?z5ne?? 传动方案的拟定及说明 sP6 ):h 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。 Wkg*J3O 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。 '0CXHjZN Ws^+7u Mt[Bq6}ZD 电动机的选择 om".j 1.电动机类型和结构的选择 ~']&. 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。 VMxYZkMNd_ x1m8~F 2.电动机容量的选择 ;OQ'B=uK 1) 工作机所需功率Pw ub`z7gL Pw=3.4kW ";)r*UgR{B 2) 电动机的输出功率 ~:/%/-^ Pd=Pw/η [^?13xMb η= =0.904 }.fL$,7a Pd=3.76kW ,_.@l+BM. $kxu;I 3.电动机转速的选择 pG,<_N@P nd=(i1’•i2’…in’)nw ov\Ct%] 初选为同步转速为1000r/min的电动机 \3t,|%v \g~ws9'~ 4.电动机型号的确定 $"Y3mD}?L 由表20-1查出电动机型号为Y132M1-6,其额定功率为4kW,满载转速960r/min。基本符合题目所需的要求。 b(q$j/~ zb F3r S6_
I6K7!+;2 计算传动装置的运动和动力参数 I$aXnd6) 传动装置的总传动比及其分配 W ;fH&r)d@ 1.计算总传动比 5h|'DOx|o 由电动机的满载转速nm和工作机主动轴转速nw可确定传动装置应有的总传动比为: -;+m%"k5 i=nm/nw 5"1!p3`\D{ nw=38.4 /\TQc-k?2 i=25.14 v\fzO#vj nnfY$&3A 2.合理分配各级传动比 MS{Hz,I, 由于减速箱是同轴式布置,所以i1=i2。 E=;BI">. 因为i=25.14,取i=25,i1=i2=5 >lA7*nn 速度偏差为0.5%<5%,所以可行。 nHI(V-E2:H 各轴转速、输入功率、输入转矩 tegOT]| 项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮 @kwLBAK}@ 转速(r/min) 960 960 192 38.4 38.4 bHO7*E 功率(kW) 4 3.96 3.84 3.72 3.57 hX0RET 转矩(N•m) 39.8 39.4 191 925.2 888.4 OfD@\;L 传动比 1 1 5 5 1 *GCA6X 效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97 V)2"l"Kt >oe4mW 传动件设计计算 5XzrS-I+X@ 1. 选精度等级、材料及齿数 NV&;e[z 1) 材料及热处理; v]66.- 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。 jVX._bEGX 2) 精度等级选用7级精度; :L]-'\y 3) 试选小齿轮齿数z1=20,大齿轮齿数z2=100的; ,`D/sNP,q 4) 选取螺旋角。初选螺旋角β=14° vAi"$e 2.按齿面接触强度设计 !-KCFMvT 因为低速级的载荷大于高速级的载荷,所以通过低速级的数据进行计算 UV?[d:\>' 按式(10—21)试算,即 ah 4kA LO dt≥ 3b<: :t 1) 确定公式内的各计算数值 ]9fS@SHdx (1) 试选Kt=1.6 Mg#`t$u (2) 由图10-30选取区域系数ZH=2.433 k&O C& (3) 由表10-7选取尺宽系数φd=1 -_s%8l^ (4) 由图10-26查得εα1=0.75,εα2=0.87,则εα=εα1+εα2=1.62 d
"2wO[ (5) 由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8Mpa =nLO?qoe (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; s;s0}Td_1 (7) 由式10-13计算应力循环次数 *:?QB8YJ N1=60n1jLh=60×192×1×(2×8×300×5)=3.32×10e8 E
yd$fcRK N2=N1/5=6.64×107 M#ZT2~+CT >g=^,G}y (8) 由图10-19查得接触疲劳寿命系数KHN1=0.95;KHN2=0.98 |B
9t- (9) 计算接触疲劳许用应力 pV8[l) J 取失效概率为1%,安全系数S=1,由式(10-12)得 $?-7OXj< [σH]1==0.95×600MPa=570MPa Og+)J9# [σH]2==0.98×550MPa=539MPa miwf&b [σH]=[σH]1+[σH]2/2=554.5MPa KrS I[@ts!YD 2) 计算 :*=Ns[Y (1) 试算小齿轮分度圆直径d1t wqcDAO( d1t≥ 'Cg V0&@ = =67.85 kl=xu3j B\f"Iirw (2) 计算圆周速度 CdZnD#F2 v= = =0.68m/s ?fB5t;~E =`JW1dM (3) 计算齿宽b及模数mnt )5U!>,fT b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm \]t]#D>0 mnt= = =3.39 ;"D~W#0-v h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm -=5EbNPwG b/h=67.85/7.63=8.89 xF&6e&nv vlvvi() (4) 计算纵向重合度εβ _wmI(+_ εβ= =0.318×1×tan14 =1.59 {y1q7Z.M (5) 计算载荷系数K w"1x=+ 已知载荷平稳,所以取KA=1 kY=rz&?U 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, C1tb` 故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42 -U7,k\g 由表10—13查得KFβ=1.36 axtb<5& 由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数 ><cU7 ja[^ K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05 N0nj` jKS!'? (6) 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径,由式(10—10a)得 W8y$Ve8m d1= = mm=73.6mm @'
d6iYk_ \Yd4gaY\o (7) 计算模数mn +^Fp&K+^ mn = mm=3.74 7N|
AA^I 3.按齿根弯曲强度设计 &Bm&i.r 由式(10—17) X~Cq mn≥ l~NEGb 1) 确定计算参数 *Z > (1) 计算载荷系数 zz&vfO31J K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96 se#@)LtZ f9a$$nb3` (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 =MxpH+spI Xo\S9,s{ (3) 计算当量齿数 *Z; r
B z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 Je 31". z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47 R#ya,L (4) 查取齿型系数 sCkO0dl8 由表10-5查得YFa1=2.724;Yfa2=2.172 Dm^l?Z (5) 查取应力校正系数 sDX/zF6t 由表10-5查得Ysa1=1.569;Ysa2=1.798 )nOE8y/ TtZ}"MPZ Q(e{~
]* (6) 计算[σF] x)_r@l`$ix σF1=500Mpa kutJd{68 σF2=380MPa Y.NE^Vn0 KFN1=0.95 dZDK7UL KFN2=0.98 T<6GcI>A [σF1]=339.29Mpa x9&p!&*&IT [σF2]=266MPa n+rM"Gxz (7) 计算大、小齿轮的 并加以比较 gHZqA_*T8U = =0.0126 uFo/s&6K = =0.01468 C `6S}f, 大齿轮的数值大。 s&VOwU o,*=$/or 2) 设计计算 *{|$FQnR>( mn≥ =2.4 :v)6gz(p mn=2.5 A?r^V2+j [~)x<=H8{ 4.几何尺寸计算 G|*G9nQ 1) 计算中心距 /tZ0
|B( z1 =32.9,取z1=33 8#l+{`$z z2=165 7]Rk+q2: a =255.07mm N2Ssf$ a圆整后取255mm 'fn$'CeM( #kci=2q_ 2) 按圆整后的中心距修正螺旋角 N&m_e)E5c β=arcos =13 55’50” Zi*%*nX \<V)-eB 3) 计算大、小齿轮的分度圆直径 {OP~8e" d1 =85.00mm QD4:W"i d2 =425mm `[Sl1saZ$S S/7l/DFb 4) 计算齿轮宽度 I .P6l*$ b=φdd1 H%z/v|e6 b=85mm *)D1!R<\,R B1=90mm,B2=85mm >f@ G>H)+ ]2$x|#Gg} 5) 结构设计 fEwifSp. 以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于160mm,而又小于500mm,故以选用腹板式为宜。其他有关尺寸参看大齿轮零件图。 Sc_5FX\Yx `tVy_/3(9 轴的设计计算 QNpuTZn#Q 拟定输入轴齿轮为右旋 d.AC%&W II轴: |r !G, 1.初步确定轴的最小直径 I_>`hTiR d≥ = =34.2mm n[CoS 2.求作用在齿轮上的受力 2(+P[( N1, Ft1= =899N nNQ-"t Fr1=Ft =337N m9t$h Fa1=Fttanβ=223N; 6$RpV'xz Ft2=4494N ag;dc Fr2=1685N 8,*3zVk- Fa2=1115N LGVlc@0' %/pc=i|+ 3.轴的结构设计 |}Ph"g2D, 1) 拟定轴上零件的装配方案 -N# #w= ^P$7A]! i. I-II段轴用于安装轴承30307,故取直径为35mm。 X<euD9? ii. II-III段轴肩用于固定轴承,查手册得到直径为44mm。 }-nU3{1 iii. III-IV段为小齿轮,外径90mm。 $5A^'q iv. IV-V段分隔两齿轮,直径为55mm。 Mudrg[@` v. V-VI段安装大齿轮,直径为40mm。 g>n0z5&TNF vi. VI-VIII段安装套筒和轴承,直径为35mm。 S>t>6&A _#pnjo 2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 yU_9a[$V 1. I-II段轴承宽度为22.75mm,所以长度为22.75mm。 D^?_"wjW 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。 (STx$cya 3. III-IV段为小齿轮,长度就等于小齿轮宽度90mm。 fp;a5||5 4. IV-V段用于隔开两个齿轮,长度为120mm。 m~>@BCn; 5. V-VI段用于安装大齿轮,长度略小于齿轮的宽度,为83mm。 sE9Ckc5 6. VI-VIII长度为44mm。 BS2?!;,8 -J?~U2 %5Rq1 $D 8Q(8b@ZO, 4. 求轴上的载荷 6+PGwCS 66 207.5 63.5 ,8##OB( sfI N)jh ;k}H(QI mx}E$b$<CY a.,_4;'UE1 i@,]Z~] {ERjeuDm] &J(!8y*QyE P']Y(
!L .@k *p >K &t_h'JX& 7>,rvW:] TB#Nk5 D^$OCj\ oD0EOT/E K\^&+7&zVg X4Xf2aXI Fr1=1418.5N o5 WW{)Q Fr2=603.5N hk;bk?:m 查得轴承30307的Y值为1.6 784;]wdy\ Fd1=443N d~`-AC+ Fd2=189N qjLo&2) 因为两个齿轮旋向都是左旋。 p(?3
V 故:Fa1=638N /b{HG7i\ Fa2=189N M&[b.t* woau'7}XOu 5.精确校核轴的疲劳强度 * nCx[ 1) 判断危险截面 , N
344y 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 fl)zQcA E em
g 2) 截面IV右侧的 |!Ists `~nCbUUee 截面上的转切应力为 [z+x"9l0! CQ> ]jQ,2 由于轴选用40cr,调质处理,所以 %3G;r\|r] , , 。 U~/ID ([2]P355表15-1) n7DLJ`ho{ a) 综合系数的计算 \h#9oPy 由 , 经直线插入,知道因轴肩而形成的理论应力集中为 , , Qlh?iA ([2]P38附表3-2经直线插入) xb`CdtG2. 轴的材料敏感系数为 , , -u~eZ?(!Ye ([2]P37附图3-1) _FsB6
G]mc 故有效应力集中系数为 rzT{-DZB[4 bNs[O22 xwOE+ 查得尺寸系数为 ,扭转尺寸系数为 , cL7C2wB` ([2]P37附图3-2)([2]P39附图3-3) ; )|nkI 轴采用磨削加工,表面质量系数为 , 8\_*1h40s ([2]P40附图3-4) e &Rb 轴表面未经强化处理,即 ,则综合系数值为 FmI;lVF0j $5L(gn[ B5`;MQJ b) 碳钢系数的确定 4)nt$fW 碳钢的特性系数取为 , -'ZxN'*% c) 安全系数的计算 OG}KqG!n 轴的疲劳安全系数为 f?-J#x) PbN3;c3 Yb9cW\lr ?*+1~m> 故轴的选用安全。
mn`5pha H:MUNc8i I轴: eJaUmK: 1.作用在齿轮上的力 5rN7':(H!% FH1=FH2=337/2=168.5 mu>] 9ZW Fv1=Fv2=889/2=444.5 r=\P!`{5 }.t^D| 2.初步确定轴的最小直径 vX.]hp5~ y/\ZAtnLo D aDUK? 3.轴的结构设计 .hne)K%={y 1) 确定轴上零件的装配方案 Ql8^]gbp+ nX 8B;*p6b +.K*n& 2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 2Pz 5f 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。 +C5#$5]; e) 考虑到联轴器的轴向定位可靠,定位轴肩高度应达2.5mm,所以该段直径选为30。 D 2$^" 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。 mtX31M4 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。 WG\Q5k4Ba 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。 Gym#b{#": i) 轴肩固定轴承,直径为42mm。 //tT8HX j) 该段轴要安装轴承,直径定为35mm。 tNB%eb{ 2) 各段长度的确定 h[y*CzG 各段长度的确定从左到右分述如下: /N%zwj/* 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。 )@,N7Y1h b) 该段为轴环,宽度不小于7mm,定为11mm。 +Lhe, 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。 f-&ATTx`J 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。 J@gm@ jLc 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。 1yJ75/ f) 该段由联轴器孔长决定为42mm 0<3E KG-y)qXu ?-S8yqe 4.按弯扭合成应力校核轴的强度 r;'i<t{P W=62748N.mm 1wlVz#f. T=39400N.mm y:C)%cv}* 45钢的强度极限为 ,又由于轴受的载荷为脉动的,所以 。 ~W3:xnBEk l-cW;b~ 1y~L8!:L III轴 y,V6h*x2 1.作用在齿轮上的力 ]2PQ X4t0 FH1=FH2=4494/2=2247N V07VwVD Fv1=Fv2=1685/2=842.5N n_1jHJo 6UO$z- e 2.初步确定轴的最小直径 r(]98a]o~ v`
$%G PY2[S[ 3.轴的结构设计 }\DAg'e) 1) 轴上零件的装配方案 OgQntj:%lN ovB=Zm L,WkJe3 2) 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 %uj[ ` I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII &jt02+Hj' 直径 60 70 75 87 79 70 B#QL M^ 长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25 :Jm!=U%'Z x\6];SXX "cNg: & \JLTw xUIvLH= 5.求轴上的载荷 [#IBYJ.6 Mm=316767N.mm \zBd<H4S: T=925200N.mm KM 5jl9Vv 6. 弯扭校合 WFRsSp2 7:z>+AM[r /q T E #t){ 4J ]9#CVv[rq 滚动轴承的选择及计算 U&`6&$] I轴: hH#lTye 1.求两轴承受到的径向载荷 `(P
"u 5、 轴承30206的校核 3xP~~j;7 1) 径向力 :-(U%`a[ !X%S)VSMU WUzSlZq 2) 派生力 K!9y+%01 , 9z+vFk` 3) 轴向力 y2U/$%B)G 由于 , fn3*2 所以轴向力为 , fBf]4@{ 4) 当量载荷 S> .q5 由于 , , Ad^dF'SN 所以 , , , 。 VIb;96$Or 由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 Tc9&mKVE%( 2XzF k_6H 5) 轴承寿命的校核 R_t~UTfI; +d.u##$ Rk}\)r\ II轴: 2TE\4j 6、 轴承30307的校核 3xRM
1GgO 1) 径向力 3gC\{y!8 1aBD^^Y 5BrU'NF 2) 派生力 )>ug{M%g , 7F,07\c 3) 轴向力 izXbp02 由于 , th5
X?so 所以轴向力为 , dz{#"No0 4) 当量载荷 `Q:de~+AM{ 由于 , , 8FAT(f//. 所以 , , , 。 P;^y|0Nm 由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 -b@v0%Q2M* X'YfjbGo 5) 轴承寿命的校核 Xq+!eOT mfj4`3:NV R
4 DM_u III轴: =n> iQS 7、 轴承32214的校核 AmP#'U5 1) 径向力 TFAYVK~ es.jh 1,m\Q_ 2) 派生力 n/ui<&( , CW.&Y?>Tv 3) 轴向力 }9{dR4hD 由于 , K%98;e9 所以轴向力为 , ,O$Z,J4VL 4) 当量载荷 Is4%}J!8 由于 , , Gtj( 所以 , , , 。 <FCj)CP% 由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 Y'tq m&} OAmES;Ck$( 5) 轴承寿命的校核 r~8D\_=s %M|Z}2qv AM>Yj 键连接的选择及校核计算 lc\>DH\n6 mgmWDtxN 代号 直径 5W*7qD[m (mm) 工作长度 Xg|8".B)A (mm) 工作高度 ZC3tbhV (mm) 转矩 9V|E1-")E (N•m) 极限应力 LXBbz;vYl (MPa) uPa/,"p 高速轴 8×7×60(单头) 25 35 3.5 39.8 26.0 clh3 12×8×80(单头) 40 68 4 39.8 7.32 G3 Idxs 中间轴 12×8×70(单头) 40 58 4 191 41.2 z7OZ4R: 低速轴 20×12×80(单头) 75 60 6 925.2 68.5 A8=e?% 18×11×110(单头) 60 107 5.5 925.2 52.4 y0/WA4, 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。 AZh@t?) =gxgS<bde 连轴器的选择 ;cM8EU^. 由于弹性联轴器的诸多优点,所以考虑选用它。 i_j9/k 4yA9Ni 二、高速轴用联轴器的设计计算 7Vz[ji 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 , 08TaFzP81 计算转矩为 b@nri5noBm 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) "Y"t2l_n 其主要参数如下: $=e&q 材料HT200 += |hMQ; 公称转矩 vjexx_fq
轴孔直径 , .V5q$5j $nUd\B$.= 轴孔长 , N?MJ#lC
F 装配尺寸 OaD
Alrm 半联轴器厚 D8r>a"gx ([1]P163表17-3)(GB4323-84) -mev%lV P!`Q_h6a 三、第二个联轴器的设计计算 ,!o\),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 , C m,*bgX 计算转矩为 F&W0DaH 所以选用弹性柱销联轴器TL10(GB4323-84) g@S@d&9 其主要参数如下: e5*5.AB6& 材料HT200 (PCimT=5 公称转矩 /3CHE8nSh 轴孔直径 nx!qCgo 轴孔长 , =:xV(GK} 装配尺寸 2*~JMbm 半联轴器厚 [
4?cM\_u@ ([1]P163表17-3)(GB4323-84) KuIt[oM P#dG]NMf .u&&H_ UmE x&hvFG3 减速器附件的选择 kjLsk- 通气器 RZ#alFL, 由于在室内使用,选通气器(一次过滤),采用M18×1.5 2ru*#Z#( 油面指示器 `^XRrVX< 选用游标尺M16 ;,F-6RNj 起吊装置 B$} wF<`k7 采用箱盖吊耳、箱座吊耳 VTy,43< 放油螺塞 ?V&Ld$db 选用外六角油塞及垫片M16×1.5 p6&LZ=tL3 p0}+071o% 润滑与密封 zh#OD{ 一、齿轮的润滑 ~6@c]: 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。 p^pQZ6- EuKrYY] g 二、滚动轴承的润滑 #hy5c,}> 由于轴承周向速度为,所以宜开设油沟、飞溅润滑。 %fn'iKCB mJ6t.%'d 三、润滑油的选择 ~>}dse 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。 Sah<sb= O+(. 29 四、密封方法的选取 x[GFX8h(k6 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。 @!L@UP0 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。 dK0}% ]i3# 轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。 zumR( <l |kBg8).B )o
" SB1 KRnB[$3F1 设计小结 5@R15q@c6n 由于时间紧迫,所以这次的设计存在许多缺点,比如说箱体结构庞大,重量也很大。齿轮的计算不够精确等等缺陷,我相信,通过这次的实践,能使我在以后的设计中避免很多不必要的工作,有能力设计出结构更紧凑,传动更稳定精确的设备。 7.lK$J: G<">/_jn 参考资料目录 ?{@!!te@3v [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; SxLHFN] [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; ?;AL F [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; BRo
R"#' [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; DU*g~{8T$ [5]《工程机械构造图册》,机械工业出版社,刘希平主编 MYDf`0{$_a [6]《机械制图(第四版)》,高等教育出版社,刘朝儒,彭福荫,高治一编,2001年8月第四版; dN$D6* [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。 |*]X\UE J-eA,9J [p:5]
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