《二級減速器課程設(shè)計完整版》由會員分享，可在線閱讀，更多相關(guān)《二級減速器課程設(shè)計完整版（34頁珍藏版）》請在裝配圖網(wǎng)上搜索。

目錄 1 設(shè)計任務(wù) 2 2 傳動系統(tǒng)方案的擬定 2 3 電動機的選擇 3 3 1 選擇電動機的結(jié)構(gòu)和類型 3 3 2 傳動比的分配 5 3 3 傳動系統(tǒng)的運動和動力參數(shù)計算 5 4 減速器齒輪傳動的設(shè)計計算 7 4 1 高速級斜齒圓柱齒輪傳動的設(shè)計計算 7 4 2 低速級直齒圓柱齒輪傳動的設(shè)計計算 11 5 減速器軸及軸承裝置的設(shè)計 16 5 1 軸的設(shè)計 16 5 2 鍵的選擇與校核 23 5 3 軸承的的選擇與壽命校核 25 6 箱體的設(shè)計 28 6 1 箱體附件 28 6 2 鑄件減速器機體結(jié)構(gòu)尺寸計算表 29 7 潤滑和密封 30 7 1 潤滑方式選擇 30 7 2 密封方式選擇 30 參考資料目錄 30 2 計算及說明 結(jié)果 1 設(shè)計任務(wù) 1 1 設(shè)計任務(wù) 設(shè)計帶式輸送機的傳動系統(tǒng) 工作時有輕微沖擊 輸送帶允許速度誤差 4 二班制 使用期限 12 年 每年工作日 300 天 連續(xù)單向運轉(zhuǎn) 大修期三年 小批量生產(chǎn) 1 2 原始數(shù)據(jù) 滾筒圓周力 90FN 輸送帶帶速 2 4 vms 滾筒直徑 5 1 3 工作條件 二班制 空載起動 有輕微沖擊 連續(xù)單向運轉(zhuǎn) 大修期三年 三相交流電源 電壓為 380 220V 2 傳動系統(tǒng)方案的擬定 帶式輸送機傳動系統(tǒng)方案如下圖所示 帶式輸送機由電動機驅(qū)動 電動機 1 通過聯(lián)軸器 2 將動力傳入兩級齒輪減 速 3 計算及說明 結(jié)果 器 3 再經(jīng)聯(lián)軸器 4 將動力傳至輸送機滾筒 5 帶動輸送帶 6 工作 傳動系統(tǒng)中 采用兩級展開式圓柱齒輪減速器 高速級為斜齒圓柱齒輪傳動 低速級為直齒 圓柱齒輪傳動 高速級齒輪布置在遠離轉(zhuǎn)矩輸入端 以減輕載荷沿齒寬分布的 不均勻 展開式減速器結(jié)構(gòu)簡單 但齒輪相對于軸承位置不對稱 因此要求軸 有較大的剛度 3 電動機的選擇 3 1 選擇電動機的結(jié)構(gòu)和類型 按設(shè)計要求及工作條件 選用 Y 系列三相異步電動機 臥式封閉結(jié)構(gòu) 電 壓 380V 3 1 1 選擇電動機的容量 根據(jù)已知條件計算 工作機所需要的有效功率 902 4 161wFvPkW 設(shè) 4w 輸送機滾筒軸至輸送帶間的傳動效率 c 聯(lián)軸器效率 c 0 99 見 機械設(shè)計課程設(shè)計 西安交通大學(xué)出 版社 表 3 1 g 閉式圓柱齒輪傳動效率 g 0 98 同上 b 滾動軸承 一對球軸承 b 0 99 同上 cy 輸送機滾筒效率 cy 0 96 同上 估算傳動裝置的總效率 01234 式中 01 9c 2 8 97bg 302 4 1bc 9654wy 傳動系統(tǒng)效率 012340 9720 9801 540 86 Pw 2 16k W 傳動總效 率 0 8680 Pr 2 4884kW 4 工作機所需要電動機功率 2 16 4808wrPkW 計算及說明 結(jié)果 選擇電動機容量時應(yīng)保證電動機的額定功率 Pm 等于或大于工作機所需的 電動機動率 Pr 因工作時存在輕微沖擊 電動機額定功率 Pm 要大于 Pr 由 機械設(shè)計課程設(shè)計 西安交通大學(xué)出版社 表 3 2 所列 Y 系列三相異步電 動機技術(shù)數(shù)據(jù)中可以確定 滿足選 Pm P r 條件的電動機額定功率 Pm 應(yīng)取為 3kW 3 1 2 確定電動機轉(zhuǎn)速 由已知條件計算滾筒工作轉(zhuǎn)速 32 4601 9 in315wvn rd 傳動系統(tǒng)總傳動比 mw ni 由 機械設(shè)計 高等教育出版社 表 18 1 查得 展開式兩級圓柱齒輪減 速器推薦傳動比范圍為 i 8 60 故電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為 8 60 1 985 2 64 minmwni r 由 機械設(shè)計課程設(shè)計 西安交通大學(xué)出版社 表 3 2 可以查得電動機 數(shù)據(jù)如下表 方案 電動機型號 額定功率 kw 滿載轉(zhuǎn)速 r min 總傳動比 1 Y100L 2 3 2880 28 26 2 Y100L2 4 3 1440 14 13 3 Y132S 6 3 960 9 42 通過對以上方案比較可以看出 方案 1 選用的電動機轉(zhuǎn)速最高 尺寸最小 重量最低 價格最低 總傳動 比為 28 26 但總傳動比最大 傳動系統(tǒng) 減速器 尺寸大 成本提高 方案 2 選用的電動機轉(zhuǎn)速中等 質(zhì)量較輕 價格較低 總傳動比為 14 13 傳動系統(tǒng) 減速器 尺寸適中 方案 3 選用的電動機轉(zhuǎn)速最低 質(zhì)量最重 價格高 總 傳動比為 9 42 對于展開式兩級減速器 i 8 60 綜合考慮電動機和傳動裝置 的尺寸 質(zhì)量及價格等因素 為使傳動裝置結(jié)構(gòu)緊湊 選用方案 2 比較合理 Y100L2 4 型三相異步電動機的額定功率 Pm 3kw 滿載轉(zhuǎn)速 nm 1440r min 由 機械設(shè)計課程設(shè)計 西安交通大學(xué)出版社 表 3 3 電動機的安裝及外型尺 寸 單位 mm 如下 A B C D E F G H K AB AC AD HD BB L 160 140 63 28 0 009 0 004 60 8 24 100 12 205 205 180 245 170 380 Pm 3kW 電動機 Y100L2 4 型 電動機轉(zhuǎn) 速 nm 1440 r min 總傳動比 i 14 13 5 計算及說明 結(jié)果 6 查得電動機電動機基本參數(shù)如下 中心高 10mH 軸伸出部分用于裝聯(lián)軸器軸端的直徑 0 9428 mD 軸伸出部分長度 6E 3 2 傳動比的分配 帶式輸送機傳動系統(tǒng)的總傳動比 i 14 13 由傳動系統(tǒng)方案可知 0134i 因此 兩級圓柱齒輪減速器的總傳動比 0134 i 為便于兩級圓柱齒輪減速器采用浸油潤滑 當兩級齒輪的配對材料相同 齒面硬度 HBS 350 齒寬系數(shù)相等時 考慮齒面接觸強度接近相等的條件 取高速級傳動比 12 31 28 64 ii 低速級傳動比 231 3 97486i 傳動系統(tǒng)各傳動比分別為 01i 124 86i23 97i 34i 3 3 傳動系統(tǒng)的運動和動力參數(shù)計算 取電動機軸為 0 軸 減速器高速軸為 1 軸 中速軸為 2 軸 低速軸 3 軸 帶式輸送機滾筒軸為 4 軸 各軸的轉(zhuǎn)速如下 040 minmnr 101 ii 12436 in 8nri 124 86i 397 計算及說明 結(jié)果 7 236102 min 97nri 34 ii 計算出各軸的輸入功率 02 8rPkW 1140 92 4635k 22 635701W 33 89Pk 44 18902 計算出各軸的輸入轉(zhuǎn)矩 00 2 9556 510T Nmn 1016 9 34i 223428726 95T 337 5 0 1i Nm441693 運動和動力參數(shù)的計算結(jié)果如下表格所示 電動機 兩級圓柱齒輪減速器 工作機軸號 0 軸 1 軸 2 軸 3 軸 4 軸 轉(zhuǎn)速 n r min 1440 1440 336 102 102 功率 P Kw 2 4884 2 4635 2 3901 2 3189 2 2728 轉(zhuǎn)矩 T N m 16 50 16 34 67 95 217 36 213 03 兩軸聯(lián)接 傳動件 聯(lián)軸器 齒輪 齒輪 聯(lián)軸器 傳動比 i 1 4 286 3 297 1 傳動效率 0 99 0 9702 0 9702 0 9801 注 除了電動機軸的轉(zhuǎn)矩為輸出轉(zhuǎn)矩外 其余各軸的轉(zhuǎn)矩為輸入轉(zhuǎn)矩 計算及說明 結(jié)果 8 4 減速器齒輪傳動的設(shè)計計算 4 1 高速級斜齒圓柱齒輪傳動的設(shè)計計算 1 初選精度等級 材料及齒數(shù) 1 材料及熱處理 選擇小齒輪材料 40Cr 調(diào)質(zhì) 齒面硬度 280HBS 大 齒輪材料為 45 鋼 調(diào)質(zhì) 齒面硬度 240HBS 2 齒輪精度 7 級 3 初選小齒輪齒數(shù) z1 24 大齒輪齒數(shù) z2 103 4 初選螺旋角 14 5 壓力角 20 2 按齒面接觸疲勞強度設(shè)計 1 由 機械設(shè)計 高等教育出版社 第九版 式 10 24 試算小齒輪分度 圓直徑 即 3 2112 HEdHtt ZuTK 確定公式中的各參數(shù)值 試選載荷系數(shù) KHt 1 0 由式 10 23 可得螺旋角系數(shù) Z 0 98514cos Z 計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 664119 509 52 31 60PT Nmn 由圖 10 20 查取區(qū)域系數(shù) 4HZ 由表 10 7 選取齒寬系數(shù) d 由表 10 5 查得材料的彈性影響系數(shù) 1 2E89 MPa 由式 10 21 計算接觸疲勞強度用重合度系數(shù) Zat111t222rcn t os arctn 0 os14 56 s rc 20 241cos 29 74 a3 3t ttanzh 1 2d1 3 t 4tan9 7t0 56 n ta 56 5 4a1 9a tzz 20 計算及說明 結(jié)果 9 4 4 1 651 905 1 633z 計算接觸疲勞許用應(yīng)力 H 由圖 10 25d 查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為 和lim10HMPa lim250aHMP 由式 10 15 計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 916140 28301 4 7hNnjL 92 7 60u 由圖 10 23 查取接觸疲勞壽命系數(shù) 1 HNK2 HN 取失效概率為 1 安全系數(shù) S 11lim 89 534aH MPS 2li2061NH 取 和 中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力 即1 H 2 2 5a 計算小齒輪分度圓直徑 313 242H12 06 03 1 4389 06 985 254 5HEdttZKTum 2 調(diào)整小齒輪分度圓直徑 1 計算實際載荷系數(shù)前段數(shù)據(jù)準備 圓周速度 v124 3510 836 606tdnms 齒寬 b 1 dt 2 計算實際載荷系數(shù) KH 查得使用系數(shù) A 根據(jù) v 2 183m s 7 級精度 由圖 10 8 查得動載荷系數(shù) Kv 1 08 齒輪的圓周力 43112 6310 28 51 0tttFTd N 31 085 AtKbNm 0 6z 506 HMPa 計算及說明 結(jié)果 10 查表 10 3 得齒間載荷分配系數(shù) 1 4HK 由表 10 4 用插值法查得 7 級精度 小齒輪相對支承非對稱分布時 1 4HK 其載荷系數(shù)為 1 0841 2 38AVH 3 可得按實際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑 331 2 5 7tHtd mK 1cos 407cos1 4382nmz 3 按齒根彎曲疲勞強度設(shè)計 1 由式 10 20 試算齒輪模數(shù) 即 2312cs Ft Fasnt dKTYYmz 1 確定公式中的各參數(shù)值 試選載荷系數(shù) Ft 由式 10 19 可得計算彎曲疲勞強度的重合度系數(shù) Y 22arctn os arctn 14cos20 56 13 40 1 65 3 780 57 0 btvbvY 由式 10 19 可得計算彎曲疲勞強度的螺旋角系數(shù) Y 141 950 7822 計算 Fas 由當量齒數(shù) 查圖 10 17 得齒形系數(shù) 3312 cos4 cs16 0275vz 1 6FaY 8Fa 由圖 10 18 查得應(yīng)力修正系數(shù) sa1sa2 8Y 由圖 10 24c 查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限 大齒輪的彎lim10MPaF 曲強度極限 MP302lim F 由圖 10 22 查得彎曲疲勞壽命系數(shù) 1 5FNK 2 8N 取彎曲疲勞安全系數(shù) S 1 4 由式 10 14 1lim108 304Pa FN S 2li2 29M1 134 07dm 1 304MPaF 29 設(shè)計及說明 結(jié)果 11 a1sa2s 60 13834 8 659FFY 因為大齒輪的 大于小齒輪 所以取 asFY asa2s0 165FFY 2 試算模數(shù) 2 233 41a 21 6cos0 87cos140 65 8tFSntdKTYm mz 2 調(diào)整齒輪模數(shù) 1 計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準備 圓周速度 v 110 85240 592ntdzm 1 3 66sms 齒寬 b 120 59 2d 寬高比 h 2 81 93atcm 0 59 36b 2 計算實際載荷系數(shù) FK 根據(jù) 7 級精度 由圖 10 8 查得動載系數(shù) 1 3 vs 0vK 由 4 32 1 20 591 870tFTdN 31 580 AKbmNm 查表 10 3 得齒間載荷分配系數(shù) F 由表 10 4 用插值法查得 結(jié)合 查圖 10 13 可得 HK 6bh 32F 則載荷系數(shù)為 1 0341 298FAVF 3 由式 10 13 可得按實際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù) 331 980 5 7mFnttmK 由于齒輪模數(shù) m 的大小主要取決于彎曲疲勞強度所決定的承載能力 取由彎曲疲勞強 度算得的模數(shù) m 1 037mm 并從標準中就近取 而齒面接觸疲勞強度所決定的承1 5n 載能力 僅與齒輪直徑有關(guān) 取按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑 來計算134 07dm 小齒輪的齒數(shù) 即 1cos 34 07cos 2 6nzd 計算及說明 結(jié)果 12 取 則大齒輪的齒數(shù) 取 兩齒輪齒數(shù)互為12z 2103294 zu 295z 質(zhì)數(shù) 4 幾何尺寸計算 1 計算中心距 12 z m 95 04coscos1nam 考慮模數(shù)從 1 037mm 增大圓整至 2mm 為此將中心距圓整為 90 2 按圓整后的中心距修正螺旋角 12 z 295 1 ss2 8390nrar 3 計算分度圓直徑 12 3 cos895 146 5nmdmz 4 計算齒輪寬度 13 8 db 取 24m10b 5 圓整中心距后的強度校核 齒輪副的中心距在圓整之后 應(yīng)重新校核齒輪強度 以明確齒輪的工作能力 1 齒面接觸疲勞強度校核 H1433 2 8 60 295 1 489 061 9849531 tHEdHKTuZaMP 滿足齒面接觸疲勞強度條件 2 齒根彎曲疲勞強度校核 2 21a 413 232cos1 3 180 6478cos1 3950 604 FtSdnKTYzm 2 21a23 234 9 tSFdnFMP 6 主要設(shè)計結(jié)論 齒數(shù) 模數(shù) 壓力角 螺旋角1z 2951 5n 0 變位系數(shù) 中心距 齒寬2 8390 20 x9am 小齒輪選用 40Cr 調(diào)質(zhì) 大齒輪選用 45 鋼 調(diào)質(zhì) 齒輪按照124 bm 7 級精度設(shè)計 齒頂圓大齒輪齒頂圓直徑 做成實心式齒輪 6ad 4 2 低速級直齒圓柱齒輪傳動的設(shè)計計算 1 初選精度等級 材料及齒數(shù) 12z 9590am 12 83 2 546 d 140bm 2390am 12 835 計算及說明 結(jié)果 13 材料及熱處理 選擇小齒輪材料 40Cr 調(diào)質(zhì) 齒面硬度 280HBS 大齒輪材料為 45 鋼 調(diào)質(zhì) 齒面硬度 240HBS 1 齒輪精度 7 級 2 初選小齒輪齒數(shù) z1 24 大齒輪齒數(shù) z2 79 3 壓力角 20 2 按齒面接觸疲勞強度設(shè)計 1 由 機械設(shè)計 高等教育出版社第九版 式 10 24 試算小齒輪分度圓直徑 即 3 211 HEdHtt ZuTK 1 確定公式中的各參數(shù)值 1 試選載荷系數(shù) 1 0t 2 計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩 66 49 5 9 52 391 6 793210TPn Nm 3 由圖 10 20 查取區(qū)域系數(shù) 2 433 4HZ 4 由表 10 7 選取齒寬系數(shù) 0d 5 由表 10 5 查得材料的彈性影響系數(shù) 1 2E8 aMP 6 由式 10 21 計算接觸疲勞強度用重合度系數(shù) Z 111222 112arcos arcos 4 9 8479035 tn ttn t 4a9 8a0 ta azhz 3 582 tan 1 774 3Z 計算接觸疲勞許用應(yīng)力 H 由圖 10 25d 查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為 和lim160HMPa lim250aH 由式 10 15 計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 91 9260361 283 0 742hNnjLu 由圖 10 23 查取接觸疲勞壽命系數(shù) 12 0HNHNK 取失效概率為 1 安全系數(shù) S 1 lim6 5aP 2li 941HNM 取 和 中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力 即1 H 2 2 495HMPa 2 計算小齒輪分度圓直徑 23 24231 0679 2 1 80 73149549 78tHEdtKTZum 20 495 Ha 計算及說明 結(jié)果 14 調(diào)整小齒輪分度圓直徑 1 計算實際載荷系數(shù)前段數(shù)據(jù)準備 圓周速度 v 1249 87360 87 6001tdnms 齒寬 b 1 dtb 2 計算實際載荷系數(shù) 查得使用系數(shù) 1 根據(jù) v 0 877m s 7 級精度 查得動載荷系數(shù) 1 0 齒輪的圓周力 431 39 873 2 410 2 10 56 N 67mttAKFbNmTd 查得齒間載荷分配系數(shù) 1 2 用表 10 4 插值法查得 7 級精度 小齒輪相對支承非對稱分布時 得齒向載荷分布系數(shù) 1 420H 其載荷系數(shù)為 1 02 41 70AVH 3 可得按實際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑 331 749 859 6ttKd m 及相應(yīng)的齒輪模數(shù) 1 7 2 0mzm 3 按齒根彎曲疲勞強度設(shè)計 1 試算齒輪模數(shù) 即 312 FtasntdFKTYz 1 確定公式中的各參數(shù)值 試選 Ft 由式 10 5 計算彎曲疲勞強度的重合度系數(shù) Y 075 2 0 6814aY 計算 Fs 由圖 10 17 查得齒形系數(shù) 12 FaY 2 1Fa 由圖 10 18 查得應(yīng)力修正系數(shù) ss576 由圖 10 24c 查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限 大齒輪的彎曲強度極限lim150MPa MP3802lim F 由圖 10 22 查得彎曲疲勞壽命系數(shù) 1 8FNK2 8FN 取彎曲疲勞安全系數(shù) S 1 4 得 159 6dm 計算及說明 結(jié)果 15 1lim1085 30 57MPa1 4FNK S 86 2 2li2 a1sa2s 650 337 168FFY 因為大齒輪的 大于小齒輪 所以取 asFY asa2s0 16FFY 2 試算模數(shù) 331a2 4221 67930 68 01 59tFStdKTYm mz 2 調(diào)整齒輪模數(shù) 1 計算實際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準備 圓周速度 1 592436 5tdzm 1436 0 41 6001dnvmss 齒寬 b 16 5 d 寬高比 h 2 2 93 418atcm 36 45 807b 2 計算實際載荷系數(shù) FK 根據(jù) 7 級精度 由圖 10 8 查得動載系數(shù) 0 1vs 07vK 由 2 34 9 36 5 21tFTdN 13 0 AKb mN 查表 10 3 得齒間載荷分配系數(shù) 1 F 由表 10 4 用插值法查得 結(jié)合 查圖 10 13 可得 7HK 67bh1 34F 則載荷系數(shù)為 134 FAV 3 由式 10 13 可得按實際載荷系數(shù)算得的齒輪模數(shù) 31 4 59 569Fttmm 對比計算結(jié)果 由齒面接觸疲勞強度計算的模數(shù) m 大于由齒根彎曲疲勞強度計算的模數(shù) 由于齒輪模數(shù) m 的大小主要取決與于彎曲疲勞強度所決定的承載能力 而齒面接觸疲勞強 度所決定的承載能力 僅與齒輪直徑有關(guān) 可取由彎曲疲勞強度算得的模數(shù) 1 569mm 并近 1 30 57MPaF 286 計算及說明 結(jié)果 16 圓取整為標準值 m 2mm 按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑 算出小齒輪1 49 873dm 齒數(shù) 1 49 873 2 zdm 取 則大齒輪的齒數(shù) 取 兩齒輪齒數(shù)互為5 213 9725 zu 2z 質(zhì)數(shù) 和 互為質(zhì)數(shù) 這樣設(shè)計出的齒輪傳動 既滿足了齒面接觸疲勞強度 又滿足了 1 2 齒根彎曲疲勞強度 并做到結(jié)構(gòu)緊湊 避免浪費 4 幾何尺寸計算 1 計算分度圓直徑 12 508164dzm 2 計算中心距 1 7a 3 計算齒輪寬度 50db 考慮不可避免的安裝誤差 為了保證設(shè)計齒寬 b 的節(jié)省材料 一般將小齒輪略為加寬 5 10 mm 即1 1 560mm 取 而使大齒輪的齒寬等于設(shè)計齒寬 即28 250 5 圓整中心距后的強度校核 上述齒輪副的中心距不便于相關(guān)零件的設(shè)計和制造 為此 可以通過調(diào)整傳動比 改變齒數(shù)或變位法進行圓整 將中心距圓整為 在圓整之后 齒輪副幾何尺寸1a 發(fā)生變化 應(yīng)重新校核齒輪強度 以明確齒輪的工作能力 1 計算變位系數(shù)和 1 計算嚙合角 齒數(shù)和 變位系數(shù)和 中心距變動系數(shù)和齒頂高降低系數(shù) 12 arcos arcos 07s2 0 3 927 58107x 2tn 1 tan0 1 65 1 5 6 zinvzivinym 從圖 10 21b 可知 當前的變位系數(shù)和提高了齒輪強度 但重合度有所下降 2 分配變位系數(shù) 1 2x 由圖 10 21b 可知 坐標點 位于 L17 和 L16 之間 按這 2 53 082 zx 兩條線做射線 再從橫坐標的 處做垂直線 與射線交點的縱坐標分別是12 120 74 85x 3 齒面接觸疲勞強度校核 24133H 0679 258 1 4589 064548 tHEdHKTuZMPa 滿足齒面接觸疲勞強度條件 4 齒根彎曲強度校核 m 2mm1258z 150dm 264 158bm 20a 120 7485x 17 計算及說明 結(jié)果 小齒輪 2a13231 4 07 5160 894 6 FtSdKTYzmMP 大齒輪 2a23 231 4 7 17 FtSdz 齒根彎曲疲勞強度滿足要求 并且小齒輪抵抗彎曲疲勞破壞的能力大于大齒 輪 6 主要設(shè)計結(jié)論 齒數(shù) 模數(shù) m 2mm 壓力角 變位系數(shù)125z820 中心距 齒寬 小齒輪選用10 74 0 x 10am 158 bm 40Cr 調(diào)質(zhì) 大齒輪選用 45 鋼 調(diào)質(zhì) 齒輪按照 7 級精度設(shè)計 齒頂圓大齒輪齒頂圓直 徑 做成實心式齒輪 6adm 4 3 兩級圓柱齒輪減速器的傳動誤差校核 高速級斜齒輪傳動 低速級直齒輪傳動 可求出兩12 952iz 231 85iz 級圓柱齒輪減速器的實際傳動比 123814 6i 傳動誤差 0 2vi 傳動誤差在題目給定的允許速度誤差 4 之內(nèi) 符合設(shè)計要求 5 減速器軸及軸承裝置的設(shè)計 5 1 軸的設(shè)計 5 1 1 高速軸的的結(jié)構(gòu)設(shè)計 一 輸入軸的功率 轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 轉(zhuǎn)速 功率 轉(zhuǎn)矩140r minn 12 4635PWk 16 34N mT 二 計算作用在高速斜齒輪軸上的力 圓周力 132 80 95tTFNd 徑向力 an tan2 6 1cos cos 9rt 作用在高速 斜齒輪軸上 的力 820 tFN r361a95 18 軸向力 atn 820 tan1 8396 5FN 計算及說明 結(jié)果 19 三 初步估算軸的最小直徑 選取 45 號鋼作為軸的材料 調(diào)質(zhì)處理 硬度為 217 255HBS 查表取 A0 112 根據(jù)公式 330m1in12 46513 4d0AmP 計算軸的最小直徑 并加大 5 以考慮鍵槽的影響 in10 54 四 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 1 確定軸的結(jié)構(gòu)方案 該軸 輸入軸 的軸承分別從兩端裝入 由套筒定位 如下圖 軸段 1 主要用于安裝聯(lián)軸器 其直徑應(yīng)于聯(lián)軸器的孔徑相配合 因此要先選擇聯(lián)軸器 聯(lián) 軸器的計算轉(zhuǎn)矩為 1TKAca 考慮到轉(zhuǎn)矩變化小 根據(jù)工作情況選取 3 1 AK 則 1 36502 4caATKNm 根據(jù)國標 GB T4323 2002 要求選用彈性套柱銷聯(lián)軸器 型號為 LT3 與輸入軸聯(lián)接的半聯(lián)軸 器孔徑 8dm 因此選取軸段 1 的直徑為 18d 半聯(lián)軸器輪轂總長度L52 J 型軸孔 與軸配合的輪轂孔長度為 mL3 2 確定各軸段的直徑和長度 軸段 1 為配合軸頸 按半聯(lián)軸器孔徑 選取軸段 1 直徑為 為保證定位要18d 求 半聯(lián)軸器右端用需制出一軸肩 軸段 1 的長度應(yīng)比半聯(lián)軸器配合段輪轂孔長度略短 2 3mm 軸段 1 總長為 136L 軸段 2 此軸段為連接軸身 為了保證定位軸肩有一定的高度 其直徑確定為 取軸承端蓋的寬度為 40mm 取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離2dm 故取 270m 30L 軸段 3 為支撐軸頸 用來安裝軸承 取其直徑為 325dm 預(yù)選軸承型號為 7205AC 角接觸球軸承 寬度 B15 軸承內(nèi)圈直徑 為保證軸承的軸向定 位用套筒定位 套筒 d 則此軸段的長 317LB 軸段 4 過渡軸段 軸肩用來軸向定位套筒 其高度 取3 0 d 52hm 取中間軸一級齒輪與二級齒輪間的距離 ar 二級齒輪距箱體左內(nèi)壁的429d 距離 考慮到箱體的鑄造誤差 在確定滾動軸承位置時應(yīng)距箱體內(nèi)壁一定距離 s m1a 取 在軸承右側(cè)有一套筒 已知二級輸入齒輪齒寬為 則此0s m21d 2 8b 段軸的長 4581078L A0 112014 md mNT ca 52 37 18d 36Lm270 35dL4978m 計算及說明 結(jié)果 20 軸段 5 此段為齒輪軸段 此段的長 5140Lbm 軸段 6 此段為過渡軸段 同軸段 4 取 628d 取齒輪距箱體右內(nèi)壁的距 離 m1a 考慮到箱體的鑄造誤差 在確定滾動軸承位置時應(yīng)距箱體內(nèi)壁一定距離 s 取 0s 在軸承左側(cè)有一套筒 1 則此段軸的長 軸段 7 此段為軸承及套筒軸段 已知滾動軸承寬度為 m15B d1527LBm 取其直徑 732d 3 軸上零件的軸向定位 半聯(lián)軸器與軸的周向定位采用平鍵連接 按 18由表 6 1 查得平鍵截面 b h 6mm 6mm 鍵槽用鍵槽銑刀加工 長為 30mm 同時為了保證半聯(lián)軸器與軸配合有 良好的對中性 故選擇半聯(lián)軸器輪轂與軸的配合為 H7 k6 滾動軸承與軸的周向定位是由 過盈配合來保證的 此處選軸的直徑尺寸公差為 m6 4 確定軸上圓角與倒角尺寸 參考表 15 2 取軸端倒角為 C1 各軸肩處圓角半徑為 R1 0 五 求軸上載荷 1 畫軸的受力簡圖 在確軸承的支點位置時 從手冊中查得 7205AC 型角接觸球軸承軸承 25d 6 4m 因此 作為簡支架的軸的支承距由圖可知作為支梁的軸的支承跨距 0839 148 2Lm 根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖如下所 示 540Lm 629d75 2Lm 半聯(lián)軸器輪 轂與軸的配 合為 H7 k6 軸端倒角為 C1 各軸肩處圓 角半徑為 R1 計算及說明 結(jié)果 1 計算支反力 6029s 21 240 9NVaF 18653 3724 98DMNm 312 14 2tNHL 3060 18tF 127 9306 9arNV NL 23 2 72481 251raM 2 計算彎矩 M 129 0 630 9HNFLNmNm 181658V 21 5 724 7 a 3 計算總彎矩 22211380 916 8648 01HVMNmNm 222 57507 V 4 計算扭矩 T 164Nm 現(xiàn)將計算出的截面 C 處的 及 的值列于下表 HVM 載荷 水平面 垂直面 支反力 F129 8N 60H106 9NF 25V 彎矩 M3 5m 1 8m 2790VM 總彎矩 12648 0N 56 N 扭矩 T3 計算及說明 結(jié)果 六 按彎矩合成應(yīng)力校核軸的強度 進行校核時 通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面 即危險截面 C 的強度 由上 22 表中的數(shù)據(jù) 以及軸單向旋轉(zhuǎn) 扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力 取 6 0 則軸的計算 應(yīng)力為 333 1406282dWm 221 68 4 50caMTMPa 根據(jù)選定軸的材料為 45 鋼 調(diào)質(zhì)處理 由機械設(shè)計第八版表 15 1 查得 Pa61 因此 1 ca 故安全 5 1 2 中間軸的的結(jié)構(gòu)設(shè)計 一 中間軸上的功率 2 3901PWk 轉(zhuǎn)速 12i 43 475r minmn 轉(zhuǎn)矩 267 NT 二 作用在齒輪上的力 高速級斜齒輪上 圓周力 180 tF 徑向力 362r 軸向力 95aN低速級主動直齒輪上 2317 2180tantan09 7trTdFN 三 初步估算軸的最小直徑 選取 45 號鋼作為軸的材料 調(diào)質(zhì)處理 硬度為 217 255HBS 查表取 A0 112 根據(jù)公式 計算軸的最小直徑 并加大 3 以 330m1in12 1 6d74AmP 考慮鍵槽的影響 min 9d 四 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 1 確定軸的結(jié)構(gòu)方案 中間軸的軸承分別從兩端裝入 由套筒定位 其初步確定結(jié)構(gòu)如下圖 作用中間軸 上的力1820 tFN 36r1 95a278tFN r 計算及說明 結(jié)果 2 確定各軸段的直徑和長度 23 軸段 1 為支撐軸頸 用來安裝軸承 預(yù)選軸承型號為 7205AC 角接觸球軸承 寬度mB15 軸承內(nèi)圈直徑 125dm 為保證軸承的軸向定位用套筒定位 為保證定位要 求 高速級齒輪中心線要對齊 軸段 1 總長為 14Lm 軸段 2 此軸段為支撐軸頸 用來安裝齒輪 為了保證定位軸肩有一定的高度 其直 徑確定為 為保證高速級齒輪準確定位 應(yīng)使 9d 234bm 23Lm 軸段 3 為定位軸頸 因為前面高速軸的計算取中間軸上兩齒輪距離 1ra 所 以 1 取其直徑為 32dm 軸段 4 此軸段為支撐軸頸 用來安裝低速級輸入齒輪 其直徑 為保429dm 證軸長略小于轂長 所以 4586L 軸段 5 為支撐軸頸 用來安裝軸承 預(yù)選軸承型號為 7205AC 角接觸球軸承 寬度mB1 軸承內(nèi)圈直徑 12dm 為保證軸承的軸向定位用套筒定位 為保證定位要 求 參考高速軸 1L 軸段 5 的軸長 541L 3 軸上零件的軸向定位 斜齒輪與軸的周向定位采用平鍵連接 按 28dm 由表 6 1 查得平鍵截面 b h 8mm 7mm 鍵槽用鍵槽銑刀加工 長為 28mm 同樣 直齒輪與軸的周向定位采用平 鍵連接 按 428dm 由表 6 1 查得平鍵截面 b h 8mm 7mm 鍵槽用鍵槽銑刀加工 長 為 48mm 同時為了保證斜齒輪與軸配合有良好的對中性 故選擇齒輪輪轂與軸的配合為 H7 k6 滾動軸承與軸的周向定位是由過盈配合來保證的 此處選軸的直徑尺寸公差為 m6 4 確定軸上圓角與倒角尺寸 參考表 15 2 取軸端倒角為 C1 軸段 3 軸肩處圓角半徑 R 為 1 2 其余軸段軸肩處圓角半 徑為 R1 五 軸的校核 校核方法如前文所述 5 1 3 低速軸的的結(jié)構(gòu)設(shè)計 一 低速軸 即輸出軸 的功率 轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩 功率 32 465PWk 轉(zhuǎn)速 310 67r minn 轉(zhuǎn)矩 3395012 78NPTmn 各軸段直徑 和長度125dm 4L23d 31Lm429d56 m 541L 斜齒輪輪轂 與軸的配合 為 H7 k6 24 計算及說明 結(jié)果 25 二 作用在從動直齒輪上的力 23167 952180tantan09 27trTFNd 三 初步估算軸的最小直徑 選取 45 號鋼作為軸的材料 調(diào)質(zhì)處理 硬度為 217 255HBS 查表取 A0 112 根據(jù)公式30mindAP 計算軸的最小直徑 并加大 5 以考慮鍵槽的影響330min2 131 8d0796AmP in 54 d 低速軸 輸出軸 最小直徑是用于安裝聯(lián)軸器處軸的直徑 其直徑應(yīng)于聯(lián)軸器的孔徑 相配合 因此要先選擇聯(lián)軸器 聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩為 1TKAca 查表 14 1 根據(jù)工作 情況選取 1 5AK 則 55278103 2670caTNmNm 根據(jù)國標 GB T4323 2002 要求選用彈性套柱銷聯(lián)軸器 型號為 LT7 孔徑 40ldm 半聯(lián)軸器輪轂總長度 L J 型軸孔 與軸配合的輪轂孔長度為 165L A 型鍵槽 因此選取軸段 1 的直徑為 14d 四 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 1 確定軸的結(jié)構(gòu)方案 低速軸 輸入軸 只需要安裝一個齒輪 由兩個滾動軸承支撐 初定其結(jié)構(gòu)如下圖所示 軸段 1 配合軸頸 按半聯(lián)軸器孔徑 選取直徑為 140dm 為保證定位要求 半聯(lián) 軸器右端用需制出一軸肩 軸段 1 的長度應(yīng)比半聯(lián)軸器配合段輪轂孔長度略短 2 3mm 軸 段 1 總長為 162Lm 軸段 2 此軸段為連接軸身 為了保證定位軸肩有一定的高度 使 取軸承端246d 蓋的寬度為 40mm 取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離 故取 5L25m 軸段 3 和 7 為支撐軸頸 用來安裝軸承 為了保證定位軸肩有一定的高度取 h 4 5mm 使直徑 預(yù)選軸承型號為 6011 的深溝球軸承 寬度 365d 18B 為保證軸承的軸向固定 使用套筒定位 套筒 則此軸段的長b12m 3b1820LBm 軸段 4 軸段 4 為連接軸身 為了保證定位軸肩有一定的高度 使 463dm 作用在低速 軸上的力 2718tFN 9 r14 d 140d 140d 62L 2537d 0L46 計算及說明 結(jié)果 26 軸段 6 軸段 6 為支撐軸頸 用來安裝齒輪 為了保證定位軸肩有一定的高度 軸段 6 長度應(yīng)少于齒輪輪轂長度 已知二級輸出齒輪齒寬為 使65dm 250bm 2048Lb 軸段 5 其軸環(huán)用來確定齒輪的軸向固定 為了保證定位軸肩有一定的高度 直徑 軸環(huán)寬度 取 576d 1 46 591bhm 510L 為保證齒輪嚙合良好以及定位要求 參考中間軸的軸長確定 4m745L 3 軸上零件的軸向定位 半聯(lián)軸器與軸的周向定位采用平鍵連接 按 由表 6 1 查得平鍵截面140d b h 12mm 8mm 鍵槽用鍵槽銑刀加工 長為 56mm 同樣 直齒輪與軸的周向定位采 用平鍵連接 按 由表 6 1 查得平鍵截面 b h 18mm 11mm 鍵槽用鍵槽銑65dm 刀加工 長為 43mm 同時為了保證半聯(lián)軸器與軸配合有良好的對中性 故選擇半聯(lián)軸器 輪轂與軸的配合為 H7 k6 同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性 故選擇齒輪輪轂 與軸的配合為 H7 k6 滾動軸承與軸的周向定位是由過盈配合來保證的 此處選軸的直徑 尺寸公差為 m6 4 確定軸上圓角與倒角尺寸 參考表 15 2 確定軸端倒角與各軸肩處圓角半徑 五 軸的校核 校核方法如前文所述 5 2 鍵的選擇與校核 5 2 1 高速軸上鍵聯(lián)接的選擇 前面已確定鍵截面 b h 6mm 6mm 鍵槽長 30mm 選取鍵長 鍵 軸28Lm 和輪轂的材料都是鋼 由表 6 2 查得許用擠壓應(yīng)力 取其平均值 MPaP10 鍵的工作長度 鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 MPaP10 2862lLbm 0 5 3 kh 由計算公式可得 33126 4127 11028P PTMPaakld 可見鍵的擠壓強度滿足要求 5 2 2 中間軸上鍵聯(lián)接的選擇 1 從動斜齒輪的鍵聯(lián)接 1 鍵聯(lián)接的類型和尺寸選擇 由于精度等級為 7 級 應(yīng)選用平鍵聯(lián)接 由于齒輪不在軸端 故選用圓頭普通平鍵 A 型 前面已確定鍵截面 b h 8mm 7mm 鍵槽長 28mm 選取鍵長 24Lm 65d 48L57m10475m 半聯(lián)軸器輪 轂與軸的配 合為 H7 k6 齒輪輪轂與 軸的配合為 H7 k6 27 設(shè)計及說明 結(jié)果 2 鍵聯(lián)接強度的校核 鍵 軸和輪轂的材料都是鋼 由表 6 2 查得許用擠壓應(yīng)力 取其平均 10 2PMa 值 鍵的工作長度 鍵與輪轂鍵槽的接觸高度 MPa10 2486lLbm 5 73 5khm 由計算公式可得 3269103 610 2P PTPaMald 可見聯(lián)接的擠壓強度滿足要求 2 小齒輪鍵聯(lián)接 1 鍵聯(lián)接的類型和尺寸選擇 由于精度等級為 7 級 應(yīng)選用平鍵聯(lián)接 由于齒輪不在軸端 故選用圓頭普通平鍵 A 型 前面已確定鍵截面 b h 12mm 8mm 鍵槽長 48mm 選取鍵長 45Lm 2 鍵聯(lián)接強度的校核 鍵 軸和輪轂的材料都是鋼 由表 6 2 查得許用擠壓應(yīng)力 取 MPaP120 其平均值 鍵的工作長度 鍵與輪轂 MPaP10 453lLb 鍵槽的接觸高度 0 5 8khm 由計算公式可得 33267 91 01042P PTPaMakld 可見聯(lián)接的擠壓強度滿足要求 5 2 3 低速軸上鍵聯(lián)接的選擇 1 從動直齒輪的鍵聯(lián)接鍵聯(lián)接的類型和尺寸選擇 由于精度等級為 7 級 應(yīng)選用平鍵聯(lián)接 由于齒輪不在軸端 故選用圓頭普通平鍵 A 型 前面已確定鍵截面 b h 18mm 11mm 鍵槽長 43mm 選取鍵長 40Lm 2 鍵聯(lián)接強度的校核 鍵 軸和輪轂的材料都是鋼 由表 6 2 查得許用擠壓應(yīng)力 取其平 MPaP12 均值 鍵的工作長度 鍵與輪轂鍵槽 MPaP10 408lLb 的接觸高度 mhk5 15 0 由計算公式可得 332127 674 81058P PTMPaakld 可見聯(lián)接的擠壓強度滿足要求 28 計算及說明 結(jié)果 5 3 軸承的的選擇與壽命校核 一 高速軸的軸承選擇與壽命校核 已知 820 tFN 306 21rFN 86 95aF 軸承預(yù)期計算壽命 軸的轉(zhuǎn)速為 8hLh 140 minnr 查機械設(shè)計手冊可知角接觸球軸承 7205AC 的基本額定動載荷 8CN 求兩軸承受到的徑向載荷 和 將軸系部件受到空間力系分解為鉛垂面和水平面兩1r2 個平面力系 由力分析可知 280hL 15CN 29 計算及說明 結(jié)果 1 39 8539 6306 219 6 26 9184rarVdF N 2 5 rrVN 1 81839604 2rHt211960 trHF 2215 6 39rV N 22 5 8rr 分別為左右軸承的水平面方向徑向載荷和鉛垂面方向徑向載荷 1rv1H2F 30 分別為左右軸承的徑向載荷 1rF2 3 求兩軸承的計算軸向力 和1aF2 對于 7205AC 型軸承 按表 13 7 軸承派生軸向力 YFrd2 查表 13 5 得 則 0 57e Y 1 639 021 drN 2 8542rF 按式 13 11 得235 4adN 4 求當量載荷 1P2152 37 69arFe 計算及說明 結(jié)果2 40 5683ar e 由表 13 5 分別查表或插入值得徑向載荷系數(shù)和軸向載荷系數(shù)為 對軸承 1 110 XY 對軸承 2 2 因軸承運轉(zhuǎn)中載荷變動較小 按表 13 6 1 2 01 PPff取 故左右軸承當量動載荷為 111 04326 95 3760 9PrafXFYN 2225812r 因為 所以按左邊軸承的受力大小驗算 1 366 120010241 5280475 9h hCLhLnP 故所選角接觸球軸承 7205AC 可滿足壽命要求 二 中間軸的軸承的的選擇與壽命校核 由前面計算結(jié)果可知作用在中間軸上的力有 高速級從動斜齒輪上 1820 tFN 136 2r186 95aFN 低速級主動直齒輪上 7t 7r 高速軸所選 軸承為角接 觸球軸承 7205AC 中間軸所選 軸承為角接 觸球軸承 7205AC 31 選擇軸承型號為 7205AC 其計算校核過程和高速軸軸承的的選擇與壽命校核的步驟相類 似 詳細過程略 三 低速軸的軸承選擇與壽命校核 由計算結(jié)果可知作用在低速軸上的力有 2718tFN 29 7r 軸承預(yù)期計算壽命 軸的轉(zhuǎn)速為 310 6r minn 1300hLh 查機械設(shè)計手冊可知軸承型號為 6011 的深溝球軸承的基本額定動載荷 2CN 計算比值 098 27arFe 查表 13 5 得 X 1 Y 0 查表 13 6 根據(jù)工作狀況 選取 1 Pf 計算及說明 結(jié)果 1 98 270 N8 2PrafXFY 663 3 100591 0280 Ah hCLhLn 故軸承型號為 6011 的深溝球軸承安全 符合設(shè)計要求 6 箱體的設(shè)計 6 1 箱體附件 1 視孔蓋和窺視孔 在機蓋頂部開有窺視孔 能看到傳動零件嚙合區(qū)的位置 并有足夠的空間 以便于能伸入進行操作 窺視孔有蓋板 機體上開窺視孔與凸緣一塊 有便 于機械加工出支承蓋板的表面并用墊片加強密封 蓋板用鑄鐵制成 2 油螺塞 放油孔位于油池最底處 并安排在減速器不與其他部件靠近的一側(cè) 以便放 油 放油孔用螺塞堵住 因此油孔處的機體外壁應(yīng)凸起一塊 由機械加工成 螺塞頭部的支承面 并加封油圈加以密封 3 油標 油標位在便于觀察減速器油面及油面穩(wěn)定之處 油尺安置的部位不能太低 低速軸軸 承型號為 6011 的深 溝球軸承 32 以防油進入油尺座孔而溢出 4 通氣孔 由于減速器運轉(zhuǎn)時 機體內(nèi)溫度升高 氣壓增大 為便于排氣 在機蓋頂部 的窺視孔改上安裝通氣器 以便達到體內(nèi)為壓力平衡 5 螺釘 啟蓋螺釘上的螺紋長度要大于機蓋聯(lián)結(jié)凸緣的厚度 釘桿端部要做成圓柱形 以免破壞螺紋 6 位銷 為保證剖分式機體的軸承座孔的加工及裝配精度 在機體聯(lián)結(jié)凸緣的長度方 向各安裝一圓錐定位銷 以提高定位精度 7 吊鉤 在機蓋上直接鑄出起吊孔 用以起吊 33 6 2 鑄件減速器機體結(jié)構(gòu)尺寸計算表 名稱 符號 減速器及其形式關(guān)系 機座壁厚 0 025a 3mm 8mm 取 8mm 機蓋壁厚 1 0 02a 3 7mm 8mm 取 8mm 機座凸緣厚度 b 1 5 12mm 機蓋凸緣厚度 b1 1 5 12mm 機座底凸緣厚度 p 2 5 20mm 取 25mm 地腳螺釘直徑 df 0 036a 12 18mm 取 20mm 地腳螺釘數(shù)目 n a 250mm n 6 軸承旁連接螺栓直徑 d1 0 75df 15mm 取 16mm 機蓋與機座連接螺栓直徑 d2 0 5 0 6 df 10 12mm 取 10mm 窺視孔蓋螺釘直徑 d4 0 3 0 4 df 6 8mm 取 M6 定位銷直徑 d 0 7 0 8 df 14 16mm 取 M14 df d2 d3 至外機壁距離 c1 24mm d1 d2 至凸緣邊緣距離 c2 20mm 軸承旁凸臺半徑 R1 R1 C2 20mm 凸臺高度 h 根據(jù)低速軸軸承座外徑 D 和 螺栓扳手1Md 空間 的要求 由結(jié)構(gòu)確定1c 外機壁至軸承座端面距離 L1 c1 c2 5 8 50 內(nèi)機壁至軸承座端面距離 L2 c1 c2 5 8 58 機蓋 機座肋厚 m1 m m1 m 0 85 1 6 8mm 取 7mm 軸承端蓋外徑 D2 98mm 124mm 軸承端蓋凸緣厚度 e 1 1 2 d3 9mm 取 12mm 軸承旁連接螺栓距離 s s D2 34 計算及說明 結(jié)果 7 潤滑和密封 7 1 潤滑方式選擇 減速器齒輪圓周速度 v 12m s 可采用浸油潤滑 浸油潤滑是將傳動件一部分浸入油中 傳動件回轉(zhuǎn)時 粘在其上的潤滑油被帶到嚙合區(qū)進行潤滑 同時 油池中的油被甩到箱壁 上可以散熱 箱體內(nèi)應(yīng)有足夠的潤滑油以保證潤滑及散熱需要 為避免大齒輪回轉(zhuǎn)時將油 池底部的沉積物攪起 大齒輪齒頂圓到油池底面的距離應(yīng)大于 30 50mm 為保證齒輪充分 潤滑且避免攪油損失過大 齒輪應(yīng)該有合適的浸油深度 查 機械設(shè)計課程設(shè)計 高等教 育出版社 表 5 4 確定高速大齒輪的浸油高度 低速大齒輪的浸油高度10 5fhm 可取齒頂圓到油池底面的距離為 40mm 則箱內(nèi)潤滑油的高度 2shm 061 5mh 查 機械設(shè)計課程設(shè)計 高等教育出版社 表 16 1 潤滑油選全損耗系統(tǒng)用油 GB443 1989 代號 L AN22 軸承用潤滑脂方式潤滑 軸承室內(nèi)填裝潤滑脂 用擋油環(huán)將軸承室與減速箱箱體內(nèi)部 隔開 查 機械設(shè)計課程設(shè)計 高等教育出版社 表 16 2 潤滑脂選通用鋰基潤滑脂 GB7324 1994 代號 ZL 1 7 2 密封方式選擇 為了防止?jié)櫥吐┏龊屯饨珉s質(zhì) 灰塵等侵入軸承并阻止?jié)櫥瑒┝魇?需對軸伸出箱 體部分設(shè)置密封裝置 由于高速軸和低速軸與軸承接觸處的線速度 所以采用smv10 氈圈密封方式 在軸承蓋上開出梯形槽 將毛氈制成環(huán)形放置在梯形槽內(nèi) 參考資料目錄 1 孫桓 陳作模 葛文杰主編 機械原理 M 北京 高等教育出版社 2013 年 4 月第 8 版 2 濮良貴 陳國定 吳立言語主編 機械設(shè)計 M 北京 高等教育出版社 2013 年 5 月第 9 版 3 任金泉主編 機械設(shè)計課程設(shè)計 M 西安 西安交通大學(xué)出版社 2003 年 2 月第 1 版 4 周靜卿 張淑娟 趙鳳芹主編 機械制圖與計算機繪圖 M 北京 中國 農(nóng)業(yè)大學(xué)出版社 2007 年 9 月第 1 版 5 劉鴻文主編 材料力學(xué) M 北京 高等教育出版社 2011 年 2 月第 1 版 6 楊曉輝主編 簡明機械實用手冊 M 北京 科學(xué)出版社 2006 年 8 月 第 1 版 7 李育錫主編 機械設(shè)計課程設(shè)計 M 北京 高等教育出版社 2008 年 6 月第 1 版 箱內(nèi)潤滑 油的高度062h 1 5f2sh