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1、资料内容仅供您学习参考，如有不当之处，请联系改正或者删除。 机械设计基础 课程设计 课题名称: 一级圆柱齿轮减速器的设计计算 系 别: 机电工程系 专 业: 机电一体化 班 级: 12级机电 班 姓 名: 学 号: 指导老师: 完成
2、日期: 年 月 日 目录 摘 要 1 第一章 绪论 2 1.1概述 2 1.2本文研究内容 2 第二章 减速机的介绍 2 2.1减速机的特点、 用途及作用 2 2.2减速器的基本构造和基本运动原理 3 第三章 电动机的选择 5 3.1电动机类型和结构的选择 5 3.2电动机容量选择 5 3.3电动机转速 6 3.4传动比分配和动力运动参数计算 7 第四章 齿轮传动的设计及校核 9 4.1齿轮材料和热处理的选择 9 4.2齿轮几何尺寸的设计计算 9 4.3 齿轮的结构设计 13 第五章 V带传动的设计计算 14 各
3、类数据的计算 14 第六章 轴的设计与校核 17 6.1轴的设计 17 6.2轴材料的选择和尺寸计算 17 6.3轴的强度校核 18 第七章 轴承的选择和校核 21 轴承的选择和校核 21 第八章 键的选择和校核 24 8.1 I轴和II轴键的选择和键的参数 24 8.2 I轴和II轴键的校核 25 第九章 联轴器的选择和校核 26 9.1联轴器的选择 26 9.2联轴器的校核 27 第十章 减速器的润滑和密封 27 减速器的润滑和密封 27 第十一章 箱体设计 28 箱体的结构尺寸 28 第十二章 参考文献 31 摘 要 齿轮传动是
4、现代机械中应用最广的一种传动形式。它的主要有优点是: 1. 瞬时传动比恒定、 工作为平稳、 传动准确可靠, 可传递空间任意两轴之间运动和动力。 2. 适用的功率和速度范围广; 3. 传动效率高, 之间; 4. 工作为可靠、 使用寿命长; 5. 外轮廓尺寸小、 结构运送。由齿轮、 轴、 轴承及箱体组成的齿轮减速器, 用于原动机和工作为机构之间, 起匹配转速和传递转矩的作用力, 在现代机械中应用极为广泛。 6. 国内的减速器多以齿轮传动为主, 但普遍存在着功率与重量比小, 或者传动比大而机械效率过低的问题。减速器的种类很多, 按照传动类型可分为齿轮减速器、 蜗杆减速器和行星减速
5、器以及它们互相组合起来的减速器;按照传动的级数可分为单级和多级减速器;按照齿轮形状可分为圆柱齿轮减速器、 圆锥齿轮减速器和圆锥一圆柱齿轮减速器;按照传动的布置形式又可分为展开式、 分流式和同轴式减速器。当今的减速器是向着大功率、 大传动比、 体积小、 高机械效率以及使用寿命长的方向发展。近十几年来, 由于近代计算机技术与数控技术的发展, 使得机械加工精度, 加工效率大大提高, 从而失去了机械传动产品的多样化, 整机配套的模块化, 标准化, 以及造型设计艺术化, 使产品加工更加精致化、 美观化。 齿轮减速器应用范围广泛, 例如, 内平动齿轮传动与定轴齿轮传动和行星齿轮传动相比具有许多优点, 能
6、够适用于机械、 冶金、 矿山、 建筑、 轻工、 国防等众多领域的大功率、 大传动比场合, 能够完全取代这些领域中的圆柱齿轮传动和蜗轮蜗杆传动, 因此, 内平动齿轮减速器有广泛的应用前景。 关键字: 减速器 轴承 齿轮 机械传动 第一章 绪论 1.1概述 机械设备的寿命是指机械设备从开始使用到被淘汰的整个时间过程。机器设备的寿命分为: 自然寿命、 技术寿命、 经济寿命。其中经济寿命受有形磨损和无形磨损的共同影响。采用新材料是延长机械寿命的有效措施, 近年来, 材料科学发展迅速, 大量高强度, 耐磨, 抗振和抗冲击的新材料不断的出现, 在设计新机时应根据机械性能与工况选用相适
7、应的新材料, 以延长其使用寿命, 有时反而会造成经济损失, 甚至阻碍技术进步, 只有适时的更换机械, 才能促使技术进步, 加速经济增长, 节约能源, 提高经济效益。同一种型号的工程机械, 由于设计水平、 制造质量、 使用环境以及使用维修单位的技术和管理水平各不相同, 其使用寿命会有很大的差别。因此工程机械的研究、 设计、 制造、 安装直至运行, 保养和维修全过程, 都有责任为延长机械的寿命作出贡献。 1.2本文研究内容 本文主要介绍的是一级减速机的设计。而减速机不但包括减速器, 还包括电机。因为如果减速机要起到减速作用的话, 就必须有减速装置, 这时就需要减速器来工作了。因此减速器是减速机
8、实现减速的核心部件, 减速器主要是靠一对啮合的齿轮传动来实现减速的。 第二章 减速机的介绍 2.1减速机的特点、 用途及作用 减速机利用各级齿轮传动来达到降速的目的。减速器就是由各级齿轮副组成的。比如用小齿轮带动大齿轮就能达到一定的减速的目的, 再采用多级这样的结构, 就能够大大降低转速了。减速机一般用于低转速大扭矩的传动设备, 把电动机。内燃机或其它高速运转的动力经过减速机的输入轴上的齿数少的齿轮啮合输出轴上的大齿轮来达到减速的目的, 普通的减速机也会有几对相同原理齿轮达到理想的减速效果, 大小齿轮的齿数之比, 就是传动比。 减速机是一种动力传达机构, 利用齿轮的速度转换器, 将马达的
9、回转数减速到所要的回转数, 并得到较大转矩的机构。减速机的作用: 在当前用于传递动力与运动的机构中, 减速机的应用范围相当广泛, 几乎在各式机械的传动系统中都能够见到它的踪迹, 从交通工具的船舶, 汽车,机车,建筑用的重型机具, 机械工业所用的加工机具及自动化生产设备, 到日常生活中常见的家电,钟表等等.其应用从大动力的传输工作, 到小负荷, 精确的角度传输都能够见到减速机的应用,且在工业应用上, 减速机具有减速及增加转矩功能,因此广泛应用在速度与扭矩的转换设备。 减速机是一种动力传达的机构, 在应用上于需要较高扭矩以及不需要太高转速的地方都用的到它。例如:输送带, 搅拌机, 卷扬机
10、 拍板机, 自动化专用机…。而且随着工业的发展和工厂的自动化, 其利用减速机的需求量日益成长。一般减速的方法有很多, 但最常见的方法是以齿轮来减速, 能够缩小占用空间及降低成本, 因此也有人称减速机为齿轮箱(GearBox)。一般齿轮箱是一些齿轮的组合, 因齿轮箱本身并无动力,因此需要驱动组件来传动它,其中驱动组件能够是马达, 引擎或蒸汽机…等。而使用减速机最大的目的有下列几种: 1.动力传递2.获得某一速度3.获得较大扭矩.但除了齿轮减速机外, 由加茂精工所开发的球体减速机, 提供了另一项价值,就是高精度的传动,且传动效率高, 为划时代的新传动构造。 2.2减速器的基本构造和基本运动原理
11、 2.2.1一级齿轮减速器的机械结构 减速器有两条轴系、 两条装配线, 两轴分别由滚动轴承支承在箱体上, 采用过渡配合, 有较好的同轴度, 从而保证齿轮啮合的稳定性。端盖嵌入箱体内, 从而确定了轴和轴上零件的轴向位置。装配时只要修磨调整环的厚度, 就可使轴向间隙达到设计要求。 箱体采用分离式, 沿两轴线平面分为箱座和箱盖, 二者采用螺栓连接, 这样便于装修。为了保证箱体上安装轴承和端盖的孔的正确形状, 两零件上的孔是合在一起加工的。装配时它们之间采用两锥销定位, 销孔钻成通孔, 便于拔销。 箱体下部为油池, 内装油机, 供齿轮润滑。齿轮和轴承之间采用飞溅润滑方式, 油面高度经过油面观察
12、结构观察。通气塞是为了排放箱体内的挥发气体, 拆去小盖可检视齿轮磨损情况或加油。油池底部应有斜度, 放油螺塞用于清洗放油, 其螺孔应低于油池底面, 以便放进机油。箱体前后对称, 两啮合齿轮安置在该对称平面上, 轴承和端盖对称分布在齿轮的两侧。箱体的左右两边有四个成钩状的加强肋板, 作用为起吊运输。 2.2.2一级齿轮减速器的工作原理 一级圆柱齿轮减速器是经过装在箱体内的一对啮合齿轮的转动实现减速运动的。动力由电动机经过皮带轮传送到齿轮轴, 然后经过两啮合齿轮( 小齿轮带动大齿轮) 传送到轴, 从而实现减速之目的。 图1 一级减速器简图 带式输送机的主要参
13、数: 输送带的最大有效拉力F=1150N, 输送带的工作速度V=1.6 m/s, 输送机滚筒直径D=260 mm。 带式输送机在常温下连续工作、 单向运转; 空载起动, 工作载荷较平稳; 两班制( 每班工作8小时) , 要求减速器设计寿命为8年, 大修期为3年, 中批量生产; 三相交流电源的电压为380/220V。 2.2.3传动方案的分析 传动方案的确定除了满足工作装置的传动外还要求结构单和制造方便, 成本低廉, 传动效率高和使用维护方便。 根据这些要求我们的原动力, 即电动机选用最常见的筏型三相异步电动机, 在机械传动中, 由于v带的传动能力好, 能够缓冲和吸振, 传动
14、平稳, 过载打滑, 可防止其它零件的损坏, 而且安装维护方便, 成本低。因此本设计采用v带传动, 减速器采用单级斜齿圆柱齿轮减速器, 而减速器又有轴, 轴承, 箱体等部分组成, 为了设计合理, 下面我们将进行选择并对其进行校核。 第三章 电动机的选择 3.1电动机类型和结构的选择 选择Y系列三相异步电动机, 此系列电动机属于一般用途的全封闭自扇冷电动机, 其结构简单, 工作可靠, 价格低廉, 维护方便, 适用于不易燃, 不易爆, 无腐蚀性气体和无特殊要求的机械。 3.2电动机容量选择 电动机所需工作功率为: Pd＝PW/ (KW)
15、 PW＝FV/1000 (KW) Pd=FV/1000 (KW) 由电动机至运输带的传动总效率为: 式中: 、 、 、 、 分别为带传动、 轴承、 齿轮传动、 联轴器和卷筒的传动效率。 因未选用带传动取1 取＝0.98, =0.975, =0.99 则: 总=1×0.98３×0.975×0.99×0
16、96=0.925 因此: 电机所需的工作功率: Pd = FV/1000总 =(1621×2.965)/(1000×0.925)=4.7235 (kw) 3.3电动机转速 此选定电动机型号为Y132M2-6, 其主要性能: 电动机主要外形和安装尺寸: 图2 电动机的外形图 表1 电动机安装尺寸大小 中心高 H 外形尺寸 L×(AC/2+AD)×HD 底角安装尺寸 A×B 地脚螺栓孔直径 K 轴 伸尺 寸 D×E 装键部位 尺寸 F×GD 132 520×345×315 216×178 1
17、2 28×80 10×41 卷筒工作转速为: n卷筒＝60×1000·V/( ·D) =(60×1000×2.695)/( 260·) =198.064r/min 根据手册P7表1推荐的传动比合理范围, 取圆柱齿轮传动一级减速器传动比范围为 =3～6 则总传动比理论范围为: ＝3～6
18、 故电动机转速的可选范为: =× =(3～6)×198 =594.18～1188r/min 则符合这一范围的同步转速有: 750、 1000 r/min。 表2 根据容量和转速, 由相关手册查出三种适用的电动机型号 方 案 型 号 额 定 功 率 电动机 转速 (r/min) 堵 转 转 矩 最 大 转 矩 传动装置 传动比 同步转速 满载转速 总
19、传 动比 减速器 1 Y132M2-6 5.5 1000 960 2.0 2.0 4.848 4.848 2 Y160M2-8 5.5 750 720 2.0 2.0 3.636 3.636 3.4传动比分配和动力运动参数计算 3.4.1转速n ==1420( r/min) =1420/3=473.333( r/min) =/=473.333/4.025=117.589( r/min)
20、 ==117.589( r/min) 3.4.2 功率P 3.4.3 转矩T =14.126(N﹒m) (N﹒m) = 158.872(N﹒m) = 155.710(N﹒m) 表3 转速、 功率和转矩数据表 轴号 功率 P/kW N /(r.min-1) / (N﹒m) i 0 2.100 142
21、0 14.126 3 0.96 1 1.974 473.333 40.684 2 1.916 117.589 158.872 4.025 0.97 3 1.875 117.589 155.710 1 0.98 第四章 齿轮传动的设计及校核 4.1齿轮材料和热处理的选择 小齿轮选用45号钢, 调质处理, HB＝236 大齿轮选用45号钢, 正火处理, HB＝190 4.2齿轮几何尺寸的设计计算 4.2.1 按照接触强度初步设计齿轮主要尺寸 由《机械零件设计手册》查得 ,SHlim = 1
22、 由《机械零件设计手册》查得 ZN1 = ZN2 = 1 YN1 = YN2 = 1.1 1) 小齿轮的转矩: 2) 选载荷系数K: 由原动机为电动机, 工作机为带式输送机, 载荷平稳, 齿轮在两轴承间对称布置。查《机械原理与机械零件》教材中表得, 取K＝1.1 3) 计算尺数比 =4.025 4) 选择齿宽系数 根据齿轮为软齿轮在两轴承间为对称布置。查《机械原理与机械零件》教材中表得, 取＝1 5) 计算小齿轮分度圆直径 =
23、 = 44.714( mm) 6) 确定齿轮模数m m =(0.007～0.02)a = (0.007～0.02)×185.871 取m=2 7) 确定齿轮的齿数和 取 Z1 = 24 取 Z2 = 96 8) 实际齿数比 齿数比相对误差 : Δ<±2.5% 允许 9) 计算齿轮的主要尺寸 中心距: 齿轮宽度: 取B1 =57 (mm) 10) 计算圆周转速
24、v并选择齿轮精度 查表应取齿轮等级为9级, 但根据设计要求齿轮的精度等级为7级。 4.2.2 齿轮弯曲强度校核 1) 两齿轮的许用弯曲应力 2) 计算两齿轮齿根的弯曲应力 由《机械零件设计手册》得 =2.63 =2.19 比较的值 /[]=2.63/244=0.0108>/[]=2.19/204=0.0107 计算大齿轮齿根弯曲应力为 4.2.3 齿轮几何尺寸的确定 齿顶圆直径: 由《机械零件设计手册》得 h*a =1 c* = 0.25
25、 齿距: P = 2×3.14=6.28(mm) 齿根高: 齿顶高: 齿根圆直径 表4 各类数据技术计算结果 名称 符号 公式 齿1 齿2 齿数 32 122 分度圆直径 64 244 齿顶高 2 2 齿根高 2.5 2.5 齿顶圆直径 54 196 齿根圆直径 43 187 中心距 120 齿宽 70 65 4.3 齿轮的结构设计
26、 小齿轮采用齿轮轴结构, 大齿轮采用锻造毛坯的腹板式结构大齿轮的关尺寸计算如下: 轴孔直径 d=50 轮毂直径 =1.6d=1.6×50=80 轮毂长度 轮缘厚度 δ0 = (3～4)m = 6～8(mm) 取 =8 轮缘内径 =-2h-2=196-2×4.5-2×8 = 171(mm) 取D2 = 170(mm) 腹板厚度 c=0.3=0.3×48=14.4 取c=15(mm) 腹板中心孔直径=0.5(+)=0.5(170+80)=125(mm) 腹板孔直径=0.25( -) =0.
27、25( 170-80) =22.5(mm) 取=20(mm) 齿轮倒角n=0.5m=0.5×2=1 齿轮工作如图3所示: 图3 齿轮的工作图 第五章 V带传动的设计计算 各类数据的计算 1) 确定计算功率 查表得KA=1.1, 则 PC=KAP=1.1×3=3.3KW 2) 确定V带型号 按照任务书得要求, 选择普通V带。 根据PC=3.3KW及n1=235r/min, 查图确定选用B型普通V带。 3) 确定带轮直径 确定小带轮基准直径: 根据图推荐, 小带轮
28、选用直径范围为112~140mm, 选择dd1=140mm。 验算带速: v ===5.17m/s 5m/s＜v＜25m/s,带速合适。 计算大带轮直径 = =3×140×( 1-0.02) =411.6mm 选取=400mm 4) 确定带长及中心距 初取中心距: 得378≤≤1080, 根据总体布局, 取=800 mm 确定带长Ld: 根据几何关系计算带长得 ==2469.36mm 根据标准手册, 取Ld =2500mm。 计算实际中心距 ==815.32mm 5) 验算包角
29、 =161.73°＞120°, 包角合适。 6) 确定V带根数Z Z≥ 根据dd1=140mm及n1=705r/min, 查表得P0=1.64KW,ΔP0=0.22KW 中心距a=815.32mm 包角α=161.73° 包角合适 Kα==0.956 KL=1+0.5(lg2500-lg2240)=1.024 Z≥=1.737 取Z=2 7) 确定粗拉力F0 F0= 查表得q = 0.1kg/m, 则 F0= =98.26N Q=2ZF0sin=2×2×98
30、26×sin=388N 第六章 轴的设计与校核 6.1轴的设计 图4 轴的设计简图 1, 5—滚动轴承 2—轴 3—齿轮轴的轮齿段 4—套筒 6—密封盖 7—轴端挡圈 8—轴承端盖 9-轴承端盖10—键 11-联轴器 6.2轴材料的选择和尺寸计算 由《机械零件设计手册》中的图表查得 选45号钢, 调质处理, HB217～255 =650MPa =360MPa =280MPa 按照扭转强度初步设计轴的最小直径 主动轴=c==23.44 从动轴=c==37.14 考虑键槽=23
31、44×1.05=24.612 考虑键槽=37.14×1.05=38.996 选取标准直径=25 选取标准直径=39 根据轴上零件的定位、 装拆方便的需要, 同时考虑到强度的原则, 主动轴和从动轴均设计为阶梯轴。 6.3轴的强度校核 确定轴上的零件位置及轴上零件的固定方式: 由于是单级齿轮减速器, 故将齿轮布置在箱体内壁中央, 轴承对称地布置在齿轮的两边, 轴的外伸段安装联轴器。 1) 主动轴的强度校核 圆周力 = = ×158.872/204 =1557.57 N 径向力 =tanα =1557.57×tan20° =566.909 N 由于为直齿
32、轮, 轴向力=0 L=98mm ===0.5×3339=778.785 =0.5L=778.785×98×0.5/1000=38.16 ===0.5×566.909=283.455 =0.5L=283.455×98×0.5/1000=13.89 转矩 T=90.153 校核: ===38.2 ===66.22 由图表查得, =55MPa d≥10=10=10.64(mm) 考虑键槽d=10.64mm < 25mm, 则强度足够 2) 从动轴的强度校核 圆周力 = = ×158.872/192 =1654.
33、9 径向力 =tan =1654.92×tan20° =602.34 由于为直齿轮, 轴向力=0 L=98mm ==0.5=0.5×1557.57=778.785 =0.5L=778.785×98×0.5/1000=38.16 ==0.5=0.5×566.909 =283.455 =0.5L=283.455×98×0.5/1000=14.134 转矩 T=161.182 校核: ===40.697 ===104.923 由图表查得, =55MPa
34、 d≥10=10=26.72(mm) 考虑键槽d=26.72mm < 39mm 则强度足够 轴的受力简图: ( 如下图所示) 图5 轴的受力简图 第七章 轴承的选择和校核 轴承的选择和校核 1) 轴承的选择 因为斜齿轮在工作时会产生轴向力, 因此应采用角接触轴承, 根据轴的设计尺寸, 选用7210C和7510C各一对。 2) 轴承的参数 表5 轴承的参数数据 轴承型号 基本尺寸/mm 安装尺寸/mm 基本额定载荷/KN 极限转速(r/min) 质量/KN d D B rmin r1min a d
35、amin Damax ramax Cr (动) C0r (静) 脂润滑 油润滑 7210C 50 90 20 1.1 0.6 19.4 57 83 1 32.8 26.8 6300 8500 0.46 7215C 75 130 25 2 1 26.4 84 121 1.5 54.2 60.8 4300 5600 1.2 3) 轴承的校核 已知参数7210C 径向力, 轴向力, 转速, a=15 ①计算派生轴向力 查表13-5查得e在0.43至0.46之间。 根据线性插值法: ②求轴承
36、的轴向载荷 因, 故轴承1为紧端, 轴承2为松端。则 ③计算当量动载荷 由表13-5及插值法算得7210C( a=15) 的判别系数, 故 再由表13-5查得 , , 由, 得的值在之间 由插值法算得 最大动载荷远小于额定动载荷, 因此强度足够。 ④计算轴承寿命 由表13-7、 13-8查得, 由手册查得7210C的动载荷为32800N, 又。由式13-6b得 故轴承1的寿命约为76937h, 轴承2的工作寿命约为10247172h。这对轴承的寿命为76937h。 已知参数7215C 径向力, 轴向力, 转速, a=15 ①计算
37、派生轴向力 查表13-5查得e在0.38至0.40之间。 根据线性插值法: ②求轴承的轴向载荷 因, 故轴承1为紧端, 轴承2为松端。则 ③计算当量动载荷 由表13-5及插值法算得7210C( a=15) 的判别系数, 故 再由表13-5查得 , , 由, 得的值在之间 由插值法算得 最大动载荷远小于额定动载荷, 因此强度足够。 ④计算轴承寿命 由表13-7、 13-8查得, 由手册查得7215C的动载荷为54200N, 又。由式13-6b得 故轴承1的寿命约为146811h, 轴承2的工作寿命约为606754
38、0h。这对轴承的寿命为146811h。 第八章 键的选择和校核 8.1 I轴和II轴键的选择和键的参数 1) I轴键的选择 根据轴径d1=40mm, L1=130mm, 选取键A12110 GB1096-79 根据轴径d4=56mm,L4=58mm, 选取键A16×40 GB1096-79 2) I轴键的参数 表6 I轴承的参数数据 轴 键 键槽b 公称直径 公称尺寸 一般键连接 轴t 毂t1 半径r b h l 轴N9 毂Js9 公称尺寸 极限偏差 公称尺寸 极限偏差 40 12 8 110 0 -0.043 ±0.025
39、 5.0 +0.2 3.3 +0.2 0.25~0.4 56 16 10 40 6.0 4.3 3) II轴键的选择 根据轴径d1=63mm, L1＝105mm, 选取键C18×90 GB1096-79 根据轴径d4=80mm, L4=48mm, 选取键A22×36 GB1096-79 4) II轴键的参数 表7 II轴承的参数数据 轴 键 键槽b 公称直径 公称尺寸 一般键连接 轴t 毂t1 半径r b h l 轴N9 毂Js9 公称尺寸 极限偏差 公称尺寸 极限偏差 63 18 11 90 0 -0.043
40、 ±0.025 7.0 +0.2 4.4 +0.2 0.25~0.4 80 22 14 37 0 -0.052 ±0.026 9.0 5.4 0.4~0.6 8.2 I轴和II轴键的校核 1) I轴键的校核 由表10-10查得 故此键满足强度要求 2) II轴键的校核 由表10-10查得 此键满足强度要求, 由于接近许用强度, 为保险起见, 采用过盈配合。 此键不满足强度要求, 因此采用对称双键且采用过盈配合。 因采用双键, 应再校核此轴段 =55.25mm 采用双键, 增大10%校核
41、58.25×1.1=64mm<80mm 因此, 此轴强度是足够的。 第九章 联轴器的选择和校核 9.1联轴器的选择 由于减速器载荷平稳, 速度不高, 无特殊要求, 考虑拆装方便及经济问题, 选用弹性套柱联轴器。 K=1.3 =9550=9550×=418.374 选用LT7型弹性套住联轴器, 公称尺寸转矩=500, <。采用Y型轴孔, A型键轴孔直径选d=40, 轴孔长度L=112 表8 LT7型弹性套住联轴器有关参数 型号 公称 转矩T/(N·m) 许用 转速 n/( r· 轴孔 直径 d/mm 轴孔 长度 L/mm 外径 D/mm 材料
42、 轴孔 类型 LT7 250 3600 40 112 65 HT200 Y型 9.2联轴器的校核 根据轴的设计, 联轴器 因此选用的联轴器适合 第十章 减速器的润滑和密封 减速器的润滑和密封 10.1.1润滑的选择确定 1) 润滑方式 Ø 齿轮V=1.2＜＜12 m/s 应用喷油润滑, 但考虑成本及需要, 选用浸油润滑。 Ø 轴承采用润滑脂润滑。 2) 润滑油牌号及用量 Ø 齿轮润滑选用150号机械油, 最低～最高油面距10～20mm, 需油量为1.5L左右。 Ø 轴承选用2L-3型润滑脂, 用油量轴承间隙为1/3～1/2为宜 10.
43、1.2密封的选择确定 1) 密封形式 Ø 箱座与箱盖凸缘接合面的密封 Ø 选用在接合面涂密封漆或水玻璃的方法 Ø 观察孔和油孔等处接合面的密封 Ø 在观察孔或螺塞与机体之间加石棉橡胶纸、 垫片进行密封 2) 轴承孔的密封 Ø 闷盖和透盖用作密封与之对应的轴承外部 Ø 轴的外伸端与透盖的间隙, 由于V<3( m/s) , 故选用半粗羊毛毡加以密封 Ø 轴承靠近机体内壁处用挡油环加以密封, 防止润滑油进入轴承内部 第十一章 箱体设计 箱体的结构尺寸 1) 箱座壁厚 表4-1取△＝１( 单级) 由于是铸件, 为安全因素考虑选取 2) 箱盖壁厚 为安
44、全考虑, 选取 3) 箱座凸缘厚 4) 箱盖凸缘厚 5) 箱底座凸缘厚 6) 箱座加强肋厚 7) 箱盖加强肋厚 8) 地脚螺栓直径 取M=24 mm 9) 地脚螺钉数目: 10) 轴承旁连接螺栓直径: 选取Ｍ＝20mm 11) 箱盖、 箱座连接螺栓直径 选取M=16mm 螺栓间距 12) 轴承盖螺钉直径 13) 视孔盖螺钉直径及数目 取 14) 轴承端盖外径 15) 螺栓中心距箱外壁距离 表10 螺栓中心距箱外壁距离 螺纹直径 M10 M16 M20 M24 C1min 16 22
45、26 34 C2min 14 20 24 28 16) 轴承旁凸台h和凸台半径R1 H=3mm R1=C2=20mm 17) 箱体外壁到轴承端面距离 18) 从动轮下部齿顶距箱体底部距离 19) 齿轮顶圆与内壁间的距离 20) 齿轮端面与内壁间的距离 21) 定位销直径 选取 第十二章 参考文献 [1]《机械设计课程设计》大连理工大学出版社 刘莹 主编 [2]《机械设计基础》清华大学出版社/北京交通大学出版社 邹培海 银金光 主编 5月第1版 [3]《机械设计基础》第三版 高
46、等教育出版社 陈立德 主编 8月第3 版 [4]《机械制图》第三版 高等教育出版社 刘力 主编 4月第3版 [5]《机械设计课程设计》, 孙岩等主编, 北京理工大学出版社。 [6]《机械设计课程设计》, 银金光等主编, 中国林业出版社; 北京希望电子出版社。 [7]《机械设计课程设计手册》(第二版)——清华大学 吴宗泽, 北京科技大学 罗圣国主编 [8]《机械设计课程设计指导书》( 第二版) 罗圣国, 李平林等主编 [9]《机械课程设计》( 重庆大学出版社) 周元康等主编 [10]《机械设计基础》( 第五版) 课本 杨可桢 程光蕴 主编 [11]《简明机械设计手册》( 机械工业出版社) 朱龙根 主编 [12] 刘明保, 吴鑫, 王志伟. 实用机械设计. 长春: 吉林科学技术出版社, . [13]《机械设计课程设计》大连理工大学出版社 刘莹 主编 [14]《机械设计基础》清华大学出版社/北京交通大学出版社 邹培海 银金光 主编 5月第1版 [15]《机械设计基础》第三版 高等教育出版社 陈立德 主编 8月第3 版 [16]《机械制图》第三版 高等教育出版社 刘力 主编 4月第3版 [17]《机械设计课程设计》, 孙岩等主编, 北京理工大学出版社。
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