齿轮减速器说明书
机械设计课程设计说明书
设计题目:两级圆柱齿轮减速器(分流式)
学院: 专业班级: 学号: 设计者: 指导老师: 设计时间:
一 设计题目:
设计一用于带式运输机上的两级圆柱齿轮减速器,动力由电动机经减
5
4
3
6
1
2
1-电动机2-带传动3-减速器4-联轴器5-滚筒6-传送带
速器传至输送带。每天两班制工作,载荷较平稳,连续单向运转,环境最高温度350C ,工作期限八年。(允许输送带速度误差为±5%) 方案二(分流式)原始数据
二 设计任务
1. 手绘减速器装配图1张(A1或以上,比例1:2或1:1); 2. 零件(轴、齿轮、带轮任选其中两种)工作图2张(A4或以上、可电脑绘图,但不可同种零件绘制两份);
3. 设计说明书1份(设计说明书用word 编写,不接受手写版)。
三 电动机选择 P w =Fv=7³0.65=4.55KW 电动机输出功率为P d
传动装置的总效率η=η1³η查《课程设计手册》表1-5
V 带η1=0.96 齿轮η2=0.97 轴承η3=0.99 联轴器η4=0.99 22
³η
34
³η4³η5
卷筒η5=0.96 ,则 η=η1³η
22
³η
34
³η4³η5=0.8246
P d =Pw /η=4.55/0.8246=5.52kW
选Y132M2-6-B3电动机, 额定功率5.6kW, 满载转速960r/min,质量84kg ,中心高132mm ,轴伸尺寸80mm ,轴径38mm 。
四 传动比分配 总传动比
n w =60³1000v/πd=60³1000³0.65/(400π)=31.05r/min i=n m /nw =960/31.05=30.92 各级传动比
取V 带传动比i v =2.5 高速轴i 1=1.5³低速轴i 2,则 i 1=4.31 i 2=2.87
五 计算传动装置的运动和动力参数 电动机 P 0=Pd =5.6kW n 0=nw =960r/min
高速轴
P 1=P0³η1=5.6³0.96=5.38N •m n 1= n0/iv =960/2.5=384r/min T 1=9550³P 1/n1=133.70N •m 中间轴
P 2=P1³η2³η3=5.38³0.97³0.99=5.16kW n 2=n1/i1=384/4.31=89.15r/min T 2=9550³P 2/n2=553.01N •m 低速轴
P 3=P2³η2³η3=5.16³0.97³0.99=4.96kW n 3=n2/i2=89.15/2.87=31.05r/min T 3=9550³P 3/n3=1524.91N •m 滚筒
P 4=P3³η4³η3=4.96³0.99³0.99=4.86 n 4=n3=31.05r/min
T 4=9550³P 4/n4=1494.57N •m
六 V 带设计
电动机转速960r/min,输入功率9.6kW ,查《机械设计》表8-8得K a =1.2。
1. 计算功率P ca =Ka ³P 0=1.2³5.6=6.72kW
2. 根据P ca 、n 0查《机械设计》表8-11选用A 型带
3. 1)初选小带轮基准直径d d1。由表8-7和8-9,取小带轮基准直径d d1=125mm。 2)验算带速v
v=π³d d 1³n 1/(60³1000)=6.28m/s 5m/s
2)L d0=2 a0+π(dd1+ dd2)/2+(dd1-d d2) 2/(4a 0)=2351.3mm 由表8-2选带的基准长度L d =2300mm。 3)实际中心距
a ≈a 0+(L d -L d0)/2=800+(2300-2351.3)/2=774.35 a min =a-0.015L d =739.85mm a max =a+0.03Ld =843.35mm 5. 验算小带轮的包角
α1≈180°-(d d2-d d1)³57.3°/a=180°-(315-125) ³57.3°/774.35=165.94° 6. 计算带的根数z
1)计算单根V 带的额定功率P r
由d d1=125mm和n 1=960r/min,查表8-4得P 0=1.382kW。
根据n 1=960r/min,i=2.5和A 带型,查表8-5得ΔP 0=0.111kW。 查表8-6得K α=0.954,表8-2得K L =1.07,则
Pr =(P0+ΔP 0) •K α•K L =(1.328+0.111)³0.954³1.07=1.524kW 2)计算V 带根数z z=Pca /Pr =6.72/1.524=4.41 取5根。
7. 计算单根V 带的初拉力F 0
由表8-3得A 型带的单位长度质量q=0.105kg/m,所以 F 0=500³(2.5-Kα)P ca /( Kα³z ³v)+qv2=500³(2.5-0.954)³6.72/(0.954³5³6.28)+0.105³6.282=177.55N 8. 计算压轴力F p
F p =2zF0sin(α1/2)=2³5³177.55³sin(165.94°/2)=1762.15N 9.带轮结构设计 小带轮:A 型槽: 带轮的材料采用铸铁
小带轮轮基准直径d d1=125mm,故采用腹板式, 大带轮基准直径d d2=315mm,采用轮辐式。
七 齿轮设计 高速级
1. 选精度等级、材料及齿数
1) 选择材料及确定许用应力,采用硬齿面的组合;小齿轮材料为45(表面淬火),硬度为48HRC ,大齿轮材料为45钢(表面淬火),硬度为48HRC 。 2) 齿轮精度为8级,
3) 高速级传动比i 1=4.31,高速轴转速n 1=384r/min,传动效率P 1=5.38kw
小齿轮齿数取:Z1=17,则大齿轮齿数Z 2=4.31³17≈74 4) 初定螺旋角为β=15︒ 5)压力角α=20° 2. 按接触疲劳强度设计计算: (1)试算分度圆直径,即
2K Ht T 1u +1⎛Z H Z E Z εZ β⎫
∙∙ ⎪ d 1t ≥⎪
Φd u σH ⎝⎭
确定公式中各参数
2
1)取载荷系数K Ht =1.3, 2).小齿轮上的转矩:
T 1=9.55³106P 1/ n1/2=9.55³106³5.38/384/2=66850N²mm 3)齿宽系数φd =1
4)查表10-5得 弹性影响系数Z E =189. 8MPa 1/2 5)由图10-20查得区域系数Z H =2.42。
6)计算接触疲劳强度用重合度系数Z ε和螺旋角系数Z β。 αt =20.647°α
at1
=32.830°α
at2
=24.222 εα=1.587 εβ=1.450
Z ε=
εβ4-εα
(1-εβ)+3εα
=0.743
Z β=β=cos 15︒=0.983
7)接触疲劳强度极限[σH lim ]由图10-25e 查得σH l i m 1=1050MP a
σH lim 2=1050MP a
8) .计算应力循环次数:
N 1=60n1jL h =60³960³2³8³365³8=2.69³109 N 2=N1/ i1=6.18³108
9) 由图10-19得接触疲劳寿命系数:
K HN1=0.95 K HN2=0.96
10) 取失效概率为1%,安全系数为S=1
[σH ]1= KHN1σ[σH ]2= KHN2σ
Hlin1
/S=997.5MPa /S=1008MPa
Hlin2
取较小者[σH ]=997. 5Mpa
试算小齿轮分度圆直径
2K Ht T 1u +1⎛Z H Z E Z εZ β⎫
d 1t ≥∙∙ ⎪=28.908mm ⎪Φd u ⎝σH ⎭
2
(2)调整分度圆直径 1)圆周速度v
v=πd 1t n 1/(60³1000)=0.581m/s 2)齿宽b=φd d 1t =28.908mm 3)计算实际载荷系数K H 由表10-2查得使用系数K A =1。
根据v=0.581m/s、8级精度,由图10-8查得动载系数K v =1.06。 查表10-3得齿间载荷分配系数K H α=1.4 由表10-4查得K H β=1.48
K H =K A K V K H a K H β=1³1.06³1.4³1.48=2.196
按实际载荷系数修正分度圆直径
d K H 1=d 1t K =28. 9082. 196
=34. 43mm H t 1. 3
相应模数m n
m n =d 1cos β/z 1=34. 43⨯cos(15︒) /17=1. 956
3. 按弯曲强度设计 (1)试算齿轮模数,即
m 2K 2Ft T 1Y εY βcos β⎫
nt ≥3
Φz 2∙⎛ Y Fa Y Sa
⎪d 1⎝
σF ⎪⎭
确定公式中的参数 1)试选载荷系数K Ft =1.3
2) 重合度系数Y ε和螺旋角系数Y β
βb =arctan(tanβcos αt )=arctan(tan15°cos20.65°)εαv =εα/cos2βb =1.587/cos2(0.246)=1.686 Y ε=0.25+0.75/εαv =0.695 Y β=1-εβ
β
120︒
=0.819
3)计算Y Fa Y Sa /[σF ]
z v1=z1/cos3β=17/cos315°=18.863 z v2=z2/cos3β=74/cos315°=82.111
=0.246
由图10-17和图10-18有
Y Fa1=2.86 Y Fa2=2.22 Y sa1=1.54 Y sa2=1.77
由图10-24d 查得小齿轮和大齿轮齿根弯曲疲劳极限分别为 σ
Flim1
=600 σ
Flim2
=600
由图10-22查得弯曲疲劳寿命系数 K FN1=0.9 K FN2=0.95 取弯曲疲劳安全系数S=1.4
[σF ]1=K FN 1σF lim 1
S
=385. 714MPa
[σF ]2=K FN 2σF lim 2
S
=407. 123MPa
Y Fa 1Y Sa 1/[σF 1]=2. 86⨯1. 54/385. 714=0. 0114 Y Fa 2Y Sa 2/[σF 2]=2. 22⨯1. 77/407. 143=0. 0097
取Y Fa 1Y Sa 1/[σF 1]=0. 0114 4)试算齿轮模数
m nt ≥
2K Ft T 1Y εY βcos 2β⎛Y Fa Y Sa
∙ 2 σΦd z 1F ⎝
⎫
⎪⎪=1.539mm ⎭
(2)调整齿轮模数
d 1=mnt z 1/cosβ=1.539³17/cos15°=27.084mm v= v=πd 1t n 1/(60³1000)=0.544m/s b=φd 1=27.084mm h=3.462 b/h=7.822
根据v=0.544m/s、8级精度,由图10-8查得动载系数K v =1.05。
查表10-3得齿间载荷分配系数K F α=1.4
由表10-4查得K H β=1.48
查图10-13得K F β=1.4
K F =K A K V K F a K F β=1³1.05³1.4³1.4=2.058
按实际载荷系数算得齿轮模数
m n =m nt K F 2. 058=1. 538=1. 794mm K F t 1. 3
取m n =1.5mm,d 1=34.43mm即
z 1=d 1cos β/m n =34. 43⨯cos 15 /1. 5=22. 17
z 1取23
z 2=z 1∙i 1=23⨯4. 31=99. 13
z 2取100
4. 几何尺寸计算
(1)计算中心距
a =m n (z 1+z 2) /(2cos β) =1. 5(23+100) /(2cos β) =95. 50(mm ) 取a=95mm
(2)修正螺旋角
β=cos -1[m n (z 1+z 2) /(2a )]=cos -1[2⨯(23+100) /(2⨯95)]=13. 82︒
(3)分度圆直径
d 1=m n z 1cos β=1. 5⨯23/cos 13. 82︒=35. 528mm
d 2=m n z 2cos β=1. 5⨯100/cos 13. 82︒=154. 472mm
(4)齿宽
b =φd d 1=1⨯35. 528=35. 528mm
取b 2=36mm ,b 1=42mm
5. 强度校核
(1)齿面接触疲劳强度校核
按前述做法K H =2.247 T1=66850N/mm φd=1 d1=35.528 u=4.348 Z H =2.43 Z E =189.8MPa½ Z ε=0.681 Z β=0.985 σH =2K H T 1
φd d 13∙u +1Z H Z E Z εZ β=888. 605
满足齿面接触疲劳强度条件
(2)齿根弯曲疲劳强度校核
按前述做法K F =2.127 T1=66850N/mm Y Fa1=2.65 Y Fa2=2.18 Y sa1=1.59 Y sa2=1.81 Y ε=0.682 Y β=0.793 β=13.820° φd=1 m n =1.5mm z 1=23
σF 1=σF 2=2K F T 1Y Fa Y sa Y εY βcos 2βφd m n z 1332=341. 887MPa
满足齿根弯曲疲劳强度条件。
低速级
1. 选精度等级、材料及齿数
1) 选择材料及确定许用应力,采用硬齿面的组合;小齿轮材料为45(表面淬火),硬度为48HRC ,大齿轮材料为45钢(表面淬火),硬度为48HRC 。
2) 齿轮精度为8级,
3) 低速级传动比i 2=2.87,低速轴转速n 2=89.15r/min,传动效率P 2=5.16kw
小齿轮齿数取:Z1=25,则大齿轮齿数Z 2=2.87³25≈72
4)压力角α=20°
2. 按接触疲劳强度设计计算:
(1)试算分度圆直径,即
d 1t ≥2K Ht T 1u +1⎛Z H Z E Z ε⎫∙∙ σH ⎪⎪ Φd u ⎝⎭2
确定公式中各参数
1)取载荷系数K Ht =1.3,
2).小齿轮上的转矩:
T 1=9.55³106P 1/ n1/2=9.55³106³5.16/89.15=553010N²mm
3)齿宽系数φd =1
4)查表10-5得 弹性影响系数Z E =189. 8MPa 1/2
5)由图10-20查得区域系数Z H =2.42。
6)计算接触疲劳强度用重合度系数Z ε。
αat1=29.531° αat2=23.894 εα=1.712
Z ε=4-εα=0.873 3
7)接触疲劳强度极限[σH lim ]由图10-25e 查得σH l i m 1=1050MP a σH lim 2=1050MP a
8) .计算应力循环次数:
N 1=60n1jL h =60³960³2³8³89.15³8=2.5³108
N 2=N1/ i1=8.68³107
9) 由图10-19得接触疲劳寿命系数:
K HN1=0.95 K HN2=0.97
10) 取失效概率为1%,安全系数为S=1
[σH ]1= KHN1σ
[σH ]2= KHN2σHlin1/S=997.5MPa /S=1018.5MPa Hlin2
取较小者[σH ]=997. 5Mpa
试算小齿轮分度圆直径 d 1t ≥2K Ht T 1u +1⎛Z H Z E Z ε⎫∙∙ σH ⎪⎪=67.918mm Φd u ⎝⎭2
(2)调整分度圆直径
1)圆周速度v
v=πd 1t n 1/(60³1000)=0.317m/s
2)齿宽b=φd d 1t =67.918mm
3)计算实际载荷系数K H
由表10-2查得使用系数K A =1。
根据v=0.317m/s、8级精度,由图10-8查得动载系数K v =1.02。
查表10-3得齿间载荷分配系数K H α=1.4
由表10-4查得K H β=1.32
K H =K A K V K H a K H β=1³1.02³1.4³1.32=1.885
按实际载荷系数修正分度圆直径
d 1=d 1t K H 1. 885=67. 918=76. 872mm K H t 1. 3
相应模数m n
m n =d 1/z 1=76. 827/25=3. 07
3. 按弯曲强度设计
(1)试算齿轮模数,即 m nt ≥2K Ft T 1Y ε
Φd z 12⎛Y Fa Y Sa ∙ σ⎝F ⎫⎪⎪ ⎭
确定公式中的参数
1)试选载荷系数K Ft =1.3
2) 重合度系数Y ε
εα=1.712
Y ε=0.25+0.75/εα=0.688
3)计算Y Fa Y Sa /[σF ]
由图10-17和图10-18有
Y Fa1=2.86 Y Fa2=2.22 Y sa1=1.54 Y sa2=1.77
由图10-24d 查得小齿轮和大齿轮齿根弯曲疲劳极限分别为 σFlim1=600 σFlim2=600
由图10-22查得弯曲疲劳寿命系数
K FN1=0.9 K FN2=0.95
取弯曲疲劳安全系数S=1.4
[σF ]1=K FN 1σF lim 1S =385. 714MPa
[σF ]2=K FN 2σF lim 2S =407. 123MPa
Y Fa 1Y Sa 1/[σF 1]=2. 86⨯1. 54/385. 714=0. 0114
Y Fa 2Y Sa 2/[σF 2]=2. 22⨯1. 77/407. 143=0. 0097
取Y Fa 1Y Sa 1/[σF 1]=0. 0114
4)试算齿轮模数 m nt ≥2K Ft T 1Y εY βcos 2β⎛Y Fa Y Sa ∙ 2 σΦd z 1F ⎝⎫⎪⎪=1.539mm ⎭
(2)调整齿轮模数
d 1=mnt z 1=2.60³25=65.078mm
v=πd 1t n 1/(60³1000)=0.304m/s
b=φd 1=65.078mm
h=5.857
b/h=11.111
根据v=0.304m/s、8级精度,由图10-8查得动载系数K v =1.02。
查表10-3得齿间载荷分配系数K F α=1.4
由表10-4查得K H β=1.32
查图10-13得K F β=1.26
K F =K A K V K F a K F β=1³1.02³1.32³1.26=1.799
按实际载荷系数算得齿轮模数
m n =m nt K F 1. 799=2. 6=2. 901mm K F t 1. 3
取m n =3mm,d 1=65.078mm即
z 1=d 1/m n =65. 078⨯/3=24. 751
z 1取25
z 2=z 1∙i 1=25⨯2. 87=71. 283
z 2取71
4. 几何尺寸计算
(1)计算中心距
a =m n (z 1+z 2) /2=3(25+71) /2=144(mm )
取a=145mm
(2)分度圆直径
d 1=m n z 1=3⨯25=75mm
d 2=m n z 2=3⨯71=213mm
(3)齿宽
b =φd d 1=1⨯75=75mm
取b 2=75mm ,b 1=80mm
5. 强度校核
计算变位系数和
α´=arcos[a(cosα)/α]=0.368
z ∑=z 1+z 2=25+71=96
x ∑=x 1+x 2=0. 342
y=(a´-a)/m=0.333
Δy=x ∑-y =0. 009
(z ∑/2, x ∑/2) =(48, 0. 171)
x1=0.28 x2=0.08
(1)齿面接触疲劳强度校核
按前述做法K H =1.885 T1=553010N/mm φd=1 d1=75 u=2.84 Z H =2.3 Z E =189.8MPa½ Z ε=0.874
σH =2K H T 1
φd d 13∙u +1Z H Z E Z ε=985. 750
满足齿面接触疲劳强度条件
(2)齿根弯曲疲劳强度校核
按前述做法K F =1.828 T1=553010N/mm Y Fa1=2.54 Y Fa2=2.2 Y sa1=1.63 Y sa2=1.78 Y ε=0.688 φd=1 m=3mm z 1=25 σF 1=σF 2=2K F T 1Y Fa Y sa Y εφd m z 1332=341. 459MPa
满足齿根弯曲疲劳强度条件。
八 轴的设计计算
轴的选材:因为是一般用轴,所以选材料为45钢 ,调质。
1. 轴结构设计
最小轴径计算
由表15-3有[τT ]=45MPa ,则
高速轴Ⅰ最小轴径d 1=中间轴Ⅱ最小轴径d 2=低速轴Ⅲ最小轴径d 3=9550000P 955000⨯5. 376==24. 648mm 0. 2τT n 0. 2⨯45⨯380. 9529550000P 3955000⨯5. 163==39. 690mm 0. 2τT n 0. 2⨯45⨯87. 6199550000P 955000⨯4. 958==55. 45mm 0. 2τT n 0. 2⨯45⨯30. 852
(1)中间轴Ⅱ结构设计
拟定轴上零件的装配方案如下图
Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ
Ⅰ段是安装轴承处的最小直径, 查角接触球轴承表,选7008AC, 其尺寸为d ⨯D ⨯B =40⨯68⨯15,轴承到内壁10mm ,内壁到齿轮8mm ,故Ⅰ段直径40mm ,长度33mm 。
Ⅱ段是安装齿轮的长度36mm ,直径取44mm 。
Ⅲ段长度8mm ,直径50mm 。
Ⅳ段是齿轮轴,分度圆75mm ,齿宽80mm 。
该轴为对称轴,加上轴端倒角,故中间轴Ⅱ长238mm 。 键取GB/T 1096 键B 10³8³32
键校核 T=562.69N/m
σp =4000T /24000⨯562. 69/2==99. 91MPa
(2)高速轴Ⅰ设计
拟定轴上零件的装配方案如下图
Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ Ⅴ Ⅵ
Ⅵ段是安装轴承处的最小直径, 查角接触球轴承表,选7006AC, 其尺寸为d ⨯D ⨯B =30⨯55⨯13,轴承到内壁10mm ,内壁到齿轮5mm ,故Ⅵ段直径30mm ,长度28mm 。
Ⅴ段是齿轮轴,分度圆35mm ,齿宽42mm 。
Ⅳ段取长度90mm ,直径30mm 。
Ⅲ段Ⅱ段与Ⅴ段Ⅵ段相同。
Ⅰ段安装带轮,查表长度70mm ,直径28mm ,外伸45mm ,端盖18mm ,故Ⅰ段长度133mm ,直径28mm 。
加上轴端倒角,高速轴Ⅰ长367mm 。
键取GB/T 1096 键8³7³56
键校核
T=134.77N/m
σp =
4000T 4000⨯134. 77
==57. 30MPa
[]
(3)低速轴Ⅲ设计
拟定轴上零件的装配方案如下图
Ⅰ Ⅱ Ⅲ Ⅳ Ⅴ Ⅵ Ⅶ Ⅷ
Ⅰ段是安装轴承处的最小直径, 查角接触球轴承表,选7013AC, 其尺寸为d ⨯D ⨯B =65⨯100⨯18,故Ⅰ段直径65mm ,长度18mm 。 Ⅱ段64.5mm 。
Ⅲ段安装齿轮长度75,直径取70。 Ⅳ段取长度8mm ,直径76mm 。 Ⅴ段取长度56.5mm ,直径68mm 。 Ⅵ段安装轴承,直径65mm ,长度18mm 。
Ⅶ段外伸45mm ,端盖18mm ,取长度63mm ,直径63mm 。 Ⅷ段安装联轴器,查表有长度107mm ,直径60mm 。 加上轴端倒角,低速轴Ⅲ长414mm 。 齿轮键取GB/T 1096 键20³12³70 双键 键校核 T=1534.60N/m
σp =
4000T 4000⨯1534. 60
==97. 43MPa
[]
联轴器键取GB/T 1096 键18³11³100 键校核 T=1534.60N/m
σp =
4000T 4000⨯1534. 60
==113. 42MPa
[]
2. 轴和轴承校核
校核低速轴Ⅲ和轴Ⅲ上轴承 轴Ⅲ校核
P 3=4.96Kw n=30.85r/min T=1534604N/mm d=213mm
F t =
2T 2⨯1534604==14409N d 213
F r =F t tan α=14409⨯tan 20︒=5244N
F a =0
齿轮轴段中间处为危险截面
取α=0.6,由表15-1查得[σ-1]=60MPa
W =
πd 3
32
=
π⨯703
32
=29471. 61
σca =
M 2+(αT 3) 2
W
=42. 54MPa
故安全。 轴Ⅲ上轴承校核
轴承一年一换,一年工作300天,每天16小时
L h =300⨯16=4800h
P=Fr =5244N n=30.85r/min f t =1
查《课程设计手册》表6-6有7013AC 轴承基本额定静载荷C 0r =33.8kN
C =
P 60nL h 5244360⨯30. 85⨯4800
==10861N =10. 861kN ≤C 0r =33. 8kN 66
f t 11010
九 机座箱体结构尺寸及其附件 减速器机体结构尺寸如下:
附件设计
(1)视孔盖和窥视孔
在机盖顶部开有窥视孔,能看到传动零件齿合区的位置,并有足够的空间,以便于能伸入进行操作,窥视孔有盖板,机体上开窥视孔与凸缘一块,有便于机械加工出支承盖板的表面并用垫片加强密封,盖板用铸铁制成,用M6紧固 (2) 油螺塞:
放油孔位于油池最底处,并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧,以便放油,放油孔用螺塞堵住,因此油孔处的机体外壁应凸起一块,由机械加工成螺塞头部的支承面,并加封油圈加以密封。 (3) 油标:
油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。 油尺安置的部位不能太低,以防油进入油尺座孔而溢出. (4) 通气孔:
由于减速器运转时,机体内温度升高,气压增大,为便于排气,在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器,以便达到体内为压力平衡. (5) 盖螺钉:
启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。 钉杆端部要做成圆柱形,以免破坏螺纹. (6) 位销:
为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度,在机体联结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销,以提高定位精度.
(7) 吊钩:
在机盖上直接铸出吊钩和吊环,用以起吊或搬运较重的物体.
减速器的润滑及密封形式选择
由于齿轮圆周速度均小于2m/s;故采用油润滑。轴承端盖与轴之间密封采用毛毡圈。 参考资料
1、《机械设计基础》 第九版 濮良贵 陈国定 吴立言 主编 高等教育出版社
2、《机械设计课程设计手册》 第四版 吴宗择 高 志 主编 高等教育出版社
3、《画法几何及机械制图》 第四版 毛 昕 黄 英 肖平阳 主编 高等教育出版社
4、《机械原理》 第七版 孙 桓 陈作模 葛文杰 主编 高等教育出版社