单级圆柱直齿轮减速器
广安职业技术学院
二级圆柱齿轮减速器
系 别: 工程建设与信息系
专业年级: 12级机电一体化
姓 名: 陈映
学 指导教师: 唐鹏程
职 称:
2014年 12 月 15 日
目录
摘要 ................................................ 1
第1章 拟定传动方案 .............................................. 2
1.设计题目名称 ................................................ 2
2.运动简图 .................................................... 2
3.工作条件 ..................................................... 2
4.原始数据 ..................................................... 2
第2章 电动机的选择 .............................................. 3
1.选择电动机的类型: ........................................... 3
2.计算电机的容量Pd: .......................................... 3
3.计算总传动比: ............................................... 3
第3章 运动参数及动力参数计算 .................................... 4
1.将传动装置各轴由高速到低速依次定为1轴、2轴、3轴、4轴。 ..... 4
第4章 带传动设计 ................................................ 5
1.确定计算功率Pca .............................................. 5
2.选择V带带型 ................................................. 5
3.确定带轮的基准直径dd1并验算带速 .............................. 5
4.确定V带的中心距a和基准长度Ld .............................. 5
5.验算小带轮上的包角 ........................................... 5
6.计算带的根数z ................................................ 6
7.计算单根V带的初拉力最小值(F0)min ........................... 6
8.计算压轴力Fp ................................................ 6
第5章 齿轮设计 .................................................. 7
1.选选齿轮的材料和热处理方法,并确定材料的许用应力 ............. 7
2.确定材料的许用接触应力 ....................................... 7
3.按齿面接触疲劳强度初步确定小齿轮的分度 圆直径 ................ 7
4.几何尺寸计算 ................................................. 7
5.校核齿根弯曲疲劳强度 ......................................... 8
6.齿轮其他尺寸计算 ............................................. 8
7.选择齿轮精度等级 ............................................. 9
第6章 轴的设计计算 ............................................. 10
1.主动轴的设计 ................................................ 10
2、从动轴的设计 ............................................... 12
第7章 滚动轴承的选择及校核计算 ................................. 15
1.低速轴轴承的校核 ............................................ 15
2.高速轴轴承的校核 ............................................ 16
第8章 键联接的选择及计算 ....................................... 17
1.联轴器的选择及校核 .......................................... 17
2.键的选择及校核 .............................................. 17
3.从动轴与联轴器相配合的键的选择及校核 ........................ 18
4. 从动轴上键的选择及校核 ..................................... 19
第9章 箱体的结构设计及箱体附件设计 ............................. 20
1.保证传动零件的正确啮合。 .................................... 20
2.箱体附件的设计 .............................................. 20
第10章 减速器的润滑与密封 ...................................... 22
1、润滑 ....................................................... 22
2、密封 ....................................................... 22
结 论 .......................................................... 23
致谢 ............................................................ 24
参考文献 ........................................................ 25
摘要
通过对减速器的简单了解,开始学习设计齿轮减速器,尝试设计增
强感性认知和对社会的适应能力,及进一步巩固已学过的理论知识,提
高综合运用所学知识发现问题、解决问题,以求把理论和实践结合一起。
学习如何进行机械设计,了解机械传动装置的原理及参数搭配。学
习运用多种工具,比如CAD等,直观的呈现在平面图上。通过对圆柱齿
轮减速器的设计,对齿轮减速器有个简单的了解与认知。齿轮减速器是
机械传动装置中不可缺少的一部分。机械传动装置在不断的使用过程中,会不同程度的磨损,因此要经常对机械予以维护和保养,延长其使用寿
命,高效化的运行,提高生产的效率。
关键词:机械传动装置、齿轮减速器、设计原理与参数配置
第1章 拟定传动方案
1.设计题目名称
单级直齿圆柱齿轮减速器。
2.运动简图
3.工作条件
运输机单班制工作,灰尘极少,有轻微冲击,单件生产,工
作年限15年。
4.原始数据
1.滚筒圆周力 F=1500N
2.滚筒带速 V=1.6m/s
3.滚筒直径 D=300mm
第2章 电动机的选择
1.选择电动机的类型:
按工作要求和工况条件,选用三相鼠笼式异步电动机,封闭式结构,电压为380V,Y型。
2.计算电机的容量Pd:
工作机所需的有效功率为:Pw=FV/1000W=1500×
1.6/1000=2.4kW
设:联轴器的效率为0.99 闭式齿轮的效率为0.97
一对滚动轴承的效率为0.99 输送机滚筒0.96
则传动系数的总效率为η=0.95×0.99×0.99×0.99×0.99×0.97×0.99×0.96=0.8413
所以:电动机所需功率为2.25/0.8413=2.853kW
根据动力源和工作条件,常用转速为900r/min 1200r/min,以便比较。由Pe>Pd ,Pe=4kW查表可确定Y132S-6两种型号的电动机。
3.计算总传动比:
传动装置总传动比和分配各级传动比 nd970=33.8 1.传动装置总传动比 I∑==nw28.7 2.分配到各级传动比
因为Ia=i带⨯i齿已知带传动比的合理范围为2~4。故取V带的传动比i12=3则齿轮的传动比i23=3.14。
第3章 运动参数及动力参数计算
1.将传动装置各轴由高速到低速依次定为1轴、2轴、3轴、4轴。
1轴电动机轴:
转速:n0=960r/min
输入功率:P0=Pd=2.853KW
Pd6输出转矩:T0=9.55⨯10⨯ n0 =28.38 N ·m
2轴(高速轴)
转速:n1=0=960/3.0=320r·m
带1=2.853×0.95×0.99=2.6832 输入功率:Pi
输入转矩
P1=80.07N·m n1 3轴(低速轴)
n1转速:n2==101.9r/min i23输入功率:P2=P1·η12=2.5509KW T1=9.55⨯106⨯
输入转矩:
P2=239.05N·m n2 4轴(卷筒轴) T2=9.55⨯106⨯
输入功率:P3=P2⨯η23=P2⨯η2=2.5509⨯0.99=2.5254KW
输入转矩: 6p T3=9.55⨯103=236.66N⋅mm n3
第4章 带传动设计
1.确定计算功率Pca
据查表得工作情况系数KA=1.2。故有:
Pca=KA⨯P=1.2⨯3.0=3.6KW
2.选择V带带型
据Pca和n选用A带。
3.确定带轮的基准直径dd1并验算带速
(1)初选小带轮的基准直径dd1有[2]表8-6和8-8,取小带轮直径dd1=125mm。
(2)验算带速v,有: π⨯dd1⨯n03.14⨯125⨯960= v= 6060⨯1000 =6.28
因为6.35m/s在5m/s~30m/s之间,故带速合适。
(3)计算大带轮基准直径dd2
dd2=i带⨯dd1=3⨯125=375mm
4.确定V带的中心距a和基准长度Ld
(1)据公式得350≤a0≤1000初定中心距a0=700mm
(2)计算带所需的基准长度
(dd1-dd2)2
Ld0≈2a0+(dd1+dd2)+=2011.04mm 24a0由[2]表8-2选带的基准长度Ld=2000mm π
(3)计算实际中心距 L-Ld02000-2011.04≈605mm=700+ a≈a0+d 22中心局变动范围:amin=a-0.015d=575mm
a=a+0.03d=623mm max
5.验算小带轮上的包角
57.3︒
α=180-(dd2-dd1)⨯=156.3︒≥120︒ a︒
6.计算带的根数z
(1)计算单根V带的额定功率Pr
由dd1=125mm和n0=970r/min查表10-4得
P0=1.38KW
据n0=960,i=3和A型带,查10-5得
∆P0=0.109KW
查表10-6得Kα=0.939,KL=1.03,于是:
Pr=(P0+∆P0)⨯KL⨯Kα
=(1.39+0.11)⨯0.96⨯1.03 =1.48KW
(2)计算V带根数z p Z=ca=2.5 Pr 故取3根。
7.计算单根V带的初拉力最小值(F0)min
由[2]表8-3得A型带的单位长质量q=0.1
(2.5-Kα)Pca+qv2 (F0)min=500⨯Kα⨯z⨯v
=162.8N
应使实际拉力F0大于(F0)min
8.计算压轴力Fp
压轴力的最小值为: kg。所以 α
(Fp)min=2⨯z⨯(F0)min⨯sin2=2⨯3⨯162.8⨯0.99
=955.98N
第5章 齿轮设计
1.选选齿轮的材料和热处理方法,并确定材料的许用应力
根据工作条件,一般用途的减速器可采用闭视软齿面传动。查表12-1 小齿轮 45钢 调质处理 齿面硬度取HBS1=230
大齿轮 45钢 正火处理 齿面硬度取HBS2=190
两齿轮齿面硬度差为40HBS,符合软齿面传动的设计要求
2.确定材料的许用接触应力
查表12—6得,两试验齿轮材料接触疲劳极限应力分别为
σ
Hlim1=480+0.93(HBS1-135)=480+0.93⨯(230-135)=586.4MPaσ
Hlim2=480+0.93(HBS2-135)=480+0.93⨯(190-135)=531.2MPa由表12-6按一般重要性考虑,取接触疲劳强度的最小安全系数SHlim=1两齿轮材料的需用接触应力分别为: 586.4=586.4MPa [H1]=Hlim1=1lim531.2=531.2MPa [H2]=Hlim2=1SHlim3.按齿面接触疲劳强度初步确定小齿轮的分度 圆直径 σσ
小齿轮上的转矩为
T1=80.07Nm
原动机为电动机,载荷有中等冲击,由表12-3查得载荷系数为K=1.3
查表12-4,ZE=189.8MPa带入故
直齿轮减速器属闭式软齿面传动,且布置对称,故取Φd=1.0 [σH]a2d1≥KT1
4. 5u±1⎡3.54⨯ZE⎤1.3⨯0.8007⨯103.14+1⎡3.54⨯189.8⎤⨯⨯⎢=⨯⨯⎢=5⎥⎥ϕdu13.14⎣531.2⎦⎣σH⎦2
齿数:由于采取闭式软齿面传动,小齿轮的推荐值是20~40
取Z1=30,则Z2=Z1⨯u=30⨯3.14=95
d58.74m=1==1.96,m转为标准模数,取表5-2取整m=2mm
Z1a=m30(z1+z2)=2⨯(30+95)÷2=125mm中心距 齿宽b2=ϕd*d1=1⨯58.74=58.74,取整b2=59mm
b1=b2+(5~10)取b1=65mm 5.校核齿根弯曲疲劳强度
由校核公式:
2KTZ1σ=30时Y1=2Y.52,YS1=1.625 =YFFS 由表12-5 bd1m2.20-2.18
Z2=时YF1=2.20-⨯(95-90)=2.19
100-90
查表12-6,两试验的齿轮弯曲疲劳强度极限应力分别为 1.79-1.78)=σ=190-(135190+.7850.2⨯(230-135)=209MPa)=1YSF2lim=.78+⨯95-9011 100-90
σFlim2=190+0.2(HBS2-135)=190+0.2⨯(190-135)=201MPa查表12-7 弯曲强度最小安全系数SFlim2=1.0 两齿轮材料的许用弯曲应力分别为 [σF1]=σHlim1=209=209
SF1σ201Flimlim2
[σF2]===201
SFlim1
疲劳应力分别为
2KT12⨯1.2⨯2.52⨯105
σF1=YF1YS1=⨯2.52⨯1.625=113.53MPσF1]a≤[bd1m59⨯58.74⨯2
σF2
2KT12⨯1.2⨯0.8007⨯105
=YF2YS2=⨯2.19⨯1.82=108.38MPσF2]a≤[bd159⨯58.74⨯3
所以两齿轮的齿根弯曲疲劳强度均足够
6.齿轮其他尺寸计算
分度圆直径:
d=mZ=2⨯95=190mmda1=2d1+2h2a=60+4=64
齿顶圆直径:df1=d1-2hf=60-5=55mm
da2=d2+2ha=190+4=194mm
齿根圆直径:df2=d2-2hf=190-5=185mm *
ha=h⨯m=1⨯2.5=2.5
a
**
hf=(ha+c)⨯m=(1+0.25)⨯3=3.75
d1=mZ1=2⨯30=60mm
7.选择齿轮精度等级
(5)设计小结:
第6章 轴的设计计算
1.主动轴的设计
1.确定轴的零件的布局方案和固定方法
参考一般的减速器结构,将齿轮布置在轴的中部,对称于两端
(
2.确定轴的各段直径
外伸端直径d1=35.5mm ,按工艺和强度 要求把轴制成阶梯型 d2=d1+2h=d1+2⨯0.07⨯d1=28.5mm,由于该处安装垫圈,故 取标准直 径d2=30mm。
考虑到轴承的内孔标准,去d3=d7=35mm(两轴承类型相同)初选深沟球轴承型号为7207c
直径为d4的轴段为轴头,取d4=40mm[参见表16-3] 轴环直径d5=d4+2h=47.5⨯(1+2⨯0.07)=45mm 根据轴承安装直径,查手册得d6=47mm 3.确定轴的各段长度确定轴的各段长度
l4=46mm(轮毂宽度为B2=48mm,L4比B2短1~3mm L1=28mm
L7=16mm(轴承宽度为B3=15mm,挡油环厚1mm) L5=4mm(轴环宽度为b≥1.4h)
根据减速器结构设计的要求,初步确定△2=10-15mm,l2=5~10mm
L6 =△2+L2-L5=7mm
L3=B3+△2+L2+(1-3)mm=37mm
L2=55mm(根据减速器箱体结构等尺寸初步确定为55-65mm) 两轴承之间的跨距L=B3+2△2+2L2+B2=103mm(近似认为支点在两轴承宽度的中点) 4.主动轴的受力分析
①求分度圆直径:已知d=mZ=2⨯30=60
P
②求转矩:已知T=9550=80.07N⋅mm
n
③求圆周力:Ft
2TFt==2669N
d
④求径向力Fr
F
t
=
Ft⨯tanα=5934⨯tan20=2160N
5.按扭矩和弯曲组合变形强度条件进行校核计算 ①绘制轴受力简图(如图a)
②将齿轮所受力分解成水平面H和铅垂面V内的力(见下图) ③求水平面H和铅垂面V的支座反力
● 水平面H内的支座反力:RH1=
1
⨯Fr=1334.5N 2
=RH1=1334.5N
RH2
④绘制水平面弯矩图
●水平面H的弯矩图(见图16-17) ⑤绘制扭矩图 T=80.70N⋅m ⑥绘制当量弯矩图
α=0.6,b截面当量弯矩为 2’‘2
Meb=MHb+αT=99.5N⋅m
‘’
Meb=Meb=99.5N⋅m6.校核轴的强度。 根据总合成弯矩图、扭矩图和轴的结构草图的判断,a,b截面为危险截面。下面分别进行校核
①校核a截面。
考虑键槽后。由于da=30.7⨯1.05=32.31≤d1,故截面a安全 ②校核b截面
考虑键槽后。由于db≤d4,故截面b安全
因为危险面均安全,所以该轴的强度是足够的,无需修改原结构设计方案。
2、从动轴的设计
1.确定轴的零件的布局方案和固定方法
在箱体中央,相对两轴承对称分布,齿轮左面用轴肩定位,右面用套筒轴向定位,周向定位采用键和过渡配合,两轴承分别以轴承肩和套筒定位,周向定位则用过渡配合或过盈配合,轴呈阶状,左轴承从左面装入,齿轮套筒,右轴承和皮带轮依次从右面装入。
联轴器的选择 齿轮轴的结构设计
②直齿轮在工作中不会产生轴向力且载荷平稳,可采用深沟球轴承,轴承采用脂润滑,齿轮采用油浴润滑4
③确定轴的各段直径1)选取轴的材料和热处理方法,并确定轴的许用应力
根据上述计算,普通用途,中小功率,选用45号钢正火处理,查表16-1,
σb=600MPa, [σb]-1=55MPa
2.确定轴的各段直径
16-2取16-1
P2.5509
d≥A=110⨯=32.16mm,考虑有键槽,将直径增大5%,
n101.9d=32.16×(1+5%)mm=33.77mm由图16-15可知,该轴外端安装联轴器,
补偿轴的偏差,选用弹性柱销联轴器。
则
Tc=KT=1.3⨯239.05=310.77N⋅m
查手册选用弹性柱销联轴器,其型号为HL3,∴选d1=35mm
外伸端直径d1=35mm,按工艺和强度要求把轴制成阶梯型,取穿过轴承盖轴段的直径为d2=d1+2h=d1+2⨯0.07⨯d1=39.9mm,由于该处安装垫圈,故取标准直径d2=40mm。
考虑到轴承的内孔标准,取d3=d7=45mm(两轴承类型相同)初选深沟球轴承型号为7209c
直径为d4的轴段为轴头,取d4=50mm[参见表16-3] 轴环直径d5=d4+2h=50⨯(1+2⨯0.07)=57mm 根据轴承安装直径,查手册得d6=52mm
3.确定轴的各段长度
l4=38mm(轮毂宽度为B2=40mm,L4比B2短1~3mm
L1=42mm(HL3弹性柱销联轴器J型轴孔长度为B1=45,L1比B1短1~3mm)
L7=18mm(轴承宽度为B3=17mm,挡油环厚1mm) L5=6mm(轴环宽度为b≥1.4h)
根据减速器结构设计的要求,初步确定△2=10-15mm,l2=5~10mm
L6 =△2+L2-L5=13mm
L3=B3+L2+△2+(1-3)mm=37mm
L2=55mm(根据减速器箱体结构等尺寸初步确定为55-65mm) 两轴承之间的跨距L=B3+2△2+2L2+B2=100mm(近似认为支点在两轴承宽度的中点) 4.按主动齿轮的受力计算
①求分度圆直径:已知d=mZ=190mm
P
②求转矩:已知T=9550=239.05N⋅m
n
③求圆周力:Ft
2TFt==2516.3N
d
④求径向力Fr
Fr=Ft⨯tanα=2516.3⨯tan20=915.86N
5.按扭矩和弯曲组合变形强度条件进行校核计算
①绘制轴受力简图(如图a)
②将齿轮所受力分解成水平面H和铅垂面V内的力(见下图) ③求水平面H和铅垂面V的支座反力
● 水平面H内的支座反力:RH1=
1
⨯Ft=1258.15N RH2
=R12582
H1=.15N
④绘制水平面弯矩图
M●水平面'
H的弯矩图(见图16-17) Hb=65RH1=94.36N⋅m
M''‘
⑤绘制扭矩图Hb=MHb=94. 36N⋅m T=239.05r⋅min ⑥绘制当量弯矩图
单项转动,故切应力为脉动循环,取α=0.6 M’eb=M‘2
(αT)2=103.7N⋅m,b截面当量弯矩为b+6.校核轴的强度。M‘’
eb=103.7N
⋅m(6)根据总合成弯矩图、扭矩图和轴的结构草图的判断,
①校核a截面。
考虑键槽后。由于da=29.82⨯1.05=31.31≤d1,故截面②校核Mebmax=b103截面
.7 N⋅m考虑键槽后。由于
d≥3Mebmax a0.1[σ=29.76mm
b]-1db=29.76⨯1.05=31.45≤d4,故截面因为危险面均安全,所以该轴的强度是足够的,无需修改原结构设计
a,b截a安全
b安全
面为危险截面。下面分别进行校核
第7章 滚动轴承的选择及校核计算
轴承的预期寿命为
L
1.低速轴轴承的校核 1.轴承载荷的计算
FR1=FR2=
'
10h
=320⨯8⨯3=7680h
在轴的设计计算中已选用如下表所示的深沟球轴承 表7-1
R
2HI
+RVI=.7952+2799.112=2979N
2
2.计算当量动载荷Pr
轴承不受轴向力,查表14-5得 X=1,Y=0 Pr=X⋅FR=1⨯2979=2979N 3.验算轴承的寿命
球轴承的寿命指数ε=3
f
查表14-8得载荷系数f
查表14-7得温度系数 代入公式(14-6b)得
t
=1
p
=1.2
查手册8-32得轴承的基本额定负荷cr=50.8KN
ε 3⎛f⎫
16667 tcr⎪16667⎛1⨯50800⎫'==⨯=667167h>=7680h ⎪L10hL10h ⎪71.691.2⨯2979⎝⎭⎪n3 ⎝pr⎭
所以满足要求,选深沟球轴承6208
2.高速轴轴承的校核
1.轴承载荷的计算
FR1=FR2=
2.计算当量动载荷Pr
R
2HI
+RVI=2+29672=3157N
2
轴承不受轴向力,查表14-5得 X=1,Y=0 Pr=X⋅FR=1⨯3157=3157N 3.验算轴承的寿命 球轴承的寿命指数ε=3
f
查表14-8得载荷系数f
查表14-7得温度系数 代入公式(14-6b)得
t
=1
查手册8-32得轴承的基本额定负荷cr=24.5KN
ε 3⎛f⎫
16667 tcr⎪16667⎛1⨯24500⎫'==⨯=13943h>=7680h ⎪L10hL10h ⎪323.331.2⨯3157⎝⎭2 pr⎪⎝⎭ 所以满足要求,选深沟球轴承6213
p
=1.2
第8章 键联接的选择及计算
1.联轴器的选择及校核
在轴的设计中,根据载荷的大小,轴转速的高低,被连接件的安装精度等,参考各类联轴器的特性,已初步选择联轴器型号。 1.选择联轴器的类型
为了隔离振动与冲击,选用弹性柱销联轴器。
与Ⅱ轴连接的联轴器选用L×3联轴器GB/T 5014-2003; 与Ⅲ轴连接的联轴器选用L×5 联轴器GB/T 5014-2003 2.联轴器的校核
①.理论转矩
Ⅲ轴 T3=9550⨯3=239.05N⋅m 由表17-1查得 K=1.5
3
由公式(17-1)的计算转矩
Ⅲ轴 Tc=KT2=1.5⨯239.05=N⋅m
Ⅲ轴的最小轴径d1=35mm
dmin≤d1≤dmax
符合L×5的内孔直径。 ③.转速
Ⅲ轴的转速 n3=101.9r/min≤均符合要求。 2.键的选择及校核
本设计中各处的键均采用有轻度冲击的普通平键的连接方式,查表13-11可得键连接的许用应力
p
[T]=358.58N⋅m
n
[n]=3450r/min
max
[σ]=100~120MPa
1.主动轴与联轴器相配合的键的选择及校核
(1)键的类型及尺寸的选择
选用普通平键C型
根据轴的直径d1=35.5mm,长度L1=58mm,由表13-10查得
b=10mm,h=8mm,标记为:键C10×58 GB/T 1096-2003
(2)强度计算。
b10键的工作长度 l=L-=58-=53mm 则 2244⨯267010 σp=2==70.97MPa
2.主动轴上键的选择及校核 [σ] p
(1)键的类型与尺寸选择。
齿轮传动要求齿轮与轴对中性好,以避免啮合不良,该联接属静联接,故选用普通平键A型。
根据轴的直径d4=45mm,L4=90mm,查表13-10得
键14×90GB/T 1096-2003
(2)强度计算
键的工作长度l=L-b=90-14=76mm 424⨯267010==σpdhl47.5⨯9⨯76=32.87MPa
故此平键联接满足强度要求。
3.从动轴与联轴器相配合的键的选择及校核
(1)键的类型及尺寸的选择
选用普通平键C型
根据轴的直径d1=50mm,长度L1=103mm,由表13-10查得
b=18mm,h=11mm,标记为:键C18×105 GB/T 1096-2003
(2)强度计算。
b18键的工作长度 l=L-=105-=96mm 则 234⨯113364024==71.57MPa
4. 从动轴上键的选择及校核
(1)键的类型及尺寸的选择
齿轮传动要求齿轮与轴对中性好,以避免啮合不良,该联接属静联接,故选用普通平键A型。
根据轴的直径d4=80mm,长度L4=80mm,由表13-10查得
b=22mm,h=14mm,标记为:键22×80 GB/T 1096-2003
(2)强度计算。
键的工作长度 l=L-b=80-22=58mm 则 44⨯1133640 σp=3==69.81MPa
第9章 箱体的结构设计及箱体附件设计
1.保证传动零件的正确啮合。
设计铸造箱体结构是应考虑箱体的刚度、结构工艺性等几个方面的要求。箱体尺寸主要
按照经验确定,减速器的主要尺寸如下:
箱座高度:H≥da2 /2+(30-50)mm+δ+(3-5)mm=210.5mm,取H=220mm
箱体壁厚:δ=10mm 箱盖壁厚:δ1=8mm
箱座的凸缘厚度:b=15mm 箱盖的凸缘厚度:b1=15mm
箱座底的凸缘厚度:b2=25mm
地脚螺栓直径:df=18mm 地脚螺栓个数n=6
轴承旁联接螺栓直径:d1=14mm
箱盖、箱座联接螺栓直径:d2=10mm
轴承端盖螺钉直径:d3=8mm
检查孔盖螺钉直径:d4=8mm
箱盖的肋板厚度为:m1=10mm
箱盖的肋板厚度为:m2=9mm
大齿轮顶圆与箱体内壁间的距离:Δ1=12mm
齿轮端面与箱体内壁间的距离:Δ2=12mm
2.箱体附件的设计
为了检查传动件啮合情况、注油、排气、指示油面、通气、加工及装配时的定位、拆卸和吊运,需要在减速器上安装以下附件。
1窥视孔和窥视孔盖 ○
窥视孔是为了观察运动件的啮合情况、润滑状态,润滑油也可以由此注入。为了便于观察和注油,一般将窥视孔开在啮合区的箱盖顶部。窥视孔平时用盖板盖住,称为窥视孔盖。窥视孔盖底部垫有耐油橡胶板,防止漏油。
2通气器 ○
由于传动件工作时产生热量,使箱体内温度升高、压力增大,所以必须采用
通气器沟通箱体内外的气流,以平衡内外压力,保证减速器箱体的密封性。通气器设置在箱盖上。
3起吊装置 ○
起吊装置用于减速器的拆卸和搬运。箱盖用掉耳环,箱座用吊钩。主要的尺寸如图4-1。
第10章 减速器的润滑与密封
1、润滑
1.齿轮的润滑
目前齿轮传动中最常见的润滑剂有润滑油和润滑脂两种。润滑脂主要用于不易加油或者低速,开式齿轮传动的场合,一般情况均采用润滑油进行润滑。本设计中为闭式齿轮传动,选用的润滑剂为润滑油。
查教材表12—8,12—9可得选用的润滑油为工业齿轮用油(SY 1172—89)。
润滑方式采用周期性手工加油进行润滑。
2.滚动轴承的润滑
滚动轴承常用的润滑方式有油润滑和脂润滑。查表14—11得本设计中深沟球轴承采用脂润滑较好。其优点是油膜强度高,承载能力强,不易流失,结构简单,易于密封,一次填充可使用较长时间,
2、密封
在机械设备中,为了防止液体,气体工作介质或润滑剂泄露,防止灰尘,水分进入润滑部位,必须设密封装置。蜜封不仅能大量节约润滑剂,保证机器正常工作,提高机器寿命,而且对改善工厂环境卫生,保障工人健康也有很大作用,是降低成本,提高生产水平中不可忽略的问题。
减速器的密封要求是在箱体剖分面,个接触面及密封处均不允许出现漏油和渗油现象,故密封选用毡圈密封
结 论
这次机械设计让我明白了许多东西,也有效的把书本上的东西与实际结合起来,让我对机械有一个初步的了解。一个简单的齿轮减速器,都这么麻烦,更别提更复杂的机械。我们是冶金专业的,和机械息息相关。这对我们将来的就业益处良多。
致谢
短暂的毕业设计是紧张而有效的,在掌握了三年所业学的专知识后,自己能够综合的运用并能完成自己和同学拟订的毕业设计,这也是对自己所学专业知识的考察和温习,虽然这是第一次全面的从完成由构思到设计完成,我从中也学到了很多。
综合运用了课本知识,再加上实际生产所用到的一些设计工艺,认真的对自己设计的数据进行计算和核对,严格按照设计的步骤和自己已经标出的设计过程来进行计算。这些都是自己在设计中所能获得的好处。虽然在计算的过程中也遇到了很多在课本中没有遇到过的问题,这些都是在实际生产中所要考虑到的细节问题,但在毕业设计指导老师唐鹏程老师指导下,他给出我们在设计中必须及在实际中所要考虑到的细节的讲解,使我体会到了理论联系实践的重要性。
毕业设计能够顺利的完成与唐老师的指导是分不开的。遇到的问题和自己不能设计的步骤,都是在唐老师的讲解下得到满意的答案。从而加快了自己设计的进度和设计的正确性、严谨性。对学校要求的设计格式,唐老师也反复的检查每一个格式和布局的美观,这样我们才能设计出符合标准的设计。
时间就这样在自己认真设计的过程中慢慢的过去了,几周的时间过的是有效和充实的。到最后看到自己设计的题目完成后心情是非常喜悦的。因为这凝结了自己辛苦的劳动和指导老师的指导。
最后在对唐老师感激的同时,也要对在百忙中认真评阅我们设计的学院领导表示感谢,你们丰富的专业知识能给我们提出很多可行的方案。所以我由衷的表示谢意!
参考文献
《机械设计课程设计手册》——清华大学 吴宗泽,北京科技大学 罗圣国主编。 《机械设计课程设计》(北京交通大学)——银金光 刘扬编。
《机械课程设计》(重庆大学出版社)——周元康 等主编。
《机械设计基础》(清华大学,北京交通大学)课本——刘扬 王洪 主编