版权说明:本文档由用户提供并上传,收益归属内容提供方,若内容存在侵权,请进行举报或认领
文档简介
1、河南机电高等专科学校机械设计用纸设计项目 设计计算与说明 主要结果 学校机械设计课程设计说明书专业:机械制造及自动化课程:机械设计基础题目:双级圆柱齿轮展开式减速器姓名:赵大露学号:090114408班级:机制094导师:徐起贺现在机械设计教研室编制目 录课程设计书 一 传动方案的拟定及说明 二 电动机的选择 三 计算传动装置的总传动比并分配传动比四 计算传动装置的运动和动力参数五 链的设计六 高速级传动齿轮设计 七 低速级传动齿轮设计 八 高速轴的结构设计 九 中间轴的设计 十 低速轴的设计 十一 低速轴的校核计算 十二 轴承寿命的校核十三 键联接的选择与强度校核 十四 减速器附件的选择十五
2、 润滑方法和密封形式 十六 减速器箱体设计 十七 设计小结 十八 参考文献 一.选择电动机 1.选择电动机 (1)电动机类型 (2)选择电动机容量(3)确定电动机转速按已知工作要求和条件选用Y型系列笼型三相异步电动机全封闭自扇冷式结构,电压为380V工作机输出功率:Pwo=FV/1000=2.86KW从电动机到工作机输送带间总效率:=14223451联轴器传动效率 2轴承的传动效率3齿轮传动效率 4鼓轮传动效率5链的传动效率查机械设计课程设计表2-3 取1=0.99 2=0.983=0.97 4=0.96 5=0.96则 =0.99×0.984×0.972×0.9
3、6×0.96=0.792 故电动机输出功率Pd=3.61KW按表2-2推荐的传动比合理范围,二级圆柱齿轮减速器i=840,链传动比i=25,而鼓轮转速nw=r/min=64r/min所以电动机转速可选范围为(25)×(840)×64r/min=(102412800)r/min综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量及价格,为使装置紧凑,决定用同步转速为1500r/min的电动机,其型号为Y112M-4,额定功率为4KW,满载转速为1440r/min经查表电动机外伸轴径为32mm,外伸长度为80mmPwo=2.86KW1=0.992=0.983=0.974=0.965=
4、0.96=3.61KWPd=3.61KWnw=64r/minY112M-4型电动机 nm=1440r/min二计算传动装置总传动比并分配(1) 计算总传动比i(2)分配传动比i= nm/ nw=1440/65=22.5取链传动比i=2 则i=i1i2=11.25 取i1=1.4i2 则i1=3.97 i=22.5i=2i1=3.97i2=2.83三. 计算传动装置的运动和动力参数(1) 计算各轴转速(2)各轴的输入功率(3)各轴的输入转矩高速轴n1=1440r/min中间轴n2=1440/ i1=1440/3.97r/min=362.7r/min低速轴n3= n2/ i2=362.7/2.83
5、=128r/min鼓轮轴n轮= n3=64r/minP1=Pd1=3.61×0.99=3.57KW P2= Pd23=3.57KW×0.98×0.97=3.4KWP3 =P223=3.4KW×0.98×0.97=3.23KWP轮 =P325=3.23 KW ×0.98×0.96=3.04KWT0=9550T1=T2=9550T3=9550T轮=9550n1=1440r/minn2=362.7r/minn3=128r/minn轮=64r/minP1= 3.57KW P2=3.4KWP3 =3.23KWP轮=3.04KWT0=T
6、1=T2=89.52T3=240.9将计算结果汇总于表【1】中,以备查用:轴名功率P/KW转矩T()转速n(r/min)传动比效率电动轴3.6123.94144010.99高速轴13.5723.6814403.970.95中间轴23.4089.52362.72.830.95低速轴33.23240.9912820.94鼓轮轴3.04453.6364链的设计1.链轮齿数根据以上所定的i=2,查表9-6,取z1=27,z2=iz1=2×27=54,z1=27z2=542.链轮转速n1=128r/minn1=64r/minn1=128r/minn1=64r/min3.设计功率由表9-7查得K
7、A=1.0;由表9-8查得KZ=0.684,由式(9-4)得Pd=KAKZP=1.0×0.684×3.04=2.08KWPd=2.08KW4选用链条由Pd=2.08KW和n1=128r/min,由图9-10选得链号为12A,且坐标点落在功率曲线顶点左侧,工作能力强选12A滚子链5.验算链速查表9-1得12A链条节距p=19.05mm,由式(9-1)得v=中速传动p=19.05mmv=1.1m/s6.初算中心距a0初定中心距a0=(3050)p,取a0=40p7.确定链节数LP由(9-5)式,初算Lpo=.96节对Lpo圆整成偶数,取Lp=120节Lp=120节8.理论中心距
8、a由表9-9查Ka:,用线性插值法求得Ka=0.248528,由式(9-7)可得a=2Lp-(z1+z2) Kap=2×120-(27+54)×0.248528×19.05=752.78>500,满足设计要求a=752.789.实际中心距aa=a-,常取为(0.2%0.4%)a,取=0.3%a,则a=(752.78-0.3%×752.78)mm=750.52mma=750.52mm10.作用在轴上的力FQ由式(9-9)得FQ1000×(1.21.3)P/v=1000×(1.21.3)×2.08/1.1=(2269245
9、8)NFQ=(22692458)N11.润滑方式查表9-13,p=19.05mm,链速v=1.1m/s,选用人工定期润滑人工定期润滑链条标记12A-1×120GB/T 1243-2006六.高速级齿轮设计1.选择齿轮材料及精度等级 (1)选齿轮材料 (2)选精度等级由于此对齿轮传动功率不大,故大、小齿轮均用软齿面。小齿轮:45钢调质,硬度为217255HBW,平均取230HBW; 大齿轮:45钢正火,硬度为169217HBW,平均取190HBW因为是普通减速器,故由表10-4查得选择8级精度,Ra3.26.3µm小齿轮:45钢调质 大齿轮:45钢正火初选8级精度2.按齿面接
10、触疲劳强度设计(1)转矩T1(2)初选载荷系数(3)齿数Z1、Z2(4)齿宽系数 d(5)齿数比µ(6)许用接触应力H因为是软齿面齿轮传动,故按齿面接触疲劳强度设计。由式(10-16)得,小齿轮分度圆直径:T1=2.3684N·m查表10-5取K=1.2取小齿轮齿数Z1=24,则大齿轮Z2=i1 Z1=3.9724=95轴承相对于齿轮非对称布置,且为软齿面,由表10-8,取d=0.6减速传动,µ=i=95/24=3.96由图10-1查得Hlim1=570MPaHlim1=390MPa由表10-3得SH=1.0应力接触循环次数:×15=由图10-3差得接触
11、疲劳寿命系数:T1=2.3684N·mK=1.2Z1=24Z1=95d=0.6µ=3.96Hlim1=570MPaHlim1=390MPaSH=1.0N1=(7)弹性系数ZE设计d1许用接触应力: H1 H2=由表10-6查得 =55.85mmH1=501.6MPaH2=351MPa3计算齿轮几何尺寸(1)初选螺旋角(2)确定模数mn (3)确定中心距 (4)确定螺旋角(5)计算分度圆d1、d2(6)计算齿宽b1、b2(7)计算齿顶圆直径da、齿根圆直径df(8)计算齿轮圆周速度初选=15ºmn=2.25mm查表取mn=2.5mma= 圆整为a=155mmb=d
12、d1=0.6×62.5=37.5mm 圆整后取b2=40mm b1= b2+5mm=45mm小齿轮:da1=d1+2han× mn=62.5+2×2.5=67.5mm df1=d1-2hf=62.5-2×1.25×2.5=56.25mm大齿轮:da2=d2+2han× mn=247.5+5=252.5mm df2= d2-2hf=247.5-2×1.25×2.5=241.25mm由表10-4可知,选用8级精度较为合适mn=2.5mma=155mmd1=62.5mmd2=247.5mmb1=45mmb2=40mmda
13、1=67.5mmdf1=56.25mmda2=252.5mmdf2=241.25mmv=4.71m/s4.校核弯曲疲劳强度(1)计算当量齿数(2)齿形系数和应力修正系数(3)许用弯曲应力F(4)校核弯曲疲劳强度由表10-7插值得,Y=2.532,Y=2.168 Y=1.621,Y=1.802由图10-2查得,Flim1=220MPa, Flim2160MPa查表10-3得,SF=1.3由图10-4查得弯曲疲劳寿命系数Y=0.87,Y=0.89许用弯曲应力为:经校核满足齿根弯曲疲劳强度要求ZV1=29.91ZV2=115.56Y=2.532Y=1.621Y=2.168Y=1.802Flim1=2
14、20MPaFlim2160MPaSF=1.3Y=0.87Y=0.89294.46MPa241.33MPa5.齿轮的结构设计当齿顶圆直径da=150500mm时,为减轻质量而采用腹板式结构,腹板上加孔为便于吊运高速级的大齿轮分度圆直径在此范围内,故高速级齿轮的大齿轮结构用腹板式结构。七.低速级齿轮设计1.选择齿轮材料、精度等级及齿数和螺旋角由于此对齿轮传动功率不大,故大、小齿轮均用软齿面。小齿轮:45钢调质,硬度为217255HBW,平均取230HBW; 大齿轮:45钢正火,硬度为169217HBW,平均取190HBW因为是普通减速器,故由表10-4查得选择8级精度,Ra3.26.3µ
15、m选小齿轮齿数Z1=24,则大齿轮Z2=i1 Z1=2.8324=68初选螺旋角=15。小齿轮:45钢调质大齿轮:45钢正火选择8级精度Z1=24Z2=68初选=15。2.按齿面接触疲劳强度设计(1).确定公式中各参数值小齿轮转矩T1初选载荷系数齿宽系数 d齿数比µ弹性系数ZE许用接触应力H(2)计算小齿轮分度圆直径(3)计算齿轮几何尺寸确定模数mn确定中心距a确定螺旋角计算分度圆d1、d2计算齿宽b1、b2计算大、小齿轮的da、df计算齿轮圆周速度v4.校核弯曲疲劳强度(1)计算当量齿数(2)齿形系数和应力修正系数(3)许用弯曲应力F(4)校核弯曲疲劳强度(5)齿轮结构设计因为是软
16、齿面齿轮传动,故按齿面接触疲劳强度设计。由式(10-16)得,设计小齿轮分度圆直径:由上面计算知T1=89520N·mm查表10-5取K=1.2轴承相对于齿轮非对称布置,且为软齿面由表10-8,取d=0.8因为是减速传动,所以µ=i=2.83由表10-6查得由图10-1查得Hlim1=570MPaHlim1=390MPa由表10-3得SH=1.0应力接触循环次数:×15=由图10-3差得接触疲劳寿命系数: 许用接触应力:H1=H2= =79.95mmmn=查表,取mn=4mma=圆整为a=190mmd1=d2=b=d d1=0.8×99.1mm=79.2
17、8mm 经圆整取b2=80mm,则b1=80+5=85mm小齿轮:da1=d1+2han× mn=99.1+2×4=107.1mm df1=d1-2hf=99.1-2×1.25×4=89.1mm大齿轮:da2=d2+2han× mn=280.9+2×4=288.9mmdf2= d2-2hf=280.9-2×1.25×4=270.9mm由表10-4可知,选用9级精度即可满足要求由表10-7插值得,Y=2.626,Y=2.24 Y=1.588,Y=1.75由图10-2查得,Flim1=220MPa, Flim2160M
18、Pa查表10-3得,SF=1.3由图10-4查得弯曲疲劳寿命系数Y=0.89,Y=0.91许用弯曲应力为:经校核满足齿根弯曲疲劳强度要求当齿顶圆直径da=150500mm时,为减轻质量而采用腹板式结构,腹板上加孔为便于吊运。 综上设计计算知,低速级的大齿轮分度圆直径在此范围内,低速级齿轮的大齿轮结构用腹板式结构。T1=89520N·mmK=1.2d=0.8µ=2.83Hlim1=570MPaHlim1=390MPaSH=1.0N1=N2=H1=513MPaH1=358.8MPamn=4mma=190mm=d1=99.1mmd2=280.9mmb1=85mmb2=80mmda
19、1=107.1mmdf1=89.1mmda2=288.9mmdf2=270.9mmv=1.88m/s选9级精度等级ZV1=24.8ZV2=70.2Y=2.626Y=1.588Y=2.24Y=1.75Flim1=220MPaFlim2160MPaSF=1.3Y=0.89Y=0.91301.2MPa308MPa 八、高速轴的设计1.选择轴的材料,确定许用应力选择轴的材料为45钢。由表14-1查得1b=59MPa1b =59MPa2.初步算轴的最小直径,选取联轴器安装联轴器处轴的直径为最小直径。根据表14-2,A=107118,按公式(14-2)得 d1=AError! No bookmark na
20、me given.=(107118)Error! No bookmark name given.mm=14.4815.97mm考虑到轴上有键槽削弱,轴径须加大3%5%,取为14.9116.77mm,但该轴外伸通过联轴器与电动机轴联结,因电动机轴径为32mm,外伸距离为80mm,同时选取联轴器:按扭矩T=23680Nmm,查手册得选用LX3弹性柱销联轴器,半联轴器孔径为d=32mm,半联轴器长度为60mm。故取d1=32mm3.轴的结构设计(1)拟定轴上零件的装配方案(2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度(3).轴上零件的周向固定 轴上的大部分零件,包括齿轮、套筒、左端盖和轴承端盖及联轴
21、器依次由左端装配,仅右端轴承和轴承端盖由右端装配 轴的各段直径和长度: 装联轴器段:由确定的d1=32mm,查手册LX3型弹性柱销联轴器与轴配合部分长度的长度L1=60mm,为保证轴端挡圈压紧联轴器,l1应比L1略小,取l1=58mm装左轴承端盖段:联轴器右端用轴肩定位,故取d2=36mm定位轴肩h=(0.070.1)d1; l2的宽度由轴承端盖宽度及其固定螺钉的装拆空间要求决定,取轴承端盖至联轴器左端端面长度为,可取端盖的宽度为30mm,则l2=(10+30)mm=40mm 装左轴承段:此轴径由滚动轴承的内圈孔来决定。根据斜齿轮有轴向力及d2=36mm,选角接触球轴承7308C,其尺寸为d*
22、D*B=40mm*90mm*23mm,故取d3=40mm,轴段3的长度由滚动轴承宽度B决定,取l3=23mm轴未配合段:为保证左轴承右端面的定位,其右端面由轴肩固定,轴肩高度h=(0.070.1)d2,取h=3mm,则d4= d3+2h=46mm。根据中间轴小齿轮宽度B=85mm,综合考虑l4=100mm装齿轮段:考虑齿轮与轴一体制造,则d5=da1=67.5mm,l5等于小齿轮的齿宽45mm 定位右轴承段:右轴承的左端面用轴肩定位,该段与段径向尺寸协调,故取d6=46mm,l5可取15mm 按右轴承段:因选用7308C型号轴承,则d7=40mm,l7=B=23mm联轴器与轴的周向固定均采用平
23、键连结,配合为H7/k6,滚动轴承与轴的配合为H7/k6(轴肩处得圆角如图所示,轴端倒角取)根据以上各轴段直径和长度绘制轴的结构图,如图A-1。如下图:d1=32mml1=58mmd2=36mml2=40mmd3=40mml3=23mmd4=46mml4=100mmd5=67.5mml5=45d6=46mml6=15mmd7=40mm,l7=23mm九、中间轴的设计1.选择轴的材料,确定许用应力选择轴的材料为45钢。由表14-1查得1b=59MPa1b=59MPa2.初算轴的最小直径3轴的结构设计(1)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度(2) 轴上零件的周向固定安装轴承处得轴径为轴的最小
24、直径,根据表14-2,A=107118,按公式(14-2)得 d1=AError! No bookmark name given.=(107118)Error! No bookmark name given.mm=22.5624.88mm右端轴承段:该段轴径应与轴承内径一致,由上面已算的最小直径选取角接触球轴承7305C, 尺寸为d×D×B=25mm×62mm×17mm。故此段轴径d1=25mm.为防止轴承端面与箱体内壁干涉,取轴承内侧与箱体内壁距离s=5mm;为防止齿轮与箱体内壁干涉,取该齿轮与箱体内壁的距离a=15mm;取齿轮轮毂与其装配段的长度差为
25、2mm。则该段的长度l1=B+s+a+2=(17+5+10+2)mm=39mm。此外,可选取右端轴承端盖的宽度为30mm高速级大齿轮段:为使齿轮装拆方便,设置过渡轴肩,过渡轴肩的高度h=(0.070.1)d1,取h=2.5mm,则d2=d1+2h=(25+5)mm=30mm,为保证套筒紧靠齿轮端面使齿轮轴向固定,l2应略小于齿轮宽度,取l2=(40-2)mm=38mm轴肩段:大齿轮左端用轴肩定位,轴肩推荐高度h=(0.070.1)d=(0.070.1)×30mm=2.13mm,取h=3mm,则d3=d2+2h=36mm 为防止两齿轮发生干涉,可取轴肩长度可取l3=15mm低速级小齿轮
26、段:由于该段齿轮可与轴一体制造,则d4=da1=107.1mm,长度l4=b1=85mm轴肩段:可考虑该段与段关于小齿轮对称,故取轴径d5=36mm,长度l5=20mm采用过渡圆锥的方式定位轴承右端面,可取圆锥的长度为l6=5mm左端轴承段:轴左端与7305C轴承配合,故该段轴径d6=25mm,该段的长度l6=B=17mm滚动轴承与轴的配合为H7/k6(轴肩处得圆角如图所示,轴端倒角取)根据以上各轴段直径和长度绘制轴的结构图,如图A-1d1=25mml1=29mmd2=30mml2=38mmd3=36mml3=15mmd4=107.1mml4=85mmd5=36mml5=25mml6=22mm
27、d7=25mml7=17mm十、低速轴的设计1.选择轴的材料,确定许用应力选择轴的材料为45钢。由表14-1查得1b=59MPa1b=59MPa2.初算轴的最小直径安装链轮处得轴径为轴的最小直径,根据表14-2,A=107118,按公式(14-2)得 d1=AError! No bookmark name given.=(107118)Error! No bookmark name given.mm=31.3834.61mm,考虑该段轴上有键槽削弱,故将轴径增大,即32.3236.34mm,圆整取该段轴径d1=40mm3轴的结构设计(1)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度链轮段轴径:由上
28、面知该段轴径d1=40mm,综合考虑,可取该段长度l1=60mm,定位链轮段:链轮左端由轴肩定位取该段轴肩高度h=2.5mm,则该段轴径d2=40+2h=45mm,为方便轴承端盖固定螺钉的装拆级轴承润滑剂的加注,取该段长度l2=60mm安装右轴承段:此段轴径与轴承内径一致,根据斜齿轮有轴向力且d2=45mm,选取角接触球轴承7310C,其尺寸为d×D×B=50mm×110mm×27mm,则d3=50mm,轴承右端由轴承端盖固定,该段长度可取l5=27mm未配合轴段:为保证轴承左端的固定,设置轴肩,其高度h=(0.070.1)d3,取h=5mm,则d2=d
29、1+2h=(50+10)mm=60mm;中间轴上大齿轮的齿宽b2=40mm,为防止齿轮发生干涉,综合考虑后取l4=65mm轴环段:齿轮右端用轴环定位,按设计手册推荐轴环高度h=(0.070.1)d=(0.070.1) ×58mm=4.065.8mm,取h=5mm,轴环宽度l5=1.4h=1.4×5mm=7mm,故d5= d4+2h=72mm装齿轮段:为保证齿轮装拆方便,取该段和段轴径相协调,故取d6=60mm;为了使齿轮被压紧,则l6应比齿轮宽度略小,故取l6=(80-2)mm=78mm装左端轴承段:由上面知该段与轴承7310C轴承相配合,则d7=50mm;取轴承右端面至箱
30、体的距离为s=5mm,齿轮左端面至箱体的距离a=10mm,大齿轮轮毂与其配合轴段的长度差为2mm,则l7=B+s+a+2=(27+5+14+2)mm=48mm。大齿轮左端面用套筒轴向定位,左端轴承装有轴承盖d1=40mml1=60mmd2=45mml2=60mmd3=50mml3=27mmd4=60mml4=65mml5=7mmd5=72mmd6=60mml6=78mmd7=50mml7=48mm(2)轴上零件的周向固定滚动轴承与轴的配合为,齿轮和轴的配合为,链轮与轴的配合为(轴端倒角取,轴肩处圆角取R1R2) 根据以上各轴段得的直径和长度绘制低速级结构图,如图A-3。如下图所示:十一、低速轴
31、的强度校核计算三根轴中低速轴传递的扭矩最大,故要对低速级轴进行校核计算1计算轴的载荷2.计算支反力,作弯矩图3.作扭矩图4.判断危险截面,计算当量弯矩已求得低速轴所受的扭矩T=241000作用在齿轮上的力为: =645N 作水平面内的弯矩图MH(如图d)水平面内的支反力为截面B处的弯矩为:=1078×69=73002N 作垂直面内的弯矩图(如图f) =-818N=(2500+645+818)N=3963N截面B左边弯矩为:=-818×69=-56442截面B右边弯矩为:=()-=2500×(112+111)-3963×111=117607截面C弯矩为:=
32、2500×112=280000 作合成弯矩图(如图g)截面B左边: =92277截面B右边: =扭矩图如图(h)所示从合成弯矩图可见截面C处弯矩弯矩最大,故对危险截C校核因为工作时为单向转动,扭矩切应力为脉动循环变应力,故取修正系数=0.6,则截面C的当量弯矩为: 则=25.21MPa 因为C截面处25.21<59故此低速轴是安全的,满足要求T=2410001716N435N645N73002N=-818N3963N=-56442=117607=28000092277.25.21 低速轴结构简图十二、轴承寿命的校核现对低速级轴上的7310C轴承进行校核,经查设计手册知,e=0.
33、31,据已知条件轴承预计寿命需:15×300×16h=72000h1. 求支承处径向力2.派生轴向力的计算3.求各轴承轴向载荷FA、FC由上已知,1716N,435N,645N水平面内支承反力,铅垂面内支承反力=-818N,3963N则,支点处得合力:1337N0.31×1337N=414N由图知,两轴承面对面安装,右端轴承定为2号轴承。因为,=1680N>FSA,所以,2端为松端,1端为紧端,FC=FSC=1245N 4.计算当量动载荷5.计算轴承的寿命>e=0.31,故PA=0.44FRA+YFA=0.44×1337+1.9×1
34、680=3780N,故PC=FR=435N查表12-7得ft=1,查表12-8得fp=1.2,查手册得Cr=53500N,球轴承=3213643h>72000h所以该轴承满足设计寿命要求PA=3780PC=435满足要求十三、键联接的选择与强度校核普通平键联结的结构简单,装拆方便,对中性好应用最广,在此普通减速器中可均采用平键联结。其中C型键用于轴端与轮毂键槽的联结,故高速轴端与联轴器间、链轮与低速级轴端均采用C型普通平键联结。查手册得:高速轴端与联轴器间选用:键C10×48 GB/T 1096-2003链轮与低速轴端间可选用:键C12×50 GB/T 1096-20
35、03中间轴上与大齿轮间选用:键A10×28 GB/T 1096-2003低速轴端与大齿轮间选用:键A16×48 GB/T 1096-2003 对低速轴与大齿轮间键进行强度校核:查表可知,b=16mm,h=10mm,L=48mm校核公式 查表知键联结的许用应力=100120MPa其中T=240000,k=h/2=5mm,l=L-b=48-16=32mm则,120MPa 故该键挤压强度足够,安全可以 对中间轴上键A10×58 GB/T 1096-2003强度校核:查表可知,b=10mm,h=8mm,L=28mm校核公式 查表知键联结的许用应力=100120MPa其中T
36、=89520,k=h/2=4mm,l=L-b=28-10=18mm则,120MPa 故该键挤压强度足够,安全可以 对低速轴与链轮间键A12×50 GB/T 1096-2003强度校核:查表可知,b=12mm,h=8mm,L=50mm校核公式 查表知键联结的许用应力=100120MPa其中,T=241000,k=h/2=4mm,l=L-b=50-12=38mm则,120MPa 故该键挤压强度足够,安全可以十四、减速器附件的选择为了保证减速器的正常工作,在减速器的箱体上通常设置一些附件,以便于减速器润滑油池的注油、排油、检查油面高度和拆装、维修等。减速器的选择及作用如下:1.窥视孔及视孔
37、盖便于检查内传动零件的啮合情况、润滑状态、接触点和齿侧间隙2.通气孔在箱盖顶部或视孔盖上安装,使箱体内的热空气能自由的溢出,以此达到箱体内外的气压平衡3.油面指示器方便检查箱体内油面高度,以确保箱内油量适中。油标位置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,以防止油进入油尺座孔而溢出4油螺塞放油孔位于油池最低处,并安排在减速器不与其他部件靠近的一侧,以便于放油,放油孔用螺塞堵住,因此油孔处得机体外壁应凸起一块,由机械加工成螺塞头部的支撑面,并加封油圈加以密封5.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6.定位销为了保证轴承座孔的加工和装配精度,在机盖和机座用螺栓联接后,在镗孔之前,在机盖与机座的连接凸缘上应装配定位销。定位销采用圆锥销,安置在机体纵向两侧的联接凸缘的结合面上,呈非对称布置。十五、润滑方法和密封形式因齿轮的圆周速度小于12m/s,所以采用浸油润滑的方式,这样不仅可以减小磨损、提高传动效率,还可以防止锈蚀、冷却及降低噪音。对于多级齿轮传动,应按各级所选润滑油的平均值来确定润滑油:由公式,得高速级轴齿轮的速度:中间轴大齿轮的速度:中间轴小齿轮的速度:低速级轴齿轮的速度:查表10-9得,所需润滑油的运动粘度:经查手册,所选润滑油为工业闭式齿轮油: GB/T 5903
温馨提示
- 1. 本站所有资源如无特殊说明,都需要本地电脑安装OFFICE2007和PDF阅读器。图纸软件为CAD,CAXA,PROE,UG,SolidWorks等.压缩文件请下载最新的WinRAR软件解压。
- 2. 本站的文档不包含任何第三方提供的附件图纸等,如果需要附件,请联系上传者。文件的所有权益归上传用户所有。
- 3. 本站RAR压缩包中若带图纸,网页内容里面会有图纸预览,若没有图纸预览就没有图纸。
- 4. 未经权益所有人同意不得将文件中的内容挪作商业或盈利用途。
- 5. 人人文库网仅提供信息存储空间,仅对用户上传内容的表现方式做保护处理,对用户上传分享的文档内容本身不做任何修改或编辑,并不能对任何下载内容负责。
- 6. 下载文件中如有侵权或不适当内容,请与我们联系,我们立即纠正。
- 7. 本站不保证下载资源的准确性、安全性和完整性, 同时也不承担用户因使用这些下载资源对自己和他人造成任何形式的伤害或损失。
最新文档
- 竞聘会计岗位
- 白沟喷涂施工方案
- 病毒防疫主题课程设计
- 2024年皮革化学品:浸水助剂项目申请报告
- 病媒生物监测投标方案
- 玻璃隔断供货方案
- 玻璃钢烟囱施工方案
- 梅尼埃病护理查房
- 智驾新时代讲解
- 痫病大发作如何处理
- 车用动力电池回收利用 管理规范 第2部分:回收服务网点征求意见稿编制说明
- 新剑桥少儿英语第六册全册配套文本
- 科学预测方案
- 职业生涯规划网络与新媒体专业
- T-WAPIA 052.2-2023 无线局域网设备技术规范 第2部分:终端
- 市政管道开槽施工-市政排水管道的施工
- 初中八年级英语课件Reading Giant pandas-“江南联赛”一等奖2
- 人工智能在教育行业中的应用与管理
- 心衰合并胸腔积液的护理Ppt
- 廉洁风险防控手册(医院)
- 酒精戒断综合征护理查房课件
评论
0/150
提交评论