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减速器的工作原理减速器课程设计谐波

  PAGE 20 《机械设计基础》课程设计 说 明 书 题 目 名 称: 带式运输机传动装置的设计 学 院(部): 冶金工程学院 专 业: 冶金工程 学 生 姓 名: 李君君 班 级: 冶金082 学号 指导教师姓名: 丁云 评 定 成绩: 目 录 一、拟定传动方案 4 二、选择电动机 三、传动装置总传动比及其分配 四、传动装置的运动及动力参数计算 五、齿轮传动设计 六、轴的设计 七、轴承的选择和校核 八、键连接的选择和校核 九、箱体的结构设计 十、减速器附件的选择 十一、润滑和密封 十二、课程设计总结 十三、参考文献 一、拟定传动方案 1、工作原理。 带式输送机由电动机驱动,电动机通过联轴器将动力传入两级圆柱齿轮减速器,再通过联轴器,将动力传至输送机滚筒,带动输送带工作。 1 1 2 3 4 Ⅰ Ⅱ F 图1 带式输送机传动系统简图 2、原始数据 输送机最大有效拉力F=2.8KN 输送带工作速度v=1.7m/s 输送机滚筒直径D=500mm 3、工作条件 输送机在常温下连续工作、单向运转;空载启动,工作载荷较平稳;工作速度的允许误差为±5%;两班制(每班工作8h),要求减速器设计寿命为8年,大修期为2~3年,大批量生产;三相交流电源的电压为380/220v。 二、选择电动机 1)选择电动机类型 根据动力源和工作条件,并参照《机械设计课程设计》第12章选用一般用途的Y系列三相交流异步电动机,减速器课程设计卧式封闭结构,电源的电压为380V。 2)电动机容量 (1)卷筒的输出功率 P (2)电动机输出功率 为传动装置的总效率。 设-输送机滚筒轴至输送带之间的传动效率,查表3-3(《机械设计》),=0.96。 -联轴器效率,查表3-3(《机械设计》),= 0.99。 -一对滚动轴承效率,查表3-3(《机械设计》),=0.99。 -闭式圆柱齿轮传动效率(设齿轮精度为8级)(《机械设计》),查表3-3,=0.97。 -输送机滚筒效率,查表3-3(《机械设计》),=0.96。由此可求得各级传动效率及总传动效率如下, 故所需电动机效率 P 查表12-1(《机械设计课程设计》),满足条件的电动机额定功率为7.5 kw。 (3)电动机转速的选择。根据条件可知,输送机滚筒的工作转速为 =60000×vπD=6000×1.73.14×500=64.97 A 若选择满载转速为970r/min的电动机, 则,i=n B若选择满载转速为715r/min的电动机, 则, i=n 对于减速装置仅为一个两级减速器得系统来说,显然要选择970r/min的电动机。 因此,通过查表,电动机的型号为Y160M-6,其额定功率为7.5 kw,满载转速为970r/min。 三、传动比及其分配计算 由传动方案(图一),可知 1, 由计算可得,两级圆柱齿轮减速器的总传动比 i=i12 为了便于两级圆柱减速齿轮器油润滑,当两级减速齿轮的配对材料相同、齿面硬度HBS350、齿宽系数相等时,考虑齿面接触强度接近相等的条件,取高速级传动比为 i12 低速级传动比为 i12= 传动系统各级传动比为 i01=1,i12=4.403, 3)传动系统的运动和动力参数计算 0轴(电动机轴) n0 P0= 1轴(减速器高速轴) n1 P1=P0×η01=5.5974 2轴(减速器中间轴) n2= P2= T2=9550p2n 3轴(减速器低速轴) n3 P3= T3=9550P3n3 4轴(工作机轴) n4= P4= T4=9550P4 将上述结果列于表一中 轴号 电动机 两级圆柱齿轮减速器 工作机 0轴 1轴 2轴 3轴 工作机轴 转速 970 970 220.3 65 65 功率 5.5974 5.5414 5.3214 5.1101 5.0084 转矩 55.11 54.56 230.68 750.79 735.85 传动比 1 4.403 3.389 1 四、传动零件齿轮的设计 4-1 高速级减速齿轮的设计 1、材料、热处理、精度、齿数 精度:运输机工作速度不是很高。 材料和热处理方式:由表10-1(《机械设计》)选取小齿轮的材料为40Cr(调质),硬度为230HBS,大齿轮材料为45钢(调质),硬度为190HBS,两者硬度相差40HBS。 齿数:选小齿轮的齿数Z1=31,大齿轮的齿数Z2=314.403=136.493,取大齿轮的齿数为136。 2、按齿面接触疲劳强度设计,由式(12-6) (1)确定公式内各参数的值: 1)选动载系数: 试选=1.1. 2)由表一有T1=54.56。 3)由表12-4(《机械设计》)选齿宽系数=1。 4)由表12-4(《机械设计》)选取弹性影响系数=189.8。 5)许用接触应力 由图12-1(《机械设计》)按齿面强度查得: 小齿轮接触疲劳强度极限:HBS1=230MPa。 大齿轮接触疲劳强度极限:HBS2=190MPa。 6)由《机械设计基础》查得 MPa MPa 7)由表12-7(《机械设计》)取接触疲劳寿命系数 8)计算接触疲劳许用应力 安全系数S=1,由式12-10(《机械设计》)得 (2)计算 1)试算小齿轮分度圆直径,代入[]中较小的值。 =49.02 mm 2)计算圆周速度 2.49 m/s 3)计算齿宽b和模数 b==49.02mm ==1.58=2 mm 4)计算齿宽与高之比 h=2.25 =4.5mm =49.02/4.5=10.9 (3)验算齿轮弯曲强度 齿形系数(由《机械设计基础》表12-6 和表12-7 可得) YFa1=2.506 YSa1=1.63 YFa2=2.1512 YSa2=1.8188 σF1 σF2 σ σ 所以安全的。 模数m=d1/z1=49.02/31=1.58 mm 齿宽b=Φd?d1=1×49.02=49.02 mm 取 b1=57 mm b2=49 mm 按《机械设计基础》表5-1 取m=2 mm 实际的 分度圆直径d1=z1?m=31×2=62 mm d2=z2?m=136×2=278 mm da1=d da2=d2+2 df1=d df2=d 中心距a=(d1+d2)/2=(62+272)/2=167 mm (4)齿轮的圆周速度 v1=π?d1?nⅠ/(60×1000)=π×62×970/(60×1000)=3.15 m/s 对照表12-2(《机械设计基础》)选齿轮的精度,选第二公差组;查(《机械设计课程设计》)表18-6,选取齿轮精度偏差代号。 小齿轮 9-9-8 FH 大齿轮 9-9-8 GJ GB/T10095-2008 4-2 低速级减速齿轮设计 1、材料、热处理、精度、齿数 精度:运输机工作速度不是很高。 材料和热处理方式:由表12-1(《机械设计》)选取小齿轮的材料为40Cr(调质),硬度为230HBS,大齿轮材料为45钢(调质),硬度为190HBS,两者硬度相差40HBS。 齿数:选小齿轮的齿数Z3=31,大齿轮的齿数Z4=313.389=105.059取大齿轮的齿数为105。 2、按齿面接触疲劳强度设计(注意:此次计算小齿轮用1小标号,大齿轮用2小标号),由式(12-6) d (1)确定各部分系数 1)由表12-4(《机械设计》)选齿宽系数=1。 2)由表12-4(《机械设计》)选取弹性影响系数=189.8。 3)许用接触应力 由图12-6(《机械设计》)按齿面强度查得: 小齿轮接触疲劳强度极限:HBS1=230MPa。 大齿轮接触疲劳强度极限:HBS2=190MPa。 4)由《机械设计基础》查得 齿数取z3=31 则z4=i2?z3=105 MPa MPa (2)、计算 T2=230.68 N.m =1.1 u=3.389 =1 =189.8 d3≥2.32 齿宽 b4=φ b3 模数 m=d3Z (3)验算齿轮弯曲强度 齿形系数(由《机械设计基础》表12-6 和表12-7 可得) 查表12-6(《机械设计基础》),两试验齿轮材料的弯曲疲劳极限应力分别为 查《机械设计》表12-7,弯曲疲劳强度的最小安全系数为 两齿轮材料的许用弯曲疲劳应力分别为 由校核公式12-8(《机械设计基础》) 查表12-5(《机械设计基础》)得, YFa1=2.506 YSa1=1.63 YFa2=2.176 YSa2=1.794 将上述参数分别代入校核公式12-8(《机械设计基础》),齿轮的齿根弯曲疲劳应力分别为 σF3 σF4 σ σ 所以该齿轮是安全的。 分度圆直径d3=z3?m=31×3=93 mm d4=z4·m=315 mm da3=d3 da4=d4+2 df3=d3-2 df4=d4-2hf 中心距 a=m V3=π?d3?n2/(60×1000)=3.14×220.3×119.61/60000=1.38 m/s 有《机械设计基础》表12-2可选取齿轮精度为第 = 2 \* ROMAN II级公差, 有查表18-6(《机械设计基础课程设计》),选取齿轮精度偏差代号 小齿轮 9-9-8 大齿轮 9-9-8 五、轴及轴上零件的计算 5-1、减速器高速轴设计 1、选择轴的材料,确定许用应力 选轴的材料为45号钢,正火处理。根据表15-1(《机械设计基础》)可知: 强度极限σb=600Mpa, 屈服极限σs=300Mpa, 许用弯曲应力[σ]=55Mpa 2、按扭转强度估算轴的最小直径 由表16-2(《机械设计基础》)查取A=110,由公式 考虑Ⅰ、Ⅲ轴端有一个键槽,Ⅱ轴端有两个键槽,将轴径分别增大5%和10%,即 由图可知,该轴外安装联轴器,为了补偿轴的偏差,选用弹性 柱销联轴器。K为工作情况系数,查表 17-1(《机械设计基础》),K=1.5(工作机为运输机) 根据选用的Y160M-6电动机的外伸轴径为42mm,查表16-4(《机械设计基础课程设计》)选用弹性柱销联轴器,其型号为HL3和HL4,与上诉增大10%后的轴径比较,最后取轴的最小直径为,d1=30mm,d2=50mm 3、轴的结构设计并绘制结构草图 ①确定轴上零件的布置方案和固定方式。参考一般减速器结构,将齿轮布置在轴的中部,对称于两端的轴承;齿轮用轴环和轴套做轴向固定,用平键和过盈配合(H7//r6)作周向固定。右端轴承用轴肩和过渡配合(H7/K6)固定内套圈;左端轴承用轴套和过渡配合(H7/K6)固定内套圈。轴的定位则有两端的轴承端盖单面轴向固定轴承的外套圈来实现。输出端的联轴器用轴肩和挡板作轴向固定,用平键作周向固定。 ②初步选择滚动轴承。因轴承只受径向力的作用,故选择深沟球轴承。轴承采用脂润滑,齿轮采用油浴润滑。 5-2、Ⅰ轴的设计 结构草图: (1)确定轴的各段直径 取最小轴径(一般应符合所选联轴器轴孔标准,这里选用HL3弹性柱销联轴器);按工艺和强度要求把轴制成阶梯形,通过轴承盖轴段的直径为 由于该段处于安装毡圈,故取标准直径 考虑轴承的内孔标准,取mm(两轴承型号相同),初选两端深沟球轴承的型号为6209,其尺寸为。 直径为的轴段为轴头,取(符合轴径标准系列,参见表16-3(《机械设计基础》) 轴环直径, 根据轴承安装直径,查表16-4(《机械设计基础课程设计》)得d6=52mm (2)确定轴的各段长度。 HL3弹性柱销联轴器Y型轴孔长度B1=82mm,L1比B1短1~3mm则 (6210轴承宽B2=19mm,挡油环厚1mm) (轴环宽度为) 根据减速器结构设计要求, 初步确定 L 由草图可知两轴承之间的跨距: 近似认为支点在两轴承宽度的中点。 5-3、Ⅱ轴的设计 结构草图(如下): (1)确定轴的各段直径 由,取最小轴径为45mm 由轴承的内孔标准,取d5=d1=45mm,(深沟球轴承6209) 直径为d4及d2的轴段为轴头,取d4=d2=50mm 而轴环 d3=d4+2h=57mm (2)确定各轴的长度 由轴1可知 L1 L L L L= =49.5+87+47+49.5-19+ =222mm L 5-4、Ⅲ轴的设计 结构草图: (1)确定轴的各段直径 取最小轴径(一般应符合所选联轴器轴孔标准,这里选用HL4弹性柱销联轴器);按工艺和强度要求把轴制成阶梯形,通过轴承盖轴段的直径为 由于该段处于安装毡圈,故取标准直径 考虑轴承的内孔标准,取65mm(两轴承型号相同),初选 两端深沟球轴承的型号为6213,其尺寸为。 直径为的轴段为轴头,取(符合轴径标准系列,参见《机械设计基础》表16-3) 轴环直径,d 根据轴承安装直径,查《机械设计基础课程设计》表15-4得d6=74mm (2)确定轴的各段长度。 HL4弹性柱销联轴器Y型轴孔长度B1=112mm,L1比B1短1~3mm则 L7=24mm(6213轴承宽B2= L L5=8mm(轴环宽度为 根据减速器结构设计要求,初步确定L2=55mm, 由草图可知两轴承之间的跨距: L= L 近似认为支点在两轴承宽度的中点。 六、轴的强度校核 6-1、Ⅰ轴 (1)从动齿轮的计算。 分度圆直径d=62mm, 转矩T1=54.56N·mm F 由前面选定轴的材料为45钢,正火处理,由工程材料及其成形基础表(《机械设计》表16-1)查得 抗拉强度=600Mpa . 由表16-5(《机械设计》)查得 a=56mm b=166mm (2)按弯扭合成应力校核轴的强度 水平面内的弯矩: MHb=a×RH1=56×1312=74128N·mm 垂直面内的弯矩: MVb=a×RV1=56×478=27007N·mm 故合成弯矩 Mb=(MHb2+MVb2 )0.5 =78894N·mm 扭矩T=54560N.mm (3)校核轴的强度,由草图可知A,B截面为危险截面,单向转动,切应力为脉动循环,取 校核A截面 M d 考虑键槽后,由于da=18.12×105%=19.03mmd1=30mm 故截面A安全 校核B截面 M d 考虑键槽后,由于db=24.9×105%=26.145mmd4=50mm 故截面B安全 所以Ⅰ轴安全可用。 6-2、Ⅱ 轴 (Ⅰ)F 齿轮的受力及轴的受力计算 由前面选定轴的材料为45钢,正火处理,由工程材料及其成形基础表(《机械设计》表16-1)查得 抗拉强度=600Mpa . 由表16-5(《机械设计》)查得 以齿轮3为基准得: a=83.5mm b=138.5mm = 222mm 2)按弯扭合成应力校核轴的强度 总弯矩 水平面内的弯矩: M 垂直面内的弯矩: M 故合成弯矩 M= 计算轴上最大应力值: 根据式16-5(《机械设计》)及轴的受力情况,以及轴单向旋转,扭转切应力为脉动循环应力,取,轴的计算应力 σe=M2 ( = 2 \* ROMAN II) Ft2=2T 1) 齿轮的受力及轴的受力计算 由前面选定轴的材料为45钢,正火处理,由工程材料及其成形基础表(《机械设计》表16-1)查得 抗拉强度=600Mpa . 由表16-5(《机械设计》)查得 以齿轮2为基准,得 a=63.5mm b=158.5mm = 222mm 2)按弯扭合成应力校核轴的强度 水平面内的弯矩: M 垂直面内的弯矩: M 故合成弯矩 M= 计算轴上最大应力值: 根据式16-5(《机械设计》)及轴的受力情况,以及轴单向旋转,扭转切应力为脉动循环应力,取,轴的计算应力 σe=M2 所以Ⅱ轴符合强度要求,可用。 6-3、Ⅲ 轴 F (1)从动齿轮的计算。 分度圆直径d=315mm, 转矩T3=750790N·mm (2)按弯扭合成应力校核轴的强度 水平面内的弯矩: MHb=a×RH1=138.5×2974=411899N·mm 垂直面内的弯矩: MVb=a×RV1=138.5×1082=149857N·mm 故合成弯矩 Mb=(MHb2+MVb2 )0.5 =438313N·mm 扭矩T=750790N·mm (3)校核轴的强度,由草图可知A,B截面为危险截面, 校核A截面 M d 考虑键槽后,由于da=20.22×105%=21.231mmd1=50mm 故截面A安全 校核B截面 M d 考虑键槽后,由于db=48.53×105%=50.56mmd4=67mm 故截面B安全 所以Ⅱ轴安全可用。 七、轴承的校核 7-1、 第一个轴上的一对轴承: 此处我用的是深沟球轴承6209, 查《机械设计课程设计》表15-4,得 d×D×B=45mm×85mm×19mm 查《机械设计》表14-7、14-8,得{(常温下),对以球轴承: Cr1=24.5KN n1=970r/min F Pr=Fr=883 N L L10=2×8×200×3=9600 h L 所以深沟球轴承6209符合要求,安全可用。 7-2、轴2上的一对轴承: 此处我用的是深沟球轴承6209, 查《机械设计课程设计》表15-4,得 d×D×B=45mm×85mm×19mm 查《机械设计》表14-7、14-8,得{(常温下),对以球轴承: Cr1=24.5KN n1=220.3 r/min F Pr=Fr=3731 N L L10=2×8×200×3=9600 h L 所以深沟球轴承6209符合要求,安全可用。 7-3、轴3上的一对轴承: 此处我用的是深沟球轴承6213, 查《机械设计课程设计》表15-4,得 d×D×B=65mm×120mm×23mm 查《机械设计》表14-7、14-8,得{(常温下),对以球轴承: Cr1=44 KN n1=65 r/min F Pr=Fr=8408 N L L10=2×8×200×3=9600 h L 所以深沟球轴承6213符合要求,安全可用。 八、键的选择,设计 8-1、轴 = 1 \* ROMAN I键的设计: (1)半联轴器键的设计:已知轴径: 半联轴器的长度为:L=80mm 转矩:T1=54560 r/min 查《机械设计课程设计》表14-10, 选取C型平键,其尺寸为: B=10mm h=8mm L=70mm 键的有效长度为: L=L-b/2=65mm σ 查《机械设计》表12-1得: σp 所以键符合强度要求。 (2)齿轮1键的设计: 已知轴径:l=50mm 轮毂的长度为:L=47mm T1=54560 r/min 查《机械设计课程设计》表14-10, 选取A型平键,其尺寸为: B=16mm h=10mm L=40mm 键的有效长度为: L=L-b=24mm σ 查《机械设计》表12-1得: σp 所以键符合强度要求。 8-2、轴 = 2 \* ROMAN II键的设计: (1)齿轮2键的设计: 已知轴径:d=50mm 轮毂的长度为:L=47mm T2=230680 r/min 查《机械设计课程设计》表14-10, 选取A型平键,其尺寸为: B=16mm h=10mm L=40mm 键的有效长度为: L=L-b=24mm σ 查《机械设计》表12-1得: σp 所以键符合强度要求。 (2)齿轮3键的设计: 已知轴径:d=50mm 轮毂的长度为:L=87mm T2=230680 r/min 查《机械设计课程设计》表14-10, 选取A型平键,其尺寸为: B=16mm h=10mm L=70mm 键的有效长度为: L=L-b=54mm σ 查《机械设计》表12-1得: σp 所以键符合强度要求。 8-3、轴 = 3 \* ROMAN III键的设计: (1),齿轮4键的设计: 已知轴径:d=67mm 轮毂的长度为:L=79mm T3=750790 r/min 查《机械设计课程设计》表14-10, 选取A型平键,其尺寸为: B=20mm h=22mm L=63mm 键的有效长度为: L=L-b=43mm σ 查《机械设计》表12-1得: σp 所以键符合强度要求。 (2),半联轴器键的设计: 已知轴径:d=50mm 轮毂的长度为:L=110mm T3=750790 r/min 查《机械设计课程设计》表14-10, 选取C型平键,其尺寸为: B=16mm h=10mm L=100mm 键的有效长度为: L=L-b/2=92mm σ 查《机械设计》表12-1得: σp 所以键符合强度要求。 九、箱体结构的设计 减速器的箱体采用铸造(HT200)制成,采用剖分式结构为了保证齿轮佳合质量, 大端盖分机体采用配合. 1. 机体有足够的刚度 在机体为加肋,外轮廓为长方形,增强了轴承座刚度 2. 考虑到机体内零件的润滑,密封散热。 因其传动件速度小于12m/s,故采用侵油润油,同时为了避免油搅得沉渣溅起,齿顶到油池底面的距离H为40mm 为保证机盖与机座连接处密封,联接凸缘应有足够的宽度,联接表面应精创,其表面粗糙度为 3. 机体结构有良好的工艺性. 铸件壁厚为10mm,圆角半径为R=3mm。机体外型简单,拔模方便. 4. 对附件设计 A 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。 B 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。 C 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,谐波减速器以防油进入油尺座孔而溢出. D 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. E 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. F 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. G 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. 减速器机体结构尺寸如下: 名称 符号 计算公式 结果(mm) 箱座壁厚 10 箱盖壁厚 8 箱盖凸缘厚度 12 箱座凸缘厚度 15 箱座底凸缘厚度 25 地脚螺钉直径 M20 地脚螺钉数目 查手册 6 轴承旁联接螺栓直径 M12 机盖与机座联接螺栓直径 =(0.5~0.6) M10 轴承端盖螺钉直径 =(0.4~0.5) 8 视孔盖螺钉直径 =(0.3~0.4) 6 定位销直径 =(0.7~0.8) 8 ,,至外机壁距离 查机械课程设计指导书表6-1 30 20 18 ,至凸缘边缘距离 查机械课程设计指导书表6-1 25 14 外机壁至轴承座端面距离 =++(8~12) 50 大齿轮顶圆与内机壁距离 1.2 16 齿轮端面与内机壁距离 12 机盖,机座肋厚 8?9 轴承端盖外径 +(5~5.5) 89(1轴) 89(2轴) 124(3轴) 轴承旁联结螺栓距离 89(1轴) 89(2轴) 124(3轴) 十、 润滑密封设计 对于二级圆柱齿轮减速器,因为传动装置属于轻型的,且传速较低,所以其速度远远小于,所以采用油润滑,箱体内选用CKC220(GB5903-1986)润滑油,装至规定高度. 油的深度为H+2 H=40mm =4.5mm 所以H+=40+2×4.5=49mm 其中油的粘度大,化学合成油,润滑效果好。 密封性来讲为了保证机盖与机座联接处密封,联接 凸缘应有足够的宽度,联接表面应精创,其表面粗度应为6.3. 密封的表面要经过刮研。而且,凸缘联接螺柱之间的距离不宜太 大,减速器的工作原理要小于150mm。并匀均布置,保证部分面处的密封性。 十一、箱体及其附件的结构设计 11-1、减速器箱体的结构设计 箱体采用剖分式结构,剖分面通过轴心。下面对箱体进行具体设计: 1.确定箱体的尺寸与形状 箱体的尺寸直接影响它的刚度。首先要确定合理的箱体壁厚。 根据经验公式:(T为低速轴转矩,N·m) 可取。 为了保证结合面连接处的局部刚度与接触刚度,箱盖与箱座连接部分都有较 厚的连接壁缘,箱座底面凸缘厚度设计得更厚些。 2.合理设计肋板 在轴承座孔与箱底接合面处设置加强肋,减少了侧壁的弯曲变形。 3.合理选择材料 因为铸铁易切削,抗压性能好,并具有一定的吸振性,且减速器的受载不大,所以箱体可用灰铸铁制成。 11-2、减速器附件的结构设计 (1)检查孔和视孔盖 检查孔用于检查传动件的啮合情况、润滑情况、接触斑点及齿侧间隙,还可用来注入润滑油,检查要开在便于观察传动件啮合区的位置,其尺寸大小应便于检查操作。视孔盖用铸铁制成,它和箱体之间加密封垫。 (2)放油螺塞 放油孔设在箱座底面最低处,其附近留有足够的空间,以便于放容器,箱体底面向放油孔方向倾斜一点,并在其附近形成凹坑,以便于油污的汇集和排放。放油螺塞为六角头细牙螺纹,在六角头与放油孔的接触面处加封油圈密封。 (3)油标 油标用来指示油面高度,将它设置在便于检查及油面较稳定之处。 (4)通气器 通气器用于通气,使箱内外气压一致,以避免由于运转时箱内温度升高,内压增大,而引起减速器润滑油的渗漏。将通气器设置在检查孔上,其里面还有过滤网可减少灰尘进入。 5)起吊装置 起吊装置用于拆卸及搬运减速器。减速器箱盖上设有吊孔,箱座凸缘下面设有吊耳,它们就组成了起吊装置。 (6)起盖螺钉 为便于起盖,在箱盖凸缘上装设2个起盖螺钉。拆卸箱盖时,可先拧动此螺钉顶起箱盖。 (7)定位销 在箱体连接凸缘上相距较远处安置两个圆锥销,保证箱体轴承孔的加工精度与装配精度。 十二、 课程设计总结 这次的机械设计课程设计,让我所学的知识得到了实践的机会,并学到了许多有用的实践知识,特别是在单个的零件设计阶段,学到了许多以前在课堂上被忽略的知识,比如说,轴的整体设计和轴上零件的分别设计,以前对其强度的校核有所忽视,经过这次的课程设计就得到了良好的补充。另外,我也认识到机器或部件的整体方面的设计也是至关重要的,例如说箱体的美观度和对称性在减速器的实用性和直观上就有非常重要的意义。 除了对基础知识的巩固和提高方面的意义外,这次的课程设计也让我对计算机辅助设计软件有了更加全面的了解和应用,应该说收获还是很多的。当然由于时间的原因或是自己知识的局限的原因,在设计的过程中我就遇到了许多的困难,有些地方也有些马虎了事了,这个我希望在以后的设计中可以得到补充。 总的来说课程设计就像是工作和实习一样,不仅充满困难和挑战,也充满欢欣和喜悦。 十三、参考文献 刘阳,王洪主编《机械设计基础》.北京:清华大学出版社,2010 王洪,刘阳主编《机械设计课程设计》.北京:北京交通大学出版社,2010

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时间:2020-07-13 18:50