電動(dòng)葫蘆課程設(shè)計(jì)

1、機(jī)械課程綜合設(shè)計(jì)課 程 設(shè) 計(jì) 說(shuō) 明 書課程設(shè)計(jì)名稱： 題 目： 學(xué) 生 姓 名： 專 業(yè)： 指 導(dǎo) 教 師： 日期： 2014 年 12 月 25 日前言機(jī)械綜合課程設(shè)計(jì)是機(jī)械專業(yè)教學(xué)的一個(gè)重要組成部分。機(jī)械綜合課程設(shè)計(jì)的目的在于進(jìn)一步鞏固和加深學(xué)生所學(xué)的機(jī)械專業(yè)各課程理論知識(shí)，培養(yǎng)學(xué)生獨(dú)立解決實(shí)際問(wèn)題的能力，使學(xué)生對(duì)機(jī)械的運(yùn)動(dòng)學(xué)和動(dòng)力學(xué)的分析和設(shè)計(jì)有一較完整的概念，并進(jìn)一步提高計(jì)算、繪圖和使用技術(shù)資料的能力，更為重要的是培養(yǎng)開(kāi)發(fā)和創(chuàng)新機(jī)械的能力。本論文主要內(nèi)容是進(jìn)行圓柱斜齒輪的設(shè)計(jì)計(jì)算，在設(shè)計(jì)計(jì)算中運(yùn)用到了機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ)、機(jī)械制圖、理論力學(xué)、公差與互換性等多門課程知識(shí)，并運(yùn)用AUTOCAD

2、軟件進(jìn)行繪圖，因此是一個(gè)非常重要的綜合實(shí)踐環(huán)節(jié),也是一次全面的、 規(guī)范的實(shí)踐訓(xùn)練。通過(guò)這次訓(xùn)練，使我們?cè)诒姸喾矫娴玫搅隋憻捄团囵B(yǎng)。主要體現(xiàn)在如下幾個(gè)方面：（1）培養(yǎng)了我們理論聯(lián)系實(shí)際的設(shè)計(jì)思想，訓(xùn)練了綜合運(yùn)用機(jī)械設(shè)計(jì)課程和其他相關(guān)課程的基礎(chǔ)理論并結(jié)合生產(chǎn)實(shí)際進(jìn)行分析和解決工程實(shí)際問(wèn)題的能力，鞏固、深化和擴(kuò)展了相關(guān)機(jī)械設(shè)計(jì)方面的知識(shí)。（2）通過(guò)對(duì)通用機(jī)械零件、常用機(jī)械傳動(dòng)或簡(jiǎn)單機(jī)械的設(shè)計(jì)，使我們掌握了一般機(jī)械設(shè)計(jì)的程序和方法，樹(shù)立正確的工程設(shè)計(jì)思想，培養(yǎng)獨(dú)立、全面、科學(xué)的工程設(shè)計(jì)能力和創(chuàng)新能力。（3）另外培養(yǎng)了我們查閱和使用標(biāo)準(zhǔn)、規(guī)范、手冊(cè)、圖冊(cè)及相關(guān)技術(shù)資料的能力以及計(jì)算、繪圖數(shù)據(jù)處理、計(jì)算機(jī)

3、輔助設(shè)計(jì)方面的能力。目錄1 課程設(shè)計(jì)任務(wù)書 32 電動(dòng)葫蘆的設(shè)計(jì)方案 33選擇電動(dòng)機(jī) 44確定減速器總傳動(dòng)比及分配各級(jí)傳比 45 分別計(jì)算各軸轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)矩 56 齒輪的設(shè)計(jì)與校核 67軸設(shè)計(jì)與校核 138 鍵的選擇和校核 189減速器的潤(rùn)滑方式和密封種類的選擇 1910箱體設(shè)計(jì) 1911 總結(jié) 2012 參考文獻(xiàn) 21221.機(jī)械綜合課程設(shè)計(jì)任務(wù)書 題目：電動(dòng)葫蘆傳動(dòng)裝置指導(dǎo)老師： 原始數(shù)據(jù)起重量 /t提升高度 /m起升速度 m/min鋼絲繩直徑 mm524815.5使用年限：10年工作條件：兩班制，常溫下連續(xù)工作；空載起動(dòng)，工作載荷平穩(wěn)，單向運(yùn)轉(zhuǎn)；三相交流電源，電壓380v/220v設(shè)計(jì)

4、工作量：1.減速器裝配圖一張 2.設(shè)計(jì)說(shuō)明書一份2電動(dòng)葫蘆的設(shè)計(jì)方案  電動(dòng)葫蘆起升機(jī)構(gòu)的排列主要為電動(dòng)機(jī)，減速器和卷筒裝置3個(gè)部件。排列方式有平行軸和同軸兩種方式排列形式，如圖一所示 圖一 電葫蘆設(shè)計(jì)方案 這里優(yōu)先選用b方案，電機(jī)、減速器、卷筒布置較為合理。減速器的大齒輪和卷筒連在一起，轉(zhuǎn)矩經(jīng)大齒輪直接傳給卷筒，使得卷筒只受彎矩而不受扭矩。其優(yōu)點(diǎn)是機(jī)構(gòu)緊湊，傳動(dòng)穩(wěn)定，安全系數(shù)高。減速器用斜齒輪傳動(dòng)，載荷方向不變和齒輪傳動(dòng)的脈動(dòng)循環(huán)，對(duì)電動(dòng)機(jī)產(chǎn)生一個(gè)除彈簧制動(dòng)的軸向力以外的載荷制動(dòng)軸向力。當(dāng)斜齒輪傾斜角一定時(shí)，軸向力大小與載荷成正比，起吊載荷越大，該軸向力也越大，產(chǎn)生的制動(dòng)

5、力矩也越大；反之亦然。它可以減小制動(dòng)彈簧的軸受力，制動(dòng)瞬間的沖擊減小，電動(dòng)機(jī)軸受扭轉(zhuǎn)的沖擊也將減小，尤其表現(xiàn)在起吊輕載荷時(shí)，提高了電動(dòng)機(jī)軸的安全性。 圖a的結(jié)構(gòu)電機(jī)與卷筒布置不再同一平面上通過(guò)減速器相連，使得減速器轉(zhuǎn)矩增大。初步設(shè)計(jì)減速箱原理如下圖二所示 圖二 電葫蘆減速器原理圖3選擇電動(dòng)機(jī)起升機(jī)構(gòu)總效率0=14233414為四對(duì)滾動(dòng)軸承的傳動(dòng)效率取1 =0.992 為彈性柱銷聯(lián)軸器的傳動(dòng)效率取2 =0.9833 為三對(duì)齒輪與齒輪軸的傳動(dòng)效率取3 =0.974為滾筒的傳動(dòng)效率取4 =0.98則提升機(jī)構(gòu)總效率為 =0.98x0.994 x0.98x0.983 x=0.864故此電動(dòng)機(jī)靜

6、功率w=FxV/ P=50000x0.1333/0.864=7.414kw根據(jù)工作條件，選擇一般用途的y系列三相異步電動(dòng)機(jī)，型號(hào)為Y-132M4，額定功率7.5KW，滿載轉(zhuǎn)速1440r/min,額定轉(zhuǎn)矩2.2N/M 最大轉(zhuǎn)矩2.2N/M.4確定減速器總傳動(dòng)比及分配各級(jí)傳動(dòng)比總傳動(dòng)比 這里n3為電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速（rmin）。4.1 分配各級(jí)傳動(dòng)比減速器實(shí)際總傳動(dòng)比i=iAB·iCD·iEF=第一級(jí)傳動(dòng)比 第二級(jí)傳動(dòng)比 第三級(jí)傳動(dòng)比 這里ZA、ZB、ZC、ZD、ZE和ZF分別代表齒輪A、B、C、D、E和F的齒數(shù)。5分別計(jì)算各軸轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)矩5.1軸I(輸入軸) NI=n=1400

7、r/min PI=7.5 kw TI=9550PI/nI=9550x7.5/1400=53.65 N.M5.2軸(中間軸)：NII=1400/5.125=273.17 r/min PII=7.5x0.97=7.329 kw TII=9550PII/nII=9550x7.329/273.17=266.70 N.M5.3軸(中間軸)：NIII=273.17/3.875=70.58 r/min PIII=7.329x0.97=7.21 kw TIII=9550PIII/nIII=9550x7.21/70.58=1001.27 N.M5.4軸(輸出軸)：NIV=70.58/4.125=17.22 r/

8、min PIV=7.21x0.97=7.15 kw TIV=9550PIV/nIV=9550x7.15/17.22=3981.94 N.M各級(jí)齒輪傳動(dòng)效率取為0.97。計(jì)算結(jié)果列于下表： 表一 各傳動(dòng)軸數(shù)據(jù)項(xiàng)目軸I（輸入軸）軸軸軸轉(zhuǎn)速n（r/min）1400273.1770.5817.22功率P（kW）7.8657.6297.407.18轉(zhuǎn)矩T（Nm）53.65266.701001.273981.94傳動(dòng)比 i5.1253.8754.1256齒輪的設(shè)計(jì)與校核6.1高速級(jí)齒輪A、B傳動(dòng)設(shè)計(jì)因起重機(jī)起升機(jī)構(gòu)的齒輪所承受載荷為沖擊性質(zhì)，為使結(jié)構(gòu)緊湊，齒輪材料均用20CrMnTi，滲碳淬火，齒面硬度H

9、RC5862，材料抗拉強(qiáng)度B=1100MPa，屈服極限s=850MPa。齒輪精度選為8級(jí)(GBl009588)?？紤]到載荷性質(zhì)及對(duì)高硬度齒面齒輪傳動(dòng)，因此以抗彎強(qiáng)度為主，初選螺旋角12°6.1.1 按齒面接觸強(qiáng)度條件設(shè)計(jì)小輪分度圓直徑確定式中各參數(shù)：(1) 端面重合度其中: ,且 求得:(2) 載荷系數(shù)Kt對(duì)起重機(jī)，載荷沖擊較大，初選載荷系數(shù)Kt2。(3)齒輪A轉(zhuǎn)矩TA TAT164.39 ×103N·mm。(4)齒寬系數(shù)d 取d=1。 (5)齒數(shù)比u 對(duì)減速傳動(dòng)，ui5.125。(6)節(jié)點(diǎn)區(qū)域系數(shù)ZH 查機(jī)械設(shè)計(jì)圖6.19得ZH2.47。(7)材料彈性系數(shù)ZE

10、查機(jī)械設(shè)計(jì)ZE189.8。(8)材料許用接觸應(yīng)力 H式中參數(shù)如下：試驗(yàn)齒輪接觸疲勞極限應(yīng)力 Hlim1450MPa；接觸強(qiáng)度安全系數(shù)SH1.25；接觸強(qiáng)度壽命系數(shù)KHN：因電動(dòng)葫蘆的齒輪是在變載條件下工作的，對(duì)電動(dòng)葫蘆為中級(jí)工作類型，用轉(zhuǎn)矩T代替圖中的載荷Q(轉(zhuǎn)矩了與載荷Q成正比)，當(dāng)量接觸應(yīng)力循環(huán)次數(shù)為：對(duì)齒輪A：式中 n1齒輪A(軸1)轉(zhuǎn)速，n11400rmin； i序數(shù)，i1，2，k； ti各階段載荷工作時(shí)間，h， Ti各階段載荷齒輪所受的轉(zhuǎn)矩，N·m； Tmax各階段載荷中，齒輪所受的最大轉(zhuǎn)矩，N·m。故NHA=60×1400×6000×

11、;(13×0.200.53×0.200.253×0.100.053×0.50)=1.142×108對(duì)齒輪B：查3得接觸強(qiáng)度壽命系數(shù)KHNA1.18，KHNB1.27。由此得齒輪A的許用接觸應(yīng)力齒輪B的許用接觸應(yīng)力因齒輪A強(qiáng)度較弱，故以齒輪A為計(jì)算依據(jù)。把上述各值代入設(shè)計(jì)公式，得小齒輪分度圓直徑(9)計(jì)算：齒輪圓周速度(10)精算載荷系數(shù)K查3表6.2得工作情況系數(shù)KA1.25。按8級(jí)精度查表得動(dòng)載荷系數(shù)Kv1.12,齒間載荷分配系數(shù)KH1.1,齒向載荷分布系數(shù)KH1.14。故接觸強(qiáng)度載荷系數(shù)按實(shí)際載荷系數(shù)K修正齒輪分度圓直徑 齒輪模數(shù)6.1.2

12、按齒根彎曲強(qiáng)度條件設(shè)計(jì)齒輪模數(shù)確定式中各參數(shù)：(1)參數(shù)Kt2,TAT164.39 ×103N·mm,d=1, ,。(2)螺旋角影響系數(shù)Y 因齒輪軸向重合度0.318dz1tan0.318 × 1×16×tan12°=1.08，查表 得Y=0.92。(3)齒形系數(shù)YFa因當(dāng)量齒數(shù)查表6.4 得 齒形系數(shù)YFaA2.97，YFaB2.21；1.52，1.78(4)許用彎曲應(yīng)力F 式中Flim試驗(yàn)齒輪彎曲疲勞極限，F(xiàn)lim850MPa； SF彎曲強(qiáng)度安全系數(shù)，SF1.5； KFN彎曲強(qiáng)度壽命系數(shù)，與當(dāng)量彎曲應(yīng)力循環(huán)次數(shù)有關(guān)。對(duì)齒輪A：式中

13、各符號(hào)含義同前。仿照確定NHA的方式，則得對(duì)齒輪B：因NFA>N03×106，NFB>N03×106，故查得彎曲強(qiáng)度壽命系數(shù)KFA1，KFB1。由此得齒輪A、B的許用彎曲應(yīng)力式中系數(shù)=0.70是考慮傳動(dòng)齒輪A、B正反向受載而引入的修正系數(shù)。(6)比較兩齒輪的比值對(duì)齒輪A： 對(duì)齒輪B： 兩輪相比，說(shuō)明A輪彎曲強(qiáng)度較弱，故應(yīng)以A輪為計(jì)算依據(jù)。(7)按彎曲強(qiáng)度條件計(jì)算齒輪模數(shù)m把上述各值代入前述的設(shè)計(jì)公式，則得=1.77mm 對(duì)比計(jì)算結(jié)果，由齒面接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)m小玉由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)，由于齒輪模數(shù)取決于彎曲疲勞強(qiáng)度所決定的承載能力，而齒面接

14、觸疲勞強(qiáng)度從決定的承載能力，僅與齒輪直徑有關(guān)，可取由彎曲疲勞強(qiáng)度算得的模數(shù)1.77并就近圓整標(biāo)準(zhǔn)值m=2mm, 這樣設(shè)計(jì)出的齒輪傳動(dòng)既滿足了齒面接觸疲勞強(qiáng)度，又滿足了齒根彎曲疲勞強(qiáng)度，并做到結(jié)果緊湊，避免浪費(fèi)。6.1.3主要幾何尺寸計(jì)算(1)中心距a取中心距。(2)精算螺旋角因值與原估算值接近，不必修正參數(shù)、K和ZH。(3)齒輪A、B的分度圓直徑d(4)齒輪寬度b6.2中速級(jí)齒輪C、D傳動(dòng)設(shè)計(jì)因起重機(jī)起升機(jī)構(gòu)的齒輪所承受載荷為沖擊性質(zhì)，為使結(jié)構(gòu)緊湊，齒輪材料均用20CrMnTi，滲碳淬火，齒面硬度HRC5862，材料抗拉強(qiáng)度B=1100MPa，屈服極限s=850MPa。齒輪精度選為8

15、級(jí)(GBl009588)。6.2.1按齒根彎曲強(qiáng)度條件設(shè)計(jì)齒輪模數(shù)確定式中各參數(shù)：(1)參數(shù)Kt2,TCT1266.70 ×103N·mm,d=1, ,。(2)螺旋角影響系數(shù)Y 因齒輪軸向重合度0.318dz1tan0.318 × 1×16×tan12°=1.08，查得Y=0.92。(3)齒形系數(shù)YFa因當(dāng)量齒數(shù)查表得 齒形系數(shù)YFaC2.97，YFaD2.26；1.52，1.74(4)許用彎曲應(yīng)力F 式中Flim試驗(yàn)齒輪彎曲疲勞極限，F(xiàn)lim850MPa； SF彎曲強(qiáng)度安全系數(shù)，SF1.5； KFN彎曲強(qiáng)度壽命系數(shù)，與當(dāng)量彎曲應(yīng)力循

16、環(huán)次數(shù)有關(guān)。對(duì)齒輪C：式中各符號(hào)含義同前。仿照確定NHC的方式，則得對(duì)齒輪D： 因NFC>N03×106，NFD>N03×106，故查得彎曲強(qiáng)度壽命系數(shù)KFC1，KFD1。由此得齒輪C、D的許用彎曲應(yīng)力式中系數(shù)=0.70是考慮傳動(dòng)齒輪A、B正反向受載而引入的修正系數(shù)。(6)比較兩齒輪的比值對(duì)齒輪C：對(duì)齒輪D： 兩輪相比，說(shuō)明C輪彎曲強(qiáng)度較弱，故應(yīng)以C輪為計(jì)算依據(jù)。(7)按彎曲強(qiáng)度條件計(jì)算齒輪模數(shù)m把上述各值代入前述的設(shè)計(jì)公式，則得=2.97mm比較上述兩種設(shè)計(jì)準(zhǔn)則的計(jì)算結(jié)果，應(yīng)取齒輪標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)mn3mm。6.2.2主要幾何尺寸計(jì)算(1)中心距a取中心距。(2)精算

17、螺旋角因值與原估算值接近，不必修正參數(shù)、K和ZH。(3)齒輪C、D的分度圓直徑d(4)齒輪寬度b6.3低速級(jí)齒輪E、F傳動(dòng)設(shè)計(jì)因起重機(jī)起升機(jī)構(gòu)的齒輪所承受載荷為沖擊性質(zhì)，為使結(jié)構(gòu)緊湊，齒輪材料均用20CrMnTi，滲碳淬火，齒面硬度HRC5862，材料抗拉強(qiáng)度B=1100MPa，屈服極限s=850MPa。齒輪精度選為8級(jí)(GBl009588)?？紤]到載荷性質(zhì)及對(duì)高硬度齒面齒輪傳動(dòng)，因此以抗彎強(qiáng)度為主，初選螺旋角12°6.3.1按彎曲強(qiáng)度條件計(jì)算齒輪模數(shù)m把各值代入前述的設(shè)計(jì)公式，則得=3.70mm比較上述兩種設(shè)計(jì)準(zhǔn)則的計(jì)算結(jié)果，應(yīng)取齒輪標(biāo)準(zhǔn)模數(shù)mn4mm。6.3.2主要幾何尺寸計(jì)算(

18、1)中心距a取中心距。(2)精算螺旋角因值與原估算值接近，不必修正參數(shù)、K和ZH。(3)齒輪E、F的分度圓直徑d(4)齒輪寬度b齒輪A、B、C、D、E、F其它尺寸計(jì)算結(jié)果列于下表： 表二 齒輪設(shè)計(jì)數(shù)據(jù) 單位：mm尺寸 齒輪ABCDEF齒數(shù)Z168216621666模數(shù)m234螺旋角ß11°2842"10°3447"10°5236"中心距a100120167分度圓直徑d32.65167.3548.83189.2265.15268.75齒頂圓直徑da35.50170.5053.20192.5069.45270.76齒根圓直徑df

19、28.65164.3544.33186.2061.15262.50齒厚b3833544971667軸的設(shè)計(jì)與校核7.1計(jì)算軸7.1.1計(jì)算軸的直徑軸材料選用20CrMnTi，按下式估算空心軸外徑： mm式中 P軸傳遞功率，P7.18kW；n軸轉(zhuǎn)遞，n17.22rmin； 空心軸內(nèi)徑與外徑之比，可取為0.5； A0系數(shù)，對(duì)20CrMnTi，可取A0107。代入各值，則mm取d85mm，并以此作為軸(裝齒輪F至裝卷筒段)最小外徑，并按軸上零件相互關(guān)系設(shè)計(jì)軸。軸的結(jié)構(gòu)如圖三所示。 圖三 軸I與軸IV的結(jié)構(gòu)7.1.2分析軸上的作用力軸上的作用力如圖四所示，各力計(jì)算如下： (1)齒輪F對(duì)軸上的作用力齒輪

20、F齒數(shù)zF66，模數(shù)mn=4mm，螺旋角10°5236"，分度圓直徑d=268.75mm圓周力 徑向力 軸向力 (2)卷筒對(duì)軸上的徑向作用力R圖四 軸的作用力分析 當(dāng)重物移至靠近軸的右端極限位置時(shí)，卷筒作用于軸上e點(diǎn)的力R達(dá)到最大值，近似取這里系數(shù)1.02是表示吊具重量估計(jì)為起重量的2。 (3)軸I在支承d處對(duì)軸上的徑向作用力Rdn和Rdm， 軸I的作用力分析如圖五所示。 如果略去軸I上聯(lián)軸器附加力的影響，齒輪A作用于軸1上的力有：圓周力 徑向力 軸向力 由圖1按結(jié)構(gòu)取L322mm，L129mm。求垂直平面(mcd面)上的支反力： 求水平面(ncd面)上的支反力： 對(duì)軸來(lái)說(shuō)

21、，Rdm與Rdn的方向應(yīng)與圖五所示的相反。由于上述的力分別作用于xdy坐標(biāo)系內(nèi)和ndm坐標(biāo)系內(nèi)，兩坐標(biāo)間的夾角為1，因此要把ndm坐標(biāo)系內(nèi)的力Rdn和Rdm換算為xdy坐標(biāo)系內(nèi)的力Rdx和Rdy。由1式(4-12)得兩坐標(biāo)系間的夾角 代入數(shù)據(jù)得：圖五 軸I的作用力分析根據(jù)1 式(4-13)和3 圖4-9，得力Rdn和Rdm在坐標(biāo)xdy上的投影（與x軸方向相反） 把上述求得的力標(biāo)注在軸的空間受力圖上(圖五)。3計(jì)算軸上危險(xiǎn)截面的彎矩、轉(zhuǎn)矩和合成彎矩如圖（六）根據(jù)上述數(shù)據(jù)和軸上支點(diǎn)a、b處的支反力，可計(jì)算軸上危險(xiǎn)截面的彎矩、轉(zhuǎn)矩和合成彎矩。 圖六 IV軸所受彎矩圖 由計(jì)算可知軸強(qiáng)度符合要求。7.2

22、軸I、的設(shè)計(jì)計(jì)算軸的直徑計(jì)算結(jié)果如下： 表三 軸的尺寸設(shè)計(jì)數(shù)據(jù) 單位：mm軸I（輸入軸）軸軸軸最小直徑19.433.251.5482優(yōu)選直徑223656858 鍵的選擇和校核一般8級(jí)以上精度的齒輪有定心精度要求。選用平鍵連接，由于齒輪不在軸端，故選用普通平鍵（A型），由于傳遞轉(zhuǎn)矩較大，故此處采用雙平鍵鏈接，兩平鍵布置在沿周向180°的位置上。末級(jí)大齒輪和卷筒通過(guò)花鍵和軸相連，8.1 B號(hào)齒輪上鍵的選擇    根據(jù)d=43mm，從表6-1（機(jī)械設(shè)計(jì)第九版106頁(yè)）中查得b*h=12*8mm，由輪轂寬度并參考鍵長(zhǎng)度系列，取鍵長(zhǎng)L=32mm.

23、0;鍵軸輪轂的材料都是鋼，由表6-2查得許用擠壓應(yīng)力100120MPa,取其平均值，取=110MPa 鍵的工作長(zhǎng)度l=L-b=20mm 鍵與輪轂鍵槽的接觸高度K=0.5h=4cm 由=2000T/（kld）=2000*266.7/（4*20x43）x1.5=103.4MPa(機(jī)械設(shè) 計(jì)第八版106頁(yè)式6-1）     <=110MPa 故合適8.2 D號(hào)齒輪上的鍵的選擇    選擇鍵由d=65mm，選擇鍵bxh=18x11mm,鍵長(zhǎng)L=56mm。 &

24、#160;  鍵的材料仍選用45鋼    許用擠壓應(yīng)力=100120MPa    鍵的工作長(zhǎng)度l=L-b=56-18=38mm    K=0.5h=0.5x11=5.5mm    =2000T/（dkl）=2000*1001.07/(65*5.5*38)x1.5=98.25MPa<    所以所選鍵18x11合適9 減速器的潤(rùn)滑方式和密封種類的選擇  

25、9.1滑方式潤(rùn)的選擇     在減速器中，良好的滑潤(rùn)可以減少相對(duì)運(yùn)動(dòng)表面的摩擦，磨損和發(fā)熱，還可起動(dòng)冷卻，散熱，防銹，沖洗金屬磨粒和降低噪聲的作用，從而保證減速器的正常工作壽命。     齒輪圓周速度：高速齒輪：v1=d1n1/(60*1000)=3.14*22*1400/60*1000=1.612m/s<2m/s低速齒輪：v2=d2n2/(60*1000)=3.14*56*70.58/60*1000=0.207m/s<2m/s由于速度v均小于2m/s，且考慮到潤(rùn)滑脂承受的負(fù)荷能力較

26、大，粘附性較好，不易流失。所以軸承采用脂滑劑，齒輪靠機(jī)體油的飛濺潤(rùn)滑 9.2 潤(rùn)滑油的選擇  由于該減速器是一般齒輪減速器，故選用N200工業(yè)齒輪油，軸承選用Z6N-2潤(rùn)滑脂 9.3 密封方式的選擇   輸入軸和輸出軸的外伸處，為防止?jié)櫥饴┘巴饨缁覊m等造成軸承的磨損或腐蝕，要求設(shè)置密封裝置，因用脂潤(rùn)滑，所以采用毛氈圈油封，即在軸承蓋上開(kāi)出梯形槽，將毛氈按標(biāo)準(zhǔn)制成環(huán)形，放置在梯形槽中以與軸密合接觸，或在軸承蓋上開(kāi)缺口防止氈圈油封，然后用另一個(gè)零件壓在氈圈油封上，以調(diào)整毛氈密封效果，它的結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單，所以用氈圈油封。10 變速箱體設(shè)計(jì)箱體在工作過(guò)程中，受力十分復(fù)雜，為了保證具有足夠的強(qiáng)度和剛度要求，對(duì)箱體的壁厚有單獨(dú)的要求，并應(yīng)在軸承座設(shè)置加強(qiáng)助。箱體采用鑄造加工方法，材料為灰鑄鐵。10.1 箱體的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì) 表四 變速箱尺寸名稱 符號(hào)計(jì)算公式計(jì)算結(jié)果箱座壁厚 =0.025a+88mm向該壁厚11=0.02