帶式輸送機(jī)傳動裝置課程設(shè)計(jì)2

1、1.傳動裝置的總體方案設(shè)計(jì)1.1 傳動裝置的運(yùn)動簡圖及方案分析1.1.1 運(yùn)動簡圖表11 原始數(shù)據(jù)學(xué) 號 03 題 號 輸送帶工作拉力 6.5輸送帶工作速度 () 0.85滾筒直徑 3501.1.2 方案分析該工作機(jī)有輕微振動，由于V帶有緩沖吸振能力，采用V帶傳動能減小振動帶來的影響，并且該工作機(jī)屬于小功率、載荷變化不大，可以采用V帶這種簡單的結(jié)構(gòu)，并且價(jià)格便宜，標(biāo)準(zhǔn)化程度高，大幅降低了成本。減速器部分兩級展開式圓柱齒輪減速，這是兩級減速器中應(yīng)用最廣泛的一種。齒輪相對于軸承不對稱，要求軸具有較大的剛度。高速級齒輪常布置在遠(yuǎn)離扭矩輸入端的一邊，以減小因彎曲變形所引起的載荷沿齒寬分布不均現(xiàn)象。原動

2、機(jī)部為Y系列三相交流異步電動機(jī)?？傮w來講，該傳動方案滿足工作機(jī)的性能要求，適應(yīng)工作條件、工作可靠，此外還結(jié)構(gòu)簡單、尺寸緊湊、成本低傳動效率高。1.2電動機(jī)的選擇1.2.1 電動機(jī)的類型和結(jié)構(gòu)形式 電動機(jī)選擇Y系列三相交流異步電動機(jī)，電動機(jī)的結(jié)構(gòu)形式為封閉式。1.2.2 確定電動機(jī)的轉(zhuǎn)速 由于電動機(jī)同步轉(zhuǎn)速愈高，價(jià)格愈貴，所以選取的電動機(jī)同步轉(zhuǎn)速不會太低。在一般械中，用的最多的是同步轉(zhuǎn)速為1500或1000的電動機(jī)。這里1500的電動機(jī)。1.2.3 確定電動機(jī)的功率和型號 1.計(jì)算工作機(jī)所需輸入功率 由原始數(shù)據(jù)表中的數(shù)據(jù)得 2.計(jì)算電動機(jī)所需的功率 式中，為傳動裝置的總效率 式子中分別為傳動裝置

3、中每對運(yùn)動副或傳動副的效率。 帶傳動效率 一對軸承效率 齒輪傳動效率 聯(lián)軸器傳動效率 滾筒的效率 總效率 取查2表939得 選擇Y132M4型電動機(jī) 電動機(jī)技術(shù)數(shù)據(jù)如下：額定功率：滿載轉(zhuǎn)速: 額定轉(zhuǎn)矩： 最大轉(zhuǎn)矩：運(yùn)輸帶轉(zhuǎn)速1.3計(jì)算總傳動比和分配各級傳動比1.3.1確定總傳動比電動機(jī)滿載速率，工作機(jī)所需轉(zhuǎn)速總傳動比為各級傳動比的連乘積，即1.3.2分配各級傳動比總傳動比初選帶輪的傳動比，減速器傳動比取高速級齒輪傳動比為低速級齒輪傳動比的1.3倍，所以求的高速級傳動比=4，低速級齒輪傳動比=3.11.4計(jì)算傳動裝置的運(yùn)動參數(shù)和動力參數(shù) 1.4.1計(jì)算各軸的轉(zhuǎn)速 傳動裝置從電動機(jī)到工作機(jī)有三個(gè)軸

4、，依次為I,II,III軸。 1.4.2計(jì)算各軸的輸入功率 1.4.3計(jì)算各軸的輸入轉(zhuǎn)矩 傳動裝置參數(shù)見表12表12 傳動裝置的運(yùn)動參數(shù)和動力參數(shù)軸號轉(zhuǎn)速（r/min）輸入功率(kW)輸入轉(zhuǎn)矩(Nm)I5766.25103.62II1446.06401.90III46.55.88127.612.傳動零部件的設(shè)計(jì)計(jì)算2.1帶傳動 2.1.1確定計(jì)算功率并選擇V帶的帶型 1.確定計(jì)算工率 由1表87查的工作情況系數(shù)，故 2.選擇V帶的帶型 根據(jù)，由1圖811選用A型。2.1.2確定帶輪的基準(zhǔn)直徑并驗(yàn)算帶速1.初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑。由1表86和表88，取小帶輪的基 。2.驗(yàn)算帶速。按1式（813）驗(yàn)

5、算帶的速度 因?yàn)?，故帶速合適。3.計(jì)算大帶輪的基準(zhǔn)直徑。由1式（815a）,計(jì)算大帶輪的基準(zhǔn)直徑 根據(jù)1表88，圓整為。2.1.3確定V帶的中心距和基準(zhǔn)長度 1.根據(jù)1式（820） 初定中心距為。 2.由1式（822）計(jì)算所需基準(zhǔn)長度 由1表82選帶輪基準(zhǔn)長度。3.按1式（823）計(jì)算實(shí)際中心距。 中心距的變化范圍為。 2.1.4驗(yàn)算帶輪包角 2.1.5計(jì)算帶的根數(shù) 1.計(jì)算單根V帶的額定功率 由和，查1表84a得 根據(jù)，和A型帶查1表84b得 查的1表85得，表82得，于是 2.計(jì)算V帶的根數(shù)Z 取6根 2.1.6確定帶的初拉力和壓軸力由表1表83得A型帶單位長度質(zhì)量，所以 應(yīng)使帶的實(shí)際初拉

6、力 壓軸力最小值2.1.7帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)1.帶輪材料的確定大小帶輪材料都選用HT2002.帶輪結(jié)構(gòu)形式小帶輪選用實(shí)心式，大帶輪選用孔板式（6孔）具體尺寸參照1表810圖814確定。大帶輪結(jié)構(gòu)簡圖如圖21圖212.2齒輪傳動（一）高速級齒輪傳動2.2.1選擇精度等級，材料及齒數(shù) 1.運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)，速度不高，故選用7級精度。 2.材料選擇。選擇小齒輪材料為40Cr(調(diào)質(zhì))，硬度為280HBS,大齒輪材料為45剛（調(diào)質(zhì)）硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。3.選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù) 2.2.2齒輪強(qiáng)度設(shè)計(jì) 1.選取螺旋角 初選螺旋角=14 2.按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì) 按1式（1021

7、）試算，即（1）確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值 1）試選載荷系數(shù) 2）小齒輪的傳遞轉(zhuǎn)矩由前面算得 3）由1表107選取齒寬系數(shù) 4）由1表106差得材料的彈性影響系數(shù)。 5）由1圖1021d按齒面硬度查的小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限。 6）由式11013計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 7）由1圖1019取接觸疲勞強(qiáng)度壽命系數(shù)， 8）計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力 9）由1圖選取區(qū)域系數(shù)10）由1圖1026查的， 則11）許用接觸應(yīng)力 （2）計(jì)算1）試算小齒輪分度圓直徑，有計(jì)算公式得 2）計(jì)算圓周速度 3）計(jì)算齒寬b及模數(shù)4）計(jì)算縱向重合度 5）計(jì)算載荷系數(shù) 已知使用系數(shù)，根據(jù)，7級精度，由1圖108查的

8、動載系數(shù)；由表104查的；由表1013查得；由表103差得。故載荷系數(shù) 6）按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算的的分度圓直徑，由1式（1010a）得 7）計(jì)算模數(shù)3.按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)由1式（1017）（1）確定計(jì)算參數(shù)1）計(jì)算載荷系數(shù)2）計(jì)算縱向重合度，從1圖1028查的螺旋角影響系數(shù)3）計(jì)算當(dāng)量齒數(shù) 4）查齒形系數(shù) 由1表105查得； 5）查取應(yīng)力校正系數(shù) 由1表105查得； 6）由1圖1020c查得小齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的彎曲疲勞極限 7）由1圖1018取彎曲疲勞壽命系數(shù)， 8）計(jì)算彎曲許用應(yīng)力 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由式1(1012)得 9）計(jì)算大小齒輪的 大齒輪數(shù)值大。（2

9、）設(shè)計(jì)計(jì)算由接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)。取以滿足彎曲疲勞強(qiáng)度。為同時(shí)滿足接觸疲勞強(qiáng)度需按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑計(jì)算齒數(shù)。取，則2.2.3幾何尺寸計(jì)算1.計(jì)算中心距將中心距圓整為140mm。2.按圓整后的中心距修螺旋角 因值改變不大故參數(shù)不必修正。3.計(jì)算大小齒輪分度圓直徑 4.計(jì)算齒輪寬度圓整后取2.2.4齒輪結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)（中間軸大齒輪）因齒頂圓直徑大于160mm,而又小于500mm，故以選用腹板式結(jié)構(gòu)為宜。其他有關(guān)尺寸按1圖1039薦用的結(jié)構(gòu)尺寸設(shè)計(jì)。大齒輪結(jié)構(gòu)簡圖22圖22（二）低速級齒輪傳動2.2.5選擇精度等級，材料及齒數(shù) 1.運(yùn)輸機(jī)為一般工作機(jī)，速度不

10、高，故選用7級精度。 2.材料選擇。選擇小齒輪材料為40Cr(調(diào)質(zhì))，硬度為280HBS,大齒輪材料為45剛（調(diào)質(zhì)）硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。 3.選小齒輪齒數(shù)，大齒輪齒數(shù)2.2.6齒輪強(qiáng)度設(shè)計(jì) 1.選取螺旋角 初選螺旋角=12 2.按齒面接觸強(qiáng)度設(shè)計(jì) 按1式（1021）試算，即（1）確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值1）試選載荷系數(shù)2）小齒輪的傳遞轉(zhuǎn)矩由前面算得3）由1表107選取齒寬系數(shù)4）由1表106差得材料的彈性影響系數(shù)。5）由1圖1021d按齒面硬度查的小齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的接觸疲勞強(qiáng)度極限。6）由式11013計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)7）由1圖1019取接觸疲勞強(qiáng)度壽命

11、系數(shù)，8）計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力 9） 由1圖選取區(qū)域系數(shù)10）由端面重合度近似公式算得11）許用接觸應(yīng)力 （2）計(jì)算1）試算小齒輪分度圓直徑，有計(jì)算公式得2）計(jì)算圓周速度 3）計(jì)算齒寬b及模數(shù)4）計(jì)算縱向重合度 5）計(jì)算載荷系數(shù) 已知使用系數(shù)，根據(jù)，7級精度，由1圖108查的動載系數(shù)；由表104查的；由表1013查得；由表103差得。故載荷系數(shù)6）按實(shí)際的載荷系數(shù)校正所算的的分度圓直徑，由1式（1010a）得7）計(jì)算模數(shù)3.按齒根彎曲疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì) 由1式（1017）（1）確定計(jì)算參數(shù)1）計(jì)算載荷系數(shù)2）計(jì)算縱向重合度，從1圖1028查的螺旋角影響系數(shù)3）計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)4）查齒形系數(shù)由1表105查

12、得；5）查取應(yīng)力校正系數(shù) 由1表105查得；6）由1圖1020c查得小齒輪彎曲疲勞強(qiáng)度極限；大齒輪的彎曲疲勞極限 7）由1圖1018取彎曲疲勞壽命系數(shù)， 8）計(jì)算彎曲許用應(yīng)力 取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4，由式1(1012)得 9）計(jì)算大小齒輪的大齒輪數(shù)值大。（2）設(shè)計(jì)計(jì)算由接觸疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)m大于由齒根彎曲疲勞強(qiáng)度計(jì)算的模數(shù)。取以滿足彎曲疲勞強(qiáng)度。為同時(shí)滿足接觸疲勞強(qiáng)度需按接觸疲勞強(qiáng)度算得的分度圓直徑計(jì)算齒數(shù)。取，則 取整2.2.7幾何尺寸計(jì)算1.計(jì)算中心距將中心距圓整為173mm。 2.按圓整后的中心距修螺旋角因值改變不大故參數(shù)不必修正。 3.計(jì)算大小齒輪分度圓直徑4.計(jì)算齒輪寬度 圓

13、整后取 2.2.8四個(gè)齒輪的參數(shù)列表如表21表21齒輪模數(shù)齒數(shù)Z壓力角螺旋角分度圓直徑齒頂圓直徑齒底圓直徑高速級小齒輪2272015.3566051高速級大齒輪21082015.3224228219低速級小齒輪2.5332012.784.5889.5878.33低速級大齒輪2.51022012.7261.42266.42255.17續(xù)表21齒輪旋向齒寬B輪轂L材質(zhì) 熱處理結(jié)構(gòu)形式硬度高速級小齒輪右616140Cr調(diào)質(zhì)實(shí)體式280HBS高速級大齒輪左566545鋼調(diào)質(zhì)腹板式240HBS低速級小齒輪左909040Cr調(diào)質(zhì)實(shí)體式280HBS低速級大齒輪右859245鋼調(diào)質(zhì)腹板式240HBS2.3軸系

14、部件設(shè)計(jì)第軸設(shè)計(jì)2.3.1初算第III軸的最小軸徑1.輸出軸上的功率，轉(zhuǎn)速，轉(zhuǎn)矩由前面算得：，2.求作用在齒輪上的力低速級大齒輪的分度圓直徑3.初步確定軸的最小直徑先按1式（152）初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)表1表153，取,于是得輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處直徑，故需同時(shí)選取聯(lián)軸器的型號。查1表141，考慮到轉(zhuǎn)矩變化小，故取。則聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩。查GB/T50141985，選用HL5彈性柱銷聯(lián)軸器，其公稱轉(zhuǎn)矩為.半聯(lián)軸器的孔徑，故取，半聯(lián)軸器長度，半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度。2.3.2第III軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)1.各段軸直徑的確定如表22位置直徑（mm）理由6

15、0由前面算得半聯(lián)軸器的孔徑70為滿足半聯(lián)軸器軸向定位要求，軸段需制出一個(gè)軸肩， ，故取。75根據(jù)選取0基本游隙組標(biāo)準(zhǔn)精度級的單列圓錐滾子軸承30315其尺寸為。故。 87左端滾動軸承采用軸肩進(jìn)行軸向定位由2上差得30315型軸承的定位軸肩高度，因此取。89齒輪右端采用軸肩定位，軸肩高度，故取，則軸環(huán)處直徑，齒輪處直徑見段理由。77取安裝齒輪處的軸段直徑。75見段理由。表222.各軸段長度的確定如表23位置長度（mm）理由105為保證軸承擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，故段長度應(yīng)比略短些，取。50軸承端蓋總長度為20mm，取端蓋外端面與半聯(lián)軸器右端面間距離,故取。40為聯(lián)軸器長度，故 9

16、712軸環(huán)處軸肩高度，軸環(huán)寬度，取88已知齒輪輪轂寬度為92mm，為了使套筒可靠地壓緊齒輪，次軸段略短于輪轂寬度，故取68取齒輪距箱體內(nèi)壁距離為，第II軸上大齒輪距第III軸上大齒輪?？紤]到箱體鑄造誤差，在確定滾動軸承時(shí)應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離,取。滾動軸承寬度。第II軸上大齒輪輪轂長。則 表233.第III軸的結(jié)構(gòu)簡圖如圖23圖23第（II）軸設(shè)計(jì)2.3.3初算第（II）軸的最小直徑1.第（II）軸上輸入功率，轉(zhuǎn)速，轉(zhuǎn)矩由前面算得，2.分別計(jì)算大小齒輪上的力已知第（II）軸上大齒輪分度圓直 小齒輪上分度圓直徑為3.初步確定軸的最小直徑根據(jù)最小直徑查2GB/T2971994選取30309。軸承的規(guī)

17、格為2.3.4.第（II）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)1.確定軸的各段直徑如表24位置直徑（mm）理由45根據(jù)軸承的尺寸 50根據(jù)取小齒輪安裝處直徑。58小齒輪右端用軸肩定位，軸肩高度，取故，則軸環(huán)處直徑。 50取大齒輪安裝處直徑。45理由同段。 表242.確定軸的各段長度為了使套筒可靠地壓緊齒輪，分別使段和段長度略短于齒輪輪轂寬4mm。軸環(huán)處軸肩高度，軸環(huán)寬度。軸環(huán)處長度取其它軸的尺寸，根據(jù)第III軸算出的尺寸進(jìn)行確定。2.3.5第（II）軸的強(qiáng)度校核1.軸的載荷分析圖24圖242.大小齒輪截面處的力及力矩?cái)?shù)據(jù)由上軸的結(jié)構(gòu)圖及彎矩和扭矩圖可以看出大小齒輪中心線截面處是軸的危險(xiǎn)截面，現(xiàn)將計(jì)算出的兩個(gè)截面處的，

18、的值列于下表25載荷水平面垂直面支反力 彎矩 總彎矩扭矩表253.按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強(qiáng)度進(jìn)行校核時(shí)，通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面即（小齒輪）中心線截面的強(qiáng)度。根據(jù)1式（155）及上表中的數(shù)據(jù)，以及軸單向旋轉(zhuǎn)，扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈沖循環(huán)變應(yīng)力，取，軸的計(jì)算應(yīng)力前已選軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由表1151查得。因此，。故安全。4.精確校核軸的疲勞強(qiáng)度從軸的受載情況來看及來看，大小齒輪中心線截面處受力最大。雖然兩截面處應(yīng)力最大，但應(yīng)力集中不大而且這里軸徑也最大，故兩中心截面不必校核。截面II，III，IV，V處應(yīng)力集中的影響接近，但截面III，IV處軸徑也很大比II，V處軸徑大。所以校核I

19、I，V截面就行了。由于截面II處受力大些，所以只需校核II左右截面即可。1）截面II左側(cè)截面左側(cè)的彎矩為 截面上的扭矩為截面上的彎曲應(yīng)力截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力軸的材料為45鋼，調(diào)質(zhì)處理，由1表151查得，。截面上由于軸肩而形成的理論應(yīng)力集中系數(shù)及按1附表32查取。因，經(jīng)插值可查得 又由1附圖31可得軸的材料敏感系數(shù)為 故有效應(yīng)力集中系數(shù)按1式（附表34）為 由1附圖32尺寸系數(shù)，又由附圖33的扭轉(zhuǎn)尺寸系數(shù)軸按磨削加工，由1附圖34得表面質(zhì)量系數(shù)為 軸未經(jīng)表面強(qiáng)化處理，及，按1式（32）及式（312a）得綜合系數(shù)為 由131及32得碳的特性系數(shù) ，取 ，取于是，計(jì)算安全系數(shù)值，按1式（156）（15

20、8）則得故可知其安全。2）截面II右側(cè)抗彎截面系數(shù)按1表154中的公式計(jì)算彎矩及彎曲應(yīng)力為 扭矩及扭轉(zhuǎn)應(yīng)力為過盈配合處的，由1附表38用插值法求出，并取于是得 軸按磨削加工由1附圖34得表面質(zhì)量系數(shù)為故得綜合系數(shù)所以軸在截面右側(cè)安全系數(shù)為故該軸在截面II右側(cè)的強(qiáng)度也是足夠的。因無大的瞬時(shí)過載及嚴(yán)重應(yīng)力循環(huán)不對稱，故可略去靜強(qiáng)度校核。第（I）軸設(shè)計(jì)2.3.6 初算第（I）軸的最小直徑1.先按1式（152）初步確定軸的最小直徑。選取軸的材料為45號鋼，調(diào)質(zhì)處理。根據(jù)1表153，取。根據(jù)最小直徑選取30307軸承，尺寸為2.3.7第（I）軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)根據(jù)軸（I）端蓋的總寬度及外端蓋距帶輪的距離，取軸

21、承外壁距帶輪表面距離為50mm。即IIIII段長度為50mm。再根據(jù)軸（III），（II）數(shù)據(jù)，及確定的箱體內(nèi)壁距離和帶輪輪轂的長即可將整個(gè)軸的結(jié)構(gòu)尺寸確定。軸的結(jié)構(gòu)簡圖如圖25圖252.3.8軸系零部件的選擇根據(jù)前面軸的設(shè)計(jì)內(nèi)容可以確定各個(gè)軸上的零部件。現(xiàn)將各軸系零件列表如表26軸承（GB/T2971994）鍵（GB/T10962003）聯(lián)軸器（GB/T50141985）軸I30307（帶輪）(小齒輪)軸II30309(小齒輪)(大齒輪）軸III30315(聯(lián)軸器）(大齒輪)HL5表263.減速器裝配圖的設(shè)計(jì)3.1 箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸的確定3.1.1鑄造箱體的結(jié)構(gòu)形式及主要尺寸減速器為展開式二

22、級圓柱齒輪減速器，主要尺寸如表31名稱符號齒輪減速器箱座壁厚8箱蓋壁厚8箱蓋凸緣壁厚12箱座凸緣厚度12箱座底凸緣厚度20地角螺栓直徑18地角螺栓數(shù)目4軸承旁連接螺栓直徑14連接螺栓的間距150軸承端蓋螺釘直徑8視孔蓋螺釘直徑6定位銷直徑8至外箱壁距離24/20/16至凸緣邊緣距離22/14軸承旁凸臺半徑18凸臺高度低速軸承外徑確定外箱壁至軸承座端面距離46鑄造過度尺寸x,yx=5 y=25大齒輪頂圓與內(nèi)箱壁距離10齒輪端面與內(nèi)箱壁距離8箱蓋箱座肋厚 軸承端蓋外徑201軸承旁連接螺栓距離s201蓋與座連接螺栓直徑103.1.2箱體內(nèi)壁的確定箱體前后兩內(nèi)壁間的距離由軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)時(shí)就已經(jīng)確定，左右

23、兩內(nèi)壁距離通過低速級大齒輪距箱體內(nèi)壁的距離也同樣可以確定。箱體下底面距低速級大齒輪齒頂圓距離大于3050mm，由此可以確定下箱體的內(nèi)壁距大齒輪中心的距離。3.2 減速器附件的確定視孔蓋：由3表114得，由是雙級減速器和中心距，可確定視孔蓋得結(jié)構(gòu)尺寸。透氣孔：由3表115得，選用型號為的通氣塞液位計(jì)：由3表710得，選用型號的桿式油標(biāo)排油口：油塞的螺塞直徑可按減速器箱座壁厚22.5倍選取。取螺塞直徑為16mm.起蓋螺釘：起蓋螺釘數(shù)量為2，直徑與箱體凸緣連接螺栓直徑相同，取螺釘直徑為10mm定位銷：由表31的定位銷直徑為8mm吊環(huán)：由3表113得，吊耳環(huán)在箱蓋上鑄出。根據(jù)表31中確定的尺寸可以確定

24、吊耳環(huán)的尺寸。4.潤滑 密封及其它4.1潤滑1.齒輪的潤滑因齒輪的圓周速度12 m/s，所以才用浸油潤滑的潤滑方式。高速級齒輪浸入油里約0.7個(gè)齒高，但不小于10mm，低速級齒輪浸入油高度約為1個(gè)齒高（不小于10mm）,1/6齒輪。2.軸承的潤滑軸承采用潤滑油進(jìn)行潤滑，潤滑油直接采用減速器油池內(nèi)的潤滑油通過輸油溝進(jìn)行潤滑。4.2密封為保證機(jī)蓋與機(jī)座連接處密封，連接凸緣應(yīng)有足夠的寬度，連接表面應(yīng)精創(chuàng)其表面粗糙度為Ra=6.3。密封的表面應(yīng)進(jìn)過刮研，而且凸緣連接螺柱之間的距離不應(yīng)過大應(yīng)均勻分布。軸承端蓋選用凸緣式軸承蓋易于調(diào)整，采用密封圈實(shí)現(xiàn)密封。端蓋直徑見表31。密封圈型號根據(jù)軸承直徑確定。密封

25、圈材料為半粗羊毛氈。4.3其它（1）裝配圖圖紙選用A1的圖紙，按1：2的比例畫。（2）裝配前零件用煤油清洗，滾動軸承用汽油清洗，機(jī)內(nèi)不許有任何雜物存在，內(nèi)壁圖上不被機(jī)油侵蝕的涂料兩次。（3）齒嚙合側(cè)隙用鉛絲檢驗(yàn)不小于0.6mm，鉛絲不得大于最小側(cè)隙的四倍。（4）用涂色法檢驗(yàn)斑點(diǎn)，按齒高接觸斑點(diǎn)不小于40%，按齒長接觸斑點(diǎn)不小于50%，必要時(shí)間可用研磨或刮后研磨以便改善接觸情況。（5）應(yīng)調(diào)整軸承軸向間隙，F(xiàn)35為0.030.008mm F45為0.060.12mm F750.080.15mm.檢查減速器剖封面，各接觸面積密封處，均不許漏油，剖封面允許涂密封油漆或水玻璃，不許使用任何填料。（6）機(jī)內(nèi)裝N68潤滑油至規(guī)定高度（7）表面涂灰色油漆。 5.總結(jié)大學(xué)以來學(xué)了理論力學(xué)，材料力學(xué)，機(jī)械原理，機(jī)械設(shè)計(jì)，互換性與測量基礎(chǔ)，工程材料與成型技術(shù)