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    一些齿圆柱齿轮减速器的设计员说明书 [复制链接]

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    只看楼主 倒序阅读 楼主  发表于: 2008-12-30
    — 本帖被 新境界 从 机械理论与设计 移动到本区(2009-01-18) —
    机械设计课程--带式运输机传动装置中的同轴式1级圆柱齿轮减速器 目 录 }PED#Uv  
    设计任务书……………………………………………………1 V{d"cs>9  
    传动方案的拟定及说明………………………………………4 5+ fS$Q  
    电动机的选择…………………………………………………4 /)oxuk&}c  
    计算传动装置的运动和动力参数……………………………5 !Id F6 %  
    传动件的设计计算……………………………………………5 QtN0|q{af  
    轴的设计计算…………………………………………………8 ?7G[`@^Y  
    滚动轴承的选择及计算………………………………………14 "K\Rq+si  
    键联接的选择及校核计算……………………………………16 !%Z1" FDm/  
    连轴器的选择…………………………………………………16 A=XM(2{aN  
    减速器附件的选择……………………………………………17 !kV?h5@Bo  
    润滑与密封……………………………………………………18 qZ1fQN1yG  
    设计小结………………………………………………………18 Z<&: W8n  
    参考资料目录…………………………………………………18 X,y$!2QI  
    机械设计课程设计任务书 )$th${pd#v  
    题目:设计一用于带式运输机传动装置中的同轴式二级圆柱齿轮减速器 w~Y#[GW  
    一. 总体布置简图 brTB /(E  
    1—电动机;2—联轴器;3—齿轮减速器;4—带式运输机;5—鼓轮;6—联轴器 P `2Rte6s  
    二. 工作情况: xUSIck  
    载荷平稳、单向旋转 7kJ,;30)  
    三. 原始数据 rtzxMCSEU  
    鼓轮的扭矩T(N•m):850 B"Fg`s+]U  
    鼓轮的直径D(mm):350 7s.sbP~  
    运输带速度V(m/s):0.7 V).M\  
    带速允许偏差(%):5 l;|1C[V  
    使用年限(年):5 As)-a5!  
    工作制度(班/日):2 D~mGv1t"  
    四. 设计内容 /1OhW>W3eH  
    1. 电动机的选择与运动参数计算; [xE\IqwM  
    2. 斜齿轮传动设计计算 ^ )+tn  
    3. 轴的设计 lcUL7  
    4. 滚动轴承的选择 Pt1Htt:BE  
    5. 键和连轴器的选择与校核; L1D%vu`  
    6. 装配图、零件图的绘制 a(J~:wgd  
    7. 设计计算说明书的编写 Y: byb68  
    五. 设计任务 #D>8\#53V/  
    1. 减速器总装配图一张 S8]g'!  
    2. 齿轮、轴零件图各一张 PMTyiwlm  
    3. 设计说明书一份 N86Hn]#  
    六. 设计进度 gqC:r,a  
    1、 第一阶段:总体计算和传动件参数计算 I`y}Ky<q  
    2、 第二阶段:轴与轴系零件的设计 #K4wO!d  
    3、 第三阶段:轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 >G-D& A+  
    4、 第四阶段:装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 FvvF4 ,e5  
    传动方案的拟定及说明 IzL yn  
    由题目所知传动机构类型为:同轴式二级圆柱齿轮减速器。故只要对本传动机构进行分析论证。 Ybok[5  
    本传动机构的特点是:减速器横向尺寸较小,两大吃论浸油深度可以大致相同。结构较复杂,轴向尺寸大,中间轴较长、刚度差,中间轴承润滑较困难。 /Wj9Stj5  
    电动机的选择 TI*uNS;-  
    1.电动机类型和结构的选择 9wI1/>  
    因为本传动的工作状况是:载荷平稳、单向旋转。所以选用常用的封闭式Y(IP44)系列的电动机。 )?_c7 R  
    2.电动机容量的选择 Y)!5Z.K  
    1) 工作机所需功率Pw `GSfA0?  
    Pw=3.4kW 7,(:vjIXd  
    2) 电动机的输出功率 XGO_n{ x  
    Pd=Pw/η |~Z+Xl a  
    η= =0.904 0<P -`|X  
    Pd=3.76kW :|fzGf  
    3.电动机转速的选择 9pk<=F  
    nd=(i1’•i2’…in’)nw qvab >U`  
    初选为同步转速为1000r/min的电动机 "0]i4d1l  
    4.电动机型号的确定 :ox+WY  
    由表20-1查出电动机型号为Y132M1-6,其额定功率为4kW,满载转速960r/min。基本符合题目所需的要求 7d9%L}+q  
    计算传动装置的运动和动力参数 Gb MSO  
    传动装置的总传动比及其分配 WJg?R^  
    1.计算总传动比 1YS{; y[o  
    由电动机的满载转速nm和工作机主动轴转速nw可确定传动装置应有的总传动比为: e <IT2tv>u  
    i=nm/nw ci*Z9&eS+  
    nw=38.4 5X[=Q>  
    i=25.14 ?p}m[9@  
    2.合理分配各级传动比 ~A6QX8a  
    由于减速箱是同轴式布置,所以i1=i2。 yTmoEy. q  
    因为i=25.14,取i=25,i1=i2=5 G8<,\mg+  
    速度偏差为0.5%<5%,所以可行。 >S!QvyM(V  
    各轴转速、输入功率、输入转矩 PR.?"$!D{  
    项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮 5$jKw\FF=  
    转速(r/min) 960 960 192 38.4 38.4 //AS44^IS  
    功率(kW) 4 3.96 3.84 3.72 3.57 SFh6'v'1N@  
    转矩(N•m) 39.8 39.4 191 925.2 888.4 )TP7gLv=b  
    传动比 1 1 5 5 1 :.Np7[~{  
    效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97 {E!$<A9  
    }9@ ,EEhg  
    传动件设计计算 B'&%EW]  
    1. 选精度等级、材料及齿数 W**a\[~$  
    1) 材料及热处理 6{1c S  
    选择小齿轮材料为40Cr(调质),硬度为280HBS,大齿轮材料为45钢(调质),硬度为240HBS,二者材料硬度差为40HBS。 PiM@iS  
    2) 精度等级选用7级精度; 4m%_#J{  
    3) 试选小齿轮齿数z1=20,大齿轮齿数z2=100的; N|8TE7- F|  
    4) 选取螺旋角。初选螺旋角β=14° Q;`#ujxL  
    2.按齿面接触强度设计 r6j 3A  
    因为低速级的载荷大于高速级的载荷,所以通过低速级的数据进行计算 $7lI Dt  
    按式(10—21)试算,即 iGm[fxQ|  
    dt≥ jYuH zf  
    1) 确定公式内的各计算数值 9r8*'.K`Z  
    (1) 试选Kt=1.6 ,qt9S0 QS  
    (2) 由图10-30选取区域系数ZH=2.433 up`!r;5-  
    (3) 由表10-7选取尺宽系数φd=1 LiiQ;x  
    (4) 由图10-26查得εα1=0.75,εα2=0.87,则εα=εα1+εα2=1.62 ~u-mEdu3C  
    (5) 由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8Mpa @@_f''f$  
    (6) 由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1=600MPa;大齿轮的解除疲劳强度极限σHlim2=550MPa; KLlW\MF1  
    (7) 由式10-13计算应力循环次数 ,LU/xI0O  
    N1=60n1jLh=60×192×1×(2×8×300×5)=3.32×10e8 M2mte#h  
    N2=N1/5=6.64×107 R~;<}!Gtx  
    (8) 由图10-19查得接触疲劳寿命系数KHN1=0.95;KHN2=0.98 $c[8-=  
    (9) 计算接触疲劳许用应力 >* dqFZF  
    取失效概率为1%,安全系数S=1,由式(10-12)得 A=E1S{C  
    [σH]1==0.95×600MPa=570MPa ~x`OCii  
    [σH]2==0.98×550MPa=539MPa kcI3pmgj  
    [σH]=[σH]1+[σH]2/2=554.5MPa vA:1z$m  
    2) 计算 $^d,>hJi  
    (1) 试算小齿轮分度圆直径d1t WOR~tS  
    d1t≥ = =67.85 fY$M**/,  
    (2) 计算圆周速度 XkOsnI8n  
    v= = =0.68m/s ;#cb%e3  
    (3) 计算齿宽b及模数mnt <<Ut@243\  
    b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm xR\$2(  
    mnt= = =3.39 i5q VQo  
    h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm (q"Nt_y  
    b/h=67.85/7.63=8.89 ^6oz3+  
    (4) 计算纵向重合度εβ K`768 %q  
    εβ= =0.318×1×tan14 =1.59 6:#zlKYJ  
    (5) 计算载荷系数K pjWqI 6,  
    已知载荷平稳,所以取KA=1 MAQkk%6[g  
    根据v=0.68m/s,7级精度,由图10—8查得动载系数KV=1.11;由表10—4查的KHβ的计算公式和直齿轮的相同, 4tof[n3us  
    故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42 [C9->`(`  
    由表10—13查得KFβ=1.36 h /@G[5E  
    由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数 OT&J OTk\  
    K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05 pQ!NhzQ  
    (6) 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径,由式(10—10a)得 ,QdUfM  
    d1= = mm=73.6mm O2-9Oo@#,  
    (7) 计算模数mn v&D^N9hy9  
    mn = mm=3.74 5iwJdm  
    3.按齿根弯曲强度设计  w:#yu  
    由式(10—17 mn≥ f3[gA Y  
    1) 确定计算参数 y08.R. l  
    (1) 计算载荷系数 00[Uk'Q*5  
    K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96 5O%Q*\(  
    (2) 根据纵向重合度εβ=0.318φdz1tanβ=1.59,从图10-28查得螺旋角影响系数 Yβ=0。88 D({% FQ"  
    @GK0j"_  
    (3) 计算当量齿数 pMe'fC~*  
    z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 -uHD| }  
    z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47 I>B-[QEC  
    (4) 查取齿型系数 GBFYa6\4sT  
    由表10-5查得YFa1=2.724;Yfa2=2.172 #;# V1  
    (5) 查取应力校正系数 O=?WI  
    由表10-5查得Ysa1=1.569;Ysa2=1.798 uK2MC?LP  
    (6) 计算[σF] ?YOH9%_cs  
    σF1=500Mpa xlZ"F  
    σF2=380MPa MuQyHEDF  
    KFN1=0.95 ^y]CHr  
    KFN2=0.98 @7e h/|Y,  
    [σF1]=339.29Mpa !ZJ" lm  
    [σF2]=266MPa :GBWQXb G  
    (7) 计算大、小齿轮的 并加以比较 ;!v2kVuS]  
    = =0.0126 `lX |yy"  
    = =0.01468 *$1M= $  
    大齿轮的数值大。 0&mOu #l  
    2) 设计计算 ~Pq1@N>n  
    mn≥ =2.4  yl0&|Ub  
    mn=2.5 meA=lg?  
    4.几何尺寸计算 L}T:Y).  
    1) 计算中心距 1JM EniB+9  
    z1 =32.9,取z1=33  \09eH[  
    z2=165 ^I*</w8  
    a =255.07mm F[BJhN*]a  
    a圆整后取255mm  G?AZ%Yx  
    2) 按圆整后的中心距修正螺旋角 q|;_G#4  
    β=arcos =13 55’50” <csz4tL}P  
    3) 计算大、小齿轮的分度圆直径 {4SwCN /  
    d1 =85.00mm ViIt 'WX  
    d2 =425mm ]r8t^bqe  
    4) 计算齿轮宽度 _w0t+=&  
    b=φdd1 +P:xB0Tm D  
    b=85mm <5X?6*Qvr  
    B1=90mm,B2=85mm A[`c2v-hF  
    5) 结构设计 {/#^v?,  
    以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于160mm,而又小于500mm,故以选用腹板式为宜。其他有关尺寸参看大齿轮零件图。 y !)  
    轴的设计计算 ^x-vOG lR  
    拟定输入轴齿轮为右旋 &MKG#Y}  
    II轴: ACm9H9:Vd  
    1.初步确定轴的最小直径 azF|L"-RP  
    d≥ = =34.2mm Q\|72NWS  
    2.求作用在齿轮上的受力 ufyqfID  
    Ft1= =899N ()a(PvEO  
    Fr1=Ft =337N |h$*z9bsf  
    Fa1=Fttanβ=223N; a+sHW<QeS  
    Ft2=4494N e=ZwhRP  
    Fr2=1685N 5G"LuA  
    Fa2=1115N S<HR6Xw  
    3.轴的结构设计 . J[2\"W  
    1) 拟定轴上零件的装配方案 2[6>h)  
    i. I-II段轴用于安装轴承30307,故取直径为35mm。 /I&Hq7SW`  
    ii. II-III段轴肩用于固定轴承,查手册得到直径为44mm。 VOr*YB&  
    iii. III-IV段为小齿轮,外径90mm。 y=7WnQc  
    iv. IV-V段分隔两齿轮,直径为55mm。 ^K*uP^B=  
    v. V-VI段安装大齿轮,直径为40mm。 {5w'.Z]0v  
    vi. VI-VIII段安装套筒和轴承,直径为35mm。 zea=vx>`  
    2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 C%_^0#8-0  
    1. I-II段轴承宽度为22.75mm,所以长度为22.75mm。 /J!C2  
    2. II-III段轴肩考虑到齿轮和箱体的间隙12mm,轴承和箱体的间隙4mm,所以长度为16mm。 q/w<>u  
    3. III-IV段为小齿轮,长度就等于小齿轮宽度90mm。 uTgBnv(Y*  
    4. IV-V段用于隔开两个齿轮,长度为120mm。 acr@erk  
    5. V-VI段用于安装大齿轮,长度略小于齿轮的宽度,为83mm。 ['~j1!/;6  
    6. VI-VIII长度为44mm。 \9k$pC+l  
    4. 求轴上的载荷 DID&fj9m  
    66 207.5 63.5 8fA9yQ 8  
    Fr1=1418.5N &U q++f6  
    Fr2=603.5N  t9T3e  
    查得轴承30307的Y值为1.6 ;Yo9e~  
    Fd1=443N yZk HBG4  
    Fd2=189N -wv5c  
    因为两个齿轮旋向都是左旋。 #vh1QV!Ho  
    故:Fa1=638N ;]YQ WK  
    Fa2=189N NJK?5{H'  
    5.精确校核轴的疲劳强度 JA0$Fz  
    1) 判断危险截面 Y*nzOD$  
    由于截面IV处受的载荷较大,直径较小,所以判断为危险截面 tKg\qbY&  
    2) 截面IV右侧的 DwM4/m  
    L(tS]yWHw  
    截面上的转切应力为 HgL*/d  
    由于轴选用40cr,调质处理,所以 0w^\sf%s  
    ([2]P355表15-1) j$r.&,m  
    a) 综合系数的计算 R{{d4=:S  
    由 , 经直线插入,知道因轴肩而形成的理论应力集中为 , , 3l5rUjRwj  
    ([2]P38附表3-2经直线插入) l*]9   
    轴的材料敏感系数为 , , E><!Owxt/  
    ([2]P37附图3-1) Y^5X>  
    故有效应力集中系数为 clfi)-^ {K  
    查得尺寸系数为 ,扭转尺寸系数为 , rx`G* k{X  
    ([2]P37附图3-2)([2]P39附图3-3) "j|}-a  
    轴采用磨削加工,表面质量系数为 , a,X=!oJ  
    ([2]P40附图3-4) Z-[nHSf  
    轴表面未经强化处理,即 ,则综合系数值为 w6tb vhcmU  
    b) 碳钢系数的确定 QYDTb=h~  
    碳钢的特性系数取为 , <<F#Al  
    c) 安全系数的计算 tMGkm8y-A  
    轴的疲劳安全系数为 JHpoW}7QB  
    故轴的选用安全。 OdX-.FFl  
    I轴: ,])@?TJb@  
    1.作用在齿轮上的力 'TclH80  
    FH1=FH2=337/2=168.5 +o&E)S}wP  
    Fv1=Fv2=889/2=444.5 -f?Rr:#  
    2.初步确定轴的最小直径 %-"?  
    E.W7`zl  
    3.轴的结构设计 R<W#.mpo6  
    1) 确定轴上零件的装配方案 *UVjN_na5  
    2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 `K[:<p}  
    d) 由于联轴器一端连接电动机,另一端连接输入轴,所以该段直径尺寸受到电动机外伸轴直径尺寸的限制,选为25mm。 m(JFlO  
    e) 考虑到联轴器的轴向定位可靠,定位轴肩高度应达2.5mm,所以该段直径选为30。 ]PdpC"  
    f) 该段轴要安装轴承,考虑到轴肩要有2mm的圆角,则轴承选用30207型,即该段直径定为35mm。 dIv/.x/V  
    g) 该段轴要安装齿轮,考虑到轴肩要有2mm的圆角,经标准化,定为40mm。 i[FcY2  
    h) 为了齿轮轴向定位可靠,定位轴肩高度应达5mm,所以该段直径选为46mm。 ]e+IaZ[Wo  
    i) 轴肩固定轴承,直径为42mm。 {#M=gDhbX  
    j) 该段轴要安装轴承,直径定为35mm。 #u+BjuZo  
    2) 各段长度的确定 L^PZ\OC  
    各段长度的确定从左到右分述如下:  I 0ycLx  
    a) 该段轴安装轴承和挡油盘,轴承宽18.25mm,该段长度定为18.25mm。 n0:+D R  
    b) 该段为轴环,宽度不小于7mm,定为11mm。 3}O.B r|  
    c) 该段安装齿轮,要求长度要比轮毂短2mm,齿轮宽为90mm,定为88mm。 i gzISYC_  
    d) 该段综合考虑齿轮与箱体内壁的距离取13.5mm、轴承与箱体内壁距离取4mm(采用油润滑),轴承宽18.25mm,定为41.25mm。 Y{y #us1  
    e) 该段综合考虑箱体突缘厚度、调整垫片厚度、端盖厚度及联轴器安装尺寸,定为57mm。 o:C:obiQbu  
    f) 该段由联轴器孔长决定为42mm  01I5,Dm  
    4.按弯扭合成应力校核轴的强度 A?Jm59{w  
    W=62748N.mm L;.6j*E*  
    T=39400N.mm D[{p~x^  
    45钢的强度极限为 ,又由于轴受的载荷为脉动的,所以 。 |E @Gsw  
    p}uT qI  
    III轴 6$wS7Cu  
    1.作用在齿轮上的力 R =HN>(U  
    FH1=FH2=4494/2=2247N G[u_Uu=>  
    Fv1=Fv2=1685/2=842.5N :K{`0U&l5  
    2.初步确定轴的最小直径 DoWY*2E  
    3.轴的结构设计 %z! w- u+  
    1) 轴上零件的装配方案 9Vk61x6  
    2) 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 ia|^>V>-  
    I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII >VP\@xt(R[  
    直径 60 70 75 87 79 70 L]0+ u\(  
    长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25 4@#1G*OO  
    S4<@ji  
    5.求轴上的载荷 yZI4%fen  
    Mm=316767N.mm qcke8Q  
    T=925200N.mm "%ag^v9  
    6. 弯扭校合 XboOvdt^|  
    滚动轴承的选择及计算 GN{\ccej  
    I轴: i2b\` 805  
    1.求两轴承受到的径向载荷 Cq1t[a  
    5、 轴承30206的校核 T,(IdVlJ  
    1) 径向力 Kbx(^f12  
    2) 派生力 &nn!{S^  
    3) 轴向力 _5M!ec  
    由于 , ;3\F b3d  
    所以轴向力为 , &dvJg  
    4) 当量载荷 `ZN@L<I6  
    由于 , , R#tz"T@  
    所以 , , , 。 mL+}Ka  
    由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 -a3+C,I8g  
    5) 轴承寿命的校核 4M(w<f\5F  
    II轴: 4q@o4C<0  
    6、 轴承30307的校核 k}>l+_*+7  
    1) 径向力 t,N- |  
    2) 派生力 )Tngtt D  
    23+6u{   
    3) 轴向力 I>/`W  
    由于 , KGi@H%NN  
    所以轴向力为 , 2 T{PIJg3  
    4) 当量载荷 SfJ/(q  
    由于 , , lGG1d  
    所以 , , , 。 H#U{i  
    由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 O,qR$#l   
    5) 轴承寿命的校核 KtEM H  
    III轴: DJ} xD&G  
    7、 轴承32214的校核 #2yOqUO\  
    1) 径向力 B>X+eK  
    2) 派生力 T<zonx1  
    3) 轴向力 MBcOIy[&A  
    由于 , ^ bM;C_<$f  
    所以轴向力为 , (]1le|+  
    4) 当量载荷 &[cL%pP  
    由于 , , \07Vh6cj  
    所以 , , , 。 r\],5x'xSu  
    由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 (/"T=`3t  
    5) 轴承寿命的校核 K 1:F{*  
    键连接的选择及校核计算 Bo%M-Gmu  
    +\Q6Onqr  
    代号 直径 O-T/H-J`  
    (mm) 工作长度 8x,;B_Zu  
    (mm) 工作高度 fbuop&FN+q  
    (mm) 转矩 .v1rrH?  
    (N•m) 极限应力 5tq$SF42X  
    (MPa) yvDzxu  
    高速轴 8×7×60(单头) 25 35 3.5 39.8 26.0 SVq7qc9K?  
    12×8×80(单头) 40 68 4 39.8 7.32 Ur&: Rr  
    中间轴 12×8×70(单头) 40 58 4 191 41.2 _%zU ^aE  
    低速轴 20×12×80(单头) 75 60 6 925.2 68.5 iUI,r*  
    18×11×110(单头) 60 107 5.5 925.2 52.4 y_$^Po  
    由于键采用静联接,冲击轻微,所以许用挤压应力为 ,所以上述键皆安全。 *y(2BrL>  
    连轴器的选择 8-?n<h%8E  
    由于弹性联轴器的诸多优点,所以考虑选用它。 7KM!\"PM  
    二、高速轴用联轴器的设计计算 2~J|x+  
    由于装置用于运输机,原动机为电动机,所以工作情况系数为 , 3'/wRKl  
    计算转矩为 UO:>^,(j  
    所以考虑选用弹性柱销联轴器TL4(GB4323-84),但由于联轴器一端与电动机相连,其孔径受电动机外伸轴径限制,所以选用TL5(GB4323-84) `SW`d<+L  
    其主要参数如下: Ds}6{']K  
    材料HT200 }_?7k0EZ@  
    公称转矩 RuRJjcnY  
    轴孔直径 , 3^ Z tIZ  
    轴孔长 , _cGiuxf #  
    装配尺寸 :He:Bdk  
    半联轴器厚 GtGToI  
    ([1]P163表17-3)(GB4323-84 A{+ZXu}  
    三、第二个联轴器的设计计算 ;( 2uQ#Y  
    由于装置用于运输机,原动机为电动机,所以工作情况系数为 , xD1wHp!+  
    计算转矩为 um8ZhXq  
    所以选用弹性柱销联轴器TL10(GB4323-84) nQ~q -=,L  
    其主要参数如下: H`io|~Q  
    材料HT200 i-ogeR?  
    公称转矩 >LLzG  
    轴孔直径 [e^i".  
    轴孔长 , 4P:vo$Cy  
    装配尺寸 J| DWT+$#Z  
    半联轴器厚 lJYv2EZ  
    ([1]P163表17-3)(GB4323-84 ?5GjH~  
    减速器附件的选择 3K0J6/mc  
    通气器 iTK1I0  
    由于在室内使用,选通气器(一次过滤),采用M18×1.5 qob!!A14p  
    油面指示器 %##9.Xm6l  
    选用游标尺M16 5j}@Of1pd  
    起吊装置 ljf9L:L  
    采用箱盖吊耳、箱座吊耳 S7SPc   
    放油螺塞 x)Th2es\  
    选用外六角油塞及垫片M16×1.5 U)l>#gf8  
    润滑与密封 \Fe5<G'v  
    一、齿轮的润滑 X0P$r6 ;  
    采用浸油润滑,由于低速级周向速度为,所以浸油高度约为六分之一大齿轮半径,取为35mm。 EwOTG Y{0p  
    二、滚动轴承的润滑 ;;`KkNys m  
    由于轴承周向速度为,所以宜开设油沟、飞溅润滑。 g,W#3b6>j  
    三、润滑油的选择 d z\b]H]  
    齿轮与轴承用同种润滑油较为便利,考虑到该装置用于小型设备,选用L-AN15润滑油。 &a(w0<  
    四、密封方法的选取 0yZw`|Zh[  
    选用凸缘式端盖易于调整,采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。 i*; V4zh  
    密封圈型号按所装配轴的直径确定为(F)B25-42-7-ACM,(F)B70-90-10-ACM。 D0]9 -h  
    轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。 kN) pi "  
    设计小结 ]E3g8?L  
    由于时间紧迫,所以这次的设计存在许多缺点,比如说箱体结构庞大,重量也很大。齿轮的计算不够精确等等缺陷,我相信,通过这次的实践,能使我在以后的设计中避免很多不必要的工作,有能力设计出结构更紧凑,传动更稳定精确的设备。
     
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    离线yyaiyalun123
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    只看该作者 1楼 发表于: 2011-01-07
    怎么没有附图呢··楼主· ·呜呜呜···