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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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    — 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 .MRLA G  
    设计任务书……………………………………………………1 "S&1J8D|  
    传动方案的拟定及说明………………………………………4 P`M1sON~  
    电动机的选择…………………………………………………4 tLx8}@X"  
    计算传动装置的运动和动力参数……………………………5 ;WL0  
    传动件的设计计算……………………………………………5 G@S'_  
    轴的设计计算…………………………………………………8 vYG$>*  
    滚动轴承的选择及计算………………………………………14 \G1(r=fU  
    键联接的选择及校核计算……………………………………16 *Kw/ilI  
    连轴器的选择…………………………………………………16 !E\J`K0_e  
    减速器附件的选择……………………………………………17 faI4`.i  
    润滑与密封……………………………………………………18 wijY]$  
    设计小结………………………………………………………18 %!)Dk<  
    参考资料目录…………………………………………………18 9}Zi_xK&|e  
    机械设计课程设计任务书 9'JkLgz;d+  
    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 oRCD8b?  
    一. 总体布置简图 gJBk&SDgtP  
    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 pJwy ~ L  
    二. 工作情况: >(a/K2$*1  
    载荷平稳、单向旋转 2E3x=  
    三. 原始数据 q]t^6m&-  
    鼓轮的扭矩T(N•m):850 .w]S!=h  
    鼓轮的直径D(mm):350 J7rfHhz  
    运输带速度V(m/s):0.7 <8/lHQ^\)  
    带速允许偏差(%):5 YyR~pT#ffT  
    使用年限(年):5 OKzk\F6  
    工作制度(班/日):2 tA{<)T  
    四. 设计内容 R2[!h1nZ  
    1. 电动机的选择与运动参数计算; BLhuYuON  
    2. 斜齿轮传动设计计算 rhvsd2 zi  
    3. 轴的设计 Mxe  
    4. 滚动轴承的选择 uM~j  
    5. 键和连轴器的选择与校核; cj/FqU"  
    6. 装配图、零件图的绘制 K?+ Rq  
    7. 设计计算说明书的编写 :YZMR JL  
    五. 设计任务 S b3@7^  
    1. 减速器总装配图一张 6e;.}i  
    2. 齿轮、轴零件图各一张 E^. =^bR  
    3. 设计说明书一份 <$ Ar*<,6  
    六. 设计进度 U=bZy,FT$  
    1、 第一阶段:总体计算和传动件参数计算 l=JK+uZ  
    2、 第二阶段:轴与轴系零件的设计 (wIpq<%  
    3、 第三阶段:轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 [VP ~~*b  
    4、 第四阶段:装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 {z}OZHJN  
    传动方案的拟定及说明 th*E"@  
    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。 BK]q^.7+:  
    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。 =>6'{32W_  
    电动机的选择 XX(;,[(_  
    1.电动机类型和结构的选择 ,*Yu~4  
    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。 [(N<E/m%B  
    2.电动机容量的选择 Z5o6RTi  
    1) 工作机所需功率Pw `4 A%BKYB  
    Pw=3.4kW "L" 6jT  
    2) 电动机的输出功率 qcfLA~y  
    Pd=Pw/η Io&F0~Z;;(  
    η= =0.904 r 6STc,%5  
    Pd=3.76kW <&rvv4*H  
    3.电动机转速的选择 /P0%4aWu=  
    nd=(i1’•i2’…in’)nw pJ5Sxgv{;  
    初选为同步转速为1000r/min的电动机 VscEdtkd  
    4.电动机型号的确定 lH^[b[  
    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 gI^*O@Q4{b  
    计算传动装置的运动和动力参数 o3l_&?^  
    传动装置的总传动比及其分配 U.G**v  
    1.计算总传动比 6l>$N?a  
    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: m>6,{g)  
    i=nm/nw ^1S(6'a#  
    nw=38.4 JQ8wL _C>  
    i=25.14 v7/qJ9l  
    2.合理分配各级传动比 `:A`%Fg8<  
    由于减速箱是同轴式布置,所以i1=i2。 Bn/ {J  
    因为i=25.14,取i=25,i1=i2=5 D[)g-_3f6<  
    速度偏差为0.5%<5%,所以可行。 X] &Q^  
    各轴转速、输入功率、输入转矩 rr# &0`]  
    项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮 $R7n1  
    转速(r/min) 960 960 192 38.4 38.4 ?j8F5(HF?  
    功率(kW) 4 3.96 3.84 3.72 3.57 |}\et ecB  
    转矩(N•m) 39.8 39.4 191 925.2 888.4 }cG!93  
    传动比 1 1 5 5 1 aQaO.K2  
    效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97 iFW)}_.  
    N$H0o+9-Y  
    传动件设计计算 </|IgN$w`  
    1. 选精度等级、材料及齿数 _{6QvD3kg.  
    1) 材料及热处理 _*+ 7*vAL  
    选择小齿轮材料为40Cr(调质),硬度为280HBS,大齿轮材料为45钢(调质),硬度为240HBS,二者材料硬度差为40HBS。 {ls$#a+d  
    2) 精度等级选用7级精度; nmVL%66K  
    3) 试选小齿轮齿数z1=20,大齿轮齿数z2=100的; Z*QsDS  
    4) 选取螺旋角。初选螺旋角β=14° 4*_9Gl  
    2.按齿面接触强度设计 @U(D&_H,K  
    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 YZdp/X6x  
    按式(10—21)试算,即 -Vk+zEht  
    dt≥ EOjo>w>  
    1) 确定公式内的各计算数值 O s@ d&wm  
    (1) 试选Kt=1.6 ~w'M8(  
    (2) 由图10-30选取区域系数ZH=2.433 b&Qj`j4]ZM  
    (3) 由表10-7选取尺宽系数φd=1 s3W)hU)  
    (4) 由图10-26查得εα1=0.75,εα2=0.87,则εα=εα1+εα2=1.62 Be+vC=\K  
    (5) 由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8Mpa *S_eYKSl  
    (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; B8:_yAv o  
    (7) 由式10-13计算应力循环次数 70l"[Y  
    N1=60n1jLh=60×192×1×(2×8×300×5)=3.32×10e8 2`Xy}9N/Y  
    N2=N1/5=6.64×107 x5k6yHn  
    (8) 由图10-19查得接触疲劳寿命系数KHN1=0.95;KHN2=0.98 ~&=-*  
    (9) 计算接触疲劳许用应力 _U)DL=a'  
    取失效概率为1%,安全系数S=1,由式(10-12)得 '@9h@,tc  
    [σH]1==0.95×600MPa=570MPa ]%3o"|  
    [σH]2==0.98×550MPa=539MPa iNgHx[*?  
    [σH]=[σH]1+[σH]2/2=554.5MPa jAmAT /1  
    2) 计算 Q uy5H  
    (1) 试算小齿轮分度圆直径d1t 2![.Kbqa%  
    d1t≥ = =67.85 )%U&z>^P  
    (2) 计算圆周速度 H~1*`m  
    v= = =0.68m/s Aq}]{gfQ1  
    (3) 计算齿宽b及模数mnt oBQr6-nZ  
    b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm $6T*\(;T@A  
    mnt= = =3.39 q3B#rje>h  
    h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm Jeyy Z=  
    b/h=67.85/7.63=8.89 C+$dm)M/q  
    (4) 计算纵向重合度εβ eZ y)>.6Z  
    εβ= =0.318×1×tan14 =1.59 u<./ddC  
    (5) 计算载荷系数K RX%*:lXi_  
    已知载荷平稳,所以取KA=1 3HC aZ?Ry'  
    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, |r!G(an1x4  
    故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42 I3D8xl>P\  
    由表10—13查得KFβ=1.36 l~wx8 ,?G  
    由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数 ;=Jj{FoG%  
    K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05 Z16G  
    (6) 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径,由式(10—10a)得 M;={]w@n  
    d1= = mm=73.6mm >sdj6^[+  
    (7) 计算模数mn SY_T\ }  
    mn = mm=3.74 aHe/MucK  
    3.按齿根弯曲强度设计 Uwr inkoeE  
    由式(10—17 mn≥  a= ;7  
    1) 确定计算参数 FJgr=9>  
    (1) 计算载荷系数 >Qz#;HI  
    K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96 CeoK@y=o  
    (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 6+A<_r`#Q  
    i2A>T/?{  
    (3) 计算当量齿数 "?hEGJ;m"  
    z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 &!vJ3:  
    z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47 s={AdQ  
    (4) 查取齿型系数 /cUcfe#X  
    由表10-5查得YFa1=2.724;Yfa2=2.172 J5}-5sV^  
    (5) 查取应力校正系数 v{^_3 ]  
    由表10-5查得Ysa1=1.569;Ysa2=1.798 33DP0OBL^  
    (6) 计算[σF] G0Smss=K  
    σF1=500Mpa 7OG=LF*V-  
    σF2=380MPa \T'uFy9&a  
    KFN1=0.95 n;)!N  
    KFN2=0.98 <ZxxlJS)6  
    [σF1]=339.29Mpa MQY^#N  
    [σF2]=266MPa Q5b?- P  
    (7) 计算大、小齿轮的 并加以比较 $&Ng*oX  
    = =0.0126 2?58=i%b  
    = =0.01468 LX'.up11X5  
    大齿轮的数值大。 b"t95qlL  
    2) 设计计算 O E0w/{  
    mn≥ =2.4 ]tL9y<  
    mn=2.5 qP6]}Aj]  
    4.几何尺寸计算 DcE)6z#  
    1) 计算中心距 |X k'd@<  
    z1 =32.9,取z1=33 ,J"6(nk  
    z2=165 ?Ko)AP  
    a =255.07mm rlmzbIu I9  
    a圆整后取255mm ;BUJ5  
    2) 按圆整后的中心距修正螺旋角 jt?4raNW  
    β=arcos =13 55’50” I4:4)V?  
    3) 计算大、小齿轮的分度圆直径 G1z[v3T  
    d1 =85.00mm mufi>}  
    d2 =425mm mk8xNpk B  
    4) 计算齿轮宽度 O%;H#3kn&s  
    b=φdd1 OF&{mJH"g'  
    b=85mm ^EWkJW,Yc  
    B1=90mm,B2=85mm ,3 &XV%1  
    5) 结构设计 '8K5=|!J  
    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。 zD:"O4ZM^^  
    轴的设计计算 IL`X}=L_  
    拟定输入轴齿轮为右旋 lxx)l(&  
    II轴: Y m=ihQ|  
    1.初步确定轴的最小直径 -U~]Bugvh  
    d≥ = =34.2mm htX;"R&  
    2.求作用在齿轮上的受力 \7rFfN3  
    Ft1= =899N c""*Ng*T  
    Fr1=Ft =337N A(G%9'T  
    Fa1=Fttanβ=223N; b<>GF-`w  
    Ft2=4494N mIgc)"  
    Fr2=1685N gR}> q4b  
    Fa2=1115N NFw7g&1;Kp  
    3.轴的结构设计 EjW3_ %  
    1) 拟定轴上零件的装配方案 <0T5W#H`D  
    i. I-II段轴用于安装轴承30307,故取直径为35mm。 B,@geJ  
    ii. II-III段轴肩用于固定轴承,查手册得到直径为44mm。 0YK`wuZGS  
    iii. III-IV段为小齿轮,外径90mm。 (|+Sbq(o  
    iv. IV-V段分隔两齿轮,直径为55mm。 ' RK .w^  
    v. V-VI段安装大齿轮,直径为40mm。 9o5W\.A7[D  
    vi. VI-VIII段安装套筒和轴承,直径为35mm。 oU`8\ n](  
    2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 X-2rC  
    1. I-II段轴承宽度为22.75mm,所以长度为22.75mm。 dCv@l7hE  
    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。 qniP`P4E  
    3. III-IV段为小齿轮,长度就等于小齿轮宽度90mm。 r8>(ayJ,  
    4. IV-V段用于隔开两个齿轮,长度为120mm。 F5la:0fb  
    5. V-VI段用于安装大齿轮,长度略小于齿轮的宽度,为83mm。 Agt6G\ n  
    6. VI-VIII长度为44mm。  uyBmGS2  
    4. 求轴上的载荷 4.il4Qqy}i  
    66 207.5 63.5 5p!X}u ]  
    Fr1=1418.5N z-};.!L^  
    Fr2=603.5N };;\&#  
    查得轴承30307的Y值为1.6 Bu|U z0Y  
    Fd1=443N C_xO k'091  
    Fd2=189N !lQGoXQ'4  
    因为两个齿轮旋向都是左旋。 &c!d}pU}  
    故:Fa1=638N ZI.;7G@|  
    Fa2=189N  .>?h  
    5.精确校核轴的疲劳强度 o zg%-  
    1) 判断危险截面 XRoMD6qf;  
    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 Sc!]M 5  
    2) 截面IV右侧的 XfY~q~f8  
    4CAV)  
    截面上的转切应力为 \i1>/`F  
    由于轴选用40cr,调质处理,所以 FyD^\6/x  
    ([2]P355表15-1) s&(,_34  
    a) 综合系数的计算 mBW E^  
    由 , 经直线插入,知道因轴肩而形成的理论应力集中为 , , hLF+_{\C|  
    ([2]P38附表3-2经直线插入) ybnq;0}$  
    轴的材料敏感系数为 , , A8Z2o\+  
    ([2]P37附图3-1) T'YHV}b}vX  
    故有效应力集中系数为 .gY}}Q  
    查得尺寸系数为 ,扭转尺寸系数为 , 55lL aus  
    ([2]P37附图3-2)([2]P39附图3-3) rb8c^u#r  
    轴采用磨削加工,表面质量系数为 , "mT95x\NA\  
    ([2]P40附图3-4) F:$Dz?F0v  
    轴表面未经强化处理,即 ,则综合系数值为 X3nt*G1dL  
    b) 碳钢系数的确定 ?naPti1GX  
    碳钢的特性系数取为 , b _Q:v&  
    c) 安全系数的计算 gFO|)I N  
    轴的疲劳安全系数为 nT7{`aaQl  
    故轴的选用安全。 ?t;>]Wo;  
    I轴: "F_o%!l  
    1.作用在齿轮上的力 4a'O#;h o  
    FH1=FH2=337/2=168.5 si`{>e~`6P  
    Fv1=Fv2=889/2=444.5 X`xI~&t_  
    2.初步确定轴的最小直径 2 uuI_9 "^  
    oL?[9aww  
    3.轴的结构设计 [h"#Gwb=;  
    1) 确定轴上零件的装配方案 TTNgnP  
    2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 -Vj'QqZ  
    d) 由于联轴器一端连接电动机,另一端连接输入轴,所以该段直径尺寸受到电动机外伸轴直径尺寸的限制,选为25mm。 *7`N^e  
    e) 考虑到联轴器的轴向定位可靠,定位轴肩高度应达2.5mm,所以该段直径选为30。 _W@SCV)yH  
    f) 该段轴要安装轴承,考虑到轴肩要有2mm的圆角,则轴承选用30207型,即该段直径定为35mm。 Y-8qAF?SJ]  
    g) 该段轴要安装齿轮,考虑到轴肩要有2mm的圆角,经标准化,定为40mm。 !A R$JUnX  
    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。 iQ[0d.(A  
    i) 轴肩固定轴承,直径为42mm。 TWv${m zE  
    j) 该段轴要安装轴承,直径定为35mm。 n])-+[F  
    2) 各段长度的确定 sOyWsXd+R'  
    各段长度的确定从左到右分述如下: B@ab[dm280  
    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。 ,!`94{Ggv  
    b) 该段为轴环,宽度不小于7mm,定为11mm。 x.>E7 +  
    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。 NW-l_]k  
    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。 7V/yU5  
    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。 kBPFk t2  
    f) 该段由联轴器孔长决定为42mm U3ygFW%  
    4.按弯扭合成应力校核轴的强度 pB @l+ n^  
    W=62748N.mm %9_wDfw~  
    T=39400N.mm >.R6\>N%  
    45钢的强度极限为 ,又由于轴受的载荷为脉动的,所以 。 4SG22$7W  
    !U02>X   
    III轴 |pIA9/~Z  
    1.作用在齿轮上的力 ,v"/3Ff{,  
    FH1=FH2=4494/2=2247N ^V^In-[!y:  
    Fv1=Fv2=1685/2=842.5N `[+9n2j  
    2.初步确定轴的最小直径 vFfvvRda4x  
    3.轴的结构设计 S}"?#=Q.%O  
    1) 轴上零件的装配方案 DdI7%?hK  
    2) 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 /)8 0@  
    I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII ^q"wd?((h  
    直径 60 70 75 87 79 70 Y^dVNC3vd  
    长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25 rT`D@ I  
    y$)gj4k/D  
    5.求轴上的载荷 uo1G   
    Mm=316767N.mm ':,6s  
    T=925200N.mm l<<G". ?  
    6. 弯扭校合 ?KxI|os  
    滚动轴承的选择及计算 :oB4\/(G#  
    I轴: 9X&Xs/B  
    1.求两轴承受到的径向载荷 ,2>:h"^  
    5、 轴承30206的校核 @4:cn  
    1) 径向力 R|Ft@]  
    2) 派生力 /p,D01Ws}(  
    3) 轴向力 dRZor gar  
    由于 , Q, E!Ew3  
    所以轴向力为 , X.0/F6U  
    4) 当量载荷 1{ #Xa=  
    由于 , , *D1fSu!  
    所以 , , , 。 *jWU8.W  
    由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 @ ADY?  
    5) 轴承寿命的校核 V,qZF=}S  
    II轴: aMTY{  
    6、 轴承30307的校核 [BhpfZNKRA  
    1) 径向力 f5a%/1?  
    2) 派生力 gB 3&AQ  
    e,E;\x &  
    3) 轴向力 K/[v>(<  
    由于 , Y=G *[G#  
    所以轴向力为 , /2u;w !oi.  
    4) 当量载荷 f/)3b`$Wu  
    由于 , , AW'tZF"  
    所以 , , , 。 Coq0Kzhsab  
    由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 ZP)=2'RY  
    5) 轴承寿命的校核 BN4dr9T  
    III轴: :0T]p"y4  
    7、 轴承32214的校核 n#3y2,Ml  
    1) 径向力 {CH\TmSz  
    2) 派生力 ^J>28Q\S  
    3) 轴向力 nVG\*#*]|  
    由于 , |~H'V4)zXu  
    所以轴向力为 , mUy/lo'4  
    4) 当量载荷 jTw s0=F*  
    由于 , , 6@2p@eYo  
    所以 , , , 。 VhSKtD1  
    由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 va8:QHdU  
    5) 轴承寿命的校核 gb(\c:yg1R  
    键连接的选择及校核计算 mC~W/KReA  
    F__>`Do l  
    代号 直径 qe(X5 ?#;  
    (mm) 工作长度 e;3$7$n Pv  
    (mm) 工作高度 n E-=7S L  
    (mm) 转矩 @=wAk5[IN  
    (N•m) 极限应力 81W})q8  
    (MPa) #bu`W!p}  
    高速轴 8×7×60(单头) 25 35 3.5 39.8 26.0 Wr)% C  
    12×8×80(单头) 40 68 4 39.8 7.32 lRt8{GFy  
    中间轴 12×8×70(单头) 40 58 4 191 41.2 qUtVqS  
    低速轴 20×12×80(单头) 75 60 6 925.2 68.5 C,PCU<q  
    18×11×110(单头) 60 107 5.5 925.2 52.4 GWE`'V  
    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。 BpP\C!:^  
    连轴器的选择 3"[ KXzn  
    由于弹性联轴器的诸多优点,所以考虑选用它。 f| N(~  
    二、高速轴用联轴器的设计计算 bT{P1nUu  
    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 , 6\o.wq  
    计算转矩为 1Y9Ye?~jd  
    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) 7 oZ-D~3  
    其主要参数如下: p'w[5'  
    材料HT200 tDN-I5q  
    公称转矩 5RLK]=  
    轴孔直径 , F$ h/k^  
    轴孔长 ,  j Mp{  
    装配尺寸 X_!mZ\H7  
    半联轴器厚 Jy|Mfl%d  
    ([1]P163表17-3)(GB4323-84 ; wHuL\  
    三、第二个联轴器的设计计算 #-lk=>  
    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 , wFqz.HoB  
    计算转矩为 M.OWw#?p:_  
    所以选用弹性柱销联轴器TL10(GB4323-84) Y6N+,FAk+J  
    其主要参数如下: 0_]aF8j  
    材料HT200 P;_dil G  
    公称转矩 Ne9 .wd  
    轴孔直径 df J7Dhn  
    轴孔长 , ^d=Z/d[  
    装配尺寸 S'@"a%EV  
    半联轴器厚 Y#t"..mc'  
    ([1]P163表17-3)(GB4323-84 >8AtT=}w  
    减速器附件的选择 Cz a)s  
    通气器 oNCDG|8z  
    由于在室内使用,选通气器(一次过滤),采用M18×1.5 shn-Es*  
    油面指示器 (u'/tNGS  
    选用游标尺M16 #ASu SQ  
    起吊装置 >y8Z{ALQ5  
    采用箱盖吊耳、箱座吊耳 73<iK]*c  
    放油螺塞 {W4t]Ff  
    选用外六角油塞及垫片M16×1.5 7I44BC*R~  
    润滑与密封 ah<f&2f  
    一、齿轮的润滑 [cW  
    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。 $OhL 95}7  
    二、滚动轴承的润滑 *{Z!m@?  
    由于轴承周向速度为,所以宜开设油沟、飞溅润滑。 (CV=0{]  
    三、润滑油的选择 #xo&#FIH  
    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。 QV 'y6m\  
    四、密封方法的选取 ./g#<  
    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。 hBqu,A  
    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。 y(z U:.  
    轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。 Q?;ntzi  
    设计小结 z"vgwOP su  
    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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    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···