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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 Z(-@8=0  
    设计任务书……………………………………………………1 D'+kzb@  
    传动方案的拟定及说明………………………………………4 0sKY;(  
    电动机的选择…………………………………………………4 -|xyj2M  
    计算传动装置的运动和动力参数……………………………5 N{6Lvq[8  
    传动件的设计计算……………………………………………5  zWIC4:  
    轴的设计计算…………………………………………………8 *a4nd_!  
    滚动轴承的选择及计算………………………………………14 `;!v<@:i2  
    键联接的选择及校核计算……………………………………16 /S+gh;2OC  
    连轴器的选择…………………………………………………16 Y: XxTa*  
    减速器附件的选择……………………………………………17 NEh5    
    润滑与密封……………………………………………………18 u!&Vbo? .B  
    设计小结………………………………………………………18 CEos`  
    参考资料目录…………………………………………………18 K"r'w8  P  
    机械设计课程设计任务书 !jxz2Q  
    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 n.$wW =  
    一. 总体布置简图 _S;L| 1>S  
    1—电动机;2—联轴器;3—齿轮减速器;4—带式运输机;5—鼓轮;6—联轴器 d`;_~{sleR  
    二. 工作情况: "b"Q0"w  
    载荷平稳、单向旋转 SD^6ib/]b  
    三. 原始数据 64OgE!  
    鼓轮的扭矩T(N•m):850 ?5!>k^q  
    鼓轮的直径D(mm):350 RWi~34r  
    运输带速度V(m/s):0.7 438+ zU  
    带速允许偏差(%):5 Yg6 f  
    使用年限(年):5 EV 8}C=  
    工作制度(班/日):2 V{[vIt*  
    四. 设计内容 L{\au5-4  
    1. 电动机的选择与运动参数计算; ,IW$XD  
    2. 斜齿轮传动设计计算 "7pd(p *C  
    3. 轴的设计 sCFqz[I  
    4. 滚动轴承的选择 3%<xM/#  
    5. 键和连轴器的选择与校核; 7usf^g[dh  
    6. 装配图、零件图的绘制 ^L(}cO  
    7. 设计计算说明书的编写 *@r)3  
    五. 设计任务 |8b*BnS  
    1. 减速器总装配图一张 1e>,QX  
    2. 齿轮、轴零件图各一张 -$4#eG%3  
    3. 设计说明书一份 Ncu\;K\N  
    六. 设计进度 W|@/<K$V  
    1、 第一阶段:总体计算和传动件参数计算 el*C8TWlw  
    2、 第二阶段:轴与轴系零件的设计 S/|'ggC  
    3、 第三阶段:轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 +_ HPZo  
    4、 第四阶段:装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 $!<J_ d*  
    传动方案的拟定及说明 ruLi "d  
    由题目所知传动机构类型为:同轴式二级圆柱齿轮减速器。故只要对本传动机构进行分析论证。 \*s'S*~  
    本传动机构的特点是:减速器横向尺寸较小,两大吃论浸油深度可以大致相同。结构较复杂,轴向尺寸大,中间轴较长、刚度差,中间轴承润滑较困难。 MeqW/!72$L  
    电动机的选择 Kd _tjWS  
    1.电动机类型和结构的选择 Brh<6Btl  
    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。 f#a ~av9rC  
    2.电动机容量的选择 dD3I.?DY  
    1) 工作机所需功率Pw XTD _q  
    Pw=3.4kW 3 n/U4fn_  
    2) 电动机的输出功率 XU Hu=2F  
    Pd=Pw/η D84`#Xbi  
    η= =0.904 tdn[]|=  
    Pd=3.76kW =!'gV:M  
    3.电动机转速的选择 2bS)|#v<_t  
    nd=(i1’•i2’…in’)nw \$2E  
    初选为同步转速为1000r/min的电动机 G l=dL<F  
    4.电动机型号的确定 h*f=  
    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 /s>ZT8vaAs  
    计算传动装置的运动和动力参数 qTnfiYG}  
    传动装置的总传动比及其分配 zlmb_akJ  
    1.计算总传动比 N?H;fK4v  
    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: h5G>FPM-=  
    i=nm/nw rHu  #  
    nw=38.4 iq '3.-xYr  
    i=25.14 `5;O|qRq  
    2.合理分配各级传动比 sAIL+O  
    由于减速箱是同轴式布置,所以i1=i2。 SnRTC<DDh  
    因为i=25.14,取i=25,i1=i2=5 q79)nhC F  
    速度偏差为0.5%<5%,所以可行。 &_ Ewu@4  
    各轴转速、输入功率、输入转矩 n`T 4aDm  
    项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮 W xyQA:3s  
    转速(r/min) 960 960 192 38.4 38.4 7'_zJI^  
    功率(kW) 4 3.96 3.84 3.72 3.57 O^I~d{M 5I  
    转矩(N•m) 39.8 39.4 191 925.2 888.4 inavi5.  
    传动比 1 1 5 5 1 wh:O"&qk  
    效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97 #F.;N<a  
    kDJ5x8Q#  
    传动件设计计算 h[%`'(  
    1. 选精度等级、材料及齿数 P8e1J0A  
    1) 材料及热处理 K3&v6 #]  
    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。  gM20n^  
    2) 精度等级选用7级精度; C_?L$3 U0  
    3) 试选小齿轮齿数z1=20,大齿轮齿数z2=100的; TSmuNCR  
    4) 选取螺旋角。初选螺旋角β=14° uAR!JJ  
    2.按齿面接触强度设计 HH3WZ^0>  
    因为低速级的载荷大于高速级的载荷,所以通过低速级的数据进行计算 2i#wJ8vrF  
    按式(10—21)试算,即 zr?%k]A%UO  
    dt≥ t<9oEjk["  
    1) 确定公式内的各计算数值 )'xTDi  
    (1) 试选Kt=1.6 K Ii Vz<  
    (2) 由图10-30选取区域系数ZH=2.433 b5 YE4h8%  
    (3) 由表10-7选取尺宽系数φd=1 Nhn5 iN1*  
    (4) 由图10-26查得εα1=0.75,εα2=0.87,则εα=εα1+εα2=1.62 'i_od|19~h  
    (5) 由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8Mpa /] ce?PPC  
    (6) 由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1=600MPa;大齿轮的解除疲劳强度极限σHlim2=550MPa; Qv,|*bf  
    (7) 由式10-13计算应力循环次数 =M)>w4-  
    N1=60n1jLh=60×192×1×(2×8×300×5)=3.32×10e8 +/7UM x1  
    N2=N1/5=6.64×107 `h( JD$w  
    (8) 由图10-19查得接触疲劳寿命系数KHN1=0.95;KHN2=0.98 `!DrB08A  
    (9) 计算接触疲劳许用应力 )H#Hs<)Qy  
    取失效概率为1%,安全系数S=1,由式(10-12)得 f .rz2)o  
    [σH]1==0.95×600MPa=570MPa v I@Wuu:  
    [σH]2==0.98×550MPa=539MPa eb2~$ ,$  
    [σH]=[σH]1+[σH]2/2=554.5MPa +O}6 8 N  
    2) 计算 oJR0sbikP  
    (1) 试算小齿轮分度圆直径d1t ',`iQt!Lx  
    d1t≥ = =67.85 C',D"  
    (2) 计算圆周速度 5[esW  
    v= = =0.68m/s 9zEO$<e o  
    (3) 计算齿宽b及模数mnt "8J$7g@n@  
    b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm I 6a{'c(P  
    mnt= = =3.39 =U!'v X d  
    h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm qi}HJkOq  
    b/h=67.85/7.63=8.89 @P6K`'.0  
    (4) 计算纵向重合度εβ eHi|_3A&*  
    εβ= =0.318×1×tan14 =1.59 b~  
    (5) 计算载荷系数K \i}n1Qd  
    已知载荷平稳,所以取KA=1 S& 8gZ~B  
    根据v=0.68m/s,7级精度,由图10—8查得动载系数KV=1.11;由表10—4查的KHβ的计算公式和直齿轮的相同, ^6mlE+WY  
    故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42 aG8}R~wH&  
    由表10—13查得KFβ=1.36 @$gvV]dA  
    由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数 *Eu ca~%=  
    K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05 bQow,vf  
    (6) 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径,由式(10—10a)得 |! i3Y=X  
    d1= = mm=73.6mm j./3)  
    (7) 计算模数mn b-U LoV  
    mn = mm=3.74 o8BbSZVu  
    3.按齿根弯曲强度设计 !v<r=u  
    由式(10—17 mn≥ Zaf].R  
    1) 确定计算参数 @a)@1:=Rm  
    (1) 计算载荷系数 [Oe$E5qv)]  
    K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96 J2Ocf&y;  
    (2) 根据纵向重合度εβ=0.318φdz1tanβ=1.59,从图10-28查得螺旋角影响系数 Yβ=0。88 C[gCwDwl  
    ! ]&a/$U  
    (3) 计算当量齿数 !`hjvJryw  
    z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 =|bM|8,  
    z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47 m.EI("n"J  
    (4) 查取齿型系数 >,Zjlkh3  
    由表10-5查得YFa1=2.724;Yfa2=2.172 @>B#2t&  
    (5) 查取应力校正系数 a9mLPP  
    由表10-5查得Ysa1=1.569;Ysa2=1.798 \eH~1@\S  
    (6) 计算[σF] _W/s=pCh  
    σF1=500Mpa 'W3>lAPx!  
    σF2=380MPa *4Y1((1k  
    KFN1=0.95 N\l\ M  
    KFN2=0.98 Zk"'x,]#  
    [σF1]=339.29Mpa 6E{HNPMb>  
    [σF2]=266MPa Uc>kCBCd  
    (7) 计算大、小齿轮的 并加以比较 g+t-<D"L5  
    = =0.0126 6A;V[3  
    = =0.01468 ;U<;R  
    大齿轮的数值大。 4 FW~Y  
    2) 设计计算 hU3c;6]3  
    mn≥ =2.4 >K1)XP  
    mn=2.5 !fZ\GOx  
    4.几何尺寸计算 {3@f(H m  
    1) 计算中心距 Dz:A.x@$*  
    z1 =32.9,取z1=33 CO%7^}xSE,  
    z2=165 K>l$Y#x}k  
    a =255.07mm 8s-y+M@.  
    a圆整后取255mm E'j>[C:U  
    2) 按圆整后的中心距修正螺旋角 rE;*MqYt&  
    β=arcos =13 55’50” )."_i64  
    3) 计算大、小齿轮的分度圆直径 YD H!N l  
    d1 =85.00mm qc2j}D0  
    d2 =425mm !'wh hi  
    4) 计算齿轮宽度 pYa8iQ`6U;  
    b=φdd1 U BzX%:A  
    b=85mm {mrTpw  
    B1=90mm,B2=85mm R2vT\ 6xv  
    5) 结构设计 m~'!  
    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。 U<gM gA  
    轴的设计计算 7n9&@D3 :P  
    拟定输入轴齿轮为右旋 L15?\|':Y  
    II轴: 3p6QJuSB  
    1.初步确定轴的最小直径 rn $a)^!  
    d≥ = =34.2mm  QMLz  
    2.求作用在齿轮上的受力 8=CdO|XV  
    Ft1= =899N n^B9Mh @  
    Fr1=Ft =337N T\I}s"d  
    Fa1=Fttanβ=223N; Ok2KTsVl  
    Ft2=4494N %V71W3>6WS  
    Fr2=1685N qq.M]?Z  
    Fa2=1115N ^ gMoW  
    3.轴的结构设计 $s+/OgG4H  
    1) 拟定轴上零件的装配方案 (RVe,0y  
    i. I-II段轴用于安装轴承30307,故取直径为35mm。 ^\ A[^' 9  
    ii. II-III段轴肩用于固定轴承,查手册得到直径为44mm。 G d~ v _  
    iii. III-IV段为小齿轮,外径90mm。 fqrQ1{%UH  
    iv. IV-V段分隔两齿轮,直径为55mm。 @&?E3?5ll  
    v. V-VI段安装大齿轮,直径为40mm。 _HF66)X7  
    vi. VI-VIII段安装套筒和轴承,直径为35mm。 _;!7:'J  
    2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 {,NGxqhE  
    1. I-II段轴承宽度为22.75mm,所以长度为22.75mm。 .Ds d Q4Y  
    2. II-III段轴肩考虑到齿轮和箱体的间隙12mm,轴承和箱体的间隙4mm,所以长度为16mm。 U;`C%vHff  
    3. III-IV段为小齿轮,长度就等于小齿轮宽度90mm。 w\,N}'G  
    4. IV-V段用于隔开两个齿轮,长度为120mm。 k-IL%+U  
    5. V-VI段用于安装大齿轮,长度略小于齿轮的宽度,为83mm。 5{Q5?M]  
    6. VI-VIII长度为44mm。 ?lq  
    4. 求轴上的载荷 OL]P(HRm]~  
    66 207.5 63.5 `ppyCUX  
    Fr1=1418.5N M.fAFL  
    Fr2=603.5N -fpe  
    查得轴承30307的Y值为1.6 }py)EI,U  
    Fd1=443N Ha~F&H|"O  
    Fd2=189N ]H| O  
    因为两个齿轮旋向都是左旋。 "| Oj!&0  
    故:Fa1=638N m}A|W[p<  
    Fa2=189N A12EUr5$  
    5.精确校核轴的疲劳强度 A,67)li3  
    1) 判断危险截面 9gq+,g>E_  
    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 2[|52+zhc  
    2) 截面IV右侧的 z]_2lx2e  
    j9gn7LS  
    截面上的转切应力为 VyX5MVh  
    由于轴选用40cr,调质处理,所以 Y TpiOPf  
    ([2]P355表15-1) )5T82=[h<  
    a) 综合系数的计算 %,T=|5  
    由 , 经直线插入,知道因轴肩而形成的理论应力集中为 , , |w5m2Z  
    ([2]P38附表3-2经直线插入) eH HY.^|  
    轴的材料敏感系数为 , , OfG/7pw5%B  
    ([2]P37附图3-1) "I)/|x\G*  
    故有效应力集中系数为 X*cDn.(I  
    查得尺寸系数为 ,扭转尺寸系数为 , 5aj%<r  
    ([2]P37附图3-2)([2]P39附图3-3) b@QCdi,u  
    轴采用磨削加工,表面质量系数为 , ) >;7"v  
    ([2]P40附图3-4) U!d|5W.{Q  
    轴表面未经强化处理,即 ,则综合系数值为 w*?SGW  
    b) 碳钢系数的确定 lfvt9!SJ+/  
    碳钢的特性系数取为 , +3uPHpMB-  
    c) 安全系数的计算 rn^cajO^  
    轴的疲劳安全系数为 CbGfVdw/c  
    故轴的选用安全。 X)e#=w!fi3  
    I轴: >``sM=Wat  
    1.作用在齿轮上的力 9xi nX-x;n  
    FH1=FH2=337/2=168.5 r7)qr%n  
    Fv1=Fv2=889/2=444.5 Qy ghNImp  
    2.初步确定轴的最小直径 IR2=dQS  
    = N&5]Z  
    3.轴的结构设计 L4DT*(;!E  
    1) 确定轴上零件的装配方案 Vv54;Js9  
    2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 OZc4 -5  
    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。 F f{,zfN+3  
    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。 l1bkhA b  
    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。 :KmnwYm  
    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。 44NM of8N  
    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。 HQvJ*U4++  
    i) 轴肩固定轴承,直径为42mm。 GO?hB4 9T  
    j) 该段轴要安装轴承,直径定为35mm。 xi51,y+(5  
    2) 各段长度的确定 3 ,zW6 -}  
    各段长度的确定从左到右分述如下: 0iYo&q'n  
    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。 lZAXDxhnT  
    b) 该段为轴环,宽度不小于7mm,定为11mm。 Rh}}8 sv  
    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。 5?MaKNm}  
    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。 ]_BH"ng}  
    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。 ZDG~tCh=@  
    f) 该段由联轴器孔长决定为42mm yk y% +@2q  
    4.按弯扭合成应力校核轴的强度 e2e!"kEF  
    W=62748N.mm G9^xv  
    T=39400N.mm IRGcE&m  
    45钢的强度极限为 ,又由于轴受的载荷为脉动的,所以 。 :8K}e]!c1  
    y8_$YA/g  
    III轴 f8 BZkh  
    1.作用在齿轮上的力 ^@3,/dH1 t  
    FH1=FH2=4494/2=2247N o%bf7)~s  
    Fv1=Fv2=1685/2=842.5N &~Pk*A_:  
    2.初步确定轴的最小直径 k#bG&BF  
    3.轴的结构设计 WkiPrQ0]:  
    1) 轴上零件的装配方案 TjDtNE  
    2) 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 o\F>K'  
    I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII /GVjesN  
    直径 60 70 75 87 79 70 PB *v45  
    长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25 m/Erw"Z  
    p}3` "L=  
    5.求轴上的载荷 Uks%Mo9on  
    Mm=316767N.mm [YP{%1*RM  
    T=925200N.mm 55 '  
    6. 弯扭校合 U shIQh  
    滚动轴承的选择及计算 C1'y6{,@  
    I轴: dB6['z)2  
    1.求两轴承受到的径向载荷 \-pqqSy  
    5、 轴承30206的校核 /vq$/  
    1) 径向力 ,{mv6?_  
    2) 派生力 D Qz+t  
    3) 轴向力 NT0n [o^  
    由于 , re_nb)4g  
    所以轴向力为 , Y)DAR83  
    4) 当量载荷 Pz34a@%"  
    由于 , , O/|))H?C  
    所以 , , , 。 AT)b/ycC  
    由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 jz`3xFy *]  
    5) 轴承寿命的校核 I?S t}Tl  
    II轴: k_{?{:X;y  
    6、 轴承30307的校核 67hfve  
    1) 径向力 ~+j2a3rv-{  
    2) 派生力 B2oKvgw  
    6_<~]W&  
    3) 轴向力 J^`5L7CO  
    由于 , hf]m'5pb  
    所以轴向力为 , [zBi*%5O  
    4) 当量载荷 5@%.wb4  
    由于 , , i^e8.zgywF  
    所以 , , , 。 ~uH_y-  
    由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 2cUT bRm  
    5) 轴承寿命的校核 F@k}p-e~  
    III轴: O >pv/Ns  
    7、 轴承32214的校核 FLs$  
    1) 径向力 f+Acs*. GQ  
    2) 派生力 }^iqhUvT F  
    3) 轴向力 |4g0@}nr+W  
    由于 , (5 @H  
    所以轴向力为 , Y*$>d/E  
    4) 当量载荷 ka!v(j{E  
    由于 , , `:Gzjngc  
    所以 , , , 。 PBnH#zm  
    由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 DrKB;6  
    5) 轴承寿命的校核 3ZI7;Gw  
    键连接的选择及校核计算 3r, ~-6  
    u*v<dsGQ  
    代号 直径 ?*yyne  
    (mm) 工作长度 G/Nc@XG\  
    (mm) 工作高度 ^l|b>z"0ao  
    (mm) 转矩 6_4 B!  
    (N•m) 极限应力 BH1h2OEe#  
    (MPa) ,#UZp\zZ*  
    高速轴 8×7×60(单头) 25 35 3.5 39.8 26.0 sa4w.9O1GS  
    12×8×80(单头) 40 68 4 39.8 7.32 cu($mjC@T  
    中间轴 12×8×70(单头) 40 58 4 191 41.2 gr*CN<  
    低速轴 20×12×80(单头) 75 60 6 925.2 68.5 Inv`C,$7Q#  
    18×11×110(单头) 60 107 5.5 925.2 52.4 ]vlBYAW'  
    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。 ;o3gR4u_L  
    连轴器的选择 .a]#AFX  
    由于弹性联轴器的诸多优点,所以考虑选用它。 q9_ $&9  
    二、高速轴用联轴器的设计计算 RC/ 3\ '  
    由于装置用于运输机,原动机为电动机,所以工作情况系数为 , s@ r{TXEn  
    计算转矩为 \O;2^  
    所以考虑选用弹性柱销联轴器TL4(GB4323-84),但由于联轴器一端与电动机相连,其孔径受电动机外伸轴径限制,所以选用TL5(GB4323-84) (_zlCHB  
    其主要参数如下: WN+i3hC  
    材料HT200 N o6!gZ1  
    公称转矩 ,< x/  
    轴孔直径 , <mE`<-$  
    轴孔长 , B6Kl_~gT  
    装配尺寸 "vSKj/]  
    半联轴器厚 4}h}`KZZ  
    ([1]P163表17-3)(GB4323-84 }I&.xzJ  
    三、第二个联轴器的设计计算 e4YP$}_L  
    由于装置用于运输机,原动机为电动机,所以工作情况系数为 , Ctz#9[|  
    计算转矩为 qK a}O*  
    所以选用弹性柱销联轴器TL10(GB4323-84) ]alc%(=  
    其主要参数如下: *z?Uh$I4  
    材料HT200 gHLI>ew*QR  
    公称转矩 <ToBVG X  
    轴孔直径 mkn1LzE|F  
    轴孔长 , din,yHu~  
    装配尺寸 >\ Dy  
    半联轴器厚 FAEF  
    ([1]P163表17-3)(GB4323-84 E7fQ9]  
    减速器附件的选择 x3=1/#9  
    通气器 n"Ie>  
    由于在室内使用,选通气器(一次过滤),采用M18×1.5 aDK b78 1d  
    油面指示器 p H  y  
    选用游标尺M16 K:a8}w>Up  
    起吊装置 1IA1;  
    采用箱盖吊耳、箱座吊耳 ^m w]u"5\  
    放油螺塞 dT|f<E/P  
    选用外六角油塞及垫片M16×1.5 4GRD- f[  
    润滑与密封 6P1s*u  
    一、齿轮的润滑 3F2IL)Hn  
    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。 |#@7$#j  
    二、滚动轴承的润滑 -`~qmRpqY  
    由于轴承周向速度为,所以宜开设油沟、飞溅润滑。 %xg+UW }  
    三、润滑油的选择  2h   
    齿轮与轴承用同种润滑油较为便利,考虑到该装置用于小型设备,选用L-AN15润滑油。 s1D<R,J|H  
    四、密封方法的选取 etr-\Cp  
    选用凸缘式端盖易于调整,采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。 ,Z@#( =f  
    密封圈型号按所装配轴的直径确定为(F)B25-42-7-ACM,(F)B70-90-10-ACM。 @'R)$:I%L  
    轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。 .>B'oD  
    设计小结 a{]=BY oL  
    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···