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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 OB{d^e}  
    设计任务书……………………………………………………1 %Gk?f=e  
    传动方案的拟定及说明………………………………………4 7@@,4_q E  
    电动机的选择…………………………………………………4 X$<s@_#1  
    计算传动装置的运动和动力参数……………………………5 #A RQB2V  
    传动件的设计计算……………………………………………5 :XP/`%:  
    轴的设计计算…………………………………………………8 Qq.ht  
    滚动轴承的选择及计算………………………………………14 }{(dG7G+  
    键联接的选择及校核计算……………………………………16 ^lp#j;Df  
    连轴器的选择…………………………………………………16 IJ`%Zh{f  
    减速器附件的选择……………………………………………17 0F495'*A  
    润滑与密封……………………………………………………18 yX'f"*  
    设计小结………………………………………………………18 !ibdw_H  
    参考资料目录…………………………………………………18 >4.K>U?0FC  
    机械设计课程设计任务书 S?M'JoYy  
    题目:设计一用于带式运输机传动装置中的同轴式二级圆柱齿轮减速器 aBN^J_  
    一. 总体布置简图 k\qF> =  
    1—电动机;2—联轴器;3—齿轮减速器;4—带式运输机;5—鼓轮;6—联轴器 /ehmy(zL  
    二. 工作情况: LL}|# %4d  
    载荷平稳、单向旋转 c89+}]mGq  
    三. 原始数据 #'@pL0dj  
    鼓轮的扭矩T(N•m):850 d3nMeAI AO  
    鼓轮的直径D(mm):350 m~#f L  
    运输带速度V(m/s):0.7 'F)93SwU  
    带速允许偏差(%):5 |A'y|/)#Z  
    使用年限(年):5 G=.vo3  
    工作制度(班/日):2 'K L" i  
    四. 设计内容 0I`)<o-  
    1. 电动机的选择与运动参数计算; k`5jy~;  
    2. 斜齿轮传动设计计算 gyz#:z$p^  
    3. 轴的设计 _5nS!CN  
    4. 滚动轴承的选择 sUCI+)cM3  
    5. 键和连轴器的选择与校核; k"kGQk4  
    6. 装配图、零件图的绘制 G<2OL#Y-  
    7. 设计计算说明书的编写 Qcy /)4Hfg  
    五. 设计任务 U/W<Sa\`  
    1. 减速器总装配图一张 b.LMJ'1  
    2. 齿轮、轴零件图各一张 +PlA#DZu  
    3. 设计说明书一份 al<;*n{/  
    六. 设计进度 kK0.j)(  
    1、 第一阶段:总体计算和传动件参数计算 {CO]wqEj  
    2、 第二阶段:轴与轴系零件的设计 MsaD@JY.y  
    3、 第三阶段:轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 9_h  V1:  
    4、 第四阶段:装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 P1r)n{;  
    传动方案的拟定及说明 uuD|%-Ng  
    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。 SH009@l_8  
    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。 nmH1Wg*aW  
    电动机的选择 ($h`Y;4  
    1.电动机类型和结构的选择 yobcAV`  
    因为本传动的工作状况是:载荷平稳、单向旋转。所以选用常用的封闭式Y(IP44)系列的电动机。 /S9(rI<'  
    2.电动机容量的选择 ,w9:)B7  
    1) 工作机所需功率Pw SU,#:s(  
    Pw=3.4kW /.1yxb#Z?,  
    2) 电动机的输出功率 pL& Zcpx  
    Pd=Pw/η  1?oX"  
    η= =0.904 M2$.Y om[  
    Pd=3.76kW ]52.nxs~  
    3.电动机转速的选择 c SV`?[a  
    nd=(i1’•i2’…in’)nw :rBPgrt  
    初选为同步转速为1000r/min的电动机 ~YH'&L.O  
    4.电动机型号的确定 AgBXB%).  
    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 *\n-yx]  
    计算传动装置的运动和动力参数 PXx:JZsju  
    传动装置的总传动比及其分配 ?f8)_t}^\  
    1.计算总传动比 ~fht [S?@M  
    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: Z]QpH<Z  
    i=nm/nw wDvG5  
    nw=38.4 pef)c,U$  
    i=25.14 O-=~Bn _  
    2.合理分配各级传动比 )Z"  
    由于减速箱是同轴式布置,所以i1=i2。 Z)7|m  
    因为i=25.14,取i=25,i1=i2=5 ;h-W&i7  
    速度偏差为0.5%<5%,所以可行。 ZHN@&Gg6)  
    各轴转速、输入功率、输入转矩 2}BQ=%E!'  
    项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮 `xq/<U;i  
    转速(r/min) 960 960 192 38.4 38.4 _1hiNh$  
    功率(kW) 4 3.96 3.84 3.72 3.57 YjR`}rdwo  
    转矩(N•m) 39.8 39.4 191 925.2 888.4 SZ&I4-  
    传动比 1 1 5 5 1 o?O> pK  
    效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97 @CUYl*.PD  
    wyi%!H  
    传动件设计计算 ,8`CsY^1  
    1. 选精度等级、材料及齿数 XZ&cTjNB&  
    1) 材料及热处理 F*, e,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。 h6(\ tRd!\  
    2) 精度等级选用7级精度; G &QGQ  
    3) 试选小齿轮齿数z1=20,大齿轮齿数z2=100的; *I6W6y;E=  
    4) 选取螺旋角。初选螺旋角β=14° ,s~d39{  
    2.按齿面接触强度设计 `Q!#v{  
    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 '~\\:37+  
    按式(10—21)试算,即  v[+ ]  
    dt≥ 4/?@ %  
    1) 确定公式内的各计算数值 k E},>+W+  
    (1) 试选Kt=1.6 7@NV|Idtd  
    (2) 由图10-30选取区域系数ZH=2.433 ^B!cL~S*I  
    (3) 由表10-7选取尺宽系数φd=1 *mjPNp'3{m  
    (4) 由图10-26查得εα1=0.75,εα2=0.87,则εα=εα1+εα2=1.62 kc7,F2=F  
    (5) 由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8Mpa ak"W/"2:  
    (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; nXT/zfS  
    (7) 由式10-13计算应力循环次数 s|[CvjL#0  
    N1=60n1jLh=60×192×1×(2×8×300×5)=3.32×10e8 :lBw0{fP  
    N2=N1/5=6.64×107 h3rVa6cxM  
    (8) 由图10-19查得接触疲劳寿命系数KHN1=0.95;KHN2=0.98 wec_=E qK0  
    (9) 计算接触疲劳许用应力 !I jU*c@  
    取失效概率为1%,安全系数S=1,由式(10-12)得 )&s9QBo{b  
    [σH]1==0.95×600MPa=570MPa <;lwvO  
    [σH]2==0.98×550MPa=539MPa ]R*h3U@5#K  
    [σH]=[σH]1+[σH]2/2=554.5MPa ufn% sA  
    2) 计算 dJF3]h Y  
    (1) 试算小齿轮分度圆直径d1t :Xs3Vh,V  
    d1t≥ = =67.85 M3VTzwuf^S  
    (2) 计算圆周速度 n/ZX$?tKAK  
    v= = =0.68m/s odTa 2$O  
    (3) 计算齿宽b及模数mnt HJ_8 `( '  
    b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm /d*[za'0  
    mnt= = =3.39 Jbn^G7vH<6  
    h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm ^6QzaC3  
    b/h=67.85/7.63=8.89 <<PXh&wu0  
    (4) 计算纵向重合度εβ DEW;0ic  
    εβ= =0.318×1×tan14 =1.59 tTb fyI  
    (5) 计算载荷系数K }Ud'j'QMy  
    已知载荷平稳,所以取KA=1 N$.=1Q$F6  
    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, AAF']z<4_"  
    故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42 cI'su?  
    由表10—13查得KFβ=1.36 73l,PJ  
    由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数 vty:@?3\  
    K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05 n)PqA*  
    (6) 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径,由式(10—10a)得 }yaM.+8.  
    d1= = mm=73.6mm x~ID[  
    (7) 计算模数mn nG%<n  
    mn = mm=3.74 P2F8[o!<  
    3.按齿根弯曲强度设计  K{9  
    由式(10—17 mn≥ JfRLqA/  
    1) 确定计算参数 PPde!}T$  
    (1) 计算载荷系数 sB!6"D5  
    K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96 aTkMg  
    (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 X o[GD`t  
    6,!$S2(zT  
    (3) 计算当量齿数 :1;"{=Yx}  
    z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 ';m;K (g  
    z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47 NU"L1dK @  
    (4) 查取齿型系数 T%A"E,#  
    由表10-5查得YFa1=2.724;Yfa2=2.172 L) UCVm  
    (5) 查取应力校正系数 U,lO{J[T  
    由表10-5查得Ysa1=1.569;Ysa2=1.798 (+}44Ldt  
    (6) 计算[σF] wEw;],ur  
    σF1=500Mpa EHfB9%O7y  
    σF2=380MPa ?@<Tzk]a.  
    KFN1=0.95 .*Z#;3  
    KFN2=0.98 `/9I` <y  
    [σF1]=339.29Mpa  yyGn <  
    [σF2]=266MPa DPCQqV|7  
    (7) 计算大、小齿轮的 并加以比较 fu?u~QZ8  
    = =0.0126 1~E;@eK'  
    = =0.01468 ]]y4$ [|L  
    大齿轮的数值大。 ! %B-y 9\  
    2) 设计计算 79I"F'  
    mn≥ =2.4 +:W?:\  
    mn=2.5 $j \jT  
    4.几何尺寸计算 Io t c>!  
    1) 计算中心距 .KtK<Ps[S  
    z1 =32.9,取z1=33 q\<NW%KtX  
    z2=165 7%G&=8tq  
    a =255.07mm HZjuL.Tj  
    a圆整后取255mm Ocz21gl-?`  
    2) 按圆整后的中心距修正螺旋角 f0YBy<a  
    β=arcos =13 55’50” J(A+mYr{:  
    3) 计算大、小齿轮的分度圆直径 foB&H;A4oC  
    d1 =85.00mm F%4N/e'L  
    d2 =425mm qQ1D}c@  
    4) 计算齿轮宽度 [{#n?BT  
    b=φdd1 %d<UMbS^  
    b=85mm SR`A]EC(V  
    B1=90mm,B2=85mm k(v &+v  
    5) 结构设计 .y0u"@iF  
    以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于160mm,而又小于500mm,故以选用腹板式为宜。其他有关尺寸参看大齿轮零件图。 {hm-0Q  
    轴的设计计算 <p+7,aE_  
    拟定输入轴齿轮为右旋 BqdGU-Q  
    II轴: &vIj(e9Y  
    1.初步确定轴的最小直径 \&U"7gSL  
    d≥ = =34.2mm 07:h4beT  
    2.求作用在齿轮上的受力 SRU#Y8Xv|  
    Ft1= =899N l E* .9T  
    Fr1=Ft =337N /Ao.b|mm  
    Fa1=Fttanβ=223N; |uX&T`7?-  
    Ft2=4494N '*t<g@2$  
    Fr2=1685N Q8h=2YL  
    Fa2=1115N Ct:c%D(L  
    3.轴的结构设计 .Np!Qp1*  
    1) 拟定轴上零件的装配方案 Nov An+  
    i. I-II段轴用于安装轴承30307,故取直径为35mm。 `_"?$ v2F  
    ii. II-III段轴肩用于固定轴承,查手册得到直径为44mm。 %WYveY  
    iii. III-IV段为小齿轮,外径90mm。 O<XNI(@  
    iv. IV-V段分隔两齿轮,直径为55mm。 N ]GF>kf:  
    v. V-VI段安装大齿轮,直径为40mm。 u N_<G  
    vi. VI-VIII段安装套筒和轴承,直径为35mm。 k_Lv\'Ok  
    2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 ;)sC{ "Jb  
    1. I-II段轴承宽度为22.75mm,所以长度为22.75mm。 ~c\2'  
    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。 h9~oS/%:  
    3. III-IV段为小齿轮,长度就等于小齿轮宽度90mm。 t3!~=U  
    4. IV-V段用于隔开两个齿轮,长度为120mm。 Cio (Ptt:  
    5. V-VI段用于安装大齿轮,长度略小于齿轮的宽度,为83mm。 lO}I>yo}\  
    6. VI-VIII长度为44mm。 C4|79UG>s  
    4. 求轴上的载荷 V~t; J  
    66 207.5 63.5 4=|oOIhgb  
    Fr1=1418.5N AQc9@3T~Bi  
    Fr2=603.5N c2d1'l]n  
    查得轴承30307的Y值为1.6 4c.!^EiV  
    Fd1=443N p,\(j  
    Fd2=189N yQC8Gt8  
    因为两个齿轮旋向都是左旋。 6O'Y@9#  
    故:Fa1=638N @rr\Jf""z  
    Fa2=189N X u>]$+u#  
    5.精确校核轴的疲劳强度 MnptC 1N  
    1) 判断危险截面 ''.\DC~K  
    由于截面IV处受的载荷较大,直径较小,所以判断为危险截面 Q?dzro4C  
    2) 截面IV右侧的 s6I/%R3  
    y"ms;w'z  
    截面上的转切应力为 a!;K+wL >  
    由于轴选用40cr,调质处理,所以 IpVtbDW  
    ([2]P355表15-1) 0|(6q=QK  
    a) 综合系数的计算 ,){WK|_  
    由 , 经直线插入,知道因轴肩而形成的理论应力集中为 , , .kDJuJ^  
    ([2]P38附表3-2经直线插入) &lB>G[t  
    轴的材料敏感系数为 , , IZZ $p{  
    ([2]P37附图3-1) B)Dsen  
    故有效应力集中系数为 H(Ad"1~.#  
    查得尺寸系数为 ,扭转尺寸系数为 , ;oRgg'k<  
    ([2]P37附图3-2)([2]P39附图3-3) w-``kID  
    轴采用磨削加工,表面质量系数为 , .H5^N\V|  
    ([2]P40附图3-4)  Kuh)3/7  
    轴表面未经强化处理,即 ,则综合系数值为 iM{cr&0  
    b) 碳钢系数的确定 2O0</^Z%E  
    碳钢的特性系数取为 , )'`@rq!  
    c) 安全系数的计算 \0^Je>-:U  
    轴的疲劳安全系数为 ]#J-itO  
    故轴的选用安全。 d?=r:TBU  
    I轴: p 4lB#  
    1.作用在齿轮上的力 WD#7Q&T(;  
    FH1=FH2=337/2=168.5 l`*R !\  
    Fv1=Fv2=889/2=444.5 (EOYJHZB!  
    2.初步确定轴的最小直径 hu-6V="^9  
    =2, iNn  
    3.轴的结构设计 Yf x'7gj  
    1) 确定轴上零件的装配方案 DgC;1U'  
    2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 `HsI)RmX  
    d) 由于联轴器一端连接电动机,另一端连接输入轴,所以该段直径尺寸受到电动机外伸轴直径尺寸的限制,选为25mm。 IsB=G-s  
    e) 考虑到联轴器的轴向定位可靠,定位轴肩高度应达2.5mm,所以该段直径选为30。 <0H^2ekd  
    f) 该段轴要安装轴承,考虑到轴肩要有2mm的圆角,则轴承选用30207型,即该段直径定为35mm。 zT jk^  
    g) 该段轴要安装齿轮,考虑到轴肩要有2mm的圆角,经标准化,定为40mm。 Uj> bWa`  
    h) 为了齿轮轴向定位可靠,定位轴肩高度应达5mm,所以该段直径选为46mm。 YRJw,xl  
    i) 轴肩固定轴承,直径为42mm。 -{S: sK.o  
    j) 该段轴要安装轴承,直径定为35mm。 CYN|  
    2) 各段长度的确定 mO^vKq4r.  
    各段长度的确定从左到右分述如下: 4'0rgS  
    a) 该段轴安装轴承和挡油盘,轴承宽18.25mm,该段长度定为18.25mm。 O\)rp!i  
    b) 该段为轴环,宽度不小于7mm,定为11mm。 $rmfE  
    c) 该段安装齿轮,要求长度要比轮毂短2mm,齿轮宽为90mm,定为88mm。 UU]a).rz  
    d) 该段综合考虑齿轮与箱体内壁的距离取13.5mm、轴承与箱体内壁距离取4mm(采用油润滑),轴承宽18.25mm,定为41.25mm。 x<[W9Z'~?9  
    e) 该段综合考虑箱体突缘厚度、调整垫片厚度、端盖厚度及联轴器安装尺寸,定为57mm。 mEDi'!YE"  
    f) 该段由联轴器孔长决定为42mm Fs;_z9ej-u  
    4.按弯扭合成应力校核轴的强度 :LBRyBV  
    W=62748N.mm <LA!L  
    T=39400N.mm 8zk?:?8%{  
    45钢的强度极限为 ,又由于轴受的载荷为脉动的,所以 。 53X5&Bwh  
    ayoqitXD?  
    III轴 cSs??i D"q  
    1.作用在齿轮上的力 KcNh3CR  
    FH1=FH2=4494/2=2247N 7.`:Z_  
    Fv1=Fv2=1685/2=842.5N C.oC@P  
    2.初步确定轴的最小直径 #&ZwQw  
    3.轴的结构设计 [DO UIR9  
    1) 轴上零件的装配方案 QAmb_:^"d  
    2) 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 mu}T,+9\  
    I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII l9Sx'<  
    直径 60 70 75 87 79 70 *FrlzIAom  
    长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25 ;;g'C*_  
    }qOj^pkJ  
    5.求轴上的载荷 sM$gfFx  
    Mm=316767N.mm (r+#}z}  
    T=925200N.mm j[<}l&  
    6. 弯扭校合 {(MC]]'?  
    滚动轴承的选择及计算  ^q=D!g  
    I轴: ;.4A,7w#  
    1.求两轴承受到的径向载荷 46cd5SLK  
    5、 轴承30206的校核 5??\[C^"}  
    1) 径向力 Z U^dLN- N  
    2) 派生力 PtT=HvP!k  
    3) 轴向力 kt*""&R  
    由于 , ,AO]4Ec  
    所以轴向力为 , >u:t2DxE  
    4) 当量载荷 <p74U( V  
    由于 , , w[S!U<9/  
    所以 , , , 。 8I`t`C/4  
    由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 0[qU k(=}[  
    5) 轴承寿命的校核 gI SP .  
    II轴: ] 3@.)  
    6、 轴承30307的校核 `Y~EL?  
    1) 径向力 dMnJ)R  
    2) 派生力 Gw5j6  
    y.l`NTT] <  
    3) 轴向力 5D32d1A  
    由于 , 3k J8Wn  
    所以轴向力为 , "|6#n34  
    4) 当量载荷 4t0B_o"  
    由于 , , <{"]&bl  
    所以 , , , 。 l#W9J.q(  
    由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 i8\&J.  
    5) 轴承寿命的校核 %$)[qa3  
    III轴: f"=1_*eH  
    7、 轴承32214的校核 Nl3@i`;  
    1) 径向力 I'_u4  
    2) 派生力 43"` gF]  
    3) 轴向力 l.#iMi(@p~  
    由于 , J5Nz<  
    所以轴向力为 , x>?jfN,e  
    4) 当量载荷 :jol Nl|a  
    由于 , , m@r+M"!R  
    所以 , , , 。 "gcHcboU5$  
    由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 +wAH?q8f  
    5) 轴承寿命的校核 FY^[?lj  
    键连接的选择及校核计算 PhHBmM GL  
    bOt6q/f  
    代号 直径 4xg7 oo0iJ  
    (mm) 工作长度 BM(8+Wj  
    (mm) 工作高度 p97}HT}  
    (mm) 转矩 6^vMJ82U  
    (N•m) 极限应力 u7_IO  
    (MPa) +bG^SH2ke  
    高速轴 8×7×60(单头) 25 35 3.5 39.8 26.0 gD"]uj<  
    12×8×80(单头) 40 68 4 39.8 7.32 ,cbCt  
    中间轴 12×8×70(单头) 40 58 4 191 41.2 Ue>;h9^  
    低速轴 20×12×80(单头) 75 60 6 925.2 68.5 b h%@Lo  
    18×11×110(单头) 60 107 5.5 925.2 52.4 j4ARGkK5B  
    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。 +1Qa7 \  
    连轴器的选择 W 6_~.m"b  
    由于弹性联轴器的诸多优点,所以考虑选用它。 uM!$`JN  
    二、高速轴用联轴器的设计计算 kZ&|.q1zki  
    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 , }@kD&2  
    计算转矩为 N$8do?  
    所以考虑选用弹性柱销联轴器TL4(GB4323-84),但由于联轴器一端与电动机相连,其孔径受电动机外伸轴径限制,所以选用TL5(GB4323-84) h]wahExYP  
    其主要参数如下: tE i-0J  
    材料HT200 E8[{U8)[;5  
    公称转矩 mVJW"*}8  
    轴孔直径 , 5 pJ)OX  
    轴孔长 , [D8u.8q  
    装配尺寸 c-|~ABtEpX  
    半联轴器厚 :xn/9y+s  
    ([1]P163表17-3)(GB4323-84 {fwA=J9%KS  
    三、第二个联轴器的设计计算 rTBrl[&,q'  
    由于装置用于运输机,原动机为电动机,所以工作情况系数为 , LaI(  
    计算转矩为 "A_,Ga  
    所以选用弹性柱销联轴器TL10(GB4323-84) 7+I%0U}m  
    其主要参数如下: wv.FL$f[@  
    材料HT200 tVSURYA8  
    公称转矩 }( x|  
    轴孔直径 G#V}9l8 Q  
    轴孔长 , s0,\[rM  
    装配尺寸 Ix+===6  
    半联轴器厚 ,XD'f  
    ([1]P163表17-3)(GB4323-84 6XVr-ef  
    减速器附件的选择 ',?9\xEB  
    通气器 F[q:jY  
    由于在室内使用,选通气器(一次过滤),采用M18×1.5 +&LzLF.bK  
    油面指示器 O]ZP- WG  
    选用游标尺M16 Y2&>;ym!  
    起吊装置 #+mt}w/  
    采用箱盖吊耳、箱座吊耳 ]Lc:M'V#  
    放油螺塞 4@,d{qp~  
    选用外六角油塞及垫片M16×1.5 ]=2wQ8  
    润滑与密封 >Ab>"!/'K  
    一、齿轮的润滑 ~vD7BO`  
    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。 13oR-Stj|  
    二、滚动轴承的润滑 2o0.ttBAqZ  
    由于轴承周向速度为,所以宜开设油沟、飞溅润滑。 .C avb  
    三、润滑油的选择 .&:GO D  
    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。 5):2;hk  
    四、密封方法的选取 w7b?ve3-  
    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。 ->DfT*)  
    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。 s1,kTde  
    轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。 ld~8g,  
    设计小结 l26DPtWi  
    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···