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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 qa>H@`P  
    设计任务书……………………………………………………1 >4G~01  
    传动方案的拟定及说明………………………………………4 8dUP_t~d#q  
    电动机的选择…………………………………………………4 dr gCr:Gf  
    计算传动装置的运动和动力参数……………………………5 A|`mIma#  
    传动件的设计计算……………………………………………5 }8Yu"P${Y  
    轴的设计计算…………………………………………………8 Kt`/+k)m  
    滚动轴承的选择及计算………………………………………14 :\"V5  
    键联接的选择及校核计算……………………………………16 #JYH5:*  
    连轴器的选择…………………………………………………16 (hi{ i  
    减速器附件的选择……………………………………………17 wv.HPmq  
    润滑与密封……………………………………………………18 F T$x#>  
    设计小结………………………………………………………18 lcR1FbJ2'  
    参考资料目录…………………………………………………18 d",VOhW7)S  
    机械设计课程设计任务书 Vv_lBYV  
    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 {' UK> S  
    一. 总体布置简图 L #`Vr$  
    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 y[DS$>E  
    二. 工作情况: % pQi}x  
    载荷平稳、单向旋转 W690N&Wz  
    三. 原始数据 pC/13|I  
    鼓轮的扭矩T(N•m):850 ZkqZO#nq C  
    鼓轮的直径D(mm):350 a^7HI,  
    运输带速度V(m/s):0.7 $g!iy'4n*  
    带速允许偏差(%):5 `&jG8lHa  
    使用年限(年):5 h1+y.4  
    工作制度(班/日):2 R*l3 zn>  
    四. 设计内容 h'"~t#r  
    1. 电动机的选择与运动参数计算; >c=-uI  
    2. 斜齿轮传动设计计算 %fIYWu`X  
    3. 轴的设计 =Bos>;dl  
    4. 滚动轴承的选择 "Ky&x$dje  
    5. 键和连轴器的选择与校核; &l~9FE *  
    6. 装配图、零件图的绘制 rAZ~R PrW  
    7. 设计计算说明书的编写 PB;j4  
    五. 设计任务 'Gqo{wl  
    1. 减速器总装配图一张 mCSt.n~  
    2. 齿轮、轴零件图各一张 N gagzsJ=  
    3. 设计说明书一份 589P$2e1X  
    六. 设计进度 3XIL; 5  
    1、 第一阶段:总体计算和传动件参数计算 C#@-uo2  
    2、 第二阶段:轴与轴系零件的设计 ^[.Z~>3!\q  
    3、 第三阶段:轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 '3iJq9  
    4、 第四阶段:装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 |F49<7XB[~  
    传动方案的拟定及说明 Xu7lV  
    由题目所知传动机构类型为:同轴式二级圆柱齿轮减速器。故只要对本传动机构进行分析论证。 VK% j45D`  
    本传动机构的特点是:减速器横向尺寸较小,两大吃论浸油深度可以大致相同。结构较复杂,轴向尺寸大,中间轴较长、刚度差,中间轴承润滑较困难。 er.;qV'Wz6  
    电动机的选择 ,0aRHy_^  
    1.电动机类型和结构的选择 qoSZ+ khS$  
    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。 I_is3y0  
    2.电动机容量的选择 "eIE5h  
    1) 工作机所需功率Pw v,jB(B^|Z  
    Pw=3.4kW )W>9{*4 m  
    2) 电动机的输出功率 B=HE i\55K  
    Pd=Pw/η 3/Dis) v8  
    η= =0.904 ;umbld0  
    Pd=3.76kW kC iOcl*$  
    3.电动机转速的选择 df{6!}/(  
    nd=(i1’•i2’…in’)nw 5l]qhi3f  
    初选为同步转速为1000r/min的电动机 /hYFOZ  
    4.电动机型号的确定 ->'xjD  
    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 J@qwz[d i  
    计算传动装置的运动和动力参数 ) ):w`^6  
    传动装置的总传动比及其分配 +&[X7r<  
    1.计算总传动比 T/?C_i  
    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: 0RHjA& r3v  
    i=nm/nw CcZM0  
    nw=38.4 1"No~/_  
    i=25.14 co*XW  
    2.合理分配各级传动比 KeWIC,kq  
    由于减速箱是同轴式布置,所以i1=i2。 f@ .s(i=z  
    因为i=25.14,取i=25,i1=i2=5 QPX3a8w*  
    速度偏差为0.5%<5%,所以可行。 =a6e*f  
    各轴转速、输入功率、输入转矩 &R3#? 1,  
    项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮 >NZJ-:t  
    转速(r/min) 960 960 192 38.4 38.4 Mo]  
    功率(kW) 4 3.96 3.84 3.72 3.57 %UB+N8x`a  
    转矩(N•m) 39.8 39.4 191 925.2 888.4 yJ?= H H?  
    传动比 1 1 5 5 1 cHon' tS  
    效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97 <tv"I-2  
    6SEq 2   
    传动件设计计算 wRJ`RKJ-T  
    1. 选精度等级、材料及齿数 0}q*s!  
    1) 材料及热处理 WQv`%%G2>  
    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。 O+=C8  
    2) 精度等级选用7级精度; R) J/z  
    3) 试选小齿轮齿数z1=20,大齿轮齿数z2=100的; P9M. J^<  
    4) 选取螺旋角。初选螺旋角β=14° Ph17(APt,Q  
    2.按齿面接触强度设计 9-E dT4=r,  
    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 5>>JQ2'W  
    按式(10—21)试算,即 aK--D2@}i  
    dt≥  q{pa _  
    1) 确定公式内的各计算数值 i!+0''i{#  
    (1) 试选Kt=1.6 |H;+9(  
    (2) 由图10-30选取区域系数ZH=2.433 Bh7dAV(  
    (3) 由表10-7选取尺宽系数φd=1 MI>_wG5P@  
    (4) 由图10-26查得εα1=0.75,εα2=0.87,则εα=εα1+εα2=1.62 yUvn h  
    (5) 由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8Mpa w~>tpkUB  
    (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; SA{5A 1  
    (7) 由式10-13计算应力循环次数 x<=R?4@rq  
    N1=60n1jLh=60×192×1×(2×8×300×5)=3.32×10e8 cQq78Lo  
    N2=N1/5=6.64×107 MLN+ BuS  
    (8) 由图10-19查得接触疲劳寿命系数KHN1=0.95;KHN2=0.98 } ^WmCX2a  
    (9) 计算接触疲劳许用应力 Wo~;h (6  
    取失效概率为1%,安全系数S=1,由式(10-12)得 BO'7c1FU  
    [σH]1==0.95×600MPa=570MPa v8>bR|n5  
    [σH]2==0.98×550MPa=539MPa 2I{kLN1TY  
    [σH]=[σH]1+[σH]2/2=554.5MPa |D1TSv}rZD  
    2) 计算 ;Mz7emt  
    (1) 试算小齿轮分度圆直径d1t kNoS% ?1,  
    d1t≥ = =67.85 %jxeh.B3B  
    (2) 计算圆周速度 =$#=w?~%  
    v= = =0.68m/s n7L|XkaQ  
    (3) 计算齿宽b及模数mnt a&<_M$J&  
    b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm [p_<`gU?  
    mnt= = =3.39 uEr['>  
    h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm `W2 o~r*&  
    b/h=67.85/7.63=8.89 unt{RVR%  
    (4) 计算纵向重合度εβ wpcqgc  
    εβ= =0.318×1×tan14 =1.59 R+ tQvxp#  
    (5) 计算载荷系数K T} K@ykT  
    已知载荷平稳,所以取KA=1 Ym 1; /'  
    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, =21m|8c  
    故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42 -GYJ)f  
    由表10—13查得KFβ=1.36 Z=s.`?Z  
    由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数 7|(o=+Bt  
    K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05 0 D&-BAzi  
    (6) 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径,由式(10—10a)得 N 'YzCq;M  
    d1= = mm=73.6mm X;CRy,  
    (7) 计算模数mn 6)_h'v<|M  
    mn = mm=3.74 S%3&Y3S  
    3.按齿根弯曲强度设计 O T .bXr~  
    由式(10—17 mn≥ ~$m:j];  
    1) 确定计算参数 z~#d@c\  
    (1) 计算载荷系数 ;jFUtG  
    K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96 }B&+KO)  
    (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 .yQ<  
    R[}fr36>/  
    (3) 计算当量齿数 G x{G}9  
    z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 6\xfoy|j  
    z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47 OXF/4Oe  
    (4) 查取齿型系数 t]8nRZ1  
    由表10-5查得YFa1=2.724;Yfa2=2.172 ~{ l @  
    (5) 查取应力校正系数   9EWw  
    由表10-5查得Ysa1=1.569;Ysa2=1.798 =" pNE#  
    (6) 计算[σF]  BF /4  
    σF1=500Mpa A5RM&y  
    σF2=380MPa 6yd?xeD  
    KFN1=0.95 p:3 V-$4X  
    KFN2=0.98 synueg  
    [σF1]=339.29Mpa eHU b4,%P  
    [σF2]=266MPa U+:Mu]97  
    (7) 计算大、小齿轮的 并加以比较 3z -="_p  
    = =0.0126 UVgDm&FF  
    = =0.01468 jfpbD /  
    大齿轮的数值大。 :"`1}Q  
    2) 设计计算 'SKq<X%R;  
    mn≥ =2.4 fr8hT(,s)  
    mn=2.5 pd.5  
    4.几何尺寸计算 5EL&?\e  
    1) 计算中心距 Pa"[&{:  
    z1 =32.9,取z1=33 p+16*f9,^  
    z2=165 CmdPa!4)  
    a =255.07mm JY$+<`XM  
    a圆整后取255mm LX m@h  
    2) 按圆整后的中心距修正螺旋角 1l\. >H\E  
    β=arcos =13 55’50” :.SwO<j  
    3) 计算大、小齿轮的分度圆直径 vWjHHw  
    d1 =85.00mm @^nE^;  
    d2 =425mm n\u3$nGL1`  
    4) 计算齿轮宽度 /~P4<1  
    b=φdd1 E+~1GKd  
    b=85mm fnK H<  
    B1=90mm,B2=85mm 5E}!TL$  
    5) 结构设计 t LM/STb6  
    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。 )npvy>C'(  
    轴的设计计算 |v:fP;zc  
    拟定输入轴齿轮为右旋 )zu m.6pT  
    II轴: 51`*VR]`K  
    1.初步确定轴的最小直径 bM"d$tl$?'  
    d≥ = =34.2mm U[NQ"  
    2.求作用在齿轮上的受力 pPJE.[)V/  
    Ft1= =899N A#nSK#wS61  
    Fr1=Ft =337N DS0:^TLI  
    Fa1=Fttanβ=223N; vUB*Qm]Y\  
    Ft2=4494N mg<S7+  
    Fr2=1685N #ib?6=sPC  
    Fa2=1115N vue=K  
    3.轴的结构设计 LT]YYn($  
    1) 拟定轴上零件的装配方案 x{1S!A^  
    i. I-II段轴用于安装轴承30307,故取直径为35mm。 ?y,z  
    ii. II-III段轴肩用于固定轴承,查手册得到直径为44mm。 }ssL;q  
    iii. III-IV段为小齿轮,外径90mm。 Z%QU5.  
    iv. IV-V段分隔两齿轮,直径为55mm。 oFp4* <\  
    v. V-VI段安装大齿轮,直径为40mm。 9HZR%s[J  
    vi. VI-VIII段安装套筒和轴承,直径为35mm。 3($tD*!o  
    2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 gFr-P!3  
    1. I-II段轴承宽度为22.75mm,所以长度为22.75mm。 bkIQ?cl<at  
    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。 :@^T^  
    3. III-IV段为小齿轮,长度就等于小齿轮宽度90mm。 nI,-ftMD-|  
    4. IV-V段用于隔开两个齿轮,长度为120mm。 6&6t=  
    5. V-VI段用于安装大齿轮,长度略小于齿轮的宽度,为83mm。 j0A9;AP;;C  
    6. VI-VIII长度为44mm。 t?h\Af4Tf  
    4. 求轴上的载荷 Og2G0sWRf  
    66 207.5 63.5 d+%Rg\ v  
    Fr1=1418.5N D4PjE@D"H  
    Fr2=603.5N APqYf<W  
    查得轴承30307的Y值为1.6 .]ZMxDZ  
    Fd1=443N %!OA/7XbG  
    Fd2=189N o| 9Mj71  
    因为两个齿轮旋向都是左旋。 d1u6*&@lf  
    故:Fa1=638N 0E/16@6=  
    Fa2=189N Pk )H(,  
    5.精确校核轴的疲劳强度 zUz j F  
    1) 判断危险截面 jGtu>|Gj  
    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 II{"6YI>  
    2) 截面IV右侧的 W"\O+  
    $zJ!L  
    截面上的转切应力为 ;oVFcZSA  
    由于轴选用40cr,调质处理,所以 Imz1"+E~  
    ([2]P355表15-1) Tr "Bz!  
    a) 综合系数的计算 B\6%.R  
    由 , 经直线插入,知道因轴肩而形成的理论应力集中为 , , NkYC(;g  
    ([2]P38附表3-2经直线插入) C*Wyw]:r  
    轴的材料敏感系数为 , , ;I]$N]8YI  
    ([2]P37附图3-1) 6:AZZF1  
    故有效应力集中系数为 G(MLq"R6U  
    查得尺寸系数为 ,扭转尺寸系数为 , !">EZX  
    ([2]P37附图3-2)([2]P39附图3-3) W|V9:A  
    轴采用磨削加工,表面质量系数为 , @hOT< Uo  
    ([2]P40附图3-4) "T' QbK0  
    轴表面未经强化处理,即 ,则综合系数值为 =4LyE6  
    b) 碳钢系数的确定 JjnWv7W3$  
    碳钢的特性系数取为 , Sj@VOW  
    c) 安全系数的计算 R)'[Tt`#R  
    轴的疲劳安全系数为 ;!pJ %p0Sc  
    故轴的选用安全。 $Sc;  
    I轴: <E\vc6n  
    1.作用在齿轮上的力 jDCf]NvOPM  
    FH1=FH2=337/2=168.5 :zsMkdU  
    Fv1=Fv2=889/2=444.5 ?5rM'O2  
    2.初步确定轴的最小直径 r<EwtO+x  
    d%Nx/DS)  
    3.轴的结构设计 xv 0y?#`z  
    1) 确定轴上零件的装配方案 4x?4[J~u[  
    2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 @%rj1Gn  
    d) 由于联轴器一端连接电动机,另一端连接输入轴,所以该段直径尺寸受到电动机外伸轴直径尺寸的限制,选为25mm。 -[ xbGSj{  
    e) 考虑到联轴器的轴向定位可靠,定位轴肩高度应达2.5mm,所以该段直径选为30。 TJz} 8-#t  
    f) 该段轴要安装轴承,考虑到轴肩要有2mm的圆角,则轴承选用30207型,即该段直径定为35mm。 /H :Bu  
    g) 该段轴要安装齿轮,考虑到轴肩要有2mm的圆角,经标准化,定为40mm。 `2@f=$B  
    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。 aHBM9%gV  
    i) 轴肩固定轴承,直径为42mm。 5 IFc"  
    j) 该段轴要安装轴承,直径定为35mm。 &f<Ltdw  
    2) 各段长度的确定 Y&1Yc)*O  
    各段长度的确定从左到右分述如下: *a@78&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。 \Vl)q>K _h  
    b) 该段为轴环,宽度不小于7mm,定为11mm。 xH{V.n&v  
    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。 Hw%lT}[O  
    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。 Fz^5cxmw  
    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。 T,5(JP(h3  
    f) 该段由联轴器孔长决定为42mm vze|*dKS  
    4.按弯扭合成应力校核轴的强度 G'WbXX  
    W=62748N.mm oE$zOS&2  
    T=39400N.mm nVGWJ3  
    45钢的强度极限为 ,又由于轴受的载荷为脉动的,所以 。 hpz DQ6-Y  
    Rj~y#m  
    III轴 qz.WF8Sy2  
    1.作用在齿轮上的力 !&5B&w{u~!  
    FH1=FH2=4494/2=2247N &ej |DM6  
    Fv1=Fv2=1685/2=842.5N $QJ,V~  
    2.初步确定轴的最小直径 CC XOxd  
    3.轴的结构设计 Ls{]ohP  
    1) 轴上零件的装配方案 #E@X'jwu  
    2) 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 K#a_7/!v/  
    I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII JVh/<A  
    直径 60 70 75 87 79 70 . /~#  
    长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25 RbJbVFz8C  
    {z7kW@c  
    5.求轴上的载荷 gbN@EJ  
    Mm=316767N.mm f^ 6da6Z  
    T=925200N.mm MTeCmFe0;  
    6. 弯扭校合 T*zy^we  
    滚动轴承的选择及计算 jQY^[A  
    I轴: x}H%NzR  
    1.求两轴承受到的径向载荷 xoNn'LF#u  
    5、 轴承30206的校核 WZ^u%Z  
    1) 径向力 KhPDkD-  
    2) 派生力 k~pbXA*u  
    3) 轴向力 4Q^i"jT  
    由于 , 0j2M< W#  
    所以轴向力为 , :hUt7/3c  
    4) 当量载荷 <R8!fc{`  
    由于 , , 6x"|,,&MD0  
    所以 , , , 。 G?v]|wdI  
    由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 0xpE+GY  
    5) 轴承寿命的校核 x).`nZ1  
    II轴: o Np4> 7Lk  
    6、 轴承30307的校核 ^li(q]g1!  
    1) 径向力 [C(>e0r  
    2) 派生力 02~GT_)$^  
    za [;d4<}k  
    3) 轴向力 D8wZC'7  
    由于 , BxHfL8$1[$  
    所以轴向力为 , Wup%.yT~Ds  
    4) 当量载荷 aXyg`CDv  
    由于 , , :qO)^~x  
    所以 , , , 。 1}b1RKKj<  
    由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为  iT&Y9  
    5) 轴承寿命的校核 =-8y =  
    III轴: >}>cJh6  
    7、 轴承32214的校核 Xsv^GmP+  
    1) 径向力 * AjJf)o  
    2) 派生力 (S k+nD  
    3) 轴向力 AX2On}&bf  
    由于 , 0O7VM)[  
    所以轴向力为 , 1JO@G3,  
    4) 当量载荷 - u'5xn7  
    由于 , , C4 @"@kbr  
    所以 , , , 。 i`HXBq!|w  
    由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 Gt5'-Hyo  
    5) 轴承寿命的校核 $sBje*;  
    键连接的选择及校核计算 IL N0/eH  
    Ikj_ 0/%F  
    代号 直径 e8$OV4X  
    (mm) 工作长度 zHW}A `Rz  
    (mm) 工作高度 #J)83  
    (mm) 转矩 7T-}oNaJA\  
    (N•m) 极限应力 )Qx&m}  
    (MPa) JBvP {5  
    高速轴 8×7×60(单头) 25 35 3.5 39.8 26.0 _!C'oG6s?  
    12×8×80(单头) 40 68 4 39.8 7.32 #\r5Q>  
    中间轴 12×8×70(单头) 40 58 4 191 41.2 0@*EwI  
    低速轴 20×12×80(单头) 75 60 6 925.2 68.5 NlV,] $L1T  
    18×11×110(单头) 60 107 5.5 925.2 52.4 pG9qD2C f  
    由于键采用静联接,冲击轻微,所以许用挤压应力为 ,所以上述键皆安全。  R7-+@  
    连轴器的选择 #ysSfM6  
    由于弹性联轴器的诸多优点,所以考虑选用它。 g7nqe~`{  
    二、高速轴用联轴器的设计计算 Zi~-m]9U  
    由于装置用于运输机,原动机为电动机,所以工作情况系数为 , @8s:,Y_  
    计算转矩为 (D rDWD4_  
    所以考虑选用弹性柱销联轴器TL4(GB4323-84),但由于联轴器一端与电动机相连,其孔径受电动机外伸轴径限制,所以选用TL5(GB4323-84) 3 tIno!|  
    其主要参数如下: [d/uy>z,  
    材料HT200 C'Z6l^{>  
    公称转矩 ,zU7UL^I  
    轴孔直径 , @E@5/N6M  
    轴孔长 , @F,8M  
    装配尺寸 YsXf+_._  
    半联轴器厚 GMRFZw_M  
    ([1]P163表17-3)(GB4323-84 Mk$Pt  
    三、第二个联轴器的设计计算 }iCcXZ&5^  
    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 , 0-a[[hL?  
    计算转矩为 bP 8O&R  
    所以选用弹性柱销联轴器TL10(GB4323-84) \"W _\&X  
    其主要参数如下: 3 h~U)mg  
    材料HT200 %V3xO%  
    公称转矩 0?d}Oj  
    轴孔直径 `L1lGlt  
    轴孔长 , ( [m[<  
    装配尺寸 M<"H1>q@  
    半联轴器厚 4x%R4tk  
    ([1]P163表17-3)(GB4323-84 dl&402  
    减速器附件的选择 >[|Y$$  
    通气器 C=|X]"*:u0  
    由于在室内使用,选通气器(一次过滤),采用M18×1.5 SF2<   
    油面指示器 ;'g.%  
    选用游标尺M16 {s/u [T_D2  
    起吊装置 )zoO#tX  
    采用箱盖吊耳、箱座吊耳 (<:mCPk(~  
    放油螺塞 &!pG1Fp9  
    选用外六角油塞及垫片M16×1.5 >s+TD4OfY  
    润滑与密封 _wMYA8n  
    一、齿轮的润滑 rxVJB3P9  
    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。 s$ v<p(yl  
    二、滚动轴承的润滑 ubvXpK:.  
    由于轴承周向速度为,所以宜开设油沟、飞溅润滑。 L=9w 3VXS  
    三、润滑油的选择 2%F!aeX  
    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。 wX!>&Gc.  
    四、密封方法的选取 gcNpA?mC|u  
    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。 s.oh6wz  
    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。 |?KdQeL  
    轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。 1FQ_`wF4  
    设计小结 A(#4$}!n5  
    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···