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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 ^fE\S5P  
    设计任务书……………………………………………………1 C`2*2Y%xkG  
    传动方案的拟定及说明………………………………………4 =M1a0i|d  
    电动机的选择…………………………………………………4 u+mjguIv  
    计算传动装置的运动和动力参数……………………………5 BP[CR1Gs  
    传动件的设计计算……………………………………………5 s<Ex"+  
    轴的设计计算…………………………………………………8 FI?gT  
    滚动轴承的选择及计算………………………………………14 >J^7}J  
    键联接的选择及校核计算……………………………………16 NIGB[2V(  
    连轴器的选择…………………………………………………16 L9{mYA]q  
    减速器附件的选择……………………………………………17 Ei{(  
    润滑与密封……………………………………………………18 <OR.q  
    设计小结………………………………………………………18 Sl. KLc@@  
    参考资料目录…………………………………………………18 |&elZ}8  
    机械设计课程设计任务书 0<]$v"`I  
    题目:设计一用于带式运输机传动装置中的同轴式二级圆柱齿轮减速器 R<n8M"B  
    一. 总体布置简图 |t4Gz1"q=8  
    1—电动机;2—联轴器;3—齿轮减速器;4—带式运输机;5—鼓轮;6—联轴器 io9y; S"+  
    二. 工作情况: }t@f |TX  
    载荷平稳、单向旋转 c$,c`H(~  
    三. 原始数据 u Q[vgNe*m  
    鼓轮的扭矩T(N•m):850 9tzoris[~  
    鼓轮的直径D(mm):350 U{T[*s  
    运输带速度V(m/s):0.7 +=ZWau   
    带速允许偏差(%):5 qs6Nb'JvQR  
    使用年限(年):5 Y|%anTP  
    工作制度(班/日):2 hFsA_x+L;  
    四. 设计内容 j>$=SMc  
    1. 电动机的选择与运动参数计算; r/mA2  
    2. 斜齿轮传动设计计算 <X:Ud&\  
    3. 轴的设计 <O \tC81  
    4. 滚动轴承的选择 &K5C=]4  
    5. 键和连轴器的选择与校核; t{/:(Nu  
    6. 装配图、零件图的绘制 Zz"I.$$[M  
    7. 设计计算说明书的编写 a4A`cUt  
    五. 设计任务 r+t ,J|V  
    1. 减速器总装配图一张 z $9@j2  
    2. 齿轮、轴零件图各一张 0M$#95n  
    3. 设计说明书一份 c@RT$Q9j  
    六. 设计进度 ZhhI@_sz  
    1、 第一阶段:总体计算和传动件参数计算 E:08%4O  
    2、 第二阶段:轴与轴系零件的设计 Z{Vxr*9oO  
    3、 第三阶段:轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制  EX[B/YH  
    4、 第四阶段:装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 ~hS3*\^~M  
    传动方案的拟定及说明 Ho|o,XvLv  
    由题目所知传动机构类型为:同轴式二级圆柱齿轮减速器。故只要对本传动机构进行分析论证。 XMt u"K  
    本传动机构的特点是:减速器横向尺寸较小,两大吃论浸油深度可以大致相同。结构较复杂,轴向尺寸大,中间轴较长、刚度差,中间轴承润滑较困难。 !OPSSP]-  
    电动机的选择 NFB *1_m  
    1.电动机类型和结构的选择 w+t#Yb\7  
    因为本传动的工作状况是:载荷平稳、单向旋转。所以选用常用的封闭式Y(IP44)系列的电动机。 lbQ6 a  
    2.电动机容量的选择 lemVP'cn  
    1) 工作机所需功率Pw GxYW4b  
    Pw=3.4kW dv"as4~%  
    2) 电动机的输出功率 gO+\O  
    Pd=Pw/η tRLE,(S,-  
    η= =0.904 rlR !&  
    Pd=3.76kW 8{R&EijC  
    3.电动机转速的选择 S4L-/<s[*  
    nd=(i1’•i2’…in’)nw WHp97S'd  
    初选为同步转速为1000r/min的电动机 Wt>J`  
    4.电动机型号的确定 j'3j}G%\T  
    由表20-1查出电动机型号为Y132M1-6,其额定功率为4kW,满载转速960r/min。基本符合题目所需的要求 JT4wb]kdV  
    计算传动装置的运动和动力参数 HwB {8S?sm  
    传动装置的总传动比及其分配 t(}/g  
    1.计算总传动比 rVUUH!  
    由电动机的满载转速nm和工作机主动轴转速nw可确定传动装置应有的总传动比为: 9z #P  
    i=nm/nw ^:m^E0(H  
    nw=38.4 *3;UAfHv  
    i=25.14 2$M,*Dnr  
    2.合理分配各级传动比 #":: ' ?,  
    由于减速箱是同轴式布置,所以i1=i2。 ITVQLQ  
    因为i=25.14,取i=25,i1=i2=5 Tak t_N  
    速度偏差为0.5%<5%,所以可行。 },rav]  
    各轴转速、输入功率、输入转矩 zm3-C%:Bw  
    项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮 q^5yk=2fq  
    转速(r/min) 960 960 192 38.4 38.4 y>$1 UwQ  
    功率(kW) 4 3.96 3.84 3.72 3.57 QS^~77q  
    转矩(N•m) 39.8 39.4 191 925.2 888.4 tE[H8  
    传动比 1 1 5 5 1 xZX`%f-  
    效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97 H#+\nT2m  
    yk<VlS  
    传动件设计计算 t\zbEN  
    1. 选精度等级、材料及齿数 GMz8B-vk  
    1) 材料及热处理 .hKhrcQp  
    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。 7!p LK&_  
    2) 精度等级选用7级精度; H#35@HF*o  
    3) 试选小齿轮齿数z1=20,大齿轮齿数z2=100的; Kv}k*A% S  
    4) 选取螺旋角。初选螺旋角β=14° D z@1rc<B  
    2.按齿面接触强度设计 s2^B(wP  
    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 S.: 7k9  
    按式(10—21)试算,即 {=3B)+N  
    dt≥ \]I  
    1) 确定公式内的各计算数值 s _~IZ%+<.  
    (1) 试选Kt=1.6 R"Kz!NTB  
    (2) 由图10-30选取区域系数ZH=2.433 3E,DipHg  
    (3) 由表10-7选取尺宽系数φd=1 J@QdieW6  
    (4) 由图10-26查得εα1=0.75,εα2=0.87,则εα=εα1+εα2=1.62 fYB*6Xb,w  
    (5) 由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8Mpa Cc!J1)  
    (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; 8.yCA  
    (7) 由式10-13计算应力循环次数 Tr%FUi  
    N1=60n1jLh=60×192×1×(2×8×300×5)=3.32×10e8 )\>r-g$  
    N2=N1/5=6.64×107 JdiP>KXV  
    (8) 由图10-19查得接触疲劳寿命系数KHN1=0.95;KHN2=0.98 *hF^fxLbl  
    (9) 计算接触疲劳许用应力 =p q:m  
    取失效概率为1%,安全系数S=1,由式(10-12)得 b,Ke>.m  
    [σH]1==0.95×600MPa=570MPa xdZ<| vMR  
    [σH]2==0.98×550MPa=539MPa @ .gPJMA  
    [σH]=[σH]1+[σH]2/2=554.5MPa ]boE{R!I  
    2) 计算 7(Cx!Yb  
    (1) 试算小齿轮分度圆直径d1t 3 CM^j<9  
    d1t≥ = =67.85 xIL#h@dz  
    (2) 计算圆周速度 Yl~$V(  
    v= = =0.68m/s Jt]&;0zn2  
    (3) 计算齿宽b及模数mnt -w]/7cH  
    b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm @r<b:?u  
    mnt= = =3.39 Qs l80~n_7  
    h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm /;l[I=VI  
    b/h=67.85/7.63=8.89 hbI;Hd  
    (4) 计算纵向重合度εβ rLzW`  
    εβ= =0.318×1×tan14 =1.59 > aG=T{  
    (5) 计算载荷系数K ;1`!wG-DD  
    已知载荷平稳,所以取KA=1 #by Jqy&e  
    根据v=0.68m/s,7级精度,由图10—8查得动载系数KV=1.11;由表10—4查的KHβ的计算公式和直齿轮的相同, O9^T3~x[V  
    故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42   WK==j1  
    由表10—13查得KFβ=1.36 XQ?fJWLU  
    由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数  )3%@9  
    K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05 ,?(ciO)  
    (6) 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径,由式(10—10a)得 % :/_f  
    d1= = mm=73.6mm 8eJE>g1J  
    (7) 计算模数mn Ie@Jb{ x  
    mn = mm=3.74 VI_+v[Hk/  
    3.按齿根弯曲强度设计 ? %(spV  
    由式(10—17 mn≥ XA{F:%  
    1) 确定计算参数 Od{jt7<j#  
    (1) 计算载荷系数 NYB "jKMk  
    K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96 %(<(Y  
    (2) 根据纵向重合度εβ=0.318φdz1tanβ=1.59,从图10-28查得螺旋角影响系数 Yβ=0。88 xE1'&!4O  
    /e1(? 20  
    (3) 计算当量齿数 sbnjy"Z%  
    z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 I^_NC&m  
    z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47 zkexei4^<  
    (4) 查取齿型系数 :q (&$  
    由表10-5查得YFa1=2.724;Yfa2=2.172 B!;+_%P76  
    (5) 查取应力校正系数 .z-UOyer  
    由表10-5查得Ysa1=1.569;Ysa2=1.798 P!e=b-T  
    (6) 计算[σF] OlY$ v@|  
    σF1=500Mpa &= eYr{  
    σF2=380MPa %e? fH.)  
    KFN1=0.95 ?djQZ *  
    KFN2=0.98 r N5tI.iC  
    [σF1]=339.29Mpa BBnq_w"a  
    [σF2]=266MPa A@$kLex  
    (7) 计算大、小齿轮的 并加以比较 % frfSGf.#  
    = =0.0126 |V|+lx'sc  
    = =0.01468 N3%*7{X 9  
    大齿轮的数值大。 3FNT|QF  
    2) 设计计算 %8r/oS  
    mn≥ =2.4 b>11h  
    mn=2.5 4W;S=#1  
    4.几何尺寸计算 jfp z`zE  
    1) 计算中心距 QyGnDomQ  
    z1 =32.9,取z1=33 dRaOGm)  
    z2=165 +Xy*?5E;C  
    a =255.07mm 0* F}o)n/m  
    a圆整后取255mm 42+#<U7T  
    2) 按圆整后的中心距修正螺旋角 ?*u*de[,  
    β=arcos =13 55’50” s_Wyh !@M  
    3) 计算大、小齿轮的分度圆直径 KzO,*M  
    d1 =85.00mm f p[,C1U  
    d2 =425mm p|[B =.c{  
    4) 计算齿轮宽度 :50b8  
    b=φdd1 yI3kvh  
    b=85mm GF$`BGW  
    B1=90mm,B2=85mm +TJ EG?o  
    5) 结构设计 :/N+;- 18  
    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。 3EK9,:<Cf  
    轴的设计计算 "%6/a7S  
    拟定输入轴齿轮为右旋 ST dNM\+  
    II轴: >:1P/U  
    1.初步确定轴的最小直径 v=?2S  
    d≥ = =34.2mm !3 qVB  
    2.求作用在齿轮上的受力 Log|%P\  
    Ft1= =899N IV`%V+ f  
    Fr1=Ft =337N !L24+$  
    Fa1=Fttanβ=223N; W+=o&V  
    Ft2=4494N p $`92Be/  
    Fr2=1685N I)SG wt-  
    Fa2=1115N @It>*B yB.  
    3.轴的结构设计 p/ GVTf  
    1) 拟定轴上零件的装配方案 6'-As= iw  
    i. I-II段轴用于安装轴承30307,故取直径为35mm。 .u z|/Zy  
    ii. II-III段轴肩用于固定轴承,查手册得到直径为44mm。 DN] v_u+}  
    iii. III-IV段为小齿轮,外径90mm。 ~O6\6$3b5E  
    iv. IV-V段分隔两齿轮,直径为55mm。 ('[TLHP  
    v. V-VI段安装大齿轮,直径为40mm。 gm)@c2?.  
    vi. VI-VIII段安装套筒和轴承,直径为35mm。 Zjh2{ :  
    2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 v|';!p|  
    1. I-II段轴承宽度为22.75mm,所以长度为22.75mm。  jN*:QI  
    2. II-III段轴肩考虑到齿轮和箱体的间隙12mm,轴承和箱体的间隙4mm,所以长度为16mm。 PBjmGwg7  
    3. III-IV段为小齿轮,长度就等于小齿轮宽度90mm。 v6=-g$FG  
    4. IV-V段用于隔开两个齿轮,长度为120mm。 23]Y<->Eu<  
    5. V-VI段用于安装大齿轮,长度略小于齿轮的宽度,为83mm。 z@ 35NZn  
    6. VI-VIII长度为44mm。 (5Nv8H8|  
    4. 求轴上的载荷 Vu8,(A7D%O  
    66 207.5 63.5 #q\x$   
    Fr1=1418.5N %;xOB^H^  
    Fr2=603.5N 5Wx~ZQZ  
    查得轴承30307的Y值为1.6 r' Z3  
    Fd1=443N +-?/e-z")  
    Fd2=189N .ic:`1  
    因为两个齿轮旋向都是左旋。  |a^U]  
    故:Fa1=638N Nf41ZT~  
    Fa2=189N 5 `/< v^  
    5.精确校核轴的疲劳强度 {R6HG{"IS6  
    1) 判断危险截面 eOT+'[3"  
    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 V@-)\RZm  
    2) 截面IV右侧的 =n(3o$r(  
    5e8AmY8;  
    截面上的转切应力为 q8P.,%   
    由于轴选用40cr,调质处理,所以 [{u(C!7L`  
    ([2]P355表15-1) [^YA=K hu  
    a) 综合系数的计算 SkQswH  
    由 , 经直线插入,知道因轴肩而形成的理论应力集中为 , , wf.T3  
    ([2]P38附表3-2经直线插入) BqK(DH^9N  
    轴的材料敏感系数为 , , ^Q<mV*~  
    ([2]P37附图3-1) m"eteA,"k_  
    故有效应力集中系数为 kS5_&#  
    查得尺寸系数为 ,扭转尺寸系数为 , KJn!Ap  
    ([2]P37附图3-2)([2]P39附图3-3) O`1!  
    轴采用磨削加工,表面质量系数为 , ,MPB/j^o5!  
    ([2]P40附图3-4) (.Y/  
    轴表面未经强化处理,即 ,则综合系数值为 k44Q):ncY7  
    b) 碳钢系数的确定 bPK Ow<  
    碳钢的特性系数取为 , k;W@LfP  
    c) 安全系数的计算 nuQ]8 -,  
    轴的疲劳安全系数为 68fiG  
    故轴的选用安全。 Hy:V`>  
    I轴: 8 )*2@-Rp  
    1.作用在齿轮上的力 jEdtJ EPa  
    FH1=FH2=337/2=168.5 #SVNHpx  
    Fv1=Fv2=889/2=444.5 R7 jmv n  
    2.初步确定轴的最小直径 W*DVi_\$y  
    @&F@I3`{  
    3.轴的结构设计 iRo.RU8>  
    1) 确定轴上零件的装配方案 h"mi"H^o  
    2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 uQ$^;Pr  
    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。 y;cUl, :v  
    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。 _n8GWBi  
    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。 eYUr-rN+)z  
    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。 "^j>tii  
    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。 :e1o<JgPt  
    i) 轴肩固定轴承,直径为42mm。 f>o,N{|  
    j) 该段轴要安装轴承,直径定为35mm。 #hfuH=&oh  
    2) 各段长度的确定 ^[E' 1$D  
    各段长度的确定从左到右分述如下: o Pci66  
    a) 该段轴安装轴承和挡油盘,轴承宽18.25mm,该段长度定为18.25mm。 d$ACDX2  
    b) 该段为轴环,宽度不小于7mm,定为11mm。 0-Y: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。 ^)!F9h+  
    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。 1F'1>Bu~  
    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。 s'aip5P  
    f) 该段由联轴器孔长决定为42mm #t8{R~y"gv  
    4.按弯扭合成应力校核轴的强度 #eZ6)i<  
    W=62748N.mm Z7rJ}VP  
    T=39400N.mm mMx ;yZ  
    45钢的强度极限为 ,又由于轴受的载荷为脉动的,所以 。 8M*PML4r  
    d6{Gt"  
    III轴 O`Gs S{$sS  
    1.作用在齿轮上的力 _mvxsG  
    FH1=FH2=4494/2=2247N n6d9 \  
    Fv1=Fv2=1685/2=842.5N ,C.:;Ime({  
    2.初步确定轴的最小直径 @oF$LMD  
    3.轴的结构设计 \6?A!w~6  
    1) 轴上零件的装配方案 *_Z#O,  
    2) 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 lE8&..~l$+  
    I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII s`j~-P  
    直径 60 70 75 87 79 70 _-!sBK+F  
    长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25 PP~rn fE  
    ZoB*0H-  
    5.求轴上的载荷 m"\:o  
    Mm=316767N.mm 1axQ)},o@p  
    T=925200N.mm  XY.5Rno4  
    6. 弯扭校合 u cwnA  
    滚动轴承的选择及计算 unJid8Lo  
    I轴: 02`$OTKz  
    1.求两轴承受到的径向载荷 <}U'V}g  
    5、 轴承30206的校核 {Sl57!U5  
    1) 径向力 aV o;~h~  
    2) 派生力 l.\re"Q  
    3) 轴向力 )D'^3) FF  
    由于 , P&d"V<  
    所以轴向力为 , pMg3fUIM  
    4) 当量载荷 &C im!I  
    由于 , , 9 3+"D`  
    所以 , , , 。 ;= j@, yu  
    由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 8(.mt/MR  
    5) 轴承寿命的校核 ]eQV ,Vt  
    II轴: -7/s]9o'  
    6、 轴承30307的校核 &mj6rIz  
    1) 径向力 @~<j&FTT  
    2) 派生力 Cz4)Yz  
    \T]EZ'+O  
    3) 轴向力 50TA :7  
    由于 , ]q- g[e'  
    所以轴向力为 , *#%9Rp2|  
    4) 当量载荷 uPYmHA} _/  
    由于 , , cYx4~V^  
    所以 , , , 。 HkV1sT  
    由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 QB:i/9  
    5) 轴承寿命的校核 ;!91^Tl  
    III轴: nzjkX4KV  
    7、 轴承32214的校核 yc2/~a_ Gx  
    1) 径向力 9jN)I(^D6  
    2) 派生力 ,\ 2a=Fp  
    3) 轴向力 D'Z|}(d&  
    由于 , %8*64T")  
    所以轴向力为 , i |{Dd%4vK  
    4) 当量载荷 a$"ib  
    由于 , , }?cGf- c  
    所以 , , , 。 qQpnLV4  
    由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 -/_L*oYli  
    5) 轴承寿命的校核 ky 8ep  
    键连接的选择及校核计算 N=:5eAza  
    KbL V' %D  
    代号 直径 cJM:  
    (mm) 工作长度 |/g W_;(  
    (mm) 工作高度 DjU9 uZT  
    (mm) 转矩 =. y*_Ja  
    (N•m) 极限应力 | K?#$~  
    (MPa) WwC 5!kZ  
    高速轴 8×7×60(单头) 25 35 3.5 39.8 26.0 UA[,2MBp  
    12×8×80(单头) 40 68 4 39.8 7.32 L,d LE-L  
    中间轴 12×8×70(单头) 40 58 4 191 41.2 2&+#Vsm`V  
    低速轴 20×12×80(单头) 75 60 6 925.2 68.5 ^gV T$A  
    18×11×110(单头) 60 107 5.5 925.2 52.4 c4_`Ew^k  
    由于键采用静联接,冲击轻微,所以许用挤压应力为 ,所以上述键皆安全。 P5lqSA{6  
    连轴器的选择 iv phlw  
    由于弹性联轴器的诸多优点,所以考虑选用它。 ^:9$@ +a  
    二、高速轴用联轴器的设计计算 > 0{S  
    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 , Lokl2o `  
    计算转矩为 Xh J,"=E+  
    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) KXV[OF&J  
    其主要参数如下: Ca%g_B0t  
    材料HT200 K:' q>D@  
    公称转矩 *. 3N=EO  
    轴孔直径 , 0y<wvLv2C  
    轴孔长 , {]z4k[;.h  
    装配尺寸 %/>xO3"T  
    半联轴器厚 \4"S7.% |  
    ([1]P163表17-3)(GB4323-84 {;2vmx9  
    三、第二个联轴器的设计计算 "cTncL  
    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 , 5Z4- Z  
    计算转矩为 )BfT7{WN  
    所以选用弹性柱销联轴器TL10(GB4323-84) 3E f1bhi  
    其主要参数如下: &z"krM]G  
    材料HT200 bYz&P`o}  
    公称转矩 CG'.:` t  
    轴孔直径 T#pk]c6Q  
    轴孔长 , B?$ "\;&  
    装配尺寸 b3wM;jv  
    半联轴器厚 T[= S$n -'  
    ([1]P163表17-3)(GB4323-84 "O8gJ0e  
    减速器附件的选择 >NB?& |  
    通气器 X=8Y&#%  
    由于在室内使用,选通气器(一次过滤),采用M18×1.5 _C\[DR0n  
    油面指示器 /6O??6g  
    选用游标尺M16 yL;M"L  
    起吊装置 56 l@a{  
    采用箱盖吊耳、箱座吊耳 dD<fn9t  
    放油螺塞 y7KzW*>g :  
    选用外六角油塞及垫片M16×1.5 [ofqGwpDG  
    润滑与密封 U/lM\3v/e  
    一、齿轮的润滑 fC}R4f7C  
    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。 Y!6/[<r$~k  
    二、滚动轴承的润滑 u*  
    由于轴承周向速度为,所以宜开设油沟、飞溅润滑。 9 2MTX Osp  
    三、润滑油的选择 `nUO l  
    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。 2 xw6 5z  
    四、密封方法的选取 ,ZblI O Wb  
    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。 CE15pNss  
    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。 h;5LgAY|v  
    轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。 %3HVFhl  
    设计小结 Kb =@ =Xta  
    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···