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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 7a=ul:  
    设计任务书……………………………………………………1 "{Hl! Zq/  
    传动方案的拟定及说明………………………………………4 6}~k4;'}A  
    电动机的选择…………………………………………………4 )G-u;1rd  
    计算传动装置的运动和动力参数……………………………5 y6Ez.$M  
    传动件的设计计算……………………………………………5 gLg.mV1<  
    轴的设计计算…………………………………………………8 Q(O0z3b  
    滚动轴承的选择及计算………………………………………14 dnV&U%fO  
    键联接的选择及校核计算……………………………………16 }2S)CL=  
    连轴器的选择…………………………………………………16 O8Z+g{  
    减速器附件的选择……………………………………………17 (?ULp{VPFl  
    润滑与密封……………………………………………………18 s p+'c;a  
    设计小结………………………………………………………18 ?f6SKC  
    参考资料目录…………………………………………………18 ]wfY<Z  
    机械设计课程设计任务书 PXML1.r$Q  
    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 (" +clb`  
    一. 总体布置简图 ]Inu'p\  
    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 ;- _ZWk]  
    二. 工作情况: hj{)6dBX%  
    载荷平稳、单向旋转 ouO9%)zv  
    三. 原始数据 0/1=2E ^,  
    鼓轮的扭矩T(N•m):850 CugZ!>;^  
    鼓轮的直径D(mm):350 YT,yRV9#  
    运输带速度V(m/s):0.7 /qMiv7m~Q  
    带速允许偏差(%):5 PF#<CF$=  
    使用年限(年):5 G6l C[eK  
    工作制度(班/日):2 tx)$4v  
    四. 设计内容 CIf@G>e-  
    1. 电动机的选择与运动参数计算; $zF%F.rln  
    2. 斜齿轮传动设计计算 X|D-[|P  
    3. 轴的设计 j-VwY/X  
    4. 滚动轴承的选择 #,97 ]  
    5. 键和连轴器的选择与校核; FM(EOsWk  
    6. 装配图、零件图的绘制 @/:7G.  
    7. 设计计算说明书的编写 |Y?<58[!)  
    五. 设计任务 TL)7X.1'L  
    1. 减速器总装配图一张 7GS 4gSd3  
    2. 齿轮、轴零件图各一张 [lVfhXc&  
    3. 设计说明书一份 A&M(a  
    六. 设计进度 r;"D>IM\  
    1、 第一阶段:总体计算和传动件参数计算 ,k*%=TF7N  
    2、 第二阶段:轴与轴系零件的设计 E " >`  
    3、 第三阶段:轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 o7WAH@g  
    4、 第四阶段:装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 $M/1pZ  
    传动方案的拟定及说明 +-9-%O.(;  
    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。 |=KzQY|u  
    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。 _l1"X^Aa  
    电动机的选择 =f [/Pv  
    1.电动机类型和结构的选择 s:_a.4&Y  
    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。 G e5Yz.Q v  
    2.电动机容量的选择 -7'|&zP  
    1) 工作机所需功率Pw q'4P/2)va  
    Pw=3.4kW *j,bI Y&se  
    2) 电动机的输出功率 X6_ RlV]Sk  
    Pd=Pw/η "6U@e0ht  
    η= =0.904 <mj/P|P@  
    Pd=3.76kW ~j(vGO3JB  
    3.电动机转速的选择 #I*{_|}=  
    nd=(i1’•i2’…in’)nw vLBuE  
    初选为同步转速为1000r/min的电动机 KUK.;gG*Z  
    4.电动机型号的确定 4:^MSgra  
    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 t;/uRN*.  
    计算传动装置的运动和动力参数 0 f$96sl  
    传动装置的总传动比及其分配 K=E+QvSG  
    1.计算总传动比  +a%D+  
    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: d:>'c=y  
    i=nm/nw BFhEDkk  
    nw=38.4 `#wEa'v6  
    i=25.14 Gqc6]{  
    2.合理分配各级传动比 *9xxX,QT8Q  
    由于减速箱是同轴式布置,所以i1=i2。 =wW M\f`=  
    因为i=25.14,取i=25,i1=i2=5 S'W,AkT  
    速度偏差为0.5%<5%,所以可行。 ^suQ7#g  
    各轴转速、输入功率、输入转矩 =:zPT;K  
    项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮 XjP &  
    转速(r/min) 960 960 192 38.4 38.4 [CfZE  
    功率(kW) 4 3.96 3.84 3.72 3.57 eThFRU3 F  
    转矩(N•m) 39.8 39.4 191 925.2 888.4 &BNlMF  
    传动比 1 1 5 5 1 8F[ ;ma>Z8  
    效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97 g/ShC8@=u  
    UKV<Ye|  
    传动件设计计算 );_/0:  
    1. 选精度等级、材料及齿数 'DNxc  
    1) 材料及热处理 TQ:5@1aT  
    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。 lJ]QAO  
    2) 精度等级选用7级精度; TwVkI<e0s?  
    3) 试选小齿轮齿数z1=20,大齿轮齿数z2=100的; &|}QdbW  
    4) 选取螺旋角。初选螺旋角β=14° n4M Xa()P1  
    2.按齿面接触强度设计 KdYR?rY  
    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 oXqJypR 2  
    按式(10—21)试算,即 ?U[6X| 1  
    dt≥ MRK=\qjD  
    1) 确定公式内的各计算数值 qV idtSb  
    (1) 试选Kt=1.6 zPybP E8  
    (2) 由图10-30选取区域系数ZH=2.433 * ?~"Jw  
    (3) 由表10-7选取尺宽系数φd=1 M!mw6';k  
    (4) 由图10-26查得εα1=0.75,εα2=0.87,则εα=εα1+εα2=1.62 Ba5*]VGG  
    (5) 由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8Mpa  H!hd0.  
    (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; A+foc5B  
    (7) 由式10-13计算应力循环次数 ,H,[ )8  
    N1=60n1jLh=60×192×1×(2×8×300×5)=3.32×10e8 iGz*4^ %  
    N2=N1/5=6.64×107 u-s*k*VHoc  
    (8) 由图10-19查得接触疲劳寿命系数KHN1=0.95;KHN2=0.98 r|*_KQq  
    (9) 计算接触疲劳许用应力 7&wxnxSk^  
    取失效概率为1%,安全系数S=1,由式(10-12)得 a#i|)[  
    [σH]1==0.95×600MPa=570MPa tKcC{  
    [σH]2==0.98×550MPa=539MPa MBw;+'93qf  
    [σH]=[σH]1+[σH]2/2=554.5MPa ]+m 2pEO  
    2) 计算 ef&8L  
    (1) 试算小齿轮分度圆直径d1t ~E y+  
    d1t≥ = =67.85 oF]]Pl{W  
    (2) 计算圆周速度 8> $=p4bf  
    v= = =0.68m/s L@=$0p41;  
    (3) 计算齿宽b及模数mnt q+oc^FD?@  
    b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm 9ZU^([@D  
    mnt= = =3.39 (~{Y}n]s  
    h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm k'N``.  
    b/h=67.85/7.63=8.89 iu*&Jz)D>  
    (4) 计算纵向重合度εβ H25Qx;(dTk  
    εβ= =0.318×1×tan14 =1.59 3(|,:"9g  
    (5) 计算载荷系数K %+,*$wk#*  
    已知载荷平稳,所以取KA=1 Qk>U=]U  
    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, [kqtkgK$j2  
    故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42 P(2OTfGGx  
    由表10—13查得KFβ=1.36 RPf<-J:t  
    由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数 <]KQ$8dtD  
    K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05  <)~-]  
    (6) 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径,由式(10—10a)得 %kop's&?C  
    d1= = mm=73.6mm ABe25Sus  
    (7) 计算模数mn kh=<M{-t  
    mn = mm=3.74 LL (TD&  
    3.按齿根弯曲强度设计 +[MHl  
    由式(10—17 mn≥ ]1>R8  
    1) 确定计算参数 3h=kn@I  
    (1) 计算载荷系数 ik/ X!YTu*  
    K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96 #\}FQl6  
    (2) 根据纵向重合度εβ=0.318φdz1tanβ=1.59,从图10-28查得螺旋角影响系数 Yβ=0。88 7=u Gf$/  
    pg7~%E4  
    (3) 计算当量齿数 pU !:  
    z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 ~CV.Ci.dG  
    z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47 PWx%~U.8~j  
    (4) 查取齿型系数 (BxmV1  
    由表10-5查得YFa1=2.724;Yfa2=2.172 Zr2T^p5u  
    (5) 查取应力校正系数 !vJ$$o6#  
    由表10-5查得Ysa1=1.569;Ysa2=1.798 |?{V-L  
    (6) 计算[σF] z_R^C%0k  
    σF1=500Mpa [pm IQ228  
    σF2=380MPa eIF6f& F  
    KFN1=0.95 siCm)B  
    KFN2=0.98 /Mw;oP{&b  
    [σF1]=339.29Mpa :2==7u7v?  
    [σF2]=266MPa N*$GP3]  
    (7) 计算大、小齿轮的 并加以比较 ys`oHS f  
    = =0.0126 hF@%k ;I  
    = =0.01468 Il*!iX|23<  
    大齿轮的数值大。 0k16f3uI   
    2) 设计计算 zT6nC5E  
    mn≥ =2.4 -2[4 @  
    mn=2.5 9@ fSO<  
    4.几何尺寸计算 =$gBWS  
    1) 计算中心距 *'A*!=5(  
    z1 =32.9,取z1=33 snfFRc(RE  
    z2=165 e/:?9  
    a =255.07mm !a:e=b7g  
    a圆整后取255mm EKF4 ]  
    2) 按圆整后的中心距修正螺旋角 FI?J8a  
    β=arcos =13 55’50” d^6-P  R_  
    3) 计算大、小齿轮的分度圆直径 V-go?b`  
    d1 =85.00mm "p;tj74O9  
    d2 =425mm lGR0-Gh2  
    4) 计算齿轮宽度 %(khE-SW  
    b=φdd1 )LKJfoo PY  
    b=85mm 2 G*uv+=  
    B1=90mm,B2=85mm d ([~o  
    5) 结构设计 pQ0*)}l,  
    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。 G93V=Bk=  
    轴的设计计算 0wVM% Dng  
    拟定输入轴齿轮为右旋 #9[>  
    II轴: ~!5Qb{^  
    1.初步确定轴的最小直径 Wj|W B*B  
    d≥ = =34.2mm $3p48`.\  
    2.求作用在齿轮上的受力 LkzA_|8:D  
    Ft1= =899N 8+gp"!E  
    Fr1=Ft =337N ^VMCs/g6  
    Fa1=Fttanβ=223N; 62'9lriQ  
    Ft2=4494N 8M,o)oH  
    Fr2=1685N WLj]EsA.  
    Fa2=1115N X=m^+%iD  
    3.轴的结构设计 q|]CA  
    1) 拟定轴上零件的装配方案 8r+u!$i!H  
    i. I-II段轴用于安装轴承30307,故取直径为35mm。 `{ >/'o  
    ii. II-III段轴肩用于固定轴承,查手册得到直径为44mm。 F4T!&E%6  
    iii. III-IV段为小齿轮,外径90mm。 F::Ki4{jJ  
    iv. IV-V段分隔两齿轮,直径为55mm。 ;4b=/1M'  
    v. V-VI段安装大齿轮,直径为40mm。 }F.k,2  
    vi. VI-VIII段安装套筒和轴承,直径为35mm。 b?iPQ$NyQ  
    2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 jG{?>^  
    1. I-II段轴承宽度为22.75mm,所以长度为22.75mm。 ;DnUeE8  
    2. II-III段轴肩考虑到齿轮和箱体的间隙12mm,轴承和箱体的间隙4mm,所以长度为16mm。 #>:S&R?2t  
    3. III-IV段为小齿轮,长度就等于小齿轮宽度90mm。 1I69O6"  
    4. IV-V段用于隔开两个齿轮,长度为120mm。 &gS-.{w "  
    5. V-VI段用于安装大齿轮,长度略小于齿轮的宽度,为83mm。 d{NMG)`x\  
    6. VI-VIII长度为44mm。 PH8 88O  
    4. 求轴上的载荷 ,@;|+C  
    66 207.5 63.5 e4Ibj/  
    Fr1=1418.5N 52o^]  
    Fr2=603.5N YfT D  
    查得轴承30307的Y值为1.6 aL&egM*  
    Fd1=443N `G: 1  
    Fd2=189N iZnLgkk@  
    因为两个齿轮旋向都是左旋。 !^MwE]  
    故:Fa1=638N mUP!jTF  
    Fa2=189N RiR],Sj  
    5.精确校核轴的疲劳强度 Fyw X  
    1) 判断危险截面 "y7\F9  
    由于截面IV处受的载荷较大,直径较小,所以判断为危险截面 %2I>-0]B  
    2) 截面IV右侧的 w$iPFZC'  
    f!YlYk5  
    截面上的转切应力为 nxuH22:  
    由于轴选用40cr,调质处理,所以 .kuNn-$  
    ([2]P355表15-1) ,Il) tH  
    a) 综合系数的计算 `0U\|I#  
    由 , 经直线插入,知道因轴肩而形成的理论应力集中为 , , S`  U,  
    ([2]P38附表3-2经直线插入) #Pd__NV"\  
    轴的材料敏感系数为 , , 19O    
    ([2]P37附图3-1) /]J\/Z>  
    故有效应力集中系数为 I`IW^eZM  
    查得尺寸系数为 ,扭转尺寸系数为 , }8}`A\ dgV  
    ([2]P37附图3-2)([2]P39附图3-3) =BR+J9  
    轴采用磨削加工,表面质量系数为 , \/ri|fm6l#  
    ([2]P40附图3-4) fHZ9wK>  
    轴表面未经强化处理,即 ,则综合系数值为 l}(HE+?  
    b) 碳钢系数的确定 X8*~Cf73u  
    碳钢的特性系数取为 ,  _fn7-&6  
    c) 安全系数的计算 J"E _i]  
    轴的疲劳安全系数为 ^4]=D nd%  
    故轴的选用安全。 :!CnGKgt  
    I轴: vdUKIP =|_  
    1.作用在齿轮上的力 _0^>^he  
    FH1=FH2=337/2=168.5 alzdYiGf  
    Fv1=Fv2=889/2=444.5 lcpiCZ  
    2.初步确定轴的最小直径 [ t8]'RI%  
    ;q%z\gA  
    3.轴的结构设计 havmhS)O  
    1) 确定轴上零件的装配方案 B<.\^f uS  
    2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 &D-z|ZjgHi  
    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。 7y30TU  
    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。 2x|F Vp  
    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。 St!0MdCH  
    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。 c}S<<LR  
    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。 sxuP"4  
    i) 轴肩固定轴承,直径为42mm。 A+H8\ew2,  
    j) 该段轴要安装轴承,直径定为35mm。 ) 5Ij  
    2) 各段长度的确定 rZB='(?  
    各段长度的确定从左到右分述如下: r~QE}00@^  
    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。 *a|575e< z  
    b) 该段为轴环,宽度不小于7mm,定为11mm。 `w4'DB-R)  
    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。 ,S(Z\[x0  
    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。 =Sr<d|\O  
    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。 (#85<|z  
    f) 该段由联轴器孔长决定为42mm v \; /P  
    4.按弯扭合成应力校核轴的强度 4IY|<  
    W=62748N.mm ppLLX1S  
    T=39400N.mm JP( tf+  
    45钢的强度极限为 ,又由于轴受的载荷为脉动的,所以 。 O.y ?q  
    Fo ;J3<U)  
    III轴 Jo;&~/ V   
    1.作用在齿轮上的力 "|&3z/AUh  
    FH1=FH2=4494/2=2247N wXnVQ-6H  
    Fv1=Fv2=1685/2=842.5N dSTyx#o  
    2.初步确定轴的最小直径 6~{'\Z  
    3.轴的结构设计 @aFk|.6  
    1) 轴上零件的装配方案 47{5{/B-  
    2) 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 &'Nzw2  
    I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII 6M_ W(  
    直径 60 70 75 87 79 70 |}YxxeAk  
    长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25 F+BCzsm7$  
    (5:pHX`P  
    5.求轴上的载荷 Ke:EL;*8k  
    Mm=316767N.mm =\5f_g2M  
    T=925200N.mm :?ZrD,D  
    6. 弯扭校合 ]^wr+9zd  
    滚动轴承的选择及计算 @\oZ2sB  
    I轴: |Go$z3bx  
    1.求两轴承受到的径向载荷 [x=(:soEqC  
    5、 轴承30206的校核 n?D/bXp  
    1) 径向力 #M#$2Vt  
    2) 派生力 Tu}EAr  
    3) 轴向力 };P=|t(r  
    由于 , W)o*$c u  
    所以轴向力为 , qZV|}M>P)  
    4) 当量载荷 rhaq!s38:  
    由于 , , 1.8"N&s  
    所以 , , , 。 ]b1>bv%  
    由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 ~@@$-,}X   
    5) 轴承寿命的校核 X6w+L?A  
    II轴: Y+$]N:\F\  
    6、 轴承30307的校核 7cB{Iq0+  
    1) 径向力 pz/W#VN  
    2) 派生力 %FqQ+0^  
    O/(vimx.#F  
    3) 轴向力 l(F\5Ys  
    由于 , >X:!Y[N  
    所以轴向力为 , 2Ir*}s2{  
    4) 当量载荷 c3#eL  
    由于 , , *M#L)c;6  
    所以 , , , 。 2w+4B4  
    由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 CZ$B2i6  
    5) 轴承寿命的校核 .rwW5"RPq  
    III轴: N. nGez  
    7、 轴承32214的校核 #CyqiOM\*  
    1) 径向力 ?Oy0p8  
    2) 派生力 DaGny0|BB  
    3) 轴向力 BKE?o^03  
    由于 , DNqC*IvuzM  
    所以轴向力为 , kj4=Q\Rfm  
    4) 当量载荷 LIz'hfS!  
    由于 , , H~Uy/22aQy  
    所以 , , , 。 i<tJG{A=  
    由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 ^Ojg}'.Ygv  
    5) 轴承寿命的校核 6<5:m:KE  
    键连接的选择及校核计算 4 540Lw'A  
    v*As:;D_  
    代号 直径 ){eQ.yW  
    (mm) 工作长度 Nx*1m BC  
    (mm) 工作高度 tgl 4pAc  
    (mm) 转矩 >O~V#1 H  
    (N•m) 极限应力 CS-jDok  
    (MPa) _]D 6m2R  
    高速轴 8×7×60(单头) 25 35 3.5 39.8 26.0 .O#7X  
    12×8×80(单头) 40 68 4 39.8 7.32 OqF8KJnO;  
    中间轴 12×8×70(单头) 40 58 4 191 41.2 Sx0{]1J  
    低速轴 20×12×80(单头) 75 60 6 925.2 68.5 N@!PhP  
    18×11×110(单头) 60 107 5.5 925.2 52.4 uKD }5M?{  
    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。 BYa#<jXtAT  
    连轴器的选择 oaILh  
    由于弹性联轴器的诸多优点,所以考虑选用它。 q.@% H}  
    二、高速轴用联轴器的设计计算 %Kp^wf#o9  
    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 , Pq(LW(  
    计算转矩为 yxf #@Je"  
    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) $T7 qd  
    其主要参数如下: cg9}T[A  
    材料HT200 3=Rk(%:;  
    公称转矩 \M0's&1(  
    轴孔直径 , kr |k \  
    轴孔长 , El :% \hGy  
    装配尺寸 R2 J A(Hn  
    半联轴器厚 y; <}`  
    ([1]P163表17-3)(GB4323-84 hJk:&!M=T  
    三、第二个联轴器的设计计算 E?BF8t_fTE  
    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 , ]A#:Uc5  
    计算转矩为 %,ScGQE  
    所以选用弹性柱销联轴器TL10(GB4323-84) +bJ~S:[  
    其主要参数如下: aX |(%1r  
    材料HT200 u5KAwMw%Q  
    公称转矩 b+hN\/*]  
    轴孔直径 UK,sMKbl1  
    轴孔长 , nvNF~)mu  
    装配尺寸 [*0M$4  
    半联轴器厚 IJDbm}:/e  
    ([1]P163表17-3)(GB4323-84 ;<GxonIV  
    减速器附件的选择 HNj;_S  
    通气器 Q&?0 ^;r  
    由于在室内使用,选通气器(一次过滤),采用M18×1.5 m@w469&<(q  
    油面指示器 qcQq.cS_'N  
    选用游标尺M16 gm!sLZ!X  
    起吊装置 se=^K#o  
    采用箱盖吊耳、箱座吊耳 `R.Pz _oe  
    放油螺塞 ('\sUZ+5  
    选用外六角油塞及垫片M16×1.5 j?k|-0  
    润滑与密封 g)|vS>^~  
    一、齿轮的润滑 y*US^HJOZ  
    采用浸油润滑,由于低速级周向速度为,所以浸油高度约为六分之一大齿轮半径,取为35mm。 Ip)u6We>I  
    二、滚动轴承的润滑 A^LS^!Jz  
    由于轴承周向速度为,所以宜开设油沟、飞溅润滑。 wrXn|aV  
    三、润滑油的选择 PCV#O63[  
    齿轮与轴承用同种润滑油较为便利,考虑到该装置用于小型设备,选用L-AN15润滑油。 *W>, 98  
    四、密封方法的选取 19!;0fe=  
    选用凸缘式端盖易于调整,采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。 |k%1mE(+=s  
    密封圈型号按所装配轴的直径确定为(F)B25-42-7-ACM,(F)B70-90-10-ACM。 b0@K ~O;g  
    轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。 uZ>q$ F  
    设计小结 gMkSl8[  
    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···