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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 01nsdZ-  
    设计任务书……………………………………………………1 C<t RU5|  
    传动方案的拟定及说明………………………………………4 p!GZCf,   
    电动机的选择…………………………………………………4 _:5=|2-E  
    计算传动装置的运动和动力参数……………………………5 W^(Iw%ek  
    传动件的设计计算……………………………………………5 ?48AY6  
    轴的设计计算…………………………………………………8 "=ElCaP}  
    滚动轴承的选择及计算………………………………………14 l7Y8b`  
    键联接的选择及校核计算……………………………………16 t{=i=K 3  
    连轴器的选择…………………………………………………16 VV\Xb31J  
    减速器附件的选择……………………………………………17  i_y:4  
    润滑与密封……………………………………………………18  0dh#/  
    设计小结………………………………………………………18 Q)+Y}  
    参考资料目录…………………………………………………18 0h:G4  
    机械设计课程设计任务书 <N5rv3 s  
    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 bqjr0A7{  
    一. 总体布置简图 kdBV1E+:C  
    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 _-6e0srZ  
    二. 工作情况: 9ET/I$n  
    载荷平稳、单向旋转 fD(7F N8  
    三. 原始数据 #|ddyCg2  
    鼓轮的扭矩T(N•m):850 -? Tz.y&  
    鼓轮的直径D(mm):350 C1D ! V:  
    运输带速度V(m/s):0.7 Oh-Fp-v87  
    带速允许偏差(%):5 ` #=fA  
    使用年限(年):5 CfY7<o1>  
    工作制度(班/日):2 YnD#p[Wo^  
    四. 设计内容 X/wmKi  
    1. 电动机的选择与运动参数计算; \2Xx%SX  
    2. 斜齿轮传动设计计算 I)rGOda{  
    3. 轴的设计 \KN dZC?V2  
    4. 滚动轴承的选择 ;'hi9L  
    5. 键和连轴器的选择与校核; shy  
    6. 装配图、零件图的绘制 u x#. :C|  
    7. 设计计算说明书的编写 N)P((>S;  
    五. 设计任务 0IpST  
    1. 减速器总装配图一张 +.wT 9kFcc  
    2. 齿轮、轴零件图各一张 n_u`B|^Pj  
    3. 设计说明书一份 i[8NO$tN1)  
    六. 设计进度 'jN/~I  
    1、 第一阶段:总体计算和传动件参数计算 fZ{&dslg  
    2、 第二阶段:轴与轴系零件的设计 O!yakU+  
    3、 第三阶段:轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 y3IA '  
    4、 第四阶段:装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 1GUqT 9)  
    传动方案的拟定及说明 ;fj9 n-  
    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。 ^aT;aP^l  
    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。 6QW<RXom  
    电动机的选择 |&Au6 3  
    1.电动机类型和结构的选择 u2\+?`Ox  
    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。 KCl &H  
    2.电动机容量的选择 PK_Fx';ke^  
    1) 工作机所需功率Pw Vk WO}  
    Pw=3.4kW [\88@B=jXP  
    2) 电动机的输出功率 QP+c?ct}hF  
    Pd=Pw/η 6mi$.' qP  
    η= =0.904 T ^N L:78  
    Pd=3.76kW )F +nSV;  
    3.电动机转速的选择 ,7t3>9 -M"  
    nd=(i1’•i2’…in’)nw ,zG<7~m  
    初选为同步转速为1000r/min的电动机 Q5hb0O%a  
    4.电动机型号的确定 Ew>~a8! Fq  
    由表20-1查出电动机型号为Y132M1-6,其额定功率为4kW,满载转速960r/min。基本符合题目所需的要求 >H)^6sJ;%b  
    计算传动装置的运动和动力参数 ot]>}[  
    传动装置的总传动比及其分配 g>UBZA4  
    1.计算总传动比 'N*!>mZ<  
    由电动机的满载转速nm和工作机主动轴转速nw可确定传动装置应有的总传动比为: Is<x31R  
    i=nm/nw ;x,+*%  
    nw=38.4 0GS{F8f~,  
    i=25.14 692Rw}/  
    2.合理分配各级传动比 vJ~4D*(]l  
    由于减速箱是同轴式布置,所以i1=i2。 2ve lH;  
    因为i=25.14,取i=25,i1=i2=5 \y[Bu^tk  
    速度偏差为0.5%<5%,所以可行。 uXjoGcW  
    各轴转速、输入功率、输入转矩 3Ca \`m)l  
    项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮 ^=Q8]W_*  
    转速(r/min) 960 960 192 38.4 38.4 :m]/u( /N  
    功率(kW) 4 3.96 3.84 3.72 3.57 \>4v?\8o  
    转矩(N•m) 39.8 39.4 191 925.2 888.4 ^GE^Q\&D&  
    传动比 1 1 5 5 1 FwXKRZa  
    效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97 P8"6"}B;T  
    ESn6D@"  
    传动件设计计算 C2CYIo k$&  
    1. 选精度等级、材料及齿数 %)BwE  
    1) 材料及热处理 ? 7/W>  
    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。 NY.}uZ  
    2) 精度等级选用7级精度; .4H_Zt[2  
    3) 试选小齿轮齿数z1=20,大齿轮齿数z2=100的; ~g*Y, Y  
    4) 选取螺旋角。初选螺旋角β=14° $K+4C0wX`  
    2.按齿面接触强度设计 u)tHOV>&  
    因为低速级的载荷大于高速级的载荷,所以通过低速级的数据进行计算 P/C&R-{')  
    按式(10—21)试算,即 N$C{f;xV  
    dt≥ oG+K '(BB  
    1) 确定公式内的各计算数值 _{lx*dq  
    (1) 试选Kt=1.6 5ze`IY  
    (2) 由图10-30选取区域系数ZH=2.433 kw 6cFz  
    (3) 由表10-7选取尺宽系数φd=1 r hiS  
    (4) 由图10-26查得εα1=0.75,εα2=0.87,则εα=εα1+εα2=1.62 D/gd  
    (5) 由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8Mpa caGML|DeI  
    (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; l#X=]xQf  
    (7) 由式10-13计算应力循环次数 BPwI8\V  
    N1=60n1jLh=60×192×1×(2×8×300×5)=3.32×10e8 f0/jwfL  
    N2=N1/5=6.64×107 UN-T ^  
    (8) 由图10-19查得接触疲劳寿命系数KHN1=0.95;KHN2=0.98 o9_(DJ<{  
    (9) 计算接触疲劳许用应力 Y8D7<V~Md  
    取失效概率为1%,安全系数S=1,由式(10-12)得 TTeAa  
    [σH]1==0.95×600MPa=570MPa X!,#'&p&  
    [σH]2==0.98×550MPa=539MPa 30A`\+^f  
    [σH]=[σH]1+[σH]2/2=554.5MPa 7k'=Fm6za  
    2) 计算 O3_D~O ."  
    (1) 试算小齿轮分度圆直径d1t 0|.7Kz^  
    d1t≥ = =67.85 B*- ToXQQr  
    (2) 计算圆周速度 >(IITt  
    v= = =0.68m/s z0T`5N G@  
    (3) 计算齿宽b及模数mnt -@YVe:$%b  
    b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm 4C l, Iw/;  
    mnt= = =3.39 =#OHxM  
    h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm \Ku9"x  
    b/h=67.85/7.63=8.89 +L^A:}L(  
    (4) 计算纵向重合度εβ pi^^L@@ d  
    εβ= =0.318×1×tan14 =1.59 R2Twm!1  
    (5) 计算载荷系数K `V]egdO  
    已知载荷平稳,所以取KA=1 >&$$(Bp  
    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, Ul '~opf  
    故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42 S1D9AcK  
    由表10—13查得KFβ=1.36 di-O*ug  
    由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数 b}ySZlmy  
    K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05 hknwis%y  
    (6) 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径,由式(10—10a)得 BengRG[  
    d1= = mm=73.6mm e#l*/G*,  
    (7) 计算模数mn )m|X;eEo  
    mn = mm=3.74 Vpug"aR&_  
    3.按齿根弯曲强度设计 yf `.%  
    由式(10—17 mn≥ N,WI{*  
    1) 确定计算参数 =?meO0]y  
    (1) 计算载荷系数 xB?S#5G}  
    K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96 YH /S2D  
    (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 AzHIp^  
    YWt"|  
    (3) 计算当量齿数 Jo6~r-  
    z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 q`/amI0  
    z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47 J>HLQP  
    (4) 查取齿型系数 p{A}p9sjx  
    由表10-5查得YFa1=2.724;Yfa2=2.172 S[W9G)KWp  
    (5) 查取应力校正系数 Eg@R[ ^T  
    由表10-5查得Ysa1=1.569;Ysa2=1.798 zznPD%#Sc  
    (6) 计算[σF] 5?V?  
    σF1=500Mpa Nb^zkg  
    σF2=380MPa F|]o9&/<]  
    KFN1=0.95 r*X}3t*  
    KFN2=0.98 {ED(O -W  
    [σF1]=339.29Mpa 7,V!Iv^X  
    [σF2]=266MPa WmT}t  
    (7) 计算大、小齿轮的 并加以比较 8w{#R{w  
    = =0.0126 n:5O9,umZ  
    = =0.01468 l|@/?GaH  
    大齿轮的数值大。 q|47;bK'  
    2) 设计计算 iF#}t(CrH  
    mn≥ =2.4 gFWEodx,9  
    mn=2.5 T+AlcOP  
    4.几何尺寸计算 >wg9YZ~8  
    1) 计算中心距 ^DW#  
    z1 =32.9,取z1=33 <|KKv5[  
    z2=165 '(3Nopl  
    a =255.07mm Q|j@#@O1  
    a圆整后取255mm YLA557~  
    2) 按圆整后的中心距修正螺旋角 %=NM_5a}]  
    β=arcos =13 55’50” |xsV(jK8  
    3) 计算大、小齿轮的分度圆直径 )Dk0V!%N  
    d1 =85.00mm Z ,|1G6f@  
    d2 =425mm PBxK>a  
    4) 计算齿轮宽度 WuP([8  
    b=φdd1 e' /  
    b=85mm 0@sr NuW  
    B1=90mm,B2=85mm /XWPN(JC?  
    5) 结构设计 ?l\gh1{C  
    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。 WTV3p,;6a  
    轴的设计计算  Vq .!(x  
    拟定输入轴齿轮为右旋 *!r\GGb  
    II轴: | Q1ub S  
    1.初步确定轴的最小直径 Wvut)T  
    d≥ = =34.2mm |l6<GWG+  
    2.求作用在齿轮上的受力 NgE&KPj\  
    Ft1= =899N L#7)X5a__  
    Fr1=Ft =337N F$6])F  
    Fa1=Fttanβ=223N; S1H47<)UF  
    Ft2=4494N Kh:#S|   
    Fr2=1685N I |<+'G  
    Fa2=1115N .UT,lqEkv  
    3.轴的结构设计 lry& )G=5  
    1) 拟定轴上零件的装配方案 ? !oVf>  
    i. I-II段轴用于安装轴承30307,故取直径为35mm。 ga{25q}"  
    ii. II-III段轴肩用于固定轴承,查手册得到直径为44mm。 A/$KA'jX  
    iii. III-IV段为小齿轮,外径90mm。 hdsgOu  
    iv. IV-V段分隔两齿轮,直径为55mm。 ,IT)zCpaBP  
    v. V-VI段安装大齿轮,直径为40mm。 LRCS)UBY(.  
    vi. VI-VIII段安装套筒和轴承,直径为35mm。 uJ IRk$  
    2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 zCGmn& *M  
    1. I-II段轴承宽度为22.75mm,所以长度为22.75mm。 =XacG}_  
    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。 U2[3S\@  
    3. III-IV段为小齿轮,长度就等于小齿轮宽度90mm。  0'V-  
    4. IV-V段用于隔开两个齿轮,长度为120mm。 siss_1J  
    5. V-VI段用于安装大齿轮,长度略小于齿轮的宽度,为83mm。 '&pf  
    6. VI-VIII长度为44mm。 :bM$;  
    4. 求轴上的载荷 Eis%)oE  
    66 207.5 63.5 uwH)/BW)[  
    Fr1=1418.5N So)KI_M  
    Fr2=603.5N 0'q(XB`i=  
    查得轴承30307的Y值为1.6 _} X`t8Lh  
    Fd1=443N Z0F>"Z _qn  
    Fd2=189N < ;%q  
    因为两个齿轮旋向都是左旋。 4ye`;hXy  
    故:Fa1=638N Hz3 S^o7  
    Fa2=189N U&w 5&W{F}  
    5.精确校核轴的疲劳强度 6XOpB^@  
    1) 判断危险截面 -9H!j4]T?  
    由于截面IV处受的载荷较大,直径较小,所以判断为危险截面 3'sWlhf;  
    2) 截面IV右侧的 QN}3S0  
    S\v&{  
    截面上的转切应力为 +4:+qGAJ{  
    由于轴选用40cr,调质处理,所以 M[ ~2,M&H  
    ([2]P355表15-1) 'a-5 U TT  
    a) 综合系数的计算 t0asW5f  
    由 , 经直线插入,知道因轴肩而形成的理论应力集中为 , , <SC|A|  
    ([2]P38附表3-2经直线插入) F'5d\v  
    轴的材料敏感系数为 , , 7>2j=Y_Kp  
    ([2]P37附图3-1) j3rv2W\  
    故有效应力集中系数为 QzFv;  
    查得尺寸系数为 ,扭转尺寸系数为 , g]iy-,e  
    ([2]P37附图3-2)([2]P39附图3-3) :WfB!4%!  
    轴采用磨削加工,表面质量系数为 , kXZV%mnT7  
    ([2]P40附图3-4) >uPde5"ZF-  
    轴表面未经强化处理,即 ,则综合系数值为 X^ ^?}>t[  
    b) 碳钢系数的确定 Cj4b]*Q,  
    碳钢的特性系数取为 , vU$O{|J  
    c) 安全系数的计算 ' ! UF&  
    轴的疲劳安全系数为 i3kI2\bd/  
    故轴的选用安全。 <E}]t,'3  
    I轴: Y^jnlS)h  
    1.作用在齿轮上的力 DO-K  
    FH1=FH2=337/2=168.5 a5U2[Ko80  
    Fv1=Fv2=889/2=444.5 h-_0 A]  
    2.初步确定轴的最小直径 aD/,c1  
    MY<!\4/  
    3.轴的结构设计 d T,m{[+  
    1) 确定轴上零件的装配方案 WlQ&Yau  
    2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 _[OEE<(  
    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。 6dS1\Y  
    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。 ,~N+?k_  
    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。 SKc T  
    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。 RkH oT^  
    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。 E=1/  
    i) 轴肩固定轴承,直径为42mm。 Lq $4.l[j  
    j) 该段轴要安装轴承,直径定为35mm。 hA,rSq  
    2) 各段长度的确定 SE}RP3dF!  
    各段长度的确定从左到右分述如下: \I,Dje/:w  
    a) 该段轴安装轴承和挡油盘,轴承宽18.25mm,该段长度定为18.25mm。 jVFRqT%  
    b) 该段为轴环,宽度不小于7mm,定为11mm。 7si*%><X  
    c) 该段安装齿轮,要求长度要比轮毂短2mm,齿轮宽为90mm,定为88mm。 x+:,b~Skk  
    d) 该段综合考虑齿轮与箱体内壁的距离取13.5mm、轴承与箱体内壁距离取4mm(采用油润滑),轴承宽18.25mm,定为41.25mm。 hzPB~obC  
    e) 该段综合考虑箱体突缘厚度、调整垫片厚度、端盖厚度及联轴器安装尺寸,定为57mm。 K<7T}XzU$  
    f) 该段由联轴器孔长决定为42mm W Pp\sIP  
    4.按弯扭合成应力校核轴的强度 I`$I0  
    W=62748N.mm iQ}sp64  
    T=39400N.mm $:gSc &mx  
    45钢的强度极限为 ,又由于轴受的载荷为脉动的,所以 。 sv{0XVn+^  
    :Ye#NPOI  
    III轴 io?{ew  
    1.作用在齿轮上的力 *sIG&  
    FH1=FH2=4494/2=2247N Oi%~8J>  
    Fv1=Fv2=1685/2=842.5N q(PT'z  
    2.初步确定轴的最小直径 K"6+X|yxE  
    3.轴的结构设计 }Keon.N?   
    1) 轴上零件的装配方案 }Ka.bZS  
    2) 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 x< y[na  
    I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII e}O-I  
    直径 60 70 75 87 79 70 m6Cd^'J9^  
    长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25 , a_{ Y+  
    F']%q 0  
    5.求轴上的载荷 =#")G1A  
    Mm=316767N.mm ,;e-37^0l  
    T=925200N.mm Ty4%du6?d  
    6. 弯扭校合 ' /<b[  
    滚动轴承的选择及计算 rRG\:<a  
    I轴: FQ~ead36C  
    1.求两轴承受到的径向载荷 TYS\:ZdXF  
    5、 轴承30206的校核 a~eLkWnh<k  
    1) 径向力 Qbt>}?-  
    2) 派生力 ,bwopRcA  
    3) 轴向力 "`gZ y)E  
    由于 , )%@WoBRj  
    所以轴向力为 , |VR5Q(d  
    4) 当量载荷 +xdFkc  
    由于 , , DHNii_w4v  
    所以 , , , 。 SU}oKii /  
    由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 *7fPp8k+Z;  
    5) 轴承寿命的校核 ?gMrcc/{  
    II轴: d8 Nh0!  
    6、 轴承30307的校核 iXS-EB/  
    1) 径向力 CU^3L|f2N  
    2) 派生力 EC!Cv;'  
    T2_#[bk*d  
    3) 轴向力 uZ?CVluP  
    由于 , nMdN$E  
    所以轴向力为 , CJtjn  
    4) 当量载荷 |afK"N  
    由于 , , ;OCI.S8  
    所以 , , , 。 n zrCOMld  
    由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 $`dNl#G,  
    5) 轴承寿命的校核 F`V[G(f+r  
    III轴: l3#dfW{  
    7、 轴承32214的校核 Y~SlipY_  
    1) 径向力 ${6'  
    2) 派生力 ;)pV[3[  
    3) 轴向力 }' 0Xz9/ l  
    由于 , ~Q 9)Q  
    所以轴向力为 , XoiYtx53  
    4) 当量载荷 $AhX@|?z  
    由于 , , 7^TXlW n^G  
    所以 , , , 。 3[i !2iL.  
    由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 uW'4 Kt  
    5) 轴承寿命的校核 j!o3g;j  
    键连接的选择及校核计算 Q|z06_3i  
    N4DDH^h  
    代号 直径 s /q5o@b{  
    (mm) 工作长度 (U(x[Df)  
    (mm) 工作高度 ~teW1lMu(  
    (mm) 转矩 Ns= b&Uyc  
    (N•m) 极限应力 mXM>6>;y  
    (MPa) !;!~5"0~"  
    高速轴 8×7×60(单头) 25 35 3.5 39.8 26.0 Z3~*R7G8>  
    12×8×80(单头) 40 68 4 39.8 7.32 v/+}FS=  
    中间轴 12×8×70(单头) 40 58 4 191 41.2 EAXU{dRV  
    低速轴 20×12×80(单头) 75 60 6 925.2 68.5 C|@k+^S  
    18×11×110(单头) 60 107 5.5 925.2 52.4 {u6fa>R&$  
    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。 xt0j9{p  
    连轴器的选择 z\d2T%^:g(  
    由于弹性联轴器的诸多优点,所以考虑选用它。 .eXA.9 |jm  
    二、高速轴用联轴器的设计计算 v4~Xv5|w^F  
    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 , 3Wxtxk._E  
    计算转矩为 `e|Lw  
    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) @M?EgVmW  
    其主要参数如下: 5T3>fw2G  
    材料HT200 !Jn w_)  
    公称转矩 OmbKx&>YGz  
    轴孔直径 , h`rjDd  
    轴孔长 , v+bjC  
    装配尺寸 b<78K5'  
    半联轴器厚 H[k3)r2  
    ([1]P163表17-3)(GB4323-84 "Am0.c/  
    三、第二个联轴器的设计计算 ioCkPj  
    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 ,  CyDf[C)=  
    计算转矩为 /l%qq*Ew  
    所以选用弹性柱销联轴器TL10(GB4323-84) % peb{i  
    其主要参数如下: :I(gz~u6  
    材料HT200 Nb^:_0&H@  
    公称转矩 dk`!UtNNRa  
    轴孔直径 (w B[ ]O$@  
    轴孔长 , #%tL8/K*  
    装配尺寸 [4rMUS7-m"  
    半联轴器厚 &'\+Z  
    ([1]P163表17-3)(GB4323-84 b/Q"j3  
    减速器附件的选择 e`1s[ ^B  
    通气器 &7u Ra1/R  
    由于在室内使用,选通气器(一次过滤),采用M18×1.5 bXLa~r4\  
    油面指示器 Q.$h![`6  
    选用游标尺M16 U2nRgd  
    起吊装置 (k.7q~:  
    采用箱盖吊耳、箱座吊耳 zN JyF;3  
    放油螺塞 v("vUqhx2+  
    选用外六角油塞及垫片M16×1.5 G{=$/&St  
    润滑与密封 y'/9KrV T  
    一、齿轮的润滑 "*\3.`Kd  
    采用浸油润滑,由于低速级周向速度为,所以浸油高度约为六分之一大齿轮半径,取为35mm。 7/!C  
    二、滚动轴承的润滑 G_4P)G3H  
    由于轴承周向速度为,所以宜开设油沟、飞溅润滑。 3h4"Rv=,  
    三、润滑油的选择 'p]qN;`'O$  
    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。 $m oa8  
    四、密封方法的选取 mLA$ F4/K  
    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。 vUeel%  
    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。 VSFl9/5?  
    轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。 jhM|gV&  
    设计小结 0EU4irMa  
    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···