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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 ;MO,HdP;  
    设计任务书……………………………………………………1 |UQGZ  
    传动方案的拟定及说明………………………………………4 4?`*# DPl  
    电动机的选择…………………………………………………4 f 0/q{*  
    计算传动装置的运动和动力参数……………………………5 m*AiP]Qu  
    传动件的设计计算……………………………………………5 L3S29-T  
    轴的设计计算…………………………………………………8 UE/iq\a>  
    滚动轴承的选择及计算………………………………………14 7U)w\A;~  
    键联接的选择及校核计算……………………………………16 fHF*#  
    连轴器的选择…………………………………………………16 J32"Ytdo<  
    减速器附件的选择……………………………………………17 aqP"Y9l  
    润滑与密封……………………………………………………18 . N5$s2t  
    设计小结………………………………………………………18 1mv8[^pF  
    参考资料目录…………………………………………………18 'V4B{n7 h  
    机械设计课程设计任务书 *Fd(  
    题目:设计一用于带式运输机传动装置中的同轴式二级圆柱齿轮减速器 wem hP8!gc  
    一. 总体布置简图 ZyrVv\'  
    1—电动机;2—联轴器;3—齿轮减速器;4—带式运输机;5—鼓轮;6—联轴器 q$B|a5a?  
    二. 工作情况: .A7ON1lc^C  
    载荷平稳、单向旋转 g|{Ru  
    三. 原始数据 W> $mU&ew[  
    鼓轮的扭矩T(N•m):850 K!tM "`a  
    鼓轮的直径D(mm):350 ,/-DAo~O  
    运输带速度V(m/s):0.7 \`?4PQ  
    带速允许偏差(%):5 a;G>56iw  
    使用年限(年):5 ?2S<D5M Sb  
    工作制度(班/日):2 &A&2z l %#  
    四. 设计内容 Ye\ &_w"  
    1. 电动机的选择与运动参数计算; wEix8Ow*  
    2. 斜齿轮传动设计计算 B5qlU4km&  
    3. 轴的设计 {G-y7y+E  
    4. 滚动轴承的选择 LV]F?O[K=  
    5. 键和连轴器的选择与校核; 9d+z?J:  
    6. 装配图、零件图的绘制 1{CVd m<9  
    7. 设计计算说明书的编写 jGn2Q L  
    五. 设计任务 V}/AQe2m&  
    1. 减速器总装配图一张 U1pwk[  
    2. 齿轮、轴零件图各一张 q!) nSD  
    3. 设计说明书一份 DLEHsbP{$  
    六. 设计进度 _3m\r*(vmQ  
    1、 第一阶段:总体计算和传动件参数计算 zRA,Yi4;+  
    2、 第二阶段:轴与轴系零件的设计 6M6r&,yRu  
    3、 第三阶段:轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 q[~+Zm  
    4、 第四阶段:装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 (p?B=  
    传动方案的拟定及说明 26-K:"  
    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。 P?M WT]fY  
    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。 MgQb" qx  
    电动机的选择 . L]!*  
    1.电动机类型和结构的选择 ?_@Mg\Hc  
    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。 jGKI|v4U(  
    2.电动机容量的选择 z?g\w6  
    1) 工作机所需功率Pw $+w-r#,  
    Pw=3.4kW }b]z+4U a(  
    2) 电动机的输出功率 ft Rza  
    Pd=Pw/η d6g^>}-!t  
    η= =0.904 j.g9O]pi  
    Pd=3.76kW Ehg(xK  
    3.电动机转速的选择 ka| 8 _C^z  
    nd=(i1’•i2’…in’)nw b^&nr[DC  
    初选为同步转速为1000r/min的电动机 @HP7$U"  
    4.电动机型号的确定 uVLKR PY  
    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 2PEA<{u  
    计算传动装置的运动和动力参数 >?^_JE C6  
    传动装置的总传动比及其分配 %g=SkQ&d  
    1.计算总传动比 ),U>AiF]  
    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: y (=$z/  
    i=nm/nw Qg gx:  
    nw=38.4 cp3O$S  
    i=25.14 Yi#U~ h  
    2.合理分配各级传动比 4w(#`'I>  
    由于减速箱是同轴式布置,所以i1=i2。 oz/Nx{bg  
    因为i=25.14,取i=25,i1=i2=5 DBZ^n9  
    速度偏差为0.5%<5%,所以可行。  z-;{pPZ  
    各轴转速、输入功率、输入转矩 HpR(DG) ?  
    项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮 bjB4  
    转速(r/min) 960 960 192 38.4 38.4 {Nny .@P)H  
    功率(kW) 4 3.96 3.84 3.72 3.57 VK]sK e  
    转矩(N•m) 39.8 39.4 191 925.2 888.4 vUgMfy&  
    传动比 1 1 5 5 1 ^ub@ Jwe  
    效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97 ])$Rw $`w  
    |Fp+9U  
    传动件设计计算 tF~D!t@  
    1. 选精度等级、材料及齿数 nY50dFA,  
    1) 材料及热处理 P^& =L&U  
    选择小齿轮材料为40Cr(调质),硬度为280HBS,大齿轮材料为45钢(调质),硬度为240HBS,二者材料硬度差为40HBS。 n_MY69W  
    2) 精度等级选用7级精度; 6@geakq  
    3) 试选小齿轮齿数z1=20,大齿轮齿数z2=100的; 0m&W: c  
    4) 选取螺旋角。初选螺旋角β=14° 05/'qf7P,U  
    2.按齿面接触强度设计 cP`[/5R  
    因为低速级的载荷大于高速级的载荷,所以通过低速级的数据进行计算 \LQ54^eB  
    按式(10—21)试算,即 v0'`K 5M  
    dt≥ f|'8~C5I@>  
    1) 确定公式内的各计算数值 ;n;bap  
    (1) 试选Kt=1.6 Kz2s{y~?  
    (2) 由图10-30选取区域系数ZH=2.433 #^eXnhj9  
    (3) 由表10-7选取尺宽系数φd=1 *MZa|Xy  
    (4) 由图10-26查得εα1=0.75,εα2=0.87,则εα=εα1+εα2=1.62 gP:H_nVh  
    (5) 由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8Mpa 0XUWK@)P  
    (6) 由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1=600MPa;大齿轮的解除疲劳强度极限σHlim2=550MPa; }\/ 3B_X6N  
    (7) 由式10-13计算应力循环次数 2mfKy9QxO  
    N1=60n1jLh=60×192×1×(2×8×300×5)=3.32×10e8 (|.rEaTA[1  
    N2=N1/5=6.64×107 8)51p+a  
    (8) 由图10-19查得接触疲劳寿命系数KHN1=0.95;KHN2=0.98 pF}WMt  
    (9) 计算接触疲劳许用应力 HMPb%'U~  
    取失效概率为1%,安全系数S=1,由式(10-12)得 /{*0 \`;  
    [σH]1==0.95×600MPa=570MPa C`r{B.t`GT  
    [σH]2==0.98×550MPa=539MPa TjLW<D(i>  
    [σH]=[σH]1+[σH]2/2=554.5MPa 1CpIK$/  
    2) 计算 ~Rk ~Zn  
    (1) 试算小齿轮分度圆直径d1t Hw 1cc3!  
    d1t≥ = =67.85 Z@ QJ5F1y  
    (2) 计算圆周速度 dE ]yb|Ld  
    v= = =0.68m/s u#~q86k  
    (3) 计算齿宽b及模数mnt YK6zN>M}E  
    b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm B4 +A  
    mnt= = =3.39 6PdLJ#LS  
    h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm ?5jq)xd2  
    b/h=67.85/7.63=8.89 ]@9ZUtU,;N  
    (4) 计算纵向重合度εβ o2e gNTG  
    εβ= =0.318×1×tan14 =1.59 `T(T]^C98  
    (5) 计算载荷系数K +jN%w{^=  
    已知载荷平稳,所以取KA=1 M sQ>eSk  
    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,  "DsL$D2e  
    故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42 y;xY74Nq  
    由表10—13查得KFβ=1.36 )H| cri~D  
    由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数 II) K0<  
    K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05  y)GH=@b  
    (6) 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径,由式(10—10a)得 l[u=_uaYl  
    d1= = mm=73.6mm HGl.dO 7NU  
    (7) 计算模数mn "z9 p(|oZ  
    mn = mm=3.74 br4?_,  
    3.按齿根弯曲强度设计 /+ Q3JS(  
    由式(10—17 mn≥ 4"~l^yK  
    1) 确定计算参数 VL2+"<  
    (1) 计算载荷系数  G%5ZG$as  
    K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96 bTbF  
    (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 1Zt>andBF  
    EUjA-L(  
    (3) 计算当量齿数 ?{rpzrc!*  
    z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 3+oGR5gIN  
    z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47 ;<N%D=;}@  
    (4) 查取齿型系数 \ _l4li  
    由表10-5查得YFa1=2.724;Yfa2=2.172 bd)'1;p  
    (5) 查取应力校正系数 +\)a p  
    由表10-5查得Ysa1=1.569;Ysa2=1.798 Z )'gj  
    (6) 计算[σF] P]%)c6Uh  
    σF1=500Mpa UWo*%&J  
    σF2=380MPa pi;'!d[l%  
    KFN1=0.95 ,4H/>yPw  
    KFN2=0.98 >vKOG@I  
    [σF1]=339.29Mpa ,jq:%Y[KZ  
    [σF2]=266MPa t+Au6/Dx?  
    (7) 计算大、小齿轮的 并加以比较 .)Zs:5 0l  
    = =0.0126 z=yE- I{  
    = =0.01468 kcG_ n  
    大齿轮的数值大。 L6Io u  
    2) 设计计算 @RXkj-,eC#  
    mn≥ =2.4 ;DX g  
    mn=2.5 )18C(V-x  
    4.几何尺寸计算 d3"QCl  
    1) 计算中心距 vo>i36  
    z1 =32.9,取z1=33 = :BTv[lv  
    z2=165 }*?,&9/_)  
    a =255.07mm X+kgx!u'y  
    a圆整后取255mm \- 8S"  
    2) 按圆整后的中心距修正螺旋角 > PK 6CR  
    β=arcos =13 55’50” %00cC~}4  
    3) 计算大、小齿轮的分度圆直径 )=pa*  
    d1 =85.00mm \wF- [']N  
    d2 =425mm X.+|o@G  
    4) 计算齿轮宽度 `!Yd$=*c_&  
    b=φdd1 <S3s==Cg  
    b=85mm vEw8<<cgg  
    B1=90mm,B2=85mm |8?e4yVd  
    5) 结构设计 53WCF[  
    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。 X^Fc^U8  
    轴的设计计算 $:RR1.Tv  
    拟定输入轴齿轮为右旋 (7Ln~J*  
    II轴: PUmgcMt  
    1.初步确定轴的最小直径 n?*r,)'  
    d≥ = =34.2mm @Yn+ir0>O  
    2.求作用在齿轮上的受力 :!ablO~  
    Ft1= =899N dngG=  
    Fr1=Ft =337N b|e1HCH  
    Fa1=Fttanβ=223N; a:Nf +t  
    Ft2=4494N  h@PE:=  
    Fr2=1685N i>O8q%BnJ  
    Fa2=1115N Y_)xytJ$  
    3.轴的结构设计 foUB/&Ee  
    1) 拟定轴上零件的装配方案 0f#xyS 3  
    i. I-II段轴用于安装轴承30307,故取直径为35mm。 cx]H8]ch7  
    ii. II-III段轴肩用于固定轴承,查手册得到直径为44mm。 u|LDN*#DW  
    iii. III-IV段为小齿轮,外径90mm。 ohjl*dw  
    iv. IV-V段分隔两齿轮,直径为55mm。 =0a z5td  
    v. V-VI段安装大齿轮,直径为40mm。 <nTZs`$LwL  
    vi. VI-VIII段安装套筒和轴承,直径为35mm。 0n}v"61q  
    2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 lffw "  
    1. I-II段轴承宽度为22.75mm,所以长度为22.75mm。 vi28u xc  
    2. II-III段轴肩考虑到齿轮和箱体的间隙12mm,轴承和箱体的间隙4mm,所以长度为16mm。 nyetK  
    3. III-IV段为小齿轮,长度就等于小齿轮宽度90mm。 [* M':  
    4. IV-V段用于隔开两个齿轮,长度为120mm。 YSrjg|k*  
    5. V-VI段用于安装大齿轮,长度略小于齿轮的宽度,为83mm。 WLA&K]  
    6. VI-VIII长度为44mm。 jZD)c_'U  
    4. 求轴上的载荷 Z~F*$jn  
    66 207.5 63.5 SlG^ H  
    Fr1=1418.5N Gt)ij?~  
    Fr2=603.5N P\WFm   
    查得轴承30307的Y值为1.6 \SoT^PW  
    Fd1=443N nxB[T o*P  
    Fd2=189N D|*yeS4>  
    因为两个齿轮旋向都是左旋。 W1521:  
    故:Fa1=638N 1nw\?r2  
    Fa2=189N NeJ->x,  
    5.精确校核轴的疲劳强度 --EDr>'D5P  
    1) 判断危险截面 $6(a6!  
    由于截面IV处受的载荷较大,直径较小,所以判断为危险截面 N<ux4tz  
    2) 截面IV右侧的 ?GlXxx=eV  
    r.lHlHl  
    截面上的转切应力为 Xmi~fie  
    由于轴选用40cr,调质处理,所以 Zl>dBc%  
    ([2]P355表15-1) Npi) R)  
    a) 综合系数的计算 M4D @G  
    由 , 经直线插入,知道因轴肩而形成的理论应力集中为 , , .9N7`  
    ([2]P38附表3-2经直线插入) F-$!e?,H  
    轴的材料敏感系数为 , , \KzH5?  
    ([2]P37附图3-1) I,<?Kv  
    故有效应力集中系数为 S}a]Bt  
    查得尺寸系数为 ,扭转尺寸系数为 , plp-[eKcD  
    ([2]P37附图3-2)([2]P39附图3-3) qZ4)) X  
    轴采用磨削加工,表面质量系数为 , I&m' a  
    ([2]P40附图3-4) )ki Gk}2  
    轴表面未经强化处理,即 ,则综合系数值为 c& I  
    b) 碳钢系数的确定 ?O3d Sxi  
    碳钢的特性系数取为 , Q6wa-Y,  
    c) 安全系数的计算 @%G?Nht]o  
    轴的疲劳安全系数为 `a!9_%|8  
    故轴的选用安全。 { 0-on"o  
    I轴: 1= 7ASS9  
    1.作用在齿轮上的力 ;b:'i& r  
    FH1=FH2=337/2=168.5 D6H?*4f]  
    Fv1=Fv2=889/2=444.5 R7U%v"F>`  
    2.初步确定轴的最小直径 9K#3JyW*  
    _6V1oe2  
    3.轴的结构设计 Y SB=n d_  
    1) 确定轴上零件的装配方案 &q@brX<,=  
    2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 k}p8"'O  
    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。 IxS%V31  
    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。 H%XF~tF:  
    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。 Fe4>G8uuwn  
    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。 i/skU9  
    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。 Ix}6%2\  
    i) 轴肩固定轴承,直径为42mm。 1]eRragm"  
    j) 该段轴要安装轴承,直径定为35mm。 7F6 B  
    2) 各段长度的确定 [`oVMR  
    各段长度的确定从左到右分述如下: <e?Eva%t`  
    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。 8#V D u(  
    b) 该段为轴环,宽度不小于7mm,定为11mm。 S1I.l">P  
    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。 hxK;f  
    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。 fBctG~CJH  
    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。 3F@P$4!#l  
    f) 该段由联轴器孔长决定为42mm vsZ?cd  
    4.按弯扭合成应力校核轴的强度 &b`W<PAc?4  
    W=62748N.mm =#,`k<v%I  
    T=39400N.mm -F[@)$L  
    45钢的强度极限为 ,又由于轴受的载荷为脉动的,所以 。 DJ@n$G`^^  
    [!yA#{xl,  
    III轴 ~mARgv  
    1.作用在齿轮上的力 B ~N3k  
    FH1=FH2=4494/2=2247N \0d'y#Gp*  
    Fv1=Fv2=1685/2=842.5N Hcwfe=K&/  
    2.初步确定轴的最小直径 XC)9aC@s  
    3.轴的结构设计 ,!b<SQ5M  
    1) 轴上零件的装配方案 BjsT 9?6W/  
    2) 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 ~bx ev/$d  
    I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII [#q]B=JB  
    直径 60 70 75 87 79 70 I](a 5i  
    长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25 |:&6eDlR  
    vM6W64S  
    5.求轴上的载荷 cl2_"O  
    Mm=316767N.mm M@{#yEP  
    T=925200N.mm z&tC5]#  
    6. 弯扭校合 Bskp&NV':  
    滚动轴承的选择及计算 ,`Y$}"M4  
    I轴: %&yPl{  
    1.求两轴承受到的径向载荷 ro\ oL  
    5、 轴承30206的校核 HyU:BW;  
    1) 径向力 P+}~6}wJE  
    2) 派生力 Q`<{cFsU  
    3) 轴向力 UGI<V!  
    由于 , robg1  
    所以轴向力为 , lQHF=Jex  
    4) 当量载荷 &]#L'D!"  
    由于 , , LK~aLa5wG  
    所以 , , , 。 v62_VT2v  
    由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 0DmA3  
    5) 轴承寿命的校核 jRg gj`o  
    II轴: JEp)8{.bW8  
    6、 轴承30307的校核 `a4&_`E,p  
    1) 径向力 < ,*\t  
    2) 派生力 v}6iI}r  
    0bDc 4m  
    3) 轴向力 d"9tP& Q  
    由于 , 5'I+%66?h$  
    所以轴向力为 ,  7;fC%Fq  
    4) 当量载荷 G XVx/) H  
    由于 , , *y?HaU  
    所以 , , , 。 8m?(* [[  
    由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 A~bSB n: '  
    5) 轴承寿命的校核 LJGpa )(  
    III轴: k.ou$mIY  
    7、 轴承32214的校核 lx%c&~.DiB  
    1) 径向力 U`ttT5;  
    2) 派生力 I?3b}#&V9  
    3) 轴向力 <|}Z6Ti  
    由于 , e$Ds2%SaT  
    所以轴向力为 , _xaum  
    4) 当量载荷 #T_!-;(Z  
    由于 , , Uz^N6q  
    所以 , , , 。 #&}- q RA  
    由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 vn^O m-\  
    5) 轴承寿命的校核 K {' atc  
    键连接的选择及校核计算 q!z"YpYB  
    8(% F{&<;  
    代号 直径 )A7^LLzG  
    (mm) 工作长度 rUb{iU;~m  
    (mm) 工作高度 f=F:Af!  
    (mm) 转矩 .n]"vpWm[  
    (N•m) 极限应力 i-OD"5a`  
    (MPa) N>H@vt~  
    高速轴 8×7×60(单头) 25 35 3.5 39.8 26.0 sN[}B{+  
    12×8×80(单头) 40 68 4 39.8 7.32 j ~-N2b6z  
    中间轴 12×8×70(单头) 40 58 4 191 41.2 O2{["c e  
    低速轴 20×12×80(单头) 75 60 6 925.2 68.5 |IcW7(  
    18×11×110(单头) 60 107 5.5 925.2 52.4 [gmov)\c  
    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。 XHk"nbj  
    连轴器的选择 */;7Uv7  
    由于弹性联轴器的诸多优点,所以考虑选用它。 ttsR`R1.k  
    二、高速轴用联轴器的设计计算 `q*[fd1u.  
    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 , jq,M1  
    计算转矩为 !cyrt<  
    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) 9Y:I)^ek  
    其主要参数如下: !/XNpQP  
    材料HT200 @Lnv  
    公称转矩 b w P=f.  
    轴孔直径 , t`Z'TqP R  
    轴孔长 , Fc5.?X-  
    装配尺寸 JQ1MuE'  
    半联轴器厚 MbRTOH  
    ([1]P163表17-3)(GB4323-84 V+E8{|dYL  
    三、第二个联轴器的设计计算 d+q],\"R  
    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 , _re# b?  
    计算转矩为 +F8{4^w1  
    所以选用弹性柱销联轴器TL10(GB4323-84) |(>`qL{|  
    其主要参数如下: Dp([r  
    材料HT200 G"<#tif9K  
    公称转矩 }nd>SK4  
    轴孔直径 SOOVUMj  
    轴孔长 , \?xM% (:<Q  
    装配尺寸 ZyGoOk  
    半联轴器厚 g< j)  
    ([1]P163表17-3)(GB4323-84 [CJ<$R !  
    减速器附件的选择 JQ03om--(  
    通气器 <w2h@ea  
    由于在室内使用,选通气器(一次过滤),采用M18×1.5 7iP+!e}$.  
    油面指示器 keAoJeG,J  
    选用游标尺M16 a{nR:zPE  
    起吊装置 ?\V#^q-  
    采用箱盖吊耳、箱座吊耳 U,=f};  
    放油螺塞 S<0 &V  
    选用外六角油塞及垫片M16×1.5 <fUo@]Lv  
    润滑与密封 \Bo%2O%4  
    一、齿轮的润滑 8o~ NJ 6  
    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。 [YOH'i&X  
    二、滚动轴承的润滑 O4R\] B#Xu  
    由于轴承周向速度为,所以宜开设油沟、飞溅润滑。 lfgJQzi G  
    三、润滑油的选择 m/=nz.  
    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。 NrqJf-ldo  
    四、密封方法的选取 +{:uPY#1  
    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。 53i]Q;k[  
    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。 ]fM|cN8(zM  
    轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。 E4 X6f  
    设计小结 "-Q+!byh  
    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···