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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 /V3=KY`_J  
    设计任务书……………………………………………………1 Nx{$}  
    传动方案的拟定及说明………………………………………4 A(?\>X 9g  
    电动机的选择…………………………………………………4 JdIlWJY  
    计算传动装置的运动和动力参数……………………………5 mRB   
    传动件的设计计算……………………………………………5 P\8@g U!uk  
    轴的设计计算…………………………………………………8 &_JD)mM5  
    滚动轴承的选择及计算………………………………………14 ,Y 3W?  
    键联接的选择及校核计算……………………………………16 2*(Z==XC7  
    连轴器的选择…………………………………………………16 ^w]/  
    减速器附件的选择……………………………………………17 -':Y\:W  
    润滑与密封……………………………………………………18 [SJ6@q  
    设计小结………………………………………………………18 [ W2fd\4  
    参考资料目录…………………………………………………18 >=]'hyn]]  
    机械设计课程设计任务书 >zDF2Y[  
    题目:设计一用于带式运输机传动装置中的同轴式二级圆柱齿轮减速器 #cj6{%c 4  
    一. 总体布置简图 }2K$^u R  
    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 USFD y  
    二. 工作情况: 8ElKD{.BU8  
    载荷平稳、单向旋转 '9c2Q/  
    三. 原始数据 2X:4CC%5  
    鼓轮的扭矩T(N•m):850 R!l:O=[<  
    鼓轮的直径D(mm):350 IbcZ@'RSw  
    运输带速度V(m/s):0.7 }FzqW*4~  
    带速允许偏差(%):5 jV(6>BAI_  
    使用年限(年):5 Zy|Mz&  
    工作制度(班/日):2 Vy_2.  
    四. 设计内容 P&Pj>!T5  
    1. 电动机的选择与运动参数计算; rr#K"SP  
    2. 斜齿轮传动设计计算 P2nft2/eu?  
    3. 轴的设计 n}s~+USZX  
    4. 滚动轴承的选择 K}6dg<  
    5. 键和连轴器的选择与校核; o)OUWGjb/K  
    6. 装配图、零件图的绘制 GTHkY*  
    7. 设计计算说明书的编写 {.yStB. T  
    五. 设计任务 DE2a5+^  
    1. 减速器总装配图一张 1? FrJ6 V  
    2. 齿轮、轴零件图各一张 1sP dz L  
    3. 设计说明书一份 Bi@&nAhn@  
    六. 设计进度 "5eNLqt^q  
    1、 第一阶段:总体计算和传动件参数计算 0i8LWX_M  
    2、 第二阶段:轴与轴系零件的设计 -hkQ2[Ew#  
    3、 第三阶段:轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 s?ko?qN(  
    4、 第四阶段:装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 K}=|.sE9  
    传动方案的拟定及说明 ^<LY4^  
    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。 ~rjTF!  
    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。 ?<6CFH]  
    电动机的选择 S1/`th  
    1.电动机类型和结构的选择 l2;CQ7  
    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。 xoOJauSX1  
    2.电动机容量的选择 V138d?Mm  
    1) 工作机所需功率Pw ~EK'&Y"1  
    Pw=3.4kW WD'#5]#Y  
    2) 电动机的输出功率 Isx#9C  
    Pd=Pw/η ~tOAT;g}q  
    η= =0.904 tK k#LWB  
    Pd=3.76kW :SxW.?[%u  
    3.电动机转速的选择 4mn&4e  
    nd=(i1’•i2’…in’)nw ZNYH#mJX*  
    初选为同步转速为1000r/min的电动机 "_2Ng<2  
    4.电动机型号的确定 lY*[tmz)  
    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 mrV!teP  
    计算传动装置的运动和动力参数 )"+(butI&  
    传动装置的总传动比及其分配 \;rYo.+  
    1.计算总传动比 ?YeWH WM  
    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: =TqQbadp  
    i=nm/nw &i!vd/*WlD  
    nw=38.4 OLI$1d_  
    i=25.14 6i0A9SN  
    2.合理分配各级传动比 k1VT /u  
    由于减速箱是同轴式布置,所以i1=i2。 j[Uxa   
    因为i=25.14,取i=25,i1=i2=5 8( b tZt  
    速度偏差为0.5%<5%,所以可行。 )]#aauC+  
    各轴转速、输入功率、输入转矩 o!Rd ^  
    项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮 W d0NT@  
    转速(r/min) 960 960 192 38.4 38.4 c*UvYzDZL  
    功率(kW) 4 3.96 3.84 3.72 3.57 m!U9m  
    转矩(N•m) 39.8 39.4 191 925.2 888.4 0-{t FN  
    传动比 1 1 5 5 1 -gQCn>"  
    效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97 4[r/}/iGo  
    85;b9k&\M  
    传动件设计计算 ]jpu,jz:  
    1. 选精度等级、材料及齿数 wp7!>% s{  
    1) 材料及热处理 MQKfJru7  
    选择小齿轮材料为40Cr(调质),硬度为280HBS,大齿轮材料为45钢(调质),硬度为240HBS,二者材料硬度差为40HBS。 t#!yrQ..'G  
    2) 精度等级选用7级精度; 42L @w  
    3) 试选小齿轮齿数z1=20,大齿轮齿数z2=100的; GElvz'S~  
    4) 选取螺旋角。初选螺旋角β=14° Mkq( T[)  
    2.按齿面接触强度设计 sl*5Y#,|1  
    因为低速级的载荷大于高速级的载荷,所以通过低速级的数据进行计算 7^T^($+6s&  
    按式(10—21)试算,即 S(:l+JP  
    dt≥ 2S' {!A  
    1) 确定公式内的各计算数值 h_d<!  
    (1) 试选Kt=1.6 fb  da  
    (2) 由图10-30选取区域系数ZH=2.433 `-3o+ID\  
    (3) 由表10-7选取尺宽系数φd=1 UJs$q\#RO  
    (4) 由图10-26查得εα1=0.75,εα2=0.87,则εα=εα1+εα2=1.62 ?JxbSK#  
    (5) 由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8Mpa \ u_ui  
    (6) 由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1=600MPa;大齿轮的解除疲劳强度极限σHlim2=550MPa; yUPIY:0  
    (7) 由式10-13计算应力循环次数 e6_ZjrQf  
    N1=60n1jLh=60×192×1×(2×8×300×5)=3.32×10e8 ;E ec5w1  
    N2=N1/5=6.64×107 -Z-IF#%  
    (8) 由图10-19查得接触疲劳寿命系数KHN1=0.95;KHN2=0.98 16SOIT  
    (9) 计算接触疲劳许用应力 0kDK~iT  
    取失效概率为1%,安全系数S=1,由式(10-12)得 *%vwM7  
    [σH]1==0.95×600MPa=570MPa Bvt@X   
    [σH]2==0.98×550MPa=539MPa `<[6YH_  
    [σH]=[σH]1+[σH]2/2=554.5MPa N$[$;Fm:  
    2) 计算 p\{-t84n  
    (1) 试算小齿轮分度圆直径d1t n[YEOkiG  
    d1t≥ = =67.85 Tlj:%yK2  
    (2) 计算圆周速度 E\m5%bK\B  
    v= = =0.68m/s Blq8H"3!:  
    (3) 计算齿宽b及模数mnt L#)(H^[  
    b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm _ pO`  
    mnt= = =3.39 R}mn*h6  
    h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm g,:j/vR  
    b/h=67.85/7.63=8.89 PQ|69*2G  
    (4) 计算纵向重合度εβ ! Q<>3 xZ  
    εβ= =0.318×1×tan14 =1.59 ASPy  
    (5) 计算载荷系数K 5PcJZi^.l  
    已知载荷平稳,所以取KA=1 flgRpXt  
    根据v=0.68m/s,7级精度,由图10—8查得动载系数KV=1.11;由表10—4查的KHβ的计算公式和直齿轮的相同, ~XeFOM q  
    故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42 !.1%}4@Q]  
    由表10—13查得KFβ=1.36 |w}xl'>q  
    由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数 (z$r:p  
    K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05 6WoAs)ZF  
    (6) 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径,由式(10—10a)得 XBQ\_2>  
    d1= = mm=73.6mm 20rkKFk*  
    (7) 计算模数mn c"!lwm3b  
    mn = mm=3.74 Q !qrNa6  
    3.按齿根弯曲强度设计 )6~1 ^tD  
    由式(10—17 mn≥  ;v  
    1) 确定计算参数 )5fQ$<(Z  
    (1) 计算载荷系数 H UoyLy  
    K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96 >!6i3E^  
    (2) 根据纵向重合度εβ=0.318φdz1tanβ=1.59,从图10-28查得螺旋角影响系数 Yβ=0。88 *Ywpz^2?:  
    1+`l7'F  
    (3) 计算当量齿数 0N=X74  
    z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 8vk..!7n}  
    z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47 S]sk7  
    (4) 查取齿型系数 r3rxC&  
    由表10-5查得YFa1=2.724;Yfa2=2.172 juBw5U<  
    (5) 查取应力校正系数 :Sg_t Of  
    由表10-5查得Ysa1=1.569;Ysa2=1.798 v6\F Q9|t  
    (6) 计算[σF] ]\RRqLDzkg  
    σF1=500Mpa 9{j66  
    σF2=380MPa A$g+K,.l  
    KFN1=0.95 V Cy5JH  
    KFN2=0.98 NvjJ b-u  
    [σF1]=339.29Mpa PN+G:Qv  
    [σF2]=266MPa VE2tq k%  
    (7) 计算大、小齿轮的 并加以比较 avp; *G }  
    = =0.0126 6I_Hd>4  
    = =0.01468 >Q,zNs  
    大齿轮的数值大。 Ut]+k+ 4  
    2) 设计计算 0^'B3$>  
    mn≥ =2.4 {J/I-=CmML  
    mn=2.5 Wl^R8w#Z$  
    4.几何尺寸计算 yz+, gLY  
    1) 计算中心距 b{DiM098  
    z1 =32.9,取z1=33 sM1RU  
    z2=165 h?\2 _s  
    a =255.07mm `nR%Cav,U  
    a圆整后取255mm g=}v>[k E  
    2) 按圆整后的中心距修正螺旋角 0%s|Zbo!>  
    β=arcos =13 55’50” pO<-.,  
    3) 计算大、小齿轮的分度圆直径 O$`UCq  
    d1 =85.00mm AgF5-tz6x  
    d2 =425mm u!N{y,7W)  
    4) 计算齿轮宽度 Q Z8QQ`*S  
    b=φdd1 bt+,0\Vg5  
    b=85mm 0h$GI"dR  
    B1=90mm,B2=85mm tNs~M4TVVH  
    5) 结构设计 m8+(%>+7  
    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。 4"\ yf  
    轴的设计计算 9+YD!y  
    拟定输入轴齿轮为右旋 !/K8xD$  
    II轴: E& 36H  
    1.初步确定轴的最小直径 c.H?4j7ga  
    d≥ = =34.2mm RK9>dkW  
    2.求作用在齿轮上的受力 0BkV/v1Uc  
    Ft1= =899N sPNfbCOz  
    Fr1=Ft =337N s_jBu  
    Fa1=Fttanβ=223N; 2>S~I"o0  
    Ft2=4494N ZeasYSo4P  
    Fr2=1685N X_; *`,<T  
    Fa2=1115N |c-LSs'\  
    3.轴的结构设计 kR.wOJ7'  
    1) 拟定轴上零件的装配方案 ]0c Pml  
    i. I-II段轴用于安装轴承30307,故取直径为35mm。 #:3r4J%+~  
    ii. II-III段轴肩用于固定轴承,查手册得到直径为44mm。 QL"gWr`R  
    iii. III-IV段为小齿轮,外径90mm。 oL/o*^  
    iv. IV-V段分隔两齿轮,直径为55mm。 :s8A:mx  
    v. V-VI段安装大齿轮,直径为40mm。 ;kaHN;4?  
    vi. VI-VIII段安装套筒和轴承,直径为35mm。 4YbC(f  
    2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 hN`gB#N3  
    1. I-II段轴承宽度为22.75mm,所以长度为22.75mm。 X=qS"O 1  
    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。 &J"YsY  
    3. III-IV段为小齿轮,长度就等于小齿轮宽度90mm。 F N"rZWM  
    4. IV-V段用于隔开两个齿轮,长度为120mm。 nYv#4*  
    5. V-VI段用于安装大齿轮,长度略小于齿轮的宽度,为83mm。 Rag iV6c  
    6. VI-VIII长度为44mm。 i%(yk#=V  
    4. 求轴上的载荷 (b/d0HCND  
    66 207.5 63.5 [h}K$q  
    Fr1=1418.5N $CtCOwKZ  
    Fr2=603.5N PN F4>)  
    查得轴承30307的Y值为1.6 EHf)^]Z  
    Fd1=443N d5xxb _oE  
    Fd2=189N ]H2R  
    因为两个齿轮旋向都是左旋。 993d/z|DX  
    故:Fa1=638N }F{=#Kqn^  
    Fa2=189N G_oX5:J*  
    5.精确校核轴的疲劳强度 FuP}Kec  
    1) 判断危险截面 M1=_^f=&.  
    由于截面IV处受的载荷较大,直径较小,所以判断为危险截面 Md(JIlh3  
    2) 截面IV右侧的  ';lfS  
    ^JhFI*  
    截面上的转切应力为 j)D-BK&+  
    由于轴选用40cr,调质处理,所以 |Mg }2!/L  
    ([2]P355表15-1) :k!j"@r  
    a) 综合系数的计算 | 1V2tx  
    由 , 经直线插入,知道因轴肩而形成的理论应力集中为 , , .K9l*-e[=  
    ([2]P38附表3-2经直线插入) dt-K  
    轴的材料敏感系数为 , , nlfPg-78B+  
    ([2]P37附图3-1) ;e;\q;GP  
    故有效应力集中系数为 ]xq::a{Oy  
    查得尺寸系数为 ,扭转尺寸系数为 , OAok  
    ([2]P37附图3-2)([2]P39附图3-3) 4: sl(r  
    轴采用磨削加工,表面质量系数为 , eOrYa3hQ  
    ([2]P40附图3-4) yKDZ+3xK]  
    轴表面未经强化处理,即 ,则综合系数值为 \y*j4 0  
    b) 碳钢系数的确定 ;/Q6 i  
    碳钢的特性系数取为 , M'u=H  
    c) 安全系数的计算 _@prmSc  
    轴的疲劳安全系数为 _om[VKJd  
    故轴的选用安全。 {'IFWD.5  
    I轴: W(k:Pl#  
    1.作用在齿轮上的力 GoeIjuELR  
    FH1=FH2=337/2=168.5 }'`xu9<  
    Fv1=Fv2=889/2=444.5 B T7Id  
    2.初步确定轴的最小直径 hPPB45^  
    V<-htV  
    3.轴的结构设计 94z8B;+ H]  
    1) 确定轴上零件的装配方案 5^F]tRz-  
    2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 #{>uC&jD  
    d) 由于联轴器一端连接电动机,另一端连接输入轴,所以该段直径尺寸受到电动机外伸轴直径尺寸的限制,选为25mm。 [2H[5<tH  
    e) 考虑到联轴器的轴向定位可靠,定位轴肩高度应达2.5mm,所以该段直径选为30。  4Iq5+Q  
    f) 该段轴要安装轴承,考虑到轴肩要有2mm的圆角,则轴承选用30207型,即该段直径定为35mm。 }N|\   
    g) 该段轴要安装齿轮,考虑到轴肩要有2mm的圆角,经标准化,定为40mm。 oWD)+5. ]  
    h) 为了齿轮轴向定位可靠,定位轴肩高度应达5mm,所以该段直径选为46mm。 !Zj#.6c9  
    i) 轴肩固定轴承,直径为42mm。 6K// 1U$  
    j) 该段轴要安装轴承,直径定为35mm。 ?>)yKa#U  
    2) 各段长度的确定 _?Ckq  
    各段长度的确定从左到右分述如下: E._hg+ (Hi  
    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。 =, TSMV  
    b) 该段为轴环,宽度不小于7mm,定为11mm。 b]K>vhQV  
    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。 I7bi@t  
    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。 a>(~C'(<  
    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。 JX&~y.F  
    f) 该段由联轴器孔长决定为42mm ~>w:;M=sV8  
    4.按弯扭合成应力校核轴的强度 \P@S"QO  
    W=62748N.mm =AzOnXW:S  
    T=39400N.mm r]-+bR  
    45钢的强度极限为 ,又由于轴受的载荷为脉动的,所以 。 'RQiLUF  
    )]}$   
    III轴 +{0=<2(EC  
    1.作用在齿轮上的力 =SL^>HS.fo  
    FH1=FH2=4494/2=2247N I}ndRDz[  
    Fv1=Fv2=1685/2=842.5N D8 wG!X  
    2.初步确定轴的最小直径 .)0gz!Z  
    3.轴的结构设计 w< mqe0  
    1) 轴上零件的装配方案 %Y 2G  
    2) 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 D9G0k[D,  
    I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII 'v+96b/;  
    直径 60 70 75 87 79 70 43F^J%G  
    长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25 %\l0-RA@<  
    m>O2t-  
    5.求轴上的载荷 5IO3 %p?  
    Mm=316767N.mm D0KELA cY  
    T=925200N.mm bx]1 4}6  
    6. 弯扭校合 a^x  0 l  
    滚动轴承的选择及计算 1V\1]J/  
    I轴: +ruj  
    1.求两轴承受到的径向载荷 4zwif&  
    5、 轴承30206的校核 U#$:\fT  
    1) 径向力 R1~7F{FW  
    2) 派生力 T5V$wmB\W  
    3) 轴向力 %WmZ ]@M  
    由于 , $ JuLAqq  
    所以轴向力为 , fW[_+r]  
    4) 当量载荷 >LCjtm\  
    由于 , , 8W{ g  
    所以 , , , 。 h4hd<,  
    由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 .$OjUlzr-H  
    5) 轴承寿命的校核 %K`4k.gN  
    II轴: {6DpPw^"  
    6、 轴承30307的校核 7%X+O8  
    1) 径向力 ?SB5b,  
    2) 派生力 JfR kp  
    ={OCa1  
    3) 轴向力 : qr} M  
    由于 , zcZ^s v>  
    所以轴向力为 , m/cx|b3hqv  
    4) 当量载荷 `dP? 2-Z  
    由于 , , QZz&1n  
    所以 , , , 。 &,F elB0*  
    由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 ~LSy7$rz  
    5) 轴承寿命的校核 p+!f(H  
    III轴: .!9Vt#  
    7、 轴承32214的校核 YALyZ.d  
    1) 径向力 *?s/Ho &'  
    2) 派生力 &C\=!r0j^  
    3) 轴向力 ;Kt'Sit  
    由于 , r';Hxa '  
    所以轴向力为 , }`?7\\6  
    4) 当量载荷 7Z9.z 4\  
    由于 , , 9$8X> T^   
    所以 , , , 。 e3G7K8  
    由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 6 bYC  
    5) 轴承寿命的校核 p^}L  
    键连接的选择及校核计算 @^B S#  
    lrq>TJEcx  
    代号 直径 ^V_ku@DY  
    (mm) 工作长度 4,o %e,z  
    (mm) 工作高度 [9'|7fdU  
    (mm) 转矩 wA{*W>i  
    (N•m) 极限应力 lK_ ~d_f  
    (MPa) Xq[:GUnt  
    高速轴 8×7×60(单头) 25 35 3.5 39.8 26.0 )j$b9ZBk  
    12×8×80(单头) 40 68 4 39.8 7.32 jt0H5-x  
    中间轴 12×8×70(单头) 40 58 4 191 41.2 B!$V\Gs  
    低速轴 20×12×80(单头) 75 60 6 925.2 68.5 # w i&n  
    18×11×110(单头) 60 107 5.5 925.2 52.4 IY-(- a8  
    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。 dw@TbJ  
    连轴器的选择 h2im sjf  
    由于弹性联轴器的诸多优点,所以考虑选用它。 >aNbp  
    二、高速轴用联轴器的设计计算 Cmp{FN"o  
    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 , " 6 uTo0  
    计算转矩为 JS }_q1H  
    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) "FD<^  
    其主要参数如下: \65vfE~ O  
    材料HT200 gK&5HTo  
    公称转矩 v)wY  
    轴孔直径 , !3O,DhH>MC  
    轴孔长 , ZJiuj!  
    装配尺寸 kxt\{iy4  
    半联轴器厚 k^L#,:\&V  
    ([1]P163表17-3)(GB4323-84 Q"x`+?!  
    三、第二个联轴器的设计计算 PmuEL@'^ U  
    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 , =vB]*?;9  
    计算转矩为 )*q7pO\cty  
    所以选用弹性柱销联轴器TL10(GB4323-84) u&hDjE  
    其主要参数如下:  m^W*[ ^p  
    材料HT200 R!:eYoQ  
    公称转矩 Vu_7uSp,)  
    轴孔直径 \<0G kp  
    轴孔长 , yf0vR%,\  
    装配尺寸 C}dKbs^g|  
    半联轴器厚 <DA{\'jJ  
    ([1]P163表17-3)(GB4323-84 #`fi2K&]j  
    减速器附件的选择 a>;3 j  
    通气器 Ngm O0H  
    由于在室内使用,选通气器(一次过滤),采用M18×1.5 IG2`9rR  
    油面指示器 kMfc"JXF  
    选用游标尺M16 :pL1F)-*  
    起吊装置 y@2vY[)3s  
    采用箱盖吊耳、箱座吊耳 &etL&s v  
    放油螺塞 e _SoM!;  
    选用外六角油塞及垫片M16×1.5 yBXkN&1=%;  
    润滑与密封 F``EARG)iu  
    一、齿轮的润滑 '7RR2f>V  
    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。 nm{'HH-4  
    二、滚动轴承的润滑 kx;xO>dC  
    由于轴承周向速度为,所以宜开设油沟、飞溅润滑。 s K""  
    三、润滑油的选择 E.zYi7YUKK  
    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。 /h}wM6pg  
    四、密封方法的选取 T2/v}  
    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\yu%=h  
    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。 >uP{9kDm  
    轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。  )zk?yY6  
    设计小结 U#UVenp@  
    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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    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···