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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 WH|TdU$V  
    设计任务书……………………………………………………1 R !&9RvNw  
    传动方案的拟定及说明………………………………………4 ;]v{3m  
    电动机的选择…………………………………………………4 uuHg=8(  
    计算传动装置的运动和动力参数……………………………5 &/dYJv$[9  
    传动件的设计计算……………………………………………5 "&Q sv-9t  
    轴的设计计算…………………………………………………8 hTfq>jIB_  
    滚动轴承的选择及计算………………………………………14 /q1k)4?E  
    键联接的选择及校核计算……………………………………16 F*u"LTH  
    连轴器的选择…………………………………………………16 (KG2X  
    减速器附件的选择……………………………………………17 ?D>%+rK8c  
    润滑与密封……………………………………………………18 "w 7{,HP  
    设计小结………………………………………………………18 -S\gDB bb  
    参考资料目录…………………………………………………18 p1F{ v^  
    机械设计课程设计任务书 RE._Ov>  
    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 ,GeW_!Q[  
    一. 总体布置简图 8'WoG]E_  
    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 )6 U6~!k  
    二. 工作情况: C#qF&n  
    载荷平稳、单向旋转 z}BuR*WSY{  
    三. 原始数据 J497 >w[  
    鼓轮的扭矩T(N•m):850 B:)PUBb  
    鼓轮的直径D(mm):350 kz0pX- @b  
    运输带速度V(m/s):0.7 tt&#4Z  
    带速允许偏差(%):5 rX(Ol,&oP  
    使用年限(年):5 Kz~E"?  
    工作制度(班/日):2 8I8{xt4   
    四. 设计内容 KWS\iu  
    1. 电动机的选择与运动参数计算; !LR9}Xon  
    2. 斜齿轮传动设计计算 h 8<s(WR  
    3. 轴的设计 *""iXi[  
    4. 滚动轴承的选择 mX2X.ww(4  
    5. 键和连轴器的选择与校核; Vp$<@Y  
    6. 装配图、零件图的绘制 }A}cq!I^  
    7. 设计计算说明书的编写 ^O.` P  
    五. 设计任务 V~#8lu7;  
    1. 减速器总装配图一张 xWK0p'E0  
    2. 齿轮、轴零件图各一张 Y sDai<  
    3. 设计说明书一份 !L[$t~z  
    六. 设计进度 t5CJG'!ql  
    1、 第一阶段:总体计算和传动件参数计算 /&N\#;kK?b  
    2、 第二阶段:轴与轴系零件的设计 l&|Tb8_'  
    3、 第三阶段:轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 ;.66phe  
    4、 第四阶段:装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 |.OS7Gt?  
    传动方案的拟定及说明 uS<og P  
    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。 '7<^x>D|  
    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。 [jz@d\k$_  
    电动机的选择 XE'3p6  
    1.电动机类型和结构的选择 v65]$%F?  
    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。 XL/V>`E@  
    2.电动机容量的选择 ep6V2R  
    1) 工作机所需功率Pw o)wOXF  
    Pw=3.4kW dUQ )&Hv  
    2) 电动机的输出功率 i,zZJ=a$  
    Pd=Pw/η }S"qU]>8a  
    η= =0.904 8UzF*gS  
    Pd=3.76kW w7E#mdW  
    3.电动机转速的选择 T |&u?  
    nd=(i1’•i2’…in’)nw Cp?6vu|RA  
    初选为同步转速为1000r/min的电动机 (zPsA  
    4.电动机型号的确定 9ec>#Vxx  
    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 !'C8sNs  
    计算传动装置的运动和动力参数 ]k$:sX  
    传动装置的总传动比及其分配 ,V9 r2QY  
    1.计算总传动比 IL,iu  
    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: dy~M5,zn  
    i=nm/nw !gL1  
    nw=38.4 CHi t{ @9  
    i=25.14 4Wu(Tps  
    2.合理分配各级传动比 usNq]  
    由于减速箱是同轴式布置,所以i1=i2。 8M0<:p/  
    因为i=25.14,取i=25,i1=i2=5 _}gfec4o  
    速度偏差为0.5%<5%,所以可行。 .NJ Ne  
    各轴转速、输入功率、输入转矩 ]5Q)mWF  
    项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮 4av  
    转速(r/min) 960 960 192 38.4 38.4 (Z0.H3  
    功率(kW) 4 3.96 3.84 3.72 3.57 "!Nu A  
    转矩(N•m) 39.8 39.4 191 925.2 888.4 J vl-=~  
    传动比 1 1 5 5 1 {z9,CwJan?  
    效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97 ?Ld:HE  
    - i{1h"  
    传动件设计计算 *'BI=* `  
    1. 选精度等级、材料及齿数 O) )j  
    1) 材料及热处理 v+i==vxg  
    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。 9&HaEAme  
    2) 精度等级选用7级精度; QO>)ug+  
    3) 试选小齿轮齿数z1=20,大齿轮齿数z2=100的; t]{, 7.S  
    4) 选取螺旋角。初选螺旋角β=14° oore:`m;  
    2.按齿面接触强度设计 f7a"}.D $  
    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 #^_7i)=~  
    按式(10—21)试算,即 &Z}}9dd  
    dt≥ Q>xp 90&.n  
    1) 确定公式内的各计算数值 BwYR"  
    (1) 试选Kt=1.6 [fJxbr"  
    (2) 由图10-30选取区域系数ZH=2.433 S/yBr`  
    (3) 由表10-7选取尺宽系数φd=1 Y3ypca&P9  
    (4) 由图10-26查得εα1=0.75,εα2=0.87,则εα=εα1+εα2=1.62 1lsg|iVz  
    (5) 由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8Mpa .G}$jO}  
    (6) 由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限σHlim1=600MPa;大齿轮的解除疲劳强度极限σHlim2=550MPa; -aDBdZ;y  
    (7) 由式10-13计算应力循环次数 !-7<x"avm  
    N1=60n1jLh=60×192×1×(2×8×300×5)=3.32×10e8 OTEx9  
    N2=N1/5=6.64×107 u$ vLwJ|o  
    (8) 由图10-19查得接触疲劳寿命系数KHN1=0.95;KHN2=0.98 #%]?e N  
    (9) 计算接触疲劳许用应力 %+dRjG~TB  
    取失效概率为1%,安全系数S=1,由式(10-12)得 eH9-GGr  
    [σH]1==0.95×600MPa=570MPa M2A3]wd2a  
    [σH]2==0.98×550MPa=539MPa >`n)-8  
    [σH]=[σH]1+[σH]2/2=554.5MPa _AiGD  
    2) 计算 C@MJn)$4  
    (1) 试算小齿轮分度圆直径d1t 618bbftx{  
    d1t≥ = =67.85 vX*kvEG  
    (2) 计算圆周速度 BO 3z$c1yU  
    v= = =0.68m/s +p-S36K~,7  
    (3) 计算齿宽b及模数mnt kqCUr|M.P  
    b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm lC^?Jk[N  
    mnt= = =3.39 /b{Ufo3v  
    h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm gT|&tTS1@  
    b/h=67.85/7.63=8.89 ^.[+)0I  
    (4) 计算纵向重合度εβ NV^n}]ci  
    εβ= =0.318×1×tan14 =1.59 ?osYs<k \  
    (5) 计算载荷系数K ab5i7@Ed  
    已知载荷平稳,所以取KA=1 kCKCJ }N  
    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, fM<g++X  
    故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42 } d7o-  
    由表10—13查得KFβ=1.36 ~gEd (  
    由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数 XE|"n  
    K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05 ]Wc 2$  
    (6) 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径,由式(10—10a)得 P1ynCe  
    d1= = mm=73.6mm cV* 0+5  
    (7) 计算模数mn K st2.Yy  
    mn = mm=3.74 peU1 t:k?  
    3.按齿根弯曲强度设计 &^ =Y76  
    由式(10—17 mn≥ L_AQS9a^D  
    1) 确定计算参数 HF%)ip+  
    (1) 计算载荷系数 !?m8UE  
    K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96 p|=0EWo4U  
    (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 h='@Q_1Sb  
    KkZo|\V  
    (3) 计算当量齿数 %[m%QP1;p  
    z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 `{\10j*B  
    z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47 1<f,>BQ+  
    (4) 查取齿型系数 Va\?"dH>M  
    由表10-5查得YFa1=2.724;Yfa2=2.172 YfH+kDT  
    (5) 查取应力校正系数 I=V]_Ik4 N  
    由表10-5查得Ysa1=1.569;Ysa2=1.798 }/z\%Y  
    (6) 计算[σF] r)Iq47Uiw  
    σF1=500Mpa .w~zW*M0  
    σF2=380MPa 7A>glZ/x  
    KFN1=0.95 =A^VzIj(  
    KFN2=0.98 tP/R9Ezp  
    [σF1]=339.29Mpa FuO'%3;c  
    [σF2]=266MPa  TGozoPV  
    (7) 计算大、小齿轮的 并加以比较 xwrleB  
    = =0.0126 -cWxS{vO  
    = =0.01468 M{~KT3c  
    大齿轮的数值大。 2<+9lk  
    2) 设计计算 h+Tt+ Q\  
    mn≥ =2.4 rxAb]~MMp  
    mn=2.5 " ZFK-jn/  
    4.几何尺寸计算 Y&`nB,'  
    1) 计算中心距 n&}ILLc  
    z1 =32.9,取z1=33 9@z"~H  
    z2=165 nYO4JlNP  
    a =255.07mm ,46k8%WW  
    a圆整后取255mm :S{+|4pH  
    2) 按圆整后的中心距修正螺旋角 u:&Lf  
    β=arcos =13 55’50” /bv4/P  
    3) 计算大、小齿轮的分度圆直径 ]+i~Cbj  
    d1 =85.00mm hlTM<E  
    d2 =425mm FG5t\!dt<  
    4) 计算齿轮宽度 EXYr_$gRs  
    b=φdd1 <f`G@  
    b=85mm giz#(61j^  
    B1=90mm,B2=85mm |0/~7l  
    5) 结构设计 khtSZ"8X  
    以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于160mm,而又小于500mm,故以选用腹板式为宜。其他有关尺寸参看大齿轮零件图。 fP:g}Z  
    轴的设计计算 /0qLMlL$  
    拟定输入轴齿轮为右旋 )]5}d$83  
    II轴: QWV12t$v  
    1.初步确定轴的最小直径 -V)DKf"f  
    d≥ = =34.2mm X,h"%S<c#H  
    2.求作用在齿轮上的受力 r+%}XS%;h  
    Ft1= =899N ]J7.d$7T  
    Fr1=Ft =337N (-U6woB6o  
    Fa1=Fttanβ=223N; &?#G)suP  
    Ft2=4494N /<$\)|r  
    Fr2=1685N y6nPs6kR  
    Fa2=1115N O o+pi$W  
    3.轴的结构设计 s!j[Ovtx  
    1) 拟定轴上零件的装配方案 UL.x*@o  
    i. I-II段轴用于安装轴承30307,故取直径为35mm。 %Cz&7qf"  
    ii. II-III段轴肩用于固定轴承,查手册得到直径为44mm。 7U\GX  
    iii. III-IV段为小齿轮,外径90mm。 $kef_*BQg  
    iv. IV-V段分隔两齿轮,直径为55mm。 N8^ AH8l  
    v. V-VI段安装大齿轮,直径为40mm。 [~<X|_L G  
    vi. VI-VIII段安装套筒和轴承,直径为35mm。 :v!e8kM\x  
    2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 .v{ok,&  
    1. I-II段轴承宽度为22.75mm,所以长度为22.75mm。 {FU,om9  
    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。 u 6(O;  
    3. III-IV段为小齿轮,长度就等于小齿轮宽度90mm。 <,!e*V*U  
    4. IV-V段用于隔开两个齿轮,长度为120mm。 2=PX1kI  
    5. V-VI段用于安装大齿轮,长度略小于齿轮的宽度,为83mm。 $ RDwy)9  
    6. VI-VIII长度为44mm。 M &g1'zv?/  
    4. 求轴上的载荷 0qj:v"~Q  
    66 207.5 63.5 T!*lTzNHm  
    Fr1=1418.5N \'gb{JO  
    Fr2=603.5N hY@rt,! 8  
    查得轴承30307的Y值为1.6 U\ Et  
    Fd1=443N eJ JD'Z  
    Fd2=189N W5^m[,GU'  
    因为两个齿轮旋向都是左旋。 V6C*d:  
    故:Fa1=638N aI l}|n"  
    Fa2=189N %9!, PeRe  
    5.精确校核轴的疲劳强度 vO#=]J8`  
    1) 判断危险截面 qQu}4Ye>  
    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 R>iRnrn:-  
    2) 截面IV右侧的  ju-tx :  
    Oist>A$Z  
    截面上的转切应力为 5mxYzu;#]  
    由于轴选用40cr,调质处理,所以 axSJ:j8  
    ([2]P355表15-1) oXef<- :  
    a) 综合系数的计算 dp3>G2Yq  
    由 , 经直线插入,知道因轴肩而形成的理论应力集中为 , , <:mV^tK  
    ([2]P38附表3-2经直线插入) W'BB FG  
    轴的材料敏感系数为 , , F?wfh7q  
    ([2]P37附图3-1) 2|KgRk|!  
    故有效应力集中系数为 NT6OGBl&  
    查得尺寸系数为 ,扭转尺寸系数为 , s^@?+<4:  
    ([2]P37附图3-2)([2]P39附图3-3) ok"v`76~f5  
    轴采用磨削加工,表面质量系数为 , w@&4dau  
    ([2]P40附图3-4) `5V=U9zdE  
    轴表面未经强化处理,即 ,则综合系数值为 K\7\  
    b) 碳钢系数的确定 avmuI^LLs  
    碳钢的特性系数取为 , f.%mp$~T  
    c) 安全系数的计算 6fozc2h@x%  
    轴的疲劳安全系数为 -_bnGY%,  
    故轴的选用安全。 7S_rN!E1i*  
    I轴: 7<<-\7`  
    1.作用在齿轮上的力 3 %ppvvQ  
    FH1=FH2=337/2=168.5 R aVOZ=^-  
    Fv1=Fv2=889/2=444.5 vU:FDkx*nn  
    2.初步确定轴的最小直径 /A8ua=Kn  
    csceu+ IA  
    3.轴的结构设计 #mI{D\UR  
    1) 确定轴上零件的装配方案 vdn`PS'#  
    2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 J4yL"iMt  
    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。 \>T+\?M  
    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。 |a3v!va  
    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。 E<j}"W$a  
    g) 该段轴要安装齿轮,考虑到轴肩要有2mm的圆角,经标准化,定为40mm。 B}PT-S1l  
    h) 为了齿轮轴向定位可靠,定位轴肩高度应达5mm,所以该段直径选为46mm。 .l| [e  
    i) 轴肩固定轴承,直径为42mm。 tl 0_Sd  
    j) 该段轴要安装轴承,直径定为35mm。 S_E-H.d"  
    2) 各段长度的确定 e;+6U"Jx*  
    各段长度的确定从左到右分述如下: L\cd=&b`  
    a) 该段轴安装轴承和挡油盘,轴承宽18.25mm,该段长度定为18.25mm。 [1-1^JY  
    b) 该段为轴环,宽度不小于7mm,定为11mm。 _GoV\wGKl  
    c) 该段安装齿轮,要求长度要比轮毂短2mm,齿轮宽为90mm,定为88mm。 9Q~9C9{+  
    d) 该段综合考虑齿轮与箱体内壁的距离取13.5mm、轴承与箱体内壁距离取4mm(采用油润滑),轴承宽18.25mm,定为41.25mm。 gRnn}LL^  
    e) 该段综合考虑箱体突缘厚度、调整垫片厚度、端盖厚度及联轴器安装尺寸,定为57mm。 fgiOYvIS2m  
    f) 该段由联轴器孔长决定为42mm Tz\ PQ)!  
    4.按弯扭合成应力校核轴的强度 DChqcdx~~  
    W=62748N.mm PTU_<\  
    T=39400N.mm F/ZB%;O9  
    45钢的强度极限为 ,又由于轴受的载荷为脉动的,所以 。 B6N/nCvHK  
    qO;.{f  
    III轴 lO (MF  
    1.作用在齿轮上的力 @/MI Oxg[  
    FH1=FH2=4494/2=2247N y&ZyThqg  
    Fv1=Fv2=1685/2=842.5N eP d  
    2.初步确定轴的最小直径 03ol6y )C  
    3.轴的结构设计 hA6   
    1) 轴上零件的装配方案 YXJreM5  
    2) 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 Z~g6C0  
    I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII <G};`}$a  
    直径 60 70 75 87 79 70 TY."?` [FK  
    长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25 DFgQ1:6[  
    7Ei,L[{\i#  
    5.求轴上的载荷 wbIgZ]o!/;  
    Mm=316767N.mm @q98ac*{  
    T=925200N.mm B0h|Y.S8%1  
    6. 弯扭校合 '|I8byiK  
    滚动轴承的选择及计算 zBQV2.@  
    I轴: Y X`BX$  
    1.求两轴承受到的径向载荷 )x!b{5'"7  
    5、 轴承30206的校核 Oe)d|6=  
    1) 径向力 b< dwf[  
    2) 派生力 .tdaj6x  
    3) 轴向力 F@]9 oF  
    由于 , ,4Q1[K35B  
    所以轴向力为 , y% Q0* _  
    4) 当量载荷 </hv{<  
    由于 , , e^LjB/<Th  
    所以 , , , 。 S/itK3  
    由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 m4 k:uk7N  
    5) 轴承寿命的校核 R ]h3a :ic  
    II轴: i,H(6NL.  
    6、 轴承30307的校核 diz=|g=w  
    1) 径向力 a2!U9->!  
    2) 派生力 GM~Ek] 9C%  
    `!udU,|N  
    3) 轴向力 Y>/T+ub  
    由于 , =bBV A0y  
    所以轴向力为 , vGCvJ*4!  
    4) 当量载荷 afw`Heaa2(  
    由于 , , \,AE5hnO  
    所以 , , , 。 9-W3}4'e  
    由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 i_c'E;|  
    5) 轴承寿命的校核 %eE0a4^".  
    III轴: P=[_W;->}  
    7、 轴承32214的校核 t/wo G9N  
    1) 径向力 b8 ^O"oDrp  
    2) 派生力 =*5< w  
    3) 轴向力 ~n"?*I`  
    由于 , Ka_g3  
    所以轴向力为 , |AQU\BUj  
    4) 当量载荷 ,M.phRJ-`  
    由于 , , "5!T-Z+F  
    所以 , , , 。 VnYcqeCm  
    由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 DFXHD,o  
    5) 轴承寿命的校核 3;O4o]`  
    键连接的选择及校核计算 Q}: $F{  
    h6Q~Di  
    代号 直径 '8yCwk  
    (mm) 工作长度 /V {1Zw=  
    (mm) 工作高度 ,Y4>$:#n/  
    (mm) 转矩 hm\UqIt  
    (N•m) 极限应力 FN w0x6,~R  
    (MPa) H%bc.c  
    高速轴 8×7×60(单头) 25 35 3.5 39.8 26.0 ;u-[%(00S  
    12×8×80(单头) 40 68 4 39.8 7.32 Dr)jB*yK  
    中间轴 12×8×70(单头) 40 58 4 191 41.2 h"y~!NWn  
    低速轴 20×12×80(单头) 75 60 6 925.2 68.5 A>ve|us$  
    18×11×110(单头) 60 107 5.5 925.2 52.4 GBl[s,g[|  
    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。 SHYbQF2  
    连轴器的选择 T)I\?hqTB  
    由于弹性联轴器的诸多优点,所以考虑选用它。 xHD$0eq  
    二、高速轴用联轴器的设计计算 ]6 HR  
    由于装置用于运输机,原动机为电动机,所以工作情况系数为 , q@^^jlHP  
    计算转矩为 *iN5/w{VG  
    所以考虑选用弹性柱销联轴器TL4(GB4323-84),但由于联轴器一端与电动机相连,其孔径受电动机外伸轴径限制,所以选用TL5(GB4323-84) Q!!u=}GYK  
    其主要参数如下: TILH[r&Jg  
    材料HT200 [}=a6Q>)  
    公称转矩 (!PsK:wc  
    轴孔直径 , /iEQ}  
    轴孔长 , jqj4(J@%yr  
    装配尺寸 ~: fSD0  
    半联轴器厚 8OMMV,QF  
    ([1]P163表17-3)(GB4323-84 >WA'/Sl<A<  
    三、第二个联轴器的设计计算 m5o$Dus+?'  
    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 , /9A6"Z  
    计算转矩为 [4hi/6 0  
    所以选用弹性柱销联轴器TL10(GB4323-84) ~"\WV4}`v  
    其主要参数如下: ;Dbx5-t  
    材料HT200 [1Aoj|  
    公称转矩 I)kc[/^j$  
    轴孔直径 [C/{ru&E  
    轴孔长 , ~.4y* &  
    装配尺寸 )}7X4g6X   
    半联轴器厚 id9XwWV  
    ([1]P163表17-3)(GB4323-84 \:g\?[  
    减速器附件的选择 8`wKq6  
    通气器 E4'z  
    由于在室内使用,选通气器(一次过滤),采用M18×1.5 ${rWDZ0Z  
    油面指示器 O')=]6CQ*  
    选用游标尺M16 % H<@Y$r  
    起吊装置 dW2 2v!  
    采用箱盖吊耳、箱座吊耳 \*&?o51 !e  
    放油螺塞 ZXN`8!]&  
    选用外六角油塞及垫片M16×1.5 nLOK1@,4  
    润滑与密封 &8pGq./lr=  
    一、齿轮的润滑 eso-{W,D  
    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。 _^eiN'B  
    二、滚动轴承的润滑 d'&OEGb<  
    由于轴承周向速度为,所以宜开设油沟、飞溅润滑。 Y<jX[ET!  
    三、润滑油的选择 lU%oU&P/"S  
    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。 y@,PTF  
    四、密封方法的选取 S?6 -I,]h  
    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。 lXF7)H&T  
    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。 -L4G)%L\  
    轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。 6.a5%:  
    设计小结 op/_ :#&'  
    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···