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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 R2 V4#  
    设计任务书……………………………………………………1 |vw"[7_aS  
    传动方案的拟定及说明………………………………………4 }+sT4'Ah>  
    电动机的选择…………………………………………………4 O<V4HUW  
    计算传动装置的运动和动力参数……………………………5 R47\Y  
    传动件的设计计算……………………………………………5 L+q/){Dd(  
    轴的设计计算…………………………………………………8 :eCU/BC4  
    滚动轴承的选择及计算………………………………………14 cMOyo<F#^=  
    键联接的选择及校核计算……………………………………16 sQ\8>[]   
    连轴器的选择…………………………………………………16 is-7 j7;  
    减速器附件的选择……………………………………………17 =y!$/(H  
    润滑与密封……………………………………………………18 p}~qf  
    设计小结………………………………………………………18 -jiG7OL  
    参考资料目录…………………………………………………18  \*<d{gZ~  
    机械设计课程设计任务书 U-3i  
    题目:设计一用于带式运输机传动装置中的同轴式二级圆柱齿轮减速器 f=9|b  
    一. 总体布置简图 SBS3?hw  
    1—电动机;2—联轴器;3—齿轮减速器;4—带式运输机;5—鼓轮;6—联轴器 8#g1P4  
    二. 工作情况: Bf8jPa/  
    载荷平稳、单向旋转 ?pd8w#O  
    三. 原始数据 KGFv"u{  
    鼓轮的扭矩T(N•m):850  .P"D  
    鼓轮的直径D(mm):350 55fC~J<  
    运输带速度V(m/s):0.7 gp\<p-}  
    带速允许偏差(%):5 sc,vj'r  
    使用年限(年):5 N=7pK&NHSG  
    工作制度(班/日):2 3(,?S$>  
    四. 设计内容 U3dwI:cG  
    1. 电动机的选择与运动参数计算; (:> ,u*x%  
    2. 斜齿轮传动设计计算 W}mn}gTQ  
    3. 轴的设计 W@I|Q -  
    4. 滚动轴承的选择 XSyHk"g`  
    5. 键和连轴器的选择与校核; :Nz2z[W$  
    6. 装配图、零件图的绘制 ZNvEW  
    7. 设计计算说明书的编写 O[ef#R!  
    五. 设计任务   #^A*  
    1. 减速器总装配图一张 @W"KVPd  
    2. 齿轮、轴零件图各一张 ]Yn_}Bq  
    3. 设计说明书一份 ~G6Ox)/  
    六. 设计进度 /x p|  
    1、 第一阶段:总体计算和传动件参数计算 XLrwxj0  
    2、 第二阶段:轴与轴系零件的设计 /$p6'1P8  
    3、 第三阶段:轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 [UWd W  
    4、 第四阶段:装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 %#xaA'? [  
    传动方案的拟定及说明 (bH`x]h#  
    由题目所知传动机构类型为:同轴式二级圆柱齿轮减速器。故只要对本传动机构进行分析论证。 S;286[oq@  
    本传动机构的特点是:减速器横向尺寸较小,两大吃论浸油深度可以大致相同。结构较复杂,轴向尺寸大,中间轴较长、刚度差,中间轴承润滑较困难。 R[hzMU}KB  
    电动机的选择 YOmM=X+'H  
    1.电动机类型和结构的选择 \6Zr  
    因为本传动的工作状况是:载荷平稳、单向旋转。所以选用常用的封闭式Y(IP44)系列的电动机。 lrIjJ V  
    2.电动机容量的选择 8b;1F Q'  
    1) 工作机所需功率Pw I$Op:P6.E  
    Pw=3.4kW Lo N< oj5  
    2) 电动机的输出功率 c2'Lfgx4  
    Pd=Pw/η TI,&!E?;  
    η= =0.904  :7]Sa`  
    Pd=3.76kW _)>_{Pm  
    3.电动机转速的选择 (Hb:?(  
    nd=(i1’•i2’…in’)nw  jYmR  
    初选为同步转速为1000r/min的电动机 NUWDc]@J*  
    4.电动机型号的确定 CU@Rob}s  
    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 os:A]  
    计算传动装置的运动和动力参数 biU^[g("  
    传动装置的总传动比及其分配 ?En O"T.  
    1.计算总传动比 MS 81sN\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: 2Ay* kmW  
    i=nm/nw m4hg'<<V  
    nw=38.4 |es?;s'  
    i=25.14 \kMefU  
    2.合理分配各级传动比 |Sy<@oq  
    由于减速箱是同轴式布置,所以i1=i2。 _ 4U5  
    因为i=25.14,取i=25,i1=i2=5 &;[Io  
    速度偏差为0.5%<5%,所以可行。 nG'&ZjA  
    各轴转速、输入功率、输入转矩 c]n1':FT"  
    项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮 fPR1f~r  
    转速(r/min) 960 960 192 38.4 38.4 5A3xVN=  
    功率(kW) 4 3.96 3.84 3.72 3.57 qzKdQ&vO  
    转矩(N•m) 39.8 39.4 191 925.2 888.4 Vr`R>S,-  
    传动比 1 1 5 5 1 JP!~,mdS  
    效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97 =C8?M  
    rrBsb -  
    传动件设计计算 ( u\._Gwsx  
    1. 选精度等级、材料及齿数 _u5#v0Y  
    1) 材料及热处理 '$ =>  
    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。 C.Kh [V\Ut  
    2) 精度等级选用7级精度; T?tgd J  
    3) 试选小齿轮齿数z1=20,大齿轮齿数z2=100的; p'*>vk  
    4) 选取螺旋角。初选螺旋角β=14° >,$_| C  
    2.按齿面接触强度设计 NV72  
    因为低速级的载荷大于高速级的载荷,所以通过低速级的数据进行计算 "$+Jnc!!  
    按式(10—21)试算,即 /v1Q4mq  
    dt≥ ff,pvk8N5  
    1) 确定公式内的各计算数值 ;o2$ Q  
    (1) 试选Kt=1.6 1{ ~#H<K  
    (2) 由图10-30选取区域系数ZH=2.433 H8Bs<2  
    (3) 由表10-7选取尺宽系数φd=1 +./H6!  
    (4) 由图10-26查得εα1=0.75,εα2=0.87,则εα=εα1+εα2=1.62 1PQ~jfGi  
    (5) 由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8Mpa =[cS0Sy  
    (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; n 22zq6m  
    (7) 由式10-13计算应力循环次数 bMg(B-uF7  
    N1=60n1jLh=60×192×1×(2×8×300×5)=3.32×10e8 4:$4u@   
    N2=N1/5=6.64×107 6}[I2F_^  
    (8) 由图10-19查得接触疲劳寿命系数KHN1=0.95;KHN2=0.98 cl[BF'.H  
    (9) 计算接触疲劳许用应力 hV8[@&Sx3  
    取失效概率为1%,安全系数S=1,由式(10-12)得 =.f-w0V  
    [σH]1==0.95×600MPa=570MPa 5cL83FQh  
    [σH]2==0.98×550MPa=539MPa Z_};|B}  
    [σH]=[σH]1+[σH]2/2=554.5MPa ZM !CaR  
    2) 计算 (C-{B[Y  
    (1) 试算小齿轮分度圆直径d1t )t0$qd ]  
    d1t≥ = =67.85 *4Thd:7 `  
    (2) 计算圆周速度 mZtCL  
    v= = =0.68m/s z;{iM/Xe  
    (3) 计算齿宽b及模数mnt ); !eow  
    b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm s C%&cRQD  
    mnt= = =3.39 `w#Oih!6A|  
    h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm d6} r#\  
    b/h=67.85/7.63=8.89 TJ_$vI  
    (4) 计算纵向重合度εβ 0=@?ob7  
    εβ= =0.318×1×tan14 =1.59 `<`` 8  
    (5) 计算载荷系数K E4`N-3  
    已知载荷平稳,所以取KA=1 "CSsCA$/  
    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, &S{RGXj_  
    故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42 J*yf2&lI5  
    由表10—13查得KFβ=1.36 Zd^rNHhA  
    由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数 cs,N <|  
    K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05 twL3\ }N/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 dpAjR  
    d1= = mm=73.6mm j"ThEx0  
    (7) 计算模数mn #C~+JL  
    mn = mm=3.74 GY6`JWk  
    3.按齿根弯曲强度设计 Uol|9F  
    由式(10—17 mn≥ q@QksAq  
    1) 确定计算参数 eJF5n#  
    (1) 计算载荷系数 3m]4=  
    K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96 q+H%)kF  
    (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 ;(f) &Yom  
    @TLS<~  
    (3) 计算当量齿数 wa<MRt W=  
    z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 BWeA@v  
    z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47 J`peX0Stl  
    (4) 查取齿型系数 63q^ $I  
    由表10-5查得YFa1=2.724;Yfa2=2.172 UldXYtGe  
    (5) 查取应力校正系数 nW PF6V>  
    由表10-5查得Ysa1=1.569;Ysa2=1.798 |4)>:d  
    (6) 计算[σF] rXmn7;B}g  
    σF1=500Mpa j`JMeCG=Ee  
    σF2=380MPa ?J%1#1L"/  
    KFN1=0.95 +6sy-<ZL:  
    KFN2=0.98 aGrIQq/k)%  
    [σF1]=339.29Mpa 54gBJEhg  
    [σF2]=266MPa [>+4^&  
    (7) 计算大、小齿轮的 并加以比较 hv`~?n)D66  
    = =0.0126 )JDs\fUE  
    = =0.01468 6*PYFf`  
    大齿轮的数值大。 H{@Yo\J  
    2) 设计计算 I?h)OvWd  
    mn≥ =2.4 14Xqn8uOW  
    mn=2.5 kW2sY^Rg  
    4.几何尺寸计算 y~Bh  
    1) 计算中心距 oiF}?:7Q7  
    z1 =32.9,取z1=33 gy,ht3  
    z2=165 l Q'I  
    a =255.07mm m;H.#^b*  
    a圆整后取255mm v0 nj M  
    2) 按圆整后的中心距修正螺旋角 X\`_3=  
    β=arcos =13 55’50” -|J"s$yO4  
    3) 计算大、小齿轮的分度圆直径 <LmIK  
    d1 =85.00mm 2QD3&Q9  
    d2 =425mm 0C =3dnp6  
    4) 计算齿轮宽度 p31NIf `  
    b=φdd1 LIS)(X<]?  
    b=85mm Hc!  mB  
    B1=90mm,B2=85mm !9u|fnC9  
    5) 结构设计 E=jNi  
    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。 ,p4&g)o  
    轴的设计计算 DwaBdN[!7  
    拟定输入轴齿轮为右旋 LM$W*  
    II轴: )T/0S$@  
    1.初步确定轴的最小直径 ge,H-8'Z  
    d≥ = =34.2mm Z,RzN5eN  
    2.求作用在齿轮上的受力 ^"VJd[Hn  
    Ft1= =899N ~8~aJ^[  
    Fr1=Ft =337N )LdP5z-  
    Fa1=Fttanβ=223N; $&y%=-]|  
    Ft2=4494N )2pbpbWX>  
    Fr2=1685N ql<i]Y  
    Fa2=1115N (*Z)(O*z  
    3.轴的结构设计 5A%w 8Qv  
    1) 拟定轴上零件的装配方案 UM!ENI|  
    i. I-II段轴用于安装轴承30307,故取直径为35mm。 JI?rL  
    ii. II-III段轴肩用于固定轴承,查手册得到直径为44mm。 ;'?l$ ._  
    iii. III-IV段为小齿轮,外径90mm。 )` SE S."  
    iv. IV-V段分隔两齿轮,直径为55mm。 iWei  
    v. V-VI段安装大齿轮,直径为40mm。 &%8'8,.  
    vi. VI-VIII段安装套筒和轴承,直径为35mm。 4zASMu  
    2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 )hd@S9Z.Y  
    1. I-II段轴承宽度为22.75mm,所以长度为22.75mm。 `NnUyQ;T  
    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。 ;o^eC!:/%  
    3. III-IV段为小齿轮,长度就等于小齿轮宽度90mm。 c]$i\i#  
    4. IV-V段用于隔开两个齿轮,长度为120mm。 @Py/K /  
    5. V-VI段用于安装大齿轮,长度略小于齿轮的宽度,为83mm。 1LqoF{S:  
    6. VI-VIII长度为44mm。 pM^9c7@!:  
    4. 求轴上的载荷 g'p K  
    66 207.5 63.5 VGfMN|h  
    Fr1=1418.5N |M>eEE*F<  
    Fr2=603.5N FqkDKTS\&  
    查得轴承30307的Y值为1.6 3!3xCO  
    Fd1=443N dA-2%uJ  
    Fd2=189N kQ4dwF~  
    因为两个齿轮旋向都是左旋。 stG~AC  
    故:Fa1=638N 6Se?sHC>  
    Fa2=189N b^ L \>3  
    5.精确校核轴的疲劳强度 !zux z  
    1) 判断危险截面 Scp7X7{N  
    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 =7-9[{  
    2) 截面IV右侧的 ^g*pGrl#  
    j Yx38_5e  
    截面上的转切应力为 I'\kFjc  
    由于轴选用40cr,调质处理,所以 kUq=5Y `D  
    ([2]P355表15-1) _6_IP0;  
    a) 综合系数的计算 $i&e[O7T;  
    由 , 经直线插入,知道因轴肩而形成的理论应力集中为 , , ^:K3vC[h;c  
    ([2]P38附表3-2经直线插入) .9,zL=)Ba  
    轴的材料敏感系数为 , , #OBJzf*p  
    ([2]P37附图3-1) y]2qd35u_A  
    故有效应力集中系数为 +)kb(  
    查得尺寸系数为 ,扭转尺寸系数为 , E>&n.%  
    ([2]P37附图3-2)([2]P39附图3-3) K2 he4<  
    轴采用磨削加工,表面质量系数为 , D Gr> 2  
    ([2]P40附图3-4) 4Yxo~ m(  
    轴表面未经强化处理,即 ,则综合系数值为 /nyUG^5#{  
    b) 碳钢系数的确定 eKgisY4#  
    碳钢的特性系数取为 , 7 ]^M>#  
    c) 安全系数的计算 O>SLOWgha  
    轴的疲劳安全系数为 (2$( ?-M  
    故轴的选用安全。 C2@,BCR  
    I轴: -0?~  
    1.作用在齿轮上的力 (]b!{kS  
    FH1=FH2=337/2=168.5 4?0vso*X<:  
    Fv1=Fv2=889/2=444.5 H:!7:  
    2.初步确定轴的最小直径 Z&ZP"P4  
    .nG#co"r}3  
    3.轴的结构设计 q+P|l5_ t  
    1) 确定轴上零件的装配方案 T~QWRBO  
    2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度  =Qh\D  
    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。 Fp@TCPe#  
    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。 &L#UGp $,  
    f) 该段轴要安装轴承,考虑到轴肩要有2mm的圆角,则轴承选用30207型,即该段直径定为35mm。 8'~[pMn`  
    g) 该段轴要安装齿轮,考虑到轴肩要有2mm的圆角,经标准化,定为40mm。 NZ ;{t\  
    h) 为了齿轮轴向定位可靠,定位轴肩高度应达5mm,所以该段直径选为46mm。 Fkvl%n  
    i) 轴肩固定轴承,直径为42mm。 ^m?KRm2  
    j) 该段轴要安装轴承,直径定为35mm。 /3A^I{e74  
    2) 各段长度的确定 Em?d*z  
    各段长度的确定从左到右分述如下: _8"O$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。 eK.e| z|  
    b) 该段为轴环,宽度不小于7mm,定为11mm。 }Mo=PWI1?  
    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。 7.C;NT  
    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!>=2M `  
    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。 sW)Zi  
    f) 该段由联轴器孔长决定为42mm a-l; vDs  
    4.按弯扭合成应力校核轴的强度 L~(_x"uXd  
    W=62748N.mm HHiT]S9  
    T=39400N.mm vLR~'" `F  
    45钢的强度极限为 ,又由于轴受的载荷为脉动的,所以 。 k9$K}  
    7w 37S  
    III轴 4$qWiG~  
    1.作用在齿轮上的力 [P Q?#:r  
    FH1=FH2=4494/2=2247N hy}8Aji&  
    Fv1=Fv2=1685/2=842.5N ~2<7ZtV=  
    2.初步确定轴的最小直径 bA= |_Wt  
    3.轴的结构设计 G:<`moKgL  
    1) 轴上零件的装配方案 Uu!f,L;ty  
    2) 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 Of{/t1o?  
    I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII 1c<=A!"{  
    直径 60 70 75 87 79 70 3= xhoRX  
    长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25 O<96/a'  
    GKvN* SU=  
    5.求轴上的载荷 7:9.&W/KE  
    Mm=316767N.mm ]04 e1F1J  
    T=925200N.mm H2Z1TIh  
    6. 弯扭校合 _{R=B8Zz\  
    滚动轴承的选择及计算 Vl%^H[]  
    I轴: ~vXaqCX  
    1.求两轴承受到的径向载荷 qtiz a~u  
    5、 轴承30206的校核 (WK&^,zQn  
    1) 径向力 ^&bRX4pYo  
    2) 派生力 h.-@ F  
    3) 轴向力 a["2VY6Eq@  
    由于 , s:p[DEj-  
    所以轴向力为 , ~n[xtWO0  
    4) 当量载荷 T^T[$26  
    由于 , , "`M?R;DH  
    所以 , , , 。 5QPM t^  
    由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 vw>2(K=e1  
    5) 轴承寿命的校核 `D`sr[3n  
    II轴: vk*=4}:  
    6、 轴承30307的校核 Nc+,&R13m  
    1) 径向力 ;3\3q1oX  
    2) 派生力 u}!@ ,/)  
    MS0Fl|YA  
    3) 轴向力 sXi=70o  
    由于 , '~ ,p[  
    所以轴向力为 , 66.5QD0  
    4) 当量载荷 eFpTW&9n  
    由于 , , 6&bY}i^K  
    所以 , , , 。 .pfP7weQ  
    由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 3l3+A+ n  
    5) 轴承寿命的校核 Z9575CI<  
    III轴: X@k`3X  
    7、 轴承32214的校核 DA2}{  
    1) 径向力 .C2TQ:B,.  
    2) 派生力 =+-Yxh|*  
    3) 轴向力 :4MB]v[K  
    由于 , 6U[4%(  
    所以轴向力为 , ]%BWIqbr  
    4) 当量载荷 J9\a{c;.  
    由于 , , ({JHZ6uZ  
    所以 , , , 。 @J5Jpt*IE  
    由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 TF 'U  
    5) 轴承寿命的校核 4'-|UPhx  
    键连接的选择及校核计算 Si_%Rr&jW  
    x9x E&  
    代号 直径 4m*M,#mV  
    (mm) 工作长度 4hAl-8~Q6  
    (mm) 工作高度 b&=5m  
    (mm) 转矩 EhO|~A*R  
    (N•m) 极限应力 -O&CI)`;B  
    (MPa) +)j1.X  
    高速轴 8×7×60(单头) 25 35 3.5 39.8 26.0 u0#}9UKQ  
    12×8×80(单头) 40 68 4 39.8 7.32 'ihhoW8  
    中间轴 12×8×70(单头) 40 58 4 191 41.2 td4[[ /  
    低速轴 20×12×80(单头) 75 60 6 925.2 68.5 ax{ ;:fW  
    18×11×110(单头) 60 107 5.5 925.2 52.4 qf=1?=l291  
    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。 X66VU  
    连轴器的选择 W?eu!wL#p  
    由于弹性联轴器的诸多优点,所以考虑选用它。 34wkzu  
    二、高速轴用联轴器的设计计算 i&vaeP25)  
    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 , \0mb 3Q'  
    计算转矩为 ;Ra+=z}>  
    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) [8Qro8  
    其主要参数如下: #]#sGmW/L  
    材料HT200 wMdal:n^  
    公称转矩 `.T}=j|  
    轴孔直径 , em\ 9'L^  
    轴孔长 , # eCjn  
    装配尺寸 ukvtQz)  
    半联轴器厚 )13dn]o=2  
    ([1]P163表17-3)(GB4323-84 YKE46q;J  
    三、第二个联轴器的设计计算 !'j?.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 , 7<jZ`qdq_  
    计算转矩为 x5QaM.+=J  
    所以选用弹性柱销联轴器TL10(GB4323-84) .Wq@gV  
    其主要参数如下: E@-KGsdhK  
    材料HT200 b8%C *r7  
    公称转矩 IBQ@{QB  
    轴孔直径 XuD=E  
    轴孔长 , \EKU*5\Hp>  
    装配尺寸 B9T!j]'  
    半联轴器厚 ,oNOC3 U  
    ([1]P163表17-3)(GB4323-84 /;tPNp{!dw  
    减速器附件的选择 FJ %  
    通气器 p|Q*5TO  
    由于在室内使用,选通气器(一次过滤),采用M18×1.5 <)\y#N  
    油面指示器 =xsTDjH>  
    选用游标尺M16 ZkIgL  
    起吊装置 #[e  
    采用箱盖吊耳、箱座吊耳 F[4;Xq  
    放油螺塞 8ZCoc5  
    选用外六角油塞及垫片M16×1.5 $8p7D?Y  
    润滑与密封 lip[n;Ir>  
    一、齿轮的润滑 Q2A7mGN  
    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。 h.!}3\Y  
    二、滚动轴承的润滑 u(OW gbA3  
    由于轴承周向速度为,所以宜开设油沟、飞溅润滑。 ,o^y`l   
    三、润滑油的选择 25NTIzI@@  
    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。 I+!:K|^  
    四、密封方法的选取 n.sbr  
    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。 TLd`1Ac  
    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。 CH fVQ|!\  
    轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。 :> &fV  
    设计小结 rU;RGz6}  
    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···