首页 -> 登录 -> 注册 -> 回复主题 -> 发表主题
光行天下 -> 机械资源 -> 一些齿圆柱齿轮减速器的设计员说明书 [点此返回论坛查看本帖完整版本] [打印本页]

wuyanjun 2008-12-30 18:39

一些齿圆柱齿轮减速器的设计员说明书

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 p1Els /|  
设计任务书……………………………………………………1 -JcfP+{wS  
传动方案的拟定及说明………………………………………4 b[/-lNrc  
电动机的选择…………………………………………………4 UCl,sn  
计算传动装置的运动和动力参数……………………………5 `InS8PLr  
传动件的设计计算……………………………………………5 Oh|Hy/&6W  
轴的设计计算…………………………………………………8 {AB0 PM;-  
滚动轴承的选择及计算………………………………………14 !#>{..}}3  
键联接的选择及校核计算……………………………………16 m:'fk;khN  
连轴器的选择…………………………………………………16 YpAjZQZ,  
减速器附件的选择……………………………………………17 nzU@}/A/  
润滑与密封……………………………………………………18 kQYX[e7n  
设计小结………………………………………………………18 :#+VH_%N  
参考资料目录…………………………………………………18 |n~- LH++  
机械设计课程设计任务书 7^ER?@:W  
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 {| Tl3  
一． 总体布置简图 c$>Tfa'H  
1—电动机；2—联轴器；3—齿轮减速器；4—带式运输机；5—鼓轮；6—联轴器 LA1UD+S  
二． 工作情况： aQcJjF5x  
载荷平稳、单向旋转 j134iVF%  
三． 原始数据 |E|d"_Ma  
鼓轮的扭矩T（N•m）：850 |o6B:NH,rg  
鼓轮的直径D（mm）：350 ,zO!`|I  
运输带速度V（m/s）：0.7 IRD?.K]*  
带速允许偏差（％）：5 W* N^Gp@  
使用年限（年）：5 NKh8'=S  
工作制度（班/日）：2 D/{hLp{  
四． 设计内容 (oxe'\  
1. 电动机的选择与运动参数计算； :H3qa2p  
2. 斜齿轮传动设计计算 tvavI9  
3. 轴的设计 Eufw1vDa  
4. 滚动轴承的选择 1^$ vmULj  
5. 键和连轴器的选择与校核； E{|j  
6. 装配图、零件图的绘制 p"3_u;cN  
7. 设计计算说明书的编写 r65/O5F  
五． 设计任务 S}mqK|!  
1． 减速器总装配图一张 6_rS!X  
2． 齿轮、轴零件图各一张 HOBM?|37CU  
3． 设计说明书一份 yKgA"NaM  
六． 设计进度 $3w a%"  
1、 第一阶段：总体计算和传动件参数计算 Y2HF  
2、 第二阶段：轴与轴系零件的设计 w 7s+6,  
3、 第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 !-)Hog5\  
4、 第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 *+rO3% ;t  
传动方案的拟定及说明 (w `9*1NO  
由题目所知传动机构类型为：同轴式二级圆柱齿轮减速器。故只要对本传动机构进行分析论证。 DavpjwSn  
本传动机构的特点是：减速器横向尺寸较小，两大吃论浸油深度可以大致相同。结构较复杂，轴向尺寸大，中间轴较长、刚度差，中间轴承润滑较困难。 M|6 l  
电动机的选择 `2( )Vf  
1．电动机类型和结构的选择 Y?ouB  
因为本传动的工作状况是：载荷平稳、单向旋转。所以选用常用的封闭式Y（IP44）系列的电动机。 4At{(fw W  
2．电动机容量的选择 %i 6i.TF  
1） 工作机所需功率Pw  ]Vuq)#  
Pw＝3.4kW wak_^8x  
2） 电动机的输出功率 3]$qY_|7  
Pd＝Pw/η vu Vcv  
η＝ ＝0.904 N D`?T &PK  
Pd＝3.76kW ^Cs?FF@P  
3．电动机转速的选择 3+ JkV\AF  
nd＝（i1’•i2’…in’）nw q &]I  
初选为同步转速为1000r/min的电动机 YEqZ((H  
4．电动机型号的确定 )! +~q!A  
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 ?H3Ls~R  
计算传动装置的运动和动力参数 s"gNHp.oF  
传动装置的总传动比及其分配 1 CXO=Q  
1．计算总传动比 bVO{,P2 o  
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： }V:ZGP#!'  
i＝nm/nw P+K< /i  
nw＝38.4 l3[2b Qx  
i＝25.14 "&lQ5]N.%  
2．合理分配各级传动比 rY yB"|  
由于减速箱是同轴式布置，所以i1＝i2。 ,aq0Q<}~lc  
因为i＝25.14，取i＝25，i1=i2=5 jJc:%h$|2  
速度偏差为0.5%<5%，所以可行。 )i|0Ubn[|  
各轴转速、输入功率、输入转矩 aGSix}b1P  
项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮 7.}Vvg#G  
转速（r/min） 960 960 192 38.4 38.4 m?*}yM  
功率（kW） 4 3.96 3.84 3.72 3.57 kn9ul3c  
转矩（N•m） 39.8 39.4 191 925.2 888.4 gn,D9d+  
传动比 1 1 5 5 1 _3YZz$07  
效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97 ))ArM-02  
RKru hF  
传动件设计计算 u2\QhP 9  
1． 选精度等级、材料及齿数 Fp=O:]  
1） 材料及热处理； 0Ez(;4]3  
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。 ZMa@/\pf1  
2） 精度等级选用7级精度； ;xqN#mqq  
3） 试选小齿轮齿数z1＝20，大齿轮齿数z2＝100的； }3HN $Fwo  
4） 选取螺旋角。初选螺旋角β＝14° ' ?tx?t  
2．按齿面接触强度设计 (+aU,EQ  
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 aq,Ab~V]  
按式（10—21）试算，即 ;[) O{%s  
dt≥ ^W#161&  
1） 确定公式内的各计算数值 =2J^ '7  
（1） 试选Kt＝1.6 FqwH:Fcr:  
（2） 由图10－30选取区域系数ZH＝2.433 I) ]"`2w2w  
（3） 由表10－7选取尺宽系数φd＝1 |[./jg"  
（4） 由图10－26查得εα1＝0.75，εα2＝0.87，则εα＝εα1＋εα2＝1.62 @'IRh9  
（5） 由表10－6查得材料的弹性影响系数ZE＝189.8Mpa 6 rp(<D/_  
（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； e2F{}N  
（7） 由式10－13计算应力循环次数 )wqG^yv  
N1＝60n1jLh＝60×192×1×（2×8×300×5）＝3.32×10e8 >8;EeRvI  
N2＝N1/5＝6.64×107 j;TXZ`|(  
（8） 由图10－19查得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.95；KHN2＝0.98 "WF@T  
（9） 计算接触疲劳许用应力 }+] l_!v*  
取失效概率为1％，安全系数S＝1，由式（10－12）得 1buVV]*~  
[σH]1＝＝0.95×600MPa＝570MPa /Pv dP#!  
[σH]2＝＝0.98×550MPa＝539MPa wa1Qt  
[σH]＝[σH]1＋[σH]2/2＝554.5MPa $Sls9H+.  
2） 计算 KATu7)e&~^  
（1） 试算小齿轮分度圆直径d1t 'LX]/ D  
d1t≥ = =67.85 aWS_z6[t#6  
（2） 计算圆周速度 }z,f8Yz  
v= = =0.68m/s 15J t @{<r  
（3） 计算齿宽b及模数mnt [%LIW%t|  
b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm [ikW3 '99,  
mnt= = =3.39 &9OnN<mT1  
h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm 3q-Xj:FP  
b/h=67.85/7.63=8.89 $Cnv]1%  
（4） 计算纵向重合度εβ y?P4EVknM3  
εβ= =0.318×1×tan14 =1.59 )i/x%^ca$  
（5） 计算载荷系数K &*j# [6  
已知载荷平稳，所以取KA=1 C.`!?CW  
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， :q34KP  
故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42 7 MZ(tOR  
由表10—13查得KFβ=1.36 IRG-H!FV  
由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数 ioT+,li  
K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05 &"6%D|Z0  
（6） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10—10a）得 FKWL{"y  
d1= = mm=73.6mm }'u0Q6Obj  
（7） 计算模数mn 1|XC$0  
mn = mm=3.74 XMlcY;W  
3．按齿根弯曲强度设计 p N+1/m,  
由式(10—17 mn≥ B`w@Xk'D  
1） 确定计算参数 lvp8{]I<  
（1） 计算载荷系数 / n@by4;W  
K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96 @:w[(K[^b/  
（2） 根据纵向重合度εβ=0.318φdz1tanβ=1.59，从图10－28查得螺旋角影响系数 Yβ＝0。88 ]@A31P4t|  
irooFR[L9  
（3） 计算当量齿数 \AY*x=PF  
z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 {Rtl<W0  
z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47 \5DOp-2  
（4） 查取齿型系数 'U*Kb  
由表10－5查得YFa1=2.724；Yfa2=2.172 y^}00Z+l  
（5） 查取应力校正系数 N$! Vm(S  
由表10－5查得Ysa1=1.569；Ysa2=1.798 uRnSwJ"hE  
（6） 计算[σF] IA~wmOF  
σF1=500Mpa }@TtX\7(D  
σF2=380MPa gJYX  
KFN1=0.95 B&Iy_;  
KFN2=0.98 w,VUWja  
[σF1]=339.29Mpa 5pz(6gA  
[σF2]=266MPa `nv82v  
（7） 计算大、小齿轮的 并加以比较 DAVgP7h'  
= =0.0126 snvixbN  
= =0.01468 t|]2\6acuc  
大齿轮的数值大。 ^GC 8^f  
2） 设计计算 I?X!v6  
mn≥ =2.4 QLDld[  
mn=2.5 G F17oMi  
4．几何尺寸计算 <2ymfL-q  
1） 计算中心距 z;1qYW[-A  
z1 =32.9，取z1=33 vv^(c w>A  
z2=165 [DSD[[ z[  
a =255.07mm &XZS}n  
a圆整后取255mm j-(k`w\  
2） 按圆整后的中心距修正螺旋角 ZnZ`/zNO  
β=arcos =13 55’50” " "{#~X}  
3） 计算大、小齿轮的分度圆直径 xC YL3hl  
d1 =85.00mm cIOM}/gqv  
d2 =425mm "PfNC<MQo  
4） 计算齿轮宽度 rssn'h  
b=φdd1 7thB1cOJ  
b=85mm @f%q ,:  
B1=90mm，B2=85mm V[fcP;   
5） 结构设计 {hi'LA-4@  
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。 IiB"F<&[j{  
轴的设计计算 'w`3( ':=  
拟定输入轴齿轮为右旋 KiYz]IM$4  
II轴： vI0::ah/  
1．初步确定轴的最小直径 lQl  
d≥ ＝ =34.2mm Wer.VL  
2．求作用在齿轮上的受力 _28vf Bl?  
Ft1= =899N 97\9!)`,  
Fr1=Ft =337N 7yFV.#K3O  
Fa1=Fttanβ=223N； uS&NRf9A  
Ft2=4494N *c' hmA s  
Fr2=1685N :GN7JxD#  
Fa2=1115N >?)Df(n(9  
3．轴的结构设计 <j&LC /]o  
1） 拟定轴上零件的装配方案 Y4,LXuQ  
i. I-II段轴用于安装轴承30307，故取直径为35mm。 OE[N$,4I*  
ii. II-III段轴肩用于固定轴承，查手册得到直径为44mm。 ? yek\X  
iii. III-IV段为小齿轮，外径90mm。  HV\l86}  
iv. IV-V段分隔两齿轮，直径为55mm。 b&xlT+GN  
v. V-VI段安装大齿轮，直径为40mm。 G !;<#|a  
vi. VI-VIII段安装套筒和轴承，直径为35mm。 |^T?5=&Kt  
2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 5/C#*%EH'  
1. I-II段轴承宽度为22.75mm，所以长度为22.75mm。 vj4n=F,Z  
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。 +lED6 ]+%  
3. III-IV段为小齿轮，长度就等于小齿轮宽度90mm。 K-,8~8[  
4. IV-V段用于隔开两个齿轮，长度为120mm。 ?n V& :~eY  
5. V-VI段用于安装大齿轮，长度略小于齿轮的宽度，为83mm。 pipqXe  
6. VI-VIII长度为44mm。 <L>$Y#wU  
4． 求轴上的载荷 KQ2jeJ/pj  
66 207.5 63.5 qJq2Z.>hy  
Fr1=1418.5N Bv(c`JE~;  
Fr2=603.5N kzXmiBL<9  
查得轴承30307的Y值为1.6 ;nZN}&m   
Fd1=443N 8"KaW2/%  
Fd2=189N ,{VC(/d  
因为两个齿轮旋向都是左旋。 Nlk'  
故：Fa1=638N TYN~c(  
Fa2=189N mQ qv{1  
5．精确校核轴的疲劳强度 iz5WWn^  
1） 判断危险截面 -$+`v<[r  
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 3PgiV%]  
2） 截面IV右侧的 0 V3`rK  
=#K$b *#  
截面上的转切应力为 $pGdGV\H  
由于轴选用40cr，调质处理，所以 (OT&:WwW  
（[2]P355表15-1） -3T~+  
a) 综合系数的计算  k.("<)  
由 ， 经直线插入，知道因轴肩而形成的理论应力集中为 ， ， e9@7GaL`"S  
（[2]P38附表3-2经直线插入） 9>1Gj-S2:  
轴的材料敏感系数为 ， ， 4Y:[YlfD.  
（[2]P37附图3-1） ,+hH|$  
故有效应力集中系数为 ^*A8 NdaB  
查得尺寸系数为 ，扭转尺寸系数为 ， M73d^z  
（[2]P37附图3-2）（[2]P39附图3-3） > nOU 8  
轴采用磨削加工，表面质量系数为 ， UqEpeLK  
（[2]P40附图3-4） [(PD2GO+  
轴表面未经强化处理，即 ，则综合系数值为 ^;gwD4(hs  
b) 碳钢系数的确定 E|>oseR  
碳钢的特性系数取为 ， >YuiCf?c7  
c) 安全系数的计算 AV:P/M^B  
轴的疲劳安全系数为 eh5j  
故轴的选用安全。 r~U/t~V=D  
I轴： "JJEF2e@Z  
1．作用在齿轮上的力 i1k#WgvZR  
FH1=FH2=337/2=168.5 E"[h20`\/  
Fv1=Fv2=889/2=444.5 Mpu8/i gX,  
2．初步确定轴的最小直径 *oca   
l1MVC@'pvP  
3．轴的结构设计  Q  
1） 确定轴上零件的装配方案 di5>aAJ)D  
2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 ">D7wX,.>  
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。 %}0B7_6B+@  
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。 0}d^UGD  
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。 H(WRm1i"G  
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。 ()+PP}:$A  
h) 为了齿轮轴向定位可靠，定位轴肩高度应达5mm，所以该段直径选为46mm。 2qkZ B0[  
i) 轴肩固定轴承，直径为42mm。 @ky<5r*JU(  
j) 该段轴要安装轴承，直径定为35mm。 X cDu&6Dy  
2） 各段长度的确定 32KL~32Y  
各段长度的确定从左到右分述如下： |NoTwK  
a) 该段轴安装轴承和挡油盘，轴承宽18.25mm，该段长度定为18.25mm。 S B# Y^!  
b) 该段为轴环，宽度不小于7mm，定为11mm。 Y&JK*d  
c) 该段安装齿轮，要求长度要比轮毂短2mm，齿轮宽为90mm，定为88mm。 *sbZ{{]e  
d) 该段综合考虑齿轮与箱体内壁的距离取13.5mm、轴承与箱体内壁距离取4mm（采用油润滑），轴承宽18.25mm，定为41.25mm。 p ! _\a  
e) 该段综合考虑箱体突缘厚度、调整垫片厚度、端盖厚度及联轴器安装尺寸，定为57mm。 CW9vC  
f) 该段由联轴器孔长决定为42mm -=)Al^V4T  
4．按弯扭合成应力校核轴的强度 M7JQw/,xs  
W=62748N.mm ^^C@W?.z  
T=39400N.mm JX!@j3  
45钢的强度极限为 ，又由于轴受的载荷为脉动的，所以 。 ?5e]^H}  
_I1:|y  
III轴 Hz6tk9;w  
1．作用在齿轮上的力 E)}& p\{E  
FH1=FH2=4494/2=2247N -xk.wWpV  
Fv1=Fv2=1685/2=842.5N iF#|Z$g-(  
2．初步确定轴的最小直径 .\6q\7Ej  
3．轴的结构设计 |*5803h  
1） 轴上零件的装配方案 d$}z,~sN  
2） 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 ^+'[:rE  
I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII f}C$!Lhs  
直径 60 70 75 87 79 70 yy*8Aw}  
长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25 -fm1T|>#  
*fj5$T-Z  
5．求轴上的载荷 8M,AFZ>F  
Mm=316767N.mm O"6 (k{`  
T=925200N.mm |2t1m 6\j  
6. 弯扭校合 `{GI^kgJ9  
滚动轴承的选择及计算 yur5" $n  
I轴： o6 l CP&  
1．求两轴承受到的径向载荷 .nG14i7C  
5、 轴承30206的校核 )5NjwLs  
1） 径向力 >nqCUhS   
2） 派生力 W7PL]5y&  
3） 轴向力 .4&pi  
由于 ， YooP HeQ  
所以轴向力为 ， 1](PuQm7+  
4） 当量载荷 BD.>aAi!  
由于 ， ， 3)6&)7`*  
所以 ， ， ， 。 ^_rBEyz@  
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 vv FH (W  
5） 轴承寿命的校核 9z9\pXFQ  
II轴： aB*'DDlx"r  
6、 轴承30307的校核 Ua2waA  
1） 径向力 \fD)|   
2） 派生力 ]o<&Q52|  
， Q dPqcw4+X  
3） 轴向力 L%Mj{fJ>Wm  
由于 ， qe3d,!  
所以轴向力为 ， dWK"Tkf\  
4） 当量载荷 L#6!W  
由于 ， ， 7]`l"=/z  
所以 ， ， ， 。 &`^P O $  
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 hC D6  
5） 轴承寿命的校核 \Aq$h:<  
III轴： lh`ZEvt  
7、 轴承32214的校核 qe<xH#6  
1） 径向力 ?;xL]~Q~1  
2） 派生力 \~BYY|UB;W  
3） 轴向力 7RZ HU+  
由于 ， Q*54!^l+_r  
所以轴向力为 ， S\dG>F>S  
4） 当量载荷 !(8) '<t9  
由于 ， ， lK%)a +2  
所以 ， ， ， 。 R}E$SmFg  
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 _fM=J+  
5） 轴承寿命的校核 >z|bQW#2  
键连接的选择及校核计算 Is[n7Q  
nIEIb.-  
代号 直径 K 3.z>.F'h  
（mm） 工作长度 7I=vgT1F  
（mm） 工作高度 > Hwf/Gf[  
（mm） 转矩 &\iMIJ-  
（N•m） 极限应力 S[5OTwa8L  
（MPa） +k{l]-)1  
高速轴 8×7×60（单头） 25 35 3.5 39.8 26.0 <0btwsv}  
12×8×80（单头） 40 68 4 39.8 7.32 E0*62OI~O  
中间轴 12×8×70（单头） 40 58 4 191 41.2 k!0vpps  
低速轴 20×12×80（单头） 75 60 6 925.2 68.5 h )% e  
18×11×110（单头） 60 107 5.5 925.2 52.4 n3_| # 1Qu  
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。 c1M *w9o  
连轴器的选择 U7xKu75G1  
由于弹性联轴器的诸多优点，所以考虑选用它。 cMoBYk  
二、高速轴用联轴器的设计计算 [5;_XMj%  
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 ， r*kz`cJ  
计算转矩为 J 7HOSFwXn  
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） 4Dw| I${O  
其主要参数如下： IO{iQ-Mg  
材料HT200 Fgw$;W  
公称转矩 3U9leY'2N  
轴孔直径 ， sB=s .`9  
轴孔长 ， /}Ct2w&<k  
装配尺寸 MZ%S3'  
半联轴器厚 z Ek/#&  
（[1]P163表17-3）（GB4323-84 l<UA0*t  
三、第二个联轴器的设计计算 X&gXhr#dL\  
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 ， p?' F$Wz  
计算转矩为 j)mi~i*U  
所以选用弹性柱销联轴器TL10（GB4323-84） ZK`x(h{p)  
其主要参数如下： p?#xd!tc2N  
材料HT200 1[]V @P^  
公称转矩 Mi<}q@]e  
轴孔直径 S #C;"se  
轴孔长 ， ')Qb,#/,%  
装配尺寸 6Tg'9|g  
半联轴器厚 rU_FRk  
（[1]P163表17-3）（GB4323-84 0IxHB|^$  
减速器附件的选择 J:dNV <A^  
通气器 6.M!WK{+  
由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M18×1.5 ^:2>I$  
油面指示器 97n,^t2F\  
选用游标尺M16 9=9R"X>L  
起吊装置 fO}Y$y\q  
采用箱盖吊耳、箱座吊耳 A&C?|M? M  
放油螺塞 ,ik\MSS  
选用外六角油塞及垫片M16×1.5 _/5xtupxE  
润滑与密封 i|N(= Z=  
一、齿轮的润滑 W:1GY#Pe  
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。 t<yOTVah  
二、滚动轴承的润滑 7!q.MOYm  
由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。 v;:. k,E0  
三、润滑油的选择 Bw4PxJs-  
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。 }b / G{92  
四、密封方法的选取 $Hal]  
选用凸缘式端盖易于调整，采用闷盖安装骨架式旋转轴唇型密封圈实现密封。 bdyIt)tK+  
密封圈型号按所装配轴的直径确定为（F）B25-42-7-ACM，（F）B70-90-10-ACM。 \SA$:^zO  
轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。 '_%`0p1  
设计小结 ^fhkWx4i  
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。
yyaiyalun123 2011-01-07 14:22
怎么没有附图呢··楼主· ·呜呜呜···
查看本帖完整版本: [-- 一些齿圆柱齿轮减速器的设计员说明书 --] [-- top --]

Copyright © 2005-2026 光行天下 蜀ICP备06003254号-1 网站统计