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 NLF{W|X  
设计任务书……………………………………………………1 ;xa]ke3]  
传动方案的拟定及说明………………………………………4 $y >J=  
电动机的选择…………………………………………………4 TO)wjF_  
计算传动装置的运动和动力参数……………………………5 !/$BXUrd  
传动件的设计计算……………………………………………5 15gI-Qb  
轴的设计计算…………………………………………………8 *-Y|qS%  
滚动轴承的选择及计算………………………………………14 s4}}MV3X  
键联接的选择及校核计算……………………………………16 H1=R(+-s  
连轴器的选择…………………………………………………16 W#0pFofXw  
减速器附件的选择……………………………………………17 /^0Hi4+\  
润滑与密封……………………………………………………18 4Kt?; y ;  
设计小结………………………………………………………18 bd<zn*H Z*  
参考资料目录…………………………………………………18 n|L.d BAs]  
机械设计课程设计任务书 <  v_?}  
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 zYj8\iER  
一． 总体布置简图 Qo{^jDe,c*  
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 h_d!G+-]  
二． 工作情况： q^dI!93n|  
载荷平稳、单向旋转 ipKkz  
三． 原始数据 /{1xpR  
鼓轮的扭矩T（N•m）：850 %-T]!3"n  
鼓轮的直径D（mm）：350 ( {zp$P}  
运输带速度V（m/s）：0.7 'J<KL#og  
带速允许偏差（％）：5 BbiBtU  
使用年限（年）：5 bU:"dqRm<  
工作制度（班/日）：2 }kXF*cVg  
四． 设计内容 Q.6pmaXrb  
1. 电动机的选择与运动参数计算； fwxyZBr  
2. 斜齿轮传动设计计算 %r~TMU2"  
3. 轴的设计 ~&4,w9b)j  
4. 滚动轴承的选择 *+qXX CA  
5. 键和连轴器的选择与校核； 8X*6i-j5E  
6. 装配图、零件图的绘制 OBN]bvCJ  
7. 设计计算说明书的编写 XX}RbE#4  
五． 设计任务 S)$ES6]9/  
1． 减速器总装配图一张 KY"W{D9ib  
2． 齿轮、轴零件图各一张 ^X0<ZI  
3． 设计说明书一份 /2?GRwU~P  
六． 设计进度 w>VM--  
1、 第一阶段：总体计算和传动件参数计算 8u;l<^<  
2、 第二阶段：轴与轴系零件的设计 NY1olnI  
3、 第三阶段：轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 Te!q(;L`4  
4、 第四阶段：装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 I#S6k%-'  
传动方案的拟定及说明 D 7H$!(F>  
由题目所知传动机构类型为：同轴式二级圆柱齿轮减速器。故只要对本传动机构进行分析论证。 31YzTbl[H  
本传动机构的特点是：减速器横向尺寸较小，两大吃论浸油深度可以大致相同。结构较复杂，轴向尺寸大，中间轴较长、刚度差，中间轴承润滑较困难。 lgA9p 4-  
电动机的选择 2fI?P  
1．电动机类型和结构的选择 vD}y%}  
因为本传动的工作状况是：载荷平稳、单向旋转。所以选用常用的封闭式Y（IP44）系列的电动机。 "2qp-'^[c  
2．电动机容量的选择 0V`0="rQ  
1） 工作机所需功率Pw ~c3!,C  
Pw＝3.4kW "o}3i!2Qr  
2） 电动机的输出功率 ,n ~H]66 n  
Pd＝Pw/η 7ktf =Y  
η＝ ＝0.904 Alp9] 0(  
Pd＝3.76kW  +<AX 0(  
3．电动机转速的选择  @;d(>_n  
nd＝（i1’•i2’…in’）nw t~ Q {\!  
初选为同步转速为1000r/min的电动机 A'6>"=ziP  
4．电动机型号的确定 +&-/$\"  
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 (K>5DU  
计算传动装置的运动和动力参数 IM)\-O\Wd  
传动装置的总传动比及其分配 NBE)DL  
1．计算总传动比 RNp3lXf 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： >,A:zbs&  
i＝nm/nw [ZOo%"M_Y  
nw＝38.4 FrB}2  
i＝25.14 JyYg)f  
2．合理分配各级传动比 #ra:^9;Es:  
由于减速箱是同轴式布置，所以i1＝i2。 Y-@K@Zu]?  
因为i＝25.14，取i＝25，i1=i2=5 ~0t] `<y=  
速度偏差为0.5%<5%，所以可行。 %nP13V]  
各轴转速、输入功率、输入转矩 mTYEK4}  
项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮 "F}a nPY  
转速（r/min） 960 960 192 38.4 38.4 nXk<DlTws  
功率（kW） 4 3.96 3.84 3.72 3.57 |z Gwt Z  
转矩（N•m） 39.8 39.4 191 925.2 888.4 TpuN[Y  
传动比 1 1 5 5 1 avykg(  
效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97 wp-*S}TT  
2|kx:^D p  
传动件设计计算 .P9ALJP(b  
1． 选精度等级、材料及齿数 HpuHJ#l  
1） 材料及热处理； ]f-< s,@  
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。 +KrV!Taf  
2） 精度等级选用7级精度； d1D{wZ3g  
3） 试选小齿轮齿数z1＝20，大齿轮齿数z2＝100的； 4)*8&  
4） 选取螺旋角。初选螺旋角β＝14° *pyi;  
2．按齿面接触强度设计 Fla,#uB  
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 ZVR0Kzu?Ra  
按式（10—21）试算，即 D#1'#di*t  
dt≥ 2r,K/'  
1） 确定公式内的各计算数值 `\(Fax  
（1） 试选Kt＝1.6 ~z^VMr  
（2） 由图10－30选取区域系数ZH＝2.433 c*9RzD#Zj  
（3） 由表10－7选取尺宽系数φd＝1 FG38)/  
（4） 由图10－26查得εα1＝0.75，εα2＝0.87，则εα＝εα1＋εα2＝1.62 TfDx> F$  
（5） 由表10－6查得材料的弹性影响系数ZE＝189.8Mpa <hkg~4EKc  
（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； IFH%R>={  
（7） 由式10－13计算应力循环次数 smF#'"{  
N1＝60n1jLh＝60×192×1×（2×8×300×5）＝3.32×10e8 /J<?2T9G  
N2＝N1/5＝6.64×107 KaZ*HPe(  
（8） 由图10－19查得接触疲劳寿命系数KHN1＝0.95；KHN2＝0.98 (`k0tC2  
（9） 计算接触疲劳许用应力 #&\^{Z  
取失效概率为1％，安全系数S＝1，由式（10－12）得 `QC{}Oo^  
[σH]1＝＝0.95×600MPa＝570MPa "/[-U;ck  
[σH]2＝＝0.98×550MPa＝539MPa CY? ]o4IV  
[σH]＝[σH]1＋[σH]2/2＝554.5MPa 5Q^ L"&0  
2） 计算 z0t6}E<VIR  
（1） 试算小齿轮分度圆直径d1t LL7a 20  
d1t≥ = =67.85 !r,ZyJU  
（2） 计算圆周速度 ;m,lS_[c  
v= = =0.68m/s KxqT5`P&  
（3） 计算齿宽b及模数mnt 5^t68 WOl  
b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm /Tv=BXL-  
mnt= = =3.39 r3mB"("Z'  
h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm BBm.;=8@ ^  
b/h=67.85/7.63=8.89 vS6}R5  
（4） 计算纵向重合度εβ ! %S9H2Lv  
εβ= =0.318×1×tan14 =1.59 @f{yx\u/  
（5） 计算载荷系数K gz;().{  
已知载荷平稳，所以取KA=1 \_#0Z+pX  
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， KM*sLC#  
故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42 xC9^x7%3O  
由表10—13查得KFβ=1.36 -IMm#  
由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数 :CV!:sUm  
K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05 wciYv,  
（6） 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径，由式（10—10a）得 J/pW*G-U|  
d1= = mm=73.6mm U SXz  
（7） 计算模数mn ?"$W=*P\o  
mn = mm=3.74 WIb\+!  
3．按齿根弯曲强度设计 OY*BVJ^  
由式(10—17 mn≥ dJ"3F(X  
1） 确定计算参数 "Q`{+|'=E  
（1） 计算载荷系数 1 M7=*w,  
K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96 VZ &>zF  
（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 &THM]3:  
L}ud+Wfox  
（3） 计算当量齿数 z%Ywjfn'  
z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 I1=YSi;A  
z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47 hun L V8z  
（4） 查取齿型系数 $g$~TuA w  
由表10－5查得YFa1=2.724；Yfa2=2.172 @I2m4Q{O  
（5） 查取应力校正系数 s[)2z3  
由表10－5查得Ysa1=1.569；Ysa2=1.798 =i~/.Nu&  
（6） 计算[σF] ;Z:z'';Lm  
σF1=500Mpa JAj<*TB.%  
σF2=380MPa f(=yC} si  
KFN1=0.95 12])``9  
KFN2=0.98 - o$S=  
[σF1]=339.29Mpa "ZE JL.Wy  
[σF2]=266MPa >P/kb fPA  
（7） 计算大、小齿轮的 并加以比较 _|D8~\y  
= =0.0126 , d ?4"8_  
= =0.01468 -iGt]mbJkP  
大齿轮的数值大。 EJO:3aKa  
2） 设计计算 -wtavv,J  
mn≥ =2.4 O?p.kf{b  
mn=2.5 W%hdS<b  
4．几何尺寸计算 E,JDO d}  
1） 计算中心距 ?|Fu^eR%X  
z1 =32.9，取z1=33 ,Ej2]iO\7  
z2=165 Jg/l<4,K,  
a =255.07mm =\e}fyuK  
a圆整后取255mm Y=sRVypJ  
2） 按圆整后的中心距修正螺旋角 ca*USM  
β=arcos =13 55’50”  s$YKdtR  
3） 计算大、小齿轮的分度圆直径 (P~Jzp9u  
d1 =85.00mm z[b,:G  
d2 =425mm Wznz  
4） 计算齿轮宽度 S,fMGKcq  
b=φdd1 g2^7PtJg  
b=85mm J4 .C"v0a  
B1=90mm，B2=85mm Q4{%)}2$  
5） 结构设计 m>k j@^SQ  
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。 M7/P&d  
轴的设计计算 9E)*X  
拟定输入轴齿轮为右旋 18z{d9'F   
II轴： RQWVjF#  
1．初步确定轴的最小直径 xY(+[T!OF  
d≥ ＝ =34.2mm ZD/>L/  
2．求作用在齿轮上的受力 7)O?jc  
Ft1= =899N 5Qd |R  
Fr1=Ft =337N H[@uE*W  
Fa1=Fttanβ=223N； F#7ZR*ZB1  
Ft2=4494N fs&J%ku\  
Fr2=1685N xyj)W  
Fa2=1115N 8[Cp  
3．轴的结构设计 eJ +;!0  
1） 拟定轴上零件的装配方案 B)O=wx  
i. I-II段轴用于安装轴承30307，故取直径为35mm。 JiEcPii  
ii. II-III段轴肩用于固定轴承，查手册得到直径为44mm。 X5U_|XK6Y  
iii. III-IV段为小齿轮，外径90mm。 1 >jG*tr  
iv. IV-V段分隔两齿轮，直径为55mm。 QIQB  
v. V-VI段安装大齿轮，直径为40mm。 xr&wV0O '  
vi. VI-VIII段安装套筒和轴承，直径为35mm。 SKuZik_  
2） 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 Wg[?i C*~  
1. I-II段轴承宽度为22.75mm，所以长度为22.75mm。 .{`+bT^b<2  
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。 gn1`ZYg  
3. III-IV段为小齿轮，长度就等于小齿轮宽度90mm。 jFM8dl n  
4. IV-V段用于隔开两个齿轮，长度为120mm。 \=Af AO@  
5. V-VI段用于安装大齿轮，长度略小于齿轮的宽度，为83mm。 bxyEn'vNvQ  
6. VI-VIII长度为44mm。 MVg`6&oH  
4． 求轴上的载荷 #bUWF|zfT  
66 207.5 63.5 >9a%"<(2#  
Fr1=1418.5N UBOCd[  
Fr2=603.5N )&1yt4 x6%  
查得轴承30307的Y值为1.6 ih.UzPg  
Fd1=443N |xZDc6HDW  
Fd2=189N B}X   C  
因为两个齿轮旋向都是左旋。 ~'dnrhdme  
故：Fa1=638N [6V'UI6  
Fa2=189N WGN[`D"  
5．精确校核轴的疲劳强度 uEWWY t  
1） 判断危险截面 }r]WB)_w  
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 8R`@edj>  
2） 截面IV右侧的 *U.$=4Az  
<Xm5re.  
截面上的转切应力为 ,r{*o6  
由于轴选用40cr，调质处理，所以 r=n|MT^O  
（[2]P355表15-1） T~s/@*y9  
a) 综合系数的计算 ItDe_|!L  
由 ， 经直线插入，知道因轴肩而形成的理论应力集中为 ， ， +'>N]|Z  
（[2]P38附表3-2经直线插入） 8V_ ]}W  
轴的材料敏感系数为 ， ， I|RN/RVN  
（[2]P37附图3-1） -?e~dLu  
故有效应力集中系数为 tirw{[X0n  
查得尺寸系数为 ，扭转尺寸系数为 ， WEqHL,Uh]  
（[2]P37附图3-2）（[2]P39附图3-3） ' :g8a=L  
轴采用磨削加工，表面质量系数为 ， KD$P\(5#  
（[2]P40附图3-4） MFX&+c  
轴表面未经强化处理，即 ，则综合系数值为 }E]`ly<Z  
b) 碳钢系数的确定 reM%GU  
碳钢的特性系数取为 ， 4v3y3  
c) 安全系数的计算 lk \|EG  
轴的疲劳安全系数为 NhCO C  
故轴的选用安全。 4S  2I]d  
I轴： .Y_RI&B!L  
1．作用在齿轮上的力 R" 5/  
FH1=FH2=337/2=168.5 0vS%m/Zi-  
Fv1=Fv2=889/2=444.5 2c5>0f  
2．初步确定轴的最小直径 ]O<Yr'  
?8-e@/E#x  
3．轴的结构设计 fB1JU1  
1） 确定轴上零件的装配方案 1(w0* `  
2）根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 dmP*2  
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。 _M:)x0("  
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。 o1MbHBb  
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。 "M7ry9dDH  
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。 >G' NI?$  
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。 PHfGl  
i) 轴肩固定轴承，直径为42mm。 mb0${n~fz  
j) 该段轴要安装轴承，直径定为35mm。 PfnhE>[>cf  
2） 各段长度的确定 `!qWHm6I*  
各段长度的确定从左到右分述如下： uz>s2I}B  
a) 该段轴安装轴承和挡油盘，轴承宽18.25mm，该段长度定为18.25mm。 O~{Zs\u9  
b) 该段为轴环，宽度不小于7mm，定为11mm。 jA=uK6m  
c) 该段安装齿轮，要求长度要比轮毂短2mm，齿轮宽为90mm，定为88mm。 U~Ni2|}\C9  
d) 该段综合考虑齿轮与箱体内壁的距离取13.5mm、轴承与箱体内壁距离取4mm（采用油润滑），轴承宽18.25mm，定为41.25mm。 &lBfW$PZjk  
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。 W}Nd3  
f) 该段由联轴器孔长决定为42mm TnM}|~V  
4．按弯扭合成应力校核轴的强度 ?j8CkqX!  
W=62748N.mm BTjF^&`  
T=39400N.mm rcxV ,<[B  
45钢的强度极限为 ，又由于轴受的载荷为脉动的，所以 。 *Ei~2O}  
PwF}yx kI  
III轴 t=XiSj\n  
1．作用在齿轮上的力 7X|&:V.s|  
FH1=FH2=4494/2=2247N %|SbZ)gcQ  
Fv1=Fv2=1685/2=842.5N b ";#qVv C  
2．初步确定轴的最小直径 umrRlF4M;  
3．轴的结构设计 m|24)%Vj;=  
1） 轴上零件的装配方案 k]R O=/ ?M  
2） 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1(q!.lPc  
I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII e{=7,DRH<  
直径 60 70 75 87 79 70 )KXLL;]  
长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25 Pl1:d{"d  
hH"3Y}U@  
5．求轴上的载荷 HP]Xh~aP  
Mm=316767N.mm q n=6>wP  
T=925200N.mm 4yRT!k}o  
6. 弯扭校合 r2""p  
滚动轴承的选择及计算 zXcSE"   
I轴： V_+3@C  
1．求两轴承受到的径向载荷 O;H/15j:sK  
5、 轴承30206的校核 M_9|YjwS  
1） 径向力 U?#6I-  
2） 派生力 sB7DF<91  
3） 轴向力 R0. `2=  
由于 ， @q^WD_k  
所以轴向力为 ， ZR..>=  
4） 当量载荷 E8%O+x}  
由于 ， ， K\?vTgc(  
所以 ， ， ， 。 ReSP)%oW  
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 Cc!n`%qc  
5） 轴承寿命的校核 Em4TEv  
II轴： )x( *T  
6、 轴承30307的校核 X+&@$v1  
1） 径向力 _;'}P2&Q  
2） 派生力 -(:BkA  
， s)]|zu0"Ku  
3） 轴向力 -MB ,]m  
由于 ， CuuHRvU8  
所以轴向力为 ， %eD&2$q*  
4） 当量载荷 \BJnJk!%  
由于 ， ， A\4 Gq  
所以 ， ， ， 。 >St  
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 <#`<Ys3b*!  
5） 轴承寿命的校核 0CTI=<;  
III轴： X-n'?=  
7、 轴承32214的校核 X^aujK^@  
1） 径向力 }O o  
2） 派生力 It]CoAo+  
3） 轴向力 W >B:W0A  
由于 ， 4=q\CK2^A  
所以轴向力为 ， =faV,o&{`  
4） 当量载荷 P6IhpB59  
由于 ， ， t`F%$q  
所以 ， ， ， 。 !3HMGzt  
由于为一般载荷，所以载荷系数为 ，故当量载荷为 3FNj~=N  
5） 轴承寿命的校核 V]vk9M2q[l  
键连接的选择及校核计算 [$] JvF  
m4 4aK qw)  
代号 直径 {BKI8vy  
（mm） 工作长度 ->93.sge  
（mm） 工作高度 *a$z!Ma3h  
（mm） 转矩 ^[qmELW#7  
（N•m） 极限应力 {a(YV\^y|H  
（MPa） *7-uQKp  
高速轴 8×7×60（单头） 25 35 3.5 39.8 26.0 {H0B"i  
12×8×80（单头） 40 68 4 39.8 7.32 :T'"%_d5  
中间轴 12×8×70（单头） 40 58 4 191 41.2 1h)I&T"kZ  
低速轴 20×12×80（单头） 75 60 6 925.2 68.5 V$:v~*Y9  
18×11×110（单头） 60 107 5.5 925.2 52.4 I.(/j  
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。 1lMU('r%  
连轴器的选择 n*_FC  
由于弹性联轴器的诸多优点，所以考虑选用它。 6.K)uQgjmv  
二、高速轴用联轴器的设计计算 Kq.)5%~>  
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 ， /u#uC(Uwl  
计算转矩为 L0uN|?}  
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） eb:uh!  
其主要参数如下： #kV= ;(lq  
材料HT200 :r#FI".qx  
公称转矩 L {\B9b2  
轴孔直径 ， eqjl$QWPJS  
轴孔长 ， [>6:xGSe9X  
装配尺寸 8[zP2L!-  
半联轴器厚 *K0CUir|  
（[1]P163表17-3）（GB4323-84 .;$/nz6vk  
三、第二个联轴器的设计计算 wAy;ZNu  
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 ， \9D '7/$I,  
计算转矩为 se(_`a/4Q  
所以选用弹性柱销联轴器TL10（GB4323-84） *+Q,b^N  
其主要参数如下： * =r,V  
材料HT200 SJ+.i u/  
公称转矩 Zx`hutCv  
轴孔直径 BBy/b c!  
轴孔长 ， V-I_SvWv\  
装配尺寸 "3}Bv X  
半联轴器厚 9~u1fk{  
（[1]P163表17-3）（GB4323-84 2&5"m;<  
减速器附件的选择 =DF7l<&km  
通气器  8tPq5i  
由于在室内使用，选通气器（一次过滤），采用M18×1.5 L!/USh:IP  
油面指示器 Y+WOU._46I  
选用游标尺M16 >F@7}Y(  
起吊装置 l} h<2  
采用箱盖吊耳、箱座吊耳 RCgs3JIE+2  
放油螺塞 WO_cT26Y  
选用外六角油塞及垫片M16×1.5 G~YV6??  
润滑与密封 i' N  
一、齿轮的润滑 G?8,&jP~T  
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。 cV)C:!W2  
二、滚动轴承的润滑 OGh b Ha  
由于轴承周向速度为，所以宜开设油沟、飞溅润滑。 UyIjM;X  
三、润滑油的选择 tS`fG;  
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。 eK3J9 ;X  
四、密封方法的选取 '<8ewU  
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。 n_?<q{GW  
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。 A^o  
轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。 "K~+T\^|k  
设计小结 dkRJ^~  
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