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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 o&45y&  
设计任务书……………………………………………………1 &w\E*$  
传动方案的拟定及说明………………………………………4 E__^>=  
电动机的选择…………………………………………………4 LASR*  
计算传动装置的运动和动力参数……………………………5 #wz1uw[pI!  
传动件的设计计算……………………………………………5 I| j Gu9G  
轴的设计计算…………………………………………………8 yt,xA;g  
滚动轴承的选择及计算………………………………………14 `I*W}5  
键联接的选择及校核计算……………………………………16 bvdAOvxChW  
连轴器的选择…………………………………………………16 & h)G>Sqc  
减速器附件的选择……………………………………………17 ap|7./yg  
润滑与密封……………………………………………………18 [@ExR*  
设计小结………………………………………………………18 CBaU$`5  
参考资料目录…………………………………………………18 r&F(VF0 6  
机械设计课程设计任务书 ul0]\(sS:  
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 paFiuQ  
一. 总体布置简图 D)C^'/8q  
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 ho*44=j  
二. 工作情况: Glz)-hjJ:n  
载荷平稳、单向旋转 [k~V77w 14  
三. 原始数据 U~{fbS3,  
鼓轮的扭矩T(N•m):850 =.vc={_ ?  
鼓轮的直径D(mm):350 so[i"ZM)  
运输带速度V(m/s):0.7 .iK{=L/(y  
带速允许偏差(%):5 9qyA{ |3  
使用年限(年):5 r$3{1HXc  
工作制度(班/日):2 1&{]jG{#  
四. 设计内容 CX](^yU_  
1. 电动机的选择与运动参数计算; z"4UObVs  
2. 斜齿轮传动设计计算 W)WL1@!Z  
3. 轴的设计 "[ f"h  
4. 滚动轴承的选择 32DT]{-N!  
5. 键和连轴器的选择与校核; 3;fuz Kk@b  
6. 装配图、零件图的绘制 *>otz5]  
7. 设计计算说明书的编写 /?<tjK' "H  
五. 设计任务 MQD%m ;[s  
1. 减速器总装配图一张 o`B,Pt5vu  
2. 齿轮、轴零件图各一张 V&7jd7 2{  
3. 设计说明书一份 GLI 5AbQK  
六. 设计进度 `-)!4oJ]  
1、 第一阶段:总体计算和传动件参数计算 V6)e Jy  
2、 第二阶段:轴与轴系零件的设计 _Wcr'*7  
3、 第三阶段:轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制 }e}J6 [wP  
4、 第四阶段:装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写 z#qlu=  
传动方案的拟定及说明 S *3N6*-l"  
由题目所知传动机构类型为:同轴式二级圆柱齿轮减速器。故只要对本传动机构进行分析论证。 H>8B$fi)$  
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。 =,Y i" E  
电动机的选择 IyTL|W6  
1.电动机类型和结构的选择 wps`2`z  
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。 g\sW2qXEw  
2.电动机容量的选择 q}-q[p? 5  
1) 工作机所需功率Pw SM>V o+  
Pw=3.4kW Yh`P+L  
2) 电动机的输出功率 U`gQ7  
Pd=Pw/η /mMRV:pd  
η= =0.904 ~udi=J |  
Pd=3.76kW eow6{CD8  
3.电动机转速的选择 L<HJ!  
nd=(i1’•i2’…in’)nw D ff0$06Nq  
初选为同步转速为1000r/min的电动机 }6#lE,\lM  
4.电动机型号的确定 b21c} rI3  
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 sGx"j a +  
计算传动装置的运动和动力参数 Uj!3H]d  
传动装置的总传动比及其分配 oj.f uJD  
1.计算总传动比 VgfA&?4[  
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: F:"CaDk  
i=nm/nw r^3QDoy  
nw=38.4 0fgt2gA33  
i=25.14 $N$ ZJC6(@  
2.合理分配各级传动比 .h)o\6Wq  
由于减速箱是同轴式布置,所以i1=i2。 fbF *C V  
因为i=25.14,取i=25,i1=i2=5 <uGc=Du  
速度偏差为0.5%<5%,所以可行。 X"V,3gDG  
各轴转速、输入功率、输入转矩 0!v+ +  
项 目 电动机轴 高速轴I 中间轴II 低速轴III 鼓 轮 w7Do#Cv  
转速(r/min) 960 960 192 38.4 38.4 9IFK4>&O6  
功率(kW) 4 3.96 3.84 3.72 3.57 ~Yrtz   
转矩(N•m) 39.8 39.4 191 925.2 888.4 Nh7D&#z  
传动比 1 1 5 5 1 o&2(xI2  
效率 1 0.99 0.97 0.97 0.97 O`2;n.>\  
6?-vj2,  
传动件设计计算 ?yKW^,q+  
1. 选精度等级、材料及齿数 w_-v!s2  
1) 材料及热处理; m`(5B  
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。 E. @n Rj#  
2) 精度等级选用7级精度; r5ONAa3.  
3) 试选小齿轮齿数z1=20,大齿轮齿数z2=100的; Y.M^tH:  
4) 选取螺旋角。初选螺旋角β=14° kh3PEq   
2.按齿面接触强度设计 lp`raN No  
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 YGVj$\  
按式(10—21)试算,即 OhT?W[4  
dt≥ _8$arjx=  
1) 确定公式内的各计算数值 ?nOul}y/  
(1) 试选Kt=1.6 {Lj]++`fB]  
(2) 由图10-30选取区域系数ZH=2.433 M7R.? nk  
(3) 由表10-7选取尺宽系数φd=1 UR')) 1n  
(4) 由图10-26查得εα1=0.75,εα2=0.87,则εα=εα1+εα2=1.62 9!hiCqA&  
(5) 由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=189.8Mpa B4k ~~;|  
(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; `usX(snY  
(7) 由式10-13计算应力循环次数 s{v!jZ  
N1=60n1jLh=60×192×1×(2×8×300×5)=3.32×10e8 H.sHXuu  
N2=N1/5=6.64×107 _97A9wHj  
(8) 由图10-19查得接触疲劳寿命系数KHN1=0.95;KHN2=0.98 _~f&wkc  
(9) 计算接触疲劳许用应力 @di mZsi1  
取失效概率为1%,安全系数S=1,由式(10-12)得 #QdBI{2  
[σH]1==0.95×600MPa=570MPa __Kn 1H{  
[σH]2==0.98×550MPa=539MPa BM+v,hGY  
[σH]=[σH]1+[σH]2/2=554.5MPa 7MXi_V;p<  
2) 计算 tuzw% =Ey  
(1) 试算小齿轮分度圆直径d1t uveby:dh  
d1t≥ = =67.85 Ba$&4?8  
(2) 计算圆周速度 Kj| l]'  
v= = =0.68m/s RY=B>398:  
(3) 计算齿宽b及模数mnt 2"`R_q  
b=φdd1t=1×67.85mm=67.85mm {j%'EJ5  
mnt= = =3.39 @ i $jyc  
h=2.25mnt=2.25×3.39mm=7.63mm =aM(r6 C  
b/h=67.85/7.63=8.89 '8+<^%c  
(4) 计算纵向重合度εβ #.|ef dsG  
εβ= =0.318×1×tan14 =1.59 \A@Mlpe&t  
(5) 计算载荷系数K p8CDFLuV  
已知载荷平稳,所以取KA=1 I^h^QeBis  
根据v=0.68m/s,7级精度,由图10—8查得动载系数KV=1.11;由表10—4查的KHβ的计算公式和直齿轮的相同, F91'5D,u0  
故 KHβ=1.12+0.18(1+0.6×1 )1×1 +0.23×10 67.85=1.42 Wr.G9zq.+  
由表10—13查得KFβ=1.36 eH.~c3o  
由表10—3查得KHα=KHα=1.4。故载荷系数 &)4#0L4  
K=KAKVKHαKHβ=1×1.03×1.4×1.42=2.05 !9yOFd_  
(6) 按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径,由式(10—10a)得 y7ng/vqM7  
d1= = mm=73.6mm 'C iV=&3/  
(7) 计算模数mn @J"Gn-f~  
mn = mm=3.74  4[=vt  
3.按齿根弯曲强度设计 Y.9s-g  
由式(10—17 mn≥ +AGI)uQQ  
1) 确定计算参数 !g=2U`j^  
(1) 计算载荷系数 V/C":!;  
K=KAKVKFαKFβ=1×1.03×1.4×1.36=1.96 )erI3?k  
(2) 根据纵向重合度εβ=0.318φdz1tanβ=1.59,从图10-28查得螺旋角影响系数 Yβ=0。88 b4o`eR  
M`6rI  
(3) 计算当量齿数 B(+J?0Dj  
z1=z1/cos β=20/cos 14 =21.89 .wj?}Fr?97  
z2=z2/cos β=100/cos 14 =109.47 ^Ec);Z  
(4) 查取齿型系数 +6dq+8msF  
由表10-5查得YFa1=2.724;Yfa2=2.172 0s>ozAJ  
(5) 查取应力校正系数 D?yiK=:08`  
由表10-5查得Ysa1=1.569;Ysa2=1.798 UVND1XV^f  
(6) 计算[σF] =ELl86=CG  
σF1=500Mpa 0E[&:6#Y  
σF2=380MPa WvV!F?uqZ  
KFN1=0.95 - \ {.]KL  
KFN2=0.98 QrmiQ]d*p  
[σF1]=339.29Mpa H{ Fww4pn  
[σF2]=266MPa ma__LWKM,  
(7) 计算大、小齿轮的 并加以比较 v#yeiE4  
= =0.0126 tGq0f"}'J  
= =0.01468 OAGI|`E$/-  
大齿轮的数值大。 X@:[.eI~  
2) 设计计算 }@R*U0*E  
mn≥ =2.4 ^*!Tq&Dst|  
mn=2.5 ;8!L*uMI  
4.几何尺寸计算 kkvG=  
1) 计算中心距 b/>L}/^PM  
z1 =32.9,取z1=33 fa~4+jx>S  
z2=165 ' 3h"Ol{b  
a =255.07mm IEbk_-h[  
a圆整后取255mm puE!7 :X7  
2) 按圆整后的中心距修正螺旋角 pAZD>15l"  
β=arcos =13 55’50” =8Bq2.nlR  
3) 计算大、小齿轮的分度圆直径 PcxCal4  
d1 =85.00mm zh{:zT)(1  
d2 =425mm G)|s(C!  
4) 计算齿轮宽度 9c `Vrlu  
b=φdd1 6S`J7[  
b=85mm ;gE]*Y.Z.p  
B1=90mm,B2=85mm >)V1aLu=  
5) 结构设计 ;:2:f1_  
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。 'WF Ey>1#  
轴的设计计算 j,:vK  
拟定输入轴齿轮为右旋 {:peArO  
II轴: @fjVCc;  
1.初步确定轴的最小直径 1MVzu7  
d≥ = =34.2mm luPj'd?  
2.求作用在齿轮上的受力 bUcq LV  
Ft1= =899N 5;:P^[cH9  
Fr1=Ft =337N VB(S]N)F^  
Fa1=Fttanβ=223N; y9/x:n&]  
Ft2=4494N AEUXdMo  
Fr2=1685N 5!tiu4LU  
Fa2=1115N },tN{()  
3.轴的结构设计 #.Q8q  
1) 拟定轴上零件的装配方案 -FxE!K  
i. I-II段轴用于安装轴承30307,故取直径为35mm。 1-!q,q  
ii. II-III段轴肩用于固定轴承,查手册得到直径为44mm。  ,m"0Bu2  
iii. III-IV段为小齿轮,外径90mm。 c)5d-3"  
iv. IV-V段分隔两齿轮,直径为55mm。 oZ CvEVUk  
v. V-VI段安装大齿轮,直径为40mm。 295U<  
vi. VI-VIII段安装套筒和轴承,直径为35mm。 CVa?L"lK  
2) 根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 b~5Q|3P9  
1. I-II段轴承宽度为22.75mm,所以长度为22.75mm。 0vi)m y;!  
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。 ~a5-xWEZ  
3. III-IV段为小齿轮,长度就等于小齿轮宽度90mm。 KMU2Po qD  
4. IV-V段用于隔开两个齿轮,长度为120mm。 &@&0n)VTd  
5. V-VI段用于安装大齿轮,长度略小于齿轮的宽度,为83mm。 4/_@F>I_  
6. VI-VIII长度为44mm。 =&9x}4`;%  
4. 求轴上的载荷 Vm_<eyI2  
66 207.5 63.5 >I*Qc<X91  
Fr1=1418.5N @ +iO0?f  
Fr2=603.5N s]lIDp}  
查得轴承30307的Y值为1.6 K1*oYHB  
Fd1=443N \H6[6*JuB  
Fd2=189N ug?])nO.C  
因为两个齿轮旋向都是左旋。 Lt<KRs  
故:Fa1=638N 4fuK pLA  
Fa2=189N [UW%(N  
5.精确校核轴的疲劳强度 94Hs.S)  
1) 判断危险截面 9hNHcl.  
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 I"_``*/1  
2) 截面IV右侧的 +6i~Rx>  
AhNy+p{  
截面上的转切应力为 ^ y1P~4w?  
由于轴选用40cr,调质处理,所以 7y/Pch  
([2]P355表15-1) 0Na/3cz|zg  
a) 综合系数的计算 K]bw1K K  
由 , 经直线插入,知道因轴肩而形成的理论应力集中为 , , @a[Y[F S  
([2]P38附表3-2经直线插入) -\2T(3P  
轴的材料敏感系数为 , , )"]Nf6  
([2]P37附图3-1) |K7zN\ Wq  
故有效应力集中系数为 F:vHbs `y  
查得尺寸系数为 ,扭转尺寸系数为 , ,'FdUq)i  
([2]P37附图3-2)([2]P39附图3-3) b+6%Mu}o  
轴采用磨削加工,表面质量系数为 , \/ 9s<  
([2]P40附图3-4) Gl@-RLo  
轴表面未经强化处理,即 ,则综合系数值为 :SUU)jLq  
b) 碳钢系数的确定 yn;sd+:z  
碳钢的特性系数取为 , )]W|i9  
c) 安全系数的计算 \_#Z~I{  
轴的疲劳安全系数为 L<` p;?   
故轴的选用安全。 ?F!='6D}b  
I轴: L{i,.aE/nO  
1.作用在齿轮上的力 +OTNn@!9  
FH1=FH2=337/2=168.5 m:sT)  
Fv1=Fv2=889/2=444.5 sC^9  
2.初步确定轴的最小直径 iuxS=3lT"K  
.dr-I7&!  
3.轴的结构设计 tt%lDr1A)  
1) 确定轴上零件的装配方案 ;`(l)X+7  
2)根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 FFvF4]|L  
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。 %^){)#6w  
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。 HpQuro'Qh  
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。 <q dM  
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。 e ; #"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。 BPH-g\q  
i) 轴肩固定轴承,直径为42mm。 L)!9+!PKD  
j) 该段轴要安装轴承,直径定为35mm。 SZ*Nr=X  
2) 各段长度的确定 u ]!ZW&  
各段长度的确定从左到右分述如下: DNu^4#r  
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.Z2gFE&tu  
b) 该段为轴环,宽度不小于7mm,定为11mm。 Sj`GP p  
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。 u5LrZt]k  
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。 "'8^OZR  
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。 c8"9Lv  
f) 该段由联轴器孔长决定为42mm 7/:C[J4GTN  
4.按弯扭合成应力校核轴的强度 >0kZ-M5  
W=62748N.mm Y#A0ud,  
T=39400N.mm i`F8kg`_K  
45钢的强度极限为 ,又由于轴受的载荷为脉动的,所以 。 : K#z~#n  
@ 7WWoy  
III轴  oRbG6Vv/  
1.作用在齿轮上的力 <Y9 L3O`[  
FH1=FH2=4494/2=2247N %xH2jf  
Fv1=Fv2=1685/2=842.5N ];n3H~2  
2.初步确定轴的最小直径 7"iUyZ(  
3.轴的结构设计 ap7ZT7KW  
1) 轴上零件的装配方案 , (Bo .(]  
2) 据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 FU~xKNr  
I-II II-IV IV-V V-VI VI-VII VII-VIII $^ wqoW%t  
直径 60 70 75 87 79 70 HF\|mL  
长度 105 113.75 83 9 9.5 33.25 M y vyp  
;#goC N.  
5.求轴上的载荷 v"po}K  
Mm=316767N.mm 0j-- X?-  
T=925200N.mm Tw{}Ht_Qq  
6. 弯扭校合 NukcBH  
滚动轴承的选择及计算 X:c k  
I轴: &YU; K&  
1.求两轴承受到的径向载荷 2(<2Gnpl  
5、 轴承30206的校核 Z/p>>SCak  
1) 径向力 @Z fQ)q\  
2) 派生力 h yPVt6Gkj  
3) 轴向力 Bj-80d,  
由于 , aT[qJbp1  
所以轴向力为 , fC\Cx;q-  
4) 当量载荷 {[<o)k.A  
由于 , , ]V 4Fm{]  
所以 , , , 。 XlPi)3m4/S  
由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 |lnMT)^D  
5) 轴承寿命的校核 orGkS<P  
II轴: zOEdFU{x  
6、 轴承30307的校核 zFn!>Tqe  
1) 径向力 ry2ZVIFa  
2) 派生力 ?hXeZB+b4  
Xqz\%&G  
3) 轴向力 fH#*r|~  
由于 , ,?OWwm&J  
所以轴向力为 , "k0bj>  
4) 当量载荷 9Ez>srH(  
由于 , , rQuozbBb  
所以 , , , 。 f<$>?o&y  
由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 I 19 /  
5) 轴承寿命的校核 a (mgz&*  
III轴: Q"@x,8xW  
7、 轴承32214的校核 {`Jr$*;  
1) 径向力 yqY nd<K4  
2) 派生力 C'_^DPzj  
3) 轴向力 OrZ=-9"  
由于 , ;$\?o  
所以轴向力为 , n.323tNY  
4) 当量载荷 OIqisQ7ZB  
由于 , ,  wh A  
所以 , , , 。 f4h|Nn%;  
由于为一般载荷,所以载荷系数为 ,故当量载荷为 vZ rE9C }  
5) 轴承寿命的校核 aLWNqe&1  
键连接的选择及校核计算 |3a1hCxt  
74h[YyVi  
代号 直径 us_o{  
(mm) 工作长度 gc y'"d"  
(mm) 工作高度 iK(G t6w  
(mm) 转矩 g}vOp3 ^  
(N•m) 极限应力 m$bX;F}T  
(MPa) "RkbT O  
高速轴 8×7×60(单头) 25 35 3.5 39.8 26.0 kPt] [1jo  
12×8×80(单头) 40 68 4 39.8 7.32 n0nvp@?7bJ  
中间轴 12×8×70(单头) 40 58 4 191 41.2 YV6@SXy  
低速轴 20×12×80(单头) 75 60 6 925.2 68.5 ,D6hJ_:  
18×11×110(单头) 60 107 5.5 925.2 52.4 FRSz3^Aw  
由于键采用静联接,冲击轻微,所以许用挤压应力为 ,所以上述键皆安全。 Ny\c>$z  
连轴器的选择 7eM:YqT/#  
由于弹性联轴器的诸多优点,所以考虑选用它。 hZ#ydI|  
二、高速轴用联轴器的设计计算 #]~l]Eq  
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 , -$@$  
计算转矩为 zE~{}\J  
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) &EELq"5K  
其主要参数如下: i>]1E^yF  
材料HT200 [32]wgw+{1  
公称转矩 .[@TC@W  
轴孔直径 , R>r@I_  
轴孔长 , 9i&(VzY[=  
装配尺寸 |#&{`3$CG[  
半联轴器厚 o!\Q,  
([1]P163表17-3)(GB4323-84 M;96 Wm  
三、第二个联轴器的设计计算 ^-*q  
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 , s!vvAD;\  
计算转矩为 ]ZkR~?  
所以选用弹性柱销联轴器TL10(GB4323-84) Ve]ufn6  
其主要参数如下: GH6HdZ  
材料HT200 4/z K3%J  
公称转矩 (P+TOu-y\  
轴孔直径 _7)>/YK?}4  
轴孔长 , zq:+e5YT?T  
装配尺寸 &gP/<!#  
半联轴器厚 :c*_W /  
([1]P163表17-3)(GB4323-84 g!#M0  
减速器附件的选择 >q}Ns^ .'  
通气器 s>RtCw3,  
由于在室内使用,选通气器(一次过滤),采用M18×1.5 d){o#@  
油面指示器 3@t&5UjwQ  
选用游标尺M16 V!|:rwG2  
起吊装置 /K@_O\+;Q  
采用箱盖吊耳、箱座吊耳 h^H~q<R[T  
放油螺塞 3:S>MFRn.3  
选用外六角油塞及垫片M16×1.5 2"'<Yk9  
润滑与密封  d*Wg>8|  
一、齿轮的润滑 H*gX90{!2  
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。 FLb Q#c\  
二、滚动轴承的润滑 rz@FUU:&  
由于轴承周向速度为,所以宜开设油沟、飞溅润滑。 *VbB'u:  
三、润滑油的选择 +1te8P*  
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。 *hk8[  
四、密封方法的选取 SY[7<BUZ  
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。 LU7ia[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。 prdlV)LTpY  
轴承盖结构尺寸按用其定位的轴承的外径决定。 VssD  
设计小结 T3JM8  
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···
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