冷却塔行星齿轮减速器的设计

欢迎下载本文档参考使用 如果有疑问或者需要 CAD 图纸的请联系 q1484406321 目录目录 1 前言 1 1 1 选题的依据及意义 1 1 2 国内外研究概况及发展趋势 1 2 技术任务书 2 2 1 已知条件 2 3 设计计算 3 3 1 行星轮的结构设计与计算 3 3 1 1 选取行星轮传动的传动类型和传动简图 3 3 1 2 行星轮传动的配齿计算 3 3 1 3 初步计算齿轮的主要参数 4 3 1 4 装配条件的验算 5 3 1 5 传动效率的计算 6 3 1 6 减速器的润滑和密封 10 3 1 7 齿轮强度验算 10 3 2 行星架的结构设计与计算 17 3 1 1 行星架的结构设计 18 3 1 2 行星架结构计算 18 3 2 齿轮联轴器的结构设计与计算 19 3 3 轴的结构设计与计算 20 3 3 1 输入轴的结构设计与计算 21 3 3 2 输出轴的设计计算 22 3 4 铸造箱体的结构设计计算 23 4 使用说明书 24 4 1 安装使用 24 4 2 维修保养 25 5 标准化审核报告 25 5 1 产品图样的审查 25 5 2 产品技术文件的审查 25 5 3 标注件的使用情况 26 5 4 审查结论 26 结论 27 参考文献 28 致谢 29 1 冷却塔行星齿轮减速器的设计冷却塔行星齿轮减速器的设计 1 前言前言 1 1 选题的依据及意义 行星齿轮传动与普通定轴齿轮传动相比较 具有质量小 体积小 传动比大 承载能力大以及传动平稳和传动效率高等优点 这些已被我国越来越多的机械工程 技术人员所了解和重视 由于在各种类型的行星齿轮传动中均有效的利用了功率分流 性和输入 输出的同轴性以及合理地采用了内啮合 才使得其具有了上述的许多独特 的优点 行星齿轮传动不仅适用于高速 大功率而且可用于低速 大转矩的机械传动 装置上 它可以用作减速 增速和变速传动 运动的合成和分解 以及其特殊的应用 中 这些功用对于现代机械传动发展有着重要意义 因此 行星齿轮传动在起重运输 工程机械 冶金矿山 石油化工 建筑机械 轻工纺织 医疗器械 仪器仪表 汽车 船舶 兵器 和航空航天等工业部门均获得了广泛的应用 1 2 国内外研究概况及发展趋势 世界上一些工业发达国家 如日本 德国 英国 美国和俄罗斯等 对行星齿轮 传动的应用 生产和研究都十分重视 在结构优化 传动性能 传递功率 转矩和速 度等方面均处于领先地位 并出现了一些新型的行星传动技术 如封闭行星齿轮传动 行星齿轮变速传动和微型行星齿轮传动等早已在现代机械传动设备中获得了成功的应 用 行星齿轮传动在我国已有了许多年的发展史 很早就有了应用 然而 自二十世 纪 60 年代以来 我国才开始对行星齿轮传动进行了较深入 系统的研究和试制工作 无论是在设计理论方面 还是在试制和应用实践方面 均取得了较大的成就 并获得 了许多的研究成果 近 20 年来 尤其是我国改革开放以来 随着我国科学技术的进步和发展 我国已 从世界上许多工业发达的国家引进了大量先进的机械设备和技术 经过我国机械科技 2 人员不断积极地吸收和消化 与时俱进 开拓创新地努力奋进 使得我国的行星传动 技术有了迅速发展 目前 我国已有许多的机械设计人员开始研究分析和应用上述的 新型行星齿轮传动技术 并期待着能有更大的突破 行星齿轮传动技术的发展方向如下 1 标准化 多品种 目前世界上已有50多个渐开线行星齿轮传动系列设计 而 且还演化出多种形式的行星减速器 差速器和行星变速器等多种产品 2 硬齿面 高精度 行星传动机构中的齿轮广泛采用渗碳和淡化化学热处理 齿轮制造精度一般均在6级以上 3 高转速 大功率 行星齿轮传动机构在高速传动中 如在高速汽轮传动中已 获得广泛的应用 其传动功率也越来越大 4 大规格 大转矩 在中低速 重载传动中 传动大转矩的大规格的行星齿轮传 动已有了较大的发展 减速器的代号包括 型号 级别 联接型式 规格代号 规格 传动比 装配型 式 标准号 其标记符号如下 N NGW N 内啮合 G 公用齿轮 W 外啮合 型 A 单级行星齿轮减速器 B 两级行星齿轮减速器 C 三级行星齿轮减速器 Z 定轴圆柱齿轮 S 螺旋锥齿轮 D 底座联接 F 法兰联接 L 立式行星减 速器 2 技术任务书技术任务书 2 1 已知条件 试为某冷却塔设计所需配用的行星齿轮减速器 已知该行星齿轮减速器给定传动 比 i 4 6 行星轮数 c 3 此减速器安装在冷却塔中心进水管顶端 避免塔体受到风机 减速器的挤压及动载 从而延长冷却塔主体的寿命 提高性能 降低冷却塔制造成本 和噪声 每天要求工作 16 小时 要求寿命为 2 年 且要求该行星齿轮减速器传动结构 3 紧凑 外廓尺寸较小 3 设计计算设计计算 3 1 行星轮的结构设计与计算 3 1 1 选取行星轮传动的传动类型和传动简图 根据上述设计要求 给定传动比 结构合理 紧凑 据各行星轮传动类型的传动 比和工作特点可知 2K H 型结构紧凑 传动比符合给定要求 其传动简图如图 3 1 所示 图中太阳轮 a 输入 行星架 H 输出 内齿圈 b 固定 3 1 2 行星轮传动的配齿计算 在确定行星轮传动的各轮齿数时 除了满足给定的传动比外 还应满足与其装配 有关的条件 即同心条件 邻接条件和安装条件 此外 还应考虑到与其承载能力有 关的其他条件 在给定传动比的情况下 行星轮传动的各轮齿数的确定方法有两种 一 计算 法 二 查表法 下面采用计算法来确定各轮齿数 图 3 1 行星传动的传动简图 4 由公式 3 28 见参考文献 2 得 1 4 6 1 3 6 3 a b z z p p i 1 一般取 3 8 在满足的条件下为减小行星传动的径向尺寸中心轮 a 和行星p p i 轮 c 的尺寸应尽可能地小 由公式 3 29 见参考文献 2 得 3 apab zizpz6 3 1 2 取 17 则 圆整后取 61 a z2 61176 3 b z b z 根据同心条件可以求得行星轮的齿数 由公式 3 30 见参考文献 2 得 22 1 圆整后取 2 ab c zz z 22 c z 所以 行星轮传动的各轮齿数分别为17 61 22 a z b z c z 3 1 3 初步计算齿轮的主要参数 标准直齿圆柱齿轮的基本参数有五个 齿数 模数 压力角 齿顶高系数和顶隙 系数 在确定上述基本参数后 齿轮的齿形及几何尺寸就完全确定了 已知 25 0 1 20 22 61 17 chzzz acba 齿轮的几何尺寸计算如下 见参考文献 2 分度圆直径 3 85175 aa mzd 3 305615 bb mzd 110225 cc mzd 齿顶高 外啮合副 3 ca 5 aacaa mhhh 4 内啮合副 5 mhbc ac 38 4 mhhh aab 5 齿根高 3 25 6 mchh af 5 全齿高 3 fa hhh 6 轮 a25 11 h 轮 b25 11 h 轮 c38 9 h 齿顶圆直径 轮 3 7 a952 aa hdd 轮 c1202 aa hdd 轮 b24 2962 aa hdd 齿根圆直径 轮 3 a5 722 faf hdd 8 轮 b5 3172 fbf hdd 轮 c 5 972 fcf hdd 基圆直径 轮 3 a 9 7920cos ab dd 9 轮 b b d 7 286 轮 c 4 103 b d 中心距 副 3 ca 2 1 ca zza 5 97 10 副 bc 5 97 2 1 cb zza 齿顶圆压力角 a 轮 3 75 32arccos a b a d d 11 6 b 轮 5 30arccos a b a d d c 轮 58 14arccos a b a d d 3 1 4 装配条件的验算 在确定行星齿轮传动的各轮齿数时 除了满足给定的传动比外 还应满足与其装 配有关的条件 即同心条件 邻接条件和安装条件 此外 还要考虑到与其承载能力 有关的其他条件 1 邻接条件 由多个行星轮均匀对称地布置在太阳轮和内齿轮之间的行星传动设 计中必须保证相邻两个行星轮齿顶之间不得相互碰撞 这个约束称之为邻接条件 按公式 3 7 见参考文献 2 验算其邻接条件 即 3 p acac n ad sin2 12 式中 np 行星轮个数 aac a c 啮合副的中心距 dac 行星轮的齿顶圆直径 已知代入上式可得5 97 120 acac ad 3 87 168 3 180 sin 5 972120 13 即满足邻接条件 2 同心条件 对于 2K H 型行星传动 三个基本构件的旋转轴线必须重合于主轴线 即由中心轮和行星轮组成的所有啮合副实际中心距必须相等 称之为同心条件 按公式 3 8a 见参考文献 2 验算同心条件 即 3 cbac aa 14 已知5 97 5 97 cbac aa 7 即满足同心条件 3 安装条件 在行星传动中 几个行星轮能均匀装入并保证中心论正确啮合应具备 的齿数关系和切齿要求 称之为装配条件 按公式 3 20 见参考文献 2 验算安装条件 即 c n zz p ba 整数 3 15 已知3 61 17 pba nzz 26 3 6117 p ba n zz 即满足安装条件 3 1 5 传动效率的计算 按照表 5 1 见参考文献 2 中所对应的效率计算公式计算 按公式 5 36 见参考文献 2 计算如下 m 对于啮合副 a c 齿顶圆压力角 3 75 32 95 9 79 arccosarccos 1 a b a d d 16 5 30 120 4 103 arccosarccos 2 a b a d d 3 56 1 tantantantan 2 1 2211 aa zz 17 对于啮合副 c b 齿顶压力角 5 30 1 58 14 2 78 1 tantantantan 2 1 2211 aa zz 8 根据公式 5 37 见参考文献 2 得 取1 0 m f 3 025 0 11 2 21 zz fm x ma 18 008 0 11 2 21 zz fm x mb 行星齿轮传动中大都采用滚动轴承 摩擦损失很小故可忽略 3 974 0 1 1 x mb x ma b xa p p 19 可见 该行星传动的传动效率较高 可满足短期间断工作方式的使用要求 行星齿轮传动功率分流的理想受力状态由于受不可避免的制造和安装误差 零件 变形及温度等因素的影响 实际上是很难达到的 若用最大载荷 Fbtamax与平均载荷 Fbta 之比值 Kp来表示载荷不均匀系数 即 Kp Fbtamax Fbta Kp值在的范围内变化 为了减小载荷不均匀系数 便产生了所谓的均载机 pp nK 1 构 均载机构的合理设计 对能否充分发挥行星传动的优越性有这极其重要的意义 均载机构分为基本构件浮动的均载机构 采用弹性元件的均载机构和杠杆联动式 均载机构 在选用行星齿轮传动的均载机构时 根据该机构的功用和工作情况 应对其提出 如下几点要求 1 均载机构在结构上应组成静定系统 能较好的补偿制造和装配误差及零件的变 形 且使载荷分布不均匀系数 K 值最小 2 均载机构的补偿动作要可靠 均载效果要好 为此 应使均载构件上所受的力 较大 因此 作用力大才能使其动作灵敏 准确 3 在均载过程中 均载构件应能以较小的自动调整位移量补偿行星齿轮传动存在 的制造误差 4 均载机构应制造容易 结构简单 紧凑 布置方便 不得影响到行星齿轮传动 9 的传动性能 5 均载机构本身的摩擦损失应尽量小 效率要高 6 均载机构应具有一定的缓冲和减振性能 至少不应增加行星齿轮传动的振动和 噪声 在本设计中采用了中心轮浮动的结构 太阳轮通过双齿或单齿式联轴器与高速轴 相联实现浮动 如图 2 2 所示 前者既能使行星轮间载荷分布均衡 又能使啮合齿 面沿齿寛方向的载荷分布得到改善 而后者在使行星轮间载荷均衡过程 只能使太阳 轮轴线偏斜 从而使载荷沿齿寛方向分布不均匀 降低了传动承载能力 这种浮动方 法 因为太阳轮重量小 浮动灵敏 结构简单 易于制造 便于安装 应用广泛 根据 2K H A 型行星传动的工作特点 传递扭矩的大小和转速的高低等情况对其 进行具体的结构设计 首先应该确定太阳轮 a 的结构 因为它的直径 d 较小 所以轮 a 应该采用轴齿轮的结构 因为在该设计中采用了中心论浮动的结构因此它的轴与浮动 齿轮联轴器的外齿半联轴套 制成一体或连接 如图 3 3 且按该行星传动的扭矩初步 估算输入轴的直径 da 同时进行轴的结构设计 为了便于轴上零件的拆装 通常将轴制 成阶梯形 总之在满足使用要求的情况下 轴的形状和尺寸应力求简单 以便于加工 制造 详见结构设计计算 内齿轮做成环形齿圈 在该设计中内齿轮是用键在圆周方向上实现固定的 行星轮通过两个轴承来支撑 由于轴承的安装误差和轴的变形等而引起的行星轮偏斜 则 图 3 2 齿轮联轴器 10 选用具有自动调心性能的球面滚子轴承是较为有效的 但是只有在使用一个浮 动基本构件的行星轮传动中 行星轮才能选用上述自动调心轴承作为支撑 行星 轮心轴的轴向定位是通过螺钉固定在输出轴上实现的 行星架的结构选用了刚性比较好的双侧板整体式结构 与输出轴法兰联接 为保 证行星架与输出轴的同轴度 行星架时应与输出轴配做 并且用两个对称布置得销定 位 行星架靠近输入轴的一端采用一个向心球轴承支撑在箱体上 转臂上各行星轮轴孔与转臂轴线的中心距极限偏差 fa 可按公式 9 1 见参考文 献 2 计算 现已知啮合中心距 a 97 5mm 则 mm a fa0368 0 1000 83 3 20 取 mfa 8 36 各行星轮轴孔的孔距相对偏差的 1 2 即 1 mex 182 1 图 3 3 太阳轮 0 0 054 0 0 054 154 R20 98 11 在对所设计的行星齿轮传动进行了其啮合参数和几何尺寸计算 验算其转配条件 且进行了结构设计之后 绘制该行星齿轮的传动结构图 即装配图 如下图 3 4 3 1 6 减速器的润滑和密封 1 齿轮采用油池润滑 常温条件下润滑油的粘度按表 7 2 81 选用 见参考文献 8 2 轴承采用飞溅润滑 但每当拆洗重装时 应注入适量的 约占轴承空间体积 1 3 钙钠基润滑脂 3 减速器的密封 减速器的剖分面 陷入式端盖四周和视孔盖等处应涂以密封胶 3 1 7 齿轮强度验算 1 校核其齿面接触强度 确定使用系数 KA 1 查表 6 7 见参考文献 2 得 KA 1 1 工作机中等冲击 原动机轻微冲击的情况下 12 确定动载荷系数 KV 2 取功率 P 45KW n 940min r 3 min 1 82 59 3 1 940 1 r p n n a x 21 min 295rnn xa 已知 d1 85mm 有公式 6 57 见参考文献 2 得 3 smsm nnd v xx 31 1 19100 11 22 计算动载荷系数 kv由公式 6 58 见参考文献 2 得 图 3 4 行星减速箱结构图 13 3 B X v VA A k 200 23 取传动精度系数为 7 即 c 6 B 025 7 5 0 667 0 817 A 50 56 1 B 60 248 所以 kv 1 17 齿向载荷分布系数 3 FH KK 因为该 2K H 行星齿轮传动的内齿轮宽度与行星轮分度圆直径的比值小于 1 所以 1 fh kk 齿间载荷分配系数 4 FH KK 查表 6 9 见参考文献 2 得 1 1 FH KK 行星轮间载荷分配不均匀系数 5 FPHP KK 查图 7 19 见参考文献 2 取 2 1 HP K 由公式 7 12 得 见参考文献 2 取 3 1 12 1 5 11 FP k 节点区域系数 6 H Z 查图 6 9 见参考文献 2 得 05 2 H Z 弹性系数 7 E Z 查表 6 10 见参考文献 2 得 2 8 189mmNZE 重合度系数 8 Z 14 已知 a c 副 b c 副56 1 78 1 9 0 3 4 Zca 86 0 3 4 Zbc 螺旋角系数 9 Z 1cos Z 试验齿轮的接触疲劳极限 10 limH 查图 6 14 a 见参考文献 2 得 2 lim 1300Nmm H 最小安全系数 minmin FH SS 查表 6 11 见参考文献 2 得 6 1 25 1 minmin HH SS 接触强度计算的寿命系数 NT Z a c 用表 6 13 见参考文献 2 得 3 24 8 1 105488 2 60 ptxaL nnnN 查表 6 12 见参考文献 2 得 3 97 0 102 0191 0 1 6 1 L NTI N Z 25 8 12 10099 1 pLL unNN 93 0 102 0191 0 2 6 2 L NT N Z c b 77 2 c b z z u 15 7 2 10093 7 60 ptxbL nnnN 72 1 1055 6 p L L n uN N 由表 6 12 见参考文献 2 得 89 0 102 0191 0 1 6 1 L NT N Z 89 0 102 0191 0 2 6 2 L NT N Z 润滑油膜影响系数 11 RVL ZZZ 查图 6 17 见参考文献 2 取 1 L Z 查图 6 18 见参考文献 2 取 94 0 V Z 查图 6 19 见参考文献 2 取 95 0 R Z 齿面硬化系数 12 W Z 已知条件中给定硬度为 45 56HRC 取 1 0 W Z 尺寸系数 13 X Z 查表 6 15 见参考文献 2 得 0 9997 X Z a c 副 许用接触应力 HP 3 5 978 lim lim XWRVLNT H H HP ZZZZZZ S 26 齿面接触应力 H 3 6 663 1 1 0 u u bd Ft ZZZZ EHH 27 68 862 1101 HPHHUAHH KKKKK 16 a c 副满足齿面接触强度的要求 HPH c b 副 许用接触应力 HP 3 925 lim lim XWRVLNT H H HP ZZZZZZ S 齿面接触应力 H 62 334 1 1 0 u u bd Ft ZZZZ EHH 435 1101 HPHHUAHH KKKKK c b 副满足齿面接触强度的要求 HPH 2 校核其齿跟弯曲强度 弯曲强度计算中的切向力 Ft 使用系数 KA和动载荷系数 KV与接触强度计算相 1 同 即 17 1 1 1 VA KK 齿向载荷分布系数 2 F K 1 F K 齿间载荷分配系数 3 F K 查表 6 9 见参考文献 2 得 1 1 F K 齿形系数 4 Fa Y 查图 6 22 见参考文献 2 得 053 2 Fa Y 应力修正系数 5 Sa Y 查图 6 23 见参考文献 2 得 65 2 Sa Y 重合度系数 6 Y 17 按公式 6 75 见参考文献 2 计算 即 3 73 0 75 0 25 0 ac Yca 28 67 0 78 1 75 0 25 0 Ybc 螺旋角系数 7 Y 查图 6 25 见参考文献 2 得 1 Y 齿轮的弯曲疲劳极限 8 limF 查图 6 29 见参考文献 2 得 2 lim 310mmN F 弯曲强度计算的寿命系数 9 NT Y 由公式 6 13 见参考文献 2 得 3 8 2 8 1 10099 1 105488 2 LL NNca 29 7 2 7 1 10093 7 1055 6 LL NNbc 由公式 6 16 见参考文献 2 得 3 955 0 103 02 0 1 6 1 L NT N Yca 30 3 9 0 103 02 0 2 6 2 L NT N Y 31 835 0 103 02 0 1 6 1 L NT N Ycb 18 848 0 103 02 0 2 6 2 L NT N Y 弯曲强度计算的尺寸系数 10 X Y 由表 6 17 见参考文献 2 得 3 101 0 05 1 mYX 32 相对齿根圆敏感系数 11 relT Y 由图 6 33 见参考文献 2 查得 1 relT Y 相对齿根表面状况系数 12 RrelT Y 由表 6 18 见参考文献 2 得 3 9863 0 1 529 0 674 1 1 0 ZRrelT RY mRZ 12 33 最小安全系数 13 由表 6 11 见参考文献 2 查得 6 1 min F S 副 许用齿根应力 ca FP 3 44 2922 min lim XRrelTrelT F NTSaF FP YYY S YY 34 齿根应力 F 3 58 136 0 YYYY b F SaFa mn t F 35 3 36 251 0 FPFFVAFF KKKKK 19 36 副满足齿根弯曲强度的要求 ca FPF 副 许用齿根应力 cb FP 43 429 min lim XRrelTrelT F NTSaF FP YYY S YY 齿根应力 F 35 125 0 YYYY b F SaFa mn t F 7 230 0 FPFFVAFF KKKKK 副满足齿根弯曲强度的要求 cb FPF 3 2 行星架的结构设计与计算 行星架是行星传动中结构比较复杂而重要的构件 当行星架作为基本构件时 它 是机构中承受外力矩最大的零件 因此行星架的结构设计和制造质量对行星轮间的载 荷分配以及传动装置的承载能力 噪声和振动等有重大影响 3 1 1 行星架的结构设计 行星架的常见结构形式有双臂整体式 双臂装配式和单臂式三种 在制造工艺上 又有铸造 锻造和焊接等不同形式 双臂整体式行星架结构刚性较好 采用铸造和焊接方法可得到与成品尺寸相近的 毛坯 加工余量小 铸造行星架常用于批量生产地中 小型行星减速器中 如用锻造 则加工余量大 浪费材料和工时 不经济 焊接行星架通常用于单件生产的大型行星 传动结构中 该设计选用双臂式整体行星架 如图 3 5 所示 20 图 3 5 行星架 3 1 2 行星架结构计算 见参考文献 1 当两侧板不装轴承时 取 3 25 5 97 3 025 0 3 025 0 1 acmmc20 1 37 取205 97 25 0 2 0 25 02 0 2 acmmc20 2 连接板的内圆半径 5 085 0 r rn 取120 5 70 5 085 0 Rrn103 n R 行星架厚度 为内齿轮宽度 b 52mm bbc 5 0 mmc26525 0 行星架外径 3 38 110 5 97 8 0 2mmdmmadaD cc 取mmD2831108 02 5 97 mmD284 3 2 齿轮联轴器的结构设计与计算 齿轮联轴器是用来联接同轴线的两轴 一同旋转传递转矩的刚性可移式机构 基 本形式见图 3 6 21 图 3 6 齿轮联轴器 1 外齿轴套 2 端盖 3 内齿圈 齿轮联轴器是渐开线齿轮应用的一个重要方面 一般由参数相同的内外齿轮副相 互配合来传递转矩 并能补偿两轴线间的径向 轴线倾斜的角位移 允许正反转 沿分度圆 如图 3 7 所示 位置剖切外齿 剖切面得齿廓为直线时 称之为直齿 联轴器 齿廓为腰鼓形曲线时 称之为鼓形齿联轴器 齿轮联轴器的内齿圈都用直齿 鼓形齿联轴器的主要特点 1 外齿轮齿厚中间厚两端薄 允许两轴线有较大的角位移 一般设计为 5 1 特殊的设计在以上也能可靠地工作 3 2 能承受较大的转矩和冲击载荷 在相同的角位移时 比直齿联轴器的承载能 力高 15 20 外形尺寸小 3 易于安装调整 22 A A AA 图 3 7 加工鼓形齿常用滚齿法和插齿法 用磨齿和剃齿法也可获得一定得鼓形量 齿轮联轴器的外齿半联轴套和太阳轮做成一体 直径较小而承受转矩较大情况下常取 并设计成鼓形齿 3 02 0 1 g d b 已知6 106 mmmdg 内齿圈宽度 见参考文献 1 12 25 115 1 bb 取 3 6 31 2 21 3 02 0 1 dgbmmb20 1 39 取2523 25 1 15 1 12 bbmmb252 联轴器外壳的壁厚为 取 3 6 103 5 1 005 0 g g dhmmhg5 10 40 3 3 轴的结构设计与计算 轴的结构设计包括定出轴的合理外形和全部结构尺寸 轴的结构主要取决于以下 因素 轴在机器中的安装位置及形式 轴上安装零件的类型 尺寸 数量以及和轴的 连接方法 载荷的性质 大小 方向及分布情况 轴的加工工艺等等 3 3 1 输入轴的结构设计与计算 1 拟定轴上零件的装配方案 23 拟定轴上的装配方案是进行轴的结构设计的前提 它决定轴的基本形式 所谓装 配方案就是预定出轴上主要零件的装配方向 顺序和相互关系 如图 2 4 中的装配方 案是轴承 套筒 轴承 轴承端盖依次从轴右端向左装 2 轴上零件的定位 为了防止轴上零件受力时发生沿轴向和周向的相对运动 轴上零件出了游动或空 转的要求外 都必须进行轴向和周向定位 以保证其准确的工作位置 1 轴上零件的轴向定位是以套筒 轴承端盖和轴承盖来保证的 2 轴上零件的周向定位的目的是限制轴上零件与轴发生相对转动 常用的周向定位的 零件有键 花键 销 紧定螺钉以及过盈配合等 3 各轴段直径和长度的确定 1 按扭矩计算轴径 轴的材料选用 40Gr 则查表 15 3 见参考文献 5 得 110 45 0 AMPa T 计算轴的直径 有公式 15 2 见参考文献 5 得 mm n P n p d TT 98 49 1 377 45 997 101 2 0 9550000 2 0 9550000 33 33 取mmd70 min 2 初步确定各轴段直径和长度如图 3 8 所示 4 轴上零件的选择 1 轴承的选择 2 键的选择 见参考文献 6 表 14 1 bxh 16x10 L 70mm 3 3 2 输出轴的设计计算 1 拟定轴上零件的装配方案 如图 2 4 中的装配方案是行星架 轴承和轴承盖 依次从轴左端向右装 24 2 轴上零件的定位 1 轴上零件的轴向定位是以定位轴肩 轴承端盖和轴承盖来保证的 2 轴上零件的周向定位的目的是限制轴上零件与轴发生相对转动 常用的周向定位的 零件有键 和过盈配合等 3 各轴段直径和长度的确定 1 按扭矩计算轴径 选用的原动机为 p 45kw n 940 min r98 0 6 4 i 3 min 4 20 6 4 min 94 r r i n n r c 41 3 kwkwppc 1 4498 0 45 42 根据公式 15 2 见参考文献 5 得 mm r kw n p d TcT c c 9 85 min 4 202 0 1 449550000 2 0 9550000 33 取 mmdc86 2 初步确定各轴段直径和长度如图 3 5 所示 图 3 8 输入轴 25 4 轴上零件的选择 1 轴承的选择 见参考文献 4 2 键的选择 见参考文献 6 表 14 1 bxh 25x14 L 50mm a b 图 3 5 输出轴 3 4 铸造箱体的结构设计计算 见参考文献 1 铸造机体的壁厚 3 053 1 1000 1233103 1000 3 BD k 43 26 查表 7 5 见参考文献 1 得mm10 下列计算均按表 7 5 16 见参考文献 1 算 机体壁厚 mm10 前机盖壁厚 mm88 0 1 后机盖壁厚 mm10 2 机盖法兰凸缘厚度 125 1 3 d 加强肋厚度 mm10 4 加强肋的斜度为 2 机体宽度 mmBB2345 4 机体机盖紧固螺栓直径 3 mmd10 185 0 1 44 轴承端盖螺栓直径 mmdd88 0 12 底脚螺栓直径 mmd12 机体底座凸缘厚度 取mmdh1218 5 11 mmh15 地脚螺栓孔的位置 取mmdc 85 2 1 1 mmc20 1 mmdc 85 2 取mmc20 2 4 使用说明书使用说明书 4 1 安装使用 1 安装前应检查减速机与风机配套是否符合设计要求 2 减速机与安装机架间一般应加10 15mm 厚的胶垫以减少振动 3 安装后检查风机叶片与塔体的间隙应均匀 用手转动风机应转动灵活 无 卡滞现象 否则不能通电运转 4 运转前必须加油 本减速机采用双曲线齿轮油或 HL 30 齿轮油或减速机 专用油 加油时从加油管加入 5 油位加至油针刻度线中间即可 27 6 确认安装合格后 方可通电试运行 减速机应运行平稳无异常响声 电机 电流应不超过额定值 否则应停机检查 7 连续运行1小时后停机检查各紧固件是否松动 各密封部分是否渗漏 经检 查符合要求后方可正式开机 4 2 维修保养 1 新安装的减速机运行半个月后应更换一次润滑油 并清洗齿轮箱 以后每 运行2000 3000小时换油一次 2 正常运行时应经常从视油孔检查润滑油位 若发现漏油应及时更换油封 3 减速机每年应检修一次 检查各齿轮 轴承 油封等零部件是否正常 损 坏后应及时更换 5 标准化审核报告标准化审核报告 5 1 产品图样的审查 冷却塔行星齿轮减速器设计已经基本完成 现以具备全套图纸和一线基本数据 根据有关规定 对其进行标注化审查 结果如下 1 产品的图样完整 统一 表达准确清楚 图样清楚 符合 GB4440 84 GB 83 机械制图 的规定 2 产品图样公差与配合的选择与标准符合 GB T1800 3 1998 的规定 3 产品图样的编号符合 JB T5054 5 2000 中华人民共和国机械行业标准 产 品图样及设计的完整性 4 图纸的标题栏与明细栏符合 GB T10609 1 1989GB T10690 2 1989 的规定 5 产品图样粗糙度的标注符合 GB131 83 表面特征代号及注法