一單級(jí)帶式輸送機(jī)的傳動(dòng)裝置-V帶斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)減速器設(shè)計(jì)F=2000N,V=1.8m-s,D=450mm含3張CAD圖
一單級(jí)帶式輸送機(jī)的傳動(dòng)裝置-V帶斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)減速器設(shè)計(jì)F=2000N,V=1.8m-s,D=450mm含3張CAD圖,一單級(jí)帶式,輸送,傳動(dòng),裝置,帶斜齒,圓柱齒輪,減速器,設(shè)計(jì),nv,sd,mm,妹妹,cad
機(jī)械設(shè)計(jì)減速器設(shè)計(jì)說(shuō)明書(shū)
系 別:
專(zhuān) 業(yè):
學(xué)生姓名:
學(xué) 號(hào):
指導(dǎo)教師:
職 稱:
目 錄
第一部分 設(shè)計(jì)任務(wù)書(shū)..............................................4
第二部分 傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案.....................................5
第三部分 電動(dòng)機(jī)的選擇............................................5
3.1 電動(dòng)機(jī)的選擇............................................5
3.2 確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比........................6
第四部分 計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)............................7
第五部分 V帶的設(shè)計(jì)..............................................8
5.1 V帶的設(shè)計(jì)與計(jì)算.........................................8
5.2 帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)..........................................11
第六部分 齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì).........................................12
第七部分 傳動(dòng)軸和傳動(dòng)軸承及聯(lián)軸器的設(shè)計(jì)..........................20
7.1 輸入軸的設(shè)計(jì)...........................................20
7.2 輸出軸的設(shè)計(jì)...........................................24
第八部分 鍵聯(lián)接的選擇及校核計(jì)算..................................29
8.1 輸入軸鍵選擇與校核......................................29
8.2 輸出軸鍵選擇與校核......................................30
第九部分 軸承的選擇及校核計(jì)算....................................30
9.1 輸入軸的軸承計(jì)算與校核..................................30
9.2 輸出軸的軸承計(jì)算與校核...................................31
第十部分 聯(lián)軸器的選擇...........................................32
第十一部分 減速器的潤(rùn)滑和密封....................................33
11.1 減速器的潤(rùn)滑...........................................33
11.2 減速器的密封...........................................34
第十二部分 減速器附件及箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸...........................34
設(shè)計(jì)小結(jié).......................................................36
參考文獻(xiàn).......................................................37
第一部分 設(shè)計(jì)任務(wù)書(shū)
一、初始數(shù)據(jù)
設(shè)計(jì)一級(jí)斜齒圓柱齒輪減速器,初始數(shù)據(jù)F = 2000N,V = 1.8m/s,D = 450mm,設(shè)計(jì)年限(壽命):5年,每天工作班制(8小時(shí)/班):3班制,每年工作天數(shù):300天,三相交流電源,電壓380/220V。
二. 設(shè)計(jì)步驟
1. 傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案
2. 電動(dòng)機(jī)的選擇
3. 確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比
4. 計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)
5. 設(shè)計(jì)V帶和帶輪
6. 齒輪的設(shè)計(jì)
7. 滾動(dòng)軸承和傳動(dòng)軸的設(shè)計(jì)
8. 鍵聯(lián)接設(shè)計(jì)
9. 箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
10. 潤(rùn)滑密封設(shè)計(jì)
11. 聯(lián)軸器設(shè)計(jì)
第二部分 傳動(dòng)裝置總體設(shè)計(jì)方案
一. 傳動(dòng)方案特點(diǎn)
1.組成:傳動(dòng)裝置由電機(jī)、V帶、減速器、工作機(jī)組成。
2.特點(diǎn):齒輪相對(duì)于軸承對(duì)稱分布。
3.確定傳動(dòng)方案:考慮到電機(jī)轉(zhuǎn)速高,V帶具有緩沖吸振能力,將V帶設(shè)置在高速級(jí)。選擇V帶傳動(dòng)和一級(jí)斜齒圓柱齒輪減速器。
二. 計(jì)算傳動(dòng)裝置總效率
ha=h1h23h3h4h5=0.96×0.983×0.97×0.99×0.96=0.833
h1為V帶的效率,h2為軸承的效率,h3為齒輪嚙合傳動(dòng)的效率,h4為聯(lián)軸器的效率,h5為工作裝置的效率。
第三部分 電動(dòng)機(jī)的選擇
3.1 電動(dòng)機(jī)的選擇
圓周速度v:
v=1.8m/s
工作機(jī)的功率Pw:
Pw=F×V1000=2000×1.81000=3.6Kw
電動(dòng)機(jī)所需工作功率為:
Pd=Pwηa=3.60.833=4.32Kw
工作機(jī)的轉(zhuǎn)速為:
n=60×1000VπD=60×1000×1.8π×450=76.4r╱min
經(jīng)查表按推薦的傳動(dòng)比合理范圍,V帶傳動(dòng)的傳動(dòng)比i1=2~4,一級(jí)圓柱斜齒輪減速器傳動(dòng)比i2=3~6,則總傳動(dòng)比合理范圍為ia=6~24,電動(dòng)機(jī)轉(zhuǎn)速的可選范圍為nd = ia×n = (6×24)×76.4 = 458.4~1833.6r/min。綜合考慮電動(dòng)機(jī)和傳動(dòng)裝置的尺寸、重量、價(jià)格和帶傳動(dòng)、減速器的傳動(dòng)比,選定型號(hào)為Y132M2-6的三相異步電動(dòng)機(jī),額定功率為5.5KW,滿載轉(zhuǎn)速nm=960r/min,同步轉(zhuǎn)速1000r/min。
電動(dòng)機(jī)主要外形尺寸:
中心高
外形尺寸
地腳螺栓安裝尺寸
地腳螺栓孔直徑
電動(dòng)機(jī)軸伸出段尺寸
鍵尺寸
H
L×HD
A×B
K
D×E
F×G
132mm
515×315
216×178
12mm
38×80
10×33
3.2 確定傳動(dòng)裝置的總傳動(dòng)比和分配傳動(dòng)比
(1)總傳動(dòng)比:
由選定的電動(dòng)機(jī)滿載轉(zhuǎn)速n 和工作機(jī)主動(dòng)軸轉(zhuǎn)速n,可得傳動(dòng)裝置總傳動(dòng)比為:
ia=nmn=96076.4= 12.57
(2)分配傳動(dòng)裝置傳動(dòng)比:
ia=i0×i
式中i0、i分別為帶傳動(dòng)和減速器的傳動(dòng)比。為使V帶傳動(dòng)外廓尺寸不致過(guò)大,初步取i0=3,則減速器傳動(dòng)比為:
i=iai0=12.573=4.19
第四部分 計(jì)算傳動(dòng)裝置的運(yùn)動(dòng)和動(dòng)力參數(shù)
(1)各軸轉(zhuǎn)速:
輸入軸:
nI=nmi0=9603=320r╱min
輸出軸:
nII=nIi=3204.19=76.37r╱min
工作機(jī)軸:
nIII= nII=76.37r╱min
(2)各軸輸入功率:
輸入軸:
PI= Pd×η1=4.32×0.96=4.15Kw
輸出軸:
PII= PI×η2×η3=4.15×0.98×0.97=3.94Kw
工作機(jī)軸:
PIII= PII×η2×η4=3.94×0.98×0.99=3.82Kw
則各軸的輸出功率:
輸入軸:
PI'= PI×η2=4.15×0.98=4.07Kw
輸出軸:
PII'= PII×η2=3.94×0.98=3.86Kw
工作機(jī)軸:
PIII'= PIII×η2=3.82×0.98=3.74Kw
(3)各軸輸入轉(zhuǎn)矩:
電動(dòng)機(jī)軸輸出轉(zhuǎn)矩:
Td=9550×Pdnm=9550×4.32960=42.98Nm
輸入軸:
TI=9550×PInI=9550×4.15320=123.85Nm
輸出軸:
TII=9550×PIInII=9550×3.9476.37=492.69Nm
工作機(jī)軸:
TIII=9550×PIIInIII=9550×3.8276.37=477.69Nm
各軸輸出轉(zhuǎn)矩為:
輸入軸:
TI'= TI×η2=123.85×0.98=121.37Nm
輸出軸:
TII'= TII×η2=492.69×0.98=482.84Nm
工作機(jī)軸:
TIII'= TIII×η2=477.69×0.98=468.14Nm
第五部分 V帶的設(shè)計(jì)
5.1 V帶的設(shè)計(jì)與計(jì)算
1.確定計(jì)算功率Pca
由表查得工作情況系數(shù)KA = 1.3,故
Pca= KAPd=1.3×4.32=5.62Kw
2.選擇V帶的帶型
根據(jù)Pca、nm由圖選用A型。
3.確定帶輪的基準(zhǔn)直徑dd并驗(yàn)算帶速v
1)初選小帶輪的基準(zhǔn)直徑dd1。由表,取小帶輪的基準(zhǔn)直徑dd1 = 112 mm。
2)驗(yàn)算帶速v。按課本公式驗(yàn)算帶的速度
v=πdd1nm60×1000=π×112×96060×1000=5.63m╱s
因?yàn)? m/s < v < 30m/s,故帶速合適。
3)計(jì)算大帶輪的基準(zhǔn)直徑。根據(jù)課本公式,計(jì)算大帶輪的基準(zhǔn)直徑
dd2=i0dd1=3×112=336mm
根據(jù)課本查表,取標(biāo)準(zhǔn)值為dd2 = 355 mm。
4.確定V帶的中心距a和基準(zhǔn)長(zhǎng)度Ld
1)根據(jù)課本公式,初定中心距a0 = 500 mm。
2)由課本公式計(jì)算帶所需的基準(zhǔn)長(zhǎng)度
Ld0≈2a0+π2dd1+dd2+dd2-dd124a0=2×500+π2112+355+355-11224×500=1763mm
由表選帶的基準(zhǔn)長(zhǎng)度Ld = 1750 mm。
3)按課本公式計(jì)算實(shí)際中心距a0。
a≈a0+Ld-Ld02=500+1750-17632=494mm
按課本公式,中心距變化范圍為468 ~ 546 mm。
5.驗(yàn)算小帶輪上的包角a1
α1≈180°-dd2-dd1×57.3°a=180°-355-112×57.3°494=151.8°>120°
6.計(jì)算帶的根數(shù)z
1)計(jì)算單根V帶的額定功率Pr。
由dd1 = 112 mm和nm = 960 r/min,查表得P0 = 1.16 kW。
根據(jù)nm = 960 r/min,i0 = 3和A型帶,查表得DP0 = 0.11 kW。
查表得Ka = 0.93,查表得KL = 1,于是
Pr=P0+ΔP0KαKL=1.16+0.11×0.93×1=1.18Kw
2)計(jì)算V帶的根數(shù)z
z=PcaPr=5.621.18=4.76
取5根。
7.計(jì)算單根V帶的初拉力F0
由表查得A型帶的單位長(zhǎng)度質(zhì)量q = 0.105 kg/m,所以
F0=500×2.5-KαPcaKαzv+qv2=500×2.5-0.93×5.620.93×5×5.63+0.105×5.632=171.85N
8.計(jì)算壓軸力FP
Fp=2zF0 sinα12=2×5×171.85×sin151.82=1666.44N
9.主要設(shè)計(jì)結(jié)論
帶型
A型
根數(shù)
5根
小帶輪基準(zhǔn)直徑dd1
112mm
大帶輪基準(zhǔn)直徑dd2
355mm
V帶中心距a
494mm
帶基準(zhǔn)長(zhǎng)度Ld
1750mm
小帶輪包角α1
151.8°
帶速
5.63m/s
單根V帶初拉力F0
171.85N
壓軸力Fp
1666.44N
5.2 帶輪結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
1.小帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
1)小帶輪的結(jié)構(gòu)圖
2)小帶輪主要尺寸計(jì)算
代號(hào)名稱
計(jì)算公式
代入數(shù)據(jù)
尺寸取值
內(nèi)孔直徑d
電動(dòng)機(jī)軸直徑D
D = 38mm
38mm
分度圓直徑dd1
112mm
da
dd1+2ha
112+2×2.75
117.5mm
d1
(1.8~2)d
(1.8~2)×38
76mm
B
(z-1)×e+2×f
(5-1)×15+2×9
78mm
L
(1.5~2)B
(1.5~2)×78
117mm
2.大帶輪的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
1)大帶輪的結(jié)構(gòu)圖
2)大帶輪主要尺寸計(jì)算
代號(hào)名稱
計(jì)算公式
代入數(shù)據(jù)
尺寸取值
內(nèi)孔直徑d
輸入軸最小直徑
D = 28mm
28mm
分度圓直徑dd2
355mm
da
dd1+2ha
355+2×2.75
360.5mm
d1
(1.8~2)d
(1.8~2)×28
56mm
B
(z-1)×e+2×f
(5-1)×15+2×9
78mm
L
(1.5~2)d
(1.5~2)×28
56mm
第六部分 齒輪傳動(dòng)的設(shè)計(jì)
1.選精度等級(jí)、材料及齒數(shù)
(1)材料選擇:由表選小齒輪材料為40Cr調(diào)質(zhì)處理,硬度范圍取為280HBS,大齒輪材料為45鋼調(diào)質(zhì)處理,硬度范圍取為240HBS。
(2)一般工作機(jī)器,選用8級(jí)精度。
(3)選小齒輪齒數(shù)Z1 = 24,大齒輪齒數(shù)Z2 = 24×4.19 = 100.56,取Z2= 101。
(4)初選螺旋角b = 14°。
(5)壓力角a = 20°。
2.按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)
(1)由式試算小齒輪分度圓直徑,即
d1≥ 32KT1φdu+1uZEZHZεZβσH2
1)確定公式中的各參數(shù)值。
①試選載荷系數(shù)KHt = 1.3。
②計(jì)算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩
T1=9.55×103P1n1=9.55×103×4.15320=123.85Nm
③選取齒寬系數(shù)φd = 1。
④由圖查取區(qū)域系數(shù)ZH = 2.44。
⑤查表得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa
⑥計(jì)算接觸疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)Zε 。
端面壓力角:
αt=arctantanαncosβ=arctantan20°cos14°=20.561°
αat1=arccosZ1cosαtZ1+2ha*cosβ =arccos24×cos20.561°24+2×1×cos14°=29.982°
αat2=arccosZ2cosαtZ2+2ha*cosβ =arccos101×cos20.561°101+2×1×cos14°=23.274°
端面重合度:
εα=12πZ1tanαat1-tanαt'+Z2tanαat2-tanαt'=12π24×tan29.982°-tan20.561°+101×tan23.274°-tan20.561°=1.655
軸向重合度:
εβ=φdZ1tanβπ=1×24×tan14°π=1.905
重合度系數(shù):
Zε=4-εα31-εβ+εβεα=4-1.65531-1.905+1.9051.655=0.666
⑦由式可得螺旋角系數(shù)
Zβ=cosβ=cos14°=0.985
⑧計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力[sH]
查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為sHlim1 = 600MPa、sHlim2 = 550 MPa。
計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù):
N1=60n1jLh=60×320×1×5×3×8×300=6.91×108
N2=N1i12=6.91×1084.19=1.65×108
查取接觸疲勞壽命系數(shù):KHN1 = 0.89、KHN2 = 0.92。
取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,得:
σH1=σHlim1KHN1S=600×0.891=534MPa
σH2=σHlim2KHN2S=550×0.921=506MPa
取[sH]1和[sH]2中的較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力,即
σH=σH2=506MPa
2)試算小齒輪分度圓直徑
d1≥ 32KT1φdu+1uZEZHZεZβσH2= 32×1000×1.3×123.851×4.19+14.19×189.8×2.44×0.666×0.9855062=52.389mm
(2)調(diào)整小齒輪分度圓直徑
1)計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備
①圓周速度v
v=π×d1t×n160×1000=π×52.389×32060×1000=0.88m╱s
②齒寬b
b=φdd1t=1×52.389=52.389mm
2)計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)KH
①由表查得使用系數(shù)KA = 1.25。
②根據(jù)v = 0.88 m/s、8級(jí)精度,由圖查得動(dòng)載系數(shù)KV = 1.05。
③齒輪的圓周力
Ft1=2T1d1t=2×1000×123.8552.389=4728.092N
KAFt1b=1.25×4728.09252.389=112.81N╱mm> 100 N╱mm
查表得齒間載荷分配系數(shù)KHa = 1.4。
④由表用插值法查得8級(jí)精度、小齒輪相對(duì)支承對(duì)稱布置時(shí),KHb = 1.346。
則載荷系數(shù)為:
K=KAKVKHαKHβ=1.25×1.05×1.4×1.346=2.473
3)可得按實(shí)際載荷系數(shù)算的的分度圓直徑
d1=d1t×3KKt=52.389×32.4731.3=64.913mm
及相應(yīng)的齒輪模數(shù)
mn=d1cosβZ1=64.913×cos14°24=2.624mm
模數(shù)取為標(biāo)準(zhǔn)值mn = 2.5mm。
3.幾何尺寸計(jì)算
(1)計(jì)算中心距
a=Z1+Z2mn2cosβ=24+101×2.52×cos14°=161.028mm
中心距圓整為a = 160 mm。
(2)按圓整后的中心距修正螺旋角
β=arccosZ1+Z2mn2a=arccos24+101×2.52×160=12.436°
即:b = 12°26′10″
(3)計(jì)算大、小齒輪的分度圓直徑
d1=mnZ1cosβ=2.5×24cos12.436°=61.44mm
d2=mnZ2cosβ=2.5×101cos12.436°=258.56mm
(4)計(jì)算齒輪寬度
b=φdd1=1×61.44=61.44mm
取b2 = 62 mm、b1 = 67 mm。
4.校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度
(1)齒根彎曲疲勞強(qiáng)度條件
σF=2KT1YFaYSaYεYβcos2βφdmn3Z12
1)確定公式中各參數(shù)值
①計(jì)算當(dāng)量齒數(shù)
ZV1=Z1cosβ3=24cos12.436°3=25.77
ZV2=Z2cosβ3=101cos12.436°3=108.448
②計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度的重合度系數(shù)Ye
基圓螺旋角:
βb=arctantanβcosαt=arctantan12.436°×cos20.561°=11.667°
當(dāng)量齒輪重合度:
εαv=εαcos2βb=1.655cos11.667°2=1.725
軸向重合度:
εβ=φdZ1tanβπ=1×24×tan12.436°π=1.685
重合度系數(shù):
Yε=0.25+0.75εαv=0.25+0.751.725=0.685
③計(jì)算彎曲疲勞強(qiáng)度的螺旋角系數(shù)Yb
Yβ=1-εββ120°=1-1.685×12.436120°=0.825
④由當(dāng)量齒數(shù),查圖得齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù)
YFa1 = 2.61 YFa2 = 2.17
YSa1 = 1.61 YSa2 = 1.83
⑤計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)KF
由表查得齒間載荷分配系數(shù)KFa = 1.4
根據(jù)KHb = 1.346,結(jié)合b/h = 11.02查圖得KFb = 1.316
則載荷系數(shù)為
KF=KAKVKFαKFβ=1.25×1.05×1.4×1.316=2.418
⑥計(jì)算齒根彎曲疲勞許用應(yīng)力[sF]
查得小齒輪和大齒輪的彎曲疲勞極限分別為sFlim1 = 500 MPa、sFlim2 = 380 MPa。
由圖查取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1 = 0.85、KFN2 = 0.88
取安全系數(shù)S=1.4,得
σF1=KFN1σFlim1S=0.85×5001.4=303.57MPa
σF2=KFN2σFlim2S=0.88×3801.4=238.86MPa
2)齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核
σF=2KFT1YFa1YSa1YεYβcos2βφdmn3Z12=2×1000×2.418×123.85×2.61×1.61×0.685×0.825×cos212.436°1×2.53×242=150.713MPa≤σF1
σF=2KFT1YFa2YSa2YεYβcos2βφdmn3Z12=2×1000×2.418×123.85×2.17×1.83×0.685×0.825×cos212.436°1×2.53×242=142.427MPa≤σF2
齒根彎曲疲勞強(qiáng)度滿足要求。
主要設(shè)計(jì)結(jié)論
齒數(shù)Z1 = 24、Z2 = 101,模數(shù)mn = 2.5 mm,壓力角a = 20°,螺旋角b = 12.436°= 12°26′10″,中心距a = 160 mm,齒寬b1 = 67 mm、b2 = 62 mm。
齒輪參數(shù)總結(jié)和計(jì)算
代號(hào)名稱
計(jì)算公式
高速級(jí)小齒輪
高速級(jí)大齒輪
模數(shù)m
2.5mm
2.5mm
齒數(shù)z
24
101
螺旋角β
左12°26′10″
右12°26′10″
齒寬b
67mm
62mm
分度圓直徑d
61.44mm
258.56mm
齒頂高系數(shù)ha
1.0
1.0
頂隙系數(shù)c
0.25
0.25
齒頂高h(yuǎn)a
m×ha
2.5mm
2.5mm
齒根高h(yuǎn)f
m×(ha+c)
3.125mm
3.125mm
全齒高h(yuǎn)
ha+hf
5.625mm
5.625mm
齒頂圓直徑da
d+2×ha
66.44mm
263.56mm
齒根圓直徑df
d-2×hf
55.19mm
252.31mm
第七部分 傳動(dòng)軸和傳動(dòng)軸承及聯(lián)軸器的設(shè)計(jì)
7.1 輸入軸的設(shè)計(jì)
1.輸入軸上的功率P1、轉(zhuǎn)速n1和轉(zhuǎn)矩T1
P1 = 4.15 KW n1 = 320 r/min T1 = 123.85 Nm
2.求作用在齒輪上的力
已知小齒輪的分度圓直徑為:
d1 = 61.44 mm
則:
Ft=2T1d1=2×1000×123.8561.44=4031.6N
Fr=Ft×tanαncosβ=4031.6×tan20°cos12.436°=1502.6N
Fa=Ft×tanβ=4031.6×tan12.436°=888.6N
3.初步確定軸的最小直徑:
先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理,根據(jù)表,取A0 = 112,得:
dmin=A0×3P1n1=112 ×34.15320=26.3mm
輸入軸的最小直徑是安裝大帶輪處的軸徑,由于安裝鍵將軸徑增大5%,故選取:d12 = 28 mm
4.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)圖
5.根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度
1)為了滿足大帶輪的軸向定位要求,I-II軸段右端需制出一軸肩,故取II=III段的直徑d23 = 33 mm;左端用軸端擋圈定位,按軸端直徑取擋圈直徑D = 38 mm。大帶輪寬度B = 78 mm,為了保證軸端擋圈只壓在大帶輪上而不壓在軸的端面上,故I-II段的長(zhǎng)度應(yīng)比大帶輪寬度B略短一些,現(xiàn)取l12 = 76 mm。
2)初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承同時(shí)受有徑向力和軸向力的作用,故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)d23 = 33 mm,由軸承產(chǎn)品目錄中選擇單列圓錐滾子軸承30207,其尺寸為d×D×T = 35×72×18.25 mm,故d34 = d78 = 35 mm,取擋油環(huán)的寬度為15,則l34 = l78 = 18.25+15 = 33.25 mm。
軸承采用擋油環(huán)進(jìn)行軸向定位。由手冊(cè)上查得30207型軸承的定位軸肩高度h = 3.5 mm,因此,取d45 = d67 = 42 mm。
3)由于齒輪的直徑較小,為了保證齒輪輪體的強(qiáng)度,應(yīng)將齒輪和軸做成一體而成為齒輪軸。所以l56 = B = 67 mm,d56 = d1 = 61.44 mm
4)根據(jù)軸承端蓋便于裝拆,保證軸承端蓋的外端面與大帶輪右端面有一定距離,取l23 = 50 mm。
5)取齒輪距箱體內(nèi)壁之距離Δ = 16 mm,考慮箱體的鑄造誤差,在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí),應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s,取s = 8 mm,則
l45 = Δ+s-15 = 16+8-15 = 9 mm
l67 = Δ+s-15 = 16+8-15 = 9 mm
至此,已初步確定了軸的各段直徑和長(zhǎng)度。
6.軸的受力分析和校核
1)作軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖(見(jiàn)圖a):
根據(jù)30207軸承查手冊(cè)得a = 15.3 mm
帶輪中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離L1 = (78/2+50+15.3)mm = 104.3 mm
齒寬中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離L2 = (67/2+33.25+9-15.3)mm = 60.4 mm
齒寬中點(diǎn)距右支點(diǎn)距離L3 = (67/2+9+33.25-15.3)mm = 60.4 mm
V帶壓軸力Fp = 1666.44 N
2)計(jì)算軸的支反力:
水平面支反力(見(jiàn)圖b):
FNH1=FtL3L2+L3=4031.6×60.460.4+60.4=2015.8N
FNH2=FtL2L2+L3=4031.6×60.460.4+60.4=2015.8N
垂直面支反力(見(jiàn)圖d):
FNV1=FrL3+Fa×d12-FpL1+L2+L3L2+L3=1502.6×60.4+888.6×61.442-1666.44×104.3+60.4+60.460.4+60.4=-2128N
FNV2=FrL2-Fa×d12+FpL1L2+L3=1502.6×60.4-888.6×61.442+1666.44×104.360.4+60.4=1964.1N
3)計(jì)算軸的彎矩,并做彎矩圖:
截面C處的水平彎矩:
MH=FNH1L2=2015.8×60.4=121754Nmm
截面A處的垂直彎矩:
MV0=FpL1=1666.44×104.3=173810Nmm
截面C處的垂直彎矩:
MV1=FNV1L2=-2128×60.4=-128531Nmm
MV2=FNV2L3=1964.1×60.4=118632Nmm
分別作水平面彎矩圖(圖c)和垂直面彎矩圖(圖e)。
截面C處的合成彎矩:
M1=MH2+MV12=1217542+-1285312=177043Nmm
M2=MH2+MV22=1217542+1186322=169993Nmm
作合成彎矩圖(圖f)。
4)作轉(zhuǎn)矩圖(圖g)。
5)按彎扭組合強(qiáng)度條件校核軸的強(qiáng)度:
通常只校核軸上承受最大彎矩和轉(zhuǎn)矩的截面(即危險(xiǎn)截面C)的強(qiáng)度。必要時(shí)也對(duì)其他危險(xiǎn)截面(轉(zhuǎn)矩較大且軸頸較小的截面)進(jìn)行強(qiáng)度校核。根據(jù)公式(14-4),取a = 0.6,則有:
σca=McaW=M12+αT12W=1770432+0.6×123.85×100020.1×61.443=8.3MPa≤σ-1=60MPa
故設(shè)計(jì)的軸有足夠的強(qiáng)度,并有一定的裕度(注:計(jì)算W時(shí),忽略單鍵槽的影響)。軸的彎扭受力圖如下:
7.2 輸出軸的設(shè)計(jì)
1.求輸出軸上的功率P2、轉(zhuǎn)速n2和轉(zhuǎn)矩T2
P2 = 3.94 KW n2 = 76.37 r/min T2 = 492.69 Nm
2.求作用在齒輪上的力
已知大齒輪的分度圓直徑為:
d2 = 258.56 mm
則:
Ft=2T2d2=2×1000×492.69258.56=3811N
Fr=Ft×tanαncosβ=3811×tan20°cos12.436°=1420.4N
Fa=Ft×tanβ=3811×tan12.436°=840N
3.初步確定軸的最小直徑
先初步估算軸的最小直徑。選取軸的材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理,根據(jù)表,取:A0 = 112,于是得
dmin=A0×3P2n2=112 ×33.9476.37=41.7mm
輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑d12,為了使所選的軸直徑d12與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng),故需同時(shí)選取聯(lián)軸器型號(hào)。
聯(lián)軸器的計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tca = KAT2,查表,考慮轉(zhuǎn)矩變化小,故取KA = 1.5,則:
Tca=KAT2=1.5×492.69=739Nm
按照計(jì)算轉(zhuǎn)矩Tca應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件,查標(biāo)準(zhǔn)GB/T 4323-2002或手冊(cè),選用LT9型聯(lián)軸器。半聯(lián)軸器的孔徑為50 mm故取d12 = 50 mm,半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度為84 mm。
4.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)圖
5.根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長(zhǎng)度
1)為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求,I-II軸段右端需制出一軸肩,故取II-III段的直徑d23 = 55 mm;左端用軸端擋圈定位,按軸端直徑取擋圈直徑D = 60 mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長(zhǎng)度L = 84 mm,為了保證軸端擋圈只壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上,故I-II段的長(zhǎng)度應(yīng)比L略短一些,現(xiàn)取l12 = 82 mm。
2)初步選擇滾動(dòng)軸承。因軸承同時(shí)受有徑向力和軸向力的作用,故選用單列圓錐滾子軸承。參照工作要求并根據(jù)d23 = 55 mm,由軸承產(chǎn)品目錄中選取單列圓錐滾子軸承30212,其尺寸為d×D×T = 60mm×110mm×23.75mm,故d34 = d67 = 60 mm,取擋油環(huán)的寬度為15,則l67 = 23.75+15 = 38.75 mm
右端滾動(dòng)軸承采用擋油環(huán)進(jìn)行軸向定位。由手冊(cè)上查得30212型軸承的定位軸肩高度h = 4.5 mm,因此,取d56 = 69 mm。
3)取安裝齒輪處的軸段IV-V段的直徑d45 = 65 mm;齒輪的左端與左軸承之間采用擋油環(huán)定位。已知大齒輪輪轂的寬度為B = 62 mm,為了使擋油環(huán)端面可靠地壓緊齒輪,此軸段應(yīng)略短于輪轂寬度,故取l45 = 60 mm。
4)根據(jù)軸承端蓋便于裝拆,保證軸承端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面有一定距離,取l23 = 50 mm。
5)取小齒輪端面距箱體內(nèi)壁之距離Δ = 16 mm,考慮箱體的鑄造誤差,在確定滾動(dòng)軸承位置時(shí),應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離s,取s = 8 mm,已知滾動(dòng)軸承的寬度T = 23.75 mm,則
l34 = T+s+Δ+2.5+2 = 23.75+8+16+2.5+2 = 52.25 mm
l56 = s+Δ+2.5-15 = 8+16+2.5-15 = 11.5 mm
至此,已初步確定了軸的各段直徑和長(zhǎng)度。
6.軸的受力分析和校核
1)作軸的計(jì)算簡(jiǎn)圖(見(jiàn)圖a):
根據(jù)30212軸承查手冊(cè)得a = 22.3 mm
齒寬中點(diǎn)距左支點(diǎn)距離L2 = (62/2-2+52.25-22.3)mm = 59 mm
齒寬中點(diǎn)距右支點(diǎn)距離L3 = (62/2+11.5+38.75-22.3)mm = 59 mm
2)計(jì)算軸的支反力:
水平面支反力(見(jiàn)圖b):
FNH1=FtL3L2+L3=3811×5959+59=1905.5N
FNH2=FtL2L2+L3=3811×5959+59=1905.5N
垂直面支反力(見(jiàn)圖d):
FNV1=FrL3+Fa×d22L2+L3=1420.4×59+840×258.56259+59=1630.5N
FNV2=Fa×d22-FrL2L2+L3=840×258.562-1420.4×5959+59=210.1N
3)計(jì)算軸的彎矩,并做彎矩圖:
截面C處的水平彎矩:
MH=FNH1L2=1905.5×59=112424Nmm
截面C處的垂直彎矩:
MV1=FNV1L2=1630.5×59=96200Nmm
MV2=FNV2L3=210.1×59=12396Nmm
分別作水平面彎矩圖(圖c)和垂直面彎矩圖(圖e)。
截面C處的合成彎矩:
M1=MH2+MV12=1124242+962002=147965Nmm
M2=MH2+MV22=1124242+123962=113105Nmm
作合成彎矩圖(圖f)。
4)作轉(zhuǎn)矩圖(圖g)。
5)按彎扭組合強(qiáng)度條件校核軸的強(qiáng)度:
通常只校核軸上承受最大彎矩和轉(zhuǎn)矩的截面(即危險(xiǎn)截面C)的強(qiáng)度。必要時(shí)也對(duì)其他危險(xiǎn)截面(轉(zhuǎn)矩較大且軸頸較小的截面)進(jìn)行強(qiáng)度校核。根據(jù)公式(14-4),取a = 0.6,則有:
σca=McaW=M2+αT22W=1479652+0.6×492.69×100020.1×653=12MPa≤σ-1=60MPa
故設(shè)計(jì)的軸有足夠的強(qiáng)度,并有一定的裕度(注:計(jì)算W時(shí),忽略單鍵槽的影響)。軸的彎扭受力圖如下:
第八部分 鍵聯(lián)接的選擇及校核計(jì)算
8.1 輸入軸鍵選擇與校核
校核大帶輪處的鍵連接:
該處選用普通平鍵尺寸為:b×h×l = 8mm×7mm×70mm,接觸長(zhǎng)度:l' = 70-8 = 62 mm,則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:
T=0.25hl'dσF=0.25×7×62×28×1201000=364.6Nm
T≥T1,故鍵滿足強(qiáng)度要求。
8.2 輸出軸鍵選擇與校核
1)輸出軸與大齒輪處鍵
該處選用普通平鍵尺寸為:b×h×l = 18mm×11mm×50mm,接觸長(zhǎng)度:l' = 50-18 = 32 mm,則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:
T=0.25hl'dσF=0.25×11×32×65×1201000=686.4Nm
T≥T2,故鍵滿足強(qiáng)度要求。
2)輸出軸與聯(lián)軸器處鍵
該處選用普通平鍵尺寸為:b×h×l = 14mm×9mm×70mm,接觸長(zhǎng)度:l' = 70-14 = 56 mm,則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為:
T=0.25hl'dσF=0.25×9×56×50×1201000=756Nm
T≥T2,故鍵滿足強(qiáng)度要求。
第九部分 軸承的選擇及校核計(jì)算
根據(jù)條件,軸承預(yù)計(jì)壽命:
LhLh=5×3×8×300=36000h
9.1 輸入軸的軸承計(jì)算與校核
1)初步計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷P:
因該軸承即受軸向力也受徑向力,有課本表12-5查得徑向動(dòng)載荷系數(shù)X和軸向動(dòng)載荷系數(shù)Y分別為:X = 1,Y = 0所以:
P=XFr+YFa=1×1502.6+0×888.6=1502.6N
2)求軸承應(yīng)有的基本額定載荷值C為:
C=P×10360n1Lh106=1502.6×10360×320×36000106=10684N
3)選擇軸承型號(hào):
查課本表11-5,選擇:30207軸承,Cr = 54.2 KN,由課本式11-3有:
Lh=10660n1CP103=10660×32054.2×10001502.6103=8.08×106h≥Lh
所以軸承預(yù)期壽命足夠。
9.2 輸出軸的軸承計(jì)算與校核
1) 初步計(jì)算當(dāng)量動(dòng)載荷P:
因該軸承即受軸向力也受徑向力,有課本表12-5查得徑向動(dòng)載荷系數(shù)X和軸向動(dòng)載荷系數(shù)Y分別為:X = 1,Y = 0所以:
P=XFr+YFa=1×1420.4+0×840=1420.4N
2)求軸承應(yīng)有的基本額定載荷值C為:
C=P×10360n2Lh106=1420.4×10360×76.37×36000106=6571N
3)選擇軸承型號(hào):
查課本表11-5,選擇:30212軸承,Cr = 102 KN,由課本式11-3有:
Lh=10660n2CP103=10660×76.37102×10001420.4103=3.36×108h≥Lh
所以軸承預(yù)期壽命足夠。
第十部分 聯(lián)軸器的選擇
1.載荷計(jì)算
公稱轉(zhuǎn)矩:
T=T2=492.69Nm
由表查得KA = 1.5,故得計(jì)算轉(zhuǎn)矩為:
Tca=KAT2=1.5×492.69=739Nm
2.型號(hào)選擇
選用LT9型聯(lián)軸器,聯(lián)軸器許用轉(zhuǎn)矩為T(mén) = 1000 Nm,許用最大轉(zhuǎn)速為n = 2850 r/min,軸孔直徑為50 mm,軸孔長(zhǎng)度為84 mm。
Tca=739Nm≤T=1000Nm
n2=76.37r╱min≤n=2850r╱min
聯(lián)軸器滿足要求,故合用。
第十一部分 減速器的潤(rùn)滑和密封
11.1 減速器的潤(rùn)滑
1)齒輪的潤(rùn)滑
通用的閉式齒輪傳動(dòng),其潤(rùn)滑方法根據(jù)齒輪的圓周速度大小而定。由于大齒輪的圓周速度v ≤ 12 m/s,將大齒輪的輪齒浸入油池中進(jìn)行浸油潤(rùn)滑。這樣,齒輪在傳動(dòng)時(shí),就把潤(rùn)滑油帶到嚙合的齒面上,同時(shí)也將油甩到箱壁上,借以散熱。
齒輪浸入油中的深度通常不宜超過(guò)一個(gè)齒高,但一般亦不應(yīng)小于10mm。為了避免齒輪轉(zhuǎn)動(dòng)時(shí)將沉積在油池底部的污物攪起,造成齒面磨損,大齒輪齒頂距油池底面距離不小于30mm,取齒頂距箱體內(nèi)底面距離為30mm。由于大齒輪全齒高h(yuǎn) = 5.625 mm ≤ 10 mm,取浸油深度為10mm,則油的深度H為
H = 30+10 = 40 mm
根據(jù)齒輪圓周速度查表選用中負(fù)荷工業(yè)齒輪油(GB 5903-2011),牌號(hào)為220潤(rùn)滑油,粘度薦用值為177 cSt。
2)軸承的潤(rùn)滑
軸承常用的潤(rùn)滑方式有油潤(rùn)滑及脂潤(rùn)滑兩類(lèi)。此外,也有使用固體潤(rùn)滑劑潤(rùn)滑的。選用哪一類(lèi)潤(rùn)滑方式,可以根據(jù)低速大齒輪的圓周速度判斷。
由于大齒輪圓周速度v = 0.88 m/s ≤ 2 m/s,所以采用脂潤(rùn)滑。潤(rùn)滑脂形成的潤(rùn)滑膜強(qiáng)度高,能承受較大的載荷,不易流失,容易密封,一次加脂可以維持相當(dāng)長(zhǎng)的一段時(shí)間。滾動(dòng)軸承的裝脂量一般以軸承內(nèi)部空間容積的1/3~2/3為宜。為避免稀油稀釋油脂,需用擋油環(huán)將軸承與箱體內(nèi)部隔開(kāi)。在本設(shè)計(jì)中選用通用鋰基潤(rùn)滑脂,它適用于溫度寬溫度范圍內(nèi)各種機(jī)械設(shè)備的潤(rùn)滑,選用牌號(hào)為ZL-1的潤(rùn)滑脂。
11.2 減速器的密封
為防止箱體內(nèi)潤(rùn)滑劑外泄和外部雜質(zhì)進(jìn)入箱體內(nèi)部影響箱體工作,在構(gòu)成箱體的各零件間,如箱蓋與箱座間、外伸軸的輸出、輸入軸與軸承蓋間,需設(shè)置不同形式的密封裝置。對(duì)于無(wú)相對(duì)運(yùn)動(dòng)的結(jié)合面,常用密封膠、耐油橡膠墊圈等;對(duì)于旋轉(zhuǎn)零件如外伸軸的密封,則需根據(jù)其不同的運(yùn)動(dòng)速度和密封要求考慮不同的密封件和結(jié)構(gòu)。本設(shè)計(jì)中由于密封界面的相對(duì)速度較小,故采用接觸式密封。輸入軸與軸承蓋間v < 3 m/s,輸出軸與軸承蓋間v < 3 m/s,故均采用半粗羊毛氈密封圈。
第十二部分 減速器附件及箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸
12.1 減速器附件的設(shè)計(jì)與選取
1.檢查孔和視孔蓋
檢查孔用于檢查傳動(dòng)件的嚙合情況、潤(rùn)滑狀態(tài)、接觸斑點(diǎn)及齒側(cè)間隙,還可用來(lái)注入潤(rùn)滑油,故檢查孔應(yīng)開(kāi)在便于觀察傳動(dòng)件嚙合區(qū)的位置,其尺寸大小應(yīng)便于檢查操作。
視孔蓋可用鑄鐵、鋼板制成,它和箱體之間應(yīng)加密封墊,還可在孔口處加過(guò)濾裝置,以過(guò)濾注入油中的雜質(zhì)。視孔蓋示意圖及相關(guān)尺寸計(jì)算如下:
查輔導(dǎo)書(shū)手冊(cè)得具體尺寸如下:
L1 = 120 ; L2 = 105 ; b1 = 90 ; b2 = 75 ; d = 7 ; R = 5 ; h = 4
2.放油螺塞
放油孔應(yīng)設(shè)在箱座底面最低處或設(shè)在箱底。箱外應(yīng)有足夠的空間,以便于放容器,油孔下也可制出唇邊,以利于引油流到容器內(nèi)。放油螺塞常為六角頭細(xì)牙螺紋,在六角頭與放油孔的接觸面處,應(yīng)加封油圈密封。放油螺塞及對(duì)應(yīng)油封圈尺寸如下圖所示:
3.油標(biāo)(油尺)
油標(biāo)用來(lái)指示油面高度,應(yīng)設(shè)置在便于檢查及油面較穩(wěn)定之處。本設(shè)計(jì)采用桿式油標(biāo),桿式油標(biāo)結(jié)構(gòu)簡(jiǎn)單,其上有刻線表示最高及最低油面。油標(biāo)安置的位置不能太低,以防油溢出。其傾斜角度應(yīng)便于油標(biāo)座孔的加工及油標(biāo)的裝拆。查輔導(dǎo)書(shū)手冊(cè),具體結(jié)構(gòu)和尺寸如下:
4.通氣器
通氣器用于通氣,使箱體內(nèi)外氣壓一致,以避免由于運(yùn)轉(zhuǎn)時(shí)箱體內(nèi)溫度升高,內(nèi)壓增大,而引起減速器潤(rùn)滑油的滲漏。簡(jiǎn)易的通氣器鉆有丁字形孔,常設(shè)置在箱頂或檢查孔蓋上,用于較清潔的環(huán)境。較完善的通氣器具有過(guò)濾網(wǎng)及通氣曲路,可減少灰塵進(jìn)入。查輔導(dǎo)書(shū)手冊(cè),本設(shè)計(jì)采用通氣器型號(hào)及尺寸如下:
5.起吊裝置
起吊裝置用于拆卸及搬運(yùn)減速器。它常由箱蓋上的吊孔和箱座凸緣下面的吊耳構(gòu)成。也可采用吊環(huán)螺釘擰入箱蓋以吊小型減速器或吊起箱蓋。本設(shè)計(jì)中所采用吊孔(或吊環(huán))和吊耳的示例和尺寸如下圖所示:
吊孔尺寸計(jì)算:
b ≈ (1.8-2.5)δ1 = (1.8-2.5)×8 = 16 mm
d = b =16 mm
R ≈ (1-1.2)d = (1-1.2)×16 = 16 mm
吊耳尺寸計(jì)算:
K = C1+C2 = 16+14 = 30 mm
H = 0.8×K = 0.8×30 = 24 mm
h = 0.5×H = 0.5×24 = 12 mm
r = 0.25×K = 0.25×30 = 8 mm
b = (1.8-2.5)δ = (1.8-2.5)×8 = 16 mm
6.起蓋螺釘
為便于起箱蓋,可在箱蓋凸緣上裝設(shè)2個(gè)起蓋螺釘。拆卸箱蓋時(shí),可先擰動(dòng)此螺釘頂起箱蓋。
起蓋螺釘釘頭部位應(yīng)為圓柱形,以免損壞螺紋。本設(shè)計(jì)起蓋螺釘尺寸如下:
7.定位銷(xiāo)
為保證箱體軸承孔的加工精度與裝配精度,應(yīng)在箱體連接凸緣上相距較遠(yuǎn)處安置兩個(gè)圓錐銷(xiāo),并盡量放在不對(duì)稱位置,以使箱座與箱蓋能正確定位。
為便于裝拆,定位銷(xiāo)長(zhǎng)度應(yīng)大于連接凸緣總厚度。本設(shè)計(jì)定位銷(xiāo)尺寸如下:
12.2 減速器箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸
名稱
符號(hào)
公式與計(jì)算
結(jié)果取值
箱座壁厚
δ
0.025a+3=0.025×160+3=5
取8mm
箱蓋壁厚
δ1
0.02a+3=0.02×160+3=4.2
取8mm
箱蓋凸緣厚度
b1
1.5δ1=1.5×8=12
取12mm
箱座凸緣厚度
b
1.5δ=1.5×8=12
取12mm
箱座底凸緣厚度
b2
2.5δ=2.5×8=20
取20mm
地腳螺釘直徑
df
0.036a+12=0.036×160+12=17.8
取M18
地腳螺釘數(shù)目
n
a≤250時(shí),取n=4
取4
軸承旁連接螺栓直徑
d1
0.75df=0.75×18=13.5
取M14
蓋與座連接螺栓直徑
d2
(0.5-0.6)df=(0.5-0.6)×18=9-10.8
取M10
連接螺栓d2的間距
l
150-200
取150
軸承端蓋螺釘直徑
d3
(0.4-0.5)df=(0.4-0.5)×18=7.2-9
取M8
視孔蓋螺釘直徑
d4
(0.3-0.4)df=(0.3-0.4)×18=5.4-7.2
取M6
定位銷(xiāo)直徑
d
(0.7-0.8)d2=(0.7-0.8)×10=7-8
取8mm
df、d1、d2至外箱壁距離
C1
根據(jù)螺栓直徑查表
取24、20、16
df、d1、d2至凸緣邊緣距離
C2
根據(jù)螺栓直徑查表
取22、18、14
軸承旁凸臺(tái)半徑
R1
=18
取18
凸臺(tái)高度
h
根據(jù)低速級(jí)軸承座外徑確定,以便于扳手操作為準(zhǔn)
外箱壁至軸承座端面距離
L1
C1+C2+(5-10)=20+18+(5-10)
取43
大齒輪頂圓與內(nèi)箱壁距離
Δ1
>1.2δ=1.2×8=9.6
取12
齒輪端面與內(nèi)箱壁距離
Δ
>δ=8
取16
箱蓋、箱座肋厚
m1、m
≈0.85δ=0.85×8=6.8
取7
設(shè)計(jì)小結(jié)
這次關(guān)于減速器的課程設(shè)計(jì)是我們真正理論聯(lián)系實(shí)際、深入了解設(shè)計(jì)概念和設(shè)計(jì)過(guò)程的實(shí)踐考驗(yàn),對(duì)于提高我們機(jī)械設(shè)計(jì)的綜合素質(zhì)大有用處。通過(guò)兩個(gè)星期的設(shè)計(jì)實(shí)踐,使我對(duì)機(jī)械設(shè)計(jì)有了更多的了解和認(rèn)識(shí).為我們以后的工作打下了堅(jiān)實(shí)的基礎(chǔ)。
機(jī)械設(shè)計(jì)是機(jī)械工業(yè)的基礎(chǔ),是一門(mén)綜合性相當(dāng)強(qiáng)的技術(shù)課程,它融《機(jī)械原理》、《機(jī)械設(shè)計(jì)》、《理論力學(xué)》、《材料力學(xué)》、《互換性與技術(shù)測(cè)量》、《工程材料》、《機(jī)械設(shè)計(jì)(機(jī)械設(shè)計(jì)基礎(chǔ))課程設(shè)計(jì)》等于一體。
這次的課程設(shè)計(jì),對(duì)于培養(yǎng)我們理論聯(lián)系實(shí)際的設(shè)計(jì)思想、訓(xùn)練綜合運(yùn)用機(jī)械設(shè)計(jì)和有關(guān)先修課程的理論,結(jié)合生產(chǎn)實(shí)際反應(yīng)和解決工程實(shí)際問(wèn)題的能力,鞏固、加深和擴(kuò)展有關(guān)機(jī)械設(shè)計(jì)方面的知識(shí)等方面有重要的作用。
本次設(shè)計(jì)得到了指導(dǎo)老師的細(xì)心幫助和支持。衷心的感謝老師的指導(dǎo)和幫助。設(shè)計(jì)中還存在不少錯(cuò)誤和缺點(diǎn),需要繼續(xù)努力學(xué)習(xí)和掌握有關(guān)機(jī)械設(shè)計(jì)的知識(shí),繼續(xù)培養(yǎng)設(shè)計(jì)習(xí)慣和思維從而提高設(shè)計(jì)實(shí)踐操作能力。
參考文獻(xiàn)
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[4] 機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)委員會(huì).機(jī)械設(shè)計(jì)手冊(cè)(新版).北京機(jī)械工業(yè)出版社,2004
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一單級(jí)帶式輸送機(jī)的傳動(dòng)裝置-V帶斜齒圓柱齒輪傳動(dòng)減速器設(shè)計(jì)F=2000N,V=1.8m-s,D=450mm含3張CAD圖,一單級(jí)帶式,輸送,傳動(dòng),裝置,帶斜齒,圓柱齒輪,減速器,設(shè)計(jì),nv,sd,mm,妹妹,cad
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