二級直齒圓柱齒輪減速器 機械設計課程設計

上傳人:無*** 文檔編號:135915644 上傳時間:2022-08-16 格式:DOC 頁數(shù):41 大?。?.20MB
收藏 版權(quán)申訴 舉報 下載
二級直齒圓柱齒輪減速器 機械設計課程設計_第1頁
第1頁 / 共41頁
二級直齒圓柱齒輪減速器 機械設計課程設計_第2頁
第2頁 / 共41頁
二級直齒圓柱齒輪減速器 機械設計課程設計_第3頁
第3頁 / 共41頁

下載文檔到電腦,查找使用更方便

10 積分

下載資源

還剩頁未讀,繼續(xù)閱讀

資源描述:

《二級直齒圓柱齒輪減速器 機械設計課程設計》由會員分享,可在線閱讀,更多相關《二級直齒圓柱齒輪減速器 機械設計課程設計(41頁珍藏版)》請在裝配圖網(wǎng)上搜索。

1、 目錄1. 題目12. 傳動方案的分析23. 電動機選擇,傳動系統(tǒng)運動和動力參數(shù)計算24. 傳動零件的設計計算55. 軸的設計計算166. 軸承的選擇和校核267. 鍵聯(lián)接的選擇和校核278. 聯(lián)軸器的選擇289. 減速器的潤滑、密封和潤滑牌號的選擇2810. 減速器箱體設計及附件的選擇和說明2911. 設計總結(jié)3112. 參考文獻31題目:設計一帶式輸送機使用的V帶傳動或鏈傳動及直齒圓柱齒輪減速器。設計參數(shù)如下表所示。1、基本數(shù)據(jù)數(shù)據(jù)編號B23運輸帶工作拉力F/N650運輸帶工作速度v/(m/s)1.5卷筒直徑D/mm270滾筒效率0.962.工作情況 兩班制,連續(xù)單向運轉(zhuǎn),載荷平穩(wěn);3.工

2、作壽命10年,每年300個工作日,每日工作16小時4.部件:1.電動機,2.V帶傳動或鏈傳動,3.減速器,4.聯(lián)軸器,5.輸送帶5.輸送帶鼓輪6.工作條件:連續(xù)單向運轉(zhuǎn),工作時有輕微振動; 運輸帶速度允許誤差5%; 兩班制工作,使用期限10年。(卷筒支承及卷筒與運輸帶間的摩擦影響在運輸帶工作拉力F中已考慮。)7.設計工作量:1、減速器裝配圖1張(A0或sA1); 2、零件圖13張; 3、設計說明書一份。 2傳動方案的分析 方案分析:由計算(下頁)可知電機的轉(zhuǎn)速的范圍為: 824.264246.28r/min由經(jīng)濟上考慮可選擇常用電機為1500r/min .功率為1.5kw.又可知總傳動比為13

3、.56.如果用帶傳動,剛減速器的傳動比為510,用二級圓柱齒輪減速器則傳動比太小,而用一級則有點過大,從而齒輪過大,箱體就隨著大.因而不用帶傳動直接用聯(lián)軸器,因有輕微振動,因而用彈性聯(lián)軸器與電機相連.兩級展開式圓柱齒輪減速器的特點及應用:結(jié)構(gòu)簡單,但齒輪相對于軸承的位置不對稱,因此要求軸有較大的剛度。高速級齒輪布置在遠離轉(zhuǎn)矩輸入端,這樣,軸在轉(zhuǎn)矩作用下產(chǎn)生的扭轉(zhuǎn)變形和軸在彎矩作用下產(chǎn)生的彎曲變形可部分地互相抵消,以減緩沿齒寬載荷分布不均勻的現(xiàn)象。高速級一般做成斜齒,低速級可做成直齒。兩級同軸式圓柱齒輪減速: 特點及應用:減速器橫向尺寸較小,兩對齒輪浸入油中深度大致相同。但軸向尺寸大和重量較大,

4、且中間軸較長、剛度差,使載荷沿齒寬分布不均勻,高速級齒輪的承載能力難于充分利用。從性能和尺寸以及經(jīng)濟性上考慮選擇兩級展開式圓柱齒輪減速.卷筒同輸出軸直接同聯(lián)軸器相連就可以,因為這樣可以減少能量的損耗.3電動機選擇,傳動系統(tǒng)運動和動力參數(shù)計算一、電動機的選擇1.確定電動機類型 按工作要求和條件,選用y系列三相交流異步電動機。2.確定電動機的容量(1)工作機所需功率PwPw = Fv/1000 =650 X 1.5/0.96 =1kw(2)電動機所需的輸出功率為了計算電動機的所需的輸出功率Pd,先要確定從電動機到工作機之間的總功率總。設1、2、3、4、分別為彈性聯(lián)軸器、閉式齒輪傳動、滾動軸承、彈性

5、聯(lián)軸器、工作機的效率,查得1 = 0.99,2 = 0.98,3 = 0.99,4 = 0.99,5 = 0.96,則傳動裝置的總效率為總=1222344 = 0.992 x 0.982 x 0.994 x 0.96=0.868 1/0.868=1.15kw3.選擇電動機轉(zhuǎn)速由推薦的傳動副傳動比合理范圍 聯(lián)軸器傳動 i聯(lián)=1 兩級減速器傳動 i減=840(i齒=36)則傳動裝置總傳動比的合理范圍為 i總= i聯(lián)i齒1i齒2 i總=1(840)=(840)電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為nw=60x1000x1.5/3.14x270106.16r/minnd=i總nw=(840)nw=8nw40nw=82

6、4.264246.28r/min根據(jù)電動機所需功率和同步轉(zhuǎn)速,查機械設計手冊(軟件版)R2.0-電器設備-常用電動機規(guī)格,選用同步轉(zhuǎn)速為1500r/min,輸出軸直徑為28j6mm選定電動機型號為Y90L-4。二、傳動裝置總傳動比的確定及各級傳動比的分配1.傳動裝置總傳動比 i總= nm / nw=1440/106.1613.56式中nm-電動機滿載轉(zhuǎn)速,1440 r/min; nw-工作機的轉(zhuǎn)速,106.16 r/min。2.分配傳動裝置各級傳動比 i總=i聯(lián)i齒1i齒2 分配原則:(1) i齒=36 i齒1=(1.31.4)i齒2 減速器的總傳動比為 i = i總/ i聯(lián)=13.56 雙級

7、圓柱齒輪減速器高速級的傳動比為 i齒1 = = 4.2 低速級的傳動比 i齒2 = i/i齒1 = 13.56/4.2 =3.229 三、運動參數(shù)和動力參數(shù)計算 1.各軸轉(zhuǎn)速計算 n0= nm =1440 r/min n= nm / i聯(lián) =1440 r/min n= n / i齒1 = 1440/4.2=342.85 r/minn= n / i齒2 =342.85/3.229=106r/min2.各軸輸入功率 P0= Pd=1.15kwP= Pd4 = 1.15x0.99=1.138kw P= P23 =1.138x0.98x0.99=1.104kwP= P23 =1.104x0.98x0.

8、99=1.072kw3.各軸輸入轉(zhuǎn)矩T0 = 9550Pd/n0 =9550x1.15/1440=7.627T = 9550P/n=9550x1.138/1440=7.547T = 9550P/n = 9550x1.104/342.85=30.75T = 9550P/n = 9550x1.072/106=96.58表1 傳動裝置各軸運動參數(shù)和動力參數(shù)表 項目軸號功率轉(zhuǎn)速轉(zhuǎn)矩傳動比 0軸1.1514407.6271 軸1.13814407.5474.877 軸1.104342.8530.753.752軸1.072 10696.58 4傳動零件的設計計算一、漸開線斜齒圓柱齒輪設計(一)高速級直齒圓

9、柱齒輪設計計算表項目計算(或選擇)依據(jù)計算過程單位計算(或確定)結(jié)果1選齒輪精度等級查1P208 表10-8傳輸機為一般工作機速度不高級72材料選擇查1P180 表10-1小齒輪40Cr(調(diào)質(zhì))大齒輪45鋼(調(diào)質(zhì))小齒輪280HBS,大齒輪240HBS3選擇齒數(shù)ZZ1=24Z2=4.877x24=117.3U=117/24=4.875個24117U4.8755按齒面接觸疲勞強度設計(1)試選Kt試選1.3Kt=1.3(2)計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩T1T=9550XP1/n1T=9550x3161/1440=2.0963X10NmmT1=2.096x 10(3)齒寬系數(shù)d由1P201表10-7d=0

10、.71.15d=1(4)材料的彈性影響系數(shù)ZE由1 P198表10-6鍛鋼MP1/2ZE=189.8(5) 齒輪接觸疲勞強度極限由1P207圖 600550600550(6)應力循環(huán)次數(shù)N由1式N1=60n1jLh=60X1440X16X300X156.2208X109 =6.22X109/4.877=1.275X109N1=6.22X109N2=1.28X109(7)接觸疲勞強度壽命系數(shù)KHN由1P203圖10-19KHN1 = 0.90KHN2 = 0.95 KHN1 = 0.90KHN2 = 0.95(8)計算接觸疲勞強度許用應力H取失效概率為,安全系數(shù)為S=1,由1式得H1= =0.9

11、0X600/1=540 H2= =0.95X550/1=522.5 H1= 540H2= 522.5(9)試算小齒輪分度圓直徑按1式(1021)試算37.8225mm37.823(10)計算圓周速度vV=3.14X37.823X1440/60X1000=2.85034m/sV=2.85(11)計算齒寬Bb = dd1tB1=137.823mmB1=37.823(12)模數(shù)37.823/241.576h = 2.25mnt =3.546b/h =37.823/3.546=10.5769度=1.576h =3.546b/h= 10.577(13)計算載荷系數(shù)K由1表10-2查得使用系數(shù)根據(jù)v= 2

12、.85級精度,由1P190圖10-8查得動載荷系數(shù)1.10由1表P194查得KH=1.12+0.18(1+0.6d2) d2+0.2310-3b=1.12+0.18(1+0.6X)+0.23X10-3X37.823=1.417由1圖P195查得KF=1.34假定,由1P193表10-3查得1.2故載荷系數(shù)K=KAKVKHKH=1X1.10X1.2X1.417=1.870K=1.870(14)按實際的載荷系數(shù)校正分度圓直徑由1式10-10d1=d1t=42.696d1=42.70(15)計算模數(shù)42.70/24=1.779mmmn=1.786按齒根彎曲疲勞強度設計(1)計算載荷系數(shù)KK=KAKV

13、KFKFK1x1.10x1.2X1.34=1.7688K1.769(2)齒形系數(shù)Fsa由1P197 表10-5Fsa1=2.65Fsa2=2.18+(2.14-2.18)(117-100)/(150-100)=2.1664Fsa1=2.65Fsa2=2.166(3)應力校正系數(shù)YSa由1 P197 表YSa1=1.58YSa2=1.79+(1.83-1.79)(117-100)/(150-100)=1.8036YSa1=1.58YSa2=1.804(4)齒輪的彎曲疲勞強度極限由1P204 圖500380500380(5)彎曲疲勞強度壽命系數(shù)由1P202 圖0.840.880.840.88(6)

14、計算彎曲疲勞許用應力F取彎曲疲勞安全系數(shù)S1.35,由式10-12得F1= 0.85X500/1.35=314.8148F2= 0.88X380/1.35=247.7037F1=314.815F2=247.704(7)計算大小齒輪的并加以比較2.65x1.58/314.815=0.0132992.166x1.804/247.704=0.01577499結(jié)論:取0.015770.01330=0.01577大齒輪值大(8)齒根彎曲強度設計計算由1式5=1.10298mm1.103結(jié)論:對比計算結(jié)果,由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù),取 2mm,已可滿足彎曲強度。

15、但為了同時滿足接觸疲勞強度,須按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d1= 42.70應有的齒數(shù)。于是由=42.70/2 =21.35,取Z1=21,Z2 = Z1i齒1 =21x4.877=102.417取Z2 =1023幾何尺寸計算(1)計算中心距aA=(21+102)2/2=123mma=123(2)計算齒輪的分度圓直徑dd=zmnd1=2x21=42d2=2x102=204mmd1=42d2=2043)計算齒輪的齒根圓直徑df=42-5=37=204-5=199mmdf1=37df2=199(4)計算齒輪寬度Bb = dd1圓整后?。築1 = 50B2 = 45mm B1 = 50B2 = 4

16、5(5)驗算=2x20960/42N =998.10N=1x998.10/45N/mm = 22.18N/mm100N/mm合適(二)低速級直齒圓柱齒輪設計計算表項目計算(或選擇)依據(jù)計算過程單位計算(或確定)結(jié)果1選齒輪精度等級查1表10-8傳輸機為一般工作機速度不高級72材料選擇小齒輪40Cr(調(diào)質(zhì))大齒輪45鋼(調(diào)質(zhì))小齒輪280HBS,大齒輪240HBS)3選擇齒數(shù)Z=23=3.752x23=86.3U=86/23=3.7391個=23=86U=3.7395按齒面接觸強度設計(1)試選KtKt=1.3(2)計算小齒輪傳遞的轉(zhuǎn)矩TT=9550P/nT=9550x3067/295.26=9

17、9200.2NmmT=99.20X103(3)齒寬系數(shù)d由1P203表10-7d=0.70.115d=1(4)材料的彈性影響系數(shù)ZE由1P198表10-6鍛鋼MPa1/2ZE=189.8(5) 齒輪接觸疲勞強度極限由1P207圖10-21600550600550(6)應力循環(huán)次數(shù)N由1式10-13 N3=60n3jLh=60x295.26x16x300x15=1.2755x109N4 = N3/ i齒2 =1.28x109/3.752=0.34x109N3=1.28X109N4=0.34x109(7)接觸疲勞強度壽命系數(shù)KHN由1P203圖10-19KHN3 = 0.90 KHN4 = 0.9

18、5KHN3 = 0.90 KHN4 = 0.95(8)計算接觸疲勞強度許用應力H取失效概率為,安全系數(shù)為S=1,由1式得H3= =600X0.90/1540H4= 0.95x550/1522.5 H3=540H4=522.5(9)試算小齒輪分度圓直徑按1式(1021)試算64.5788mm64.579(10)計算圓周速度vv=3.14x64.579x295.26/60x1000=0.99787m/sv=0.998(11)計算齒寬Bb = dd3t B=1X64.579=64.579mmB=64.579(12)模數(shù)mnt=64.579/23=2.808h=2.25mnt =6.318b/h =6

19、4.579/6.318=10.221度mnt=2.808h=6.318b/h =10.221(13)計算載荷系數(shù)K由1P190表10-2查得使用系數(shù)根據(jù)v= 0.998級精度,由1P192圖10-8查得動載荷系數(shù)1.06由1表P194查得KH=1.12+0.18(1+0.6d2)d2+0.23103b=1.12+0.18(1+0.6X)+0.23X103X64.579=1.42由1圖10-13P195查得KF=1.35假定,由1P193表查得1.2故載荷系數(shù)K=KAKVKHKH=1X1.06X1.2X1.42=1.806K=1.806(14)按實際的載荷系數(shù)校正分度圓直徑d3由1式10-10D

20、3=d3t=72.058D3=72.058(15)計算模數(shù)=72.058/23=3.133mm=3.1336按齒根彎曲強度設計(1)計算載荷系數(shù)KK=KAKVKFKFK=1X1.06X1.2X1.35=1.7172K=1.717(2)齒形系數(shù)YFa由1P197表YFa3=2.69YFa4=2.22+(2.20-2.22)(86-80)/(90-80)=2.208YFa3=2.69YFa4=2.208(3)應力校正系數(shù)YSa由1P197表10-5YSa3=1.575YSa4=1.77+(1.78-1.77)(86-80)/(90-80)=1.776YSa3=1.575YSa4=1.776(4)齒

21、輪的彎曲疲勞強度極限由1P204圖10-20500380500380(5)彎曲疲勞強度壽命系數(shù)由1P202圖10-180.850.880.850.88(6)計算彎曲疲勞許用應力F取彎曲疲勞安全系數(shù)S1.35,由式10-2得F3= =0.85x500/1.35=314.8148F4= =0.88x380/1.35=247.7037F3=314.815F3=247.704(7)計算大小齒輪的并加以比較=(2.69+1.575)/314.815=0.013547=2.208+1.776/247.704=0.016083結(jié)論:大齒輪值大大齒輪值大(8)齒根彎曲強度設計計算由1式=2.17962.18結(jié)

22、論:對比計算結(jié)果,由齒面接觸疲勞強度計算的法面模數(shù)大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù),取2.5mm,已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度,須按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑d3= 72.058mm來計算應有的齒數(shù)。于是由=72.058/2.5= 28.8 取29,則Z4 = Z3i齒2 = 29x3.752=108.8 取Z4 = 1093幾何尺寸計算(1)計算中心距aA=(29+109)2.5/2=172.5將中心距圓整為173mma=173(2)計算齒輪的分度圓直徑dd3=29x2.5=72.5d4=109x2.5=272.5mmd3=72.5d4=272.5(3)計算齒輪的齒根圓

23、直徑df=72.5-6.25=66.25=272.5-6.25=266.25mmdf1=66.25df2=266.25(4)計算齒輪寬度Bb = dd3圓整后?。築3 =80B4 = 75mm B3 =80B4 = 75(5)驗算=2x99.2x103 /72.5 N = 2.7366x103N=1x2.7366x103 /75N/mm = 36.488N/mm100N/mm 合適(三)直齒輪設計參數(shù)表傳動類型模數(shù)齒數(shù)中心距齒寬高速級直齒圓柱齒輪2211021235045低速級直齒圓柱齒輪2.52910917380755聯(lián)軸器的選擇軸的聯(lián)軸器:由于電機的輸出軸軸徑為28mm查1表14-1由于轉(zhuǎn)

24、矩變化很小可取KA=1.31.320.964=27.253N.m又由于電機的輸出軸軸徑為28mm查2p128表13-5,選用彈性套柱銷聯(lián)軸器:TL4(鋼性),其許用轉(zhuǎn)矩n=63N.m,許用最大轉(zhuǎn)速為5700r/min,軸徑為2028之間,由于電機的軸徑固定為28mm,而由估算可得1軸的軸徑為20mm。故聯(lián)軸器合用:的聯(lián)軸器:查1表14-1轉(zhuǎn)矩變化很小可取KA=1.31.3361.174=469.52 N.m查2p128表13-5,選用彈性套柱銷聯(lián)軸器:TL7,其許用轉(zhuǎn)矩n=500N.m,許用最大轉(zhuǎn)速為3600r/min, 軸徑為4048之間,由估算可選兩邊的軸徑為40mm.聯(lián)軸器合用.5軸的設

25、計計算減速器軸的結(jié)構(gòu)草圖一、軸的結(jié)構(gòu)設計1選擇軸的材料及熱處理方法查1表15-1選擇軸的材料為40Cr;根據(jù)齒輪直徑,熱處理方法為正火。2確定軸的最小直徑查1式15-2的扭轉(zhuǎn)強度估算軸的最小直徑的公式:=14.296mm再查 1表15-3,A0=(112 97)D13.546mm考慮鍵:有一個鍵槽,D14.296(1+5)=15.01mm3確定各軸段直徑并填于下表內(nèi)名稱依據(jù)單位確定結(jié)果大于軸的最小直徑15.01且考慮與聯(lián)軸器內(nèi)孔標準直徑配合20大帶輪定位d2= d1+2(0.070.1)d1=20+2.84=22.824考慮密封圈查2表15-8 P143得d=2525考慮軸承d3 d2選用62

26、06軸承從機械設計手冊軟件(R2.0)B=16mm, da=36mm,d3=30mm,D=6230考慮軸承定位查表2 9-7da3636考慮到齒輪分度圓與軸徑相差不大齒跟查表2 9-736(同一對軸承) 304選擇軸承潤滑方式,確定與軸長有關的參數(shù)。查 2(2)“潤滑方式”,及說明書“(12)計算齒輪圓周速度” =3.467 ,故選用油潤滑。將與軸長度有關的各參數(shù)填入下表名稱依據(jù)單位確定結(jié)果箱體壁厚查3表3P26 小于8選88地腳螺栓直徑及數(shù)目n查3表3P26df=0.036a+12a,考慮聯(lián)軸器定位查,并考慮與密封墊配合查附表:158接觸式密封d=4545考慮與軸承公稱直徑配合 ,軸承代號:

27、6210B20 da5750d4=da5757考慮到齒輪定位, d5=d4+(510)=63查63= 57= 504選擇軸承潤滑方式,確定與軸長有關的參數(shù)。查 2(二)“滾動軸承的潤滑”,及說明書“六、計算齒輪速度” ,由于第一軸選用了油潤滑,故也用油潤滑, 名稱依據(jù)單位確定結(jié)果軸承支點距軸承寬邊端面距離a從機械手冊軟件版105.計算各軸段長度名稱計算公式單位計算結(jié)果與聯(lián)軸器配合長度短23mm84-(23)82828+22+20+5+8+29-20-4.567.567.520204.5+10+2.5+45+10+2.5-1262.562.5軸肩1275-27373 20-2+4.5+10+2.

28、5+23737L(總長)L 82+67.5+20+62.5+12+73+37354354L(支點距離)L 354-82-67.5-20+2186.5mm186.5四、校核軸的強度齒輪的受力分析:齒輪2上的圓周力小齒輪上的經(jīng)向力小齒輪上的軸向力=N972.549*=353.979N0齒輪3上的圓周力小齒輪上的經(jīng)向力小齒輪上的軸向力=N2736.552*=996.023N01求支反力、繪彎矩、扭矩圖軸的跨度和齒輪在軸上的位置的受力如上圖。AC=8.5+17+=48 CD=+10+=72.5BD=8.5+4.5+10+40=63在XAY平面上:X48+X(72.5+48)=(48+72.5+63)9

29、72.549X48+2736.552X120.5=183.5所以,=2051.427N =+=1657.674N所以,C斷面 =48=79.568X D斷面 =63=129.24X在XAZ平面上:x48+X183.5=x(48+72.5)353.979x48+x183.5=996.023x120.5 所以,=561.47N =80.574N所以,C斷面 =X48=3.868X =X63=35.373X合成彎矩C斷面 =79.662X合成彎矩D斷面 =133.99X因為 , 所以D斷面為危險截面。=22.91MPa查表15-1得=60mpa,因為(1630015)h=72000h結(jié)論:所選的軸承

30、滿足壽命要求。7鍵聯(lián)接的選擇和校核一、軸大齒輪鍵1鍵的選擇選用普通 圓頭平鍵 A型,軸徑d=40mm ,查1表6-1,得寬度b=12mm,高度h=8mm, 2鍵的校核鍵長度小于輪轂長度且鍵長不宜超過,前面算得大齒輪寬度 45 ,根據(jù)鍵的長度系列選鍵長L=36mm 。(查1表6-1)鍵,軸,輪轂的材料都為鋼,查16-2得許用擠壓應力p=100120Mpa,取p=100Mpa.鍵的工作長度 =Lb=3612=24mm,鍵與輪轂鍵槽的接觸高度k=0.5h=0.58=4mm由式16-1得p=51.67Mpa所以所選用的平鍵強度足夠。9減速器的潤滑、密封和潤滑牌號的選擇一、傳動零件的潤滑1齒輪傳動潤滑因

31、為齒輪圓周速度,故選擇浸油潤滑。2滾動軸承的潤滑因為I軸II軸齒輪圓周速度v2m/s,滾動軸承采用油潤滑而III軸的齒輪圓周速度v2m/s,由于第一軸選用了油潤滑,故也用油潤滑,但由于齒輪不能飛濺潤滑,故要用刮油板把油從三軸大齒輪邊引到槽從而達到潤滑軸承目的。二、減速器密封1.軸外伸端密封I軸:與之組合的軸的直徑是25mm,查2表15-8P143,選d=25mm氈圈油封II軸:無需密封圈III軸:與之配合的軸的直徑是45mm,查2表15-8P143,選d=45mm 選氈圈油封2.箱體結(jié)合面的密封軟鋼紙板10減速器箱體設計及附件的選擇和說明一、箱體主要設計尺寸名稱計算依據(jù)計算過程計算結(jié)果箱座壁厚

32、0.025*123+36.0758箱蓋壁厚8=0.8x8=6.48箱座凸緣厚度1.5812箱蓋凸緣厚度1.5812箱座底凸緣厚度2.5820地腳螺栓直徑0.036a+12=0.036x123+12=16.428查3表3P2620地腳螺釘數(shù)目4軸承旁聯(lián)接螺栓直徑0.7520=1516箱蓋與箱座聯(lián)接螺栓直徑0.5x20=1010聯(lián)接螺栓d2的間距查3表3P26150200160軸承端蓋螺釘直徑查3表3P26(0.4-0.5)df0.4x20=88定位銷直徑(0.70.8)108、至外箱壁距離查3表4262216、至凸緣邊緣距離查3表42414軸承旁凸臺半徑10凸臺高度作圖得到h=54軸承座寬度8+

33、22+20+555大齒輪頂圓與內(nèi)箱壁距離1.28=9.610齒輪端面與內(nèi)箱壁距離101510箱蓋、箱昨筋厚、0.8586.86.8軸承端蓋外徑62+58=10272+58=112100+58=130102112130軸承旁聯(lián)接螺栓距離102112130二、附屬零件設計1窺視孔和窺視孔蓋其結(jié)構(gòu)見2表14-4 p133,其尺寸選擇為:2.通氣塞和通氣器通氣器結(jié)構(gòu)見2表14-9,p136 主要尺寸:M16x1.5,D=22,D1=19.8,S=17,L=23,l=12,a=2,d1=53.油標、油尺由于桿式油標結(jié)構(gòu)簡單,應用廣泛,選擇桿式油標尺,其結(jié)構(gòu)見2表14-8p135其尺寸選擇為:M124.油

34、塞、封油墊其結(jié)構(gòu)見2表14-14 p139其尺寸選擇為:M20X1.55.起吊裝置選擇吊耳環(huán)和吊鉤結(jié)構(gòu)見2表14-12 p1376.軸承端蓋、調(diào)整墊片查2表14-1 p13211設計小結(jié) 我們這次機械設計課程設計是做帶式運輸機用的二級圓柱齒輪減速器。在兩個星期的設計過程中,讓我明白一個簡單機械設計的過程,知道一個設計所必須要準備些什么,要怎樣去安排工作,并學習機械設計的一般方法,掌握機械設計的一般規(guī)律;也通過課程設計實踐,培養(yǎng)了我綜合運用機械設計課程和其他先修課程的理論與生產(chǎn)實際知識來分析和解決機械設計問題的能力;學會怎樣去進行機械設計計算、繪圖、查閱資料和手冊、運用標準和規(guī)范。還有就是激發(fā)了

35、我的學習興趣,能起到一種激勵奮斗的作用,讓我更加對課堂所學內(nèi)容的更加理解和掌握。 這次機械課程設計中,我遇到了很多問題,但同學討論和老師 指導起到了很大的作用,這就是團隊的精神。自己在設計中所遇到的困難,讓我明白要做好一個機械設計是一件不容易的事,必須有豐富的知識面和實踐經(jīng)驗,還必須有一個好的導師。設計讓我感到學習設計的緊張,能看到同學間的奮斗努力,能讓大家很好地回顧以前所學習的理論知識,也明白只有在學習理論基礎上才能做設計,讓我以后更加注重理論的學習并回到實踐中去。還這次自己沒有很好地把握設計時間的分配,前面?zhèn)鲃臃桨冈O計和傳動件設計時間太長,而在裝配草圖設計、裝配工作圖設計時間太緊,還有就是

36、在裝配草圖設計中遇到一些尺寸不是很確定,而減慢了AutoCAD工程制圖的速度,這也很好讓我們更加掌握AutoCAD工程制圖的操作。這是自己設計思維不太嚴謹,沒有很好地熟悉一些理論知識,沒有過此類設計的經(jīng)驗;在設計過程中自己也做了一些重復的計數(shù),很多往往是一個參數(shù)所取不正確或沒有太在意一些計數(shù),而在尺寸計算校核才發(fā)現(xiàn)問題,而白白花了重復工作的時間,但也能讓我更加深刻一些設計的過程,積累了一些設計的經(jīng)驗。 這次機械設計課程設計是我們一次進行的較長時間、較系統(tǒng)、 較全面的工程設計能力訓練,很好地提高了我們實踐能力和運用綜合能力的水平。我們可以通過設計,明白到學習的內(nèi)容的目的,更加明確大學學習的目標方向,能激起學生學習激情,也讓我們有學習的成就感,希望以后有更多合適實訓教學安排。12參考資料1 濮良貴主編. 1997.機械設計(第七版).高等教育出版社2 唐增寶;何永然;劉安俊主編.1998.機械設計課程設計.華中科技大學出版社3 龔溎義 羅圣國 李平林 張立乃 黃少顏編, 龔溎義主編機械設計課程設計指導書第二版,高等教育出版社 4機械設計手冊軟件版R2.0,40

展開閱讀全文
溫馨提示:
1: 本站所有資源如無特殊說明,都需要本地電腦安裝OFFICE2007和PDF閱讀器。圖紙軟件為CAD,CAXA,PROE,UG,SolidWorks等.壓縮文件請下載最新的WinRAR軟件解壓。
2: 本站的文檔不包含任何第三方提供的附件圖紙等,如果需要附件,請聯(lián)系上傳者。文件的所有權(quán)益歸上傳用戶所有。
3.本站RAR壓縮包中若帶圖紙,網(wǎng)頁內(nèi)容里面會有圖紙預覽,若沒有圖紙預覽就沒有圖紙。
4. 未經(jīng)權(quán)益所有人同意不得將文件中的內(nèi)容挪作商業(yè)或盈利用途。
5. 裝配圖網(wǎng)僅提供信息存儲空間,僅對用戶上傳內(nèi)容的表現(xiàn)方式做保護處理,對用戶上傳分享的文檔內(nèi)容本身不做任何修改或編輯,并不能對任何下載內(nèi)容負責。
6. 下載文件中如有侵權(quán)或不適當內(nèi)容,請與我們聯(lián)系,我們立即糾正。
7. 本站不保證下載資源的準確性、安全性和完整性, 同時也不承擔用戶因使用這些下載資源對自己和他人造成任何形式的傷害或損失。

相關資源

更多
正為您匹配相似的精品文檔
關于我們 - 網(wǎng)站聲明 - 網(wǎng)站地圖 - 資源地圖 - 友情鏈接 - 網(wǎng)站客服 - 聯(lián)系我們

copyright@ 2023-2025  zhuangpeitu.com 裝配圖網(wǎng)版權(quán)所有   聯(lián)系電話:18123376007

備案號:ICP2024067431-1 川公網(wǎng)安備51140202000466號


本站為文檔C2C交易模式,即用戶上傳的文檔直接被用戶下載,本站只是中間服務平臺,本站所有文檔下載所得的收益歸上傳人(含作者)所有。裝配圖網(wǎng)僅提供信息存儲空間,僅對用戶上傳內(nèi)容的表現(xiàn)方式做保護處理,對上載內(nèi)容本身不做任何修改或編輯。若文檔所含內(nèi)容侵犯了您的版權(quán)或隱私,請立即通知裝配圖網(wǎng),我們立即給予刪除!