帶式輸送器傳動裝置三維建模和運動模擬【說明書+SOLIDWORKS】
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第 - 27 -頁
目 錄
設(shè)計任務(wù)書…………………………………………………2
第一部分 傳動裝置總體設(shè)計……………………………4
第二部分 V帶設(shè)計………………………………………6
第三部分 各齒輪的設(shè)計計算……………………………9
第四部分 軸的設(shè)計………………………………………13
第五部分 校核……………………………………………19
第六部分 主要尺寸及數(shù)據(jù)………………………………21
設(shè) 計 任 務(wù) 書
一、 課程設(shè)計題目:
設(shè)計帶式運輸機傳動裝置(簡圖如下)
F
V
1
2
3
4
5
6
1—電動機;2—帶傳動;3—兩級圓柱齒輪減速器;
4—聯(lián)軸器;5—滾筒;6—輸送帶
工作條件:
連續(xù)單向運轉(zhuǎn),工作時有輕微振動,使用期限為10年,小批量生產(chǎn),單班制工作(8小時/天)。運輸速度允許誤差為。
二、 課程設(shè)計內(nèi)容
1)傳動裝置的總體設(shè)計。
2)傳動件及支承的設(shè)計計算。
3)減速器裝配圖及零件工作圖。
4)設(shè)計計算說明書編寫。
每個學生應(yīng)完成:
1) 部件裝配圖一張(A1)。
2) 零件工作圖兩張(A3)
3) 設(shè)計說明書一份(6000~8000字)。
本組設(shè)計數(shù)據(jù):
第三組數(shù)據(jù):運輸機工作軸轉(zhuǎn)矩T/(N.m) 5900 。
運輸機帶速V/(m/s) 0.45 。
卷筒直徑D/mm 335 。
已給方案:外傳動機構(gòu)為V帶傳動。
減速器為兩級圓柱齒輪減速器。
第一部分 傳動裝置總體設(shè)計
一、 傳動方案(已給定)
1) 外傳動為V帶傳動。
2) 減速器為兩級展開式圓柱齒輪減速器。
3) 方案簡圖如下:
F
V
1
2
3
4
5
6
二、該方案的優(yōu)缺點:
該工作機有輕微振動,由于V帶有緩沖吸振能力,采用V帶傳動能減小振動帶來的影響,并且該工作機屬于小功率、載荷變化不大,可以采用V帶這種簡單的結(jié)構(gòu),并且價格便宜,標準化程度高,大幅降低了成本。減速器部分兩級展開式圓柱齒輪減速,這是兩級減速器中應(yīng)用最廣泛的一種。齒輪相對于軸承不對稱,要求軸具有較大的剛度。高速級齒輪常布置在遠離扭矩輸入端的一邊,以減小因彎曲變形所引起的載荷沿齒寬分布不均現(xiàn)象。原動機部分為Y系列三相交流異步電動機。
總體來講,該傳動方案滿足工作機的性能要求,適應(yīng)工作條件、工作可靠,此外還結(jié)構(gòu)簡單、尺寸緊湊、成本低傳動效率高。
計 算 與 說 明
三、原動機選擇(Y系列三相交流異步電動機)
工作機所需功率: Pw = Fv/1000 =5900 * 0.45/1000 =2.655kw
(見課設(shè)P9)
傳動裝置總效率:(見課設(shè)式2-4)
(見課設(shè)表12-8)
電動機的輸出功率: (見課設(shè)式2-1)
取
選擇電動機為Y132M1-6型 (見課設(shè)表19-1)
技術(shù)數(shù)據(jù):額定功率() 4 滿載轉(zhuǎn)矩() 960
額定轉(zhuǎn)矩() 2.0 最大轉(zhuǎn)矩() 2.0
Y132M1-6電動機的外型尺寸(mm): (見課設(shè)表19-3)
A:216 B:178 C:89 D:38 E:80 F:10 G:33 H:132 K:12 AB:280 AC:270 AD:210 HD:315 BB:238 L:235
四、傳動裝置總體傳動比的確定及各級傳動比的分配
1、 總傳動比: (見課設(shè)式2-6)
n==60x1000x0.45/3.14x335=25.67r/min
2、 各級傳動比分配: (見課設(shè)式2-7)
初定
第二部分 V帶設(shè)計
外傳動帶選為 普通V帶傳動
1、 確定計算功率:
1)、由表5-9查得工作情況系數(shù)
2)、由式5-23(機設(shè))
2、選擇V帶型號
查圖5-12a(機設(shè))選A型V帶。
3.確定帶輪直徑
(1)、參考圖5-12a(機設(shè))及表5-3(機設(shè))選取小帶輪直徑
(電機中心高符合要求)
(2)、驗算帶速 由式5-7(機設(shè))
(3)、從動帶輪直徑
查表5-4(機設(shè)) 取
(4)、傳動比 i
4.確定中心距和帶長
(1)、按式(5-23機設(shè))初選中心距
取
(2)、按式(5-24機設(shè))求帶的計算基礎(chǔ)準長度L0
查圖.5-7(機設(shè))取帶的基準長度Ld=2000mm
(3)、按式(5-25機設(shè))計算中心距:a
(4)、按式(5-26機設(shè))確定中心距調(diào)整范圍
5.驗算小帶輪包角α1
由式(5-11機設(shè))
6.確定V帶根數(shù)Z
(1)、由表(5-7機設(shè))查得dd1=112 n1=800r/min及n1=980r/min時,單根V帶的額定功率分呷為1.00Kw和1.18Kw,用線性插值法求n1=980r/min時的額定功率P0值。
(2)、由表(5-10機設(shè))查得△P0=0.11Kw
(3)、由表查得(5-12機設(shè))查得包角系數(shù)
(4)、由表(5-13機設(shè))查得長度系數(shù)KL=1.03
(5)、計算V帶根數(shù)Z,由式(5-28機設(shè))
取Z=5根
7.計算單根V帶初拉力F0,由式(5-29)機設(shè)。
q由表5-5機設(shè)查得
8.計算對軸的壓力FQ,由式(5-30機設(shè))得
9.確定帶輪的結(jié)構(gòu)尺寸,給制帶輪工作圖
小帶輪基準直徑dd1=112mm采用實心式結(jié)構(gòu)。大帶輪基準直徑dd2=280mm,采用孔板式結(jié)構(gòu),基準圖見零件工作圖。
第三部分 各齒輪的設(shè)計計算
一、高速級減速齒輪設(shè)計(直齒圓柱齒輪)
1.齒輪的材料,精度和齒數(shù)選擇,因傳遞功率不大,轉(zhuǎn)速不高,材料按表7-1選取,都采用45號鋼,鍛選項毛坯,大齒輪、正火處理,小齒輪調(diào)質(zhì),均用軟齒面。齒輪精度用8級,輪齒表面精糙度為Ra1.6,軟齒面閉式傳動,失效形式為占蝕,考慮傳動平穩(wěn)性,齒數(shù)宜取多些,取Z1=34 則Z2=Z1i=34×2.62=89
2.設(shè)計計算。
(1)設(shè)計準則,按齒面接觸疲勞強度計算,再按齒根彎曲疲勞強度校核。
(2)按齒面接觸疲勞強度設(shè)計,由式(7-9)
T1=9.55×106×P/n=9.55×106×5.42/384=134794 N·mm
選取材料的接觸疲勞,極限應(yīng)力為
бHILim=580 бHILin=560
選取材料彎曲疲勞極陰應(yīng)力
бHILim=230 бHILin=210
應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N由式(7-3)計算
N1=60n, at=60×(8×360×10)=6.64×109
N2= N1/u=6.64×109/2.62=2.53×109
由圖7-8查得接觸疲勞壽命系數(shù);ZN1=1.1 ZN2=1.04
由圖7-9查得彎曲 ;YN1=1 YN2=1
由圖7-2查得接觸疲勞安全系數(shù):SFmin=1.4 又YST=2.0 試選Kt=1.3
由式(7-1)(7-2)求許用接觸應(yīng)力和許用彎曲應(yīng)力
將有關(guān)值代入式(7-9)得
則V1=(πd1tn1/60×1000)=1.3m/s
( Z1 V1/100)=1.3×(34/100)m/s=0.44m/s
查圖7-10得Kv=1.05 由表7-3查和得K A=1.25.由表7-4查得Kβ=1.08.取Kα=1.05.則KH=KAKVKβKα=1.42 ,修正
M=d1/Z1=1.96mm
由表7-6取標準模數(shù):m=2mm
(3) 計算幾何尺寸
d1=mz1=2×34=68mm
d2=mz2=2×89=178mm
a=m(z1+z2)/2=123mm
b=φddt=1×68=68mm
取b2=65mm b1=b2+10=75
3.校核齒根彎曲疲勞強度
由圖7-18查得,YFS1=4.1,YFS2=4.0 取Yε=0.7
由式(7-12)校核大小齒輪的彎曲強度.
二、低速級減速齒輪設(shè)計(直齒圓柱齒輪)
1.齒輪的材料,精度和齒數(shù)選擇,因傳遞功率不大,轉(zhuǎn)速不高,材料按表7-1選取,都采用45號鋼,鍛選項毛坯,大齒輪、正火處理,小齒輪調(diào)質(zhì),均用軟齒面。齒輪精度用8級,輪齒表面精糙度為Ra1.6,軟齒面閉式傳動,失效形式為占蝕,考慮傳動平穩(wěn)性,齒數(shù)宜取多些,取Z1=34
則Z2=Z1i=34×3.7=104
2.設(shè)計計算。
(1) 設(shè)計準則,按齒面接觸疲勞強度計算,再按齒根彎曲疲勞強度校核。
(2)按齒面接觸疲勞強度設(shè)計,由式(7-9)
T1=9.55×106×P/n=9.55×106×5.20/148=335540 N·mm
由圖(7-6)選取材料的接觸疲勞,極限應(yīng)力為
бHILim=580 бHILin=560
由圖 7-7選取材料彎曲疲勞極陰應(yīng)力
бHILim=230 бHILin=210
應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N由式(7-3)計算
N1=60n at=60×148×(8×360×10)=2.55×109
N2= N1/u=2.55×109/3.07=8.33×108
由圖7-8查得接觸疲勞壽命系數(shù);ZN1=1.1 ZN2=1.04
由圖7-9查得彎曲 ;YN1=1 YN2=1
由圖7-2查得接觸疲勞安全系數(shù):SFmin=1.4 又YST=2.0 試選Kt=1.3
由式(7-1)(7-2)求許用接觸應(yīng)力和許用彎曲應(yīng)力
將有關(guān)值代入式(7-9)得
則V1=(πd1tn1/60×1000)=0.55m/s
( Z1 V1/100)=0.55×(34/100)m/s=0.19m/s
查圖7-10得Kv=1.05 由表7-3查和得K A=1.25.由表7-4查得Kβ=1.08.取Kα=1.05.則KH=KAKVKβKα=1.377 ,修正
M=d1/Z1=2.11mm
由表7-6取標準模數(shù):m=2.5mm
(3) 計算幾何尺寸
d1=mz1=2.5×34=85mm
d2=mz2=2.5×104=260mm
a=m(z1+z2)/2=172.5mm
b=φddt=1×85=85mm
取b2=85mm b1=b2+10=95
3.校核齒根彎曲疲勞強度
由圖7-18查得,YFS1=4.1,YFS2=4.0 取Yε=0.7
由式(7-12)校核大小齒輪的彎曲強度.
總結(jié):高速級 z1=34 z2=89 m=2
低速級 z1=34 z2=104 m=2.5
第四部分 軸的設(shè)計
(一).軸的設(shè)計
Ⅰ.輸出軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩
由上可知,,
Ⅱ.初步確定軸的最小直徑
材料為45鋼,正火處理。根據(jù)《機械設(shè)計》表11.3,取,于是
,
由于鍵槽影響,故
輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑。為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng),故需同時選取聯(lián)軸器型號。
聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩,查《機械設(shè)計》表10.1,取,則:
按照計算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件,查《機械設(shè)計——課程設(shè)計手冊》P188頁,選用GY5型聯(lián)軸器,其公稱轉(zhuǎn)矩為 。半聯(lián)軸器的孔徑 ,故取,半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度
圖4-1 軸
III.軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計
(1).根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度
1).為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求,1-2段右端需制出一軸肩,故取2-3段的直徑;左端用軸端擋圈定位。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度,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1-2段的長度應(yīng)比略短一些,現(xiàn)取。
2).初步選擇滾動軸承。因軸承只受有徑向力的作用,故選用深溝球軸承。按照工作要求并根據(jù),查《機械設(shè)計——課程設(shè)計手冊》P203頁表7.3.1選取深溝球軸承6208,其尺寸為,故。取,
3).取安裝齒輪處的軸端4-5的直徑。已知齒輪輪轂的跨度為48mm,為了使擋油環(huán)端面可靠地壓緊齒輪,此軸端應(yīng)略短于輪轂寬度,故取。齒輪的左端采用軸肩定位,軸肩高度,故取,則軸環(huán)處的直徑。軸環(huán)寬度,取。
4).軸承端蓋的總寬度為(由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計而定)。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求,取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離,故。
5).取齒輪距箱體內(nèi)壁的距離,考慮到箱體的鑄造誤差,在確定滾動軸承位置時,應(yīng)距箱體內(nèi)壁一段距離,取,已知滾動軸承寬度,則
至此,已初步確定了軸的各段和長度。
(2).軸上零件的周向定位
齒輪、半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。由《機械設(shè)計手冊》表6.2.2查得平鍵截面,鍵槽用鍵槽銑刀加工,長為,同時為了保證齒輪與軸配合有良好的對中性,故選擇齒輪輪轂與軸的配額為;同樣,半聯(lián)軸器與軸的連接,選用平鍵為,半聯(lián)軸器與軸的配合為。滾動軸承與軸的周向定位是由過度配合來保證的,此處選軸的直徑尺寸公差為。
(3).確定軸上圓角和倒角尺寸
參考《機械設(shè)計》表1-27,取軸端圓角。
Ⅴ.求軸上的載荷
首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計算簡圖,作為簡支梁的軸的支撐跨距。根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖。
圖4-2 軸的彎矩和扭矩
其中,
這兩個數(shù)值在小齒輪設(shè)計時已獲得。
帶入已知量,得,
同理可得,
總彎矩
M=
扭矩
T=
從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面C是軸的危險截面。現(xiàn)將計算處的截面C處的、及的值列于下表。
載荷
水平面H
垂直面V
支反力
彎矩
總彎矩
扭矩
Ⅵ.按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度
進行校核時,通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面(即危險截面C)的強度。根據(jù)上表數(shù)據(jù),以及軸單向旋轉(zhuǎn),扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力,取,軸的計算應(yīng)力
其中,W為抗彎截面系數(shù),對于齒輪軸
帶入數(shù)值可得,
前已選定軸的材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理,由《機械設(shè)計》表7-1查得
因此,故安全。
輸出軸采用相同的方法可以校核。
(二).齒輪軸的設(shè)計
Ⅰ.輸出軸上的功率、轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩
由上可知,,
Ⅱ.求作用在齒輪上的力
因已知小齒輪的分度圓直徑
而
Ⅲ.初步確定軸的最小直徑
材料為45鋼,正火處理。根據(jù)《機械設(shè)計》表11.3,取,于是,由于鍵槽的影響,故,輸出軸的最小直徑顯然是安裝聯(lián)軸器處軸的直徑。為了使所選的軸直徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng),故需同時選取聯(lián)軸器型號。
聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩,查《機械設(shè)計》表10.1,取,則:
按照計算轉(zhuǎn)矩應(yīng)小于聯(lián)軸器公稱轉(zhuǎn)矩的條件,查《機械設(shè)計——課程設(shè)計手冊》P188頁,選用GY1型聯(lián)軸器,其公稱轉(zhuǎn)矩為。半聯(lián)軸器的孔徑 ,故取,半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度
圖4-4 軸
Ⅳ.齒輪軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計
(1).根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度
1). 為了滿足辦聯(lián)軸器的軸向定位要求,Ⅰ-Ⅱ段右端需制出一軸肩,故?、?Ⅲ段的直徑;左端用軸端擋圈定位。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度,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段的長度應(yīng)比略短一些,現(xiàn)取。
2).初步選擇滾動軸承。因軸承只受徑向力的作用,故選用深溝球軸承。按照工作要求并根據(jù),查機械設(shè)計手冊表6-1選取深溝球軸承6205,其尺寸為,故,暫取。
3).根據(jù)軸承的定位要求取, 。為了保證輸入軸和Ⅱ軸齒輪相對位置,參考輸出軸尺寸,暫取。
4).軸承端蓋的總寬度為(由減速器及軸承端蓋的結(jié)構(gòu)設(shè)計而定)。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求,取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面間的距離,故。
5).由小齒輪尺寸可知,齒輪處的直徑,。至此,已初步確定了軸的各段和長度。
(2).軸上零件的周向定位
半聯(lián)軸器與軸的周向定位均采用平鍵連接。按由《機械設(shè)計設(shè)計手冊》表4-1查得平鍵截面,鍵槽用鍵槽銑刀加工,長為。同時為了保證半聯(lián)軸器與軸配合有良好的對中性,故選擇半聯(lián)軸器與軸的配額為;滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的,此處選軸的直徑尺寸公差為。
(3).確定軸上圓角和倒角尺寸
參考《機械設(shè)計手冊》表1-27,取軸端圓角。
Ⅴ.求軸上的載荷
首先根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)圖做出軸的計算簡圖。作為簡支梁的軸的支撐跨距。根據(jù)軸的計算簡圖做出軸的彎矩圖和扭矩圖。
其中,
這兩個數(shù)值在小齒輪設(shè)計時已獲得。
帶入已知量,得,
同理可得,
總彎矩
M=
扭矩
T=
從軸的結(jié)構(gòu)圖以及彎矩和扭矩圖中可以看出截面C是軸的危險截面。現(xiàn)將計算處的截面C處的、及的值列于下表。
載荷
水平面H
垂直面V
支反力
彎矩
總彎矩
扭矩
Ⅵ.按彎扭合成應(yīng)力校核軸的強度
進行校核時,通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面(即危險截面C)的強度。根據(jù)上表數(shù)據(jù),以及軸單向旋轉(zhuǎn),扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)變應(yīng)力,取,軸的計算應(yīng)力
其中,W為抗彎截面系數(shù),對于齒輪軸
帶入數(shù)值可得,
前已選定軸的材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理,由《機械設(shè)計》表7-1查得
因此,故安全。
輸出軸采用相同的方法可以校核。
聯(lián)軸器的選擇
聯(lián)軸器選擇為TL8型彈性聯(lián)軸器 GB4323-84
減速器的潤滑
1.齒輪的潤滑
因齒輪的圓周速度<12 m/s,所以才用浸油潤滑的潤滑方式。
高速齒輪浸入油里約0.7個齒高,但不小于10mm,低速級齒輪浸入油高度約為1個齒高(不小于10mm),1/6齒輪。
2.滾動軸承的潤滑
因潤滑油中的傳動零件(齒輪)的圓周速度V≥1.5~2m/s所以采用飛濺潤滑,
第五部分 主要尺寸及數(shù)據(jù)
減速器的箱體采用鑄造(HT200)制成,采用剖分式結(jié)構(gòu)為了保證齒輪佳合質(zhì)量,大端蓋分機體采用配合。
(1) 機體有足夠的剛度
在機體為加肋,外輪廓為長方形,增強了軸承座剛度
2. 考慮到機體內(nèi)零件的潤滑,密封散熱。
因其傳動件速度小于12m/s,故采用侵油潤油,同時為了避免油攪得沉渣濺起,齒頂?shù)接统氐酌娴木嚯xH大于40mm;為保證機蓋與機座連接處密封,聯(lián)接凸緣應(yīng)有足夠的寬度,聯(lián)接表面應(yīng)精創(chuàng),其表面粗糙度為6.3。
3. 機體結(jié)構(gòu)有良好的工藝性.
鑄件壁厚為12mm,圓角半徑為R=6。機體外型簡單,拔模方便.
4. 對附件設(shè)計
A 視孔蓋和窺視孔
在機蓋頂部開有窺視孔,能看到 傳動零件齒合區(qū)的位置,并有足夠的空間,以便于能伸入進行操作,窺視孔有蓋板,機體上開窺視孔與凸緣一塊,有便于機械加工出支承蓋板的表面并用墊片加強密封,蓋板用鑄鐵制成,用M8緊固
B 油螺塞:
放油孔位于油池最底處,并安排在減速器不與其他部件靠近的一側(cè),以便放油,放油孔用螺塞堵住,因此油孔處的機體外壁應(yīng)凸起一塊,由機械加工成螺塞頭部的支承面,并加封油圈加以密封。
C 油標:
油標位在便于觀察減速器油面及油面穩(wěn)定之處;
油尺安置的部位不能太低,以防油進入油尺座孔而溢出.
D 通氣孔:
由于減速器運轉(zhuǎn)時,機體內(nèi)溫度升高,氣壓增大,為便于排氣,在機蓋頂部的窺視孔改上安裝通氣器,以便達到體內(nèi)為壓力平衡.
E 位銷:
為保證剖分式機體的軸承座孔的加工及裝配精度,在機體聯(lián)結(jié)凸緣的長度方向各安裝一圓錐定位銷,以提高定位精度.
F 吊鉤:
在機蓋上直接鑄出吊鉤和吊環(huán),用以起吊或搬運較重的物體.
減速器機體結(jié)構(gòu)尺寸如下:
表5-3 箱體參數(shù)統(tǒng)計表
名稱
符號
計算公式
結(jié)果
箱座壁厚
13
箱蓋壁厚
8
箱蓋凸緣厚度
14
箱座凸緣厚度
13
箱座底凸緣厚度
27
地腳螺釘直徑
M22
地腳螺釘數(shù)目
查手冊
6
軸承旁聯(lián)接螺栓直徑
M14
機蓋與機座聯(lián)接螺栓直徑
=(0.5~0.6)
M10
軸承端蓋螺釘直徑
=(0.4~0.5)
M8
視孔蓋螺釘直徑
=(0.3~0.4)
M6
定位銷直徑
=(0.7~0.8)
6
,,至外機壁距離
查《機械設(shè)計課程設(shè)計指導(dǎo)書》表11-2
26
24
22
,至凸緣邊緣距離
查《機械設(shè)計課程設(shè)計指導(dǎo)書》表11-2
25
15
外機壁至軸承座端面距離
=++(8~12)
56
大齒輪頂圓與內(nèi)機壁距離
>1.2
18
齒輪端面與內(nèi)機壁距離
>
16
機座肋厚
、m1
.6
軸承端蓋外徑
+(5~5.5)
110
70
參考文獻:
《機械設(shè)計》徐錦康 主編 機械工業(yè)出版社
《機械設(shè)計課程設(shè)計》陸玉 何在洲 佟延偉 主編
第3版 機械工業(yè)出版社
《機械設(shè)計手冊》
- 27 -
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編號:20843643
類型:共享資源
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上傳時間:2021-04-19
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帶式輸送器傳動裝置三維建模和運動模擬【說明書+SOLIDWORKS】
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