某搅拌机用的单级斜齿圆柱齿轮减速器设计含3张CAD图
某搅拌机用的单级斜齿圆柱齿轮减速器设计含3张CAD图,搅拌机,单级斜齿,圆柱齿轮,减速器,设计,cad
XXXXXXX设计任务书 毕业生姓名 专 业 学 号 指 导 教 师 所 属 系 部 设 计 时 间 二XX年五月3一、设计题目设计某搅拌机用的单级斜齿圆柱齿轮减速器中的低速轴二、毕业设计提供的原始数据资料 已经电动机额定功率P=4KW,转速,低速轴转速,大齿轮节圆直径,宽度,轮齿螺旋角,法面压力角,单级齿轮减速器简图如图所示。单级齿轮减速器简图三、设计内容及要求1.内容:(1)完成轴的全部结构设计(2)验算轴的强度并校核轴的截面是否安全2.要求: (1)绘制轴的工作图(1号图纸);(2)设计说明书一份,约60008000字。(16开设计纸、封面) 其中,说明书内容: 1)目录; 2)设计任务书; 3)计算低速轴转速、功率和转矩); 4)低速轴轴的设计计算 5)参考文献目录前 言II第一部分 设计任务书11.1设计题目11.2毕业设计提供的原始数据资料11.3设计内容及要求1第二部分 传动装置总体设计方案22.1 传动方案特点22.2 计算传动装置总效率2第三部分 电动机的选择23.1 电动机的选择23.2 确定传动装置的总传动比和分配传动比3第四部分 计算传动装置的运动和动力参数4第五部分 传动轴的设计65.1 输入轴的设计65.2 输出轴的设计10设计小结16参考文献17前 言大学期间学了机械设计,在理论上有了一些基础,但究竟自己掌握了多少,却不清楚。并且“纸上学来终觉浅,要知此事需躬行”。正好学校又安排了毕业设计,所以决定这次一定要在自己能力范围内把它做到最好。本次机械设计毕业设计是首次进行较全面的机械设计训练,也是机械设计课程的一个重要教学环节。第一,机械设计毕业设计的目的是:通过机械设计毕业设计,综合运用机械设计课程和其它有关先修课程的理论和知识,结合生产实际知识,使学生所学的理论知识得到巩固,深化和扩展。第二、机械设计毕业设计,通过设计实践,树立正确的设计思想,初步培养学生对机械工程设计的独立工作能力,使学生具有初步的机构选型与组合和确定传动方案的能力,为今后的设计工作打下良好的基础,培养团队协作,相互配合的工作作风。第三、进行机械设计基本技能的训练,如计算、绘图、熟悉和运用设计资料(手册、图册、标准和规范等)以及使用经验数据,进行经验估算和数据处理等。第四、机械设计要注意的问题:独立思考,继承创新,强调实用经济性,使用标准和规范,及时检查和整理计算结果。机械设计毕业设计的题目是设计某搅拌机用的单级斜齿圆柱齿轮减速器中的低速轴,设计内容包括:确定传动装置总体设计方案,选择电动机;计算传动装置运动和动力的参数;传动零件,轴的设计计算;编写设计说明书;毕业设计总结;最后完成答辩。该某搅拌机用的单级斜齿圆柱齿轮减速器中的低速轴设计基本上符合生产设计要求,限于作者初学水平,错误及不妥之处望老师批评指正。II第一部分 设计任务书1.1设计题目设计某搅拌机用的单级斜齿圆柱齿轮减速器中的低速轴1.2毕业设计提供的原始数据资料 已经电动机额定功率P=4KW,转速,低速轴转速,大齿轮节圆直径,宽度,轮齿螺旋角,法面压力角,单级齿轮减速器简图如图所示。单级齿轮减速器简图1.3设计内容及要求1.内容:(1)完成轴的全部结构设计(2)验算轴的强度并校核轴的截面是否安全2.要求: (1)绘制轴的工作图(1号图纸);(2)设计说明书一份,约60008000字。(16开设计纸、封面)第二部分 传动装置总体设计方案2.1 传动方案特点1.组成:传动装置由电机、减速器、工作机组成。2.特点:齿轮相对于轴承对称分布。3.确定传动方案:根据任务书要求,确定传动方案为电动机-斜齿圆柱齿轮减速器-工作机。2.2 计算传动装置总效率ha=h13h2h32h4=0.9830.970.9920.96=0.859h1为轴承的效率,h2为齿轮传动的效率,h3为联轴器的效率,h4为工作机的效率。第三部分 电动机的选择3.1 电动机的选择工作机的功率Pw:Pw = 3.436 KW电动机所需工作功率为:Pd=Pwa=3.4360.859=4Kw工作机的转速为:n = 130 r/min 经查表按推荐的传动比合理范围,一级圆柱斜齿轮减速器传动比i=26,电动机转速的可选范围为nd = in = (26)130 = 260780r/min。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和减速器的传动比,选定型号为Y160M1-8的三相异步电动机,额定功率为4KW,满载转速nm=720r/min,同步转速750r/min。电动机主要外形尺寸:中心高外形尺寸地脚螺栓安装尺寸地脚螺栓孔直径电动机轴伸出段尺寸键尺寸HLHDABKDEFG160mm60038525421015mm4211012373.2 确定传动装置的总传动比和分配传动比(1)总传动比: 由选定的电动机满载转速n 和工作机主动轴转速n,可得传动装置总传动比为:ia=nmn=720130= 5.54(2)分配传动装置传动比:ia=i则减速器传动比为:i=ia=5.54第四部分 计算传动装置的运动和动力参数(1)各轴转速:输入轴:nI=nm=720rmin输出轴:nII=nIi=7205.54=129.96rmin工作机轴:nIII=nII=129.96rmin(2)各轴输入功率:输入轴:PI= Pm3=40.99=3.96Kw输出轴:PII= PI12=3.960.980.97=3.76Kw工作机轴:PIII= PII13=3.760.980.99=3.65Kw则各轴的输出功率:输入轴:PI= PI1=3.960.98=3.88Kw输出轴:PII= PII1=3.760.98=3.68Kw工作机轴:PIII= PIII1=3.650.98=3.58Kw(3)各轴输入转矩:电动机轴:Td=9550Pmnm=95504720=53.06Nm输入轴:TI=9550PInI=95503.96720=52.52Nm输出轴:TII=9550PIInII=95503.76129.96=276.3Nm工作机轴:TIII=9550PIIInIII=95503.65129.96=268.22Nm各轴输出转矩为:输入轴:TI= TI1=52.520.98=51.47Nm输出轴:TII= TII1=276.30.98=270.77Nm工作机轴:TIII= TIII1=268.220.98=262.86Nm第五部分 传动轴的设计5.1 输入轴的设计1.输入轴上的功率P1、转速n1和转矩T1P1 = 3.96 KW n1 = 720 r/min T1 = 52.52 Nm2.求作用在齿轮上的力 已知小齿轮的分度圆直径为:d1 = 53.216 mm 则:Ft=2T1d1=2100052.5253.216=1973.8NFr=Fttanncos=1973.8tan20cos12.28=735.2NFa=Fttan=1973.8tan12.28=429.4N3.初步确定轴的最小直径: 先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢,调质处理,根据表,取A0 = 112,得:dmin=A03P1n1=112 33.96720=19.8mm 输入轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d12,为了使所选的轴直径d12与联轴器的孔径相适应,故需同时选取联轴器型号。 联轴器的计算转矩Tca = KAT1,查表,考虑转矩变化很小,故取KA = 1.3,则:Tca=KAT1=1.352.52=68.3Nm 按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件,同时考虑电机轴直径42mm,查标准GB/T 4323-2002或手册,选用LT5型联轴器。半联轴器的孔径为35 mm故取d12 = 35 mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度为60 mm。4.轴的结构设计图5.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1)为了满足联轴器的轴向定位要求,I-II轴段右端需制出一轴肩,故取II=III段的直径d23 = 40 mm;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径D = 45 mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度L = 60 mm,为了保证轴端挡圈只压在联轴器上而不压在轴的端面上,故I-II段的长度应比联轴器毂孔长度L略短一些,现取l12 = 58 mm。 2)初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据d23 = 40 mm,由轴承产品目录中选择单列圆锥滚子轴承30209,其尺寸为dDT = 458520.75 mm,故d34 = d78 = 45 mm,取挡油环的宽度为15,则l34 = l78 = 20.75+15 = 35.75 mm。 轴承采用挡油环进行轴向定位。由手册上查得30209型轴承的定位轴肩高度h = 3.5 mm,因此,取d45 = d67 = 52 mm。 3)由于齿轮的直径较小,为了保证齿轮轮体的强度,应将齿轮和轴做成一体而成为齿轮轴。所以l56 = B = 84 mm,d56 = d1 = 53.216 mm 4)根据轴承端盖便于装拆,保证轴承端盖的外端面与联轴器右端面有一定距离,取l23 = 50 mm。 5)取齿轮距箱体内壁之距离 = 16 mm,考虑箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离s,取s = 8 mm,则l45 = +s-15 = 16+8-15 = 9 mml67 = +s-15 = 16+8-15 = 9 mm至此,已初步确定了轴的各段直径和长度。6.轴的受力分析和校核1)作轴的计算简图(见图a): 根据30209轴承查手册得a = 18.6 mm 联轴器中点距左支点距离L1 = 60/2+50+18.6 = 98.6 mm 齿宽中点距左支点距离L2 = 84/2+35.75+9-18.6 = 68.2 mm 齿宽中点距右支点距离L3 = 84/2+9+35.75-18.6 = 68.2 mm2)计算轴的支反力:水平面支反力(见图b):FNH1=FtL3L2+L3=1973.868.268.2+68.2=986.9NFNH2=FtL2L2+L3=1973.868.268.2+68.2=986.9N垂直面支反力(见图d):FNV1=FrL3+Fad12L2+L3=735.268.2+429.453.216268.2+68.2=451.4NFNV2=Fad12-FrL2L2+L3=429.453.2162-735.268.268.2+68.2=-283.8N3)计算轴的弯矩,并做弯矩图:截面C处的水平弯矩:MH=FNH1L2=986.968.2=67307Nmm截面C处的垂直弯矩:MV1=FNV1L2=451.468.2=30785NmmMV2=FNV2L3=-283.868.2=-19355Nmm分别作水平面弯矩图(图c)和垂直面弯矩图(图e)。截面C处的合成弯矩:M1=MH2+MV12=673072+307852=74013NmmM2=MH2+MV22=673072+-193552=70035Nmm作合成弯矩图(图f)。4)作转矩图(图g)。5)按弯扭组合强度条件校核轴的强度: 通常只校核轴上承受最大弯矩和转矩的截面(即危险截面C)的强度。必要时也对其他危险截面(转矩较大且轴颈较小的截面)进行强度校核。根据公式(14-4),取a = 0.6,则有:ca=McaW=M12+T12W=740132+0.652.52100020.153.2163=5.3MPa-1=60MPa 故设计的轴有足够的强度,并有一定的裕度(注:计算W时,忽略单键槽的影响)。轴的弯扭受力图如下:5.2 输出轴的设计1.求输出轴上的功率P2、转速n2和转矩T2P2 = 3.76 KW n2 = 129.96 r/min T2 = 276.3 Nm2.求作用在齿轮上的力 已知大齿轮的分度圆直径为:d2 = 296.784 mm 则:Ft=2T2d2=21000276.3296.784=1862NFr=Fttanncos=1862tan20cos12.28=693.6NFa=Fttan=1862tan12.28=405.1N3.初步确定轴的最小直径 先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢,调质处理,根据表,取:A0 = 112,于是得dmin=A03P2n2=112 33.76129.96=34.4mm 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d12,为了使所选的轴直径d12与联轴器的孔径相适应,故需同时选取联轴器型号。 联轴器的计算转矩Tca = KAT2,查表,考虑转矩变化很小,故取KA = 1.3,则:Tca=KAT2=1.3276.3=359.2Nm 按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件,查标准GB/T 4323-2002或手册,选用LT7型联轴器。半联轴器的孔径为40 mm故取d12 = 40 mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度为84 mm。4.轴的结构设计图5.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1)为了满足半联轴器的轴向定位要求,I-II轴段右端需制出一轴肩,故取II-III段的直径d23 = 45 mm;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径D = 50 mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度L = 84 mm,为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上,故I-II段的长度应比L略短一些,现取l12 = 82 mm。 2)初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据d23 = 45 mm,由轴承产品目录中选取单列圆锥滚子轴承30210,其尺寸为dDT = 50mm90mm21.75mm,故d34 = d67 = 50 mm,取挡油环的宽度为15,则l67 = 21.75+15 = 36.75 mm 右端滚动轴承采用挡油环进行轴向定位。由手册上查得30210型轴承的定位轴肩高度h = 3.5 mm,因此,取d56 = 57 mm。 3)取安装齿轮处的轴段IV-V段的直径d45 = 55 mm;齿轮的左端与左轴承之间采用挡油环定位。已知大齿轮轮毂的宽度为B = 79 mm,为了使挡油环端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短于轮毂宽度,故取l45 = 77 mm。 4)根据轴承端盖便于装拆,保证轴承端盖的外端面与半联轴器右端面有一定距离,取l23 = 50 mm。 5)取小齿轮端面距箱体内壁之距离 = 16 mm,考虑箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离s,取s = 8 mm,已知滚动轴承的宽度T = 21.75 mm,则l34 = T+s+2.5+2 = 21.75+8+16+2.5+2 = 50.25 mml56 = s+2.5-15 = 8+16+2.5-15 = 11.5 mm至此,已初步确定了轴的各段直径和长度。6.轴的受力分析和校核1)作轴的计算简图(见图a): 根据30210轴承查手册得a = 20 mm 齿宽中点距左支点距离L2 = 79/2-2+50.25-20 = 67.8 mm 齿宽中点距右支点距离L3 = 79/2+11.5+36.75-20 = 67.8 mm2)计算轴的支反力:水平面支反力(见图b):FNH1=FtL3L2+L3=186267.867.8+67.8=931NFNH2=FtL2L2+L3=186267.867.8+67.8=931N垂直面支反力(见图d):FNV1=FrL3+Fad22L2+L3=693.667.8+405.1296.784267.8+67.8=790.1NFNV2=Fad22-FrL2L2+L3=405.1296.7842-693.667.867.8+67.8=96.5N3)计算轴的弯矩,并做弯矩图:截面C处的水平弯矩:MH=FNH1L2=93167.8=63122Nmm截面C处的垂直弯矩:MV1=FNV1L2=790.167.8=53569NmmMV2=FNV2L3=96.567.8=6543Nmm分别作水平面弯矩图(图c)和垂直面弯矩图(图e)。截面C处的合成弯矩:M1=MH2+MV12=631222+535692=82789NmmM2=MH2+MV22=631222+65432=63460Nmm作合成弯矩图(图f)。4)作转矩图(图g)。5)按弯扭组合强度条件校核轴的强度: 通常只校核轴上承受最大弯矩和转矩的截面(即危险截面C)的强度。必要时也对其他危险截面(转矩较大且轴颈较小的截面)进行强度校核。根据公式(14-4),取a = 0.6,则有:ca=McaW=M2+T22W=827892+0.6276.3100020.1553=11.1MPa-1=60MPa 故设计的轴有足够的强度,并有一定的裕度(注:计算W时,忽略单键槽的影响)。轴的弯扭受力图如下:设计小结 这次关于某搅拌机用的单级斜齿圆柱齿轮减速器中的低速轴设计是我们真正理论联系实际、深入了解设计概念和设计过程的实践考验,对于提高我们机械设计的综合素质大有用处。通过两个星期的设计实践,使我对机械设计有了更多的了解和认识.为我们以后的工作打下了坚实的基础。 机械设计是机械工业的基础,是一门综合性相当强的技术课程,它融机械原理、机械设计、理论力学、材料力学、互换性与技术测量、工程材料、机械设计(机械设计基础)课程设计等于一体。 这次的毕业设计,对于培养我们理论联系实际的设计思想、训练综合运用机械设计和有关先修课程的理论,结合生产实际反应和解决工程实际问题的能力,巩固、加深和扩展有关机械设计方面的知识等方面有重要的作用。 本次设计得到了指导老师的细心帮助和支持。衷心的感谢老师的指导和帮助。设计中还存在不少错误和缺点,需要继续努力学习和掌握有关机械设计的知识,继续培养设计习惯和思维从而提高设计实践操作能力。参考文献1 濮良贵、陈国定、吴立言.机械设计.9版.北京:高等教育出版社,2013.052 陈立德.机械设计课程设计指导书3 龚桂义.机械设计课程设计图册4 机械设计手册委员会.机械设计手册(新版).北京机械工业出版社,20045“课本”:机械设计基础/杨可桢 程光蕴 李仲生主编 编号 ISBN 978-7-04-019209-4 高等教育出版社 2009年4月第11次印刷.6“手册”:机械设计课程设计手册/吴宗泽,罗圣国主编 编号ISBN 978-7-04-019303-9 高等教育出版社 2009年5月第9次印刷.22XXXXXXXX设计任务书 毕业生姓名 专 业 学 号 指 导 教 师 所 属 系 部 设 计 时 间 二XX年五月目录前 言II第一部分 设计任务书11.1设计题目11.2毕业设计提供的原始数据资料11.3设计内容及要求1第二部分 传动装置总体设计方案22.1 传动方案特点22.2 计算传动装置总效率2第三部分 电动机的选择23.1 电动机的选择23.2 确定传动装置的总传动比和分配传动比3第四部分 计算传动装置的运动和动力参数4第五部分 齿轮传动的设计5第六部分 传动轴和传动轴承及联轴器的设计126.1 输入轴的设计126.2 输出轴的设计17第七部分 键联接的选择及校核计算227.1 输入轴键选择与校核237.2 输出轴键选择与校核23第八部分 轴承的选择及校核计算238.1 输入轴的轴承计算与校核248.2 输出轴的轴承计算与校核24第九部分 联轴器的选择259.1 输入轴处联轴器259.2 输出轴处联轴器25第十部分 减速器的润滑和密封2610.1 减速器的润滑2610.2 减速器的密封27第十一部分 减速器附件及箱体主要结构尺寸2711.1 减速器附件的设计与选取2811.2 减速器箱体主要结构尺寸33设计小结36参考文献37前 言大学期间学了机械设计,在理论上有了一些基础,但究竟自己掌握了多少,却不清楚。并且“纸上学来终觉浅,要知此事需躬行”。正好学校又安排了毕业设计,所以决定这次一定要在自己能力范围内把它做到最好。本次机械设计毕业设计是首次进行较全面的机械设计训练,也是机械设计课程的一个重要教学环节。第一,机械设计毕业设计的目的是:通过机械设计毕业设计,综合运用机械设计课程和其它有关先修课程的理论和知识,结合生产实际知识,使学生所学的理论知识得到巩固,深化和扩展。第二、机械设计毕业设计,通过设计实践,树立正确的设计思想,初步培养学生对机械工程设计的独立工作能力,使学生具有初步的机构选型与组合和确定传动方案的能力,为今后的设计工作打下良好的基础,培养团队协作,相互配合的工作作风。第三、进行机械设计基本技能的训练,如计算、绘图、熟悉和运用设计资料(手册、图册、标准和规范等)以及使用经验数据,进行经验估算和数据处理等。第四、机械设计要注意的问题:独立思考,继承创新,强调实用经济性,使用标准和规范,及时检查和整理计算结果。机械设计毕业设计的题目是设计某搅拌机用的单级斜齿圆柱齿轮减速器中的低速轴,设计内容包括:确定传动装置总体设计方案,选择电动机;计算传动装置运动和动力的参数;传动零件,轴的设计计算;轴承,联轴器,润滑,密封和联接件的选择与校核计算;箱体结构及其附件的设计;绘制装配工作图及零件工作图;编写设计说明书;毕业设计总结;最后完成答辩。该某搅拌机用的单级斜齿圆柱齿轮减速器中的低速轴设计基本上符合生产设计要求,限于作者初学水平,错误及不妥之处望老师批评指正。III第一部分 设计任务书1.1设计题目设计某搅拌机用的单级斜齿圆柱齿轮减速器中的低速轴1.2毕业设计提供的原始数据资料 已经电动机额定功率P=4KW,转速,低速轴转速,大齿轮节圆直径,宽度,轮齿螺旋角,法面压力角,单级齿轮减速器简图如图所示。单级齿轮减速器简图1.3设计内容及要求1.内容:(1)完成轴的全部结构设计(2)验算轴的强度并校核轴的截面是否安全2.要求: (1)绘制轴的工作图(1号图纸);(2)设计说明书一份,约60008000字。(16开设计纸、封面)第二部分 传动装置总体设计方案2.1 传动方案特点1.组成:传动装置由电机、减速器、工作机组成。2.特点:齿轮相对于轴承对称分布。3.确定传动方案:根据任务书要求,确定传动方案为电动机-斜齿圆柱齿轮减速器-工作机。2.2 计算传动装置总效率ha=h13h2h32h4=0.9830.970.9920.96=0.859h1为轴承的效率,h2为齿轮传动的效率,h3为联轴器的效率,h4为工作机的效率。第三部分 电动机的选择3.1 电动机的选择工作机的功率Pw:Pw = 3.436 KW电动机所需工作功率为:Pd=Pwa=3.4360.859=4Kw工作机的转速为:n = 130 r/min 经查表按推荐的传动比合理范围,一级圆柱斜齿轮减速器传动比i=26,电动机转速的可选范围为nd = in = (26)130 = 260780r/min。综合考虑电动机和传动装置的尺寸、重量、价格和减速器的传动比,选定型号为Y160M1-8的三相异步电动机,额定功率为4KW,满载转速nm=720r/min,同步转速750r/min。电动机主要外形尺寸:中心高外形尺寸地脚螺栓安装尺寸地脚螺栓孔直径电动机轴伸出段尺寸键尺寸HLHDABKDEFG160mm60038525421015mm4211012373.2 确定传动装置的总传动比和分配传动比(1)总传动比: 由选定的电动机满载转速n 和工作机主动轴转速n,可得传动装置总传动比为:ia=nmn=720130= 5.54(2)分配传动装置传动比:ia=i则减速器传动比为:i=ia=5.54第四部分 计算传动装置的运动和动力参数(1)各轴转速:输入轴:nI=nm=720rmin输出轴:nII=nIi=7205.54=129.96rmin工作机轴:nIII=nII=129.96rmin(2)各轴输入功率:输入轴:PI= Pm3=40.99=3.96Kw输出轴:PII= PI12=3.960.980.97=3.76Kw工作机轴:PIII= PII13=3.760.980.99=3.65Kw则各轴的输出功率:输入轴:PI= PI1=3.960.98=3.88Kw输出轴:PII= PII1=3.760.98=3.68Kw工作机轴:PIII= PIII1=3.650.98=3.58Kw(3)各轴输入转矩:电动机轴:Td=9550Pmnm=95504720=53.06Nm输入轴:TI=9550PInI=95503.96720=52.52Nm输出轴:TII=9550PIInII=95503.76129.96=276.3Nm工作机轴:TIII=9550PIIInIII=95503.65129.96=268.22Nm各轴输出转矩为:输入轴:TI= TI1=52.520.98=51.47Nm输出轴:TII= TII1=276.30.98=270.77Nm工作机轴:TIII= TIII1=268.220.98=262.86Nm第五部分 齿轮传动的设计1.选精度等级、材料及齿数(1)材料选择:由表选小齿轮材料为40Cr调质处理,硬度范围取为280HBS,大齿轮材料为45钢调质处理,硬度范围取为240HBS。(2)一般工作机器,选用8级精度。(3)选小齿轮齿数Z1 = 26,大齿轮齿数Z2 = 265.54 = 144.04,取Z2= 145。(4)初选螺旋角b = 14。(5)压力角a = 20。2.按齿面接触疲劳强度设计(1)由式试算小齿轮分度圆直径,即d132KT1du+1uZEZHZZH21)确定公式中的各参数值。试选载荷系数KHt = 1.3。计算小齿轮传递的转矩T1=9.55103P1n1=9.551033.96720=52.52Nm选取齿宽系数d = 1.4。由图查取区域系数ZH = 2.44。查表得材料的弹性影响系数ZE=189.8MPa计算接触疲劳强度用重合度系数Z 。端面压力角:t=arctantanncos=arctantan20cos14=20.561at1=arccosZ1costZ1+2ha*cos =arccos26cos20.56126+21cos14=29.402at2=arccosZ2costZ2+2ha*cos =arccos145cos20.561145+21cos14=22.494端面重合度:=12Z1tanat1-tant+Z2tanat2-tant=1226tan29.402-tan20.561+145tan22.494-tan20.561=1.679轴向重合度:=dZ1tan=1.426tan14=2.889重合度系数:Z=4-31-+=4-1.67931-2.889+2.8891.679=0.509由式可得螺旋角系数Z=cos=cos14=0.985计算接触疲劳许用应力sH查得小齿轮和大齿轮的接触疲劳极限分别为sHlim1 = 600MPa、sHlim2 = 550 MPa。计算应力循环次数:N1=60n1jLh=6072011018300=1.04109N2=N1i12=1.041095.54=1.87108查取接触疲劳寿命系数:KHN1 = 0.88、KHN2 = 0.92。取失效概率为1%,安全系数S=1,得:H1=Hlim1KHN1S=6000.881=528MPaH2=Hlim2KHN2S=5500.921=506MPa取sH1和sH2中的较小者作为该齿轮副的接触疲劳许用应力,即H=H2=506MPa2)试算小齿轮分度圆直径d132KT1du+1uZEZHZZH2=3210001.352.521.45.54+15.54189.82.440.5090.9855062=28.943mm(2)调整小齿轮分度圆直径1)计算实际载荷系数前的数据准备圆周速度vv=d1tn1601000=28.943720601000=1.09ms齿宽bb=dd1t=1.428.943=40.52mm2)计算实际载荷系数KH由表查得使用系数KA = 1。根据v = 1.09 m/s、8级精度,由图查得动载系数KV = 1.08。齿轮的圆周力Ft1=2T1d1t=2100052.5228.943=3629.202NKAFt1b=13629.20240.52=89.57Nmm 100 Nmm查表得齿间载荷分配系数KHa = 1.4。由表用插值法查得8级精度、小齿轮相对支承对称布置时,KHb = 1.342。则载荷系数为:K=KAKVKHKH=11.081.41.342=2.0293)可得按实际载荷系数算的的分度圆直径d1=d1t3KKt=28.94332.0291.3=33.573mm及相应的齿轮模数mn=d1cosZ1=33.573cos1426=1.253mm模数取为标准值mn = 2mm。3.几何尺寸计算(1)计算中心距a=Z1+Z2mn2cos=26+14522cos14=176.229mm中心距圆整为a = 175 mm。(2)按圆整后的中心距修正螺旋角=arccosZ1+Z2mn2a=arccos26+14522175=12.28即:b = 121648(3)计算大、小齿轮的分度圆直径d1=mnZ1cos=226cos12.28=53.216mmd2=mnZ2cos=2145cos12.28=296.784mm(4)计算齿轮宽度b=dd1=1.453.216=74.502mm取b2 = 79 mm、b1 = 84 mm。4.校核齿根弯曲疲劳强度(1)齿根弯曲疲劳强度条件F=2KT1YFaYSaYYcos2dmn3Z121)确定公式中各参数值计算当量齿数ZV1=Z1cos3=26cos12.283=27.868ZV2=Z2cos3=145cos12.283=155.415计算弯曲疲劳强度的重合度系数Ye基圆螺旋角:b=arctantancost=arctantan12.28cos20.561=11.52当量齿轮重合度:v=cos2b=1.679cos11.522=1.749轴向重合度:=dZ1tan=1.426tan12.28=2.522重合度系数:Y=0.25+0.75v=0.25+0.751.749=0.679计算弯曲疲劳强度的螺旋角系数YbY=1-120=1-2.52212.28120=0.742由当量齿数,查图得齿形系数和应力修正系数YFa1 = 2.56 YFa2 = 2.16YSa1 = 1.62 YSa2 = 1.84计算实际载荷系数KF由表查得齿间载荷分配系数KFa = 1.4根据KHb = 1.342,结合b/h = 17.56查图得KFb = 1.312则载荷系数为KF=KAKVKFKF=11.081.41.312=1.984计算齿根弯曲疲劳许用应力sF查得小齿轮和大齿轮的弯曲疲劳极限分别为sFlim1 = 500 MPa、sFlim2 = 380 MPa。由图查取弯曲疲劳寿命系数KFN1 = 0.85、KFN2 = 0.88取安全系数S=1.4,得F1=KFN1Flim1S=0.855001.4=303.57MPaF2=KFN2Flim2S=0.883801.4=238.86MPa2)齿根弯曲疲劳强度校核F=2KFT1YFa1YSa1YYcos2dmn3Z12=210001.98452.522.561.620.6790.742cos212.281.423262=54.913MPaF1F=2KFT1YFa2YSa2YYcos2dmn3Z12=210001.98452.522.161.840.6790.742cos212.281.423262=52.625MPaF2齿根弯曲疲劳强度满足要求。主要设计结论 齿数Z1 = 26、Z2 = 145,模数m = 2 mm,压力角a = 20,螺旋角b = 12.28= 121648,中心距a = 175 mm,齿宽b1 = 84 mm、b2 = 79 mm。齿轮参数总结和计算代号名称计算公式高速级小齿轮高速级大齿轮模数m2mm2mm齿数z26145螺旋角左121648右121648齿宽b84mm79mm分度圆直径d53.216mm296.784mm齿顶高系数ha1.01.0顶隙系数c0.250.25齿顶高hamha2mm2mm齿根高hfm(ha+c)2.5mm2.5mm全齿高hha+hf4.5mm4.5mm齿顶圆直径dad+2ha57.216mm300.784mm齿根圆直径dfd-2hf48.216mm291.784mm第六部分 传动轴和传动轴承及联轴器的设计6.1 输入轴的设计1.输入轴上的功率P1、转速n1和转矩T1P1 = 3.96 KW n1 = 720 r/min T1 = 52.52 Nm2.求作用在齿轮上的力 已知小齿轮的分度圆直径为:d1 = 53.216 mm 则:Ft=2T1d1=2100052.5253.216=1973.8NFr=Fttanncos=1973.8tan20cos12.28=735.2NFa=Fttan=1973.8tan12.28=429.4N3.初步确定轴的最小直径: 先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢,调质处理,根据表,取A0 = 112,得:dmin=A03P1n1=112 33.96720=19.8mm 输入轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d12,为了使所选的轴直径d12与联轴器的孔径相适应,故需同时选取联轴器型号。 联轴器的计算转矩Tca = KAT1,查表,考虑转矩变化很小,故取KA = 1.3,则:Tca=KAT1=1.352.52=68.3Nm 按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件,同时考虑电机轴直径42mm,查标准GB/T 4323-2002或手册,选用LT5型联轴器。半联轴器的孔径为35 mm故取d12 = 35 mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度为60 mm。4.轴的结构设计图5.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1)为了满足联轴器的轴向定位要求,I-II轴段右端需制出一轴肩,故取II=III段的直径d23 = 40 mm;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径D = 45 mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度L = 60 mm,为了保证轴端挡圈只压在联轴器上而不压在轴的端面上,故I-II段的长度应比联轴器毂孔长度L略短一些,现取l12 = 58 mm。 2)初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据d23 = 40 mm,由轴承产品目录中选择单列圆锥滚子轴承30209,其尺寸为dDT = 458520.75 mm,故d34 = d78 = 45 mm,取挡油环的宽度为15,则l34 = l78 = 20.75+15 = 35.75 mm。 轴承采用挡油环进行轴向定位。由手册上查得30209型轴承的定位轴肩高度h = 3.5 mm,因此,取d45 = d67 = 52 mm。 3)由于齿轮的直径较小,为了保证齿轮轮体的强度,应将齿轮和轴做成一体而成为齿轮轴。所以l56 = B = 84 mm,d56 = d1 = 53.216 mm 4)根据轴承端盖便于装拆,保证轴承端盖的外端面与联轴器右端面有一定距离,取l23 = 50 mm。 5)取齿轮距箱体内壁之距离 = 16 mm,考虑箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离s,取s = 8 mm,则l45 = +s-15 = 16+8-15 = 9 mml67 = +s-15 = 16+8-15 = 9 mm至此,已初步确定了轴的各段直径和长度。6.轴的受力分析和校核1)作轴的计算简图(见图a): 根据30209轴承查手册得a = 18.6 mm 联轴器中点距左支点距离L1 = 60/2+50+18.6 = 98.6 mm 齿宽中点距左支点距离L2 = 84/2+35.75+9-18.6 = 68.2 mm 齿宽中点距右支点距离L3 = 84/2+9+35.75-18.6 = 68.2 mm2)计算轴的支反力:水平面支反力(见图b):FNH1=FtL3L2+L3=1973.868.268.2+68.2=986.9NFNH2=FtL2L2+L3=1973.868.268.2+68.2=986.9N垂直面支反力(见图d):FNV1=FrL3+Fad12L2+L3=735.268.2+429.453.216268.2+68.2=451.4NFNV2=Fad12-FrL2L2+L3=429.453.2162-735.268.268.2+68.2=-283.8N3)计算轴的弯矩,并做弯矩图:截面C处的水平弯矩:MH=FNH1L2=986.968.2=67307Nmm截面C处的垂直弯矩:MV1=FNV1L2=451.468.2=30785NmmMV2=FNV2L3=-283.868.2=-19355Nmm分别作水平面弯矩图(图c)和垂直面弯矩图(图e)。截面C处的合成弯矩:M1=MH2+MV12=673072+307852=74013NmmM2=MH2+MV22=673072+-193552=70035Nmm作合成弯矩图(图f)。4)作转矩图(图g)。5)按弯扭组合强度条件校核轴的强度: 通常只校核轴上承受最大弯矩和转矩的截面(即危险截面C)的强度。必要时也对其他危险截面(转矩较大且轴颈较小的截面)进行强度校核。根据公式(14-4),取a = 0.6,则有:ca=McaW=M12+T12W=740132+0.652.52100020.153.2163=5.3MPa-1=60MPa 故设计的轴有足够的强度,并有一定的裕度(注:计算W时,忽略单键槽的影响)。轴的弯扭受力图如下:6.2 输出轴的设计1.求输出轴上的功率P2、转速n2和转矩T2P2 = 3.76 KW n2 = 129.96 r/min T2 = 276.3 Nm2.求作用在齿轮上的力 已知大齿轮的分度圆直径为:d2 = 296.784 mm 则:Ft=2T2d2=21000276.3296.784=1862NFr=Fttanncos=1862tan20cos12.28=693.6NFa=Fttan=1862tan12.28=405.1N3.初步确定轴的最小直径 先初步估算轴的最小直径。选取轴的材料为45钢,调质处理,根据表,取:A0 = 112,于是得dmin=A03P2n2=112 33.76129.96=34.4mm 输出轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径d12,为了使所选的轴直径d12与联轴器的孔径相适应,故需同时选取联轴器型号。 联轴器的计算转矩Tca = KAT2,查表,考虑转矩变化很小,故取KA = 1.3,则:Tca=KAT2=1.3276.3=359.2Nm 按照计算转矩Tca应小于联轴器公称转矩的条件,查标准GB/T 4323-2002或手册,选用LT7型联轴器。半联轴器的孔径为40 mm故取d12 = 40 mm,半联轴器与轴配合的毂孔长度为84 mm。4.轴的结构设计图5.根据轴向定位的要求确定轴的各段直径和长度 1)为了满足半联轴器的轴向定位要求,I-II轴段右端需制出一轴肩,故取II-III段的直径d23 = 45 mm;左端用轴端挡圈定位,按轴端直径取挡圈直径D = 50 mm。半联轴器与轴配合的毂孔长度L = 84 mm,为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上,故I-II段的长度应比L略短一些,现取l12 = 82 mm。 2)初步选择滚动轴承。因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用单列圆锥滚子轴承。参照工作要求并根据d23 = 45 mm,由轴承产品目录中选取单列圆锥滚子轴承30210,其尺寸为dDT = 50mm90mm21.75mm,故d34 = d67 = 50 mm,取挡油环的宽度为15,则l67 = 21.75+15 = 36.75 mm 右端滚动轴承采用挡油环进行轴向定位。由手册上查得30210型轴承的定位轴肩高度h = 3.5 mm,因此,取d56 = 57 mm。 3)取安装齿轮处的轴段IV-V段的直径d45 = 55 mm;齿轮的左端与左轴承之间采用挡油环定位。已知大齿轮轮毂的宽度为B = 79 mm,为了使挡油环端面可靠地压紧齿轮,此轴段应略短于轮毂宽度,故取l45 = 77 mm。 4)根据轴承端盖便于装拆,保证轴承端盖的外端面与半联轴器右端面有一定距离,取l23 = 50 mm。 5)取小齿轮端面距箱体内壁之距离 = 16 mm,考虑箱体的铸造误差,在确定滚动轴承位置时,应距箱体内壁一段距离s,取s = 8 mm,已知滚动轴承的宽度T = 21.75 mm,则l34 = T+s+2.5+2 = 21.75+8+16+2.5+2 = 50.25 mml56 = s+2.5-15 = 8+16+2.5-15 = 11.5 mm至此,已初步确定了轴的各段直径和长度。6.轴的受力分析和校核1)作轴的计算简图(见图a): 根据30210轴承查手册得a = 20 mm 齿宽中点距左支点距离L2 = 79/2-2+50.25-20 = 67.8 mm 齿宽中点距右支点距离L3 = 79/2+11.5+36.75-20 = 67.8 mm2)计算轴的支反力:水平面支反力(见图b):FNH1=FtL3L2+L3=186267.867.8+67.8=931NFNH2=FtL2L2+L3=186267.867.8+67.8=931N垂直面支反力(见图d):FNV1=FrL3+Fad22L2+L3=693.667.8+405.1296.784267.8+67.8=790.1NFNV2=Fad22-FrL2L2+L3=405.1296.7842-693.667.867.8+67.8=96.5N3)计算轴的弯矩,并做弯矩图:截面C处的水平弯矩:MH=FNH1L2=93167.8=63122Nmm截面C处的垂直弯矩:MV1=FNV1L2=790.167.8=53569NmmMV2=FNV2L3=96.567.8=6543Nmm分别作水平面弯矩图(图c)和垂直面弯矩图(图e)。截面C处的合成弯矩:M1=MH2+MV12=631222+535692=82789NmmM2=MH2+MV22=631222+65432=63460Nmm作合成弯矩图(图f)。4)作转矩图(图g)。5)按弯扭组合强度条件校核轴的强度: 通常只校核轴上承受最大弯矩和转矩的截面(即危险截面C)的强度。必要时也对其他危险截面(转矩较大且轴颈较小的截面)进行强度校核。根据公式(14-4),取a = 0.6,则有:ca=McaW=M2+T22W=827892+0.6276.3100020.1553=11.1MPa-1=60MPa 故设计的轴有足够的强度,并有一定的裕度(注:计算W时,忽略单键槽的影响)。轴的弯扭受力图如下:第七部分 键联接的选择及校核计算7.1 输入轴键选择与校核 校核联轴器处的键连接: 该处选用普通平键尺寸为:bhl = 10mm8mm50mm,接触长度:l = 50-10 = 40 mm,则键联接所能传递的转矩为:T=0.25hldF=0.25840351201000=336NmTT1,故键满足强度要求。7.2 输出轴键选择与校核1)输出轴与大齿轮处键 该处选用普通平键尺寸为:bhl = 16mm10mm70mm,接触长度:l = 70-16 = 54 mm,则键联接所能传递的转矩为:T=0.25hldF=0.251054551201000=891NmTT2,故键满足强度要求。2)输出轴与联轴器处键 该处选用普通平键尺寸为:bhl = 12mm8mm70mm,接触长度:l = 70-12 = 58 mm,则键联接所能传递的转矩为:T=0.25hldF=0.25858401201000=556.8NmTT2,故键满足强度要求。第八部分 轴承的选择及校核计算根据条件,轴承预计寿命:LhLh=1018300=24000h8.1 输入轴的轴承计算与校核1)初步计算当量动载荷P: 因该轴承即受轴向力也受径向力,有课本表12-5查得径向动载荷系数X和轴向动载荷系数Y分别为:X = 1,Y = 0所以:P=XFr+YFa=1735.2+0429.4=735.2N2)求轴承应有的基本额定载荷值C为:C=P10360n1Lh106=735.21036072024000106=5904N3)选择轴承型号: 查课本表11-5,选择:30209轴承,Cr = 67.8 KN,由课本式11-3有:Lh=10660n1CP103=1066072067.81000735.2103=8.2107hLh所以轴承预期寿命足够。8.2 输出轴的轴承计算与校核1) 初步计算当量动载荷P: 因该轴承即受轴向力也受径向力,有课本表12-5查得径向动载荷系数X和轴向动载荷系数Y分别为:X = 1,Y = 0所以:P=XFr+YFa=1693.6+0405.1=693.6N2)求轴承应有的基本额定载荷值C为:C=P10360n2Lh106=693.610360129.9624000106=3332N3)选择轴承型号: 查课本表11-5,选择:30210轴承,Cr = 73.2 KN,由课本式11-3有:Lh=10660n2CP103=10660129.9673.21000693.6103=7.12108hLh所以轴承预期寿命足够。第九部分 联轴器的选择9.1 输入轴处联轴器1.载荷计算公称转矩:T=T1=52.52Nm由表查得KA = 1.3,故得计算转矩为:Tca=KAT1=1.352.52=68.3Nm2.型号选择 选用LT5型联轴器,联轴器许用转矩为T = 125 Nm,许用最大转速为n = 4600 r/min,轴孔直径为35 mm,轴孔长度为60 mm。Tca=68.3NmT=125Nmn1=720rminn=4600rmin联轴器满足要求,故合用。9.2 输出轴处联轴器1.载荷计算公称转矩:T=T2=276.3Nm由表查得KA = 1.3,故得计算转矩为:Tca=KAT2=1.3276.3=359.2Nm2.型号选择 选用LT7型联轴器,联轴器许用转矩为T = 500 Nm,许用最大转速为n = 3600 r/min,轴孔直径为40 mm,轴孔长度为84 mm。Tca=359.2NmT=500Nmn2=129.96rminn=3600rmin联轴器满足要求,故合用。第十部分 减速器的润滑和密封10.1 减速器的润滑1)齿轮的润滑 通用的闭式齿轮传动,其润滑方法根据齿轮的圆周速度大小而定。由于大齿轮的圆周速度v 12 m/s,将大齿轮的轮齿浸入油池中进行浸油润滑。这样,齿轮在传动时,就把润滑油带到啮合的齿面上,同时也将油甩到箱壁上,借以散热。 齿轮浸入油中的深度通常不宜超过一个齿高,但一般亦不应小于10mm。为了避免齿轮转动时将沉积在油池底部的污物搅起,造成齿面磨损,大齿轮齿顶距油池底面距离不小于30mm,取齿顶距箱体内底面距离为30mm。由于大齿轮全齿高h = 4.5 mm 10 mm,取浸油深度为10mm,则油的深度H为H = 30+10 = 40 mm 根据齿轮圆周速度查表选用中负荷工业齿轮油(GB 5903-2011),牌号为150润滑油,粘度荐用值为118 cSt。2)轴承的润滑 轴承常用的润滑方式有油润滑及脂润滑两类。此外,也有使用固体润滑剂润滑的。选用哪一类润滑方式,可以根据低速大齿轮的圆周速度判断。由于大齿轮圆周速度v = 1.09 m/s 2 m/s,所以采用脂润滑。润滑脂形成的润滑膜强度高,能承受较大的载荷,不易流失,容易密封,一次加脂可以维持相当长的一段时间。滚动轴承的装脂量一般以轴承内部空间容积的1/32/3为宜。为避免稀油稀释油脂,需用挡油环将轴承与箱体内部隔开。在本设计中选用通用锂基润滑脂,它适用于温度宽温度范围内各种机械设备的润滑,选用牌号为ZL-1的润滑脂。10.2 减速器的密封 为防止箱体内润滑剂外泄和外部杂质进入箱体内部影响箱体工作,在构成箱体的各零件间,如箱盖与箱座间、外伸轴的输出、输入轴与轴承盖间,需设置不同形式的密封装置。对于无相对运动的结合面,常用密封胶、耐油橡胶垫圈等;对于旋转零件如外伸轴的密封,则需根据其不同的运动速度和密封要求考虑不同的密封件和结构。本设计中由于密封界面的相对速度较小,故采用接触式密封。输入轴与轴承盖间v 3 m/s,输出轴与轴承盖间v 3 m/s,故均采用半粗羊毛毡密封圈。第十一部分 减速器附件及箱体主要结构尺寸11.1 减速器附件的设计与选取1.检查孔和视孔盖 检查孔用于检查传动件的啮合情况、润滑状态、接触斑点及齿侧间隙,还可用来注入润滑油,故检查孔应开在便于观察传动件啮合区的位置,其尺寸大小应便于检查操作。 视孔盖可用铸铁、钢板制成,它和箱体之间应加密封垫,还可在孔口处加过滤装置,以过滤注入油中的杂质。视孔盖示意图及相关尺寸计算如下:查辅导书手册得具体尺寸如下:L1 = 120 ; L2 = 105 ; b1 = 90 ; b2 = 75 ; d = 7 ; R = 5 ; h = 42.放油螺塞 放油孔应设在箱座底面最低处或设在箱底。箱外应有足够的空间,以便于放容器,油孔下也可制出唇边,以利于引油流到容器内。放油螺塞常为六角头细牙螺纹,在六角头与放油孔的接触面处,应加封油圈密封。放油螺塞及对应油封圈尺寸如下图所示:3.油标(油尺) 油标用来指示油面高度,应设置在便于检查及油面较稳定之处。本设计采用杆式油标,杆式油标结构简单,其上有刻线表示最高及最低油面。油标安置的位置不能太低,以防油溢出。其倾斜角度应便于油标座孔的加工及油标的装拆。查辅导书手册,具体结构和尺寸如下:4.通气器 通气器用于通气,使箱体内外气压一致,以避免由于运转时箱体内温度升高,内压增大,而引起减速器润滑油的渗漏。简易的通气器钻有丁字形孔,常设置在箱顶或检查孔盖上,用于较清洁的环境。较完善的通气器具有过滤网及通气曲路,可减少灰尘进入。查辅导书手册,本设计采用通气器型号及尺寸如下:5.起吊装置 起吊装置用于拆卸及搬运减速器。它常由箱盖上的吊孔和箱座凸缘下面的吊耳构成。也可采用吊环螺钉拧入箱盖以吊小型减速器或吊起箱盖。本设计中所采用吊孔(或吊环)和吊耳的示例和尺寸如下图所示:吊孔尺寸计算:b (1.8-2.5)1 = (1.8-2.5)8 = 16 mmd = b =16 mmR (1-1.2)d = (1-1.2)16 = 16 mm吊耳尺寸计算:K = C1+C2 = 16+14 = 30 mmH = 0.8K = 0.830 = 24 mmh = 0.5H = 0.524 = 12 mmr = 0.25K = 0.2530 = 8 mmb = (1.8-2.5) = (1.8-2.5)8 = 16 mm6.起盖螺钉 为便于起箱盖,可在箱盖凸缘上装设2个起盖螺钉。拆卸箱盖时,可先拧动此螺钉顶起箱盖。 起盖螺钉钉头部位应为圆柱形,以免损坏螺纹。本设计起盖螺钉尺寸如下:7.定位销 为保证箱体轴承孔的加工精度与装配精度,应在箱体连接凸缘上相距较远处安置两个圆锥销,并尽量放在不对称位置,以使箱座与箱盖能正确定位。 为便于装拆,定位销长度应大于连接凸缘总厚度。本设计定位销尺寸如下:11.2 减速器箱体主要结构尺寸名称符号公式与计算结果取值箱座壁厚0.025a+3=0.025175+3=5.4取8mm箱盖壁厚10.02a+3=0.02175+3=4.5取8mm箱盖凸缘厚度b11.51=1.58=12取12mm箱座凸缘厚度b1.5=1.58=12取12mm箱座底凸缘厚度b22.5=2.58=20取20mm地脚螺钉直径df0.036a+12=0.036175+12=18.3取M20地脚螺钉数目na250时,取n=4取4轴承旁连接螺栓直径d10.75df=0.7520=15取M16盖与座连接螺栓直径d2(0.5-0.6)df=(0.5-0.6)20=10-12取M10连接螺栓d2的间距l150-200取150轴承端盖螺钉直径d3(0.4-0.5)df=(0.4-0.5)20=8-10取M8视孔盖螺钉直径d4(0.3-0.4)df=(0.3-0.4)20=6-8取M6定位销直径d(0.7-0.8)d2=(0.7-0.8)10=7-8取8mmdf、d1、d2至外箱壁距离C1根据螺栓直径查表取26、22、16df、d1、d2至凸缘边缘距离C2根据螺栓直径查表取24、20、14轴承旁凸台半径R1=20取20凸台高度h根据低速级轴承座外径确定,以便于扳手操作为准外箱壁至轴承座端面距离L1C1+C2+(5-10)=22+20+(5-10)取47大齿轮顶圆与内箱壁距离11.2=1.28=9.6取12齿轮端面与内箱壁距离=8取16箱盖、箱座肋厚m1、m0.85=0.858=6.8取7设计小结 这次关于某搅拌机用的单级斜齿圆柱齿轮减速器中的低速轴设计是我们真正理论联系实际、深入了解设计概念和设计过程的实践考验,对于提高我们机械设计的综合素质大有用处。通过两个星期的设计实践,使我对机械设计有了更多的了解和认识.为我们以后的工作打下了坚实的基础。 机械设计是机械工业的基础,是一门综合性相当强的技术课程,它融机械原理、机械设计、理论力学、材料力学、互换性与技术测量、工程材料、机械设计(机械设计基础)课程设计等于一体。 这次的毕业设计,对于培养我们理论联系实际的设计思想、训练综合运用机械设计和有关先修课程的理论,结合生产实际反应和解决工程实际问题的能力,巩固、加深和扩展有关机械设计方面的知识等方面有重要的作用。 本次设计得到了指导老师的细心帮助和支持。衷心的感谢老师的指导和帮助。设计中还存在不少错误和缺点,需要继续努力学习和掌握有关机械设计的知识,继续培养设计习惯和思维从而提高设计实践操作能力。参考文献1 濮良贵、陈国定、吴立言.机械设计.9版.北京:高等教育出版社,2013.052 陈立德.机械设计课程设计指导书3 龚桂义.机械设计课程设计图册4 机械设计手册委员会.机械设计手册(新版).北京机械工业出版社,20045“课本”:机械设计基础/杨可桢 程光蕴 李仲生主编 编号 ISBN 978-7-04-019209-4 高等教育出版社 2009年4月第11次印刷.6“手册”:机械设计课程设计手册/吴宗泽,罗圣国主编 编号ISBN 978-7-04-019303-9 高等教育出版社 2009年5月第9次印刷.48
收藏
编号:16720588
类型:共享资源
大小:1.51MB
格式:ZIP
上传时间:2020-10-22
50
积分
- 关 键 词:
-
搅拌机
单级斜齿
圆柱齿轮
减速器
设计
cad
- 资源描述:
-
某搅拌机用的单级斜齿圆柱齿轮减速器设计含3张CAD图,搅拌机,单级斜齿,圆柱齿轮,减速器,设计,cad
展开阅读全文
- 温馨提示:
1: 本站所有资源如无特殊说明,都需要本地电脑安装OFFICE2007和PDF阅读器。图纸软件为CAD,CAXA,PROE,UG,SolidWorks等.压缩文件请下载最新的WinRAR软件解压。
2: 本站的文档不包含任何第三方提供的附件图纸等,如果需要附件,请联系上传者。文件的所有权益归上传用户所有。
3.本站RAR压缩包中若带图纸,网页内容里面会有图纸预览,若没有图纸预览就没有图纸。
4. 未经权益所有人同意不得将文件中的内容挪作商业或盈利用途。
5. 装配图网仅提供信息存储空间,仅对用户上传内容的表现方式做保护处理,对用户上传分享的文档内容本身不做任何修改或编辑,并不能对任何下载内容负责。
6. 下载文件中如有侵权或不适当内容,请与我们联系,我们立即纠正。
7. 本站不保证下载资源的准确性、安全性和完整性, 同时也不承担用户因使用这些下载资源对自己和他人造成任何形式的伤害或损失。
装配图网所有资源均是用户自行上传分享,仅供网友学习交流,未经上传用户书面授权,请勿作他用。