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1、JIANGXI AGRICULTURAL UNIVERSITY機械設(shè)計課程設(shè)計說明書題目: 二級斜齒輪減速器設(shè)計(題號I-14) 學(xué) 院: 工學(xué)院 姓 名: 葉凡華 學(xué) 號: 20120980 專 業(yè): 農(nóng)業(yè)機械化及其自動化 年 級: 2012級 指導(dǎo)教師: 許靜 職 稱:教授 二014 年 12 月目錄摘要1一、機械設(shè)計課程設(shè)計任務(wù)書2二、傳動方案的擬定和分析3三、電動機的選擇與傳動裝置運動和動力參數(shù)計算43.1 電動機選擇43.2傳動裝置和動力計算6四、 傳動零件的設(shè)計74.1 減速器斜齒圓柱齒輪傳動高速級的設(shè)計計算74.2 減速器斜齒圓柱齒輪傳動低速級的設(shè)計計算13五、軸系設(shè)計195.1
2、 輸入軸I的設(shè)計195.2 中間軸的設(shè)計265.3 輸出軸的設(shè)計33六、箱體結(jié)構(gòu)的設(shè)計39七、 潤滑設(shè)計41參考文獻(xiàn)42摘要機械設(shè)計課程設(shè)計是高教工科相關(guān)專業(yè)學(xué)生首次進(jìn)行完整綜合的機械設(shè)計, 通過設(shè)計實踐, 樹立正確的設(shè)計思想;學(xué)習(xí)和掌握通用機械零部件、機械傳動及一般機械設(shè)計的基本方法及步 驟;初步培養(yǎng)學(xué)生工程設(shè)計能力和分析問題、解決問題的能力,為今后的設(shè)計工作打下良好基 礎(chǔ);培養(yǎng)團(tuán)結(jié)合作、相互配合的工作作風(fēng)。 進(jìn)一步鞏固和加深學(xué)生所學(xué)的理論知識, 通過本環(huán)節(jié)把機械設(shè)計學(xué)及其他有關(guān)先修課程 (如 機械制圖、理論力學(xué)、材料力學(xué)、工程材料及機械制造基礎(chǔ)等)中所獲得的理論知識在設(shè)計實 踐中加以綜合應(yīng)
3、用,使理論知識和生產(chǎn)實踐密切地結(jié)合起來。通過設(shè)計實踐,提高學(xué)生的計算、制圖能力;使學(xué)生能熟練地應(yīng)用有關(guān)參考資料、計算圖 表、手冊、圖集、規(guī)范、熟練有關(guān)的國家標(biāo)準(zhǔn)和行業(yè)標(biāo)準(zhǔn)(如 GB、JB 等) ,以完成一個工程技 術(shù)人員在機械設(shè)計方面所必須具備的基本技能訓(xùn)練。關(guān)鍵詞:機械設(shè)計課程設(shè)計41 一、機械設(shè)計課程設(shè)計任務(wù)書1.設(shè)計題目:設(shè)計一用于帶式輸送機傳動用的二級斜齒圓柱齒輪減速器2.給定數(shù)據(jù)及要求:設(shè)計一用于帶式運輸機的兩級斜齒圓柱齒輪減速器。工作有輕微振動,經(jīng)常滿載、空載起動、單班制工作,運輸帶允許速度誤差為 ,減速器小批量生產(chǎn),使用壽命五年。傳動簡圖如下圖所示。3.原始數(shù)據(jù)(I-14) 拉力
4、F=4.4kN 速度v=0.85m/s 直徑D=320mm4.應(yīng)完成的工作:1.減速器裝配圖一張(1號圖紙)2.打印零件A3圖紙五張(傳動齒輪、軸、各兩張,箱體一張)3.其余零件工作圖A4圖紙作為附錄裝訂(如軸承端蓋、皮帶輪、箱蓋、其余齒輪和軸)4.設(shè)計計算說明書一份(A4開紙,50006000字)二、傳動方案的擬定和分析 機器通常是有原動機、傳動裝置和工作機組成。合理地設(shè)計傳動裝置時機械設(shè)計工作中的一個很重要的部分??紤]到此工作機的功率不大,且非高精密儀屬一般機器,故此采用題式當(dāng)中的傳動方案,其傳動方案示意圖如下:三、電動機的選擇與傳動裝置運動和動力參數(shù)計算 3.1 電動機選擇(1) 計算工
5、作機所需功率 計算公式: 其中是工作的阻力(N);是工作機的線速度(m/s);是工作機的效率,對于 帶式運輸機,一般取=0.94-0.96。 現(xiàn)取=0.95,故此(KW) (2)計算電動機所需功率 計算公式: 其中為電動機致至工作機的傳動效率,即。.為 傳動裝置每一級傳動副、每對軸承或每個聯(lián)軸器的效率?,F(xiàn)查機械設(shè)計手冊得 ,。 故此 所以(KW) (3)計算電動機額定功率 計算公式:取系數(shù)為1.2,故此。 工作機卷筒軸轉(zhuǎn)速 單級圓柱齒輪傳動比=36,所以總傳動比'=936 電動機轉(zhuǎn)速='=(936)50.8=457.21828.8 查表得滿足此要求的電動機有一下三種型 號額定功
6、率滿載轉(zhuǎn)速同步轉(zhuǎn)速凈 重總傳動比Y112M-44.0144015004330.17Y132M1-6496010007520.69Y160M1-8472075012015.52 綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸和結(jié)構(gòu)以及減速器的傳動比,選擇第二組,即選擇 Y132M1-63.2傳動裝置和動力計算計算傳動裝置的總傳動比和分配各級傳動比 總傳動比各級傳動比 設(shè)、分別為高速級和低速級傳動比,由和=(1.31.5),并 取=1.5得 ,所以,傳動裝置的運動參數(shù)和動力參數(shù) 設(shè)0、I、II、III、IV分別為電動機軸、與電動機主軸相連的減速器軸、減速器中間軸、與 卷筒軸相連的減速器軸、卷筒軸 各軸轉(zhuǎn)速 I軸
7、II軸 III軸 IV軸 各軸功率 I軸 KW II軸 KW III軸 KW IV軸 KW各軸轉(zhuǎn)矩 I軸 II軸 III軸 IV軸 四、 傳動零件的設(shè)計4.1 減速器斜齒圓柱齒輪傳動高速級的設(shè)計計算初始條件的設(shè)定 齒輪嚙合壓力角取為20°,選定精度等級為8級,初選螺旋角=14°;小齒輪材料為40Cr (調(diào)質(zhì)),齒面硬度為260HBS;大齒輪材料選為45鋼(調(diào)質(zhì)),齒面硬度為230HBS。設(shè)高 速級小齒輪、大齒輪齒數(shù)分別為、,取則=20,則: ,取=101按齒面接觸疲勞強度計算 <1> 試算小齒輪分度直徑 試選=1.3,查表取區(qū)域系數(shù)=2.433,齒寬系數(shù)=1,取
8、材料彈性影響系數(shù) =189.8 計算重合度系數(shù) 所以計算螺旋角系數(shù)計算接觸疲勞許用應(yīng)力查表知小齒輪、大齒輪接觸疲勞極限分別為、應(yīng)力循環(huán)次數(shù): 由此查表可知接觸疲勞壽命系數(shù),;取失效概率為1,安全系數(shù)。則: 取兩者較小的作為接觸疲勞許用應(yīng)力,即將所求的各個值帶入公式得:<2> 調(diào)整小齒輪分度圓直徑 圓周速度 齒寬b 計算實際載荷系數(shù)查表的使用系數(shù);根據(jù),8級精度查表得齒輪圓周力 ,由此查表得齒間載荷分配系數(shù)由8級精度、小齒輪相對支承軸為非對稱布置查表得由此得載荷系數(shù)由此計算得按實際載荷系數(shù)計算的分度圓直徑: 相應(yīng)的齒輪模數(shù): mm按齒根彎曲疲勞強度計算<1>試計算齒輪模數(shù)
9、 試選載荷系數(shù)計算彎曲疲勞強度的重合度系數(shù) 計算彎曲疲勞強度的螺旋角系數(shù) 計算當(dāng)量齒數(shù) 由此查表齒形系數(shù),;應(yīng)力修正系數(shù)=1.57,=1.81;小、大齒輪的齒根彎曲疲勞極限,;彎曲疲勞壽命系,。取彎曲疲勞安全系數(shù)則: 取兩者較小的,即=將算得的各值代入公式得:=<2> 調(diào)整齒輪模數(shù)圓周速度齒寬b 齒高h(yuǎn) 齒高寬比 計算實際載荷系數(shù)由,8級精度查表得=1.05N故此查表得=1.1,=1.35將算得各值代入公式得:故此可知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),從滿足彎曲疲勞強度出發(fā),?。煌瑫r為滿足接觸疲勞強度,需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑來計算小齒輪
10、的齒數(shù),即,取22,所以,取。幾何尺寸計算中心距 修正螺旋角 大小齒輪分度圓直徑 齒寬b 取,主要設(shè)計結(jié)論低速級小齒輪齒數(shù),大齒輪齒數(shù),模數(shù),壓力角,螺旋角,變位系數(shù),中心距;小齒輪齒寬,大齒輪齒寬;小齒輪選用,調(diào)質(zhì)處理,大齒輪選用45鋼,調(diào)質(zhì)處理。4.2 減速器斜齒圓柱齒輪傳動低速級的設(shè)計計算(1) 初始條件的設(shè)定 齒輪嚙合壓力角取為20°,選定精度等級為8級,初選螺旋角=14°;小齒輪材料為40Cr (調(diào)質(zhì)),齒面硬度為280HBS;大齒輪材料選為45鋼(調(diào)質(zhì)),齒面硬度為240HBS。設(shè)高 速級小齒輪、大齒輪齒數(shù)分別為、,取則=20,則: ,取=102(2) 按齒面接
11、觸疲勞強度計算 <1> 試算小齒輪分度直徑 試選=1.3,查表取區(qū)域系數(shù)=2.433,齒寬系數(shù)=1,取材料彈性影響系數(shù) =189.8 計算重合度系數(shù) 所以計算螺旋角系數(shù)計算接觸疲勞許用應(yīng)力查表知小齒輪、大齒輪接觸疲勞極限分別為、應(yīng)力循環(huán)次數(shù): 由此查表可知接觸疲勞壽命系數(shù),;取失效概率為1,安全系數(shù)。則: 取兩者較小的作為接觸疲勞許用應(yīng)力,即將所求的各個值帶入公式得:<2> 調(diào)整小齒輪分度圓直徑 圓周速度 齒寬b 計算實際載荷系數(shù)查表的使用系數(shù);根據(jù),8級精度查表得齒輪圓周力 ,由此查表得齒間載荷分配系數(shù)由8級精度、小齒輪相對支承軸為非對稱布置查表得由此得載荷系數(shù)由此計
12、算得按實際載荷系數(shù)計算的分度圓直徑: 相應(yīng)的齒輪模數(shù): mm按齒根彎曲疲勞強度計算<1>試計算齒輪模數(shù) 試選載荷系數(shù)計算彎曲疲勞強度的重合度系數(shù) 計算彎曲疲勞強度的螺旋角系數(shù) 計算當(dāng)量齒數(shù) 由此查表齒形系數(shù),;應(yīng)力修正系數(shù)=1.57,=1.75;小、大齒輪的齒根彎曲疲勞極限,;彎曲疲勞壽命系,。取彎曲疲勞安全系數(shù)則: 取兩者較小的,即=將算得的各值代入公式得:=<2> 調(diào)整齒輪模數(shù)圓周速度齒寬b 齒高h(yuǎn) 齒高寬比 計算實際載荷系數(shù)由,8級精度查表得=1故此查表得,將算得各值代入公式得:故此可知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),從滿足彎
13、曲疲勞強度出發(fā),取;同時為滿足接觸疲勞強度,需按接觸疲勞強度算得的分度圓直徑來計算小齒輪的齒數(shù),即,取25,所以,取。幾何尺寸計算中心距 修正螺旋角 大小齒輪分度圓直徑 齒寬b 取,主要設(shè)計結(jié)論低速級小齒輪齒數(shù),大齒輪齒數(shù),模數(shù),壓力角,螺旋角,變位系數(shù),中心距,小齒輪齒寬,大齒輪齒寬;小齒輪選用,調(diào)質(zhì)處理,大齒輪選用45鋼,調(diào)質(zhì)處理。五、軸系設(shè)計5.1 輸入軸I的設(shè)計(1)軸的受力分析由上文設(shè)計知軸的功率,轉(zhuǎn)速,轉(zhuǎn)矩;軸上的小齒輪齒寬,齒數(shù),模數(shù)。故此小齒輪的分度圓直徑為 圓周力為 徑向力為 軸向力為 初步確定軸的最小尺寸選去材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理。查表得,故考慮到外伸段鍵槽對軸的削弱作用,
14、將軸徑增大5%,即:輸入軸的最小直徑用來安裝聯(lián)軸器,為試所選的軸徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng),故先選聯(lián)軸器型號。查表,取,則聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩為查表采用滾子鏈聯(lián)軸器J型,其半聯(lián)軸器軸孔直徑d=20mm,軸孔長L=38mm,故取軸最小徑為20mm。選定軸承因為軸即受徑向力又受軸向力的作用,故此選用圓錐滾子軸承 求比值 有圓錐滾子軸承最大,>;由此查表得徑向動載荷系數(shù)。暫定軸向動載荷系數(shù)。 初步計算當(dāng)量動載荷P查表知,取,則 求軸承應(yīng)有的基本的額定動載荷設(shè)計使用壽命 所以 查找設(shè)計手冊選取30206型軸承,軸承孔徑為30mm,經(jīng)本額定動載荷,軸向動載荷系數(shù)。 驗算當(dāng)量動載荷 故此使用壽命 故,高于設(shè)
15、計使用壽命,即選用的軸承安全。軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 擬定軸上零件的裝配方案采用圖紙所示的裝配方案 根據(jù)軸向定位的要求,確定軸的各段直徑和長度軸的直徑設(shè)計軸的外伸端與聯(lián)軸器相連,由前面計算內(nèi)容知,外伸端最小直徑為20mm;為滿足聯(lián)軸器的定位要求,設(shè)其右側(cè)為一階梯軸,同時為了滿足右端軸承的安裝要求,由所選軸承知軸承內(nèi)孔徑為30mm,故此設(shè)計軸徑為30mm。為滿足軸承的定位要求,故在階梯軸段上設(shè)一軸肩,軸肩寬為5mm,高出軸段6mm。因為小齒輪分度圓直徑為45.212mm,而此時軸徑最大處已經(jīng)有30mm,為保證齒輪強度,故將小齒輪直接作在軸上,與軸一起加工。為了滿足左端軸承的安裝要求,同樣設(shè)一階梯軸段,軸徑
16、為36mm。軸的長度設(shè)計因為半聯(lián)軸器內(nèi)孔長度為35mm,故此與聯(lián)軸器相連的外伸端長度為35mm。已知抽成寬度為17.25mm,考慮箱體壁的厚度,故將右端與軸承相連的軸段長設(shè)為50mm;左端軸段長設(shè)為20mm。取齒輪距離箱體的距離為16mm,故取左端階梯軸段為16mm。為此軸的各段直徑與長度初步設(shè)定,求軸上的載荷根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)與受力情況作軸的受力簡圖,如下所示在xoy平面其受力如圖列受力平衡方程 即 其彎曲圖如圖所示 在yoz平面其受力如圖列受力平衡方程 即 其彎曲圖如圖所示所以總彎矩為 按彎扭組合校核軸的強度進(jìn)行校核時,通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強度。根據(jù)計算式及上表的數(shù)據(jù),以及軸
17、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)力前已選定軸的材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理,查表可得,因此,故安全。精確校核軸的疲勞強度由受力、應(yīng)力集中及其結(jié)構(gòu)分析知,危險截面為軸段上齒輪所在位置的右截面。且該截面的左邊截面面積較大,故只需校核截面右側(cè)??箯澖孛嫦禂?shù) 抗扭截面系數(shù) 截面右側(cè)的彎矩 截面上的扭矩 截面上的彎曲應(yīng)力 截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 軸的材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理,查表得,。因為、,查表得,;材料的敏感系數(shù),;故有效應(yīng)力集中系數(shù)為查表得尺寸系數(shù),扭轉(zhuǎn)系數(shù);軸按磨削加工,查得表面質(zhì)量系數(shù)為。軸未經(jīng)表面強化處理,即,所以綜合系數(shù)為查表知碳鋼的特性系數(shù)為、,取、。于是計算安全系數(shù)故此設(shè)計安全
18、5.2 中間軸的設(shè)計(1) 軸的受力分析由上文設(shè)計知軸的功率,轉(zhuǎn)速,轉(zhuǎn)矩;軸上的小齒輪齒寬,齒數(shù),模數(shù)壓力角,螺旋角。故此小齒輪的分度圓直徑為 圓周力為 徑向力為 軸向力為 因為高速軸的小齒輪與中速軸的大齒輪相嚙合,故兩齒輪所受的力都是作用力與反作用力的關(guān)系,則大齒輪上所受的力為、所以總徑向力 總軸向力 初步確定軸的最小尺寸選去材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理。查表得,故考慮到外伸段鍵槽對軸的削弱作用,將軸徑增大5%,即:輸入軸的最小直徑用來安裝軸承,為試所選的軸徑與軸承的孔徑相適應(yīng),故先選軸承型號選定軸承因為軸即受徑向力又受軸向力的作用,故此選用圓錐滾子軸承 求比值 有圓錐滾子軸承最大,>;由此
19、查表得徑向動載荷系數(shù)。暫定軸向動載荷系數(shù)。 初步計算當(dāng)量動載荷P查表知,取,則 求軸承應(yīng)有的基本的額定動載荷設(shè)計使用壽命 所以 查找設(shè)計手冊選取30207型軸承,軸承孔徑為35mm,經(jīng)本額定動載荷,軸向動載荷系數(shù)。 驗算當(dāng)量動載荷 故此使用壽命 故,高于設(shè)計使用壽命,即選用的軸承安全。軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 擬定軸上零件的裝配方案采用圖紙所示的裝配方案 根據(jù)軸向定位的要求,確定軸的各段直徑和長度軸的直徑設(shè)計為滿足軸承的定位要求,設(shè)其右側(cè)為一階梯軸,同時為了滿足右端軸承的安裝要求,由所選軸承知軸承內(nèi)孔徑為35mm,故此設(shè)計軸徑為35mm。因為小齒輪分度圓直徑為64.706mm,而此時軸徑最大處已經(jīng)有35m
20、m,為保證齒輪強度,故將小齒輪直接作在軸上,與軸一起加工。為了滿足左端軸承的安裝要求,采用套筒定位,套筒的長度為18mm,套筒直徑為35mm。為滿足大齒輪的定位要求,故作一階梯軸,軸徑為52mm,安裝大齒輪軸段長為43mm,軸徑為40mm。軸的長度設(shè)計已知抽成寬度為17.25mm,考慮箱體壁的厚度,故將左端與軸承相連的軸段長設(shè)為40mm;右端軸段長設(shè)為20mm。為此軸的各段直徑與長度初步設(shè)定,如圖紙所示求軸上的載荷根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)與受力情況作軸的受力簡圖,如下所示在xoy平面其受力如圖列受力平衡方程 即 其彎曲圖如圖所示 在yoz平面其受力如圖列受力平衡方程 即 其彎曲圖如圖所示所以總彎矩為 按彎
21、扭組合校核軸的強度進(jìn)行校核時,通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強度。根據(jù)計算式及上表的數(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)力前已選定軸的材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理,查表可得,因此,故安全。精確校核軸的疲勞強度由受力、應(yīng)力集中及其結(jié)構(gòu)分析知,危險截面為軸段上小齒輪所在位置的右截面。且該截面的左邊截面面積較大,故只需校核截面右側(cè)。抗彎截面系數(shù) 抗扭截面系數(shù) 截面右側(cè)的彎矩 截面上的扭矩 截面上的彎曲應(yīng)力 截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 軸的材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理,查表得,。因為、,查表得,;材料的敏感系數(shù),;故有效應(yīng)力集中系數(shù)為查表得尺寸系數(shù),扭轉(zhuǎn)系數(shù);軸按磨削加工,查得表面質(zhì)
22、量系數(shù)為。軸未經(jīng)表面強化處理,即,所以綜合系數(shù)為查表知碳鋼的特性系數(shù)為、,取、。于是計算安全系數(shù)故此設(shè)計安全5.3 輸出軸的設(shè)計軸的受力分析根據(jù)作用力與反作用力,作用于軸上的圓周力為,徑向力為,軸向力為初步確定軸的最小尺寸選去材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理。查表得,故考慮到鍵槽對軸的削弱作用,將軸徑增大5%,即:輸出軸的最小直徑用來安裝聯(lián)軸器,為試所選的軸徑與聯(lián)軸器的孔徑相適應(yīng),故先選聯(lián)軸器型號。查表,取,則聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩為查表采用彈性柱銷鏈聯(lián)軸器LX3J型,其半聯(lián)軸器軸孔直徑d=48mm,軸孔長L=60mm,故取軸最小徑為48mm。選定軸承因為軸即受徑向力又受軸向力的作用,故此選用圓錐滾子軸承 求
23、比值 有圓錐滾子軸承最大,>;由此查表得徑向動載荷系數(shù)。暫定軸向動載荷系數(shù)。 初步計算當(dāng)量動載荷P查表知,取,則 求軸承應(yīng)有的基本的額定動載荷設(shè)計使用壽命 所以 查找設(shè)計手冊選取30210型軸承,軸承孔徑為50mm,經(jīng)本額定動載荷,軸向動載荷系數(shù)。 驗算當(dāng)量動載荷 故此使用壽命 故,高于設(shè)計使用壽命,即選用的軸承安全。軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計 擬定軸上零件的裝配方案采用圖紙所示的裝配方案 根據(jù)軸向定位的要求,確定軸的各段直徑和長度求軸上的載荷根據(jù)軸的結(jié)構(gòu)與受力情況作軸的受力簡圖,如下所示在xoy平面其受力如圖列受力平衡方程 即 其彎曲圖如圖所示 在yoz平面其受力如圖列受力平衡方程 即 其彎曲圖如圖
24、所示所以總彎矩為 按彎扭組合校核軸的強度進(jìn)行校核時,通常只校核軸上承受最大彎矩和扭矩的截面的強度。根據(jù)計算式及上表的數(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)力前已選定軸的材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理,查表可得,因此,故安全。精確校核軸的疲勞強度由受力、應(yīng)力集中及其結(jié)構(gòu)分析知,危險截面為軸段上齒輪所在位置的右截面。且該截面的左邊截面面積較大,故只需校核截面右側(cè)??箯澖孛嫦禂?shù) 抗扭截面系數(shù) 截面右側(cè)的彎矩 截面上的扭矩 截面上的彎曲應(yīng)力 截面上的扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力 軸的材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理,查表得,。因為、,查表得,;材料的敏感系數(shù),;故有效應(yīng)力集中系數(shù)為查表得尺寸系數(shù),扭轉(zhuǎn)系數(shù);軸按
25、磨削加工,查得表面質(zhì)量系數(shù)為。軸未經(jīng)表面強化處理,即,所以綜合系數(shù)為查表知碳鋼的特性系數(shù)為、,取、。于是計算安全系數(shù)故此設(shè)計安全選鍵型為普通平鍵(A) 根據(jù),查得鍵的截面尺寸為:寬度=16,高度h=10。取鍵長L=45mm。六、箱體結(jié)構(gòu)的設(shè)計 減速器的箱體采用鑄造(HT200)制成。在機體為加肋,外輪廓為長方形,增強了軸承座剛度??紤]到機體內(nèi)零件的潤滑,密封散熱。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為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)。鑄件壁厚為10,圓角半徑為R=3。機體外型簡單,拔模方便。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(jìn)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
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