一級圓柱直齒輪減速器設(shè)計[F=2200 V=2 D=420]【CAD高清圖紙】
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效率數(shù)據(jù):效率V帶(0.96), 球軸承0.99 滾子軸承(0.99),齒輪(0.97), 聯(lián)軸器(0.98), 滾筒(0.96)(包括滾筒上的軸承)。其中灰色代表我的書中沒有該數(shù)據(jù)。 機械設(shè)計(論文)說明書 題 目:一級直齒圓柱齒輪減速器 系 別: XXX系 專 業(yè): 學(xué)生姓名: 學(xué) 號: 指導(dǎo)教師: 職 稱: 二零一二年五月一日 目 錄 第一部分 課程設(shè)計任務(wù)書-------------------------------3 第二部分 傳動裝置總體設(shè)計方案-------------------------3 第三部分 電動機的選擇--------------------------------4 第四部分 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)-----------------7 第五部分 齒輪的設(shè)計----------------------------------8 第六部分 傳動軸承和傳動軸及聯(lián)軸器的設(shè)計---------------17 第七部分 鍵連接的選擇及校核計算-----------------------20 第八部分 減速器及其附件的設(shè)計-------------------------22 第九部分 潤滑與密封----------------------------------24 設(shè)計小結(jié)--------------------------------------------25 參考文獻--------------------------------------------25 第一部分 課程設(shè)計任務(wù)書 一、設(shè)計課題: 設(shè)計一用于帶式運輸機上的一級直齒圓柱齒輪減速器.運輸機連續(xù)單向運轉(zhuǎn),載荷變化不大,空載起動,卷筒效率為0.96(包括其支承軸承效率的損失),減速器小批量生產(chǎn),使用期限5年(300天/年),1班制工作,運輸容許速度誤差為5%,車間有三相交流,電壓380/220V。 二. 設(shè)計要求: 1.減速器裝配圖一張(A1或A0)。 2.CAD繪制軸、齒輪零件圖各一張(A3或A2)。 3.設(shè)計說明書一份。 三. 設(shè)計步驟: 1. 傳動裝置總體設(shè)計方案 2. 電動機的選擇 3. 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比 4. 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) 5. 設(shè)計V帶和帶輪 6. 齒輪的設(shè)計 7. 滾動軸承和傳動軸的設(shè)計 8. 鍵聯(lián)接設(shè)計 9. 箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計 10. 潤滑密封設(shè)計 11. 聯(lián)軸器設(shè)計 第二部分 傳動裝置總體設(shè)計方案 1.組成:傳動裝置由電機、減速器、工作機組成。 2.特點:齒輪相對于軸承不對稱分布,故沿軸向載荷分布不均勻,要求軸有較大的剛度。 3.確定傳動方案:考慮到電機轉(zhuǎn)速高,傳動功率大,將V帶設(shè)置在高速級。其傳動方案如下: 圖一: 傳動裝置總體設(shè)計圖 初步確定傳動系統(tǒng)總體方案如:傳動裝置總體設(shè)計圖所示。 選擇V帶傳動和一級圓柱直齒輪減速器。 計算傳動裝置的總效率ha: ha=h1h22h3h4h5=0.96×0.992×0.97×0.98×0.96=0.86 h1為V帶的效率,h2為軸承的效率,h3為齒輪嚙合傳動的效率,h4為聯(lián)軸器的效率,h5為滾筒的效率(包括滾筒和對應(yīng)軸承的效率)。 第三部分 電動機的選擇 1 電動機的選擇 皮帶速度v: v=2m/s 工作機的功率pw: pw= 4.4 KW 電動機所需工作功率為: pd= 5.12 KW 執(zhí)行機構(gòu)的曲柄轉(zhuǎn)速為: n = 91 r/min 經(jīng)查表按推薦的傳動比合理范圍,V帶傳動的傳動比i1=2~4,一級圓柱斜齒輪減速器傳動比i2=3~6,則總傳動比合理范圍為ia=6~24,電動機轉(zhuǎn)速的可選范圍為nd = ia×n = (6×24)×91 = 546~2184r/min。綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量、價格和帶傳動、減速器的傳動比,選定型號為Y132M2-6的三相異步電動機,額定功率為5.5KW,滿載轉(zhuǎn)速nm=960r/min,同步轉(zhuǎn)速1000r/min。 2 確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比 (1)總傳動比: 由選定的電動機滿載轉(zhuǎn)速n 和工作機主動軸轉(zhuǎn)速n,可得傳動裝置總傳動比為: ia=nm/n=960/91=10.5 (2)分配傳動裝置傳動比: ia=i0×i 式中i0,i1分別為帶傳動和減速器的傳動比。為使V帶傳動外廓尺寸不致過大,初步取i0=2.5,則減速器傳動比為: i=ia/i0=10.5/2.5=4.2 第四部分 計算傳動裝置的運動和動力參數(shù) (1)各軸轉(zhuǎn)速: nI = nm/i0 = 960/2.5 = 384 r/min nII = nI/i = 384/4.2 = 91.4 r/min nIII = nII = 91.4 r/min (2)各軸輸入功率: PI = Pd×h1 = 5.12×0.96 = 4.92 KW PII = PI×h2×h3 = 4.92×0.99×0.97 = 4.72 KW PIII = PII×h2×h4 = 4.72×0.99×0.98 = 4.58 KW 則各軸的輸出功率: PI' = PI×0.99 = 4.87 KW PII' = PII×0.99 = 4.67 KW PIII' = PIII×0.99 = 4.53 KW (3)各軸輸入轉(zhuǎn)矩: TI = Td×i0×h1 電動機軸的輸出轉(zhuǎn)矩: Td = = 50.9 Nm 所以: TI = Td×i0×h1 = 50.9×2.5×0.96 = 122.2 Nm TII = TI×i×h2×h3 = 122.2×4.2×0.99×0.97 = 492.9 Nm TIII = TII×h2×h4 = 492.9×0.99×0.98 = 478.2 Nm 輸出轉(zhuǎn)矩為: TI' = TI×0.99 = 121 Nm TII' = TII×0.99 = 488 Nm TIII' = TIII×0.99 = 473.4 Nm 第五部分 V帶的設(shè)計 1 選擇普通V帶型號 計算功率Pc: Pc = KAPd = 1.1×5.12 = 5.63 KW 根據(jù)手冊查得知其交點在B型交界線范圍內(nèi),故選用B型V帶。 2 確定帶輪的基準直徑,并驗算帶速 取小帶輪直徑為d1 = 140 mm,則: d2 = n1×d1×(1-e)/n2 = i0×d1×(1-e) = 2.5×140×(1-0.02) = 343 mm 由手冊選取d2 = 335 mm。 帶速驗算: V = nm×d1×π/(60×1000) = 960×140×π/(60×1000) = 7.03 m/s 介于5~25m/s范圍內(nèi),故合適。 3 確定帶長和中心距a 0.7×(d1+d2)≤a0≤2×(d1+d2) 0.7×(140+335)≤a0≤2×(140+335) 332.5≤a0≤950 初定中心距a0 = 641.25 mm,則帶長為: L0 = 2a0+π×(d1+d2)/2+(d2-d1)2/(4×a0) = 2×641.25+π×(140+335)/2+(335-140)2/(4×641.25)=2043 mm 由表9-3選用Ld = 2000 mm,確定實際中心距為: a = a0+(Ld-L0)/2 = 641.25+(2000-2043)/2 = 619.75 mm 4 驗算小帶輪上的包角a1: a1 = 1800-(d2-d1)×57.30/a = 1800-(335-140)×57.30/619.75 = 1620>1200 5 確定帶的根數(shù): Z = Pc/((P0+DP0)×KL×Ka) = 5.63/((2.11+0.31)×0.98×0.96) = 2.47 故要取Z = 3根A型V帶。 6 計算軸上的壓力: 由初拉力公式有: F0 = 500×Pc×(2.5/Ka-1)/(Z×V)+q×V2 = 500×5.63×(2.5/0.96-1)/(3×7.03)+0.10×7.032 = 219.1 N 作用在軸上的壓力: FQ = 2×Z×F0×sin(a1/2) = 2×3×219.1×sin(162/2) = 1298.3 N 第六部分 齒輪的設(shè)計 (一) 高速級齒輪傳動的設(shè)計計算 1 齒輪材料、熱處理及精度: 考慮此減速器的功率及現(xiàn)場安裝的限制,故選用一級圓柱直齒輪減速器,小齒輪選硬齒面,大齒輪選軟齒面。 材料:小齒輪選用45號鋼調(diào)質(zhì),齒面硬度為小齒輪:250HBS。大齒輪選用45號鋼正火,齒面硬度為大齒輪:200HBS。取小齒齒數(shù):Z1 = 20,則: Z2 = i12×Z1 = 4.2×20 = 84 取:Z2 = 84 2 初步設(shè)計齒輪傳動的主要尺寸,按齒面接觸強度設(shè)計: 確定各參數(shù)的值: 1) 試選Kt = 1.2 2) T1 = 122.2 Nm 3) 選取齒寬系數(shù)yd = 1 4) 由表8-5查得材料的彈性影響系數(shù)ZE = 189.8 5) 由圖8-15查得節(jié)點區(qū)域系數(shù)ZH = 2.5 6) 查得小齒輪的接觸疲勞強度極限:sHlim1 = 610 MPa,大齒輪的接觸疲勞強度極限:sHlim2 = 560 MPa。 7) 計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù): 小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù):N1 = 60nkth = 60×384×1×5×300×1×8 = 2.76×108 大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù):N2 = 60nkth = N1/u = 2.76×108/4.2 = 6.58×107 8) 由圖8-19查得接觸疲勞壽命系數(shù):KHN1 = 0.91,KHN2 = 0.93 9) 計算接觸疲勞許用應(yīng)力,取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,得: [sH]1 = = 0.91×610 = 555.1 MPa [sH]2 = = 0.93×560 = 520.8 MPa 許用接觸應(yīng)力: [sH] = ([sH]1+[sH]2)/2 = (555.1+520.8)/2 = 537.95 MPa 3 設(shè)計計算: 小齒輪的分度圓直徑:d1t: = = 83.8 mm 4 修正計算結(jié)果: 1) 確定模數(shù): mn = = = 4.19 mm 取為標準值:3 mm。 2) 中心距: a = = = 156 mm 3) 計算齒輪參數(shù): d1 = Z1mn = 20×3 = 60 mm d2 = Z2mn = 84×3 = 252 mm b = φd×d1 = 60 mm b圓整為整數(shù)為:b = 60 mm。 4) 計算圓周速度v: v = = = 1.21 m/s 由表8-8選取齒輪精度等級為9級。 5 校核齒根彎曲疲勞強度: (1) 確定公式內(nèi)各計算數(shù)值: 1) 由表8-3查得齒間載荷分配系數(shù):KHa = 1.1,KFa = 1.1;齒輪寬高比為: = = = 8.89 求得:KHb = 1.09+0.26fd2+0.33×10-3b = 1.09+0.26×0.82+0.33×10-3×60 = 1.37 ,由圖8-12查得:KFb = 1.34 2) K = KAKVKFaKFb = 1×1.1×1.1×1.34 = 1.62 3) 由圖8-17、8-18查得齒形系數(shù)和應(yīng)力修正系數(shù): 齒形系數(shù):YFa1 = 2.75 YFa2 = 2.23 應(yīng)力校正系數(shù):YSa1 = 1.56 YSa2 = 1.77 4) 由圖8-22c按齒面硬度查得大小齒輪的彎曲疲勞強度極限為: sFlim1 = 245 MPa sFlim2 = 220 MPa 5) 同例8-2: 小齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù):N1 = 2.76×108 大齒輪應(yīng)力循環(huán)次數(shù):N2 = 6.58×107 6) 由圖8-20查得彎曲疲勞壽命系數(shù)為: KFN1 = 0.87 KFN2 = 0.9 7) 計算彎曲疲勞許用應(yīng)力,取S=1.3,由式8-15得: [sF]1 = = = 164 [sF]2 = = = 152.3 = = 0.02616 = = 0.02592 小齒輪數(shù)值大選用。 (2) 按式8-23校核齒根彎曲疲勞強度: mn≥ = = 2.96 mm 2.96≤3所以強度足夠。 (3) 各齒輪參數(shù)如下: 大小齒輪分度圓直徑: d1 = 60 mm d2 = 252 mm b = yd×d1 = 60 mm b圓整為整數(shù)為:b = 60 mm 圓整的大小齒輪寬度為:b1 = 65 mm b2 = 60 mm 中心距:a = 156 mm,模數(shù):m = 3 mm 第七部分 傳動軸承和傳動軸及聯(lián)軸器的設(shè)計 Ⅰ軸的設(shè)計 1 輸入軸上的功率P1、轉(zhuǎn)速n1和轉(zhuǎn)矩T1: P1 = 4.92 KW n1 = 384 r/min T1 = 122.2 Nm 2 求作用在齒輪上的力: 已知小齒輪的分度圓直徑為: d1 = 60 mm 則: Ft = = = 4073.3 N Fr = Ft×tanat = 4073.3×tan200 = 1482.6 N 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)),根據(jù)《機械設(shè)計(第八版)》表15-3,取A0 = 112,得: dmin = A0× = 112× = 26.2 mm 顯然,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4%,故選取:d12 = 27 mm。帶輪的寬度:B = (Z-1)×e+2×f = (3-1)×18+2×8 = 52 mm,為保證大帶輪定位可靠?。簂12 = 50 mm。大帶輪右端用軸肩定位,故取II-III段軸直徑為:d23 = 32 mm。大帶輪右端距箱體壁距離為20,取:l23 = 35 mm。 4 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度: 初選軸承的類型及型號。為能順利地在軸端III-IV、VII-VIII上安裝軸承,其段滿足軸承內(nèi)徑標準,故取:d34 = d78 = 35 mm;因軸只受徑載荷作用,查軸承樣本選用:6207型深溝球軸承,其尺寸為:d×D×T = 35×72×17 mm,軸承右端采用擋油環(huán)定位,由軸承樣本查得:6207。型軸承的定位軸肩高度:h = 3.5 mm,故?。篸45 = d67 = 42 mm,?。簂45 = l67 = 5 mm。 齒輪的定位及安裝齒輪處軸段尺寸的確定。由于:d1≤2d56 ,所以小齒輪應(yīng)該和輸入軸制成一體,所以:l56 = 65 mm;則: l34 = T+s+a-l45 = 17+8+11-5 = 31 mm l78 = T+s+a-l67 = 17+8+11+2-5 = 33 mm 5 軸的受力分析和校核: 1)作軸的計算簡圖(見圖a): 根據(jù)6207深溝球軸承查手冊得T = 17 mm 帶輪中點距左支點距離L1 = (52/2+35+17/2)mm = 69.5 mm 齒寬中點距左支點距離L2 = (65/2+31+5-17/2)mm = 60 mm 齒寬中點距右支點距離L3 = (65/2+5+33-17/2)mm = 62 mm 2)計算軸的支反力: 水平面支反力(見圖b): FNH1 = = = 2070 N FNH2 = = = 2003.3 N 垂直面支反力(見圖d): FNV1 = = = -1284.5 N FNV2 = = = 1468.8 N 3)計算軸的彎矩,并做彎矩圖: 截面C處的水平彎矩: MH = FNH1L2 = 2070×60 Nmm = 124200 Nmm 截面A處的垂直彎矩: MV0 = FQL1 = 1298.3×69.5 Nmm = 90232 Nmm 截面C處的垂直彎矩: MV1 = FNV1L2 = -1284.5×60 Nmm = -77070 Nmm MV2 = FNV2L3 = 1468.8×62 Nmm = 91066 Nmm 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 = = 146169 Nmm M2 = = 154009 Nmm 作合成彎矩圖(圖f)。 4)作轉(zhuǎn)矩圖(圖g)。 5)按彎扭組合強度條件校核軸的強度: 通常只校核軸上承受最大彎矩和轉(zhuǎn)矩的截面(即危險截面C)的強度。必要時也對其他危險截面(轉(zhuǎn)矩較大且軸頸較小的截面)進行強度校核。根據(jù)公式(14-4),取a = 0.6,則有: sca = = = MPa = 7.6 MPa≤[s-1] = 60 MPa 故設(shè)計的軸有足夠的強度,并有一定的裕度(注:計算W時,忽略單鍵槽的影響)。軸的彎扭受力圖如下: II軸的設(shè)計 1 求輸出軸上的功率P2、轉(zhuǎn)速n2和轉(zhuǎn)矩T2: P2 = 4.72 KW n2 = 91.4 r/min T2 = 492.9 Nm 2 求作用在齒輪上的力: 已知大齒輪的分度圓直徑為: d2 = 252 mm 則: Ft = = = 3911.9 N Fr = Ft×tanat = 3911.9×tan200 = 1423.8 N 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)),根據(jù)《機械設(shè)計(第八版)》表15-3,取:A0 = 112,得: dmin = A0× = 112× = 41.7 mm 輸出軸的最小直徑為安裝聯(lián)軸器直徑處d12,所以同時需要選取聯(lián)軸器的型號,聯(lián)軸器的計算轉(zhuǎn)矩:Tca = KAT2,查《機械設(shè)計(第八版)》表14-1,由于轉(zhuǎn)矩變化很小,故取:KA = 1.2,則: Tca = KAT2 = 1.2×492.9 = 591.5 Nm 由于鍵槽將軸徑增大4%,選取聯(lián)軸器型號為:LT8型,其尺寸為:內(nèi)孔直徑45 mm,軸孔長度84 mm,則:d12 = 45 mm,為保證聯(lián)軸器定位可靠取:l12 = 82 mm。半聯(lián)軸器右端采用軸端擋圈定位,按軸徑選用軸端擋圈直徑為:D = 55 mm,左端用軸肩定位,故取II-III段軸直徑為:d23 = 50 mm。 4 根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度: 初選軸承的類型及型號。為能順利地在軸端III-IV、VI-VII上安裝軸承,其段滿足軸承內(nèi)徑標準,故?。篸34 = d67 = 55 mm;因軸只受徑載荷作用,查軸承樣本選用:6211型深溝球子軸承,其尺寸為:d×D×T = 55mm×100mm×21mm。軸承端蓋的總寬度為:20 mm,取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面的距離為:l = 20 mm,l23 = 35 mm。 齒輪的定位及安裝齒輪處軸段尺寸的確定。取大齒輪的內(nèi)徑為:d2 = 63 mm,所以:d45 = 63 mm,為使齒輪定位可靠取:l45 = 58 mm,齒輪右端采用軸肩定位,軸肩高度:h ≥ 0.07d = 0.07×63 = 4.41 mm,軸肩寬度:b ≥ 1.4h = 1.4×4.41 = 0 mm,所以:d56 = 72 mm,l56 = 6 mm;齒輪的左端與軸承之間采用套筒定位,則: l34 = T+s+a+2.5+2 = 21+8+11+2.5+2 = 44.5 mm l67 = 2+T+s+a+2.5-l56 = 2+21+8+11+2.5-6=38.5 mm 5 軸的受力分析和校核: 1)作軸的計算簡圖(見圖a): 根據(jù)6211深溝球軸承查手冊得T= 21 mm 齒寬中點距左支點距離L2 = (60/2-2+44.5+58-21/2)mm = 120 mm 齒寬中點距右支點距離L3 = (60/2+6+38.5-21/2)mm = 64 mm 2)計算軸的支反力: 水平面支反力(見圖b): FNH1 = = = 1360.7 N FNH2 = = = 2551.2 N 垂直面支反力(見圖d): FNV1 = = = 495.2 N FNV2 = = = 928.6 N 3)計算軸的彎矩,并做彎矩圖: 截面C處的水平彎矩: MH = FNH1L2 = 1360.7×120 Nmm = 163284 Nmm 截面C處的垂直彎矩: MV = FNV1L2 = 495.2×120 Nmm = 59424 Nmm 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: M = = 173761 Nmm 作合成彎矩圖(圖f)。 4)作轉(zhuǎn)矩圖(圖g)。 5)按彎扭組合強度條件校核軸的強度: 通常只校核軸上承受最大彎矩和轉(zhuǎn)矩的截面(即危險截面C)的強度。必要時也對其他危險截面(轉(zhuǎn)矩較大且軸頸較小的截面)進行強度校核。根據(jù)公式(14-4),取a = 0.6,則有: sca = = = MPa = 13.7 MPa≤[s-1] = 60 MPa 故設(shè)計的軸有足夠的強度,并有一定的裕度(注:計算W時,忽略單鍵槽的影響)。軸的彎扭受力圖如下: 第八部分 鍵聯(lián)接的選擇及校核計算 1 輸入軸鍵計算: 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×45mm,接觸長度:l' = 45-8 = 37 mm,則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為: T = 0.25hl'd[sF] = 0.25×7×37×27×120/1000 = 209.8 Nm T≥T1,故鍵滿足強度要求。 2 輸出軸鍵計算: (1) 校核大齒輪處的鍵連接: 該處選用普通平鍵尺寸為:b×h×l = 18mm×11mm×50mm,接觸長度:l' = 50-18 = 32 mm,則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為: T = 0.25hl'd[sF] = 0.25×11×32×63×120/1000 = 665.3 Nm T≥T2,故鍵滿足強度要求。 (2) 校核聯(lián)軸器處的鍵連接: 該處選用普通平鍵尺寸為:b×h×l = 14mm×9mm×70mm,接觸長度:l' = 70-14 = 56 mm,則鍵聯(lián)接所能傳遞的轉(zhuǎn)矩為: T = 0.25hl'd[sF] = 0.25×9×56×45×120/1000 = 680.4 Nm T≥T2,故鍵滿足強度要求。 第九部分 軸承的選擇及校核計算 根據(jù)條件,軸承預(yù)計壽命: Lh = 5×1×8×300 = 12000 h 1 輸入軸的軸承設(shè)計計算: (1) 初步計算當量動載荷P: 因該軸承只受徑向力,所以: P = Fr = 1482.6 N (2) 求軸承應(yīng)有的基本額定載荷值C為: C = P = 1482.6× = 9659 N (3) 選擇軸承型號: 查課本表11-5,選擇:6207軸承,Cr = 25.5 KN,由課本式11-3有: Lh = = = 2.21×105≥Lh 所以軸承預(yù)期壽命足夠。 2 輸出軸的軸承設(shè)計計算: (1) 初步計算當量動載荷P: 因該軸承只受徑向力,所以: P = Fr = 1423.8 N (2) 求軸承應(yīng)有的基本額定載荷值C為: C = P = 1423.8× = 5748 N (3) 選擇軸承型號: 查課本表11-5,選擇:6211軸承,Cr = 43.2 KN,由課本式11-3有: Lh = = = 5.09×106≥Lh 所以軸承預(yù)期壽命足夠。 第十部分 減速器及其附件的設(shè)計 1 箱體(箱蓋)的分析: 箱體是減速器中較為復(fù)雜的一個零件,設(shè)計時應(yīng)力求各零件之間配置恰當,并且滿足強度,剛度,壽命,工藝、經(jīng)濟性等要求,以期得到工作性能良好,便于制造,重量輕,成本低廉的機器。 2 箱體(蓋)的材料: 由于本課題所設(shè)計的減速器為普通型,故常用HT15-33灰鑄鐵制造。這是因為鑄造的減速箱剛性好,易得到美觀的外形,易切削,適應(yīng)于成批生產(chǎn)。 3 箱體的設(shè)計計算,箱體尺寸如下: 代號 名稱 計算與說明 結(jié)果 d 箱體壁厚 d = 0.025a+3 ≥ 8 取d = 10 mm d1 箱蓋壁厚 d1 = 0.02a+3 ≥ 8 取d1 = 10 mm d' 箱體加強筋厚 d' = 0.85d1 = 0.85×10 = 8.5 取d' = 10 mm d1' 箱蓋加強筋厚 d1' = 0.85d1 = 0.85×10 = 8.5 取d1' = 10 mm b 箱體分箱面凸緣厚 b≈1.5d = 1.5×10 = 15mm 取b = 15 mm b1 箱蓋分箱面凸緣厚 b1≈1.5d11.5×10 = 15mm 取b1 = 15 mm b2 平凸緣底厚 b2≈2.35d = 2.35×10 = 23.5mm取b2 = 24 mm df 地腳螺栓 df = 0.036a+12 = 18.37 取df = 20 mm d1 軸承螺栓 d1 = 0.7df = 12.86 取d1 = 14 mm d2 聯(lián)接分箱螺栓 d2 = (0.5-0.7)df = 10-14 取d2 = 10 mm d3 軸承蓋螺釘 d3 = 10 mm 取d3 = 10 mm d4 檢查孔螺釘 M8×22 n 地腳螺栓數(shù) 取:n = 6 第十一部分 潤滑與密封設(shè)計 對于二級圓柱齒輪減速器,因為傳動裝置屬于輕型的,且傳速較低,所以其速度遠遠小于150-200 m/min,所以采用脂潤滑,箱體內(nèi)選用CKC150潤滑油,裝至規(guī)定高度。油的深度為:H+h1: H = 30 mm h1 = 34 mm 所以:H+h1 = 30+34 = 64 mm 。 其中油的粘度大,化學(xué)合成油,潤滑效果好。密封性來講為了保證機蓋與機座聯(lián)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),其表面粗度應(yīng)為Ra=6.3,密封的表面要經(jīng)過刮研。而且,凸緣聯(lián)接螺柱之間的距離不宜太大,為150mm。并勻均布置,保證部分面處的密封性。 設(shè)計小結(jié) 這次關(guān)于帶式運輸機上的一級圓柱齒輪減速器的課程設(shè)計是我們真正理論聯(lián)系實際、深入了解設(shè)計概念和設(shè)計過程的實踐考驗,對于提高我們機械設(shè)計的綜合素質(zhì)大有用處。通過兩個星期的設(shè)計實踐,使我對機械設(shè)計有了更多的了解和認識.為我們以后的工作打下了堅實的基礎(chǔ)。 機械設(shè)計是機械工業(yè)的基礎(chǔ),是一門綜合性相當強的技術(shù)課程,它融《機械原理》、《機械設(shè)計》、《理論力學(xué)》、《材料力學(xué)》、《互換性與技術(shù)測量》、《工程材料》、《機械設(shè)計(機械設(shè)計基礎(chǔ))課程設(shè)計》等于一體。 這次的課程設(shè)計,對于培養(yǎng)我們理論聯(lián)系實際的設(shè)計思想、訓(xùn)練綜合運用機械設(shè)計和有關(guān)先修課程的理論,結(jié)合生產(chǎn)實際反應(yīng)和解決工程實際問題的能力,鞏固、加深和擴展有關(guān)機械設(shè)計方面的知識等方面有重要的作用。 本次設(shè)計得到了指導(dǎo)老師的細心幫助和支持。衷心的感謝老師的指導(dǎo)和幫助。設(shè)計中還存在不少錯誤和缺點,需要繼續(xù)努力學(xué)習和掌握有關(guān)機械設(shè)計的知識,繼續(xù)培養(yǎng)設(shè)計習慣和思維從而提高設(shè)計實踐操作能力。 參考文獻 1 《機械設(shè)計(第八版)》 高等教育出版社。 2 《機械設(shè)計(機械設(shè)計基礎(chǔ))課程設(shè)計》 高等教育出版社。 3 《機械零件手冊》 天津大學(xué)機械零件教研室。 江蘇城市職業(yè)學(xué)院五年制(高職) 畢業(yè)設(shè)計(論 文)任 務(wù) 書 題 目 一級圓柱齒輪減速器設(shè)計 學(xué) 校: 江蘇城市職業(yè)學(xué)院昆山辦學(xué)點 專業(yè)班級: 08機電一體化(五) 學(xué)生姓名: _葛志偉_ 學(xué) 號: 200822010103 指導(dǎo)教師姓名: 費 麗 華 指導(dǎo)教師職稱: 講 師 二○一 二 年 十二 月 十五 日 畢業(yè)設(shè)計(論文)簡介 學(xué)生姓名 葛志偉 同課題人員 指導(dǎo)教師 費麗華 職稱 講師 工作單位 昆山電大 指導(dǎo)教師 職稱 工作單位 畢業(yè)設(shè)計(論文)題目 一級圓柱齒輪減速器設(shè)計 課題簡介 題目:某帶式運輸機用的一級圓柱齒輪減速器設(shè)計 給定條件:輸送帶拉力F=2200N,輸送帶速度V=2m/s,滾筒直徑D=420mm 自定條件:輸送機連續(xù)工作,單向運轉(zhuǎn),載荷平穩(wěn),空載啟動,減速器小批量生產(chǎn),使用5年,一班制工作,運輸允許速度誤差為5%。 內(nèi)容及要求 1.收集資料、完成實習報告; 2.完成開題報告; 3.機械設(shè)計與計算; 4.工程圖設(shè)計與繪制,內(nèi)容為:裝配圖一張(A1);零件圖三張(A3); 5.編寫設(shè)計說明書一份(按畢業(yè)設(shè)計論文格式打?。?。 收集資料及主要參考文獻 序號 名 稱 作 者 出 版 單 位 1 《機械設(shè)計基礎(chǔ)》 張建中 中國礦業(yè)大學(xué)出版社 2 《機械設(shè)計基礎(chǔ)課程設(shè)計》 張建中 中國礦業(yè)大學(xué)出版社 3 《簡明機械設(shè)計手冊》 洪鐘德 同濟大學(xué)出版社 4 《工程機械構(gòu)造手冊》 劉希平 機械工業(yè)出版社 5 《機械制造技術(shù)課程設(shè)計指導(dǎo)書》 郭彩云 機械工業(yè)出版社 6 《機械制圖與計算機繪圖》 彭曉蘭 江西高校出版社 畢業(yè)設(shè)計(論文)進度計劃 起訖日期 工 作 內(nèi) 容 備 注 2013-1-8 傳動方案的確定;電動機的選擇; 2013-1-18 傳動比的計算及分配; 2013-1-28 傳動件的設(shè)計計算; 2013-2-8 齒輪上作用力的計算;減速器裝配草圖的設(shè)計; 2013-2-15 軸的設(shè)計計算; 2013-2-20 減速器箱體的結(jié)構(gòu)尺寸;潤滑油的選擇與計算; 2013-2-24 裝配圖和零件圖 4 江蘇城市職業(yè)學(xué)院(昆山)壓縮包目錄 | 預(yù)覽區(qū) |
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