悬挂式输送机传动装置设计

悬挂式输送机传动装置设计 机械设计课程设计 计算说明书 设计 题 快递公司问题件快递公司问题件货款处理关于圆的周长面积重点题型关于解方程组的题及答案关于南海问题 目 展开式悬挂式输送机 传动装置设计 院 机自 班 设计者 指导老师 2014年1月13日 2 目 录 设计任务书…………………………………………………………………………… 3 1传动装置总图…………………………………………………………………… 3 2设计条件………………………………………………………………………… 3 3设计任务………………………………………………………………………… 3 4设计要求……………………………………………………………………………4 一、电动机的选择……………………………………………………………… 5 二、分配传动比………………………………………………………………… 5 三、传动装置的运动和动力参数计算………………………………………… 6 四、传动零件的设计计算……………………………………………………… 7 (一) 开式链传动的基本参数及强度计算…………………… 7 (二) 斜齿圆柱齿轮的基本参数及强度计算…………………… 9 (三) 直齿圆柱齿轮的基本参数及强度计算………………………………14 五、轴的结构设计及强度计算…………………………………………………… 19 (一) 输入轴结构设计和强度计算……………………………………… 19 (二) 中间轴的结构设计………………………………………………… 23 (三) 输出轴的结构设计………………………………………………… 26 六、轴承寿命校核计算…………………………………………………………… 29 七、平键的强度校核 …………………………………………………………… 34 八、箱体结构的设计 ……………………………………………………………… 35 九、确定箱体的基本参数 …………………………………………………………… 37设计小结 …………………………………………………………………………… 38参考资料 …………………………………………………………………………… 38 2 3 设 计 任 务 书 题目E. 悬挂式输送机传动装置设计 1. 传动装置总图 2.设计条件 1) 机器功用 通用生产线中传送半成品、成品用，被运送物品悬挂到输送 链上; 2) 工作情况 单向连续运输，轻度震荡; 3) 机械公用 输送散装物料，如砂、灰、谷物、煤粉等; 4) 运动要求 输送机主轴转速误差不超过0.05; 5) 使用寿命 8年，每年350天，每天16小时; 6) 检修周期 一年小修，三年大修; 7) 生产批量 中批生产 8) 生产厂型 中、大型通用机械制造厂。 3.设计任务: 1) 设计内容 A 电动机的选择; B 链传动设计; C 减速器设计; D 联 3 4 轴器选型设计; E 其他; 2) 设计工作量 A 传动系统安装图1张; B 减速器装配图1张; C 零件 图2张; D 设计计算说明1份; 4.设计要求: 1) 减速器设计成 A展开式二级减速器;B同轴式二级减速器;C行星齿轮减速器;D单极圆柱或圆锥齿轮减速器;E设计者自选减速器的形式。 2) 对所设计得减速器 A要有一对斜齿轮 B要有两对斜齿轮 C要有一对变位齿轮 D要有两对变位齿轮 E变位与否、直齿与斜齿有设计者自定。 表E 题号 E1 E2 E3 E4 E5 E6 E7 E8 E9 E10 主动星轮圆周3.5 3.5 3.5 5.5 5.5 5.5 7 7 7 9 力 主动星轮速度 0.9 1.0 1.1 0.9 1.0 1.1 0.9 1.0 1.1 0.9 主动星轮齿数 7 9 11 7 9 11 7 9 11 7 主动星轮节距 80 80 80 80 80 86 86 86 86 86 题号 E11 E12 E13 E14 E15 E16 E17 E18 E19 E20 主动星轮圆周9 9 11 11 11 12.5 12.5 12.5 14 14 力 主动星轮速度 1.0 1.1 0.8 0.9 1.0 0.8 0.9 1.0 0.8 0.9 主动星轮齿数 9 11 7 9 11 7 9 11 7 9 主动星轮节距 92 92 92 92 92 100 100 100 100 100 4 5 项目内容及计算说明 计算结果 一、电动机的选择: F=5.5KN 1) 主动星轮圆周力: F=5.5KN m/s V1,2) 主动星轮速度: m/s V1, z,9 z,93) 主动星轮齿数: P,80mm P,80mm4) 主动星轮节距: 5) 传动装置总效率: ,,0.99联,,0.99? 选取 弹性柱销联轴器效率: 联 ,,0.97 圆柱齿轮传动效率: 柱 ,,0.97 柱 ,,0.99 角接触球轴承效率: 承 ,,0.96 链传动效率: 链,,0.99 承? 总效率: ,,0.96 链24,,,,,,,,, a承联柱链 42,，，，0.990.970.990.96 ,,0.8590 a=0.8590 6) 电动机输出功率: p,6.40Kw d pF,V5.5，1000，1w p,,,,6.40Kwd ,,10001000，0.8590aa 3) 确定电动机型号 电动机所需额定功率P和电动机输 pkp,,P出功率关系为取K=1.0则 dd p,6.40Kw p,k,p,1.0，6.40,6.40Kw所以: d 选择电动机型号为:Y132M-4型三相异步电动机,额定功率 p,n,15007.5Kw，同步转速 r/min，异步转速00 n,1440r/min。(JB/T8680.1-1998) 二、分配传动比: 5 6 1. 估算传动装置的总传动比: n电动机满载时转速为n,输送机星轮的转速为 d n,60，1000，v/p，z,60，1000，1.0/9，80,83.333r/mind n,83.333r/mind i,n/n,1440/83.333,17.28d总 i,17.28总减速器为二级展开式圆柱齿轮减速器 2. 根据公式: iiii,,, 1223总链 试分配传动比: ii,(1.3~1.4) 根据 1223 第一级齿轮传动: i,3.1912 i,3.1912第二级齿轮传动: i,2.4623 i,2.4623第三级(开式)链轮传动: i,2.2链 i,2.2链三、传动装置的运动和动力参数计算: 1.计算各轴转速: nn,,1440 r/min 1 r/min n,14401n14401n,,,451.41 r/min 2 r/min n,451.41i3.19212 n451.41n,183.5 r/min 23 n,,,183.5r/min 3i2.4623 r/min n,83.414n183.53n,,,83.41 r/min 4 i2.2链 2.计算各轴输入功率: 2 p,p,,,,,6.40，0.99,6.27kw d承联1 p,6.27kw 1 p,p,,,,,6.27，0.99，0.97,6.02 kw 21承柱 p,6.02kw 2 p,p,,,,,6.02，0.99，0.97,5.78 kw 32承柱 p,5.78kw 3 6 7 kw kw p,p,,,,,5.78，0.99，0.96,5.49p,5.49434承链 2. 计算各轴输入转矩: p6.271 T,9550，,9550，,41.58N,m1n14401 T,41.58N,m1 p6.022 T,9550，,9550，,127.36N,mT,127.36N,m22n451.412 T,300.81N,m3p5.783T,9550，,9550，,300.81N,m3n183.53 T,628.58N,m4 p5.494 T,9550，,9550，,628.58N,m4n83.414 将上述结果列于表中: n轴转 速 功 率 转 矩 PT 号 1 r/min p,6.27kwT,41.58N,mn,1440111 2 r/min kw n,451.41p,6.02T,127.36N,m222 3 r/min kw n,183.5p,5.78T,300.81N,m333 4 r/min kw n,83.41p,5.49T,628.58N,m 444 轴传动比 i效率 , 号 1 1 0.9801 3.19 0.9603 2 2.46 0.9603 3 2.2 0.9504 4 四、传动零件的设计计算: (一)链传动设计 zz1)选择链轮齿数 12 7 8 小链轮齿数 z,191 z大链轮齿数 ,取奇数为 z,i,z,2.2，19,41.8z,412212链 z,1912)确定计算功率 z,412K载荷系数 查主教材表9-6; K,1.0AA K小链轮齿数系数 查主教材图9-13 ; K,1.52zZ K,1.0A单排链; K,1.52Z p,KKP,7.5Kw，1，1.52,11.4KwcaAZ p,11.4Kwca3)确定链型号和节距 根据及 p,11.4Kwn,183.5r/minca3 链号20A-1 查图9-11，可选20A-1。查表9-1，链条节距为p=31.75mm p=31.75mm 4)计算链节数和中心距 初取中心距a,(30~50)P,40P,40，31.75mm,1270mm0 则链节数为 a,1270mm 02Lapzzpazz,，，，,2//2//2,，，，，，，，， 012021p 22,,2，1270/31.75，(19，41)/2，(41,19)/4，31.75/1270 ,110.31 L,110取链节数为偶数 pL,110 p查表9-7用插值法得中心距计算系数 f,0.249031 则链传动最大中心距为 f,0.249031a,fp[2L,(z，z)],0.24903，31.75，[2，110-(19，41)] 1p12 =1265.07mm a,1265.07mm 5)计算链速v，确定润滑方式 nzp31 v,,1.845m/s 60，1000 v,1.845m/s由和链号20A-1，查图9-14应采用油池润滑或 v,1.845m/s 油盘飞溅润滑。 采用油池润滑或油盘飞 8 9 溅润滑。 6)计算压轴力 FP p7.5有效圆周力为: F,1000,1000，,4065.04Nev1.845 链轮水平布置时压轴力系数，则压轴力K,1.15Fp压轴力 F,KF,1.15，4065.04N,4674.80N F,4674.80NPFpeP 高速级斜齿圆柱齿轮的基本参数及强度计算: 1.选择齿轮的材料、材料及齿数: 1)小齿轮选用40Cr调质,硬度为280HBS HBS HBS,2801 大齿轮选用调质,硬度为240HBS 45 2)精度等级选7级精度 HBS HBS,2402 Z20~40 3)小轮齿数 在推荐值 中选: Z,2411 ZZ,24大轮齿数 Z,Z，i,3.19，24,76.56122112 圆整为 Z,77Z,7722 , 4)初定螺旋角 ,,14 , ,,142.按齿面接触强度设计 d 按式10-21小轮分度圆由式: 1 2KTu,ZZ121tHE3d,() 计算: 1t ,,u[,]d,H 1)公式内各计算数值 K ?载荷系数的初值=1.6; Kt K=1.6 t ?计算小齿轮传递的转矩。 5595.5，10p95.5，10，6.2741T,,,4.158，10N,mm 14 T,4.158，10N,mmn144011 Z,2.433 ?由图10-30选取区域系数; H Z,2.433 H,,1 ?由表10-7选取齿宽系数 d 1,,1 d2Z,189.8Mpa ?由表10-6得材料的弹性影响系数 E 9 10 1 ?由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限2 Z,189.8MpaE ;大齿轮的接触疲劳强度极限,,600MpaHlim1 。 ,,550Mpa,,600MpaHlim2Hlim1 ?由式10-13计算应力循环次数。 ,,550MpaHlim2 9 N,60njL,60，1440，1，(8，350，16),3.8707，10h11 99N3.8707，10 N,3.8707，10911 N,,,1.2134，102i3.19129 N,1.2134，102 ?由图10-19取接触疲劳寿命系数, K,0.91K,0.94HN1HN2 K,0.91HN1?许用接触应力:取失效概率为1%，安全系数S=1，由式10-12 K,0.94HN2,K0.91，600HN1lim1,[],,,546MpaH1S1 得 K,0.94，550HN2lim2[],,,517Mpa,H2 S1 []，[]546，517,,H1H2[],,,531.5Mpa ,H22 [,],531.5MpaH ,,0.78?由图10-26得， ,,0.87,1,2 则 ,,,，,,1.65,,1,2 2)计算 ,,1.65 , d?试算小齿轮分度圆直径 1t 2KTu,1ZZ2t1HE3d,(),43.08mm 1t,,u[,]d,Hd,43.08mm 1t?计算圆周速度 nd1440，43.08,,11tv,,,3.248m/s 60，100060，1000 v,3.248m/s m?计算齿宽b及模数 nt b,,d,1，43.08mm,43.08mm d1tb,43.08mm ,dcos43.08，cos14,1t m,,,1.49 ntz281 m,1.49 nt 10 11 h,2.25m,2.25，1.49,3.3525mmnt h,3.3525mm 43.08 b/h,,12.853.3525b/h,12.85 ?计算纵向重合度 ,, , ,,0.318,ztan,,0.318，1，24，tan14,1.903,d1 ,,1.903,?计算载荷系数K v,3.248m/s已知有轻微冲击故使用系数,根据，7级精K,1.25A K,1.25A度，由图10-8查得动载系数;由表10-4用插值法查得K,1.11V K,1.11V; K,1.418H, K,1.418H,由图10-13查得; K,1.35F, K,1.35F,由表10-3查得; K,K,1.4H,F, K,K,1.4H,F,故载荷系数 K,KKKK,1.25，1.11，1.4，1.418,2.75AVH,H, K,2.75 ?按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式10-10a得 K2.7533d,d,43.08，,51.60mm 11t K1.6t d,51.60mm1m?计算模数 n ,dcos51.60，cos14,1 m,,,2.09mmn z241 m,2.09mm n3.按齿根弯曲疲劳强度设计 由式10-17 2 ,2cosKTYYY,1FaSa3,,m n2,,[,]z d,F1 1)确定计算系数 ?载荷系数 K,KKKK,1.25，1.11，1.4，1.35,2.62 AVF,F, K,2.62 ,,1.903?根据纵向重合度，从图10-28查得螺旋角影响系数 , 11 12 ; Y,0.88, Y,0.88,?计算当量齿数 24z1 ,,,26.27zv133,,coscos14 z,26.27v177z2 ,,,84.29zv233,,coscos14 z,84.29v2?差取齿形系数 Y,2.592Fa1由表10-5查得; Y,2.592Y,2.211Fa1Fa2 Y,2.211Fa2?差取应力校正系数 由表10-5查得; Y,1.596Y,1.774Sa1Sa2 Y,1.596Sa1?由图10-21c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限; ,,500MpaFE1 Y,1.774Sa2大齿轮的弯曲疲劳强度极限; ,,380MpaFE2 ,,500MpaFE1?由图10-18取弯曲疲劳寿命系数,; K,0.85K,0.88FN1FN2 ,,380MpaFE2?计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式10-12得 K,0.85 FN1 K0.85，500,FN1FE1[],,Mpa,303.57Mpa ,F1K,0.88 S1.4FN2 [,],303.57Mpa F1K0.88，380,FN2FE2[],,Mpa,238.86Mpa ,F2S1.4 YYFaSa?计算大、小齿轮的 [,],238.86Mpa F2[,]F 2.592，1.596YYFa1Sa1 ,,0.01363 ,[]303.57F1 2.211，1.774YYFa2Sa2,,0.01642 ,[]238.86F2 YYFaSa,0.01642 大齿轮的数值大。取 YY,[]FaSaF,0.01642 ,[]F2)设计计算 12 13 2 ,2KTYcosYY,1FaSa3m,,,1.46mm n2,,,z[]d,F1 m,1.46mmn 由齿面接触疲劳强度计算的法面模数大于齿根弯曲疲劳强 度计算的法面模数，取可满足要求，按接触疲劳m,1.5mmn 强度计算得分度圆直径计算齿数。 m,1.5mmd,51.60mmn1 , dcos51.60，cos14,1 z,,,33.381m1.5n z,331 取齿数，则 z,33z,uz,33，3.19,105.27,105121 z,10524)几何尺寸计算 ?计算中心距 (z，z)m(33，105)，1.512n a,,,106.67mm,,2cos2，cos14 圆整为107mm。 a,106.67mm ?按圆整后的中心距修正螺旋角 (z，z)m(33，105)，1.5,12n,,arccos,arccos,1441'42'' 2a2，107 ,? 计算大小齿轮的分度圆直径 ,,1441'42'' zm33，1.51n d,,,51.17mm1,,coscos1441'42'' d,51.17mm1 zm105，1.52n d,,,162.83mm2, ,coscos1441'42'' d,162.83mm2?计算齿宽 b,,d,1，51.17,51.17mm d1 圆整后B,51mm，B,46mm 12 B,51mm 15.齿轮的其他基本几何参数 B,46mm 2m,1.5mm 法面模数 n zzz,33z,105 齿数 ， ， 1212 ,,20 压力角 = 13 14 , m,1.5mm 螺旋角 ,,1441'42''n , 齿顶高系数 ， h,1z,33z,10512an ,,c,,n=20 法面顶隙系数 c,0.25n ,i,3.19 传动比 ,,1441'42'' 分度圆直径 dd,51.17mmd,162.83mm,12 h,1an ,h 齿顶高 h,m,h,1.5，1,1.5,aanan c,0.25n *,h,(h，c)m,(1，0.25)，1.5,1.875 齿根高 i,3.19fannn h,h，h,1.5，1.875,3.375mmd,51.17mm 齿全高 h1af 齿顶圆直径 d,162.83mm2d,d，2h,51.17，2，1.5,54.17mm a11ah,1.5 ad,d，2h,162.83，2，1.5,165.83mm a22ah,1.875 f d 齿根圆直径 fh,3.375mm d,d,2h,51.17,2，1.5,48.17mmd,54.17mm f11fa1d,d,2h,162.83,2，1.5,159.83mmd,165.83mm f22fa2 pd,48.17mm 法面齿距 p,,m,1.5，,,4.71mm nnnf1 sd,162.83mm 法面齿厚 s,e,p/2,4.71/2,2.355mm nnnf2 p,4.71mm(二)低速级直齿圆柱齿轮的基本参数及强度计算: n1.选择齿轮的材料、材料及齿数: s,2.355mm n 1)小齿轮选用40Cr调质,硬度为280HBS 大齿轮选用调质,硬度为240HBS 45 3)精度等级选7级精度 Z20~40Z,24 4)小轮齿数 在推荐值 中选: 33HBS,280HBS 3 ZZ,Z，i,2.46，24,59大轮齿数 44323HBS,280HBS 43.按齿面接触强度设计 14 15 按式10-21小轮分度圆由式: dZ,2433 Z,59KTu,Z1243tE3 计算: d,2.32()3t,u[,]dH 2)公式内各计算数值 K ?载荷系数的初值=1.3; Kt ?计算小齿轮传递的转矩。 55 95.5，10p95.5，10，6.0252 T,,,1.2736，10N,mm3n451.412 K ?由表10-7选取齿宽系数,,1 =1.3 td 1 2 ?由表10-6得材料的弹性影响系数 Z,189.8MpaE 5 T,1.2736，10N,mm3 ? 由图10-21d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限 ;大齿轮的接触疲劳强度极限,,600MpaHlim3 ,,1 d。 ,,550MpaHlim4 12 Z,189.8Mpa? 由式10-13计算应力循环次数。 E 9 ,,600Mpa N,60njL,60，451.41，1，(8，350，16),1.2134，10Hlim3h32 9N1.2134，10 ,,550Mpa83Hlim4 N,,,4.9325，104i2.4623 K,0.95K,1.02?由图10-19取接触疲劳寿命系数, HN3HN4 9?许用接触应力:取失效概率为1%，安全系数S=1，由式10-12 N,1.2134，103,K0.95，600HN3lim38,[],,,570Mpa N,4.9325，10H34S1得 K,1.02，550HN4lim4 [],,,561Mpa,H4S1 K,0.95 HN33)计算 K,1.02 HN4d?试算小齿轮分度圆直径 3t ,[],570MpaH3 KTu,1Z2t3E3d,2.32(),69.30mm [,],561Mpa3tH4,u[,]dH 15 16 ?计算圆周速度 nd451.41，69.30,,23t v,,,1.638m/s60，100060，1000 d,69.30mm3t?计算齿宽b及模数 mnt b,,d,1，69.30mm,69.30mmd3t ,dcos69.30，cos14,3t m,,,2.80ntz243v,1.638m/s h,2.25m,2.25，2.80,6.3mmnt 69.30b,69.30mm b/h,,11 6.3 ?计算载荷系数K m,2.80ntv,1.638m/s根据，7级精度，由图10-8查得动载系数 K,1.07V h,6.3mm 表10-2查得使用系数; K,1.25A 由表10-4用插值法查得7级精度、小齿轮相对支承非对称布置时，b/h,11 K,1.424 H, K,1.35由图10-13查得; K,1.07F,V直齿轮得K,K,1; K,1.25H,F,A K,KKKK,1.25，1.07，1，1.424,1.905K,1.424故载荷系数 AVH,H,H,?按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径，由式10-10a得 K,1.35 K1.905F,33d,d,69.30，,78.71mm 33tK1.3t K,K,1 H,F,m?计算模数 K,1.905 d78.713m,,,3.28mm z243 d,78.71mm 34.按齿根弯曲疲劳强度设计 由式10-5 2KTYYFaSa33,,m 2,[,]zm,3.28mm dF3 16 17 2)确定计算系数 ?由图10-20c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限; ,,500MpaFE3 大齿轮的弯曲疲劳强度极限; ,,380MpaFE4 ?由图10-18取弯曲疲劳寿命系数,; K,0.88K,0.92FN3FN4 ?计算弯曲疲劳许用应力 取弯曲疲劳安全系数S=1.4，由式10-12得 ,,500MpaFE3 K0.88，500,FN3FE3 [],,Mpa,314.29Mpa,F3 ,,380MpaS1.4FE4 K,0.88FN3K0.92，380,FN4FE4 [],,Mpa,249.71Mpa ,F4S1.4 K,0.92FN4?计算载荷系数 K,KKKK,1.25，1.07，1，1.35,1.806AVF,F, ?查取齿形系数 [,],314.29MpaF3由表10-5查得Y,2.65; Y,2.284Fa3Fa4 ?差取应力校正系数 [,],249.71MpaF4由表10-5查得Y,1.58; Y,1.727Sa3Sa4K,1.806 YYFaSa?计算大、小齿轮的 Y,2.65 Fa3[,]F Y,2.284 Fa42.65，1.58YYFa3Sa3 ,,0.0133,[]314.29F3Y,1.58 Sa3 2.284，1.727YYFa4Sa4 ,,0.0158 Y,1.727 Sa4,[]249.71F4 YYFaSa,0.0158 大齿轮的数值大。取 ,[]F 3)设计计算 2KTYY3FaSa3m,,,2.33mm 2 ,z[,]3dF YYFaSa 由齿面接触疲劳强度计算的模数大于齿根弯曲疲劳强度计,0.0158 ,[]Fm,2.5mm算的模数，取可满足要求，按接触疲劳强度计算 17 18 得分度圆直径计算齿数。 d,78.71mm3 d78.713 z,,,31.4843m2.5m,2.33mm 取齿数，则 z,31z,uz,31，2.46,76.26,7634233 m,2.5mm4)几何尺寸计算 ?计算中心距 (z，z)m(31，76)，2.534 a,,,133.75mm22 ? 计算大小齿轮的分度圆直径 z,313 d,zm,31，2.5,77.5mm33 z,764 d,zm,76，2.5,190mm44 ?计算齿宽 a,133.75mm b,,d,1，77.5,77.5mmd3 圆整后， B,78mmB,73mm34 d,77.5mm35.齿轮的其他基本几何参数 d,190mm4m,2.5mm 模数 zz 齿数 ， z,31， z,763434 B,78mm3,,20 压力角 = B,73mm4,齿顶高系数 h,1 am,2.5mm *c,0.25顶隙系数 z,31，z,76 34 i,2.46传动比 d,77.5mm分度圆直径 d d,190mm 34,,20= ,h 齿顶高 h,m,h,2.5，1,2.5mm,aaah,1 a *,h,(h，c)m,(1，0.25)，2.5,3.125 齿根高 fa*c,0.25 h,h，h,2.5，3.125,5.625h齿全高 afi,2.46 齿顶圆直径 d,77.5mm 3 18 19 d,d，2h,77.5，2，2.5,82.5mmd,190mm 4a33a d,d，2h,190，2，2.5,195mmh,2.5mm aa44a h,5.625 d 齿根圆直径 f d,d,2h,77.5,2，3.125,71.25mm f33f d,d,2h,190,2，3.125,183.75mm f44fd,82.5mma3齿距 p,,m,2.5，,,7.854mmpd,195mm a4 齿厚 ss,e,p/2,7.854/2,3.927mm ,d,71.25mm 顶隙 c c,cm,2.5，0.25,0.625f3 d,183.75mm 五、轴的结构设计及强度计算: f4 p,7.854mm(一) 输入轴的结构设计和强度计算: s,3.927mm 1.初步估算轴的直径: c,0.625 选取45号钢作为轴的材料，调质处理 p13d,A,根据公式计算轴的最小直径，并加大6%以考虑10n1 键槽的影响。 6.273d,1.06，112，,19.39mmA,112查表15-3取则: 1min01440 圆整 d,20mm1min 2.轴的结构设计: A,112 0 d,20mm 1min 19 20 (1)确定轴的结构 方案 气瓶 现场处置方案 .pdf气瓶 现场处置方案 .doc见习基地管理方案.doc关于群访事件的化解方案建筑工地扬尘治理专项方案下载 : 该轴(输入轴)的轴承分别从两端装入，由挡油环定位。 轴段?主要用于安装联轴器，其直径应于联轴器的孔径弹性套柱销联轴器 相配合，因此要先选择联轴器。联轴器的计算转矩为型号为LT5 [T],125N,m，根据工作情况选取，则: T,K,TK,1.5caA1A T,K,T,41.58，1.5,62.37N,mcaA1 根据工作要求选用弹性套柱销联轴器，型号为LT5,许用转矩 。(GB/T 4323-2002) [T],125N,m 取与输入轴联接的半联轴器孔径，因此选d,25mm1 取轴段?的直径为mm。半联轴器轮毂总长度d,251 L,44mm，(J型轴孔)，与轴配合的轮毂孔长度为 L,62mm。 1 (2)确定各轴段的直径和长度: d,25mm 1 轴段?:为配合轴颈，按半联轴器孔径，选取轴段?直 l,60mm 1d,25径为mm。为保证定位要求，轴段?的长度应比半联1 轴器配合段轮毂孔长度(mm)略短mm;半联轴器右2~3 l,60mm端用轴肩轴向定位。所以，轴段?总长为。 1 d,29mm 2 h,(0.07~0.1)d轴段?:为使半联轴器定位，轴肩高， l=50mm 2 20 21 7307C型角接触球轴承 所以，即。取端盖宽度h,0.07，25mm,1.75mmd,29mm21 mm,B=21mm d,35326mm，端盖外端于半联轴器右端面距离24mm，则=50mm。 l2 D=80mm 轴段?:为便于拆装轴承，d3>d2,故选7307C型角接触 mm d,353球轴承，mm,B=21mm,D=80mm。齿轮与箱体内壁间d,353 =31mm l3隙取10mm，轴承距离内壁8mm,轴承外侧面进入轴段1mm。则=31mm。 ld,41mm34 轴段?:取，轴肩高，取 l,91mmh,(0.07~0.1)dl,91mm44 , d,41mmd,41mml,91mm544 轴段?此轴段为齿轮轴的齿轮部分，其分度圆的直径为 l,51mm5d=51.17mm,因此该轴段尺寸:，d,d,41mmB,51mm1541 d,41mm6所以。 l,51mm5 l,10mm6 轴段?挡油环轴向定位，轴肩高， h,(0.07~0.1)d d,35mm7 ,l,10mm d,41mm66 l,29mm7 轴段?为支撑轴颈，用来安装轴承。为保证轴承的轴向 定位用挡油盘定位，于一轴相同。为此取， d,35mm7 l,29mm 7 A型平键截面2. 轴上零件的周向定位 b，h,8mm，7mm 半联轴器与轴的周向定位采用A型平键连接。由 d,25mm1长度为56mm b，h,8mm，7mm查得平键截面，键槽用键槽铣刀加工，长H7配合为。 Hk76为56mm，配合为。滚动轴承与轴的周向定位是由过渡k6 配合来保证的，所以??轴段的直径尺寸公差为m6。 ,2，45轴端倒角为 3. 确定轴上圆角和倒角尺寸 ,2，45 取轴端倒角为，各轴肩处圆角半径见零件图。 4. (1)确定齿轮及轴作用力位置，求作用力 a,16.6mm 21 22 查7307C(GB/T 292-1994)轴承的参数，其支点尺寸为 L,128.6mm1a,16.6mm，因此左半联轴器到轴承支点的距离 L,130.9mm2 L,50，62，16.6,128.6mm1 L,47.9mm3轴承支点到齿轮载荷作用点距离为 L,130.9mm2 齿轮载荷到轴承支点的距离为 L,47.9mm3 齿轮受力方向如下图所示: 1.计算作用在齿轮上的啮合力: p6.27T,41.58N,m11转矩: T,9550，,9550，,41.58N,m1n14401 F,1625.17Nt141.58，2F,2T/d,,1625.17N圆周力: t111,351.17，10 F,611.52Nr1,,Ftan1625.7，tan20tn 径向力: F,,,611.52N1r,F,426.21N ,a1coscos1441'42'' , 1625.17，tan1441'42'',426.21NF,Ftan, 轴向力: = a1t1 2.截面C是危险截面: 载荷 水平面H 垂直面V 支反力F F,224.81NF,435.38N NV1NH1 F,386.71NF,1189.79N NV2NH2 弯矩M M,29.43N,mM,56.99N,m V1H M,18.52N,m V2 22 23 22总弯矩 M,64.14N,m 1M,56.99，29.43,64.14N,m1 22M,59.92N,m 2M,56.99，18.52,59.92N,m2 扭矩T T,41.58N,m T,41.58N,m11 3.按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面强 2 2,,0.6MMT,，,度。取折合系数 ，，ca ,,0.6 222M，(T),64.14，(0.6，41.58)11 ,,,9.99Mpa,ca ,,9.99Mpa3,9caW0.1，41，10 [,],60Mpa轴的材料为45钢，调质处理，查表15-1得 , [,],60Mpa,1,1 ，安全 ,,[,]，故安全。 ,,[,]ca,1ca,1 二)中间轴的结构设计和强度计算: 1.初步估算轴的直径: 选取45号钢作为轴的材料，调质处理。根据公式 p23d,A,计算轴的最小直径，有两个键槽，加大12%以20 n2 A,112考虑键槽的影响。查表15-3取则:0 A,112 0 6.023d,1.12，112，,29.75mm 圆整 d,30mm2min2min d,30mm2min451.41 2.轴的结构设计: (1) 确定轴的结构方案: 考虑到该轴转速不高，因此轴承的转速也不太高，轴承采用 脂润滑，需设置挡油环。该轴(中间轴)，小圆柱齿轮从左端 装入，大圆柱齿轮从右端装入，然后分别自两端装入挡油板 和轴承。结构如图: 23 24 (2)确定各轴段的直径和长度: 轴段?:为支撑轴颈，用来安装轴承。预选轴承型号为7306c角接触球轴承 B,19外圈直径D,72mm7306c角接触球轴承，宽度mm，，B,19宽度mm，外圈直 d,30其内圈直径mm。所以轴段?直径应为轴承内圈直径径D=72mm其内圈直径 d,30mm。 mm;为保证轴承的轴向定位用挡油盘定位，为此取d,301 mm d,301 l,39mm1 l,39mm1轴段?:用于安装小圆柱齿轮，已知小齿轮分度圆直径 ，宽度度为。同样为了保证定位精度， d,77.5mmB,78mmd,36mm332 取轴段?直径，长度为。 d,36mml,76mml,76mm222轴段?:此轴段为轴环，为了保证定位轴肩有一定的高mm d,423 度和齿轮之间的距离要求，其直径和长度确定为: l,7.5mm 3d,42mm，l,7.5mm 33 d,36mm4轴段?:用于安装大圆柱齿轮，已知大齿轮分度圆直径 l,44mm4，宽度为。同样为了保证定位精度，d,162.83mmB,46mm22 d,30mm 5取轴段?直径d,36mm，长度为l,44mm。 44 l,41.5mm 5轴段?:为支撑轴颈，用来安装轴承。为保证轴承的轴 d,30mml,41.5mm向定位用挡油盘定位，为此取， 55 高速级从动齿轮 (3)中间轴键的设计 A型平键 高速级从动齿轮和低速级主动齿轮靠键周向定位 截面尺寸为高速级从动齿轮,选用A型平键。 b，h,10mm，8mm 24 25 L,70mm 根据轴径，查键的 标准 excel标准偏差excel标准偏差函数exl标准差函数国标检验抽样标准表免费下载红头文件格式标准下载 (GB/T 1096-2003),确定d,36mm2 低速级主动齿轮 b，h,10mm，8mm截面尺寸为根据轮毂宽度，键l,76mm2 A型平键 L,70mm长系列中选取 截面尺寸为低速级主动齿轮,选用A型平键。 b，h,10mm，8mm 根据轴径，查键的标准(GB/T 1096-2003),确定d,36mm4L,40mm b，h,10mm，8mm截面尺寸为根据轮毂宽度,在键l,44mm4 L,40mm长系列中选取 ,2，45轴端倒角为 (4)确定轴上圆角和倒角尺寸 , 2，45 取轴端倒角为，各轴肩处圆角半径见零件图。 3.1确定齿轮及轴作用力位置，求作用力 L,61mm1查7306C(GBT292-1994)轴承的参数，其支点尺寸为 a,15，因此轴承支点到小圆柱直齿轮载荷作用点的距离 L,69.5mm2 ，小圆柱直齿轮到大圆柱斜齿轮载荷作用点距离L,61mm1 L,47.5mm3为，大圆柱斜齿轮载荷作用点到轴承支点的距离L,69.5mm2 为。 L,47.5mm3 齿轮受力方向如下图所示: 1.计算作用在齿轮上的啮合力: T,127.36N,m 2p6.022T,9550，,9550，,127.36N,m 转矩: 2n451.412F,1625.17N t2 25 26 圆周力: F,F,1625.17NF,3286.71Nt2t1t3 127.36，2 F,2T/d,,3286.71NF,611.52Nt323r2,377.5，10 径向力: F,1196.26NF,F,611.52Nr3r2r1 , F,426.21NF,Ftan,,3286.71，tan20,1196.26Na2r3t3 426.21N 轴向力: = F,Fa2a1 2.截面C是危险截面: 载荷 水平面H 垂直面V 支反力F F,1144.44N F,2594.05NNV1NH1 F,663.34N F,2317.83NNV2NH2 弯矩M M,31.51N,mM,110.10N,mV1H1 M,114.52N,m1 M,69.81N,mM,158.24N,mV2H2 M,114.52N,m222总弯矩 M,110.10，31.51,114.52N,m1 T,127.36N,m222 M,158.24，69.81,172.95N,m2 扭矩T T,127.36N,m2 4.按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面强 22,,0.6MMT,，,度。取折合系数 ，， ,,40.53Mpacaca 222M，(T),172.95，(0.6，127.36)22,,[,] ca,1,,,40.53Mpa ,ca3,9W0.1，36，10 安全 [,],60Mpa轴的材料为45钢，调质处理，查表15-1得 , ,1 ,,[,]，故安全。 ca,1 三 )输出轴的结构设计和强度计算: 26 27 1.初步估算轴的直径: 选取45号钢作为轴的材料，调质处理。根据公式 A,112p033计算轴的最小直径，有两个键槽，加大12%以d,A,30n3 d,40mm3min考虑键槽的影响。查表15-3取则:A,1120 5.78 3d,1.12，112，,39.62mm 圆整 d,40mm3min3min183.5 2.轴的结构设计: (1)确定轴的结构方案: 该轴(输出轴)左端先后装入大圆柱齿轮、挡油环、轴承、 轴承套，右端先装入挡油环、轴承。联轴器将在传动系统装 配时安装。结构如图: (2)确定各轴段的直径和长度: 轴段?:为支撑轴颈，用来安装链轮。为保证链轮的轴向 定位用轴肩定位，取轴肩高度为3mm，根据链轮分度圆直径 p31.75 d,,,192.90mm，取链轮孔直径,,180180sin()sin()d,40mm z1961 dkh,K，，0.01d,d,d,40mml,58mm，轮毂厚度h为 k166 40 h,18mm9.5，，0.01，192.90,18.10mm，圆整为。取链轮轮6 l,3.3h,59.4mmd,d，2h,76mm毂直径为，轮毂长度为，hk l,60mmd,40mml,58mm圆整为 。故轴?直径，长度。 66l,50mm 5 轴段?:为装拆轴承方便而设置轴肩，取端盖宽度20mm， d,46mm 5 l,50mm端盖外端于半联轴器右端面距离30mm，则，5 27 28 。 d,46mm5 d,50mm4轴段?:为支撑轴颈，预选轴承型号为7310C(GB/T292-1994)角接触球轴承，， l,37mmd,50mm,D,110mm4B,27mm。挡油环长度为10mm，所以，确定轴段?直径为 d,60mm，长度为。 d,50mml,37mm344 l,66.5mm3 轴段?: d,60mm,l,66.5mm33 L,73 轴段?:用于安装大圆柱齿轮，已知轮宽度为mm。 d,56mm2同样为了保证定位精度，取轴段2直径，长度为d,56mm2 l,71mm2 。 l,71mm2 d,50mm1 轴段?: d,50mm,l,49.5mml,49.5mm111 输出轴键的设计 低速级从动齿轮和链轮靠键周向定位 低速级从动齿轮键的选择 选用A型平键。 低速级从动齿轮 根据轴径，查键的标准(GB/T 1096-2003),确定d,56mm2 A型平键 b，h,16mm，10mm截面尺寸为 b，h,16mm，10mm 根据轮毂宽度，查键的标准(GB/T 1096-2003)，l,71mm2L,63mm L,63mm在键长系列中选取 链轮键的选择 选用A型平键。 链轮 A型平键 d,40mm根据轴径，查键的标准(GB/T 1096-2003),确定6 b，h,12mm，8mm b，h,12mm，8mm截面尺寸为 L,50mm l,58mm根据轮毂宽度，查键的标准(GB/T 1096-2003)，6 L,50mm在键长系列中选取 (4)确定轴上圆角和倒角尺寸 ,2，45 取轴端倒角为，各轴肩处圆角半径见零件图。 28 29 4. 确定齿轮及轴作用力位置，求作用力 a,22mm 查7310C(GBT292-1994)轴承的参数，其支点尺寸为 a,22mm， 轴承支点到齿轮载荷作用点距离为， L,62mmL,62mm11齿轮载荷到轴承支点的距离为，轴承到链轮的距 L,118mmL,118mm22离为。 L,132mmL,132mm331.计算作用在齿轮上的啮合力: p5.783 转矩: T,9550，,9550，,300.81N,m3n183.53T,300.81N,m3 圆周力: F,F,3286.71Nt4t3 F,3286.71Nt4 径向力: F,F,1196.26Nr4r3 F,1196.26Nr4 2.截面C是危险截面: 载荷 水平面H 垂直面V 支反力F F,784.21N F,2154.62NNV1NH1 F,412.04N F,1132.09NNV2NH2 弯矩M M,48.62N,mM,133.59N,mVHM,142.16N,m 22总弯矩 M,133.59，48.62,142.16N,m T,300.81N,m 3 扭矩T T,300.81N,m 3 5.按弯扭合成应力校核轴的强度 进行校核时，通常只校核轴上承受最大弯矩和扭矩的截面强 22,,0.6MMT,，,度。取折合系数 ，，ca 222M，(T),142.16，(0.6，300.81)22,,13.08Mpa ca,,,13.08Mpa ,ca3,9W0.1，56，10 ,,[,] ca,1[,],60Mpa轴的材料为45钢，调质处理，查表15-1得 , ,1 安全 ,,[,]，故安全。 ca,1 29 30 六、轴承寿命校核 轴承型号7307C 1. 输入轴轴承型号7307C的寿命校核计算: C,34.2KNr查 手册 华为质量管理手册 下载焊接手册下载团建手册下载团建手册下载ld手册下载 710C(GB/T 276-1994)的参数为 公称接触角,,:15，， C,26.8KNC,26.8KNC,34.2KNororr 1).支反力: 公称接触角,,:15 2222F,F，F,435.38，224.81,490N rNHNV111F,490Nr1 2222F,F，F,1189.79，386.71,1251.06N rNHNV222 F,1251.06Nr22)计算派生轴向力 对于7000C型轴承，按表13-7，轴承的派生轴向力 Fa ，e为判断系数，其值大小由确定。 F,eFdrCo 初选e=0.4，估算 F,0.4F,0.4，490,196Nd1r1 。为齿轮受到轴向FF,0.4F,0.4，1251.06,500.42Naed2r2 力，。。 F,426.21NF，F,622.21N,Faeaed1d2 , ？F,F，F,622.21NF,F,196Na2aed1a1d1 FFaa12,0.0073,,0.0232。由表13-5进行插值计算得CCoo 。F,eF,93.1N，e,0.19,e,0.392d11r112 e,0.191 F,eF,490.42N？F，F,519.31N,F。，d22r2aed1d2e,0.3922 ？F,F，F,519.31NF,F,91.3N，。 a2aed1a1d1F,622.21N a2FFaa12,0.0034,0.0194，。两次计算相差不大，确定F,196N a1CCoo ？F,622.21NF,196Ne,0.19,e,0.392;， a2a112 3)计算轴承所受的轴向力 受力如图 30 31 X,0.44,Y,0.73511 X,0.44,Y,1.42822 4) 计算当量动载荷。 p,p12 FFaa21 ，。由表13-5插值计算得: ,0.4,e,0.497,e12FFrr12 f,1.2p轴承1:; X,0.44,Y,0.73511 P,431.592N1轴承2:; X,0.44,Y,1.42822 ,P1726.78N2因轴承运转过程中有轻微冲击，按表13-6，，f,1.0,1.2p 取，则: f,1.2p ; P,f(XF，YF),431.592N L,89919.43h1p1r11a1h 'P,f(XF，YF),1726.78N; L,44800h2p2r22a2h '5)验算轴承寿命。 L,Lhh ,按轴承2受力大小计算 ？P,P？21寿命足够 6轴承型号7306C 10C,' L,(),89919.43h,Lhh60nP2 C,26.2KNr '其中 L,8，350，16,44800hhC,19.8KN or 满足设备中寿命的要求，寿命足够～ ？公称接触角,,:15 2. 中间轴轴承型号7306C的寿命校核计算: F,2835.28Nr1查手册7306C(GB/T 276-1994)的参数为 公称接触角,,:15C,19.8KNC,26.2KN，， F,2410.88N orrr2 1)支反力: 2222 F,F，F,2594.05，1144.44,2835.28N rNHNV111 2222F,F，F,2317.83，663.34,2410.88N rNHNV222 2)计算派生轴向力 31 32 对于7000C型轴承，按表13-7，轴承的派生轴向力 Fa，e为判断系数，其值大小由确定。 F,eFdrCo 初选e=0.4，估算 F,0.4F,0.4，2835.28,1134.112Nd1r1 。为齿轮受到轴向FF,0.4F,0.4，2410.88,964.352Naed2r2 力，。。 F,426.21NF，F,1390.562N,Faeaed1d2 , ？F,F，F,1390.562NF,F,964.352Na2aed1a1d1 e,0.4431FF aa12,。由表13-5进行插值计算得,0.0702,0.0487e,0.4202CCoo F,1390.562Na2。，F,eF,1256.03Ne,0.443,e,0.420d11r112 F,964.352Na1。，F,eF,1012.57N？F，F,1438.78N,Faed1d2d22r2 ，。 ？F,F，F,1438.78NF,F,1012.57Na2aed1a1d1 FFaa12 ，。两次计算相差不大，确定,0.073,0.051CCoo ;，。 ？F,1390.562NF,964.352Ne,0.443,e,0.420a2a112 3)计算轴承所受的轴向力 受力如图 Fa1,0.49,e 1Fr1 Fa2,0.4,e 2Fr2 X,0.44,Y,1.27111 5) 计算当量动载荷p,p。 12X,1,Y,0 22 FFaa12,0.49,e,0.4,e，。由表13-5插值计算得: f,1.2 12pFFrr21 P,3617.91N1X,0.44,Y,1.271轴承1:; 11 P,2893.056N 2X,1,Y,0轴承2:; 22 f,1.0,1.2因轴承运转过程中有轻微冲击，按表13-6，，p 32 33 取，则: f,1.2L,14021.94hph '; P,f(XF，YF),3617.91N L,44800h1p1r11a1h '; P,f(XF，YF),2893.056N L,L2p2r22a2hh6)验算轴承寿命。 寿命足够 轴承型号7310C ,按轴承1受力大小计算 ？P,P？21 C,53.5KN6r10C,' L,(),14021.94h,Lhh60nP2 C,47.2KNor '其中 L,8，350，16,44800hh公称接触角,,:15 满足设备中寿命的要求，寿命足够～ ？F,2292.90Nr13. 输出轴轴承型号7310C的寿命校核计算: ,1204.74FNr2查手册7310C(GB/T 276-1994)的参数为 公称接触角,,:15，， C,47.2KNC,53.5KNorr 1)支反力: 2222F,F，F,2154.62，784.21,2292.90N rNHNV111 2222F,F，F,1132.09，412.04,1204.74N rNHNV222 2)计算派生轴向力 对于7000C型轴承，按表13-7，轴承的派生轴向力 FaF,eF，e为判断系数，其值大小由确定。 drCo F,0.4F,0.4，2292.90,917.16N初选e=0.4，估算 d1r1 F,0.4F,0.4，1204.74,481.90N？F,F。。 d2r2d1d2 Fa？F,F,917.16NF,F,917.16N,0.0194,,。由表e,e,0.386 a2d1a1d112Co F,F,917.16N a1a2F,eF,885.06Ne,e,0.38613-5进行插值计算得。，d11r112 F,eF,465.03N？F,F？F,F,885.06N。，，d22r2d1d2a2d1 F,F,885.06N。 a1d1 33 34 Fa，。两次计算相差不大，确定;,0.0188e,e,0.38612Co 。 ？F,F,917.16Na1a2 3)计算轴承所受的轴向力 受力如图 Fa1 ,0.4,e1Fr1 Fa2 ,0.76,e2F r2 6) 计算当量动载荷。 p,p12 X,0.44,Y,1.44811 FFaa12，。由表13-5插值计算得: ,0.4,e,0.76,e X,0.44,Y,1.4481222FFrr12 f,1.2p轴承1:; X,0.44,Y,1.44811 P,2804.31N1轴承2:; X,0.44,Y,1.44822 P,2229.76N2因轴承运转过程中有轻微冲击，按表13-6，f,1.0,1.2，p L,630660.99hh取f,1.2，则: p ' L,44800hhP,f(XF，YF),2804.31N; 1p1r11a1 ' L,LhhP,f(XF，YF),2229.76N; 2p2r22a2 寿命足够 7)验算轴承寿命。 ,按轴承1受力大小计算 ？P,P？21 610C,' L,(),630660.99h,L hh60nP2 '其中 L,8，350，16,44800hh 满足设备中寿命的要求，寿命足够～ ？ 七、平键的强度校核: 查表6-2，存在轻微冲击，根据轴的材料确定许用应力 2[,],110N/mm p32T，102[,],110,,N/mm, ，其中d为轴的直径，ppkld 34 35 k,0.5hl,L,b，h为键的高度，圆头平键，L为键的长度， b为键的宽度。 1. 输入轴: b，h,8mm，7mm 平键b，h,8mm，7mmL,56mmA型平键截面 T,41.58N,m1 L,56mm d=25mm; ,,19.8Mpap332T，102，41.58，10 ,,,,19.8Mpapkld0.5，7，(56,8)，25，满足要求。 ？,,[,]pp ，满足要求。 ？,,[,]pp平键 b，h,10mm，8mm2.中间轴: L,70mm b，h,10mm，8mmL,70mmA型平键截面 T,127.36N,m1 ,,29.48Mpapd=36mm; 33，满足要求。 ？,,[,]2T，102，127.36，10pp ,,,,29.48Mpapkld0.5，8，(70,10)，36 平键？,,[,]，满足要求。 ppb，h,10mm，8mm L,40mm b，h,10mm，8mmL,40mmA型平键截面 T,127.36N,m1 ,,58.96Mpa pd=36mm; 33？,,[,]，满足要求。 2T，102，127.36，10pp ,,,,58.96Mpapkld0.5，8，(40,10)，36 ？,,[,]，满足要求。 pp 3.输出轴: 平键 b，h,16mm，10mmb，h,16mm，10mmL,63mmA型平键截面 T,300.81N,m1 L,63mm d=56mm; ,,45.72Mpa p332T，102，300.81，10,,,,45.72Mpa pkld0.5，10，(63,16)，56？,,[,]，满足要求。 pp？,,[,]，满足要求。 pp 平键b，h,12mm，8mmL,50mmT,300.81N,mA型平键截面 1 b，h,12mm，8mmd=40mm; 35 36 33L,50mm 2T，102，300.81，10 ,,,,98.95Mpapkld0.5，8，(50,12)，40 ,,98.95Mpap ，满足要求。 ？,,[,]pp，满足要求。 ？,,[,]pp八、箱体结构的设计 减速器的箱体采用铸造(HT200)制成，采用剖分式结构为 了保证齿轮佳合质量， H7 大端盖分机体采用配合。 s6 1. 机体有足够的刚度 在机体为加肋，外轮廓为长方形，增强了轴承座刚度 2. 考虑到机体内零件的润滑，密封散热。 因其传动件速度小于12m/s，故采用侵油润油，同时为了避 免油搅得沉渣溅起，齿顶到油池底面的距离H为40mm 为保证机盖与机座连接处密封，联接凸缘应有足够的宽度， 联接表面应精车，其表面粗糙度为 3. 机体结构有良好的工艺性. 铸件壁厚为10，圆角半径为R=3。机体外型简单，拔模方便. 4. 对附件设计 A 视孔盖和窥视孔 在机盖顶部开有窥视孔，能看到 传动零件齿合区的位置，并 有足够的空间，以便于能伸入进行操作，窥视孔有盖板，机 体上开窥视孔与凸缘一块，有便于机械加工出支承盖板的表 面并用垫片加强密封，盖板用铸铁制成，用M6紧固 B 油螺塞: 放油孔位于油池最底处，并安排在减速器不与其他部件靠近 的一侧，以便放油，放油孔用螺塞堵住，因此油孔处的机体 外壁应凸起一块，由机械加工成螺塞头部的支承面，并加封 油圈加以密封。 C 油标: 36 37 油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。 油尺安置的部位不能太低，以防油进入油尺座孔而溢出. D 通气孔: 由于减速器运转时，机体内温度升高，气压增大，为便于排 气，在机盖顶部的窥视孔改上安装通气器，以便达到体内为 压力平衡. E 盖螺钉: 启盖螺钉上的螺纹长度要大于机盖联结凸缘的厚度。 钉杆端部要做成圆柱形，以免破坏螺纹. F 定位销: 为保证剖分式机体的轴承座孔的加工及装配精度，在机体联 结凸缘的长度方向各安装一圆锥定位销，以提高定位精度. G 吊钩: 在机盖上直接铸出吊钩和吊环，用以起吊或搬运较重的物体. 九、确定箱体的基本参数: a,107 (取低速轴中心距mm) ,,0.025a，3,8 机座壁厚 , , 机盖壁厚 ,,0.02a，3,811 bd,1.5 机座凸缘厚度 b bb,1.5, 机盖凸缘厚度 111 bb,2.5, 机座底凸缘厚度 221 dd,0.036a，12 地脚螺栓直径 ff mm ,,8n 地脚螺栓数目a,250,n,4 ,,8mm 1 dd,0.75d 轴承旁螺栓直径 11f mm b,12 d 机盖与机座连接螺栓直径 2b,12mm 1 d,(0.5~0.6)d 2fb,20mm 2 dd,(0.4~0.5)d 轴承端盖螺钉直径 33fd,18mm f 37 38 n,6 窥视孔螺钉直径 dd,(0.3~0.4)d44f mm d,141 定位销直径 dd,(0.7~0.8)d2 轴承旁凸台半径 查表: RR,C112 mm d,102 外机壁至轴承座端面距离 llCC,，，(5~12)1112 大齿轮顶圆与内机壁距离 ,,,1.2,11d,8mm 3 齿轮端面与内机壁距离, ,,,22mm d,84 机盖、机座肋板厚 m,m12mm d,8 M12，1.5 通气器:简易通气器 R,18mm 1十、 设计小结 l,42mm 1 两周的课程设计结束了，通过此次课程设计，使我更加扎,,12mm 1实的掌握了有关减速器设计方面的知识，在设计过程中虽然遇到了一些问题，但经过一次又一次的思考，一遍又一遍的mm ,,132检查。终于找出了原因所在，也暴露出了前期我在这方面的知识欠缺和经验不足。 mm m,m,612 M12，1.5 这次关于两级展开式圆柱齿轮减速器的课程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。通过三个星期的设计实践，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. 我认为，在这两周的的课程设计中，不仅培养了独立思考、 动手操作的能力，在各种其它能力上也都有了提高。更重要 的是，在课程设计过程中，我们学会了很多学习的方法。而这是日后最实用的，真的是受益匪浅。要面对社会的挑战， 只有不断的学习、实践，再学习、再实践。这对于我们的将 来也有很大的帮助。以后，不管有多苦，我想我们都能变苦为乐，找寻有趣的事情，发现其中珍贵的事情。就像中国提 倡的艰苦奋斗一样，我们都可以在课程设计结束之后变的更 加成熟，会面对需要面对的事情。 回顾起此课程设计，至今我仍感慨颇多，从理论到实践，在这段日子里，可以说得是 苦多于甜，但是可以学到很多很多的东西，同时不仅可以巩 固了以前所学过的知识，而且学到了很多在书本上所没有学到过的知识。通过这次课程设计使我懂得了理论与实际相结 38 39 合是很重要的，只有理论知识是远远不够的，只有把所学的 理论知识与实践相结合起来，才能获得真正的知识。 通过这次的设计，感慨颇多，收获颇多。更多的是从中 学到很多东西，包括书本知识以及个人素质与品格方面。感 谢老师的辛勤指导，也希望老师对于我的设计提出 意见 文理分科指导河道管理范围浙江建筑工程概算定额教材专家评审意见党员教师互相批评意见 。 参 考 资 料 【1】 程志红 唐大放《机械设计课程上机与设计》东南大学 出版社 2006年10月第1版; 【2】程志红《机械设计》东南大学出版社 2006年6月第1 版; 【3】孙海波 姚新港《Autocad2008使用教程》机械工业出 版社 2008年6月第1版; 【4】 任金全 文永红 贾焕如 《机械设计课程设计》西安交 通大学出版社 2003年2月第1版; 【5】郝桐生《理论力学》高等教育出版社 2003年9月第3版 【6】王洪欣 冯雪君 《机械原理》东南大学出版社 2005年8月第1版; 【7】孙恒 陈作模 葛文杰 《机械原理》2006年第7版; 【8】 闫圣平 《材料力学》科学出版社 2012年8月第1版 【9】吴宗泽,罗圣国.机械设计课程设计手册.高等教育出版社.1999年6月第1版; 【10】 朱双霞 史新逸 《机械设计基础课程设计》 哈尔滨工程大学出版社 2009年8月第一版; 【11】 洪钟德 《简明机械设计手册》同济大学出版社 2002年5月版; 其他有关数据见装配图的明细表和手册中的有关数据。 39