一级圆柱齿轮减速器带式运输机传动装置设计项目新版说明书.docx
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机械设计课程设计 说明书 机械设计课程设计说明书 一、 传动方案——V带传动 原始题目: 课程设计题目五:带式运输机传动装置 工作条件:连续单向运转,载荷平稳,空载起动,使用期限,小批量生产,两班制工作,运输带速度许可误差为±5%。滚筒效率:ηj=0.96(包含滚筒和轴承效率损失)。 F ν 1-电动机 2-带传动 3-减速器 4-联轴器 5-滚筒 6-传送带 原始数据 题 号 41 42 43 44 45 46 47 48 49 50 运输带工作拉力(N) 1100 1150 1200 1250 1300 1350 1450 1500 1500 1600 运输带工作速度(m·s-1) 1.50 1.60 1.70 1.50 1.55 1.60 1.55 1.65 1.70 1.80 卷筒直径(mm) 250 260 270 240 250 260 250 260 280 300 已知条件: 1.工作参数 运输带工作拉力F= 1200N。 运输带工作速度V=1.70 m/s (许可带速误差±5%)。 滚筒直径D= 270 mm。 滚筒效率0.96 (包含滚筒和轴承效率损失)。 2.使用工况 两班制工作,连续单向运转,载荷平稳,空载起动。 3.工作环境 室内,灰尘较大,环境最高温度35℃。 4.动力起源 三相交流电,电压380/220V。 5.寿命要求 使用期限,其工作期限(使用折旧期)为,大修期4年,中修期2年,小修期六个月。 6. 制造条件 通常机械厂制造,小批量生产。 二、选择电动机 (1)确定电动机额定功率、工作功率(输出功率) 动力起源: 三相交流电,电压380/220V 电动机是标准件,依据要求两班制,灰尘较大,最高温度35度,三相交流电,笼型异步,封闭式结构,电压380v,Y型 依据,可得电动机额定功率 因为总效率 ——为闭式齿轮传动效率(0.97); ——带传动效率(0.96) ——为滚动轴承效率(0.98); ——联轴器效率(0.99) ——滚筒效率(0.96) 电动机工作功率(输出功率) (2)确定电动机工作转速(输出转速) 依据《机械设计课程设计指导书》第七页表可知:一般V带传动传动比=,圆柱齿轮传动一级减速器传动比=,则总传动比合理范围为=,故电动机转速可选范围为 依据《机械设计课程设计手册》173页表12-1可知:符合这一范围同时转速有 依据额定功率、转速,从表中找出三种适用电动机型号,所以有三种传动比方案,以下表所表示: 型号 额定 功率 /(kw) 级数 同时转速 /(r/min) 满载转速 /(r/min) 参考 比价 传动装置传动比 质量 /kg 总传 动比 V带传动比 减速器 Y100L2-4 3 4 1500 1430 1.87 11.885 3 3.96 38 Y132S-6 3 6 1000 960 3.09 8.312 2.5 3.32 63 Y132M-8 3 8 750 710 3.52 6.234 2.0 3.12 79 综合考虑电动机和传动装置尺寸、重量、价格和带传动、减速器传动比,可见第一方案比较适宜。所以选定电动机型号为Y100L2-4,其关键性能以下表: 型号 额定功率 /(kw) 满载时 转速 电流(380V时)A 效率 % 功率因数 Y100L2-4 3 1430 6.82 82.5 0.81 7 2.2 2.3 由《机械设计课程设计指导书》174页表12-2可知:Y100L2-4型电动机安装及外形尺寸如表12-3所表示: 故将Y100L2-4型电动机关键外形和安装尺寸列于下表: 中心高 外形尺寸 底脚安装 尺寸 地脚螺栓 孔直径 轴伸 尺寸 装键部位 尺寸 100 12 三、 确定传动装置总转动比和分配传动比 由选定电动机满载转速和工作机主动轴转速,可得到传动装置总传动比为: ,式中分别为带传动和减速器传动比 依据《机械设计课程设计指导书》7页表可知:一般V带传动传动比=,圆柱齿轮传动一级减速器传动比=,所以取 四、 计算传动装置运动和动力参数 (1)计算下图中各轴转速: Ⅲ轴 Ⅱ轴 Ⅰ轴 式中分别为带传动和减速器传动比 (2)计算各轴输入功率 式中分别为闭式齿轮、带传动、轴承和联轴器传动效率 各轴输出功率(在此不再列出计算过程) (3)计算各轴输入转矩 电动机轴输出转矩 (4)各轴输出转矩,则有: 各轴运动和动力参数计算结果整理于下表 轴 名 功率P/KW 转矩T/N.m 转速n (r/min) 传动比i 效率 输入 输出 输入 输出 电机轴 2.4 16.03 1430 3 0.96 Ⅰ轴 2.304 2.258 46.17 45.25 476.67 3.96 0.95 Ⅱ轴 2.19 2.146 173.80 169.62 120.37 1 0.97 Ⅲ轴 2.125 2.08 168.62 165.25 120.37 五、 传动零件设计计算 1. 皮带轮传动设计计算 (1) 选择一般V带型号 因为两班制工作,所以机器工作时间为16小时/天,由书本109页表5-5可知: 载荷平稳,Y系列三相交流异步电动机,天天工作16小时,=1, 小带轮转速,由书本109页图5.14可知:取Z型V带 (2) 确定带轮基准直径,并验证带速 由书本109页表5.6取小带轮直径为,所以。由书本109页表5.6取大带轮直径为(即使有所降低,但其误差在5%范围内,故许可) 验算带速:,在范围内,带速适宜 (3) 确定带长和中心距 初选: ,取(由书本106页表5.1可知:V带高h=6mm) 由书本106页表5.2选择基准长度 其实际中心距为: (4) 验算小带轮包角 由书本100页公式5.1可知: 故适宜 (5) 确定V带根数Z 大带轮转速 传动比 由书本107页表5.3可知:,由108页表可知: 由书本110页表5.7,做出包角和包角系数线性关系图,得出时 ,由书本106页表5.2可知:长度系数 所以 取根 (6) 求作用在带轮轴上压力 由书本107页表5.3可知:, 由书本110页公式5.20得到单根V带张紧力 由书本111页公式5.21得到作用在带轮上压力 (7)带轮结构设计(因为要依据轴相关尺寸确定,后面会具体介绍,故在此不做设计) 2.齿轮传动设计计算 依据齿轮传动中既要承受径向载荷又要承受轴向载荷实际工况,故需选择圆柱斜齿轮传动。 (1)选择齿轮材料和精度等级 依据书本132页表6.1,初选小齿轮材料为,大齿轮材料为45钢,小齿轮采取硬齿面,进行调质处理,齿面硬度为,取,大齿轮采取软齿面,进行正火处理,齿面硬度为,取,依据书本140页表6.6,初选精度等级为7级。 (2)根据齿面接触疲惫强度进行设计计算 依据书本136页公式6.6可知: 确定各参数值 ①确定载荷系数, 使用系数 ,由书本133页表6.2可知: 动载系数,由书本134页可知: 齿间载荷分配系数,由书本134页可知: 齿向载荷分布系数,由书本134页可知: 所以 ②确定小齿轮名义转矩 为主动齿轮传输功率,等于I轴输出功率 为主动齿轮转速,等于I轴输出转速 ③确定材料弹性影响系数 由书本136页表6.3可知: ④确定区域系数 螺旋角常在之间,所以取,由135页图6.12可知 ⑤确定重合度系数 依据书本143页可知取 ⑥确定齿轮关键参数 齿数比=传动比 ⑦确定圆柱齿轮齿宽系数 依据书本141页表6.8可知:取 ⑧计算许用应力 依据书本138页图6.14(b)可知, 依据书本137页公式6.9可知 依据书本140页表6.5可知,取最小安全系数为1.2 依据书本139页公式6.11和图6.16计算寿命系数 查图6.16可知 所以能够得到: 取中最小值,所以则有: 于是有 ⑨确定中心距(以下内容是依据《机械设计课程设计指导书》页得到) 应尽可能圆整成尾数为0或5,以利于制造和测量,所以初定 ⑩选定模数,齿数 通常初选,则,代入上式得: ,由标准取, 则有: 取,因为所以 ,取, 则有:(不按计算) 齿数比,和要求比较,误差为,可用。于是有 ,满足要求 由以上步骤可知:齿轮参数确定为: ,,,,, ⑪计算齿轮分度圆直径 ⑫确定轮齿宽度 依据书本141页可知:b圆整为大齿轮宽度,取,则 (3)根据齿根弯曲疲惫强度进行校核计算 依据书本143页公式6.15可知: 确定各参数值 ① 确定许用弯曲疲惫强度 依据书本137页公式6.10可知: 依据书本139页图6.15(b)可知: 依据书本139页图6.17可知: 依据书本140页表6.5可知: 所以能够得到: ② 确定齿形系数和应力校正系数 依据书本137页表6.4可知: ③ 依据书本143页可知: 依据书本137页可知: 所以有: 所以,能够判定大小齿轮齿根弯曲疲惫强度全部小于许用值,符合要求,校核完成。 经综合整理可得下表 名称 符号 公式和说明 小齿轮 大齿轮 齿数 依据工作要求确定 25 101 模数 , 为标准值 2.07 中心距 130 分度圆直径 51.587 208.413 齿顶高 2 齿根高 2.5 齿全高 4.5 齿顶圆直径 55.587 212.413 齿根圆直径 46.587 203.413 减速器机体结构: 总体选择 减速器箱体采取铸造(HT200)制成,采取剖分式结构为了确保齿轮佳合质量,大端盖分机体采取配合。 (1)、 机体有足够刚度: 在机体为加肋,外轮廓为长方形,增强了轴承座刚度 (2)、 考虑到机体内零件润滑,密封散热: 因其传动件速度小于12m/s,故采取侵油润油,同时为了避免油搅得沉渣溅起,齿顶到油池底面距离H为40mm,为确保机盖和机座连接处密封,联接凸缘应有足够宽度,联接表面应精创,其表面粗糙度为 (3)、 机体结构有良好工艺性: 铸件壁厚为8,圆角半径为R=6。机体外型简单,拔模方便. 减速器各部位及隶属零件名称和作用 (1)、视孔盖和窥视孔 在机盖顶部开有窥视孔,能看到 传动零件齿合区位置,并有足够空间,方便于能伸入进行操作,窥视孔有盖板,机体上开窥视孔和凸缘一块,有便于机械加工出支承盖板表面并用垫片加强密封,盖板用铸铁制成,用M6紧固 (2)、油螺塞: 放油孔在油池最底处,并安排在减速器不和其它部件靠近一侧,方便放油,放油孔用螺塞堵住,所以油孔处机体外壁应凸起一块,由机械加工成螺塞头部支承面,并加封油圈加以密封。 (3)、油标: 油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。油尺安置部位不能太低,以防油进入油尺座孔而溢出。. (4)、通气孔: 因为减速器运转时,机体内温度升高,气压增大,为便于排气,在机盖顶部窥视孔改上安装通气器,方便达成体内为压力平衡. (5)、盖螺钉: 启盖螺钉上螺纹长度要大于机盖联结凸缘厚度。钉杆端部要做成圆柱形,以免破坏螺纹. (6)、位销: 为确保剖分式机体轴承座孔加工及装配精度,在机体联结凸缘长度方向各安装一圆锥定位销,以提升定位精度. (7)、吊钩: 在机盖上直接铸出吊钩和吊环,用以起吊或搬运较重物体. 铸铁减速器机体结构尺寸 名称 符号 减速器型式及尺寸关系/mm 机座壁厚 8 机盖壁厚 8 机座凸缘厚度 12 机盖凸缘厚度 12 机座底凸缘厚度 20 地脚螺钉直径 14 地脚螺钉数目 4 轴承旁联接螺栓直径 14 盖、座联接螺栓直径 10 联接螺栓间距 160 轴承端盖螺钉直径 10 窥视孔盖螺钉直径 8 定位销直径 8 、、到外箱壁距离 24,20、16 、至凸缘边缘距离 22、14 轴承旁凸台半径 20 轴承旁凸台高度 依据低速级轴承座外径确定,方便于扳手操作为准。 外箱壁至轴承座端面距离 50 大齿轮顶圆和内箱壁距离 12 齿轮端面和内箱壁距离 12 机盖、机座肋厚 、 7、7 轴承端盖外径 联接式:D +(5~5.5) ; 嵌入式:1.25D +10;D为轴承孔直径。 轴承端盖凸缘厚度 12 轴承旁联接螺栓距离 尽可能靠近,以M和M互不干涉为准 六、 轴设计计算 1. 高速轴设计计算 (1)已知转速、功率和转矩 转速;功率;轴所传输转矩 (2)轴材料选择并确定许用弯曲应力 由书本226页表11.1可知:选择45#钢,进行调质处理,齿面硬度为,许用弯曲疲惫极限为,抗拉强度极限,;依据书本233页表11.4可确定轴许用弯曲应力为: (3)按扭转强度概略计算轴最小直径 依据书本232页公式11.2和表11.3,因为高速轴受到弯矩较大而受到扭矩较小,故C=112。 因为最小轴段截面上要开1个键槽,故将轴径增大5% dmin=1+0.05×18.94=19.887mm 依据《机械设计课程设计手册》97页表8-1可知:标准轴孔直径有20mm,故取 (4)设计轴结构并绘制轴结构草图 1)轴结构分析(键选择和配合方法选择) 显然,轴承只能从轴两端分别装入和拆卸,轴伸出端安装V带轮,选择一般平键,A型,依据《机械设计课程设计手册》56页可知:b×h=6×6mm(GB/T 1096-),依据书本77页,所以综合考虑键系列长度,取L=28mm;取轴承定位轴肩直径为27mm;联接以平键作过渡配合固定,两轴承分别和轴承端盖定位,采取过渡配合固定。 2)确定各轴段直径和长度。 外传动件到轴承透盖端面距离K=24mm 轴承端盖厚度e=12mm 调整垫片厚度△t=2mm 箱体内壁到轴承端面距离△=12mm 各轴段直径和长度确实定: d1:用于连接V带轮,直径大小为V带轮内孔径,则偶直径应该增大5%,故取d1=22mm。 d2:密封处轴段,左端用于固定V带轮轴向定位,依据V带轮轴向定位要求,轴直径大小较d1增大5mm,d2=27mm d3:滚动轴承处轴段,应和轴承内圈尺寸一致,且较d2尺寸大1-5mm,选择d3=30mm,依据《机械设计课程设计手册》69页表选择轴承型号为深沟球轴承6206 d4:齿轮处轴段,比d3尺寸大2-5mm,选择d4=35mm。 d5:轴肩,用于齿轮轴向定位,故选择d5=45mm。 d6:滚动轴承轴段,要求和d3轴段相同,故选择d6=d3=35mm。 3)各轴段长度确实定 L1:和大带轮配合,为便于安装和定位,略小于大带轮轮毂宽度,选择L1=42mm。 L2:由箱体结构、轴承端盖、装配关系等确定,取L2=63mm。 L3:由滚动轴承宽度和齿轮端面到轴承端面距离确定,选择L3=38mm。 L4:依据小齿轮宽度确定,长度略小于小齿轮宽度以确保齿轮轴向定位可靠,取L4=83mm。 L5:依据齿轮端面到箱体内壁距离确定,取L5=8mm。 L6:由滚动轴承宽度和轴承端面到箱体内壁距离确定,选择L6=28mm。 轴段 1 2 3 4 5 6 直径(mm) 22 27 30 35 45 30 长度(mm) 42 63 38 83 8 28 轴全长: 2. 高速轴轴上零件定位和配合 (1) 键型号确实定 依据第一段轴直径,长度和第四段轴直径,长度,可查《机械设计课程设计手册》56页表4-1(平键连接剖面和键槽尺寸(GB/T 1095—摘录)、一般平键形式和尺寸(GB/T 1095—摘录))得到,键型号分别为:GB/T 1096 键;GB/T 1096 键。 (2) 轴承配合 依据荷载状态,查《机械设计课程设计手册》85页表6-10(安装向心轴承轴公差带代号)能够确定安装向心轴承轴公差带代号为k5。 依据运载状态和载荷状态,查《机械设计课程设计手册》85页表6-11(安装向心轴承孔公差带代号)能够确定安装向心轴承孔公差带代号为J7。 (3) 齿轮和轴配合 依据高速轴实际运行情况,依据《机械设计课程设计手册》238页表17-2(减速器关键零件荐用配合)可选择配合为。 (4) 带轮和轴配合 依据高速轴实际运行情况,查《机械设计课程设计手册》238页表17-2(减速器关键零件荐用配合)可选择配合为。 图1 高速轴配合关系 (5)高速轴上圆角、倒角等 依据轴肩两端轴直径,查《机械设计课程设计手册》表1-26(圆形零件自由表面过渡圆角(参考))能够确定,在除标准件外其它过渡圆角半径尽可能取成一致前提下,圆角半径均选择R=2mm。 依据轴两端直径,查《机械设计课程设计手册》表1-25(零件倒圆和倒角(GB/T 6403.4—摘录))能够确定,倒角尺寸C=1 mm。 在装轴承两端轴肩圆角应该小于轴承圆角半径Ra=1 mm,故所述轴肩过分圆角半径定位R=0.8 mm。 3. 按弯扭合成校核高速轴强度 (1) 高速轴受力简图 (2) 高速轴支反力 1) 带轮压轴力在水平面和竖直平面上分力 2) 水平面上支反力RH 小齿轮受力分析 在分度圆上,法向力能够分解成两个相互垂直分力:切和分度圆圆周力和半径方向径向力 。依据其各自计算公式,可知 3) 竖直面上支反力RV (3) 高速轴弯矩图 1) 水平面上弯矩图 图2.7.6 轴水平平面弯矩图 2) 竖直平面上弯矩图 图2.7.7 轴竖直平面弯矩图 3) 合成弯矩图 图2.7.8 轴合成弯矩图 4) 扭矩图 图 轴扭矩图 (4) 高速轴当量弯矩图 依据计算公式: (2-27) 此时 能够得到当量弯矩图: 图 轴当量弯矩图 (5) 高速轴强度校核 针对截面C进行轴强度校核,依据弯曲应力计算公式: (2-28) 式中:W——表示轴抗弯截面系数,由书本233页表11.5(抗弯、抗扭截面模量计算公式)可知 ,查《机械设计课程设计手册》56页表4-1可知t=5mm。 Mca——轴所受到弯矩, 代入C截面数据后可得: 故该高速轴强度满足条件。 4. 正确校核高速轴强度 (1) 确定危险疲惫截面 考虑影响疲惫强度关键原因(载荷、应力集中、表面质量和绝对尺寸),危险疲惫截面取第3段轴和第4段轴交界处,针对该处左(右)侧进行正确校核。 查书本234页表11.6(疲惫强度许用安全系数)取疲惫强度许用安全系数为: [S]=1.4 (载荷可正确计算,材质均匀,材料性能正确可靠) (2) 危险截面左侧正确校核 1) 危险截面抗弯,抗扭截面模量 由书本233页表 11.5(抗弯、抗扭截面模量计算公式)能够得到左侧截面抗弯、抗扭截面模量计算公式: 2) 危险截面弯曲应力 由弯曲应力计算公式得: 此时弯曲应力为对称循环应力,故,。 3) 危险截面切应力 由扭转切应力计算公式可得: 此时切应力为脉动循环应力,故,。 4) 综合影响系数、 由综合影响系数计算公式: (2-29) (2-30) 式中: 、——应力集中系数 、——尺寸系数 、——表面状态系数 计算应力集中系数、 由截面3结构尺寸,可得: 依据上诉数据查书本23页图1.15(b)(平板肩部圆角处理论应力集中系数),可得。 依据抗拉强度和应力集中系数,查书本图1.16(钢敏感系数)可得敏感系数。 由应力集中系数计算公式,可得 尺寸系数、 依据抗拉强度和查书本24页图1.17(钢尺寸系数、),可得。 表面状态系数、 依据抗拉强度和精磨制造方法,经过查书本24页图1.19(钢表面状态系数),可得: 将查出数据代入计算公式,可得: 5) 等效系数 弯曲应力等效系数: 切应力等效系数: 6) 复合疲惫强度安全系数 依据疲惫强度安全系数计算公式,可得: 复合安全系数计算公式 故高速轴疲惫强度满足工作要求。 (3) 危险截面右侧正确校核 1) 危险截面抗弯,抗扭截面模量 由书本233页表11.5(抗弯、抗扭截面模量计算公式)能够得到左侧截面抗弯、抗扭截面模量计算公式: 2) 危险截面弯曲应力 由弯曲应力计算公式得: 此时弯曲应力为对称循环应力,故,。 3) 危险截面切应力 由扭转切应力计算公式可得: 此时切应力为脉动循环应力,故,。 4) 综合影响系数、 由综合影响系数计算公式: (2-29) (2-30) 式中: 、——应力集中系数 、——尺寸系数 、——表面状态系数 计算应力集中系数、 由截面3结构尺寸,可得: 依据上诉数据查书本图1.15(b)(平板肩部圆角处理论应力集中系数),可得。 依据抗拉强度和应力集中系数,查书本图1.16(钢敏感系数)可得敏感系数。 由应力集中系数计算公式,可得 尺寸系数、 依据抗拉强度和查书本图1.17(钢尺寸系数、),可得。 表面状态系数、 依据抗拉强度和精磨制造方法,经过查书本图1.19(钢表面状态系数),可得: 将查出数据代入计算公式,可得: 5) 等效系数 弯曲应力等效系数: 切应力等效系数: 6) 复合疲惫强度安全系数 依据疲惫强度安全系数计算公式,可得: 复合安全系数计算公式 故高速轴疲惫强度满足工作要求。 5.低速轴设计 依据轴最小直径设计公式,可知: 中间轴最小直径, 取。 1)轴结构分析 低速轴设计成一般阶梯轴,轴上齿轮、一个轴承从轴伸出端装入和拆卸,而另一个轴承从轴另一端装入和拆卸。轴输出端选择A型键,b×h=14×9mm(GB/T 1096-),长L=63mm;定位轴肩直径为37mm;联接以平键作过渡配合固定,两轴承分别和轴承端盖定位,采取过渡配合固定。 2)确定各轴段长度和直径。 3)各轴段直径确实定 d1:用于连接联轴器,直径大小为联轴器内孔径,d1=32mm。 d2:密封处轴段,左端用于固定联轴器轴向定位,依据联轴器轴向定位要求,轴直径大小较d1增大5mm,d2=37mm d3:滚动轴承处轴段,应和轴承内圈尺寸一致,且较d2尺寸大1-5mm,选择d3=40mm,选择轴承型号为深沟球轴承6208 d4:齿轮处轴段,选择直径d4=45mm。 d5:轴肩,故选择d5=55mm。 d6:滚动轴承轴段,要求和d3轴段相同,故选择d6=d3=40mm。 4)各轴段长度确实定 L1:依据联轴器尺寸规格确定,选择L1=80mm。 L2:由箱体结构、轴承端盖、装配关系等确定,取L2=61mm。 L3:由滚动轴承宽度和齿轮端面到箱体内壁距离确定,选择L3=40.5mm。 L4:依据箱体结构和齿轮宽度确定,选择L4=78mm。 L5:过渡轴段,选择L5=8mm。 L6:由滚动轴承宽度和齿轮端面到箱体内壁距离确定,选择L6=32.5mm。 轴段 1 2 3 4 5 6 直径(mm) 32 37 40 45 55 40 长度(mm) 80 61 40 78 8 32 轴结构图以下: (说明:低速轴校核和高速轴方法一致,在这里不在占用篇幅计算) 七.轴承寿命校核 由1.2.2可知,使用期限为,每十二个月工作时间为250天,每日工作天数为16小时。由表2-3可知,高速轴转速为。则可得到轴承预期寿命: 确定采取深沟球轴承,轴承代号为6206。 查《机械设计课程设计手册》表6-1(深沟球轴承(GB/T 276—1994摘录))可得轴承基础额定动载荷为,基础额定静载荷为。 查书本表8.3(温度系数)可得,温度系数。 1.轴承当量动载荷 只承受径向载荷轴承当量动载荷计算公式: 式中: ——载荷系数; ——纯径向载荷。 依据实际工作情况,依据书本表8.6(负荷系数),可得。 依据轴承受力情况,可知轴承2受到径向力较大,故径向力 : 将上述数据,代入当量动载荷计算公式,可得: 2.轴承寿命 依据轴承寿命计算公式: 故轴承寿命足够,满足使用条件。 3.键联接校核 由一般平键联接强度校核公式: (2-32) 式中:——传输转矩,; ——键高度,; ——键工作长度,; ——轴直径,; ——键、轴、轮毂三者中最弱材料需用挤压应力,。 4. 高速轴带轮键联接校核 由2.3.4中表2-3,可得传输转矩。 键高度。 键工作长度。 此处键和轴选为钢,带轮选为铸铁。查书本表3.1(键连接许用挤压应力和许用压强)可得,铸铁轻度冲击载荷为。 代入上述数据后,可得: 故强度满足条件。 5.高速轴齿轮键联接校核 由2.3.4中表2-3,可得传输转矩。 键高度。 键工作长度。 此处键、轴和齿轮选为钢,查书本表3.1(键连接许用挤压应力和许用压强)可得,铸铁轻度冲击载荷为。 代入上述数据后,可得: 故强度满足条件。 八、 减速器润滑方法和密封类型选择 1.轴承润滑方法 因为轴承转速不高,所以轴承润滑方法:采取脂润滑。 2.密封形式 用凸缘式端盖易于调整,采取闷盖安装骨架式旋转轴唇形密封圈实现密封。轴和轴承盖之间用接触式毡圈密封,型号依据轴段选择。 设计总结 经过此次对一整传动装置系统设计,使我充足将书本上所学知识利用于实际设计之中。经过了这一过程,我感觉我对所学知识有了更为清楚、透彻、深刻了解,知识条理性也愈加明了,明确设计思绪,提升了设计严谨性。在做这次设计之前,总认为设计是一个离自己很远东西,很复杂,很高深,让人摸不到头脑,可现在看来,设计即使繁琐但却条理清楚,思绪严谨,关键在于把所学理论知识合理利用到实际之中去,从实际角度考虑问题。机械设计是我们机械专业用来立足谋生基础能力,只明白理论知识而无法将其利用于实际设计之中话,可谓是无济于事,对于我们专业能力提升并没有过多意义。一样,假如在设计过程中没有理论知识支持,只是一味凭感觉,也是不合理、不科学、不严谨。 现在我相比以前在看待问题时多了一份理性和严谨,能够愈加正确,专业对待所碰到设计问题,在思索相关机械问题时也没有了之前迷茫和害怕,处理问题时变得愈加有头绪,有方法。我想这是这次设计所带给我最为关键东西。致谢 这一学期机械设计课程学习,让作为一名机械专业学生我有了很大程度专业提升,在这过程中很感谢杨老师为我们付出。我们能感觉到陈老师每一节课全部十分认真备课,课上不仅清楚仔细给我们教讲课内内容,还常常给我们补充很多相关课外知识,并在讲课过程中将实际应用中药注意问题,和很多实际经验告诉我们。同时,每次作业老师也全部批改很立即也很仔细,每次我们在群里问老师很多问题,老师也全部很耐心立即回复,所以说老师敬业和负责我们每个人全部看在眼里,记在心里。 这学期下来,对于陈老师我更多是一个敬佩,敬佩老师认真、敬业、严谨、负责、细心,也为老师专业素质感到深深敬意。所以说,对老师感谢中也有我衷心尊敬之意。感谢老师悉心栽培,祝您工作愉快,身体健康。 参考文件 [1] 吴宗泽.机械设计课程设计手册.高等教育出版社,. [2] 龚溎义,等.机械设计课程设计指导书.高等教育出版社,. [3] 杨明忠、朱家诚.机械设计[M].武汉理工大学出版社,. [4] 龚溎义,等.机械设计课程设计图册.高等教育出版社,. [5] 孙恒,等.机械原理.高等教育出版社,.- 配套讲稿:
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