二級齒輪減速器課程設計

上傳人：奔*** IP屬地：河北更新時間：2024-03-31 格式：docx 頁數：26 大小：845.53KB 人氣指數：12 舉報 版權申訴

已閱讀1頁，還剩25頁未讀，繼續(xù)免費閱讀

版權說明：本文檔由用戶提供并上傳，收益歸屬內容提供方，若內容存在侵權，請進行舉報或認領

文檔簡介

1、　　帶式運輸機傳動裝置　　設計數據及要求　　; ; ; ;　　; ; ; ;　　機器的年產量：大批量；機器的工

2、作環(huán)境：清潔；　　機器的載荷特性：平穩(wěn) ；機器的最短工作年限：五年二班；　　其他設計要求：　　傳動裝置簡圖　　傳動方案：</

3、b>　　工作機：　　一、傳動裝置的總體設計　　1.1 電動機的選擇　　1.1.1 選擇電動機類型　　根據設計要求和工作條件選用Y系列三相鼠籠型異步電動機，其結構為全封閉自扇冷式結構，電壓

4、為380 V。　　1.1.2 選擇電動機容量　　根據設計數據，工作機的有效功率為　　從電動機到工作機輸送帶之間的總效率為：　　式中，、、、分別為聯(lián)軸器、軸承、齒輪傳動和卷筒的傳遞效率。由表9.1取=0.99、=0.98、=0.97、=0.96，則&

5、lt;p>　　所以電動機所需工作功率為　　1.1.3 確定電動機轉速　　按表2.1推薦的傳動比合理范圍，二級圓柱齒輪減速器傳動比，而工作機卷筒軸的轉速為　　所以電動機轉速的可選范圍為　　符合這一范圍的同步轉速有750r/min、1000r/min和1500r/min

6、三種。綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、質量、及價格等因素，為使傳動裝置結構緊湊，決定選用同步轉速為1000 r/min的電動機。　　根據電動機類型、容量和轉速，查表15.1選定電動型號為Y132S-6，其主要性能如下表：　　電動機的主要安裝尺寸和外形尺寸如下表：　　1.2 計算傳動裝置總傳動比并分配傳動比<

7、/p>　　總傳動比為　　分配傳動比　　考慮潤滑條件，為使結構緊湊，各級傳動比均在推薦值范圍內，取，故　　1.3 計算傳動裝置各軸的運動及動力參數　　1.3.1 各軸的轉

8、速　　I軸： 　　II軸： 　　III軸： 　　卷筒軸：　　1.3.2 各軸

9、的輸入功率　　I軸： 　　II軸： 　　III軸： 　　卷筒軸：　　1.3.

10、3 各軸的輸入轉矩　　電動機的輸出轉矩Td為　　所以：　　I軸： 　　II軸： 　　III軸：

11、　　卷筒軸：　　將以上結果匯總到表，如下　　二、傳動件設計　　2.1 高速級斜齒圓柱齒輪傳動設計　　2.1.1 選擇齒輪材料、熱處理方

12、式和精度等級　　考慮到帶式運輸機為一般機械，故大、小齒輪均選用45鋼，采用軟齒面，由文獻[1]表8.2得：小齒輪調制處理，齒面硬度為217~25HBW，平均硬度為236HBW；為保證小齒輪比大齒輪具有更好的機械性能，大齒輪正火處理，齒面硬度為162~217HBW，平均硬度為190HBW。大小齒輪齒面評價硬度差為46HBW，在30~50HBW之間。選用8級精度。<p&

13、gt;　　2.1.2初步計算傳動主要尺寸　　因為是軟齒面閉式傳動，故按齒面接觸疲勞強度進行設計。由　　式中各參數為：　　小齒輪傳遞的轉矩。由前面設計可知，　　設計時，因v值未知，不能確定，故可初選載荷系數Kt = 1.1~1.8，此處

14、初取Kt = 1.4。　　由表8.6取齒寬系數。　　由表8.5查得彈性系數。　　初選螺旋角由圖8.14查得節(jié)點區(qū)域系數。　　齒數比。　　初選= 17, 則，取。傳動比誤差<5%，符合設

15、計要求。　　由式8.1得端面重合度　　。　　由式8.2得軸面重合度　　由圖8.15查得重合度系數　　由圖8.24查得螺旋角系數　　接

16、觸許用應力可由　　求得，由圖8.28（e）、（a）得接觸疲勞極限應力，。　　大小齒輪1、2的應力循環(huán)次數分別為　　由圖8.29查得壽命系數，（允許有局部點蝕）；由表8.7，取安全系數。　　故取

17、　　計算小齒輪1的分度圓直徑，得　　2.1.3確定傳動尺寸　　計算載荷系數K。　　由表8.3查得使用系數KA=1.0。　　齒輪線速度如下式<p&g

18、t;　　由圖8.7查得動載荷系數KV = 1.15；　　由圖8.11查得齒向載荷分布系數；　　由表8.4查得齒間載荷分布系數，故　　對進行修正。因為與有較大差異，故需對按照值設計出來的進行修正，即　　確定模數&

19、lt;p>　?。ò幢?.1，?。?lt;/b>　　計算傳動尺寸。中心距　　圓整為,則螺旋角　　因為值與初選值相差較大，故與有關的數值需修正，修正后的結果是。顯然值改變后，的計算值變化很小，因此不再修正和a。故<p

20、>　　圓整為b==45 mm。　　取 mm，。　　2.1.4 校核齒根彎曲疲勞強度　　式中各參數：　　K、、同前。<p&g

21、t;　　齒寬b = 。　　齒形系數與應力修正系數。　　當量齒數　　查圖8.19得齒形修正系數，。　　由圖8.20查得應力修正系數，。　　查圖8.21得重合

22、度系數。　　查圖8.26得螺旋角系數。　　許用彎曲應力可由下式算得　　查得彎曲疲勞極限應力　　，　　查得壽命系數。

23、;　　查得安全系數，故　　故　　滿足齒根彎曲疲勞強度要求。　　2.1.5 齒輪傳動其它幾何尺寸　　各齒輪的尺寸及參數計算詳見下表。　　2.2 低速級齒輪尺

24、寸設計　　2.2.1 選擇齒輪材料、熱處理方式和精度等級　　與高速級一樣，低速級大、小齒輪均選用45#鋼，采用軟齒面，小齒輪調制處理，齒面硬度為217~25HBW，平均硬度為236HBW；為保證小齒輪比大齒輪具有更好的機械性能，大齒輪正火處理，齒面硬度為162~217HBW，平均硬度為190HBW。大小齒輪齒面評價硬度差為46HBW，在30~50HBW之

25、間。選用8級精度。　　2.2.2 初步計算傳動主要尺寸　　因是閉式軟齒面?zhèn)鲃?，按齒面接觸疲勞強度進行設計。根據　　式中各參數為：　　小齒輪傳遞的轉矩。

26、設計時，因v值未知，不能確定，故可初選載荷系數Kt = 1.1~1.8，此處初取Kt = 1.3。　　由參考文獻[1]表8.6取齒寬系數。　　由參考文獻[1]表8.5查得彈性系數。　　由參考文獻[1]圖8.14查得節(jié)點區(qū)域系數。　　齒數比。</b&

27、gt;　　初選= 21 則，取。傳動比誤差<5%，符合設計要求。　　由參考文獻[1]式8.1得　　。　　由圖8.5查得重合度系數　　接觸許用應力可由算得，由高速級齒輪設計可知，。而，故

28、壽命系數（允許有局部點蝕），，由參考文獻[1]圖8.29查得壽命系數（允許有局部點蝕）；則　　故取　　計算小齒輪3的分度圓直徑　　2.2.3 確定傳動尺寸　　計算載荷系數K。

29、　　由參考文獻[1]表8.3查得使用系數KA=1.0。　　齒輪線速度如下式　　由參考文獻[1]圖8.7查得動載荷系數KV = 1.1；由參考文獻[1]圖8.11查得齒向載荷分布系數；由參考文獻[1]表8.4查得齒間載荷分布系數，故　　因為相差較大，故值計

30、算出的進行修正，即　　確定模數m　　計算傳動尺寸。中心距　　對齒輪4進行變位，圓整中心距　　計算嚙合角　　計算變位系數

31、;　　計算重合度　　計算傳動尺寸　　取。　　2.2.4 校核齒根彎曲疲勞強度　　式中各參數：<

32、;/b>　　K、、m同前。　　齒寬b = = 80mm。　　齒形系數與應力修正系數。　　查參考文獻[1] 圖8.19得　　查參考文獻[1] 圖8.20得<

33、p>　　查參考文獻[1] 圖8.15得重合度系數。　　許用彎曲應力可由下式算得　　查得彎曲疲勞極限應力　　由前面計算　　查參考文獻[1] 圖8.30得壽命系數。　　查參考文獻[1] 表8

34、.7得安全系數，故　　故　　容易看出　　設計滿足齒根彎曲疲勞強度要求。　　2.2.5 齒輪其他幾何尺寸計算　　各齒輪的尺寸及參數計算詳見下表。</p

35、>　　三、減速器裝配草圖設計　　3.1 草圖準備　　3.1.1 選定聯(lián)軸器類型　　對于連接電動機和減速器高速軸的聯(lián)軸器，為了減小啟動轉矩，其聯(lián)軸器類型應具有較小的轉動慣量和較好的減震性能，故采用彈性柱銷聯(lián)軸器，對于低速軸和工作機相連的聯(lián)軸器，因其轉

36、速較低，轉矩較大，考慮到本設計安裝時不易保證同心度，采用具有良好補償位移偏差的金屬滑塊聯(lián)軸器。　　3.1.2 確定滾動軸承類型　　對于高速級斜齒圓柱齒輪傳動，因有軸向力，選擇角接觸軸承；低速級采用角接觸軸承。　　3.1.3 確定滾動軸承的潤滑和密封方式　　由前面計算可知高

37、速級齒輪線速度，低速級齒輪線速度，均小于2，故滾動軸承采用鈉基ZN-3潤滑脂潤滑（填充量不大于軸承空間的1/3），并在軸上安裝擋油板。考慮減速器工作環(huán)境清潔，軸頸圓周速度，故采用毛氈圈密封。　　3.1.4 確定軸承端蓋的結構形式　　凸緣式軸承端蓋調整軸承間隙比較方便，密封性能也好，故選用凸緣式軸承端蓋，采用鑄鐵鑄造成型。<p

38、>　　3.1.5 確定減速器機體的結構方案　　考慮工藝性能、材料消耗和制造成本，選用剖分式機體，鑄鐵材料鑄造成型。結構示例圖如下圖所示：　　與機體有關零件的結構尺寸見下表：　　3.2 草圖第一階段　　3.2.1 間距確定

39、取中間軸上兩齒輪軸向間距。　　因采用脂潤滑，軸承外圈端面至機體內壁的距離要留出安放擋油板的空間，??；取擋油板寬度C=11 mm。　　取中間軸上齒輪2端面至機體內壁的距離　　3.2.2 高速軸軸系部件設計　　選擇軸的材料</p&g

40、t;　　因傳遞功率不大，且對質量與結構尺寸無特殊要求，故選用45鋼并進行調制處理。　　初步軸徑，并根據相配聯(lián)軸器的尺寸確定軸徑和長度　　對于轉軸，按扭轉強度初算軸徑，由參考文獻[3]第759頁得，C=106~118，考慮軸端彎矩比轉矩小，取C= 103，則　　考慮鍵槽影響，

41、取。　　確定軸的軸向固定方式　　因為齒輪減速器輸出軸的跨距不大，且工作溫度變化不大，故軸向固定采用兩端固定方式。　　聯(lián)軸器及軸段①　　前面計算的即為軸段①的直徑，又考慮軸段①上安裝聯(lián)軸器，因此軸段①的設計與聯(lián)軸器的

42、設計同時進行。　　由前面設計可知，選用彈性柱銷聯(lián)軸器。查文獻[1]表13.1取KA=1.5，計算轉矩　　由參考文獻[2]表13.1查詢可得GB/T 5272-2002中的LM3型梅花形彈性柱銷聯(lián)軸器符合要求，其參數為：公稱轉矩100 N·m，許用轉速為6900 r/min，軸孔直徑范圍是24~40 mm。滿足電動機軸徑要求。取與軸相連端軸徑24

43、 mm，軸孔長度38 mm，J型軸孔。　　相應的，軸段①的直徑，軸段長度應該比聯(lián)軸器略短，故取其長度為l1=36 mm　　密封圈與軸段②　　聯(lián)軸器右端采用軸肩固定，取軸肩高度h=2.45~3.5 mm，相應的軸段②的直徑范圍為28.9~31 mm，查文獻[2]表14.4，選用

44、氈圈油封JB/ZQ 4604-1986中的軸徑為35 mm的，則軸段②的直徑。　　軸承與軸段③及軸段⑦　　由前面設計知，軸承類型為角接觸軸承，暫取軸承型號為7207C，由文獻[2]表12.2查得內徑d=35 mm，外徑D=72 mm，寬度B=17 mm，定位軸肩直徑，。故軸段③的直徑。　　軸段⑦的直徑應與軸段③相

45、同，即。　　軸段④　　由于齒輪齒根圓直徑較小，若選擇，選用平鍵連接，則　　故軸與齒輪應做成齒輪軸，取過渡軸段　　齒輪軸段⑤　　取。&l

46、t;/b>　　軸段⑥　　在軸段⑦和齒輪軸段間取過渡軸段段　　機體與軸段②③④⑥⑦的長度　　因采用凸緣式軸承蓋，其凸緣厚度e=8 mm。由于所選聯(lián)軸器不影響軸承端蓋螺栓的拆卸，軸肩與軸承端蓋之間的間隙取K=10 mm。</p

47、>　　在確定齒輪、機體、軸承、軸承蓋的相互位置與尺寸之后，即可確定各軸段的長度。　　取軸段③⑦的長度；　　軸段②的長度；　　軸段⑥的長度；<p

48、>　　軸段④的長度　　軸的各部分尺寸均確定。取聯(lián)軸器輪轂中間位置為力的作用點，可得跨距；；。完成的結構草圖如下所示。　　鍵連接設計　　聯(lián)軸器與軸之間采用A型普通平鍵連接，型號為：鍵，h=7，。<p&g

49、t;　　3.2.2 中間軸軸系部件設計　　選擇軸的材料　　因傳遞功率不大，且對質量與結構尺寸無特殊要求，故選用45鋼并進行調制處理。　　初步軸徑，并根據相配聯(lián)軸器的尺寸確定軸徑和長度　　對于轉軸，按扭轉強度初算軸徑，由參考文獻[3]第

50、759頁得，C=106~118，考慮軸端彎矩比轉矩小，取C= 103，則　　考慮鍵槽影響，取。　　確定軸的軸向固定方式　　因為齒輪減速器輸出軸的跨距不大，且工作溫度變化不大，故軸向固定采用兩端固定方式。　　軸承與軸段①及軸段⑤<

51、/p>　　由前面設計知，軸承類型為角接觸軸承，暫取軸承型號為7208C，由文獻[2]表12.2查得內徑d=40 mm，外徑D=80 mm，寬度B=18 mm，定位軸肩直徑，。故軸段①的直徑。　　軸段⑤的直徑應與軸段①相同，即。　　齒輪3與軸段②

52、由于齒輪齒根圓直徑較小，若選擇，選用平鍵連接，則　　故軸與齒輪應做成齒輪軸，取　　齒輪3右端用軸肩固定，由文獻[1]圖10.9中公式得到軸肩高度h=2.45~3.5 mm，相應的軸段③的直徑范圍為49.9~52 mm，取。　　齒輪2與軸段④<p

53、>　　齒輪2左端也用軸肩固定?？扇。X輪2右端用套筒固定，則軸段④的長度應略小于齒輪2的寬度，取。　　軸段①⑤的長度　　完成的結構草圖如下所示。　　鍵連接設計　　齒輪2與軸之間采用A型普通平

54、鍵連接，型號分別為：　　鍵，h=9，。　　3.2.3 低速軸軸系部件設計　　選擇軸的材料　　因傳遞功率不大，且對質量與結構尺寸無特殊要求，故選用45鋼并進行調制處理。&l

55、t;p>　　初步軸徑，并根據相配聯(lián)軸器的尺寸確定軸徑和長度　　對于轉軸，按扭轉強度初算軸徑，由參考文獻[3]第759頁得，C=106~118，考慮軸端彎矩比轉矩小，取C= 103，則　　考慮鍵槽影響，取。　　確定軸的軸向固定方式

56、　　因為齒輪減速器輸出軸的跨距不大，且工作溫度變化不大，故軸向固定采用兩端固定方式。　　聯(lián)軸器及軸段①　　前面計算的即為軸段①的直徑，又考慮軸段①上安裝聯(lián)軸器，因此軸段①的設計與聯(lián)軸器的設計同時進行。　　由前面設計可知，選用凸緣聯(lián)軸器。查文獻[1]表13.4取KA=1.2，計

57、算轉矩　　由參考文獻[2]表13.5查詢可得JB/ZQ 4384-1997中公稱轉矩500 N·m的GY5凸緣聯(lián)軸器滿足要求，其許用轉速為8000 r/min，軸孔直徑范圍是30-42mm。取與軸相連端軸徑35 mm，軸孔長度為，型軸孔。相應的，軸段①的直徑，取其長度為l1=60 mm。　　密封圈與軸段②&

58、lt;/p>　　聯(lián)軸器右端采用軸肩固定，取軸肩高度h=2.52~3.6 mm，相應的軸段②的直徑范圍為41.04~43.2 mm，查文獻[2]表14.4，選用氈圈油封JB/ZQ 4604-1986中的軸徑為42 mm的，則軸段②的直徑。　　軸承與軸段③及軸段⑦　　由前面設計知，軸承類型為深溝球軸承，暫取軸承型號為6209，由文

59、獻[2]表12.1查得內徑d=45 mm，外徑D=85 mm，寬度B=19 mm，定位軸肩直徑，。故軸段③的直徑。　　軸段⑦的直徑應與軸段③相同，即。　　軸段⑥　　為了便于齒輪的安裝，應略大于，取，齒輪3右端用擋油板固定，則軸段⑥的長度應略小于齒輪4的寬度，取。</p&

60、gt;　　軸段⑤　　齒輪4右端用軸肩固定，由文獻[1]圖10.9中公式得到軸肩高度h=3.36~4.8 mm，相應的軸段③的直徑范圍為54.72~57.6 mm，取。　　軸段④　　取過渡軸段④直徑。

61、　　機體與軸段②③④⑤⑦的長度　　因采用凸緣式軸承蓋，其凸緣厚度e=8 mm。由于所選聯(lián)軸器不影響軸承端蓋螺栓的拆卸，軸肩與軸承端蓋之間的間隙取K=10 mm。　　在確定齒輪、機體、軸承、軸承蓋的相互位置與尺寸之后，即可確定各軸段的長度。<b&g

62、t;　　取軸段③的長度；　　軸段②的長度；　　軸段⑦的長度；　　取軸段⑤的長度；　　軸段④的長度設計為

63、;　　軸的各部分尺寸均確定。取聯(lián)軸器輪轂中間位置為力的作用點，可得跨距；；。完成的結構草圖如下所示。　　鍵連接設計　　聯(lián)軸器、和齒輪4與軸之間采用A型普通平鍵連接，型號分別為：　　鍵，h=8，。

64、　　鍵，h=8，。　　3.2.4 軸系部件校核計算　　本設計已完成高、中、低速軸的軸系部件校核計算，均滿足設計要求，此處只給出低速軸校核計算過程。　　軸的受力分析<

65、p>　　畫受力簡圖　　圓周力　　徑向力　　計算支反力　　軸承1的總的支反力為<p&g

66、t;　　軸承2的總的支反力為　　畫彎矩圖　　在水平面上,軸承1處，A-A面左側　　A面右側　　=

67、　　垂直面上，彎矩為　　A-A面左側　　A-A面右側　　畫轉矩圖　　校核軸的強度

68、　　A-A剖面左側彎矩大，有轉矩，為危險截面。　　該截面抗彎模量為　　該截面的抗扭截面模量為　　彎曲應力　　扭剪應力

69、　　調質處理的45鋼，由參考文獻[3]可以查得，，=155 MPa；材料等效系數，。　　鍵槽引起的應力集中系數可由參考文獻[1]附表10.3得：，=1.625。　　查參考文獻[1]附圖10.1得，。　　查參考文獻[1]附圖10.1與附表10.2得。

70、　由此，安全系數計算如下：　　由參考文獻[1]表10.5得許用安全系數[S]=1.3~1.5，顯然S>[S]，故A-A截面安全。　　校核鍵連接的強度　　滾筒與軸連接處為平鍵連接，擠壓應力　　式中：d——鍵連接處的軸徑，mm；&l

71、t;/p>　　T——傳遞的轉矩，N·mm；　　h——鍵的高度，mm；　　l——鍵連接長度，mm；　　故　　鍵、軸材料均為45鋼，[]= 120~150MPa。，故強度滿足需要。

72、　　校核軸承強度　　由參考文獻[3]查得6209軸承的。軸承工作環(huán)境無軸向力，軸承1的工作環(huán)境比軸承2工作環(huán)境惡劣，故只需校核軸承2。　　計算當量動載荷　　其中，X為動載荷徑向系數，為軸承徑向載荷。由參考文獻[1]表

73、11.12可知，X=1。　　則　　校核軸承壽命　　軸承在100℃下工作，。根據其載荷性質，取。　　軸承壽命為　　已知

74、減速器使用五年，二班工作制，則預期壽命為　　軸承壽命很充裕。　　3.3 草圖第二階段　　3.3.1 傳動件的結構設計　　齒輪4結構設計　　齒輪2 齒頂圓直

75、徑180.82 mm，為了減少質量和節(jié)約材料，采用腹板式結構?？紤]本設計生產批量較大，采用模鍛毛坯結構，如下圖所示。　　圖中各尺寸如下：　　，　　為增強齒根部強度，取取　　取c=

76、18 mm　　齒輪2結構設計　　齒輪2 齒頂圓直徑182.03 mm，做成實心式結構。　　3.3.2 軸承端蓋的設計　　采用凸緣式軸承端蓋，結構如下圖所示：　　(1)高速軸

77、軸承端蓋設計　　由前面設計可知，D=72 mm，，　　，取　　由參考文獻[2]表14.4可知，，　　(2)中間軸軸承端蓋設計　　由前面設計可知，D=80 mm，<

78、p>　　，取。　　由參考文獻[2]表14.4可知，，　　(3)低速軸軸承端蓋設計　　由前面設計可知，D=85 mm，，　　，取。　　由參考文獻[2]

79、表14.4可知，，　　3.3.3 擋油板的設計　　擋油板結構如左圖所示，取b=2 mm，a=6 mm，總寬l=11mm。　　3.3.4 套筒設計　　中間軸套筒設計　　取內徑，外徑，長度l=9

80、mm。　　低速軸套筒設計　　取內徑，外徑，長度l=11.5 mm。　　3.4 草圖第三階段　　3.4.1減速器機體的結構設計　　機體中心高和油面位置的確定<p&g

81、t;　　為防止浸油齒輪將油池底部沉積物攪起，大齒輪的齒頂圓到油池底面的距離應不小于30~50 mm。應保證齒輪浸入深度應不小于10 mm，最高油面應比最低油面高出10~15mm，且齒輪浸油深度最多不超過齒輪半徑的1/4~1/3。按照以上原則，選擇機體中心高H=170 mm，油面高度為90mm，滿足以上要求。　　驗算油量：單級減速器傳遞1kW功率需要油量為0.35~0.7，本設計為二級齒輪減速器，

82、傳遞的需油量　　油池容量　　，滿足設計，潤滑條件較好。　　其他結構設計詳見A0圖紙。　　3.4.2 減速器的附件設計　　窺視孔蓋和窺視孔

83、;　　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，以便于能伸入進行操作，窺視孔有蓋板，機體上開窺視孔與鑄造的凸緣一塊，有便于機械加工出支承蓋板的表面并用墊片加強密封，蓋板用鋼板焊接制成，用M6螺栓緊固。　　按要求選取A=90,B=60，A1=120，B1=90，C=105，C1=70，C2=75，R=5,螺釘尺寸M615螺釘數目為6，具體尺寸見參考文

84、獻[2]P167頁。　　放油螺塞　　放油孔位于油池最底處，并安排在減速器中部，以便放油，放油孔用螺塞堵住，并加皮封油圈加以密封。選用六角螺塞M20（JB/ZQ 4450-1986），油圈 22×12 ZB 70-62。　　油標指示器</b&g

85、t;　　通氣孔　　由于減速器運轉時，機體內溫度升高，氣壓增大，為便于排氣，在機蓋頂部的窺視孔改上安裝通氣器，以便達到體內為壓力平衡。由于是在清潔無塵的環(huán)境下，只需使用簡易通氣孔。選取簡易通氣孔。具體尺寸選取查閱參考文獻[2]P167頁(5)。　　吊鉤和吊耳&

86、lt;/b>　　在機蓋上上直接鑄出吊耳和吊鉤，用以起吊或搬運較重的物體。吊耳參數如下：，取d=16 mm；，取e=15 mm；；取R=16 mm。　　吊鉤參數如下：，取d=16 mm；，取；；，取H=30 mm；，取h=15 mm。　　具體尺寸由參考文獻[2]P55頁的經驗公式選取。

87、　　定位銷：　　為保證剖分式機體的軸承座孔的加工及裝配精度，在機體聯(lián)結凸緣的長度方向各安裝一圓錐定位銷，以提高定位精度。選取公稱直徑為8的圓錐銷，采用非對稱布置。具體尺寸見參考文獻[2]P142頁表11.30圓錐銷（GB/T117-2000）。　　啟蓋螺釘<

88、;/p>　　啟蓋螺釘上的螺紋長度要大于機蓋聯(lián)結凸緣的厚度。選取與機蓋和機座連接螺栓相同規(guī)格的螺栓作為啟蓋螺栓。螺釘桿端部要做成圓柱形或大倒角，以免破壞螺紋。　　參考文獻：　　[1]王黎欽，陳鐵鳴. 機械設計[M].4版. 哈爾濱：哈爾濱工業(yè)大學出版社，2008<

眾賞文庫> 全部分類> 畢業(yè)設計

溫馨提示

1. 本站所有資源如無特殊說明，都需要本地電腦安裝OFFICE2007和PDF閱讀器。圖紙軟件為CAD,CAXA,PROE,UG,SolidWorks等.壓縮文件請下載最新的WinRAR軟件解壓。
2. 本站的文檔不包含任何第三方提供的附件圖紙等，如果需要附件，請聯(lián)系上傳者。文件的所有權益歸上傳用戶所有。
3. 本站RAR壓縮包中若帶圖紙，網頁內容里面會有圖紙預覽，若沒有圖紙預覽就沒有圖紙。
4. 未經權益所有人同意不得將文件中的內容挪作商業(yè)或盈利用途。
5. 眾賞文庫僅提供信息存儲空間，僅對用戶上傳內容的表現方式做保護處理，對用戶上傳分享的文檔內容本身不做任何修改或編輯，并不能對任何下載內容負責。
6. 下載文件中如有侵權或不適當內容，請與我們聯(lián)系，我們立即糾正。
7. 本站不保證下載資源的準確性、安全性和完整性, 同時也不承擔用戶因使用這些下載資源對自己和他人造成任何形式的傷害或損失。

二級齒輪減速器課程設計

文檔簡介

溫馨提示

最新文檔

評論

二級齒輪減速器課程設計

文檔簡介

溫馨提示

最新文檔

評論

免費下載