火狐体育客户端
二级齿轮减速器课程设计详细分解docx
发布时间:2022-10-07 04:16:31 来源:火狐体育在线登录入口 作者:火狐体育官网首页

   PAGE \* MERGEFORMAT 3 Hefei University 课程设计 COURSE PROJECT 题目: 两级斜齿圆柱齿轮减速器 系别: 机械工程系 专业: 机械设计制造及自动化 学制: 四年 姓名: 王男 学号: 1206013004 导师: 徐启圣 2015年1月 14日  PAGE i 目录 TOC \o 1-2 \h \z \u   HYPERLINK \l _Toc409468114 第 1 章 机械设计课程设计任务书  PAGEREF _Toc409468114 \h 1  HYPERLINK \l _Toc409468115 1.1. 设计题目  PAGEREF _Toc409468115 \h 1  HYPERLINK \l _Toc409468116 1.2. 设计数据  PAGEREF _Toc409468116 \h 1  HYPERLINK \l _Toc409468117 1.3. 设计要求  PAGEREF _Toc409468117 \h 1  HYPERLINK \l _Toc409468118 1.4. 设???说明书的主要内容  PAGEREF _Toc409468118 \h 2  HYPERLINK \l _Toc409468119 1.5. 课程设计日程安排  PAGEREF _Toc409468119 \h 2  HYPERLINK \l _Toc409468120 第 2 章 传动装置的总体设计  PAGEREF _Toc409468120 \h 3  HYPERLINK \l _Toc409468121 2.1. 传动方案拟定  PAGEREF _Toc409468121 \h 3  HYPERLINK \l _Toc409468122 2.2. 电动机的选择  PAGEREF _Toc409468122 \h 3  HYPERLINK \l _Toc409468123 2.3 计算总传动比及分配各级的传动比  PAGEREF _Toc409468123 \h 4  HYPERLINK \l _Toc409468124 2.4 运动参数及动力参数计算  PAGEREF _Toc409468124 \h 5  HYPERLINK \l _Toc409468125 第 3 章 传动零件的设计计算  PAGEREF _Toc409468125 \h 7  HYPERLINK \l _Toc409468126 3.1. 高速级斜齿圆柱齿轮传动设计  PAGEREF _Toc409468126 \h 7  HYPERLINK \l _Toc409468127 3.2. 低速级斜齿圆柱齿轮传动设计  PAGEREF _Toc409468127 \h 10  HYPERLINK \l _Toc409468128 3.3. V带的设计  PAGEREF _Toc409468128 \h 13  HYPERLINK \l _Toc409468129 第 4 章 轴的设计计算  PAGEREF _Toc409468129 \h 15  HYPERLINK \l _Toc409468130 4.1. 轴的材料选择和最小直径估算  PAGEREF _Toc409468130 \h 15  HYPERLINK \l _Toc409468131 4.2. 轴的设计  PAGEREF _Toc409468131 \h 15  HYPERLINK \l _Toc409468132 4.3. 低速轴强度的校核  PAGEREF _Toc409468132 \h 18  HYPERLINK \l _Toc409468133 第 5 章 滚动轴承的选择及校核计算  PAGEREF _Toc409468133 \h 20  HYPERLINK \l _Toc409468134 5.1. 低速轴传动轴承的设计  PAGEREF _Toc409468134 \h 20  HYPERLINK \l _Toc409468135 5.2. 求作用在齿轮上的力  PAGEREF _Toc409468135 \h 20  HYPERLINK \l _Toc409468136 5.3. 计算轴承轴向力  PAGEREF _Toc409468136 \h 21  HYPERLINK \l _Toc409468137 第6章 键联接的选择及计算  PAGEREF _Toc409468137 \h 22  HYPERLINK \l _Toc409468138 6.1 .Ⅰ轴上键的校核  PAGEREF _Toc409468138 \h 22  HYPERLINK \l _Toc409468139 6.2. Ⅱ轴上键的校核  PAGEREF _Toc409468139 \h 22  HYPERLINK \l _Toc409468140 6.3.Ⅲ轴上键的校核  PAGEREF _Toc409468140 \h 22  HYPERLINK \l _Toc409468141 第7章 连轴器的选择与计算  PAGEREF _Toc409468141 \h 24  HYPERLINK \l _Toc409468142 第8章 减速器润滑方式和密封类型选择  PAGEREF _Toc409468142 \h 25  HYPERLINK \l _Toc409468143 8.1.润滑方式的选择  PAGEREF _Toc409468143 \h 25  HYPERLINK \l _Toc409468144 8.2.密封类型的选择  PAGEREF _Toc409468144 \h 25  HYPERLINK \l _Toc409468145 第9章 减速器附件的选择和设计  PAGEREF _Toc409468145 \h 26  HYPERLINK \l _Toc409468146 第10章 减速器箱体设计  PAGEREF _Toc409468146 \h 27  HYPERLINK \l _Toc409468147 设计小结  PAGEREF _Toc409468147 \h 29  HYPERLINK \l _Toc409468148 参考文献  PAGEREF _Toc409468148 \h 30  机械设计课程设计 机械设计课程设计  PAGE 30 机械设计课程设计任务书 设计题目 设计用于带式运输机的两级斜齿圆柱齿轮减速器,图示如示。连续单向运转,载荷平稳,三班制工作,使用寿命为5年,作业场尘土飞扬,运输带速度允许误差为±5%。 图  SEQ 图 \* ARABIC 1带式运输机 设计数据 表  SEQ 表 \* ARABIC 1设计数据 运输带工作拉力 F(N)运输带工作速度 V(m/s)卷筒直径 D(mm)30000.65300设计要求 设计要求达到齿轮传动的中心距要圆整(0,5结尾)且两级齿轮传动的中心距之和小于320mm,安装在减速器上的大带轮不碰地面,减速器的中间轴上的大齿轮不与低速轴干涉,运输带速度允许误差为±5%。 减速器装配图A0 一张 零件图2张 设计说明书一份约6000~8000字 设计说明书的主要内容 封面 (标题及班级、姓名、学号、指导老师、完成日期) 目录(包括页次) 设计任务书 传动方案的分析与拟定(简单说明并附传动简图) 电动机的选择计算 传动装置的运动及动力参数的选择和计算 传动零件的设计计算 轴的设计计算 滚动轴承的选择和计算 键联接选择和计算 联轴器的选择 设计小结(体会、优缺点、改进意见) 参考文献 课程设计日程安排 表  SEQ 表 \* ARABIC 2课程设计日程安排表 1)准备阶段1天2)传动装置总体设计阶段1天3)传动装置设计计算阶段3天4)减速器装配图设计阶段5天5)零件工作图绘制阶段2天6)设计计算说明书编写阶段1天7)设计总结和答辩1天 机械设计课程设计 传动装置的总体设计 传动方案拟定 由于题中齿轮相对于轴承为不对称布置,因而沿齿向载荷分布不均,要求轴有较大刚度。所以选择为二级展开式圆柱齿轮; 带传动承载能力较低,传递相同转矩时,结构尺寸较大,但传动平稳,能缓冲吸振,因此应布置在高速级。斜齿轮传动比较平稳,常布置在高速级。低速级也采用圆柱斜齿轮传动。 由于连续单向运转,载荷平稳,即恒功率特性的机械,应选用Y系列卧式三相交流异步电动机。 电动机的选择 电动机需要的功率Pd=FV1000ηa 由《机械设计课程设计手册》查得, η1—v带轮的传动效率η2—滚动轴承的传动效率 η3—齿轮的传动效率,η4—联轴器的传动效率 η5—滚筒的传动效率 =0.792 Pd==2.462KW n==41.380r/min 经查表推荐的传动比合理范围,v带传动比,二级圆柱齿轮减速器的传动比,则总的传动比合理范围为,电动机同步转速r/min 查机械课程设计手册表12-1得 选用电动机的型号为Y_100L2-4 额定功率为3.0KW,满载转速1430r/min 2.3计算总传动比及分配各级的传动比 ⑴总传动比 ⑵分配传动装置的传动比 为使v带传动外廓尺寸不致过大,初取,则减速器的传动比 ⑶分配减速器的传动比 按展开式,由 则 2.4运动参数及动力参数计算 为进行传动件的设计计算,要推算出各轴的转速和转矩(或功率),如将传动装置各轴由高速至低速依次定为Ⅰ轴Ⅱ轴Ⅲ轴﹍以及 则可按电动机轴至工作运动路线推算,得各轴的运动和动力参数 (1)各轴转速 (3)各轴的输出功率 1轴: 2轴: 3轴: 卷筒轴: (4)各轴输入转矩 (5)各轴的输出转矩 1轴: 2轴: 3轴: 卷筒轴: 运动及动力参数结果如下表格所示: 表2.1 轴名功率P(kW)转矩T·m转速传动比输入输出输入输出n(r/min)i电动机轴2.46 16.44 1430.00 34.56 3.000 I轴2.36 2.32 47.35 46.40 476.67 4.016 II轴2.25 2.20 180.76 177.15 118.69 2.870 III轴2.14 2.09 493.15 483.29 41.36 1.00 卷筒轴2.01 1.97 478.45 498.88 41.36  传动零件的设计计算 高速级斜齿圆柱齿轮传动设计 1.选择齿轮材料、热处理方式和精度等级 大小齿轮采用45钢,采用软齿面,由表8.2得:小齿轮调制处理,齿面硬度217~255HBW,平均硬度为236HBW;大齿轮正火处理,齿面硬度为162~217HBW,平均硬度为190HBW。大小齿轮面平均硬度差为46HBW,在30~50HBW范围内。选用8级精度。 2.初步计算传动主要尺寸 因为是软齿面闭式传动,故按齿面接触疲劳强度进行设计由 小齿轮传递的转矩 (2)设计时,因值未知,不能确定,故可初选载荷系数=1.1~1.8,在此初选=1.4 (3)由《机械设计》表8.6取齿宽系数 (4)由《机械设计》表8.5查得弹性系数 (5)初选螺旋角,由图8.14查得节点区域系数 (6)齿数比 (7)初选,则,取 由式(8.1)得端面重合度 由式(8.2)得轴面重合度 由《机械设计》图8.15查得重合度系数 由《机械设计》图8.24查得螺旋角系数 许用接触应力由式算得 由《机械设计》图8.28(e)、(a)得接触疲劳极限应力 小齿轮1与大齿轮2的应力循环次数分别为 由《机械设计》图8.29查得寿命系数(允许局部点蚀); 由《机械设计》表8.7,取安全系数 故取 初算小齿轮1的分度圆直径,得 确定传动尺寸 计算载荷系数。由表8.3查得使用系数 因 由《机械设计》图8.7查得动载系数 由《机械设计》图8.11查得齿向载荷分布系数(设轴刚性大) 由《机械设计》表8.4查得齿间载荷分配系数 故载荷系数 对进行修正,因有较大差异,故需对按值计算出的进行修正,即 确定模数 (按表8.1,取) 计算传动尺寸。中心距 圆整为125mm,则螺旋角 故 由,取又 校核齿根弯曲疲劳强度 式中各参数: 值同前 齿宽 齿形系数和应力修正系数 当量齿数 由《机械设计》图8.19查得 由《机械设计》图8.20查得 由《机械设计》图8.21查得重合度系数 由《机械设计》图8.26查得螺旋角系数 许用弯曲应力可由算得 由《机械设计》图8.28(f)、(b)查得弯曲疲劳极限应力, 由《机械设计》图8.30查得寿命系数 由《机械设计》表8.7查得安全系数,故 满足齿根弯曲疲劳强度 低速级斜齿圆柱齿轮传动设计 1.选择齿轮材料、热处理方式和精度等级 大、小齿轮材料均选为用40Cr,表面淬火,由表8.2得齿面硬度为48~55HRC。选用7级精度。 初步计算齿轮传动主要尺寸 因为大小齿轮均用硬齿面,齿面抗点蚀能力较强,因此初步决定按齿根弯曲疲劳强度设计齿轮传动主要参数和尺寸。由式 式中各参数为: 小齿轮传递的转矩 (2)初选 (3)由《机械设计》表8.6取齿宽系数 (4)初选螺旋角,由《机械设计》式(8.1)得端面重合度 由《机械设计》图8.21查得重合度系数 (5)由式(8.2)得轴面重合度 由《机械设计》图8.26查得螺旋角系数 初选 齿形系数和应力修正系数 当量齿数 由《机械设计》图8.19查得齿形系数 由《机械设计》图8.20查得应力修正系数 许用弯曲应力可由算得 由《机械设计》图8.28(h)得弯曲疲劳极限应力 由《机械设计》表8.7查得安全系数 小齿轮1与大齿轮2的应力循环次数分别为 由《机械设计》图8.30查得 故许用弯曲应力 初算法面模数 计算传动尺寸 (1)计算载荷系数 由《机械设计》表8.3查得使用系数 由《机械设计》图8.7查得动载系数,由图8.11查得齿向载荷分布系数,由表8.4查得齿间分配系数,则 对进行修正,并圆整为标准模数 按《机械设计》表8.1,圆整为 计算传动尺寸 中心距,圆整为150mm 修整螺旋角 所以 校核齿面接触疲劳强度 由 式中各参数: (1)值同前 (2)齿数比 (3)由《机械设计》表8.5查得弹性系数 (4)由《机械设计》图8.14查得节点区域系数 (5)由《机械设计》图8.15查得重合度系数 (6)由《机械设计》图8.24查得螺旋角系数 (7)许用接触应力可由算得 由《机械设计》图8.28(g)查得接触疲劳极限应力 由《机械设计》图8.29查得寿命系数 由表8.7查得安全系数,故 满足齿面接触疲劳强度 V带的设计 定设计功率。由《机械设计》表7.6查得工作情况系数,则 ⑵选取带的型号。根据由《机械设计》图7.11查取,选A型带 ⑶确定带的基准直径,根据《机械设计》表7.7推荐用最小直径,可选小带轮直径为,则大带轮直径为 根据表7.3取d2=315mm,其传动比误差,故可用。 ⑷验算带的速度 故符合要求 ⑸确定v带长度和中心距,根据初步确定中心距 为350mm 根据式7.4计算v带基准长度 由《机械设计》表7.2选v带基准长Ld=1400mm 由(式7.22)计算实际中心距a 计算实际中心距a ⑹计算小带轮包角。由(式7.3)得 ⑺确定v带根数。根据式7.23计算带的根数z.由表7.3查取单根v带所能传递的功率为 查表得 由《机械设计》表7.8查得 由《机械设计》表7.2查得 则带的根数为 , 故取3根 ⑻计算初拉力由表7.1查得 由(式7.24)得初拉力 ⑼计算作用在轴上的压力由(式7.25)得 轴的设计计算 轴的材料选择和最小直径估算 根据工作条件,初选轴的材料为45钢,调质处理,按扭矩强度法进行最小直径估算,即 初算轴径时,若最小直径段开有键槽,还要考虑槽对轴强度的影响,当该轴段截面上有一个键槽时,d增大5%,两个键槽时增大10%-15%,c值由表可查得,取高速轴C=106. 故带入相关数据得:高速轴d1min=18.07mm,因高速轴最小直径处安装大带轮,设有一键槽,d1=18.07*1.05=18.9735取d1min=20mm, 中间轴,有一个键槽,因中间轴最小直径处安装滚动轴承,取标准值。 低速轴,因低速轴最小直径处安装联轴器,且轴上设有键槽,参见联轴器选择,取。 轴的设计 高速轴的设计 图 4.1 轴的结构图如上图一所示: 各段轴的确定 L6最小直径,安装大带轮的外伸出段dL6=20mm选用A型键,为6*6*45 L5滚动轴承段轴,dL5=25mm L4由轴肩决定d4=31mm L3是齿轮d3=49.59mm L2确定为d2=36mm L1由滚动轴承决定d1=20mm 各段轴长 L6由大带轮的毂孔宽度取为90mm L5:由箱体结构,轴承端盖,配位关系等确定L5=28m L4:由装配关系,箱体结构等确定L4=57mm L3:由高速级小齿轮宽度确定,取55mm L2确定为6mm L1:由滚动轴承,挡油盘及装配关系得取27mm 中间轴结构设计,结构图如下图二所示 图 4.2 (1)各轴段直径确定 L1:最小直径,滚动轴承段轴段,d1=35mm L2:低速级小齿轮段,取d2=40mm,A型键,10*8*40 L3;根据齿轮的轴向定位要求取为47mm L4:高级大齿轮段,取为d4=41mm,A型键,12*8*40 L5:滚动轴承处轴段取为d5=35mm (2)各轴段长度的确定 :由滚动轴承,挡油盘及装配关系取为37mm :由低速级小齿轮的毂孔宽度确定取为45mm :由定位关系,取为8mm :由高速级大齿轮的毂孔宽度确定取为48mm :由滚动轴承,挡油盘及装配关系取为40mm 低速轴的设计。结构图如下图三所示 图 4.3 (1)各轴段直径确定 L1、L4:滚动轴承处轴段。滚动轴承选取角接触球球轴承7210C,其尺寸为d=50mm L2:低速大齿轮轴段,d2=55mm,选用A型键,16*10*32 L3:按照结构要求取为d3=60mm; L5:密封处轴段,根据联轴器定位要求及密封圈(采用毡圈密封)取为d5=45mm L6:安装联轴器,为使轴与联轴器吻合。故同时选取联轴器型号,查表13.1,取k=1.5, 由《机械设计手册》查得GB/T5014-2003中的LX3型联轴器符合要求,公称转矩为1250N.m因为计算转矩小于联轴器公称转矩条件,许用转速为4700r/min,取d6=42mm,轴孔长度为84mm。J型轴孔B型键,联轴器主动都端的代号为JB4284GB/T 5014-2003 A型键为·12*8*70 各段轴长度的确定 :由滚动轴承,挡油盘及装配器关系确定,取为42mm :由低速级大齿轮的鼓孔宽确定,取为38mm :按照结构设计要求取为70mm :由轴承,装配关系,箱体结构等确定,=29mm :由密封圈,挡油盘及装配关系确定,取为71mm L6:由联轴器确定取为82mm. 低速轴强度的校核 (1)画轴的受力简图,如图所示。 图 4.4 (2).计算支承反力。 已知低速级大齿轮的分度圆直径为=223.08 而 (3).校核轴的强度 A剖面的左侧,因弯矩大,有转矩,还有键槽引起的引力集中,故A剖面的左侧为危险剖面。由附表10.1,抗弯剖面模量 弯曲应力 扭剪应力 对于调制处理的40Cr,由表10-1查得由表10-1注得材料的等效系数 键槽引起的应力集中系数,由附表10.4查得 绝对尺寸系数,由《机械设计》附图10.1查得 轴磨削加工时的表面质量系数由《机械设计》附图10.2查得 安全系数 由《机械设计》表10.5得许用安全系数因故a-a面安全、取折合系数, 则当量应力 前已选轴材料为40Cr,调???处理。查表10-4得因,故此轴合理安全 滚动轴承的选择及校核计算 轴承均采用角接触型滚动轴承,具体选择如下表所示: 表 5.1 滚动轴承选择 位置轴径类型型号Ⅰ轴25mm角接触球轴承7205CⅡ轴35mm角接触球轴承7207CⅢ轴50mm角接触球轴承7210C 低速轴传动轴承的设计 因轴承同时受有径向力和轴向力的作用,故选用角接触球轴承 求输出轴上的功率P,转速,转矩 P=2.14KW, =41.36r/min =493.15N.m 求作用在齿轮上的力 已知低速级大齿轮的分度圆直径为=223.08 而 低速轴选取的轴承:型号为7210C型角接触球轴承 Cr=42.8kN, C0r =32kN, ②计算载荷:径向载荷 计算轴承轴向力 图 5.1 轴承布置及受力图 由《机械设计》第五版表11.13查得7210C轴承内部轴向力计算公式,则轴承I、II的内部轴向力为: 以及的方向如图6所示。与反向。 (+A)= 955.79N 显然,+A

  ,因此轴有左移趋势,但由轴承部件的结构图分析可知左轴承将使轴保持平衡,故两轴承的轴向力分别为: 左轴承: 右轴承: 比较两轴承的受力,因,故只需校核左轴承。 (1) 计算当量动载荷 得到:,查表11.12得:e=0.39, ,查表得: x=0.44, y=1.39 径向当量动载荷 (2)校核轴承寿命 轴承在100,《机械设计》表得;查表得=1.5。 左轴承的寿命 已知减速器使用5年,两班工作制,则预期寿命 显然,故轴承寿命很充裕。 机械设计课程设计 第6章 键联接的选择及计算 本设计中采用了普通a型平键和普通b型平键连接,材料均为45钢,具体选择如下表所示: 表 6.1 各轴键连接选择表 位置轴径型号数量ⅰ轴20mma型键1ⅱ轴41mma型键140mma型键10*8*401ⅲ轴55mma型键142mmb型键1 6.1 .ⅰ轴上键的校核 带轮处的键连接压力为: 键、轴、联轴器的材料都是钢,查《机械设计》教材表6.1知,显然,,故强度足够。 6.2. ⅱ轴上键的校核 (1)大齿轮处的键连接压力为: ,,故强度足够。 (2)小齿轮处的键连接压力: ,,故强度足够。 6.3.ⅲ轴上键的校核 (1)、联轴器处的键连接压力为: ,显然,,故强度足够。 (2)、齿轮处的键连接压力为: ,,故强度足够。 第7章 连轴器的选择与计算 由机械设计手册查得gb/t5014-2003中的lx3型联轴器符合要求,公称转矩为1250n.m因为计算转矩小于联轴器公称转矩条件,许用转速为4700r/min,取d6=42mm,轴孔长度为84mm。j型轴孔b型键,联轴器主动都端的代号为jb4284gb/t 5014-2003 b型键为12*8*70 第8章 减速器润滑方式和密封类型选择 8.1.润滑方式的选择 齿轮采用油润滑,滚动轴承采用脂润滑。 由于减速器是一般机床的齿轮变速箱,根据机械设计手册表7-1查得润滑油可采用代号为l-an22的全损耗系统用油gb 443-1989。根据机械设计手册表7-2查得润滑脂可用代号为2号通用锂基润滑脂gb/t7324-2010。 8.2.密封类型的选择 减速器的密封方式采用毡圈油密封。 第9章 减速器附件的选择和设计 1.窥视孔和视孔盖 窥视孔用于检查传动件的啮合情况等,并可用该孔向箱内注入润滑油,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m8紧固。其结构设计如装配图中所示。 2. 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。其结构设计如装配图中所示。 3.油标 油标位在便于观察减速器油面及油面稳定之处。油尺安置的部位不能太低,以防油进入油尺座孔而溢出. 其结构设计如装配图中所示。 4.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. 其结构设计如装配图中所示。 5 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。 6.起盖螺钉 减速器在安装时,为了加强密封效果,防止润滑油从箱体剖分面处渗漏,通常在剖分面上涂水玻璃,因而在拆卸时往往因粘接较紧而不易分开,为了便于开启箱盖,设置起盖螺钉,只要拧动此螺钉,就可顶起箱盖。其结构设计如装配图中所示。 7.定位销 为了保证箱体轴承座孔的镗削和装配精度,并保证减速器每次装拆后轴承座的上下半孔始终保持加工时的位置精度,箱盖和箱座需用两个圆柱定位销定位。其结构设计如装配图中所示。 第10章 减速器箱体设计 减速器的箱体采用铸造(ht100)制成,采用剖分式结构。为了保证齿轮啮合精度,大端盖分机体采用配合。为了保证机体有足够的刚度,在机体外加肋,外轮廓为长方形,增强了轴承座刚度。为了避免油搅得沉渣溅起,齿顶到油池底面的距离h为30~50mm。为保证机盖与机座连接处密封,联接凸缘应有足够的宽度。 机体结构应有良好的工艺性,外型简单,拔模方便。 其减速器箱体的主要结构设计尺寸如下: 表 10.1 减速器箱体主要结构尺寸计算项目参数公式计算值结果单位已知:1低速级中心距a135.00 mm箱座结构尺寸:1箱座壁厚δ6.3758mm2箱盖壁厚δ15.78mm3箱座凸缘厚度b1212mm4箱盖凸缘厚度b11212mm5箱座底凸缘厚度b22020mm6地脚连接螺栓直径df16.86m18mm7地脚连接螺栓数目n44mm8地脚连接螺栓到外壁距离c1见p161表11-224249地脚连接螺栓到边缘距离c2见p161表11-2222210轴承旁连接螺栓直径d112.645m14mm11轴承旁连接螺栓到外壁距离c1见p161表11-2202012轴承旁连接螺栓到边缘距离c2见p161表11-2181813盖与座连接螺栓直径d29.273m10mm14连接螺栓的d2间距l150~200175175mm15盖与座连接螺栓到外壁距离c1见p161表11-2161616盖与座连接螺栓到边缘距离c2见p161表11-2141417轴承端盖螺钉直径d37.587m8mm18窥视孔盖螺钉直径d45.901m6mm19销钉直径d56.95475m8mm 设计小结 不知不觉为期三周的课程设计已经接近了尾声,通过这为期三周的课程设计感触良多。记得刚开始的时候大家心里面想:三周呢,时间这么久应该很轻松吧。但是事实并非如此,在大家进行到第二周的时候才发现时间如此紧迫,我们的进度太慢了。于是大家都快马加鞭不敢停歇,每天大家都早出晚归,每次到晚上十点多才回来,我已分不清什么时候还有周末,什么时候还有元旦假期,只知道每天重复一样的工作。 刚开始的时候一切进展顺利,但是当设计到齿轮的时候麻烦就来了,首先你选的角度要符合要求,其次要考虑是否会发生干涉,即高速级大齿轮的齿顶圆半径不得大于低速级中心距当然还有轴的半径也要加上。最后传动从高速级小齿轮到低速级大齿轮要有一定的斜度。为了满足上述要求我们是改了又改,算了又算,在这个地方我们耽误了好久,但最终通过大家不懈的努力终于攻克了这一难题。但是接下来的轴的设计也不容小觑,轴的设计主要考虑到总体的设计方案,要综合考虑各方面的因素,例如:轴承,挡油环,密封圈,轴套…… 我们主要通过ug来绘出实物图,然后再装配,最后再出工程图,在装配的过程中出现了许多的问题,这时候又得回去改零件,最终废了九牛二虎之力终于装配完毕,装配完了之后发现轴的一些数据取得不对,这时候才最终确定轴的最终尺寸。 下面就要出工程图了,但是ug出的工程图并不是按照规定画法出的这期间需要我们修改很多画线已达到规定的画法,例如轴承和齿轮就要简化。出工程图的时候用到了局部剖,全剖,简化画法等技术。处工程图的时候你会发现装配图有些地方装配的不是很合格,这时候还得改动。总之整个过程就是改了画,画了改。以保证最终达到标准要求。 在整个设计期间特别要细心,尤其是数据要计算准确,因为这些数据影响到后面的整个过程。还有一些小零件要特别注意像什么螺钉,螺母,螺栓都要按照国标来查找。不可主观臆测,在设计过程中许多都是要有理论依据的,不可随意捏造。包括轴的危险截面校核,键的校核,周长寿命的校核还有根据要求及工作条件选择合适的材料,润滑油,润滑脂等。 本次课程设计时间感觉还是很紧迫,期间又有两次考试占据了一部分时间,当中有许多东西没有做到完美,我相信如果时间足够我还可以做的更好。但是一步一个脚印的走下去我感觉很踏实,此次设计不仅对ug,cad,word,excel有了更深的的了解也从中发现了自己的不足,对于许多软件和常用指令掌握的还不够,以后还需要更进一步的学习,当中还用到了许多我们学过的知识如材料力学,机械设计和机械原理,还有公差的标注等,这提醒了我们学过的知识不能忘记。在此我要感谢徐老师的耐心指导,虽然每天很辛苦,但这段时间感觉很充实,有事可做,从中我也学到了世上无难事,只怕有心人。只要我们认真思考,认真探讨一定可以解决问题。我们要相信方法总比困难多。我想这对我以后都是有用的,无论是在学习还是工作,我都将受益终生。  page 32 参考文献 [1] 吴宗泽,罗圣国.机械设计课程设计手册[m].3版.北京:高等教育出版社,2010. [2] 王黎钦,陈铁鸣.机械设计[m].5版.哈尔滨:哈尔滨工业大学出版社,2010. [3] 机械工程师手册编委员会,机械工程师[m].3版.北京:机械工业出版社,2007. [4] 王佰平.互换性与测试技术测量[m].2版.北京:机械工业出版社,2008. [5] 任金泉.机械设计课程设计. [m].1版:西安交通大学出版社,2003.

  GB T 32610-2016_日常防护型口罩技术规范_高清版_可检索.pdf