帶式輸送機傳動裝置中的一級蝸桿 蝸輪減速器6800FN【5張CAD圖紙+文檔】
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機械設(shè)計課程設(shè)計 題目:帶式輸送機傳動裝置中的一級蝸桿減速器 姓 名: 班 級: 指導(dǎo)教師: 成 績: 目 錄 1、 機械設(shè)計課程設(shè)計任務(wù)書 -----------------------------------(1) 2、 傳動方案的擬定與分析--------------------------------------(2) 3電動機的選擇及傳動比----------------------------------------(2) 3.1、電動機類型的選擇------------------------------------(2) 3.2、電動機功率選擇--------------------------------------(2) 3.3、確定電動機轉(zhuǎn)速--------------------------------------(3) 3.4、總傳動比--------------------------------------------(4) 4、運動學(xué)與動力學(xué)計算 ---------------------------------------(5) 4.1、蝸桿蝸輪的轉(zhuǎn)速--------------------------------------(5) 4.2、功率------------------------------------------------(5) 4.3、 轉(zhuǎn)矩-----------------------------------------------(5) 5、 傳動零件設(shè)計計算------------------------------------------(6) 5.1、選擇蝸桿傳動類型------------------------------------(6) 5.2、選擇材料--------------------------------------------(6) 5.3、按齒面接觸疲勞強度進行設(shè)計--------------------------(6) 5.4、蝸桿與蝸輪的主要參數(shù)與幾何尺寸----------------------(7) 5.5、校核齒根彎曲疲勞強度--------------------------------(8) 5.6、驗算效率------------------------------------------(9) 5.7、精度等級公差和表面粗糙度的確定----------------------(9) 5.8.熱平衡核算------------------------------------0------(9) 6、軸的設(shè)計計算及校核---------------------------------------(10) 6.1、連軸器的設(shè)計計算-----------------------------------(10) 6.2、輸入軸的設(shè)計計算-----------------------------------(10) 6.3、輸出軸的設(shè)計計算 ----------------------------------(13) 7、軸承的校核 ----------------------------------------------(15) 7.1、計算輸入軸軸承 ------------------------------------(15) 7.2、計算輸出軸軸承 ------------------------------------(18) 8、聯(lián)軸器及鍵等相關(guān)標準的選擇-------------------------------(19) 8.1、連軸器與電機連接采用平鍵連接-----------------------(19) 8.2、輸入軸與聯(lián)軸器連接采用平鍵連接---------------------(19) 8.3、輸出軸與聯(lián)軸器連接用平鍵連接-----------------------(20) 8.4、輸出軸與渦輪連接用平鍵連接-------------------------(20) 9、減速器結(jié)構(gòu)與潤滑的概要說明-------------------------------(20) 9.1、箱體的結(jié)構(gòu)形式和材料-------------------------------(20) 9.2、鑄鐵箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸和關(guān)系-------------------------(20) 9.3、齒輪的潤滑-----------------------------------------(21) 9.4、滾動軸承的潤滑-------------------------------------(21) 9.5、密封-----------------------------------------------(22) 9.6、注意事項-------------------------------------------(22) 10、設(shè)計小結(jié)------------------------------------------------(23) 11、參考資料------------------------------------------------(23) 前 言 國內(nèi)的減速器多以齒輪傳動、蝸桿傳動為主,但普遍存在著功率與重量比小,或者傳動比大而機械效率過低的問題。另外,材料品質(zhì)和工藝水平上還有許多弱點。由于在傳動的理論上、工藝水平和材料品質(zhì)方面沒有突破,因此,沒能從根本上解決傳遞功率大、傳動比大、體積小、重量輕、機械效率高等這些基本要求。 國外的減速器,以德國、丹麥和日本處于領(lǐng)先地位,特別在材料和制造工藝方面占據(jù)優(yōu)勢,減速器工作可靠性好,使用壽命長。但其傳動形式仍以定軸齒輪傳動為主,體積和重量問題,也未解決好。當(dāng)今的減速器是向著大功率、大傳動比、小體積、高機械效率以及使用壽命長的方向發(fā)展。 本設(shè)計是蝸輪蝸桿減速器的設(shè)計。設(shè)計主要針對執(zhí)行機構(gòu)的運動展開。為了達到要求的運動精度和生產(chǎn)率,必須要求傳動系統(tǒng)具有一定的傳動精度并且各傳動元件之間應(yīng)滿足一定的關(guān)系,以實現(xiàn)各零部件的協(xié)調(diào)動作。該設(shè)計均采用新國標,運用模塊化設(shè)計,設(shè)計內(nèi)容包括傳動件的設(shè)計,執(zhí)行機構(gòu)的設(shè)計及設(shè)備零 件等的設(shè)計。 一、原始數(shù)據(jù) 已知條件 輸送帶拉力F/N 輸送帶速度V/(m/s) 滾筒直徑 (mm) 數(shù)據(jù) 6800 0.5 350 工作條件: 兩班制,連續(xù)單向運轉(zhuǎn),載荷變化不大,空載啟動,室使用期限10年運輸帶速度允許誤差為±5%。 二、基本要求 1、完成裝配圖一張、零件圖四張(盤類、軸各兩) 2、編寫設(shè)計說明書一份(按畢業(yè)設(shè)計論文格式打?。? 傳動方案的擬定與分析 電動機的選擇及傳動比 電動機的選擇及傳動比 四動力學(xué)參數(shù)計算 傳動零件的設(shè)計計算 蝸桿與蝸輪的主要參數(shù)與幾何尺寸 校核齒根彎曲疲勞強度 驗算效率 熱平衡核算 軸的設(shè)計計算 輸出軸的設(shè)計計算 滾動軸承的選擇及校核計算 計算輸出軸軸承 鍵及聯(lián)軸器連接的選擇及校核計算 速器結(jié)構(gòu)與潤滑的概要說明 2、 傳動方案的擬定與分析 圖一 由于本課程設(shè)計傳動方案已給:要求設(shè)計單級蝸桿下置式減速器。它與蝸桿上置式減速器相比具有攪油損失小,潤滑條件好等優(yōu)點,適用于傳動V≤4-5 m/s,這正符合本課題的要求。 三、電動機的選擇及傳動比 3.1、電動機類型的選擇 按工作要求和條件,選擇全封閉自散冷式籠型三相異步電動機,電壓380V,型號選擇Y系列三相異步電動機。 3.2、電動機功率選擇 (1)電動機輸出功率: 電動機所需工作功率按設(shè)計指導(dǎo)書式(1)為 由設(shè)計指導(dǎo)書公式(2) 因此 估算由電動機至運輸帶的傳動的總效率為 為聯(lián)軸器的傳動效率根據(jù)設(shè)計指導(dǎo)書參考表1初選 為蝸桿傳動的傳動效率 為軸承的傳動效率出選 為卷筒的傳動效率出選 工作機所需的功率: 3.3、確定電動機轉(zhuǎn)速 卷筒軸的工作轉(zhuǎn)速 查《機械設(shè)計》書中得各級齒輪傳動比如下:; 理論總傳動比:; 電動機的轉(zhuǎn)速的范圍 因為 符合這一范圍的同步轉(zhuǎn)速為:查機械設(shè)計手冊第3版第167頁的表12-1可知 ,, 根據(jù)容量和轉(zhuǎn)速,由設(shè)計手冊查出的電動機型號,因此有以下三種傳動比選擇方案,如下表: 方案 電動機型號 額定功率 同步轉(zhuǎn)速 滿載轉(zhuǎn)速 電動機質(zhì)量 傳動裝置傳動比 1 Y-132S-4 5.5 1500 1440 68 52.78 2 Y132M2-6 5.5 1000 960 84 35.19 3 Y160M2-8 5.5 750 720 119 26.39 對Y系列電動機,通常選用同步轉(zhuǎn)速為1000rpm或1500rpm的電動機,如無特殊需要,不選用低于750rpm的電動機配合計算出的容量,由表查出有兩種適用的電動機型號,其技術(shù)參數(shù)比較情況見表1: 根據(jù)容量和轉(zhuǎn)速,以及考慮蝸輪蝸桿的傳動比標準系列,選擇轉(zhuǎn)速為1440的電機由設(shè)計手冊查出的電動機型號,因此有以下1種傳動比選擇方案,如下表: 方案 電動機型號 額定功率 同步轉(zhuǎn)速 滿載轉(zhuǎn)速 電動機質(zhì)量 傳動裝置傳動比 1 Y132S-4 5.5 1500 1440 68 52.78 綜合考慮電動機和傳動裝置的尺寸、重量和減速器的傳動比,可知方案1比較適合。因此選定電動機型號為Y132S-4,所選電動機的額定功率P = 5.5kw,滿載轉(zhuǎn)速n= 1440r/min 。 機型 H A B C D E F×GD G Y132S 132 216 178 89 38 80 10×8 33 K b h AA BB HA 12 280 210 135 315 60 238 18 515 表2 圖二 3.4、總傳動比 計算總傳動比和各級傳動比的分配 (1) 計算總傳動比: (2)各級傳動比的分配 由于為蝸桿傳動,傳動比都集中在蝸桿上,其他不分配傳動比。 根據(jù)表11-1,選擇蝸桿頭數(shù)Z1=1,那么Z2則在29-82之間取值。 四、動力學(xué)參數(shù)計算 4.1、蝸桿蝸輪的轉(zhuǎn)速: 為蝸桿的轉(zhuǎn)速,因為和電動機用聯(lián)軸器連在一起,其轉(zhuǎn)速等于電動機的轉(zhuǎn)速。 為蝸輪的轉(zhuǎn)速,由于和工作機聯(lián)在一起,其轉(zhuǎn)速等于工作主軸的轉(zhuǎn)速。 4.2、功率: 為蝸桿軸的功率 = *=4.79×0.99=4.74kW 蝸輪軸功率: = **=4.74×0.99×0.8=3.64kW 卷筒軸功率: = **=3.64×0.99×0.96=3.46kW 4.3、 轉(zhuǎn)矩: 電動機軸:T=9550=9550×4.79/1440≈31.76Nm 蝸桿軸:= Nm 蝸輪軸:=Nm 卷筒軸:=Nm表3-2 各軸動力參數(shù)表 軸名 功率P/kw 轉(zhuǎn)矩T/(N?m) 轉(zhuǎn)速n/(r/min) 效率 傳動比i 電動機軸 4.79 31.76 1440 0.99 1 蝸桿軸 4.74 31.43 1440 0.8 52.78 蝸輪軸 3.64 1274.26 27.28 0.96 1 五、傳動零件的設(shè)計計算 5.1、選擇蝸桿傳動類型 根據(jù)GB/T10085—1988的推薦,采用漸開線蝸桿(ZI) 。 5.2、選擇材料 考慮到蝸桿傳動功率不大,速度只是中等,故蝸桿采用45鋼;因希望效率高些,耐磨性好些,故蝸桿螺旋齒面要求淬火,硬度為45~55HRC。蝸輪用鑄錫磷青銅ZCuSn10P1,金屬模鑄造。為了節(jié)約貴重的有色金屬,僅齒圈用青銅制造,而輪芯用灰鑄鐵HT100制造。 5.3、按齒面接觸疲勞強度進行設(shè)計 根據(jù)閉式蝸桿傳動的設(shè)計準則,先按齒面接觸疲勞強度進行設(shè)計,再校核齒根彎曲疲勞強度。由教材【1】P254式(11—12),傳動中心距 (1) 確定作用在蝸桿上的轉(zhuǎn)矩=1274.26 Nm (2)確定載荷系數(shù)K 因工作載荷有輕微沖擊,故由教材【1】P253取載荷分布不均系數(shù)=1;由教材P253表11—5選取使用系數(shù)由于轉(zhuǎn)速不高,沖擊不大,可取動載系數(shù);則由教材P252 (3)確定彈性影響系數(shù) 因選用的是鑄錫磷青銅蝸輪和鋼蝸桿相配,故=160。 (4)確定接觸系數(shù) 先假設(shè)蝸桿分度圓直徑和傳動中心距的比值=0.35從教材P253圖11—18中可查得=2.9。 (5)確定許用接觸應(yīng)力 根據(jù)蝸輪材料為鑄錫磷青銅ZCuSn10P1,金屬模鑄造, 蝸桿螺旋齒面硬度>45HRC,可從從教材【1】P254表11—7查得蝸輪的基本許用應(yīng)力=268。由教材【1】P254應(yīng)力循環(huán)次數(shù) 應(yīng)力循環(huán)次數(shù)N=60=60127.28(2810365)=9.56 其中,(為蝸輪轉(zhuǎn)速) j為蝸輪每轉(zhuǎn)一周每個輪齒嚙合的次數(shù)j=1 兩班制,每班按照8小時計算,壽命10年。 壽命系數(shù) 則 (6)計算中心距 (6)取中心距a=200mm,因i=52,故從教材【1】P245表11—2中取模數(shù)m=6.3mm, 蝸輪分度圓直徑=63mm這時=0.315從教材【1】P253圖11—18中可查得接觸系數(shù)=2.9因為=,因此以上計算結(jié)果可用。 5.4、蝸桿與蝸輪的主要參數(shù)與幾何尺寸 (1) 蝸桿 軸向尺距mm;直徑系數(shù); 齒頂圓直徑; 齒根圓直徑; 蝸桿齒寬B1>=(9.5+0.09)m+25=112mm 蝸桿軸向齒厚mm;分度圓導(dǎo)程角; (2) 蝸輪 蝸輪齒數(shù)53; 變位系數(shù)mm; 演算傳動比mm,這時傳動誤差比為, 是允許的。 蝸輪分度圓直徑mm 蝸輪喉圓直徑=346.5mm 蝸輪齒根圓直徑 蝸輪咽喉母圓半徑 蝸桿和軸做成一體,即蝸桿軸。由參考文獻【1】P270圖蝸輪采用齒圈式,青銅輪緣與鑄造鐵心采用H7/s6配合,并加臺肩和螺釘固定,螺釘選6個 5.5、校核齒根彎曲疲勞強度 當(dāng)量齒數(shù) 根據(jù)從教材【1】P255圖11—19中可查得齒形系數(shù) 螺旋角系數(shù) 從教材P25知許用彎曲應(yīng)力 從教材【1】P256表11—8查得由ZCuSn10P1制造的蝸輪的基本許用彎曲應(yīng)力=56 由教材P255壽命系數(shù) <56Mpa可見彎曲強度是滿足的。 5.6、驗算效率 已知=;;與相對滑動速度有關(guān)。 從教材P【1】264表11—18中用插值法查得=0.0264, 代入式中得=0.884,大于原估計值,因此不用重算。 5.7、精度等級公差和表面粗糙度的確定 考慮到所設(shè)計的蝸桿傳動是動力傳動,屬于通用機械減速器,從GB/T10089—1988圓柱蝸桿、蝸輪精度中選擇7級精度,則隙種類為f,標注為8f GB/T10089—1988。然后由參考文獻【3】P187查得蝸桿的齒厚公差為 =71μm, 蝸輪的齒厚公差為 =130μm;蝸桿的齒面和頂圓的表面粗糙度均為1.6μm, 蝸輪的齒面和頂圓的表面粗糙度為1.6μm和3.2μm。 5.8.熱平衡核算 初步估計散熱面積: 取(周圍空氣的溫度)為。 軸的設(shè)計計算 6.1、連軸器的設(shè)計計算 1、輸入軸按扭矩初算軸徑 選用45調(diào)質(zhì),硬度217~255HBS 根據(jù)教材【1】P370(15-2)式,并查表15-3,取A0=115 考慮有鍵槽,將直徑增大5%,則d=17.1068*(1+5%)mm=17.96mm 標準孔徑d=30mm,即軸伸直徑為30mm,高速軸為了隔離振動與沖擊,選用有彈性柱銷連軸器,一邊連38mm一邊連30mm的只有LX3彈性柱銷連軸器滿足要求。 輸出軸按扭矩初算軸徑 選用45#調(diào)質(zhì)鋼,硬度(217~255HBS) 根據(jù)教材【1】P370頁式(15-2),表(15-3)取A0=115 軸伸安裝聯(lián)軸器,考慮補償軸的可能位移,選用無彈性元件的聯(lián)軸器,由轉(zhuǎn)速和轉(zhuǎn)矩得 Tc=KT=1.5×9.550××3.136/80=561.4N?m 低速軸選用無彈性擾性聯(lián)軸器JB/ZQ4384--1997,標準孔徑d=45mm,許用應(yīng)力為800許用轉(zhuǎn)速250。參考【3】P154 表5: 型號 公稱轉(zhuǎn)矩Tn 允許轉(zhuǎn)速[n] 軸孔直徑d Y型長度 LX3 1250N.m 4750 30mm和38 82mm 無彈性撓性 800N.m 250 45mm 90mm 2、載荷計算 公稱轉(zhuǎn)矩T1=35.36,T2=374.36。由書中表14-1查得=1.5, 輸入軸1.5*35.36=53.04N.m<1250N.m滿足要求; 輸出軸1.5*374.36=561.54N.m<800N.m滿足要求。 6.2、輸入軸的設(shè)計計算 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計: (1)軸上零件的定位,固定和裝配 單級減速器中可將蝸桿蝸齒部分安排在箱體中央,相對兩軸承對稱布置,兩軸承分別以軸肩和軸承蓋定位。 (2)確定軸各段直徑和長度 1段:直徑d1=30mm 長度取L1=80mm(連聯(lián)軸器) 2段:由教材P364知h=(0.07~0.1)d得:h=0.08 d1=0. 08×30=2.4mm 直徑d2=d1+2h=30+2×2.4=35mm,長度取L2=50 mm 3段:初選用30208型單列圓錐滾子軸承,其內(nèi)徑為40mm,a寬度為16.9mm,T寬度為19.75mm取18mm加上沖壓擋油環(huán)薄壁2mm;故III段長:L3=20mm 4段:由教材P364得:h=0.08 *d3=0.08×40=4mm d4=d3+2h=40+2×4=48mm長度取L4=80mm 5段:直徑d5=76mm 長度L5=120mm>B1(由于蝸桿齒頂圓直徑75.6mm,則做成齒輪軸) 6段:直徑d6= d=48mm 長度L6=80mm 7段:直徑d7=d3=40mm 長度L7=L3=20mm 圖三 初選用30208型單列圓錐滾子軸承,其內(nèi)徑為40mm,寬度為18mm。 由上述軸各段長度可算得軸支承跨距L=L4+L6+L5+2(t-a)+2*(擋油環(huán)壁2mm)=289.70mm=290mm。為提高剛度,盡量縮小支承跨距L=(0.9--1.1)da1=(272.2--332.6)mm,則290mm滿足要求。 (3)按彎矩復(fù)合強度計算 ①求小齒輪分度圓直徑:已知d1=0.063m d2=302.4mm=0.3024m ②求轉(zhuǎn)矩:已知T2=374.28N·m T1=35.0N·m ③求圓周力:Ft 根據(jù)教材P252(10-3)式得: ==2T1/d1=2*35/0.063=1111.11N ==2T2/d2=2*374.28/0.3024N=2475.4N ④求徑向力Fr 根據(jù)教材【1】P252(10-3)式得: Fr=·tanα=2475.4×tan200=901N ⑤因為該軸兩軸承對稱,所以:LA=LB=145mm 1、繪制軸的受力簡圖 2、繪制垂直面彎矩圖 軸承支反力: 由兩邊對稱,知截面C的彎矩也對稱。截面C在垂直面彎矩為: MC2=FrhL=555.6×145×=80.5N·m 3、繪制水平面彎矩圖 截面C在水平面上彎矩為: MC1=d*Ft/2=1111.1*63*/2=35N·m 4、繪制合彎矩圖 MC=(MC12+MC22)1/2=(35280.52)1/2=87.8N·m 5、繪制扭矩圖 轉(zhuǎn)矩:T= TI=35.0N·m 校核危險截面C的強度 圖四 ∵由教材P373式(15-5)經(jīng)判斷軸所受扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為脈動循環(huán)應(yīng)力,取α=0.6, 前已選定軸的材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理,由教材P362表15-1查得,因此<,故安全。 ∴該軸強度足夠。 6.3、輸出軸的設(shè)計計算 軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計: (1)軸上的零件定位,固定和裝配 單級減速器中,可以將蝸輪安排在箱體中央,相對兩軸承對稱分布,蝸輪左面用軸肩定位,右面用套筒軸向定位,周向定位采用鍵和過渡配合,兩軸承分別以軸承肩和套筒定位,周向定位則用過渡配合或過盈配合,軸呈階梯狀,左軸承從左面裝入,蝸輪套筒, 右軸承從右面裝入。 (2)確定軸的各段直徑和長度 1、段:直徑d1=45mm 2、段:由教材P364得:h=0.07 d1=0.08×45=3.6mm 直徑d2=d1+2h=45+2×3.6=52mm,該直徑處安裝密封氈圈,查參考文獻[3]知標準直徑可選55mm或50mm,但應(yīng)大于52mm取d2=55mm。 2、 段:直徑d3=60mm ,由GB/T297-1994初選用30212型單列圓錐滾子軸承,其內(nèi)徑為60mm,T為23.75mm,B=22mm。 4、段:由參考文獻[2]圖35知:d4=d3+2=60+2=62mm, 5、段:起定位作用,h=0.08 d4=0.08×62=5mm直徑d5=d4+2*5=72mm 6、段:d6=60 圖五 1、從前面所選取聯(lián)軸器知長度取L1=90mm 2、經(jīng)過初步估算取軸承端蓋的總寬度為26mm,軸長度取L2=50 mm 3、由B=22mm,軸承 離箱體內(nèi)壁10mm,蝸輪輪轂端面與內(nèi)機壁距離12mm,再加上與蝸輪輪轂端面間隙2mm,得L3=46mm(安裝套筒定位) 4、由輪轂的寬度L=90mm則此段長度要比L小2mm, 取L4=88mm 5、輪轂離箱體內(nèi)壁12mm,不能干擾擋油環(huán)的安裝需小于12mm,取L5=8mm 6、由于輪是對稱裝置的,即在箱體中心,經(jīng)過計算L6=36mm 由上述軸各段長度及正裝T=23.75mm,a=22.4可由L=(L4+2)+L5+(套筒長)+2(T-a)算得軸支承受力跨距L=136.7mm取138計算。 (3)按彎扭復(fù)合強度計算 ①求分度圓直徑:已知d2=302.4mm ②求轉(zhuǎn)矩:已知T2= TII=374.28N·m ③求圓周力Ft:根據(jù)教材P198(10-3)式得 =2T2/d2=2475.4N =1111.1N ④求徑向力Fr:根據(jù)教材P198(10-3)式得 Fr=·tanα=2475.4×tan200=901N ⑤∵兩軸承對稱則LA=LB=69mm 圖六 1、求支反力FAY、FBY、FAZ、FBZ 2、由兩邊對稱,截面C的彎矩也對稱,截面C在垂直面彎矩為 MC2=FrhL=1237.7×69×=85.4N·m 3、截面C在水平面彎矩為 MC1=d*Ft/2=2475.4*302.4*/2=374.3N·m 4、計算合成彎矩 MC=(MC12+MC22)1/2=(85.42+374.32)1/2=384N·m 5、校核危險截面C的強度由式(15-5) ∵由教材P373式(15-5)經(jīng)判斷軸所受扭轉(zhuǎn)切應(yīng)力為對稱循環(huán)變應(yīng)力,取α=1, 前已選定軸的材料為45鋼,調(diào)質(zhì)處理,由教材【1】P362表15-1查得,因此<,故安全。 ∴此軸強度足夠 七、滾動軸承的選擇及校核計算 根據(jù)根據(jù)條件,軸承預(yù)計壽命: 兩班制,每班按照8小時計算,壽命10年。 =2810365=58400小時。 7.1、計算輸入軸軸承 初選兩軸承30208型單列圓錐滾子軸承查參考文獻【3】可知蝸桿承 軸Ⅰ30208兩個,蝸輪軸承30213兩個,(GB/T297-1994) 表6: 軸承代號 基本尺寸/mm 計算系數(shù) 基本額定/kN d D T a 受力點 e Y 動載荷Cr 靜載荷Cor 30208 40 80 19.75 16.9 0.37 1.6 63.0 74.0 30212 60 110 23.75 22.4 0.4 1.5 103 130 圖七 (1)求兩軸承受到的徑向載荷和 將軸系部件受到的空間力系分解為鉛垂面圖(2)和水平面圖(3)兩個平面力系。其中圖(3)中的為通過另加轉(zhuǎn)矩而平移到指定軸線;圖(1)中的亦通過另加彎矩而平移到作用于軸線上。由力分析知: N (2)求兩軸承的計算軸向力 對于30208型軸承,按教材P322表13-7,其中,e為教材P321表13-5中的判斷系數(shù)e=0.37,因此估算 按教材P322式(13-11a) =284N (3)求軸承當(dāng)量動載荷和 因為壓縮包目錄 | 預(yù)覽區(qū) |
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