聯(lián)軸器-二級圓錐-斜齒圓柱-聯(lián)軸器F=4200v=1.9D=45016小時300天8年 .zip
聯(lián)軸器-二級圓錐-斜齒圓柱-聯(lián)軸器F=4200v=1.9D=45016小時300天8年 .zip,聯(lián)軸器-二級圓錐-斜齒圓柱-聯(lián)軸器F=4200v=1.9D=45016小時300天8年,聯(lián)軸器,二級,圓錐,圓柱,4200,1.9,45016,小時,300
目錄
第一部分 設(shè)計(jì)任務(wù)書 3
1.1設(shè)計(jì)題目 3
1.2設(shè)計(jì)步驟 3
第二部分 傳動裝置總體設(shè)計(jì)方案 3
2.1傳動方案 3
2.2該方案的優(yōu)缺點(diǎn) 3
第三部分 選擇電動機(jī) 4
3.1電動機(jī)類型的選擇 4
3.2確定傳動裝置的效率 4
3.3選擇電動機(jī)容量 4
3.4確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比 5
第四部分 計(jì)算傳動裝置運(yùn)動學(xué)和動力學(xué)參數(shù) 6
4.1電動機(jī)輸出參數(shù) 6
4.2高速軸的參數(shù) 6
4.3中間軸的參數(shù) 6
4.4低速軸的參數(shù) 6
4.5工作機(jī)的參數(shù) 7
第五部分 減速器高速級齒輪傳動設(shè)計(jì)計(jì)算 7
5.1選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) 7
5.2按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì) 7
5.3確定傳動尺寸 9
5.4校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度 10
5.5計(jì)算錐齒輪傳動其它幾何參數(shù) 11
5.6齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結(jié) 12
第六部分 減速器低速級齒輪傳動設(shè)計(jì)計(jì)算 12
6.1選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù) 12
6.2按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì) 12
6.3確定傳動尺寸 15
6.4校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度 15
6.5計(jì)算齒輪傳動其它幾何尺寸 16
6.6齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結(jié) 17
第七部分 軸的設(shè)計(jì) 17
7.1高速軸設(shè)計(jì)計(jì)算 17
7.2中間軸設(shè)計(jì)計(jì)算 23
7.3低速軸設(shè)計(jì)計(jì)算 29
第八部分 滾動軸承壽命校核 35
8.1高速軸上的軸承校核 35
8.2中間軸上的軸承校核 36
8.3低速軸上的軸承校核 37
第九部分 鍵聯(lián)接設(shè)計(jì)計(jì)算 38
9.1高速軸與聯(lián)軸器鍵連接校核 38
9.2高速軸與小錐齒輪鍵連接校核 39
9.3中間軸與低速級小齒輪鍵連接校核 39
9.4中間軸與大錐齒輪鍵連接校核 39
9.5低速軸與低速級大齒輪鍵連接校核 39
9.6低速軸與聯(lián)軸器鍵連接校核 40
第十部分 聯(lián)軸器的選擇 40
10.1高速軸上聯(lián)軸器 40
10.2低速軸上聯(lián)軸器 40
第十一部分 減速器的密封與潤滑 41
11.1減速器的密封 41
11.2齒輪的潤滑 41
11.3軸承的潤滑 41
第十二部分 減速器附件 41
12.1油面指示器 41
12.2通氣器 42
12.3放油孔及放油螺塞 42
12.4窺視孔和視孔蓋 43
12.5定位銷 43
12.6啟蓋螺釘 43
12.7螺栓及螺釘 43
第十三部分 減速器箱體主要結(jié)構(gòu)尺寸 43
第十四部分 設(shè)計(jì)小結(jié) 44
第十五部分 參考文獻(xiàn) 44
第一部分 設(shè)計(jì)任務(wù)書
1.1設(shè)計(jì)題目
二級圓錐-斜齒圓柱減速器,拉力F=4200N,速度v=1.9m/s,直徑D=450mm,每天工作小時數(shù):16小時,工作年限(壽命):8年,每年工作天數(shù):300天,配備有三相交流電源,電壓380/220V。
1.2設(shè)計(jì)步驟
1.傳動裝置總體設(shè)計(jì)方案
2.電動機(jī)的選擇
3.確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比
4.計(jì)算傳動裝置的運(yùn)動和動力參數(shù)
5.減速器內(nèi)部傳動設(shè)計(jì)計(jì)算
6.傳動軸的設(shè)計(jì)
7.滾動軸承校核
8.鍵聯(lián)接設(shè)計(jì)
9.聯(lián)軸器設(shè)計(jì)
10.潤滑密封設(shè)計(jì)
11.箱體結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
第二部分 傳動裝置總體設(shè)計(jì)方案
2.1傳動方案
傳動方案已給定,減速器為二級圓錐圓柱齒輪減速器
2.2該方案的優(yōu)缺點(diǎn)
二級圓錐圓柱齒輪減速機(jī)承載能力強(qiáng),體積小,噪聲低,適用于入軸、出軸成直角布置的機(jī)械傳動中。
第三部分 選擇電動機(jī)
3.1電動機(jī)類型的選擇
按照工作要求和工況條件,選用三相籠型異步電動機(jī),電壓為380V,Y型。
3.2確定傳動裝置的效率
查表得:
聯(lián)軸器的效率:η1=0.99
滾動軸承的效率:η2=0.98
閉式圓柱齒輪的效率:η4=0.98
閉式圓錐齒輪的效率:η3=0.97
工作機(jī)的效率:ηw=0.97
ηa=η12×η24×η4×η3×ηw=0.834
3.3選擇電動機(jī)容量
工作機(jī)所需功率為
Pw=F×V1000=4200×1.91000=7.98kW
電動機(jī)所需額定功率:
Pd=Pwηa=7.980.834=9.57kW
工作轉(zhuǎn)速:
nw=60×1000×Vπ×D=60×1000×1.9π×450=80.68rpm
經(jīng)查表按推薦的合理傳動比范圍,二級圓錐齒輪減速器傳動比范圍為:6~16,因此理論傳動比范圍為:6~16??蛇x擇的電動機(jī)轉(zhuǎn)速范圍為nd=ia×nw=(6~16)×80.68=484--1291r/min。進(jìn)行綜合考慮價格、重量、傳動比等因素,選定電機(jī)型號為:Y160L-6的三相異步電動機(jī),額定功率Pen=11kW,滿載轉(zhuǎn)速為nm=970r/min,同步轉(zhuǎn)速為nt=1000r/min。
方案
型號
額定功率/kW
同步轉(zhuǎn)速(r/min)
滿載轉(zhuǎn)速(r/min)
1
Y180L-8
11
750
730
2
Y160L-6
11
1000
970
3
Y160M-4
11
1500
1460
4
Y160M1-2
11
3000
2930
電機(jī)主要外形尺寸
中心高H
外形尺寸L×HD
安裝尺寸A×B
地腳螺栓孔直徑K
軸伸尺寸D×E
鍵部位尺寸F×G
160
650×385
254×254
14.5
42×110
12×37
3.4確定傳動裝置的總傳動比和分配傳動比
(1)總傳動比的計(jì)算
由選定的電動機(jī)滿載轉(zhuǎn)速nm和工作機(jī)主動軸轉(zhuǎn)速nw,可以計(jì)算出傳動裝置總傳動比為:
ia=nmnw=97080.68=12.023
(2)分配傳動裝置傳動比
錐齒輪(高速級)傳動比
i1=0.25×i=3
則低速級的傳動比為
i2=4.01
減速器總傳動比
ib=i1×i2=12.03
第四部分 計(jì)算傳動裝置運(yùn)動學(xué)和動力學(xué)參數(shù)
4.1電動機(jī)輸出參數(shù)
P0=9.57kW
n0=nm=970rpm
T0=9550000×P0n0=9550000×9.57970=94220.1N?mm
4.2高速軸的參數(shù)
PⅠ=P0×η1=9.57×0.99=9.47kW
nⅠ=n0=970rpm
TⅠ=9550000×PⅠnⅠ=9550000×9.47970=93235.57N?mm
4.3中間軸的參數(shù)
PⅡ=PⅠ×η2×η3=9.47×0.98×0.97=9kW
nⅡ=nⅠi1=9703=323.33rpm
TⅡ=9550000×PⅡnⅡ=9550000×9323.33=265827.48N?mm
4.4低速軸的參數(shù)
PⅢ=PⅡ×η2×η4=9×0.98×0.98=8.64kW
nⅢ=nⅡi2=323.334.01=80.63rpm
TⅢ=9550000×PⅢnⅢ=9550000×8.6480.63=1023341.19N?mm
4.5工作機(jī)的參數(shù)
PⅣ=PⅢ×η1×η2×η2×ηw=8.64×0.99×0.98×0.98×0.97=7.97kW
nⅣ=nⅢ=80.63rpm
TⅣ=9550000×PⅣnⅣ=9550000×7.9780.63=943984.87N?mm
各軸轉(zhuǎn)速、功率和轉(zhuǎn)矩列于下表
軸名稱
轉(zhuǎn)速n/(r/min)
功率P/kW
轉(zhuǎn)矩T/(N?mm)
電機(jī)軸
970
9.57
94220.1
高速軸
970
9.47
93235.57
中間軸
323.33
9
265827.48
低速軸
80.63
8.64
1023341.19
工作機(jī)
80.63
7.97
943984.87
第五部分 減速器高速級齒輪傳動設(shè)計(jì)計(jì)算
5.1選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)
(1)根據(jù)傳動方案,選用直齒圓錐齒輪傳動,壓力取為α=20°。
(2)參考表10-6選用7級精度。
(3)材料選擇 由表10-1選擇小齒輪40Cr(調(diào)質(zhì)),齒面硬度280HBS,大齒輪45(調(diào)質(zhì)),齒面硬度240HBS
(4)選小齒輪齒數(shù)Z1=28,則大齒輪齒數(shù)Z2=Z1×i=28×3=85。
實(shí)際傳動比i=3.036
5.2按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)
由設(shè)計(jì)計(jì)算公式進(jìn)行試算,即
d1t≥34×KHt×TφR×1-0.5φR2×u×ZH×ZEσH2
(1)確定公式內(nèi)的各計(jì)算數(shù)值
1)試選載荷系數(shù)KHt=1.3
2)查圖選取區(qū)域系數(shù)ZH=2.5
T=9550000×Pn=9550000×9.47970=93235.57N?mm
4)選齒寬系數(shù)φR=0.3
由圖查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為:
σHlim1=600Mpa,σHlim2=550Mpa
6)查圖得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa^0.5
7)計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)
NL1=60×n×j×Lh=60×970×1×16×300×8×1=2.235×109
NL2=NL1u=2.235×1093=7.45×108
8)由圖查取接觸疲勞系數(shù):
KHN1=0.979,KHN2=1.043
9)計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力
取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,得
σH1=KHN1×σHlim1S=0.979×6001=587MPa
σH2=KHN2×σHlim2S=1.043×5501=574MPa
取[σH]1和[σH]2中較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力,即
σH=574MPa
(2)計(jì)算
1)試算小齒輪分度圓直徑d1t,帶入[σH]中較小的值
d1t≥34×KHt×TφR×1-0.5φR2×u×ZH×ZEσH2=34×1.3×93235.570.3×1-0.5×0.32×3×2.5×189.85742=79.87mm
2)計(jì)算圓周速度v
dm1=d1t×1-0.5×φR=79.87×1-0.5×0.3=67.89mm
vm=π×dm1×n60×1000=π×67.89×97060×1000=3.45
3)計(jì)算當(dāng)量齒寬系數(shù)φd
b=φR×d1t×u2+12=0.3×79.87×32+12=37.886mm
φd=bdm1=37.88667.89=0.56
4)計(jì)算載荷系數(shù)
查表得使用系數(shù)KA=1
查圖得動載系數(shù)KV=1.121
取齒間載荷分配系數(shù):KHα=1
查表得齒向載荷分布系數(shù):KHβ=1.294
實(shí)際載荷系數(shù)為
KH=KA×KV×KHα×KHβ=1×1.121×1×1.294=1.451
5)按實(shí)際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑
d1=d1t×3KHKHt=79.87×31.4511.3=82.85mm
6)計(jì)算模數(shù)
m=d1z1=82.8528=2.96mm
5.3確定傳動尺寸
(1)實(shí)際傳動比
u=z2z1=8528=3.036mm
(2)大端分度圓直徑
d1=z1×m=28×3=84mm
d2=z2×m=85×3=255mm
(3)齒寬中點(diǎn)分度圓直徑
dm1=d1×1-0.5×φR=84×1-0.5×0.3=71.4mm
dm2=d2×1-0.5×φR=255×1-0.5×0.3=216.75mm
(4)錐頂距為
R=d12×u2+1=842×3.0362+1=134.25mm
(5)齒寬為
b=φR×R=0.3×134.25=40.275mm
取b=40mm
5.4校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度
齒根彎曲疲勞強(qiáng)度條件為
σF=K×Ft0.85×b×m×1-0.5φR×YFa×YSa≤σF
1) K、b、m和φR同前
2)圓周力為
Ft=2×T1d1×1-0.5φR=2×93235.5784×1-0.5×0.3=2611.64N
齒形系數(shù)YFa和應(yīng)力修正系數(shù)YSa,當(dāng)量齒數(shù)為:
小齒輪當(dāng)量齒數(shù):
Zv1=z1cosδ1=28cos18.232°=29.51
大齒輪當(dāng)量齒數(shù):
Zv2=z2cosδ2=85cos71.768°=268.28
查表得:
YFa1=2.525,YFa2=2.106
YSa1=1.623,YSa2=1.889
查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為:
σFlim1=500MPa、σFlim2=380MPa
由圖查取彎曲疲勞系數(shù):
KFN1=0.88,KFN2=0.911
取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4,得許用彎曲應(yīng)力
σF1=KFN1×σFlim1S=0.88×5001.4=314MPa
σF2=KFN2×σFlim2S=0.911×3801.4=247MPa
σF1=K×Ft0.85×b×m×1-0.5φR×YFa1×YSa1=233.77MPa<σF1=314MPa
σF2=σF1×YFa2×YSa2YFa1×YSa1=226.934MPa<σF2=247MPa
齒根彎曲疲勞強(qiáng)度滿足要求,并且小齒輪抵抗彎曲疲勞破壞的能力大于大齒輪。
5.5計(jì)算錐齒輪傳動其它幾何參數(shù)
(1)計(jì)算齒根高、齒頂高、全齒高及齒厚
ha=m×han*=3mm
hf=m×han*+cn*=3.6mm
h=ha+hf=m×2han*+cn*=6.6mm
s=πm2=4.712mm
(2)分錐角(由前面計(jì)算)
δ1=18.232mm
δ2=71.768mm
(2)計(jì)算齒頂圓直徑
da1=d1+2×ha×cosδ1=89.7mm
da2=d2+2×ha×cosδ2=256.88mm
(3)計(jì)算齒根圓直徑
df1=d1-2×hf×cosδ1=77.16mm
df2=d2-2×hf×cosδ2=252.75mm
注:han*=1.0,cn*=0.2
(4)計(jì)算齒頂角
θa1=θa2=atan(ha/R)=1°16'48"
(5)計(jì)算齒根角
θf1=θf2=atan(hf/R)=1°32'9"
(6)計(jì)算齒頂錐角
δa1=δ1+θa1=19°30'45"
δa2=δ2+θa2=73°2'51"
(7)計(jì)算齒根錐角
δf1=δ1-θf1=16°41'47"
δf2=δ2-θf2=70°13'53"
5.6齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結(jié)
參數(shù)或幾何尺寸
符號
小齒輪
大齒輪
模數(shù)
m
3
3
壓力角
αn
20
20
齒頂高系數(shù)
ha*
1.0
1.0
頂隙系數(shù)
c*
0.2
0.2
齒數(shù)
z
28
85
齒頂高
ha
3
3
齒根高
hf
3.6
3.6
分度圓直徑
d
84
255
齒頂圓直徑
da
89.7
256.88
齒根圓直徑
df
77.16
252.75
分錐角
δ
18°13'56"
71°46'3"
齒頂角
θa
1°16'48"
1°16'48"
齒根角
θf
1°32'9"
1°32'9"
中心距
R
134.251
134.251
第六部分 減速器低速級齒輪傳動設(shè)計(jì)計(jì)算
6.1選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)
(1)根據(jù)傳動方案,選用斜齒圓柱齒輪傳動,壓力取為α=20°,初選螺旋角β=13°。
(2)參考表10-6選用7級精度。
(3)材料選擇 由表10-1選擇小齒輪40Cr(調(diào)質(zhì)),齒面硬度280HBS,大齒輪45(調(diào)質(zhì)),齒面硬度240HBS
(4)選小齒輪齒數(shù)Z1=29,則大齒輪齒數(shù)Z2=Z1×i=29×4.01=116。
實(shí)際傳動比i=4
6.2按齒面接觸疲勞強(qiáng)度設(shè)計(jì)
(1)由式試算小齒輪分度圓直徑,即
d1t≥32×KHt×Tφd×u+1u×ZH×ZE×Zε×ZβσH2
1)確定公式中的各參數(shù)值
①試選載荷系數(shù)KHt=1.3
②小齒輪傳遞的扭矩:
T=9.55×106×Pn=9.55×106×9323.33=265827.48N?mm
③查表選取齒寬系數(shù)φd=1
④由圖查取區(qū)域系數(shù)ZH=2.46
⑤查表得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8MPa
⑥由式計(jì)算接觸疲勞強(qiáng)度用重合度系數(shù)Zε
αt=arctantanαncosβ=arctantan20°cos13°=20.483°
αat1=arccosz1×cosαtz1+2×han*×cosβ=arccos29×cos20.48329+2×1×cos13=28.623°
αat2=arccosz2×cosαtz2+2×han*×cosβ=arccos116×cos20.483116+2×1×cos13=22.883°
εα=z1×tanαat1-tanαt+z2×tanαat2-tanαt2π=29×tan28.623°-tan20.483°+116×tan22.883°-tan20.4832π=1.691
εβ=φd×z1×tanβπ=1×29×tan13°π=2.131
Zε=4-εα3×1-εβ+εβεα=4-1.6913×1-2.131+2.1311.691=0.624
⑦由公式可得螺旋角系數(shù)Zβ。
Zβ=cosβ=cos13°=0.987
⑧計(jì)算接觸疲勞許用應(yīng)力[σH]
由圖查得小齒輪和大齒輪的接觸疲勞極限分別為:
σHlim1=600Mpa,σHlim2=550Mpa
計(jì)算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)
NL1=60×n×j×Lh=60×323.33×1×16×300×8=7.45×108
NL2=NL1u=7.45×1084.01=1.858×108
由圖查取接觸疲勞系數(shù):
KHN1=1.043,KHN2=1.136
取失效概率為1%,安全系數(shù)S=1,得
σH1=KHN1×σHlim1S=1.043×6001=625.8MPa
σH2=KHN2×σHlim2S=1.136×5501=624.8MPa
取[σH]1和[σH]2中較小者作為該齒輪副的接觸疲勞許用應(yīng)力,即
σH=624.8MPa
2)試算小齒輪分度圓直徑
d1t≥32×KHt×Tφd×u+1u×ZH×ZE×Zε×ZβσH2=32×1.3×265827.481×4.01+14.01×2.46×189.8×0.624×0.987624.82=56.765mm
(2)調(diào)整小齒輪分度圓直徑
1)計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)前的數(shù)據(jù)準(zhǔn)備。
①圓周速度ν
v=π×d1t×n60×1000=π×56.765×323.3360×1000=0.961
齒寬b
b=φd×d1t=1×56.765=56.765mm
2)計(jì)算實(shí)際載荷系數(shù)KH
①查表得使用系數(shù)KA=1
②查圖得動載系數(shù)Kv=1.069
③齒輪的圓周力。
Ft=2×Td1=2×265827.4856.765=9366N
KA×Ftb=1×936656.765=165Nmm>100Nmm
查表得齒間載荷分配系數(shù):KHα=1.2
查表得齒向載荷分布系數(shù):KHβ=1.377
實(shí)際載荷系數(shù)為
KH=KA×KV×KHα×KHβ=1×1.069×1.2×1.377=1.766
3)按實(shí)際載荷系數(shù)算得的分度圓直徑
d1=d1t×3KHKHt=56.765×31.7661.3=62.868mm
4)確定模數(shù)
mn=d1×cosβz1=62.868×cos13°29=2.112mm,取mn=2.5mm。
6.3確定傳動尺寸
(1)計(jì)算中心距
a=z1+z2×mn2×cosβ=186.02mm,圓整為186mm
(2)按圓整后的中心距修正螺旋角
β=acosz1+z2×mn2×a=12.9831°
β=12°58'59"
(3)計(jì)算小、大齒輪的分度圓直徑
d1=z1×mncosβ=74.402mm
d2=z2×mncosβ=297.608mm
(4)計(jì)算齒寬
b=φd×d1=74.4mm
取B1=80mm B2=75mm
6.4校核齒根彎曲疲勞強(qiáng)度
齒根彎曲疲勞強(qiáng)度條件為
σF=2×K×T×YFa×YSa×Yε×Yβ×cos2βφd×m3×z12≤σF
1) K、T、mn和d1同前
齒寬b=b2=75
齒形系數(shù)YFa和應(yīng)力修正系數(shù)YSa,當(dāng)量齒數(shù)為:
小齒輪當(dāng)量齒數(shù):
Zv1=z1cos3β=29cos312.9831°=31.343
大齒輪當(dāng)量齒數(shù):
Zv2=z2cos3β=116cos312.9831°=125.371
查表得:
YFa1=2.501,YFa2=2.16
YSa1=1.632,YSa2=1.81
查圖得重合度系數(shù)Yε=0.674
查圖得螺旋角系數(shù)Yβ=0.769
查得小齒輪和大齒輪的齒根彎曲疲勞極限分別為:
σFlim1=500MPa、σFlim2=380MPa
由圖查取彎曲疲勞系數(shù):
KFN1=0.911,KFN2=0.918
取彎曲疲勞安全系數(shù)S=1.4,得許用彎曲應(yīng)力
σF1=KFN1×σFlim1S=0.911×5001.4=325.36MPa
σF2=KFN2×σFlim2S=0.918×3801.4=249.17MPa
齒根彎曲疲勞強(qiáng)度校核
σF1=2×K×T×YFa1×YSa1×Yε×Yβ×cos2βφd×m3×z12=97.776 MPa <σF1
σF2=2×K×T×YFa2×YSa2×Yε×Yβ×cos2βφd×m3×z12=93.65 MPa <σF2
σF2=σF1×YFa2×YSa2YFa1×YSa1=93.65MPa<σF2=249.17MPa
齒根彎曲疲勞強(qiáng)度滿足要求,并且小齒輪抵抗彎曲疲勞破壞的能力大于大齒輪。
6.5計(jì)算齒輪傳動其它幾何尺寸
(1)計(jì)算齒頂高、齒根高和全齒高
ha=m×han*=2.5mm
hf=m×han*+cn*=3.125mm
h=ha+hf=m×2han*+cn*=5.625mm
(2)計(jì)算小、大齒輪的齒頂圓直徑
da1=d1+2×ha=79.4mm
da2=d2+2×ha=302.61mm
(3)計(jì)算小、大齒輪的齒根圓直徑
df1=d1-2×hf=68.15mm
df2=d2-2×hf=291.36mm
注:han*=1.0,cn*=0.25
6.6齒輪參數(shù)和幾何尺寸總結(jié)
參數(shù)或幾何尺寸
符號
小齒輪
大齒輪
法面模數(shù)
mn
2.5
2.5
法面壓力角
αn
20
20
法面齒頂高系數(shù)
ha*
1.0
1.0
法面頂隙系數(shù)
c*
0.25
0.25
螺旋角
β
左12°58'59"
右12°58'59"
齒數(shù)
z
29
116
齒頂高
ha
2.5
2.5
齒根高
hf
3.125
3.125
分度圓直徑
d
74.402
297.608
齒頂圓直徑
da
79.4
302.61
齒根圓直徑
df
68.15
291.36
齒寬
B
80
75
中心距
a
186
186
第七部分 軸的設(shè)計(jì)
7.1高速軸設(shè)計(jì)計(jì)算
(1)已經(jīng)確定的運(yùn)動學(xué)和動力學(xué)參數(shù)
轉(zhuǎn)速n=970r/min;功率P=9.47kW;軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩T=93235.57N?mm
(2)軸的材料選擇并確定許用彎曲應(yīng)力
由表選用45(調(diào)質(zhì)),齒面硬度217~255HBS,許用彎曲應(yīng)力為[σ]=60MPa
(3)按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度概略計(jì)算軸的最小直徑
由于高速軸受到的彎矩較大而受到的扭矩較小,故取A0=112。
d≥A0×3Pn=112×39.47970=23.94mm
由于最小軸段截面上要開1個鍵槽,故將軸徑增大5%
dmin=1+0.05×23.94=25.14mm
查表可知標(biāo)準(zhǔn)軸孔直徑為40mm故取dmin=40
查表可知標(biāo)準(zhǔn)軸孔直徑為40mm故取d1=40
(4)軸的結(jié)構(gòu)設(shè)計(jì)
a.軸的結(jié)構(gòu)分析
高速軸設(shè)計(jì)成普通階梯軸。顯然,軸承只能從軸的兩端分別裝入和拆卸,軸伸出端安裝聯(lián)軸器,選用普通平鍵,A型,b×h=12×8mm(GB/T 1096-2003),長L=90mm;定位軸肩直徑為45mm;聯(lián)接以平鍵作過渡配合固定,兩軸承分別和軸承端蓋定位,采用過渡配合固定。
b.初步確定軸的直徑和長度
第1段:d1=40mm,L1=110mm
第2段:d2=45mm(軸肩),L2=44mm
第3段:d3=50mm(與軸承內(nèi)徑配合),L3=21mm
第4段:d4=55mm(軸肩),L4=95mm
第5段:d5=50mm(與軸承內(nèi)徑配合),L5=18mm
第6段:d6=45mm(與主動錐齒輪內(nèi)孔配合),L6=73mm
軸段
1
2
3
4
5
6
直徑(mm)
40
45
50
55
50
45
長度(mm)
110
44
21
95
18
73
(6)彎曲-扭轉(zhuǎn)組合強(qiáng)度校核
a.畫高速軸的受力圖
如圖所示為高速軸受力圖以及水平平面和垂直平面受力圖
b.計(jì)算作用在軸上的力(d1為齒輪1的分度圓直徑)
小錐齒輪所受的圓周力
Ft1=2×T1dm1=2612N
小錐齒輪所受的徑向力
Fr1=Ft1×tanα×cosδ1=902N
小錐齒輪所受的軸向力
Fa1=Ft1×tanα×sinδ1=297N
第一段軸中點(diǎn)到軸承中點(diǎn)距離La=109.5mm,軸承中點(diǎn)到齒輪中點(diǎn)距離Lb=115mm,齒輪受力中點(diǎn)到軸承中點(diǎn)距離Lc=63mm
軸所受的載荷是從軸上零件傳來的,計(jì)算時通常將軸上的分布載荷簡化為集中力,其作用點(diǎn)取為載荷分布段的中點(diǎn)。作用在軸上的扭矩,一般從傳動件輪轂寬度的中點(diǎn)算起。通常把軸當(dāng)做置于鉸鏈支座上的梁,支反力的作用點(diǎn)與軸承的類型和布置方式有關(guān)
a.計(jì)算作用在軸上的支座反力
軸承A在水平面內(nèi)的支反力
RAH=Fa1×dm12-Fr1×LcLb=297×71.42-902×63115=-401.94N
軸承B在水平面內(nèi)的支反力
RBH=Fr1-RAH=902--401.94= 1303.94N
軸承A在垂直面內(nèi)的支反力
RAV=Ft1×LcLb=2612×63115= 1430.92N
軸承B在垂直面內(nèi)的支反力
RBV=-Ft1+RAV=-2612+1430.92= -4042.92N
軸承A的總支承反力為:
RA=RAH2+RAV2=-401.942+1430.922=1486.3N
軸承B的總支承反力為:
RB=RBH2+RBV2=1303.942+-4042.922=4248N
b.繪制水平面彎矩圖
截面A在水平面內(nèi)彎矩
MAH=0N?mm
截面B在水平面內(nèi)彎矩
MBH=-Fr1×Lc+Fa1×dm12=-902×63+297×71.42=-46223.1N?mm
截面C在水平面內(nèi)彎矩
MCH=Fa1×dm12=297×71.42=10602.9N?mm
截面D在水平面內(nèi)彎矩
MDH=0N?mm
c.繪制垂直面彎矩圖
截面A在垂直面內(nèi)彎矩
MAV=0N?mm
截面B在垂直面內(nèi)彎矩
MBV=RAV×Lb=1430.92×115=164555.8N?mm
截面C在垂直面內(nèi)彎矩
MCV=0N?mm
截面D在垂直面內(nèi)彎矩
MDV=0N?mm
d.繪制合成彎矩圖
截面A處合成彎矩
MA=MAH2+MAV2=02+02=0N?mm
截面B處合成彎矩
MB=MBH2+MBV2=-46223.12+164555.82=170924.5N?mm
截面C處合成彎矩
MC=MCH2+MCV2=10602.92+02=10602.9N?mm
截面D處合成彎矩
MD=MDH2+MDV2=02+02=0N?mm
e.繪制扭矩圖
T=93235.57N?mm
f.計(jì)算當(dāng)量彎矩圖
截面A處當(dāng)量彎矩
MVA=MA2+αT2=02+0.6×93235.572=55941.34N?mm
截面B處當(dāng)量彎矩
MVB=MB2+αT2=170924.52+0.6×93235.572=179846.1N?mm
截面C處當(dāng)量彎矩
MVC=MC2+αT2=10602.92+0.6×93235.572=56937.29N?mm
截面C處當(dāng)量彎矩
MVD=MD2+αT2=02+0.6×93235.572=55941.34N?mm
g.校核軸的強(qiáng)度
其抗彎截面系數(shù)為
W=π×d332=12265.62mm3
抗扭截面系數(shù)為
WT=π×d316=24531.25mm3
最大彎曲應(yīng)力為
σ=MW=14.66MPa
剪切應(yīng)力為
τ=TWT=3.8MPa
按彎扭合成強(qiáng)度進(jìn)行校核計(jì)算,對于單向傳動的轉(zhuǎn)軸,轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)處理,故取折合系數(shù)α=0.6,則當(dāng)量應(yīng)力為
σca=σ2+4×α×τ2=15.35MPa
查表得調(diào)質(zhì)處理,抗拉強(qiáng)度極限σB=640MPa,則軸的許用彎曲應(yīng)力[σ-1b]=60MPa,σe<[σ-1b],所以強(qiáng)度滿足要求。
7.2中間軸設(shè)計(jì)計(jì)算
(1)已經(jīng)確定的運(yùn)動學(xué)和動力學(xué)參數(shù)
轉(zhuǎn)速n=323.33r/min;功率P=9kW;軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩T=265827.48N?mm
(2)軸的材料選擇并確定許用彎曲應(yīng)力
由表選用45(調(diào)質(zhì)),齒面硬度217~255HBS,許用彎曲應(yīng)力為[σ]=60MPa
(3)按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度概略計(jì)算軸的最小直徑
由于中間軸受到的彎矩較大而受到的扭矩較小,故取A0=115。
d≥A0×3Pn=115×39323.33=34.85mm
由于最小直徑軸段處均為滾動軸承,故選標(biāo)準(zhǔn)直徑dmin=50mm
(4)設(shè)計(jì)軸的結(jié)構(gòu)并繪制軸的結(jié)構(gòu)草圖
a.軸的結(jié)構(gòu)分析
由于齒輪3的尺寸較大,其鍵槽底到齒根圓距離x遠(yuǎn)大于2,因此設(shè)計(jì)成分離體,即齒輪3安裝在中速軸上,中速軸設(shè)計(jì)成普通階梯軸。顯然,軸承只能從軸的兩端分別裝入和拆卸軸上齒輪3、齒輪2及兩個軸承。
與軸承相配合的軸徑需磨削。兩齒輪之間以軸環(huán)定位;兩齒輪的另一端各采用套筒定位;齒輪與軸的連接選用普通平鍵,A型。聯(lián)接以平鍵作過渡配合固定,兩軸承分別和軸承端蓋定位,采用過渡配合固定。
b.確定各軸段的長度和直徑。
第1段:d1=50mm(與軸承內(nèi)徑配合),L1=38mm(由軸承寬度和齒輪與箱體內(nèi)壁距離確定)
第2段:d2=56mm(與小錐齒輪內(nèi)孔配合),L2=78mm(比小錐齒輪輪轂寬度小2mm,以保證齒輪軸向定位可靠)
第3段:d3=66mm(軸肩),L3=27mm
第4段:d4=56mm(與大錐齒輪內(nèi)孔配合),L4=51mm(比大錐齒輪輪轂寬度小2mm,以保證齒輪軸向定位可靠)
第5段:d5=50mm(與軸承內(nèi)徑配合),L5=38mm(由軸承寬度和齒輪與箱體內(nèi)壁距離確定)
軸段
1
2
3
4
5
直徑(mm)
50
56
66
56
50
長度(mm)
38
78
27
51
38
(5)彎曲-扭轉(zhuǎn)組合強(qiáng)度校核
a.畫中速軸的受力圖
如圖所示為中速軸受力圖以及水平平面和垂直平面受力圖
b.計(jì)算作用在軸上的力
大錐齒輪所受的圓周力
Ft2=Ft1=2453N
大錐齒輪所受的徑向力
Fr2=Fa1=279N
大錐齒輪所受的軸向力
Fa2=Fr1=848N
齒輪3所受的圓周力(d3為齒輪3的分度圓直徑)
Ft3=2×T2d3=2×265827.4874.402=7145.708N
齒輪3所受的徑向力
Fr3=Ft3×tanαcosβ=7145.708×tan20°cos12.9831°=2667.586N
齒輪3所受的軸向力
Fa3=Ft3×tanβ=7145.708×tan12.9831°=1647N
c.計(jì)算作用在軸上的支座反力
軸承中點(diǎn)到低速級小齒輪中點(diǎn)距離La=67mm,低速級小齒輪中點(diǎn)到高速級大齒輪中點(diǎn)距離Lb=91.7mm,高速級大齒輪中點(diǎn)到軸承中點(diǎn)距離Lc=53.3mm
軸承A在水平面內(nèi)支反力
RAH=Fr3×La-Fr2×La+Lb+Fa2×d22-Fa3×d32La+Lb+Lc=2667.586×67-279×67+91.7+848×2552-1647×74.402267+91.7+53.3= 855N
軸承B在水平面內(nèi)支反力
RBH=Fr3-RAH-Fr2=2667.586-855-279=1534N
軸承A在垂直面內(nèi)支反力
RAV=Ft3×La+Ft2×La+LbLa+Lb+Lc=7145.708×67+2453×67+91.767+91.7+53.3= 4095N
軸承B在垂直面內(nèi)支反力
RBV=Ft3×Lb+Lc+Ft2×LcLa+Lb+Lc=7145.708×91.7+53.3+2453×53.367+91.7+53.3= 5504N
軸承A的總支承反力為:
RA=RAH2+RAV2=8552+40952=4183.31N
軸承B的總支承反力為:
RB=RBH2+RBV2=15342+55042=5713.77N
a.繪制水平面彎矩圖
截面A和截面B在水平面內(nèi)彎矩
MAH=MBH=0
截面C右側(cè)在水平面內(nèi)彎矩
MCH右=-RAH×Lc=-855×53.3=-45572N?mm
截面C左側(cè)在水平面內(nèi)彎矩
MCH左=Fa2×d22-RAH×Lc=848×2552-855×53.3=62548N?mm
截面D右側(cè)在水平面內(nèi)彎矩
MDH右=RBH×La-Fa3×d32=1534×67-1647×74.4022=41508N?mm
截面D左側(cè)在水平面內(nèi)彎矩
MDH左=RBH×La=1534×67=102778N?mm
e.繪制垂直面彎矩圖
截面A在垂直面內(nèi)彎矩
MAV=MBV=0N?mm
截面C在垂直面內(nèi)彎矩
MCV=RAV×Lc=4095×53.3=218264N?mm
截面D在垂直面內(nèi)彎矩
MDV=RBV×La=5504×67=368768N?mm
f.繪制合成彎矩圖
截面A和截面B處合成彎矩
MA=MB=0N?mm
截面C右側(cè)合成彎矩
MC右=MCH右2+MCV2=-455722+2182642=222971N?mm
截面C左側(cè)合成彎矩
MC左=MCH左2+MCV2=625482+2182642=227049N?mm
截面D右側(cè)合成彎矩
MD右=MDH右2+MDV2=415082+3687682=371097N?mm
截面D左側(cè)合成彎矩
MD左=MDH左2+MDV2=1027782+3687682=382823N?mm
b.繪制扭矩圖
T2=265827.48N?mm
c.繪制當(dāng)量彎矩圖
截面A和截面B處當(dāng)量彎矩
MVA=MVB=0N?mm
截面C右側(cè)當(dāng)量彎矩
MVC右=MC右2+αT2=2229712+0.6×265827.482=274144N?mm
截面C左側(cè)當(dāng)量彎矩
MVC左=MC左2+αT2=2270492+0.6×265827.482=277471N?mm
截面D右側(cè)當(dāng)量彎矩
MVD右=MD右2+αT2=3710972+0.6×265827.482=403921N?mm
截面D左側(cè)當(dāng)量彎矩
MVD左=MD左2+αT2=3828232+0.6×265827.482=414720N?mm
d.校核軸的強(qiáng)度
因軸截面D處彎矩大,同時截面還作用有轉(zhuǎn)矩,因此此截面為危險(xiǎn)截面。
其抗彎截面系數(shù)為
W=π×d332=17232.32mm3
抗扭截面系數(shù)為
WT=π×d316=34464.64mm3
最大彎曲應(yīng)力為
σ=MW=24.07MPa
剪切應(yīng)力為
τ=TWT=7.71MPa
按彎扭合成強(qiáng)度進(jìn)行校核計(jì)算,對于單向傳動的轉(zhuǎn)軸,轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)處理,故取折合系數(shù)α=0.6,則當(dāng)量應(yīng)力為
σca=σ2+4×α×τ2=25.79MPa
查表得調(diào)質(zhì)處理,抗拉強(qiáng)度極限σB=640MPa,則軸的許用彎曲應(yīng)力[σ-1b]=60MPa,σe<[σ-1b],所以強(qiáng)度滿足要求。
7.3低速軸設(shè)計(jì)計(jì)算
(1)已經(jīng)確定的運(yùn)動學(xué)和動力學(xué)參數(shù)
轉(zhuǎn)速n=80.63r/min;功率P=8.64kW;軸所傳遞的轉(zhuǎn)矩T=1023341.19N?mm
(2)軸的材料選擇并確定許用彎曲應(yīng)力
由表選用45(調(diào)質(zhì)),齒面硬度217~255HBS,許用彎曲應(yīng)力為[σ]=60MPa
(3)按扭轉(zhuǎn)強(qiáng)度概略計(jì)算軸的最小直徑
由于低速軸受到的彎矩較小而受到的扭矩較大,故取A0=112。
d≥A0×3Pn=112×38.6480.63=53.2mm
由于最小軸段直徑截面上要開1個鍵槽,故將軸徑增大7%
dmin=1+0.07×53.2=56.92mm
查表可知標(biāo)準(zhǔn)軸孔直徑為60mm故取dmin=60
(4)設(shè)計(jì)軸的結(jié)構(gòu)并繪制軸的結(jié)構(gòu)草圖
a.軸的結(jié)構(gòu)分析
低速軸設(shè)計(jì)成普通階梯軸,軸上的齒輪、一個軸承從軸伸出端裝入和拆卸,而另一個軸承從軸的另一端裝入和拆卸。軸輸出端選用A型鍵,b×h=18×11mm(GB/T 1096-2003),長L=125mm;定位軸肩直徑為65mm;聯(lián)接以平鍵作過渡配合固定,兩軸承分別和軸承端蓋定位,采用過渡配合固定。
b.確定各軸段的長度和直徑。
第1段:d1=60mm,L1=140mm
第2段:d2=65mm(軸肩),L2=54mm(軸肩突出軸承端蓋20mm左右)
第3段:d3=70mm(與軸承內(nèi)徑配合),L3=26mm(軸承寬度)
第4段:d4=75mm(軸肩),L4=85.5mm(根據(jù)齒輪寬度確定)
第5段:d5=85mm(軸肩),L5=12mm
第6段:d6=72mm(與大齒輪內(nèi)孔配合),L6=73mm(比配合的齒輪寬度短2mm,以保證齒輪軸向定位可靠)
第7段:d7=70mm(與軸承內(nèi)徑配合),L7=45.5mm(由軸承寬度和大齒輪斷面與箱體內(nèi)壁距離確定)
軸段
1
2
3
4
5
6
7
直徑(mm)
60
65
70
75
85
72
70
長度(mm)
140
54
26
86
12
73
46
(5)彎曲-扭轉(zhuǎn)組合強(qiáng)度校核
a.畫低速軸的受力圖
如圖所示為低速軸受力圖以及水平平面和垂直平面受力圖
b.計(jì)算作用在軸上的力
齒輪4所受的圓周力(d4為齒輪4的分度圓直徑)
Ft4=2×Td4=2×1023341.19297.608=6877.108N
齒輪4所受的徑向力
Fr4=Ft4×tanαcosβ=6877.108×tan20°cos12.9831°=2567.314N
齒輪4所受的軸向力
Fa4=Ft4×tanβ=6877.108×tan12.9831°=1586N
c.計(jì)算作用在軸上的支座反力
第一段軸中點(diǎn)到軸承中點(diǎn)距離La=70mm,軸承中點(diǎn)到齒輪中點(diǎn)距離Lb=148mm,齒輪中點(diǎn)到軸承中點(diǎn)距離Lc=138mm
a.支反力
軸承A和軸承B在水平面上的支反力RAH和RBH
RAH=Fr×La+Fa×d2La+Lb=2567.314×70+1586×297.608270+148= 1907N
RBH=Fr-RAH=-2567.314-1907=660N
軸承A和軸承B在垂直面上的支反力RAV和RBV
RAV=Ft×LaLa+Lb=6877.108×7070+148= 2208N
RBV=Ft×LbLa+Lb=6877.108×14870+148= 4669N
軸承A的總支承反力為:
RA=RAH2+RAV2=19072+22082=2917.52N
軸承B的總支承反力為:
RB=RBH2+RBV2=6602+46692=4715.42N
b.畫彎矩圖 彎矩圖如圖所示:
在水平面上,軸截面A處所受彎矩:
MAH=0N?mm
在水平面上,軸截面B處所受彎矩:
MBH=0N?mm
在水平面上,軸截面C右側(cè)所受彎矩:
MCH右=RAH×La=1907×70=133490N?mm
在水平面上,軸截面C左側(cè)所受彎矩:
MCH左=RAH×La-Fa×d2=1907×70-1586×297.6082=-102513N?mm
在水平面上,軸截面D處所受彎矩:
MDH=0N?mm
在垂直面上,軸截面A處所受彎矩:
MAV=0N?mm
在垂直面上,軸截面B處所受彎矩:
MBV=0N?mm
在垂直面上,大齒輪所在軸截面C處所受彎矩:
MCV=RBV×La=4669×70=326830N?mm
在垂直面上,軸截面D處所受彎矩:
MDV=0N?mm
c.繪制合成彎矩圖
截面A處合成彎矩彎矩:
MA=MAH2+MAV2=02+02=0N?mm
截面B處合成彎矩:
MB=0N?mm
截面C左側(cè)合成彎矩:
MC左=MCH左2+MCV左2=-1025132+3268302=342530N?mm
截面C右側(cè)合成彎矩:
MC右=MCH右2+MCV右2=1334902+3268302=353040N?mm
截面D處合成彎矩:
MD=0N?mm
d.繪制扭矩圖
T=1023341.19N?mm
e.繪制當(dāng)量彎矩圖
截面A處當(dāng)量彎矩:
MVA=MA+αT2=0+0.6×1023341.192=614005N?mm
截面B處當(dāng)量彎矩:
MVB=MB=0N?mm
截面C左側(cè)當(dāng)量彎矩:
MVC左=MC左=342530N?mm
截面C右側(cè)當(dāng)量彎矩:
MVC右=MC右2+αT2=3530402+0.6×1023341.192=708265N?mm
截面D處當(dāng)量彎矩:
MVD=MD+αT2=0+0.6×1023341.192=614005N?mm
f.校核軸的強(qiáng)度
因大齒輪所在軸截面彎矩大,同時截面還作用有轉(zhuǎn)矩,因此此截面為危險(xiǎn)截面。
其抗彎截面系數(shù)為
W=π×d332=41396.48mm3
抗扭截面系數(shù)為
WT=π×d316=82792.97mm3
最大彎曲應(yīng)力為
σ=MW=17.11MPa
剪切應(yīng)力為
τ=TWT=12.36MPa
按彎扭合成強(qiáng)度進(jìn)行校核計(jì)算,對于單向傳動的轉(zhuǎn)軸,轉(zhuǎn)矩按脈動循環(huán)處理,故取折合系數(shù)α=0.6,則當(dāng)量應(yīng)力為
σca=σ2+4×α×τ2=22.64MPa
查表得調(diào)質(zhì)處理,抗拉強(qiáng)度極限σB=640MPa,則軸的許用彎曲應(yīng)力[σ-1b]=60MPa,σe<[σ-1b],所以強(qiáng)度滿足要求。
第八部分 滾動軸承壽命校核
8.1高速軸上的軸承校核
軸承型號
內(nèi)徑(mm)
外徑(mm)
寬度(mm)
基本額定動載荷(kN)
30210
50
90
20
73.2
根據(jù)前面的計(jì)算,選用30210軸承,內(nèi)徑d=50mm,外徑D=90mm,寬度B=20mm
查閱相關(guān)手冊,得軸承的判斷系數(shù)為e=0.42。
當(dāng)Fa/Fr≤e時,Pr=Fr;當(dāng)Fa/Fr>e,Pr=0.4×Fr+Y×Fa
軸承基本額定動載荷Cr=73.2kN,軸承采用正裝。
要求壽命為Lh=38400h。
由前面的計(jì)算已知軸水平和垂直面的支反力,則可以計(jì)算得到合成支反力:
Fr1=RAH2+RAV2=-401.942+1430.922=1486.3N
Fr2=RBH2+RBV2=1303.942+-4042.922=4248N
Fd1=Fr12Y=530.82N
Fd2=Fr22Y=1517.14N
Fa1=Fae+Fd2=1814.14N
Fa2=Fd2=1517.14N
Fa1Fr1=1.221>e
Fa2Fr2=0.36≤e
查表得X1=0.4,Y1=1.4,X2=1,Y2=0
查表可知ft=1,fp=1
因此兩軸承的當(dāng)量動載荷如下:
Pr1=X1×Fr1+Y1×Fa1=0.4×1486.3+1.4×1814.14=3134.32N
Pr2=X2×Fr2+Y2×Fa2=1×4248
收藏
編號:4630577
類型:共享資源
大?。?span id="j1v04cl" class="font-tahoma">1.69MB
格式:ZIP
上傳時間:2020-01-09
20
積分
- 關(guān) 鍵 詞:
-
聯(lián)軸器-二級圓錐-斜齒圓柱-聯(lián)軸器F=4200v=1.9D=45016小時300天8年
聯(lián)軸器
二級
圓錐
圓柱
4200
1.9
45016
小時
300
- 資源描述:
-
聯(lián)軸器-二級圓錐-斜齒圓柱-聯(lián)軸器F=4200v=1.9D=45016小時300天8年 .zip,聯(lián)軸器-二級圓錐-斜齒圓柱-聯(lián)軸器F=4200v=1.9D=45016小時300天8年,聯(lián)軸器,二級,圓錐,圓柱,4200,1.9,45016,小時,300
展開閱讀全文
- 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(quán)益歸上傳用戶所有。
3.本站RAR壓縮包中若帶圖紙,網(wǎng)頁內(nèi)容里面會有圖紙預(yù)覽,若沒有圖紙預(yù)覽就沒有圖紙。
4. 未經(jīng)權(quán)益所有人同意不得將文件中的內(nèi)容挪作商業(yè)或盈利用途。
5. 裝配圖網(wǎng)僅提供信息存儲空間,僅對用戶上傳內(nèi)容的表現(xiàn)方式做保護(hù)處理,對用戶上傳分享的文檔內(nèi)容本身不做任何修改或編輯,并不能對任何下載內(nèi)容負(fù)責(zé)。
6. 下載文件中如有侵權(quán)或不適當(dāng)內(nèi)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(zhǔn)確性、安全性和完整性, 同時也不承擔(dān)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。
裝配圖網(wǎng)所有資源均是用戶自行上傳分享,僅供網(wǎng)友學(xué)習(xí)交流,未經(jīng)上傳用戶書面授權(quán),請勿作他用。