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机械设计课程设计-设计一斗式提升机传动用二级斜齿圆柱齿轮同轴式减速器.doc

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机械设计课程设计-设计一斗式提升机传动用二级斜齿圆柱齿轮同轴式减速器.doc

第1页共18页一斗式提升机传动用二级斜齿圆柱齿轮同轴式减速器设计参数题号参数3A3B3C3D生产率QT/H15162024提升带的速度Υ,M/S18202325提升带的高度H,M32282722提升机鼓轮的直径D,MM400400450500说明1斗式提升机提升物料谷物、面粉、水泥、型沙等物品。2提升机驱动鼓轮图27中的件5所需功率为KW801367QHPW3斗式提升机运转方向不变,工作载荷稳定,传动机构中有保安装置安全联轴器。4工作寿命为8年,每年300个工作日,每日工作16小时传动简图一.设计内容1电动机的选择与运动参数计算;2斜齿轮传动设计计算3轴的设计4滚动轴承的选择5键和连轴器的选择与校核;6装配图、零件图的绘制1电动机2联轴器3减速器4联轴器5驱动鼓轮6运料斗7提升带第2页共18页7设计计算说明书的编写二.设计任务1.减速器总装配图一张2.齿轮、轴零件图各一张3.设计说明书一份三.设计进度1、第一阶段总体计算和传动件参数计算2、第二阶段轴与轴系零件的设计3、第三阶段轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制4、第四阶段装配图、零件图的绘制及计算说明书的编写电动机的选择1.电动机类型和结构的选择因为本传动的工作状况是载荷平稳、单向旋转。所以选用常用的封闭式Y(IP44)系列的电动机。2.电动机容量的选择1)工作机所需功率PWKWVQHPW193818113673215801367电动机的输出功率PD=PW/ΗΗ=90409909909809909902323轴承’联齿轴承联ΗΗΗΗΗPD=353KW3.电动机转速的选择ND=(I1’I2’IN’)NW初选为同步转速为1000R/MIN的电动机4.电动机型号的确定由表20-1查出电动机型号为Y132M16,其额定功率为4KW,满载转速960R/MIN。基本符合题目所需的要求。计算传动装置的运动和动力参数传动装置的总传动比及其分配1.计算总传动比由电动机的满载转速NM和工作机主动轴转速NW可确定传动装置应有的总传动比为I=NM/NWNW=8594I=11172.合理分配各级传动比第3页共18页由于减速箱是同轴式布置,所以I1=I23431711。各轴转速、输入功率、输入转矩项目电动机轴高速轴I中间轴II低速轴III鼓轮转速(R/MIN)9609602874861861功率(KW)4396384372369转矩(NM)398394127641264093传动比113343341效率1099097097099传动件设计计算1.选精度等级、材料及齿数1)材料及热处理;选择小齿轮材料为40CR(调质),硬度为280HBS,大齿轮材料为45钢(调质),硬度为240HBS,二者材料硬度差为40HBS。2)精度等级选用7级精度;3)试选小齿轮齿数Z1=20,大齿轮齿数Z2=67的;4)选取螺旋角。初选螺旋角Β=142.按齿面接触强度设计因为低速级的载荷大于高速级的载荷,所以通过低速级的数据进行计算按式(1021)试算,即321112HEHDTTZZUUTKDΣΕΦΑ1)确定公式内的各计算数值(1)试选KT=16(2)由图10-30选取区域系数ZH=2433(3)由表10-7选取尺宽系数ΦD=1(4)由图10-26查得ΕΑ1=075,ΕΑ2=085,则ΕΑ=ΕΑ1+ΕΑ2=160(5)由表10-6查得材料的弹性影响系数ZE=1898MPA(6)由图10-21D按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限ΣHLIM1=600MPA;大齿轮的接触疲劳强度极限ΣHLIM2=550MPA;(7)由式10-13计算应力循环次数N1=60N1JLH=6028741(163008)=66210E8N2=N1/334=19810E8(8)由图10-19查得接触疲劳寿命系数KHN1=095;KHN2=098(9)计算接触疲劳许用应力取失效概率为1%,安全系数S=1,由式(10-12)得ΣH1==095600MPA=570MPA第4页共18页ΣH2==098550MPA=539MPAΣH=ΣH1+ΣH2/2=5545MPA2)计算(1)试算小齿轮分度圆直径D1TD1T≥32112HEHDTZZUUTKΣΕΦΑ3235554818943323433446011106127162MM6127MM(2)计算圆周速度V10006021NDTΠ1000608519267Π092M/S(3)计算齿宽B及模数NTMMMMMDBTD2761276111MMZDMTNT9722014COS2761COS11MMMHNT6969722522521696962761/HB(4)计算纵向重合度ΕΒTAN31801ZD0318120TAN14。159(5)计算载荷系数K。已知载荷平稳,所以取KA1根据V092M/S,7级精度,由图108查得动载系数KV103;由表104查的HK的计算公式和直齿轮的相同,故HK142由表1013查得351FK由表103查得41FHKK。故载荷系数HHVAKKKKK110314142205第5页共18页(6)按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径,由式(1010A)得1D31/TTKKD361/0522761MM6655MM7计算模数NMNM11COSZDΒ20COS145566。MM323MM3.按齿根弯曲强度设计由式1017MN≥32121COS2FSAFADYYZYKTΣΕΦ1)确定计算参数(1)计算载荷系数FFVAKKKKK110314136196(2)根据纵向重合度159,从图10-28查得螺旋角影响系数Y=088(3)计算当量齿数Z1Z1/COS3Β20/COS314。2189Z2Z2/COS3Β67/COS314。7334(4)查取齿型系数由表10-5查得YFA12724;YFA22233(5)查取应力校正系数由表10-5查得YSA11569;YSA21757(6)计算ΣF由图1020C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限MPA5001FE;大齿轮弯曲强度极限MPA3802FE;由图1018取弯曲疲劳寿命系数950K1FN,980K2FN。取弯曲疲劳安全系数S14,由(1012)得MPA3933941500950SK1FE1FN1FMPA26641380980SK2FE2FN2F第6页共18页(7)计算大、小齿轮的FSAFAYYΣ并加以比较111FSAFAYYΣ293395691724200126222FSAFAYYΣ2667571233200147大齿轮的数值大。2)设计计算MMMMCOSYYZCOSYKTMFSAFADN12201470612011488010612796122322332121取NM25MM,已可满足弯曲强度。但为了同时满足接触疲劳强度,需按接触疲劳强度算得分度圆直径1D6655MM来计算应有的齿数。于是由83255214556611COSMCOSDZN,取261Z,则872634312UZZ4.几何尺寸计算1)计算中心距MMCOSCOSMZZAN57145142528726221ΒA圆整后取146MM2)按圆整后的中心距修正螺旋角9193141462528726221ARCCOSAMZZARCCOSN因Β值改变不多,故参数、K、HZ等不必修正。3)计算大、小齿轮的分度圆直径MMCOSCOSMZDN1967919314522611ΒMMCOSCOSMZDN81224919314528722Β4)计算齿轮宽度MMDBD1967196711,圆整后取B270MM,B175MM。第7页共18页5)结构设计以大齿轮为例。因齿轮齿顶圆直径大于160MM,而又小于500MM,故以选用腹板式为宜。其他有关尺寸参看大齿轮零件图。轴的设计计算II轴1.初步确定轴的最小直径。选取轴的材料为45钢,调质处理。根据表153,取0A112,于是得MMMMNPADMIN6264287843112332202.求作用在齿轮上的受力已知大齿轮分度圆直径MMCOSCOSMZDN81224919314528722Β,小齿轮分度圆直径MMCOSCOSMZDN1967919314522611,20N,919314。而NNDTFT113522481061272221,NNCOSTANCOSTANFFNTR42791931420113511,NNTANTANFFTA297919314113511;NNDTFT379806719061272212,NNCOSTANCOSTANFFNTR142991931420379822,NNTANTANFFTA9939193143798223.轴的结构设计1)拟定轴上零件的装配方案IIII段轴用于安装轴承30306,故取直径为30MM。

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