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_机械设计课程设计-二级齿轮减速器设计F=7,V=1.1,D=400

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_机械设计课程设计-二级齿轮减速器设计F=7,V=1.1,D=400

1院系班级xxxxx设计作者xxxxx设计日期2009年12月Xxx大学机械工程学院2目录设计任务书3电动机的选择3传动比的选择4传动参数的设计4齿轮传动的设计4轴的设计13轴的校核16键的校核20轴承寿命校核20润滑及其他附件243设计内容计算及说明计算结果1、设计任务(1)、原始数据(2)、工作条件(3)、设计要求(4)、机构简图2、电机的选择一、设计题目(1)、运送带工作拉力F7KN(2)、运输带工作速度V1.1m/s允许速度误差5(3)、滚筒直径D400mm(4)、滚筒效率η0.96(包括滚筒与轴承的效率损失)(5)、工作情况两班制,连续单向运转,载荷较平稳。(6)、使用折旧期8年(7)、工作环境室内,灰尘较大,环境最高温度35度以上(8)、动力来源,电机,三相交流电压380/220v(9)、4年一次大修,2年一次中修,半年一次小修(10)、一般机械厂制造,小批量生产。采用2级齿轮传动,第2级齿轮采用齿轮。编写设计计算说明书,绘出传动装置装配图(A0图),直齿轮及轴的零件图(A3图)。二、传动装置的总体设计(1)、工作机构所需功率PwFv71.17.7kw2、各级效率齿轮啮合(闭式)效率η10.97,轴承效率η20.98连轴器效率η30.99,滚筒效率η40.96总效率η24212340.842(3)、所需电动机功率PdPw/η9.14kw4、选择电动机由机械设计课程设计手册P167的表121得按PmPd来选取电动机为Y160M4转速nm1460minrF7KNV1.1m/sD400mmη0.96Pw7.7KWη10.97,η20.98,η30.99,η40.96η0.842Pd9.14kw选择电机43、传动比选择4、传动参数的设计输出轴直径Dm42mm,p169表124工作机转速nwDv606013.140.4086minr总传动比inm/nw/8616.98传动比分配i21ii为便于两级圆柱齿轮减速器采用浸油润滑,当两对齿轮的配对齿面硬度350HBS、齿宽系数相等时,考虑齿面接触强度接近相等的条件,取高速级传动比11.31.316.984.70iii23.601、各轴转速nr/minI轴转速nImn1460r/minII轴转速nII11in14604.70310r/minⅢ轴转速n2in3103.686.11r/min2、各轴输入功率P(KW)轴I输入功率PI3dP110.999.9KW轴II输入功率PII112P9.90.980.979..41KW轴Ⅲ输入功率P23P9.410.980.978.95kW3、各轴转矩T(N.m)轴I转矩TI9.99550955064.75.1460PNmn轴II转矩TII9.4195509550289.9.310PNmn轴Ⅲ转矩Y160M4型电动机转速nm1460minrnw86minri14.70i23.60nI1460r/minnII310r/min86.11nr/minPI9.9KWPII9.41KWP8.95kWTI64.75N.mTII289.9N.m992.6.TNm小齿轮40Cr大齿轮45钢55、齿轮传动设计高速级齿轮(1)、选定齿轮材料和热处理方法2、齿数选择(3)、精度选择(4)、按齿面接触强度设计8.9595509550992.6.86.11PTNmn三、传动零件的设计计算减速箱是一般机械厂制造,小批量生产,且功率不大,可采用软齿面,查表确定小齿轮用40Cr,调制后表面淬火,齿面硬度280HBS大齿轮用45钢,调质处理,齿面硬度240HBS选小齿轮齿数z123,大齿轮齿数z2u1z14.725108减速器为一般工作机器,速度不高,故选用7级精度(GB1009588)。估算1d1d321132.2HEdtZuuTK○1试选载荷系数Kt1.3○2由机械设计P205表107选取齿宽系数1d○3由机械设计P201表106查得材料的弹性影响系数EZ189.8MPa21○4由机械设计P209图1021d按齿面硬度查得小齿轮的接触疲劳强度极限1Hlm600MPa大齿轮的接触疲劳强度极限2Hlm550MPa○5计算应力循环次数根据已知条件得减速器工作时间为八年,每年的工作日为300天,每天为两班制。即每天为28个小时。916060146012830083.363810hNnjL2N3.36389810/3.69.310○6由机械设计P203图1019查得解除疲劳寿命系数1HNK0.902HNK0.94○7计算接触疲劳许用应力取失效概率1,安全系数S1得1223108zzKt1.31dEZ189.8MPa211Hlm600MPa2Hlm550MPa913.363810N2N9.38101HNK0.902HNK0.941H540MPa2H517MPa6SKHHNH1lim110.9600MPa540MPaSKHHNH2lim220.94550MPa517MPa○8试算小齿轮分度圆直径dt1,代入H中较小值td1321132.2HEdtZuuTK63.7○9计算圆周速度v1163.714604.87/601000601000tdnvms⑩计算齿宽b1163.763.7dtbdmm⑾计算齿宽与齿高之比b/h模数11/63.7/232.77ttmdzmm齿高2.252.252.776.23thmmmb/h63.7/6.2310.22⑿计算载荷系数根据v4.87m/s,8级精度,由机械设计P194图108查动载荷系数1.14vK直齿轮,令/100/.AtKFbNmm。由机械设计P195表103查得0.1FHKK由机械设计P193表102查得使用系数1AK由机械设计P196表104查7级精度,小齿轮相对支承非对称布置时,bKddH3221023.06.0118.012.11.423由b/h11.56,423.1HK查机械设计P198图1013得30.1FK故载荷系数11.141.01.4231.622AvHHKKKKKV4.87m/s1.14vK0.1FHKK1AK423.1HK30.1FKK1.6227(5).按齿根弯曲强度设计⒀按实际的载荷系数校正所算得的分度圆直径,得331163.71.6221.368.58ttddKKmm⒁计算模数m68.58/232.98弯曲强度的设计公式为3212zYYKTmdFSaFa1)确定公式内的各计算数值(1)由机械设计P208图1020c查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限MPaFE5001大齿轮的弯曲疲劳强度极限MPaFE3802(2)由机械设计P206图1018查得弯曲疲劳寿命系数88.0,85.021FNFNKK(3)计算弯曲疲劳许用应力取弯曲疲劳安全系数S1.4,得SKFEFNF111MPa57.3034.150085.0SKFEFNF222MPa86.2384.138088.0(4)计算载荷系数K11.141.01.301.482AvFFKKKKK(5)查取齿形系数由机械设计P200表105查得122.602.18FaFaYY(6)查取应力校正系数由机械设计P200表105查得121.5951.79SaSaYY(7)计算大,小齿轮的FSaFaYY01366.057.303595.160.2111FSaFaYYMPaFE5001MPaFE380285.01FNK88.02FNK1F303.572F238.86K1.4360.21FaY22.18FaY121.5951.79SaSaYYm2.0mm

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