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_机械设计课程设计-斗式提升机传动用二级斜齿圆柱齿轮同轴式减速器

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_机械设计课程设计-斗式提升机传动用二级斜齿圆柱齿轮同轴式减速器

P机械设计课程设计第1页共17页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题目要求及设计时间安排未找到目录项。设计参数题号参数Ⅵ3生产率QT/H12提升带的速度Υ,M/S23提升带的高度H,M27提升机鼓轮的直径D,MM450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。5.允许的速度误差为5。传动简图机械设计课程设计第2页共17页一设计内容I电动机的选择与运动参数计算;II斜齿轮传动设计计算III轴的设计IV滚动轴承的选择V键和连轴器的选择与校核;VI装配图、零件图的绘制VII设计计算说明书的编写二设计任务A减速器总装配图一张B齿轮、轴零件图各一张C设计说明书一份三设计进度I第一阶段总体计算和传动件参数计算II第二阶段轴与轴系零件的设计III第三阶段轴、轴承、联轴器、键的校核及草图绘制IV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PW1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提升带机械设计课程设计第3页共17页KWVQHPW52328113672715801367电动机的输出功率PD=PW/ΗΗ=90409909909809909902323轴承’联齿轴承联ΗΗΗΗΗPD=277KW3.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12-1查出电动机型号为Y132S6,其额定功率为3KW,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=60V/∏9766I=9832.合理分配各级传动比由于减速箱是同轴式布置,所以I1=I2143839。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)9609603057974974功率(KW)3297288279277转矩(NM)2982958992737271传动比113143141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。机械设计课程设计第4页共17页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=63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=1889MPA(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=680MPA;大齿轮的接触疲劳强度极限ΣHLIM2=610MPA;(7)由式10-13计算应力循环次数N1=60N1JLH=6028741(163008)=70410E8N2=N1/334=22410E8(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==095680MPA=646MPAΣH2==098610MPA=598MPAΣH=ΣH1+ΣH2/2622MPA2)计算(1)试算小齿轮分度圆直径D1TD1T≥32112HEHDTZZUUTKΣΕΦΑ32362281894332143144601110989162MM5478MM(2)计算圆周速度V10006021NDTΠ100060658233Π275M/S(3)计算齿宽B及模数NTM机械设计课程设计第5页共17页MMMMDBTD7854785411MMZDMTNT6622014COS7854COS11MMMHNT9856622522521699857854/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V275M/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(6)按实际的载荷系数校正所得的分度圆直径,由式(1010A)得1D31/TTKKD361/33517854MM5157MM7计算模数NMNM11COSZDΒ20COS145751。MM25MM3.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机械设计课程设计第6页共17页(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/COS3Β63/COS314。6896(4)查取齿型系数由表10-5查得YFA1283;YFA223(5)查取应力校正系数由表10-5查得YSA1156;YSA2174(6)计算ΣF由图1020C查得小齿轮的弯曲疲劳强度极限MPAFE3001;大齿轮弯曲强度极限MPAFE2502;由图519,YN1YN21,YST2,YX1YX210。取弯曲疲劳安全系数S14,由(1012)得MPASYXYNSTFEF4284150095011Y11MPASYXYNYSTFEF357413809802222(7)计算大、小齿轮的FSAFAYYΣ并加以比较111FSAFAYYΣ42856183200103222FSAFAYYΣ3577413200112大齿轮的数值大。2)设计计算MMMMYYZYKTMFSAFADN721011206120114COS880109899612COS2322332121取NM2MM,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1D5157MM来计算应有的齿数。于是由机械设计课程设计第7页共17页0225214COS5751COS11NMDZ,取251Z,则792514312UZZ4.几何尺寸计算1)计算中心距MMMZZAN9310614COS227925COS221ΒA圆整后取107MM2)按圆整后的中心距修正螺旋角613107227925ARCCOS2ARCCOS21AMZZN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MMMZDN4451613COS225COS11ΒMMMZDN55162613COS279COS22Β4)计算齿轮宽度MMDBD4451445111,圆整后取B252MM,B160MM。5)齿轮主要几何参数错误未找到引用源。,错误未找到引用源。79,U314,M2,错误未找到引用源。错误未找到引用源。,错误未找到引用源。D错误未找到引用源。,D错误未找到引用源。D错误未找到引用源。,D错误未找到引用源。A错误未找到引用源。,错误未找到引用源。,错误未找到引用源。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0A110于是得MMMMNPAD223730588211033220MIN2.求作用在齿轮上的受力已知大齿轮分度圆直径MMMZDN55162613COS279COS22Β,小齿轮分度圆直径/P

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